机械毕业设计（论文）-船用废气燃烧臂的设计【全套图纸】.doc

第80页 中国矿业大学2008届本科生毕业设计 1 燃烧臂机构的设计全套图纸，加153893706使燃烧臂的桁架实现回转的回转运动的装置称为回转机构。回转机构是用船用废气燃烧臂设计的重要工工作机构之一，它的作用将燃烧臂绕船回转的机构水平圆弧运动，使油管能够伸到海里去,而燃烧臂的作用是固定排气管和喷头.，使燃烧臂的工作具有硬件基础。 燃烧臂的机构主要包括水平支架，垂直支架，排气管以及喷头四大部分。1.1燃烧臂装置的方案设计。 回转支承装置的任务是保证燃烧臂回转部分有确定的回转运动，并能承受燃烧臂各种载荷所引起的垂直力，水平力与倾覆力矩。 本次设计回转驱动装置的特点如下：（1） 支承能力大，要示支承装置具有较高的支承能力（2） 倾覆力矩大，由于燃烧臂重量较大，风力较强，要求能承受一定的倾覆力矩1.2燃烧臂的选型和计算 在满足机架设计准则的前提下，必须根据机架的不同用途和所处环境。考虑下列各项要求，并有所偏重。 （1）机架的重量轻，材料选择合适，成本低。 （2）结构全理，便于制造。 （3）结构应使机架上的零部件安装，调整，修理和更换都方便。 1.2.1 燃烧臂的基本结构船上燃烧臂总长为20m ,燃烧臂结构主要由燃烧头、通气管、水平支架、竖直支架、和底座等部组成。 结构中的水平支架为空间桁架结构。水平支架中的构件采用等边字钢,竖直支架中的构件采用钢。 工作状态下,燃烧臂从支撑架上移开,旋转到伸向船艏前方的位置。 1.2.2水平支架的方案设计 为便于计算,本文中燃烧臂水平支架结构采用在根部固定约束,主要载荷为燃烧臂各部分结构的自重力、风载荷和燃烧头自重力。其中燃烧头自重力为80 N 。 确立方案。水平支架的结构由等边角钢组成如图 1-1 图1-1 水平支架的形状其中第一格中：ab=ac=cb=dg=df=gf=60cm,bf=cd=40cm。则由于燃烧臂是20M，因此水平支架是由50个格组成的。1.2.3 水平支架的受力分析（1）此角钢的密度为7.8 Kg/因此通过计算得。水平支架的重量G为600千克。为6000N。（2）其中燃烧头自重力为80 N 其中燃烧气管道选用外径为=160 mm ,壁厚为6 mm的钢管，钢的密度为7.8Kg/。所以气管道的质量为190 Kg=1900N （3）由于所设计的燃烧臂能在8级风的风力下工作，因此，极限环境载荷的风为： 大风：即8级风。陆地 树枝折断，迎风行走感觉阻力很大，海岸 ，近港海船均留不出。平均风速为17.2-20.7m/s的风。所以取8级风的风速为18m/s 1. 把结构物看作静止不动，具有一定运动速度的空气流向结构物，速度能转变为压力能，对结构物产生压力。压力的大水可用能量原理或伯努利方程计算，以此导出的压力与风速的关系如下： q= 式中: q -风压（） 空气密度kg/ -风速（m/s）。8级风的风速为18m/s 在标准大气压下（1标准大气压=101325Pa），当环境温度为15度时，空气密度=1。2255 kg/，将值代入上式得： q=0.613所以风压为q=0.613 =1.6131818=522.7N2.风载荷的计算方法根据公式得 式中： 作用有燃烧臂某一部分档风面的风载荷 风力系数。取=1.5 风压高度变化系数。取=1 计算风压。其值前已求过。q=522.7 垂直于风向的结构物挡风面积。=3所以 =1.51522.73 =2352N因此。风载荷对水平支架产生的弯矩 =1176001.2.4 水平支架的强度计算 该水平支架由于长度太长达20M，因此。必须校核其弯矩与扭矩 最靠近竖直支架的那一格是受力最大的，因此必须进行其弯矩与扭矩，如图1-2所示： 图1-2 垂直支架的受力分析 己知：ab=cd=40cm,ac=bd=51cm. 重力G=水平支架的重力+燃烧头自重力+气管道的重力 =6000+80+1900=7980N 弯矩重力G19.6m=790019.6=154840N风力117600N（1）求支座反力 由梁的整体平衡条件，可以求得支座反力为 =117600+154840=272440 N 由于水平支架是由三角钢焊接在一起的。因此，可以把其中一节一节的看成一个个的分体。所以，在校核时应该把一段看成一个整体来校核。如图1-3求弯知图： 解；(1)由静力方程 ) ) (2) 绘出弯矩图 如图1-3 水平支架剪力图 如图1-4 水平支架的弯矩图 该钢架的最大弯矩为22.4KN 1.3 垂直支架的方案设计 垂直支架位于水平支架与回转机构的中间，对水平支架起固定的作用， 而对回转机构来说起到缓冲，能把回转机构的转速传到水平支架上，使其能按预定的转速度转动，以达到燃烧臂效果的作用。 因此，垂直支架需要很强的硬度和抗拉，抗弯能力，并且其自身不能太重。故设定方案如图1-5所示 图1-5 垂直支架的形状 它与下面的回转承轴相连图为1-6 图1-6 垂直支架与回转支承的连接图 其垂直支架总高为1m，总长度为1.3m,凸台高为0.1m,空心直径为1.125m，实心直径为1.146m 该垂直支架采用钢。密度为7800kg/ 因此。垂直支架的总重量为780kg 所以其重力为7800N ，重力方向向下2 回转机构的设计回转机构主要由回转轴承组成的，下面将对回转承轴进行介绍和计算2.1 概述回转支承装置是近几十年发展起来的新型机器部件，它己从用于挖掘机和起重机，逐渐发展到用于其它机械。回转支承装置近乎特大弄的滚动轴承，如下图为双排式回转支承的结构简图，图中反映了回转支承在履带式渡压挖掘机上的应用情况，它将机器的上部和下部连接起来，用以支承上部的生量和工作负荷，并使上部都能相对于下部旋转。 图2-1 双排式回转支承1外滚圈（上）；2外滚圈（下）；3内滚圈(带内齿);4滚动体(钢球);5密封图2-2 装在挖掘机上的回转支承1.工作装置;2 上部;3 回转支承;4 下部回转支承的应用范围很广,主要用于起重机械(汽车起重机,塔式起重机等),工程框框(挖掘机,装载机等),运输机械,材料加工机械,冶金机械,冶金机械,食品加工机械,以及军事装备(坦克,高炮,雷达,火箭发射台等),医疗机械,科研设备等.回转支承和普通轴承一样,都有滚动体和带滚道的滚圈.但是,它与普通滚动轴承相比又有很多差异,主要的有以下几点:(1)回转支承的尺寸都大,其直径通常在0.4-10米,有的竟达40米.(2)回转支承一般都要求承受几个方面的负荷,不仅要承受轴向力,径向力,还要随较大的倾翻力矩.因此,一套回转支承往往起几套普通滚动轴承的作用.(3)回转支承的运转速度很低,通常在10转/分以下。此外，在多数场合下，回转支承不作连续回转，而仅仅在一定角度内往返旋转，相当于所谓“摆动轴承”。（4）在制造工艺材料及热处理等方面，回转支承与滚动轴承有很大差别。（5）通常，回转支承上带有旋转驱动用的齿以及防尘用的密封装置。（6）回转支承的尺寸很大，不象普通轴承那样套在心轴上并装在轴承箱内，而是采用螺钉将其固定在上下支座上。 过去，在起重机，挖掘机等机器中，主要采用柱式（中心枢轴式）回转支承，如转柱式回转支承，定柱式回转支承和转盘式回转支承。转盘式回转支承又有少支点液图2-3 转柱式回转支承简图轮式和多支点滚子夹套式。前者又称钩滚式；后者又称多滚式。目前这些己逐渐被滚动轴承式回转支承所取代。与过去回转支承相比，后者主要有下述优点：（1）运转轻便灵活，回转阻力小；（2）结构紧凑，外形忸（主要是高度）小（3）维护方便，使用寿命长：（4）由齿圈，密封和螺钉等组成，安装方便，又便 于专业化集中生产：（5）无中心枢轴，中部空间可安装其它部件。下图所示为一台门座式起重机用的转柱式回转支承，该装置的下支座采用一个圆锥滚子轴承和一个球面滚子轴承，以便承受轴向力和径向力，工只采用一个向心推力轴承来同时承受轴向力和径向力，面上支座相当于一个大的径向轴承，一般采用一定数量的水平滚轮，以便承受上支座的水平力。若该回转部分采用轴承式回转支承，能显著降低重心和成本。我国从六十年代初期，就开始在挖掘机和起重机上应用轴承式回转支承。当时，合肥矿山机器厂生产的16吨轮胎式起重机也采用了双排球式回转支承。此后，国内各种旋转起重机，挖掘机，堆取料机等中的新产品，绝大多数均采用轴承式回转支承。目前，国内已经生产外径达16米的轴承式回转支承（以下简称回转支承），用于堆取料机。六十年代末，交叉滚柱式回转支承在国内也逐渐获得了广泛的应用。近年来，国内已经开始设计和制造三排滚柱式，三排滚锥式回转支承。过去，我国成批生产主机的工厂，回转支承大多自行制造，毛坯由轮箍石轧制；主机产量少的单位，回转支承多由外购解决。洛阳轴承厂，徐州轴承厂和马鞍山回转支承厂现在都进行回转支承专业化生产。 国外，回转支承大多由轴承公司进行专业化生产，各公司都有自己的型式、尺寸系列：主要生产公司有：联邦德国的罗特爱德(ROYllE ERDE公司和FAG公刁，法同的RKS公司，英国的泰珀雷克斯(TAPEREX2公司， 日本的不二越、N5K、KOYO公司以及美国、苏联、民主德国的一些公司和工厂。联邦德国的罗特爱德公司是其中最著名的公司，可生产直径o35-40米回转文承，年产64000套，且品种多、规格全。SKF公司是欧洲较大的工业集团，也是世界上最早成立的技术最先进的轴承制造公司；在英国、法国、联邦德国、宏大利都有分公司f在荷兰设有现代化综合实验中心，其总公司设在瑞典。它设在法国的分公司只KS公司成立于1233年，有职工330人，主要产品有交叉滚往式、单排四点接触球式阅双排浓校式回转文承y产品直径为o55米，年产1600多套。英国的泰泊雷克斯公司也有近30年的历史，目前有职工110人。只生产交叉滚锥式回转支承，产品直径为o53米，年产2509套。其中60为国内主机PZ套，其余出口到美国b中东等国家和地区。该产品采用纯滚动形式阻力较小但加工较复杂。2.1.1 回转支承的型式与结构为了适应不同的使用要求，回转支承的结构型式很多。这些形式各有特点，概括起来，可以根据滚动体的类型，分为点接触式和线接角式两大类，点接触式的滚动体为滚球，如图所示，滚道的断面开状为圆弧形，支承的接触角为滚球的伟力方向与回转支承径向平面之间的交角。名义上为点接触，实际上承受负荷以后变为面接触，滚球在滚道上并非纯滚动，也有部分滑动，如图2-2所示，A是纯滚动点；“2”所对应的面积为两个“1”所对应的面积之和，AA之间向前滑动，AA以外向后滑动。线接触式的滚动体为圆柱形或圆锥滚子，滚道断面为直线形。在平面及锥面滚道中，圆柱形滚柱工作时有滑动现象，圆锥形滚子则基本上没有滑动。点接触式回转支承有如下 几个特点： （1）滚动体和滚道之间名义上为点接触（而实际上受负荷后变为面接触，但接触面仍较小），回转阻力较小； （2）滚道的制造误差，安装间隙，滚圈及座架的弹性变形对接触条件的影响较少，故上述各点对承载能力的敏感性较小； （3）它的最大接触应力高于线接触，故其动承载能力低于线接触； （4）滚道断面为曲线形，加式及磨削略为困难一些。 线接触的特点则正好与上述相反。它的接触应力较低，承载能力较高，但对间隙，安装精度及座架刚性有较高的要求，座架须有较好的抗弯及抗扭刚性，否则将造成边缘接触。在座架刚性不足的情况下，往往选用点接触式回转支承。另一方面，线接触式由于接触处产生的弹性压缩变形比点接触式为小，故在倾翻力矩的作用下，滚圈的相对倾斜角较小，即回转支承具有较大的刚度。特别是多排滚柱式回转支承的刚度最大，这对某些要求精确定位的设备，以及塔架下部旋转的塔式起重机等类机械说来，是有很大意义的。以下分别介绍目前使用的各种回转支承的结型式。(1)推力深沟滚球式回转支承 这种支承如图2-3所示.它只能承受中心轴向负荷,或少量因主机自重而引起的偏心轴向负荷.通常,轴向负荷的相对偏心度应在下式的范围内: 式中 e -轴向力的偏心距, ; D-滚动体分布圆直径; M-倾翻力矩; -轴向负荷 这种支承的接触角,即滚动体的传力方向与回转支承径向平面之间的交角为90度,滚球在滚道的曲率半径约比滚球半径大10%,所以这种支承的径向运转精度不甚高,不适于承受径向力,只能容许轻微的径向力,全力不得偏离支承的旋转轴线10度以上.(2)推力向心滚球式回转支承 为了改善推力深沟式回转支承的径向运转精度,将压力角改成小于90度,如图2-4所示,构成推力向心式,它能比推力深沟式承受较大的径向力.通过压力角的变化可使允许承受的径向力.通过压力角的变化,可使允许承受的径向力和轴向力之间的比例改变,但此角度不应小于70度,如径向力增大,则不要继续缩小压力角,面以采用其他的结构开动式为宜,这种支承的其他特点与推力学沟式相近2.2 根据所知条件设立回转方案选用外齿式QWA型，1120.32的型号 其基本参数为 D=1240mm ,mm,H=90mm,mm, .,n=28,A型，油标数量，h=10mm,L=70mm M=10mm,Z=129,质量=272KG，如图示 图2-5 回转支承回转轴承外负荷的确定：回转支承强度计算的先决条件，是求取支承上的计算负荷，其中包括：总轴向力，总倾翻力矩M；在力矩M作用平面中的总径向力。 由于主机工作条件复杂，因此在计算上述诸力时要考虑的因素很多，它们对支承的强度和寿命都有很大的影响需要考虑的因此包括：（1） 作用在机器上的力有机器自重静负荷，工作负荷和动负荷， 风力旋转驱动齿轮的啮合力，因机身不呈水平状而产生的几个方向分力等 ：（2） 进行超负荷试验的情况。例如，很多起重机是用1。25倍额定负荷进行试验的：（3） 对多种计算位置和负荷的组合，须从这些组合中找出对回转支承最严重的负荷条件：（4） 有些机器，例如单斗挖掘机的工作负荷，有时是按机器的稳定极度限来求取时，以铲斗位于履带对角线方向时为最严重；一般移动式起重机达到机器的稳定极限时，所能起吊的最大负荷大于额定负荷，但所选的稳定性安全系数不等。有时，还需考虑一些非工作状态的负荷（风负荷，竖立及放倒时的负荷等）及事故状态的负荷（5） 负荷的冲击性质如何，对回转支承有较大的影响，例如在沙土上工作和岩石上工作的挖掘机，其回转支承的负荷条件差别很大。（6） 对不同类型的机器来说，负荷的频率及最大负荷出现的概率是不同的，例如安装用的吊钩起重机和抓斗起重机在这方面就有很大的差别。因此，要理想的确定回转支承上的计算负荷是很困难的，通常用一个“使用条件系数”来粗略地考虑动负荷，冲击及负荷频率等因素的影响，该系数列于下表中， 工作类型机器举例系数值轻工作堆料机，汽车起重机，轮胎起重机10-12中工作塔式起重机，船用起重机11-13重工作抓斗起重机，港口起重机13-15单斗挖掘机14-16等重工作斗轮式挖掘机，隧道掘进机16-20本次设计取=1。22.3船用废气燃烧臂的负荷分析2.3.1 船用废气燃烧臂的外力分析 图2-6 船用废气燃烧臂的受力图 总轴力 总倾翻力矩 式中： 垂直支加架的重力 为7800N 水平支架的重力 为6000N总弯矩 为272440 N所以 =7800+6000 =14000N=14KN总倾翻力矩=280KN2.3.2 回转摩擦阻力矩的计算影响摩擦阻力矩的因素很多，因此很难精确地计算。通常采用下式来近似地估计支承的回转摩擦阻力矩： 式中 D承受轴向力及总倾翻力矩M的滚动体分布圆直径。D=1120 mm由轴向力及总倾翻力矩M产生的各滚动体上正压力之总和承受轴向力的滚动体与滚道的当量摩擦系数，可近似取=0.01解.根据己知条件和公式得(1)求偏心距e:35(2)求。由于e0.262D,故按公式求 按2e/D= 35 从图中查得：对于滚柱式回转支承，故 N所以。摩擦阻力矩 = =3217.536 NM2.3.3 与回转支承相配合的小齿轮的尺寸几何计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距基圆直径齿顶圆压力角齿宽 3.船用废气燃烧臂减速器的设计3.1 电动机的选择3.1.1 选择电动机类型本设计中的船用废气燃烧臂用于海上轮船的排气。海上风大、其要求的功率以及最终实现的转速较低。当燃烧臂正常运行时。即其匀速工作时。它所需要的力矩很小。远远小于其初起时的转矩 。因此，选择电动机时要使其克服燃烧臂初启动时的转矩。设燃烧臂由静止转为1度1S的匀速运动所用的时间为1S。（1） 克服水平支架的力矩。 1根据已经得。其需要克服风力的力矩 （2）由水平支架重量转动惯量引起的阻力矩 把整个水平支架看成一个整体。可通过公式得出： 式中： M水平支架的质量。M=600KG L水平支架的长度。L=20M所以 ，由匀变速转动公式知 （3）克服垂直支架重量转动惯量引起的阻力矩根据公式可求 （4）克服回转轴承的摩擦阻力矩 因此。想要使燃烧臂由静止转为匀速转动所需要的总力矩M 3.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率为 式中：传动装置的总效率为 查表2-3确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率，曲柄连杆的传动效率，槽摩擦传动效率代入式得 。有式3-1求出，所需电动机功率为M为总转矩=1168.8kN为已知的1/6r/min因载荷有轻微冲击，故电动机额定功率要大于即可。Ycj系列电动机技术数据，配用电机为YL160L-4。选用电动机的功率为。因为燃烧臂的回转速慢。所以选电动机转速为25 r/min3.1.3传动装置的总传动比及其分配（1）总传动比（2）分配传动装置各级传动比由于此燃烧燃烧设计采用专用的外齿式回转支承来传动，因此最后与回转轴承的外齿相啮合的传动比一般因此。设计的减速器只需要满足总传动比即可，根据参考取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比对于展开式二级圆锥-圆柱斜齿轮减速器，在两极齿轮配对材料、性能及齿宽系数大致相同的情况下，即齿面接触强度大致相等时，两极齿轮的传动比可按下式分配： 即 代入式得3.1.4 计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速根据电动机的满载转速及传动比进行计算;传动装置各部分的功率和转矩。计算各轴时将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号，定0轴（电动机轴），1轴，2轴，3轴，4轴；相邻两轴间的传动比表示为，；各轴的输出功率为，；各轴的输出转矩为，。各轴的输出功率0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）各轴的输出转速0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）各轴的输出转矩0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）3.2 传动方案设计确定传动方案设计是设计传动装置的第一步，是设计各级传动件和装配图的依据，因此应使所拟定的方案在技术上合理、先进、且经济效益高。传动装置方案设计的内容为：确定传动类型，计算总传动比和合理分配各级传动比，计算装置的运动和动力参数。3.2.1 确定传动类型二级圆锥圆柱齿轮减速器传动简图如图3-1所示：图3-1 齿轮传动机构的性能及使用范围功率（常用值）/Kw 最大50000单级传动比常用值圆柱35圆锥23最大值85许用的线速度/（m/s）6级精度直齿v18m/s，非直齿36m/s外廓尺寸小传动精度高工作平稳性一般自锁能力无过载保护作用无使用寿命长缓冲吸振能力差要求制造及安装精度高要求润滑条件高对环境适应性一般圆锥齿轮传动布置在传动装置的高速级，以减小圆锥齿轮的尺寸。因为大模数的圆锥齿轮需要大型机床切齿，对一般制造工厂难于实现。若圆锥齿轮的速度过高，其精度也要相应地提高。此时还需要考虑能否制造及经济性等问题。3.2.2 总传动比和合理分配各级传动比 电动机选定后，根据电动机的满载转速和工作机构主动轴的转速，以及上面所求的，可知该减速器的总传动比为15合理选择和分配各级传动比直接影响传动装置的外廓尺寸、质量、润滑、成本等方面，主要考虑如下几点：各级传动比不应超过其传动比的最大值，应尽量在推荐范围内选取。使减速器中各大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现浸油润滑。所设计的传动装置具有较小的外廓尺寸。1、 圆锥齿轮传动比可取为 2、 圆柱齿轮传动比为： 传动比误差确定 在误差限制范围内。图3-2减减器运动简图3.3齿轮传动的设计与校核当齿轮工作于封闭的箱体之内时，称为闭式齿轮传动。闭式齿轮传动具有润滑与防护条件好的优点，多用于中、高速和较重要的场合；当齿轮齿面的硬度大于350HBS时，称为硬齿面齿轮。将齿轮的精度分为12个精度等级，1级精度最高，12级精度最低，常用的多为59级精度。齿轮材料及热处理如下：1、锻钢 锻钢是制造齿轮最常用的材料，一对齿轮在啮合过程中，小齿轮的齿面硬度通常高于大齿轮的齿面硬度，其高出值约为HBS3050，硬齿面齿轮一般无硬度差。较重要场合可选用硬齿面齿轮，一般硬齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢制作，如45、40Cr、35SiMn，这类齿轮一般进行表面淬火处理，齿面硬度可达HRC5055，因表面淬火后轮齿变形不大，可以不磨齿，常用于中、高速传动。当高速、重载及冲击载荷较大时，硬齿面齿轮常用的材料为20、20Cr、20CrMnTi等低碳钢和低碳合金钢，采用渗碳淬火处理，齿面硬度可达HRC5662，而芯部具有良好韧性。但渗碳淬火后变形较大，需要进行磨齿等精加工，价格较贵。2、铸钢 当齿轮尺寸较大（直径大于400500mm）或结构较复杂时，因轮坯不易锻造，可采用铸钢。铸钢的强度和耐磨性较好，但铸钢铸造性较差，铸钢轮坯在切削加工前要进行正火处理，以消除铸造中产生的内应力。减速器国外资料介绍，减速器能力应提高8倍，从国内运行实践来看，找不出提高8倍的理由。众所周知，闭式传动的主要破坏形式是齿面疲劳，在齿面疲劳计算通过的情况下，齿弯曲破坏强度是非常富余的，常规不进行齿弯曲强度校核。由于在过铁情况发生时，齿辊和减速器转动件的转动惯量较大，适当提高减速器能力是适宜的。对设计的破碎机选用的减速器进行一次齿抗弯强度校核，这对选用减速器时提高一个档次是有益的。双齿辊破碎机上用的传动齿轮，均应采用硬齿面。齿轮传动的几何尺寸数据，应分别根据情况进行标准化、圆整或求出精确数值。例如，模数必须标准化，中心距、齿宽应圆整，啮合几何尺寸（节圆、分度圆、齿顶圆直径和螺旋角等必须精确到小数点后2至3位，角度应精确到“秒”。直齿圆柱齿轮传动为满足中心距为整数，可改变模数和齿数或采用角度变位。对于斜齿轮传动，可调整螺旋角使中心距为整数。圆锥齿轮的锥距R不要求圆整，按模数和齿数精确计算到小数点后三位数，分度圆锥角的数值精确到“秒”，齿宽系数不能取大。齿轮传动是机械传动中最重要的、也是应用最为广泛的一种传动型式。齿轮传动的主要优点是：（1）工作可靠、寿命较长；（2）传动比稳定、传动效率高；（3）可实现平行轴、任意角相交轴、任意角交错轴之间的传动；（4）适用的功率和速度范围广。3.3.1 轮齿的失效形式轮齿的主要失效形式有以下5种：1. 轮齿折断齿轮工作时；若轮齿危险剖面的应力超过材料所允许的极限值，轮齿将发生折断。 3-3 轮齿折断轮齿的折断有两种情况，一种是因短时意外的严重过载或受到冲击载荷时突然折断，称为过载折断；另一种是由于循环变化的弯曲应力的反复作用而引起的疲劳折断。轮齿折断一般发生在轮齿根部。2. 齿面点蚀在润滑良好的闭式齿轮传动中，当齿轮工作了一定时间后，在轮齿工作表面上会产生一些细小的凹坑，称为点蚀。 3-4 齿面点蚀点蚀的产生主要是由于轮齿啮合时，齿面的接触应力按脉动循环变化，在这种脉动循环变化接触应力的多次重复作用下，由于疲劳，在轮齿表面层会产生疲劳裂纹，裂纹的扩展使金属微粒剥落下来而形成疲劳点蚀。通常疲劳点蚀首先发生在节线附近的齿根表面处。点蚀使齿面有效承载面积减小，点蚀的扩展将会严重损坏齿廓表面，引起冲击和噪音，造成传动的不平稳。齿面抗点蚀能力主要与齿面硬度有关，齿面硬度越高，抗点蚀能力越强。点蚀是闭式软齿面（HBS350）齿轮传动的主要失效形式。而对于开式齿轮传动，由于齿面磨损速度较快，即使轮齿表层产生疲劳裂纹，但还未扩展到金属剥落时，表面层就已被磨掉，因而一般看不到点蚀现象。3.齿面胶合在高速重载传动中，由于齿面啮合区的压力很大，润滑油膜因温度升高容易破裂，造成齿面金属直接接触，其接触区产生瞬时高温，致使两轮齿表面焊粘在一起，当两齿面相对运动时，较软的齿面金属被撕下，在轮齿工作表面形成与滑 3-5齿面胶合动方向一致的沟痕，这种现象称为齿面胶合。4. 齿面磨损互相啮合的两齿廓表面间有相对滑动，在载荷作用下会引起齿面的磨损。尤其在开式传动中，由于灰尘、砂粒等硬颗粒容易进入齿面间而发生磨损。齿面严重磨损后，轮齿将失去正确的齿形，会导致严重噪音和振动，影响轮齿正常工作，最终使传动失效。采用闭式传动，减小齿面粗糙度值和保持良好的润滑可以减少齿面磨损。5. 齿面塑性变形在重载的条件下，较软的齿面上表层金属可能沿滑动方向滑移，出现局部金属流动现象，使齿面产生塑性变形，齿廓失去正确的齿形。在起动和过载频繁的传动中较易产生这种失效形式。3.3.2变位齿轮简介标准齿轮存在下列主要缺点：1、 为了避免加工时发生根切，标准齿轮的齿数必须大于或等于最少齿数；2、标准齿轮不适用于实际中心距不等于标准中心距的场合；3、一对互相啮合的标准齿轮，小齿轮的抗弯能力比大轮齿低。为了弥补这些缺点，有效地改善齿轮的传动性能，所以在工程中常采用变位齿轮。用范成法加工齿数较少的齿轮时，常会将轮齿根部的渐开线齿廓切去一部分，如下图。这种现象称为根切。根切将使轮齿的抗弯强度降低，重合度减小，故应设法避免。 3-6范成法 对于标准齿轮，是用限制最少齿数的方法来避免根切的。用滚刀加工压力角为20的正常齿制标准直齿圆柱齿轮时，根据计算，可得出不发生根切的最少齿数zmin=17。某些情况下，为了尽量减少齿数以获得比较紧凑的结构，在满足轮齿弯曲强度条件下，允许齿根部有轻微根切时，zmin=14。下图为齿条刀具。 3-7 齿条刀具齿条刀具上与刀具顶线平行而其齿厚等于齿槽宽的直线nn，称为刀具的中线。中线以及与中线平行的任一直线，称为分度线。除中线外，其他分度线上的齿厚与齿槽宽不相等。加工齿轮时，若齿条刀具的中线与轮坯的分度圆相切并作纯滚动，由于刀具中线上的齿厚与齿槽宽相等，则被加工齿轮分度圆上的齿厚与齿槽距相等，其值为，因此被加工出来的齿轮为标准齿轮（下图a）。若刀具与轮坯的相对运动关系不变，但刀具相对轮坯中心离开或靠近一段距离xm（图b、c），则轮坯的分度圆不再与刀具中线相切，而是与中线以上或以下的某一分度线相切。这时与轮坯分度圆相切并作纯滚动的刀具分度线上的齿厚与齿槽宽不相等，因此被加工的齿轮在分度圆上的齿厚与齿槽宽也不相等。当刀具远离轮坯中心移动时，被加工齿轮的分度圆齿厚增大。当刀具向轮坯中心靠近时，被加工齿轮的分度圆齿厚减小。这种由于刀具相对于轮坯位置发生变化而加工的齿轮，称为变位齿轮。齿条刀具中线相对于被加工齿轮分度圆所移动的距离，称为变位量，用xm表示，m为模数，x为变位系数。刀具中线远离轮坯中心称为正变位，这时的变位系数为正数，所切出的齿轮称为正变位齿轮。刀具靠近轮坯中心称为负变位，这时的变位系数为负数，所加工的齿轮称为负变位齿轮。采用变位齿轮可以制成齿数少于zmin而不发生根切的齿轮，可以实现非标准中心距的无侧隙传动，可以使大小齿轮的抗弯能力接近相等。3-8 变位齿轮的加工3.3.3 齿轮设计准则齿轮在具体的工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间内不发生失效。齿轮传动的设计准则是根据齿轮可能出现的失效形式来进行的，但是对于齿面磨损、塑性变形等，尚未形成相应的设计准则，所以目前在齿轮传动设计中，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行计算。而对于高速重载齿轮传动，还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB64131986）。由工程实际得知，在闭式齿轮传动中，而对于硬齿面（HBS350）齿轮，按弯曲疲劳强度进行设计，接触疲劳强度校核。3.3.4 高-切变位弧齿锥齿轮传动主要尺寸的确定弧齿锥齿轮传动的主要特点：1、齿线是一段圆弧；2、齿形较复杂，制造较难；3、承载能力搞，运转平稳，噪声小； 3-9 弧齿锥齿轮 4、齿面呈局部接触，装配误差及轮齿变形对偏载的影响不显著；5、轴向力大，其方向与齿轮的转向有关；6、可以磨齿。弧齿锥齿轮传动多用于大载荷、周速v5m/s或转速n1000rpm,要求噪声小的传动；磨齿后可用于高速传动（v40100m/s）高-切变位弧齿锥齿轮主要尺寸的初步确定齿轮类型基准齿形参数曲线齿弧齿锥齿轮埃尼姆斯齿形制齿形角（度）齿顶高系数顶隙系数螺旋角（度）变位方式齿高0.820.2高切变位等顶隙收缩齿齿数多则传动的重合度大，传动平稳，并且，在保证齿轮分度圆直径不变的情况下，齿数增多可以减小模数、降低齿高、缩小毛坯直径、减小滑动系数、提高抗胶合能力；同时，减轻齿轮重量、降低制造成本。但当齿轮传动的承载能力主要取决于轮齿弯曲强度时，如闭式硬齿面传动，宜取较少的齿数，一般可取Z1=1720。由于采用变位齿轮，初步估定小圆锥齿轮的齿数Z1为15；大轮齿数 圆整取取62齿数比 传动比误差 误差在范围内小齿轮转速小齿轮功率小齿轮转矩估算圆周速度使用系数KA是考虑由于啮合外部因素引起的动力过渡影响的系数。这种过载取决于原动机和从动机械的特性、质量比、联轴器以及运行状态。齿辊式破碎机属于中等振动，取KA1；齿向载荷分布系数为轴承系数；齿形系数；齿宽系数1/3.5；试验齿轮的疲劳极限；弧齿锥齿轮高变位系数（埃尼姆斯齿形制 ）0.3 ；弧齿锥齿轮切向变位系数（埃尼姆斯齿形制 ）0.19 ；按弯曲疲劳强度进行分度圆直径的初步确定模数表3-1标准模数系列（GB1357-1987）第一系列11.251.522.5345681012162025324050第二系列1.752.252.75(3.25)3.5(3.75)4.55.5(6.5)79(11)141822283645取m8mm 分度圆直径 小轮分度圆直径 圆周速度 与估算圆周速度 很相近，对使用系数KA、齿形系数不必修正；3.3.5高-切变位弧齿锥齿轮正交传动的几何计算分锥角 锥距齿宽 取两者较小值齿顶高齿高齿根高 齿顶圆直径 图3-10 齿轮的尺寸齿根角 齿顶角 顶锥角 根锥角 外锥高铣刀盘名义直径中点锥距大端螺旋角 弧齿厚 当量齿数端面重合度 K=0.709 齿线重合度总重合度 3.3.6 高-切变位弧齿锥齿轮接触强度校核节点区域系数 弹性系数当量圆柱齿轮分度圆当量中心矩当量齿顶圆直径当量端面齿形角当量基圆直径当量啮合线长度 当量端面重合度当量纵向重合度接触强度计算的重合度系数接触强度计算的螺旋角系数 接触强度计算的锥齿轮系数 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数齿向载荷分配系数齿宽中点分度圆上的名义切向力接触强度计算的有效齿宽当量圆柱齿轮的齿数比试验齿轮的接触强度疲劳极限接触强度计算的最小安全系数速度系数润滑剂系数粗糙度系数齿宽中点法向模数接触强度计算的尺寸系数 计算接触应力（正交传动）许用接触应力强度条件合格3.4高变位斜齿轮传动主要尺寸的确定斜齿轮传动的主要优点：1、斜齿轮传动比较平稳，冲击、振动和噪音较小，适宜于高速、重载传动；2、啮合性能好。一对斜齿轮啮合时，两轮齿齿面接触线是斜直线，轮齿是逐渐进入啮合逐渐脱离啮合的，因而传动平稳，振动和噪音小；3、重合度大。重合度随齿宽和螺旋角的增大而增大，重合度大，则同3-11 斜齿轮传动一瞬时啮合的轮齿对数多，故承载能力高，传动平稳，适于告诉重载传动；4、斜齿轮不产生根切的最小齿数较直齿轮少，因此，斜齿轮机构可以更加紧凑。对齿轮材料的要求：齿面有足够的硬度和耐磨性，轮齿心部有较强韧性，以承爱冲击载荷和变载荷。常用的齿轮材料是各种牌号的优质碳素钢、合金结构钢、铸钢和铸铁等，一般多采用锻件或轧制钢材。当齿轮直径在400600mm范围内时，可采用铸钢。下表列出了常用齿轮材料及其热处理后的硬度。表3-2常用的齿轮材料材 料机械性能 / MPa热处理方法硬 度sbssHBSHRC45580290正火160217640350调质217255表面淬火405040Cr700500调质240286表面淬火485535SiMn750450调质21726942SiMn785510调质22928620Cr637392渗碳、淬火、回火566217CrNiMo61180835渗碳、淬火、回火566240MnB735490调质241286ZG45569314正火163197ZG35SiMn569343正火、回火163217637412调质197248HT200200170230HT300300187255QT500-5500147241QT600-2600229302齿轮材料: 17CrNiMo6 热处理方法： 渗碳、淬火、回火渗碳淬火用于处理低碳钢和低碳合金钢，渗碳淬火后齿面硬度可达HRC5662，齿面接触强度高，耐磨性好，而轮齿心部仍保持有较高的韧性，常用于受冲击载荷的重要齿轮传动。3.4.1高变位齿轮齿轮主要尺寸的初步确定一般用分度圆柱面上的螺旋角表示斜齿圆柱齿轮轮齿的倾斜程度。通常所说斜齿轮的螺旋角是指分度圆柱上的螺旋角。斜齿轮的螺旋角一般为820，取=12o；为抵消齿轮2的轴向力，采用左旋。齿顶高系数 取法向齿形角标准值为20，端面齿形角 ，。 齿宽系数按齿轮相对轴承非对称布置，取顶隙系数 取 u4 传动类型：斜齿轮采用高变位， 根据传动类型和、，选择，这样使齿轮的特性得到了很大的改善，应用变位齿轮可以避免根切，提高齿面接触强度和齿根弯曲强度，提高齿面的抗胶合能力和耐磨损性能，此外变位齿轮还可以用于配凑中心距。 2轴的转矩 综合系数 K=2.5 是指某种材料的齿轮经长期持续的重复载荷作用后，齿根保持不破坏时的极限应力。影响的主要因素有：材料成分；力学性能；热处理及硬化层深度、硬度梯度；齿坯加工方式（锻、轧、铸）；残余应力；材料纯度及缺陷等。ML表示对用于齿轮的材料和热处理质量的最低要求，MQ表示可以由有经验的工业齿轮制造者以合理的生产成本来达到的中等质量要求，ME表示制造最高承载能力齿轮对材料和热处理的质量要求。齿轮选用ME, 小齿轮的齿形系数 按弯曲疲劳强度进行初步确定：取 3.4.2高变位斜齿轮外啮合传动的几何计算分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距基圆直径齿顶圆压力角端面重合度 查图得， 则 齿宽 纵向重合度 总重合度 3.4.3高变位斜齿轮接触强度校核小齿轮端面内分度圆上的名义切向力使用系数 小齿轮圆周速度 动载系数 接触强度计算的齿向载荷分布系数 （装配时检验调整的非对称支承）接触强度计算的齿间载荷分布系数节点区域系数弹性系数接触强度计算的重合度系数接触强度计算的螺旋角系数 试验齿轮的接触疲劳极限 FP5216B破碎机配有专用的减速器，能够传送强大的动力，同时又有足够长的寿命，设计寿命为2万小时。当量循环次数 最小安全系数 润滑剂系数 速度系数 齿面粗糙度 大齿轮及小齿轮的齿面平均粗糙度 相对平均粗糙度 粗糙度系数 齿面工作硬化系数 接触强度计算的尺寸系数计算接触应力许用接触应力 强度条件 合适3.5齿轮结构形式的确定通过齿轮传动的强度计算，只能确定处齿轮的啮合参数及主要尺寸，至于齿轮的结构形式和其他各部分的尺寸，则需要进行结构设计才能确定。3.5.1高-切变位弧齿锥齿轮结构形式1、由于小弧齿锥齿轮 故做成齿轮轴结构。2、大弧齿锥齿轮齿顶圆直径 因此采用轮辐式铸造齿轮 铸钢齿轮 取l100mm 3.5.2高变位斜齿轮结构形式1、由于小斜齿轮 故做成齿轮轴形式。2、大斜齿轮齿顶圆直径