（机械设计及理论专业论文）小口径管道内壁振动除锈样机的设计.pdf

摘要 摘要 金属管道随处可见，与我们的生活息息相关，大多数管道在使用前都要进行防腐处 理，以达到减小腐蚀、延长寿命的目的。目前常用的除锈方法主要有酸洗法、喷砂法、 高压水法、机械法等，酸洗法质量不稳定，产生的废气、废液对环境污染严重；喷砂法 除锈效果较好，但容易产生二次锈蚀，废液对环境也有污染；高压水法除锈效果比喷砂 法更好，但废液对环境有污染，而且除锈设备技术含量较高，目前国内还没有生产；机 械法会产生大量锈尘，主要适用于大口径管道及管道外表面。这些方法由于受技术及设 备的限制，都不适用于小口径( 内径l o o m m 以下) 管道内壁的除锈，小口径管道内壁的 除锈已经成为工厂急需解决的难题。 课题研究设计的振动除锈机，应用振动原理将预置在管道内部的磨料抛掷起来，从 而获得一定的能量反复冲击钢管内壁，达到清除锈斑、氧化皮的目的。磨料的冲击能量， 可以通过调节振幅和频率来调整，每次可以处理1 0 根长度尺寸3 0 0 0 m m 、内径 l o o m m 的钢管，机械化程度较高，提高工作效率，降低了工人的劳动强度，而且磨料可以反复 使用，除锈成本较低，不产生有污染的副产物，是一种环保的新型除锈方法。 课题研究完成的主要工作如下： ( 1 ) 根据除锈机的工作原理和载荷情况，分析设计机构的运动方式及主要部件的结 构类型，并合理地确定了除锈机的整体布局，使得整体机构比较紧凑； ( 2 ) 根据设计参数要求确定振动系统的主要运动参数，并对主要零部件进行理论设 计计算； ( 3 ) 利用三维造型软件p r o e 对振动机进行实体建模，利用虚拟装配验证设计尺寸 的合理性，保证工作时零件间不会出现互相干涉，并完成样机的工程设计图纸； ( 4 ) 应用a n g y s 软件分析关键件在正常工作状态下的位移矢量和应力状态，保证振 动机在正常工作时，各部件能满足强度要求。 经过计算和分析，认为整机结构较合理，各部件能够满足正常使用要求。 关键词：小口径；内壁；振动；除锈 大连交通大学t 学硕士学位论文 a b s t r a c t m e t a lp i p e sc a l lb es e e ne v e r y w h e r e ，a n dw el i v ec l o s et o ，t h em a j o r i t yo fp i p e l i n em u s t b ec o n d u c t e di na n t i c o r r o s i o nt r e a t m e n tb e f o r eu s e ，t or e d u c ec o r r o s i o nt oe x t e n dt h el i f e c u r r e n td e r u s t i n gm e t h o d sc o m m o n l ym a i n l yu s e da r ep i c k l i n gm e t h o d ，s a n d b l a s t i n g ，h i g h p r e s s u r ew a t e rm e t h o d ，m a c h i n e r ym e t h o d ，i n s t a b i l i t yq u a l i t yb yp i c k l i n gm e t h o d ，t h ee x h a u s t a i r t h el i q u i dw a s t ea r es e r i o u st oe n v i r o n m e n t s a n d b l a s t i n gi sb e t t e r ，b u ti te a s i l yl e a d st o s e c o n d a r yc o r r o s i o n ，a n dw a s t ew a t e ra l s op o l l u t et h ee n v i r o n m e n t ，e f f e c to fh i g h - p r e s s u r e w a t e rb e t t e rt h a ns a n d b l a s t i n g ，b u tw a s t e w a t e rp o l l u t et h ee n v i r o n m e n t ，a n de q u i p m e n ta n d t e c h n o l o g yc o n t e n ta r eh i g h e r ，n oc u r r e n td o m e s t i cp r o d u c t i o n m e c h a n i c a lw o u l d r e s u l ti n h u g er u s t sd u s t ，m a i n l yb ea p p l i e d t ol a r g ed i a m e t e rp i p e sa n do u t e rs u r f a c eo fp i p e s b e c a u s e o ft h et e c h n o l o g ya n de q u i p m e n tc o n d i t i o n s ，t h e s em e t h o d sa r en o ta p p l i e dt od e r u s tt h e s m a l l c a l i b e r ( d i a m e t e r10 0n l i n ) p i p ew a l l ，t h ei n s i d ew a l lo fs m a l ld i a m e t e rp i p e l i n ef a c t o r y d e r u s t i n gh a sb e c o m ea nu r g e n tn e e dt or e s o l v ep r o b l e m s t h ei n n e rw a l lo fs m a l l c a l i b e r p i p e l i n ed e r u s t i n gh a sb e c o m ea nu r g e n tp r o b l e m sn e e d t or e s o l v e v i b r a t i o nd e r u s t i n gm a c h i n e sd e s i g n e dw i l lb ea p p l i e di nt h r e w i n gu pt h ep r e s e tp a r t i c l e s i nt h ep i p e l i n es oa st h e yg a i ns o m ee n e r g yr e p e a t e ds h o c k sp i p ew a l lt od e r u s ta n dc l e a r o x i d a t i o n t h ei m p a c te n e r g yo fp a r t i c l e s ，c a nb ea d j u s t e db yc h a n g i n gt h ea m p l i t u d ea n d f r e q u e n c y e a c ht i m ec a l lh a n d l e10p i p e so fl e n g t hs i z e3 0 0 0m nd i a m e t e r i 时，仍才有解，粒子才会出现抛掷运动，当d = 1 3 3 ，4 6 6 3 6 和7 7 8 9 4 8 时，会出现周期性抛掷运动，所谓周期性抛掷运动，是指粒子每次抛掷运动都有相 同的时间和高度。当粒子落下时刻正处在非起抛区( 2 n 一亿2 万+ 仍) 内，假设粒子 落下时，与工作面的碰撞属非弹性碰撞( 大多数振动机械都是这样的) ，则在落下后与 工作面贴合，当缈达到2 丌+ 仍时，又开始抛起。这样，第二次抛掷运动与第一次抛掷 运动的时间和高度在理论上是相同的，所以称作周期性抛掷运动。如果粒子落下时刻， 正处在起抛区( 仍伊，) 内，这时粒子落下后马上会开始第二次抛掷运动，但其抛掷 运动的初速度与前一次抛掷时不相同，所以后一次抛掷运动的周期与前一次不同，依此， 每次抛掷运动的周期都不相同，称作非周期性抛掷运动，我们没有办法去控制非周期运 动的粒子的振动，因此，目前工业用振动机械，大多数都选用周期性抛掷运动的状态。 1 7 大连交通大学t 学硕士学位论文 3 1 2 抛离角包与抛离系数f d 当粒子在y 方向对工作面的相对位移y 重新等于零时，抛掷运动才告终止。此时 振动相角缈：纪，纯称为抛止角，岛与仍的关系如下， s i n ( 仍+ 岛) = s i n 伤+ 岛c 。s 伤一堡孚 ( 3 2 ) 3 6 0 3 3 0 3 0 0 2 7 0 2 4 0 2 1 0 1 8 0 1 5 0 o1 2 0 9 0 6 0 3 0 f | l 、 i 。、 、 、 01 02 0 3 04 0 5 0 6 0 7 0 8 0 9 0 由d ( ) 图3 2 抛始角与抛离角的关系 f i g u r e3 2r e l a t i o n s h i pb e t w e e np a r a b o l i cb e f o r ek o ka n db e h i n dk o k 又因抛离系数f d 与抛离角岛有以下关系： 一岛 i d 一芴 将式子( 3 1 ) 、( 3 2 ) 及( 3 3 ) 联立，可求出抛掷指数d 与抛离系数如的关系式 d = ( 3 3 ) ( 3 4 ) 第三章振动系统的参数计算 5 4 一， ， ， f | ， ， f ， 3 4 3 3 32 3 1 30 29 28 2 7 26 25 2 4 2 3 2 2 口2 1 己0 1 9 i 8 1 7 1 6 1 5 1 4 1 3 1 _ 2 1 1 1 0 e d ( + ) 03 67 2i o e1 4 41 8 02 1 62 4 22 7 8 3 1 43 6 0 j ， ， ， f ， | f | 。 | i ， 024681 01 21 41 600 10 2 0 3 0 40 50 , 6o 70 8 0 91 0 d i d 图3 3 抛掷指数d 与抛离指数乞的关系 f i g u r e3 - 3 r e l a t i o n s h i pb e t w e e np a r a b o l i cb e f o r ek o ki n d e xa n db e h i n dk o ki n d e x 对于大多数按抛掷原理工作的振动机，通常取d 3 3 ，因为这时工作面每振动一次， 粒子将出现一次抛掷运动。这种运动状态，对于减小不必要的能量消耗和提高振动机的 工作效率都是有益的。 3 1 3 物料抛掷运动时的结合质量与当量阻尼 振动机械的振动系统与工程中的其它振动系统的本质区别，在于他们的基本要素 ( 如振动质量、系统阻尼和弹簧刚度等) 的计算方法并不相同。这些振动机械在工作过 程中，物料将对工作机体产生各种形式的作用力：惯性力、冲击力等。为了对振动机械 的振动系统进行正确的分析，必须考虑物料对机器振动的影响。考虑这些影响最简便的 方法，就是将物料的各种作用力归化到惯性力与阻尼力上，从而得出该振动系统中物料 的结合质量与当量阻尼。 田口 设物料在竖直方向的非线性作用力为e ( y ，y ，弘f ) 田口 c ( 少，y ，弘，) = 当伤 3 5 。4 5 。时，则阻尼力的改变对振幅的影响比较明显，振幅就显得不够稳定， 因此相位差角口应按照阻尼l l s b ，的大小，控制在口 3 5 。4 5 。的范围内。因为相位差角 展开后得 口r ：a 嘲n 孥【1 3 】 ( 3 1 2 ) 1 一菇， 、。 武ft a n a i + 2 b z or t a n = 0 对近亚共振状态下工作的振动机，阻尼系数b ，一般为o 0 5 o 1 。当取口，= 4 5 。时， 即t a n a ，= l ，则可按上式求得z o ， 0 9 o 9 5 。此值便是频率比毛，的上限值，也就是说， 从减小阻尼对振幅稳定性的影响这一角度出发，频率比不宜超过0 9 0 9 5 。频率比的下 限值，则是从减小激振力的条件来决定。当气， o 7 5 时，会使所需的激振力显著增大， 因此，一般取0 7 5 为频率比的下限值。一般的线性振动机的频率比都在z o ，= 0 8 0 9 范 围内选取。 当频率比选定后，可以按下式计算主振弹簧的刚度： 七= m 6 0 2 1 3 1 ( 3 1 3 ) z o f 选取本振动机的频率比为2 0 ，= 0 8 8 ，则主振弹簧刚度为 拈专吁矿= 志x 5 5 0 0 x 7 6 7 2 = 4 1 8 x 1 0 7 ( 所) 阻尼比b ，很难通过理论计算，近亚共振状态下，一般的振动机械阻尼系数b ，为 0 0 5 o 1 ，参考这一数据，取本振动机的阻尼比6 0 ，= 0 0 9 ，根据式子( 3 1 2 ) ，则振动相 位差角为 口：撤伽三埠：觚t a i l 兰兰竺：q ! 兰竺：堕：3 5 1 1 一， 1 一o 8 8 2 大连交通大学工学硕+ 学位论文 因为当相位差角口 3 5 。4 5 。时，振幅较稳定，可见，理论上该振动机的工作稳定 性较好。 根据式子( 3 11 ) ，所需的激振力为 r ：4 ( 1 - z 0 2 ) 了2 + 4 b 一2 2 2 0 聊缈2 允 z o ：x(1-0882)2+4x 0 0 9 2x 0 8 8 2 5 5 0 0 7 6 7 2 o 0 0 5 0 8 8 = 5 8 x1 0 4 ( ) 3 6 振动机械的隔振理论与隔振弹簧刚度的计算 3 6 1 常用的隔振方案 绝大多数振动机械都具有很好的隔振措施，如果没有采取适当的隔振处理，就可能 将很大的动载荷传给基础，使地基和建筑物产生有害的振动，情况严重的话，机器将无 法投产使用。所谓隔振，就是将振动机用刚度较小的隔振弹簧悬吊或支撑起来，以减小 传给基础的动载荷n 3 1 8 1 叼。 振动机最常见的隔振方案有以下两种： ( 1 ) 一次隔振系统。即在振动质体与基础之间加隔振弹簧。 ( 2 ) 二次隔振系统。即在一次隔振系统的外部，再增加一个二次隔振质量和二次隔 振弹簧。 m m l 汕，夸 m 2 丰蟒 a )b ) 图3 6 两种常用的隔振系统 f i g u r e3 6t w oc o m m o n l yu s e di s o l a t i o ns y s t e m a ) 一次隔振系统b ) 二次隔振系统 第三章振动系统的参数计算 一次隔振系统较为简单，目前得到了广泛的应用。当一次隔振效果不能满足需要时， 才采用二次隔振系统。假如还不能满足要求时，可以采用三次或多次隔振系统。但采用 的隔振次数越多，系统的构造越复杂，重量也随之增大。 3 6 2 隔振弹簧刚度的计算 振动机械隔振效果的好坏，可以通过隔振系数仉的大小加以评定。隔振系数是传 给基础的动载荷幅值乃与工作机体惯性力幅值名之比，即 仇= 警 r g 乃= 七允名= m 0 2 见 所以隔振系数： 珑= 寺_ ( 封毒m 1 - q 式中z o ，隔振频率比 ，隔振系统固有频率 当隔振系数仉确定以后，隔振频率比可按下式计算： 1 y2 瓦 目前的振动机械，频率比通常在2 1 0 范围内选取，即隔振系数为0 2 5 0 0 1 ，当频率 比选定以后，隔振弹簧的刚度可按下式计算： k = 1 了聊缈2 1 3 1( 3 1 5 ) z q y 选取隔振系数仉= 0 0 5 ，即传递给基础的动载荷k - r - 作机体惯性力幅值的1 2 0 ，则 隔振频率比 铲按刮志“4 7 2 0 y2 瓦2 而叫4 。7 隔振弹簧刚度为 足：三m 缈2 ：南5 5 0 0 7 6 7 2 ：1 6 2 1 0 6 ( n 朋) ，2 4 4 7 2 7 最终的隔振系统的参数还应满足下列要求： 大连交通大学丁学硕七学位论文 ( 1 ) 机器应该具有良好的和能满足实际工作要求的隔振效果，即隔振系数应小于某 许用值。 ( 2 ) 加载后，机器的下沉量应小于某许用值。 ( 3 ) 机器工作过程中和通过共振区时，不应使隔振弹簧与机体脱离而产生冲击和噪 声，即可能产生的最大动变形五应小于静变形五。 兀下g 筹- t v o ( 3 1 6 )o2 i 2 菥( 3 1 6 ) 式中g 振动质量受到的重力 静变形 兀= m 七g = ；器= o 0 3 3 ( 聊) = 3 3 ( m m )丘1 o z l u 一 静变形与振幅之比为李= 3 3 5 = 6 6 ，一般振动机械的试验表明，弹簧的动变形厶以通过 共振区时为最大，一般为振幅的3 7 倍，即厶= ( 3 7 ) 2 ，可见，此比值在正常范围内， 选取的隔振系数是满足要求的。 3 7 振动台竖直振动振幅的校核计算 图3 7 有阻尼振动系统受力简图 f i g u r e3 7w i t hd a m p i n gv i b r a t i o ns y s t e m 根据牛顿运动定律，受简谐力作用的受迫振动，其运动微分方程为 田 口 m x + c x + k x = 昂s i n c o t 其解由齐次解与特解两部分组成，齐次解为 而= a e 却s i n ( 而，+ 伊) ( 3 1 7 ) ( 3 1 8 ) 式中孝为阻尼比，p 2 = 三，口= 1 一善2 p ，即衰减振动的圆频率。特解可以表示为 朋 x 2 = x s i n ( t o t 一妒)( 3 1 9 ) 第三章振动系统的参数计算 将式子( 3 19 ) 代入微分方程( 3 17 ) ，有 ( k - - m o ) 2 ) x s i n ( c o t 一缈) + f 国x c o s ( 研一缈) = f os i n c o t( 3 2 0 ) 将上式右端的f os i n c o t 改写如下 f os i n c o t = f os i n ( c o t - 矿) + 】 = f o c o s 缈s i n ( 研一缈) + f os i n 缈c o s ( c o t 一缈)( 3 2 1 ) 因为方程( 3 2 0 ) 在任意时刻都成立，故方程( 3 2 0 ) 与( 3 2 1 ) d ps i n ( c o t 一伊) 与c o s ( c o t q o ) 的系 数必须两两相等，即 磊c o s 驴2 ( 七一所) x ( 3 2 2 ) es i i l 驴= c c o x 、 7 由此可得 x 2 4 ( k - m e 0 墨2 ) 2 + ( c o o ) 2 = ( 3 2 3 ) t a n 伊：与 ( 3 2 4 ) 于是微分方程的特解为 而：下鱼型丝尘 ( 3 2 5 ) 2 ( 七一加缈2 ) 2 + ( c 缈) 2 、 通解为 x 2 墨+ 恐2 么p 一伽s i n ( x 1 - f 2 qf+咖+：趸幕f：o亏s翥i翥n(零co于t丽-co) ( 3 2 6 ) 右端第一项代表衰减的自由振动，它在运动开始后的很短时间内就消失了，通常不考虑。 右端第二项代表与激扰力同频率的简谐运动，它就是有阻尼振系在简谐激扰力作用下的 受迫振动，它不因有阻尼而衰减，只要e 与缈保持不变，则x 与妒都是常数。受迫振动 是稳态运动，特解毪称为稳态解。为了便于进一步研究，将式子( 3 2 3 ) 和( 3 2 4 ) 的分子分 母同除以k ，并整理得【1 3 1 6 】 式中气频率比 f 阻尼比 x1 一= - = = = = = = = = = = = = = = = = = = = = = = = 五( 1 一气2 ) 2 + 4 f 2 2 0 2 伽矽= 鲁 大连交通大学t 学硕士学位论文 碥= 竿振系在常力f o 作用下的静位移 7 亍；专专放大率，即受迫振动的振幅与静位移之比。 ( 1 一气2 ) 2 + 4 孝2 2 0 2 一。 静位移为 x o = i f = _ 三斋= 1 3 8 81 0 3 ( m ) = 1 3 8 8 ( x 41 8 1 0 聊m )= 一= - 2 1 j 6 6 l ui m i =m m i 七 7 、7 放大率为 7 ：兰：一：3 6 3 ( 1 0 8 8 2 ) 2 + 4 x o 0 9 2x o 8 8 2 所以振幅为 小k 而蒜。1 3 8 融3 石3 4 沏嘲 可见，设定的5 r a m 振幅是可以达到的。 本章小结 本章运用振动机械的理论，对振动系统各参数进行了计算，确定了抛掷指数、工作 转速、系统的振动质量、主振弹簧刚度、隔振弹簧刚度等参数。这些参数对于系统的正 常工作是至关重要的。 3 2 第四章振动除锈试验机零部件理论设计计算 第四章振动除锈试验机零部件理论设计计算 4 1 激振器设计 激振器的作用就是要给振动系统提供一个持续的激扰力。根据结构原理分析，确定 设计方案如图4 1 。 徐 姒 3 8 0 图4 1 激振器的结构图 f i g u r e4 1v i b r a t o rc h a r t f 差 5 5 0 图4 2 激振器轴受力简图 f i g u r e4 2v i b r a t o ra x i sf o r c ed i a g r a m 4 1 1 激振器主轴的计算 激振器轴的材料选4 5 钢 2 3 矧，已经计算得知振动机所需的激振力为5 8 x 1 0 4 n ， 则每个激振器上的作用力为 f ：! ：坠! q ：2 9 1 0 。 2 大连交通大学工学硕十学位论文 作用在轴承上的力为 所受的最大弯矩为 剪力与弯矩图如下 q 彤= 如= 詈= 掣乩4 5 舢4 m 嘶扛4 5 川4 孚一枷3 胁 1 4 5 x i 0 n 2 7 5 4 5k 1 0 。 5 5 0 图4 3 轴所受的剪力与弯矩图 f i g u r e4 3m a po fa x i s s h e a rf o r c ea n db e n d i n gm o m e m 设凸轮的最大半径为= 0 1 3 m ，凸轮与压杆间的摩擦系数为f = 0 0 3 ( 钢一不淬火t 8 钢，润滑状态下摩擦系数为0 0 3 ) ，则主轴受到的最大摩擦扭矩为 t = 擦。，m 瓠= f f = 2 9 x 1 0 4 x0 0 3 x 0 1 3 = 11 3 1 ( n m ) 计算弯矩为 屹= 扛丽 2 0 3 ( 4 1 ) = j 、 ( 3 9 9 x 1 0 3 ) 2 + ( o 。6 x 1 1 3 1 ) 2 3 9 9 x 1 0 3 ( n m ) 式中o f 应力校正系数。对脉动变化的转矩口0 6 所以 屹= 鲁捂飒】- l 鳓 ( 4 2 ) 式中吒计算应力 【】一，一对称循环状态下的许用弯曲应力。当碳钢的= 6 0 0 n m m 2 时， 】一1 = 5 5 n m m 2 所以 格= 丽3 9 9 0 蚓- i = 5 5 x 1 0 6 第四章振动除锈试验机零部件理论设计计算 所以d899ram 因为轴上要开一个键槽安装凸轮，直径要相应地放大1 0 5 倍， d = 8 9 9 x 1 0 5 = 9 4 4 m m 取安全系数取s = 1 6 ，因为当轴的材料不够均匀，计算精确度较低时， 所以d = 9 4 4 x 1 6 = 1 5 1 0 4 m m 最后决定取d = 1 6 0 m m 轴端最小直径按照扭转强度来计算 勺= 两t 【r r 】 2 1 1 式中矗轴的扭转应力，n m m 2 孵轴的抗扭剖面模量，m m 3 取s = 1 5 1 8 。 ( 4 3 ) 【o 】轴材料的许用扭转应力，n m m 2 ：等0 2 4 3 1 2 2 1 ( 4 4 ) 式中西轴的最小直径，m m 轴受的扭矩为t = l1 3 1 n m ，材料许用扭转应力为 勺】- 6 0 m p 所以 器 6 0 1 0 6 4 2 1 1 m m 根据4 1 3 节的计算，激振器消耗功率为p = 11 9 4 k w ，所受扭矩为t = 1 5 5 6 5 n m ，根 据机械设计手册( 电子版v 3 0 ) ，联轴器选择w s 7 型，公称扭矩为5 6 0 n m ，考虑到联 轴器与激振器相连，工作时有振动，所以选取公称扭矩较大的一种，根据联轴器的规格， 所以取西= 3 2 m m 。 4 1 2 激振器轴承的计算 轴承是支撑轴的零件，根据摩擦性质的不同，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承。滑 动轴承因面接触而承载能力大，轴承工作面上的油膜有减振、抗冲击和消除噪声的作用， 因处在液体摩擦状态下，摩擦系数小，寿命长，主要用在高速、高精度、重载、强冲击、 轴承结构需要剖分等场合。滚动轴承主要优点是标准化生产，易于互换，效率高，润滑 简便，启动灵敏等，缺点是抗冲击能力差，噪声及寿命不如滑动轴承。但由于滚动轴承 摩擦系数小，启动灵活，互换性好，使用维护方便，逐渐在很多机器上取代了滑动轴承。 因此决定在激振器上使用滚动轴承，由于激振器主轴不受轴向力，只受径向载荷作用， 大连交通大学工学硕士学位论文 在滚动轴承中，圆柱滚子轴承具有较大的径向承载和抗冲击载荷能力，因此使用圆柱滚 子轴承嘲。 对于一般的轴承，可按基本额定动载荷计算值选择轴承，然后校核其额定静载荷是 否满足要求。 轴承基本额定动载荷计算公式如下 c ：警p c 【2 s 1 ( 4 5 ) jn j t 式中c 基本额定动载荷计算值 p 当量动载荷 五寿命因数，工程机械的轴承寿命至少要达到2 0 0 0 0 小时，所以以= 3 0 2 五速度因数，力= 7 3 2 6 r m i n ，五= 0 3 9 5 厶力矩载荷因数，力矩载荷较小时厶= 1 5 ，力矩载荷较大时厶= 2 五冲击载荷因数，较大冲击，厶= 2 力- 、温度因数，工作温度 1 2 0 。，厶= 1 c 轴承尺寸及性能表中所列的径向基本额定动载荷 当量动载荷 p = 职+ r t o ( 4 6 ) = 1 4 5 x 1 0 4 ( ) 式中只径向载荷，e = 1 4 5 x 1 0 4 n e 轴向载荷，f o = 0 x 径向动载荷系数，x = 1 y 轴向动载荷系数，y = 0 2 所以 c ：_ 3 0 2 x 2 x 2 1 4 5 1 0 4 ：4 4 3 1 0 5 n t 4 jl=- 1 = 0 3 9 5 1 n u p 2 2 3 2 型圆柱滚子轴承的c r = 5 9 x 1 0 5 n ，c 墨：1225450 只 1 l 4” 因此选用n u p 2 2 3 2 型圆柱滚子轴承是满足要求的。 4 1 3 激振器消耗功率的计算 激振器轴受到的摩擦扭矩为l1 3 1 n m ，则摩擦扭矩消耗的功率为 丁，z1 1 3 1 7 3 2 6 = 8 6 8 ( k w ) 振动功率为4 3 4 k w ，轴承摩擦消耗功率近似取 p ，= 0 5 x 4 3 4 = 2 1 7 ( k r v ) 则激振器消耗的总功率为 p = p z + p r 。+ 2 p ，= 4 3 4 + 2 1 7 + 2 x 8 6 8 = 2 3 8 7 ( k w ) 则单个激振器消耗的功率为 1 p 。= p = 1 1 9 4 ( k w ) 3 7 大连交通大学t 学硕士学位论文 4 2 传动主轴及轴承 4 2 1 传动主轴的计算 卜一一 3 ) ( 4 ) ( 5 )( 6 ) ( 7 )( 8 图4 4 传动轴布置图 f i g u r e4 4l a y o u to f t r a n s m i s s i o ns h a f t 1 、9 一激振器2 、1 1 一副传动轴3 一同步带4 一电机5 一主传动轴6 一换向齿轮 7 一换向轴8 一小皮带轮1 0 一大皮带轮 如图4 4 所示，5 号轴与电机相联，为主传动轴，2 号、1 1 号轴与激振器相联，为 副传动轴，不难看出，主传动轴承受负载最大，则设计出主轴后，为绘图和加工方便， 可以将其余轴径都与主轴轴径相同。 前一节已经计算出每个激振器消耗功率为1 1 9 4 k w ，齿轮在于油润滑下，效率为 o 9 5 ，圆柱滚子轴承效率为0 9 7 ，摩擦离合器的效率为0 9 ，万向联轴器的效率为o 9 5 ， 同步带的效率为o 9 8 ，绘制传动机构机械效率图如下。 一一 第四章振动除锈试验机零部件理论设计计算 i = i- - t l ! = = 目 0 9 7 副传动轴 转速：7 3 2 6 转分 0 9 7 主传动轴 转速：1 4 6 5 2 转分 0 9 7 换向轴 转速：1 4 6 5 2 转分 图4 5 传动机构效率图 f i g u r e4 5d r i v ee f f i c i e n c y 0 9 7 副传动轴 转速：7 3 2 6 转分 根据该机械效率图，可以计算所需电机的总功率 风= ( 鲰振器o 9 5 0 9 7 0 9 8 + p 涨u o 9 5 0 9 7 0 9 8 0 9 7 0 9 5 ) o 9 7 0 9 = ( 1 3 2 2 + 1 4 3 5 ) 0 9 7 0 9 = 3 1 5 8 ( k w ) 所以主电机选择z 2 8 2 型4 0 k w 直流电机，额定转速为1 5 0 0 r m i n 。 其中副传动轴传递的功率和扭矩为 a = p 激振器o 9 5 0 9 7 = 1 1 9 4 0 9 5 0 9 7 = 1 2 9 6 ( k w ) 纠5 5 噜= 9 5 5 0 x 装= 1 6 8 9 4 1 5 ( 砌) z o 主动轴传递的功率和扭矩为 仍= 如。0 9 = 3 1 5 8 x 0 9 = 2 8 4 2 ( k w ) z ：；5 0 p2：9550竺丝：18524(9550+2 8 52 4 ( n m )z = 9 5 5 0 二= = = 吃 1 4 6 5 2 换向轴传递的功率和扭矩为 见= 耽振器o 9 5 0 9 7 0 9 8 0 9 7 = 1 1 9 4 o 9 5 o 9 7 0 9 8 o 9 7 = 1 3 6 3 ( k w ) 3 9 大连交通大学工学硕士学位论文 z ：9 5 5 0p 3 ：9 5 5 0 旦旦：8 8 8 4 ( n m ) 1 4 6 5 2 主动轴上的小皮带轮分度圆直径为1 7 0 m m ，换向齿轮分度圆直径为2 5 0 m m ，带轮 和齿轮分别传递的功率为 p 2 带= p i 0 9 8 = 1 2 9 6 0 9 8 = 1 3 2 2 ( k w ) 见齿= p 3 0 9 5 = 1 3 6 3 0 9 5 = 1 4 3 5 ( k w ) 带轮和齿轮上分别传递的圆周力为 e 带= e 齿= 9 5 5 0 p 2 带 9 5 5 0 p 2 齿 9 5 5 0 旦丝 1 4 6 5 2 0 0 8 5 9 5 5 0 旦笪 1 4 6 5 2 0 1 2 5 = 1 0 1 3 7 2 ( n ) = 7 4 8 2 5 ( n ) 图4 6 直齿圆柱齿轮受力简图 f i g u r e4 6s p u rg e a rf o r c ed i a g r a m 若忽略摩擦力，则作用于齿面上的正压力e 可以分解为圆周力巧和径向力e 2 1 】，径向 力c 和圆周力e 的关系为 c = e t a n e z 因为e = 最齿= 7 4 8 2 5 n ，所以 c = e t a n o t = 7 4 8 2 5 x t a n 2 0 。= 2 7 2 3 4 ( n ) 因为激振器轴心与传动主轴轴心不在同一个水平面( 参见图2 1 ) ，所以同步带工作时 的带拉力与水平面有一个夹角为7 4 。，所以将带的拉力分解为水平力水平和竖直力 略幄直 第四章振动除锈试验机零部件理论设计计算 2li i 图4 7 同步带受力简图 f i g u r e4 7s y n c h r o n o u sb e l tf o r c ed i a g r a m 乒 带水平= f 2 带。c o s 7 4 。= 1 0 1 3 7 2 x c o s 7 4 0 = 1 0 0 5 2 8 ( n ) 略竖直= e 带s i n 7 4 。= 1 0 1 3 7 2 x s i n 7 4 。= 1 3 0 5 6 ( n ) 主传动轴的受力可以分为水平方向和竖直方向，水平和竖直方向的受力简图如下 所以 所以 图4 8 主传动轴水平方向受力简图 f i g u r e4 8m a i nt r a n s m i s s i o ns h a f th o r i z o n t a lf o r c e 凡l 2 9 0 = 珞水平1 8 0 + c 7 0 = 1 0 0 5 2 8 x 1 8 0 + 2 7 2 3 4 x 7 0 心l = 6 8 9 7 ( ) r s l 2 9 0 = 珞水平11 0 + c 2 2 0 = 1 0 0 5 2 8 x l1 0 + 2 7 2 3 4 x 2 2 0 r n l = 5 8 7 9 2 ( n ) 4 1 大连交通大学工学硕十学位论文 图4 9 主传动轴竖直方向受力简图 f i g u r e4 9m a i nt r a n s m i s s i o ns h a f tv e r t i c a lf o r c e 髟2 2 9 0 = 略竖直。1 8 0 + f t 7 0 = 1 3 0 5 6 x 1 8 0 + 7 4 8 2 5 x 7 0 所以 心2 = 2 6 1 6 5 ( n ) r b 2 2 9 0 = 竖直1i o + f , 2 2 0 = 1 3 0 5 6 x l1 0 + 7 4 8 2 5 x2 2 0 所以 r b 2 = 6 1 7 1 6 ( n ) 主传动轴水平和竖直方向的剪力与弯矩图如下 图4 1 0 主传动轴水平方向剪力与弯矩图 f i g u r e4 1 0m a i nt r a n s m i s s i o ns h a f ta n dh o r i z o n t a ls h e a rm o m e n t ( n n ) 图4 1 1 主传动轴竖直方向剪力与弯矩图 f i g4 - 1lt h em a i nt r a n s m i s s i o ns h a f ts h e a ra n dm o m e n ti nv e r t i c a ld i r e c t i o n 4 2 第网章振动除锈试验机零部件理论设计计算 带轮处合弯矩为 m , o 合= 4 7 5 8 7 2 + 2 8 7 8 2 = 8 1 1 5 ( n m ) 齿轮处合弯矩为 m s 合= 4 4 1 1 5 2 + 4 3 2 2 = 5 9 6 6 ( n m ) 根据图4 4 可知，齿轮处的轴所受的扭矩等于主动轴所受的最大扭矩，即 = 乏= 1 8 5 2 4 ( n m ) 带轮处的轴所受的扭矩为 p t , = b s s 0 0 限9 8 = 9 5 5 0 x 篙a , 0 竽3 一( )限1z 齿轮和带轮处的计算弯矩为 t 礴= 合2 + ( 口) 2 = 8 1 1 5 2 + ( o 6 x 8 6 2 ) 2 = 9 6 2 3 ( n m ) = m + ( a t d 2 = 5 9 6 6 2 + ( o 6 x 1 8 5 2 4 ) 2 = 1 2 6 1 4 ( n m ) 式中口应力校正系数。对脉动变化的转矩口0 6 所以主传动轴上最大计算应力为 一= 争铬嘲】。 式中【】。一一脉动循环状态下的许用弯曲应力，轴的材料为4 5 钢，当碳钢的 = 6 0 0 n m m 2 时，h 】o = 9 5 n m m 2 2 3 】 所以 捂= 等9 5 x 1 0 6 2 d 0 0 2 3 7 m = 2 3 7 r a m 取安全系数为1 6 ，因为当轴的材料不够均匀，计算精确度较低时，取j = 1 5 1 8 。 所以d 1 6 x 2 3 7 = 3 7 9 2 m m 轴上在不同的截面处开两个键槽，安装齿轮和带轮，轴径要相应地放大1 0 5 倍 所以d 1 0 5 x 3 7 9 2 = 3 9 8 2 m m 轴端最小直径按照扭转强度来计算，根据式( 4 3 ) 轴受的扭矩为丁= 1 8 5 2 4 n m ，材料许用扭转应力【冽为眩】_ 6 0 蚬 所以 面1 8 5 2 4 6 0 1 0 6 4 3 大连交通大学工学硕士学位论文 所以dl249mm 离合器连接主电机与传动主轴，受到的扭矩为 ： p ：9 5 5 0 卫笠：2 0 5 8 3 ( n m ) t 9 5 5 0 - - - 9 5 5 0x 2 0 58 3 ( n m ) = 二：二二一 n1 4 6 5 2 根据机械设计手册( 电子版v 3 0 ) ，选取d l m 2 6 3 0 型大型有滑环干式多片电磁离 合器，公称扭矩为6 3 0 n m ，连接端直径为4 0 5 5 r a m ，考虑到离合器用于振动机械，载 荷变化很大，因此选择连接端直径为反= 4 8 m m ，轴承处直径为d = 5 0 r a m 。 4 2 2 传动主轴轴承的计算 只要实际工作情况允许，一般的机械上用滚动轴承比较多。在滚动轴承中，圆柱滚 子轴承具有较大的径向承载和抗冲击载荷能力，因此使用圆柱滚子轴承。 传动主轴同步带一侧的轴承所受的径向载荷的合外力为 = 髟1 2 + 心2 2 = 、6 8 9 7 2 + 2 6 1 6 5 2 = 7 3 7 6 6 n 传动主轴换向齿轮一侧的轴承所受的径向载荷的合外力为 j 沾= 如1 2 + 如2 2 = 5 8 7 9 2 2 + 6 1 7 1 6 2 = 8 5 2 3 7 n 根据式( 4 5 ) ，计算轴承的基本额定动载荷 c ：盈选p c - n l t 式中c 基本额定动载荷 p 当量动载荷 五寿命因数，工程机械的轴承寿命至少要达到2 0 0 0 0 小时，所以以= 3 0 2 z - 速度因数，刀= 1 4 6 5 2