畢業(yè)論文定稿-礦用回柱絞車傳動裝置設計

《畢業(yè)論文定稿-礦用回柱絞車傳動裝置設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)論文定稿-礦用回柱絞車傳動裝置設計（41頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目 錄第一章 緒論 31.1 礦用回柱絞車概述 31.2 國內(nèi)外回柱絞車發(fā)展概況 4第二章 礦用回柱絞車傳動裝置方案設計 52.1 設計條件 .52.2 原始數(shù)據(jù) .52.3 傳動方案擬定 6第三章 傳動裝置的總體設計 73.1 選擇電動機 73.1.1 選擇電動機類型 73.1.2 電動機容量的選擇 73.1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 83.2 傳動比的分配 83.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .93.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速 .93.3.2 各軸的輸入功率 .93.3.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 .9第四章 傳動零件設計 114.1 第一級開式齒輪副設計 114.1.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 114.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 .114.1.3 按齒根彎曲強度設計 .134.1.4 幾何尺寸計算 144.2 滾筒級開式齒輪副設計 .154.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) .154.2.2 齒面接觸疲勞強度設計 164.2.3 齒輪幾何尺寸的計算 164.2.4 驗算輪齒彎曲強度 .174.3 渦輪蝸桿設計 174.3.1 選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 .184.3.2 選擇材料 .18原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.3.3 按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 .184.3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 .204.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度 .214.3.6 驗算效率 .224.3.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 .224.4 軸的設計 224.4.1 1 軸的設計 224.4.2 2 軸、3 軸、4 軸的設計 .244.5 軸承的校核 244.5.1 開式大齒輪軸上的軸承壽命校核 244.5.2 蝸桿軸上的軸承壽命校核 254.5.3 渦輪軸上的軸承校核 264.5.4 低速軸上軸承的校核 264.6 鍵的校核 .274.6.1 開式大齒輪軸上鍵的強度校核 274.6.2 蝸桿軸上鍵的強度校核 274.6.3 蝸輪軸上鍵的強度校核 284.6.4 低速軸上鍵的強度校核 284.7 聯(lián)軸器的選用 284.7.1 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 284.7.2 蝸輪軸上聯(lián)軸器的選用 294.8 減速器潤滑與密封 .294.8.1 軸承潤滑 294.8.2 渦輪蝸桿潤滑 294.8.3 密封類型的選擇 304.9 減速器箱體設計 304.9.1 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計 304.9.2 油面位置及箱座高度的確定 304.9.3 箱體結(jié)構(gòu)的工藝性 314.9.4 減速器附件的結(jié)構(gòu)設計 31第五章 滾筒及主軸設計 325.1 滾筒的設計 325.1.1 滾筒材料及壁厚確定 325.1.2 滾筒尺寸的確定 .32原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397635.2 滾筒主軸的設計 335.2.1 確定軸各段直徑和長度 335.2.2 求軸上的載荷 345.2.3 精確校核軸的疲勞強度 35結(jié) 論 38致謝 39參 考 文 獻 40原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第一章 緒論1.1 礦用回柱絞車概述礦用回柱絞車，又稱慢速絞車,是用來拆除和回收礦山回采工作面頂柱的機械設備?；刂鳂I(yè)屬危險性工作，工作人員不能直接進入回柱空頂區(qū)，此時可把回柱絞車布置在距回柱空頂危險區(qū)段較遠的安全地段，用鋼絲繩鉤頭來拉倒和回收頂柱。由于它的高度較低重量又小，持別適用于薄煤層、和急傾斜煤層采煤工作面，以及各種采煤工作面回收沉入底板或被矸石壓埋的金屬支杖。牽引力大和牽引速度慢是回柱絞車的主要性能要求。隨著機械化采煤程度的提高，它越來越多地被廣泛用于機械化采煤工作面，作為安裝、回收牽引各種設備稱備件之用。回柱絞車除用來回柱放頂工作外，也可用來拖運更韌和調(diào)運車輛?；刂g車(含慢速絞車)的結(jié)構(gòu)有如下特點：(1)傳動系統(tǒng)都有一級減速比很大的蝸輪蝸桿傳動，皆具備自鎖功能，不會發(fā)生下面重物拉動滾筒旋轉(zhuǎn)情況。(2)總傳動比大(i＝150～230)，能在電動機功率較小時，獲得較大的牽引力。(3)具有整體結(jié)構(gòu)，便于移動和安裝，甚至可以用回柱絞車牽引力來牽引絞車本身移動。(4)有的在電動機聯(lián)軸器上裝有手動制動閘，有的在蝸輪減速器輸出軸上裝有活動齒輪和錐形摩擦制動器，使回柱絞車可以按信號準確停位，并能從滾筒上自由放繩(不受蝸桿傳動自鎖影響)，且可控制放繩速度，防止松繩和亂繩。(5)電氣控制裝置較簡單，皆具備隔爆性能，可用于有瓦斯、煤塵的環(huán)境場所。(6)因蝸輪蝸桿傳動效率低，易造成發(fā)熱和溫升過高,所以必須重視潤滑和維護。1.2 國內(nèi)外回柱絞車發(fā)展概況我國礦用小絞車主要是指調(diào)度絞車和回柱絞車，它經(jīng)歷了仿制、自行設計兩個階段。解放初期使用的礦用小絞車有日本的、蘇聯(lián)的，因此當時生產(chǎn)的礦用小絞車也是測繪仿制日本和蘇聯(lián)的產(chǎn)品。1958 年后這些產(chǎn)品相繼被淘汰，并對蘇聯(lián)絞車進行了改進，于 1964 年進入了自行設計階段.回柱絞車大體上也是經(jīng)歷了仿制和自行設計的兩個階段，八十年代以前一直使用的是仿制的老產(chǎn)品，八十年代中期才開始設計新型的回柱絞車，主要針對效率極低的球面蝸輪副、原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763慢速工作和快速回繩等環(huán)節(jié)進行根本的改進。 礦用小絞車標準化方面，1967 年制定了調(diào)度絞車部標準，1971 年制定了回柱絞車部標準.1982 年對上述兩個標準都進行了修訂，其標準方為 JB965-83. JB1409-83.國外礦用小絞車使用很普通，生產(chǎn)廠家也很多。蘇聯(lián)、日本、美國、瑞典等國都制造礦用小絞車。國外礦用小絞車的種類、規(guī)格較多.工作機構(gòu)有單筒、雙筒和摩擦式.傳動型式有皮帶傳動、鏈式傳動、齒輪傳動、蝸輪傳動、液壓傳動、行星齒輪傳動和擺線齒輪傳動等。其中采用行星齒輪傳動的比較多。發(fā)展趨勢向標準化系列方向發(fā)展，向體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊方向發(fā)展;向高效、節(jié)能、壽命長、低噪音、一機多能通用化、大功率、外形簡單、平滑、美觀、大方方向發(fā)展。雖然我國礦用小絞車參數(shù)系列水平優(yōu)于國外，但在標準化和通用化方面遠不如發(fā)達采煤機械制造國。比如牽引力 14000kg·f 這一檔回柱絞車就有四種型號. JHC-14 型一級減速為蝸輪副傳動、二級為行星齒輪傳動(少齒差傳動)。JHZ-14 型二級減速為蝸輪副傳動，一級和三級減速為圓柱齒輪傳動。JM-14 型是在一級蝸輪副減速之后,其二級、三級減速為直齒圓柱齒輪傳動。JH-14 型是在一級蝸輪副減速之后，其二級減速為直齒圓柱齒輪傳動，也是傳動系統(tǒng)最簡單的一種?；刂g車以電動使用最廣，傳動型式以球面蝸輪副居多，該機主要結(jié)構(gòu)型式為電動機懸裝在蝸輪副減速器的后部，蝸輪副減速器為第一級減速，第二級和第三級為圓柱齒輪傳動，分別安裝在機器的兩側(cè)對稱機體的中心布置，該機呈長條形適應并下巷道的空間，體積小，底座呈雪橇形，安裝搬運方便?？v觀國外礦用小絞車的發(fā)展情況其發(fā)展趨勢有以下幾個特點：(1)向標準化系列化方向發(fā)展，蘇聯(lián)月本、美國、德國、英國已有礦用小絞車國家標準.并且這些國家的各制造公司有自己的產(chǎn)品系列型譜。(2)向體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊方向發(fā)展。 (3)向高效節(jié)能方向發(fā)展。世界工業(yè)發(fā)達的國家如蘇聯(lián)、日本在紋車各種參數(shù)的設置上進行優(yōu)化設計，選取最佳參數(shù)，最大限度提高產(chǎn)品功能。(4)向壽命長、低噪音方向發(fā)展。壽命和噪音是衡量產(chǎn)品的綜合性能指標，是產(chǎn)品質(zhì)量的綜合性反應。壽命長，經(jīng)濟效益才能高;噪音低,有利工人身心健康。(5)向一機多能、通用化方向發(fā)展。礦用小絞車在使用過程中不僅做調(diào)度用，而且還做運輸及其他輔助工作。使用范圍擴大，要求絞車有比較強的適應能力。(6)向大功率方向發(fā)展。隨著生產(chǎn)的發(fā)展，原來的產(chǎn)品越來越不能滿足用原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763戶的要求。 (7)向外形簡單、平滑、美觀、大方方向發(fā)展。第二章 礦用回柱絞車傳動裝置方案設計2.1 設計條件1）機器功用 煤礦井下回收支柱用的慢速絞車；2）工作情況 工作平穩(wěn)，間歇工作（工作與停歇時間比為 1:2） ，繩筒轉(zhuǎn)換定期變換；3）運動要求 絞車繩筒轉(zhuǎn)速誤差不超過 8%；4）工作能力 儲備余量 10%；5）使用壽命 10 年，每年 350 天，每天 8 小時；6）檢修周期 一年小修，五年大修；7）生產(chǎn)批量 小批生產(chǎn)；8）生產(chǎn)廠型 中型機械廠。2.2 原始數(shù)據(jù)表 1-1 絞車原始數(shù)據(jù)圖題號 J1鋼繩牽引力 56KN鋼繩最大速度 0.13m/s繩桶直徑 300mm鋼繩直徑 16mm最大纏繞層數(shù) 4繩桶容繩量 120m 120m2.3 傳動方案擬定根據(jù)設計要求，所給原始數(shù)據(jù),經(jīng)過對回柱絞車常用型號的傳動方式比較 ,最后選用一組外嚙合直齒輪,一組蝸輪蝸桿,一組內(nèi)嚙合直齒輪的傳動方式.其傳動原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763結(jié)構(gòu)圖如圖 1-1:圖 1-1 回柱絞車傳動裝置方案該結(jié)構(gòu)簡單,而且占用的空間小,適合井下狹窄空間.第一級采用蝸桿機構(gòu),也符合回柱絞車傳動比大的要求,所以經(jīng)過比較,最終我選擇此種傳動方案.原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第三章 傳動裝置的總體設計3.1 選擇電動機3.1.1 選擇電動機類型按工作要求和工作條件選用 Y 系列三相異步電動機。3.1.2 電動機容量的選擇標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、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，本設計要求工作能力儲備余量 10%。1、卷筒軸的功率 為：?P)(28.7103.56kWvF???2、電動機的輸出功率 為0)(0kpP???——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。?開式圓柱齒輪傳動效率 ，蝸桿傳動效率 ，滾動軸承效率96.01?75.02?，聯(lián)軸器傳動效率 ，滾筒的效率 。98.03?4?965?則從電動機到工作機輸送帶間的總效率為： .008.7.096. 242524321 ?????3、電動機所需功率為： kWPw13.6.00??設計要求工作能力儲備余量 10%，故電動機功率 KWP35.1.2??查《機械設計實踐與創(chuàng)新》表 19-1 選取電動機額定功率為 15kw。 3.1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：已知條件:鋼繩牽引力 F=56kN,最大速度 V=0.13m/s,繩筒直徑 D=300mm,鋼繩直徑 d=16mm，鋼絲繩最大最大纏繞 4 層，則：卷筒最大纏繞直徑： mdD4126730max ????卷筒轉(zhuǎn)速： in/3.146106ax rvn??展開式齒輪傳動比為： 8~3?齒i渦輪蝸桿傳動比為： 0蝸得總推薦傳動比為： 51272蝸齒 i所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為： min/6.308~.4rinw?符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為 750、1000、1500r/min、3000r/min。綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速 1500r/min 的電機。型號為 Y160L-4，滿載轉(zhuǎn)速 ，功率 15 。in/1460rnm?kw3.2 傳動比的分配（1）總傳動比為： in/12.403.6riwm?（2）分配傳動比為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選：第一級開式齒輪傳動比： 31?i蝸桿傳動比： 5.20wi滾筒級開式齒輪傳動比： 94.35201.12??wii3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397630 軸 min/1460rnm?1 軸 ；i/7.831ri2 軸 ；in/6.42n?3 軸 ；mi/74.235.083 riw4 軸 in/34n?5 軸 i/03.69.72ri3.3.2 各軸的輸入功率0 軸 kwP13.201?1 軸 ；kw64.19.0????2 軸 ；3.843123 軸 ；kP7523??4 軸 w06.90434 ???5 軸 k8.6.815?3.3.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電機軸 ；mNnPTm????34.79160.2959001 軸 ；?1.8.45112 軸 ；mNnPT ????74.26.31950223 軸 ；?88533原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634 軸 ；mNnPT ????3.247.3068950445 軸 ；?8155將各軸動力參數(shù)整理如下表：軸名 功率 kwP/轉(zhuǎn)矩 mNT?/轉(zhuǎn)速 in)/(?r傳動比0 軸 12.13 79.34 1460 31 軸 11.64 228.41 486.67 12 軸 11.3 221.74 486.67 20.53 軸 8.3 3338.88 23.74 14 軸 8.06 3242.33 23.74 3.945 軸 7.58 12004.81 6.03原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第四章 傳動零件設計4.1 第一級開式齒輪副設計4.1.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪2）絞車為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度(GB10095-88)3）材料選擇 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，兩者材料硬度差為 40HBS4） 選小齒輪齒數(shù) ，則大齒輪齒數(shù)18Z?218354Z??4.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 3211.()[]tEtdHKTud???????1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù) (初選).3tK?(2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 794.TNm(3)選齒寬系數(shù) 0.6d?(4)由此可得的材料的彈性影響因數(shù) 1/289.EZMPa?(5)按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 ，大齒輪接觸min160Hl??疲勞強度極限 min250HlMPa??(6)計算應力循環(huán)次數(shù) 91614603582.410hNjL???92./.?(7)可得接觸疲勞壽命系數(shù) ,10.8HNK20.HN(8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1 min1[]528HNlMPa???原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632min[]495HNlKMPaS???2） 計算(1)計算小齒輪分度圓直徑，由公式得 231.794018.2.()74.9635td m???(2)計算圓周速度 1./0tdnvs???(3)計算齒寬 b 1.67495dtbm??(4)計算齒寬與齒高 b/h模數(shù) 1168ttmZ?2.5.49.37thm??//b(5)計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù) ,根據(jù) ,7 級精度,可得動載系數(shù) ;1.25A?.73/vs? 1.5VK?查表可得載荷分布系數(shù) ，得 ;可得 ;.H?1.26FK? .HF?故 .5.352.1AVK??(6)按實際載荷系數(shù)校核算得得分度圓直徑 331/74.92.1/.8.4ttd m??(7)計算模數(shù) nm18.491dZ?4.1.3 按齒根彎曲強度設計 132.[]FaSdYKTmZ???1) 確定計算參數(shù)(1) 計算載荷系數(shù)原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397631.25.61.92AVFK??????(2) 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)得 ，12.9,.3FaFaY12.3,.7SaSaY(3) 由小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ,大齒輪的彎曲疲勞強度極50FEMP??限： ;2380FEMPa??(4) 可得彎曲疲勞壽命系數(shù) ,10.83FNK20.87FN(5) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,則 120.835[] 296.43.7.1FNEMPaSK????(6) 計算大小齒輪的 并加以比較[]FaSY?12.91530.2[]64.7.9aSFY????小齒輪的數(shù)值大2) 設計計算 321.97340.152.98mm????????對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取 ,已可滿足彎曲強度 .但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接3.0?觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù), 于是由184d?1.29.53Zm?取 1230,90Z??4.1.4 幾何尺寸計算原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397631)計算中心距 12()(309)180Zmam????2)計算大小齒輪的分度圓直徑 1227093dZ???3)計算齒輪寬度 1.654dbm?圓整后取 ,254Bm?194)驗算： = =tF1Td730.N??.6.485AtKMPb所以合適5)結(jié)構(gòu)設計：見圖紙將幾何尺寸匯于表：序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇1 模數(shù) m m32 分度圓直徑 12,d270,93 齒頂高 ah4 齒根高 f 75.35 全齒高 hm.66 頂隙 c07 齒頂圓直徑 12,ad27,98 齒根圓直徑 f 5.6,.89 齒輪寬度 B1，B 2 60mm，55mm10 中心距 a1804.2 滾筒級開式齒輪副設計4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 選擇齒輪材料原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763采用硬齒面閉式齒輪傳動 由表 11.8 查得：小齒輪選用 20 ，滲碳后淬火處理，齒面硬度為 58~62HRC。rC大齒輪選用 20 ，滲碳后淬火處理，齒面硬度為 58~62HRC。r由表 11.20 選 8 級精度 齒面粗糙度 umRa3.62??（2） 確定許用應力由表 11.9 查得： 0.1?HS??71 10483507426???hnjLN712iN由表 11.25 查得：小齒輪接觸疲勞極限 MPaH150lim??大齒輪接觸疲勞極限 2li查圖 11.28 得： 98.1NZ6.N許用接觸應力： MPaSHN1470][lim1????ZH2li2依據(jù)：當大小齒輪都是硬齒面時，硬齒面齒輪的承載能力較高，但需專門設備磨齒，常用于要求結(jié)構(gòu)緊湊或生產(chǎn)批量大的齒輪。當大小齒輪都時硬齒面時，小齒輪的硬度應略高，也可和大齒輪相等。4.2.2 齒面接觸疲勞強度設計設齒輪按 8 級精度選擇齒寬系數(shù) 查表 11.19 得 =0.6d?d?取 ,則 取 79201?z 8.72094.31???zi選擇載荷系數(shù) K 查表 11.10 得 K=1.2小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 mNT??.1原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763小齒輪分度圓直徑 ????muKTdHd5.12043.7611?????齒輪的模數(shù) mz0.1?根據(jù)表 11.3 就近取標準模數(shù) m=6mm4.2.3 齒輪幾何尺寸的計算 mzd1201?472bd1??取 m2?mb52??中心距 ??za71?將幾何尺寸匯于表：序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇1 模數(shù) m m62 分度圓直徑 12,d47,1203 齒頂高 ah4 齒根高 f 5.75 全齒高 hm.136 頂隙 c7 齒頂圓直徑 12,ad462,8 齒根圓直徑 f 89,1059 齒寬 B1，B 2 72mm，77mm10 中心距 a177mm4.2.4 驗算輪齒彎曲強度原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763齒形系數(shù) 查表 11.12 得 FY80.21?FaY18.2Fa應力修正系數(shù) 查表 11.13 得 S 5S79?SY由表 11.9 查得 3.F許用彎曲應力 查圖 11.26 ???MPaF201lim?92li?查圖 11.27 得： 8.096.1?NNY許用彎曲應力： ??MPaSFF4.6791lim1??YFNF5.32li2 ??1121 9.47FSFPazbmKT?????212125.8FSFFMY?（5）齒輪的圓周速度 smndv/5.016???根據(jù)表 11.21 可知，選用 8 級精度實合適的。4.3 渦輪蝸桿設計4.3.1 選擇蝸輪蝸桿的傳動類型傳動參數(shù)： kwP3.1?5.20i min/67.48rn?根據(jù)設計要求選用阿基米德蝸桿即 ZA 式。4.3.2 選擇材料設 '12.5???滑動速度： smdndvs /1026.'cos106?????原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763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）確定許用接觸應力 ??H?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[1]P254 表 11-7 中查蝸輪的基本許用應力 ??'268HMPa??應力循環(huán)次數(shù) ??72486.76011035841025hNjnL????壽命系數(shù)87.4HK則 ????'0.12685.4NMPa?????（2）確定許用彎曲應力 F?從文獻[1]P256 表 11-8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[ ] =56MPaF?'壽命系數(shù) 96710.44FNK????5.37.2FMPa??4.3.3 按計齒面接觸疲勞強度計算進行設（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。 ??2212z0???????HEZkTdm?式中：蝸桿頭數(shù)： 2z1?渦輪齒數(shù)： 415.0??i渦輪轉(zhuǎn)矩： mN?83T2載荷系數(shù)： AvK??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù) ；由文獻 [1]P253 表 11-5 選3.1??K取使用系數(shù) ；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系 ；1.5AK? 05.1?vK則 1.5.012Av????選用的是 45 鋼的蝸桿和蝸輪用 ZCuSn10P1 匹配的緣故，有 故有：2160MPaZE32312 .14.516080 mdm??????????查《機械設計》表 7.3（如下）得應取蝸桿模數(shù)： 12.5m?蝸桿分度圓直徑： 90d蝸桿導程角： '3'7“??渦輪分度圓直徑： mmzd5.124.2???中心距： a5.30121??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763渦輪圓周速度： 10674.234.310622???ndv?4.3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿軸向尺距 39.27aPm??直徑系數(shù) .1dq齒頂圓直徑 mhaa152*1??齒根圓直徑 cdf 60)(?蝸桿螺線部分長度： 取 180mmzb25.8.21?（2）蝸輪 蝸輪齒數(shù) 42?z驗算傳動比 120.5i蝸輪分度圓直徑 mmzd5.124.2???喉圓直徑 haa 375*2??齒根圓直徑 cf 5.482)(* ????咽喉母圓半徑 mdrag 5023122?渦輪外圓直徑 m0.675.e 取???渦輪寬度 Ba 8607.1 取?4.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度 ??FFaFYdKT?????2153.當量齒數(shù) 2334.8cos.vz??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763根據(jù) 220.5,43.8vxz??從圖 11-9 中可查得齒形系數(shù) Y =2.372Fa螺旋角系數(shù)： 15.10.89140Y???????許用彎曲應力：從文獻[1]P256 表 11-8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[ ] =56MPaF?'壽命系數(shù) 96710.44FNK????5.37.2FMPa??1.32808910.591.F?可以得到： ??因此彎曲強度是滿足的。4.3.6 驗算效率 )tan()96.05(v??????已知 ； ； 與相對滑動速度 有關。:31.???vvfarctn?s?mds /3.1cos061?????從文獻[1]P264 表 11-18 中用差值法查得： 代入式;029.vf?36.1?v?中，得 大于原估計值，因此不用重算。7.0??4.3.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988 圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇 8 級精度，側(cè)隙種類為 f，標注為 8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.4 軸的設計4.4.1 1 軸的設計(1)材料的選擇由表 16.1 查得 用 45 號鋼，進行調(diào)質(zhì)處理， MPaB637??由表 16.3 得 ??MPab601???(2)估算軸的最小直徑根據(jù)表 11.6， =107-118 為取值范圍C估算軸的直徑： ??mnpcd 348.067.421810733 ?????因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大 3%-5% d7.351??查設計手冊 mL60351?軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應有軸肩 md412??軸段③安裝軸承，必須滿足內(nèi)徑標準，故 B953軸段④ md534?L174軸段⑤ mLLmd1175656 ????按彎扭合成強度校核軸頸圓周力 NdTFt 08.14235281??徑向力 tr 7.6an??水平 tBA042?垂直 NFt6.8mNMI ???48.253704.1原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763mNMI ?????92.1375).9526.14(0.71I ?.04.88372合成 21?? mNMIII ????28.1369405221當量彎矩 6.0???TIeI ?.522?NII ???31校核 ??beIeIeIeII MPadW13659.1.02.8??????4.4.2 2 軸、3 軸、4 軸的設計同理對 2 軸、3 軸、4 軸、5 軸進行計算：2 軸： ??mnpcd 7.35067.4811073?????因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大 5%-8%取d4.362??d35?3 軸： ??mnpcd 1.87.81073?因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大 5%-8%取d7.892??d80?4 軸： ??mnpcd 3.264.30173?因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763軸徑應增大 5%-8%取md9.837??d80?2 軸、3 軸、4 軸的校核與 1 軸類似，在此就不再一一敖旭。4.5 軸承的校核4.5.1 開式大齒輪軸上的軸承壽命校核在設計蝸桿選用的軸承為 30208 型圓錐滾子軸承,由手冊查得068.2,48CkN??(1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算:1)當 /0.68arF?0.92raPF??2)當 .r?.71.4r,且工作平穩(wěn),取 ,按上面式(2) 計算當量動載259/.0.6846ar? 1pf?荷,即 1(0.67.4)295praPfFN??(2)計算預期壽命 'hL'280hL?(3)求該軸承應具有的基本額定動載荷 '' 6336028410429537.54610hnLCP kNC????故選擇此對軸承在軸上合適.4.5.2 蝸桿軸上的軸承壽命校核在設計蝸桿選用的軸承為 30209 型圓錐滾子軸承,由手冊查得068.2,48CkN??(1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算:1)當 /0.68arF?0.92raPF??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632)當 /0.68arF?.71.4raPF??,且工作平穩(wěn),取 ,按上面式(2) 計算當量動載259/4ar? 1pf?荷,即 1(0.67.4)295praPfFN??(2)計算預期壽命 'hL'280hL?(3)求該軸承應具有的基本額定動載荷 '' 63360217480429537.54610hnLCP kNC????故選擇此對軸承在軸上合適.4.5.3 渦輪軸上的軸承校核1.求作用在軸承上的載荷 22213418097351.0ANHV NRF?????aA222231094519.37BNHV378aaFN???2.計算動量載荷在設計時選用的 30218 型圓錐滾子軸承,查手冊知 079.2,65.8CkNk??根據(jù) ,查得14830.665iA??.e4830.19225.7BAeR??查得 所以 1,0XY?5.3702519.37BPXYN?????3.校核軸承的當量動載荷已知 ,所以'28hL原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763''336 6002.748027. 7.5911hnLCP kNC?? ??故選用該軸承合適.4.5.4 低速軸上軸承的校核1.軸承的徑向載荷和軸向載荷 22219061(84)910ANHVRFN??????2735.7B因 B 端的載荷大于 A 端的載荷,故驗算 B 端軸承.即軸承的徑向載荷 350.4BRN?軸承的軸向載荷 2791aF2.計算滾動軸承的當量動載荷選軸承為 6218 深溝球軸承,由手冊查得其可得 ,07.5,78.CkNk?0.31e?7910.3225.4AeR??查表 7-7,取 6,1.4XY?所以當量動載荷為: .56.791.8PRN????3.校核軸承的當量動載荷已知 ,所以'280hL?''3 36 602.748024.817.591hnLCP kNC????故選用該軸承合適.4.6 鍵的校核4.6.1 開式大齒輪軸上鍵的強度校核在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為 ,鍵長為 56mm.108bhm??鍵的工作長度 56104lLbm???鍵的工作高度 2hk可得鍵聯(lián)接許用比壓 2[]150/PN?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763284103.5[]356TPPdkl????故該平鍵合適.4.6.2 蝸桿軸上鍵的強度校核在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為 ,鍵長為 56mm.108bhm??鍵的工作長度 56104lLbm???鍵的工作高度 2hk可得鍵聯(lián)接許用比壓 2[]150/PN?:743.[]6TPdkl???故該平鍵合適.4.6.3 蝸輪軸上鍵的強度校核在設計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為 ,鍵長度為 80mm2514mbh??鍵的工作長度 80lL??鍵的工作高度72hkm得鍵聯(lián)接許用比壓 2[]08/PN?:38065[]97TPdkl???故選用此鍵合適.4.6.4 低速軸上鍵的強度校核設計時兩處均選用平鍵聯(lián)接,其尺寸相同,即 ,鍵長度也均214mbh??為 125mm.鍵的工作長度 12503lLb???鍵的工作高度 7hkm由表 8-8 查得鍵聯(lián)接許用比壓 2[]125/PNm:3406.39[]87TPdkl????故兩處的平鍵均合適.4.7 聯(lián)軸器的選用原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.7.1 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用根據(jù)前面計算，蝸桿軸最小直徑：取md4.362min??d35?查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計算 KTc查表課本 14-1， K=1.3，則 mNTAca ?????? 531 108.21074.23.啟動載荷為名義載荷的 1.25 倍，則 TC4.6按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用 HL3（J1 型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩 [T]=630 ,許用最高轉(zhuǎn)速 ?n=5000 ，半聯(lián)軸器的孔徑 d=35，孔長度 l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的min/r轂孔長度 L1=82。4.7.2 蝸輪軸上聯(lián)軸器的選用根據(jù)前面計算，蝸輪軸最小直徑：取md7.892.min??d80?查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計算 KTc查表課本 14-1， K=1.3，則 mNTAca ?????? 631 104.8.3.啟動載荷為名義載荷的 1.25 倍，則 TC7.522按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用 HL7（J1 型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩 [T]=6300 ,許用最高轉(zhuǎn)?速 n=1700 ，半聯(lián)軸器的孔徑 d=80，孔長度 l=132mm，半聯(lián)軸器與軸配min/r合的轂孔長度 L1=172。4.8 減速器潤滑與密封4.8.1 軸承潤滑蝸桿軸上軸承： min/8.1946min/67.4802 rrnd ?????原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763渦輪軸上軸承： min/6.213min/74.23901 rrnd ?????軸承均采用脂潤滑。選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-87） ，牌號為 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)各種機械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑。潤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 。4.8.2 渦輪蝸桿潤滑渦輪蝸桿的潤滑方法采用浸油潤滑。在渦輪傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級 1/2，亦不應小于 1/4。為避免渦輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于 30～50mm?，F(xiàn)取為 m404.8.3 密封類型的選擇（1）軸外伸處的密封設計為防止?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，應設置密封裝置。軸承為脂潤滑，選用氈圈油封，材料為半粗羊毛氈。（2）剖分面的密封設計在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。4.9 減速器箱體設計減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，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、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。4.9.1 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取 。m01??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