机械毕业设计1376陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计 正文.doc

I 陶瓷抛光机旋风磨头机构的设计 系 、 部： 机械工程系 学生姓名： 指导教师： 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 完成时间： II 摘 要 旋风磨头是用于粗磨机对瓷砖进行加工的执行部件，是比较新式的磨头，该磨头是采用八组高速旋转的金刚石砂轮对瓷质砖表面进行刚性磨削，对抛光砖进行粗加工，使砖面平整细滑，减小粗抛磨块的消耗量，降低生产成 本，提高了生产效率。 本设计主要是对于旋风磨头的磨轮高速自转和磨头慢速公转进行结构设计和计算。由于两个传动的转速差较大采用两个电机分别进行驱动。磨轮的自转设计为大锥齿轮啮合八个小锥齿轮进行转动，用于实现金刚磨轮的高速自转，磨头的公转采用蜗轮蜗杆传动设计用来实现磨头的公转，并且分别对锥齿轮和蜗轮蜗杆进行了强度校核。本设计还对磨头中各轴、轴承和键进行了强度校核。使用 CAD 绘制完二维视图后还采用 PRO/E建模对箱体壳体进行重量计算。 关键词 ： 陶瓷抛光，旋风磨头，锥齿轮，蜗轮蜗杆 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 录 1 绪论 . 1 2 磨头传动装置的总体设计 . 2 2.1 确定传动方案 . 2 2.1.2 方案一 . 2 2.1.1 方案二 . 3 2.1.3 磨头传动方案的选定 . 3 2.2 电动机的确定 . 4 2.2.1 电动机类型和结构形式 . 4 2.2.2 电动机的容量 . 4 2.2.3 确定电动机的转速 . 5 2.3 总传动比的确定和各级传动比的分配 . 5 2.4 磨头的运动和动力参数的计算 . 6 2.4.1 各轴转速的计算 . 6 2.4.2 各轴功率的计算 . 7 2.4.3 各轴转矩的计算 . 7 3 磨头传动件的设计计算 . 9 3.1 选则联轴器的类型和型号 . 9 3.2 磨轮自转的直齿圆锥齿轮的设计计算 . 9 3.2.1 齿轮材料的选则 . 9 3.2.2 主要参数的选则 . 9 3.2.3 直齿圆锥齿轮的几个尺寸设计和强度校核 . 10 3.3 磨头公转的蜗轮蜗 杆传动计算 . 15 3.3.1 传动类型、精度等级和材料的确定 . 15 3.3.2 初选几何参数 . 15 3.3.3 确定许用接触应力 . 15 3.3.4 按接触强度设计 . 15 3.3.5 主要几何尺寸 . 16 V 3.3.6 蜗轮圆周速度的计算并核对传动的效率 . 16 3.3.7 接触强度的校核 . 16 3.3.8 蜗轮弯曲强度的校核 . 17 3.3.9 其他几何尺寸计算 . 17 4 磨头轴系的设计 . 19 4.1 初绘装配底图及验算轴系零件 . 19 4.1.1 确定箱内传动件轮廓及其相对位置 . 19 4.1.2 箱体内壁位置的确定 . 20 4.1.3 初步进行视图布置及绘制装配底图 . 20 4.1.4 磨头公转蜗杆轴的设计 . 21 4.1.5 磨轮自转的直齿圆锥主动齿的轮轴的设计 . 26 4.1.6 磨轮公转蜗轮轴的设计 . 30 4.1.7 磨轮自转小锥齿轮轴的设计 . 34 4.1.8 旋风磨头上各轴键联接的强度校核 . 38 4.1.9 旋风磨头上各轴承的疲劳强度校核 . 40 4.1.10 磨头主要部件螺栓联接强度的校核 . 45 4.1.11 轴结构的修改 . 45 4.2 设计和绘制磨头的轴系结构 . 45 4.2.1 锥齿轮和蜗轮蜗杆的结构设计 . 45 5 磨头箱体的设计 . 48 5.1 磨头箱体的结构设计 . 48 5.1.1 磨头箱体的装配 . 48 5.1.2 磨头壳体的尺寸确定 . 51 5.1.3 箱体的润滑及密封和散热 . 52 结 论 . 55 参考文献 . 57 致 谢 . 58 附 录 1 1 绪论 随着中国经济的快速发展，人们生活水平的持续提升，中国老百姓对陶瓷墙地砖的消费也产生了多样化的需求，抛光砖的产销量仍然保持强劲增长。而陶瓷砖的生产是由建筑陶瓷机械来完成的。 截止 2000 年底，在我国现在仍生产的 2900 条建筑陶瓷生产线中，瓷质砖抛光线共有 580 条，其中进口线约占 30，大多进口线为 97 年以前引进，其余 70%为 95 年开始投放市场的国产线。在广东地区 984 条建筑陶瓷生产线中，瓷质砖抛光 线有 387条，约占全国瓷质砖抛光线总量的 70左右。 陶瓷抛光砖在国内市场风行以来，各种利用机械加工瓷砖以提高产品档次的方法不断涌现，如水刀切割、圆弧抛光、线条抛光等等。深加工已经成为陶瓷产品锦上添花的主要手段之一，在提高产品附加值方面大有可为。为陶瓷深加工专门制作的深加工机械是陶瓷机械行业中的后起之秀，近年来在国内外的需求呈现急剧上升的势头。 抛光机是瓷砖深加工，也就是生产抛光砖的关键生产设备，抛光加工由两台的抛光机完成，第一台进行精磨、粗抛，第二台进行半精抛、精抛。根据抛光磨头所用磨料的粗细，按工艺将抛 光机分为粗抛机和精抛机，抛光过程是：瓷砖由主传动皮带送到机内 ,有砖检测装置检出有砖进入 ,磨头上的气缸动作 ,使旋转的磨头缓慢下降 ,磨轮对瓷砖表面进行磨削抛光 ,瓷砖经过若干个个磨头的抛光后由人工取料。连续进砖 ,磨头便对瓷砖连续磨削。采用先进的磨头对陶瓷墙地砖表面进粗磨抛光的，有效率高、加工表面质量好、破损率少等优点，经抛光机加工的瓷砖表面可达镜面光度。 旋风磨头它的结构特点是向外伸展出 8 根轴，每根轴上各安装一个圆筒形金刚磨轮，磨头由 2根电机驱动产生两个动作，一是每根轴上的金刚磨轮自身的高速自转（转速高达 2700 转 /分钟），二是整个磨头带动八个金刚磨轮的低速公转（转速为 70 转 /分钟）。这种磨头与滚动式磨头有些相似，但区别也是很明显的，前者使用金刚磨具，并由两个电机驱动，自转高速，公转低速；而后者则是使用普通磨料磨具，仅由一个电机驱动，自转低速，公转高速。旋风磨头可取代原来的刮平磨头，适用于刮平阶段和粗磨阶段。 本设计所研究的是陶瓷抛光机的旋风磨头机构。 2 2 磨头传动装置的总体设计 2.1 确定传动方案 2.1.2 方案一 1-电动机 2-联轴器 3-齿轮组 4-主动齿轮 5-从动公转齿轮 6-从动自转齿轮 7-空套锥齿轮轴 8-磨头 9-磨轮 图 1 磨头传动方案一简图 该方案采用一个电机为整个磨头提供动力，减少了整体的成本，其传动路线是通过一个主动齿轮 4 带动一个齿轮组 3，该齿轮组 3 啮合两个齿轮，分别是从动公转齿轮 5 和从动自传齿轮 6，由从动公转齿轮 5 带动磨头 8 进行公转，由从动自转齿轮带动空套锥齿轮轴 7，再由空套锥齿轮 7 啮合着 8 个磨轮 9 进行高速自转。从而实现磨头公转和自转不同转速的分离。 3 2.1.1 方案二 1-自转电机 (主电机 ) 2-联轴器 3-公转电机 4-蜗杆 5-蜗轮 6-空心蜗轮轴 7-自转主轴 8-磨头 9 磨轮 10 大锥齿轮 11 小锥齿轮 图 2 磨头转动方案二简图 该方案采用两个电动机分别用于磨头的公转和磨轮的自转，两个电动机分两条路线进行传动，线路一：主电机 1 通过联轴器 2 将动力传递至自转主轴 7，再到大锥齿轮 10，由大锥齿轮啮合着 8个小锥齿轮 11，将动力传递至金刚磨轮 9上，实现金刚磨轮的高速自转运动。线路二：公转电机 3也是通过联轴器将动力传递至蜗杆 4，蜗杆 4带动蜗轮 5 把动力传递至空心蜗轮轴 6 上，空心蜗轮轴 6 上安装磨头 8，因此磨头将随空心蜗轮轴 6 一起旋转，从 而实现磨头的公转运动。由于磨头的公转和磨轮的自转转速相差较大，因此该方案能较好的实现传动比，但是需要使用两个电机。 2.1.3 磨头传动方案的选定 由于磨头的公转转速大约为 60r/min，自转转速大约为 2700r/min,转速相差较大。 4 因此采用方案二有利于减小磨头的尺寸简化传动部件的设计计算也能提高整个磨头的工作效率 .而方案一虽然只用一个电动机但是要实现两个相差较大的转速比较困难，不仅会增大传动比使齿轮的体积增加而且结构比较复杂。因此选定方案二为磨头传动方案。 2.2 电动机的确定 2.2.1 电动机类型 和结构形式 陶瓷抛光机旋风磨头使用于工厂 ,工厂使用的是三相交流电 ,而且对于电动机没有特殊的要求所以选用三相鼠笼异步电动机。 2.2.2 电动机的容量 电动机所需的功率 Pd应由磨头工作阻力和运动参数计算求得 : KWTnPmmd 9550(1) 式中 :T-磨头所需的转矩 N/M，由任务书给出 nm-磨头的转速 r/min，由任务书给出 m-磨头的效率， m 1 2 n分别为传动装置中每 一个传动副（齿轮、蜗轮蜗杆）、每对齿轮、每个联轴器的效率。其概略值见表 11-7。选用此数值时一般取中间值，如工作条件差，润滑不良时应取低值，已知磨头内部的润滑条件较好，所以取的值都较高。 在自转磨轮中，其传动的机械效率由以下几个部分组成：联轴器 0.98、轴承 4对0.994、圆锥齿轮 0.96 Z 0.98 0.994 0.96 0.9 在公转磨头中：联轴器 0.98、轴承 3对 0.983、蜗轮蜗杆 0.8 G=0.98 0.983 0.8 0.74 根据任务书，磨轮自转转速为 2500 2800 r/min,转矩为 7 10 N/m.磨头有 8 个磨轮，因此磨轮自转电机的功率范围为： kwkwkwnTP zzd 263.169.09 5 5 0 )2 8 0 02 5 0 0()107(89 5 5 02 而磨头公转的转速为 50 80 r/min,转矩为 300 320 N/m，因此磨头的公转电机的功率范围为： kwkwkwnTPGGGd 6.31.274.09550 )8050()320300(9550 5 2.2.3 确定电动机的转速 同一类型的电动机，相同的额定功率有多种转速可供选用。如选用低转速电动机，因极数较多而外廓尺寸及重量较大，故价格较高，但可以使传动装置总转动比及尺寸减小。选用高转速电动机则相反。因此应全面分析比较其利弊来选定电 机转速。 按照磨头公转和磨轮自转的转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围，如： n=(i1i2 in)nw r/min 式中： n电动机可选转速范围 i1、 i2、 in-各级传动机构的合理传动比范围，见表 11-8或表 113-2 对于磨头公转采用蜗轮蜗杆传动，查表得 iw=10 40 而磨轮自转采用的直齿锥齿轮 is=2 3 则磨头公转电机转速范围为： ndG=iwnG=(10 40) (50 80)=500 3200 r/min 磨轮自转电机转速范围 (此机构为增速机构 ，之所以选则增速机构是因为磨头的结构所限，根据图 2 是由一个大锥齿轮主动啮合 8 个小锥齿轮从动，如果采用减速机构那么将是小锥齿轮主动啮合 8个大锥齿轮这在结构上会造成困难。 ) m i n/1 4 0 0833)2 8 0 02 5 0 0()2131(1 rnin zsz 对于 Y 系列电动机，通常多选用同步转速为 1500r/min 或 1200r/min 的电动机，如无特殊要求不选用低于 750r/min的电动机。 根据计算所得的电机转速范围和功率范围查表 112-1 12-2,选用电动机的型号为：磨轮自转电机采用 Y200L2-6V1。磨头公转的电动机由于转速范围较广， 可选择的型号也较多在这里主要考虑电机的体积大小和重量，因为此电机是安装在磨头壳体的侧面要求选用体积小重量轻的电机再者考虑到降速的方便，所以采用折中法采用同步转速为 1500r/min的 4 极电动机，型号为 Y100L2-4B5。 Y200L2-6V1参数： PZ=22kw nZ=970r/min mZ=250kg Y100L2-4B5参数： PG=3kw nG=1420r/min mZ=38kg 设计传动装置时一般按工作机实际需要的电动机输出功率 Pd计算，在这里由于所选取的电动机功率有一定余量计算时采用电动机 的额定功率计算，转速则取满载转速。 2.3 总传动比的确定和各级传动比的分配 传动装置的总体传动比要求应为： 6 wdnni(2) nd电动机满载转速 r/min nw磨头工作转速 r/min 由于磨轮自转和磨头公转都是在磨头壳体中实现，考虑到磨头体积和结构的限制，都设计为一级传动 则磨轮自转传动比为： 346.0388.028002500 970 zi磨头公转传动比为： 75.174.2880501420 Gi根据设计任务书的转速范围确定旋风磨头磨轮自转转速为 2700r/min，磨头公转转速为 70r/min，这里则暂取这两个值为设计计算的数据。 则磨头自转的设计传动比为： 359.02700970 zi磨头公转的设计传动比为： 3.20701420 Gi而磨头的公转和自转的实际传动比要由选定的蜗轮蜗杆和锥齿轮齿数进行详细的计算，因而与设计的传动比可能有误差，但误差是允许的。 2.4 磨头的运动和动力参数的计算 为方便陈述，以下计算中轴指代主传动轴即蜗杆轴和大 锥齿轮轴，轴指代从动轴即蜗轮轴和小锥齿轮轴。 2.4.1 各轴转速的计算 n =nd r/min (3) min/rinn (4) 式中 n、 n 为轴轴转速 r/min nd为电动机满载转速 i为轴轴传动比 则磨轮自转转速为： nz =nzd=970r/min m in/2 7 0 0359.0 970 rinnzzz 磨头公转转速为： 7 nG =nGd=1420 r/min m in/703.201420 rinnGGG 2.4.2 各轴功率的计算 P =Pd 01 kw (5) P = P 12 kw (6) 式中： Pd电动机输出功率 P 、 P 轴轴输入功率 01、 12依次为电动机轴与轴轴间的传动效率 则磨轮自转是各轴的功率为： PZ =Pzd 01Z=22 0.98=21.56 kw (由于大锥齿轮啮合 8个小锥齿轮 ) PZ =PZ 12Z/8=21.56 0.992 0.96=2.54 kw 磨头公转时各轴的功率为： PG =PGd G01=3 0.98 0.99=2.91 kw PG = PG G12=2.91 0.8=2.33 kw 2.4.3 各轴转矩的计算 T =Td 01 N/m (7) T = T i 12 N/m (8) 式中： Td电动机轴的输出转矩 N/m T 、 T 为轴轴的输入转矩 N/m mNnPTddd 9550mNT Zd /217970229550 mNT Gd /20142039550 则磨轮自转的各轴转矩为： TZ =TZd Z01=217 0.98=213 N m TZ = TZ i Z12/8=213 0.992 0.96 0.359=9 N m 磨头公转的各轴转矩为： 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 将运动和动力参数的计算结果整理为列表备查。 表 1 磨头各轴运动和动力参数 序号 自转 公转 轴 轴 轴 轴 转速 n(r/min) 970 2739 1420 69 功率 P(kw) 21.56 2.54 2.91 2.33 转矩 T(N m) 213 9 19.4 315 9 3 磨头传动件的设计计算 3.1 选则联轴器的类型和型号 对于磨轮自转和磨头公转都是直接采用联轴器使电动机直接和磨头内部的传动轴相连，并 且受限于磨头的体积和重量所选的联轴器不能太大太重，根据计算结果两电动机所传递的转矩和转速不是太大，再综合考虑的情况下两者均选用平键套筒联轴器。对于磨轮自转电机和轴相连时由于其是垂直安装采用螺钉用作轴向固定。查表112-5,得知磨轮自转电机 Y200L2-6V1型和磨头公转电机 Y100L2-4B5型电机驱动轴的直径分别为 55mm和 28mm。键槽宽分别为 16mm和 8mm。传递的转矩为 217 N m和 20 N m。根据以上数据查表 329.2-2 由于套筒联轴器尚未标准化，故只将所选平键套筒联轴器的轴孔直径列 出，主要尺寸和特性参数直接看表即可。 3.2 磨轮自转的直齿圆锥齿轮的设计计算 3.2.1 齿轮材料的选则 由于直齿圆锥齿轮是在磨头壳体之内属于密封的工作环境再加上大的锥齿轮要啮合 8 个小锥齿轮转动而且转速较高，因此对齿轮的要求是具有足够的硬度，以抵抗齿面磨损，对齿芯应有足够的强度和较好的韧性，以抵抗齿根折断和冲击载荷，再此选择具有强度高，韧性好，便于制造便于热处理的锻钢，具体选则材料为 20Cr经渗碳、淬火，硬度达到 56 62HRC，热处理后需要磨齿。 3.2.2 主要参数的选则 传动比 i 由前面计算可知 直齿圆锥齿轮的传动比为 i=0.359 齿数 Z 根据磨头的工作条件，在封闭硬齿面齿轮传动中齿根折断为主要的失效形式，因此可适当的减少齿数以保证模数取值的合理，一般计算中取 ZZmin,查表 323.4-4，取小锥齿轮齿数 Z2=17，则 Z1=17/iZ=17/0.359=48。 根据齿数重新计算自转轴的转速： nZ =970 48 17=2739 r/min 并更新表 1数据。 齿轮精度等级选择 10 由于直齿锥齿轮啮合转速较高，因此齿轮精度等级选定为 7c GB11365 级，齿面粗糙度 Ra=0.8 1.6 m。 锥齿轮的齿高形式 以往广泛应用直齿锥齿轮中的不等顶隙收缩齿因缺点较严重，近来被等顶隙收缩齿代替，因此本设计选择的直齿锥齿轮为等顶隙收缩齿。 3.2.3 直齿圆锥齿轮的几个尺寸设计和强度校核 初步设计 根据材料的许用应力和齿轮所传递的转矩初步估计齿轮大端分度圆直径，查表123.4-22得： mmuKTdHPe30211 1951 (9) 载荷系数：由于所设计的圆锥齿轮均为悬臂布置，故 K取 1.5 齿数比： u=i=Z1/Z2=17/48=0.354 实验齿轮的接触疲劳极限，根据图 323.2-18d得 Hlim=1300 N/mm2 估算的安全系数： S0H=1.1 齿轮的许用接触应力： 0HP= Hlim/ S0H=1300/1.1=1182 N/mm2 估算结果： mmd e 7.1681182354.0 2135.11951 3 21 几何计算 由表 323.4-4 查得等顶隙收缩齿： 齿数：由前面设计得 Z1=48 Z2=17 分锥角： 90 30193070909030705.701748a r c t a na r c t a n12211 ZZ 大端模数： me=de1/Z1=168.7/48=3.51 取 me=3.5mm 大端分度圆直径： de1=Z1me=48 3.5=168 mm de2=Z2me=17 3.5=59.5 mm 齿宽系数： R一般取 0.3 平均分度圆直径： 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 平均模数： mm=me(1-0.5 R)=3.5(1-0.5 0.3)=2.975 mm 外锥距： mmdRee 111.895.70s in2 168s in211 齿宽： b= R Re=0.3 89.111=26.733 mm 取 b=27 mm 径向变位系数： X1=X2=0 大端齿顶高： ha1=(1+X1)me=(1+0) 3.5=3.5 mm ha2=(1+X2)me=(1+0) 3.5=3.5 mm 顶隙系数 (查表 323.4-2)： c*=0.2 大端齿根高： 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 齿根角： 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 齿顶角（等顶隙收缩齿）： 5341221 fa 5341212 fa 顶锥角： 531173534123070111 aa 531122534123019222 aa 根锥角： 74867534123070111 ff 74816534123019222 ff 大端齿顶圆直径： mmhddaeae 34.1705.70co s5.32168co s2 1111 mmhddaeae 1.665.19co s5.325.59co s2 2222 切相变位系数 : Xi1=Xi2=0 压力角： =20 大端分度圆齿厚： mmXXmSie 4978.525.3)t a n22( 111 mmXXmSie 4 9 7 8.525.3)t a n22( 222 12 大端分度圆弦齿厚： mmdSSe4968.5)1686 4978.51(4978.5)61(S 22212111 mmdSSe49.5)5.596 4978.51(4978.5)61(S 22222222 大端分度圆弦齿高： mmdShheaa 515.316845.70c o s4978.55.34c o s 2112111 mmdShheaa 6197.35.5945.19c o s4978.55.34c o s 2222222 当量齿数： 8.1435.70c o s 48c o s 111 ZZ v185.19c o s17c o s 222 ZZ v齿高系数 (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 709.1)20t a n25.32( t a n18)20t a n06.22( t a n8.14321)t a n( t a n)t a n( t a n212211 vvvavva ZZ 接触强度校核 由式 323.4-2得： HPKEHmHHvAtH ZZZZuubdKKKKF 185.021(10) 式中： Ft分度圆切向力，查表 323.4-21 得 Nd TF mt 2.29838.142 21320002000 1 1 (11) KA使用系数，查表 323.4-24得 KA=1.25 Kv动载系数，由式 323.4-3得 13 1110085.022121 u uvZKbFKKK ttAV(12) 式中： K1、 K2系数：其值列于表 323.4-23，取 K1=10.11 K2=0.0193 vt线速度： 25.760000 9708.14260000 11 Zmt ndv故 095.111354.0354.010025.7480193.02785.02.298325.111.1022vKKH 齿向载荷系数： KH =1.5KH be 式中： KH be支撑情况，查表323.4-24，两轮皆悬臂布置取值 KHbe =1.5 故 KH =1.5 1.5=2.25 KH 齿间载荷分配系数，查表 323.4-25取 KH =1 ZH节点区域系数，查图 323.4-21，螺旋角 m=0故 ZH=2.5 ZE弹性系数，查表 323.2-29取 ZE=189.8 N/mm2 重合度、螺旋角系数： 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： 874.087388.01 ZZZ eeZK锥齿轮系数： ZK=1 将上面的计算结果代入 H中得： 222 /9801874.05.28.189354.01354.08,1422785.0125.2095.125.12.2983 mmNH 许用接触应力，由式 323.4-11得： WXL VRNHHHP ZZZZS m inlim (13) 式中： Hlim=1300 N/mm2 ZN寿命系数，齿轮长期工作取 ZN=1 ZLVR润滑油膜影响系数，查阅 323.2-21取 ZLVR=0.985 SHmin最小安全系数，取 SHmin=1.1 ZX尺寸系数，查 阅 323.2-23取 ZX=1 14 ZW工作硬化系数，查图 323.2-22 取 ZW=1 故许用接触应力值为： 2/4.11611985.011.11 3 0 0 mmNHP 结论： H HP 通过 弯曲强度校核 由式 323.4-12得： YYb mmKKKKFFSFFvAtF 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复合齿形系数，按 ZV1=143.8 ZV2=18 查图 323.2-28 得 YFS1=4.54 YFS2=4.83 Y 弯曲强度计算的重合度和螺旋角系数，查图 323.2-28 取 Y =0.68 将各值代入 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 许用弯曲应力，由式 323.4-13得： XR rel Trel TNF FEFP YYYYS m in (15) 式中： FE齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，查图 323.2-29取 FE=630 N/mm2 YN寿命系数，查图 323.2-30，长期工作取 YN=1 Y relT相对齿根圆角敏感系数，查表 323.2-30和图 323.2-24取 Y relT=1 YRrelT相对（齿根）表面状况系数，表面粗糙度较好取 YRrelT=1 YX尺寸系度 查图 323.2-31取 YX=1 SFmin齿根弯曲强度的最小安全系数取 SFmin=1.4 式 323.2-20 将上列各值代入公式故许用弯曲应力值： 2/45011114.1630 mmNFP 结论： F1 FP1， F2 FP2 因此设计的锥齿轮有足够的强度。 15 3.3 磨头公转的蜗轮蜗杆传动计算 3.3.1 传动类型、精度等级和材料的确定 根据前面设计参数，蜗轮蜗杆所传递的功率小于 3KW 转速也不太高，故选用阿基米得蜗杆传动。由于该蜗轮蜗杆只用于一般的动力传动中，故选定精度 8c GB 10089-88。 由于蜗杆的速度不高，载荷不大因此采用 40Cr，表面淬火 ,HRC=45 50 。表面粗糙度 Ra为 1.6 m 。由于锡青铜耐磨性及胶合性能较好，但价格较高，因此选用蜗轮轮缘为 ZCUSn10P1金属模铸造。 3.3.2 初选几何参数 传动比 i=n1/n2=1420/70=20.3，参考表 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 确定许用接触应力 由表 323.5-8可知：NVSHPHP ZZ 由表 323.5-12查得 : HP =220 N/mm2 由图 323.5-4查得 : s 4.5 m/s 传动采用浸油润滑，由图 323.5-5查得 Zvs=0.93 蜗轮应力循环次数，由资料查得磨头使用寿 命 5 年，每年工作 300 天，每天工作10h，每小时载荷率为 60。 故： NL=60 n2 j LN=60 69 1 300 5 10 0.6=3.7 107 查图 323.5-6得 ZN=0.85 HP=220 0.93 0.85=173.9 N/mm2 3.3.4 按接触强度设计 按表 323.5-8中接触强度的设计公式 322212 )15000( mmKTZdmHP (16) 载荷系数 K=1.2 蜗轮轴的转矩由前计算得 T2=TG =315 N/m 3212 1 6 7 33152.1419.1731 5 0 0 0 mmdM 16 查表 323.5-2,可选用 m=5 mm d1=90 mm 3.3.5 主要几何尺寸 按表 323.5-5中的公式： 蜗轮分度圆直径 d2=mz2=5 41=205 mm 传动的中心距 : mmdda 5.147)90205(21)(21 12 导程角 r: 2420634.690 52a r c t a n1a r c t a n 1 d mzr 3.3.6 蜗轮圆周速度的计算并核对传动的效率 蜗轮的圆周速度： smnd /74.01 0 0 060 692051 0 0 060 222 齿面间滑动速度： smrnds /73.634.6c o s100060 147090c o s100060 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 搅油损耗率： 取 96.02 滚动轴承效率：取 98.03 8.099.096.0853.0 与之前计算蜗轮轴所设效率相近 3.3.7 接触强度的校核 按表 323.5-8的公式： HPVAEH KKKddTZ 22129 4 0 0(17) 弹性系数 ZE由表 323.5-9查得 ZE=155 N/mm2 使用系数 KA由表 323.5-10查得 KA=1 动载系数 KV=1.1 17 齿向载荷分布系数 K =1.1 蜗轮轴上的转矩： mNT /32269 8.091.295492 按图 323.5-5查得滑动速度影响系数 ZVS=0.88 于是将各值代入公式中得许用接触应力： 22 /1531.11.1120590 3229400155 mmNH 结论： H HP 通过 3.3.8 蜗轮弯曲强度的校核 按表 323.5-8中公式 : 2212 /666 mmNYYmdd KKKT FPFSVAF (18) 式中： YFS齿形系数，按 76.4134.6c o s 41c o s 3322 rZZ V查图 323.2-24得 YFS=4.03 Y 螺旋角系数： 947.0120 34.611201 rY 故： 2/7.10947.003.4520590 1.11.11322666 mmNF 蜗轮的许用弯曲应力 : FP= FP YN 寿命系数 YN 当 NL=3.7 107 查图 323.5-6 得 YN=0.7 蜗轮材料 N=107时 FP =70 N/mm2 故： FP=70 0.7=49 N/mm2 结论 : FTC因此确定联轴器内径为 5