陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计说明书

I摘 要旋风磨头是用于粗磨机对瓷砖进行加工的执行部件，是比较新式的磨头，该磨头是采用八组高速旋转的金刚石砂轮对瓷质砖表面进行刚性磨削，对抛光砖进行粗加工，使砖面平整细滑，减小粗抛磨块的消耗量，降低生产成本，提高了生产效率。本设计主要是对于旋风磨头的磨轮高速自转和磨头慢速公转进行结构设计和计算。由于两个传动的转速差较大采用两个电机分别进行驱动。磨轮的自转设计为大锥齿轮啮合八个小锥齿轮进行转动，用于实现金刚磨轮的高速自转，磨头的公转采用蜗轮蜗杆传动设计用来实现磨头的公转，并且分别对锥齿轮和蜗轮蜗杆进行了强度校核。本设计还对磨头中各轴、轴承和键进行了强度校核。使用 CAD 绘制完二维视图后还采用PRO/E 建模对箱体壳体进行重量计算。关键词：陶瓷抛光，旋风磨头，锥齿轮，蜗轮蜗杆IIABSTRACTA whirling wheelhead on a rasping machine is an executive unit that is used to process the ceramic tile, and it is a new type. The wheelhead uses eight groups high- speed whirling diamond grinding wheel to grind the surface of porcelain brick., and process minimally to the polishing brick in order to make the surface even and lubricious, then it can minish the comsuption of unprocessed brcik, reduce the production cost and improve productivity and efficiency.This design is mainly on contruction designming and calculation of the high-speed rotation of grinding wheel and slow-speed revolution of wheelhead. Because of the difference of rotate speed of the two drives, so it has to use two electric machine to drive. The rotation of grinding wheel is degined into a big bevel gear running with eight samll bevel gear in mesh, so as to realize the high-speed rotation of diamond grinding wheel. Worm wheel and worm transmission designment is used to realize the revolution of it. And this design checks the strength of gear and the worm wheel, axis, bearing and bond separately. Two-dimensional view is drawn by CAD, and the weight calculation of the cabinet and shell is done by PRO/E medeling.Keywords: Polish ceramic tile；whirling wheelhead；bevel gear；worm and worm wheelIIIIV目 录1 绪论 .12 磨头传动装置的总体设计 .22.1 确定传动方案 .22.1.2 方案一 .22.1.1 方案二 .32.1.3 磨头传动方案的选定 .32.2 电动机的确定 .42.2.1 电动机类型和结构形式 .42.2.2 电动机的容量 .42.2.3 确定电动机的转速 .52.3 总传动比的确定和各级传动比的分配 .52.4 磨头的运动和动力参数的计算 .62.4.1 各轴转速的计算 .62.4.2 各轴功率的计算 .72.4.3 各轴转矩的计算 .73 磨头传动件的设计计算 .93.1 选则联轴器的类型和型号 .93.2 磨轮自转的直齿圆锥齿轮的设计计算 .93.2.1 齿轮材料的选则 .93.2.2 主要参数的选则 .93.2.3 直齿圆锥齿轮的几个尺寸设计和强度校核 .103.3 磨头公转的蜗轮蜗杆传动计算 .153.3.1 传动类型、精度等级和材料的确定 .153.3.2 初选几何参数 .153.3.3 确定许用接触应力 .153.3.4 按接触强度设计 .153.3.5 主要几何尺寸 .16V3.3.6 蜗轮圆周速度的计算并核对传动的效率 .163.3.7 接触强度的校核 .163.3.8 蜗轮弯曲强度的校核 .173.3.9 其他几何尺寸计算 .174 磨头轴系的设计 .194.1 初绘装配底图及验算轴系零件 .194.1.1 确定箱内传动件轮廓及其相对位置 .194.1.2 箱体内壁位置的确定 .204.1.3 初步进行视图布置及绘制装配底图 .204.1.4 磨头公转蜗杆轴的设计 .214.1.5 磨轮自转的直齿圆锥主动齿的轮轴的设计 .264.1.6 磨轮公转蜗轮轴的设计 .304.1.7 磨轮自转小锥齿轮轴的设计 .344.1.8 旋风磨头上各轴键联接的强度校核 .384.1.9 旋风磨头上各轴承的疲劳强度校核 .404.1.10 磨头主要部件螺栓联接强度的校核 .454.1.11 轴结构的修改 .454.2 设计和绘制磨头的轴系结构 .454.2.1 锥齿轮和蜗轮蜗杆的结构设计 .455 磨头箱体的设计 .485.1 磨头箱体的结构设计 .485.1.1 磨头箱体的装配 .485.1.2 磨头壳体的尺寸确定 .515.1.3 箱体的润滑及密封和散热 .52结 论 .55参考文献 .57致 谢 .58附 录11 绪论随着中国经济的快速发展，人们生活水平的持续提升，中国老百姓对陶瓷墙地砖的消费也产生了多样化的需求，抛光砖的产销量仍然保持强劲增长。而陶瓷砖的生产是由建筑陶瓷机械来完成的。截止 2000 年底，在我国现在仍生产的 2900 条建筑陶瓷生产线中，瓷质砖抛光线共有 580 条，其中进口线约占 30，大多进口线为 97 年以前引进，其余 70%为 95 年开始投放市场的国产线。在广东地区 984 条建筑陶瓷生产线中，瓷质砖抛光线有 387条，约占全国瓷质砖抛光线总量的 70左右。陶瓷抛光砖在国内市场风行以来，各种利用机械加工瓷砖以提高产品档次的方法不断涌现，如水刀切割、圆弧抛光、线条抛光等等。深加工已经成为陶瓷产品锦上添花的主要手段之一，在提高产品附加值方面大有可为。为陶瓷深加工专门制作的深加工机械是陶瓷机械行业中的后起之秀，近年来在国内外的需求呈现急剧上升的势头。抛光机是瓷砖深加工，也就是生产抛光砖的关键生产设备，抛光加工由两台的抛光机完成，第一台进行精磨、粗抛，第二台进行半精抛、精抛。根据抛光磨头所用磨料的粗细，按工艺将抛光机分为粗抛机和精抛机，抛光过程是：瓷砖由主传动皮带送到机内,有砖检测装置检出有砖进入,磨头上的气缸动作,使旋转的磨头缓慢下降,磨轮对瓷砖表面进行磨削抛光,瓷砖经过若干个个磨头的抛光后由人工取料。连续进砖,磨头便对瓷砖连续磨削。采用先进的磨头对陶瓷墙地砖表面进粗磨抛光的，有效率高、加工表面质量好、破损率少等优点，经抛光机加工的瓷砖表面可达镜面光度。旋风磨头它的结构特点是向外伸展出 8 根轴，每根轴上各安装一个圆筒形金刚磨轮，磨头由 2 根电机驱动产生两个动作，一是每根轴上的金刚磨轮自身的高速自转（转速高达 2700 转/分钟） ，二是整个磨头带动八个金刚磨轮的低速公转（转速为 70转/分钟） 。这种磨头与滚动式磨头有些相似，但区别也是很明显的，前者使用金刚磨具，并由两个电机驱动，自转高速，公转低速；而后者则是使用普通磨料磨具，仅由一个电机驱动，自转低速，公转高速。旋风磨头可取代原来的刮平磨头，适用于刮平阶段和粗磨阶段。本设计所研究的是陶瓷抛光机的旋风磨头机构。22 磨头传动装置的总体设计2.1 确定传动方案2.1.2 方案一1-电动机 2-联轴器 3-齿轮组 4-主动齿轮 5-从动公转齿轮 6-从动自转齿轮7-空套锥齿轮轴 8-磨头 9-磨轮图 1 磨头传动方案一简图该方案采用一个电机为整个磨头提供动力，减少了整体的成本，其传动路线是通过一个主动齿轮 4 带动一个齿轮组 3，该齿轮组 3 啮合两个齿轮，分别是从动公转齿轮 5 和从动自传齿轮 6，由从动公转齿轮 5 带动磨头 8 进行公转，由从动自转齿轮带动空套锥齿轮轴 7，再由空套锥齿轮 7 啮合着 8 个磨轮 9 进行高速自转。从而实现磨头公转和自转不同转速的分离。32.1.1 方案二1-自转电机(主电机) 2-联轴器 3-公转电机 4-蜗杆 5-蜗轮 6-空心蜗轮轴7-自转主轴 8-磨头 9 磨轮 10 大锥齿轮 11 小锥齿轮图 2 磨头转动方案二简图该方案采用两个电动机分别用于磨头的公转和磨轮的自转，两个电动机分两条路线进行传动，线路一：主电机 1 通过联轴器 2 将动力传递至自转主轴 7，再到大锥齿轮 10，由大锥齿轮啮合着 8 个小锥齿轮 11，将动力传递至金刚磨轮 9 上，实现金刚磨轮的高速自转运动。线路二：公转电机 3 也是通过联轴器将动力传递至蜗杆 4，蜗杆 4 带动蜗轮 5 把动力传递至空心蜗轮轴 6 上，空心蜗轮轴 6 上安装磨头 8，因此磨头将随空心蜗轮轴 6 一起旋转，从而实现磨头的公转运动。由于磨头的公转和磨轮的自转转速相差较大，因此该方案能较好的实现传动比，但是需要使用两个电机。2.1.3 磨头传动方案的选定由于磨头的公转转速大约为 60r/min，自转转速大约为 2700r/min,转速相差较大。4因此采用方案二有利于减小磨头的尺寸简化传动部件的设计计算也能提高整个磨头的工作效率.而方案一虽然只用一个电动机但是要实现两个相差较大的转速比较困难，不仅会增大传动比使齿轮的体积增加而且结构比较复杂。因此选定方案二为磨头传动方案。2.2 电动机的确定2.2.1 电动机类型和结构形式陶瓷抛光机旋风磨头使用于工厂,工厂使用的是三相交流电,而且对于电动机没有特殊的要求所以选用三相鼠笼异步电动机。2.2.2 电动机的容量电动机所需的功率 Pd应由磨头工作阻力和运动参数计算求得:(1)KWTnmd950式中:T-磨头所需的转矩 N/M，由任务书给出nm-磨头的转速 r/min，由任务书给出 m-磨头的效率， m 1 2 n分别为传动装置中每一个传动副（齿轮、蜗轮蜗杆） 、每对齿轮、每个联轴器的效率。其概略值见表 11-7。选用此数值时一般取中间值，如工作条件差，润滑不良时应取低值，已知磨头内部的润滑条件较好，所以取的值都较高。在自转磨轮中，其传动的机械效率由以下几个部分组成：联轴器 0.98、轴承 4对 0.994、圆锥齿轮 0.96 Z0.980.99 40.960.9在公转磨头中：联轴器 0.98、轴承 3 对 0.983、蜗轮蜗杆 0.8 G=0.980.9830.80.74根据任务书，磨轮自转转速为 25002800 r/min,转矩为 710 N/m.磨头有 8 个磨轮，因此磨轮自转电机的功率范围为： kwkkwnTPzd 263.19.05)28()17(89502 而磨头公转的转速为 5080 r/min,转矩为 300320 N/m，因此磨头的公转电机的功率范围为： kwkkwnTPGd 6.3127.095)8()32(95052.2.3 确定电动机的转速同一类型的电动机，相同的额定功率有多种转速可供选用。如选用低转速电动机，因极数较多而外廓尺寸及重量较大，故价格较高，但可以使传动装置总转动比及尺寸减小。选用高转速电动机则相反。因此应全面分析比较其利弊来选定电机转速。按照磨头公转和磨轮自转的转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围，如：n=(i1i2in)nw r/min式中：n电动机可选转速范围i1、i 2、i n-各级传动机构的合理传动比范围，见表 11-8 或表 113-2对于磨头公转采用蜗轮蜗杆传动，查表得 iw=1040而磨轮自转采用的直齿锥齿轮 is=23则磨头公转电机转速范围为：ndG=iwnG=(1040)(5080)=5003200 r/min磨轮自转电机转速范围(此机构为增速机构，之所以选则增速机构是因为磨头的结构所限，根据图 2 是由一个大锥齿轮主动啮合 8 个小锥齿轮从动，如果采用减速机构那么将是小锥齿轮主动啮合 8 个大锥齿轮这在结构上会造成困难。) min/1403)205(13( rnizsz 对于 Y 系列电动机，通常多选用同步转速为 1500r/min 或 1200r/min 的电动机，如无特殊要求不选用低于 750r/min 的电动机。根据计算所得的电机转速范围和功率范围查表 112-112-2,选用电动机的型号为：磨轮自转电机采用 Y200L2-6V1。磨头公转的电动机由于转速范围较广，可选择的型号也较多在这里主要考虑电机的体积大小和重量，因为此电机是安装在磨头壳体的侧面要求选用体积小重量轻的电机再者考虑到降速的方便，所以采用折中法采用同步转速为 1500r/min 的 4 极电动机，型号为 Y100L2-4B5。Y200L2-6V1 参数：P Z=22kw nZ=970r/min mZ=250kgY100L2-4B5 参数：P G=3kw nG=1420r/min mZ=38kg设计传动装置时一般按工作机实际需要的电动机输出功率 Pd计算，在这里由于所选取的电动机功率有一定余量计算时采用电动机的额定功率计算，转速则取满载转速。62.3 总传动比的确定和各级传动比的分配传动装置的总体传动比要求应为：(2)wdnind电动机满载转速 r/minnw磨头工作转速 r/min由于磨轮自转和磨头公转都是在磨头壳体中实现，考虑到磨头体积和结构的限制，都设计为一级传动则磨轮自转传动比为： 346.08.20597zi磨头公转传动比为： 51481G根据设计任务书的转速范围确定旋风磨头磨轮自转转速为 2700r/min，磨头公转转速为 70r/min，这里则暂取这两个值为设计计算的数据。则磨头自转的设计传动比为： 359.027zi磨头公转的设计传动比为： 14G而磨头的公转和自转的实际传动比要由选定的蜗轮蜗杆和锥齿轮齿数进行详细的计算，因而与设计的传动比可能有误差，但误差是允许的。2.4 磨头的运动和动力参数的计算为方便陈述，以下计算中轴指代主传动轴即蜗杆轴和大锥齿轮轴，轴指代从动轴即蜗轮轴和小锥齿轮轴。2.4.1 各轴转速的计算n =nd r/min (3)(4)min/ri 式中 n、 n 为轴轴转速 r/minnd为电动机满载转速i为轴轴传动比则磨轮自转转速为：nz =nzd=970r/min7min/270359.rinz磨头公转转速为：nG =nGd=1420 r/min in/703.214riG2.4.2 各轴功率的计算P =Pd 01 kw (5)P = P 12 kw (6)式中：P d电动机输出功率P 、P 轴轴输入功率 01、 12依次为电动机轴与轴轴间的传动效率则磨轮自转是各轴的功率为：PZ =Pzd 01Z=220.98=21.56 kw(由于大锥齿轮啮合 8 个小锥齿轮)PZ =PZ 12Z/8=21.560.9920.96=2.54 kw磨头公转时各轴的功率为：PG =PGd G01=30.980.99=2.91 kwPG = PG G12=2.910.8=2.33 kw2.4.3 各轴转矩的计算T =Td 01 N/m (7)T = T i 12 N/m (8)式中：T d电动机轴的输出转矩 N/mT 、T 为轴轴的输入转矩 N/m mNnPdd950TZd /217G04395则磨轮自转的各轴转矩为：TZ =TZd Z01=2170.98=213 Nm8TZ = TZ i Z12/8=2130.9920.960.359=9 Nm磨头公转的各轴转矩为：TG =TGd G01=200.980.99=19.4 NmTG = TG i G12=19.40.820.3=315 Nm将运动和动力参数的计算结果整理为列表备查。表 1 磨头各轴运动和动力参数序号 自转 公转轴 轴 轴 轴转速 n(r/min) 970 2739 1420 69功率 P(kw) 21.56 2.54 2.91 2.33转矩 T(Nm) 213 9 19.4 31593 磨头传动件的设计计算3.1 选则联轴器的类型和型号对于磨轮自转和磨头公转都是直接采用联轴器使电动机直接和磨头内部的传动轴相连，并且受限于磨头的体积和重量所选的联轴器不能太大太重，根据计算结果两电动机所传递的转矩和转速不是太大，再综合考虑的情况下两者均选用平键套筒联轴器。对于磨轮自转电机和轴相连时由于其是垂直安装采用螺钉用作轴向固定。查表 112-5,得知磨轮自转电机 Y200L2-6V1 型和磨头公转电机 Y100L2-4B5 型电机驱动轴的直径分别为 55mm 和 28mm。键槽宽分别为 16mm 和 8mm。传递的转矩为 217 Nm 和 20 Nm。根据以上数据查表 329.2-2 由于套筒联轴器尚未标准化，故只将所选平键套筒联轴器的轴孔直径列出，主要尺寸和特性参数直接看表即可。3.2 磨轮自转的直齿圆锥齿轮的设计计算3.2.1 齿轮材料的选则由于直齿圆锥齿轮是在磨头壳体之内属于密封的工作环境再加上大的锥齿轮要啮合 8 个小锥齿轮转动而且转速较高，因此对齿轮的要求是具有足够的硬度，以抵抗齿面磨损，对齿芯应有足够的强度和较好的韧性，以抵抗齿根折断和冲击载荷，再此选择具有强度高，韧性好，便于制造便于热处理的锻钢，具体选则材料为 20Cr 经渗碳、淬火，硬度达到 5662HRC，热处理后需要磨齿。3.2.2 主要参数的选则 传动比 i由前面计算可知直齿圆锥齿轮的传动比为 i=0.359 齿数 Z根据磨头的工作条件，在封闭硬齿面齿轮传动中齿根折断为主要的失效形式，因此可适当的减少齿数以保证模数取值的合理，一般计算中取 ZZmin,查表 323.4-4，取小锥齿轮齿数 Z2=17，则 Z1=17/iZ=17/0.359=48。根据齿数重新计算自转轴的转速：n Z =9704817=2739 r/min 并更新表 1数据。 齿轮精度等级选择10由于直齿锥齿轮啮合转速较高，因此齿轮精度等级选定为 7c GB11365 级，齿面粗糙度 Ra=0.81.6m。 锥齿轮的齿高形式以往广泛应用直齿锥齿轮中的不等顶隙收缩齿因缺点较严重，近来被等顶隙收缩齿代替，因此本设计选择的直齿锥齿轮为等顶隙收缩齿。3.2.3 直齿圆锥齿轮的几个尺寸设计和强度校核 初步设计根据材料的许用应力和齿轮所传递的转矩初步估计齿轮大端分度圆直径，查表 123.4-22 得：(9)muKTdHPe3021195载荷系数：由于所设计的圆锥齿轮均为悬臂布置，故 K 取 1.5齿数比：u=i=Z 1/Z2=17/48=0.354实验齿轮的接触疲劳极限，根据图 323.2-18d 得 Hlim=1300 N/mm2估算的安全系数：S 0H=1.1齿轮的许用接触应力： 0HP= Hlim/ S0H=1300/1.1=1182 N/mm2估算结果： mde 7.1682354.0191 几何计算由表 323.4-4 查得等顶隙收缩齿：齿数：由前面设计得 Z1=48 Z2=17分锥角：90 301979075.48arctnarct1221 大端模数： m e=de1/Z1=168.7/48=3.51 取 m e=3.5mm大端分度圆直径： d e1=Z1me=483.5=168 mmde2=Z2me=173.5=59.5 mm齿宽系数： R一般取 0.3平均分度圆直径： d m1=de1(1-0.5 R)=168(1-0.50.3)=142.8 mmdm2=de2(1-0.5 R)=59.5(1-0.50.3)=50.575 mm11平均模数： m m=me(1-0.5 R)=3.5(1-0.50.3)=2.975 mm外锥距： mdR1.895.70sin26i1齿宽： b= RRe=0.389.111=26.733 mm 取 b=27 mm径向变位系数： X 1=X2=0大端齿顶高：h a1=(1+X1)me=(1+0)3.5=3.5 mmha2=(1+X2)me=(1+0)3.5=3.5 mm顶隙系数(查表 323.4-2)： c *=0.2大端齿根高： h fe1=(1+ c*- X1)me=(1+0.2-0)3.5=4.2 mmhfe2=(1+ c*- X2)me=(1+0.2-0)3.5=4.2 mm齿根角： 53412698.84artnart11 effR.1.2rctrct22effh齿顶角（等顶隙收缩齿）： 5342fa1f顶锥角： 730711 aa5324922 根锥角： 86111 ff73022ff大端齿顶圆直径： mhdaea 34.1705.cos.32cos11 695922切相变位系数: X i1=Xi2=0 压力角： =20大端分度圆齿厚： XmSie 478.2.3)tan(111 mi 9.5.22212大端分度圆弦齿厚： mdSe 4968.5)167.(498.5)61( 22 e .).(.)( 222大端分度圆弦齿高： mdShea 51.3168470cos9.534cos11 ea 97.222当量齿数： 8.1435.70cos11Zv.922v齿高系数(查表 323.4-2)： h *=1端面重合度： 06.218.43cosar2cosars111XZvv 5.rsr2*22hvva 709.1)2tan5.3(ta18)20tan6.(ta8.1432 )n21 vvvvva ZZ 接触强度校核由式 323.4-2 得： (10)HPKEHmHvAtH ZubdKF 85.021式中：F t分度圆切向力，查表 323.4-21 得(11)NTmt 2.983.4221KA使用系数，查表 323.4-24 得 K A=1.25Kv动载系数，由式 323.4-3 得13(12)11085.0221uvZKbFttAV式中：K 1、K 2系数：其值列于表 323.4-23，取 K1=10.11 K2=0.0193vt线速度： 5.76098.461Zmtndv故 09.13.257093.2785.01 2vKH 齿向载荷系数： K H =1.5KHbe式中：K Hbe 支撑情况，查表 323.4-24，两轮皆悬臂布置取值 KHbe =1.5故 K H =1.51.5=2.25KH 齿间载荷分配系数，查表 323.4-25 取 KH =1ZH节点区域系数，查图 323.4-21，螺旋角 m=0故 ZH=2.5ZE弹性系数，查表 323.2-29 取 ZE=189.8 N/mm2重合度、螺旋角系数：由式 323.4-6 得： 873.09.143ve由式 323.4-9 得： cosmZ由式查表 323.4-10 得： 874.03.1eZK锥齿轮系数：Z K=1将上面的计算结果代入 H中得： 22 /980174.0528.19354.08,14275.0.9.2983 mNH 许用接触应力，由式 323.4-11 得：(13)WXLVRNHPZSminl式中： Hlim=1300 N/mm2ZN寿命系数，齿轮长期工作取 ZN=1ZLVR润滑油膜影响系数，查阅 323.2-21 取 ZLVR=0.985SHmin最小安全系数，取 SHmin=1.114ZX尺寸系数，查阅 323.2-23 取 ZX=1ZW工作硬化系数，查图 323.2-22 取 ZW=1故许用接触应力值为： 2/4.16985.01.3mNHP结论： H HP 通过 弯曲强度校核由式 323.4-12 得：(14)YbmKFFSvAt 185.0式中：K A、K v、K F =KH 、K F =KH 同前即：K A=1.25、K v=1.032、K F =2.25、K F =1YFS复合齿形系数，按 ZV1=143.8 ZV2=18 查图 323.2-28 得YFS1=4.54 YFS2=4.83Y 弯曲强度计算的重合度和螺旋角系数，查图 323.2-28 取Y =0.68将各值代入 F公式中的得： 21 /5.39168.05497.285.0131293 mN 212 /.3YFSF许用弯曲应力，由式 323.4-13 得：(15)XRrelTlNFEPYmin式中： FE齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，查图 323.2-29 取 FE=630 N/mm2YN寿命系数，查图 323.2-30，长期工作取 YN=1YrelT 相对齿根圆角敏感系数，查表 323.2-30 和图 323.2-24 取YrelT =1YRrelT相对（齿根）表面状况系数，表面粗糙度较好取 YRrelT=1YX尺寸系度 查图 323.2-31 取 YX=1SFmin齿根弯曲强度的最小安全系数取 SFmin=1.4 式 323.2-20 将上列各值代入公式故许用弯曲应力值：152/45014.1630mNFP结论： F1 FP1， F2 FP2 因此设计的锥齿轮有足够的强度。3.3 磨头公转的蜗轮蜗杆传动计算3.3.1 传动类型、精度等级和材料的确定根据前面设计参数，蜗轮蜗杆所传递的功率小于 3KW 转速也不太高，故选用阿基米得蜗杆传动。由于该蜗轮蜗杆只用于一般的动力传动中，故选定精度 8c GB 10089-88。由于蜗杆的速度不高，载荷不大因此采用 40Cr，表面淬火,HRC=4550 。表面粗糙度 Ra 为 1.6m 。由于锡青铜耐磨性及胶合性能较好，但价格较高，因此选用蜗轮轮缘为 ZCUSn10P1 金属模铸造。3.3.2 初选几何参数传动比 i=n1/n2=1420/70=20.3，参考表 323.5-3，取 Z1=2,Z2=Z1i=220.3=40.6取 Z2=41。故 i=41/2=20.5，n 2=n1/i=1420/20.5=69 r/min，并更新表 2.1。3.3.3 确定许用接触应力由表 323.5-8 可知： NVSHPZ由表 323.5-12 查得: =220 N/mm2由图 323.5-4 查得: s4.5 m/s传动采用浸油润滑，由图 323.5-5 查得 Zvs=0.93蜗轮应力循环次数，由资料查得磨头使用寿命 5 年，每年工作 300 天，每天工作10h，每小时载荷率为 60。故：N L=60n2jLN=606913005100.6=3.7107查图 323.5-6 得 ZN=0.85 HP=2200.930.85=173.9 N/mm23.3.4 按接触强度设计按表 323.5-8 中接触强度的设计公式(16)3212)50(mKTZdmHP载荷系数 K=1.2蜗轮轴的转矩由前计算得 T2=TG =315 N/m163212 16735.419.7350mdM查表 323.5-2,可选用 m=5 mm d1=90 mm3.3.5 主要几何尺寸按表 323.5-5 中的公式：蜗轮分度圆直径 d2=mz2=541=205 mm传动的中心距: mda5.147)9025(1)(2导程角 r: 263.arctn1rct mz3.3.6 蜗轮圆周速度的计算并核对传动的效率蜗轮的圆周速度： smnd/74.01692510622 齿面间滑动速度： srs /3.6.coscos1 按式 323.5-2 得： 321按式 323.5-3 得： 853.0).14.6tan()tan( vpr由表 323.5-14 查得： P v=1.08搅油损耗率： 取 96.02滚动轴承效率：取 83 8.09.653.与之前计算蜗轮轴所设效率相近3.3.7 接触强度的校核按表 323.5-8 的公式：(17)HPVAEHKdTZ2194017弹性系数 ZE由表 323.5-9 查得 ZE=155 N/mm2使用系数 KA由表323.5-10 查得 KA=1动载系数 KV=1.1齿向载荷分布系数 K =1.1蜗轮轴上的转矩： mNT/32698.01542按图323.5-5 查得滑动速度影响系数 ZVS=0.88于是将各值代入公式中得许用接触应力： 22 /153.059341H结论： H HP 通过3.3.8 蜗轮弯曲强度的校核按表 323.5-8 中公式:(18)221 /6mNYmdKTFPFSVAF式中：Y FS齿形系数，按 查图 323.2-24 得76.413.cos32rZVYFS=4.03Y 螺旋角系数： 9.0610Y故： 2/74.35209.136 mNF 蜗轮的许用弯曲应力: FP= Y NFP寿命系数 YN 当 NL=3.7107 查图 323.5-6 得 YN=0.7蜗轮材料 N=107时 =70 N/mm2FP故： FP=700.7=49 N/mm2结论 : FT C因此确定联轴器内径为 55mm 具体参数查表 329.2-1。 轴的结构设计 根据磨头工作要求，轴的两端为锥齿轮和联轴器，靠近锥齿轮和联轴器处各有轴承支撑1) 确定轴上零件的位置和固定方式如图 4.4 所示锥齿轮周向采用键定位，轴向采用轴肩和轴端挡板定位。轴段的轴承采用轴肩和双螺母定位，轴段轴承采用轴肩和箱体内壁定位。轴承周向采用过盈配合。2) 确定各轴段直径如图 8 所示，轴段为配合联轴器其轴径 d1=55mm ，由于轴段上同时装有轴承27查表选用 0011 型滚动轴承内径为 55mm，轴段的轴径参考轴承安装高度查表 0011型轴承的安装高度为 62mm，故取 d2=62mm。轴段为螺纹，查表 321.1-2 取螺纹大径D=64mm 螺纹小径 D1=62.376mm。轴段为安装轴承，考虑到有螺母定位，其值高大于64mm，查表选择 0013 型滚动轴承，根据其内径，取 d4=65mm。根据安装高度，取d5=72mm。轴段为安装锥齿轮，取 d6=55mm。3) 确定各段长度轴段为安装锥齿轮的部分，查表 323.4-26 算得锥齿轮轮毂宽度为 L=(11.2)d6=(11.2)55=5566mm 取轮毂宽为 60mm 取 l6=58mm。轴段为定位轴肩取l5=1.4h=5mm 。轴段为安装轴承的部分，查表可知轴承宽度为 18mm，则取l4=34mm。轴段为退刀槽，取 l7=2mm 。轴段 为螺纹段，查表 321.2-76 选用小圆螺母 M642 宽度为 10mm 取 l3=22mm 。轴段为光轴，但由于其长度与整个磨头的结构有关，故参考 2取 l2=360mm 。轴段的长度由联轴器的长度和轴承宽度决定，查表 329.2-1 得套筒内径为 55mm 的长度为 160mm，查表得轴承的宽度为 18mm 取l1=102mm。4) 选定轴的细节查表 515-2 轴的倒角为 c=245，轴的圆角半径为 R=2mm ，轴段退刀槽为宽 22mm。设计轴的结构如图 8 所示。 按弯扭合成强度校核轴径锥齿轮的受力计算：Ft1=2TZI/dm1=2213/142.8103=2983 NFrl=Ft1tancos=2983tan20cos 70.5=362 NFa1=Ft1tansin=2983tan20sin70.5=1023 N1) 画出轴的受力图（图 8.b）2) 作出水平面内的弯矩图（图 8.c）支点反力为：分析受力图可知该轴为静不定轴，根据材料力学来求解。如图 9 将 B 点的约束拿掉得到原静不定系统的静定基。查表 316-1 得知，在相应的受力系统下 B 点处的挠度为：28图 8 大锥齿轮结构草图及受力分析29图 9 去掉 B 点约束的静定基 ZtZtZBF EIFEIFxlETay 8.1035)420(426)(62 如图 4.8，假设只有 B 点约束得到原静不定轴的另一个静定基图 10 只有 B 点约束的静定基查表表 616-1 得知，在相应受力系统下 B 点处的挠度为： ZHBZHZBF EIFEIFbxlETby 3.415)8402(420618)(622 根据叠加原理： 得：F HB=2.5Ft 方向与 Ft相同BFBy由静力学平衡方程： M C=0: 13323219. 0)()(tHAHBt llllF H=0: 12.0tHCBAF将 Ft1代入得到各支点反力： NFHCBA6274583计算各截面处的弯矩：30mNlFMHCBtA 25164063298313) 作出垂直面内弯矩图：由于磨轮饿自转是由大锥齿轮带动 8 个小锥齿轮传动，而 8 个小锥齿轮是等分分布在大追齿轮圆周，因此各小锥齿轮对大锥齿轮的径向力相互抵消，所以在垂直面内仅有一个轴向力分八处等分作用在锥齿轮上且 8 个小锥齿轮的轴向力等于一个合力作用在大锥齿轮中心所以在整个垂直面内轴仅受轴向压力作用而无弯矩，由于轴向力引起的压应力和弯曲应力相比一般很小，此轴也是故忽略不计。4) 作转矩图（图 8.e）查表 2.1 得：T ZI=213000 Nmm5) 求当量弯矩图（图 4.6.f）因磨轮自转为单向转动，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数 =0.6mNTMZIAe 1839)206.()1325()( 222B 46) 确定危险截面及校核强度由图 4.4 可知截面 A 处和 B 处的轴径相同，因此只对弯矩较大处进行校核：(25)MPadWe3.10.284查表表 515-1 得 -1b=60MPa，满足 eB -1b的条件，故设计的轴有足够强度并有一定裕量。4.1.6 磨轮公转蜗轮轴的设计 选择轴的材料确定许用应力由前面设计可知磨头公转功率较小，对材料又无特殊要求，但由于磨头结构的特殊性该轴为一个空心轴，尺寸较大，且轴上又装有蜗轮同时又是整个磨头的支架。故考虑到该轴的形状较复杂。因此轴材料选用吸振性高的球墨铸铁同时也方便造型。选择的牌号为 QT600-3，查表表 326.1-1 可知： b=197269MPa -1=215MPa。 按扭转强度估算轴径查表 326.3-2 A=160135 查表 326.3-3 得：(26)34)1(vnPAd式中：v 为轴的大小径之比，参考 1取 v=0.73，则： md 8.57)3.01(69.2)1350(3431由于该轴中间套的是磨轮自转的主传动轴，根据结构将两轴间距取为 10mm，则本轴的内径为 d0=82mm,大于估算直径，按轴径比和标准值取 d= d0/v=82/0.73=110mm。 设计轴的结构并绘制结构草图由于该轴是通过蜗轮传动从而带动整个磨头自转，所以轴的右端为蜗轮，左端为磨头公转负载，轴承安装于中间段并靠近蜗轮和负载。1) 确定轴上零件的位置和固定方式蜗轮是通过键进行周向固定，轴向采用轴端挡圈进行固定。两轴承