陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计

I 20112011 届毕业设计说明书届毕业设计说明书 陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计 系 部 机械工程系 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 II 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 III ABSTRACT A 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 wheel IV 目 录 1 绪论 1 2 磨头传动装置的总体设计 2 2 1 确定传动方案 2 2 1 2 方案一 2 2 1 1 方案二 3 2 1 3 磨头传动方案的选定 3 2 2 电动机的确定 4 2 2 1 电动机类型和结构形式 4 2 2 2 电动机的容量 4 2 2 3 确定电动机的转速 5 2 3 总传动比的确定和各级传动比的分配 5 2 4 磨头的运动和动力参数的计算 6 2 4 1 各轴转速的计算 6 2 4 2 各轴功率的计算 7 2 4 3 各轴转矩的计算 7 3 磨头传动件的设计计算 9 3 1 选则联轴器的类型和型号 9 3 2 磨轮自转的直齿圆锥齿轮的设计计算 9 3 2 1 齿轮材料的选则 9 3 2 2 主要参数的选则 9 3 2 3 直齿圆锥齿轮的几个尺寸设计和强度校核 10 3 3 磨头公转的蜗轮蜗杆传动计算 15 3 3 1 传动类型 精度等级和材料的确定 15 3 3 2 初选几何参数 15 3 3 3 确定许用接触应力 15 3 3 4 按接触强度设计 15 3 3 5 主要几何尺寸 16 V 3 3 6 蜗轮圆周速度的计算并核对传动的效率 16 3 3 7 接触强度的校核 16 3 3 8 蜗轮弯曲强度的校核 17 3 3 9 其他几何尺寸计算 17 4 磨头轴系的设计 19 4 1 初绘装配底图及验算轴系零件 19 4 1 1 确定箱内传动件轮廓及其相对位置 19 4 1 2 箱体内壁位置的确定 20 4 1 3 初步进行视图布置及绘制装配底图 20 4 1 4 磨头公转蜗杆轴的设计 21 4 1 5 磨轮自转的直齿圆锥主动齿的轮轴的设计 26 4 1 6 磨轮公转蜗轮轴的设计 30 4 1 7 磨轮自转小锥齿轮轴的设计 34 4 1 8 旋风磨头上各轴键联接的强度校核 38 4 1 9 旋风磨头上各轴承的疲劳强度校核 40 4 1 10 磨头主要部件螺栓联接强度的校核 45 4 1 11 轴结构的修改 45 4 2 设计和绘制磨头的轴系结构 45 4 2 1 锥齿轮和蜗轮蜗杆的结构设计 45 5 磨头箱体的设计 48 5 1 磨头箱体的结构设计 48 5 1 1 磨头箱体的装配 48 5 1 2 磨头壳体的尺寸确定 51 5 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 1 1 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 2 2 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 3 2 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 KW Tn P m m d 9550 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 m 1 2 n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 1 1 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 96 Z 0 98 0 994 0 96 0 9 在公转磨头中 联轴器 0 98 轴承 3 对 0 983 蜗轮蜗杆 0 8 G 0 98 0 983 0 8 0 74 根据任务书 磨轮自转转速为 2500 2800 r min 转矩为 7 10 N m 磨头有 8 个 磨轮 因此磨轮自转电机的功率范围为 kwkwkw nT P zz d 26 3 16 9 09550 2800 2500 10 7 8 9550 2 而磨头公转的转速为 50 80 r min 转矩为 300 320 N m 因此磨头的公转电机 的功率范围为 kwkwkw nT P G GG d 6 3 1 2 74 0 9550 8050 320 300 9550 5 2 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 i1i2 in 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 1 1 8 或表 1 13 2 对于磨头公转采用蜗轮蜗杆传动 查表得 iw 10 40 而磨轮自转采用的直齿锥齿轮 is 2 3 则磨头公转电机转速范围为 ndG iwnG 10 40 50 80 500 3200 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 1400 833 2800 2500 2 1 3 1 1 rn i n z s z 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 1 12 1 12 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 250kg Y100L2 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 6 2 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 w d n n i nd 电动机满载转速 r min nw 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 0 388 0 2800 2500 970 z i 磨头公转传动比为 75 17 4 28 80 50 1420 G i 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 0 2700 970 z i 磨头公转的设计传动比为 3 20 70 1420 G i 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 r i n n 式中 n n 为 轴 轴转速 r min nd 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 min 7 min 2700 359 0 970 r i n n z z z 磨头公转转速为 nG nGd 1420 r min min 70 3 20 1420 r i n n G G G 2 4 2 各轴功率的计算 P Pd 01 kw 5 P P 12 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 Pzd 01Z 22 0 98 21 56 kw 由于大锥齿轮啮合 8 个小锥齿轮 PZ PZ 12Z 8 21 56 0 992 0 96 2 54 kw 磨头公转时各轴的功率为 PG PGd G01 3 0 98 0 99 2 91 kw PG PG G12 2 91 0 8 2 33 kw 2 4 3 各轴转矩的计算 T Td 01 N m 7 T T i 12 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 m mN n P T d d d 9550 mNTZd 217 970 22 9550 mNTGd 20 1420 3 9550 则磨轮自转的各轴转矩为 TZ TZd Z01 217 0 98 213 N m 8 TZ TZ i Z12 8 213 0 992 0 96 0 359 9 N m 磨头公转的各轴转矩为 TG TGd G01 20 0 98 0 99 19 4 N m TG TG i G12 19 4 0 8 20 3 315 N m 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 N m 213919 4315 9 3 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 1 12 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 N m 和 20 N m 根据以上数据查表 3 29 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 56 62HRC 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 Z Zmin 查表 3 23 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 970 48 17 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 8 1 6 m 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 1 23 4 22 得 9 mm u KT d HP e 3 0 2 1 1 1951 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 3 23 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 mmde 7 168 1182354 0 2135 1 19513 2 1 几何计算 由表 3 23 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 90 3019 30709090 3070 5 70 17 48 arctanarctan 12 2 1 1 Z Z 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 48 3 5 168 mm de2 Z2me 17 3 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 5 R 168 1 0 5 0 3 142 8 mm dm2 de2 1 0 5 R 59 5 1 0 5 0 3 50 575 mm 11 平均模数 mm me 1 0 5 R 3 5 1 0 5 0 3 2 975 mm 外锥距 mm d R e e 111 89 5 70sin2 168 sin2 1 1 齿宽 b R Re 0 3 89 111 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 3 23 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 53 412698 2 111 89 2 4 arctanarctan 1 1 e fe f R h 53 412698 2 111 89 2 4 arctanarctan 2 2 e fe f R h 齿顶角 等顶隙收缩齿 53 412 21 fa 53 412 12 fa 顶锥角 53 1173 53 412 3070 111 aa 53 1122 53 412 3019 222 aa 根锥角 7 4867 53 412 3070 111 ff 7 4816 53 412 3019 222 ff 大端齿顶圆直径 mmhdd aeae 34 170 5 70cos5 32168cos2 1111 mmhdd aeae 1 66 5 19cos5 32 5 59cos2 2222 切相变位系数 Xi1 Xi2 0 压力角 20 大端分度圆齿厚 mmXXmS ie 4978 5 2 5 3 tan2 2 111 mmXXmS ie 4978 5 2 5 3 tan2 2 222 12 大端分度圆弦齿厚 mm d S S e 4968 5 1686 4978 5 1 4978 5 6 1 S 2 2 2 1 2 1 11 mm d S S e 49 5 5 596 4978 5 1 4978 5 6 1 S 2 2 2 2 2 2 22 大端分度圆弦齿高 mm d S hh e aa 515 3 1684 5 70cos4978 5 5 3 4 cos 2 1 1 2 1 11 mm d S hh e aa 6197 3 5 594 5 19cos4978 5 5 3 4 cos 2 2 2 2 2 22 当量齿数 8 143 5 70cos 48 cos 1 1 1 Z Zv 18 5 19cos 17 cos 2 2 2 Z Zv 齿高系数 查表 3 23 4 2 h 1 端面重合度 06 22 12 8 143 20cos 8 143 arccos 22 cos arccos 1 1 1 1 XhZ Z v v va 25 32 1218 20cos18 arccos 22 cos arccos 2 2 2 2 XhZ Z v v va 709 1 20tan25 32 tan18 20tan06 22 tan 8 143 2 1 tan tan tan tan 2 1 2211 vvvavva ZZ 接触强度校核 由式 3 23 4 2 得 10 HPKEH m HHvAt H ZZZZ u u bd KKKKF 1 85 0 2 1 式中 Ft 分度圆切向力 查表 3 23 4 21 得 11 N d T F m t 2 2983 8 142 21320002000 1 1 KA 使用系数 查表 3 23 4 24 得 KA 1 25 Kv 动载系数 由式 3 23 4 3 得 13 12 1 1100 85 0 2 2 1 2 1 u uvZ K b FK K K t tA V 式中 K1 K2 系数 其值列于表 3 23 4 23 取 K1 10 11 K2 0 0193 vt 线速度 25 7 60000 970 8 142 60000 11 Zm t nd v 故 095 1 1 1354 0 354 0 100 25 7 48 0193 0 2785 0 2 298325 1 11 10 2 2 v K KH 齿向载荷系数 KH 1 5KH be 式中 KH be 支撑情况 查表 3 23 4 24 两轮皆悬臂布置取值 KH be 1 5 故 KH 1 5 1 5 2 25 KH 齿间载荷分配系数 查表 3 23 4 25 取 KH 1 ZH 节点区域系数 查图 3 23 4 21 螺旋角 m 0 故 ZH 2 5 ZE 弹性系数 查表 3 23 2 29 取 ZE 189 8 N mm2 重合度 螺旋角系数 由式 3 23 4 6 得 87388 0 3 709 1 4 3 4 v e Z 由式 3 23 4 9 得 10coscos m Z 由式查表 3 23 4 10 得 874 0 87388 0 1 ZZZ ee ZK 锥齿轮系数 ZK 1 将上面的计算结果代入 H中得 2 2 2 9801874 0 5 2 8 189 354 0 1354 0 8 1422785 0 125 2 095 1 25 1 2 2983 mmN H 许用接触应力 由式 3 23 4 11 得 13 WXLVRN H H HP ZZZZ S min lim 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 3 23 2 21 取 ZLVR 0 985 SHmin 最小安全系数 取 SHmin 1 1 14 ZX 尺寸系数 查阅 3 23 2 23 取 ZX 1 ZW 工作硬化系数 查图 3 23 2 22 取 ZW 1 故许用接触应力值为 2 4 11611985 0 1 1 1 1300 mmN HP 结论 H HP 通过 弯曲强度校核 由式 3 23 4 12 得 14 YY bmm KKKKF FS FFvAt F1 85 0 式中 KA Kv KF KH KF KH 同前 即 KA 1 25 Kv 1 032 KF 2 25 KF 1 YFS 复合齿形系数 按 ZV1 143 8 ZV2 18 查图 3 23 2 28 得 YFS1 4 54 YFS2 4 83 Y 弯曲强度计算的重合度和螺旋角系数 查图 3 23 2 28 取 Y 0 68 将各值代入 F公式中的得 2 1 5 39168 0 54 4 975 2 2785 0 125 2 032 1 25 1 2 2983 mmN F 2 1 2 12 5 416 54 4 83 4 5 391mmN Y Y FS FS FF 许用弯曲应力 由式 3 23 4 13 得 15 XRrelTrelTN F FE FP YYYY S min 式中 FE 齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值 查图 3 23 2 29 取 FE 630 N mm2 YN 寿命系数 查图 3 23 2 30 长期工作取 YN 1 Y relT 相对齿根圆角敏感系数 查表 3 23 2 30 和图 3 23 2 24 取 Y relT 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 3 23 2 31 取 YX 1 SFmin 齿根弯曲强度的最小安全系数取 SFmin 1 4 式 3 23 2 20 将上列各值代入公式故许用弯曲应力值 15 2 4501111 4 1 630 mmN FP 结论 F1 FP1 F2 FP2 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 45 50 表面 粗糙度 Ra 为 1 6 m 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 3 23 5 3 取 Z1 2 Z2 Z1i 2 20 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 3 23 5 8 可知 NVSHPHP ZZ 由表 3 23 5 12 查得 220 N mm2 HP 由图 3 23 5 4 查得 s 4 5 m s 传动采用浸油润滑 由图 3 23 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 60 n2 j LN 60 69 1 300 5 10 0 6 3 7 107 查图 3 23 5 6 得 ZN 0 85 HP 220 0 93 0 85 173 9 N mm2 3 3 4 按接触强度设计 按表 3 23 5 8 中接触强度的设计公式 16 3 2 2 2 1 2 15000 mmKT Z dm HP 载荷系数 K 1 2 蜗轮轴的转矩由前计算得 T2 TG 315 N m 16 3 2 1 2 16733152 1 41 9 173 15000 mmdM 查表 3 23 5 2 可选用 m 5 mm d1 90 mm 3 3 5 主要几何尺寸 按表 3 23 5 5 中的公式 蜗轮分度圆直径 d2 mz2 5 41 205 mm 传动的中心距 mmdda 5 147 90205 2 1 2 1 12 导程角 r 24 20634 6 90 52 arctan 1 arctan 1 d mz r 3 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 sm nd 74 0 100060 69205 100060 22 2 齿面间滑动速度 sm r nd s 73 6 34 6 cos100060 147090 cos100060 11 按式 3 23 5 2 得 321 按式 3 23 5 3 得 853 0 08 1 34 6 tan 34 6 tan tan tan 1 v pr r 由表 3 23 5 14 查得 Pv 1 08 搅油损耗率 取96 0 2 滚动轴承效率 取98 0 3 8 099 0 96 0 853 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 3 23 5 8 的公式 17 HPVAEH KKK dd T Z 2 21 2 9400 17 弹性系数 ZE由表 3 23 5 9 查得 ZE 155 N mm2 使用系数 KA由表 3 23 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 322 69 8 091 2 9549 2 按图 3 23 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 2 2 1531 11 11 20590 3229400 155mmN H 结论 H HP 通过 3 3 8 蜗轮弯曲强度的校核 按表 3 23 5 8 中公式 18 2 21 2 666 mmNYY mdd KKKT FPFS VA F 式中 YFS 齿形系数 按查图 3 23 2 24 得76 41 34 6 cos 41 cos 33 2 2 r Z ZV YFS 4 03 Y 螺旋角系数 947 0 120 34 6 1 120 1 r Y 故 2 7 10947 0 03 4 520590 1 11 11322666 mmN F 蜗轮的许用弯曲应力 FP YN FP 寿命系数 YN 当 NL 3 7 107 查图 3 23 5 6 得 YN 0 7 蜗轮材料 N 107时 70 N mm2 FP 故 FP 70 0 7 49 N mm2 结论 F FP 通过 3 3 9 其他几何尺寸计算 按表 3 23 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 2 5 1 mm 18 da1 d1 2ha m 90 2 1 5 100 mm df1 d1 2 ha c m 90 2 1 0 2 5 78 mm ha2 m ha x2 5 1 0 5 mm da2 d2 2ha2 205 2 5 215 mm hf2 m ha c x2 5 1 0 2 0 6 mm df2 d2 2hf2 205 2 6 193 mm de2 da2 1 5m 215 1 5 5 222 5 mm 取 de2 220 mm b2 0 75da1 0 75 100 70 mm b1 11 0 06Z2 m 11 0 06 41 5 67 3 mm 考虑到磨削蜗杆的增加量 取 b1 100 mm mmm d Ra405 2 90 2 1 2 mmmc d R a f 5152 0 2 100 2 1 2 mmmpX 7 15514 3 mmPS xx 85 7 7 155 05 0 1 mmrSS xn 8 734 6 cos85 7 cos 11 mmmha5 1 mmmaxxS85 7 5 014 3 5 0 tan25 0 22 19 4 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 20 4 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 1 11 1 箱体的壁厚为 X 0 04a 3 8mm a 为蜗轮蜗杆中心距 计算得 X 8 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 1 15mm 磨头壳体主要为安装锥齿轮 查表 1 11 1 壳体的壁厚为 K 0 01 d1m d2m 1 8mm 计算得 K 8mm 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 3 0 6 K 4 5 9mm 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 8 12 倍模数 这里结合磨头壳体的结构 其底部面积较大 取 3 8mm 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 3 26 1 1 查得强度极限 B 650 MPa 再由表 4 13 2 得许用弯曲 应力 1b 60 MPa 按扭转强度估算轴径 根据表 4 13 1 得 c 118 107 又由式 4 13 2 得 19 mm n p cd15 6 13 1420 91 2 118107 33 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 3 5 取为 14 15 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 28 14 mm 满足估算轴径 以下验算联轴器的强度 查表 3 29 2 1 得联轴器轴孔直径为 28mm 的许用转矩为 TF 127 N m 联轴器的计算转矩为 Tc KTGI 1 5 19 4 29 1 N m K 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 3 29 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 3 21 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 3 23 4 26 算得锥齿轮轮毂宽度为 L 1 1 2 d6 1 1 2 55 55 66mm 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 3 21 2 76 选用小圆 螺母 M64 2 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 3 29 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 5 15 2 轴的倒角为 c 2 45 轴的圆角半径为 R 2mm 轴段 退刀槽为 宽 2 2mm 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 2 213 142 8 103 2983 N Frl Ft1 tan cos 2983 tan20 cos 70 5 362 N Fa1 Ft1 tan sin 2983 tan20 sin70 5 1023 N 1 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 3 16 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 Z t Z t Z BF EI F EI F xl lET Fax y 8 103853 402420 4206 42044 6 2222 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 6 16 1 得知 在相应受力系统下 B 点处的挠度为 Z HB Z HB Z BFB EI F EI F bxl lET Fbx y 3 41555 18402420 4206 40218 6 222222 根据叠加原理 得 FHB 2 5Ft 方向与 Ft相同0 BFBBFB yyy 由静力学平衡方程 MC 0 1 3323211 29 1 0 tHA HBt FF lFllFHAlllF FH 0 1 1 21 0 tHC tHCHBHA FF FFFF 将 Ft1代入得到各支点反力 NF NF NF HC HB HA 626 7458 3848 计算各截面处的弯矩 30 mmNlFM mmNlFM HCB tA 251652402626 131252442983 3 11 3 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 N mm 5 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 6 mmNTMM ZI A eA 183193 2130006 0 131252 2222 mmN