I 陶瓷拋光機旋風磨頭機構的設計 系 、 部： 機械工程系 學生姓名： 指導教師： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 完成時間： II 摘 要 旋風磨頭是用于粗磨機對瓷磚進行加工的執(zhí)行部件，是比較新式的磨頭，該磨頭是采用八組高速旋轉的金剛石砂輪對瓷質磚表面進行剛性磨削，對拋光磚進行粗加工，使磚面平整細滑，減小粗拋磨塊的消耗量，降低生產成 本，提高了生產效率。 本設計主要是對于旋風磨頭的磨輪高速自轉和磨頭慢速公轉進行結構設計和計算。由于兩個傳動的轉速差較大采用兩個電機分別進行驅動。磨輪的自轉設計為大錐齒輪嚙合八個小錐齒輪進行轉動，用于實現金剛磨輪的高速自轉，磨頭的公轉采用蝸輪蝸桿傳動設計用來實現磨頭的公轉，并且分別對錐齒輪和蝸輪蝸桿進行了強度校核。本設計還對磨頭中各軸、軸承和鍵進行了強度校核。使用 CAD 繪制完二維視圖后還采用 PRO/E建模對箱體殼體進行重量計算。 關鍵詞 ： 陶瓷拋光，旋風磨頭，錐齒輪，蝸輪蝸桿 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 錄 1 緒論 . 1 2 磨頭傳動裝置的總體設計 . 2 2.1 確定傳動方案 . 2 2.1.2 方案一 . 2 2.1.1 方案二 . 3 2.1.3 磨頭傳動方案的選定 . 3 2.2 電動機的確定 . 4 2.2.1 電動機類型和結構形式 . 4 2.2.2 電動機的容量 . 4 2.2.3 確定電動機的轉速 . 5 2.3 總傳動比的確定和各級傳動比的分配 . 5 2.4 磨頭的運動和動力參數的計算 . 6 2.4.1 各軸轉速的計算 . 6 2.4.2 各軸功率的計算 . 7 2.4.3 各軸轉矩的計算 . 7 3 磨頭傳動件的設計計算 . 9 3.1 選則聯軸器的類型和型號 . 9 3.2 磨輪自轉的直齒圓錐齒輪的設計計算 . 9 3.2.1 齒輪材料的選則 . 9 3.2.2 主要參數的選則 . 9 3.2.3 直齒圓錐齒輪的幾個尺寸設計和強度校核 . 10 3.3 磨頭公轉的蝸輪蝸 桿傳動計算 . 15 3.3.1 傳動類型、精度等級和材料的確定 . 15 3.3.2 初選幾何參數 . 15 3.3.3 確定許用接觸應力 . 15 3.3.4 按接觸強度設計 . 15 3.3.5 主要幾何尺寸 . 16 V 3.3.6 蝸輪圓周速度的計算并核對傳動的效率 . 16 3.3.7 接觸強度的校核 . 16 3.3.8 蝸輪彎曲強度的校核 . 17 3.3.9 其他幾何尺寸計算 . 17 4 磨頭軸系的設計 . 19 4.1 初繪裝配底圖及驗算軸系零件 . 19 4.1.1 確定箱內傳動件輪廓及其相對位置 . 19 4.1.2 箱體內壁位置的確定 . 20 4.1.3 初步進行視圖布置及繪制裝配底圖 . 20 4.1.4 磨頭公轉蝸桿軸的設計 . 21 4.1.5 磨輪自轉的直齒圓錐主動齒的輪軸的設計 . 26 4.1.6 磨輪公轉蝸輪軸的設計 . 30 4.1.7 磨輪自轉小錐齒輪軸的設計 . 34 4.1.8 旋風磨頭上各軸鍵聯接的強度校核 . 38 4.1.9 旋風磨頭上各軸承的疲勞強度校核 . 40 4.1.10 磨頭主要部件螺栓聯接強度的校核 . 45 4.1.11 軸結構的修改 . 45 4.2 設計和繪制磨頭的軸系結構 . 45 4.2.1 錐齒輪和蝸輪蝸桿的結構設計 . 45 5 磨頭箱體的設計 . 48 5.1 磨頭箱體的結構設計 . 48 5.1.1 磨頭箱體的裝配 . 48 5.1.2 磨頭殼體的尺寸確定 . 51 5.1.3 箱體的潤滑及密封和散熱 . 52 結 論 . 55 參考文獻 . 57 致 謝 . 58 附 錄 1 1 緒論 隨著中國經濟的快速發(fā)展，人們生活水平的持續(xù)提升，中國老百姓對陶瓷墻地磚的消費也產生了多樣化的需求，拋光磚的產銷量仍然保持強勁增長。而陶瓷磚的生產是由建筑陶瓷機械來完成的。 截止 2000 年底，在我國現在仍生產的 2900 條建筑陶瓷生產線中，瓷質磚拋光線共有 580 條，其中進口線約占 30，大多進口線為 97 年以前引進，其余 70%為 95 年開始投放市場的國產線。在廣東地區(qū) 984 條建筑陶瓷生產線中，瓷質磚拋光 線有 387條，約占全國瓷質磚拋光線總量的 70左右。 陶瓷拋光磚在國內市場風行以來，各種利用機械加工瓷磚以提高產品檔次的方法不斷涌現，如水刀切割、圓弧拋光、線條拋光等等。深加工已經成為陶瓷產品錦上添花的主要手段之一，在提高產品附加值方面大有可為。為陶瓷深加工專門制作的深加工機械是陶瓷機械行業(yè)中的后起之秀，近年來在國內外的需求呈現急劇上升的勢頭。 拋光機是瓷磚深加工，也就是生產拋光磚的關鍵生產設備，拋光加工由兩臺的拋光機完成，第一臺進行精磨、粗拋，第二臺進行半精拋、精拋。根據拋光磨頭所用磨料的粗細，按工藝將拋 光機分為粗拋機和精拋機，拋光過程是：瓷磚由主傳動皮帶送到機內 ,有磚檢測裝置檢出有磚進入 ,磨頭上的氣缸動作 ,使旋轉的磨頭緩慢下降 ,磨輪對瓷磚表面進行磨削拋光 ,瓷磚經過若干個個磨頭的拋光后由人工取料。連續(xù)進磚 ,磨頭便對瓷磚連續(xù)磨削。采用先進的磨頭對陶瓷墻地磚表面進粗磨拋光的，有效率高、加工表面質量好、破損率少等優(yōu)點，經拋光機加工的瓷磚表面可達鏡面光度。 旋風磨頭它的結構特點是向外伸展出 8 根軸，每根軸上各安裝一個圓筒形金剛磨輪，磨頭由 2根電機驅動產生兩個動作，一是每根軸上的金剛磨輪自身的高速自轉（轉速高達 2700 轉 /分鐘），二是整個磨頭帶動八個金剛磨輪的低速公轉（轉速為 70 轉 /分鐘）。這種磨頭與滾動式磨頭有些相似，但區(qū)別也是很明顯的，前者使用金剛磨具，并由兩個電機驅動，自轉高速，公轉低速；而后者則是使用普通磨料磨具，僅由一個電機驅動，自轉低速，公轉高速。旋風磨頭可取代原來的刮平磨頭，適用于刮平階段和粗磨階段。 本設計所研究的是陶瓷拋光機的旋風磨頭機構。 2 2 磨頭傳動裝置的總體設計 2.1 確定傳動方案 2.1.2 方案一 1-電動機 2-聯軸器 3-齒輪組 4-主動齒輪 5-從動公轉齒輪 6-從動自轉齒輪 7-空套錐齒輪軸 8-磨頭 9-磨輪 圖 1 磨頭傳動方案一簡圖 該方案采用一個電機為整個磨頭提供動力，減少了整體的成本，其傳動路線是通過一個主動齒輪 4 帶動一個齒輪組 3，該齒輪組 3 嚙合兩個齒輪，分別是從動公轉齒輪 5 和從動自傳齒輪 6，由從動公轉齒輪 5 帶動磨頭 8 進行公轉，由從動自轉齒輪帶動空套錐齒輪軸 7，再由空套錐齒輪 7 嚙合著 8 個磨輪 9 進行高速自轉。從而實現磨頭公轉和自轉不同轉速的分離。 3 2.1.1 方案二 1-自轉電機 (主電機 ) 2-聯軸器 3-公轉電機 4-蝸桿 5-蝸輪 6-空心蝸輪軸 7-自轉主軸 8-磨頭 9 磨輪 10 大錐齒輪 11 小錐齒輪 圖 2 磨頭轉動方案二簡圖 該方案采用兩個電動機分別用于磨頭的公轉和磨輪的自轉，兩個電動機分兩條路線進行傳動，線路一：主電機 1 通過聯軸器 2 將動力傳遞至自轉主軸 7，再到大錐齒輪 10，由大錐齒輪嚙合著 8個小錐齒輪 11，將動力傳遞至金剛磨輪 9上，實現金剛磨輪的高速自轉運動。線路二：公轉電機 3也是通過聯軸器將動力傳遞至蝸桿 4，蝸桿 4帶動蝸輪 5 把動力傳遞至空心蝸輪軸 6 上，空心蝸輪軸 6 上安裝磨頭 8，因此磨頭將隨空心蝸輪軸 6 一起旋轉，從 而實現磨頭的公轉運動。由于磨頭的公轉和磨輪的自轉轉速相差較大，因此該方案能較好的實現傳動比，但是需要使用兩個電機。 2.1.3 磨頭傳動方案的選定 由于磨頭的公轉轉速大約為 60r/min，自轉轉速大約為 2700r/min,轉速相差較大。 4 因此采用方案二有利于減小磨頭的尺寸簡化傳動部件的設計計算也能提高整個磨頭的工作效率 .而方案一雖然只用一個電動機但是要實現兩個相差較大的轉速比較困難，不僅會增大傳動比使齒輪的體積增加而且結構比較復雜。因此選定方案二為磨頭傳動方案。 2.2 電動機的確定 2.2.1 電動機類型 和結構形式 陶瓷拋光機旋風磨頭使用于工廠 ,工廠使用的是三相交流電 ,而且對于電動機沒有特殊的要求所以選用三相鼠籠異步電動機。 2.2.2 電動機的容量 電動機所需的功率 Pd應由磨頭工作阻力和運動參數計算求得 : KWTnPmmd 9550(1) 式中 :T-磨頭所需的轉矩 N/M，由任務書給出 nm-磨頭的轉速 r/min，由任務書給出 m-磨頭的效率， m 1 2 n分別為傳動裝置中每 一個傳動副（齒輪、蝸輪蝸桿）、每對齒輪、每個聯軸器的效率。其概略值見表 11-7。選用此數值時一般取中間值，如工作條件差，潤滑不良時應取低值，已知磨頭內部的潤滑條件較好，所以取的值都較高。 在自轉磨輪中，其傳動的機械效率由以下幾個部分組成：聯軸器 0.98、軸承 4對0.994、圓錐齒輪 0.96 Z 0.98 0.994 0.96 0.9 在公轉磨頭中：聯軸器 0.98、軸承 3對 0.983、蝸輪蝸桿 0.8 G=0.98 0.983 0.8 0.74 根據任務書，磨輪自轉轉速為 2500 2800 r/min,轉矩為 7 10 N/m.磨頭有 8 個磨輪，因此磨輪自轉電機的功率范圍為： kwkwkwnTP zzd 263.169.09550 )28002500()107(895502 而磨頭公轉的轉速為 50 80 r/min,轉矩為 300 320 N/m，因此磨頭的公轉電機的功率范圍為： kwkwkwnTPGGGd 6.31.274.09 5 5 0 )8050()320300(9 5 5 0 5 2.2.3 確定電動機的轉速 同一類型的電動機，相同的額定功率有多種轉速可供選用。如選用低轉速電動機，因極數較多而外廓尺寸及重量較大，故價格較高，但可以使傳動裝置總轉動比及尺寸減小。選用高轉速電動機則相反。因此應全面分析比較其利弊來選定電 機轉速。 按照磨頭公轉和磨輪自轉的轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可以推算電動機轉速的可選范圍，如： n=(i1i2 in)nw r/min 式中： n電動機可選轉速范圍 i1、 i2、 in-各級傳動機構的合理傳動比范圍，見表 11-8或表 113-2 對于磨頭公轉采用蝸輪蝸桿傳動，查表得 iw=10 40 而磨輪自轉采用的直齒錐齒輪 is=2 3 則磨頭公轉電機轉速范圍為： ndG=iwnG=(10 40) (50 80)=500 3200 r/min 磨輪自轉電機轉速范圍 (此機構為增速機構 ，之所以選則增速機構是因為磨頭的結構所限，根據圖 2 是由一個大錐齒輪主動嚙合 8 個小錐齒輪從動，如果采用減速機構那么將是小錐齒輪主動嚙合 8個大錐齒輪這在結構上會造成困難。 ) m in/1 4 0 0833)2 8 0 02 5 0 0()2131(1 rnin zsz 對于 Y 系列電動機，通常多選用同步轉速為 1500r/min 或 1200r/min 的電動機，如無特殊要求不選用低于 750r/min的電動機。 根據計算所得的電機轉速范圍和功率范圍查表 112-1 12-2,選用電動機的型號為：磨輪自轉電機采用 Y200L2-6V1。磨頭公轉的電動機由于轉速范圍較廣， 可選擇的型號也較多在這里主要考慮電機的體積大小和重量，因為此電機是安裝在磨頭殼體的側面要求選用體積小重量輕的電機再者考慮到降速的方便，所以采用折中法采用同步轉速為 1500r/min的 4 極電動機，型號為 Y100L2-4B5。 Y200L2-6V1參數： PZ=22kw nZ=970r/min mZ=250kg Y100L2-4B5參數： PG=3kw nG=1420r/min mZ=38kg 設計傳動裝置時一般按工作機實際需要的電動機輸出功率 Pd計算，在這里由于所選取的電動機功率有一定余量計算時采用電動機 的額定功率計算，轉速則取滿載轉速。 2.3 總傳動比的確定和各級傳動比的分配 傳動裝置的總體傳動比要求應為： 6 wdnni(2) nd電動機滿載轉速 r/min nw磨頭工作轉速 r/min 由于磨輪自轉和磨頭公轉都是在磨頭殼體中實現，考慮到磨頭體積和結構的限制，都設計為一級傳動 則磨輪自轉傳動比為： 3 4 6.03 8 8.02 8 0 02 5 0 0 9 7 0 zi磨頭公轉傳動比為： 75.174.2880501 4 2 0 Gi根據設計任務書的轉速范圍確定旋風磨頭磨輪自轉轉速為 2700r/min，磨頭公轉轉速為 70r/min，這里則暫取這兩個值為設計計算的數據。 則磨頭自轉的設計傳動比為： 359.0270 0970 zi磨頭公轉的設計傳動比為： 3.20701420 Gi而磨頭的公轉和自轉的實際傳動比要由選定的蝸輪蝸桿和錐齒輪齒數進行詳細的計算，因而與設計的傳動比可能有誤差，但誤差是允許的。 2.4 磨頭的運動和動力參數的計算 為方便陳述，以下計算中軸指代主傳動軸即蝸桿軸和大 錐齒輪軸，軸指代從動軸即蝸輪軸和小錐齒輪軸。 2.4.1 各軸轉速的計算 n =nd r/min (3) min/rinn (4) 式中 n、 n 為軸軸轉速 r/min nd為電動機滿載轉速 i為軸軸傳動比 則磨輪自轉轉速為： nz =nzd=970r/min m in/2700359.0 970 rinnzzz 磨頭公轉轉速為： 7 nG =nGd=1420 r/min m in/703.201 4 20 rinnGGG 2.4.2 各軸功率的計算 P =Pd 01 kw (5) P = P 12 kw (6) 式中： Pd電動機輸出功率 P 、 P 軸軸輸入功率 01、 12依次為電動機軸與軸軸間的傳動效率 則磨輪自轉是各軸的功率為： PZ =Pzd 01Z=22 0.98=21.56 kw (由于大錐齒輪嚙合 8個小錐齒輪 ) PZ =PZ 12Z/8=21.56 0.992 0.96=2.54 kw 磨頭公轉時各軸的功率為： PG =PGd G01=3 0.98 0.99=2.91 kw PG = PG G12=2.91 0.8=2.33 kw 2.4.3 各軸轉矩的計算 T =Td 01 N/m (7) T = T i 12 N/m (8) 式中： Td電動機軸的輸出轉矩 N/m T 、 T 為軸軸的輸入轉矩 N/m mNnPTddd 9550mNT Zd /2 1 79 7 0229 5 5 0 mNT Gd /201 4 2 039 5 5 0 則磨輪自轉的各軸轉矩為： TZ =TZd Z01=217 0.98=213 N m TZ = TZ i Z12/8=213 0.992 0.96 0.359=9 N m 磨頭公轉的各軸轉矩為： TG =TGd G01=20 0.98 0.99=19.4 N m 8 TG = TG i G12=19.4 0.8 20.3=315 N m 將運動和動力參數的計算結果整理為列表備查。 表 1 磨頭各軸運動和動力參數 序號 自轉 公轉 軸 軸 軸 軸 轉速 n(r/min) 970 2739 1420 69 功率 P(kw) 21.56 2.54 2.91 2.33 轉矩 T(N m) 213 9 19.4 315 9 3 磨頭傳動件的設計計算 3.1 選則聯軸器的類型和型號 對于磨輪自轉和磨頭公轉都是直接采用聯軸器使電動機直接和磨頭內部的傳動軸相連，并 且受限于磨頭的體積和重量所選的聯軸器不能太大太重，根據計算結果兩電動機所傳遞的轉矩和轉速不是太大，再綜合考慮的情況下兩者均選用平鍵套筒聯軸器。對于磨輪自轉電機和軸相連時由于其是垂直安裝采用螺釘用作軸向固定。查表112-5,得知磨輪自轉電機 Y200L2-6V1型和磨頭公轉電機 Y100L2-4B5型電機驅動軸的直徑分別為 55mm和 28mm。鍵槽寬分別為 16mm和 8mm。傳遞的轉矩為 217 N m和 20 N m。根據以上數據查表 329.2-2 由于套筒聯軸器尚未標準化，故只將所選平鍵套筒聯軸器的軸孔直徑列 出，主要尺寸和特性參數直接看表即可。 3.2 磨輪自轉的直齒圓錐齒輪的設計計算 3.2.1 齒輪材料的選則 由于直齒圓錐齒輪是在磨頭殼體之內屬于密封的工作環(huán)境再加上大的錐齒輪要嚙合 8 個小錐齒輪轉動而且轉速較高，因此對齒輪的要求是具有足夠的硬度，以抵抗齒面磨損，對齒芯應有足夠的強度和較好的韌性，以抵抗齒根折斷和沖擊載荷，再此選擇具有強度高，韌性好，便于制造便于熱處理的鍛鋼，具體選則材料為 20Cr經滲碳、淬火，硬度達到 56 62HRC，熱處理后需要磨齒。 3.2.2 主要參數的選則 傳動比 i 由前面計算可知 直齒圓錐齒輪的傳動比為 i=0.359 齒數 Z 根據磨頭的工作條件，在封閉硬齒面齒輪傳動中齒根折斷為主要的失效形式，因此可適當的減少齒數以保證模數取值的合理，一般計算中取 ZZmin,查表 323.4-4，取小錐齒輪齒數 Z2=17，則 Z1=17/iZ=17/0.359=48。 根據齒數重新計算自轉軸的轉速： nZ =970 48 17=2739 r/min 并更新表 1數據。 齒輪精度等級選擇 10 由于直齒錐齒輪嚙合轉速較高，因此齒輪精度等級選定為 7c GB11365 級，齒面粗糙度 Ra=0.8 1.6 m。 錐齒輪的齒高形式 以往廣泛應用直齒錐齒輪中的不等頂隙收縮齒因缺點較嚴重，近來被等頂隙收縮齒代替，因此本設計選擇的直齒錐齒輪為等頂隙收縮齒。 3.2.3 直齒圓錐齒輪的幾個尺寸設計和強度校核 初步設計 根據材料的許用應力和齒輪所傳遞的轉矩初步估計齒輪大端分度圓直徑，查表123.4-22得： mmuKTdHPe30211 1951 (9) 載荷系數：由于所設計的圓錐齒輪均為懸臂布置，故 K取 1.5 齒數比： u=i=Z1/Z2=17/48=0.354 實驗齒輪的接觸疲勞極限，根據圖 323.2-18d得 Hlim=1300 N/mm2 估算的安全系數： S0H=1.1 齒輪的許用接觸應力： 0HP= Hlim/ S0H=1300/1.1=1182 N/mm2 估算結果： mmd e 7.1681182354.0 2135.11951 3 21 幾何計算 由表 323.4-4 查得等頂隙收縮齒： 齒數：由前面設計得 Z1=48 Z2=17 分錐角： 90 30193070909030705.701748a r c t a na r c t a n12211 ZZ 大端模數： me=de1/Z1=168.7/48=3.51 取 me=3.5mm 大端分度圓直徑： de1=Z1me=48 3.5=168 mm de2=Z2me=17 3.5=59.5 mm 齒寬系數： R一般取 0.3 平均分度圓直徑： 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 平均模數： mm=me(1-0.5 R)=3.5(1-0.5 0.3)=2.975 mm 外錐距： mmdRee 111.895.70s in2 168s in211 齒寬： b= R Re=0.3 89.111=26.733 mm 取 b=27 mm 徑向變位系數： X1=X2=0 大端齒頂高： ha1=(1+X1)me=(1+0) 3.5=3.5 mm ha2=(1+X2)me=(1+0) 3.5=3.5 mm 頂隙系數 (查表 323.4-2)： c*=0.2 大端齒根高： 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 齒根角： 53412698.2111.892.4a r c t a na r c t a n 11 efef Rh 53412698.2111.892.4a r c t a na r c t a n 22 efef Rh 齒頂角（等頂隙收縮齒）： 5341221 fa 5341212 fa 頂錐角： 531173534123070111 aa 531122534123019222 aa 根錐角： 74867534123070111 ff 74816534123019222 ff 大端齒頂圓直徑： mmhddaeae 34.1705.70c o s5.32168c o s2 1111 mmhddaeae 1.665.19c o s5.325.59c o s2 2222 切相變位系數 : Xi1=Xi2=0 壓力角： =20 大端分度圓齒厚： mmXXmSie 4 9 7 8.525.3)t a n22( 111 mmXXmSie 4 9 7 8.525.3)t a n22( 222 12 大端分度圓弦齒厚： mmdSSe4968.5)1686 4978.51(4978.5)61(S 22212111 mmdSSe49.5)5.596 4978.51(4978.5)61(S 22222222 大端分度圓弦齒高： mmdShheaa 515.316845.70c o s4978.55.34c o s 2112111 mmdShheaa 6 1 9 7.35.5945.19c o s4 9 7 8.55.34c o s 2222222 當量齒數： 8.1435.70c o s 48c o s 111 ZZ v185.19c o s 17c o s 222 ZZ v齒高系數 (查表 323.4-2)： h*=1 端面重合度： 06.22128.143 20c o s8.143a r c c o s22 c o sa r c c o s 1*1 11 XhZ Zv vva 25.321218 20c o s18a r c c o s22 c o sa r c c o s 2*2 22 XhZ Zv vva 7 0 9.1)20t a n25.32( t a n18)20t a n06.22( t a n8.1 4 321)t a n( t a n)t a n( t a n212211 vvvavva ZZ 接觸強度校核 由式 323.4-2得： HPKEHmHHvAtH ZZZZuubdKKKKF 185.021(10) 式中： Ft分度圓切向力，查表 323.4-21 得 Nd TF mt 2.29838.142 21320002000 1 1 (11) KA使用系數，查表 323.4-24得 KA=1.25 Kv動載系數，由式 323.4-3得 13 1110085.022121 u uvZKbFKKK ttAV(12) 式中： K1、 K2系數：其值列于表 323.4-23，取 K1=10.11 K2=0.0193 vt線速度： 25.760000 9708.14260000 11 Zmt ndv故 095.111354.0354.010025.7480193.02785.02.298325.111.1022vKKH 齒向載荷系數： KH =1.5KH be 式中： KH be支撐情況，查表323.4-24，兩輪皆懸臂布置取值 KHbe =1.5 故 KH =1.5 1.5=2.25 KH 齒間載荷分配系數，查表 323.4-25取 KH =1 ZH節(jié)點區(qū)域系數，查圖 323.4-21，螺旋角 m=0故 ZH=2.5 ZE彈性系數，查表 323.2-29取 ZE=189.8 N/mm2 重合度、螺旋角系數： 由式 323.4-6得： 87388.03709.1434 veZ由式 323.4-9得： 10c o sc o s mZ 由式查表 323.4-10得： 874.08 7 3 8 8.01 ZZZ eeZK錐齒輪系數： ZK=1 將上面的計算結果代入 H中得： 222 /9801874.05.28.189354.01354.08,1422785.0125.2095.125.12.2983 mmNH 許用接觸應力，由式 323.4-11得： WXL V RNHHHP ZZZZS m i nl i m (13) 式中： Hlim=1300 N/mm2 ZN壽命系數，齒輪長期工作取 ZN=1 ZLVR潤滑油膜影響系數，查閱 323.2-21取 ZLVR=0.985 SHmin最小安全系數，取 SHmin=1.1 ZX尺寸系數，查 閱 323.2-23取 ZX=1 14 ZW工作硬化系數，查圖 323.2-22 取 ZW=1 故許用接觸應力值為： 2/4.1 1 6119 8 5.011.11 3 0 0 mmNHP 結論： H HP 通過 彎曲強度校核 由式 323.4-12得： YYbm mKKKKFFSFFvAtF 185.0 (14) 式中： KA、 Kv、 KF =KH 、 KF =KH 同前 即： KA=1.25、 Kv=1.032、 KF =2.25、 KF =1 YFS復合齒形系數，按 ZV1=143.8 ZV2=18 查圖 323.2-28 得 YFS1=4.54 YFS2=4.83 Y 彎曲強度計算的重合度和螺旋角系數，查圖 323.2-28 取 Y =0.68 將各值代入 F公式中的得： 21 /5.39168.054.4975.22785.0 125.2032.125.12.2983 mmNF 21212 /5.41654.4 83.45.391 mmNYYFSFSFF 許用彎曲應力，由式 323.4-13得： XR relTrelTNF FEFP YYYYS m i n (15) 式中： FE齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，查圖 323.2-29取 FE=630 N/mm2 YN壽命系數，查圖 323.2-30，長期工作取 YN=1 Y relT相對齒根圓角敏感系數，查表 323.2-30和圖 323.2-24取 Y relT=1 YRrelT相對（齒根）表面狀況系數，表面粗糙度較好取 YRrelT=1 YX尺寸系度 查圖 323.2-31取 YX=1 SFmin齒根彎曲強度的最小安全系數取 SFmin=1.4 式 323.2-20 將上列各值代入公式故許用彎曲應力值： 2/45011114.1630 mmNFP 結論： F1 FP1， F2 FP2 因此設計的錐齒輪有足夠的強度。 15 3.3 磨頭公轉的蝸輪蝸桿傳動計算 3.3.1 傳動類型、精度等級和材料的確定 根據前面設計參數，蝸輪蝸桿所傳遞的功率小于 3KW 轉速也不太高，故選用阿基米得蝸桿傳動。由于該蝸輪蝸桿只用于一般的動力傳動中，故選定精度 8c GB 10089-88。 由于蝸桿的速度不高，載荷不大因此采用 40Cr，表面淬火 ,HRC=45 50 。表面粗糙度 Ra為 1.6 m 。由于錫青銅耐磨性及膠合性能較好，但價格較高，因此選用蝸輪輪緣為 ZCUSn10P1金屬模鑄造。 3.3.2 初選幾何參數 傳動比 i=n1/n2=1420/70=20.3，參考表 323.5-3，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 確定許用接觸應力 由表 323.5-8可知：NVSHPHP ZZ 由表 323.5-12查得 : HP =220 N/mm2 由圖 323.5-4查得 : s 4.5 m/s 傳動采用浸油潤滑，由圖 323.5-5查得 Zvs=0.93 蝸輪應力循環(huán)次數，由資料查得磨頭使用壽 命 5 年，每年工作 300 天，每天工作10h，每小時載荷率為 60。 故： NL=60 n2 j LN=60 69 1 300 5 10 0.6=3.7 107 查圖 323.5-6得 ZN=0.85 HP=220 0.93 0.85=173.9 N/mm2 3.3.4 按接觸強度設計 按表 323.5-8中接觸強度的設計公式 322212 )1 5 0 0 0( mmKTZdmHP (16) 載荷系數 K=1.2 蝸輪軸的轉矩由前計算得 T2=TG =315 N/m 3212 1 6 7 33 1 52.1419.1 7 31 5 0 0 0 mmdM 16 查表 323.5-2,可選用 m=5 mm d1=90 mm 3.3.5 主要幾何尺寸 按表 323.5-5中的公式： 蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=5 41=205 mm 傳動的中心距 : mmdda 5.1 4 7)902 0 5(21)(21 12 導程角 r: 2420634.690 52a r c t a n1a r c t a n 1 d mzr 3.3.6 蝸輪圓周速度的計算并核對傳動的效率 蝸輪的圓周速度： smnd /74.01 0 0 060 692 0 51 0 0 060 222 齒面間滑動速度： smrnds /73.634.6c o s1 0 0 060 1 4 7 090c o s1 0 0 060 11 按式 323.5-2得： 321 按式 323.5-3得： 853.0)08.134.6t a n ( 34.6t a n)t a n ( t a n1 vpr r由表 323.5-14查得： Pv=1.08 攪油損耗率： 取 96.02 滾動軸承效率：取 98.03 8.099.096.08 5 3.0 與之前計算蝸輪軸所設效率相近 3.3.7 接觸強度的校核 按表 323.5-8的公式： HPVAEH KKKddTZ 22129400(17) 彈性系數 ZE由表 323.5-9查得 ZE=155 N/mm2 使用系數 KA由表 323.5-10查得 KA=1 動載系數 KV=1.1 17 齒向載荷分布系數 K =1.1 蝸輪軸上的轉矩： mNT /3 2 269 8.091.29 5 4 92 按圖 323.5-5查得滑動速度影響系數 ZVS=0.88 于是將各值代入公式中得許用接觸應力： 22 /1531.11.1120590 3229400155 mmNH 結論： H HP 通過 3.3.8 蝸輪彎曲強度的校核 按表 323.5-8中公式 : 2212 /666 mmNYYmdd KKKT FPFSVAF (18) 式中： YFS齒形系數，按 76.4134.6c o s 41c o s 3322 rZZ V查圖 323.2-24得 YFS=4.03 Y 螺旋角系數： 947.0120 34.611201 rY 故： 2/7.10947.003.4520590 1.11.11322666 mmNF 蝸輪的許用彎曲應力 : FP= FP YN 壽命系數 YN 當 NL=3.7 107 查圖 323.5-6 得 YN=0.7 蝸輪材料 N=107