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机械毕业设计全套
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浓缩机,机械毕业设计全套
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中 国 矿 业 大 学 本科生毕业设 计 姓 名： 安子亮 学 号 ： 21040199 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 浓缩机 专 题： 指导教师： 赵亮 职 称： 2008 年 6 月 徐州 nts 中国矿业大学毕业设计任务书 学院 应用技术学院 专业年级 机自 04-1 学生姓名 安子亮 任 务 下 达 日 期 ： 2008 年 2 月 25 日 毕业设计日期： 2008 年 2 月 25 日至 2008 年 6 月 15 日 毕业设计题目： 毕业设计专题题目： 毕业设计主要内容 和要求： 院长签字： 指导教师签字： nts 中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书 指导教师评语 （基础理论及基本技能的掌握； 独立解决实际问题的能力； 研究内容的 理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点； 工作态度 及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题； 是否同意答辩等）： 成 绩： 指导教师签字： 年 月 日 nts 中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书 评阅教师评语 （ 选题的意义； 基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题； 是否同意答辩等 ）： 成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日 nts 中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩 答 辩 情 况 提 出 问 题 回 答 问 题 正 确 基本 正确 有一般性错误 有原则性错误 没有 回答 答辩委员会评语及建议成绩： 答辩委员会主任签字： 年 月 日 nts 学院领导小组综合评定成绩： 学院领导小组负责人： 年 月 日 摘 要 (“摘要”之间空两格，采用三号字、黑体、居中，与内容空一行 ) （内容采用小四号宋体） nts 关键词： (小四号、黑体、顶格 ) （内容采用小四号、宋体、接排、各关键词之间有 1 个空格及分号） ABSTRACT (采用三号字、 Times New Roman 字体、加黑、居中、与内容空一行 ) （内容采用小四号 Times New Roman 字体） nts Keywords： (小四号、 Times New Roman、黑体、顶格 ) （内容采用小四号、 Times New Roman 字体、接排、各关键词之间有 1 个空格及分号） 目 录 一般设计部分 1 概论 1 2 选型 2 2.1 浓缩机选型 2 2.2 浓缩池面积的计算 3 2 3 浓缩池直径的计算 3 2 4 总传动比 i 的计算 4 3 减速器的设计 4 3.1 行星齿轮传动的配齿计算 4 3.2 减速器的计算 5 3.3 轴的设计及计算 19 3.4 滚动轴承的选择和计算 35 3.5 键联接的计算 38 3.6 减速器的润滑和密封形式 38 3.7 减速器箱体、附件设计 39 4 开式齿轮传动 42 4 1 按齿根弯曲强度初算模数 m 42 4.2 齿轮几何尺寸的计算 43 nts 4 3 齿面接触强度的校核计算 44 4 4 开式齿轮轴的设计 47 4 5 滚动轴承的选择和计算 61 4 6 键联接的计算 63 5 机架的设计 64 5 1 机架的外型尺寸 66 5 2 浓缩机机构设计 67 6 耙式浓缩机药剂填加自动控制系统 68 7 电动 机控制系统 74 结论 71 参考文献 72 附录 74 翻译部分 英文原文 80 中文译文 86 致谢 91 nts 参考文 献 1 王洪欣 . 机械设计工程学 I . 中国矿业大学出版社 2 唐大放 . 机械设计工程学 II . 中国矿业大学出版社 3 刘鸿文 . 材料力学 . 高等教育出版社 4 甘永利 . 几何公差 . 上海科学技术出版社 5 机械设计课程设计 . 上海交通大学出版社 6 程志红 . 机械设计 . 东南大学出版社 7 唐大放 . 机械设计 . 东南大学出版社 8 机械设计手册 .机械工业出版社 9 吴中俊、黄永红 .可编程序控制器原理及应用 .北京：机械 工业出版社， 2004.4 10 饶振纲 .行星齿轮传动 .北京：机械工业出版社， 1998.6 11 匡亚莉 .选煤工艺设计与管理 .徐州：中国矿业大学出版社， 2006.5 12 谢广元 .选矿学 . 中国矿业大学出版社， 2001.8 13 陈建中，沈丽鹃 .矿山机械（讲义） .徐州：中国矿业大学化工学院， 2007.1 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 1 页 1 概论 浓缩设备在选矿厂一般用于过滤之前的精矿浓缩或尾矿脱水，还可广泛用于煤炭、化工、建材以及水源和污水处理等工业中含固料浆液的浓缩和净化。 浓缩机主要由圆形浓缩池和耙式刮泥机两大部分组成，浓缩池里悬浮于矿浆中的固体颗粒在重力作用下沉降，上部则成为澄清水，使固液得以分离，沉积于浓缩池底部的矿泥由耙式刮泥机连续地刮集到池底中心排矿口排出，而澄清水则由浓缩池上沿溢出。 耙式浓缩机通常可分为中心传动式和周边传动式两大类，构造大致相同，都是由池体、耙架、传动装置、给料装置、排料装置、安全信号和耙架提升装置组成 。 浓缩机的池体一般可用水泥制成，小型号的可用钢板焊制，为了便于运输物料，底部有 6 12 的倾角；与池底距离最近的是耙架，耙架下有刮板；浓缩机的给料一般是先由给料溜槽把矿浆给入池中的中心受料筒，而后再向四周辐射；矿浆中的固体颗粒逐渐浓缩沉降到底部，并由耙架下的刮板刮入池底中心的圆锥形卸料斗中，在用沙泵排出；池体的上部 周边没有环形溢流槽，最终的澄清水由环形溢流槽排出；当给料量过多或沉淀物浓度过大时，安全装置发出信号，通过人工 手动或自动提怕装置将耙架提起，以免烧坏电机或损坏机件。 中心传动耙架浓缩机，其 耙臂由中心衍架支撑，衍架和传动装置置于钢结构或钢筋混凝土结构的中心柱上。由电动机带动的蜗轮减速机的输出轴上安有齿轮，它和内齿轮啮合，内齿轮和稳流筒连在一起，通过它带动中心旋转架饶中心柱旋转，在带动耙架旋转。可以把一对较长的耙架的横断面做成三角形，三角形的斜边两端用铰链和旋转架连接，因为是铰链连接，可以使耙架向上向后提起，大型中心传动浓缩机的国产规格为 16m、 20m、 30m、 40m和 53m，已有直径达到 100m的产品，国外已达 183m。 周边传动耙式浓缩机，池中心有一个钢筋混凝土支柱，耙架一端借助于特殊轴承置于中心支柱上，另一端与传动小车相连接，小车上的辊轮由固定在小车上的电机经减速器，齿轮齿条传动装置驱动，使其在轨道上滚动，带动耙架回转，为了想电机供电，在中心支柱上装有环形接点，而沿环滑动的集电接点则与耙架相连，将电流引入电机。 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 2 页 一般选型原则 在选择浓缩机时，一般应根据给料量、给料量粒度的组成、物料沉降速度 、给料和排料的固液比、矿浆及泡沫的黏度、浮选药剂和絮凝药剂的类型、矿浆温度等因素来确定其规格和类型。一般选择是： 给料量较小时 一般选用中心传动式浓缩机，给料量较大时则选用周边传动式浓缩机，物料密度小可用辊轮式，反之以齿条式为宜。 在厂地小和寒冷地区浓缩机设于室内时，可选用高效浓缩机，但要考虑到絮凝剂的效果及其对下面工序的影响。 既要满足下段作业对精矿或中矿含水量的要求，又要严格控制和减少随溢流流失的金属量及溢流水的浊度。 应尽量通过生产性实验或模拟实验确定所需浓缩机面积，并据此选用合适的浓缩机。 在准确掌握被浓缩矿浆特性的情况下，可参照处理类似矿石选矿厂的生产指标选用相应的浓缩机。 2 选型 2 1 浓缩机选型 颗粒在煤泥水中的沉降为 干扰沉降，其沉降速度可按利亚申柯公式计算： ;)111()1(1 6 35 2 ng Rdv 。实验指数，一般取煤泥水的液固比颗粒的粒度，颗粒的密度，沉降速度，颗粒在煤泥水中的干扰65,;/;/3nRcmdcmgscmv g 一般在 1.22.2g/cm3 ,取 1.3 d取 0.07cm 液固比 R与质量百分比浓度 C之间的换算 : %100)11( cR,已知 C=20%, nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 3 页 所以 R=4. 代入得 ： )/(1415.00049.03.01635)13.1411(07.0)13.1(1635 52scmv g2.2 浓缩池 面积的计算 ： GfF 式中 G入料中的干煤泥量 ， t/h f每小时沉淀 1吨煤泥，所需的沉清面积， ;/3 htm 根 据 入 料 浓 度 和 卸 料 浓 度 既 换 算 后 ， 查 表 得f=7.3 112 htm ,G=560/24=24 t/h 代入得： F=24 7.3=175.2 2.3 浓缩池直径的计算 ： D= 24 dF d为给料桶直径 ，由经验法得 d=0.7m 所以， D= 27.02.1754 =15m 根据浓缩池的直径，由经验法选择浓缩池池深 H 为 2.6m,浓缩池斜度10 . 为了避免耙架转动时影响物料的沉降过程 ,耙架的旋转速度应该很慢 ,通常最外围的线速度每分钟 不超过 78米 .这个速度取决与浓缩物料的性质 ,若浓缩物料粒度较粗 ,且容易沉降 ,刮板的线速度在 6M/MIN左右 :细煤泥浓缩时 ,刮板的线速度应该在 34M/MIN 以下 .因此选择本设计最外围刮板的线速度为 4M/MIN.则耙架的转速 25.7 41n0.1r/min. 本设计采用周边传动方式 ,传动部分的电动机功率选则 Y132M2-6,功率nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 4 页 5.5kw,额定转速 960r/min.耙架转速 0.1r/min,辊轮轨道中心圆直径 15.6M,辊 轮直径 0.3M,由此得辊轮的转速为 n2=5.2r/min,电动机相连的减速器采用行星齿轮减速器 . 2.4 总传动比 i 的计算 : i=960/5.2=184.153 3 减速器的设计 3.1 行星齿轮传动的配齿计算： 选行星轮个数 np =3 根据 i值的大小可预先选取中心轮 a的齿数 za =13,再 按公式计算齿数 zb 即 , nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 5 页 77)313()16153.184(3134)313(21)()1(4)(2122 pappapab nzinznzz再由公式得： Ze=zb+np=77+3=80 因 ze-za=80-13=67为偶数 ,则由公式可得 Zc=0.5(ze-za)-0.5=33 再验算其传动比 iaeb值 iaeb= 615.184807711377111ebabzzzz其传动比误差为 %4%00015.06153.184615.1846153.184 pbaepiiii 可见该配齿计算结果完全满足其传动比要求 . 3.2 减速器的计算 本设计减速器采用 3Z（ II）型行星传动，由于其采用了一个公 共的行星轮 C，因此，该 3Z（ II）型传动可以分为 a-c,b-c和 e-c 三个啮合齿轮副。 a-c b-c同 e-c nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 6 页 在 3Z（ II）行星传动中，因各个齿轮副的齿数和 Z 通常是不能满足za+zc=zb-zc=ze-zd 的条件。所以，为了使得各齿轮副的实际啮合中心距 a相等，就不可避免地要采取角度变位传动。 3.2.1 行星减速器的变位系数和啮合角计算 ： 首先应将传动分为 a-c,b-c和 e-c三个啮合齿轮副，因为，齿数差（ ze-za）=67 为奇数，则可取 xe=xc=+0.25,即在 e-c 齿轮副中，变位系数和)(21,200 , ceecececcee zzmaaxxx 中心距为为为高度变位，其啮合角 =0.5m(80-33)=23.5m. 对于 b-c 啮合 ,据同心条件可得其角度变位的中心距为 maaecbc 5.23, 而其标准中心距为 mzzmacbbc 22)(21 .根据表中的公式 ,则得其中心距变动系数为 yb= 5.1, m aa bcbc其啮合角 为,bc39.28)c osa r c c os ( , bcbcbc aa变位系数和为 8 1 7.1)(t an2 , in vin vzzxxx bcbcbb 因 xc=+0.25,则得 cbb xxx1.817+0.25=2.067 对于 a-c啮合 ,因其标准中心距为 mzzmacaac 23)(21 ,访上可得 ya=0.5, 538.0,12.23, aac x因 xc=+0.25,则得 caa xxx0.538-0.25=0.288 对于 a-c: nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 7 页 小齿轮选 40Cr钢，调质， HBS=241286；大齿轮选 40Cr钢，调质，HBS=241286。查取小齿轮 .378,700,378,700 211211111111 M P aM P aM P aM P a mFmHmFmH 选择齿轮精度等级为 7级精度。 3.2.2按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m 齿轮模数 m的初算公式为 )(3 2l i m2111 mmzYKKKTKmFdFaFpFAm 式中 ， Kd 算式系数，对于直齿轮传动 Km=12.1 T1 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， N m T1=9549 mNnnPp 9.249603 5.7954911225.1,45.0,9.1查表选载荷分布不均匀系数计算弯曲强度的行星轮查表选小齿轮齿宽系数综合系数，查表选FpdFKK Z1 齿轮副中小齿轮齿数 mmNmmN FF /378,/, 1l i ml i m 查表得限试验齿轮的弯曲疲劳极 则 )(33781345.064.2225.19.16.19.241.12 3232l i m2111圆整FdFaFpFAmzYKKKTKm分度圆直径 39133 Aa zmd99333 CC zmdnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 8 页 231773 bb zmd2 4 0803 ee zmd齿顶高 75.33)5.0538.0(288.01)()(* myxxhmyxhhaaaaaaaa63 6.33)5.053 8.0(25.01)()(* myxxhmyxhhaacacaac25.23)5.1817.1(067.21)()(* myxxhmyxhhbbbabaab25.23)00(25.01)()(* myxxhmyxhheeeaeaae齿根高 886.23)288.025.01()( * mxchh aafa 33)25.025.01()( * mxchh cafc 951.93)067.225.01()( * mxchh bafb 5.43)25.025.01()( * mxchh eafe 齿高 636.6886.275.3 faaaa hhhnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 9 页 636.63636.3 fcacc hhh 701.7951.925.2 fbabb hhh 75.65.425.2 feaee hhh 齿顶圆直径 5.4675.32392 aaaaa hdd272.106636.32992 accac hdd5.235)25.2(22312 abbab hdd5.23525.222402 aeeae hdd齿根圆直径 228.33886.22392 faafa hdd9332992 fccfc hdd902.250951.922312 fbbfb hdd 2495.422402 feefe hdd 节圆直径 408478.3913331335.0)3313(3212)(2122,acaacaacaazzzmyzzmzzzadnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 10 页 1011522.10113333335.0)3313(3212)(2122,accacaaccczzzmyzzmzzzad75.24 633777735.1)3377(3212)(2122,cbbbcbcbbbzzzmyzzmzzzad24 033808030)3380(3212)(2122,ceeececeeezzzmyzzmzzzad 基圆直径 6 4 8.3620c o s39c o s aba dd0 2 9 6.9320c o s99c o s cbc dd0 6 9.2 1 720c o s2 3 1c o s bbb dd5262.22520c o s240c o s ebe dd 齿顶圆压力角 99.375.46648.36a r c c osa r c c os aabaaa dd91.28272.1060296.93a r c c osa r c c os acbcac dd82.225.235069.217a r c c osa r c c os abbbab ddnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 11 页 73.165.2355262.225a r c c osa r c c os aebeae dd 重合度 端面重合度 3913.1)1382.46033.4(21)4269.05523.0(33)4269.0781.0(1321)12.23t a n91.28( t an33)12.23t a n99.37( t an1321)t a n( t an)t a n( t an21 ,accaaaazz 505 3.1)216 9.9240 9.0(21)540 5.0420 8.0(77)540 5.0552 3.0(3321)39.28t a n82.22( t a n77)39.28t a n91.28( t a n3321)t a n( t a n)t a n( t a n21 ,abbaccbzz 7962.1)072.52139.6(21)364.03006.0(80)364.05523.0(3321)20t a n73.16( t an80)20t a n91.28( t an3321)t a n( t an)t a n( t an21 ,aeeaccezz纵向重合度 0eba 总重合度 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 12 页 齿宽 55.173945.0 ada db 3.2.3 装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。 邻接条件 按公式验算其邻接条件，即 pacac nad sin2 将已知的acd、 2aca和pn值代 入上式，则得 )(1.1223180s in5.702272.106 mm 即满足邻接条件。 同心条件 按公式验算该公式 3Z（ II） 型行星传动的同心条件，即 5.70, ecbcac aaa 则满足同心条件。 安装条件验算 按公式验算其安装条件，即得 )(3138013(3037713整数整数）peapbanzznzz所以，满足其安装条件。 3.2.4 传动效率的计算 由 于 内 齿 轮 b 的 节 圆 直 径baeebeb Zddmmdemmd ）行星传动的效率（故该即的节圆直径大于内齿轮 3,24075.246 , 可采用 如下公式进行计算，即 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 13 页 xbebacbaepi 11198.0已知 923.51377/615.184 abbae zzpi 和其啮合损失系数 xmexmbxbe xmexmb 和可按公式计算，即有 )11(3.2)11(3.2ecmxmebcmxmbzzfzzf取齿轮的啮合摩擦因数 代入上式，可得和切将ebcm zzzf ,1.00 04 0 9.0)801331(1.03.20 03 9 8.0)771331(1.03.2xmexmb00807.000409.000398.0 xmexmbxbe 所以，其传动效率为 81.0008 07.01923.51615.184198.0bae3.2.5 结构设计 根据 3Z（ II）型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮（太阳轮） a 的结构，以为它的直径 d 较小，所以，轮 a应该采用齿轮轴的结构形式；即将中心轮a 与输入轴连成一个整体。且按该行星传动的输入功率 P 和转速 n 初步估算nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 14 页 输入轴的直径 Ad ，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。 内齿轮 b 采用了十字 滑块联轴器的均载机构进行浮动；即采用齿轮固定环将内齿轮 b与箱体的端盖连接起来，从而可以将其固定。内齿轮 e采用了将其于输出轴连成一体的结构，且采用平面辐板与其轮毂相联接。 行星轮 c 采用带有内孔的结构，它的齿宽 b 应当加大；以便保证该行星轮 c与中心轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 e想啮合。在每个行星轮的内孔中，可安装两个滚动轴承来支撑着。而行星轮轴在安装到转臂 x的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。 由于该 3Z型行星传动的转臂 X不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具 有 3pn个行星轮。因此，其转臂 X 采用了双侧板整体式的结构型式。该转臂 x可以采用两个向心球轴承支撑在中心轮 a的轴上。 3.2.6 齿轮强度验算 由于 3Z（ II）型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即 FpF 首先按公式计算齿轮的齿根应力，即 FpFFVAFoF KKKKK 其 中，齿根应力的基本值Fo可按公式计算，即 YYYYbmFSaFatFo 许用齿根应力Fp可按公式计算，即 XR r e lTr e lTF NTSTFFp YYYSYYm i nl i m现将该 3Z（ II）行星传动按照 3个齿轮副 a-c、 b-c和 e-c分别验算nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 15 页 如下。 （ 1） a-c齿轮副 名义切向力 Ft. 中心轮 a 的 切 向 力tcat FF 可按公式计 算 ； 已 知mmdnmNT apa 403,7.74 , 和。则得 NdnTFapat 1245403 7.7420002000 有关系数。 a使用系数 AK . 使用系数 AK .按中等冲击查找 AK =1.5。 b.动载荷系数VK查表 得动载荷系数VK=1.15。 c 齿向载荷分布系数FKNHF KK )( 而 1 HH KK 查表得，所以 1FKd齿间载荷分配系数FK齿间载荷分配系数FK查表可得 FK=1.2 e. 行星轮间载荷分配系数FpKnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 16 页 行星轮间载荷分配系数FpK可按公式计算，即 )1(5.11 HpFp KK已取 则得,15.1HpK225.1)115.1(5.11 FpKf.齿形系数FaY齿形系数FaY由图查得 64.21 FaY5.22 FaYg应力修正系数SaY应力修正系数SaY由图可得 62.11 SaY72.12 SaYh重合度系数Y重合度系数Y可按公式计算，即 78.04.1/75.025.0/75.025.0 acY i螺旋角系数Y螺旋角系数Y由图可得 Y=1 因行星轮 c 不仅与中心轮 a 啮合，且同时与内齿轮 b 和 e 相啮合，顾取齿宽 b=93mm 计算 齿根弯曲应力 F nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 17 页 按公式计算齿根弯曲应力，即 )/(68393225.12.1115.16.1178.062.164.212 4521mmNKKKKKYYYYbmFFpFFVASaFatF )/(45393225.12.1115.16.1178.012.15.2124522mmNKKKKKYYYYbmFFpFFVASaFatF 取弯曲应力 2/70 mmNF 计算许用齿根应力Fp，即 XR r e lTr e lTF NTSTFFp YYYSYYm i nl i m已知齿根弯曲疲劳极限 ./378 2lim mmNF 由表查得最小安全系数 6.1min FS 。 式中各系数XR relTrelTNTST YYYYY 和, 取值如下。 应力系数STY，按所给定的 2l i ml i m STFF Y时，取区域图取 。 寿命系数NTY按表查得NTY=1 齿根圆角敏感系数relTY按图查得relTY=1 相对齿根表面状况系数RrelTY按公式计算，即 1.0)1(529.0674.1 ZR r e lT RY取齿根表面微观不平度 ,5.12 mR Z 代入上式得 98.0)15.12(529.0674.1 1.0 R r e l TY尺寸系数 XY 按表中对应的公式计算，即 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 18 页 02.1301.005.101.005.1 nX mY代入公式可得许用齿根应力为 2/4636.102.198.0112378mmNFp 因齿根应力 2/70 mmNF 小于许用 齿根应力 2/463 mmNFp ，所以a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 （ 2） b-c齿轮副 在内啮合齿轮副 b-c中只需要核对内齿轮 b的齿根弯曲强度，即仍按公式计算其齿根弯曲应力 2F 即计算许用齿根应力Fp。已知2l i m2 /378,77 mmNzz Fb 。 仿上，通过查表或采用相应的公式计算，可得到取值与外啮合不同的系数为01.103.1,92.0,76.0,65.2,053.2,1,1.1,26.1,11.1 2222Xr e l TNTSaFaFpFFVYYYYYYKKKK和 代入上式则得 22/4339311.126.111.15.1176.065.2053.21245mmNKKKKKYYYYbmFFpFFVASaFatF 取 2/50 mmNF FXR r e lTr e lTFNTSTFFpmmNYYYSYY 2m i nl i m/4436.101.198.003.192.02378故 b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 （ 3） e-c齿轮副 仿上， e-c齿轮副只需要校核内齿轮 e 的齿根弯曲强度，即仍按公式计算，仿上，与内齿轮 b 不同的系数为 ,68.0,02.12 YK Fpnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 19 页 代入上式则得 22/4339302.11.126.111.15.1168.065.2053.21245mmNKKKKKYYYYbmFFpFFVASaFatF 取 2/50 mmNF FXR r e lTr e lTFNTSTFFpmmNYYYSYY 2m i nl i m/4436.101.198.003.192.02378故 e-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件 3.3 轴的设计及计算 3.3.1 高速轴 3.3.1.1圆周向力 Ft和径向力 Fr的大小： 转矩 T 960/5.71055.9 61 T 74609.375 N mm 轴上小齿轮分度圆直径： da1=39mm 圆周向力： Ft1=2T1/d1 =2 74609.375/39 =3826.12N 径向力： a= 20 Fr1=Ft1 tan =3826.12 tan20 =1392.6N 3.3.1.2 初步估算轴最小的直径 选取 40CrNi合金钢作为轴的材料 ,调质处理，由表查得材料力学性能数据为： nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 20 页 MPab 900MPas 735MPa4301 MPa2601 由式3 nPAd计算轴的最小直径 ,由表选取 A=106，则得 mmmmd 229607.5061nPA 33m i n 考虑装联轴器加键，计算轴的最小直径并加大 4% 5%，故取轴最小的直径d=23mm 3.3.1.3 轴的结构设计 轴段 1： 轴段 1与电动机通过键相连接，选择 AMN内张 摩擦式安全 联轴器，查设计手册得轴孔的直径 d1=23 mm,联轴器轴孔长度为 52mm,实际使用长度为 52-(14)=49mm,轴段 1的长度 L1=49mm. 轴段 2： 该轴段安装 端盖 。考虑 安装方便及加工 ,所 以轴段 2 的长度L2=29mm，轴段 2的直径 D2=28mm。 轴段 3： 该段为一齿轮轴。分度圆直径为 39mm，齿根圆直径为 33.2mm为了方便加工齿轮使轴段左半部分的直径为 35mm；齿轮齿宽为95mm，转臂最小厚度为 11.5mm，转臂与箱体内壁间距离取 7.5mm，转臂与齿轮间距离取为 2mm,轴承选择 d=35、 D=62、 B=14的深沟球轴承，用来支撑轴和行星架 。所以轴段 3的长度 L3=170mm，轴段 3 的直径 D3=35mm。 3.3.1.4 绘制轴的弯矩图和扭矩图： （ 1）求轴承反力： H水平 面： nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 21 页 000RFt HAEDRECRAEREBRMBDRBCRBEFABRMADRACRAEFABRMRRRHDHCHAHBEHDHCtHABHDHCtHBAHDHCHBnts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 22 页 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 23 页 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 24 页 联立方程，解得 NRNRNRNR HDHCHAHB 06.913,1 0 0 0,06.913,1 0 0 0 V垂直面 VDVCVB RRR VAr RF0 ADRACRAEFABRM VDVCrVBA 0 BDRBCRBEFABRM VDVCrVAB 0 EDRECRAEREBRM VDVCVAVBE 联立方程，解得 NRNRNRNR VDVCVAVB 353,3.343,3.343,353 （ 2）求齿宽中心处弯矩： H水平面： 78.254175 EDRECRAEREBRM HDHCHAHBHV垂直面： 3.9 1 7 2 7 EDRECRAEREBRM VDVCVAVBV （ 3）合成弯矩： M= 22 VH MM = 22 91 72 7. 325 41 75 .7 8 =270220.7N.mm （ 4）扭矩 T： T=74609.375N.mm (5)、按弯扭合成强度校核轴的强度： 当量弯 Mca= 22 )(aTM ，取折合系数 a=0.6, Mca= 22 )375.7 4 6 0 96.0(7.7 0 2 2 02 =489858.75 N.mm 轴的材料为 40CrNi 合金钢，调质处理。由表查得 b=900 N/mm2,由表查得材nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 25 页 料许用应力 -1b=80 N/mm。 由式得轴的计算应力为 N / m m899.41001.04898 58.750.1dMWM 334cacaca 由计算结果可知 ,该轴满足强度要求 6)、精确校荷轴的疲劳强度 A：轴的细部结构设计 圆角半径：各肩部处圆角半径见图纸 键槽：半联轴器与轴周向固定采用 A 型平键连接，按 GB1095-2003，GB1096-2003 半联轴器处的键为 25 14 160 配合：参 考设计图纸和设计手册 MV=1471135.81N.mm 精加工方法：参考设计图纸和设计手册 B：选取危险截面： 如图所示： 1-1 截面所受的力最大，应力集中教严重， 2-2 截面虽说受力不是最大，但截面尺寸小，仍很危险需要进行校荷。 C：计算危险截面工作应力 截面 1-1： 截面弯矩： M1=4301318.524N.mm 截面扭矩： T=3906818.182N.mm 抗弯截面系数： W=0.1d3=0.1 1003=100000mm3 抗扭截面系数： WT=0.2d3=0.2 1003=200000mm3 截面上弯曲应力： b=M/W=43.013N/mm2 截面上扭剪应力： =T/WT=19.534 N/mm2 弯曲应力幅： a= b=43.013N/mm2 弯曲平均应力： a=0 扭切应力： a= m= /2=19.534N/mm 截面 2-2： 截面弯矩： M2=（ 73-12） M/73=3594252.465N.mm 截面扭矩： T=3906818.182N.mm nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 26 页 抗弯截面系数： W=0.1d3=0.1 903=72900mm3 抗扭截面系数： WT=0.2d3=0.2 1003=145800mm3 截面上弯曲应力： b=M/W=49.304N/mm2 截面上扭剪应力： =T/WT=26.796 N/mm2 弯曲应力幅： a= b=49.304N/mm2 弯曲平均应力： a=0 扭切应力： a= m= /2=13.398N/mm D：确定材料特性系数 1.005.05.0 E：确定综合影响系数K、K轴肩圆角处的有效应力集中系数 k 、 k ，根据 r/d=2.5/90=0.028， D/d=100/90=1.111 查机械设计手册插值计算得 ：49.2k ， 59.1k 配合处综合影响系数K、K， 根据 d 和 b， 查机械设计手册插值计算得： 46.3K， 2 .4 7 66.04.0 KK键槽处有效应力集中系数k、k， 根据 b， 查机械 设计手册插值计算得： 69.1k， 05.2k尺寸系数， 根据 d 由机械设计手册查得 64.0, 72.0表面状况系数,根据 b,表面加工方法 ,查机械设计手册得 : 82.0 轴肩处综合影响系数K、K为 : 745.482.064.049.2 kK nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 27 页 693.282.072.059.1 kK 同一截面如有两个以上的应力集中源 ,则选取其中较大的系数来计算安全系数 ,本题中每个危险截面只有一个应力集中源 ,所以不需要比较 . F：计算安全系数 取许用的安全系数为 S=1.4 1-1 截面 : 890.201.0013.4346.34301 maKS 269.5534.1905.0534.19476.2 2601 maKS 532.2269.5890.2 269.5890.2 2222 SSSSSca2-2 截面： 838.101.0304.49745.4 4301 maKS 075.7398.1305.0398.13693.2 2601 maKS 779.1075.7838.1 075.7838.1 2222 SSSSSca由计算结果可知 ,轴疲劳强度安全 3.3.2输出 轴 3.3.2.1圆周向力 Ft和径向力 Fr的大小： 转矩 T 2.5/81.05.71055.9 61 T 11156971 N mm 轴上小齿轮分度圆直径： da1=240mm 圆周向力： Ft1=2T1/d1 =2 11156971/240 =92975N nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 28 页 径向力： a= 20 Fr1=Ft1 tan =92975 tan20 =33841N 3.3.2.2初步估算轴最小的直径 选取 40CrNi合金 钢作为轴的材料 ,调质处理，由表查得材料力学性能数据为： MPab 900MPas 735MPa4301 MPa2601 由式3 nPAd计算轴的最小直径 ,由表选取 A=106，则得 mmmmd 1125.2 0.817.5061nPA 33m i n 考虑装联轴器加键，计算轴的最小直径并加大 4% 5%，故取轴最小的直径d=120mm 3.3.2.3轴的结构设计 轴段 1： 轴段 1与 联轴器 通过 花 键相连接，选择 AMN内张摩擦式安全联轴器，查设计手册得轴孔的直径 d1=120 mm,联轴器轴孔长度为212mm,实际使用长度为 52-(14)=210mm,轴段 1的长度L1=245mm. 轴段 2： 该轴段安装 一对直径较大的轴承 d D B=130 230 40。考虑安装方便及加工 ,所以轴段 2的长度 L2=102mm，轴段 2的直径d2=130mm。 轴段 3： 该段 作用同轴肩 。所以轴段 3的长度 L3=12mm，轴段 3的直径d3=135mm。 轴 段 4： 该段为圆环，用来与内齿圈的辐板连接，实现功率、力矩的输出。所以轴段 3的长度 L3=43mm，轴段 3的直径 d3=291mm。 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 29 页 3.3.2.4绘制轴的弯矩图和扭矩图： （ 1）求轴承反力： H 水平面： Ft=RHB-RHA 014898 HBHAC RRMRHA=-55936 RHB=37039 V 垂直面： Fr=RVB RVA 014898 VBVAE RRMRVA= 20360 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 30 页 RVB=13481 （ 2）求齿宽中心处弯矩： H 水平面： MH= RHA 98 RHB 148= 10963500N.mm V 垂直面： nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 31 页 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 32 页 MV= RVA 98 RVB 148= 3990468N.mm （ 3）合成弯矩： M= 22 VH MM = 22 39 90 46 810 96 35 00 =11667140N.mm （ 4）扭矩 T： T=11156971N.mm (5)、按弯扭合成强度校核轴的强度： 当量弯 Mca= 22 )(aTM ，取折合系数 a=0.6, Mca= 22 )111569716.0(11667140 =13451180 N.mm 轴的材料为 40CrNi 合金钢，调质处理。由表查得 b=900 N/mm2,由表查得材料许用应力 -1b=80 N/mm。 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 33 页 由式得轴的计算应力为 N / m m85.771201.0134511800.1dMWM 334cacaca 由计算结果可知 ,该轴满足强度要求 6)、精确校荷轴的疲劳强度 A：轴的细部结构设计 圆角半径：各肩部处圆角半径见图纸 键槽：半联轴器与轴周向固定采用 A 型平键连接，按 GB1095-2003，GB1096-2003 半联轴器处的键为 25 14 160 配合：参考设计图纸和设计手册 MV=1471135.81N.mm 精加工方法：参考设计图纸和设计手册 B：选取危险截面： 如图所示： 1-1 截面所受的力最大，应力集中教严重， 2-2 截面虽说受力不是最大，但截面尺寸小，仍很危险需要进行校荷。 C：计算危险截面工作应力 截面 1-1： 截面弯矩： M1=4301318.524N.mm 截面扭矩： T=3906818.182N.mm 抗弯截面系数： W=0.1d3=0.1 1003=100000mm3 抗扭截面系数： WT=0.2d3=0.2 1003=200000mm3 截面上弯曲应力： b=M/W=43.013N/mm2 截面上扭剪应力： =T/WT=19.534 N/mm2 弯曲应力幅： a= b=43.013N/mm2 弯曲平均应力： a=0 扭 切应力： a= m= /2=19.534N/mm 截面 2-2： 截面弯矩： M2=（ 73-12） M/73=3594252.465N.mm 截面扭矩： T=3906818.182N.mm 抗弯截面系数： W=0.1d3=0.1 903=72900mm3 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 34 页 抗扭截面系数： WT=0.2d3=0.2 1003=145800mm3 截面上弯曲应力： b=M/W=49.304N/mm2 截面上扭剪应力： =T/WT=26.796 N/mm2 弯曲应力幅： a= b=49.304N/mm2 弯曲平均应力： a=0 扭切应力： a= m= /2=13.398N/mm D：确定材料特性系数 1.005.05.0 E：确定综合影响系数K、K轴肩圆角处的有效应力集中系数 k 、 k ，根据 r/d=2.5/90=0.028， D/d=100/90=1.111 查机械设计手册插值计算得：49.2k ， 59.1k 配合处综合影响系数K、K， 根据 d 和 b， 查机械设计手册插值计算得： 46.3K， 2 .4 7 66.04.0 KK键槽处有效应力集中系数k、k， 根据 b， 查机械设计手册插值计算得： 69.1k， 05.2k尺寸系数， 根据 d 由机械设计手册查得 64.0, 72.0表面状况系数,根据 b,表面加工方法 ,查机械设计手册得 : 82.0 轴肩处综合影响系数K、K为 : 745.482.064.049.2 kK nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 35 页 693.282.072.059.1 kK 同一截面如有两个以上的应力集中源 ,则选取其中较大的系数来计算安全系数 ,本 题中每个危险截面只有一个应力集中源 ,所以不需要比较 . F：计算安全系数 取许用的安全系数为 S=1.4 1-1 截面 : 890.201.0013.4346.34301 maKS 269.5534.1905.0534.19476.2 2601 maKS 532.2269.5890.2 269.5890.2 2222 SSSSSca2-2 截面： 838.101.0304.49745.4 4301 maKS 075.7398.1305.0398.13693.2 2601 maKS 779.1075.7838.1 075.7838.1 2222 SSSSSca由计算结果可知 ,轴疲劳强 度安全 3.4 滚动轴承的选择和计算 3.4.1 输入轴 ： 选用滚动轴承 6020(GB276-1994) 查机械设计手册得该轴承的主要性能参数为 :C=16200N,C0=10500N 1） 计算轴承合成支反力 A：水平支反力： NR HA 1000 NR HB 06.913 nts中国矿业大学 08 届本科毕业设计第 36 页 NR HC 1000 NR HD 06.913 B：垂直支反力： NRVA 3.343NRVB 353 NRVC 3.343 NRVD 353 C： 合成支反力
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