0030-立式沉降離心機設計【畢業(yè)設計全套CAD+優(yōu)秀論文+外翻】,畢業(yè)設計全套CAD+優(yōu)秀論文+外翻,立式,沉降,離心機,設計,畢業(yè)設計,全套,cad,優(yōu)秀論文,外翻 立式沉降離心機 摘要：本文介紹了立式沉降離心機的性能參數(shù)、結構原理和分析、轉(zhuǎn)鼓的設計計算、軸設的設計計算及校核、斜齒輪的設計計算以及設計來源。立式沉降離心機是以工廠現(xiàn)行生產(chǎn)的臥式沉降離心機有關樣本為基礎設計出的新型沉降離心機。?立式沉降離心機可以克服現(xiàn)行螺旋卸料沉降離心機占地面積（或體積）大和現(xiàn)在常用的兩種差速變速器（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）結構復雜，價格昂貴等缺點, 并且該立式沉降離心機能使濾料在轉(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延長10~15倍（1—5min），從而提高了分離效果。?該立式沉降離心機 工作可靠，運行平穩(wěn)，產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定，操作維護簡單，噪音小；對物料適應性好，結構緊湊，其進料口、出液口和出渣口便于連接到生產(chǎn)自動線上等優(yōu)點。整個操作過程是在全速、連續(xù)運轉(zhuǎn)下自動進行。它的生產(chǎn)率為每小時排出3 渣。它將廣泛應用于石油、化工、冶金、醫(yī)藥、食品及輕工等部門和環(huán)境保護的污水處理。 關鍵詞：沉降離心機；帶輪；斜齒輪；轉(zhuǎn)鼓；軸 Design of vertical subsidence centrifuges Abstract：This article introduces the vertical subsidence centrifuges performance parameter, structure principle, rotor drum, axis, and helical gear design calculation. The vertical subsidence centrifuges are innovated from the factory present production horizontal-type subsidence centrifuge related sample . The vertical subsidence centrifuges may overcome the present spiral outloading and the present commonly used two inter-species differences fast transmission gearbox (have cycloid pin gear planetary transmission and twin-stage 2K-H involute gear planetary transmission) the structure complex, the price is expensive, And this vertical subsidence gentrifugelism function causes to filter the material (namely solid fluid separation time) to lengthen 10~15 in rotor drum dead time compared to the present horizontal-type subsidence centrifuge to double (1～5min), thus improve the separation effect. This vertical subsidence centrifuge work reliable, it can movement steadily, product quality stable, operate maintenance simply, the noise is small; The machine is adept to material compatibility good, the structure is compact, ard, the fluid outlet and the slag notch are advantageous to connect the production from the generatrix superior merit. The entire operating process is under full speed. The work is carried on automatically. Its productivity discharges 3 m3 dregs for each hour. It will appled widely to the environmental protection petroleum, chemical industry, metallurgy, medicine, food and light industry sewage treatment,and so on. Key words：Subsidence centrifuge; belt wheel; Helical gear ;Rotor drum; Axis 目錄 1前言 1 1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術要求 1 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 1 1.3 預期的成果及其理論意義 2 2 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀介紹 3 3 總體方案論證 4 4 具體設計說明 6 4.1 離心機轉(zhuǎn)鼓設計 6 4.1.1 離心機轉(zhuǎn)鼓壁厚計算 6 4.1.2 轉(zhuǎn)鼓的強度校核 7 4.2 離心機驅(qū)動功率計算 8 4.3電機的選用 10 4.4 帶輪的設計計算 10 4.5 齒輪的設計與計算 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.按齒根彎曲疲勞強度設計 13 4.5.3.校核齒面接觸疲勞強度 15 4.6 軸的設計計算 15 4.6.1軸的設計 15 4.6.2 對該軸進行強度校核 16 4.7 空心軸的設計計算 20 4.7.1 空心軸的設計 20 4.7.2 對軸進行強度校核 21 5.結論 25 主要參考文獻 26 致　謝 27 附 錄 28 立式沉降離心機 1前言 立式沉降離心機,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行沉降分離的離心機。該螺旋卸料沉降離心機中，沉渣沿轉(zhuǎn)鼓內(nèi)壁的移動全靠螺旋輸送器與轉(zhuǎn)鼓的相對運動來實現(xiàn)。此離心機具有能連續(xù)工作、對物料適應性好、結構緊湊等優(yōu)點。 1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術要求 A.本課題來源：本課題來源于對沉降式離心機市場的調(diào)研結果。眾所周知，沉降式離心機是在高速旋轉(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行沉降分離的離心機。沉降離心機分間歇操作和連續(xù)操作兩種類型。工業(yè)上常用的間歇操作沉降離心機有三足式沉降離心機和刮刀卸料沉降離心機。連續(xù)操作沉降離心機常用的為螺旋卸料沉降離心機。 B.基本前提條件：以工廠現(xiàn)行生產(chǎn)的臥式沉降離心機有關樣本；設計立式結構離心機，該離心機轉(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；電機功率：小于30KW。 C.技術要求： a.該立式沉降離心機能使濾料在轉(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延長10～15倍（1—5min），從而提高分離效果； b.本機工作時濾料由上部料斗的進料口進入，同時電機起動運轉(zhuǎn)；濾料在由螺旋送料機構輸送的同時被離心機進行沉降分離——被分離的濾液和濾渣各行其道，分別經(jīng)離心機的出液口和出渣口被引出機外；整個操作過程是在全速、連續(xù)運轉(zhuǎn)下自動進行； c.進料口直徑不小于50mm； d.離心機工作安全、可靠，運行平穩(wěn)，產(chǎn)品質(zhì)量穩(wěn)定，操作維護簡單； f.生產(chǎn)率為每小時排出渣3立方米； g.本機結構緊湊，其進料口、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是全速運轉(zhuǎn)、連續(xù)進料、沉降分離和卸料的離心機。(1)螺旋卸料沉降離心機中，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。該兩種變速器結構復雜，價格昂貴，往往使用戶望而卻步。(2)現(xiàn)有沉降離心機在提高其分離因數(shù)的同時帶來了像占地面積大或分離時間長等缺點 b.設計思路: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)的運行速度，即延長固、液（或液、液）分離時間，以達到充分脫液之目的。為克服現(xiàn)行螺旋卸料沉降離心機的缺點，本設計旨在提供一種能解決上述缺點和弊端的新型機種——立式（螺旋卸料）沉降機。差速變速器設計成斜齒輪結構。 1.3 預期的成果及其理論意義 通過對立式沉降離心機的各種設計要求和性能的改變，使離心機在不增加占地面積的情況下提高了分離效率，達到了增加生產(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構復雜，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和弊端的新型機種——立式（螺旋卸料）沉降機和斜齒輪差速變速器。 2 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀介紹 綜觀國內(nèi)沉降離心機之發(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增大乃至造成離心機之成本劇增；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 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 。大長徑比的離心機的整機軸向尺寸均較大（除與轉(zhuǎn)鼓 L/ D 有關外，還與差動變速器軸向尺寸有關），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的的缺點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)的運行速度，即延長固、液（或液、液）分離時間，以達到充分脫液之目的。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結構簡圖 方案二：為克服現(xiàn)行螺旋卸料沉降離心機的缺點，重新設計一種能解決上述缺點和弊端的新型機種——立式（螺旋卸料）沉降機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 立式離心機結構簡圖 4 具體設計說明 立式沉降離心機,由轉(zhuǎn)鼓、主軸、軸承、殼體、帶傳動組件(皮帶輪及皮帶等) 組成。 立式沉降離心機的基本參數(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、離心機由靜止到達工作轉(zhuǎn)速所需的啟動時間等。對于這些參數(shù),設計過程中可以通過查閱有關資料找到所需要的參數(shù) 4.1 離心機轉(zhuǎn)鼓設計 離心機轉(zhuǎn)鼓優(yōu)化設計的目標函數(shù)選為轉(zhuǎn)鼓的質(zhì)量。質(zhì)量為最小,不僅可節(jié)省機器造價還可以降低離心機的啟動功率,降低消耗。 ? 離心機轉(zhuǎn)鼓是離心機的關鍵部件之一。一方面，轉(zhuǎn)鼓的結構對離心機的用途、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)生很大的工作應力，一旦發(fā)生強度破壞，必將產(chǎn)生極大的危害，尤其是有時由于應力過高發(fā)生“崩裂”，常會引起嚴重人身傷害事故。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)鼓設計不當、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。這已引起了設計人員、制造廠家和使用部門的重視，經(jīng)常進行三足式離心機事故原因的診斷、分析與研究。因此，對離心機轉(zhuǎn)鼓設計計算的分析研究也是十分必要的。 4.1.1 離心機轉(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)鼓的強度校核 轉(zhuǎn)鼓應力: 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, 　 ———加強箍系數(shù),Z=1 圓筒部分應力: b.轉(zhuǎn)鼓錐體部分 空轉(zhuǎn)鼓旋轉(zhuǎn)時鼓壁內(nèi)的環(huán)向應力: (4-8) (4-9) 物料載荷離心力產(chǎn)生的鼓壁環(huán)向應力: 錐段應力: 取其大者,轉(zhuǎn)鼓強度滿足要求。 4.2 離心機驅(qū)動功率計算 離心機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 離心機轉(zhuǎn)動時克服轉(zhuǎn)鼓的慣性力所需功率 離心機起動時間 30～240s (4-10) ==21.48kw b.加入轉(zhuǎn)鼓內(nèi)的物料達到工作轉(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和連續(xù)操作過濾離心機 e=1×10-3R 大約為120kg e=1×10-3R =120×3.5＝421.82N N 3== =0.044 kw 機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.離心機所需消耗總功率 = 21.48+0.004+0.044+0.476>22 kw 4.3電機的選用 電機的容量（功率）選用是否合適，對電機的工作和經(jīng)濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電機不能保證工作工作裝置的正常工作，或電機因長期過載而過早損壞；容量過大則電機的價格高，能量不能充分利用，且因經(jīng)常不在滿載下運動，其效率和功率因數(shù)都較低，造成浪費。所以電機的選用（IP44）Y200L—4，定功率P=30kw ，步轉(zhuǎn)速r=1470r/min。 4.4 帶輪的設計計算 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.確定帶輪的結構尺寸,繪制帶輪工作圖 4.5 齒輪的設計與計算 4.5.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù) 考慮此設計要求結構緊湊,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斜齒輪結構示意圖 因為電機轉(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.按齒根彎曲疲勞強度設計 (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度、 查圖6.9得==380MPa d.應力循環(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.計算許用彎曲應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4，應力修正系數(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)和應力校正系數(shù) =37/=40 =38/=41.08 由表6.4查取齒形系數(shù)和應力校正系數(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 < 故按大齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計 j .重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù) 取=0.7, =0.86 B .設計計算 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)總體結構設計宜取=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度極限、 按齒面硬度查圖得大小齒輪的接觸疲勞強度極限==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.點區(qū)域系數(shù) 查圖得節(jié)點區(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< 接觸疲勞強度滿足要求 C．齒輪結構設計 4.6 軸的設計計算 4.6.1軸的設計 按軸的材料和結構要求，調(diào)用公用區(qū)的部分數(shù)據(jù)，確定出軸的各部分直徑，精確校核軸的強度。軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì) A .確定輸出軸遠運動和動力參數(shù) a．確定電動機額定功率P和滿載轉(zhuǎn)速 由Y200L─4,查標準JB/T5274─1991 P=30kW, =1470r/min b．確定相關件效率 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─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.軸的結構設計 圖4-2 軸的結構示意圖 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 單鍵槽軸徑應增大5%～7%,即增大至 b.確定軸的最小直徑 應滿足>=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 對該軸進行強度校核 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 軸承的支點位置 由7208AC 角接觸球軸承查手冊 =18mm 齒寬中點距左支點距離 72m 齒寬中點距右支點距離 60/2+71=101mm 左支點水平面的支反力 , =(101×1140.06)/(72+101) =666N 右支點水平面的支反力 , =(72×1140.06)/(72+101) =474N 左支點垂直面的支反力 =(101×1141.7+50173.8)/ (72+101) =957N 右支點垂直面的支反力 = (72×1141.7+50173.8)/ (72+101) =765N 右支點軸向反力 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,抗拉的截面的強度 危險截面C處計算彎矩 考慮啟動、停機影響，扭矩為脈沖循環(huán)變應力, , =126302.6 N·mm 截面C處計算應力 =19.7MPa 強度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理,由表查得=60Mpa < D. 疲勞強度安全系數(shù)校核 計軸向力產(chǎn)生的拉應力的影響 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上應力最大,但由于過盈配合及鍵槽引起的應力集中在該軸段兩端,故也不必校核 b.截面左側(cè)強度校核 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 截面上的彎曲應力=8.2MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力=13.6MPa 平均應力: 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力, 扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)彎應力: =6.8MPa 應力幅 (4-24) (4-25) 材料的力學性能 ,, 軸肩理論應力集中系數(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)表面強化處理 =1 疲勞強度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼: , 僅有彎曲正應力時的計算安全系數(shù) =19.98 僅有扭轉(zhuǎn)正應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 設計安全系數(shù) 材料均勻,載荷與應力計算精確時: S=1.3～1.5 取S=1.5 疲勞強度安全系數(shù)校核 >>S 疲勞強度合格 F. 抗拉強度校核 ==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 空心軸的設計計算 4.7.1 空心軸的設計 軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì) A.確定輸出軸遠運動和動力參數(shù) a.確定電動機額定功率P和滿載轉(zhuǎn)速 由Y200L─4,查標準JB/T5274─1991 P=30kW, =1470r/min b.確定相關件效率 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─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．軸的結構設計 圖4-3 軸的結構示意圖 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 單鍵槽軸徑應增大5%～7%,即增大至53.0～58.4 b）確定軸的最小直徑 應滿足>=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 對軸進行強度校核 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 軸承的支點位置 由30224圓錐磙子軸承查手冊 =40mm 齒寬中點距上下支點距離 72mm 齒寬中點距支點距離 60/2+309=339mm 左支點水平面的支反力 ,=(339×1492.05)/(72+339)=1230N 右支點水平面的支反力 ,=(72×1492.05)/(72+339) =261N 左支點垂直面的支反力 =(339×577.7+63376.6)/ (72+339) =1121N 右支點垂直面的支反力 = (72×577.7+63376.6)/ (72+339) 　　　　　　　=255N 右支點軸向反力 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,抗拉的截面的強度 危險截面C處計算彎矩 考慮啟動、停機影響，扭矩為脈沖循環(huán)變應力, , =126302.6 N·mm 截面C處計算應力 =19.7MPa 強度校核 45鋼調(diào)質(zhì)處理,由表11.2查得=60Mpa < D. 疲勞強度安全系數(shù)校核 計軸向力產(chǎn)生的拉應力的影響 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上應力最大,但由于過盈配合及鍵槽引起的應力集中在該軸段兩端,故也不必校核 b． 面左側(cè)強度校核 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 截面上的彎曲應力=8.2MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力=13.6MPa 平均應力 彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力, 扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)彎應力, =6.8MPa 應力幅 材料的力學性能 ,, 軸肩理論應力集中系數(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)表面強化處理 =1 疲勞強度綜合影響系數(shù) 等效系數(shù) 45鋼: 僅有彎曲正應力時的計算安全系數(shù) =19.98 僅有扭轉(zhuǎn)正應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 設計安全系數(shù) 材料均勻,載荷與應力計算精確時: S=1.3～1.5 取S=1.5 疲勞強度安全系數(shù)校核 >>S 疲勞強度合格 F. 抗壓強度校核 ==206169.69N =241347.01N 45鋼 =60.2mm 5.結論 立式沉降離心機的設計是一項較復雜的設計，它是以工廠現(xiàn)行生產(chǎn)的臥式沉降離心機有關樣本而設計的，在技術上有較大改進，不僅排除了現(xiàn)有離心機在設計上的缺陷，而且提高了它在生產(chǎn)中的分離效率，提高了生產(chǎn)率，具有較強的競爭力。選擇得當將為企業(yè)帶來高效益回報，所以立式沉降離心機將具有很大的市場前景。在不久的將來，該離心機將廣泛應用于石油化工、煤炭、輕工、食品、制藥、冶金等工業(yè)部門和環(huán)境保護的污水處理。 參考文獻 [1] 徐 灝．機械設計手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1991 [2] 機械工程手冊，電機工程手冊編輯委員會．機械工程手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995 [3] 徐 灝．新編機械設計師手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995 [4] 胡家秀．機械零件設計實用手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1999 [5] 李益民．機械制造工藝設計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1995 [6] 全國化工設備設計技術中心站機泵委員會．工業(yè)離心機選用手冊[M]．北京：化學工業(yè)出版社，1999 [7] 余國宗．化工機器 [M]．天津：天津大學出版社，1987 [8] 孫啟才，金鼎五．離心機原理結構與設計計算[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1987 [9] B.N索柯羅夫，汪泰臨，孫啟才，陳文梅．離心分離理論及設備[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1986 [10] 王旭 ,王積森．機械設計課程設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2003 [11] 徐錦康．機械設計[M]．北京：高等教育出版社，2004．４ 致　謝 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 上機體 SLLC800-46 A0 5 下機體 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