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鹽城工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 2006 目錄 1前言 1 1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術(shù)要求 1 1.2 本課題要解決的主要問題和設(shè)計總體思路 1 1.3 預(yù)期的成果及其理論意義 2 2 國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r及現(xiàn)狀介紹 3 3 總體方案論證 4 4 具體設(shè)計說明 6 4.1 離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓設(shè)計 6 4.1.1 離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓壁厚計算 6 4.1.2 轉(zhuǎn)鼓的強(qiáng)度校核 7 4.2 離心機(jī)驅(qū)動功率計算 8 4.3電機(jī)的選用 10 4.4 帶輪的設(shè)計計算 10 4.5 齒輪的設(shè)計與計算 12 4.5.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù) 12 4.5.2.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 13 4.5.3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 15 4.6 軸的設(shè)計計算 15 4.6.1軸的設(shè)計 15 4.6.2 對該軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 16 4.7 空心軸的設(shè)計計算 20 4.7.1 空心軸的設(shè)計 20 4.7.2 對軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 21 5.結(jié)論 25 主要參考文獻(xiàn) 26 致　謝 27 附 錄 28 1前言 800型立式沉降離心機(jī),主要用于化工部門對固、液體的懸浮液或含不同比重液體的乳濁液進(jìn)行沉降分離的離心機(jī)。該螺旋卸料沉降離心機(jī)中，沉渣沿轉(zhuǎn)鼓內(nèi)壁的移動全靠螺旋輸送器與轉(zhuǎn)鼓的相對運(yùn)動來實現(xiàn)。此離心機(jī)具有能連續(xù)工作、對物料適應(yīng)性好、結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點(diǎn)。 1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術(shù)要求 A.本課題來源：本課題來源于對沉降式離心機(jī)市場的調(diào)研結(jié)果。眾所周知，沉降式離心機(jī)是在高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)鼓內(nèi)利用旋轉(zhuǎn)物料本身所受到的離心力來對固、液體的懸浮液或含不同比重液體的乳濁液進(jìn)行沉降分離的離心機(jī)。沉降離心機(jī)分間歇操作和連續(xù)操作兩種類型。工業(yè)上常用的間歇操作沉降離心機(jī)有三足式沉降離心機(jī)和刮刀卸料沉降離心機(jī)。連續(xù)操作沉降離心機(jī)常用的為螺旋卸料沉降離心機(jī)。 B.基本前提條件：以工廠現(xiàn)行生產(chǎn)的臥式沉降離心機(jī)有關(guān)樣本；設(shè)計立式結(jié)構(gòu)離心機(jī)，該離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓為柱—錐型，其軸線呈立式安置；轉(zhuǎn)鼓；大端直徑為800mm；轉(zhuǎn)鼓半錐角為7—12度；轉(zhuǎn)鼓高度為480—520mm（即轉(zhuǎn)鼓長徑比（L/D）為0.6—0.65）；轉(zhuǎn)鼓轉(zhuǎn)速：1500r/min；分離因數(shù)為Fr1006；電機(jī)功率：小于30KW。 C.技術(shù)要求： a.該立式沉降離心機(jī)能使濾料在轉(zhuǎn)鼓內(nèi)的滯留時間（即固液分離時間）比現(xiàn)行的臥式沉降離心機(jī)延長10～15倍（1—5min），從而提高分離效果； b.本機(jī)工作時濾料由上部料斗的進(jìn)料口進(jìn)入，同時電機(jī)起動運(yùn)轉(zhuǎn)；濾料在由螺旋送料機(jī)構(gòu)輸送的同時被離心機(jī)進(jìn)行沉降分離——被分離的濾液和濾渣各行其道，分別經(jīng)離心機(jī)的出液口和出渣口被引出機(jī)外；整個操作過程是在全速、連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)下自動進(jìn)行； c.進(jìn)料口直徑不小于50mm； d.離心機(jī)工作安全、可靠，運(yùn)行平穩(wěn)，產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定，操作維護(hù)簡單； f.生產(chǎn)率為每小時排出渣3立方米； g.本機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊，其進(jìn)料口、出液口和出渣口便于連接到生產(chǎn)自動線上。 1.2 本課題要解決的主要問題和設(shè)計總體思路 a.本課題要解決的主要問題：螺旋卸料沉降離心機(jī)是全速運(yùn)轉(zhuǎn)、連續(xù)進(jìn)料、沉降分離和卸料的離心機(jī)。(1)螺旋卸料沉降離心機(jī)中，沉渣沿轉(zhuǎn)鼓內(nèi)壁的移動全靠螺旋輸送器與轉(zhuǎn)鼓的相對運(yùn)動來實現(xiàn)。兩者的差轉(zhuǎn)速為轉(zhuǎn)鼓轉(zhuǎn)速的0.5—4 %，多數(shù)為1—2 %。該差轉(zhuǎn)速由差速變速器產(chǎn)生。常用的差速變速器有擺線針輪行星變速器和雙級2K-H漸開線齒輪行星變速器。該兩種變速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價格昂貴，往往使用戶望而卻步。(2)現(xiàn)有沉降離心機(jī)在提高其分離因數(shù)的同時帶來了像占地面積大或分離時間長等缺點(diǎn) b.設(shè)計思路:為解決上述弊端，按離心分離理論，一是向高速和大型發(fā)展（即提高其分離因數(shù)）；二是延緩濾料（渣）在轉(zhuǎn)鼓內(nèi)的運(yùn)行速度，即延長固、液（或液、液）分離時間，以達(dá)到充分脫液之目的。為克服現(xiàn)行螺旋卸料沉降離心機(jī)的缺點(diǎn)，本設(shè)計旨在提供一種能解決上述缺點(diǎn)和弊端的新型機(jī)種——立式（螺旋卸料）沉降機(jī)。差速變速器設(shè)計成斜齒輪結(jié)構(gòu)。 1.3 預(yù)期的成果及其理論意義 通過對800型立式沉降離心機(jī)的各種設(shè)計要求和性能的改變，使離心機(jī)在不增加占地面積的情況下提高了分離效率，達(dá)到了增加生產(chǎn)效率。采用斜齒輪變速器常用的擺線針輪行星變速器和雙級2K-H漸開線齒輪行星變速器差速變速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價格昂貴的現(xiàn)象，改變了使用戶望而卻步狀況，降低了安裝難度。 提供一種能解決上述缺點(diǎn)和弊端的新型機(jī)種——立式（螺旋卸料）沉降機(jī)和斜齒輪差速變速器。 2 國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r及現(xiàn)狀介紹 綜觀國內(nèi)沉降離心機(jī)之發(fā)展，雖致力于提高其分離因數(shù)，然仍與國外差距較大。理論研究表明，分離因數(shù)的提高雖有利于脫液分離，但濾料（渣）在轉(zhuǎn)鼓內(nèi)停留時間因此也更短，反而于脫液分離不利，故部分地抵消了轉(zhuǎn)鼓轉(zhuǎn)速加快的效果。更何況轉(zhuǎn)鼓轉(zhuǎn)速加快，致使能耗呈三次方速率上升；而加大轉(zhuǎn)鼓直徑，則因轉(zhuǎn)鼓各部尺寸必須隨之相應(yīng)增大乃至造成離心機(jī)之成本劇增；且大幅度提高其分離因數(shù)往往還要受到轉(zhuǎn)鼓筒體及轉(zhuǎn)鼓底座（鑄件）等材料強(qiáng)度的限制。在現(xiàn)今，工業(yè)上還很難由工藝來保證能廉價地提供這些高強(qiáng)度材料的情況下，實為我國之國情所不容。故人們常將視線轉(zhuǎn)向后者——延長濾料（渣）在轉(zhuǎn)鼓內(nèi)的滯留時間——而這一時間的長短又取決于轉(zhuǎn)鼓長度及轉(zhuǎn)鼓部件與螺旋輸（卸）料裝置之差轉(zhuǎn)速。 增加轉(zhuǎn)鼓長度無疑能達(dá)到延長濾料（渣）的脫液時間之目的。理論上，脫液時間與轉(zhuǎn)鼓有效長度成正比。目前，國內(nèi)外這類機(jī)型的長, 徑比 L/ D 為 1.5—3.5 ，且 L/ D 還有增大的趨勢，如美國已達(dá) 3.8 ，德國為 4.2 。但 L/D 愈大，則愈難保證轉(zhuǎn)鼓筒體之圓柱度及筒體各段的同軸度，也愈難保證轉(zhuǎn)鼓筒體與螺旋輸（卸）料裝置（刮刀）之配合，故 L/ D 一般不大于 4 。大長徑比的離心機(jī)的整機(jī)軸向尺寸均較大（除與轉(zhuǎn)鼓 L/ D 有關(guān)外，還與差動變速器軸向尺寸有關(guān)），因而只能做成臥式。顯然，其占地面積（或體積）也大。 3 總體方案論證 本方案主要是考慮現(xiàn)行螺旋卸料沉降離心機(jī)的的缺點(diǎn)和弊端提出以下方案： 方案一：按離心分離理論，向高速和大型發(fā)展（即提高其分離因數(shù)）或延緩濾料（渣）在轉(zhuǎn)鼓內(nèi)的運(yùn)行速度，即延長固、液（或液、液）分離時間，以達(dá)到充分脫液之目的。采用有擺線針輪行星變速器和雙級2K-H漸開線齒輪行星變速器差速變速器。 圖3-1臥式螺旋卸料離心機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖 方案二：為克服現(xiàn)行螺旋卸料沉降離心機(jī)的缺點(diǎn)，重新設(shè)計一種能解決上述缺點(diǎn)和弊端的新型機(jī)種——立式（螺旋卸料）沉降機(jī)和相對便宜且安裝方便，同樣有現(xiàn)行差速變速器的斜齒輪差速變速器。 所以選擇方案二更好 圖3-2 立式離心機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖 4 具體設(shè)計說明 800型立式沉降離心機(jī),由轉(zhuǎn)鼓、主軸、軸承、殼體、帶傳動組件(皮帶輪及皮帶等) 組成。 800型立式沉降離心機(jī)的基本參數(shù)包括:轉(zhuǎn)鼓的直徑、轉(zhuǎn)鼓的工作轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)鼓的一次最大加料量、物料密度、物料固液比、離心機(jī)由靜止到達(dá)工作轉(zhuǎn)速所需的啟動時間等。對于這些參數(shù),設(shè)計過程中可以通過查閱有關(guān)資料找到所需要的參數(shù) 4.1 離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓設(shè)計 離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓優(yōu)化設(shè)計的目標(biāo)函數(shù)選為轉(zhuǎn)鼓的質(zhì)量。質(zhì)量為最小,不僅可節(jié)省機(jī)器造價還可以降低離心機(jī)的啟動功率,降低消耗。 ? 離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓是離心機(jī)的關(guān)鍵部件之一。一方面，轉(zhuǎn)鼓的結(jié)構(gòu)對離心機(jī)的用途、操作、生產(chǎn)能力和功率等均有決定性影響。另一方面，轉(zhuǎn)鼓自身因高速旋轉(zhuǎn)(其工作轉(zhuǎn)速通常在每分鐘幾百轉(zhuǎn)至每分鐘幾萬轉(zhuǎn)之間)，受到了離心力的作用，在離心力作用下轉(zhuǎn)鼓體內(nèi)會產(chǎn)生很大的工作應(yīng)力，一旦發(fā)生強(qiáng)度破壞，必將產(chǎn)生極大的危害，尤其是有時由于應(yīng)力過高發(fā)生“崩裂”，常會引起嚴(yán)重人身傷害事故。同時，對于高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)鼓而言，轉(zhuǎn)鼓的剛度同樣非常重要。若轉(zhuǎn)鼓的剛度不足，工作中轉(zhuǎn)鼓的幾何形狀將會發(fā)生明顯變化，輕則會出現(xiàn)轉(zhuǎn)鼓與機(jī)殼撞擊、摩擦，損壞零部件；重則同樣會引起轉(zhuǎn)鼓的爆裂，甚至出現(xiàn)人身傷害事故。多年來，由于轉(zhuǎn)鼓設(shè)計不當(dāng)、轉(zhuǎn)鼓制造質(zhì)量不高等原因?qū)е轮卮笫鹿实默F(xiàn)象頻頻發(fā)生。這已引起了設(shè)計人員、制造廠家和使用部門的重視，經(jīng)常進(jìn)行三足式離心機(jī)事故原因的診斷、分析與研究。因此，對離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓設(shè)計計算的分析研究也是十分必要的。 4.1.1 離心機(jī)轉(zhuǎn)鼓壁厚計算 轉(zhuǎn)鼓是柱錐形 (4-1) (4-2) (4-3) 式中: ,—轉(zhuǎn)鼓厚度和篩網(wǎng)當(dāng)量厚度； —轉(zhuǎn)鼓內(nèi)半徑； —篩網(wǎng)質(zhì)量； —轉(zhuǎn)鼓內(nèi)物料的填充系數(shù)； (4-4) (4-5) 式中: —鼓壁的密度； —旋轉(zhuǎn)角速度； = =105Mpa =168.3MPa 取其小者，許用應(yīng)力為=105MP =12o ； =7.85×103㎏/m3 ； =1.5×103㎏/m3 =0.191； =1 =0.2～0.5 =× 10mm 因為在生產(chǎn)過程中由于各種原因的損失（如：腐蝕） 所以取S=12mm 4.1.2 轉(zhuǎn)鼓的強(qiáng)度校核 轉(zhuǎn)鼓應(yīng)力: a 轉(zhuǎn)鼓圓筒部分 　 空轉(zhuǎn)鼓旋轉(zhuǎn)時鼓壁內(nèi)的環(huán)向應(yīng)力: 　　　　　　　　　 （4-5） 　　　　　　　　　 (4-6) 式中：—對不開孔轉(zhuǎn)鼓的開孔系數(shù), 　 —轉(zhuǎn)鼓材質(zhì)密度, 　 —轉(zhuǎn)鼓平均半徑, 料載荷離心力產(chǎn)生的鼓壁環(huán)向應(yīng)力: （4-7） 式中:———物料的密度, 　 ———轉(zhuǎn)鼓內(nèi)半徑, 　 ———物料環(huán)內(nèi)半徑, 　 ———轉(zhuǎn)鼓壁厚, 　 ———加強(qiáng)箍系數(shù),Z=1 圓筒部分應(yīng)力: b.轉(zhuǎn)鼓錐體部分 空轉(zhuǎn)鼓旋轉(zhuǎn)時鼓壁內(nèi)的環(huán)向應(yīng)力: (4-8) (4-9) 物料載荷離心力產(chǎn)生的鼓壁環(huán)向應(yīng)力: 錐段應(yīng)力: 取其大者,轉(zhuǎn)鼓強(qiáng)度滿足要求。 4.2 離心機(jī)驅(qū)動功率計算 離心機(jī)所需要的功率主要包括以下幾個方面的功率：(1)啟動轉(zhuǎn)鼓等轉(zhuǎn)動部件所需的功率Nl；(2)啟動物料達(dá)到操作轉(zhuǎn)速所需的功率N2；(3)克服支撐軸承摩擦所需的功率N ；(4)克服轉(zhuǎn)鼓以及物料與空氣摩擦所需的功率N4；(5)卸出物料 所需的功率肌。 a.啟動轉(zhuǎn)動件所需功率 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 離心機(jī)轉(zhuǎn)動時克服轉(zhuǎn)鼓的慣性力所需功率 離心機(jī)起動時間 30～240s (4-10) ==21.48kw b.加入轉(zhuǎn)鼓內(nèi)的物料達(dá)到工作轉(zhuǎn)速所需消耗的功率 懸浮液物料所消耗的功率N2為沉渣和分離液所需功率之和 —一般可取范圍為1.1～1.2 (4-11) N2 = ＝0.004kw c.軸承及機(jī)械密封摩擦消耗的功率 軸承摩擦消耗的功率 N 3= (4-12) 式中:f—軸承的摩擦系數(shù) (滾動軸承的摩擦系數(shù)范圍為0.001～0.02) 主軸受到的總載荷為: kgf (4-13)式中:—轉(zhuǎn)鼓等轉(zhuǎn)動件與轉(zhuǎn)鼓內(nèi)物料的總質(zhì)量，kg e—轉(zhuǎn)鼓等轉(zhuǎn)動件與轉(zhuǎn)鼓內(nèi)物料的質(zhì)心對轉(zhuǎn)鼓回轉(zhuǎn)軸線的偏心距,m 對于間歇操作沉降離心機(jī)和連續(xù)操作過濾離心機(jī) e=1×10-3R 大約為120kg e=1×10-3R =120×3.5＝421.82N N 3== =0.044 kw 機(jī)械密封摩擦消耗的功率 (4-14) 式中:—摩擦副窄環(huán)端面內(nèi)半徑，m； — 摩擦副窄環(huán)端面寬度，m； —密封端面的摩擦系數(shù)，一般可取為0.02～0.2； —密封端面的比壓力，Pa； —動環(huán)線速度，m/s； ＝ ＝0.475 kw d.離心機(jī)所需消耗總功率 = 21.48+0.004+0.044+0.476>22 kw 4.3電機(jī)的選用 電機(jī)的容量（功率）選用是否合適，對電機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。當(dāng)容量小于工作要求時，電機(jī)不能保證工作工作裝置的正常工作，或電機(jī)因長期過載而過早損壞；容量過大則電機(jī)的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運(yùn)動，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費(fèi)。所以電機(jī)的選用（IP44）Y200L—4，定功率P=30kw ，步轉(zhuǎn)速r=1470r/min。 4.4 帶輪的設(shè)計計算 A.選擇V帶型號 a.確定計算功率 查表得工作情況系數(shù)＝1.4 =1.4×30=42 kw b.選擇V帶型號 按=42kw, =1470r/min 查表選C型V帶 B.確定帶輪直徑, a.選擇小帶輪直徑 參考圖及表選取小帶輪直徑=400mm b．驗算帶速 ==32.23m/s c．確定主動帶輪直徑 ==1.04 ==1.04×400=418.9mm 查表可知 =425mm d.計算實際傳動比 ==1 f．驗算從動輪實際轉(zhuǎn)速 = /=1470/1=1470r/min =0<5% 所以設(shè)計允許 C．確定中心矩和帶長 (4-15) 577.5 1650 所以中心矩可取=1100mm a.求帶的計算基準(zhǔn)長度 = (4-16) ==3495.39mm 查表得=3550mm b.計算中心距 ==1100-27=1073mm c.確定中心距調(diào)整范圍 =1073+106.51180 =1073-53.251020 D.驗算小帶輪包角 ==180>120 F.確定V帶根數(shù) A.確定額定功率 由 =400mm，=1470r/min，=1470r/min，查表得單根C型V帶的額定功率為=15.53kw b.考慮傳動比的影響，額定功率的增量，由表查得=0.28kw c.確定V帶的根數(shù) (4-17) 查表得1，查表4.2得=0.99 ==2.737根 取3根合適 G.計算單根V帶初拉力 查表得=0.3kg 由式 (4-18) =271N H.計算對軸的壓力 =3252N J.確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸,繪制帶輪工作圖 4.5 齒輪的設(shè)計與計算 4.5.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù) 考慮此設(shè)計要求結(jié)構(gòu)緊湊,故大,小齒輪均用40Cr調(diào)質(zhì)處理后表面淬火,齒面硬度為48～55HRC;因載荷平穩(wěn),齒輪速度不太高,故初選7級精度;閉式硬齒輪傳動,考慮傳動平穩(wěn)性,齒數(shù)宜取多些 圖4-1斜齒輪結(jié)構(gòu)示意圖 因為電機(jī)轉(zhuǎn)速為1470r/min 轉(zhuǎn)鼓轉(zhuǎn)速為1500r/min,旋輸送器與轉(zhuǎn)鼓的差轉(zhuǎn)速為轉(zhuǎn)速的0.5～4%.故在此取2% (4-19) 該式變化后得: 解之得:=37.38 =38 確定齒輪的齒數(shù)分別為:37,38,39; 按硬齒面齒輪,對稱安裝查表6.5得,選齒寬系數(shù)=1;初選螺旋角β=20o 4.5.2.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (4-20) a.試選載荷系數(shù)=1.5 b.齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (4-21) =N·m c.大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度、 查圖6.9得==380MPa d.應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60×1470×1×10×300×24=6.350× =6.52× e.彎曲疲勞壽命系數(shù)、 查圖得=0.86;=0.85 f.計算許用彎曲應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)=2則 =380×0.86×2/1.4=466.86MPa =380×0.85×2/1.4=461.43MPa g.查取齒輪系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) =37/=40 =38/=41.08 由表6.4查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) =2.45，=2.48 =1.65，=1.67 h.計算大小齒輪的并加以比較 ==0.00866 ==0.00869 < 故按大齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 j .重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù) 取=0.7, =0.86 B .設(shè)計計算 a.試算齒輪模數(shù) =1.307 b.計算圓周速度 ===3.939m/s c.計算載荷系數(shù) 查表得=1;根據(jù)=3.939m/s、7級精度,查圖得=1.12;斜齒輪=1.2,查圖得=1.24。則載荷系數(shù) =1×1.12×1.2×1.24=1.667 d.校正并確定 根據(jù)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計宜取=6 C.計算齒輪傳動的幾何尺寸 a.中心距 ==239.36mm b.螺旋角 ==19.95o c.兩分度圓直徑, ==236.17mm ==242.55mm d．齒寬, ==60mm 4.5.3.校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 　 (4-22) A．確定公式中各參數(shù)值 a．大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限、 按齒面硬度查圖得大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限==1170Mpa b．接觸疲勞壽命系數(shù)、 查圖6.6得=0.89，=0.92 c．計算許用接觸應(yīng)力 取安全系數(shù)=1，則 =0.86×1170MPa =1006.2MPa =0.85×1170Mpa =994.5Mpa =(1006.2+994.5)/2=1003.35Mpa d.點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查圖得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.48 f．重合度系數(shù) =0.8 h．螺旋角系數(shù) ==0.970 j.材料系數(shù) 由表查得材料系數(shù)=189.8 B.校核計算 (4-23) =2.48×189.8×0.8×0.987× 　=204.20< 接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求 C．齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.6 軸的設(shè)計計算 4.6.1軸的設(shè)計 按軸的材料和結(jié)構(gòu)要求，調(diào)用公用區(qū)的部分?jǐn)?shù)據(jù)，確定出軸的各部分直徑，精確校核軸的強(qiáng)度。軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì) A .確定輸出軸遠(yuǎn)運(yùn)動和動力參數(shù) a．確定電動機(jī)額定功率P和滿載轉(zhuǎn)速 由Y200L─4,查標(biāo)準(zhǔn)JB/T5274─1991 P=30kW, =1470r/min b．確定相關(guān)件效率 帶輪效率=0.94 斜齒輪嚙合效率=0.97 一對滾動軸承的效率=0.98 電動機(jī)─實心軸總效率=0.94×0.97×0.98=0.89 c．輸出軸的輸出功率 =30×0.89=26.7kW d．輸出軸的轉(zhuǎn)速=1470×37/38=1431.32r/min f．輸出軸的轉(zhuǎn)矩 = =1.746×105N·mm B.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖4-2 軸的結(jié)構(gòu)示意圖 a.確定軸上零件的裝配方案 b.確定軸的最小直徑,軸端處僅受轉(zhuǎn)矩,直徑最小 估算軸的最小直徑 45鋼調(diào)質(zhì)處理,查表11.3確定軸的A值,A=133～144 =(133～144) =35.27～38.19 單鍵槽軸徑應(yīng)增大5%～7%,即增大至 b.確定軸的最小直徑 應(yīng)滿足>=38 取=40mm 選擇滾動軸承型號 查軸承樣本,選用型號為7308C的角接觸球軸承,其內(nèi)徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm 4.6.2 對該軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 A．求軸上載荷 a.計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 =6×39/cos15.9o=242.49mm 圓周力 =2×1.746×105/242.49=1140.06N 徑向力==1141.7N 軸向力==1140.06×0.363=413.82N 對軸心產(chǎn)生的彎矩=413.82×242.49/2=50173.8N·mm b.求支反力 軸承的支點(diǎn)位置 由7208AC 角接觸球軸承查手冊 =18mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離 72m 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離 60/2+71=101mm 左支點(diǎn)水平面的支反力 , =(101×1140.06)/(72+101) =666N 右支點(diǎn)水平面的支反力 , =(72×1140.06)/(72+101) =474N 左支點(diǎn)垂直面的支反力 =(101×1141.7+50173.8)/ (72+101) =957N 右支點(diǎn)垂直面的支反力 = (72×1141.7+50173.8)/ (72+101) =765N 右支點(diǎn)軸向反力 B .繪制彎矩圖和扭矩圖 截面C處水平面彎矩 =666×72=47952N·mm 截面C處垂直面彎矩 =957×72=68904 N·mm =765×101=77265 N·mm 截面C處合成彎矩 =70552.8 N·mm =90935.6 N·mm C .彎扭合成強(qiáng)度校核 通過只校核軸上受到的最大彎矩,扭矩,抗拉的截面的強(qiáng)度 危險截面C處計算彎矩 考慮啟動、停機(jī)影響，扭矩為脈沖循環(huán)變應(yīng)力, , =126302.6 N·mm 截面C處計算應(yīng)力 =19.7MPa 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理,由表查得=60Mpa < D. 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 計軸向力產(chǎn)生的拉應(yīng)力的影響 a.確定危險截面 由于在估算時放大了5%以考慮鍵巢的影響,而且截面C上應(yīng)力最大,但由于過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中在該軸段兩端,故也不必校核 b.截面左側(cè)強(qiáng)度校核 抗彎截面系數(shù)= = 6400 抗扭截面系數(shù)==12800 截面左側(cè)的彎矩=52914.6 N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力=8.2MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=13.6MPa 平均應(yīng)力: 彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力, 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力: =6.8MPa 應(yīng)力幅 (4-24) (4-25) 材料的力學(xué)性能 ,, 軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù) =0.05 , =2.6 查附表并經(jīng)插值計算 MPa , MPa 材料的敏性系數(shù) 由r=2,查圖并經(jīng)插值 有效應(yīng)力集中系數(shù) =1.82 =1.26 尺寸及截面形狀系數(shù) 由h=3.5,mm 查圖得 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)mm 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工,由=640Mpa查圖得 =0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 =1 疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼: , 僅有彎曲正應(yīng)力時的計算安全系數(shù) =19.98 僅有扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力時的計算安全系數(shù) =6.65 扭轉(zhuǎn)聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) =6.3 設(shè)計安全系數(shù) 材料均勻,載荷與應(yīng)力計算精確時: S=1.3～1.5 取S=1.5 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 >>S 疲勞強(qiáng)度合格 F. 抗拉強(qiáng)度校核 ==206169.69N (4-26) 式中:—沉渣與轉(zhuǎn)鼓壁的摩擦系數(shù)，一般為0.3～0.85 取=0.5 =241347.01N (4-27) 45鋼 =20.2mm 4.7 空心軸的設(shè)計計算 4.7.1 空心軸的設(shè)計 軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì) A.確定輸出軸遠(yuǎn)運(yùn)動和動力參數(shù) a.確定電動機(jī)額定功率P和滿載轉(zhuǎn)速 由Y200L─4,查標(biāo)準(zhǔn)JB/T5274─1991 P=30kW, =1470r/min b.確定相關(guān)件效率 帶輪效率=0.94 斜齒輪嚙合效率=0.97 一對滾動軸承的效率=0.98 電動機(jī)─空心軸總效率=0.94×0.97×0.98=0.89 c.輸出軸的輸出功率 =30×0.89=26.7kW d.輸出軸的轉(zhuǎn)速=1470×38/37=1500r/min f.輸出軸的轉(zhuǎn)矩 = =1.67×105N·mm B．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖4-3 軸的結(jié)構(gòu)示意圖 a.確定軸上零件的裝配方案 b.確定軸的最小直徑,軸端處僅受轉(zhuǎn)矩,直徑最小 a)估算軸的最小直徑 45鋼調(diào)質(zhì)處理,查表11.3確定軸的A值,A=133～144 (4-28) 式中：—空心軸的內(nèi)徑與外徑之比 =50.5～54.6mm 單鍵槽軸徑應(yīng)增大5%～7%,即增大至53.0～58.4 b）確定軸的最小直徑 應(yīng)滿足>=53.0～58.4mm 所以取=60mm c)選擇滾動軸承型號 查軸承樣本,選用型號7224C的角接觸球軸承,其內(nèi)徑d=120mm,外徑D=215mm,寬度B=40mm，選用型號30224的圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑d=120mm,外徑D=215mm,寬度B=40mm 4.7.2 對軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 A．求軸上載荷 a．計算齒輪受力 齒輪分度圓直徑 =6×37/cos19.95o=234.04mm 圓周力 =2×1.746×105/234.04=1492.05N 徑向力==577.73N 軸向力==1492.05×0.363=541.49N 對軸心產(chǎn)生的彎矩=541.49×234.04/2=63376.6N·mm b．求支反力 軸承的支點(diǎn)位置 由30224圓錐磙子軸承查手冊 =40mm 齒寬中點(diǎn)距上下支點(diǎn)距離 72mm 齒寬中點(diǎn)距支點(diǎn)距離 60/2+309=339mm 左支點(diǎn)水平面的支反力 ,=(339×1492.05)/(72+339)=1230N 右支點(diǎn)水平面的支反力 ,=(72×1492.05)/(72+339) =261N 左支點(diǎn)垂直面的支反力 =(339×577.7+63376.6)/ (72+339) =1121N 右支點(diǎn)垂直面的支反力 = (72×577.7+63376.6)/ (72+339) 　　　　　　　=255N 右支點(diǎn)軸向反力 B. 繪制彎矩圖和扭矩圖 截面C處水平面彎矩 =1230×72=47952N·mm 截面C處垂直面彎矩 =1121×72=68904 N·mm =765×101=77265 N·mm 截面C處合成彎矩 =70552.8 N·mm =90935.6 N·mm C. 彎扭合成強(qiáng)度校核 通過只校核軸上受到的最大彎矩,扭矩,抗拉的截面的強(qiáng)度 危險截面C處計算彎矩 考慮啟動、停機(jī)影響，扭矩為脈沖循環(huán)變應(yīng)力, , =126302.6 N·mm 截面C處計算應(yīng)力 =19.7MPa 強(qiáng)度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理,由表11.2查得=60Mpa < D. 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 計軸向力產(chǎn)生的拉應(yīng)力的影響 a． 定危險截面 由于在估算時放大了5%以考慮鍵巢的影響,而且截面 截面C上應(yīng)力最大,但由于過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中在該軸段兩端,故也不必校核 b． 面左側(cè)強(qiáng)度校核 抗彎截面系數(shù)= = 6400 抗扭截面系數(shù)==12800 截面左側(cè)的彎矩=52914.6 N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力=8.2MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=13.6MPa 平均應(yīng)力 彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力, 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力, =6.8MPa 應(yīng)力幅 材料的力學(xué)性能 ,, 軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù) =0.05, =2.6 查附表并經(jīng)插值計算 Mpa，MPa 材料的敏性系數(shù) 由r=2,查圖并經(jīng)插值 有效應(yīng)力集中系數(shù) =1.82 =1.26 尺寸及截面形狀系數(shù) 由h=3.5 mm 查圖得 扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)mm 表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工,由=640Mpa 查圖得：=0.92 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 =1 疲勞強(qiáng)度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼: 僅有彎曲正應(yīng)力時的計算安全系數(shù) =19.98 僅有扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力時的計算安全系數(shù) =6.65 扭轉(zhuǎn)聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) =6.3 設(shè)計安全系數(shù) 材料均勻,載荷與應(yīng)力計算精確時: S=1.3～1.5 取S=1.5 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 >>S 疲勞強(qiáng)度合格 F. 抗壓強(qiáng)度校核 ==206169.69N =241347.01N 45鋼 =60.2mm 5.結(jié)論 800型立式沉降離心機(jī)的設(shè)計是一項較復(fù)雜的設(shè)計，它是以工廠現(xiàn)行生產(chǎn)的臥式沉降離心機(jī)有關(guān)樣本而設(shè)計的，在技術(shù)上有較大改進(jìn)，不僅排除了現(xiàn)有離心機(jī)在設(shè)計上的缺陷，而且提高了它在生產(chǎn)中的分離效率，提高了生產(chǎn)率，具有較強(qiáng)的競爭力。選擇得當(dāng)將為企業(yè)帶來高效益回報，所以800型立式沉降離心機(jī)將具有很大的市場前景。在不久的將來，該離心機(jī)將廣泛應(yīng)用于石油化工、煤炭、輕工、食品、制藥、冶金等工業(yè)部門和環(huán)境保護(hù)的污水處理。 參考文獻(xiàn) [1] 徐 灝．機(jī)械設(shè)計手冊[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [2] 機(jī)械工程手冊，電機(jī)工程手冊編輯委員會．機(jī)械工程手冊[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995 [3] 徐 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總的來說，這次設(shè)計，使我在基本理論的綜合運(yùn)用以及正確解決實際問題等方面得到了一次較好的鍛練，提高了我獨(dú)立思考問題、解決問題以及創(chuàng)新設(shè)計的能力，縮短了我與工廠工程技術(shù)人員的差距，為我以后從事實際工程技術(shù)工作奠定了一個堅實的基礎(chǔ)。 本次設(shè)計任務(wù)業(yè)已順利完成，但由于本人水平有限，缺乏經(jīng)驗，難免會留下一些遺憾，在此懇請各位專家、老師及同學(xué)不吝賜教。 此次畢業(yè)設(shè)計是在劉仲威老師的認(rèn)真指導(dǎo)下進(jìn)行的。劉老師經(jīng)常為我解答一系列的疑難問題，以及指導(dǎo)我的思想，引導(dǎo)我的設(shè)計思路。在歷經(jīng)三個多月的設(shè)計過程中，一直熱心的輔導(dǎo)。 附 錄 序號 圖名 圖號 圖幅 1 總裝圖 SLLC800-00 A0 2 總裝圖副圖 SLLC800-00 A0 3 主軸部件 SLLC800-04 A1 4 上機(jī)體 SLLC800-46 A0 5 下機(jī)體 SLLC800-53 A0 6 軸 SLLC800.04-13 A2 7 軸 SLLC800.04-14 A2 8 軸承透蓋 SLLC800-04-12 A3 9 軸套 SLLC800-04-10 A4 10 軸套 SLLC800-04-15 A4 27