毕业设计（论文）-卧式回转蒸炒锅传动设计.doc

卧式回转蒸炒锅传动设计 目录目录 目录 1 摘要 2 1 绪论 3 1 1 研究背景及意义 3 1 2 国内外研究现状 3 1 3 设计任务分析 4 2 总体设计 5 2 1 拟定总体设计方案 5 2 2 传动装置总体设计 5 3 减速器的设计 8 3 1 摆线针轮减速器的结构 8 3 2 摆线针轮传动受力分析 9 3 3 摆线针轮的设计计算 13 3 4 摆线轮 针齿 柱销的计算 15 3 5 输出轴的设计计算 17 4 直齿圆柱齿轮传动设计 21 4 1 齿轮的设计计算 21 4 2 小齿轮轴的设计计算 24 总结 27 参考文献 28 摘要摘要 卧式回转蒸炒锅是间歇式蒸煮主要设备 其主要优点是 锅的容积大 产 浆量大 劳动生产率高 与同容积的篜球比 占地面积小 缺点是 附属设备 较多 构造复杂 制造要求高 设备投资费用大 本人所设计的卧式回转蒸炒锅 主要包括锅体 药液加热循环系统 锅盖 支座 其中药液加热循环系统采用中部抽液循环系统 锅盖采用自压紧式自动 锅盖 支座选用耳式支座 本文主要是对卧式回转蒸炒锅传动装置进行了设计 满足卧式回转蒸炒锅 速度要求 本文分析了卧式回转蒸炒锅传动装置的结构及功能 对其应用和发 展现状进行了介绍 在充分掌握了卧式回转蒸炒锅传动装置的结构及功能后 对卧式回转蒸炒锅传动装置的作业环境和工艺需求进行研究分析 进行了电机 的选型和动力输出方式的选择 由此选择卧式回转蒸炒锅传动装置中减速器的 结构形式并拟定了传动方案 按照所确定的传动方案 展开减速器详细结构和 内部零部件的设计 主要包括传动齿轮 轴和卷筒的设计 该卧式回转蒸炒锅 传动装置主要按照我国目前建筑机械系统的发展现状而设计 为改善目前主要 生产的卧式回转蒸炒锅传动装置的适用安全性能和稳定性 适用性 提高劳动 生产率 有利于降低劳动强度 卧式回转蒸炒锅传动装置是今后机械系统的发 展方向 关键词 关键词 制浆 卧式回转蒸炒锅 自动锅盖 传动 全套图纸加扣全套图纸加扣 30122505823012250582 1 1 绪论绪论 1 11 1 研究背景及意义研究背景及意义 在物料加工技术领域 常常需要对原料进行软化和干燥以提高原料的塑性 使轧坯机轧出的坯料薄而不碎 从而提高蒸炒 压榨 浸出效果 传统上对原 料进行软化和干燥的设备是立式软化锅 这种设备具有能耗高 物料加工均匀 性差从而导致死角处物料焦糊等特点 近年来市场上出现的卧式滚筒蒸炒锅包 括倾斜设置的卧式旋转滚筒 滚筒下设有托轮和筒体驱动装置 滚筒内轴向设 有换热列管 滚筒一端设有进料绞龙 进料绞龙顶部设有进料口 滚筒另一端 设有出料箱 出料箱顶部设有出汽箱体且其底部设有出料口 这种现有的卧式 滚筒蒸炒锅虽然与立式软化锅相比降低了一定的能耗 在一定程度上提高了物 料加工的均匀性能 但因为物料在滚筒内运动时没有搅拌作用 因此物料的加 热 软化过程仍然不够均匀 透彻 不但限制了加工效果 也使能耗无法进一 步降低 在制浆造纸工业中 蒸煮器是必不可少的蒸煮设备 因为我国森林资源不 是很丰富 因此我国制浆造纸工业使用的纤维原料主要以废纸和非木材纤维原 料为主 而所需的木浆原料主要依赖进口 这就导致了我国大多数制浆造纸企 业 主要采用的是间歇式蒸煮设备 而连续式蒸煮设备相对于间歇式蒸煮设备 的投资费用要 间歇式蒸煮器的投资费用比连续式蒸煮器低 13 20 因此改 进间歇式蒸煮系统的效率是很有必要的 而蒸煮器的结构形式对间歇式蒸煮系 统的效率提高有着重要的影响 所以设计一种结构性能合理的间歇蒸煮设备 将对我国制浆造纸工业产生不小的推动作用 1 21 2 国内外研究现状国内外研究现状 因为化学制浆的方法很多 纤维原料品种各异 生产规模不一 所以化学 制浆设备的结构和形式有多种多样 化学制浆设备依照操作过程课分为间歇式 和连续式两大类 间歇式化学制浆设备的主体设备为篜球和蒸煮锅 篜球为回转式 多用作 中小纸厂碱法 硫酸盐法或中性盐法制浆设备 因为其产量低 污染大 现在 已基本被淘汰 蒸煮锅为立式固定设备 因为蒸煮药液腐蚀性及工艺特点不同 结构 形式及容积也各异 因而 蒸煮锅又分为硫酸盐蒸煮锅和亚硫酸盐蒸煮 锅 蒸煮锅一般容积较大 多用于大中型纸厂 间歇式化学制浆设备除主体设备外 还需配备必要的附属设备 如循环泵 药液循环加热泵 废回收设备 喷放锅 连续式化学制浆设备按主体蒸煮设备可分为塔式 或立式 连续蒸煮器 也称卡米尔连续蒸煮器 潘迪亚横管式及斜管式连续蒸煮器 塔式连续蒸煮器 适用于大 中型木浆厂 在全球范围内使用最为普遍 化学制浆设备型式的选择主要是按照投资 生产规模 纤维原料种类等 蒸煮器的容积和个数决定于生产规模 蒸煮器型式 设备费用 全厂生产的综 合平衡情况 目前 因为国外木材纤维原料比较丰富 且制浆造纸技术比较成熟 因此 对于蒸煮技术的研究主要集中在连续蒸煮设备 而我国因为木材资源不足 主 要以非木材纤维为原料来制浆 所以主要研究的是间歇蒸煮系统 我国大中型硫酸盐厂多采用固定式卧式回转蒸炒锅蒸煮木材 竹子 荻 苇等原料 卧式回转蒸炒锅的主要优点是 锅的容积大 产浆量大 劳动生产 率高 与同容积的篜球比 占地面积小 缺点是 附属设备较多 构造复杂 制造要求高 设备投资费用大 硫酸盐纸浆蒸煮循环周期较短 一般为 4 5h 如采用自动锅盖 全压喷放 和蒸煮过程的自动控制 循环周期可缩短至 3 4h 所以 要使锅内均匀的升温 硫酸盐蒸煮锅锅容不宜过大 我国常用的锅容有 50 70 110m3三种规格 国 外也有采用较大锅容的 如 125 160m3 硫酸盐蒸煮锅使用 20g 锅炉钢板压力成型后焊接而成的薄壁压力容器 它 主要是由锅体 锅盖 装锅器 喷放阀 药液循环加热装置及支座等组成 1 31 3 设计任务分析设计任务分析 本次毕业设计的任务是 以米卧式回转蒸炒锅为设计对象 主要包括筒体结构 支撑结构和传3 2 动系统 筒体规格是米 转速为倾斜角度为 3 223 04 34 minr 3 5 筒体内部装有冷却管道 设计主要内容是改设备的传动结构及基座的设计与计 算 本文的任务是查阅有关蒸煮工艺及设备特别是卧式回转蒸炒锅方面的书籍 期刊及网络资料 结合自己在纸厂的实习经历 并按照自己学过的知识 充分 发挥自己主观能动性和创新意识 按照设计参数设计一个 110m3 卧式回转蒸炒 锅 同时 进一步的熟悉各种蒸煮设备及其主要组件的结构和工作原理 熟悉 机械产品设计的依据 方法 范围和深度 掌握计算机辅助设计 学会压力容 器的设计方法 包括参数选择 结构计算和材料选用等 从而锻炼机械产品设 计方面的思维能力 2 2 总体设计总体设计 2 12 1 拟定总体设计方案拟定总体设计方案 本次设计的卧式滚筒蒸炒锅具包括倾斜设置的卧式旋转滚筒 滚筒下设有 托板和筒体驱动装置 滚筒内轴向设置有换热列管 滚筒较高一端设有进料绞 龙 进料绞龙顶部设有进料口 滚筒较低一端联通设有出汽箱体 滚筒低端一 侧的筒壁上演筒壁周向均匀设有至少一个筒体出料口 滚筒内壁沿其截面周向 均匀设置有杨料板 扬料板的端部设有弯折部 换热列管的进汽端位于滚筒较 低一端且与一筒状进汽包联通 进汽包与滚筒同轴设置且相互固定连接 进汽 包还密封连接有排水管 排水管内端开口在进汽包的底部 排水管的外端伸出 进汽包且有连接有旋转接头 旋转接头的出口低于排水管的进口 筒体驱动装 置包括电机 电机通过减速机带动小齿轮转动 小齿轮与滚筒筒体上固定的大 齿轮相啮合 驱动滚筒转动 使用时 物料由进料口进入进料绞龙 进料绞龙将其内的物料旋转推送至 滚筒内 筒体驱动装置驱动滚筒转动 滚筒转动时 滚筒内壁上设置的扬料板 不断将滚筒底部的物料带到较高的位置 随着滚筒的转动在落到物料的上部 从而对物料产生搅拌作用 使加热软化过程更均匀 透彻 壁面加热软化过程 不均匀造成的物料焦糊现象 进一步提高物料加热过程中的均匀程度 既增加 了物料的加工效果 又降低了能耗 节约了能源 符合节能减排的行业发展方 向 加热后 物料由料口排除滚筒 加热过程中产生的蒸汽由出汽箱体排除 2 22 2 传动装置总体设计传动装置总体设计 按照设计任务书 滚筒转速为 筒体规格是米 04 34 minr 3 223 则滚筒筒体圆周面上的线速度为 60 1000 64 35 v nv D 0 725 vm s Y 系列三相异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机 是我国新设计 的统一系列 其结构简单 工作可靠 价格低廉 维护方便 适用于不易燃 不易爆 无腐蚀性气体和特殊要求的机械上 如金属切削机床 风机 运输机 搅拌机 农业机械和食品机械等 因为 Y 系列电动机具有良好的起动性能 因 此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械 如压缩机等 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机 全封闭自扇冷式 结构 电压 380V 初选功率为 3kW 的三相异步电动机驱动 则滚筒上的转矩为 95509550 3 6586 4 35 P TNm n 从电动机到工作机输送带间的总效率 联轴器的传动效率 1 0 99 带传动效率 2 0 96 一对圆锥滚子轴承的效率 3 0 98 一对球轴承的效率 4 0 99 减速器传动效率 5 0 97 开式直齿圆柱齿传动效率 6 0 97 总效率 21 2 33 4 5 6 0 992 0 96 0 983 0 99 0 97 0 97 0 817 所以电动机所需工作功率为 Pd Pw 3kw 0 817 2 451kw 查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比 i 8 40 而工作机卷筒轴的转速为 d 250mm nw 60 1000V d 76 5r m 所以电动机转速的可选范围为 nd i nw 8 40 76 5 612 3060 r m 符合这一范围的同步转速有 750r m 1000r m 1500r m 3000r m 四种 综合 考虑电动机和传动装置的尺寸 质量及价格因素 为使传动装置结构紧凑 决 定选用同步转速为 1000r m 的电动机如表 2 1 表 2 1Y132S 6 三相异步电动机技术参数 电动机的型 号 额定功率 kw满载转速 r m 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132S 639602 02 0 电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表 2 2 表 2 2Y132S 6 三相异步电动机外形结构尺寸 尺寸 mm 型号HABCDEF GDG Y132S13221614089388010 833 传动比的分配 总传动比 i nm nw 960 4 35 220 传动比较大 而一般直齿圆柱齿轮传动的传动比为 3 6 初选直齿圆柱齿轮传 动的传动比为 i齿5 则减速器的传动比为 220 44 5 i i i 减 齿 的传动比范围仍然较大 满足这一条件的减速器优选为摆线针轮减速机 i减 3 3 减速器的设计减速器的设计 3 13 1 摆线针轮减速器的结构摆线针轮减速器的结构 图 3 1 所示为摆线针轮行星传动示意图 其中为针轮 为摆线行星轮 z Z b Z H 为系杆 V 为输出轴 运动由系杆 H 输入 通过 W 机构由 V 轴输出 同渐开线 一齿差行星传动一样 摆线针轮传动也是一种 K H V 型一齿差行星传动 两 者的区别在于 摆线针轮传动中 行星轮的齿廓曲线不是渐开线 而是变态摆 线 中心内齿采用了针齿 以称针轮 摆线针轮传动因此而得名 同渐开线少齿差行星传动一样 其传动比为 2 b HVH zb Z ii ZZ 图 3 1 摆线针轮减速器原理图 因为 1 故 表示输出与输入转向相反 即利用 zb ZZ HV i b Z 摆线针轮行星传动可获得大传动比 摆线针轮减速器的结构主要由四部分组成 1 行星架 H 又称转臂 由输入轴 10 和偏心轮 9 组成 偏心轮在两个 偏心方向互成 180o 2 行星轮 C 即摆线轮 6 其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线 为 使输入轴达到静平衡和提高承载能力 通采用两个相同的奇数齿摆线轮 装在双 偏心套上 两位置错开 摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承 称为转臂轴承 180o 通常采用无外座圈的滚子轴承 而以摆线轮的内表面直接作为滚道 近几年来 优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体 称为整体式双偏心轴承 3 中心轮 b 又称针轮 由针齿壳 3 上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销 5 通常针齿销上还装有针套 7 组成 4 输出机构 W 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样 通常采用销轴式输出机 构 图 3 2 摆线针轮减速器基本结构图 1 输出轴 2 机座 2 针齿壳 4 针齿套 5 针齿销 6 摆线轮 7 销轴套 8 销轴 9 偏心轮 10 主动轴 图 3 2 为摆线针轮传动的典型结构 3 23 2 摆线针轮传动受力分析摆线针轮传动受力分析 摆线轮在工作过程中主要受三种力 针轮与摆线轮啮合时的作用力 i F 输出机构柱销对摆线轮的作用力 转臂轴承对摆线轮作用力 i Qr F 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 1 确定初始啮合侧隙 标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合 在理论上都 可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半 但摆线轮齿形只要经过等距 移 距或等距加移距修形 如果不考虑零件变形补偿作用 则多齿同时啮合的条件 便不存在 而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时 其余的摆线轮齿与针轮 齿之间都 图 2 5 修形引起的初始啮合侧隙 图 2 6 轮齿啮合力 存在大小不等的初始侧隙 见图 3 5 对第 i 对轮齿啮合点法线方向的初 始侧隙可按下式表计算 i 2 11 22 1111 1cos1sin sin 1 12cos12cos pii i irp ii rKK r KKkK ff f f ff D D D 式中 为第 i 个针齿相对转臂的转角 为短幅系数 i cpo o 1 K 令 由上式解得 即 0 i 1 cosK i 10 arccosK i 这个解是使初始侧隙为零的角度 空载时 只有在处的一 10 arccosK i 对啮合 从到的初始侧隙分布曲线如图 3 7 所示 0 0 i 0 180 i 图 3 7与的分布曲线 i fD i d 2 判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理 设传递载荷时 对摆线轮所加的力矩为 在的作用下因为摆线轮与针 c T c T 齿轮的接触变形 W 及针齿销的弯曲变形 f 摆线轮转过一个角 若摆线轮体 安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小 可以忽略不计 则在摆线轮各啮 合点公法线方向的总变形 W f 或在待啮合点法线方向的位移为 i 1 2 ii ldb 2 p z 式中 加载后 因为传力零件变形所引起的摆线轮的转角 第 b i l i 个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距离 c o 2 11 sin sin 12cos i icic i lrr kK f q f 摆线轮节圆半径 第 i 个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线 c r i 与转臂之间的夹角 p c o o 3 针齿与摆线轮齿啮合的作用力 假设第 i 对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形 i F 因为这一假设科学考虑了初始侧隙及受力零件弹性变形的影 ii i 响 已被实践证明有足够的准确性 按此假设 在同时啮合传力的个齿中的第 对齿受力可表示为 T z i NFi max max ii i FF dj d D 式中 在处 max F max max 0 55 in Tci iin imii i imc T FZ TFl l l r j d D 01 arccos i Kjj 亦即在或接近于的针齿处最先受力 显然在同时受力的诸齿中 这 max ic llr 对齿受力最大 故以表示该对齿的受力 max F 设摆线轮上的转矩为由 i m 至 i n 的个齿传递 由力矩平衡条件可 c T T Z 得 in ci i im TFl 得最大所受力 N 为 max F max max c in ii i imc T F l l r j d D max 0 55 in ii i imc T l l r j d D T 输出轴上作用的转矩 一片摆线轮上作用的转矩 因为制造误 c T 差和结构原因 建议取 0 55T 受力最大的一对啮合齿在最大力的 c T max 作用下接触点方向的总接触变形 maxmaxmax Wf 针齿销在最大力作用下 在力作用点处的弯曲变形 max f 当针齿销为两支点时 3 max max 31 4864 FL f EJ 当针齿销为三支点时 3 max max 7 48128 FL f EJ 4 c ww T J R Z 输出机构的柱销 套 作用于摆线轮上的力 若柱销孔与柱销套之间没有间隙 按照理论推导 各柱销对摆线轮作用力 总和为 4 c i w T Q R 式中 输出机构柱销数目 w Z 1 判断同时传递转矩的柱销数目 考虑到分配不均匀 设每片摆线轮传递的转矩为 T 为摆线 0 55 c TT 轮上输出转矩 传递转矩时 处力臂最大 必先接触 受力 i 90omaxw lR 最大 弹性变形也最大 设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为 max i 则因变形与力臂 成正比 可得下述关系 i l maxi iw lR 又因 sin iw lR 故 maxsini 柱销是否传递转矩应按下述原则判定 如果 则此处柱销不可能传递转矩 i W 如果 则此处柱销传递转矩 i W 2 输出机构的柱销作用于摆线轮上的力 因为柱销要参与传力 必须先消除初始间隙 因此柱销与柱销孔之间的作 用力大小应与成正比 i Q i W 设最大受力为 按上述原则可得 max Q max max i ii QQ W 由摆线轮力矩平衡条件 整理得 max max 0 55 sinsin i n i wii i m T Q W R 转臂轴承的作用力 转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作 用力平衡 将各啮合的作用力沿作用线移到节点 P 则可得 方向的分力总和为 x1 i n cp c ix i m cpc T Z T F rK r Z Y 方向的分力总和为sin i ni n iyti i mi m FF 3 33 3 摆线针轮的设计计算摆线针轮的设计计算 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算 为了提高承载能力 并使结构紧凑 摆线轮常用轴承钢 GCr15 GCr15siMn 针 齿销 针齿套 柱销 套采用 GCr15 热处理硬度常取 58 62HRC 齿面接触强度计算 为防止点蚀和减少产生胶合的可能性 应进行摆线轮齿与针齿间的接触强 度计算 按照赫兹公式 齿面接触强度按下式计算 0 418 ci HH cei E F b 式中 针齿与摆线轮啮合的作用力 i F 当量弹性模量 因摆线轮与针齿为轴承钢 2 06 105MPa c E c E 摆线轮宽度 0 1 0 15 当量曲率半径 c b c b p r ei 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 针齿销承受摆线轮齿的压力后 产生弯曲变形 弯曲变形过大 易引起针 齿销与针齿套接触不好 转动不灵活 易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合 并导致摆线轮与针齿胶合 因此 要进行针齿销的风度计算 即校核其转角 值 另外 还必须满足强度的要求 针齿中心圆直径650mm 时 可选用带外座圈 p d 的单列向心短圆柱滚子轴承 轴承外径 0 4 0 5 轴承宽度 B 应大 1 D p d 于摆线轮的宽度 c b 输出机构柱销强度计算 输出机构柱销的受力情况 见图 2 7 31 相当一悬臂梁 在作用下 max Q 柱销的弯曲应力为 1 0 5 1 32 3 max 3 max bb SW ccW SW w bb d bQK d LQK 设计时 上式可化为 3 max 1 0 5 1 bb ccW SW bQK d 式中 间隔环的厚度 针齿为二支点时 三支点时 c cc bB 若实际结构已定 按实际结构确定 cc b B 转臂轴承宽度 制造和安装误差对柱销载荷影响系数 一般情况下取 w K 1 35 1 5 w K 3 43 4 摆线轮 针齿 柱销的计算摆线轮 针齿 柱销的计算 跟据使用条件 确定为针轮固定的卧式减速器 带电机 3pkw 输入转速 960 minnr 传动比 43i 10 c Z 为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工 以提高生产率和精度 在平稳载 荷下选材料为 GCr15 硬度为 60HRC 以上 针轮齿数 1 cp ZZ 选材为 GCr15 硬度为 60HRC 以上 658959550000 i n P T H 输出转矩 根据 机械设计手册 1 表 2 7 8 取 0 92 i 初选短幅系数 0 5 1 K 根据 机械设计手册 1 表 2 7 2 0 42 0 55 1 K 初选针径系数 根据 机械设计手册 1 表 2 7 3 8 2 2 K8 2 0 2 2 K 针齿中心圆半径取取 3 3 1 85 0 Trp 4 4615 1 3 Trpmmrp50 材料为轴承钢 58 62HRC 时 1000 1200MPa H 摆线轮齿宽取 pc rb 15 0 1 0 17 c b 偏心距根据 机械设计手册 3 表 2 7 5 查得取 27 2 11 505 0 1 p p Z rK a 6mm a 实际短幅系数 pp raZK 1554 0 130 126 针径套半径 取 12mm mm ZK r r p o p rp 12 180 sin 2 rp r 验证齿廓不产生顶切或尖角 47 32 6 7 4025 2 1 1 2 1 min p p r KZ K min 12 rp r 根据 机械设计手册 3 表 2 7 1 及公式 2 7 17 算得 由计算结果知 摆线齿廓不产生顶切或尖角 针齿销半径取 7mm sp r 针齿套壁厚一般为 2 6mm 实际针径系数 804 2 180 sin 2 p o rp p Zr r K 若针径系数小于 1 3 则考虑抽齿一半 齿形修正 0 35 0 2 rp r p r 考虑合理修形 建立优化模型 由计算机求出 齿面最大接触压力 ni mi i i c i l r l T F 55 0 max max N6549 其中整个结果由计算机求出 i i ci KK rl cos21 sin 1 2 1 传力齿号 m 2 n 4 参看上一章介绍 由计算机求出 摆线轮啮与针齿最大接触应力 1416 7MPa ei c H b EF max max 418 0 m n 齿中的最大值 maxH 转臂轴承径向负载 16988 22 21645977272153257 i ni ni n rixiiy i mi mi m FFQF 转臂轴承当量负载 1 05 16988 17837 r xFP 时 1 05 mmdp390 x 时 1 1 mmdp390 x 选择圆柱滚子轴承 260 0 4 0 5 104 130 p dD 5 0 4 0 根据 机械设计手册 13 GB T282 94 选 N2213 轴承 d 65 B 31 142 D 108 5 r C 3 10 转臂轴承内外圈相对转速 1582 11 1450 1450 VH nnn 转臂轴承寿命 10613 P C Lh 156060 106 3 10 6 16988 124000 156060 10 寿命指数 球轴承 3 滚子轴承 10 3 针齿销跨距由结构及前面的摆线轮宽度 得 L 70 采用三支点型式 针齿销抗弯强度 3 max 48 0 sp bb d LF 2 80 14 70654948 0 3 bb 选用三支点 材料为轴承钢时 150 200MPa bb 针齿销转角 0 000618550mm 时 0 2 0 3 时 mmd p 550 p d 3 53 5 输出轴的设计计算输出轴的设计计算 结构图如图 4 1 图 3 1 输出轴结构装配图 设计计算如下 输出转速 100 10 1000 i n n H V 选材为钢 调质处理 根据 机械设计手册 12 表 15 3 取 45 A0 110 mm 43 100 92 0 22 11033 0min V n P Ad 输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分 为了使所选直径 21 d 与联轴器的孔径相适应 须选取联轴器 联轴器的计算转矩 根 21 d ca TTK A 据 机械设计手册 12 表 14 1 1 3 A K ca T 9 190625814663533 1 TKA 根据 机械设计手册 13 表 8 7 选 HL5 弹性柱销联轴器 轴孔径为 d 60 半联轴器 L 142mm 取 112mm 21 L 其装配结构图如图 4 1 上选用滚动深沟球轴承 6214 根据 机械设 3 4 d 计手册 13 表 6 1 查得 d 70 D 125 B 24 79 则可知 a d mm 70 65 上选用深沟球轴承 3 4 d mm2 3 d 4 5 d 6215 D 130 B 25 84 所以 75 所 75d mmmmmma d mm4 5 d mm 以 22 30 120 套筒长 93 外圈直径 4 5 l mm2 3 l mm4 5 l mmmm 84 轴承端盖由减速器结构定 总宽度为 33mm 轴上联轴器定位采用平键 mm 联接 根据 机械设计手册 13 GB T1095 1979 选用平键 hbl 键槽用键槽铣刀加工 同时为了保证联轴器与轴的配合 选择配合 111890 为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证 安装轴承处选轴的尺 寸公差为 m6 根据 机械设计手册 12 表 15 2 取轴端倒角为 各 o 452 轴肩圆角半径为 5 1 r 求轴上载荷 由前面的轴的结构知 受力中心距离为 116mm 1 F 21 1 16988 10816988 54 FF F 受力中心距离为 50mm 因 5600N 故 2 F 3 F 1 F 23 2 5600 116166 5600 FF F 得 8014N 2414N 2 F 3 F 按弯扭合成应力校核 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 4 的强度 按照下式及上表中的数值 并取 0 6 轴的计算应力 28 29Mpa W TM ca 2 3 2 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 根据 机械设计手册 12 表 15 1 查得 60MPa 因此 故安全 1 ca 1 精确校核轴的疲劳强度 截 1 判断危险截面 截面 2 3 5 9 只受扭矩作用 虽然键槽 轴肩及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度 但因为轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确 定的 所以截面 2 3 5 9 均无需校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 看 截面 4 和 5 处过渡配合引起的应力集中较为严重 从受载的情况来看 截 面 4 5 上的应力最大 因为 5 轴径也较大 故不必做强度校核 截面 4 上应力 最大 因而该轴只需校核截面 4 左侧即可 2 截面 4 左侧 抗弯截面系数 421875 3 1 0 dW 抗扭截面系数 84375 3 2 0 dWT 弯矩 5600 50 280000 M mmN 扭矩 T 1466353 mmN 面上的弯曲应力 6 637MPa W M b 截面上的扭转切应力 17 38MPa T T W T3 轴的材料为 45 钢 调质处理 根据 机械设计手册 12 表 15 1 得 640MPa 275MPa 155MPa B 1 1 截面上因为轴肩而形成的理论应力集中系数及 按文献 12 表 2 2 查取 因 经插值后可查得 0291 0 d r 07 1 d D 2 0 1 3 又由 12 附图 2 1 可得材料敏性系数为 82 0 q 0 85 q 故有效应力集中系数为 1 82 11 aqk 1 26 11 aqk 根据 机械设计手册 12 附图 2 2 得尺寸系数 0 67 根据 机械设 计手册 12 附图 2 3 的扭转尺寸系数 0 82 轴按磨削加工 又附图的表面质量系数为 0 92 轴未经表面强化处理 即 则按式得综合系数值为 1 q 2 8 1 1 k K 1 62 1 1 k K 又根据 机械设计手册 12 及2 2 得碳钢的特性系数 0 1 13 0 05 于是 计算安全系数值 则得 ca S 20 21 m K S 1 10 62 m K S 1 9 40S 0 05 22 SS SS Sca 故可知其安全 4 4 直齿圆柱齿轮传动设计直齿圆柱齿轮传动设计 4 14 1 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 a 选材 七级精度 小齿轮材料选用 45 号钢 调质处理 HB 217 286 大齿轮材料选用 45 号钢 正火处理 HB 162 217 按齿面接触疲劳强度设计 Hmin1 0 87HBS 380 由公式得出 小齿轮的齿面接触疲劳强度 Hmin1 600Mpa 大齿轮的齿面接触疲劳强度 Hmin2 550Mpa b 1 计算应力循环次数 N N1 60njL 60 320 1 8 10 300 9 216 108 N2 N1 i1 91216 108 4 18 2 204 108 2 查表得疲劳寿命系数 KHN1 0 96 KHN2 0 98 取安全系数 SHmin 1 H Hmin KHN SHmin H1 600 0 96 1 576Mpa H2 550 0 98 1 539Mpa H1 H2 取 539Mpa 3 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数 因为小齿轮更容易失效故按小齿 轮设计 取齿数 Z1 24 则 Z2 Z1 i1 24 4 18 100 取 Z2 100 实际传动比 u Z2 Z1 100 24 4 167 4 查表有材料弹性影响系数 ZE 189 8 取载荷系数 Kt 1 5 有 T1 7 63 104T N mm u 3 R1 1 3 齿宽系数 1d 试计算小齿轮的分度圆直径为 d1t 2 32 3 2 1 KtTduu 2 3 H ZE 4 3 1 5 7 63 10 1 3 1 3 2 3 189 9 539 60 34mm c 齿轮参数计算 1 计算圆周速度 v d1t nI 60000 3 14 60 34 320 60000 1 0104m s 齿宽 b d1t 1 60 34 60 34d 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 mt d1t Z1 60 34 24 2 514 h 2 25mt 5 6565 b h 60 34 5 6565 10 667 2 计算齿轮的动载系数 K 按照 v 1 0104m s 查表得 Kv 1 05 又查表得出使用系数 KA 1 00 取动载系数 K 1 1 取轴承系数 K 1 1 1 25 1 42 齿轮的载荷系数 K Kv KA K K 1 6401 3 按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式 d1 d1t 60 34 62 16mm 3 KKt 3 1 6401 1 5 m 62 16 24 2 59 d 按齿根弯曲疲劳强度设计 Fmin1 0 7HBS 275 由公式查得 1 小齿轮的弯曲疲劳强度 FE1 500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度 FE2 380Mpa m 222 3 11 4 1 0 5 1 FaFsF KTRRZuY Y 2 查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1 0 885 KFN2 0 905 计算弯曲疲劳强度的许用应力 安全系数取 S 1 4 由 F Fmin KFN SFmin 得 F 1 FE1 KFN1 S 500 0 885 1 4 316 07Mpa F 2 FE2 KFN2 S 380 0 905 1 4 245 64Mpa 计算载荷系数 由 b h 10 667 1 42 查得 KF 1 45 k K Kv KA K KF 1 1 05 1 1 1 35 1 559 1 查取齿形数 YFa1 2 65 YFa2 2 28 2 应力校正系数 Ysa1 1 58 Ysa2 1 79 3 计算小齿轮的 YFa Ysa F 并加以比较 YFa1 Ysa1 F 1 2 65 1 58 316 07 0 01324 YFa2 Ysa2 F 2 2 28 1 79 245 64 0 01661 YFa1 Ysa1 F 139 3 许用转速 n 4750r min n 960r m 所以联轴器符合使用要求 4 作用在小锥齿轮上的力 dm1 1 0 5 b R d1 1 0 5 112 70 50 125mm 圆周力 Ft1 2T1 dm1 2 2 65 104 58 125 911 82N 径向力 Fr1 Ft1 tan20 cos 1 911 82N tan20 cos18 435 314 83N 轴向力 Fa1 Ft1 tan20 sin18 435 104 97N 5 轴的结构设计如图 3 1 图 3 1 1 按照轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴 向定位要求 I 轴端右端需要制出一轴肩 dI 30mm 故取 d 35mm 为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上 故 I 轴段取 LI 62mm 初步选定滚动轴承 因为轴承同时有径向力和轴向力的作用 故选单列圆 锥滚子轴承 参照工作要求按照 d 35mm 按照机械设计手册标准 单列 圆锥滚子承选用型号为 30208 其主要参数为 d 40mm D 80mm T 19 75 B 18 C 16 所以 d 40mm d 50mm d 40mm L 17mm 取安装齿轮处的轴端 的直径 d 32mm 齿轮的左端通过轴套定位 右端通过轴套和螺钉定位 轴段的长度取 L 58mm 由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定 L 44mm dI 30mmLI 62mm d 35mmL 44mm d 40mmL 17mm d 50mmL 56mm d 40mmL 17mm d 32mmL 58mm 至此 已经初步确定了轴的各段直径和长度 6 求轴上的载荷如图 3 2 计算轴上的载荷 图 3 2 求垂直面内的支撑反力 该轴受力计算简图如下图 齿轮受力 L 56mm 轴承的 T 19 75mma 17 6 L2 L 2 T a 56 2 19 75 17 6 60 3mm 按照实际情况取 L2 60mm 估取 L3 40mm 0 Rcy Ft1 L2 L3 L2 911 82 60 40 60 1519 7N MB Rby Ft1 Rcy 911 82 1519 7 607 88N Y Mcy 1519 7 60 91182N mm 求水平面内的支撑力 0 RCz Fr1 L2 L3 Fal dm1 2 L2 314 83 60 40 MB 104 97 50 125 2 L2 480 86N 0 RBz Fr1 RCz 314 83 480 48 165 65N m Z 水平面内 C 点弯矩 Mz 480 86 60 28851 6N m 合成弯矩 M 95637 71N m 22 MCyMCz 22 9118228851 6 作轴的扭矩图如图 3 3 图 3 3 计算扭矩 T T1 2 65 104N m 校验高速轴 按照第三强度理论进行校核 MD M1D 取 M