708 陶瓷拋光機旋風磨頭機構的設計【全套10張CAD圖+文獻翻譯+說明書】

708 陶瓷拋光機旋風磨頭機構的設計【全套10張CAD圖+文獻翻譯+說明書】,全套10張CAD圖+文獻翻譯+說明書,708,陶瓷拋光機旋風磨頭機構的設計【全套10張CAD圖+文獻翻譯+說明書】,陶瓷,拋光機,旋風,機構,設計,全套,10,cad,文獻,翻譯,說明書,仿單 I 陶瓷拋光機旋風磨頭機構的設計 II 摘 要 旋風磨頭是用于粗磨機對瓷磚進行加工的執(zhí)行部件，是比較新式的磨頭，該磨頭 是采用八組高速旋轉的金剛石砂輪對瓷質磚表面進行剛性磨削，對拋光磚進行粗加工， 使磚面平整細滑，減小粗拋磨塊的消耗量，降低生產成本，提高了生產效率。 本設計主要是對于旋風磨頭的磨輪高速自轉和磨頭慢速公轉進行結構設計和計算。 由于兩個傳動的轉速差較大采用兩個電機分別進行驅動。磨輪的自轉設計為大錐齒輪 嚙合八個小錐齒輪進行轉動，用于實現(xiàn)金剛磨輪的高速自轉，磨頭的公轉采用蝸輪蝸 桿傳動設計用來實現(xiàn)磨頭的公轉，并且分別對錐齒輪和蝸輪蝸桿進行了強度校核。本 設計還對磨頭中各軸、軸承和鍵進行了強度校核。使用 CAD 繪制完二維視圖后還采用 PRO/E 建模對箱體殼體進行重量計算。 關鍵詞：陶瓷拋光，旋風磨頭，錐齒輪，蝸輪蝸桿 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 錄 1 緒論 1 2 磨頭傳動裝置的總體設計 2 2.1 確定傳動方案 2 2.1.2 方案一 2 2.1.1 方案二 3 2.1.3 磨頭傳動方案的選定 3 2.2 電動機的確定 4 2.2.1 電動機類型和結構形式 4 2.2.2 電動機的容量 4 2.2.3 確定電動機的轉速 5 2.3 總傳動比的確定和各級傳動比的分配 5 2.4 磨頭的運動和動力參數(shù)的計算 6 2.4.1 各軸轉速的計算 6 2.4.2 各軸功率的計算 7 2.4.3 各軸轉矩的計算 7 3 磨頭傳動件的設計計算 9 3.1 選則聯(lián)軸器的類型和型號 9 3.2 磨輪自轉的直齒圓錐齒輪的設計計算 9 3.2.1 齒輪材料的選則 9 3.2.2 主要參數(shù)的選則 9 3.2.3 直齒圓錐齒輪的幾個尺寸設計和強度校核 .10 3.3 磨頭公轉的蝸輪蝸桿傳動計算 .15 3.3.1 傳動類型、精度等級和材料的確定 .15 3.3.2 初選幾何參數(shù) .15 3.3.3 確定許用接觸應力 .15 3.3.4 按接觸強度設計 .15 3.3.5 主要幾何尺寸 .16 V 3.3.6 蝸輪圓周速度的計算并核對傳動的效率 .16 3.3.7 接觸強度的校核 .16 3.3.8 蝸輪彎曲強度的校核 .17 3.3.9 其他幾何尺寸計算 .17 4 磨頭軸系的設計 .19 4.1 初繪裝配底圖及驗算軸系零件 .19 4.1.1 確定箱內傳動件輪廓及其相對位置 .19 4.1.2 箱體內壁位置的確定 .20 4.1.3 初步進行視圖布置及繪制裝配底圖 .20 4.1.4 磨頭公轉蝸桿軸的設計 .21 4.1.5 磨輪自轉的直齒圓錐主動齒的輪軸的設計 .26 4.1.6 磨輪公轉蝸輪軸的設計 .30 4.1.7 磨輪自轉小錐齒輪軸的設計 .34 4.1.8 旋風磨頭上各軸鍵聯(lián)接的強度校核 .38 4.1.9 旋風磨頭上各軸承的疲勞強度校核 .40 4.1.10 磨頭主要部件螺栓聯(lián)接強度的校核 45 4.1.11 軸結構的修改 45 4.2 設計和繪制磨頭的軸系結構 .45 4.2.1 錐齒輪和蝸輪蝸桿的結構設計 .45 5 磨頭箱體的設計 .48 5.1 磨頭箱體的結構設計 .48 5.1.1 磨頭箱體的裝配 .48 5.1.2 磨頭殼體的尺寸確定 .51 5.1.3 箱體的潤滑及密封和散熱 .52 結 論 55 參考文獻 57 致 謝 58 附 錄 1 1 緒論 隨著中國經(jīng)濟的快速發(fā)展，人們生活水平的持續(xù)提升，中國老百姓對陶瓷墻地磚 的消費也產生了多樣化的需求，拋光磚的產銷量仍然保持強勁增長。而陶瓷磚的生產 是由建筑陶瓷機械來完成的。 截止 2000 年底，在我國現(xiàn)在仍生產的 2900 條建筑陶瓷生產線中，瓷質磚拋光線 共有 580 條，其中進口線約占 30％，大多進口線為 97 年以前引進，其余 70%為 95 年 開始投放市場的國產線。在廣東地區(qū) 984 條建筑陶瓷生產線中，瓷質磚拋光線有 387 條，約占全國瓷質磚拋光線總量的 70％左右。 陶瓷拋光磚在國內市場風行以來，各種利用機械加工瓷磚以提高產品檔次的方法 不斷涌現(xiàn)，如水刀切割、圓弧拋光、線條拋光等等。深加工已經(jīng)成為陶瓷產品錦上添 花的主要手段之一，在提高產品附加值方面大有可為。為陶瓷深加工專門制作的深加 工機械是陶瓷機械行業(yè)中的后起之秀，近年來在國內外的需求呈現(xiàn)急劇上升的勢頭。 拋光機是瓷磚深加工，也就是生產拋光磚的關鍵生產設備，拋光加工由兩臺的拋 光機完成，第一臺進行精磨、粗拋，第二臺進行半精拋、精拋。根據(jù)拋光磨頭所用磨 料的粗細，按工藝將拋光機分為粗拋機和精拋機，拋光過程是：瓷磚由主傳動皮帶送 到機內,有磚檢測裝置檢出有磚進入,磨頭上的氣缸動作,使旋轉的磨頭緩慢下降,磨輪 對瓷磚表面進行磨削拋光,瓷磚經(jīng)過若干個個磨頭的拋光后由人工取料。連續(xù)進磚,磨 頭便對瓷磚連續(xù)磨削。采用先進的磨頭對陶瓷墻地磚表面進粗磨拋光的，有效率高、 加工表面質量好、破損率少等優(yōu)點，經(jīng)拋光機加工的瓷磚表面可達鏡面光度。 旋風磨頭它的結構特點是向外伸展出 8 根軸，每根軸上各安裝一個圓筒形金剛磨 輪，磨頭由 2 根電機驅動產生兩個動作，一是每根軸上的金剛磨輪自身的高速自轉 （轉速高達 2700 轉/分鐘） ，二是整個磨頭帶動八個金剛磨輪的低速公轉（轉速為 70 轉/分鐘） 。這種磨頭與滾動式磨頭有些相似，但區(qū)別也是很明顯的，前者使用金剛磨 具，并由兩個電機驅動，自轉高速，公轉低速；而后者則是使用普通磨料磨具，僅由 一個電機驅動，自轉低速，公轉高速。旋風磨頭可取代原來的刮平磨頭，適用于刮平 階段和粗磨階段。 本設計所研究的是陶瓷拋光機的旋風磨頭機構。 2 2 磨頭傳動裝置的總體設計 2.1 確定傳動方案 2.1.2 方案一 1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-齒輪組 4-主動齒輪 5-從動公轉齒輪 6-從動自轉齒輪 7-空套錐齒輪軸 8-磨頭 9-磨輪 圖 1 磨頭傳動方案一簡圖 該方案采用一個電機為整個磨頭提供動力，減少了整體的成本，其傳動路線是通 過一個主動齒輪 4 帶動一個齒輪組 3，該齒輪組 3 嚙合兩個齒輪，分別是從動公轉齒 輪 5 和從動自傳齒輪 6，由從動公轉齒輪 5 帶動磨頭 8 進行公轉，由從動自轉齒輪帶 動空套錐齒輪軸 7，再由空套錐齒輪 7 嚙合著 8 個磨輪 9 進行高速自轉。從而實現(xiàn)磨 頭公轉和自轉不同轉速的分離。 3 2.1.1 方案二 1-自轉電機(主電機) 2-聯(lián)軸器 3-公轉電機 4-蝸桿 5-蝸輪 6-空心蝸輪軸 7-自轉主軸 8-磨頭 9 磨輪 10 大錐齒輪 11 小錐齒輪 圖 2 磨頭轉動方案二簡圖 該方案采用兩個電動機分別用于磨頭的公轉和磨輪的自轉，兩個電動機分兩條路 線進行傳動，線路一：主電機 1 通過聯(lián)軸器 2 將動力傳遞至自轉主軸 7，再到大錐齒 輪 10，由大錐齒輪嚙合著 8 個小錐齒輪 11，將動力傳遞至金剛磨輪 9 上，實現(xiàn)金剛 磨輪的高速自轉運動。線路二：公轉電機 3 也是通過聯(lián)軸器將動力傳遞至蝸桿 4，蝸 桿 4 帶動蝸輪 5 把動力傳遞至空心蝸輪軸 6 上，空心蝸輪軸 6 上安裝磨頭 8，因此磨 頭將隨空心蝸輪軸 6 一起旋轉，從而實現(xiàn)磨頭的公轉運動。由于磨頭的公轉和磨輪的 自轉轉速相差較大，因此該方案能較好的實現(xiàn)傳動比，但是需要使用兩個電機。 2.1.3 磨頭傳動方案的選定 由于磨頭的公轉轉速大約為 60r/min，自轉轉速大約為 2700r/min,轉速相差較大。 4 因此采用方案二有利于減小磨頭的尺寸簡化傳動部件的設計計算也能提高整個磨頭的 工作效率.而方案一雖然只用一個電動機但是要實現(xiàn)兩個相差較大的轉速比較困難， 不僅會增大傳動比使齒輪的體積增加而且結構比較復雜。因此選定方案二為磨頭傳動 方案。 2.2 電動機的確定 2.2.1 電動機類型和結構形式 陶瓷拋光機旋風磨頭使用于工廠,工廠使用的是三相交流電,而且對于電動機沒有 特殊的要求所以選用三相鼠籠異步電動機。 2.2.2 電動機的容量 電動機所需的功率 Pd應由磨頭工作阻力和運動參數(shù)計算求得: (1)KWTnmd?950? 式中:T-磨頭所需的轉矩 N/M，由任務書給出 nm-磨頭的轉速 r/min，由任務書給出 η m-磨頭的效率，η m＝η 1η 2…η n分別為傳動裝置中每一個傳動副（齒輪、 蝸輪蝸桿） 、每對齒輪、每個聯(lián)軸器的效率。其概略值見表 [1]1-7。選用此 數(shù)值時一般取中間值，如工作條件差，潤滑不良時應取低值，已知磨頭內 部的潤滑條件較好，所以取的值都較高。 在自轉磨輪中，其傳動的機械效率由以下幾個部分組成：聯(lián)軸器 0.98、軸承 4 對 0.994、圓錐齒輪 0.96 η Z＝0.98×0.99 4×0.96≈0.9 在公轉磨頭中：聯(lián)軸器 0.98、軸承 3 對 0.983、蝸輪蝸桿 0.8 η G=0.98×0.983×0.8≈0.74 根據(jù)任務書，磨輪自轉轉速為 2500～2800 r/min,轉矩為 7～10 N/m.磨頭有 8 個 磨輪，因此磨輪自轉電機的功率范圍為： kwkkwnTPzd 26~3.19.05)28~()17(89502 ???? 而磨頭公轉的轉速為 50～80 r/min,轉矩為 300～320 N/m，因此磨頭的公轉電機 的功率范圍為： kwkkwnTPGd 6.3~127.095)8()32~(950???? 5 2.2.3 確定電動機的轉速 同一類型的電動機，相同的額定功率有多種轉速可供選用。如選用低轉速電動機， 因極數(shù)較多而外廓尺寸及重量較大，故價格較高，但可以使傳動裝置總轉動比及尺寸 減小。選用高轉速電動機則相反。因此應全面分析比較其利弊來選定電機轉速。 按照磨頭公轉和磨輪自轉的轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可以推算電 動機轉速的可選范圍，如： n=(i1i2…in)nw r/min 式中：n－電動機可選轉速范圍 i1、i 2、i n-各級傳動機構的合理傳動比范圍，見表 [1]1-8 或表 [1]13-2 對于磨頭公轉采用蝸輪蝸桿傳動，查表得 iw=10～40 而磨輪自轉采用的直齒錐齒輪 is=2～3 則磨頭公轉電機轉速范圍為： ndG=iwnG=(10～40)×(50～80)=500～3200 r/min 磨輪自轉電機轉速范圍(此機構為增速機構，之所以選則增速機構是因為磨頭的 結構所限，根據(jù)圖 2 是由一個大錐齒輪主動嚙合 8 個小錐齒輪從動，如果采用減速機 構那么將是小錐齒輪主動嚙合 8 個大錐齒輪這在結構上會造成困難。) min/140~3)20~5(13( rnizsz ??? 對于 Y 系列電動機，通常多選用同步轉速為 1500r/min 或 1200r/min 的電動機， 如無特殊要求不選用低于 750r/min 的電動機。 根據(jù)計算所得的電機轉速范圍和功率范圍查表 [1]12-1～12-2,選用電動機的型號 為：磨輪自轉電機采用 Y200L2-6V1。磨頭公轉的電動機由于轉速范圍較廣，可選擇 的型號也較多在這里主要考慮電機的體積大小和重量，因為此電機是安裝在磨頭殼體 的側面要求選用體積小重量輕的電機再者考慮到降速的方便，所以采用折中法采用同 步轉速為 1500r/min 的 4 極電動機，型號為 Y100L2-4B5。 Y200L2-6V1 參數(shù)：P Z=22kw nZ=970r/min mZ=250kg Y100L2-4B5 參數(shù)：P G=3kw nG=1420r/min mZ=38kg 設計傳動裝置時一般按工作機實際需要的電動機輸出功率 Pd計算，在這里由于 所選取的電動機功率有一定余量計算時采用電動機的額定功率計算，轉速則取滿載轉 速。 6 2.3 總傳動比的確定和各級傳動比的分配 傳動裝置的總體傳動比要求應為： (2)wdni? nd－電動機滿載轉速 r/min nw－磨頭工作轉速 r/min 由于磨輪自轉和磨頭公轉都是在磨頭殼體中實現(xiàn)，考慮到磨頭體積和結構的限制， 都設計為一級傳動 則磨輪自轉傳動比為： 346.0~8.20~597??zi 磨頭公轉傳動比為： 51481G 根據(jù)設計任務書的轉速范圍確定旋風磨頭磨輪自轉轉速為 2700r/min，磨頭公轉 轉速為 70r/min，這里則暫取這兩個值為設計計算的數(shù)據(jù)。 則磨頭自轉的設計傳動比為： 359.027?zi 磨頭公轉的設計傳動比為： 14G 而磨頭的公轉和自轉的實際傳動比要由選定的蝸輪蝸桿和錐齒輪齒數(shù)進行詳細的 計算，因而與設計的傳動比可能有誤差，但誤差是允許的。 2.4 磨頭的運動和動力參數(shù)的計算 為方便陳述，以下計算中Ⅰ軸指代主傳動軸即蝸桿軸和大錐齒輪軸，Ⅱ軸指代從 動軸即蝸輪軸和小錐齒輪軸。 2.4.1 各軸轉速的計算 nⅠ =nd r/min (3) (4)min/riⅠⅡ ? 式中 nⅠ、 nⅡ －為Ⅰ軸Ⅱ軸轉速 r/min nd－為電動機滿載轉速 i－為Ⅰ軸Ⅱ軸傳動比 則磨輪自轉轉速為： nzⅠ =nzd=970r/min 7 min/270359.rinz??ⅠⅡ 磨頭公轉轉速為： nGⅠ =nGd=1420 r/min in/703.214riG?ⅠⅡ 2.4.2 各軸功率的計算 PⅠ =Pdη 01 kw (5) PⅡ = PⅠ η 12 kw (6) 式中：P d－電動機輸出功率 PⅠ 、P Ⅱ －Ⅰ軸Ⅱ軸輸入功率 η 01、η 12－依次為電動機軸與Ⅰ軸Ⅱ軸間的傳動效率 則磨輪自轉是各軸的功率為： PZⅠ =Pzdη 01Z=22×0.98=21.56 kw (由于大錐齒輪嚙合 8 個小錐齒輪) PZⅡ =PZⅠ η 12Z/8=21.56×0.992×0.96=2.54 kw 磨頭公轉時各軸的功率為： PGⅠ =PGdη G01=3×0.98×0.99=2.91 kw PGⅡ = PGⅠ η G12=2.91×0.8=2.33 kw 2.4.3 各軸轉矩的計算 TⅠ =Tdη 01 N/m (7) TⅡ = TⅠ iη 12 N/m (8) 式中：T d－電動機軸的輸出轉矩 N/m TⅠ 、T Ⅱ 為Ⅰ軸Ⅱ軸的輸入轉矩 N/m mNnPdd??950TZd /217G04395? 則磨輪自轉的各軸轉矩為： TZⅠ =TZdη Z01=217×0.98=213 N·m 8 TZⅡ = TZⅠ iη Z12/8=213×0.992×0.96×0.359=9 N·m 磨頭公轉的各軸轉矩為： TGⅠ =TGdη G01=20×0.98×0.99=19.4 N·m TGⅡ = TGⅠ iη G12=19.4×0.8×20.3=315 N·m 將運動和動力參數(shù)的計算結果整理為列表備查。 表 1 磨頭各軸運動和動力參數(shù) 序號 自轉 公轉 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 轉速 n(r/min) 970 2739 1420 69 功率 P(kw) 21.56 2.54 2.91 2.33 轉矩 T(N·m) 213 9 19.4 315 9 3 磨頭傳動件的設計計算 3.1 選則聯(lián)軸器的類型和型號 對于磨輪自轉和磨頭公轉都是直接采用聯(lián)軸器使電動機直接和磨頭內部的傳動軸 相連，并且受限于磨頭的體積和重量所選的聯(lián)軸器不能太大太重，根據(jù)計算結果兩電 動機所傳遞的轉矩和轉速不是太大，再綜合考慮的情況下兩者均選用平鍵套筒聯(lián)軸器。 對于磨輪自轉電機和軸Ⅰ相連時由于其是垂直安裝采用螺釘用作軸向固定。查表 [1] 12-5,得知磨輪自轉電機 Y200L2-6V1 型和磨頭公轉電機 Y100L2-4B5 型電機驅動軸的 直徑分別為 55mm 和 28mm。鍵槽寬分別為 16mm 和 8mm。傳遞的轉矩為 217 N·m 和 20 N·m。根據(jù)以上數(shù)據(jù)查表 [3]29.2-2 由于套筒聯(lián)軸器尚未標準化，故只將所選平鍵套 筒聯(lián)軸器的軸孔直徑列出，主要尺寸和特性參數(shù)直接看表即可。 3.2 磨輪自轉的直齒圓錐齒輪的設計計算 3.2.1 齒輪材料的選則 由于直齒圓錐齒輪是在磨頭殼體之內屬于密封的工作環(huán)境再加上大的錐齒輪要嚙 合 8 個小錐齒輪轉動而且轉速較高，因此對齒輪的要求是具有足夠的硬度，以抵抗齒 面磨損，對齒芯應有足夠的強度和較好的韌性，以抵抗齒根折斷和沖擊載荷，再此選 擇具有強度高，韌性好，便于制造便于熱處理的鍛鋼，具體選則材料為 20Cr 經(jīng)滲碳、 淬火，硬度達到 56～62HRC，熱處理后需要磨齒。 3.2.2 主要參數(shù)的選則 ⑴ 傳動比 i 由前面計算可知直齒圓錐齒輪的傳動比為 i=0.359 ⑵ 齒數(shù) Z 根據(jù)磨頭的工作條件，在封閉硬齒面齒輪傳動中齒根折斷為主要的失效形式，因 此可適當?shù)臏p少齒數(shù)以保證模數(shù)取值的合理，一般計算中取 ZZmin,查表 [3]23.4-4， 取小錐齒輪齒數(shù) Z2=17，則 Z1=17/iZ=17/0.359=48。 根據(jù)齒數(shù)重新計算自轉Ⅱ軸的轉速：n ZⅡ =970×48×17=2739 r/min 并更新表 1 數(shù)據(jù)。 ⑶ 齒輪精度等級選擇 10 由于直齒錐齒輪嚙合轉速較高，因此齒輪精度等級選定為 7c GB11365 級，齒面 粗糙度 Ra=0.8～1.6μm。 ⑷ 錐齒輪的齒高形式 以往廣泛應用直齒錐齒輪中的不等頂隙收縮齒因缺點較嚴重，近來被等頂隙收縮 齒代替，因此本設計選擇的直齒錐齒輪為等頂隙收縮齒。 3.2.3 直齒圓錐齒輪的幾個尺寸設計和強度校核 ⑴ 初步設計 根據(jù)材料的許用應力和齒輪所傳遞的轉矩初步估計齒輪大端分度圓直徑，查表 [1] 23.4-22 得： (9)muKTdHPe3021195?? 載荷系數(shù)：由于所設計的圓錐齒輪均為懸臂布置，故 K 取 1.5 齒數(shù)比：u=i=Z 1/Z2=17/48=0.354 實驗齒輪的接觸疲勞極限，根據(jù)圖 [3]23.2-18d 得 σ Hlim=1300 N/mm2 估算的安全系數(shù)：S 0H=1.1 齒輪的許用接觸應力：σ 0HP=σ Hlim/ S0H=1300/1.1=1182 N/mm2 估算結果： mde 7.1682354.0191 ??? ⑵ 幾何計算 由表 [3]23.4-4 查得等頂隙收縮齒： 齒數(shù)：由前面設計得 Z1=48 Z2=17 分錐角：Σ＝90° `301979075.48arctnarct1221 ?????? 大端模數(shù)： m e=de1/Z1=168.7/48=3.51 取 m e=3.5mm 大端分度圓直徑： d e1=Z1me=48×3.5=168 mm de2=Z2me=17×3.5=59.5 mm 齒寬系數(shù)： Φ R一般取 0.3 平均分度圓直徑： d m1=de1(1-0.5Ф R)=168(1-0.5×0.3)=142.8 mm dm2=de2(1-0.5Ф R)=59.5(1-0.5×0.3)=50.575 mm 11 平均模數(shù)： m m=me(1-0.5Ф R)=3.5(1-0.5×0.3)=2.975 mm 外錐距： mdR1.895.70sin26i1???? 齒寬： b=Ф R·Re=0.3×89.111=26.733 mm 取 b=27 mm 徑向變位系數(shù)： X 1=X2=0 大端齒頂高：h a1=(1+X1)me=(1+0)×3.5=3.5 mm ha2=(1+X2)me=(1+0)×3.5=3.5 mm 頂隙系數(shù)(查表 [3]23.4-2)： c *=0.2 大端齒根高： h fe1=(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 齒根角： `5341269884artnart11 ???effR? `.1.2rctrct22effh 齒頂角（等頂隙收縮齒）： `5342??fa? 1f 頂錐角： `7``30711 ????aa?? 5324922 ? 根錐角： `86`1`11 ???ff 73022?ff?? 大端齒頂圓直徑： mhdaea 34.1705.cos.32cos11 ??????? 695922 切相變位系數(shù): X i1=Xi2=0 壓力角： α=20° 大端分度圓齒厚： XmSie 478.2.3)tan(111 ??????? mi 9.5.222 12 大端分度圓弦齒厚： mdSe 4968.5)167.(498.5)61( 22 ?????? e .).(.)( 222 大端分度圓弦齒高： mdShea 51.3168470cos9.534cos11 ???????? ea 97.222 當量齒數(shù)： 8.1435.70cos11???Zv .922v 齒高系數(shù)(查表 [3]23.4-2)： h *=1 端面重合度： ??????? 06.218.43cosar2cosars111XZvv ?? ?5.rsr2*22hvva 709.1)]2tan5.3(ta18)20tan6.(ta8.143[2 )]n21 ??????????? vvvvva ZZ ⑶ 接觸強度校核 由式 [3]23.4-2 得： (10)HPKEHmHvAtH ZubdKF?????? ??85.021 式中：F t－分度圓切向力，查表 [3]23.4-21 得 (11)NTmt 2.983.4221?? KA－使用系數(shù)，查表 [3]23.4-24 得 K A=1.25 Kv－動載系數(shù)，由式 [3]23.4-3 得 13 (12)11085.0221?????????uvZKbFttAV 式中：K 1、K 2－系數(shù)：其值列于表 [3]23.4-23，取 K1=10.11 K2=0.0193 vt－線速度： 5.76098.461?????Zmtndv 故 09.13.257093.2785.01 2??????????v KHβ －齒向載荷系數(shù)： K Hβ =1.5KHβbe 式中：K Hβbe －支撐情況，查表 [3]23.4-24，兩輪皆懸臂布置取值 KHβbe =1.5 故 K Hβ =1.5×1.5=2.25 KHα －齒間載荷分配系數(shù)，查表 [3]23.4-25 取 KHα =1 ZH－節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖 [3]23.4-21，螺旋角 β m=0°故 ZH=2.5 ZE－彈性系數(shù)，查表 [3]23.2-29 取 ZE=189.8 N/mm2 重合度、螺旋角系數(shù)： 由式 [3]23.4-6 得： 873.09.143?????ve 由式 [3]23.4-9 得： cos?mZ?? 由式查表 [3]23.4-10 得： 874.03.1?e ZK－錐齒輪系數(shù)：Z K=1 將上面的計算結果代入 σ H中得： 22 /980174.0528.19354.08,14275.0.9.2983 mNH ??????? 許用接觸應力，由式 [3]23.4-11 得： (13)WXLVRNHPZS?minl? 式中：σ Hlim=1300 N/mm2 ZN－壽命系數(shù)，齒輪長期工作取 ZN=1 ZLVR－潤滑油膜影響系數(shù)，查閱 [3]23.2-21 取 ZLVR=0.985 SHmin－最小安全系數(shù)，取 SHmin=1.1 14 ZX－尺寸系數(shù)，查閱 [3]23.2-23 取 ZX=1 ZW－工作硬化系數(shù)，查圖 [3]23.2-22 取 ZW=1 故許用接觸應力值為： 2/4.16985.01.3mNHP???? 結論： σ H＜σ HP 通過 ⑷ 彎曲強度校核 由式 [3]23.4-12 得： (14)?????YbmKFFSvAt 185.0?? 式中：K A、K v、K Fβ =KHβ 、K Fα =KHα 同前 即：K A=1.25、K v=1.032、K Fβ =2.25、K Fα =1 YFS－復合齒形系數(shù)，按 ZV1=143.8 ZV2=18 查圖 [3]23.2-28 得 YFS1=4.54 YFS2=4.83 Yεβ －彎曲強度計算的重合度和螺旋角系數(shù)，查圖 [3]23.2-28 取 Yεβ =0.68 將各值代入 σ F公式中的得： 21 /5.39168.05497.285.0131293 mN????? 212 /3YFSF??? 許用彎曲應力，由式 [3]23.4-13 得： (15)XRrelTlNFEPY??min 式中：σ FE－齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，查圖 [3]23.2-29 取 σ FE=630 N/mm2 YN－壽命系數(shù)，查圖 [3]23.2-30，長期工作取 YN=1 YδrelT －相對齒根圓角敏感系數(shù)，查表 [3]23.2-30 和圖 [3]23.2-24 取 YδrelT =1 YRrelT－相對（齒根）表面狀況系數(shù)，表面粗糙度較好取 YRrelT=1 YX－尺寸系度 查圖 [3]23.2-31 取 YX=1 SFmin－齒根彎曲強度的最小安全系數(shù)取 SFmin=1.4 式 [3]23.2-20 將上列各值代入公式故許用彎曲應力值： 15 2/45014.1630mNFP???? 結論：σ F1＜σ FP1，σ F2＜σ FP2 因此設計的錐齒輪有足夠的強度。 3.3 磨頭公轉的蝸輪蝸桿傳動計算 3.3.1 傳動類型、精度等級和材料的確定 根據(jù)前面設計參數(shù)，蝸輪蝸桿所傳遞的功率小于 3KW 轉速也不太高，故選用阿基 米得蝸桿傳動。由于該蝸輪蝸桿只用于一般的動力傳動中，故選定精度 8c GB 10089-88。 由于蝸桿的速度不高，載荷不大因此采用 40Cr，表面淬火,HRC=45～50 。表面 粗糙度 Ra 為 1.6μm 。由于錫青銅耐磨性及膠合性能較好，但價格較高，因此選用 蝸輪輪緣為 ZCUSn10P1 金屬模鑄造。 3.3.2 初選幾何參數(shù) 傳動比 i=n1/n2=1420/70=20.3，參考表 [3]23.5-3，取 Z1=2,Z2=Z1i=2×20.3=40.6 取 Z2=41。故 i=41/2=20.5，n 2=n1/i=1420/20.5=69 r/min，并更新表 2.1。 3.3.3 確定許用接觸應力 由表 [3]23.5-8 可知： NVSHPZ???? 由表 [3]23.5-12 查得: =220 N/mm2 由圖 [3]23.5-4 查得:ν s≈4.5 m/s 傳動采用浸油潤滑，由圖 [3]23.5-5 查得 Zvs=0.93 蝸輪應力循環(huán)次數(shù)，由資料查得磨頭使用壽命 5 年，每年工作 300 天，每天工作 10h，每小時載荷率為 60％。 故：N L=60·n2·j·LN=60×69×1×300×5×10×0.6=3.7×107 查圖 [3]23.5-6 得 ZN=0.85 σ HP=220×0.93×0.85=173.9 N/mm2 3.3.4 按接觸強度設計 按表 [3]23.5-8 中接觸強度的設計公式 (16)3212)50(mKTZdmHP?? 載荷系數(shù) K=1.2 蝸輪軸的轉矩由前計算得 T2=TGⅡ =315 N/m 16 3212 16735.419.7350mdM????????? 查表 [3]23.5-2,可選用 m=5 mm d1=90 mm 3.3.5 主要幾何尺寸 按表 [3]23.5-5 中的公式： 蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=5×41=205 mm 傳動的中心距: mda5.147)9025(1)(2??? 導程角 r: “2'63.arctn1rct ???mz 3.3.6 蝸輪圓周速度的計算并核對傳動的效率 蝸輪的圓周速度： smnd/74.01692510622 ????? 齒面間滑動速度： srs /3.6.coscos1 ??? 按式 [3]23.5-2 得： 321?? 按式 [3]23.5-3 得： 853.0).14.6tan()tan( ?????vpr 由表 [3]23.5-14 查得： P v=1.08° 攪油損耗率： 取 96.02?? 滾動軸承效率：取 83 8.09.653.?? 與之前計算蝸輪軸所設效率相近 3.3.7 接觸強度的校核 按表 [3]23.5-8 的公式： (17)HPVAEHKdTZ?????21940 17 彈性系數(shù) ZE由表 [3]23.5-9 查得 ZE=155 N/mm2 使用系數(shù) KA由表[3]23.5-10 查得 KA=1 動載系數(shù) KV=1.1 齒向載荷分布系數(shù) Kβ =1.1 蝸輪軸上的轉矩： mNT/32698.01542??? 按圖[3]23.5-5 查得滑動速度影響系數(shù) ZVS=0.88 于是將各值代入公式中得許用接觸應力： 22 /153.059341H????? 結論： σ H ＜σ HP 通過 3.3.8 蝸輪彎曲強度的校核 按表 [3]23.5-8 中公式: (18)221 /6mNYmdKTFPFSVAF?????? 式中：Y FS－齒形系數(shù)，按 查圖 [3]23.2-24 得76.413.cos32??rZV YFS=4.03 Yβ －螺旋角系數(shù)： 9.0610???Y? 故： 2/74.35209.136 mNF ????? 蝸輪的許用彎曲應力: σ FP= ﹒Y NFP?? 壽命系數(shù) YN 當 NL=3.7×107 查圖 [3]23.5-6 得 YN=0.7 蝸輪材料 N=107時 =70 N/mm2FP? 故：σ FP=70×0.7=49 N/mm2 結論 : σ Fσ FP 通過 3.3.9 其他幾何尺寸計算 按表 [3]23.5-5： ZA齒形 α x=20° 一般頂隙系數(shù) c *=0.2 齒頂高系數(shù) ha*=1 則 c=c *m=0.2×5=1 mm 18 da1=d1+2ha*m=90+2×1×5=100 mm df1=d1-2(ha*+c*)m=90-2(1+0.2)×5=78 mm ha2=m(ha*+x2)=5(1+0)=5 mm da2=d2+2ha2=205+2×5=215 mm hf2=m(ha*+c*-x2)=5(1+0.2-0)=6 mm df2=d2-2hf2=205-2×6=193 mm de2≤da 2+1.5m=215+1.5×5=222.5 mm 取 de 2=220 mm b2≤0.75d a1=0.75×100=70 mm b1≥(11+0.06Z 2)m=(11+0.06×41) ×5=67.3 mm 考慮到磨削蝸桿的增加量 取 b 1=100 mm mdRa405292???cf 1.12 ???mpX7.54.3???mPSxx 8105.1rn 6cos.7cos??ha1?mmxS 85.7)04.35()t25.0( 2 ????? 19 4 磨頭軸系的設計 4.1 初繪裝配底圖及驗算軸系零件 4.1.1 確定箱內傳動件輪廓及其相對位置 ⑴ 磨頭結構初步構想 磨頭的整個結構是圍繞蝸輪蝸桿和錐齒輪來設想的。由于錐齒輪是實現(xiàn)金剛磨輪 的高速自轉需要將錐齒輪安裝在磨頭的下部，所以將蝸輪蝸桿安裝在磨頭的中上部。 其傳動件輪廓及相對位置如圖 4.1 所示。 ⑵ 傳動件安裝的構想 考慮到傳動件的安裝，和以后維護的方便。將整個磨頭分為三個部分即圖 4.1 所 示的磨頭上箱體、磨頭下箱體和磨頭殼體。其中磨頭上下箱體的分界線為蝸桿的軸線， 這樣的分法是為了讓蝸輪可以從磨頭下箱體上面直接裝入，而上箱體主要是與電動機 相連。如果采用垂直剖面則部利于箱體的密封。磨頭殼體與箱體的分界線由以后磨頭 的總體尺寸來確定，將磨頭殼體從箱體中分離出來是因為傳動的需要，這里磨頭的公 轉即是磨頭殼體的自轉。 圖 3 箱內傳動件輪廓及其相對位置 20 4.1.2 箱體內壁位置的確定 ⑴磨頭箱體主要為安裝蝸輪蝸桿，查表 [1]11－1，箱體的壁厚為 δ X＝0.04a＋3≥8mm，a 為蝸輪蝸桿中心距。計算得 δ X≥8.9,取箱體壁厚為 15mm， 而箱體內壁與蝸輪頂圓之間應留有一定的間距 Δ 1此間距值應大于或等于箱體壁厚， 現(xiàn)在確定 Δ 1＝15mm。 ⑵磨頭殼體主要為安裝錐齒輪，查表 [1]11－1，殼體的壁厚為 δ K=0.01(d1m+d2m) +1≥8mm。計算得 δ K≥8mm，取殼體壁厚與箱體一樣為 15mm。為了避免干涉，使殼體 內壁與錐齒輪輪轂端面間距 Δ 2＝(0.3～0.6)δ K=4.5～9mm。 ⑶殼體底部的內壁位置，由于考慮到潤滑及冷卻，需要一定的裝油量，并使臟物 能沉淀，所以箱體底部內壁與小錐齒輪大端齒頂圓的距離 b0應大于 8～12 倍模數(shù)， 這里結合磨頭殼體的結構，其底部面積較大，取 Δ 3＝8mm。 圖 4 輪系端面與箱壁的間距 4.1.3 初步進行視圖布置及繪制裝配底圖 在確定箱體內壁壁厚和距離后即可確定箱體的最大輪廓尺寸了。蝸輪蝸桿和錐齒 輪具體的視圖布置如圖 4.3、4.4 所示。 21 圖 5 蝸輪蝸桿裝配底圖 圖 6 錐齒輪裝配底圖 4.1.4 磨頭公轉蝸桿軸的設計 ⑴ 選則軸的材料確定許用應力 由已知條件可知旋風磨頭的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選用 45 鋼 22 并經(jīng)調質處理，由表 [3]26.1-1 查得強度極限 σ B=650 MPa,再由表 [4]13.2 得許用彎曲 應力[σ -1b]=60 MPa ⑵ 按扭轉強度估算軸徑 根據(jù)表 [4]13.1 得 c=118～107,又由式 [4]13.2 得: (19)mnpcd 15~6.314209.80733 ???）～（ 考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3％～5％取為 14～15.8 mm，由于蝸桿軸是經(jīng)由聯(lián)軸器與電動機相連，而由前面確定 的電動機型號查出電動機伸出軸的直徑為 28 mm 為了與之通過聯(lián)軸器相連，所以確定 軸的最小尺寸為 28mm 且 28＞14 mm 滿足估算軸徑，以下驗算聯(lián)軸器的強度，查表 [3] 29.2-1 得聯(lián)軸器軸孔直徑為 28mm 的許用轉矩為 TF=127 N·m。 聯(lián)軸器的計算轉矩為： Tc=KTGI=1.5×19.4=29.1 N·m K 為工作情況系數(shù)聯(lián) K=1.5 結論 TcT C因此確定聯(lián)軸器內徑為 55mm 具體參數(shù)查表 [3]29.2-1。 ⑵ 軸的結構設計 根據(jù)磨頭工作要求，軸的兩端為錐齒輪和聯(lián)軸器，靠近錐齒輪和聯(lián)軸器處各有 軸承支撐 1) 確定軸上零件的位置和固定方式 如圖 4.4 所示錐齒輪周向采用鍵定位，軸向采用軸肩和軸端擋板定位。軸段④的軸 承采用軸肩和雙螺母定位，軸段①軸承采用軸肩和箱體內壁定位。軸承周向采用過盈 配合。 2) 確定各軸段直徑 如圖 8 所示，軸段①為配合聯(lián)軸器其軸徑 d1=55mm ，由于軸段①上同時裝有軸承 27 查表選用 0011 型滾動軸承內徑為 55mm，軸段①的軸徑參考軸承安裝高度查表 0011 型軸承的安裝高度為 62mm，故取 d2=62mm。軸段③為螺紋，查表 [3]21.1-2 取螺紋大徑 D=64mm 螺紋小徑 D1=62.376mm。軸段④為安裝軸承，考慮到有螺母定位，其值高大于 64mm，查表選擇 0013 型滾動軸承，根據(jù)其內徑，取 d4=65mm。根據(jù)安裝高度，取 d5=72mm。軸段⑥為安裝錐齒輪，取 d6=55mm。 3) 確定各段長度 軸段⑥為安裝錐齒輪的部分，查表 [3]23.4-26 算得錐齒輪輪轂寬度為 L=(1～1.2) d6=(1～1.2)×55=55～66mm 取輪轂寬為 60mm 取 l6=58mm。軸段⑤為定位軸肩取 l5=1.4h=5mm 。軸段④為安裝軸承的部分，查表可知軸承寬度為 18mm，則取 l4=34mm。軸段⑦為退刀槽，取 l7=2mm 。軸段③ 為螺紋段，查表 [3]21.2-76 選用小圓 螺母 M64×2 寬度為 10mm 取 l3=22mm 。軸段②為光軸，但由于其長度與整個磨頭的 結構有關，故參考 [2]取 l2=360mm 。軸段①的長度由聯(lián)軸器的長度和軸承寬度決定， 查表 [3]29.2-1 得套筒內徑為 55mm 的長度為 160mm，查表得軸承的寬度為 18mm 取 l1=102mm。 4) 選定軸的細節(jié) 查表 [5]15-2 軸的倒角為 c=2×45°，軸的圓角半徑為 R=2mm ，軸段⑦退刀槽為 寬 2×2mm。 設計軸的結構如圖 8 所示。 ⑶ 按彎扭合成強度校核軸徑 錐齒輪的受力計算： Ft1=2TZI/dm1=2×213/142.8×103=2983 N Frl=Ft1﹒tanα﹒cosδ=2983×tan20°cos 70.5°=362 N Fa1=Ft1﹒tanαsinδ=2983×tan20°sin70.5°=1023 N 1) 畫出軸的受力圖（圖 8.b） 2) 作出水平面內的彎矩圖（圖 8.c） 支點反力為： 分析受力圖可知該軸為靜不定軸，根據(jù)材料力學來求解。如圖 9 將 B 點的約束拿 掉得到原靜不定系統(tǒng)的靜定基。 查表 [3]16-1 得知，在相應的受力系統(tǒng)下 B 點處的撓度為： 28 圖 8 大錐齒輪結構草圖及受力分析 29 圖 9 去掉 B 點約束的靜定基 ZtZtZBF EIFEIFxlETay 8.1035)420(426)(62 ??????? 如圖 4.8，假設只有 B 點約束得到原靜不定軸的另一個靜定基 圖 10 只有 B 點約束的靜定基 查表表 [6]16-1 得知，在相應受力系統(tǒng)下 B 點處的撓度為： ZHBZHZBF EIFEIFbxlETby 3.415)8402(420618)(622 ???????? 根據(jù)疊加原理： 得：F HB=2.5Ft 方向與 Ft相同?BFBy 由靜力學平衡方程： ΣM C=0: 13323219. 0)()(tHAHBt llll?????? ΣF H=0: 12.0tHCBAF 將 Ft1代入得到各支點反力： NFHCBA6274583?? 計算各截面處的彎矩： 30 mNlFMHCBtA ???????2516406329831 3) 作出垂直面內彎矩圖： 由于磨輪餓自轉是由大錐齒輪帶動 8 個小錐齒輪傳動，而 8 個小錐齒輪是等分分布 在大追齒輪圓周，因此各小錐齒輪對大錐齒輪的徑向力相互抵消，所以在垂直面內僅 有一個軸向力分八處等分作用在錐齒輪上且 8 個小錐齒輪的軸向力等于一個合力作用 在大錐齒輪中心所以在整個垂直面內軸僅受軸向壓力作用而無彎矩，由于軸向力引起 的壓應力和彎曲應力相比一般很小，此軸也是故忽略不計。 4) 作轉矩圖（圖 8.e） 查表 2.1 得：T ZI=213000 N·mm 5) 求當量彎矩圖（圖 4.6.f） 因磨輪自轉為單向轉動，故可以認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù) α=0.6mNTMZIAe ??????? 1839)206.()1325()( 222?＋B 4＋ 6) 確定危險截面及校核強度 由圖 4.4 可知截面 A 處和 B 處的軸徑相同，因此只對彎矩較大處進行校核： (25)MPadWe3.10.284??? 查表表 [5]15-1 得[σ -1b]=60MPa，滿足 σ eB＜[σ -1b]的條件，故設計的軸有足夠強度 并有一定裕量。 4.1.6 磨輪公轉蝸輪軸的設計 ⑴ 選擇軸的材料確定許用應力 由前面設計可知磨頭公轉功率較小，對材料又無特殊要求，但由于磨頭結構的特 殊性該軸為一個空心軸，尺寸較大，且軸上又裝有蝸輪同時又是整個磨頭的支架。故 考慮到該軸的形狀較復雜。因此軸材料選用吸振性高的球墨鑄鐵同時也方便造型。選 擇的牌號為 QT600-3，查表表 [3]26.1-1 可知：σ b=197～269MPa σ -1=215MPa。 ⑵ 按扭轉強度估算軸徑 查表 [3]26.3-2 A=160～135 查表 [3]26.3-3 得： (26)34)1(vnPAd??? 式中：v 為軸的大小徑之比，參考 [1]取 v=0.73，則： md 8.~.57)3.01(69.2)135~0(34???? 31 由于該軸中間套的是磨輪自轉的主傳動軸，根據(jù)結構將兩軸間距取為 10mm，則本軸 的內徑為 d0=82mm,大于估算直徑，按軸徑比和標準值取 d= d0/v=82/0.73=110mm。 ⑶ 設計軸的結構并繪制結構草圖 由于該軸是通過蝸輪傳動從而帶動整個磨頭自轉，所以軸的右端為蝸輪，左端為 磨頭公轉負載，軸承安裝于中間段并靠近蝸輪和負載。 1) 確定軸上零件的位置和固定方式 蝸輪是通過鍵進行周向固定，軸向采用軸端擋圈進行固定。兩軸承周向采用過盈 配合，軸向采用軸肩定位。 2) 確定各軸段的直徑 如圖 4.9 所示，根據(jù)前面設計 d0=82mm d=110mm 壁厚 δ=14mm，在 d01處由于 該處距錐齒輪軸的小圓螺母較近為防止干涉，查表知小圓螺母的大徑 dk=85mm。同時 該處也為錐齒輪軸的軸承提供軸向定位處。查表可知軸承的安裝直徑為 93mm 則取 d01=93mm,在 d02處，該處是安裝錐齒輪軸的軸承處，查表可知軸承外徑為 100mm，則 取 d02=100mm。 3) 確定各軸段的長度 根據(jù)蝸輪的齒寬并查圖 [5]11.25-a 確定蝸輪輪轂的鑄造寬度為 l1=80mm，軸段 l2 的長度的選擇則要考慮套在其里面的錐齒輪軸的結構而定見圖 4.6 和圖 4.9，確定其 長度為：l 2=360+22-(70-80/2)-80-20-5=247mm，軸段 l3的長度根據(jù)錐齒輪軸小圓螺 母的寬度并且距離取為 5mm，查表 [3]21.2-76 可知小圓螺母寬度為 10mm，故取 l3=2×10＋5=25mm。軸段 l4根據(jù)錐齒輪軸軸承選取 l4=39mm。 4) 選定軸的結構細節(jié) 由于軸的外徑是根據(jù)整個磨頭的形狀來確定，因此外徑大小和壁厚在磨頭總體結 構設計時確定。 ⑷ 按彎扭合成強度校核軸徑 1) 畫出軸的受力圖 根據(jù)前面設計，蝸輪的受力大小和蝸桿相等，方向相反，故： 32 圖 11 蝸輪軸結構草圖及受力分析 33 NFrtat14321? 方向與蝸桿受力相反 2) 作出水平面內彎矩圖（圖 11.b） 支點反力為： NFlHArBrA 1453)0(14395221 ????????? B 處的彎矩為： mlMAHB ???61 3) 作出垂直平面內的彎矩圖（圖 11.c） 支點反力為： NF NldlllVAtVBattVA 421507311074390392221??? ???????? B 處的彎矩為： mlMB ???3761 C 處的彎矩為： NdFaVC ????4182052 4．作合成彎矩圖：（圖 11.e） VHM? 截面 B 的彎矩為： mNMHBV ????? 24511376)690(22＋ 截面 C 的彎矩為： CC ??8422＋ 5) 作轉矩圖（圖 11.f） 由表 2.1 得：T=T GⅡ =322000 N·mm 6) 求當量彎矩 因磨頭公轉為單向轉動，故可以認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù) α=0.6 B 截面的當量彎矩為： 34 mNTMBe ?????? 294637)306.(2451)(2?＋ C 截面的當量彎矩為： Ce ?18.782＋ 7) 確定危險截面及校核強度 由圖 11 可以看出，截面 B 為危險截面，故對 B 截面進行校核： (27)MPaWeB?? 式中：W 查表 [1]15.4 可得：????34343 9517.012.12 mvd?????? 則： PaeB5.967? 查表 [3]26.1-1 得 σ -1b=215MPa, σ eB遠小于 σ -1故設計軸有足夠的強度 ⑸ 繪制軸的零件圖 見蝸輪軸零件圖 WLZ0102 4.1.7 磨輪自轉小錐齒輪軸的設計 ⑴ 選擇軸的材料確定許用應力 由于該軸是安裝小錐齒輪，考慮到小錐齒輪的尺寸較小因此將小錐齒輪和軸做成 整體式，軸的材料也跟小錐齒輪用的材料一樣為 20Cr 經(jīng)滲碳淬火方便制造。由表 [3] 26.1-1 查得許用強度極限為 σ b=56～62Mpa 許用彎曲疲勞應力[σ -1b]=208～250Mpa ⑵ 按扭轉強度估算軸徑 根據(jù) [3]26.3-2 得 A=100,查表 [3]26.3-1 得式： mnpAd75.9234.103?? 考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將直徑加大 3％～5％，再者估算值對于磨頭結構來說較小，因此參考 [2]并按標準值取 d=30mm ⑶ 設計軸的結構并繪制結構草圖 由于軸的兩端分別安裝小錐齒輪和磨輪，故將軸承安裝在中央并盡量靠近兩端負 載。 1) 確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀必須先確定軸上零件的裝拆順序和固定方式。參考 [2]確定錐 齒輪從外側裝入，右端軸承用軸肩固定下圈，兩軸承上圈采用套筒固定，左端軸承軸 向采用端蓋固定，磨輪利用鍵和軸端擋板固定。 35 2) 確定各軸段的直徑 如圖 12 所示，軸段①為外伸端直徑最小 d1=30mm，軸段②為安裝軸承段，取標準 值 d2=35mm。軸段③為軸承的定位軸肩，查表 [1]6-1 選取軸承型號 0007 安裝高度為 41mm 故取 d