3481 水射流噴丸強化測試件裝卡試驗裝置設計

3481 水射流噴丸強化測試件裝卡試驗裝置設計,水射流,強化,測試,件裝卡,試驗裝置,設計 I摘 要高壓水射流噴丸強化工藝是近 30 年來迅猛發(fā)展起來的一項新技術。加強水射流噴丸強化工藝的試驗研究，對改善產品質量和提高零件使用壽命都具有十分重要的意義。該課題是黑龍江省教育廳計劃項目“前混合磨料射流噴丸強化的研究”中涉及到的試驗裝置的設計，目的是解決被測試件的裝卡和以一定的轉速轉動的問題。本研究主要是設計噴丸強化裝夾裝置，針對試件裝夾受力要求嚴格的問題，以彈性夾頭和與試件間隙配合的軸承為要點，對裝置進行設計，同時，還進行了整體設計，通過比較分析確定最佳設計方案。本文介紹了高壓水射流噴丸強化技術的發(fā)展狀況等，對 NGW 型行星減速器進行了設計計算，并對帶傳動傳動組件進行了選型。此外，還作了經濟技術分析。該裝夾裝置具有結構簡單、裝夾方便、制造成本低等優(yōu)點。關鍵詞 水射流 噴丸強化 彈性夾頭 行星減速器IIAbstractThe craft on water jet shot peening at high pressure has been a new technology developed rapidly in the past thirty years. It is an extremely important meaning for improving the quality of production and increasing the service life of spare parts by way of strengthening experimental research of water jet shot peening craft. The task is the design of test apparatus involved in the planned item “the research of the pre-mixed abrasive jet shot peening” of the Education Department of Heilongjiang province, with the aim of solving the problem on installation and vise of specimen, as well as rotating at a specified rotational speed .The research mainly designs the chucking fixture of shot peening and in allusion to the question that the force that the specimen undergoes has strict restrictions when the specimen is in the course of operation, we take collet and bearing as a bottom line to design chucking fixture, besides this bearing is clearance conjunction with the specimen. Moreover, we yet carry out the whole design. The optimal design scheme is confirmed by way of comparing and analyzing several design schemes put forward.This paper introduces the development state of water jet shot peening technology at high pressure, etc, then the design calculations of NGW planet-gear speed reducer and the selection type of belt-driving of transmission assembly are carried out. In addition analysis of economic technology is accomplished. Key words water jet shot peening collet planet-gear speed reducer[1]目 錄III第 1 章 緒 論 ...........................................................................................................11.1 研究的目的及意義 ...........................................11.2 概述 .......................................................11.2.1 高壓水射流噴丸強化技術在國內外發(fā)展狀況 ...............11.2.2 高壓水射流噴丸強化機理及特點 ..........................21.2.3 高壓水射流噴丸強化技術發(fā)展前景 ........................21.3 本設計所設計的主要內容 .....................................3第 2 章 總體設計 .......................................................................................................42.1 確定總體傳動設計方案 .......................................42.2 對方案的說明 ...............................................7第 3 章 漸開線行星減速器的設計計算 ...................................................................93.1 電動機的選型 ...............................................93.1.1 電動機容量的選擇 .....................................93.2 傳動比的分配 ..............................................103.3 減速器的設計計算 ..........................................113.3.1 配齒計算 .............................................113.3.2 按接觸強度初算 A-C 傳動的中心距 a 和模數 m.............123.3.3 計算 A-C 傳動的實際中心距和嚙合角 'AC.................133.3.4 計算 C-B 傳動的中心距和嚙合角 'B?.....................133.3.5 幾何尺寸計算 ........................................133.3.6 驗算 A-C 傳動的接觸強度和彎曲強度 ....................153.3.7 驗算 C-B 傳動的接觸強度和彎曲強度 ....................193.4 行星齒輪減速器主要零件的設計 ..............................203.4.1 行星輪軸直徑 ........................................203.4.2 確定輸出軸的直徑 .....................................213.4.3 選擇軸承 .............................................223.4.4 浮動的齒輪聯軸器 .....................................233.4.5 浮動齒輪聯軸器的幾何尺寸的計算 .......................233.4.6 行星架及輸入軸的的結構設計 ..........................25IV第 4 章 V 帶傳動的選型設計 ..................................................................................264.1 傳動系統的運動及動力參數計算 ..............................264.2 V 帶的選型設計計算 ........................................26第 5 章 試驗裝置的結構設計計算 .........................................................................315.1 計算裝置中裝夾機構中彈性夾頭的最小錐度 ....................325.2 裝置的軸承的選用及校核 ....................................335.2.1 軸承選用 ............................................335.2.2 對選用軸承的校核計算 ................................34第 6 章 減速器和強化裝置的潤滑方式的選擇 .....................................................366.1 NGW 行星減速器的潤滑 ......................................366.2 NGW 行星減速器齒輪潤滑油的使用要求 ........................366.3 水射流噴丸強化測試件試驗裝置的潤滑 ........................36第 7 章 傳動系統中聯軸器的選擇和各組件的固定 .............................................377.1 聯軸器的選擇 ..............................................377.2 傳動系統各組件的固定 ......................................37第 8 章 經濟技術分析 .............................................................................................38結 論 .........................................................................................................................39致 謝 .........................................................................................................................40參考文獻 ...................................................................................................................41附錄 1 ........................................................................................................................43附錄 2 ........................................................................................................................46附錄 3 ........................................................................................................................561第 1 章 緒 論1.1 研究的目的及意義本文所設計的課題是黑龍江省教育廳計劃項目“前混合磨料射流噴丸強化的研究”中涉及到的試驗裝置的設計，目的是解決被測試件的裝卡和以一定的轉速轉動的問題。該課題具有裝卡精確、受力要求嚴格、能夠鍛煉考慮問題細致和創(chuàng)新能力，同時可以鍛煉科研能力。1.2 概述1.2.1 高壓水射流噴丸強化技術在國內外發(fā)展狀況材料表面改性作為傳統材料性能優(yōu)化的基礎研究被列為國家自然科學基金“九五” 、 “十五”優(yōu)先資助領域,充分體現了表面改性技術在促進國民經濟建設和貫徹可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略中的顯著作用和重要地位。而在表面涂鍍、表面合金化和摻雜、表面組織轉化等眾多表面改性技術群中,對提高金屬零構件抗交變載荷作用下的疲勞能力最顯神威的是噴丸強化技術。它集制造工藝和使用維修于一體,從邊際設計的維修補救措施,發(fā)展到原型設計的一部分。目前,廣泛應用于航空、航天、汽車、核動力、兵器、石油、煤炭、化工、機車、工程機械、汽輪機、農機、塑料模具電氣開關等眾多工業(yè)部門。隨著科技的進步,新的噴丸方法不斷涌現,超音速噴丸、高壓水射流噴丸、高能振動噴丸等相繼問世。高壓水射流技術是近 30 年來迅猛發(fā)展起來的一項新技術。它的應用范圍由單純采礦業(yè)的水力開采發(fā)展到機械、化工航空、航天、建筑、紡織、冶金等眾多領域 ,用以切割、清洗、除銹和破碎等作業(yè)。在 20 世紀 80 年代末,Zafred 首先提出了利用高壓水射流進行金屬表面噴丸強化的思想,從而開始了高壓水射流噴丸強化技術的研究。美國的 Kunaporn 等設計了高壓純水射流噴丸器。俄羅斯的 ФУДОВИН 等研制了電液壓脈沖射流噴丸器。日本的 Hitoshi 等設計了帶有加熱器的空化射流噴丸器。日本開發(fā)了自吸式干丸后混合水射流噴丸強化加工設備。我國基于流體網絡理論設計了前混合水射流和前混合自激振蕩水射流噴丸強化裝置 [2]。1.2.2 高壓水射流噴丸強化機理及特點 2高壓水射流噴丸強化的基本原理，就是將攜帶巨大能量的高壓水射流以某種特定的方式高速噴射到金屬零構件表面上，使零構件表層材料在再結晶溫度下產生塑性形變( 冷作硬化層)，呈現理想的組織結構(組織強化)和殘余應力分布(應力強化 )，從而達到提高零構件周期疲勞強度的目的。高壓水射流噴丸強化時，在水射流的強烈沖擊碰撞下材料表層產生的變形是由多種作用引起的，對于不同的射流介質、射流形式和噴射方式，各種作用效果不同，有的居于主導地位，有的處于次要位置。研究認為，高壓純連續(xù)水射流噴丸強化時，水射流的滯止壓力引起的沖擊和彈性沖擊波產生的動態(tài)壓力起主導作用；脈沖水射流噴丸強化時，彈性沖擊波產生的動態(tài) 壓力和液體橫向分流對表面的剪切作用居主要地位；空化水射流噴丸強化時，空泡潰滅產生的沖擊起主要作用；混合水射流 (混入彈丸)噴丸強化時，彈丸沖擊壓入產生的法向力和切向力起主導作用。研究表明，高壓水射流噴丸強化與傳統的噴丸強化具有相似的工藝過程和表現形式，水射流沖擊下在零構件表層形成塑性形變，產生殘余壓應力，增加了材料表面硬度，從而可以有效控制疲勞源的萌生和裂紋的擴展，提高零構件的疲勞強度。噴丸強化適應性較廣；工藝簡單、操作方便 ；生產成本低 、經濟效益好；強化效果明顯。近年來，隨著計算機技術發(fā)展，帶有信息反饋監(jiān)控的噴丸技術已在實際生產中得到應用，使強化的質量得到了進一步提高。目前噴丸強化不僅用于汽車工業(yè)領域的彈簧、連桿、曲軸、齒輪、搖臂、凸輪軸等承受交變載荷的部件，還廣泛用于其他工業(yè)領域。如噴丸強化可以提高電鍍零件的疲勞強度和結合力；各種合金鋼經過任何一種電鍍處理后，一般均會導致疲勞強度下降 10％--60％，而噴丸強化則可有效提高疲勞強度，同時還可以增加電鍍層的結合力，防止起泡。1.2.3 高壓水射流噴丸強化技術發(fā)展前景目前，高壓水射流噴丸強化技術的研究剛剛起步，理論上有待發(fā)展，技術上有待完善。1.3 本設計所設計的主要內容3本設計主要是設計水射流噴丸強化裝置中試件的奘夾夾具以及傳動系統，主要包括水射流噴丸強化裝卡夾具裝置的設計、NGW 型行星減速器的設計，V 帶傳動、電動機和聯軸器的選型。同時還要進行傳動系統方案分析選擇和經濟技術分析、英文專題的研究和各組件的裝配圖和零件圖的繪制。4第 2 章 總體設計2.1 確定總體傳動設計方案傳動方案一般用機構簡圖表示。它反映運動和動力傳遞路線和各部件的組成和連接關系。合理的傳動方案首先要滿足機器的功能要求。此外，還要適應工作條件（工作環(huán)境、場地、工作制度等） ，滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護便利、工藝性和經濟性合理等要求。要同時滿足這些要求是比較困難的，因此要通過分析比較多種方案來選擇能保證重點要求的較好的傳動方案 [11]。圖 2－1、2－2、2－3 和 2－4 所示為水射流噴丸強化奘卡裝置的四組傳動方案。第一組方案：圖 2－1 聯軸器－V 帶方案示意圖5第二組方案：圖 2－2 雙聯軸器方案示意圖第三組方案：1－頂輪機構圖 2－3 頂輪機構方案示意圖6第四組方案：圖 2－4 雙驅動方案示意圖對以上四組方案進行比較分析，確定選擇最佳設計方案。第一組方案：由于水射流噴丸強化測試件裝卡試驗裝置中所要求設計的裝卡夾具在裝夾試件時，必須使試件在夾緊過程中滿足以下條件：裝卡精確、受力要求嚴格，即試件在夾緊和工作的過程中，試件的中間段部分處于自由狀態(tài)，也就是說不受外力、彎矩和扭矩的作用。依據試件的裝卡和受力條件，以及裝夾方便等要求，此方案設計為采用 V 帶傳動，聯接減速器和裝置，減速器和電動機之件由聯軸器聯接（方案示意圖如圖 2－1 所示） 。由于帶傳動為柔性傳動，具有緩沖和減震作用，且?guī)У拇蚧哂邪踩雷o作用，因此，采用 V 帶傳動是合理且可行的。同時裝置的大帶輪裝在固定的支承軸的軸承上，開有花7鍵槽孔的花鍵透蓋通過螺栓固定在帶輪上，并通過花鍵與帶有孔的花鍵旋轉軸相聯接，具體情況見水射流噴丸強化裝卡裝置圖（圖號為 SPQ02） 。夾具機構采用彈性夾頭（見參考文獻[3]《夾具－非標準夾緊裝置》 〔美〕 HIRAME·GRANT 編著 機械工業(yè)出版社 1975.9）夾持試件，使試件具有較高的同軸度，因而裝夾精度高。而試件的另一端采用軸承作為支承件，軸承和試件為間隙配合，這樣試件可以通過左端花鍵旋轉軸孔進出裝置，旋轉軸的孔、試件和軸承的中心處于一條直線上，故用桿通過右軸承孔可以頂出試件，從而能夠使裝夾十分方便。綜上所述，此方案完全符合設計要求。第二組方案：與第一組方案不同，此方案中的裝夾裝置直接通過聯軸器與行星減速器相連雖說總體結構比較緊湊，但由于聯軸器的結構的限制，使得旋轉軸有孔如同無孔，且聯軸器不具有 V 帶的安全防護作用。這樣，就會使裝夾試件時操作不方便，影響裝夾效率。因此，此方案較之第一組方案不夠合理。第三組方案：此方案中除裝夾裝置中的支承部件不同外，其余設計部分均與第一組方案相同。由于此方案的支承部件采用了頂輪機構，與軸承相比，勢必增大了對試件的摩擦力，從而影響試件的受力狀態(tài)，雖影響不大，但還是有悖于設計要求，而第一組方案雖說也存在摩擦力，但與頂輪機構相比要小的多，故可以視為無影響作用。故此方案不夠恰當。第四組方案：此方案為通過齒輪進行雙驅動，由于齒輪在設計時會存在誤差，因此，兩對相同型號的齒輪在嚙合傳動時，其傳動的情況也不可能完全相同，即不能夠達到完全同步效果，會引起兩驅動齒輪的不協調性的發(fā)生，使測試件產生扭曲變形，這是設計所不允許的。況且裝夾裝置的結構設計也比較復雜，而齒輪傳動的維護也不方便，使用壽命短，同時制造費用高而又不夠經濟。因此，此方案也不夠妥當。通過對以上四組方案的比較分析，確定選擇第一組方案為最佳設計方案。2.2 對方案的說明對最佳方案（第一組方案）的裝夾裝置的設計及減速器的選用設計作如下說明：水射流噴丸強化測試件裝卡試驗裝置的設計主要分為兩部分：一部分為夾緊且傳遞運動部分，其裝夾夾具設計為彈性夾頭，為錐形結構，為防止自鎖采用大于莫氏錐度的角度。另一部分為支承部件，采用軸承結構，試件與軸承為間隙配合以滿足試件受力要求嚴格的條件。減速器的選用設計：考慮到減速8器在此傳動系統中的作用為分配傳動比，以降低轉速，使試件達到所要求的轉速，并且僅傳遞運動而不傳動動力，因此選擇行星減速器作為設計對象。因為行星齒輪傳動與普通的定軸齒輪傳動相比，具有質量小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點；這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效地利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率，而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。9第 3 章 漸開線行星減速器的設計計算3.1 電動機的選型3.1.1 電動機容量的選擇1.計算噴丸強化的打擊力由于裝置工作時，對試件進行噴丸強化，考慮到試件的受力狀況，采用對稱雙噴頭對試件噴丸強化，這樣試件所受的噴丸強化時水射流的打擊力就會相互抵消。設噴丸強化時每個彈丸的打擊面積為 ，彈丸直徑 ，620.31mS???1md?打擊時對試件的阻力系數 ，由參考文獻知一般的噴丸設備的每個噴嘴k=0.5的噴丸量為 ，本設計取為 。則單個噴嘴每秒鐘M8~1ghM=kgh的噴丸數 （3－1）360NV??式中 —彈丸的密度，取 ；?37.81kgm?—單個彈丸的體積， ；V4d?將數據代入式（3－1）得 ，則兩個噴嘴每秒鐘的噴丸數為8506N?（ 個 ）。每個彈丸對試件的打擊力為2701N?總 （ 個 ）,66150.31N=4.5FPS??則試件在 1 秒鐘所受的總的阻力為 。1k827.F?總2．電動機容量的選擇10由計算得知工作機所需有效功率，33827.04.510.8kW9509wTnFrP?????傳動系統總效率 ..79w???:聯 聯 1齒 軸 承 ＝ ＝式中 —彈性柱銷聯軸器的效率，查參考文獻[10]，取 ；聯 0.?聯 ＝—浮動齒輪聯軸器的效率，由文獻[10]，取 ；聯 1 .9聯 1＝—太陽輪與行星輪的嚙合效率，由文獻[10]，取 ；?齒 0.7齒 ＝—行星齒輪軸承的效率，由文獻[10]，取 。軸 承 .9?軸 承 ＝工作機所需電動機功率 0.38.4kW9wrP??由文獻所列 Y 系列三相異步電動機技術數據中可以確定，滿足 條mrP?件的電動機額定功率 應取為 0.55kW。m現場一般采用三相交流電源，且根據工作機的轉速，以及傳動系統的情況，初選常用的 Y2-90L-8 型三相異步電動機，額定功率 ，滿載轉0.5kWmP?速 ,效率 。60rinmn?0.63??3.2 傳動比的分配由工作機即裝置的轉速 ,裝置傳動系統的總傳動比可由公式 20rminw?mwni?總 （3－2）11得 。由傳動方案知， ， 。由計算公式6032mwni?總 1i聯 ＝ 4i帶 ＝（3－3）ii???總聯 帶可得行星減速器的總傳動比為 ，根據文獻[8]《機械設計3=8.2514ii總聯 帶手冊》 （第二版）的減速器的設計情況知，設計 NGW 型一級漸開線行星減速器即可滿足裝置的傳動要求。3.3 減速器的設計計算3.3.1 配齒計算所謂配齒計算就是根據給定的傳動比 來確定行星齒輪中各輪的齒數；i?這是行星齒輪傳動運動學的主要任務之一 [13]?？紤]到行星輪和太陽輪的裝配條件及均載分配，選行星輪的數目 。3sC?由 及 ，各輪的齒數按公式8.25i??3sC（3－4）BAHsiZcC??進行配齒計算。計算中根據 并適當調整使系數 C 等于整數，再求出 ，BAi AZ應盡可能取質數，并使 整數。則 ，可得 AZsZ?8.253BAHAsiZ??， ，19A?3197BsAc??1()(37)5922CBZ???，12這些符合 取質數， 整數， 及 無公約數的 NGW 型行星AZAsC?BsZAC減速器的配齒要求。各個齒輪采用高變位，因 ，所以太陽輪取正變位，行星輪8.254AHi??和內齒輪取負變位，查表可得 ， 。0.x0.2CBx??3.3.2 按接觸強度初算 A-C 傳動的中心距 a 和模數 m工作時，由于要驅動減速器，克服啟動時的慣性，因而啟動轉矩按電動機功率計算，以保證行星齒輪結構啟動時的運轉強度。由公式 （3－5）950PTn??可得輸入轉矩，1.7.96Nm?:因傳動中有一個或兩個基本構件浮動作為均載機構，且齒輪精度低于 6 級，所以取載荷不均勻系數 ，在一對 A-C 傳動中，小齒輪（太陽1.5CHCFk?輪）傳遞的扭矩，17.963.0NmAsT??:行星輪和太陽輪全為硬齒面的外嚙合的齒輪，在對稱，輕微沖擊載荷時：7 級精度時，使用的綜合系數 k=1.2～2.0 ；8 級精度時，k＝2.4～3.0?？紤]到裝置的使用的實際條件，取 k＝2，齒數比 ，太陽輪和行星輪的593.1CAZu材料用 40 鋼表面淬火，齒面硬度 HRC50～55（太陽輪）和 HRC45～50（行rC星輪） ，取 。齒寬系數 ，由參考文獻[5]《現代機械2Hlim10N??ab??傳動手冊》 （GB10090-88 ）規(guī)定為：0.20、0.25、0.30、0.35、0.40、0.45、0.50、0.60。因齒面硬度 HB﹥350，則13取 。0.3ab??按接觸強度初算中心距 a，依公式（3－6）32lim48(1)()AaHkTuu??????計算中心距（內嚙合用“－”號）：，332 2lim.0548(1)48(.1)3m.1AaHkauu?????????模數 ，取模數 m=1mm。250.9ACmZ3.3.3 計算 A-C 傳動的實際中心距和嚙合角 'ACa模數 m=1mm，則實際中心距，AC1a()(95)322ACZ???因是直齒輪高度變位，則中心距變動系數，''0,coscoss0co2ACACY?＝則 ＝ 。'AC?2o3.3.4 計算 C-B 傳動的中心距和嚙合角 'CB?實際中心距 ，1()(3759)m22CBCmaZ????因為中心距變動系數 ，所以嚙合角 ＝ 。0Y'B?0o3.3.5 幾何尺寸計算按高度變位齒輪傳動的幾何計算，計算 A（太陽輪） ,C（行星輪）,B（內齒輪）三輪的幾何尺寸見表 3－1。14表 3－1計算公式 計算結果名稱 外齒輪 內齒輪 A 輪 C 輪 B 輪單位分度圓直徑dmZ?19Ad?59Cd137Bd?mm齒頂高*()ahx??*()aahxm???1.42aAh?0.58aCh1.34aBhmm齒根高*()fahcxm?*()fahcx?0.83fAh1.67fCh0.83fBh?mm齒高 afh?2.5Ah?2.5Ch2.17Bhmm齒頂圓直徑2aadh??2aadh??21.84aAd?60.1aCd34.2aBd?mm齒根圓直徑2ffdh??2ffdh??17.34fAd?5.6fCd138.6fBd?mm151）上表中的 ； ； 。2*7.5(1)axhZ???*1ah?*0.25c3.3.6 驗算 A-C 傳動的接觸強度和彎曲強度強度計算所用的公式同定軸線齒輪傳動，但確定 和 所用的圓周速VkZ度用相對于行星架的圓周速度。由 （3－7）1(06AHdniv????∑ ）可得到圓周速度 。1 1(3.45908.250.4m/s1Ai ??∑ ） （ ）動載系數 ，0.90...HVAkvZ?????依據參考文獻[9]《漸開線齒輪行星傳動的設計與制造》圖 5－15 可得速度系數 ＝0.94。VZ1.確定計算公式中的其他系數使用系數 ，齒間載荷分布系數 、 ，彎曲強度計算時：1Ak?Hkβ Fβ；接觸強度計算時： 。1()FbFku???β 1()bHu????β式中 及 — 齒輪相對于行星架的圓周速度 及大齒輪齒面硬度 對H v2B及 的影響系數，取 。Fkβ Hβ 1FHu—齒寬和行星輪數目對 和 的影響系數。b?kβ β對于圓柱直齒輪或人字齒輪行星傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或行星輪采用調位軸承，則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計，則16值可根據參考文獻[6]《電動滾筒設計與選用手冊》圖 6-10 查取。由于b?，查得 ， ，0.39.621adA????1.8b??(1.8).1Fk????β。齒間載荷分布系數 及 也可以用公式計算出，(.8).Hk??β β Hβ但算出的數值可能偏高。另外，在 NGW 型和 NW 型行星齒輪傳動的內齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于或等于 1 時，可取 。1Fk?β β求齒間載荷分配系數 及 ，先求端面重合度 ：Hk?F??（3－8）122[(tant)(tant)]2ZZ???????式中 1cos19cos0arar5.22.84Aad???????2s5srcrc.60.1Caad????則由（3－8）得 122[(tnt)(tnta)]29a35.059.8n0[(0.74.67)(.4.3697)]1.542ZZ????????????????因為是直齒輪，總重合度 ，則 。????0.5..HFk?????節(jié)點區(qū)域系數 ： （3－9）HZ'.83()Z??式中 （3－10）' 24.071HY17()()(0.42)(195)0CACAYxZ??????則由（3－9）得 。4.871.83.3H彈性系數 ： ；EZ 2()206(.)19.8Nm2?式中 E=206000 和泊桑比 由參考文獻[9] 表 5-10 查得。.3?接觸強度計算的重合度系數 ： ；Z?41.540.963????接觸強度計算的螺旋角系數 ： ；?cos?接觸強度計算的壽命系數 ：因為當量循環(huán)次數 ，則 ；NZ7510eN??1NZ?最小安全系數 ：取 ；limHSli1?潤滑劑系數 ：考慮用 N46（30 號）機械油作為潤滑冷卻劑，由參考文獻[9]LZ圖 5-14 查取 ；0.95粗糙度系數 ：由文獻[9]圖 5-16 取 ；R 1.0RZ?齒面工作硬化系數 ：由文獻[9]圖 5-17 查取 ；WZ.W由圖 5-18 可得接觸強度計算的尺寸系數 ： 。X1.02.A-C 傳動接觸強度的驗算計算接觸應力 ：H?（3－11）1tAVHEFukZdb????????18由式（3－11）可得 21 2203.1.018.5319.8061.54.9245.6.Nm9.AHTda????????計算許用接觸應力 ：按式 ，強度條件：HPlimHNPLVRWXZZS?:，則 ，即HP??limliNLVRWXSZ?::，22lim65.21734.810N0.941H??????由計算結果知，接觸強度通過。3.A-C 傳動彎曲強度驗算（ ） （3－12）tFAVFaSnkYbm?????2式中 —齒形系數，由參考文獻[4]《機械設計》表 10-5 查得 ，aY 12.85FaY?。2.8F?—應力修正系數。由文獻[4]表 10-5 查得 ， 。Sa 1.54SaY?21.73Sa—彎曲強度計算的重合度系數；Y?。0.750.7.2.2.314Y????—彎曲強度計算的螺旋角系數，由于是直齒，取 。? 1Y??由公式（3－12）可得 1 2201.08.540.73.35..7Nm9.AFnTdam??????19考慮到行星輪輪齒受力可能出現不均勻性，齒根最大應力，由強度條件2max1.58.67NmF???， （3－13）axFP??limaxnFPSTFY???則 maxinli 158.6741.0692FSTY??:2N式中 —試驗齒輪的應力修正系數，取 。STYST?由 調質、表面淬火、 ，A-C 傳動改用材質后，彎40Cr 2lim350H?曲強度也通過。3.3.7 驗算 C-B 傳動的接觸強度和彎曲強度1.根據 A-C 傳動的 來確定 C-B 傳動的接觸應力H?HCB?因為 C-B 傳動為內嚙合， ，1372.59BCZu?所以 。22..40.6NmHCB??2.核算內齒輪材料的接觸疲勞極限 limH?根據 （3－14）PCB?則 ，2minlim430.5648.15Nm1.91HCBHNLVRWXSZZ???????::由 45 號鋼調質 ，則內齒輪用 45 號調質鋼，22li5708N??調質硬度： ，接觸強度符合要求。29863.彎曲強度的驗算只對內齒輪進行驗算，計算齒根應力，其大小和 A-C 的外嚙合一樣，即20， 。由式（3－13）強度條件得2105.78NmF??2ax158.67NmF??minli .41.069FSTY???:245 號調質 ，所以 C-B 傳動中的內齒輪22lim0>.彎曲強度也符合要求。3.4 行星齒輪減速器主要零件的設計3.4.1 行星輪軸直徑結構特點：行星輪軸承安裝在行星輪內，行星輪軸固定在行星架的行星輪軸孔中，輸出軸和行星架制成一體，其支承軸承在減速器殼體內，太陽輪與高速級行星架通過雙聯齒輪聯軸器聯結，以實現太陽輪浮動。確定計算負載，計算太陽輪的名義圓周力：名義轉矩 T=3.05 ；Nm:名義圓周力 203.0521N9tFd???其中 d=mz=1×19=19mm。在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷 ，當行星輪相對tF于行星架對稱配置時，載荷 則作用在軸跨距的中間。取行星輪與行星架之t間的間隙 ，則跨距長度 ，其中：2.5m??020.52mCLb?????，取 ，則 。當行星輪0391.7Aab??:1mA18軸在轉臂中的配合選為 時，就可以把它看成是具有跨距為 的雙支點梁。6Hh 0L當軸較短時；兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸是沿整個跨度承受均布載荷 ，如圖 3－1 所示。0tqFL?210tqFL?圖 3－1危險截面（在跨度中間）內的彎矩（3－15）208qLM?由式（3－15）得 20315206NmtF??:行星輪軸采用 45 號調質 ，考慮到可能的沖擊振動，取安全4PaS?系數 S＝2.5，則許用彎曲應力 ，故行星輪軸的直徑??176Sb?，出于輪軸的應力考慮，故直徑放大??3302206m4.817bMd?????1 倍。取 ，實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。03.4.2 確定輸出軸的直徑在三個行星輪均布的條件下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的，由于是個軸承和半球支承之間不受彎矩只受轉矩，許用剪切應力，這兩支承中間軸段直徑為??45MPa????2207.9617.m.45Td???考慮到設計的整體結構的一致性和加工的方便，將軸的直徑擴大，取22。20md?3.4.3 選擇軸承1.行星輪軸承的選擇在行星輪內安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷 ： ，rF321Nt?在相對運動中，軸承外圈以轉速 旋轉。其中21.5rminn?11229603.Zi則 。21.5rminn?考慮到行星輪軸的直徑 ，以及安裝在行星輪內的軸承，其外廓0d?尺寸受到限制，故初步選用兩個深溝球軸承并列，中間由彈性擋圈隔開。根據參考文獻[12] 《機械設計基礎課程設計》選型號為 6000 型的軸承，其參數為：， ， ， ， ，10d?26D8B?min12.4ad?max23.6D?， 。4.58kNrC1.9kor2.輸出軸的軸承的選擇由于輸出軸的軸承雖承受 V 帶的壓軸力及承受行星架的自重，但因兩力不大，故軸承的尺寸應由結構的要求來確定。輸出軸的直徑 ，20d?故按結構要求查文獻[7]選用特輕系列單列深溝球軸承 61906 型，其參數為：， ， ， ， ，30md?47D9mB?in32.4ad?max4.6D。7.5kNrC3.4.4 浮動的齒輪聯軸器所謂“浮動”是指某些基本構件不設徑向支承，允許作徑向及偏轉位移，23當受載不均衡時即可自動尋找平衡位置，直至各行星輪之間載荷接近均勻分配。實質上也就是通過基本構件浮動來增加機構的自由度，消除或減少虛約束，從而達到均載目的。基本構件浮動最常用的方法是采用雙齒式聯軸器 [8]。在行星齒輪傳動中，采用浮動的齒輪聯軸器作為其載機構已獲得廣泛的應用。它是利用內、外齒輪副的嚙合，以實現兩半聯軸器的連接。齒輪聯軸器具有結構緊湊，承載能力大，工作可靠、補償性能好，即具有綜合補償兩軸的相對位移的能力；使用速度范圍廣等許多優(yōu)點。正是由于它能夠較好地保證行星齒輪傳動中的基本構件在實現行星輪間載荷均衡的過程中所需要的自由度，從而補償了由于制造和裝配誤差對行星輪間載荷分布的不良影響。因此浮動聯軸器已被認為是行星齒輪傳動中性能良好的均載機構之一，而被廣泛地采用。但是，在行星齒輪傳動中所采用的浮動聯軸器，目前尚未制定標準系列，同時也不能直接地選用標準齒式聯軸器（JB/ZQ4222～4223 －1986） 。浮動齒輪聯軸器一般是由內齒圈和外齒半聯軸套等零件組成。為了減少輪齒的磨損和相對移動的阻力，在相互嚙合的兩輪齒間應留有適當的齒側間隙。同時，當浮動齒輪聯軸器的軸線偏移時，仍可使?jié)櫥屯ㄟ^齒側間隙滲入嚙合處，以避免輪齒被咬住，而保證該嚙合齒輪副的正常運轉。3.4.5 浮動齒輪聯軸器的幾何尺寸的計算齒形角 ，采用非變位齒輪傳動，模數取 m=0.8mm，齒數02???，浮動齒輪聯軸器的幾何尺寸的計算見表 3－2。13sZ表 3－2計算公式 計算結果名 稱外齒輪 內齒輪 外齒輪 內齒輪 單位24分度圓直徑 12ssdmZ?24 mm節(jié)圓直徑 ''ss 24 mm齒頂高 *1ah:*2ah:0.8 0.64 mm齒根高 ffm?ffm?1 0.8 mm齒頂圓直徑 112asadh?22asadh?25.6 22.72 mm齒根圓直徑 *fsf?:*fsf?22 25.6 mm表中外齒輪： ， ；內齒輪： ， 。*1mah?*1.25f *20.8mah?*20.8fh?3.4.6 行星架及輸入軸的的結構設計行星架的結構尺寸如圖 3－2 所示。25圖 3－2 行星架的結構尺寸輸入軸結構尺寸如圖 3－3 所示。圖 3－3 輸入軸的結構尺寸26第 4 章 V 帶傳動的選型設計4.1 傳動系統的運動及動力參數計算電動機軸：， ， ，06rminn?0.5kWP?0.597.96NmT?:則行星減速器的輸出軸的轉速和功率，068rin.25cni?..940.2kcwP???:＝ ＝4.2 V 帶的選型設計計算1.確定計算功率 caP由文獻[4]表 8－6 查得工作情況系數 ，故1AK?。0.52kWcacP:2.選取窄 V 帶的帶型根據 ， 由文獻[4]圖 8－9 確定選用 SPZ 型。cPn3.確定帶輪的基準直徑由文獻[4]表 8－3 和表 8－7 取主動輪基準直徑 ，則從動163md?輪的基準直徑 ，2146325ddi??:帶根據文獻[4]表 8－7 取 。50m27驗算帶的速度<35 ,16380.2ms0dcnv????帶的速度合適。4.確定窄 V 帶的基準長度和傳動中心距根據 ，初步確定中心距 。120120.7()()dda???03ma?計算帶所需的基準長度 2 2' 10120 0() (56)2()3(62)144dddLaaa???????由文獻[4]表 8－2 選帶的基準長度 ，計算實際中心距1mdL。'0123030da??????5.驗算主動輪上的包角 1?，21 256857.807.14.203da????????????主動輪上的包角合適。6.計算窄 V 帶的根數 z（4-1 ）0()caLPk????由 ， ， ，查表 8－5c 和 8－5d 得80rminc?163d4i帶， ，查表 8－8 得 ，查表 8－2 得 ，0.35kWP.kP?0.91k??0.93Lk?則由公式（4－1）得 ，取 根。0.52.5(.6)91.3z???z287.計算預緊力 0F， （4-2 ）2.5(1)caPqvvzk????查文獻[4]表 8－4 得 q=0.07㎏/m,故 。20.52.(1)0.7638.7N639F???8.計算作用在軸上的壓軸力 10 14.22sin2863.7sin387.5pz???:9.主、從動 V 帶輪的結構設計從動輪的結構設計：由于帶輪的基準直徑為，且 ，250m.2.580m2dd????30md?其中 d 為軸的直徑。由文獻[4]圖 8－12 知，從動 V 帶輪可采用腹板式結構。 由帶的設計部分，需兩根 SPZ 型窄 V 帶，由文獻 [4]表 8－10 查得 V 帶的基準寬度 ， ，第一槽對稱面至端面的距離 ，最8.5db12e f?小輪緣厚 ，則帶輪寬min.??，()128mBzef????外徑 。2504adah由文獻[4]圖 8－12V 帶輪的結構及其中設計尺寸計算得， 。'174C???34L由表 8－1V 帶的截面尺寸查得 V 帶的高度 ，頂寬 ，節(jié)8mh?10b?寬 ，楔角 ，則 V 帶輪的槽角 。則從動 V 帶輪結構設.5mpb0?? 34??計如圖 4－1 所示。29圖 4-1 從動 V 帶輪結構尺寸圖主動 V 帶輪的結構設計：由于其基準直徑很小，故主動 V 帶輪可采用實心式，由從動輪結構設計易得主動輪的結構設計尺寸：，由 ，則 ，1204md??281.530mBd???28mBL?，則主動 V 帶輪的結構設計如圖 4－2 所示6327adah?30圖 4—2 主動 V 帶輪結構尺寸圖31第 5 章 試驗裝置的結構設計計算裝置的結構設計組成介紹：所設計的裝置主要由以下幾部分組成，現說明如下：箱體――焊接件，由鋼板焊接而成，主要起容器保護和支承作用，容納工作時噴嘴所噴出的液體，使其處于封閉的空間而不致于水溶液飛濺，箱體的底部邊沿設有出水孔，能夠使水溶液流出而循環(huán)利用。再者，充當軸承座，支承軸承。旋轉體――主要由帶輪及其上花鍵透蓋、花鍵旋轉軸、滾花螺釘推桿和彈性夾頭（彈性夾頭的結構尺寸如圖 5－1 所示）組成。花鍵旋轉軸通過花鍵與 V 帶輪連接，帶輪通過軸承架在固定支承軸上，花鍵旋轉軸開有軸孔，即為螺紋孔和錐形孔，分別與滾花螺釘推桿和彈性夾頭配合。滾花螺釘推桿向里旋合時，推動彈性夾頭向小錐面移動而加緊工件，滾花螺釘推桿旋出時，脫離彈性夾頭，而使其松開，從而松開工件，同時滾花螺釘推桿也是中空便于試件通過此孔而進入預定位置。軸承――有三個，其一是支承帶輪和固定支承軸，屬于正常的軸承配合；其二支承花鍵旋轉軸，也屬于正常的軸承配合；而第三個軸承是支承試件，與試件為間隙配合。32圖 5－1 彈性夾頭結構尺寸圖5.1 計算裝置中裝夾機構中彈性夾頭的最小錐度彈性夾頭雖然是圓錐形的，但由于試件的另一端并未固定而是處于自由狀態(tài)，與軸承為間隙配合，所以彈性夾頭加緊試件的加緊力可視為內部力，即將彈性夾頭與試件視為一個整體，則彈性夾頭在松開時，只受錐形套的壓力和摩擦力。彈性夾頭的受力分析如圖 5－2 所示。33圖 5－2 彈性夾頭受力示意圖則彈性夾頭不自鎖的條件為： hNF?即 ，可得 （其中 為彈sincoscshfhfNFf?????::tanf??f性夾頭的摩擦系數，對于材料為 的摩擦系數為 ＝0.25） ，則65Mn，為了使彈性夾頭更易松開，現取 。14.0? 20??5.2 裝置的軸承的選用及校核5.2.1 軸承選用根據所設計的固定支承軸和花鍵旋轉軸的直徑的大小及試件的直徑尺寸分別選擇軸承的型號。1.固定支承軸的直徑為 100 mm，及設計的帶輪的寬度為 34 mm，依據參考文獻[11]，選型號為 6020 的深溝球軸承，其參數為：d=100mm,D=150mm,B=24mm，基本34額定動載荷 ，基本額定靜載荷 ，極限轉速 3800 64.5kNrC?56.2kNorC?。rmin2.由于花鍵旋轉軸的設計直徑為 80mm ，則由參考文獻[7]《機械設計課程設計手冊》 ，選深溝球軸承，型號為 61916，其參數為：d=80mm,D=110mm,B=16mm,基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷18.kr?，極限轉速 5000 。25.kNorC?rmin3.試件的另一端的軸承由于與試件為間隙配合，所以此軸承的選用取決于試件的配合部分的直徑， ，則由文獻[7]選深溝球軸承，型號為12d?6201，其參數為：d=12mm,D=32mm, B=10mm，, , 極限轉速 18000 。6.82kr?3.05kor rin5.2.2 對選用軸承的校核計算1. 對型號為 6020 的軸承校核由于型號為 6020 的軸承支承帶輪，所以此軸承主要受 V 帶的壓軸力作用，由帶輪的選型計算知帶輪的壓軸力 ，軸承所受的軸向力 ，3287.5NpF?0NaF?徑向力 ，軸承工作轉速 。由 ，故3287.5NrpF?0rminaorCY=0,X=1,沖擊載荷系數 ， ，1pf3287.5rrPX，則 6020 型軸承滿足要求。160().8k64.kNhjsrr rLnCPC????2. 對型號為 61916 的軸承校核裝置工作時，對試件進行噴丸強化，考慮到試件的受力狀況，采用對稱雙噴頭對試件噴丸強化，這樣試件所受的噴丸強化時水射流的打擊力就會相互抵消。在考慮到其中一噴頭在工作中可能會出現故障的因素，會對軸造成影響，故校核時，按一個噴頭工作時進行校核。由前面的計算知在瞬間彈丸對試件的35打擊力為 ，軸承預期壽命 。=4.5NF240hhL?由于有支承軸套的支承作用，則花鍵旋轉軸的除受噴丸打擊力的徑向力外，不受其它徑向力，瞬間的扭矩也很小。 ，則 61916 型軸承所受的軸向力，徑向力 ，軸承工作轉速 。由 ，0a?4.5r?20rmin0aorFC?故 Y=0,X=1,沖擊載荷系數 ， ，1pf4.5NrrPXF?，則 61916 型深溝球軸承滿足要116()3.8N.8k0hjsrr rLnCPC??:求。由以上對旋轉軸的軸承的校核可知，與試件間隙配合的軸承也滿足要求。第 6 章 減速器和強化裝置的潤滑方式的選擇6.1 NGW 行星減速器的潤滑36行星齒輪減速器的潤滑對行星減速器是至關重要的。其中包括正確地選擇潤滑油、潤滑方式和潤滑油的使用維護等。潤滑油采用