卧轴式振荡激振器的结构设计计算说明书

本 科 毕 业 设 计 （ 论 文 ）题 目： 卧轴式振荡激振器的结构设计院（系）： 机电系专 业： 机械设计制造及其自动化学生姓名：学 号：指导教师（签名）：主管院长（主任）（签名）：时 间： 年 月 日第 1 页摘要在工程施工中，振荡压实设备得到了广泛的应用。针对已有的振荡压实设备存在效率低、压实效果欠佳、噪声与土体振动污染较严重等缺点这一现状。在本次设计中对一种新型的多功能振动振荡建筑夯进行了研究,其核心技术是机械式振动振荡发生器,由于振动子采用轴线双回式设计,既实现了机械振荡压实原理,又保留了振动压实的优点,可交替使用。该设备采用低频大振幅来适应土体自身的压实频率,引起共振,使夯的振幅再次扩大,使建筑夯的振动能量最大限度地被土体吸收,以此提高土壤的压实度。本文主要是针对振荡激振器的结构设计计算展开的,根据已知的设计参数进行各结构的设计，确定出最优方案，并论证结构可行性。再利用前面的计算结果进行偏心轴和齿轮的结构设计，再进行轴承的选择及校核，以及键的校核，最后综合,考虑整个系统及设计要求，对箱体等进行结构设计。计算说明依据传动系统的传动过程进行依次计算，在保证强度安全的前提下，对整机结构进行设计，对于某些不很重要的结构文中不做详细计算说明。本说明书以计算说明为主兼有文字论述，文中使用大量的强度计算方法及公式，以便保证言之有据，行之有理。关健词: 振动振荡建筑夯，振荡激振器，结构设计 第 2 页AbstractIn the construction,the oscillation compaction equipment has been widely used.Oscillation compaction equipment for the existing low efficiency,poor compaction effect,noiseand vibration pollution of soil and other short comings of this situation is more serious.In this design a new type technology is oscillating mechanical vibrator double design,realized the principle of mechanical vibration compaction,but also retains the advantages of vibratory compaction,can be used interchangeably.The device uses low frequency and large amplitude to adapt to their own soil compaction frequency ,the amplitude of the ram expanded againrammed the building to maximize vibration energy absorbed by the soil,there by improving soil compaction.The design of the structure of the main launch for the exciter, according to known design parameters of the structural design, to determine the best plan, and demonstrate the feasibility of the structure. Re-use the results of the previous calculation of the structural design of shafts and gears, bearings further selection and verification, and the key check, and finally integrated, considering the whole system and design requirements, such as structural design of the rack. The whole working process, including the calculation in some books and corresponding technical drawings of two parts, calculation shows that transmission of the transmission process based on order of calculation. Ensuring the strength of the premise of security, on the whole structure design, for some not very important to the structure of this paper do not do detailed calculation. This manual calculation in both text-based discussion, the paper uses a lot of strength calculation methods and formulas to ensure a well-supported. Key Words:Tamper vibration oscillation architecture, Oscillating vibrator, Physical design第 3 页目录1 绪论 .11.1 课题的提出 11.2 振荡压实设备的发展史 11.3 振动振荡压实及振动振荡器工作原理 21.3.1 振动振荡压实原理 21.3.2 振动振荡器的工作原理 21.4 主要技术特点 31.5 选题的意义 41.6 课题主要工作 41.7 概念累计 .51.8 小结 62 传动装置的设计 .72.1 合理拟定传动方案 .72.2 齿轮间的传动比 .72.3 计算传动装置的运动和动力参数 82.4 小结 83 激振器箱体的结构设计 .83.1 机体箱体构造 83.2 激振器箱体的有关尺寸 93.3 确定最终尺寸 94 传动零件的设计 104.1 设计步骤 .104.2 结构设计 .104.2.1 带轮设计 .104.2.2 大小伞齿轮的设计 .114.2.3 轴设计 .174.2.4 偏心块设计 .244.2.5 轴承的设计 .254.2.6 偏心块连接螺栓 .294.2.7 键 .294.3 小结 .305 箱体的设计 32第 4 页5.1 箱体的强度校核 .325.2 箱体与底座连接与校核 .335.2.1 确定螺栓的直径 .335.2.2 螺栓的强度校核 .335.3 小结 .356 结束语 36附 录 .37致谢 38参考文献 39第 1 页1 绪论1.1 课题的提出 在土石方项目施工中,如何提高施工的效率和效果是各施工单位追求的目标,具体的讲就是如何加大填料铺层厚度,提高压实质量和生产率。要实现这一目标就必须施以切实可行的施工手段,其中包括:对压实土壤的理论研究和运用根据先进理论设计的土壤夯实机械。一般的平板式振动夯实机械因受小振幅振动原理的限制,施工中必须严格控制每铺层的厚度和作业速度,这势必影响生产率的提高。采用新的压实技术和机械是我们达到追求目标的最直接手段。近几年国外开始尝试一种新型的压实技术,突破传统压实方式,发挥夯击压实振幅大、能量大、影响力深、效果好的优势,对提高压实质量和生产率有着十分现实和重要的意义。我们从分析该压实技术特性入手,用理论推导和试验研究相结合的方法来探讨该夯实机械的特点。1.2 振荡压实设备的发展史我国在土建施工中大量使用蛙式冲击夯,由于这种压实设备效率低、压实效果欠佳,_且噪声与土体振动污染较严重,所以国家机电部在 1986 年就曾下文要求废除蛙式冲击夯。国内厂家虽开发了振动平板夯,但由于品种单一,现有产品只适用于沥青路面的修补夯实工作,不能用于土基夯实,所以直到现在国内尚无替代蛙式冲击夯的技术与产品。国外小型压实机械以小型振动碾与振动平板夯居多,在小型建筑工程、基坑与沟槽夯实等场合,后者的应用更为广泛。规格、型号不同的几十种振动平板夯基本满足了施工的不同需求,但对于粘性土的夯实尚不能取得满意的效果。20 世纪 80 年代起，德国 HAMM 公司、日本酒井公司等先后开发成功振荡压路机。他们的研究成果表明:与振动压实相比，振荡压实具有效率高、动力消耗小、噪声与振动污染程度低等优点，但压实深度稍感不足。第 2 页1.3 振动振荡压实及振动振荡器工作原理1.3.1 振动振荡压实原理对被压实材料施加垂直方向激振力的压实称为振动压实（见图 1-1.a） ，只施加水平方向激振力的压实称作振荡压实（见图 1-1.b） ，而振动振荡压实则是两者兼有。a 振动压实 b 振荡压实图 1 -1 振动、振荡压实原理示意图振动压实是利用垂直方向的振动对土基连续地冲击，以达到压实目的，此时作用于土基的振动波以垂直方向为主。土基受压应力作用，沿剪切面破坏或滑移，互相填充和楔紧而密实。振荡压实依靠水平方向振动而形成一交变的激振力，通过钢轮或压板对土基施加水平方向的振动波。在水平激振力的作用下，土基产生交变剪应变；同时水平振动波可有效减少土基中的内摩阻力，降低土基的抗剪强度，使间隙加大、土颗粒下落，空气和水被排出，辅之以静压 （设备自重） ，从而使土基更容易密实。纯振荡由于水平振动波随土基深度的增加而衰减较快，故其深层压实效果不如振动压实；反之，纯振动压实也因缺少振荡的效应而难以达到高质量的表层压实效果。1.3.2 振动振荡器的工作原理振动振荡压实技术的关键部件是振动振荡器（其示意图见图 1-2）它主要由 2 个同轴相向旋转的偏心部件组成，当偏心矩 等于（ 为偏心部件质量； 为偏心距）时，振动振荡器只在一个平面内定向振动。图示状态时，只产生水平振动（即振荡状态） 。第 3 页图 1-2 振动振荡器振荡状态工作示意图单轴双回转振动振荡器主要由 2 个同轴相向旋转的不同形状偏心部件组成，通过 4 个圆弧斜齿轮组成的换向机构实现同一轴线、角速度相同、转向相反的旋转。其独特之处在于将内偏心轴与外偏心轴通过轴承安装在同一轴上，壳体、两偏心块的形状结构、支承点均对称于 A-A 平面,且偏心矩 ；当内外偏心轴反方向旋转时,离心力的合力处于一个平面上。只产生水平振动时，即振荡状态，若将振动振荡器旋转 90安装，则只产生垂直振动（即振动状态）；而在 090范围内任一角度，则既有水平振动又有垂直振动 （即振动振荡状态） ；通过一操作手柄，可改变合力方向，即控制激振力在范围内任一平面位置可调，实现建筑夯的正反行走和振幅大小、速度快慢的调整，以及原地夯实等多项功能，操作简单、快捷。该结构不仅可实现振荡压实，又保留了振动压实的优点，从而实现纯振动、纯振荡和振动振荡 3 种压实状态。可根据不同压实材料或不同压实阶段，调整工作状态，以达到最佳压实效果。1.4 主要技术特点振动振荡建筑夯实机具有明显的特点，与国内外同类产品技术比较见表 1-1。第 4 页表 1 -1 新型振动振荡建筑夯实机与同类产品技术的比较1.5 选题的意义为提高小型压实机械的技术水平，开发出蛙式冲击夯的替代产品，攻克振动平板夯不适用于粘土夯实的难题。1.6 课题主要工作卧轴式振荡激振器由电机通过皮带传动带动振动振荡器工作，振动振荡器为单轴双回转式。当防尘皮带轮轴带动外偏心轴旋转时，同时通过传动伞齿轮带动内偏心轴反方向旋转。这时，内偏心轴与外偏心轴上离心力的合力正好在一个平面的俩个方向上交替出现，及夯体处于振荡状态。本文的主要工作有:1.通过对振荡压实设备实际工作状况及工作机理的分析，了解振荡激振器整机模型，以及，对其进行结构分析，建立整机模型；2.文中详细说明了振荡激振器的总体设计方案；3.本文提出了该设备传动零件的设计方法和步骤，研究了一些动参数的计算及选择，给出了可供工程设计用的参数计算公式及选择方法，为整机的设计第 5 页工作奠定了一定的基础。1.7 概念累计1. 激 振 器 的 概 念 和 分 类激振器（vibration exciter）是附加在某些机械和设备上用以产生激励力的装置，是利用机械振动的重要部件。激振器能使被激物件获得一定形式和大小的振动量，从而对物体进行振动和强度试验，或对振动测试仪器和传感器进行校准。激振器还可作为激励部件组成振动机械，用以实现物料或物件的输送、筛分、密实、成型和土壤砂石的捣固等工作。按激励型式的不同，激振器分为惯性式电动式、电磁式、电液式、气动式和液压式等型式。激振器可产生单向的或多向的，简谐的或非简谐的激励力。2.振 幅振 幅 大 小 是 提 高 振 动 压 实 的 关 键 。 一 般 认 为 ， 提 高 转 速 就 可 以 提 高 激 振力 ， 而 提 高 激 振 力 就 又 提 高 了 压 实 度 。 通 过 实 验 我 们 发 现 ， 压 实 度 的 高 低 主要 取 决 于 振 幅 大 小 。 测 试 表 明 ， 振 动 器 的 离 心 力 与 传 递 到 土 体 的 振 动 能 量 之间 并 不 存 在 直 接 关 系 ， 而 振 幅 是 提 高 压 实 度 的 首 要 因 素 。 美 国 建 筑 工 业 协 会（ CIMA） 也 得 出 了 同 样 的 结 论 。3. 振 动由 于 垂 直 振 动 的 作 用 ， 夯 板 使 土 壤 中 产 生 强 大 的 冲 击 压 力 波 ， 能 量 可 达到 建 筑 自 重 的 十 几 倍 或 几 十 倍 ， 使 土 壤 得 到 很 好 的 密 实 ， 而 不 完 全 是 激 振 力 。4.振 荡水 平 振 荡 作 用 使 土 壤 内 摩 擦 阻 力 减 小 ,使 土 壤 的 抗 剪 强 度 降 低 ,从 而 使抗 压 阻 力 逐 渐 变 小 。 在 重 力 (包 括 机 械 的 重 量 和 土 壤 的 自 重 )作 用 下 土 壤 易于 压 实 。 在 振 荡 状 态 下 ,土 壤 颗 粒 之 间 的 水 平 阻 力 减 小 ,逐 步 增 加 颗 粒 之 间的 间 隙 ,十 分 有 利 于 土 壤 颗 粒 之 间 的 下 落 或 小 颗 粒 落 人 大 颗 粒 空 隙 之 间 ,也有 利 于 土 壤 中 水 和 空 气 的 排 出 。 第 6 页5.共 振土 壤 被 密 实 到 一 定 程 度 ,就 会 逐 渐 变 成 一 个 弹 性 体 ,所 以 土 壤 相 应 的 频率 也 随 密 实 度 的 增 加 而 变 高 。 在 这 个 土 壤 频 率 变 高 的 过 程 中 ,其 中 必 有 一个 频 率 与 建 筑 夯 振 动 频 率 接 近 或 一 样 ,因 此 夯 体 与 土 壤 产 生 共 振 ,建 筑 夯 的振 动 能 量 和 土 壤 自 身 及 所 吸 收 的 能 量 同 时 被 加 大 ,共 振 体 的 振 幅 也 被 扩 大 ,这 样 对 土 壤 的 压 实 大 有 好 处 。对 多 功 能 振 动 振 荡 建 筑 夯 的 研 究 在 土 体 压 实 机 理 上 提 出 了 “振 幅 ”的新 论 点 ,即 把 振 幅 的 提 高 作 为 提 高 压 实 度 的 关 键 。 大 量 工 程 试 验 结 果 表 明 ,提 高 振 动 的 转 速 、 频 率 得 到 较 高 的 激 振 力 ,实 际 上 与 传 递 到 土 体 的 振 动 能 量之 间 不 存 在 直 接 关 系 。 只 有 在 建 筑 夯 振 动 频 率 与 被 压 实 土 壤 的 固 有 频 率 接 近或 相 同 的 条 件 下 ,夯 体 与 土 壤 产 生 共 振 ,再 提 高 建 筑 夯 的 振 幅 ,才 能 使 建 筑夯 的 振 动 能 量 最 大 限 度 地 被 土 壤 吸 收 ,此 时 压 实 度 将 明 显 提 高 。 6.密 实 土 壤 机 理1)传 统 的 振 动 压 实 机 械 是 将 振 动 器 所 产 生 的 高 频 小 振 幅 振 动 传 给 土 壤 ,使土 壤 颗 粒 发 生 接 近 自 身 固 有 频 率 的 振 动 ,靠 自 重 相 互 靠 近 以 促 使 土 壤 密 实 度增 加 ;振 动 振 荡 压 实 是 利 用 板 面 直 接 对 土 壤 施 加 低 频 大 振 幅 的 冲 击 作 用 ,瞬时 释 放 出 大 的 振 动 力 和 冲 击 能 量 ,使 土 壤 颗 粒 在 水 平 方 向 和 垂 直 方 向 产 生 大的 运 动 加 速 度 和 位 移 ,排 出 土 体 内 的 气 体 和 液 体 ,使 密 实 度 增 加 。2） 一 般 的 平 板 式 振 动 夯 实 机 产 生 激 振 力 的 振 动 器 质 量 小 ,被 压 材 料 表面 应 力 不 大 ;振 动 振 荡 夯 实 机 产 生 振 动 作 用 的 质 量 大 ,是 整 个 夯 机 ,对 土 壤的 应 力 变 化 速 率 大 ,可 产 生 强 制 性 的 压 缩 作 用 ,具 有 较 好 的 夯 击 压 实 效 果 。1.8 小结建筑业的巨大发展导致对压实机械的需求猛增,对技术性能也提出了更高要求。为此,本项目在开发多功能振动振荡建筑夯时特别注重技术创新,其创新点及对夯实机械领域技术进步的推动作用表现在以下几方面:l采用单轴双回式振子结构,使两个振动偏心块围绕一轴相反同步转动,两偏心块的合力完全集中在同一个切平面内两个相反的方向上,其它方向上合力为零。这种结构比双轴结构简单合理,激振力集中。2通过一操作手柄,可使在一个切平面内的激振力作 360 度旋转,从而实现振动振荡无级过渡、正反行走、原地夯实以及一定频率下振幅、速度可调等第 7 页功能。3提出了“振幅”理论,把振幅大小作为提高压实度的关键。通过大量工程试验和理论分析,表明振动器的离心力(激振力)与传递到土体的振动能量之间没有直接关系,而振幅大小与压实度密切相关。第 8 页2 传动装置的设计传动装置总体设计的目的是确定传动方案、计算传动装置的运动和动力参数，为计算传动准备条件。2.1 合理拟定传动方案机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成，传动装置在原动机与工作机之间传递运动和动力，并藉以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、涡轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有总要意义。本次设计设定的原动机输出功率为 7.5kw，带传动的承载能力较小，传递相同转矩时结构尺寸较其它传动形式大，但是传动平稳，能缓冲减振，而该激振器应避免有害振动，以减小对激振器本身所产生激振力的影响，所以电动机和主传动轴之间选择带传动，同时，考虑到激振器箱体较大，齿轮传动不宜采用机体内部浸油润滑，且本次设计的卧轴式振荡激振器为重型机械，对齿轮传动的维护维修不易，故齿轮传动采用箱体外布置，综合考虑，传动方案如下：1.齿轮传动形式为圆锥斜齿轮传动，圆锥斜齿轮一般只需计算轮齿的弯曲强度，考虑齿面磨损，锥齿轮传动一般用于低速，为使支撑结构简单，常采用斜齿。2.由于润滑和密封条件差，灰尘大，要注意材料配对，使轮齿具有较好的减摩和耐磨性能；大齿轮材料应考虑其毛培尺寸和制造方法。3.锥齿轮支承刚度较小，齿宽系数应取小一些，以减轻轮齿载荷集中。4.检查齿轮尺寸与传动装置和工作机是否相称。2.2 齿轮间的传动比参考振动机械的理论与动态设计方法 ，单轴双回转振荡激振器包括一个高速轴及另一个反向等速回转的低速轴，通过参照类似机械的设计经验，初步确定本次设计的 V 带传动传动比 =2.8，两个偏心轴之间传动比 =3.57。1i 2i第 9 页2.3 计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，要推算出各州的转速和转矩（或功率） 。1.各轴转速初步选定外偏心轴的转速 =514.9r/min,所以内偏心轴的转速，1n=144.06 r/min。2n2.各轴的输入功率设计时不考虑损失，故防尘皮带轮轴的输入功率为： P 7.50.9937.4kwdp3不考虑各轴之间的传动损耗，则内偏心轴的输入功率为 2 6.9kw。P42.4 小结本章确定了整机的传动方案，采用两对相同的大小伞齿轮传动，并给出了合适的传动比 i=3.57。初步计算出了所需的运动和动力参数如： =514.9 r/min；1n=144.06 r/min。设计时不考虑损失 7.4kw， 6.9kw。2n P3 激振器箱体的结构设计3.1 机体箱体构造激振器箱体是用以支持和固定轴系零件，箱体结构对振动振荡建筑夯的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本有影响，设计时要全面考虑。根据设计要求，设计结构简图如图 3-1 所示：第 10 页图 3-1 激振器外形简图3.2 激振器箱体的有关尺寸机体材料多用铸铁（HT150 或 HT200）制造，但在重型机体中，为了提高机体强度，又有用铸钢铸造的。铸造机体重量大，适于成批生产。机体也可用钢板焊接而成，且焊接机体比铸造机体轻 1/41/2，生产周期短，但焊接是容易产生热变形，故要求较高的技术，并应在焊接后退火处理。而本设计是有针对性的，不打算批量生产，而且箱体体积较大，不易铸造，所以选择用铸铁激振器箱体，借鉴减速器铸造箱体的尺寸经验公式，计算激振器箱体的有关尺寸。箱体壁厚：=10mm螺栓直径：d=8mm3.3 确定最终尺寸确定激振器箱体的最终结构尺寸为长宽高：405290290mm， 第 11 页4 传动零件的设计4.1 设计步骤1. 方案设计通过查阅资料、调研、测绘等工作，利用经验及类比等方法，初步确定包括激振系统、振动框架、传动系统等的激振器的总体结构。2.结构设计根据确定的结构、参数等进行各个零部件的详细设计，包括零部件的刚度与强度分析、具体结构设计等，完成激振器的图纸设计。4.2 结构设计4.2.1 带轮设计计算功率 ：由表查得工况系统 =1.4 故 = =1.4*7.5=10.5;CPAKCPA*选择胶带型号：依 =10.5KW， =514.9r/min 由图确定型号， A 型；1n确定带速/基准直径：由表得，取 =75mm，考虑弹性滑动时带轮直径1d= （1- ）=100mm。2d1n校核带速：v= /(60*1000)=3.14*125*1440/(60*1000)1nd=4.71m/s25m/s带速合适；初选中心距：按 0.7（ ） 2（ ）,21d0a21d308 880, =600mm.0a0=1905.8mm；024/)()(2/1210 addLd a=652.9mm;第 12 页校核小带轮包角： ；00210 126.793.5*-8ad确定带的根数（ ）：Z= ； =0.98， ;计算Zp,0LCKP)(0 9.K得 Z=5.12 根；取整数得 Z=6；初定拉力：初拉力公式为 ；查表得20 )19./52)(*/5qvZVFCq=0.17kg/m；故计算得， 。N6.21计算作用在轴上的力： ； ；20sinZQN7.538查机械设计手册和机械设计下册课本得知：1.材料： 铸铁 HT1502.结构： 由设计课本知 小带轮采用 实心式带轮大带轮采用 实心式带轮大带轮基本图形如下图 4-1 所示；图 4-1 大带轮第 13 页4.2.2 大小伞齿轮的设计1.齿轮的计算与校核1）已知：P =7.5kw n =1440r/min 电 电选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数按图示的传动方案，选用斜齿锥齿轮。选用 7 级精度（GB 10095-88） 。材料选择。选择小伞齿轮材料为 45 钢（调制） ，硬度为 270 HBS，大伞齿轮材料为 45 钢（调制）,硬度为 240 HBS ,二者材料硬度差为 30 HBS。选取小齿轮齿数 z1=21,大齿轮齿数 z2=61.2） 按齿面接触强度设计由文献【6】P203 设计计算公式进行试算，即：d 2.32 (4-1)t1 321HEdZKT试选载荷系数 K =1.4.t 计算小齿轮传递的扭矩。T = =（9.5510 7.5）514.9=1.3910 Nmm 1150.9nP电5 5(4-2) 由文献【6】表 10-7 选取齿宽系数 =0.5 （小齿轮做悬臂布置） 。d 由文献【6】表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z =189.8 Mpa 。E21 由文献【6】图 10-21d 按齿面硬度查得：小伞齿轮的接触疲劳强度极限 = 1080Mpa ；1limH大伞齿轮的接触疲劳强度极限 = 975Mpa ； 2li 由文献【6】式 10-13 计算应力循环次数第 14 页（4-3）91 1037812060hjLnN（4-9928.34）由文献【6】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K =0.92 ；K =0.961HN2HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S=1 ，由文献【6】式（10-12）得(4-5)MpaSHN9751082.1lim1 =096975=936Mpa (4-6)Kli223）校核由文献【6】设计计算公式（10-9a）进行试算，即：d 2.32 (4-7)t1 321HEdZT确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 K =1.3.t 计算小齿轮传递的扭矩。T = =4.3810 Nmm1150.9nP电6 由文献【6】表 10-7 选取齿宽系数 =0.5 （小齿轮做悬臂布置） 。d 由文献【6】表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z =189.8 Mpa 。E21 由文献【6】图 10-21d 按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限 = 600Mpa ；1limH大齿轮的接触疲劳强度极限 = 550Mpa ； 2li第 15 页 由文献【6】式 10-13 计算应力循环次数N =60n jL =601015000=3.6101h 7N = = =1.8102i06.377 由文献【6】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K =0.95；K =0.971HN2HN取失效概率为 1% ，安全系数 S=1.4 ，由文献【18】式（10-12）得：= =407.1MPaSHN1lim14.6095= =381MPa2li2.7对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.6 并圆整为标准值 m=2.75,按接触强度算得的小齿轮的分度圆直径 d =420mm,算出小齿轮齿数120.75.961mdZ故得大齿轮齿数 8.2这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。大伞齿轮外形如图 4-2第 16 页图 4-2 大伞齿轮小伞齿轮轴结构外形如图 4-3图 4-3 伞齿轮轴2. 齿轮的润滑本设计采用开式齿轮传动方式，开式齿轮传动中易落入灰尘、屑等外部介质而造成润滑油污染，齿轮易于产生磨料磨损。当对开式齿轮给以覆盖时，在相同的工作条件下，开式齿轮的润滑要求与闭式齿轮相同。本设计伞齿轮采用脂润滑。3. 结构设计由文献【6】得：对于小齿轮：d =432mm B=215mm m =2.75a nC=(0.2 0.3)B (4-23)=(0.2 0.3)215第 17 页=43 64.5mm 取 C=60mmn =0.56=3mm1D d -(10 14)m (4-24)0an=432-(10 14)6=362mmD =144mm4D =1.6 D =1.6144=230.4mm (4-25)34D =(0.25 0.35)( D - D ) (4-26)203=(0.25 0.35) ( 362- 230.4)=32.9 46.06 取 D =40mm2D = = =296.2mm (4-27)12304.06由文献【6】得：对于大齿轮：取 25.529/7.8/RB=107 =72mnd.81mdRm7501=175Rm75.6.02=87hdaa42cos114计算大小齿轮的重合度 从理论上讲，重合度 就能保齿轮的连续传动，但因为齿轮的制造、a1安装不免有误差，为了保证齿轮传动的连续，应使计算所得的 值大于后至少a等于许用值 ，即许用的 值是随齿轮传动的使用要求和制造精度而定的，aa第 18 页常用的一半机械制造业许用重合度 。a1.4参照重合度 推荐值，一般机械制造业许用重合度 1.4。 1)计算大小齿轮配合的重合度由文献 8】两轮的分度圆半径、齿顶园半径、齿顶园压力角分别为：r = mz /2 =2mm21mm/2=21mm (4-28)1r = mz /2 =2mm61mm/2=61mm 2= r + m =(210+16)mm=216mm (4-29)1aah=r +h m=(420 +16)mm=426mm2aa= (r /r )= (210 /216)=24 (4-30)1arcos11arcos0cs20= (r /r )= (420 /426)=22.112a22a又因两齿轮按标准中心距安装，故 。于是，由式可得： =z （ - ）+z （ - ）/(2 ) a 11tnat22tant(4-31)=70（tan24 -tan20 ）+140（tan22.11 -tan20 )/(2 )0000=1.85 1.4 (符合要求)同理，计算两大齿轮的重合度为 1.89，也符合要求。4.2.3 轴设计1.外偏心轴的结构设计：有已知可得轴上的功率、转速 n 和转矩 T .4N362.70sinta235sintaF 819co.40co.N2a11r1 mtdT2.初步确定外内偏心轴的最小直径第 19 页由文献【6】公式得：d = A (4-32.095nPT03/np32)选轴的材料为 45 钢，调制处理由表 15-3 查取 A =120,于是得：0d1min= A =84mm031/np对于内偏心轴，调质处理。P =6.9kw , n2 = 607.5r/min2T2 = 97.3 Nm由表 15-3 查取 A =120,于是得：0d2min= A =47mm032/np对于直径 d100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大 3%；由于轴上需要安装1 个大齿轮，需开一个键槽。故 d 2min（1+3%）45取 d2min=47mm3.校核外偏心轴的强度：1) 求大偏心块的质量：设小偏心块的宽度为 2y ,高度为 b则 y +（b+50 ） =21022V=800yb要使质量 m 达到最大，只需 yb 最大令 S = y b = b 210 -（b+50） 21222则 （S ） =b-4 b -300b+83200=0 b=111.5mm则 y=134mmV =b2y0.8=0.11520.1340.8=0.024mmax1 3第 20 页m = V =7.851030.024=96.32kgax1max1按产生最大离心力时外偏心轴的强度，即 f=6Hz则 w =2 w =24rad/s w =2f=12rad/s122偏心距 e =b/2+50=111.5/2+50=95mmF = m e w =96.3295(24)1离 12 2=113147N外偏心轴的受力简图 4-4：图 4-4 弯矩图q = F /0.8=141434N/m1离N =N = F /2=56573.5N21离T1 = 9550000pn 1=9.551067.51440=7.331056Nmm=733NmM = N 0.4- 0.2F /2max11离=11314.7Nm由文献【6】公式 15-5 得： (4-22)(TMca133)第 21 页=0.1d =0.10.1 =101334取 .0则 =113.17Mpa60 MPa42210)7.(.ca故轴的直径太小，应加大。取 d1=130mm,重新校核则： y +（b+65 ） =21022V=80yb要使质量 m 达到最大，只需 yb 最大令 S = y b = b 210 -（b+65） 21222则 （S ） =b-4 b -260b+79750=0 b=112.4mm则 y=112.4mmV =b2y0.8=0.112420.11240.8=0.0202mmax1 3m = V =7.851030.0202=96.32kgamax1按产生最大离心力时外偏心轴的强度，即 f=6Hz则 w =2 w =24rad/s w =2f=12rad/s122偏心距 e =b/2+65=95mF = m e w =96.3295(24)1离 12 2=109166N内偏心轴的受力简图 4-5：第 22 页图 4-5 弯矩图q = F /0.8=136457.6N/m1离N =N = F /2=54583N21离T1 = 9550000pn 1=9.551067.51440=7.33105Nmm=733NmM = N 0.4- 0.2F /2max11离=10916.6Nm由公式 15-5 得： （4-22)(TMca134） =0.1d =0.10.13133取 .0=50.7Mpa60 Mpa3221.)7(69ca故外偏心轴的直径合理，满足强度要求。轴的外形尺寸确定如下：A 段： =47mm 为安装锥齿轮1dB 段： =55mm，为安装轴套及轴承2dC 段： =64mm，定位3D 段： =64mm， 为便于安装偏心块4dE 段： =64mm，定位5第 23 页确定各段轴的长度A 段： =56mm，B 段： =100mm，C 段： =40mm, D 段：L4=120mm ，E1L2L3L段： =40mmF 段： =20mm56校外偏心轴的强度：1) 求最大偏心块的质量：设大偏心块的宽度为 2x ,高度为 a则 x +（a+60 ） =42022V=80xa要使质量 m 达到最大，只需 xa 最大令 S = a x = a 420 -（a+60） 2222则 （S ） =a-4 a -360a+345600=02 a=25.4mm则 x=28.7mmV =a2x0.8=0.252420.28070.8=0.1134mmax2 3m = V =7.851030.1134=80.03kgamax2按产生最大离心力时校核轴的强度，即 f=3Hz则 w =2 w =24rad/s w =2f=12rad/s122偏心距 e =35mmF = m2 e2 w =80.0335(12)离 2=235336.4N轴的受力简图 4-6：第 24 页图 4-6 弯矩图q2= F /0.8=294170.5N/m离N =N = F /2=117668.2N12离T2 = 9550000pn 2=9.551067.5144.06=1459NmM = N 0.4- 0.2F /2max12离=23533.64Nm由公式得： 22)(Tca1=0.1d =0.10.12133取 .0则 =136.2Mpa60 Mpa3221.0)459(6.5ca故轴的直径太小，应加大。取 d2=160mm,重新校核。则 x +（a+80 ） =4202V=800xa要使质量 m 达到最大，只需 xa 最大令 S = a x = a 420 -（a+80） 2222则 （S ） =a -4 a - 480a+340000=02 a=237.7mm则 x=274.7mmV =a2x0.8=0.237720.27470.8=0.1045mmax2 3第 25 页m = V =7.851030.1045=80.03kgax2max2按产生最大离心力时校核轴的强度，即 f=6Hz则 w =2 w =24rad/s w =2f=12rad/s122偏心距 e =a/2+80=237.7/2+800=35mmF = m2 e2 w =80.0335(12)离 2=231597.2N轴的受力简图 4-7：图 4-7 弯矩图q2= F /0.8=289496.5N/m离N =N = F /2=115798.6N12离T2 = 9550000pn 2=9.551067.5144.06=1459NmM = N 0.4- 0.2F /2max12离=23159.72Nm由公式 15-5 得： 22)(TMca1=0.1d =0.10.16 （4-13335）取 .0