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目 錄
第一章 設(shè)計(jì)要求及方案擬定 1
1.1設(shè)計(jì)要求 1
1.2參數(shù)要求 1
1.3 傳動(dòng)方案擬定 2
1.3.1帶有電磁鐵制動(dòng)器的提升裝置 2
1.3.2一字字型結(jié)構(gòu)的提升裝置 2
1.4 提升裝置總體方案 3
第二章 提升裝置的總體設(shè)計(jì) 4
2.1卷筒參數(shù)的確定 4
2.2 選擇電動(dòng)機(jī) 4
2.2.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 4
2.2.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇 5
2.2.3 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 5
2.3傳動(dòng)比的計(jì)算 6
2.4計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 6
2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速 6
2.4.2各軸的輸入功率 7
2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 7
第三章 主要零件設(shè)計(jì) 8
3.1 渦輪蝸桿設(shè)計(jì) 8
3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型 8
3.1.2選擇材料 8
3.1.3按計(jì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè) 9
3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 10
3.1.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 10
3.1.6驗(yàn)算效率 11
3.1.7精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 11
3.1.8 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算 11
3.2軸的設(shè)計(jì)與校核 12
3.2.1輸入軸 12
3.2.2輸出軸 14
3.3軸承的校核 17
3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 17
3.3.2渦輪軸上的軸承校核 17
3.4鍵的校核 18
3.4.1蝸桿軸上鍵的強(qiáng)度校核 18
3.4.2蝸輪軸上鍵的強(qiáng)度校核 19
3.5聯(lián)軸器的選用 19
蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 19
3.6減速器潤(rùn)滑與密封 19
3.6.1 軸承潤(rùn)滑 19
3.6.2 渦輪蝸桿潤(rùn)滑 20
3.6.3 密封類型的選擇 20
3.7箱體設(shè)計(jì) 20
3.7.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 20
3.7.2油面位置及箱座高度的確定 20
3.7.3箱體結(jié)構(gòu)的工藝性 21
3.7.4箱體尺寸設(shè)計(jì) 21
第四章 卷筒及其主軸的設(shè)計(jì) 23
4.1 滾筒的設(shè)計(jì) 23
4.1.1 滾筒材料及壁厚確定 23
4.1.2滾筒尺寸的確定 23
4.2 滾筒主軸的設(shè)計(jì) 23
4.2.1 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 24
4.2.2 求軸上的載荷 24
4.2.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 25
參考文獻(xiàn) 28
29
高架燈提升裝置設(shè)計(jì)
第一章 設(shè)計(jì)要求及方案擬定
1.1設(shè)計(jì)要求
在高速公路、立交橋等地方都需要安裝照明燈，這些燈具的尺寸大、安裝高度需要專門的提升設(shè)備——路燈提升裝置。該裝置一般安裝在燈桿內(nèi)，尺寸受到燈桿直徑的限制，動(dòng)力通過減速裝置傳給工作機(jī)——卷筒，卷筒上裝有鋼絲繩，卷筒的容繩量與提升的高度相匹配。由于安裝高架燈可能會(huì)再野外進(jìn)行，因此動(dòng)力裝置可采用手動(dòng)方式和電動(dòng)方式兼顧。其工作要求見圖1.1。
卷筒上的鋼絲繩直徑為8.7mm，工作時(shí)要求安全、可靠，當(dāng)提升動(dòng)力突然消失時(shí)，裝置應(yīng)能自動(dòng)制動(dòng)，并且能夠電動(dòng)、手動(dòng)兩用，且調(diào)整、安裝方便，結(jié)構(gòu)緊湊，造價(jià)低。
圖1.1 高架燈驅(qū)動(dòng)卷筒工作要求簡(jiǎn)圖
1.2參數(shù)要求
表1-1原始數(shù)據(jù)
數(shù)據(jù)編號(hào)
4
提升力/N
1200
容繩量/m
22
安裝尺寸/mm
250×250
鋼繩直徑/mm
8.7
手動(dòng)時(shí)手搖力/N
≤150~200
手搖轉(zhuǎn)速:r/min
≤60
手搖輪半徑/mm
≤400
生產(chǎn)批量/臺(tái)
10
1.3 傳動(dòng)方案擬定
提升裝置由于操作方法不同，其結(jié)構(gòu)相差很大。其中電控提升裝置是通過通電或斷電已實(shí)現(xiàn)其工作或制動(dòng)。物料的提升或下降由電動(dòng)機(jī)的正反轉(zhuǎn)來實(shí)現(xiàn)，操作簡(jiǎn)單方便。其制動(dòng)型式主要有電磁鐵制動(dòng)器和錐形轉(zhuǎn)子電動(dòng)機(jī)兩類，下面就這兩種制動(dòng)型式提升裝置的常見類型進(jìn)行說明。
1.3.1帶有電磁鐵制動(dòng)器的提升裝置
（1）圓柱齒輪減速器快速提升裝置
（2）蝸桿減速器慢速提升裝置
（3）圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動(dòng)的提升裝置
（4）蝸桿減速器加開式齒輪的提升裝置
對(duì)一些起重重量大的提升裝置，為使鋼絲繩在卷筒上排列整齊需要安裝排繩器。安裝設(shè)計(jì)規(guī)范要求，在鋼絲繩拉力F>120KN的提升裝置，均應(yīng)安裝排繩器。
1.3.2一字字型結(jié)構(gòu)的提升裝置
此類提升裝置的電動(dòng)機(jī)軸線與卷筒軸線為同軸，根據(jù)傳動(dòng)系的不同，其可分為：
（1）定軸輪系傳動(dòng)
這是1988年行業(yè)組織的系類實(shí)際中的一種機(jī)型。
（2）漸開線圓柱齒輪行星傳動(dòng)
常見的有封閉型2K-H型行星輪系和3K行星輪系傳動(dòng)的提升裝置。
（3）擺線針輪傳動(dòng)
由于擺線針輪傳動(dòng)一級(jí)傳動(dòng)的減速比比較大，故采用一級(jí)減速器即可。組織傳動(dòng)可把傳動(dòng)系統(tǒng)放在卷筒里面，可減小提升裝置的體積。
（4）少齒差行星傳動(dòng)
少齒差傳動(dòng)可得到大的傳動(dòng)比，并且可把傳動(dòng)系統(tǒng)放在卷筒內(nèi)，使結(jié)構(gòu)緊湊。
綜上述2.3.1~2.3.1選擇下圖示蝸桿減速器作為本次提升裝置的傳動(dòng)裝置。且提升裝置要求靜止時(shí)采用機(jī)械自鎖，蝸桿便有機(jī)械自鎖功能。
1.4 提升裝置總體方案
提升裝置是使重物升降運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)。此次設(shè)計(jì)的電動(dòng)6噸提升裝置是由電動(dòng)機(jī)、聯(lián)軸器、制動(dòng)器、減速器、卷筒、導(dǎo)向滑輪、起升滑輪組、吊鉤等組成，其各方面的機(jī)構(gòu)分布如下圖：
電動(dòng)機(jī)正轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)時(shí)，制動(dòng)器松開，通過帶動(dòng)制動(dòng)輪的聯(lián)軸器帶動(dòng)減速器高速軸，經(jīng)過減速器減速后由低速軸帶動(dòng)卷筒旋轉(zhuǎn)，使鋼絲繩在卷筒上繞進(jìn)或放出，從而使重物起升或下降。電動(dòng)機(jī)停止轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，依靠制動(dòng)器降高速軸的制動(dòng)輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。
第二章 提升裝置的總體設(shè)計(jì)
2.1卷筒參數(shù)的確定
（1）卷筒直徑計(jì)算
卷筒容繩寬度，一般可以由下式確定：
取
預(yù)設(shè)卷筒鋼絲繩纏繞層數(shù)為4層，則
卷筒容繩量L
卷筒繩容量是指鋼絲繩在卷筒上順序緊密排布是，達(dá)到規(guī)定的纏繞層數(shù)所能容納的鋼絲繩工作長(zhǎng)度的最大值，卷筒容繩量按下式計(jì)算，第i層鋼絲繩繩芯直徑為：
式中：- 卷筒直徑
- 鋼絲繩直徑
卷筒容繩量L為：
聯(lián)立上述各式得：
已知，，
求得：
表3-1 卷筒直徑D系列（摘自JB/T9006.1-1999）
100
125
160
200
250
280
315
355
400
450
500
560
630
710
800
900
1000
1120
1250
1320
1400
1500
1600
1700
1800
1900
2000
按照表3-1卷筒直徑D系列，取卷筒直徑
2.2 選擇電動(dòng)機(jī)
2.2.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇
由于提升裝置為間歇工作，且考慮到在提升動(dòng)力突然消失時(shí)裝置應(yīng)能自動(dòng)制動(dòng)，另外由于本次設(shè)計(jì)的提升裝置載荷1200N，屬于小型起重機(jī)系列，因此選用YPE（小型盤式制動(dòng)電機(jī)）即可滿足要求。
2.2.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇
標(biāo)準(zhǔn)電動(dòng)機(jī)的容量由額定功率表示。所選電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機(jī)的正常工作，或使電動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費(fèi)。
考慮到該裝備需兼顧手動(dòng)驅(qū)動(dòng)，故對(duì)動(dòng)力的功率不應(yīng)過大
根據(jù)給定參數(shù)：
手動(dòng)時(shí)手搖力/N
≤150~200
手搖轉(zhuǎn)速:r/min
≤60
手搖輪半徑/mm
≤400
可知：手動(dòng)功率應(yīng)
提升功率：
所需電機(jī)功率：
——電動(dòng)機(jī)至滾筒軸的傳動(dòng)裝置總效率。
聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，蝸桿傳動(dòng)效率，滾子軸承傳動(dòng)效率，卷筒的傳動(dòng)效率
則從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)傳送鏈的總效率為：
查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17-116選取電動(dòng)機(jī)額定功率為。
2.2.3 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
鋼絲繩的速度為：
滾筒轉(zhuǎn)速：
渦輪蝸桿傳動(dòng)比為：
所以電動(dòng)機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
綜合考慮傳動(dòng)裝置機(jī)構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟(jì)性，
選用：YPE系列小型盤式制動(dòng)電機(jī)
型號(hào)：YPE200-4
額定電壓：380V
額定功率：0.2KW
轉(zhuǎn)速：920r/min
效率：63%
基準(zhǔn)工作制：S2-S1
2.3傳動(dòng)比的計(jì)算
（1）總傳動(dòng)比為：
（2）傳動(dòng)比
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表11-2可選取渦輪蝸桿傳動(dòng)比：
則渦輪蝸桿傳動(dòng)比：
滿足傳動(dòng)比誤差要求
2.4計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速
1軸
2軸 ；
3軸 ；
2.4.2各軸的輸入功率
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
2.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
將各軸動(dòng)力參數(shù)整理如下表：
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)比
1軸
0.198
2.06
920
1
2軸
0.146
93.96
14.84
62
3軸
0.141
90.74
14.84
1
第三章 主要零件設(shè)計(jì)
3.1 渦輪蝸桿設(shè)計(jì)
3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型
傳動(dòng)參數(shù)：
根據(jù)設(shè)計(jì)要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。
3.1.2選擇材料
設(shè)
滑動(dòng)速度：
蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.
蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。
為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造
（1）確定許用接觸應(yīng)力
根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻(xiàn)[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
則
（2）確定許用彎曲應(yīng)力
從文獻(xiàn)[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]=56MPa
壽命系數(shù)
3.1.3按計(jì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)
（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)進(jìn)行計(jì)算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校對(duì)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。
式中：
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表11-3，可知傳動(dòng)比為62時(shí)可選定蝸桿頭數(shù)、蝸桿齒數(shù)如下：
蝸桿頭數(shù)：
渦輪齒數(shù)：
渦輪轉(zhuǎn)矩：
載荷系數(shù)：
因工作中載荷平穩(wěn)，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動(dòng)載系；則
選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有：
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表11-2取即可滿足要求，此時(shí)
得應(yīng)取蝸桿模數(shù)：
取蝸桿直徑系數(shù)：
蝸桿分度圓直徑：
蝸桿導(dǎo)程角：
渦輪分度圓直徑：
變位系數(shù)：
中心距：
渦輪圓周速度：
3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
（1）蝸桿
軸向尺距
直徑系數(shù)
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿螺線部分長(zhǎng)度：取40mm
（2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)
驗(yàn)算傳動(dòng)比
蝸輪分度圓直徑
齒頂直徑
齒根圓直徑
咽喉母圓半徑
渦輪外圓直徑
渦輪寬度
3.1.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
當(dāng)量齒數(shù)
根據(jù)
從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.37
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應(yīng)力：
從文獻(xiàn)[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]=56MPa
壽命系數(shù)
可以得到：<
因此彎曲強(qiáng)度是滿足的。
3.1.6驗(yàn)算效率
已知；；與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)。
從文獻(xiàn)[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計(jì)值，因此不用重算。
3.1.7精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級(jí)精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊(cè)查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度，此處從略。詳細(xì)情況見零件圖。
3.1.8 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算
由于傳動(dòng)效率較低，對(duì)于長(zhǎng)期運(yùn)轉(zhuǎn)的蝸桿傳動(dòng)，會(huì)產(chǎn)生較大的熱量。如果產(chǎn)生的熱量不能及時(shí)散去，則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高，就會(huì)破壞潤(rùn)滑狀態(tài)，從而導(dǎo)致系統(tǒng)進(jìn)一步惡化。
初步估計(jì)散熱面積：
取(周圍空氣的溫度)為。
3.2軸的設(shè)計(jì)與校核
3.2.1輸入軸
(1)材料的選擇
由表16.1 查得 用45號(hào)鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，
由表16.3得
(2)估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，取=112為取值范圍
估算軸的直徑：
因?yàn)檩S上開有兩個(gè)鍵槽，考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的削落，應(yīng)增大軸徑，此時(shí)軸徑應(yīng)增大5%~10%
考慮到與聯(lián)軸器配合，查設(shè)計(jì)手冊(cè)
軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應(yīng)有軸肩
軸段③安裝軸承，必須滿足內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故
軸段④
軸段⑤
按彎扭合成強(qiáng)度校核軸頸
圓周力
徑向力
水平
垂直
合成
當(dāng)量彎矩
校核
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr1/2=540.2N
FAZ=FBZ=/2=406.6N
由兩邊對(duì)稱，知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在垂直面彎矩為：
MC1=FAyL/2=16.9N·m
繪制水平面彎矩圖
圖7-1
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·m
繪制合彎矩圖
MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m
繪制扭矩圖
轉(zhuǎn)矩：T= TI=15.41N·m
校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力,取α=0.6,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全?！嘣撦S強(qiáng)度足夠。
3.2.2輸出軸
（1）材料的選擇
由表16.1 查得 用45號(hào)鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，
由表16.3得
（2）估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，取=110為取值范圍
估算軸的直徑：
因?yàn)檩S上開有一個(gè)鍵槽，考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的削落，應(yīng)增大軸徑，此時(shí)軸徑應(yīng)增大5%
，取
（3）軸上的零件定位，固定和裝配
單級(jí)減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。
（4）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
I段：直徑d1=25mm 長(zhǎng)度取L1=55mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×25=2mm
直徑d2=d1+2h=25+4=29mm,長(zhǎng)度取L2=23 mm
III段：直徑d3=30mm
由GB/T297-1994初選用30206型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為30mm，寬度為12mm。故III段長(zhǎng)：L3=22mm
Ⅳ段：直徑d4=32mm，渦輪輪轂寬為40mm，取L4=34mm
Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.08×32=3mm
D5=d4+2h=32+2×3≈38mm長(zhǎng)度取L5=11mm
Ⅵ段：直徑d6=d3=30mm L6=11mm
由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距L=67mm
（5）按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算
①求分度圓直徑：已知d2=124mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T2= TII=93.96N·m
③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=590 N
④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得
Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵兩軸承對(duì)稱
∴LA=LB=75mm
求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=107.35N
FAX=FBX=/2=295N
由兩邊對(duì)稱，截面C的彎矩也對(duì)稱，截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m
截面C在水平面彎矩為
MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m
計(jì)算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m
圖7-2
校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力,取α=1,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴此軸強(qiáng)度足夠
3.3軸承的校核
3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核
在設(shè)計(jì)蝸桿選用的軸承為30203型圓錐滾子軸承,由手冊(cè)查得
(1)由滾動(dòng)軸承樣本可查得,軸承背對(duì)背或面對(duì) 面成對(duì)安裝在軸上時(shí),當(dāng)量載荷可以按下式計(jì)算:
1)當(dāng)
2)當(dāng)
,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷,即
(2)計(jì)算預(yù)期壽命
(3)求該軸承應(yīng)具有的基本額定動(dòng)載荷
故選擇此對(duì)軸承在軸上合適.
3.3.2渦輪軸上的軸承校核
（1）求作用在軸承上的載荷
（2）計(jì)算動(dòng)量載荷
在設(shè)計(jì)時(shí)選用的30206型圓錐滾子軸承,查手冊(cè)知
根據(jù),查得
查得 所以
（3）校核軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷
已知,所以
故選用該軸承合適.
3.4鍵的校核
3.4.1蝸桿軸上鍵的強(qiáng)度校核
在前面設(shè)計(jì)軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長(zhǎng)為25mm.
鍵的工作長(zhǎng)度
鍵的工作高度
可得鍵聯(lián)接許用比壓
故該平鍵合適.
3.4.2蝸輪軸上鍵的強(qiáng)度校核
在設(shè)計(jì)時(shí)選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長(zhǎng)度為32mm
鍵的工作長(zhǎng)度
鍵的工作高度
得鍵聯(lián)接許用比壓
故選用此鍵合適.
3.5聯(lián)軸器的選用
蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用
根據(jù)前面計(jì)算，蝸桿軸最小直徑：
取
查機(jī)械手冊(cè)，根據(jù)軸徑和計(jì)算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器：
聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計(jì)算
查表課本14-1， K=1.3，則
啟動(dòng)載荷為名義載荷的1.25倍，則
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)選擇聯(lián)軸器型號(hào)為選用HL1（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=6.3,許用最高轉(zhuǎn)速n=5000，半聯(lián)軸器的孔徑d=10，孔長(zhǎng)度l=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=31。
3.6減速器潤(rùn)滑與密封
3.6.1 軸承潤(rùn)滑
蝸桿軸上軸承：
渦輪軸上軸承：
軸承均采用脂潤(rùn)滑。選用通用鋰基潤(rùn)滑脂（GB7324-87），牌號(hào)為ZGL—1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20°至120°寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械的滾動(dòng)軸承、滑動(dòng)軸承及其他摩擦部位的潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂的裝填量不宜過多，一般不超過軸承內(nèi)部空間容積的1/3～2/3。
3.6.2 渦輪蝸桿潤(rùn)滑
渦輪蝸桿的潤(rùn)滑方法采用浸油潤(rùn)滑。在渦輪傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級(jí)1/2，亦不應(yīng)小于1/4。為避免渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm?，F(xiàn)取為
3.6.3 密封類型的選擇
（1）軸外伸處的密封設(shè)計(jì)
為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其他雜質(zhì)滲入，造成軸承磨損或腐蝕，應(yīng)設(shè)置密封裝置。軸承為脂潤(rùn)滑，選用氈圈油封，材料為半粗羊毛氈。
（2）剖分面的密封設(shè)計(jì)
在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。
3.7箱體設(shè)計(jì)
3.7.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動(dòng)零件正常嚙合、良好潤(rùn)滑和密封的基礎(chǔ)零件，因此，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。為提高箱體強(qiáng)度，采用鑄造的方法制造。
為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動(dòng)零件正常嚙合、良好潤(rùn)滑和密封的基礎(chǔ)零件，因此，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。為提高箱體強(qiáng)度，采用鑄造的方法制造。
首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。
其次，為保證減速器箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設(shè)置加強(qiáng)肋，且選用外肋結(jié)構(gòu)。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺(tái)，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺(tái)高度設(shè)計(jì)一致。
另外，為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應(yīng)有較大的厚度。
為保證箱體密封，除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯(lián)接螺栓，采用對(duì)稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。
3.7.2油面位置及箱座高度的確定
對(duì)于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個(gè)齒高，對(duì)于多級(jí)傳動(dòng)中的低速級(jí)大齒輪，其浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動(dòng)零件傳動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于30～50mm。取45mm。
3.7.3箱體結(jié)構(gòu)的工藝性
由于采用鑄造箱體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡(jiǎn)單；考慮液態(tài)金屬的流動(dòng)性，箱體壁厚不應(yīng)過薄，砂形鑄造圓角半徑取；為便于造型時(shí)取模，鑄件表面沿拔模方向設(shè)計(jì)成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結(jié)合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺(tái)，以便于機(jī)加工。
設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)形狀時(shí)，應(yīng)盡量減小機(jī)械加工面積，減少工件和刀鋸的的調(diào)整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應(yīng)盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴(yán)格分開,加工處做出凸臺(tái)()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。
3.7.4箱體尺寸設(shè)計(jì)
要設(shè)計(jì)啟蓋螺釘，其上的螺紋長(zhǎng)度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。
為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長(zhǎng)度方向兩端各設(shè)一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠(yuǎn)，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長(zhǎng)度應(yīng)大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。
箱體相關(guān)尺寸匯總?cè)缦拢?
名 稱
代號(hào)
一級(jí)齒輪減速器
計(jì)算結(jié)果
機(jī)座壁厚
δ
0.04a+3mm≥5mm
5
機(jī)蓋壁厚
δ1
0.85δ
5
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5δ
10
機(jī)蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1
10
機(jī)座底凸緣厚度
b2
2.5δ
15
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12mm
8
地腳螺釘數(shù)目
n
4
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75 df
8
機(jī)座與機(jī)蓋連接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6) df
6
連接螺栓d2的間距
l
150~200mm
軸承端螺釘直徑
d3
(0.4~0.5) df
3
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4) df
3
定位銷直徑
d
(0.7~0.8) d2
3
df、d1 、d2至外機(jī)壁距離
c1
見表2
22,16,13
df 、d2至緣邊距離
c2
見表2
20,11
軸承旁凸臺(tái)半徑
R1
c2
10
凸臺(tái)高度
h
根據(jù)低速軸承座外徑確定
25
外機(jī)壁到軸承端面距離
l1
c1+ c2+(5~8)mm
24
內(nèi)機(jī)壁到軸承端面距離
l2
δ+ c1+ c2+(5~8)mm
28
蝸輪齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
△1
≥1.2δ
5
蝸輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離
△2
≥δ
4
機(jī)座肋厚
m
m≈0.85δ
4
軸承端蓋外徑
D2
軸承座孔直徑+(5~5.5) d3
65
軸承端蓋凸緣厚度
e
(1~1.2) d3
5
軸承旁連接螺栓距離
s
盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準(zhǔn)
第四章 卷筒及其主軸的設(shè)計(jì)
4.1 滾筒的設(shè)計(jì)
4.1.1 滾筒材料及壁厚確定
選用Q235作為滾筒材料,焊接而成.查手冊(cè)知其厚度在15～30mm之間,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式,最后確定滾筒壁厚為。
4.1.2滾筒尺寸的確定
前述計(jì)算已知滾筒的尺寸:
滾筒直徑:100mm
鋼繩直徑:8.7mm
最大纏繞層數(shù):4
最大容繩量:22m
（1）確定滾筒的寬度B
前述已選定
（2）確定繩筒各直徑
1)滾筒最小纏繞直徑
―滾筒的最小外徑
―鋼絲繩直徑
2)滾筒最大纏繞直徑
3)滾筒平均纏繞直徑
4)滾筒結(jié)構(gòu)外徑
取340mm
4.2 滾筒主軸的設(shè)計(jì)
4.2.1 確定軸各段直徑和長(zhǎng)度
1)確定最小直徑及長(zhǎng)度
根據(jù)前面設(shè)計(jì)選用的聯(lián)接減速器和滾筒主軸的聯(lián)軸器孔徑,可以確定滾筒主軸的最小直徑,即.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為80mm,,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故軸的長(zhǎng)度應(yīng)比轂孔長(zhǎng)度略短一些,現(xiàn)取.
為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位,右端需制出一軸肩,故取該段直徑為.
2)初步選擇滾動(dòng)軸承
因?yàn)檩S承只承受徑向力的作用,故選用雙列圓柱滾子軸承軸承.參照工作要求,由手冊(cè)中初步選取NN 3005型深溝球軸承,其尺寸為:
,,,故,而.
兩端軸承都采用軸肩進(jìn)行軸向定位,由手冊(cè)上查得,取,因此,取
.
3)兩端安裝支輪處都采用軸肩來進(jìn)行軸向定位,取
,.
4)滾筒與軸焊接成一體；.
5)因?yàn)橹苿?dòng)器放在左邊支輪處,所以安裝左支輪處的軸徑長(zhǎng)度應(yīng)略長(zhǎng)一些,故
取.右邊支輪處軸徑長(zhǎng)度為.
6)軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器右端面鍵的距離為30mm,故取.
7)軸上零件的周向定位
支輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接.按,由手冊(cè)查得平鍵截面尺寸為,鍵長(zhǎng)為32mm;半聯(lián)軸器與軸得聯(lián)接,選用平鍵尺寸為,鍵長(zhǎng)為50mm.滾動(dòng)軸承的周向定位是借過渡配合來保證的.
8)確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為
4.2.2 求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的的計(jì)算簡(jiǎn)圖.在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),從手冊(cè)
中查取值.因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的跨距為234mm.
經(jīng)分析,當(dāng)鋼絲繩位于靠近左邊支輪時(shí),軸承、軸的受力最大,將各力已知卷筒
軸心上,其受力情況如下所示:
圖5-1 軸的受力分析圖
現(xiàn)將計(jì)算出的卷筒軸上的計(jì)算結(jié)果列于下:
鋼繩牽引力:
垂直面支反力:
總彎距:
扭距:
4.2.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
1)判斷危險(xiǎn)截面
從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面D處的應(yīng)力集中最嚴(yán)重;從受載
的情況來看,截面D處的應(yīng)力最大,所以該軸需校核D處兩邊.
2)截面D左側(cè)
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面D左側(cè)的彎距為
扭距為
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。可得，，。
截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力系數(shù)及。因，，，經(jīng)插值后可得，
材料的敏性系數(shù)為，
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，綜合系數(shù)值為
碳鋼的特性系數(shù) ，取
，取
于是，計(jì)算安全系數(shù)值，則得
故可知其安全。
1） 截面右側(cè)
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面D左側(cè)的彎距為
扭距為
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
過盈配合出的值，用插值法求出，并取，于是得
，
軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為
故得綜合系數(shù)為
所以右側(cè)的安全系數(shù)為
故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。
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