3481 水射流喷丸强化测试件装卡试验装置设计
3481 水射流喷丸强化测试件装卡试验装置设计,水射流,强化,测试,件装卡,试验装置,设计
I摘 要高压水射流喷丸强化工艺是近 30 年来迅猛发展起来的一项新技术。加强水射流喷丸强化工艺的试验研究,对改善产品质量和提高零件使用寿命都具有十分重要的意义。该课题是黑龙江省教育厅计划项目“前混合磨料射流喷丸强化的研究”中涉及到的试验装置的设计,目的是解决被测试件的装卡和以一定的转速转动的问题。本研究主要是设计喷丸强化装夹装置,针对试件装夹受力要求严格的问题,以弹性夹头和与试件间隙配合的轴承为要点,对装置进行设计,同时,还进行了整体设计,通过比较分析确定最佳设计方案。本文介绍了高压水射流喷丸强化技术的发展状况等,对 NGW 型行星减速器进行了设计计算,并对带传动传动组件进行了选型。此外,还作了经济技术分析。该装夹装置具有结构简单、装夹方便、制造成本低等优点。关键词 水射流 喷丸强化 弹性夹头 行星减速器IIAbstractThe craft on water jet shot peening at high pressure has been a new technology developed rapidly in the past thirty years. It is an extremely important meaning for improving the quality of production and increasing the service life of spare parts by way of strengthening experimental research of water jet shot peening craft. The task is the design of test apparatus involved in the planned item “the research of the pre-mixed abrasive jet shot peening” of the Education Department of Heilongjiang province, with the aim of solving the problem on installation and vise of specimen, as well as rotating at a specified rotational speed .The research mainly designs the chucking fixture of shot peening and in allusion to the question that the force that the specimen undergoes has strict restrictions when the specimen is in the course of operation, we take collet and bearing as a bottom line to design chucking fixture, besides this bearing is clearance conjunction with the specimen. Moreover, we yet carry out the whole design. The optimal design scheme is confirmed by way of comparing and analyzing several design schemes put forward.This paper introduces the development state of water jet shot peening technology at high pressure, etc, then the design calculations of NGW planet-gear speed reducer and the selection type of belt-driving of transmission assembly are carried out. In addition analysis of economic technology is accomplished. Key words water jet shot peening collet planet-gear speed reducer1目 录III第 1 章 绪 论 .11.1 研究的目的及意义 .11.2 概述 .11.2.1 高压水射流喷丸强化技术在国内外发展状况 .11.2.2 高压水射流喷丸强化机理及特点 .21.2.3 高压水射流喷丸强化技术发展前景 .21.3 本设计所设计的主要内容 .3第 2 章 总体设计 .42.1 确定总体传动设计方案 .42.2 对方案的说明 .7第 3 章 渐开线行星减速器的设计计算 .93.1 电动机的选型 .93.1.1 电动机容量的选择 .93.2 传动比的分配 .103.3 减速器的设计计算 .113.3.1 配齿计算 .113.3.2 按接触强度初算 A-C 传动的中心距 a 和模数 m.123.3.3 计算 A-C 传动的实际中心距和啮合角 AC.133.3.4 计算 C-B 传动的中心距和啮合角 B.133.3.5 几何尺寸计算 .133.3.6 验算 A-C 传动的接触强度和弯曲强度 .153.3.7 验算 C-B 传动的接触强度和弯曲强度 .193.4 行星齿轮减速器主要零件的设计 .203.4.1 行星轮轴直径 .203.4.2 确定输出轴的直径 .213.4.3 选择轴承 .223.4.4 浮动的齿轮联轴器 .233.4.5 浮动齿轮联轴器的几何尺寸的计算 .233.4.6 行星架及输入轴的的结构设计 .25IV第 4 章 V 带传动的选型设计 .264.1 传动系统的运动及动力参数计算 .264.2 V 带的选型设计计算 .26第 5 章 试验装置的结构设计计算 .315.1 计算装置中装夹机构中弹性夹头的最小锥度 .325.2 装置的轴承的选用及校核 .335.2.1 轴承选用 .335.2.2 对选用轴承的校核计算 .34第 6 章 减速器和强化装置的润滑方式的选择 .366.1 NGW 行星减速器的润滑 .366.2 NGW 行星减速器齿轮润滑油的使用要求 .366.3 水射流喷丸强化测试件试验装置的润滑 .36第 7 章 传动系统中联轴器的选择和各组件的固定 .377.1 联轴器的选择 .377.2 传动系统各组件的固定 .37第 8 章 经济技术分析 .38结 论 .39致 谢 .40参考文献 .41附录 1 .43附录 2 .46附录 3 .561第 1 章 绪 论1.1 研究的目的及意义本文所设计的课题是黑龙江省教育厅计划项目“前混合磨料射流喷丸强化的研究”中涉及到的试验装置的设计,目的是解决被测试件的装卡和以一定的转速转动的问题。该课题具有装卡精确、受力要求严格、能够锻炼考虑问题细致和创新能力,同时可以锻炼科研能力。1.2 概述1.2.1 高压水射流喷丸强化技术在国内外发展状况材料表面改性作为传统材料性能优化的基础研究被列为国家自然科学基金“九五” 、 “十五”优先资助领域,充分体现了表面改性技术在促进国民经济建设和贯彻可持续发展战略中的显著作用和重要地位。而在表面涂镀、表面合金化和掺杂、表面组织转化等众多表面改性技术群中,对提高金属零构件抗交变载荷作用下的疲劳能力最显神威的是喷丸强化技术。它集制造工艺和使用维修于一体,从边际设计的维修补救措施,发展到原型设计的一部分。目前,广泛应用于航空、航天、汽车、核动力、兵器、石油、煤炭、化工、机车、工程机械、汽轮机、农机、塑料模具电气开关等众多工业部门。随着科技的进步,新的喷丸方法不断涌现,超音速喷丸、高压水射流喷丸、高能振动喷丸等相继问世。高压水射流技术是近 30 年来迅猛发展起来的一项新技术。它的应用范围由单纯采矿业的水力开采发展到机械、化工航空、航天、建筑、纺织、冶金等众多领域 ,用以切割、清洗、除锈和破碎等作业。在 20 世纪 80 年代末,Zafred 首先提出了利用高压水射流进行金属表面喷丸强化的思想,从而开始了高压水射流喷丸强化技术的研究。美国的 Kunaporn 等设计了高压纯水射流喷丸器。俄罗斯的 等研制了电液压脉冲射流喷丸器。日本的 Hitoshi 等设计了带有加热器的空化射流喷丸器。日本开发了自吸式干丸后混合水射流喷丸强化加工设备。我国基于流体网络理论设计了前混合水射流和前混合自激振荡水射流喷丸强化装置 2。1.2.2 高压水射流喷丸强化机理及特点 2高压水射流喷丸强化的基本原理,就是将携带巨大能量的高压水射流以某种特定的方式高速喷射到金属零构件表面上,使零构件表层材料在再结晶温度下产生塑性形变( 冷作硬化层),呈现理想的组织结构(组织强化)和残余应力分布(应力强化 ),从而达到提高零构件周期疲劳强度的目的。高压水射流喷丸强化时,在水射流的强烈冲击碰撞下材料表层产生的变形是由多种作用引起的,对于不同的射流介质、射流形式和喷射方式,各种作用效果不同,有的居于主导地位,有的处于次要位置。研究认为,高压纯连续水射流喷丸强化时,水射流的滞止压力引起的冲击和弹性冲击波产生的动态压力起主导作用;脉冲水射流喷丸强化时,弹性冲击波产生的动态 压力和液体横向分流对表面的剪切作用居主要地位;空化水射流喷丸强化时,空泡溃灭产生的冲击起主要作用;混合水射流 (混入弹丸)喷丸强化时,弹丸冲击压入产生的法向力和切向力起主导作用。研究表明,高压水射流喷丸强化与传统的喷丸强化具有相似的工艺过程和表现形式,水射流冲击下在零构件表层形成塑性形变,产生残余压应力,增加了材料表面硬度,从而可以有效控制疲劳源的萌生和裂纹的扩展,提高零构件的疲劳强度。喷丸强化适应性较广;工艺简单、操作方便 ;生产成本低 、经济效益好;强化效果明显。近年来,随着计算机技术发展,带有信息反馈监控的喷丸技术已在实际生产中得到应用,使强化的质量得到了进一步提高。目前喷丸强化不仅用于汽车工业领域的弹簧、连杆、曲轴、齿轮、摇臂、凸轮轴等承受交变载荷的部件,还广泛用于其他工业领域。如喷丸强化可以提高电镀零件的疲劳强度和结合力;各种合金钢经过任何一种电镀处理后,一般均会导致疲劳强度下降 10-60,而喷丸强化则可有效提高疲劳强度,同时还可以增加电镀层的结合力,防止起泡。1.2.3 高压水射流喷丸强化技术发展前景目前,高压水射流喷丸强化技术的研究刚刚起步,理论上有待发展,技术上有待完善。1.3 本设计所设计的主要内容3本设计主要是设计水射流喷丸强化装置中试件的奘夹夹具以及传动系统,主要包括水射流喷丸强化装卡夹具装置的设计、NGW 型行星减速器的设计,V 带传动、电动机和联轴器的选型。同时还要进行传动系统方案分析选择和经济技术分析、英文专题的研究和各组件的装配图和零件图的绘制。4第 2 章 总体设计2.1 确定总体传动设计方案传动方案一般用机构简图表示。它反映运动和动力传递路线和各部件的组成和连接关系。合理的传动方案首先要满足机器的功能要求。此外,还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等) ,满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、工艺性和经济性合理等要求。要同时满足这些要求是比较困难的,因此要通过分析比较多种方案来选择能保证重点要求的较好的传动方案 11。图 21、22、23 和 24 所示为水射流喷丸强化奘卡装置的四组传动方案。第一组方案:图 21 联轴器V 带方案示意图5第二组方案:图 22 双联轴器方案示意图第三组方案:1顶轮机构图 23 顶轮机构方案示意图6第四组方案:图 24 双驱动方案示意图对以上四组方案进行比较分析,确定选择最佳设计方案。第一组方案:由于水射流喷丸强化测试件装卡试验装置中所要求设计的装卡夹具在装夹试件时,必须使试件在夹紧过程中满足以下条件:装卡精确、受力要求严格,即试件在夹紧和工作的过程中,试件的中间段部分处于自由状态,也就是说不受外力、弯矩和扭矩的作用。依据试件的装卡和受力条件,以及装夹方便等要求,此方案设计为采用 V 带传动,联接减速器和装置,减速器和电动机之件由联轴器联接(方案示意图如图 21 所示) 。由于带传动为柔性传动,具有缓冲和减震作用,且带的打滑具有安全防护作用,因此,采用 V 带传动是合理且可行的。同时装置的大带轮装在固定的支承轴的轴承上,开有花7键槽孔的花键透盖通过螺栓固定在带轮上,并通过花键与带有孔的花键旋转轴相联接,具体情况见水射流喷丸强化装卡装置图(图号为 SPQ02) 。夹具机构采用弹性夹头(见参考文献3夹具非标准夹紧装置 美 HIRAMEGRANT 编著 机械工业出版社 1975.9)夹持试件,使试件具有较高的同轴度,因而装夹精度高。而试件的另一端采用轴承作为支承件,轴承和试件为间隙配合,这样试件可以通过左端花键旋转轴孔进出装置,旋转轴的孔、试件和轴承的中心处于一条直线上,故用杆通过右轴承孔可以顶出试件,从而能够使装夹十分方便。综上所述,此方案完全符合设计要求。第二组方案:与第一组方案不同,此方案中的装夹装置直接通过联轴器与行星减速器相连虽说总体结构比较紧凑,但由于联轴器的结构的限制,使得旋转轴有孔如同无孔,且联轴器不具有 V 带的安全防护作用。这样,就会使装夹试件时操作不方便,影响装夹效率。因此,此方案较之第一组方案不够合理。第三组方案:此方案中除装夹装置中的支承部件不同外,其余设计部分均与第一组方案相同。由于此方案的支承部件采用了顶轮机构,与轴承相比,势必增大了对试件的摩擦力,从而影响试件的受力状态,虽影响不大,但还是有悖于设计要求,而第一组方案虽说也存在摩擦力,但与顶轮机构相比要小的多,故可以视为无影响作用。故此方案不够恰当。第四组方案:此方案为通过齿轮进行双驱动,由于齿轮在设计时会存在误差,因此,两对相同型号的齿轮在啮合传动时,其传动的情况也不可能完全相同,即不能够达到完全同步效果,会引起两驱动齿轮的不协调性的发生,使测试件产生扭曲变形,这是设计所不允许的。况且装夹装置的结构设计也比较复杂,而齿轮传动的维护也不方便,使用寿命短,同时制造费用高而又不够经济。因此,此方案也不够妥当。通过对以上四组方案的比较分析,确定选择第一组方案为最佳设计方案。2.2 对方案的说明对最佳方案(第一组方案)的装夹装置的设计及减速器的选用设计作如下说明:水射流喷丸强化测试件装卡试验装置的设计主要分为两部分:一部分为夹紧且传递运动部分,其装夹夹具设计为弹性夹头,为锥形结构,为防止自锁采用大于莫氏锥度的角度。另一部分为支承部件,采用轴承结构,试件与轴承为间隙配合以满足试件受力要求严格的条件。减速器的选用设计:考虑到减速8器在此传动系统中的作用为分配传动比,以降低转速,使试件达到所要求的转速,并且仅传递运动而不传动动力,因此选择行星减速器作为设计对象。因为行星齿轮传动与普通的定轴齿轮传动相比,具有质量小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点;这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效地利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用内啮合,才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率,而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。9第 3 章 渐开线行星减速器的设计计算3.1 电动机的选型3.1.1 电动机容量的选择1.计算喷丸强化的打击力由于装置工作时,对试件进行喷丸强化,考虑到试件的受力状况,采用对称双喷头对试件喷丸强化,这样试件所受的喷丸强化时水射流的打击力就会相互抵消。设喷丸强化时每个弹丸的打击面积为 ,弹丸直径 ,620.31mS1md打击时对试件的阻力系数 ,由参考文献知一般的喷丸设备的每个喷嘴k=0.5的喷丸量为 ,本设计取为 。则单个喷嘴每秒钟M81ghM=kgh的喷丸数 (31)360NV式中 弹丸的密度,取 ;37.81kgm单个弹丸的体积, ;V4d将数据代入式(31)得 ,则两个喷嘴每秒钟的喷丸数为8506N( 个 )。每个弹丸对试件的打击力为2701N总 ( 个 ),66150.31N=4.5FPS则试件在 1 秒钟所受的总的阻力为 。1k827.F总2电动机容量的选择10由计算得知工作机所需有效功率,33827.04.510.8kW9509wTnFrP传动系统总效率 .79w:联 联 1齿 轴 承 式中 弹性柱销联轴器的效率,查参考文献10,取 ;联 0.联 浮动齿轮联轴器的效率,由文献10,取 ;联 1 .9联 1太阳轮与行星轮的啮合效率,由文献10,取 ;齿 0.7齿 行星齿轮轴承的效率,由文献10,取 。轴 承 .9轴 承 工作机所需电动机功率 0.38.4kW9wrP由文献所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定,满足 条mrP件的电动机额定功率 应取为 0.55kW。m现场一般采用三相交流电源,且根据工作机的转速,以及传动系统的情况,初选常用的 Y2-90L-8 型三相异步电动机,额定功率 ,满载转0.5kWmP速 ,效率 。60rinmn0.633.2 传动比的分配由工作机即装置的转速 ,装置传动系统的总传动比可由公式 20rminwmwni总 (32)11得 。由传动方案知, , 。由计算公式6032mwni总 1i联 4i带 (33)ii总联 带可得行星减速器的总传动比为 ,根据文献8机械设计3=8.2514ii总联 带手册 (第二版)的减速器的设计情况知,设计 NGW 型一级渐开线行星减速器即可满足装置的传动要求。3.3 减速器的设计计算3.3.1 配齿计算所谓配齿计算就是根据给定的传动比 来确定行星齿轮中各轮的齿数;i这是行星齿轮传动运动学的主要任务之一 13。考虑到行星轮和太阳轮的装配条件及均载分配,选行星轮的数目 。3sC由 及 ,各轮的齿数按公式8.25i3sC(34)BAHsiZcC进行配齿计算。计算中根据 并适当调整使系数 C 等于整数,再求出 ,BAi AZ应尽可能取质数,并使 整数。则 ,可得 AZsZ8.253BAHAsiZ, ,19A3197BsAc1()(37)5922CBZ,12这些符合 取质数, 整数, 及 无公约数的 NGW 型行星AZAsCBsZAC减速器的配齿要求。各个齿轮采用高变位,因 ,所以太阳轮取正变位,行星轮8.254AHi和内齿轮取负变位,查表可得 , 。0.x0.2CBx3.3.2 按接触强度初算 A-C 传动的中心距 a 和模数 m工作时,由于要驱动减速器,克服启动时的惯性,因而启动转矩按电动机功率计算,以保证行星齿轮结构启动时的运转强度。由公式 (35)950PTn可得输入转矩,1.7.96Nm:因传动中有一个或两个基本构件浮动作为均载机构,且齿轮精度低于 6 级,所以取载荷不均匀系数 ,在一对 A-C 传动中,小齿轮(太阳1.5CHCFk轮)传递的扭矩,17.963.0NmAsT:行星轮和太阳轮全为硬齿面的外啮合的齿轮,在对称,轻微冲击载荷时:7 级精度时,使用的综合系数 k=1.22.0 ;8 级精度时,k2.43.0。考虑到装置的使用的实际条件,取 k2,齿数比 ,太阳轮和行星轮的593.1CAZu材料用 40 钢表面淬火,齿面硬度 HRC5055(太阳轮)和 HRC4550(行rC星轮) ,取 。齿宽系数 ,由参考文献5现代机械2Hlim10Nab传动手册 (GB10090-88 )规定为:0.20、0.25、0.30、0.35、0.40、0.45、0.50、0.60。因齿面硬度 HB350,则13取 。0.3ab按接触强度初算中心距 a,依公式(36)32lim48(1)()AaHkTuu计算中心距(内啮合用“”号):,332 2lim.0548(1)48(.1)3m.1AaHkauu模数 ,取模数 m=1mm。250.9ACmZ3.3.3 计算 A-C 传动的实际中心距和啮合角 ACa模数 m=1mm,则实际中心距,AC1a()(95)322ACZ因是直齿轮高度变位,则中心距变动系数,0,coscoss0co2ACACY则 。AC2o3.3.4 计算 C-B 传动的中心距和啮合角 CB实际中心距 ,1()(3759)m22CBCmaZ因为中心距变动系数 ,所以啮合角 。0YB0o3.3.5 几何尺寸计算按高度变位齿轮传动的几何计算,计算 A(太阳轮) ,C(行星轮),B(内齿轮)三轮的几何尺寸见表 31。14表 31计算公式 计算结果名称 外齿轮 内齿轮 A 轮 C 轮 B 轮单位分度圆直径dmZ19Ad59Cd137Bdmm齿顶高*()ahx*()aahxm1.42aAh0.58aCh1.34aBhmm齿根高*()fahcxm*()fahcx0.83fAh1.67fCh0.83fBhmm齿高 afh2.5Ah2.5Ch2.17Bhmm齿顶圆直径2aadh2aadh21.84aAd60.1aCd34.2aBdmm齿根圆直径2ffdh2ffdh17.34fAd5.6fCd138.6fBdmm151)上表中的 ; ; 。2*7.5(1)axhZ*1ah*0.25c3.3.6 验算 A-C 传动的接触强度和弯曲强度强度计算所用的公式同定轴线齿轮传动,但确定 和 所用的圆周速VkZ度用相对于行星架的圆周速度。由 (37)1(06AHdniv )可得到圆周速度 。1 1(3.45908.250.4m/s1Ai ) ( )动载系数 ,0.90.HVAkvZ依据参考文献9渐开线齿轮行星传动的设计与制造图 515 可得速度系数 0.94。VZ1.确定计算公式中的其他系数使用系数 ,齿间载荷分布系数 、 ,弯曲强度计算时:1AkHk F;接触强度计算时: 。1()FbFku 1()bHu式中 及 齿轮相对于行星架的圆周速度 及大齿轮齿面硬度 对H v2B及 的影响系数,取 。Fk H 1FHu齿宽和行星轮数目对 和 的影响系数。bk 对于圆柱直齿轮或人字齿轮行星传动,如果行星架刚性好,行星轮对称布置或行星轮采用调位轴承,则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计,则16值可根据参考文献6电动滚筒设计与选用手册图 6-10 查取。由于b,查得 , ,0.39.621adA1.8b(1.8).1Fk。齿间载荷分布系数 及 也可以用公式计算出,(.8).Hk H但算出的数值可能偏高。另外,在 NGW 型和 NW 型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于 1 时,可取 。1Fk 求齿间载荷分配系数 及 ,先求端面重合度 :HkF(38)122(tant)(tant)2ZZ式中 1cos19cos0arar5.22.84Aad2s5srcrc.60.1Caad则由(38)得 122(tnt)(tnta)29a35.059.8n0(0.74.67)(.4.3697)1.542ZZ因为是直齿轮,总重合度 ,则 。0.5.HFk节点区域系数 : (39)HZ.83()Z式中 (310) 24.071HY17()()(0.42)(195)0CACAYxZ则由(39)得 。4.871.83.3H弹性系数 : ;EZ 2()206(.)19.8Nm2式中 E=206000 和泊桑比 由参考文献9 表 5-10 查得。.3接触强度计算的重合度系数 : ;Z41.540.963接触强度计算的螺旋角系数 : ;cos接触强度计算的寿命系数 :因为当量循环次数 ,则 ;NZ7510eN1NZ最小安全系数 :取 ;limHSli1润滑剂系数 :考虑用 N46(30 号)机械油作为润滑冷却剂,由参考文献9LZ图 5-14 查取 ;0.95粗糙度系数 :由文献9图 5-16 取 ;R 1.0RZ齿面工作硬化系数 :由文献9图 5-17 查取 ;WZ.W由图 5-18 可得接触强度计算的尺寸系数 : 。X1.02.A-C 传动接触强度的验算计算接触应力 :H(311)1tAVHEFukZdb18由式(311)可得 21 2203.1.018.5319.8061.54.9245.6.Nm9.AHTda计算许用接触应力 :按式 ,强度条件:HPlimHNPLVRWXZZS:,则 ,即HPlimliNLVRWXSZ:,22lim65.21734.810N0.941H由计算结果知,接触强度通过。3.A-C 传动弯曲强度验算( ) (312)tFAVFaSnkYbm2式中 齿形系数,由参考文献4机械设计表 10-5 查得 ,aY 12.85FaY。2.8F应力修正系数。由文献4表 10-5 查得 , 。Sa 1.54SaY21.73Sa弯曲强度计算的重合度系数;Y。0.750.7.2.2.314Y弯曲强度计算的螺旋角系数,由于是直齿,取 。 1Y由公式(312)可得 1 2201.08.540.73.35.7Nm9.AFnTdam19考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性,齿根最大应力,由强度条件2max1.58.67NmF, (313)axFPlimaxnFPSTFY则 maxinli 158.6741.0692FSTY:2N式中 试验齿轮的应力修正系数,取 。STYST由 调质、表面淬火、 ,A-C 传动改用材质后,弯40Cr 2lim350H曲强度也通过。3.3.7 验算 C-B 传动的接触强度和弯曲强度1.根据 A-C 传动的 来确定 C-B 传动的接触应力HHCB因为 C-B 传动为内啮合, ,1372.59BCZu所以 。22.40.6NmHCB2.核算内齿轮材料的接触疲劳极限 limH根据 (314)PCB则 ,2minlim430.5648.15Nm1.91HCBHNLVRWXSZZ:由 45 号钢调质 ,则内齿轮用 45 号调质钢,22li5708N调质硬度: ,接触强度符合要求。29863.弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算,计算齿根应力,其大小和 A-C 的外啮合一样,即20, 。由式(313)强度条件得2105.78NmF2ax158.67NmFminli .41.069FSTY:245 号调质 ,所以 C-B 传动中的内齿轮22lim0.弯曲强度也符合要求。3.4 行星齿轮减速器主要零件的设计3.4.1 行星轮轴直径结构特点:行星轮轴承安装在行星轮内,行星轮轴固定在行星架的行星轮轴孔中,输出轴和行星架制成一体,其支承轴承在减速器壳体内,太阳轮与高速级行星架通过双联齿轮联轴器联结,以实现太阳轮浮动。确定计算负载,计算太阳轮的名义圆周力:名义转矩 T=3.05 ;Nm:名义圆周力 203.0521N9tFd其中 d=mz=119=19mm。在相对运动中,每个行星轮轴承受稳定载荷 ,当行星轮相对tF于行星架对称配置时,载荷 则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之t间的间隙 ,则跨距长度 ,其中:2.5m020.52mCLb,取 ,则 。当行星轮0391.7Aab:1mA18轴在转臂中的配合选为 时,就可以把它看成是具有跨距为 的双支点梁。6Hh 0L当轴较短时;两个轴承几乎紧紧地靠着,因此,可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷 ,如图 31 所示。0tqFL210tqFL图 31危险截面(在跨度中间)内的弯矩(315)208qLM由式(315)得 20315206NmtF:行星轮轴采用 45 号调质 ,考虑到可能的冲击振动,取安全4PaS系数 S2.5,则许用弯曲应力 ,故行星轮轴的直径176Sb,出于轮轴的应力考虑,故直径放大3302206m4.817bMd1 倍。取 ,实际尺寸将在选择轴承时最后确定。03.4.2 确定输出轴的直径在三个行星轮均布的条件下,轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的,由于是个轴承和半球支承之间不受弯矩只受转矩,许用剪切应力,这两支承中间轴段直径为45MPa2207.9617.m.45Td考虑到设计的整体结构的一致性和加工的方便,将轴的直径扩大,取22。20md3.4.3 选择轴承1.行星轮轴承的选择在行星轮内安装两个轴承,每个轴承上的径向载荷 : ,rF321Nt在相对运动中,轴承外圈以转速 旋转。其中21.5rminn11229603.Zi则 。21.5rminn考虑到行星轮轴的直径 ,以及安装在行星轮内的轴承,其外廓0d尺寸受到限制,故初步选用两个深沟球轴承并列,中间由弹性挡圈隔开。根据参考文献12 机械设计基础课程设计选型号为 6000 型的轴承,其参数为:, , , , ,10d26D8Bmin12.4admax23.6D, 。4.58kNrC1.9kor2.输出轴的轴承的选择由于输出轴的轴承虽承受 V 带的压轴力及承受行星架的自重,但因两力不大,故轴承的尺寸应由结构的要求来确定。输出轴的直径 ,20d故按结构要求查文献7选用特轻系列单列深沟球轴承 61906 型,其参数为:, , , , ,30md47D9mBin32.4admax4.6D。7.5kNrC3.4.4 浮动的齿轮联轴器所谓“浮动”是指某些基本构件不设径向支承,允许作径向及偏转位移,23当受载不均衡时即可自动寻找平衡位置,直至各行星轮之间载荷接近均匀分配。实质上也就是通过基本构件浮动来增加机构的自由度,消除或减少虚约束,从而达到均载目的。基本构件浮动最常用的方法是采用双齿式联轴器 8。在行星齿轮传动中,采用浮动的齿轮联轴器作为其载机构已获得广泛的应用。它是利用内、外齿轮副的啮合,以实现两半联轴器的连接。齿轮联轴器具有结构紧凑,承载能力大,工作可靠、补偿性能好,即具有综合补偿两轴的相对位移的能力;使用速度范围广等许多优点。正是由于它能够较好地保证行星齿轮传动中的基本构件在实现行星轮间载荷均衡的过程中所需要的自由度,从而补偿了由于制造和装配误差对行星轮间载荷分布的不良影响。因此浮动联轴器已被认为是行星齿轮传动中性能良好的均载机构之一,而被广泛地采用。但是,在行星齿轮传动中所采用的浮动联轴器,目前尚未制定标准系列,同时也不能直接地选用标准齿式联轴器(JB/ZQ42224223 1986) 。浮动齿轮联轴器一般是由内齿圈和外齿半联轴套等零件组成。为了减少轮齿的磨损和相对移动的阻力,在相互啮合的两轮齿间应留有适当的齿侧间隙。同时,当浮动齿轮联轴器的轴线偏移时,仍可使润滑油通过齿侧间隙渗入啮合处,以避免轮齿被咬住,而保证该啮合齿轮副的正常运转。3.4.5 浮动齿轮联轴器的几何尺寸的计算齿形角 ,采用非变位齿轮传动,模数取 m=0.8mm,齿数02,浮动齿轮联轴器的几何尺寸的计算见表 32。13sZ表 32计算公式 计算结果名 称外齿轮 内齿轮 外齿轮 内齿轮 单位24分度圆直径 12ssdmZ24 mm节圆直径 ss 24 mm齿顶高 *1ah:*2ah:0.8 0.64 mm齿根高 ffmffm1 0.8 mm齿顶圆直径 112asadh22asadh25.6 22.72 mm齿根圆直径 *fsf:*fsf22 25.6 mm表中外齿轮: , ;内齿轮: , 。*1mah*1.25f *20.8mah*20.8fh3.4.6 行星架及输入轴的的结构设计行星架的结构尺寸如图 32 所示。25图 32 行星架的结构尺寸输入轴结构尺寸如图 33 所示。图 33 输入轴的结构尺寸26第 4 章 V 带传动的选型设计4.1 传动系统的运动及动力参数计算电动机轴:, , ,06rminn0.5kWP0.597.96NmT:则行星减速器的输出轴的转速和功率,068rin.25cni.940.2kcwP: 4.2 V 带的选型设计计算1.确定计算功率 caP由文献4表 86 查得工作情况系数 ,故1AK。0.52kWcacP:2.选取窄 V 带的带型根据 , 由文献4图 89 确定选用 SPZ 型。cPn3.确定带轮的基准直径由文献4表 83 和表 87 取主动轮基准直径 ,则从动163md轮的基准直径 ,2146325ddi:带根据文献4表 87 取 。50m27验算带的速度35 ,16380.2ms0dcnv带的速度合适。4.确定窄 V 带的基准长度和传动中心距根据 ,初步确定中心距 。120120.7()()dda03ma计算带所需的基准长度 2 2 10120 0() (56)2()3(62)144dddLaaa由文献4表 82 选带的基准长度 ,计算实际中心距1mdL。0123030da5.验算主动轮上的包角 1,21 256857.807.14.203da主动轮上的包角合适。6.计算窄 V 带的根数 z(4-1 )0()caLPk由 , , ,查表 85c 和 85d 得80rminc163d4i带, ,查表 88 得 ,查表 82 得 ,0.35kWP.kP0.91k0.93Lk则由公式(41)得 ,取 根。0.52.5(.6)91.3zz287.计算预紧力 0F, (4-2 )2.5(1)caPqvvzk查文献4表 84 得 q=0.07/m,故 。20.52.(1)0.7638.7N639F8.计算作用在轴上的压轴力 10 14.22sin2863.7sin387.5pz:9.主、从动 V 带轮的结构设计从动轮的结构设计:由于带轮的基准直径为,且 ,250m.2.580m2dd30md其中 d 为轴的直径。由文献4图 812 知,从动 V 带轮可采用腹板式结构。 由带的设计部分,需两根 SPZ 型窄 V 带,由文献 4表 810 查得 V 带的基准宽度 , ,第一槽对称面至端面的距离 ,最8.5db12e f小轮缘厚 ,则带轮宽min.,()128mBzef外径 。2504adah由文献4图 812V 带轮的结构及其中设计尺寸计算得, 。174C34L由表 81V 带的截面尺寸查得 V 带的高度 ,顶宽 ,节8mh10b宽 ,楔角 ,则 V 带轮的槽角 。则从动 V 带轮结构设.5mpb0 34计如图 41 所示。29图 4-1 从动 V 带轮结构尺寸图主动 V 带轮的结构设计:由于其基准直径很小,故主动 V 带轮可采用实心式,由从动轮结构设计易得主动轮的结构设计尺寸:,由 ,则 ,1204md281.530mBd28mBL,则主动 V 带轮的结构设计如图 42 所示6327adah30图 42 主动 V 带轮结构尺寸图31第 5 章 试验装置的结构设计计算装置的结构设计组成介绍:所设计的装置主要由以下几部分组成,现说明如下:箱体焊接件,由钢板焊接而成,主要起容器保护和支承作用,容纳工作时喷嘴所喷出的液体,使其处于封闭的空间而不致于水溶液飞溅,箱体的底部边沿设有出水孔,能够使水溶液流出而循环利用。再者,充当轴承座,支承轴承。旋转体主要由带轮及其上花键透盖、花键旋转轴、滚花螺钉推杆和弹性夹头(弹性夹头的结构尺寸如图 51 所示)组成。花键旋转轴通过花键与 V 带轮连接,带轮通过轴承架在固定支承轴上,花键旋转轴开有轴孔,即为螺纹孔和锥形孔,分别与滚花螺钉推杆和弹性夹头配合。滚花螺钉推杆向里旋合时,推动弹性夹头向小锥面移动而加紧工件,滚花螺钉推杆旋出时,脱离弹性夹头,而使其松开,从而松开工件,同时滚花螺钉推杆也是中空便于试件通过此孔而进入预定位置。轴承有三个,其一是支承带轮和固定支承轴,属于正常的轴承配合;其二支承花键旋转轴,也属于正常的轴承配合;而第三个轴承是支承试件,与试件为间隙配合。32图 51 弹性夹头结构尺寸图5.1 计算装置中装夹机构中弹性夹头的最小锥度弹性夹头虽然是圆锥形的,但由于试件的另一端并未固定而是处于自由状态,与轴承为间隙配合,所以弹性夹头加紧试件的加紧力可视为内部力,即将弹性夹头与试件视为一个整体,则弹性夹头在松开时,只受锥形套的压力和摩擦力。弹性夹头的受力分析如图 52 所示。33图 52 弹性夹头受力示意图则弹性夹头不自锁的条件为: hNF即 ,可得 (其中 为弹sincoscshfhfNFf:tanff性夹头的摩擦系数,对于材料为 的摩擦系数为 0.25) ,则65Mn,为了使弹性夹头更易松开,现取 。14.0 205.2 装置的轴承的选用及校核5.2.1 轴承选用根据所设计的固定支承轴和花键旋转轴的直径的大小及试件的直径尺寸分别选择轴承的型号。1.固定支承轴的直径为 100 mm,及设计的带轮的宽度为 34 mm,依据参考文献11,选型号为 6020 的深沟球轴承,其参数为:d=100mm,D=150mm,B=24mm,基本34额定动载荷 ,基本额定静载荷 ,极限转速 3800 64.5kNrC56.2kNorC。rmin2.由于花键旋转轴的设计直径为 80mm ,则由参考文献7机械设计课程设计手册 ,选深沟球轴承,型号为 61916,其参数为:d=80mm,D=110mm,B=16mm,基本额定动载荷 ,基本额定静载荷18.kr,极限转速 5000 。25.kNorCrmin3.试件的另一端的轴承由于与试件为间隙配合,所以此轴承的选用取决于试件的配合部分的直径, ,则由文献7选深沟球轴承,型号为12d6201,其参数为:d=12mm,D=32mm, B=10mm,, , 极限转速 18000 。6.82kr3.05kor rin5.2.2 对选用轴承的校核计算1. 对型号为 6020 的轴承校核由于型号为 6020 的轴承支承带轮,所以此轴承主要受 V 带的压轴力作用,由带轮的选型计算知带轮的压轴力 ,轴承所受的轴向力 ,3287.5NpF0NaF径向力 ,轴承工作转速 。由 ,故3287.5NrpF0rminaorCY=0,X=1,冲击载荷系数 , ,1pf3287.5rrPX,则 6020 型轴承满足要求。160().8k64.kNhjsrr rLnCPC2. 对型号为 61916 的轴承校核装置工作时,对试件进行喷丸强化,考虑到试件的受力状况,采用对称双喷头对试件喷丸强化,这样试件所受的喷丸强化时水射流的打击力就会相互抵消。在考虑到其中一喷头在工作中可能会出现故障的因素,会对轴造成影响,故校核时,按一个喷头工作时进行校核。由前面的计算知在瞬间弹丸对试件的35打击力为 ,轴承预期寿命 。=4.5NF240hhL由于有支承轴套的支承作用,则花键旋转轴的除受喷丸打击力的径向力外,不受其它径向力,瞬间的扭矩也很小。 ,则 61916 型轴承所受的轴向力,径向力 ,轴承工作转速 。由 ,0a4.5r20rmin0aorFC故 Y=0,X=1,冲击载荷系数 , ,1pf4.5NrrPXF,则 61916 型深沟球轴承满足要116()3.8N.8k0hjsrr rLnCPC:求。由以上对旋转轴的轴承的校核可知,与试件间隙配合的轴承也满足要求。第 6 章 减速器和强化装置的润滑方式的选择6.1 NGW 行星减速器的润滑36行星齿轮减速器的润滑对行星减速器是至关重要的。其中包括正确地选择润滑油、润滑方式和润滑油的使用维护等。润滑油采用
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