机器人筑砌砖墙专用泥浆泵设计-单作用泵【三维PROE】[含CAD高清图纸和文档所见所得]
【温馨提示】 dwg后缀的文件为CAD图,可编辑,无水印,高清图,压缩包内文档可直接点开预览,需要原稿请自助充值下载,请见压缩包内的文件,所见才能所得,下载可得到【资源目录】下的所有文件哦-有疑问可咨询QQ:1304139763 或 414951605
温 州 大 学 瓯 江 学 院 WENZHOU UNIVERSITY OUJIANG COLLEGE 本科毕业设计 题 目 机器人筑砌砖墙专用泥浆泵设计 专 业 机械工程及其自 动化 班 级 学生姓名 学 号 指导教师 职 称 温州大学瓯江学院教务部制 摘 要 液压泵作为液压系统的动力装置,越来越受到人们的关注,因为它的性能 的好坏直接影响整个液压系统的工作可靠性。被广泛应用于冶金、矿山、锻压、 注塑、船舶、重型等机械设备中。但在实际生产中还不能解决很好地流量脉动、 刚性和柔性冲击等问题。平衡式径向柱塞泵的设计可以很好地解决流量脉动、 刚性和柔性冲击等问题。通过设计使此泵在结构功能上能够适应现代化生产高 要求的专用泥浆泵。 泥浆泵(Mud Pump)也是一种宽泛的泵的一个通俗概念,不同的地域,习惯, 最终涉及的泵型不会一样,本词条所阐述的泥浆泵是多数意义上的的一种泵型。 事实上,污水泵,渣浆泵等一些非清水泵和泥浆泵在叫法上也有通用的时候。 本设计是根据给定设计参数完成专用泥浆泵泵结构设计,主要包括带轮、泵 的结构设计。确定出几何参数,绘制并检查投影图,采对泵进行结构设计,绘 制了装配图和部分零件图,并对轴进行了强度校核计算。 关键词:泥浆泵,专用泥浆泵,结构设计 Abstract The hydraulic pump as the power device of hydraulic system, more and more attention, because of its working reliability will directly influence the performance of the whole hydraulic system. Widely used in metallurgy, mining, forging, injection molding, shipbuilding, heavy machinery and other equipment. But in actual production is not properly resolve the flow pulsation, rigid and flexible impact problems. Better solve the problem of flow pulsation, rigid and flexible impact design balanced radial piston pump can. Through the design of the pump 2X-70 rotary vane vacuum pump can meet the high requirements of the modernized industry structure function. Vacuum pump with mechanical, physical, chemical, physical and chemical method for pumping the container, in order to obtain and maintain a vacuum device. Vacuum pumps and other equipment (such as a vacuum container, vacuum valve, vacuum measuring instruments, the connection pipelines) consists of vacuum system, widely used in electronics, metallurgy, chemical industry, food, machinery, pharmaceuticals, aerospace and other departments. The design is based on the rotary vane vacuum pump structure design to complete a given design parameters, including the structure design of belt wheel, pump. To determine the geometric parameters, and check the projection mapping, mining design the structure of the pump, drawing the assembly drawing and parts drawing, and for the strength calculation. Keywords: pump, design, structure IV 目 录 摘 要 .II ABSTRACT .III 绪 论 .1 1.1 泥浆泵简介 .1 1.2 工作原理 .1 1.3 泥浆泵的性能 .2 1.4 泥浆泵的分类 .2 第 2 章 结构与工作原理 .3 2.1 结构 .3 2.2 工作原理 .3 第 3 章 泥浆泵总体设计 .5 3.1 设计参数 .5 3.2 电动机的选择 .5 3.3 总体传动结构设计 .6 第 4 章 泥浆泵主要零部件的设计 .7 4.1 带传动设计 .7 4.2 选择带型 .8 4.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .8 4.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .9 4.5 确定带的根数 Z .10 4.6 确定带轮的结构和尺寸 .10 4.7 带轮结构设计 .11 4.8 确定带的张紧装置 .13 4.9 计算压轴力 .13 4.10 轴的结构设计计算 .21 4.10.1 按扭转强度条件计算 .24 4.10.2 按刚度条件计算 .25 4.10.3 精确校核轴的疲劳强度 .25 4.11 轴承选取设计计算 .28 4.11.1 轴承的设计参数 .28 4.11.2 轴承的当量动载荷计算 .28 4.12 键的选择、键的校核 .29 第 5 章 典型零件(带轮)加工工艺设计 .31 5.1 零件的分析 .31 5.1.1 零件的作用 .31 5.1.2 零件的工艺分析 .31 5.2 工艺规程的设计 .32 5.2.1 基准的选择 .32 V 5.2.2 制定工艺路线 .32 5.2.3 机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定 .32 5.3 确定切削用量及基本工时 .32 第 6 章 泥浆泵的保养与维护 .40 6.1 泥浆泵的保养 .40 6.2 泥浆泵防止过载的方法 .41 6.3 常见故障及消除方法 .42 总 结 .44 参考文献 .45 谢 辞 .46 1 绪 论 1.1 泥浆泵简介 泥浆泵,是指在钻探过程中向钻孔里输送泥浆或水等冲洗液的机械。泥浆 泵是钻探设备的重要组成部分。 在常用的正循环钻探中它是将地表冲洗介质清水泥浆或聚合物冲洗液 在一定的压力下,经过高压软管水龙头及钻杆柱中心孔直送钻头的底端,以达 到冷却钻头、将切削下来的岩屑清除并输送到地表的目的。 常用的泥浆泵是活塞式或柱塞式的,由动力机带动泵的曲轴回转,曲轴通 过十字头再带动活塞或柱塞在泵缸中做往复运动。在吸入和排出阀的交替作用 下,实现压送与循环冲洗液的目的。 1.2 工作原理 泥浆泵是在钻探过程中,向钻孔输送泥浆或水等冲洗液的机械。泥浆泵 是钻探机械设备的重要组成部分。它的主要作用是在钻进过程中将泥浆随钻头 钻进注入井下,起着冷却钻头,清洗钻具、固着井壁、驱动钻进,并将打钻后 岩屑带回地面的作用。在常用的正循环钻探中泥浆泵是将地表冲洗介质清水 泥浆或聚合物冲洗液在一定的压力下经过高压软管水龙头及钻杆柱中心孔直送 钻头的底端以达到冷却钻头将切削下来的岩屑清除并输送到地表的目的。常用 的泥浆泵是活塞式或柱塞式的由动力机带动泵的曲轴回转曲轴通过十字头再带 动活塞或柱塞在泵缸中做往复运动。在吸入和排出阀的交替作用下实现压送与 循环冲洗液的目的。 2 1.3 泥浆泵的性能 泥浆泵性能的两个主要参数为排量和压力。排量以每分钟排出若干升计算 它与钻孔直径及所要求的冲洗液自孔底上返速度有关即孔径越大所需排量越大。 要求冲洗液的上返速度能够把钻头切削下来的岩屑岩粉及时冲离孔底并可靠地 携带到地表。地质岩心钻探时一般上返速度在 0.41 米/分左右。泵的压力大 小取决于钻孔的深浅冲洗液所经过的通道的阻力以及所输送冲洗液的性质等。 钻孔越深 管路阻力越大 需要的压力越高。随着钻孔直径深度的变化要求泵的 排量也能随时加以调节。在泵的机构中设有变速箱或以液压马达调节其速度以 达到改变排量的目的。为了准确掌握泵的压力和排量的变化泥浆泵上要安装流 量计和压力表 随时使钻探人员了解泵的运转情况同时通过压力变化判别孔内状 况是否正常以预防发生孔内事故。 1.4 泥浆泵的分类 泥浆泵分单作用及双作用两种型式单作用式泥浆泵在活塞往复运动的一个 循环中仅完成一次吸排水动作。而双作用式泥浆泵每往复一次完成两次吸排水 动作。若按泥浆泵的缸数分类有单缸双缸及三缸 3 种型式。 污水泥浆泵 是单级单吸立式离心泵,主要部件有蜗壳、叶轮、泵座、泵壳、支撑筒、电机座、 电动机等组成。蜗壳、泵座、电机座、叶轮螺母是生铁铸造、耐腐蚀性较好,加 工工艺方便。叶轮为三片单园弦弯叶,选用半封闭叶轮,并采用可锻铸铁、所以强 度高,耐腐蚀;加工方便,通过性好,效率高。为了减轻重量和减少车削量、泵轴是 优质碳素钢冷拉园钢制造。泥浆泵座中装有四只骨架油封和轴套,防止轴磨损,延 长轴的使用寿命。本泥浆泵可垂直或倾斜使用,占地面积小,蜗壳需埋在工作介质 中工作,容易启动,不需引水,旋转方向应从电机尾部看是顺时针方向工作。总机 长度备有各种规格,以便使用单位根据用途因地制宜地选用。 3 第 2 章 结构与工作原理 2.1 结构 泥浆泵由动力段和液力端两大部分组成。动力端的功能,是将动力机的回 转运动转变为活塞(或柱塞)的直线往复运动。它包括传动离合装置、变速减速 装置和曲柄连杆。它们的相互位置与安排决定着泵的总体结构型式,决定着泵 的驱动方案及结构方案的选择。动力端的主要零部件包括皮带轮,离合器曲轴 箱体及其中的传动轴,齿轮副,曲轴,连杆及十字头滑块。液力端油泵头体、 缸套、活塞、活塞杆吸入阀和排出阀等组成,它的作用是通过活塞在缸套中作 往复运动形成液缸容腔变化,完成能量转化,实现吸入和排出液体。 此泵曲轴箱由两极齿轮变速机构和曲柄连杆机构组成。曲轴箱的输入轴和 输出轴通过牙钳联轴器对接传动。当曲轴箱的输入轴上的双联变速齿轮分别和 曲轴上的对应齿轮相啮合,曲轴可得到快慢两级转速。加上变速箱的四级变速。 曲轴上总共可获得 8 级转速,实现 8 级变速。液力端属于直通式结构,便于制 造,装配精度高。 2.2 工作原理 对单作用泵来说其工作原理可简化下图说明: 图 2-1 为单缸单作用泵工作原理示意图。它由滤水器 l、吸入阀 2、泵缸 3(即工作腔室) 、活塞 4、活塞杆 5、十字头 6、连杆 7、曲柄轴 8、曲柄销 9、 排出阀 10、排出管道 11 等主要零部件组成。 图 2-1 工作原理示意图 1滤水器 2.吸入阀 3. 泵缸 4.活塞 5.活塞杆 6 .十字头 7. 连杆 8. 曲柄轴 9. 曲柄 10.排出阀 11.排出管道 通常以十字头为分界线,靠近泵缸一端称为泵的液力端,靠近动力输入一 端称为泵的动力端。 动力机通过皮带、皮带轮、齿轮等传动件带动主轴旋轮,曲柄轴 8 以角速 4 度 。随主轴一起转动,同时曲柄轴一端相连的连杆 7 随着曲柄轴的转动带动 连杆另端的十字头 6 作往复运动,十字头通过与它相连的活塞杆 5 带动活塞 4 作往复运动,从而实现容腔 3 的容积有规律地变化。 当活塞由泵缸的左端位置(左死点)向右方移动时,活塞左端泵缸容积不断变 化。由于泵缸是密闭容腔,不与外界大气相通,所以左边缸室内压力降低,形 成负压(低于大气压力),吸水池中的液体在液面大气压力的作用下,挤开吸入 阀进入泵缸,挤开吸入阀进入泵缸,直到活塞移至最右边位置(右死点)为止。 这一工作过程称为泵的吸入过程当活塞到达右死点后(即曲柄转过 rad)工作 液停止吸入,吸入阀在自重和弹簧力作用下被关闭,活塞向左方(向液力端)移 动,这时液力端一边泵缸的容积缩小工作液受挤压,缸内压力逐渐加大,挤开 排出阀,液体排出,进入排出管道,这过程称为泵的排出过程。活塞在一次 往复过程中,此单作用泵吸入和排出液体一次,活塞不断循环往复运动使液以 体不断吸入和排出。由泥浆泵的工作过程可以得出:泥浆泵是一个往复泵,它之 所以能够实现吸、排液体,是由于活塞在泵头体内作往复运动.使泵头体工作腔 的容积发生周期性变化,从而使吸入管产生真空,使排出管压力升高。由于泥 浆泵是借助于工作腔容积变化进行吸、排液体的,所以泥浆泵也是一种容积式 泵。 泥浆泵属于往复泵,往复泵的突出优点是:高泵压,泵压不随流量(排量)变 化,泵的效率高、并且不随流量变化,能输送高粘度、高含砂量及含磨砺性固 体颗粒的液体.同其它类型泵相比,往复泵的缺点是:流量比较小,瞬时流量和 泵压是脉动的,泵的体积大,易损件较多,维修工作量大。 尽管往复泵有上述不足,但是,这并不意味着往复泵有全部被其它类型泵 所取代的趋势。今后往复泵发展的趋势是:充分发挥往复泵配套性强,适应介质 广泛的优势,充分发挥往复泵在流量较小而排出压力很高时整机效率高及运转 性能好的优势,充分发挥往复泵的流量与排出压力无关的优势.当然,要使往复 泵不断发展,不仅要充分发挥它的优势,而且还要不断地克服它的缺点。 5 第 3 章 泥浆泵总体设计 3.1 设计参数 技术指标: 输送泥浆能力:2.0-4.0 m3/h 输送泥浆额定压力:2.0 MPa 泥浆最高压力:2.5 MPa 柱塞直径:140 mm 柱塞调定行程:250 mm 泥浆吸入高度:4 m 传动形式:液压 冷却水(20) 耗量:20 L/min 电机功率:5.5 kW 外形尺寸:176012421985 (mm) (长 宽高) 设备总重:922 kg 用途:输浆 泥浆工作压力范围:0.52.0 Mpa 寿命:连续运转 500 小时性能不变。 3.2 电动机的选择 泵的润滑部位仅限于轴承和齿轮,以及动密封处。泥浆泵没有往复运动不 见,故可实现良好的动平衡。因此,泥浆泵运转平稳,转速高,尺寸小可获得 大的抽速。 故选用 Y132M-4 型异步电动机 根据 Y 系列三相异步电动机的技术数据,Y 系列三相异步电动机为一般用途 全封闭自扇冷式笼型异步电动机,具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内 部的特点,B 级绝缘,工业环境温度不超过+40,相对湿度不超过 95%,海拔 高度不超过 1000m,额定电压 380V,频率 50Hz。适用于无特殊要求的机械上, 如机床,泵,风机,搅拌机,运输机,农业机械等。 根据以上计算,为满足转速和功率要求,选择 Y 系列三相异步电动机型号 为:Y100L2-4, 其技术参数见下表 3-1. 6 表 3-1 Y132M-4 型电动机技术数据 电动机型 号 额定功率 /KW 满载转速/rmp 额定转矩/N.m 最大转矩/N.m Y132M-4 5.5 1440 2.2 2.2 1. 传动比的分配 因为电机轴的转速 =1440r/min,假设本课题需要的柱塞泵往复次数为 120 次/分,n电 即 , = . = =12;120/minr总 i带 减 速 器 n电柱 =2, =6;i带 行 3.3 总体传动结构设计 电动机功率 P=5.5kW,转速 n1=1440r/min,大带轮输出转速 n2=720r/min (1)总体传动比 : 3-3i01427wn (2)传动装置的运动和动力参数计算 轴: 3-405.Pk014/minnr 3-5 3005.9. 6.5TN 轴: = 3-61.9.4kw 3-70472/minnri 3-8 3115.109.572.PTN (3)故定最小轴径 3-9mdd 384.09.80.80电 机 所以选取联轴器轴孔 1电 机 d52 7 图 3-3 联轴器示意图 第 4 章 泥浆泵主要零部件的设计 4.1 带传动设计 输出功率 P=5.5kW,转速 n1=1440r/min,n2=720r/min 计算设计功率 Pd edAdPK 表 4 工作情况系数 AK 原动机 类 类 一天工作时间/h 工作机 10 1016 1601016 16 载荷 平稳 液体搅拌机;离心式水泵; 通风机和鼓风机( ) ;离心式压缩机;7.5kW 轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机(运送砂石、 谷物) ,通风机 ( ) ;发电机;旋.k 转式水泵;金属切削机床; 剪床;压力机;印刷机; 振动筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 8 载荷 变动较 大 螺旋式运输机;斗式上料 机;往复式水泵和压缩机; 锻锤;磨粉机;锯木机和 木工机械;纺织机械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 变动很 大 破碎机(旋转式、颚式等) ; 球磨机;棒磨机;起重机; 挖掘机;橡胶辊压机 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根据 V 带的载荷平稳,两班工作制(16 小时) ,查机械设计P 296表 4, 取 KA1.1。即 1.56.05kWdAedPK 4.2 选择带型 普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计 P297 图 1311 选取。 根据算出的 Pd6.05kW 及小带轮转速 n11440r/min ,查图得: dd=80100 可知应选取 A 型 V 带。 4.3 确定带轮的基准直径并验证带速 初步选择 dd1=140mm ddmin.=75 mm(d d1根据 P295表 13-4 查得) 表 3 V 带带轮最小基准直径 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 500 9 21 240=140=8m7ddi所 以 由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ,得 =280mm2d 误差验算传动比: ( 为弹性滑动2180=.48()4(12%)di误 率) 误差 符合要求12.08%5i误 带速 141v=9./606dnms 满足 5m/sv300mm,所以宜选用 E 型轮辐式带轮。 总之,小带轮选 H 型孔板式结构,大带轮选择 E 型轮辐式结构。 带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。 11 4.7 带轮结构设计 带轮的材料 常用的 V 带轮材料为 HT150 或 HT200,转速较高时可以采用铸钢或钢板冲 压焊接而成,小功略时采用铸铝或塑料。 带轮结构形式 V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成,根据轮辐结构的不同可以分为实心式 (机械制图图 8-14a) 、腹板式(机械制图图 8-14b) 、孔板式(机械 制图图 8-14c) 、椭圆轮辐式(机械制图图 8-14d) 。V 带轮的结构形式与 基准直径有关,当带轮基准直径 (d 为安装带轮的轴的直径,mm)时。d5.2 可以采用实心式,当 可以采用腹板式,md30 时可以采用孔板式,当 时,可以Dmd1,301同 时 md30 采用轮辐式。 带轮宽度: 。fezB129)5(2)( D=90mm 是深沟球轴承 6210 轴承外径,其他尺寸见带轮零件图。 V 带轮的论槽 V 带轮的轮槽与所选的 V 带型号相对应,见机械制图表 8-10. d 与 相对应得 槽 型 dbminahinfeminfo32o4o36o8 B 14.0 3.50 10.8 4.01911. 5 019 019 V 带轮的轮槽与所选的 V 带型号 V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形,使 V 带工作面夹角发生变化。为了使 V 带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合,将 V 带轮轮槽的工作面得夹角做 成小于 。o40 12 V 带安装到轮槽中以后,一般不应该超出带轮外圆,也不应该与轮槽底部 接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 。minifah和 轮槽工作表面的粗糙度为 。2.36.1R或 V 带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有沙眼、 裂缝、缩孔及气泡;铸造带轮在不提高内部应力的前提下,允许对轮缘、凸台、 腹板及轮毂的表面缺陷进行修补;转速高于极限转速的带轮要做静平衡,反之 做动平衡。其他条件参见 中的规定。921.357TGB 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加 工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带轮 的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环 形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。 由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40,为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形 而使楔角减小,故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38(按带的 型号及带轮直径确定) ,轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是 带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板) ,用来联接轮缘与轮毂成一整 体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92) 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 12 15 19 25.5 37 44.5 13 0.3 0.3 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 第一槽对称面 至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的 基准直 径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: (1) 实心带轮:用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时),如图 7 -6a。 (2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时),如图 7-6b。 (3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时),如图 7 -6c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时),如图 7-6d。 根据设计结果,可以得出结论:小带轮选择实心带轮,如图(a),大带轮选 择腹板带轮如图(b) (a) (b) (c) (d) 图 7-6 带轮结构类型 4.8 确定带的张紧装置 选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 14 4.9 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得,A 型带的初拉力 F0149.67N,上 面已得到 =153.36o,z=3,则1a153.72sin=649.sinN=89.12ooFz 行星齿轮传动的配齿计算 1、传动比的要求传动比条件 即 =1+ /baHiza 可得 1+ / =63/5=21/5=4.2 =b baHi 所以中心轮 a 和内齿轮 b 的齿数满足给定传动比的要求。 2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合同轴条件 为保证行星轮 与两个中心轮 、 同时正确啮合,要求外啮合齿轮 agzazb g 的中心距等于内啮合齿轮 bg 的中心距,即 = w(a)g()w 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动,有 m/2( + )=m/2( - )azgbzg 得 = - /2=63-15/2=24b 3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角 =2/Hwn 中心轮 a 相应转过 角, 角必须等于中心轮 a 转过 个(整数)齿所对1 的中心角, 即 = *2/1az 式中 2/ 为中心轮 a 转过一个齿(周节)所对的中心角。az =n/ = / =1+ /piHn1ba 将 和 代入上式,有 1H 2* / /2/ =1+ /azwnbza 经整理后 = + =(15+63)/2=24azb 15 满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰邻接条件 在行星传动中,为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰,相邻两行星轮的中 心距应大于两轮齿顶圆半径之和,如图 12 所示Re 图 5-1 行星齿轮 可得 l=2 * wasin(180/)ow(agd l=2*2/m*( + )*sin =39 /2mazg60o3 =d+2 =17m()agdh 满足邻接条件。 (三)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 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 m= 2311li/AFPadFKTYz 式中 算数系数,对于直齿轮传动 =12.1;m mK 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩,N*m ; 1T = / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*mawn1w 使用系数,由参考文献二表 67 查得 =1;AK A 16 综合系数,由参考文献二表 65 查得 =2;FK FK 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数,由参考文献二P 公式 65 得 =1.85; 小齿轮齿形系数,1FaY 图 622 可得 =3.15;,1Fa 齿轮副中小齿轮齿数, = =15;1z1za 试验齿轮弯曲疲劳极限, 按由参考文献二图 6limF2*Nm 26630 选取 =120li 2* 所以 m= =12.12311lim/mAFPadFKTYz30.2984.50.85 =0.658 取 m=0.9 1)分度圆直径 d =m* =0.915=13.5mm()az =m* =0.924=21.6mm()g() =m* =0.963=56.7mm()bd()z 2) 齿顶圆直径 a 齿顶高 :外啮合 = *m=m=0.9h1a*h 内啮合 =( - )*m=(1-7.55/ )*m=0.792 2 2z = +2 =13.5+1.8=15.3mm()ad()a = +2 =21.6+1.8=23.4mm()g()h = -2 =56.7-1.584=55.116mm()abd()a 3) 齿根圆直径 f 齿根高 =( + )*m=1.25m=1.125fh*ac = -2 =13.5-2.25=11.25mm()fd()f 17 = -2 =21.6-2.25=19.35mm()fgd()fh = +2 =56.7+2.25=58.95mm()fb()f 4)齿宽 b 参考三表 819 选取 =1d = * =113.5=13.5mm()ad()a = *+5=13.5+5=18.5mm()b =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm() 5) 中心距 a 对于不变位或高变位的啮合传动,因其节圆与分度圆相重合,则啮合 齿轮副的中心距为: 1、ag 为外啮合齿轮副 =m/2( + )=0.9/2(15+24)=17.55mmazg 2、bg 为内啮合齿轮副 =m/2( + )=0.9/2(63-24)=17.55mmab 中心轮 a 行星轮 g 内齿圈 b 模数 m 0.9 0.9 0.9 齿数 z 15 24 63 分度圆直径 d 13.5 21.6 56.7 齿顶圆直径 a15.3 23.4 54.9 齿根圆直径 fd11.25 19.35 58.95 齿宽高 b 18.5 18.5 8.5 中心距 a =17.55mm =17.55mm ag bga (四)行星齿轮传动强度计算及校核 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核 18 (1)选择齿轮材料及精度等级 中心轮 a 选选用 45 钢正火,硬度为 162217HBS,选 8 级精度,要求齿面 粗糙度 1.6R 行星轮 g、内齿圈 b 选用聚甲醛(一般机械结构零件,硬度大,强度、钢性、 韧性等性能突出,吸水性小,尺寸稳定,可用作齿轮、凸轮、轴承材料)选 8 级精度,要求齿面粗糙度 3.2。aR (2)转矩 1T = / =9549 / n=95490.15/31600=0.2984N*m=298.4N*mm;awn1Pw (3)按齿根弯曲疲劳强度校核 由参考文献三式 824 得出 如 【 】则校核合格。FF (4)齿形系数 FY 由参考文献三表 812 得 =3.15, =2.7, =2.29;FaYFgFbY (5)应力修正系数 s 由参考文献三表 813 得 =1.49, =1.58, =1.74;sasgsb (6)许用弯曲应力 F 由参考文献三图 824 得 =180MPa, =160 MPa ;lim1Flim2F 由表 89 得 =1.3 由图 825 得 = =1;s1NY2 由参考文献三式 814 可得 = * / =180/1.3=138 MPa1FNYlim1F = * / =160/1.3=123.077 MPa2li2s =2K /b * =(21.1298.4/13.5 15)3.151.491FTmazFsa 20.9 =18.78 Mpa1.3 3、有关系数和接触疲劳极限 (1)使用系数 AK 查参考文献二表 67 选取 =1AK (2)动载荷系数 V 查参考文献二图 66 可得 =1.02V (3)齿向载荷分布系数 HK 对于接触情况良好的齿轮副可取 =1H (4)齿间载荷分配系数 、HaF 由参考文献二表 69 查得 = =1.1 = =1.21HaKF2HaKF (5)行星轮间载荷分配不均匀系数 p 由参考文献二式 713 得 =1+0.5( -1)HHp 由参考文献二图 719 得 =1.5 pK 20 所以 =1+0.5( -1)=1+0.5(1.5-1)=1.251HpKHp 仿上 =1.752 (6)节点区域系数 HZ 由参考文献二图 69 查得 =2.06HZ (7)弹性系数 E 由参考文献二表 610 查得 =1.605E (8)重合度系数 Z 由参考文献二图 610 查得 =0.82Z (9)螺旋角系数 = =1Zcos (10)试验齿的接触疲劳极限 limH 由参考文献二图 611图 615 查得 =520MpalimH (11)最小安全系数 、limHSliF 由参考文献二表 6-11 可得 =1.5、 =2limHSlimHF (12)接触强度计算的寿命系数 NTZ 由参考文献二图 611 查得 =1.38 (13)润滑油膜影响系数 、 、LVR 由参考文献二图 617、图 618、图 619 查得 =0.9、 =0.952、 =0.82LZVRZ (14)齿面工作硬化系数 w 由参考文献二图 620 查得 =1.2wZ (15)接触强度计算的尺寸系数 x 由参考文献二图 621 查得 =1x 21 所以 = =2.061.6050.8210H1/EtZFdbu =2.95 32.65. = =2.95 =3.51H012AVHaPK1.02.15 = =2.95 =4.322 7 = *Hplimli/HS =520/1.3NTLVRwxZ 1.380.90.950.82 1.21=464.4 所以 齿面接触校核合格Hp 4.10 轴的结构设计计算 轴的强度计算 (1)轴的受力分析 由轴的初步结构图可知轴为一简支梁结构,转矩,其受力分析图如下 (2)由前面计算知 , , ,mNT39.1 mNT67.12 mNT06.82336591 ,dFt 12748.031dFt 5206.2901323Nntr 8659costan/a 22 NFntr 207136591costan/a3 tat2741t a503 (3)求支座反力 铅直面支座反力: 31rBVAFF0865.423rr 解联立方程得: , NAV92. NFBV08.173 水平面支座反力: 031BHttAHFF865.4231ttB 解联立方程得: , NAH59.NFBH41.5 (4)计算弯矩和扭矩 铅直面弯矩: ,mFMAVCV36105. mMBVD830 水平面弯矩: ,mNFMAHC4765. mNFMBHD19804 23 总弯矩: mNMC 36407361022D1598 扭矩: mNT17602 24 当量弯矩: 单向旋转,转矩为脉动循环,取 6.0mNT106276.0TMcec472D2 (5)分别校核 C 点和 D 点截面mMdbcec 36.2751.041.033bDe.331 因为实际轴径远大于计算轴径,且两轴承跨度也不大,所以刚度也足够。 4.10.1 按扭转强度条件计算 (1)电机功率 kwP5. (2)轴传扭矩 3-515.9036.2140TNmn (3)轴的直径计算 3-523305.12640PdAmn 25 4.10.2 按刚度条件计算 max 经查表得铸铁剪切弹性模量 所以PG910455. 3-53265.014.3828324294 Td 所以转子轴最小直径取 D=35 4.10.3 精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看。截面处的过盈配合引起的应力集 中最严重;从受载的情况来看,截面和之间上的应力大,但应力集中不打, 而且这里轴的直径最大,所以不用校核,因而该轴只需校核截面左右两侧即 可。 轴的结构与装配如下图: (2)截面的左侧 抗弯截面系数 3-543336401.0. mdW 抗扭截面系数 3-5533328.2.T 弯矩 M 及弯曲应力为 3-56mN1795.67098 3-57PaWb024 扭矩 T 及扭转切应力为 N182 3-58MPaT41.0 26 轴的材料为 45,正火处理。查得 , ,MPaB70Pa2301MPa187 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 和 ,因 ,031.652dr ,经查得 , 可得轴的材料的敏系数为08.1657dD2a31. ,2q5. 过盈配合处的 值,由表查出取 3.16k 3-5953.216.80k 轴按磨削加工,表面质量系数为 92.0 故综合系数为 3-605.3192.06.31kK 3-616.5. 所以轴在截面左侧的安全系数为 3-6204.18.89.32501 maKS 3-635.7.6.11a 3-64.801.4.8222Sc 5.1ca 所以截面左侧强度足够 (2)截面右侧 抗弯截面系数 3-543331250.01. mdW 27 抗扭截面系数 3-55333250.02. mdWT 截面右侧的弯矩为 3-56NM179.8679 截面右侧的扭矩 mNT12 截面上的弯曲应力 3-57MPaWb83.15079 截面上的扭转切应力 3-65pTb72. 故有效应力集中系数为 3-6682.182.011aqk 3-67635 轴表面未经表面强化处理,即 ,得综合系数值为q 3-688.219.067.821kK 3-696. 计算安全系数为 3-7079.160.86.4231 maKS 3-718.24.57.1a 3-721.08.29.612Sc 5.1ca 28 故该截面右侧的强度也足够。 4.11 轴承选取设计计算 4.11.1 轴承的设计参数 轴承类型 深沟球轴承 轴承型号 6310 轴承内径 d=50 (mm) 轴承外径 D=110 (mm) B(T)=27 基本额定动载荷 C=47500 (N) 基本额定静载荷 Co=35600 (N) 极限转速(油) 7500 (r/min) 4.11.2 轴承的当量动载荷计算 轴承类型:深沟球轴承 (1)计算径向载荷和轴向载荷 3-73kwP5.140/minnrd50 3-74.90182TNm 3-75dFt .72582 3-76ntr 54.689.034cosa 3-77NFta .18.72 径向载荷 Fr = 268.54(N) 轴向载荷 Fa = 140.55(N) 额定静载荷 Co =35600(N) 径向载荷系数 X = 0.4 (2)计算当量动载荷 3-78039.356.140CFA 29 3-79523.04.681rAF 3-80NYXfPArd 3-81NnLfCht 51381029640213636 所以 故符合要求 (3)寿命校核 额定动载荷 C = 47500(N) 当量动载荷 P = 402(N) 轴承转速 n = 2900(r/min) 工作温度 T =20() (温度系数 ft = 1) 要求寿命 Lh = 4500(h) 计算寿命 Lh = =16122(h) 3-82 PCfnt60 所以 轴承寿命合格hL 4.12 键的选择、键的校核 查机械设计手册表 6-1 选择轴 上的键,根据轴的直径 , 302d 键的尺寸选择 ,键的长度 L 取 22。主轴处键的选择同上,78取键 高键 宽 hb 键的尺寸为 ,键的长度 L 取 100。162取键 高键 宽 7
收藏