陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计（有cad图+文献翻译）.doc
708 陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计（有cad图+文献翻译）
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陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计（有cad图+文献翻译）
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I陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计 II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IIIABSTRACTA 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 wheelIV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 1 绪论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 2 磨头传动装置的总体设计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)KWTnPmmd9550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，m12n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 0.96Z0.980.9940.960.9在公转磨头中：联轴器 0.98、轴承 3 对 0.983、蜗轮蜗杆 0.8G=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：kwkwkwnTPzzd263 .169 . 09550)28002500()107(895502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：kwkwkwnTPGGGd6 . 31 . 274. 09550)8050()320300(955052.2.3 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、i2、in-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/1400833)28002500()2131(1rninzsz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：PZ=22kw nZ=970r/min mZ=250kgY100L2-4B5 参数：PG=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)wdnni nd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. 0388. 028002500970zi磨头公转传动比为： 75.174 .2880501420Gi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. 02700970zi磨头公转的设计传动比为： 3 .20701420Gi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/rinn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/2700359. 0970rinnzzz磨头公转转速为：nG=nGd=1420 r/minmin/703 .201420rinnGGG2.4.2 各轴功率的计算 P=Pd01 kw (5) P= P12 kw (6)式中：Pd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=Pzd01Z=220.98=21.56 kw(由于大锥齿轮啮合 8 个小锥齿轮)PZ=PZ12Z/8=21.560.9920.96=2.54 kw磨头公转时各轴的功率为：PG=PGdG01=30.980.99=2.91 kwPG= PGG12=2.910.8=2.33 kw2.4.3 各轴转矩的计算T=Td01 N/m (7)T= Ti12 N/m (8)式中：Td电动机轴的输出转矩 N/m T、T为轴轴的输入转矩 N/mmNnPTddd 9550mNTZd/217970229550mNTGd/20142039550则磨轮自转的各轴转矩为：TZ=TZdZ01=2170.98=213 Nm8TZ= TZiZ12/8=2130.9920.960.359=9 Nm磨头公转的各轴转矩为：TG=TGdG01=200.980.99=19.4 NmTG= TGiG12=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)9702739142069功率 P(kw)21.562.542.912.33转矩 T(Nm)213919.431593 3 磨头传动件的设计计算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：nZ=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)mmuKTdHPe302111951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=Z1/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：S0H=1.1齿轮的许用接触应力：0HP=Hlim/ S0H=1300/1.1=1182 N/mm2估算结果：mmde7 .1681182354. 02135 . 11951321 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：9030193070909030705 .701748arctanarctan12211ZZ大端模数： me=de1/Z1=168.7/48=3.51 取 me=3.5mm大端分度圆直径： de1=Z1me=483.5=168 mm de2=Z2me=173.5=59.5 mm齿宽系数： R一般取 0.3平均分度圆直径： dm1=de1(1-0.5R)=168(1-0.50.3)=142.8 mm dm2=de2(1-0.5R)=59.5(1-0.50.3)=50.575 mm11平均模数： mm=me(1-0.5R)=3.5(1-0.50.3)=2.975 mm外锥距： mmdRee111.895 .70sin2168sin211齿宽： b=RRe=0.389.111=26.733 mm 取 b=27 mm径向变位系数： X1=X2=0大端齿顶高：ha1=(1+X1)me=(1+0)3.5=3.5 mm ha2=(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： hfe1=(1+ c*- X1)me=(1+0.2-0)3.5=4.2 mm hfe2=(1+ c*- X2)me=(1+0.2-0)3.5=4.2 mm齿根角： 53412698. 2111.892 . 4arctanarctan11efefRh 53412698. 2111.892 . 4arctanarctan22efefRh齿顶角（等顶隙收缩齿）： 5341221fa 5341212fa顶锥角： 531173534123070111aa 531122534123019222aa根锥角： 7 4867534123070111ff 7 4816534123019222ff大端齿顶圆直径： mmhddaeae34.1705 .70cos5 . 32168cos21111 mmhddaeae1 .665 .19cos5 . 325 .59cos22222切相变位系数: Xi1=Xi2=0 压力角： =20大端分度圆齿厚： mmXXmSie4978. 525 . 3)tan22(111 mmXXmSie4978. 525 . 3)tan22(22212大端分度圆弦齿厚： mmdSSe4968. 5)16864978. 51 (4978. 5)61 (S22212111 mmdSSe49. 5)5 .5964978. 51 (4978. 5)61 (S22222222大端分度圆弦齿高： mmdShheaa515. 316845 .70cos4978. 55 . 34cos2112111 mmdShheaa6197. 35 .5945 .19cos4978. 55 . 34cos2222222当量齿数： 8 .1435 .70cos48cos111ZZv 185 .19cos17cos222ZZv齿高系数(查表323.4-2)： h*=1端面重合度： 06.22128 .14320cos8 .143arccos22cosarccos1*111XhZZvvva 25.32121820cos18arccos22cosarccos2*222XhZZvvva709. 1)20tan25.32(tan18)20tan06.22(tan8 .14321)tan(tan)tan(tan212211vvvavvaZZ 接触强度校核由式323.4-2 得： (10)HPKEHmHHvAtHZZZZuubdKKKKF185. 021式中：Ft分度圆切向力，查表323.4-21 得 (11)NdTFmt2 .29838 .1422132000200011 KA使用系数，查表323.4-24 得 KA=1.25 Kv动载系数，由式323.4-3 得13 (12)1110085. 022121uuvZKbFKKKttAV式中：K1、K2系数：其值列于表323.4-23，取 K1=10.11 K2=0.0193 vt线速度： 25. 7600009708 .1426000011Zmtndv故 095. 111354. 0354. 010025. 7480193. 02785. 02 .298325. 111.1022vK KH齿向载荷系数： KH=1.5KHbe 式中：KHbe支撑情况，查表323.4-24，两轮皆悬臂布置取值 KHbe=1.5 故 KH=1.51.5=2.25 KH齿间载荷分配系数，查表323.4-25 取 KH=1 ZH节点区域系数，查图323.4-21，螺旋角 m=0故 ZH=2.5 ZE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：87388. 03709. 1434veZ由式323.4-9 得：10coscosmZ 由式查表323.4-10 得：874. 087388. 01ZZZee ZK锥齿轮系数：ZK=1将上面的计算结果代入 H中得：222/9801874. 05 . 28 .189354. 01354. 08 ,1422785. 0125. 2095. 125. 12 .2983mmNH 许用接触应力，由式323.4-11 得： (13)WXLVRNHHHPZZZZSminlim式中：Hlim=1300 N/mm2 ZN寿命系数，齿轮长期工作取 ZN=1 ZLVR润滑油膜影响系数，查阅323.2-21 取 ZLVR=0.985 SHmin最小安全系数，取 SHmin=1.114 ZX尺寸系数，查阅323.2-23 取 ZX=1 ZW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 .11611985. 011 . 11300mmNHP结论： HHP 通过 弯曲强度校核由式323.4-12 得： (14)YYbmmKKKKFFSFFvAtF185. 0式中：KA、Kv、KF=KH、KF=KH 同前 即：KA=1.25、Kv=1.032、KF=2.25、KF=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. 054. 4975. 22785. 0125. 2032. 125. 12 .2983mmNF21212/5 .41654. 483. 45 .391mmNYYFSFSFF许用弯曲应力，由式323.4-13 得： (15)XRrelTrelTNFFEFPYYYYSmin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/mm2 YN寿命系数，查图323.2-30，长期工作取 YN=1 YrelT相对齿根圆角敏感系数，查表323.2-30 和图323.2-24 取YrelT=1 YRrelT相对（齿根）表面状况系数，表面粗糙度较好取 YRrelT=1 YX尺寸系度 查图323.2-31 取 YX=1 SFmin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：152/45011114 . 1630mmNFP结论：F1FP1，F2FP2 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，n2=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：NVSHPHPZZ由表323.5-12 查得: =220 N/mm2HP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：NL=60n2jLN=606913005100.6=3.7107查图323.5-6 得 ZN=0.85HP=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)322212)15000(mmKTZdmHP载荷系数 K=1.2蜗轮轴的转矩由前计算得 T2=TG=315 N/m16321216733152 . 1419 .17315000mmdM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:mmdda5 .147)90205(21)(2112导程角 r:2420634. 69052arctan1arctan1dmzr3.3.6 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. 010006069205100060222齿面间滑动速度：smrnds/73. 634. 6cos100060147090cos10006011按式323.5-2 得： 321按式323.5-3 得： 853. 0)08. 134. 6tan(34. 6tan)tan(tan1vprr由表323.5-14 查得： Pv=1.08搅油损耗率： 取96. 02滚动轴承效率：取98. 038 . 099. 096. 0853. 0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)HPVAEHKKKddTZ2212940017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/322698 . 091. 295492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：22/1531 . 11 . 11205903229400155mmNH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)2212/666mmNYYmddKKKTFPFSVAF式中：YFS齿形系数，按查图323.2-24 得76.4134. 6cos41cos3322rZZVYFS=4.03Y螺旋角系数：947. 012034. 611201rY故：2/7 .10947. 003. 45205901 . 11 . 11322666mmNF蜗轮的许用弯曲应力: FP=YNFP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 : FFP 通过3.3.9 其他几何尺寸计算按表323.5-5：ZA齿形 x=20一般顶隙系数 c *=0.2 齿顶高系数 ha*=1 则 c=c *m=0.25=1 mm18da1=d1+2ha*m=90+215=100 mmdf1=d1-2(ha*+c*)m=90-2(1+0.2)5=78 mm ha2=m(ha*+x2)=5(1+0)=5 mmda2=d2+2ha2=205+25=215 mmhf2=m(ha*+c*-x2)=5(1+0.2-0)=6 mmdf2=d2-2hf2=205-26=193 mmde2da2+1.5m=215+1.55=222.5 mm 取 de2=220 mmb20.75da1=0.75100=70 mmb1(11+0.06Z2)m=(11+0.0641) 5=67.3 mm考虑到磨削蜗杆的增加量 取 b1=100 mmmmmdRa405290212mmmcdRaf5152 . 02100212mmmpX7 .15514. 3mmPSxx85. 77 .155 . 05 . 01mmrSSxn8 . 734. 6cos85. 7cos11mmmha51mmmaxxS85. 75)014. 35 . 0()tan25 . 0(22194 4 磨头轴系的设计磨头轴系的设计4.1 初绘装配底图及验算轴系零件4.1.1 确定箱内传动件轮廓及其相对位置 磨头结构初步构想磨头的整个结构是围绕蜗轮蜗杆和锥齿轮来设想的。由于锥齿轮是实现金刚磨轮的高速自转需要将锥齿轮安装在磨头的下部，所以将蜗轮蜗杆安装在磨头的中上部。其传动件轮廓及相对位置如图 4.1 所示。 传动件安装的构想考虑到传动件的安装，和以后维护的方便。将整个磨头分为三个部分即图 4.1 所示的磨头上箱体、磨头下箱体和磨头壳体。其中磨头上下箱体的分界线为蜗杆的轴线，这样的分法是为了让蜗轮可以从磨头下箱体上面直接装入，而上箱体主要是与电动机相连。如果采用垂直剖面则部利于箱体的密封。磨头壳体与箱体的分界线由以后磨头的总体尺寸来确定，将磨头壳体从箱体中分离出来是因为传动的需要，这里磨头的公转即是磨头壳体的自转。图 3 箱内传动件轮廓及其相对位置204.1.2 箱体内壁位置的确定磨头箱体主要为安装蜗轮蜗杆，查表1111，箱体的壁厚为X0.04a38mm，a 为蜗轮蜗杆中心距。计算得 X8.9,取箱体壁厚为 15mm，而箱体内壁与蜗轮顶圆之间应留有一定的间距 1此间距值应大于或等于箱体壁厚，现在确定 115mm。磨头壳体主要为安装锥齿轮，查表1111，壳体的壁厚为 K=0.01(d1m+d2m)+18mm。计算得 K8mm，取壳体壁厚与箱体一样为 15mm。为了避免干涉，使壳体内壁与锥齿轮轮毂端面间距 2(0.30.6)K=4.59mm。壳体底部的内壁位置，由于考虑到润滑及冷却，需要一定的装油量，并使脏物能沉淀，所以箱体底部内壁与小锥齿轮大端齿顶圆的距离 b0应大于 812 倍模数，这里结合磨头壳体的结构，其底部面积较大，取 38mm。图 4 轮系端面与箱壁的间距4.1.3 初步进行视图布置及绘制装配底图在确定箱体内壁壁厚和距离后即可确定箱体的最大轮廓尺寸了。蜗轮蜗杆和锥齿轮具体的视图布置如图 4.3、4.4 所示。21图 5 蜗轮蜗杆装配底图图 6 锥齿轮装配底图4.1.4 磨头公转蜗杆轴的设计 选则轴的材料确定许用应力由已知条件可知旋风磨头的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢22并经调质处理，由表326.1-1 查得强度极限 B=650 MPa,再由表413.2 得许用弯曲应力-1b=60 MPa 按扭转强度估算轴径根据表413.1 得 c=118107,又由式413.2 得: (19)mmnpcd156 .13142091. 211810733）（考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大35取为 1415.8 mm，由于蜗杆轴是经由联轴器与电动机相连，而由前面确定的电动机型号查出电动机伸出轴的直径为 28 mm 为了与之通过联轴器相连，所以确定轴的最小尺寸为 28mm 且 2814 mm 满足估算轴径，以下验算联轴器的强度，查表329.2-1 得联轴器轴孔直径为 28mm 的许用转矩为 TF=127 Nm。联轴器的计算转矩为：Tc=KTGI=1.519.4=29.1 NmK 为工作情况系数联 K=1.5结论 TcTC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ZtZtZBFEIFEIFxllETFaxy8 .103853)402420(420642044)(62222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：ZHBZHBZBFBEIFEIFbxllETFbxy3 .41555)18402420(420640218)(6222222根据叠加原理： 得：FHB=2.5Ft 方向与 Ft相同0BFBBFByyy由静力学平衡方程： MC=0:1332321129. 10)()(tHAHBtFFlFllFHAlllFFH=0:1121. 0tHCtHCHBHAFFFFFF将 Ft1代入得到各支点反力：NFNFNFHCHBHA62674583848计算各截面处的弯矩：30mmNlFMmmNlFMHCBtA2516524026261312524429833113) 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：TZI=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 =0.6mmNTMMZIAeA183193)2130006 . 0()131252()(2222mmNTMMZIBeB282244)2130006 . 0()251652()(22226) 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)MPadWMeBeB3 .101 . 028224434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)343)1 (1vnPAd式中：v 为轴的大小径之比，参考1取 v=0.73，则：mmd8 .488 .57)73. 01 (16933. 2)135160(34331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。两轴承周向采用过盈配合，轴向采用轴肩定位。2) 确定各轴段的直径如图 4.9 所示，根据前面设计 d0=82mm d=110mm 壁厚 =14mm，在 d01处由于该处距锥齿轮轴的小圆螺母较近为防止干涉，查表知小圆螺母的大径 dk=85mm。同时该处也为锥齿轮轴的轴承提供轴向定位处。查表可知轴承的安装直径为 93mm 则取d01=93mm,在 d02处，该处是安装锥齿轮轴的轴承处，查表可知轴承外径为 100mm，则取 d02=100mm。3) 确定各轴段的长度根据蜗轮的齿宽并查图511.25-a 确定蜗轮轮毂的铸造宽度为 l1=80mm，轴段 l2的长度的选择则要考虑套在其里面的锥齿轮轴的结构而定见图 4.6 和图 4.9，确定其长度为：l2=360+22-(70-80/2)-80-20-5=247mm，轴段 l3的长度根据锥齿轮轴小圆螺母的宽度并且距离取为 5mm，查表321.2-76 可知小圆螺母宽度为 10mm，故取l3=2105=25mm。轴段 l4根据锥齿轮轴轴承选取 l4=39mm。4) 选定轴的结构细节由于轴的外径是根据整个磨头的形状来确定，因此外径大小和壁厚在磨头总体结构设计时确定。 按弯扭合成强度校核轴径1) 画出轴的受力图根据前面设计，蜗轮的受力大小和蜗杆相等，方向相反，故：32图 11 蜗轮轴结构草图及受力分析33NFFNFFNFFrrtaat11434313141121112方向与蜗杆受力相反2) 作出水平面内弯矩图（图 11.b）支点反力为：NFFFNFllFlFlFHArHBrHArHA1453)310(114331011431995402212221B 处的弯矩为：mmNlFMHAHB6169019931013) 作出垂直平面内的弯矩图（图 11.c）支点反力为：NFFFNFldFllFdFlFlFVAtVBatVAatVA42151074314110744311992205314119954202221221222221B 处的弯矩为：mmNlFMVAVB21372619910741C 处的弯矩为：mmNdFMaVC4417822054312224作合成弯矩图：（图 11.e）22VHMMM截面 B 的弯矩为：mmNMMMHBVBB222451213726)61690(2222截面 C 的弯矩为：mmNMMMHCVCC4417844178022225) 作转矩图（图 11.f）由表 2.1 得：T=TG=322000 Nmm6) 求当量弯矩因磨头公转为单向转动，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数 =0.6B 截面的当量弯矩为：34mmNTMMBeB294637)3220006 . 0(222451)(2222C 截面的当量弯矩为：mmNTMMCeC198187)3220006 . 0(44178)(22227) 确定危险截面及校核强度由图 11 可以看出，截面 B 为危险截面，故对 B 截面进行校核： (27)MPaWMeBeB式中：W 查表115.4 可得：343439351573. 013211014. 3132mmvdW则： MPaeB15. 393515294637查表326.1-1 得 -1b=215MPa, eB远小于 -1故设计轴有足够的强度 绘制轴的零件图见蜗轮轴零件图 WLZ01024.1.7 磨轮自转小锥齿轮轴的设计 选择轴的材料确定许用应力由于该轴是安装小锥齿轮，考虑到小锥齿轮的尺寸较小因此将小锥齿轮和轴做成整体式，轴的材料也跟小锥齿轮用的材料一样为 20Cr 经渗碳淬火方便制造。由表326.1-1 查得许用强度极限为 b=5662Mpa 许用弯曲疲劳应力-1b=208250Mpa 按扭转强度估算轴径根据326.3-2 得 A=100,查表326.3-1 得式：mmnpAd75. 9273954. 210033考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将直径加大35，再者估算值对于磨头结构来说较小，因此参考2并按标准值取 d=30mm 设计轴的结构并绘制结构草图由于轴的两端分别安装小锥齿轮和磨轮，故将轴承安装在中央并尽量靠近两端负载。1) 确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状必须先确定轴上零件的装拆顺序和固定方式。参考2确定锥齿轮从外侧装入，右端轴承用轴肩固定下圈，两轴承上圈采用套筒固定，左端轴承轴向采用端盖固定，磨轮利用键和轴端挡板固定。352) 确定各轴段的直径如图 12 所示，轴段为外伸端直径最小 d1=30mm，轴段为安装轴承段，取标准值 d2=35mm。轴段为轴承的定位轴肩，查表16-1 选取轴承型号 0007 安装高度为41mm 故取 d3=41mm。3) 确定各轴段的长度轴端为小锥齿轮轴段部分，长度根据齿宽和根锥角来确定最小长度，如图 12: a=bsina1=27sin73.198=25.85 mm在齿根处预留出余量取为 0.5m 则取 l4=28mm。轴段的长度应考虑到固定轴承外圈的壳体结构不与大锥齿轮发生碰撞为要求，取 l3=15mm。轴段的长度关系到整个磨头的外形尺寸，根据任务书磨头的直径约为 500mm600mm 大锥齿轮大端的齿顶圆直径为 da1=170.34mm 现将轴段长度确定后即可得出轴段的长度，轴段的长度参考2取磨轮轮毂宽度的轴段长度为 40mm，查表333.3-35 得毡圈油封长度为 7mm 其间隔为 23mm，则取轴段长度为 l1=40+11=51mm,根据以上数据计算轴段的长度为:l2=(560-170)/2-51-28-15=101mm,在轴端的外端考虑到轴的密封在这里加装内包骨架密封圈，预留长度为 20mm，剩下部分则为安装轴承。轴端键槽的宽和长查表56-1 得 b=8mm h=7mm 长度取为 30mm。4) 选定轴的结构查表 515-2 圆角 R=1mm 侧角 C=1mm 按结构设计画出结构草图，图 4.10 按弯扭合成强度校核轴径1) 画出轴的受力图（图 12.b）根据大锥齿轮的受力情况，可知小锥齿轮受力方向。如图 12.b 所示，因为有 8个磨轮所以每个磨轮受力大小只为原来的 1/8 即：Ft2=-Ft1/8=2983/8=373 NFa2=-Fr1/8=362/8=45 NFr2=-Fa1/8=1023/8=128 N2) 作出水平面内的弯矩图（图 12.c）支点反力为：0322lFlFtHA36图 12 小锥齿轮轴结构草图及受力分析NllFFtHA200705 .3737323237NFFFHAtHB573)200(3732mmNlFMHAHB140007020023) 作垂直面内的弯矩图（图 12.d）支点反力为：0232222lFdFlFrmaVANFllFldFramVA52128705 .3745702575502223222NFFFVArVB180)52(1282mmNlFMVAVB364070522mmNdFMmaVC11382575.50452224) 作合成弯矩图（图 12.e）22VHMMMmmNMMMVBHBB14465)3640()14000(2222mmNMMMVCHCC1138113802225) 作转矩图（图 12.e）由表 1 可知：TZ=9000 Nmm6) 求当量弯矩因磨轮单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数 =0.6mmNTMMZBeB15440)90006 . 0(14465)(2222mmNTMMZCeC5519)90006 . 0(1138)(22227) 确定危险截面及校核强度由图 12 可以看出，B 截面为危险截面，故对 B 截面进行校核：MPadWMeBeB6 . 3351 . 0154401 . 015440334查表可知-1b=208250MPa,满足 eB-1b的条件，故设计的轴有足够强度并有裕量较大。 修改轴的设计轴的裕量较大是由于材料的选择关系，而材料是为与小锥齿轮铸成一体简化工艺38所考虑的，所以在此不必再做修改。 绘制轴的结构零件图见图小锥齿轮轴零件图 XZCLZ03014.1.8 旋风磨头上各轴键联接的强度校核 蜗杆轴键联接的强度校核1) 根据蜗杆轴的设计选用圆头普通平键（A 型） ，查图 7 可知 d3=34mm d1=28mm 从表56-1 中查得键的截面尺寸为：（蜗杆处）b2=10mm h3=8mm (联轴器处) b2=8mm h3=7mm。由蜗杆宽度和联轴器尺寸并参考键的长度系列取键长 L3=90mm L1=36mm。2) 校核键的联接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表56-2 查得许用挤压应力P=100120MPa，取其平均值P=110MPa，键的工作长度 l3=L3-b3=90-10=80mm，l1=l1-b1=36-8=28mm，键与轮毂键槽的接触高度 k3=0.5h3=0.58=4mm k1=0.5h1=0.57=3.5mm，由式56-1 可得：MPaMPadlkTpGp11057. 3348041034 .19210233333MPaMPadlkTpGp11056.1428285 . 3104 .192102311131经计算该轴上两键均有足够强度，因此蜗杆处和联轴器处键的标记为：1090 GB/T 1096-1979836 GB/T 1096-1979 大锥齿轮轴键联接强度校核1) 根据大锥齿轮轴的设计选用圆头普通平键（A 型） ，查图 9 可知：d1=55mm d6=55mm 从表56-1 中查得键的截面尺寸为：（联轴器）b1=16mm h1=10mm (大锥齿轮处) b2=16mm h3=10mm。由大锥齿轮宽度和联轴器尺寸并参考键的长度系列取键长L1=30mm L6=50mm。2) 校核键的联接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表56-2 查得许用挤压应力P=100120MPa，取其平均值P=110MPa，键的工作长度 l1=L1-b1=30-16=14mm，l6=l6-b6=50-16=34mm，键与轮毂键槽的接触高度 k1=0.5h1=0.510=5mm k6=0.5h6=0.510=5mm，由式56-1 可得：MPaMPadlkTpZp1101105514510213210231113139MPaMPadlkTpZp11056.4555345102132102366636经计算该轴上两键均有足够强度，因此锥齿轮处和联轴器处键的标记为：1650 GB/T 1096-19791650 GB/T 1096-1979 小锥齿轮轴键联接的强度校核1) 根据小锥齿轮轴的设计选用圆头普通平键（A 型） ，查图 12 可知：d1=30mm 从表56-1 中查得键的截面尺寸为： b1=8mm h1=7mm 由轮毂宽度并参考键的长度系列取键长 L1=32mm。2) 校核键的联接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表56-2 查得许用挤压应力P=100120MPa，取其平均值P=110MPa，键的工作长度 l1=L1-b1=32-18=24mm 键与轮毂键槽的接触高度 k1=0.5h1=0.57=3.5mm 由式56-1 可得：MPaMPadlkTpZp11014. 73024531092102311131。经计算该轴上两键均有足够强度，因此小锥齿轮键的标记为：832 GB/T 1096-1979 蜗轮轴键联接的强度校核1) 根据蜗轮轴的设计选用圆头普通平键（A 型） ，查图 11 可知：d=110mm 从表56-1 中查得键的截面尺寸为： b=28mm h=16mm 由轮毂宽度并参考键的长度系列取键长 L1=55mm。2) 校核键的联接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表56-2 查得许用挤压应力P=100120MPa，取其平均值P=110MPa，键的工作长度 l=L-b=55-28=27mm 键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.516=8mm 由式56-1 可得：MPaMPakldTpGIp11063. 1110278104 .19210233经计算该轴上两键均有足够强度，因此小锥齿轮键的标记为：2855 GB/T 1096-19794.1.9 旋风磨头上各轴承的疲劳强度校核各轴承的预期寿命为 5 年，每年工作 300 天，一天工作 10 小时。预期寿命：hLh1500010300540 蜗杆轴上轴承的选用及疲劳强度校核根据图 4.11 的受力分析以及前面设计所得可知蜗杆轴上的受力为：NFNFNFrat11433141431111由于轴向力较大，因此初选轴承为 30006 型圆锥滚子轴承，为提高刚度采用面对面安装。如图 13 所示：1) 计算轴承的径向力根据水平面内和垂直面内轴承所受径向力的情况：NFNFNFNFVBHBVAHA2161560216417将两平面的力合成得到各轴承所受径向力为：NFFFNFFFVBHBrBVAHArA15752161560470216)417(22222222图 13 蜗杆轴轴承受力图2) 计算轴承的轴向力由表6查得 33206 型轴承的 Y=1.8 e=0.34查表414.16 得圆锥滚子轴承内部轴向力计算公式为：FS=Fr/2Y 则NYFFNYFFrBSBrASA4388 . 12157521318 . 124702根据图 4.11 因为：SBaSAFNFF327231411311所以 B 端为压紧端41NFFFNFFaSAaBSAaA327213113) 计算轴承的当量动载荷eFFeFFrBaBrAaA1 . 21575327228. 0470131查表414.12 取 fP=1.1 查表16-7 可知计算公式为： (28)NFfPNFFfPrAPAaBrBPB5174701 . 16520)32728 . 115754 . 0( 1 . 1)8 . 14 . 0(4) 求轴承应具有的基本额定动载荷值按式513-6 取 B 端进行计算: (29)NLnPChBB6180610150006960652010603665) 根据计算结果查表16-7 选择轴承的型号为：A、B 端：33206 型圆锥滚子轴承 蜗轮轴上的轴承选用及疲劳强度校核根据图 4.12 的受力分析以及前面的计算数据可知蜗杆轴上的受力大小为：NFNFNFrat11434313141222磨头重初步估计为：G=980N可以看出轴承的受力不大，但该轴承是垂直安装，上部轴承即 B 轴承需承受磨头下半部的重量，故选用 30222 型圆锥滚子轴承，采用背对背安装，如图 4.12 所示：42图 14 蜗轮轴轴承受力图轴承 A、B 所受水平和垂直方向上的力为：NFNFNFNFVBHBVAHA4215145310743101) 计算轴承的径向力将水平面内和垂直面内的径向力合成得轴承所受径向力：NFFFNFFFVBHBrBVAHArA44584215145311181074)310(222222222) 计算轴承的轴向力由表6查得 32922 型轴承的 Y=1.7 e=0.36查表414.16 得圆锥滚子轴承内部轴向力计算公式为：FS=Fr/2Y 则NYFFNYFFrBSBrASA13117 . 12445823297 . 1211182根据图 13 因为：SAaSBFNFGF186143198013112所以 A 端为压紧端NFGFFNFFaSBaASBaB1861131123) 计算轴承的当量动载荷eFFeFFrBaBrAaA29. 0445813116 . 111181861查表414.12 取 fP=1.2 查表16-7 可知计算公式为：NFfPNFFfPrBPBaArAPA535044582 . 13663)18614 . 111184 . 0(2 . 1)7 . 14 . 0(4) 求轴承应具有的基本额定动载荷值按式513-6:NLnPChBB2118610150006960535010603665) 根据计算结果查表16-7 选择轴承的型号为：43AB 端：32922 型圆锥滚子轴承 小锥齿轮轴轴承的选用及疲劳强度校核根据图 12 的受力分析以及前面的计算数据可知小锥齿轮的受力大小为：NFNFNFrat12845373222可以看出轴的受力不大，而且轴向力较小，因此初步选用 60007 型深沟球轴承，轴承 AB 上所受水平力和垂直力为：NFNFNFNFVBHBVAHA180573522001) 求轴承所受的径向载荷NFFFNFFFVBHBrBVAHArA601180573207)52()200(222222222) 求轴承的当量动载荷根据式414.1 得：)(aArAPFYFXfP查表414.12 得 fP=1.1，式中径向载荷系数 X 和轴向载荷系数 Y 要根据 Fa/C0r值查取。C0r是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号前暂不知道，故用试算法，根据表414.13 暂取 Fa/C0r=0.014,则 e=0.19，由：eFFrBa075. 0601452查表414.13 得 X=0.56 Y=2.3 则：NP484)453 . 260156. 0( 1 . 13) 验算轴承的基本额定动载荷按式513-6:NLnPCh6531101500027306048410603664) 根据计算结果查表16-1 并考虑到小锥齿轮轴的安装选择轴承型号为A、B 端:6207 型深沟球轴承 大锥齿轮轴轴承的选用及疲劳强度校核根据图 4.4 受力分析以及前面的计算数据可知大锥齿轮的受力大小为：44NFNFNFrat36210232983111轴左端轴承为 1，右端轴承为 2 则轴承径向水平和垂直受力为：NFNFFFrHBHAr62636103848745821由于轴受一定的轴向力且大锥齿轮是同时啮合 8 个小锥齿轮传动，故设轴左端由一对轴承支撑初选型号为 70013AC 型角接触球轴承，右端因载荷不大可选用 60011 型深沟球轴承来支撑。1) 支撑轴承 1 的型号确定a由表414.13 查得 70013AC 型轴承背对背或面对面安装在一个支点时当量动载荷可按下式计算：当 Fa/Fr0.68 P=0.67Fr+1.41Fab因为 Fa1/Fr1=1023/3610=0.281.7,所以采用蜗杆齿圈配合于轴上。2) 蜗轮的结构设计由于蜗轮是通过空心轴来带动，而空心轴的外径 d=110mm，蜗轮的 df2=193mm，考虑到蜗轮的拆装问题，将蜗轮与轴分开安装，因此蜗轮与轴采用键联接，而蜗轮的结构用轮箍式，为防止轮缘滑动加台肩和螺钉固定，螺钉 46 个，蜗轮轮毂部分与轮缘的配合尺寸参考图323.5-16 的 b、c 部分，计算尺寸如下：e=2m=25=10mm46f=2mmd0=1.2m=1.25=6mml=3d0=36=18mml1=l+0.5d0=18+0.56=21mma0=10D2=(df2/2)-e=(193/2)-10=86.5mm查表13-16 选用开槽盘头螺钉，螺纹规格为 M6，螺距 P1mm。 锥齿轮的结构设计1) 由于小锥齿轮的转速较高，为保证转动平稳，简化结构，将小锥齿轮与轴做成锥齿轮轴的形式。2) 由于大锥齿轮顶圆直径 dae1=170.34mm,尺寸不大，故将大锥齿轮做成实体式即轮毂部分做成实心的齿轮，如图 4.13 所示： 取 1=15mmmmme145 .105 . 3)43()43(1 取 l1=22mmmmbl3 .205 .70cos275 .70sin12cossin111l2由前面设计并经过结构设计修改得 l2=40mm，AK1由前面设计得 AK1=26.45mm图 15 大锥齿轮结构尺寸设计图475 5 磨头箱体的设计磨头箱体的设计5.1 磨头箱体的结构设计5.1.1 磨头箱体的装配磨头的传动主要为两大部分，分别为蜗轮蜗杆和锥齿轮的传动，因此在进行磨头箱体结构设计时将这两个部分的外壳分为两部分进行装配，其中蜗轮蜗杆所在的箱体为磨头箱体部分主要与电动机相连，锥齿轮所在的箱体为磨头壳体部分主要为磨头的工作部分。由于蜗轮的直径较大，如果将磨头箱体铸成一体将使蜗轮无法装入，因此将磨头箱体分为上箱体和下箱体两个部分，分界面为蜗杆轴线的水平面。这样整个磨头的箱体外形就被设计为三个部分，分别是磨头上箱体、磨头下箱体和磨头壳体。设计的零件就在这三个壳体中进行装配。使用 PRO/E 进行磨头上下箱体和壳体的初绘，如图 1620 所示，装配图如图 21所示。图 16 磨头上箱体48图 17 磨头下箱体图 18 磨头壳体49图 19 磨头箱体套环图 20 蜗轮轴50图 21 磨头装配图5.1.2 磨头壳体的尺寸确定 箱体壁厚的确定箱体是支撑整个磨头的重要结构，箱体的尺寸直接影响到它的刚度，因此应具有足够的刚度，首先要确定合理的箱座壁厚，前面已经和初步估计箱体的壁厚，现在具体确定，它与受载大小有关，根据经验公式：mmT81 . 024式中：T 为低速轴转矩 N/m，由前面设计数据可知 T=322 N/m。经计算取壁厚 =15mm。 箱体材料的选择和毛坯的制造方法一台陶瓷抛光机需要多个磨头来同时工作，加大了磨头的生产批量，因此磨头的51箱体采用铸件比较经济。由于磨头是直接对瓷砖进行加工的工作头，因此采用刚性较好，有利于减小尺寸的铸钢，具体选者的牌号为：ZG270-500。5.1.3 箱体的润滑及密封和散热 箱体的润滑磨头分有 3 个不同的润滑部位（见图 22）图 22 磨头箱体油腔示意图1) 磨头箱体上腔，主要为蜗轮蜗杆减速机构的润滑，采用 N680 工业齿轮油。2) 磨头箱体下腔及旋动轴内的轴承润滑，采用1 锂基脂，一种抗水性、耐高温性极好的油品。3) 磨头壳体内腔，主要为锥齿轮组、小锥齿轮轴上的各个轴承润滑，这里只能采用浸浴的方式，由高速转动的小锥齿轮把润滑油带入齿轮啮合处进行润滑，同时轴承也是浸在油池中而得到润滑，这里的主要问题是油池的液面不能太高，以浸过小锥齿轮 45 个齿为好，这样有利于热量的散发。如果油池液面太高，就会产生搅油现象，这样既产生更多的热量，又降低了机构的效率。油品采用 N320 极压齿轮油。 箱体的密封52润滑的部位，就是密封的主要部位。在进行轴的结构设计时就已经对轴密封圈进行选择这里主要对小锥齿轮轴端的密封进行设计，这里的密封是个关键，因为这里的转速高，温度高，很容易就产生泄漏，泄漏的原因有三个：1润滑油因高温变稀2密封材料因高温而加快老化破损3金属轴颈与密封圈长期摩擦而磨损。根据以上三点，小锥齿轮的密封采用如图所示的方式：1.骨架密封圈 2.密封环 3.O 形密封圈图 23 小锥齿轮轴密封方式示意图1是骨架
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