机械毕业设计18YQP36预加水盘式成球机设计

专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 1 1 前言 预加水小料球快速煅烧技术，小料球快速烧成技术是立窑煅烧的一项重要技术进步，目前应用十分成功的企业并不多，主要原因是前几年预加水成球系统的控制技术和设备还不太过关，小料球的操作控制要点还没完全掌握，目前预加水成球技术已经发展到第六代产品，设备及控制系统基本过关。 这些都是能否取得高产量、高质量料球的保证，从而提高水泥的煅烧质量和产量。 本课题来源于江苏海建集团 ，该公司为了适应 现代 立窑水泥生产的需要， 设计产量为 25t/h的预加水 盘式 成球机。他们提出了以下几个 技术要求 ： a 产量为 25t/h； b 盘体 工 作面 直径为 3.6m； c. 结构紧凑，工作连续稳定； d. 节能、高效、环保。 在杨晓红老师的指导下，首先进行方案论证。 通过讨论研究，最终确定采用可调盘高 式 盘体、无动力刮刀系统、电机 皮带 ZQ减速机 直齿轮副 成球盘的传动方式。然后根据分析的结果，开始计算轴向力、扭矩以及功率。分析拟定传动装置的运动简图，分配各级传动比，进而进行传动零件的结构进行设计和强度校核。然后对盘式预加水成球机进行总体结构设计。 YQP36预加水 盘式 成球机改变了以往所成料球粒径大，料球耐压强度和孔隙率质量低 的缺陷。并且采用无动力刮刀系统，大大地节省了电耗和维护费用。 本课题新颖实用，在技术上有较大改进，具有较强的竞争力。该预加水 盘式 成球机将具有很大的市场前景。 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 2 2 总体方案论证 2.1 料球的技术要求及对成球盘的技术调整分析 高质量的料球 与 成球 机 的盘转速、盘倾角、盘边高等的选择和调整有直接的关系。转速高时，成球时间缩短，孔隙率提高，料球炸裂温度提高，爆球率低；转速太高将很难成球。一般取 12 13r/min。适当增大，可降低爆球率，一般取值在45 55 范围内。倾角的调整要与盘径、 转速、边高综合考虑。一般盘边高 H=（ 0.14 0.19） D。在不影响成球质量前提下，为降低爆球率，可适当减少边高。 2.2 盘体的技术分析论证 对于老式的盘边高偏高的盘边改进为盘边高为 400 500mm的可调式的盘边，从而提高了成球质量和煅烧质量。成球盘使用时间越长，盘底平面和侧平面变形较大，这将增加成球机的工作负荷，极易烧坏电机、损坏减速机和传动齿轮。采用型钢可以提高盘体强度，解决此 类 问题。成球盘扩径主要是提高成球盘的造球能力和料球质量。 2.3 传动机构的技术分析论证 传动装置一般为整个成球 机 正常稳定运行的 关键。以往采用伞齿轮副传动，传动方式路线为电机 皮带 ZQ 减速机 伞齿轮副 成球盘。这种传动方式下的球盘负荷较重时会导致的间隙配合的孔键相对运动产生黏附磨损和变形，甚至断齿。现在更多采用直齿轮副传动，也有通过行星减速机直接带动的。 常用的减速机有三种型式，圆柱齿轮减速机、行星减速机和摆线针轮减速机。其中采用圆柱齿轮减速机较合适，而采用行星减速机和摆线针轮减速机常会出现因球盘起动扭矩大，传动系统刚度不足，故障多，有漏油问题。相对而言圆柱齿轮减速机传动稳定，噪音小，齿面接触稳定，在润滑保养良好的条件下，运转稳定 。对于圆柱齿轮减速机，其高速轴伸出端在下侧，唇形橡胶密封圈极易磨损，润滑油大量外泄导致缺油、轴承寿命缩短的问题。改进为将高速轴伸出端与低速轴同在减速箱的上侧，原伸出孔由端盖静密封。改进后密封圈略有磨损，不致大量漏油，从而避免缺油事故。 另外，对成球盘减速机输入轴采用花键联接的，因为这样的孔轴联接是间隙配合，所以传动上存在着诸多缺陷。采用平键双键联接避免了在与轴安装时的间隙配合，从而导致的在盘内物料无法卸空的环境下花键由于承受不了较大的惯性力而失效的问题。在强度达到要求的前提下，平键采用过盈配合能保证扭矩的正 常传递。 2.4 刮刀系统的分析论证 固定形式底刮刀装置常采用角钢和耐磨钢板制成断面为三角的整体刮刀。其优点为结构简单，便于安装检修，无动力。缺点有成球盘旋转阻力大，振动大，刮刀易磨损。活动形式的底刮刀装置有以下几种： 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 3 a. 无动力点触式旋转刮刀装置，其结构简单，刮灰阻力小，成球质量相对较高，零电耗； b. 电动往复式底刮刀装置，成球盘旋转阻力极小，但结构复杂，需经常维护； c. 电机拖动摆线针轮减速机形式的底刮刀装置，它具有较好的“刮全性能”阻力小，成球质量高，节能效果显著，但结构复杂，故障率高。 现在为 了能向节能这要求上发展，更流行采用无动力式刮刀，其相对于有动力刮刀大大降低了电耗。 固定式边刮刀由于所刮的物料量不同使刀角磨损成弧形，最后造成盘角积料过多，加快了刀的磨损。这里采用活刮刀，在机械机构中实现边刮刀随滑柱沿盘边上下移动，当成球盘转动时，盘边即被刮净，从而保证了生产的连续性。 面对无动力刮刀在运转过程中所出现的刮刀杆的刮底作用不均匀，刮刀损坏，成球质量差的问题，在刮刀盘的机架上安装一飞轮从而起到调节刮刀盘转速的作用，使其能稳定运转。这样解决了成球质量差的问题，减低了电耗和制造使用成本。 2.5 刮刀 盘、刮刀杆和刀头分析论证 刮刀盘从形状上分为五边形刮刀盘和六边形刮刀盘。 采用圆柱形刮刀杆的五爪无动力刮刀时，即采用五边形刮刀盘，存在刀杆不易夹紧，彻底清盘一次的周期长，清料阻力大，成球盘动力消耗高等缺陷。将其改进为方形刮刀杆和在刀头焊接耐磨的硬质合金刀头。从而利于刮刀杆的夹紧，缩短了清盘周期，也有利于清除粘附在成球盘面上的物料，减小了成球盘的运转阻力和提高了刮刀的使用寿命。另外采用十爪无动力刮刀，即在五边形刮刀盘各边中间多装配一根刮刀杆，其优越性更加突出。刮刀底焊 YT15-A325铜焊合金，作为刀头。刮刀 与盘边盘底距离保持 3 8cm。设计一五等分支架，可用角钢（ 5#和 6#）焊接，然后焊卡板把刮 条 固定在支架上。 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 4 3 盘式 预加水 成球机综合参数计算 3.1 生产能力计算 根据参考文献 21， 可知 预加水 盘式 成球法的生产 经验公式 如下： G=（ 1.5 2.0） D2 （ 3-1） D 成球盘直径， m； G 生产能力， KW。 已知 G= Q= 25t/h, 求得 D 3.6m。 3.2 功率计算 根据参考文献 21，可知预加水 盘式 成球所需功率相对滴水成球的小，其经验公式如下： N=（ 1.2 1.5） D2 （ 3-2） D 成球盘直径， m； N 成球盘所需功率， KW。 由 D=3.6m， N=（ 1.2 1.5） 3.62KW=（ 15.6 19.44） KW 根据参考文献 25，可知预加水 盘式 成球 功率计算公式： No=0.2KHR2n 1（ 3-3） No 成球盘传动所需功率， KW； K 刮刀阻力系数，当采用固定刮刀时， K=1.5； 料球体积密度； 机械传动效率， =0.85 0.9。 取 H=0.6m、 R=1.8m、 n=12r/min、 =0.85， No=0.2 1.5 0.7 1.82 12 1.2 1 0.85KW=11.52KW 电机功率： N=K1 No （ 3-4） K1 备用系数，一般 K1=1.2 1.5。 D较大时取低值，反之取高值。取 K1=1.4。 N=1.4 11.52KW=16.14KW 主机功率取 N=18.5KW 3.3 成球机盘高计算 根据参考文献 25，可知预加水 盘式 成球机盘高计算公式： H=（ 0.16 0.2） D （ 3-5） H 盘边高， m； D 盘直径， m。 由 D=3.6m 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 5 H=（ 0.16 0.2） 3.6m=（ 0.576 0.72） m 3.4 成球机转速 计算 根据参考文献 25，可知预加水 盘式 成球机盘体 临界转速 计算公式： nKP= 42.4D s in c o sf（ 3-6） D 圆盘直径， m; nKP 圆盘 临界转速， r/min。 取 =49o、 f=tg35 o=0.7 nKP= 4 2 . 4 s i n 4 9 0 . 7 c o s 4 93 . 6 oor/min=12.15r/min 可知预加水 盘式 成球盘为全盘成球，圆盘工作转速计算公式如下： nP= 23D（ 3-7） nP 工作转速， r/min。 nP= 233.6r/min =12.122r/min 3.5 圆盘倾角计算 根据参考文献 25，取预加水 盘式 成球机盘体倾角为 45o 55o。 3.6 料球运动基本方程 查 根据参考文献 25，可知预加水 盘式 成球机料球运动基本方程： 图 3-1 料球受力图 cos 2 19 0 0 ( s i n c o s )Rnf （ 3-8） 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 6 R 圆盘半径， m； n 圆盘转速， r/nim； 圆盘与水平面的倾角，度； f 料球与盘面的摩擦系数； 料球脱离角，度。 cos 21 . 8 1 2 19 0 0 ( s i n 4 9 0 . 7 c o s 4 9 ) =0.975 得 =12.94 根据参考文献 22，根据预加水 盘式 成球机是全盘成球，在计算存料体积上有公式（ 5-48）： V= 22 1.253 HR=0.833 2HR =0.208 2HD （ 3-9） H 盘边高， m; V 盘内存料量的体积， m3。 取 H=0.6m V=0.208 0.6 3.62m3=1.62 m3 存料量 公式： q=V （ 3-10） 盘内物料的密度，水泥生料 =1.2t/ m3 q=1.62 1.2t=1.94t 盘内物料中心坐 标计算： 根据参考文献 22，坐标公式： 图 3-2 盘体重心坐标图 = 4282tg RV （ 3-11） = 2482tg RV（ 3-12） 由 tg =2HR（ 3-13） V=0.833HR2 （ 3-14） X= = 3 . 63 . 1 4 2 0 . 4 2 41 6 0 . 8 3 3 1 6 0 . 8 3 3R mm 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 7 Y= = 3 . 1 4 0 . 6 0 . 0 3 56 4 0 . 8 3 3 6 4 0 . 8 3 3H mm 盘式预加水成球机提升功率 ： N1=0.0482nHD3=0.0482 11.7 0.6 3.63=15.78KW18.5KW 的圆柱齿轮传动减速机有 ZQ65-20、 ZQH65-20（ JB1585-75） 。 查 参考文献 34得 ZQ65-20减速机规格尺寸： 中心距： a=650、 a1=250、 a2=400；中心高： Hc= 01.5320；最大外形尺寸： L=1278、B=470、 H=700；高速轴： B1=430；低速轴： B2=430、 B3=342、 L1=830、 L2=183、 L3=495；主动轴： d1=60、 d2=110、 L1=290、 L2 =108、 K1=32.5、 b1=18、 B1=420；被动轴： d3=110、d4=125、 L3=265、 L4=165、 t2=127、 b2=36、 B2=452。 4.3 计算传动装置的各参数 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 9 4.3.1 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 4.3.1.1 传动装置的总传动比为 i=123.8 4.3.1.2 分配各级传动比 i 带 =3、 i 减速机 =20、 i 齿轮 =2.06 4.3.2 计算传动装置的运动参数和动力参数 4.3.2.1 各轴转速 轴 ： n =mni带（ 4-1） = 1440 / m i n 4 8 0 / m i n3 rr 轴 ： n =ni减（ 4-2） 480 / m i n 2 4 / m i n20 rr 轴 ： n =ni齿（ 4-3） 24 / m i n 1 1 . 7 / m i n2 . 0 6 r r n 盘4.3.2.2 各轴功率 轴 ： P =PO O =PO 带 （ 4-4） =18.5 0.95KW=17.58KW 轴 ： P =P =P 轴承 1 齿轮 轴承 2 齿轮 （ 4-5） =17.58 0.99 0.98 0.99 0.98KW=16.54KW 轴 ： P =P =P 轴承 3 齿轮 =P 盘 （ 4-6） =16.54 0.99 0.98KW=16.05KW 4.3.2.3 各轴转矩 轴 ： T =9550Pn（ 4-7） 1 7 . 5 89 5 5 0 3 4 9 . 7 7480 N m N m 轴 ： T =9550Pn（ 4-8） 1 6 . 5 49 5 5 0 6 5 8 1 . 5 424 N m N m 轴 ： T =9550Pn（ 4-9） 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 10 1 6 . 0 59 5 5 0 1 3 1 0 0 . 6 41 1 . 7 N m N m =T 盘 将运 动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 （ 4-2） : 表 4-2 各轴参数表 参 数 轴 名 电动机轴 轴 轴 轴 转速 n/r min-1 1440 480 24 11.7 功率 P/KW 18.5 17.58 16.54 16.05 转矩 T/N m 122.69 349.77 6581.54 13100.64 传动比 i 3 20 2.06 效率 0.95 0.94 0.97 5 机械传动件设计 （以下所有公式来自于 参考文献 31） 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 11 5.1 皮带传动设计 设计一 V 带传动。已知该传动为带 式传动系统中的高速级传动 ,所需传动功率P=18.5KW, 由 Y 系列三相异步电动机驱动 , 转速 n1=1440r/min, 从动轮转速n2=480r/min。 5.1.1 选择 V带型号 查 表 4.6得工作情况系数 KA=1.4，由式（ 4.22） PCA=KAP （ 5-1） =1.4 18.5KW=25.9KW 按 PCA=25.9KW、 n1=1440r/min查图 4.11选 C型 V带。 5.1.2 确定带轮直径 dd1、 dd2 5.1.2.1 选取小带轮直径 dd1 参考图 4.11及表 4.4，选取小带轮直径 dd1=224mm 5.1.2.2 验算带速 由式（ 4.8）： V= 11 / 6 0 1 0 0 0ddn （ 5-2） 2 2 4 1 4 4 0 / 6 0 1 0 0 0 /ms 16.9 /ms 在 5 25m/s内，合适。 5.1.2.3 确定从动带轮直径 dd2 dd2=i dd1 （ 5-3） =3 224mm=672mm 查表 4.4，取 dd2=670mm 5.1.2.4 计算实际传动比 i i =21dddd （ 5-4） 670 2.992245.1.2.5 验算从动轮实际转速 21/n n i（ 5-5） 1 4 4 0 / 2 . 9 9 / m i n 4 8 1 . 6 / m i nrr （ 481.6-480） /480 100%=0.3%5% 允许。 5.1.3 确定中心矩 a 和带长 Ld 5.1.3.1 初选中心矩 a0 由式（ 4.23）： 1 2 0 1 20.7 2d d d dd d a d d （ 5-6） 0.7（ 224+670） mm a0 2（ 224+670） mm 625.8mm a0 1788mm 取 a0=1100mm 5.1.3.2 求带的计算基准长度 L0 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 12 由式（ 4.24）： L0 =2a0+ 21212024dddd dddd a （ 5-7） L0= 22 1 1 0 0 2 2 4 6 7 0 / 2 ( 6 7 0 2 2 4 ) / 4 1 1 0 0 3 2 8 8 . 2m m m m 查表 4.2得 Ld =3150mm 5.1.3.3计算中心矩 a 由式（ 4.25）： 00 2dLLaa （ 5-8） 3 1 5 0 3 2 8 8 . 21 1 0 0 1 0 3 0 . 92 m m m m 5.1.3.4 确定中心矩调整范围 由式（ 4.26）： m a x 0 .0 3 da a L（ 5-9） 1 0 3 0 . 9 0 . 0 3 3 1 5 0 1 1 2 5 . 4m m m m m in 0 .0 1 5 da a L（ 5-10） 1 0 3 0 . 9 0 . 0 1 5 3 1 5 0 9 3 6 . 4m m m m 5.1.4 验算小带轮包角1由式（ 4.12）： 121 1 8 0 6 0oodddda （ 5-11） 6 7 0 2 2 41 8 0 6 0 1 5 4 1 2 01 0 3 0 . 9o o o o 合适。 5.1.5 确定 V带根数 z 5.1.5.1 确定额定功率 P0 由1 224dd mm、1 1 2 0 0 / m innr及1 1 4 6 0 / m innr查表 4.5得单根 C型 V带的额定功率分别为 6.71KW和 7.47KW，用线性插值法求 n1=1440r/min时的额定功率 P0 值： 07 . 4 7 6 . 7 16 . 7 1 1 4 0 0 1 2 0 0 7 . 4 11 4 6 0 1 2 0 0p K W K W 5.1.5.2确定 V带根数 z 由 式（ 4.28）： 00ca LPz P P K K （ 5-12） 确定 0P：查表 4.7得 0 1.27P KW确定包角系数 K：查表 4.8得 K=0.92 确定长度系数LK：查表 4.2得 LK=0.97 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 13 计算 V带根数 z： 3 . 3 47 . 4 1 1 . 2 7 0 . 9 2 0 . 9 7z 25.9 根 根取 z=4 根合适 5.1.6 计算单根 V 带初拉力0F查表 4.1得 q=0.30Kg/m 由式（ 4.29）： 20 2 . 55 0 0 1caPF q vv e K （ 5-13） 22 5 . 9 2 . 55 0 0 1 0 . 3 1 6 . 9 4 1 51 6 . 9 4 0 . 9 2 NN 5.1.7 计算对轴的压力QF由式（ 4.30）： 102 s in 2QF zF （ 5-14） 1482 4 4 1 5 s i n 3 1 9 12o NN 5.1.8 确定带轮的结构尺寸，绘制带轮 工作 图 、 1 224dd mm，采用 辐 板式，工作图见 附 录 8。 2 670dd mm，采用辐条式（ 6az ），工作图见 附 录 7。 5.2 齿轮传动设计 设计一对直齿圆柱齿轮传动。已知输入功率 P=16.54KW，小齿轮转速1 24 / m innr，齿数比 =2.06，电动机驱动，工作寿命 10年，每年工作 300天，三班制，工作轻微冲击，齿轮转向不变。 5.2.1 选择齿轮材料热处理方法、精度等级，齿数1z、2z及齿宽系数d考虑到该功率较 大，故大、小齿轮都选用 40Cr调质处理，齿面硬度分别为 250HBS、280HBS，属硬齿面半开式传动，载荷轻微冲击，齿轮速度不高，初选 7 级精度，小齿轮齿数1 30,z 大齿轮齿数21 2 . 0 6 3 0 6 1 . 8zz ，取2 65z ，按硬齿面齿轮悬臂布置安装查表 6.5，取齿宽系数 0.35d 。 5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 由式（ 6.11）： 213112 . 3 2 TEtdHKzd （ 5-15） 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 14 5.2.2.1 确定公式中参数 a. 载荷系数TK： 试选TK=1.5 b. 小齿轮传递的转矩1T： 1T=6581.54Nm =6.58 610 N mm c. 材料系数EZ： 查表 6.3得 EZ=189.8 MPa d. 大、小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H、lim2H按齿面硬度查图 6.8得 l i m 1 l i m 28 5 0 7 8 0HHM P a M P a、e. 应力循环系数 21/NN（ 5-16） 871 . 0 4 1 0 / 2 . 0 6 5 . 0 3 1 0 1160 hN n JL（ 5-17） 86 0 2 4 1 1 0 3 0 0 2 4 1 . 0 4 1 0 f. 接触疲劳寿命系数12HN HNKK、查图 6.6得 120 . 9 8 1 . 2 2H N H NKK、g. 确定许用接触应力12HH 、 取安全系数 1Hs 11 l i m 1 /H H N H HKS （ 5-18） 0 . 9 8 8 5 0 8 3 3M P a M P a 22 l i m 2 /H H N H HKS（ 5-19） 1 . 0 2 7 8 0 7 9 5 . 6M P a M P a 5.2.2.2 设计计算 a. 试算小齿轮分度圆直径1td取 2HH2631 1 . 5 6 . 5 8 1 0 2 . 0 6 1 1 8 9 . 82 . 3 2 2 7 5 . 1 80 . 5 2 . 0 6 7 9 5 . 6td m m m m b. 计算圆周速度 v 116 0 1 0 0 0tdnv （ 5-20） 2 7 5 . 1 8 2 4 / 0 . 3 5 /6 0 1 0 0 0 m s m s c. 计算载荷系数 K 查表 6.2得使用系数 1.25Ak ； 根据 v=0.35m/s， 7级精度查图 6.10得动载系数 1.1vK ； 查图 6.13得 1.24K 则 K=AvK K K（ 5-21） 1 . 2 5 1 . 1 1 . 2 4 1 . 7 0 5 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 15 d. 校正分度圆直径1d由式（ 6.14）： 311 /ttd d K K（ 5-22） 32 7 5 . 1 8 1 . 7 0 5 / 1 . 5 2 8 7 . 1 8m m m m 5.2.2.3 计算齿轮传动的几何尺寸 a. 计算模数 m 11/m d z（ 5-23） 2 8 7 . 1 8 / 3 0 9 . 5 7 mm 按标准取模数 m=16mm。 b. 两轮分度圆直径12dd、11d mz（ 5-24） 1 6 3 0 4 8 0m m m m 22d mz（ 5-25） 1 6 6 5 1 0 4 0m m m m c. 中心矩 a 12/2a m z z（ 5-26） 1 6 3 0 6 5 / 2 7 6 0m m m m d. 齿宽 21dbd（ 5-27） 0 . 3 5 4 8 0 1 6 8m m m m 取2 170b mm由公式：125bb（ 10） mm （ 5-28） 取1 175b mme. 齿高 h 2.25hm （ 5-29） 2 . 2 5 1 6 3 6m m m m 5.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由式（ 6.12）： 12312F F S FdKT YYzm（ 5-30） 5.2.3.1 确定公式中各参数值 a. 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim 1 lim 2FF、查图 6.9，取lim 1 370F M P a 、lim 2 350F M P a b. 弯曲疲劳寿命系数12FN FNKK、查图 6.7，取120 . 9 1 0 . 9 5F N F NKK、c. 许用弯曲应力 12FF、取定弯曲疲劳安全系数 1.4FS ，应力修正系数 2.0STY 得 1 1 l i m 1 /F F N S T F FK Y S（ 5-31） 0 . 9 1 2 3 7 0 / 1 . 4 4 8 1M P a M P a 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 16 2 2 l i m 2 /F F N S T F FK Y S（ 5-32） 0 . 9 5 2 3 5 0 / 1 . 4 4 7 5M P a M P a d. 齿形系数12Fa FaYY、和应力修正系数12Sa SaYY、查表 6.4得：112 . 5 5 2 . 2 8 1 . 6 1 1 . 7 3F a S a F a 2 S a 2、 Y 、 、 Ye. 计算大小齿轮的 111Fa SaFYY和 222Fa SaFYY，并加以比较取其中大值代入公式计算 111 2 . 5 5 1 . 6 1 0 . 0 0 8 5481F a S aFYY 222 2 . 2 8 1 . 7 2 0 . 0 0 8 3475F a S aFYY 小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度 5.2.3.2 校核计算 6232 1 . 7 0 5 6 . 5 8 1 0 2 . 5 5 1 . 6 1 9 7 . 6 40 . 5 3 0 1 6FF M P a 弯曲疲劳强 度 够。 5.2.4 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图见 附 录 5与附录 6 5.3 轴设计及校核 5.3.1 轴设计 已 知 输 入 大 齿 轮 旋 转 方 向 从 左 向 右 看 为 顺 时 针 ， 单 向 旋 转 。1 1 . 7 / m i n 1 6 . 0 5 1 3 1 0 0 . 6 4n r P K W T N m 、 、。 图 5-1 轴结构图 段轴身的长度45 67LL、：为使密封盖与轴身 有良好的 密封效果，减小摩擦，取4 5 6 7 100L L m m。 5.3.1.1 确定轴上零件的装配方案 为方便表示，记轴的左端面为，并从左向右每个截面变化处依次标记为、 ，对应每轴段的直径和长度则分别记为12 23dd、 、和12 23LL、 、5.3.1.2 确定轴的最小直径mind 轴段主要受转矩作用，直径最小。 a. 估算轴的最小直径minod45钢调质处理，查表 11.3确定轴的 C值 取 C=112 30 m in /d C P n （ 5-33） 31 1 2 1 6 . 0 5 0 . 9 9 / 1 1 . 7 1 2 4m m m m 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 17 双键槽轴径应增大 10% 14%，即增大至 136.4mm 141.36mm，取minod=138mm b. 确定轴的最小直径mind应满足m i n 1 2 2 0 m i nd d d d ，取12 138d mm5.3.1.3 确定各轴段的尺寸 段轴头的长度12L：为了保证大齿轮的轴向定位的可靠性，12L应略小于b大 齿 轮 ，取 12 200L mm 段轴身的直径23d：处轴肩高 h=(0.07 0.1)d=(9.8 14)mm，又因轴肩有承受轴向力，故取 h=11mm 则23 12 2d d h。 （ 5-34） (1 3 8 2 1 1 ) 1 6 0m m m m 段轴身的长度23L：取23 130L mm 段23 78dd、，选择轴承型号：取3 4 7 8 2 3160d d m m d ，查 参考文献 35，选用型号为角接触球轴承 7232AC，其内径 d=160mm、外径 D=290mm、宽度 B=48mm、额定载荷 Cr=262KN、 Cor=298KN。 段轴身的直径45 67dd、：为方便安装及减小摩擦应略大于34d，取4 5 6 7 170d d m m。 段轴身的直径56d：为减小加工 时车削的背吃刀 量，56d应略大于45d，取56d=175mm。 段轴身的长度56L：取56L=1179mm。 5.3.1.4 轴上零件的周向固定 齿轮与轴的周向固定 ： 采用双键连接，轴承与轴的周向固定采用过渡配合。 齿轮处的双键选择：查 参考文献 32普通平键（ GB/T1096 1979），选型为 A型 36 20 160，即键 36 160 GB/T1096 0979。 齿轮轮毂与轴的配合 ： 为了保证对中良好，采用较紧的过渡配合 ，配合为 H7/k6。 滚动轴承与轴的配合：采用较紧的过盈配合，轴径尺寸公差为 h6。 5.3.1.5 确定倒角和圆角的尺寸 轴两端的倒角：根据轴径查手册，去倒角为 2 45o。 各 轴肩出圆角半径：考虑应力集中的影响，由轴段直径查手册，取装配圆角 R1，其他圆角 R2。 5.3.1.6 绘制轴的结构装配图：见 附录 4。 5.3.2 轴强度校核 估算盘体与存料共重 38KN。 5.3.2.1 求轴上载荷 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 18 a.计算齿轮受力 齿轮的分度圆直径：22 1 6 6 5 1 0 4 0d m z m m m m 圆周力 ：1 2 2 22/ttF F T d（ 5-35） 342 1 3 1 0 0 . 6 4 1 0 / 1 0 4 0 2 . 5 2 1 0NN 径向力：12/rtF F tg（ 5-36） 442 . 5 2 1 0 / 2 0 6 . 9 1 0ot g N N 合力 ：2 / c o sNtFF （ 5-37） 2 . 5 2 1 0 / c o s 2 0 2 . 6 8 1 0o NN 22 2 c o sr N r N rF F G F G （ 5-38） 222 6 . 8 3 1 . 1 2 2 6 . 8 3 1 . 3 c o s 2 0 o KN =10.9KN b. 求支反力 轴 承 支 点位置： 齿宽中心距左支点距离： 1 2 2 5 / 2 1 3 0 4 8 / 2 2 6 6 . 5L m m m m 齿宽中心距右支点距离： 2 2 2 5 / 2 1 3 0 4 8 1 3 7 9 4 8 / 2 1 6 9 3 . 5L m m m m 图 5-2 轴向受力图 图 5-3 轴截面受力图 左支点的支反力： 0BM 0AXN 2 2 1/ArY F L L L （ 5-39） 1 0 . 9 1 6 9 3 . 5 / 1 6 9 3 2 6 6 . 5 KN =12.9 右支点的支反力： 2 1 . 8BaX F K N B R AY F Y（ 5-40） 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 19 (1 0 . 9 1 2 . 9 ) 2K N K N 1ArM F L1 0 . 9 2 6 6 . 5 2 9 0 4 . 8 5N m N m 5.3.2.2 绘制轴力图和弯矩图 图 5-4 轴力图和弯矩图 5.3.2.3弯矩强度校核 通常只校核轴上最大弯矩截面的强度：危险截面为 A 截面 A处弯矩： 2 9 0 4 . 8 5c a AM M N M 截面 A处计算应力： /ca caMW （ 5-41） 322 9 0 4 . 8 5 1 0 / 0 . 1 1 6 0 M P a 8.4MPa 强度校核： 45号锻钢调质处理，由表 11.2 查得 1 60M Pa 1ca弯矩强度满足要求。 5.3.2.4 轴向压应力强度校核 通常只校核轴上受压应力轴径最小的截面强度，取 段任一截面 截面处压力： 2 1 .8vaF M Pa截面处计算应力： ava FS （ 5-42） 322 1 . 8 1 0 1 . 11584M P a M P a 强度校核： 45号锻钢调质处理，由表 11.2 查得 640B M P a va B抗压强度满足。 5.4 轴承校核 现选一对角接触球轴承 7232AC，轴转速 n=12.12r/min，轴向力 21.8aF KN，径向负荷分别为1 1 2 . 2 2 . 1rF K N K Nr2、 F。工作时有中等冲击，脂润滑，正常工作专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 20 温度，预期寿命 100000h。 5.4.1 确定 7232AC 轴承的主要性能参数 查 参看文献 35得 2 5 2 6 2 2 9 8 0 . 6 8 0 . 8 7o C r K N C o r K N e Y 、 、 、 、 5.4.2 计算派生 轴向力12SSFF、11SrF eF（ 5-43） 0 . 6 8 1 2 2 0 0 8 2 9 6NN 22SrF eF（ 5-44） 0 . 6 8 2 1 0 0 1 4 2 8NN 5.4.3 计算轴向负荷12aaFF、图 5-5 轴承支承图 12( 8 2 9 6 2 1 8 0 0 ) 3 0 0 9 6S a e SF F N N F 故轴承被压紧，轴承被放松，得： 21a S aeF F F（ 5-45） ( 8 2 9 6 2 1 8 0 0 ) 3 0 0 9 6NN 118296asF F N5.4.4 确定系数1 2 2X X Y1、 、 Y 、118296 0 . 6 812200arF eF 2230096 1 4 . 32100arF eF 查表 8.10得 1122100 . 4 1 0 . 8 7XY、5.4.5 计算当量动负荷12PP、1 1 1 1 1raP X F Y F（ 5-46） 专业订作机械毕业设计，机械设计课程设计，减速器设计，工艺及工装夹具设计 联系 QQ 834308595 21 1 1 2 2 0 0 1 2 2 0 0NN 2 2 2 2 2raP X F Y F( 0 . 4 1 2 1 0 0 0 . 8 7 3 0 0 9 6 ) 3 0 9 5 7 . 9NN 5.4.6 计算轴承寿命 已知 =3，查表 8.7、 8.8得： 1 .6 1Ptff、16667 tnPfCLn f p （ 5-47） 31 6 6 6 7 2 6 2 0 0 0 2035091 2 . 1 2 1 . 6 3 0 9 5 7 . 9 hh 5.4.7 验算轴承是否合适 2 0 3 5 0 9 1 0 0 0 0 0nL h h该轴承合格。 5.5 双键（轴）设计校核（普通平键） 已知 T=13100.64N m、 d=138mm、 k=h/2、 l=160mm。 由公式（ 12.1）： 2PPTdkl（ 5-48） 查表 12.1得：静连接钢质轮 毂冲击状态下 ( 6 0 9 0 )P M P a :查参考文献 32表 12.25得： 选用 36 20 的键 即 h=20mm, k=h/2=20/2mm=10mm 32 1 3 1 0 0 . 6 4 / 2 1 0 5 9 . 31 3 8 1 0 1 6 0PPM P a M P a 故该双键选型满足强度要求。 5.6 盘体固定螺栓校核 已知主轴转矩 1 3 1 0 0 . 6 4T N m 查公式（ 13.6）得： 21 m a x 1/ziiF T r r （ 5-49） 3 2 31 1 3 1 0 0 . 6 4 1 0 5 0 0 / 1 0 5 0 0 2 . 6 1 0 2 . 6rF N N K N 2 /10FG （ 5-50） 3 1 . 1 / 1 0 3 . 1 1K N K N 比较得，取 22m a x 1 2F F F （ 5-51） 22( 2 . 6 3 . 1 ) 4 .