闸阀电动装置的设计.doc

闸阀电动装置的设计一、 前言：阀门是管道系统中的重要部件。它是用来截断或调节管道系统中介质流量的为了减轻运行人员的体力劳动强度在各个部门中已经广泛使用电动阀门，电动阀门是由阀门电动装置和阀门本体共同组成的。闸阀电动装置有时也称阀门驱动器，阀门控制器，后来统一称为电动装置。电动装置从五十年代就开始广泛用于各个工业部门中，但它的主要只是代替人力去操作那些大口径的阀门，因此技术要求简单在使用时大多还需人力进行辅助操作。从六十年代，我国各个工业部门开始应用自动控制技术和电子计算机应用对电阀门提出了新的要求，为此、开始制造并在各个工业部门中应用了一些新型的，能适应自动化要求的阀门装置。电动阀门是由阀门电动装置和阀门组合成一体的管道附件。它可以接受运行人员或自动截断或调节管道中的介质流量。电动装置和阀门本身都是独立的部件。为保证电动装置的工作性能良好，除了必须有良好的阀门电动装置外，还应使二者能很好地协调工作。在电站中通常需要配用电动装置的阀门有闸阀、节止阀、蝶阀和球阀等。这次设计闸阀电动装置，我们根据电站中的应用情况，参考一些其它资料来设计，由于我们的工作不够深入，实践经验不足，错误之处还望各位老师指正。二、设计任务书设计题目输出力矩输出速度工作时间闸阀电动装置2000N.M20r/min15年1工作条件：闸阀电动装置载荷平稳，工作允许误差为5%每年按300个工作日计算，使用期限为十年，大修4年单班，工厂小批量生产。2设计工作量每个学生应完成：（1） 装配图一张（A0）。（2） 零件图3张。（3） 设计说明书1份。三、 拟定传动方案为了确定传动传动方案，先粗估传动装置总传动比，输出速度nw =20r/min，若选用同步转速为1500或1000r/min的电动机可以粗估出传动装置总传动比为75或50根据这个传动比及工作条件订出图示两种方案.（a） （b）方案a虽然结构简单制造方便但是由于齿轮传降速比不大，致使降速过小，整个传动装置的结构尺寸过大，达不到降速要求，而且还不利于在以后的设计中加入控制装置。方案b电动装置结构简单、紧凑，降速传动由于采用了蜗轮蜗杆所以能够实现较大的降速传动，满足使用要求。四、电动机的选择、传动系统运动和动力参数的选择和计算。（1） 1、电动机选择目前用于电动装置的电动机绝大多数都是三相异步电动机。这主要由于三相异步电动机的结构简单、效率高、运行可靠和价格低廉选用Y型（TP44）全封闭笼型三相异步电动机。 2、选择电动机容量。Pd=Pw/ Pw=F v/1000 =1223式中1是轴承的传动效率2是齿轮传动效率，3是蜗杆传动效率其大小分别为0.99 ,0.97 0.8 。 由于已知T=2000N.M n=20r/min由T=9550P/n得：Pw=4.188kw4.2kw Pd=5.52kw3、确定电动机的转速 nw=20r/min根据常用传动范围齿轮：i1=3-5 蜗轮为：i2 =1040nd = i1 i2 nw=20(20 200)=600 4000r/min查机械设计手册选择电动机型号为：Y132S2-4额定功率平p/kw同步转速n满载转速启动转距最大转矩7.51500r/min1440r/min2.22 .34、分配传动比传动装置 的总传动比i=72因为总传动比i=i齿i蜗 蜗杆-齿轮减速器：i齿=0.030.06)=2.164.32初取i齿=2. 4 i蜗=305、计算运动和动力参数各轴的功率 轴的输入功率：p1=pd 01=5.52kw 轴的输入功率：p2= p112=5.35kw 轴的输入功率：p3= p223 =4.2kw各轴的转矩电动机输出转矩：Td=9550 pd/ nm=36.6NM轴的输出转矩：T1= Td =36.6NM轴的输出转矩：T2= T112i齿 =85.2NM轴的输出转矩：T3= T223i蜗 =2024.352NM四、 传动零件的设计计算齿轮传动设计选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 按确定的传动方案选用齿轮-蜗杆传动 闸阀电动装置为一般工作机器速度不高 ，故选用7级精度（GB10095-88） 材料选择查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS 选择小齿轮的齿数为Z1=21，大齿轮齿数Z2=2.421=50.4， 取Z2=50 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算即：d1t2.321确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3. 计算小齿轮传递的转矩T1=36.6N.M=3.66104N.mm 查表选取齿宽系数 查表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由图齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度限Hlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 计算应力循环次数 N1=60n1j Lh=6014401830015=3.11109 N2=1.3109查手册接触疲劳寿命系数KHN1=0.85 KHN2=0.9计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1 安全系数S=1 由式得H 1=Hlim1=0.85600=510MPaH 2=Hlim2=0.9550=495MPa2、计算式算小齿轮分度圆直径d1t代入H 中较小的值 d1t2.32=59.08mm计算圆周速度V。 V=4.45m/s计算齿宽b=dd1t=35.448mm 计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=2.813mm齿高 h=2.25 mt=6.33 b/h=5.6计算载荷系数 根据V=4.45m/s 7级精度查手册得动载系数kv=1.12直齿轮： kH= kF=1由表查得使用系数 ：kA=1由表查得7级精度 小齿轮悬臂布置 kH=1.35由b/h=5.6 查得kF=1.18k= kAkvkHkF=1.512按实际的载荷系数 校正所得的分度圆直径由公式得： d1= d1t =62.13计算模数 m= d1/z1=2.959mm 3按齿根弯曲强度的设计公式为 m确定公式内的各个计算数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa 大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa查得取弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85 kFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 F 1=FE1=303.57MPaF 2=FE2=238.6MPa计算载荷系数k k= kAkvkHkF=1.512查取齿形系数YFa1=2.76 YFa2=2.32查取应力校正系数 Ysa1=2.76 Ysa2=1.70计算大小齿轮并加以比较=0.01418=0.0165大齿轮数值大2、设计计算 m2.15mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力仅与齿轮直径可取m=3= =20.71 取=21=50.4 取=504 几何尺寸计算 计算分度圆直径：=m=213=63mmd2=z2m=150mm 计算中心距a=106.5mm 计算齿轮齿宽b=37.838取B2=38mm B1=43mm(2)蜗轮蜗杆传动设计 1 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2 选择材料 考虑到蜗杆传递功率不大速度只是中等故蜗杆用45钢，因希望效率高一些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火、硬度为45-55HRC,蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造。为了节约贵重的有色金属仅齿圈用青铜制造而轮芯，用灰铸铁HT100制造3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动设计准则先按齿面接触疲劳强度进行设计再校核齿根弯曲疲劳强度由式传动中心距： A (1) 确定作用在蜗轮上的转矩T2 按Z2=2取效率=0.8 确定载荷K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K=1，机械设计270页查表11-5取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取KV=1.05；则 K=KAKKV =1.1511.051.21确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2确定接触系数Z 先假设分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.3，从图11-18中查得Z=2.9确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa应力循环次数 寿命系数 则 计算中心距 取从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径d=50。这时，从图11-18中查得2.37，因，因此以上计算结果可用。(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗杆轴向齿距 =15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径 =60mm；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚 7.85mm蜗轮蜗轮齿数z2=61；变位系数x2=-0.5；验算传动比i = z2/z1=30.5；传动比误差为0蜗轮分度圆直径 d2=mz2=561=305mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=305+25=315mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=305-21.25=293mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5da2=22.5mm(5).校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 由此，查表11-19可得齿形系数。螺旋角系数 许用弯曲应力 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数 满足弯曲强度。(6).精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 100891988。(7).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量为P蜗杆传递的功率以自然方式箱体的表面传热系数，可取；S内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2；取S=0.5 m2油的工作温度，可取；周围空气的温度，常温情况可取；按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温 满足温度要求。轴的设计和计算1 电动机轴设计 电动机型号：Y132S-4系列电机。 轴的直径D=38mm 轴长为L=80mm2、轴的设计求出轴上的功率P2 转速n2和转矩T2P2=5.35kwN2=600r/minT2=85.2N.m求作用在蜗杆上的力因为已知蜗轮输出扭矩为T=2024.5N.mFt2=2T2/d=8296.5N=Fa1Ft2= Fa2= T1/d1=2130NFr1=Fr2=Ft2tan=3079.48N初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 120=24.88mm的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（46）mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。 轴的最小直径定为dmin=30mm初选轴承选定滚动轴承因轴承主要受径向力选取深沟球轴承型号为6012其余尺寸见图示大齿轮与光轴为间隙配合。轴端倒角为245各个轴肩处 圆角R为2mm求轴上载荷 作为简支梁的轴的支承跨距L=283mm 求出轴承对轴的作用力 作出轴的力学模型，如下图再计算出各个作用点处的弯距和扭距 T=85200 Nmm2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的弯扭强度条件为 查表15-1得 MPa所以 符合弯扭强度条件蜗轮轴的设计蜗轮分度圆直径:d=305mm 轴的载荷和功率P=4.2kw n=20r/minT=2024.352N.m 作用在蜗轮上的力Ft=8296.5NFa=2130NFr=3079.48N 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢又因为轴为空心轴dmin=A0=89.866=d1/d d1为内径d为外径一般取0.50.6由设计和功率去d1=75mm d=95mm 轴的结构设计初选轴承型号为6019 B=24 D=145键连接的选择计算及校核 电动机轴上的健由电动机轴直径选择D=38 bh =108 校核键连接 键轴和轮毂材料都是钢由表p=100-120取平均值p=110Mpa 取键长L=36 工作长度 V=36-10=26 接触高k=4mmp=2T 10/kld =19.26110Mpa键1036GB/T1096-2003 花键轴的设计 齿高h=(36-30 )/22C=2mmp= 2T210/kld p 故符合蜗轮轴键则bh=2514 经过校核p=2T 10/kldp满足 键长 L=50 键2050GB/T1096-2003 滚动轴承的类型 、代号选择及寿命计算2轴上轴承的选择计算(1). 轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据设计d=60选用深沟球轴承的型号为6012主要参数如下： D=95；B=18m基本额定静载荷 Co=31N基本额定动载荷 C =24.5极限转速 Vmax=6300(2).寿命计算查表13-5得 X=0.56 Y=1.0P=0.563849.618296.7=12020.2N满足半年修一次要求. 轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据设计d=95选用深沟球轴承的型号为6019主要参数如下： D=145；B=24m基本额定静载荷 Co=57.8KN基本额定动载荷 C =50极限转速 Vmax=5000r/min.寿命计算查表13-5得 X=1 Y=0P=8296.7102130=8296.7N满足要求箱体设计电动装置箱体起着支承和固定轴系零件、保证轴系运转精度、良好润滑及可靠密封等重要作用。设计箱体结构，应保证有足够的刚度和良好的工艺性。（一） 箱体要有足够的刚度 箱体的刚度不够，会在加工的过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座孔中心线歪斜，在传动中产生偏载，导致运动副加速磨损，影响电动装置以及减速器正常工作。而箱体的刚度主要取决于箱体的壁厚、轴承座螺栓连接的刚度和肋板的尺寸。1. 箱体的壁厚及其结构尺寸的确定箱体要有合适的壁厚。对于铸造箱体，壁厚应该满足壁厚最小厚度要求，同时壁厚应尽可能一致，并采用圆弧过渡。铸造箱体壁厚与结构尺寸可以参考机械设计课程设计表5-1，焊接箱体多由钢板A3焊成。本设计中结合闸阀电动装置工作条件，我们可以选铸造的箱体。轴承座承受较大的载荷，应该较高的刚度。轴承座孔采用凸缘式轴承端盖，其厚度可以参考机械设计手册。为了进一步提高轴承座刚度，我们可以设置外置式支撑肋板。为了保证蜗杆传动的啮合质量，大端盖与箱体采用配合，端盖内部可设置肋板，以提高刚度。端盖上面装有起盖螺钉，以方便拆卸。2. 轴承座联接螺栓凸台结构尺寸的确定(1)轴承座联接螺栓位置的确定为了提高剖分式箱体轴承座处的联接刚度，座孔两侧的联接螺栓应该尽量靠近，轴承座凸台上面的螺栓孔德间距s不应过小，否则螺栓孔容易与轴承端盖螺栓孔或箱体轴承座的输油沟相干涉，造成漏油和油沟失去供油作用。（2）凸台高度h的确定：凸台高度应该能够保证安装时有足够的空间，高度h可以根据最大的那个轴承座孔旁联接螺栓的中心线位置和保证装配时有足够的空间用作图法来确定，为了加工方便，各轴承座凸台高度应尽量一致，并按最大轴承座凸台高度来确定。考虑铸造拔模，图胎侧面的斜度可以取1:20。（二） 箱盖顶部外表面轮廓的确定对于铸造箱体，箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮一侧的箱盖外表面圆弧半径R，一般与大齿轮成同心圆。R=，为大齿轮齿顶圆直径，为箱盖壁厚，为内壁到齿顶圆的距离，查机械设计手册表5-5，大齿轮一侧，可以轴心为圆心，以R为半径画出圆弧作为箱盖顶部的部分轮廓，一般情况下大齿轮轴承座凸台均处于箱盖圆弧的内侧。由于高速轴上面齿轮较小，所以在高速轴一侧，用上面的公式求得的数据往往会使小齿轮轴承座凸台超过箱盖圆弧。一般最好使小齿轮轴承座凸台在箱盖圆弧内，这是可以取圆弧半径R大于R1（R1为小齿轮轴心到凸台处的距离，半径R圆心可以不在轴心上）。（三）油面位置及箱座高度的确定 由于减速器的传动件速度v12m/s,因此采用浸油润滑，所以箱体内部应该有足够的油，以保证充分润滑。为了避免传动零件转动时将沉积在油池底面的污物搅起，造成齿面磨损，应该使大齿轮的齿顶圆距箱底内部的距离大于.30-50mm，即齿轮中心距离箱底内壁H1da2/2+(30-50)mm,箱座高度Hda2/2+(30-50)+ +(35)mm, 为箱座壁厚。选定一个H1值，再结合浸油深度作图，就可以确定油面高度。有了油面高度，就可以计算出箱体的贮油量，为了保证润滑和散热，应该按照传动功率大小进行计算。单级减速器每传递1kw的功率，需油量v=(0.350.7) ,（油的粘度低，用小值：油的粘度高，即用大值）。（四）箱盖与箱座联接凸缘，箱体凸缘的结构设计 箱盖与箱座的凸缘联接，箱体底座凸缘应该有一定的宽度和厚度，可以查机械设计课程设计手册表5-1，（五）箱体结合面的密封为了保证箱盖与箱座结合面的密封，常在结合面上面涂密封胶，常用的密封胶有601密封胶，7302密封胶以及液体尼龙密封胶等（为了保证轴承与座孔的配合精度，在接合面上不允许用加垫片的方法来密封）。为了保证密封，箱盖与箱座凸缘联接螺栓间距 也不宜过大，一般为150200mm，并尽量均匀布置。 另外，对接合面的几何精度和表面粗糙度应有一定的要求，其表面粗糙度应不大于Ra6.3m，密封要求高的表面要经