800型立式沉降离心机的设计-机械毕业论文【答辩优秀】

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 . 7 4.1.2 转鼓的强度校核 . 8 4.2 离心机驱动功率计算 . 9 4.3 电机的选用 . 10 4.4 带轮的设计计算 . 10 4.5 齿轮的设计与计算 . 12 4.5.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 . 12 4.5.2.按齿根弯曲疲劳强度设计 . 13 4.5.3.校核齿面接触疲劳强度 . 15 4.6 轴的设计计算 . 16 4.6.1 轴的设计 . 16 4.6.2 对该轴进行强度校核 . 17 4.7 空心轴的设计计算 . 20 4.7.1 空心轴的设计 . 20 4.7.2 对轴进行强度校核 . 21 5.结论 . 25 主要参考文献 . 26 致 谢 . 27 附 录 . 28 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800mm；转鼓半锥角为 7 12 度；转鼓高度为 480 520mm（即转鼓长径比 （ L/D）为 0.6 0.65）；转鼓转速： 1500r/min；分离因数为 Fr1006；电机功率：小于30KW。 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 10 15 倍（ 1 5min），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 50mm； 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 0.54 %，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 2K-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 800 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 2K-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。 全套资料带 CAD 图， QQ 联系 414951605 或 1304139763 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800 型立式沉降离心机 4 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。 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 2K-H 渐开线齿轮行星变速器差速变速器。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 5 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 800 型立式沉降离心机 6 图 3-2 立式离心机结构简图 4 具体设计说明 800 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。 800 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。盐城工学院毕业设计说明书 2006 7 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 00 c o s2c o s2 HS KRSS (4-1) 00 22 HS KRSS (4-2) 00 c o s2c o s2 HS KRSS RLmSs 2 (4-3) 式中 : S ,S 转鼓厚度和筛网当量厚度； R 转鼓内半径； m 筛网质量； K 转鼓内物料的填充系数； 201 RrK (4-4) 2200 R (4-5) 式中 : 0 鼓壁的密度； 330 1085.7 mkg 旋转角速度； 222330 60215004.01085.7 smmkg = mskg 231014.3 0 9 5 9 2210 M Panss =105Mpa 5.3510 M Panbb =168.3MPa 取其小者，许用应力为 =105MP =12o ； 0 =7.85 103 /m3 ； mf =1.5 103 /m3 mkgmkgmf330 105.11085.7 =0.191； H =1 800 型立式沉降离心机 8 201 RrK =0.2 0.5 00 c o s2c o s2 HS kRSS =12c o s2/10959.30 26 mskg MPMP mm 9 5 9.3011 0 5 4.03.085.75.112c o s0 1 2.02 10mm 因为在生产过程中由于各种原因的损失（如：腐蚀） 所以取 S=12mm 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 : 2211 910 Rq （ 4-5） MPa2.262 (4-6) 式中： q 对不开孔转鼓的开孔系数 , 1q 1 转鼓材质密度 , 31 /9.7 cmg 2R 转鼓平均半径 , 400mm R 2 料载荷离心力产生的鼓壁环向应力 : M P aZrRR 08.11)2()(910 12321222 （ 4-7） 式中 : 2 物料的密度 , 1.085g/cm32 1R 转鼓内半径 , 400mm 1 R 3R 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 : M P ak 24.39)( 21t b.转鼓锥体部分 空转鼓旋转时鼓壁内的环向应力 : 2211 910 Rq (4-8) MPa2.262 (4-9) 物料载荷离心力产生的鼓壁环向应力 : MPrRR 26.11)c os2()(910 12321222 锥段应力 : M P ak 43.39)( 21t 取其大者 MP aMP at 1 0 52.39 ,转鼓强度满足要求。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 9 4.2 离心机驱动功率计算 离心机所需要的功率主要包括以下几个方面的功率： (1)启动转鼓等转动部件所需的功率 Nl； (2)启动物料达到操作转速所需的功率 N2； (3)克服支撑轴承摩擦所需的功率 N ； (4)克服转鼓以及物料与空气摩擦所需的功率 N4； (5)卸出物料 所需的功率肌。 a.启动转动件所需功率 G=7.85 103 /m3 (0.4122 0.42) 0.08 (0.3602 0.3482) 0.42 m3 7.85 103 /m3 (0.4722 0.4122) 0.012 2 7.85 103 /m3 0.4722 0.012 m3=108kg 离心机转动时克服转鼓的惯性力所需功 率 离心机起动时间 30 240s jgtGRN204221 (4-10) 1N = 1202 0 0 0 21 5 0 04.010822 =21.48kw b.加入转鼓内的物料达到工作转速所需消耗的功率 悬浮液物料所消耗的功率 N2为沉渣和分离液所需功率之和 3 一般可取范围为 1.1 1.2 2222121322 2204 RGrRGgtNj (4-11) N2 = 22221212221802 0 0 01.16021 5 0 0RGrRGs 0.004kw c.轴承及机械密封摩擦消耗的功率 轴承摩擦消耗的功率 N 3= g dPdPf 204 2211 (4-12) 式中 :f 轴承的摩擦系数 (滚动轴承的摩擦系数范围为 0.001 0.02) 主轴受到的总载荷为 : g emP20 1 kgf (4-13)式中 : 0m 转鼓等转动件与转鼓内物料的总质量， kg e 转鼓等转动件与转鼓内物料的质心对转鼓回转轴线的偏心距 ,m 800 型立式沉降离心机 10 对于间歇操作沉降离心机和连续操作过滤离心机 e=1 10-3R 0m大约为 120kg e=1 10-3R kgNP 8.91016021500112032=120 3.5 421.82N N 3= g dPdPf 204 2211 = 20006082.12114030001.06021500 =0.044 kw 机械密 封摩擦消耗的功率 vPgfbDNbmm10204 (4-14) 式中 :mD 摩擦副窄环端面内半径， m； mb 摩擦副窄环端面宽度， m； 0f 密封端面的摩擦系数，一般可取为 0.02 0.2； bp 密封端面的比压力， Pa； v 动环线速度， m/s； vPg fbDN bmm102 04 4N 608.321 5 0 02501 0 0 0 1.08.03.7 0.475 kw d.离心机所需消耗总功率 4321 NNNNN = 21.48+0.004+0.044+0.47622 kw 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（ IP44） Y200L 4，定功率 P=30kw ，步转速 r=1470r/min。 4.4 带轮的设计计算 A.选择 V带型号 a.确定计算功率 caP 查表得工作情况系数 AK 1.4 盐城工学院毕业设计说明书 2006 11 PKP Aca =1.4 30=42 kw b.选择 V 带型号 按caP=42kw, 1n=1470r/min 查表选 C 型 V 带 B.确定带轮直径1dd,2dd a.选择小带轮直径2dd 参考图及表选取小带轮直径2dd=400mm b验算带速 10006022 ndv d= 10006047.153940014.3 =32.23m/s c确定主动带轮直径1dd i=147047.1539=1.04 1d=i2dd=1.04 400=418.9mm 查表可知 1dd=425mm d.计算实际传动比 i i =4040=1 f验算从动轮实际转速 2n 2n = 1n /i =1470/1=1470r/min %100147014701470 =0120 F.确定 V带根数 z A.确定额定功率0P 由 1dd=400mm，1n=1470r/min，2n=1470r/min，查表得单根 C 型 V 带的额定功率为0P=15.53kw b.考虑传动比的影响，额定功率的增量 1P ，由表查得 1P =0.28kw c.确定 V带的根数 z Lca KKPP Pz 00 (4-17) 查表得K 1，查表 4.2 得 LK =0.99 Lca KKPP Pz 00 = 99.0128.027.15 42 kwkw kw=2.737 根 z 取 3根合适 G.计算单根 V带初拉力0F 查表得 q =0.3kg 由式 20 15.2500 qvKvzPF ca (4-18) 0F= 223.323.015.2323.32 42500 smsmkw 271N H.计算对轴的压力QF 2sin2 0 zFF Q =2178s in27142 3252N 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 40Cr调质处理后表面淬火 ,齿面硬度为 48 55HRC；因载荷平稳 ,齿轮速度不太 高 ,故初选 7级精度 ；闭式硬齿轮传盐城工学院毕业设计说明书 2006 13 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 1470r/min 转鼓转速为 1500r/min,旋输送器与转鼓的差转速为转速的 0.5 4%.故在此取 2% 111 zzz zn (4-19) 该式变化后得 : 02 nzz 014702 zz 解之得 :z =37.38 z =38 确定齿轮的齿数分别为 :37,38,39； 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 =20 4.5.2.按齿根弯曲疲劳强度设计 F SaFadnt YYz YYKTm 3 221 c o s2 (4-20) a.试选载荷系数tK=1.5 b.齿轮传递的转矩 161 1055.9 nPT (4-21) 1T = 1470301055.9 6 N m c.大小齿轮的弯曲疲劳强度 1limF 、 2limF 查图 6.9 得 1limF = 2limF =380MPa d.应力循环次数 njLnN 11 60 =60 1470 1 10 300 24=6.350 910 uNN 12 =6.52 910 e.弯曲疲劳寿命系数 1FNK 、 2FNK 查图得 1FNK =0.86； 2FNK =0.85 800 型立式沉降离心机 14 f.计算许用弯曲应力 取弯曲疲劳安全系数FS=1.4，应力修正系数STY=2 则 FFSTFNF SYK 1lim11 =380 0.86 2/1.4=466.86MPa FFSTFNF SYK 1lim11 =380 0.85 2/1.4=461.43MPa g.查取齿轮系数和应力校正系数 311 coszz v =37/ 20cos 3 =40 311 coszz v =38/ 20cos 3 =41.08 由表 6.4 查取齿形系数和应力校正系数 1FaY=2.45，2FaY=2.48 1SaY=1.65，2SaY=1.67 h.计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11FSaFaYY=86.466 65.145.2 =0.00866 2 22F SaFa YY=43.461 67.140.2 =0.00869 1 11FSaFaYY 2 22F 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=0.86 B .设计计算 a.试算齿轮模数ntm ntm 3 22503.461388.067.140.286.07.020c o s10949.15.12 =1.307 b.计算圆周速度 v v =cos100060 11nzm nt = 20c o s100060 147038307.1 =3.939m/s c.计算载荷系数 查表得 AK =1；根据 v =3.939m/s、 7 级精度 ,查图得vK=1.12；斜齿轮K=1.2,查图得K=1.24。则载荷系数 KKKKK vA=1 1.12 1.2 1.24=1.667 d.校正并确定 nm 根 据总体结构设计宜取 nm =6 C.计算齿轮传动的几何尺寸 盐城工学院毕业设计说明书 2006 15 a.中心距 a 21c o s2 zzma n = 393820cos2 6 =239.36mm b.螺旋角 a zzm n 2a rc c o s 21 = 36.2392 38376arc c o s =19.95 c.两分度圆直径1d,2d cos 11zmd n = 95.19cos 376 =236.17mm cos 22zmd n = 95.19cos 386 =242.55mm d齿宽 1b , 2b 1b = 2b =60mm 4.5.3.校核齿面接触疲劳强度 HEHH uubdKTZZZZ 12 211 (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1HNK、2HNK 查图 6.6 得1HNK=0.89，2HNK=0.92 c计算许用接触应力 取安全系数 HS =1，则 HHHNH SK 1lim11 =0.86 1170MPa =1006.2MPa HHHNH SK 2lim22 =0.85 1170Mpa =994.5Mpa 221 HHH =(1006.2+994.5)/2=1003.35Mpa d.点区域系 数 HZ 查图得节点区域系数 HZ =2.48 f重合度系数Z Z=0.8 h螺旋角系数Z cosZ = 95.19cos =0.970 j.材料系数 EZ 由表查得材料系数 EZ =189.8 MPa B.校核计算 800 型立式沉降离心机 16 uubdKTZZZZEHH12211 (4-23) H=2.48 189.8 0.8 0.98703.1103.191.2656010949.1667.12 5 =204.20min0d=38 取mind=40mm 选择滚动轴承型号 查轴承样本 ,选用型号为 7308C的角接触球轴承 ,其内径 d=40mm,外径 D=80mm,宽度 B=18mm 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 cos22 mzd =6 39/cos15.9=242.49mm 圆周力 232 dTFt =2 1.746 105/242.49=1140.06N 径向力 co stanntr aFF = 95.19c o s20ta n06.1140 =1141.7N 轴向力 tanta FF = 95.19tan06.1140 =1140.06 0.363=413.82N aF对轴心产生的弯矩 22dFM aa =413.82 242.49/2=50173.8N mm 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 1L 72m 齿宽中点距右支点距离 2L 60/2+71=101mm 左支点水平面的 支反力 0 DM , 2111 LLFLF tNH =(101 1140.06)/(72+101) =666N 右支点水平面的支反力 0 DM , 1222 LLFLF tNH =(72 1140.06)/(72+101) =474N 左支点垂直面的支反力 2121 LLMFLF arNV =(101 1141.7+50173.8)/ (72+101) =957N 右支点垂直面的支反力 2112 LLMFLF arNV = (72 1141.7+50173.8)/ (72+101) =765N 800 型立式沉降离心机 18 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 11 LFM NHH =666 72=47952N mm 截面 C 处垂直面弯矩 111 LFM NVV =957 72=68904 N mm 222 LFM NVV =765 101=77265 N mm 截面 C 处合成弯矩 222 121 6890447952 vH MMM =70552.8 N mm 222 222 7 7 2 6 54 7 9 5 2 vH MMM =90935.6 N mm 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 , 222321 1 7 4 6 0 06.08.7 0 5 5 2 TMM ca =126302.6 N mm 截面 C处计算应力 3401.06.126302 WM caca =19.7MPa 强度校核 45钢调质处理 ,由表查得 1 =60Mpa caS 疲劳强度合格 F. 抗拉强度校核 2 mRFc = 22601 5 0 035.025 mkg =206169.69N (4-26) 式中 :2f 沉渣与转鼓壁的摩擦系数，一般为 0.3 0.85 取2f=0.5 12 2 1 5 6.08.01 9 7 8 1.08.02 0 7 9.09 7 8 1.069.2 0 6 1 6 92 zF =241347.01N 2zFr (4-27) 45钢 MPa190 M P a NFr z 190 01.2 4 1 3 4 72 =20.2mm 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 45 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 1n 由 Y200L 4,查标准 JB/T5274 1991 P=30kW, 1n =1470r/min b.确定相关件效率 带轮效率 1 =0.94 斜齿轮啮合效 率 2 =0.97 一对滚动轴承的效率3=0.98 电动机空心轴总效率321 =0.94 0.97 0.98=0.89 c.输出轴的输出功率 PP 3 =30 0.89=26.7kW d.输出轴的转速 3n =1470 38/37=1500r/min f.输出轴的转矩 3T 33363 1055.9 nPT = 1 5 0 098.07.261055.9 6 =1.67 105N mm tgffFFcz222 1 c o ss inc o s 盐城工学院毕业设计说明书 2006 21 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 mind ,轴端处仅受转矩 ,直径最小 a)估算轴的最小直径 mind 45 钢调质处理 ,查表 11.3 确定轴的 A 值 ,A=133 144 43m in 11 nPAd (4-28) 式中： 空心轴的内径与外径之比 43m i n 6.01 11 5 0 030144133 d =50.5 54.6mm 单键槽轴径应增大 5% 7%,即增大至 53.0 58.4 b）确定轴的最小直径 mind 应满足 mind min0d=53.0 58.4mm 所以取 mind =60mm mmd 670 mmd 107min 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 cos33 mzd =6 37/cos19.95=234.04mm 圆周力 800 型立式沉降离心机 22 332 dTFt =2 1.746 105/234.04=1492.05N 径向力 co stanntr aFF = 95.19c o s20ta n05.1492 =577.73N 轴向力 tanta FF = 95.19tan05.1492 =1492.05 0.363=541.49N aF对轴心产生的弯矩 23dFM aa =541.49 234.04/2=63376.6N mm 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 2L 72mm 齿宽中点距支点距离 3L 60/2+309=339mm 左支点水平面的支反力 0 DM , 3231 LLFLF tNH =(339 1492.05)/(72+339)=1230N 右支点水 平面的支反力 0 DM , 3231 LLFLF tNH =(72 1492.05)/(72+339) =261N 左支点垂直面的支反力 2121 LLMFLF arNV =(339 577.7+63376.6)/ (72+339) =1121N 右支点垂直面的支反力 2112 LLMFLF arNV = (72 577.7+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 11 LFM NHH =1230 72=47952N mm 截面 C 处垂直面弯矩 111 LFM NVV =1121 72=68904 N mm 222 LFM NVV =765 101=77265 N mm 截面 C 处合成弯矩 222 121 6890447952 vH MMM =70552.8 N mm 222 222 7 7 2 6 54 7 9 5 2 vH MMM =90935.6 N mm 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 , 222321 1 7 4 6 0 06.08.7 0 5 5 2 TMM ca =126302.6 N mm 盐城工学院毕业设计说明书 2006 23 截面 C处计算应力 3401.06.126302 WM caca =19.7MPa 强度校核 45钢调质处理 ,由表 11.2 查得 1=60Mpa caS 疲劳强度合格 F. 抗压强度校核 2 mRFc = 22601 5 0 035.025 mkg =206169.69N 2 1 5 6.08.01 9 7 8 1.08.02 0 7 9.09 7 8 1.069.2 0 6 1 6 92 zF =241347.01N 45钢 MPa190 M P a NFr z 102 01.2 4 1 3 4 72 =60.2mm 盐城工学院毕业设计说明书 2006 25 5.结论 800 型立式沉降离心机的设计是一项较复杂的设计，它是以工厂现行生产的卧式沉