毕业设计（论文）-800型立式沉降离心机设计【全套图纸】.pdf

盐城工学院毕业设计说明书 2006 目录 1 前言. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 1 . 1 本课题的来源，基本前提条件和技术要求 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 1 . 2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 1 . 3 预期的成果及其理论意义 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 2 国内外发展状况及现状介绍 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 3 总体方案论证 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 4 具体设计说明 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 4 . 1 离心机转鼓设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 4 . 1 . 1 离心机转鼓壁厚计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 4 . 1 . 2 转鼓的强度校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 4 . 2 离心机驱动功率计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 4 . 3 电机的选用. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 0 4 . 4 带轮的设计计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 0 4 . 5 齿轮的设计与计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 2 4 . 5 . 1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 2 4 . 5 . 2 . 按齿根弯曲疲劳强度设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 3 4 . 5 . 3 . 校核齿面接触疲劳强度 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 5 4 . 6 轴的设计计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 5 4 . 6 . 1 轴的设计. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 5 4 . 6 . 2 对该轴进行强度校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 6 4 . 7 空心轴的设计计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 0 4 . 7 . 1 空心轴的设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 0 4 . 7 . 2 对轴进行强度校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 1 5 . 结论 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 5 主要参考文献 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 6 致 谢 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 7 附 录 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 8 盐城工学院毕业设计说明书 2006 1 1 前言 800 型立式沉降离心机,主要用于化工部门对固、液体的悬浮液或含不同比 重液体的乳浊液进行沉降分离的离心机。该螺旋卸料沉降离心机中，沉渣沿转鼓 内壁的移动全靠螺旋输送器与转鼓的相对运动来实现。此离心机具有能连续工 作、对物料适应性好、结构紧凑等优点。 1 . 1 本课题的来源，基本前提条件和技术要求 A . 本课题来源：本课题来源于对沉降式离心机市场的调研结果。众所周知， 沉降式离心机是在高速旋转的转鼓内利用旋转物料本身所受到的离心力来对固、 液体的悬浮液或含不同比重液体的乳浊液进行沉降分离的离心机。 沉降离心机分 间歇操作和连续操作两种类型。 工业上常用的间歇操作沉降离心机有三足式沉降 离心机和刮刀卸料沉降离心机。 连续操作沉降离心机常用的为螺旋卸料沉降离心 机。 B . 基本前提条件：以工厂现行生产的卧式沉降离心机有关样本；设计立式结 构离心机，该离心机转鼓为柱锥型，其轴线呈立式安置；转鼓；大端直径为 8 0 0 m m ；转鼓半锥角为 7 1 2 度；转鼓高度为 4 8 0 5 2 0 m m （即转鼓长径比（L / D ） 为 0 . 6 0 . 6 5 ） ；转鼓转速：1 5 0 0 r / m i n ；分离因数为 F r 1 0 0 6 ；电机功率：小于 3 0 K W 。 C . 技术要求： a . 该立式沉降离心机能使滤料在转鼓内的滞留时间（即固液分离时间）比现 行的卧式沉降离心机延长 1 0 1 5 倍（1 5 m i n ） ，从而提高分离效果； b . 本机工作时滤料由上部料斗的进料口进入，同时电机起动运转；滤料在由 螺旋送料机构输送的同时被离心机进行沉降分离被分离的滤液和滤渣各行 其道，分别经离心机的出液口和出渣口被引出机外；整个操作过程是在全速、连 续运转下自动进行； c . 进料口直径不小于 5 0 m m ； d . 离心机工作安全、可靠，运行平稳，产品质量稳定，操作维护简单； f . 生产率为每小时排出渣 3 立方米； g . 本机结构紧凑，其进料口、出液口和出渣口便于连接到生产自动线上。 1 . 2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路 a . 本课题要解决的主要问题：螺旋卸料沉降离心机是全速运转、连续进料、 沉降分离和卸料的离心机。( 1 ) 螺旋卸料沉降离心机中，沉渣沿转鼓内壁的移动 全靠螺旋输送器与转鼓的相对运动来实现。两者的差转速为转鼓转速的 0 . 5 4 % ，多数为 1 2 % 。该差转速由差速变速器产生。常用的差速变速器有摆线针轮 行星变速器和双级 2 K - H渐开线齿轮行星变速器。该两种变速器结构复杂，价格 昂贵，往往使用户望而却步。( 2 ) 现有沉降离心机在提高其分离因数的同时带来 了像占地面积大或分离时间长等缺点 800 型立式沉降离心机 2 b . 设计思路: 为解决上述弊端， 按离心分离理论， 一是向高速和大型发展 （即 提高其分离因数） ；二是延缓滤料（渣）在转鼓内的运行速度，即延长固、液（或 液、液）分离时间，以达到充分脱液之目的。为克服现行螺旋卸料沉降离心机的 缺点，本设计旨在提供一种能解决上述缺点和弊端的新型机种立式（螺旋卸 料）沉降机。差速变速器设计成斜齿轮结构。 1 . 3 预期的成果及其理论意义 通过对 8 0 0 型立式沉降离心机的各种设计要求和性能的改变， 使离心机在不 增加占地面积的情况下提高了分离效率，达到了增加生产效率。采用斜齿轮变速 器常用的摆线针轮行星变速器和双级 2 K - H渐开线齿轮行星变速器差速变速器结 构复杂，价格昂贵的现象，改变了使用户望而却步状况，降低了安装难度。 提供一种能解决上述缺点和弊端的新型机种立式（螺旋卸料）沉降机和 斜齿轮差速变速器。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 3 2 国内外发展状况及现状介绍 综观国内沉降离心机之发展，虽致力于提高其分离因数，然仍与国外差距较 大。理论研究表明，分离因数的提高虽有利于脱液分离，但滤料（渣）在转鼓内 停留时间因此也更短，反而于脱液分离不利，故部分地抵消了转鼓转速加快的效 果。更何况转鼓转速加快，致使能耗呈三次方速率上升；而加大转鼓直径，则因 转鼓各部尺寸必须随之相应增大乃至造成离心机之成本剧增； 且大幅度提高其分 离因数往往还要受到转鼓筒体及转鼓底座（铸件）等材料强度的限制。在现今， 工业上还很难由工艺来保证能廉价地提供这些高强度材料的情况下， 实为我国之 国情所不容。故人们常将视线转向后者延长滤料（渣）在转鼓内的滞留时间 而这一时间的长短又取决于转鼓长度及转鼓部件与螺旋输（卸）料装置之差 转速。 增加转鼓长度无疑能达到延长滤料（渣）的脱液时间之目的。理论上，脱液 时间与转鼓有效长度成正比。目前，国内外这类机型的长, 径比 L / D 为 1 . 5 3 . 5 ，且 L / D 还有增大的趋势，如美国已达 3 . 8 ，德国为 4 . 2 。但 L / D 愈 大，则愈难保证转鼓筒体之圆柱度及筒体各段的同轴度，也愈难保证转鼓筒体与 螺旋输（卸）料装置（刮刀）之配合，故 L / D 一般不大于 4 。大长径比的离 心机的整机轴向尺寸均较大（除与转鼓 L / D 有关外，还与差动变速器轴向尺寸 有关） ，因而只能做成卧式。显然，其占地面积（或体积）也大。 800 型立式沉降离心机 4 3 总体方案论证 本方案主要是考虑现行螺旋卸料沉降离心机的的缺点和弊端提出以下方案： 方案一：按离心分离理论，向高速和大型发展（即提高其分离因数）或延缓 滤料（渣）在转鼓内的运行速度，即延长固、液（或液、液）分离时间，以达到 充分脱液之目的。采用有摆线针轮行星变速器和双级 2 K - H渐开线齿轮行星变速 器差速变速器。 图 3 - 1 卧式螺旋卸料离心机结构简图 方案二：为克服现行螺旋卸料沉降离心机的缺点，重新设计一种能解决上述 缺点和弊端的新型机种立式（螺旋卸料）沉降机和相对便宜且安装方便，同 样有现行差速变速器的斜齿轮差速变速器。 所以选择方案二更好 盐城工学院毕业设计说明书 2006 5 图 3 - 2 立式离心机结构简图 800 型立式沉降离心机 6 4 具体设计说明 8 0 0 型立式沉降离心机, 由转鼓、主轴、轴承、壳体、带传动组件( 皮带轮及 皮带等) 组成。 8 0 0型立式沉降离心机的基本参数包括: 转鼓的直径、转鼓的工作转速、转 鼓的一次最大加料量、物料密度、物料固液比、离心机由静止到达工作转速所需 的启动时间等。对于这些参数, 设计过程中可以通过查阅有关资料找到所需要的 参数 4 . 1 离心机转鼓设计 离心机转鼓优化设计的目标函数选为转鼓的质量。质量为最小, 不仅可节省 机器造价还可以降低离心机的启动功率, 降低消耗。 离心机转鼓是离心机的关键部件之一。 一方面， 转鼓的结构对离心机的用途、 操作、生产能力和功率等均有决定性影响。另一方面，转鼓自身因高速旋转( 其 工作转速通常在每分钟几百转至每分钟几万转之间) ，受到了离心力的作用，在 离心力作用下转鼓体内会产生很大的工作应力，一旦发生强度破坏，必将产生极 大的危害，尤其是有时由于应力过高发生“崩裂” ，常会引起严重人身伤害事故。 同时， 对于高速旋转的转鼓而言， 转鼓的刚度同样非常重要。 若转鼓的刚度不足， 工作中转鼓的几何形状将会发生明显变化，轻则会出现转鼓与机壳撞击、摩擦， 损坏零部件；重则同样会引起转鼓的爆裂，甚至出现人身伤害事故。多年来，由 于转鼓设计不当、转鼓制造质量不高等原因导致重大事故的现象频频发生。这已 引起了设计人员、制造厂家和使用部门的重视，经常进行三足式离心机事故原因 的诊断、 分析与研究。 因此， 对离心机转鼓设计计算的分析研究也是十分必要的。 4 . 1 . 1 离心机转鼓壁厚计算 转鼓是柱锥形 () () 0 0 cos2 cos2 + H S KRS S ( 4 - 1 ) () () 0 0 2 2 + H S KRS S ( 4 - 2 ) () () 0 0 cos2 cos2 + H S KRS S RL m Ss 2 = ( 4 - 3 ) 式中: S, S S 转鼓厚度和筛网当量厚度； R转鼓内半径； m筛网质量； 盐城工学院毕业设计说明书 2006 7 K转鼓内物料的填充系数； 2 0 1 = R r K ( 4 - 4 ) 22 00 R= ( 4 - 5 ) 式中: 0 鼓壁的密度； 33 0 1085. 7mkg= 旋转角速度； ()() 2 22 33 0 60215004 . 01085. 7smmkg= =mskg 23 1014.30959 2 210MPa ns s = = 1 0 5 M p a 5 . 3 510MPa nb b = = 1 6 8 . 3 M P a 取其小者，许用应力为 = 1 0 5 M P = 1 2 o ； 0= 7 . 8 5 1 0 3/ m3 ； mf= 1 . 5 1 0 3/ m3 mkg mkg mf 3 3 0 105 . 1 1085 . 7 = = 0 . 1 9 1 ； H = 1 2 0 1 = R r K= 0 . 2 0 . 5 () () 0 0 cos2 cos2 + H S kRS S = ? 12cos2 /10959.30 26 mskg MPMP mm 959.301105 4 . 03 . 0 85. 7 5 . 1 12cos012. 02 + ? 1 0 m m 因为在生产过程中由于各种原因的损失（如：腐蚀） 所以取 S = 1 2 m m 4 . 1 . 2 转鼓的强度校核 转鼓应力: a 转鼓圆筒部分 空转鼓旋转时鼓壁内的环向应力: 2 211 910Rq= （4- 5） MPa2 .26 2 = (4- 6) 式中：q对不开孔转鼓的开孔系数,1q = 800 型立式沉降离心机 8 1 转鼓材质密度, 3 1 /9 . 7cmg= 2 R转鼓平均半径,400mm R 2 = 料载荷离心力产生的鼓壁环向应力: MPaZrRR08.11 )2()(910 1 2 3 2 1222 = （4- 7） 式中: 2 物料的密度,1.085g/cm3 2 = 1 R转鼓内半径,400mm 1 =R 3 R 物料环内半径,300mm 3 =R 转鼓壁厚,mm22= Z加强箍系数, Z = 1 圆筒部分应力: MPak24.39)( 21t =+= b . 转鼓锥体部分 空转鼓旋转时鼓壁内的环向应力: 2 211 910Rq= (4- 8) MPa2 .26 2 = (4- 9) 物料载荷离心力产生的鼓壁环向应力: MPrRR26.11 )cos2()(910 1 2 3 2 1222 = 锥段应力: MPak43.39)( 21t =+= 取其大者MPaMPat1052 .39= 2 2 k w 4 . 3 电机的选用 电机的容量（功率）选用是否合适，对电机的工作和经济性都有影响。当容 量小于工作要求时，电机不能保证工作工作装置的正常工作，或电机因长期过载 而过早损坏；容量过大则电机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载 下运动，其效率和功率因数都较低，造成浪费。所以电机的选用（I P 4 4 ）Y 2 0 0 L 4 ，定功率 P = 3 0 k w ，步转速 r = 1 4 7 0 r / m i n 。 4 . 4 带轮的设计计算 A . 选择 V 带型号 a.确定计算功率 ca P 查表得工作情况系数 A K1.4 PKP Aca =1.4 3 0 = 4 2 k w b.选择 V 带型号 按 ca P =42kw, 1 n=1470r/min 查表选 C 型 V 带 B . 确定带轮直径 1d d, 2d d a.选择小带轮直径 2d d 参考图及表选取小带轮直径 2d d=400mm b验算带速 ()100060 22 = nd v d = ()100060 47.153940014. 3 =32.23m/s c确定主动带轮直径 1d d i= 1470 47.1539 =1.04 1d d=i 2d d=1.04 4 0 0 = 4 1 8 . 9 m m 查表可知 1d d=425mm d . 计算实际传动比i i= 400 400 =1 f验算从动轮实际转速 2 n 盐城工学院毕业设计说明书 2006 11 2 n= 1 n /i=1470/1=1470r/min %100 1470 14701470 =0 1 2 0 ? F . 确定 V 带根数z A . 确定额定功率 0 P 由 1d d= 4 0 0 m m ， 1 n= 1 4 7 0 r / m i n ， 2 n= 1 4 7 0 r / m i n ，查表得单根 C型 V带的额 定功率为 0 P = 1 5 . 5 3 k w b . 考虑传动比的影响，额定功率的增量 1 P ，由表查得 1 P = 0 . 2 8 k w c . 确定 V 带的根数 z () L ca KKPP P z 00 + ( 4 - 1 7 ) 查表得 K1 ，查表 4 . 2 得 L K= 0 . 9 9 800 型立式沉降离心机 12 () L ca KKPP P z 00 + = ()99 . 0 128 . 0 27.15 42 +kwkw kw = 2 . 7 3 7 根 z取 3 根合适 G . 计算单根 V 带初拉力 0 F 查表得q= 0 . 3 k g 由式 2 0 1 5 . 2 500qv Kvz P F ca + = ( 4 - 1 8 ) 0 F =()() + 2 23.323 . 015 . 2 323.32 42 500sm sm kw 2 7 1 N H . 计算对轴的压力 Q F 2 sin2 0 zFFQ= 2 178 sin27142 3 2 5 2 N J . 确定带轮的结构尺寸, 绘制带轮工作图 4 . 5 齿轮的设计与计算 4 . 5 . 1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 考虑此设计要求结构紧凑, 故大, 小齿轮均用4 0 C r 调质处理后表面淬火, 齿面 硬度为4 8 5 5 H R C ; 因载荷平稳, 齿轮速度不太高, 故初选7 级精度; 闭式硬齿轮传 动, 考虑传动平稳性, 齿数宜取多些 图 4- 1 斜齿轮结构示意图 因为电机转速为 1 4 7 0 r / m i n 转鼓转速为 1 5 0 0 r / m i n , 旋输送器与转鼓的差 转速为转速的 0 . 5 4 % . 故在此取 2 % 1 1 1 = +z z z z n ( 4 - 1 9 ) 该式变化后得: 0 2 =+nzz 盐城工学院毕业设计说明书 2006 13 01470 2 =+ zz 解之得:z= 3 7 . 3 8 z= 3 8 确定齿轮的齿数分别为: 3 7 , 3 8 , 3 9 ; 按硬齿面齿轮, 对称安装查表 6 . 5 得, 选齿宽系数 d = 1 ; 初选螺旋角= 2 0 o 4 . 5 . 2 . 按齿根弯曲疲劳强度设计 F SaFa d nt YY z YYKT m 3 2 2 1cos 2 ( 4 - 2 0 ) a . 试选载荷系数 t K = 1 . 5 b . 齿轮传递的转矩 1 6 1 1055. 9 n P T= ( 4 - 2 1 ) 1 T= 1470 30 1055. 9 6 N m c . 大小齿轮的弯曲疲劳强度 1limF 、 2limF 查图 6 . 9 得 1limF = 2limF = 3 8 0 M P a d . 应力循环次数 n jLnN 11 60= 6 0 1 4 7 0 1 1 0 3 0 0 2 4 = 6 . 3 5 0 9 10 u N N 1 2 = 6 . 5 2 9 10 e . 弯曲疲劳寿命系数 1FN K、 2FN K 查图得 1FN K= 0 . 8 6 ; 2FN K= 0 . 8 5 f . 计算许用弯曲应力 取弯曲疲劳安全系数 F S= 1 . 4 ，应力修正系数 ST Y= 2 则 FFSTFNF SYK 1lim11 = 3 8 0 0 . 8 6 2 / 1 . 4 = 4 6 6 . 8 6 M P a FFSTFNF SYK 1lim11 = 3 8 0 0 . 8 5 2 / 1 . 4 = 4 6 1 . 4 3 M P a g . 查取齿轮系数和应力校正系数 3 11 coszzv= 3 7 /20cos3= 4 0 3 11 coszzv= 3 8 /20cos3= 4 1 . 0 8 由表 6 . 4 查取齿形系数和应力校正系数 1Fa Y= 2 . 4 5 ， 2Fa Y= 2 . 4 8 1Sa Y= 1 . 6 5 ， 2Sa Y= 1 . 6 7 h . 计算大小齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较 1 11 F SaFaY Y = 86.466 65.145. 2 = 0 . 0 0 8 6 6 800 型立式沉降离心机 14 2 22 F SaFa YY = 43.461 67. 140. 2 = 0 . 0 0 8 6 9 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY 故按大齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计 j . 重合度系数 Y 及螺旋角系数 Y 取 Y = 0 . 7 , Y= 0 . 8 6 B .设计计算 a.试算齿轮模数 nt m nt m 3 2 25 03.461388 . 0 67 . 1 40 . 2 86 . 0 7 . 020cos10949 . 1 5 . 12 =1.307 b.计算圆周速度v v = cos100060 11 nzmnt = 20cos100060 147038307. 1 =3.939m/s c.计算载荷系数 查表得 A K=1;根据v=3.939m/s、7 级精度,查图得 v K =1.12;斜齿轮 K =1.2,查 图得 K=1.24。则载荷系数 K KKKK vA =11 . 1 2 1 . 2 1 . 2 4 = 1 . 6 6 7 d . 校正并确定 n m 根据总体结构设计宜取 n m =6 C.计算齿轮传动的几何尺寸 a.中心距a () 21 cos2 zz m a n += =()3938 20cos2 6 + =239.36mm b.螺旋角 () a zzmn 2 arccos 21 + = ()( ) + 36.2392 38376 arccos=19.95o c.两分度圆直径 1 d, 2 d cos 1 1 zm d n = 95.19cos 376 =236.17mm cos 2 2 zm d n = 95.19cos 386 =242.55mm d齿宽 1 b, 2 b 盐城工学院毕业设计说明书 2006 15 1 b= 2 b=60mm 4 . 5 . 3 . 校核齿面接触疲劳强度 HEHH u u bd KT ZZZZ = 12 2 1 1 (4- 22) A确定公式中各参数值 a大、小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH 、 2limH 按齿面硬度查图得大小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH = 2limH =1170Mpa b接触疲劳寿命系数 1HN K、 2HN K 查图 6.6 得 1HN K=0.89， 2HN K=0.92 c计算许用接触应力 取安全系数 H S=1，则 HHHNH SK 1lim11 =0.861170MPa =1006.2MPa HHHNH SK 2lim22 =0.851170Mpa =994.5Mpa ()2 21HHH +=(1006.2+994.5)/2=1003.35Mpa d.点区域系数 H Z 查图得节点区域系数 H Z=2.48 f重合度系数 Z Z =0.8 h螺旋角系数 Z cos=Z=95.19cos=0.970 j.材料系数 E Z 由表查得材料系数 E Z=189.8MPa B.校核计算 u u bd KT ZZZZ EHH 12 2 1 1 = (4- 23) H =2.481 8 9 . 8 0 . 8 0 . 9 8 7 03 . 1 103 . 1 91.26560 10949 . 1 667 . 1 2 5 =204.20 min0 d= 3 8 取 min d= 4 0 m m 选择滚动轴承型号 查轴承样本, 选用型号为7 3 0 8 C 的角接触球轴承, 其内径d = 4 0 m m , 外径D = 8 0 m m , 宽度 B = 1 8 m m 4 . 6 . 2 对该轴进行强度校核 A求轴上载荷 a.计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 cos 22 mzd =639/cos15.9o =242.49mm 盐城工学院毕业设计说明书 2006 17 圆周力 23 2dTFt=21.746105/242.49=1140.06N 径向力costan ntr aFF =95.19cos20tan06.1140=1141.7N 轴向力tan ta FF =95.19tan06.1140=1140.060 . 3 6 3 = 4 1 3 . 8 2 N a F 对轴心产生的弯矩2 2 dFM aa =413.82242.49/2=50173.8Nmm b.求支反力 轴承的支点位置 由 7208AC 角接触球轴承查手册 a=18mm 齿宽中点距左支点距离 = 1 L72m 齿宽中点距右支点距离 = 2 L60/2+71=101mm 左支点水平面的支反力 0= D M, () 2111 LLFLF tNH +=(1011140.06)/(72+101) =666N 右支点水平面的支反力 0= D M, () 1222 LLFLF tNH +=(721140.06)/(72+101) =474N 左支点垂直面的支反力 () () 2121 LLMFLF arNV +=(1011141.7+50173.8)/ (72+101) =957N 右支点垂直面的支反力 () () 2112 LLMFLF arNV += (721141.7+50173.8)/ (72+101) =765N 右支点轴向反力 aNV FF= 1 B .绘制弯矩图和扭矩图 截面 C 处水平面弯矩 11L FM NHH =6667 2 = 4 7 9 5 2 N m m 截面 C 处垂直面弯矩 111 LFM NVV =9577 2 = 6 8 9 0 4 N m m 222 LFM NVV =7651 0 1 = 7 7 2 6 5 N m m 截面 C 处合成弯矩 222 1 2 1 6890447952 +=+= vH MMM=70552.8 N m m 222 2 2 2 7726547952 +=+= vH MMM=90935.6 N m m C .弯扭合成强度校核 通过只校核轴上受到的最大弯矩, 扭矩, 抗拉的截面的强度 危险截面 C 处计算弯矩 考虑启动、停机影响，扭矩为脉冲循环变应力, 6 . 0=, 800 型立式沉降离心机 18 ()() 2 2 2 3 2 1 1746006 . 0 8 . 70552+=+=TMMca= 1 2 6 3 0 2 . 6 N m m 截面 C 处计算应力 () 3 401 . 06 .126302=WMca ca = 1 9 . 7 M P a 强度校核 4 5 钢调质处理, 由表查得 1 = 6 0 M p a ca S 疲劳强度合格 F . 抗拉强度校核 2 mRFc=()2260150035. 025mkg= 2 0 6 1 6 9 . 6 9 N ( 4 - 2 6 ) 式中: 2 f沉渣与转鼓壁的摩擦系数，一般为 0 . 3 0 . 8 5 取 2 f= 0 . 5 =12 () 2156. 08 . 01 9781. 08 . 02079. 09781. 0 69.206169 2 + = z F= 2 4 1 3 4 7 . 0 1 N () tgf f FF cz 2 2 2 1 cossincos + = 800 型立式沉降离心机 20 2z F r = ( 4 - 2 7 ) 4 5 钢 MPa190= MPa NF r z 190 01.241347 2 = = 2 0 . 2 m m 4 . 7 空心轴的设计计算 4 . 7 . 1 空心轴的设计 轴的材料选用 4 5 钢调质 A . 确定输出轴远运动和动力参数 a . 确定电动机额定功率 P 和满载转速 1 n 由 Y 2 0 0 L 4 , 查标准 J B / T 5 2 7 4 1 9 9 1 P = 3 0 k W , 1n= 1 4 7 0 r / m i n b . 确定相关件效率 带轮效率 1 = 0 . 9 4 斜齿轮啮合效率 2 = 0 . 9 7 一对滚动轴承的效率 3 = 0 . 9 8 电动机空心轴总效率 321 = 0 . 9 4 0 . 9 7 0 . 9 8 = 0 . 8 9 c . 输出轴的输出功率 PP = 3 = 3 0 0 . 8 9 = 2 6 . 7 k W d . 输出轴的转速 3 n = 1 4 7 0 3 8 / 3 7 = 1 5 0 0 r / m i n f . 输出轴的转矩 3 T 333 6 3 1055. 9nPT=150098 . 0 7 . 261055 . 9 6 =1.67105Nmm B轴的结构设计 图 4- 3 轴的结构示意图 a . 确定轴上零件的装配方案 b . 确定轴的最小直径 min d, 轴端处仅受转矩, 直径最小 盐城工学院毕业设计说明书 2006 21 a ) 估算轴的最小直径 min d 4 5 钢调质处理, 查表 1 1 . 3 确定轴的 A 值, A = 1 3 3 1 4 4 4 3 min 1 1 nPAd ( 4 - 2 8 ) 式中：空心轴的内径与外径之比 () 4 3 min 6 . 01 1 150030144133 d= 5 0 . 5 5 4 . 6 m m 单键槽轴径应增大 5 % 7 % , 即增大至 5 3 . 0 5 8 . 4 b）确定轴的最小直径 min d 应满足 min d min0 d=53.058.4mm 所以取 min d=60mm mmd67 0 = mmd107 min = c)选择滚动轴承型号 查轴承样本,选用型号 7224C 的角接触球轴承,其内径 d=120mm,外径 D=215mm,宽度 B=40mm，选用型号 30224 的圆锥滚子轴承,其内径 d=120mm,外 径 D=215mm,宽度 B=40mm 4 . 7 . 2 对轴进行强度校核 A求轴上载荷 a计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 cos 33 mzd =637/cos19.95o =234.04mm 圆周力 33 2dTFt=21.746105/234.04=1492.05N 径向力costan ntr aFF =95.19cos20tan05.1492=577.73N 轴向力tan ta FF =95.19tan05.1492=1492.050 . 3 6 3 = 5 4 1 . 4 9 N a F 对轴心产生的弯矩2 3 dFM aa =541.49234.04/2=63376.6Nmm b求支反力 轴承的支点位置 由 30224 圆锥磙子轴承查手册 a=40mm 齿宽中点距上下支点距离 = 2 L72mm 齿宽中点距支点距离 = 3 L60/2+309=339mm 左支点水平面的支反力 0= D M,() 3231 LLFLF tNH +=(3391492.05)/(72+339)=1230N 800 型立式沉降离心机 22 右支点水平面的支反力 0= D M,() 3231 LLFLF tNH +=(721492.05)/(72+339) =261N 左支点垂直面的支反力 () () 2121 LLMFLF arNV +=(339577.7+63376.6)/ (72+339) =1121N 右支点垂直面的支反力 () () 2112 LLMFLF arNV += (72577.7+63376.6)/ (72+339) =255N 右支点轴向反力 aNV FF= 1 B. 绘制弯矩图和扭矩图 截面 C 处水平面弯矩 11L FM NHH =12307 2 = 4 7 9 5 2 N m m 截面 C 处垂直面弯矩 111 LFM NVV =11217 2 = 6 8 9 0 4 N m m 222 LFM NVV =7651 0 1 = 7 7 2 6 5 N m m 截面 C 处合成弯矩 222 1 2 1 6890447952 +=+= vH MMM=70552.8 N m m 222 2 2 2 7726547952 +=+= vH MMM=90935.6 N m m C. 弯扭合成强度校核 通过只校核轴上受到的最大弯矩, 扭矩, 抗拉的截面的强度 危险截面 C 处计算弯矩 考虑启动、停机影响，扭矩为脉冲循环变应力, 6 . 0=, ()() 2 2 2 3 2 1 1746006 . 0 8 . 70552+=+=TMMca= 1 2 6 3 0 2 . 6 N m m 截面 C 处计算应力 () 3 401 . 06 .126302=WMca ca = 1 9 . 7 M P a 强度校核 4 5 钢调质处理, 由表 1 1 . 2 查得 1 = 6 0 M p a ca S 疲劳强度合格 F . 抗压强度校核 2 mRFc=()2260150035. 025mkg= 2 0 6 1 6 9 . 6 9 N () 2156. 08 . 01 9781. 08 . 0