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摘 要 新型消聲器可有效消除噪聲并有效降低汽車的尾氣排放量 降低環(huán)境污染 因此該產(chǎn)品具有重要的社會意義和經(jīng)濟(jì)價值 市場前景非常廣闊 新型消聲器用 不銹鋼管件是新型消聲器的主要零件 設(shè)計新型消聲器用不銹鋼管件加工專用設(shè) 備對于提高消聲器的生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質(zhì)量都具有重要意義 本課題的主要任務(wù)是 設(shè)計一臺用于加工新型消聲器用不銹鋼管件的專用設(shè)備 對不銹鋼管件加工的各 種工藝和方法進(jìn)行分析 比較 對日產(chǎn)量為 300 件的不銹鋼管件加工 專用設(shè)備 進(jìn)行總體設(shè)計 包括機械部分和電器部分 機械部分主要設(shè)計了減速器 絲杠 導(dǎo)軌 氣壓系統(tǒng) 和機架 電氣控制部分主要設(shè)計繼電器 接觸器控制系統(tǒng)的基 本控制電路 且設(shè)備的加工精度 生產(chǎn)率 可靠性等指標(biāo)符合企業(yè)要求 設(shè)計的 裝置應(yīng)操作方便 設(shè)計過程中 減速器 絲杠的設(shè)計占主要部分 先對零部件進(jìn) 行尺寸設(shè)計 然后對其進(jìn)行必要的強度 剛度校驗 液壓系統(tǒng)的設(shè)計是先根據(jù)氣 缸的載荷 行程等參數(shù)選取標(biāo)準(zhǔn)氣缸產(chǎn)品和其他氣壓元件 然后根據(jù)工作機構(gòu)運 動要求和結(jié)構(gòu)要求進(jìn)行氣壓系統(tǒng)圖的設(shè)計 電器部分在本設(shè)備中主要是控制電機 的正反轉(zhuǎn) 經(jīng)過兩個月的努力 以上工作已經(jīng)完成 關(guān)鍵字 減速器 渦輪蝸桿 絲杠 導(dǎo)軌 氣壓傳動 繼電器 接觸器控制系統(tǒng) Abstract New muffler can effectively eliminate the noise and exhaust of motor vehicles to reduce emissions reduce pollution so the product has an important social significance and economic value the market prospects New type of silencer used in stainless steel tube is a new muffler of the main parts new muffler design uses stainless steel processing equipment muffler for improving production efficiency and product quality are of great significance Stainless steel processing equipment can improve production efficiency and product quality The main tasks of this task is to design a new type of muffler for the processing of stainless steel pipe fittings used in special equipment stainless steel pipe fittings for a variety of processing techniques and methods of analysis 300 of the output for the processing of stainless steel equipment for the overall design include mechanical parts and electrical parts Mechanical parts of the main design include the reducer screw rail air pressure systems and rack The relay contactor control system is the basic control circuit Machining accuracy productivity reliability indicators in line with corporate requirements the device design easy to operate Reducer screw design accounted for the main part first design the size of the parts then the strength and rigidity is checked Standard components of pneumatic system are designed Partial control in the electric motor rotation Key words Reducer Turbine worm Screw Guide Pressure transmission Relay contactor control system 目 錄 1 傳動機構(gòu)的擬定 6 1 1 機械傳動參考方案 6 1 1 1 方案比較 7 1 1 2 確定設(shè)計方案 8 1 2 流體壓力傳動參考方案 8 1 2 1 液壓傳動的特點 8 1 2 2 氣壓傳動的特點 8 1 2 3 確定設(shè)計方案 9 2 電動機的選擇 9 2 1 選擇電動機的系列 9 2 2 計算電動機功率 9 2 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 10 2 4 選擇電動機型號 11 3 傳動系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)的計算 11 3 1 計算總傳動比和各級傳動比的分配 11 3 1 1 計算總傳動比 11 3 1 2 各級傳動比的分配 11 3 2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 11 4 零件的設(shè)計計算 13 4 1 傳動零件的設(shè)計計算 13 4 1 1 蝸桿蝸輪的設(shè)計 13 4 1 2 蝸輪與蝸桿的主要參數(shù)和幾何尺寸 14 4 1 3 蝸桿傳動的受力分析 16 4 1 4 校核齒面接觸疲勞強度 16 4 1 5 校核齒根彎曲疲勞強度 17 4 1 6 校核蝸桿的剛度 17 4 1 7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 18 4 1 8 蝸輪蝸桿的機構(gòu)設(shè)計 18 4 2 軸的設(shè)計計算及校核 19 4 2 1 蝸輪軸的設(shè)計 19 4 2 2 蝸桿軸的設(shè)計 23 4 3 軸承的選擇和計算 27 4 3 1 蝸輪軸上軸承的選擇和計算 27 4 3 2 蝸桿軸上軸承的選擇和計算 29 4 4 鍵連接的選擇和校核 30 4 4 1 蝸輪軸上鍵的選擇和校核 30 4 4 2 蝸桿軸上鍵的選擇和校核 31 4 5 聯(lián)軸器的選擇和校核 31 4 5 1 蝸輪軸上聯(lián)軸器的選擇和校核 31 4 5 2 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選擇和校核 32 4 6 箱體的設(shè)計 32 4 6 1 傳動件及箱體軸承座位置的確定 32 4 6 2 箱體結(jié)構(gòu)形式和材料的選擇 32 4 6 3 箱體的主要結(jié)構(gòu)和尺寸關(guān)系 33 4 6 4 箱體結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)性和工藝性 33 5 潤滑和密封的選擇和計算 34 5 1 潤滑的選擇和計算 34 5 1 1 齒輪的潤滑 34 5 1 2 減速器中傳動件通常用浸油潤滑 34 5 1 3 軸承的潤滑 34 5 2 密封的選擇 35 6 減速器附件的選擇 35 6 1 通氣器 35 6 2 軸承蓋 材料為 HT150 35 6 3 油面指示器 35 6 4 油塞 35 6 5 窺視孔及視孔蓋 36 6 6 起蓋螺釘 36 6 7 定位銷 36 7 滑動絲杠的設(shè)計 36 7 1 滑動絲杠螺母機構(gòu)的傳動方式 36 7 2 滑動螺母結(jié)構(gòu) 36 7 3 絲杠支承 37 7 4 絲杠牙形的選擇 37 7 5 螺距的選擇 37 7 6 絲杠直徑的確定 37 7 7 螺母長度 H 的確定 39 7 8 絲杠螺紋部分 的長度 39L螺 紋 8 滑動導(dǎo)軌 40 8 1 導(dǎo)軌材料的要求和搭配 40 8 2 導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu) 41 8 3 滑動導(dǎo)軌的驗算 41 9 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 44 9 1 氣缸的選擇 44 9 2 氣壓原理圖 46 10 電氣原理圖 47 11 設(shè)備執(zhí)行機構(gòu)動作說明 48 結(jié)論 48 參考文獻(xiàn) 49 謝 辭 50 引 言 隨著我國經(jīng)濟(jì)和工業(yè)的發(fā)展 噪聲污染和空氣污染已經(jīng)嚴(yán)重影響人們的日常 生活 在大城市中噪聲污染和空氣污染主要來自于汽車尾氣排放 這就需要一種 可有效消除噪聲并有效降低汽車的尾氣排放量的新型消聲器 并能得到廣泛使用 為此本課題主要是設(shè)計一種能夠自動加工新型消聲器用不銹鋼管件的設(shè)備 因為 本設(shè)備主要是切割管件 機構(gòu)動作比較簡單 采用數(shù)控控制代價較高 所以本設(shè) 備在傳統(tǒng)機械傳動的基礎(chǔ)上添加氣壓傳動 并通過簡單的繼電器 接觸器控制系 統(tǒng)對電機的控制 實現(xiàn)自動加工的目的 1 傳動機構(gòu)的擬定 1 1 機械傳動參考方案 方案 1 方案 2 方案 3 方案 4 1 1 1 方案比較 方案 優(yōu)點 缺點 外帶式單級圓 柱齒輪減速器 方案一 結(jié)構(gòu)簡單 價格便宜 傳遞效率 中上 工作平穩(wěn)性較好 有過載 保護(hù) 要求制造及安裝精度較低 潤滑要求不高 環(huán)境適應(yīng)性一般 小功率傳動 單級傳動比較小 外輪廓尺寸較大 傳動精度低 無自鎖能力 使用壽命短 緩沖 吸振能力不好 兩級展開式圓 柱齒輪減速器 方案二 大功率傳動 傳動效率高 單級 傳動比適中 傳動精度高 使用 壽命長 環(huán)境適應(yīng)性一般 在減 速器中應(yīng)用最廣泛 常用于載荷 較平穩(wěn)的場合 工作平穩(wěn)性一般 緩沖吸振能力 差 無過載保護(hù) 要求制造及安 裝精度高 無自鎖能力 潤滑要 求高 齒輪相對于軸承不對稱分 布 要求級具有較大剛度 高速 軸應(yīng)布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一 邊 以減小彎曲變形而引起的載 荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象 兩級同軸式圓 柱齒輪減速器 方案三 大功率傳動 傳動效率高 單級 傳動比適中 傳動精度高 使用 壽命長 環(huán)境適應(yīng)性一般 箱體 長度較小 兩大齒輪浸油深度可 大致相同 軸向尺寸及重量較大 高速級齒 輪的承載能力不能充分利用 中 間軸較長 剛度差 僅能有一個 輸入端和輸出端 限制了傳動布 置的靈活性 單級蝸桿減速 器 方案四 傳動比大 結(jié)構(gòu)簡湊 外輸入與 輸出軸垂直交錯傳動 沖擊載荷 小 傳動平穩(wěn) 可有自鎖能力 傳動精度高 價格相對便宜 適 合在工作溫度較高 潮濕 多粉 塵 易爆 易燃場合適用 下置 式蝸桿減速器潤滑條件較好 應(yīng) 優(yōu)先選用 v 4m s 傳動效率低 僅適用于中小功率 傳動 無過載保護(hù) 制造及安裝 精度要求高 要求潤滑條件高 當(dāng)蝸桿圓周速度太高時 v 4m s 攪油損失大 采用上置式 此時 蝸輪輪齒浸油 蝸桿軸承潤滑差 1 1 2 確定設(shè)計方案 本課題由指導(dǎo)老師指定使用單級蝸桿減速器這種傳動方案 我分析其原因為 如下 由工作條件可知 載荷要求平穩(wěn) 室內(nèi)有粉塵環(huán)境下 應(yīng)差用結(jié)構(gòu)簡湊 傳動平穩(wěn) 且對工作環(huán)境要求不高的減速器 而單級蝸桿減速器 閉式 是較佳 選擇 單級蝸桿減速器的使用壽命較長 能滿足較長的大修期限和使用期限 而對于可加工 7 8 級精度齒輪及蝸輪的中等規(guī)模機械廠 其 10 臺批量生產(chǎn)的生產(chǎn) 力來說 生產(chǎn)能力滿足其實際情況和要求 且生產(chǎn)單級蝸桿減速器相對成本較低 盈利率較大 較大的一級傳動比也是本課題首先考慮渦輪蝸桿減速器的主要原因 綜上所述 對于本設(shè)計要求 使用單級蝸桿減速器是較優(yōu)設(shè)計方案 其各項特征 都滿足設(shè)計要求 其整體性能優(yōu)于其他方案 故 本文最終選用單級蝸桿減速器 作為該帶式運輸機的傳動裝置 1 2 流體壓力傳動參考方案 1 2 1 液壓傳動的特點 1 與電機比較 在同等體積下 液壓裝置能產(chǎn)生更大的動力 即具有大 的功率密度或力密度 2 液壓裝置容易做到對速度的無極調(diào)節(jié) 而且調(diào)速范圍大 并且對速度 的調(diào)節(jié)還可以在工作過程中進(jìn)行 3 液壓裝置工作平穩(wěn) 換向沖擊小 便于實現(xiàn)頻繁換向 4 裝置易于實現(xiàn)自動化 可以很方便地對液體的流動方向 壓力和流量 進(jìn)行調(diào)節(jié)和控制 5 由于液壓傳動中的泄露和液體的可壓縮性使這種傳動無法保證嚴(yán)格的 傳動比 6 液壓傳動對油溫的變化比較敏感 不宜在較高或較低的溫度下工作 1 2 2 氣壓傳動的特點 1 氣壓傳動的工作介質(zhì)是空氣 它的粘度很低 所以流動阻力小 壓力 損失小 便于集中供氣和遠(yuǎn)距離輸送 2 氣壓傳動動作速度及反應(yīng)快 液壓油在管道中的流速一般在 5m 以下 而氣體流速可以大于 10m 甚至接近聲速 可以在很短的時間內(nèi)達(dá)到所要求的工 作壓力及速度 3 氣壓傳動有較好的自保持能力 4 氣壓傳動系統(tǒng)工作壓力低 僅僅適用于小功率場合 1 2 3 確定設(shè)計方案 本設(shè)備中執(zhí)行機構(gòu)動作頻繁 且又有一定的產(chǎn)量要求 所以就要求流體壓力 傳動動作速度及反應(yīng)要快 另外要求設(shè)備不受外界條件變化的影響 對流體傳動 的功率要求不高 通過對液壓傳動和氣壓傳動特點的比較 最終選用氣壓傳動 2 電動機的選擇 2 1 選擇電動機的系列 按工作要求和條件可知 選取 Y 系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相交流 異步電動機 電壓 380V 2 2 計算電動機功率 電機 1 帶動圓鋸片轉(zhuǎn)動 所以電機 1 的功率由圓鋸片的切割功率確定 本設(shè) 備所用圓鋸片為德國產(chǎn)圓鋸片 其編號 720200320 外徑 200mm 齒厚 d 外 2 5mm 內(nèi)徑 32mm 齒數(shù) 80 bd 內(nèi) 在切割管件的過程中 圓鋸片需要一定的轉(zhuǎn)速和進(jìn)給速度 所以預(yù)先取圓鋸 片轉(zhuǎn)速為 進(jìn)給速度為 為圓鋸片的一個 720 minr6 rs 4 msDA 齒所切割的面積 22 50 160 80DbvAbr 切割力 33 5cFKN 查 金屬工藝學(xué) 表 1 2 MP 圓鋸片的圓周線速度 2017 40 dv ms 外 外 線 切割力功率 3310 Pkw 線 查機械設(shè)計手冊得 滾動軸承效率 蝸桿傳動效率 雙頭 9 承 8 蝸 桿 聯(lián)軸器效率 彈性聯(lián)軸器 滾筒效率 25聯(lián) 0 96 滾 筒 則電機 1 和圓鋸片間的傳動效率為 0 9258 承聯(lián) 電機 1 所需功率 10 74 19825Pkw 電 電機 2 通過減速器帶動絲杠轉(zhuǎn)動 所以電機 2 的功率由絲杠確定 絲杠的功 率包括兩部分 一個是克服管件對圓鋸片的反作用力所消耗的功率 另一個是1P 克服導(dǎo)軌間摩擦力所消耗的功率 在切割過程中 總切割力分解為兩個力 一個是圓鋸片切割管件的切割力 一個是進(jìn)給方向上的進(jìn)給力 這里絲杠承受的是進(jìn)給方向的進(jìn)給力 而總切割力 的功率分配是圓鋸片切割管件的切割力占總功率的 進(jìn)給力功率占總809 功率的 1 5 則 1 5 0 19Pkw 因為圓鋸片相對于管件的速度為 從而得出管件對圓鋸片的反作用1v4 ms 為 10 30 FN 估計導(dǎo)軌上電機與支座總重為 查 理論力學(xué) 的出導(dǎo)軌間的摩擦系2kg 則摩擦力的大小為 0 3 9 85f 絲杠推動電機 1 和支座運動 推力為 10 358 0Ff N 合 功率為 331058 0 4 2PFvkw 合 合 傳動總效率 23 2 承 蝸 桿 聯(lián) 絲 杠 所需電機功率 2 k合電 機 由于本設(shè)備連續(xù)運轉(zhuǎn)穩(wěn)定 且傳動效率較小 故只需使電動機的額定功率等 于或稍大于電動機實際輸出功率就可以了 2 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 預(yù)先設(shè)定絲杠螺距為 導(dǎo)程為 因為圓鋸片相對于管件的速度為2m4 既動導(dǎo)軌和支承導(dǎo)軌間的相對速度為 所以絲杠的轉(zhuǎn)速為 1v0 4 ms m2innr 根據(jù) 機械設(shè)計基礎(chǔ) 中查得蝸桿的傳動比在一般的動力傳動中 i 7 40 常用值 最大值為 80 該傳動方案為單級傳動 則其相應(yīng)電動機的轉(zhuǎn)速 的范圍應(yīng)為 740 12 7408 minni r 電 2 4 選擇電動機型號 電機 1 是用來帶動刀片轉(zhuǎn)動的 必須具有一定的速度 由于額定功率相同的 同類型電動機 有四種常用同步轉(zhuǎn)速 即 3000 1500 1000 750r min 電動機 的轉(zhuǎn)速越高 極對數(shù)越少 尺寸和質(zhì)量就越小 價格也越低 電機 1 是用來帶動 刀片轉(zhuǎn)動的 對鋼管進(jìn)行切割 必須具有一定的速度和切割力 所以不能一味的 追求高速度 電動機 2 是用來帶動絲杠轉(zhuǎn)動的 若選用電機的轉(zhuǎn)速太高 將使傳 動裝置的傳動比越大 從而使傳動裝置的結(jié)構(gòu)尺寸也跟著增大 整個減速器的成 本就越高 因此 對電動機及傳動裝置做整體考慮 綜合分析比較 以上述算出 的電動機輸出功率 Pd 和電動機轉(zhuǎn)速范圍 Nd 查機械設(shè)計手冊 電機 1 選擇 Y160M1 8 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 電機 24kW750 minr720 minr 選擇 Y802 2 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 1 385 3 傳動系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)的計算 3 1 計算總傳動比和各級傳動比的分配 3 1 1 計算總傳動比 根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速 nm 及工作機轉(zhuǎn)速 n 可得傳動裝置的總傳動比 2583 410ai 3 1 2 各級傳動比的分配 由于為單級蝸桿傳動 傳動比都集中在蝸桿上 其他部分不分配傳動比 其傳動比就為總傳動比 23 54ai 3 2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電機軸 02 05Pkw 電 機 8 minnr 300 5109 5 728PTNmn 蝸桿所在軸 10 9 46kw 聯(lián) 10n285 inr 311 19 50 6PTNm 蝸輪所在軸 210 496 08 392kw 承 蝸 桿12851 min3 2nri3229 50 29 PTN 絲杠支承 320 3 5 385kw 承聯(lián) 2198 minnr 333 109 555PT N 各軸運動及動力參數(shù)匯總?cè)缦卤?2 1 表 2 1 軸序號 功率 P kW轉(zhuǎn)速 n r min 轉(zhuǎn)矩 T Nm 傳動形式 傳動比 效率 電機軸 0 005 2825 0 017 蝸桿所在軸 0 00496 2825 0 016 蝸桿傳動 23 5 0 80 蝸輪所在軸 0 00392 119 998 0 312 絲杠支承 0 00385 119 998 0 306 聯(lián)軸器 1 0 9925 4 零件的設(shè)計計算 4 1 傳動零件的設(shè)計計算 一般情況下 首先進(jìn)行箱外傳動件的設(shè)計計算 以便使減速器設(shè)計的原始條 件比較準(zhǔn)確 在設(shè)計箱內(nèi)傳動件后 還可以修改箱外傳動件尺寸 使傳動裝置的 設(shè)計更為合理 由于本方案為單級蝸桿傳動 無箱外傳動件 故直接進(jìn)行箱內(nèi)傳 動件的設(shè)計 4 1 1 蝸桿蝸輪的設(shè)計 蝸桿類型 精度等級及齒數(shù)的確定 根據(jù)本設(shè)計要求 宜選用圓柱蝸桿 而圓柱蝸桿中宜選用普通圓柱蝸桿 再 根據(jù) GB T10085 1988 的推薦 采用蝸桿傳動的裝置 宜選用漸開線蝸桿傳動 ZI 蝸桿 和錐面包絡(luò)蝸桿 ZK 蝸桿 由于 ZK 蝸桿一種非線性螺旋齒面蝸桿 不能 在車床上加工 只能在銑床上銑制并在磨床上磨削成品 其精度較高 造價較貴 而漸開線蝸桿易于加工 成本較低 故考慮實際使用情況和成本等因素 選用 ZI 蝸桿為最優(yōu)選擇 機械設(shè)計 239 頁 由該廠生產(chǎn)條件及設(shè)計要求限制 且在 一般工業(yè)中應(yīng)用 7 8 級精度的蝸桿 故本蝸桿選用 8 級精度 機械設(shè)計 257 頁 蝸桿頭數(shù)由傳動效率決定 取 z1 2 為了提高穩(wěn)定性和傳動效率 蝸輪選用 斜齒蝸輪 蝸桿蝸輪材料的選擇 考慮到蝸桿傳遞功率不大 轉(zhuǎn)速也只是中等 要求壽命為 17280h 一班制 10 年 故蝸桿材料應(yīng)選 20Cr 表面滲碳淬火處理 使齒面硬度 蝸輪選56HRC 用耐磨性最好的鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 金屬模鑄造 為了節(jié)約貴重的有色金 屬 僅齒圈用青銅制造 而輪芯用灰鑄鐵 HT150 制造 為了防止變形 常對蝸輪 進(jìn)行時效處理 按齒面接觸強度設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則 先按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計 再校核齒 根彎曲疲勞強度 傳動中心距 232 EHZaKT 1 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2 3220 9219 50 28PTNmn 2 確定載荷系數(shù) K 因工作載荷平穩(wěn) 故載荷分布不均系數(shù)取 1 由載荷均勻無沖擊 查機K 械設(shè)計手冊取使用系數(shù) KA 1 由轉(zhuǎn)速不高 動載荷系數(shù)應(yīng)取 KV 1 1 故載荷系數(shù) 1 1 AVK 3 確定彈性影響系數(shù) ZE 因選用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 蝸輪和鋼蝸桿配對 故 1260EZMPa 4 確定接觸系數(shù) 先假定蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動中心距 a 的比值 查 機械設(shè)計 1 35d 圖 11 18 得 2 9 Z 5 確定許用接觸應(yīng)力 H 根據(jù)渦輪材料為 ZCuSn10P1 金屬模鑄造 蝸桿螺旋齒面硬度 56HRC 查 機械設(shè)計 表 11 7 得蝸輪的基本許用接觸應(yīng)力 268HMPa 蝸桿的工作壽命 2130417hLh 蝸輪輪齒的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 769 01h 壽命系數(shù) 778810 32HNKPa 蝸輪齒面的許用接觸應(yīng)力為 0 730 HNHK 268195MPa 6 計算中心距得 22332160 9 13 0 5EHZaKTm 根據(jù)經(jīng)驗取中心距 a 200mm 因 i 23 54 故查 機械設(shè)計 表 11 2 中取 模數(shù) m 8mm 蝸桿分度圓直徑 d1 80mm 這時 d1 a 0 4 查 機械設(shè)計 圖 11 18 得接觸系數(shù) 28 機械設(shè)計 244 頁 模 數(shù)與蝸桿相同為 8mm 變位系數(shù) 20 5x 18afmm 24t 驗算傳動比 10 5zi 這時傳動比誤差為 是不允許的 查 機3 54 1 92 械設(shè)計 表 11 1 當(dāng) i 14 30 時 宜選 29 61 再次是試選 z2 45 此時傳動比誤差為 453 425 故最終選取 2z 計算蝸輪的主要參數(shù)如下 蝸輪分度圓直徑 2845360dmzm 蝸輪喉圓直徑 2 8aah 蝸輪齒根圓直徑 2 1432ff 蝸輪咽喉母圓半徑 210gar 蝸輪寬度 20 75 967bd 蝸輪齒頂圓弧半徑 1 3aRm 蝸輪螺旋角 11 18 36 蝸桿傳動的標(biāo)準(zhǔn)中心距為 122 1045820dqzm 蝸桿變位后中心距為 6axm 4 1 3 蝸桿傳動的受力分析 不計摩擦?xí)r 其各力計算如下 11230 6 48taTFNd 21 3 1 7at 12tan tan20 6 43rFN 232 1 82cos1 9 0nnTd 4 1 4 校核齒面接觸疲勞強度 原始接觸應(yīng)力公式為 0nHEKFZL 由上述已算出數(shù)據(jù)知 嚙合面上的法向載荷 載荷系數(shù) K 1 1 1 82nN 材料的彈性影響系數(shù) 126EZMPa 驗算公式為 3 HEHKTZ 由上述已算出數(shù)據(jù)知 蝸輪公稱轉(zhuǎn)矩 中心距 a 216mm 載20 1Nm 荷系數(shù) K 1 1 材料的彈性影響系數(shù) 蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動中 1260EZMPa 心距 a 的比值 查 機械設(shè)計 圖 11 18 得 2 7 10 37d Z 231 3602 7251 96HE HTaMPaa 滿足蝸輪的齒面接觸疲勞強度要求 4 1 5 校核齒根彎曲疲勞強度 21 53 FFaFKTYdm 當(dāng)量齒數(shù) 23345 92cos 6 vz 根據(jù) 從 機械設(shè)計 圖 11 19 中可查得齒形系數(shù)20 5x 24 9vz 8FaY 螺旋角系數(shù) 1 3610 904Y 許用彎曲應(yīng)力 FHNK 查 機械設(shè)計 表 11 8 宏 ZcuSn10P1 制造的蝸輪的許用基本彎曲應(yīng)力為 MPa 56F 壽命系數(shù) 69710 582 4HN MPa 93 20F 531 6 806 FMPa 故彎曲強度是滿足的 4 1 6 校核蝸桿的剛度 剛度校核公式為 213 48trFyLyEI 由上述已算數(shù)據(jù)知 蝸桿所受的圓周力 蝸桿所受的徑向力10 4t N 蝸桿材料的彈性模量 E 206000MPa 蝸桿的危險截面的慣性矩10 643rF N 441 5463 510 8fdI m 一般情況下 蝸桿兩端支承間的跨距 許用最 2 9 3602Ld 大撓度 則 10 dy m 22399 40680 1 58081 y m 滿足蝸桿的剛度要求 4 1 7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動 屬于通用機械減速器 從 GB T10089 198 圓柱蝸桿 蝸輪精度中選擇 8 級精度 側(cè)隙種類為 c 115 蝸桿的標(biāo)注m 為 8 c GB T10089 1988 蝸輪的標(biāo)注為 7 8 8 f GB T10089 1988 然后由機 械設(shè)計手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度如下 公差配合為 H7 s6 GB T1800 79 形狀和位置公差 查國標(biāo) GB1182 1184 80 表面粗糙度 Ra 1 6 GB1031 83m 4 1 8 蝸輪蝸桿的機構(gòu)設(shè)計 蝸桿和軸做成一體 即蝸桿軸 為保證剛度 應(yīng)采用無推倒槽結(jié)構(gòu) 圖 3 2 蝸輪采用齒圈式 如下圖 3 3 青銅輪緣與鑄造鐵心采用 H7 s6 配合 并加 臺肩和螺釘固定 螺釘選 6 個 螺釘擰入深度為 0 3 0 4B 即 21 6 28 8mm 圖 3 3 4 2 軸的設(shè)計計算及校核 軸是組成機器的主要零件 一切作回轉(zhuǎn)運動的傳動零件 都必須安裝在軸上 才能進(jìn)行運動及動力傳遞 4 2 1 蝸輪軸的設(shè)計 1 軸類型 材料的選擇 按承受載荷的不同 軸可分為轉(zhuǎn)軸 心軸和傳動軸 按軸線形狀不同 分為 曲軸和直軸 直軸又根據(jù)外形不同 分為光軸和階梯軸 本設(shè)計方案的工作軸既 承受扭矩 又承受彎矩 且要求零件裝配定位要精確 故本方案選擇階梯轉(zhuǎn)軸 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼 根據(jù)本設(shè)計要求 對軸強度 剛度等方面的要求 不是很高 碳鋼價格低廉 對應(yīng)力集中敏感度低 同時可用熱處理或化學(xué)熱處理 提高其耐磨性和抗疲勞強度 故本方案選用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 2 蝸輪軸的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 210 496 08 392Pkw 承 蝸 桿85 min3 nri 322 219 54TN 3 作用在蝸輪上的力 284360dmzm 112 4taTFN 21 30 1 76atd 12tan tan2 60 43rF 各力方向如圖 3 1 所示 4 軸的最小直徑的初步確定 查 機械設(shè)計 表 15 3 取 于是得 05A 33min 421 689Pdm 蝸輪軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d 如下圖 3 5 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng) 故需與聯(lián)軸器型號同時確定 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查 機械設(shè)計 表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 故2caATK 取 KA 1 5 則 mm21 503468ca N 按照計算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 查國標(biāo) GB4323 84 選用 HL5 型彈性柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩的條件為 1000000N mm 本聯(lián)軸器的孔徑 d1 60mm 故 d 60mm 半聯(lián)軸器長度為 L 142mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度 L1 84mm 5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案 圖 3 5 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 軸段右端需制出作為軸肩 故取 段的直徑 d 66mm 左端用軸端擋圈定位 按軸段直徑取擋圈直徑 D 62mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 107mm 為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上 故 段的長度應(yīng)比 L1 略短一些 現(xiàn)取 l 104mm 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用單列 圓錐滾子軸承 參照工作要求并根據(jù) d 66mm 從軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單 列圓錐滾子軸承 7214E 其尺寸為 故取 d 701256DTm d 70mm 軸套尺寸為 D 72mm l 16mm 而 l 26 16 42mm 右端滾動 軸承采用軸肩進(jìn)行定位 有機械設(shè)計手冊查得 TL9 型軸承的定位軸肩高度 h 3mm 因此 取 d 74mm 取安裝蝸輪處的軸段 的直徑為 d 74mm 蝸輪的左端與做軸承間 采用套筒定位 蝸輪輪轂寬度為 B 72mm 為了使套筒斷面可靠地壓緊蝸輪 此 軸段應(yīng)略短于輪轂寬度 故取 l 108mm 蝸輪的右端采用軸肩固定 軸肩高 度 h 0 07 0 1 d 故 h 3mm 則軸環(huán)處的直徑 d 78mm 軸環(huán)寬度 54mm 雙軸肩 用以保證蝸輪位置的對中性 取 d 70mm l 1 4b 12mm L 26mm 軸承端蓋的總寬度為 20mm 由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定 根據(jù) 軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的 左端面間的距離為 l 30mm 故取 l 50mm 至此 本蝸輪軸的各段直徑和長度基本確定下來 其數(shù)據(jù)匯總?cè)缦卤?表 3 1 尺寸 直徑 mm 60 66 70 74 78 70 長度 mm 104 50 42 108 12 26 軸向零件的周向定位 蝸輪 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 按 d 查 機械設(shè)計 表 6 1 得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 63mm 同201bhm 時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性 故選擇蝸輪輪轂與軸的配合為 76Hn 同樣 半聯(lián)軸器與軸的連接 選用平鍵為 半聯(lián)軸器與軸的810m 配合為 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的 此處選軸的直徑76Hk 尺寸公差為 m6 軸上圓角和倒角尺寸的確定 參考 機械設(shè)計 表 15 2 取軸端倒角為 各軸肩處的圓角半徑如圖245 4 5 一般取 R 2mm 軸上載荷的計算 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖 圖 3 5 做出軸的計算簡圖 如下圖 3 6 查機械設(shè) 計手冊 對于 TL9 型圓錐滾子軸承 取 a 21mm 從而確定軸承的支點位置 由 圖 3 5 可得 作為簡支梁的軸的支承跨距 L1 94mm L 2 94mm 29418m 再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 圖 3 6 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面 現(xiàn)計 算出的截面 C 處的 MH MV 及 M 的值列入下表 3 2 表 3 2 載荷 水平面 垂直面 V 支反力 F0 867 0 867NHaNHbF 0 32 0 32NVaNbF 彎矩 12m 141mM 總彎矩 22 67M 20609 扭矩 T0 31TN 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即危險截面 C 的強度 根據(jù)上表 4 2 中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力 取 則軸的計算應(yīng)力為 6 0 2 2220 63 190 61 591074ca aMT MPW 前已選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 查表可得 因此 a1 1 c 故安全 4 2 2 蝸桿軸的設(shè)計 1 軸類型 材料的選擇 蝸桿軸類型同蝸輪軸類型 都為階梯轉(zhuǎn)軸 蝸桿軸材料由定蝸桿材料時確定 故本軸材料為 45 鋼 2 蝸桿軸的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 10 50 92 46Pkw 聯(lián) 1n8 minr311 19 5 0TN 3 作用在蝸輪上的力 d1 80mm 11230 6 48taTFNd 21 3 1 7at 12n1 7tan0 6 43rtF 各力方向如圖 4 1 所示 4 軸的最小直徑的初步確定 查 機械設(shè)計 表 15 3 取 A0 112 于是得 3233min 921015 8Pd m 蝸輪軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d1 2 如下圖 4 5 為了使所 選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng) 故需與聯(lián)軸器型號同時確定 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查 機械設(shè)計 表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 1caATK 故取 KA 1 5 則 N mm1 562 4ca 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 查國標(biāo) GB T5014 2003 選用 HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器 選擇依據(jù)為電動機外伸軸段的尺寸所決定 其公稱轉(zhuǎn)矩 的條件為 630000 N mm Tca 本聯(lián)軸器的孔徑 d1 19mm 故 d0 1 20mm 半聯(lián) 軸器長度為 L 62mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 45mm 5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案 本蝸桿軸設(shè)計采用如下圖裝配方案 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 圖 3 7 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 0 1 軸段右端需制出作為軸肩 故取 1 2 段的直徑 d1 2 32mm l1 2 5mm 右端再取軸肩 1 2 軸段右端需制出作為軸 肩 故取 2 3 段的直徑 d2 3 44mm 左端用軸端擋圈定位 按軸段直徑取擋圈直 徑 D 40mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 45mm 為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上 故 1 2 段的長度應(yīng)比 L1 略短一些 現(xiàn)取 l0 1 44mm 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用單列 圓錐滾子軸承 參照工作要求并根據(jù) d2 3 44mm 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單 列圓錐滾子軸承 7210E 其尺寸為 故取 d3 4 d10 50921DTm 11 50mm 擋油環(huán)的 D 70mm l 10mm 而 l3 4 l9 10 21 10 31mm 右端滾動軸 承采用軸肩進(jìn)行定位 由機械設(shè)計手冊查得 7210E 型軸承的定位軸肩高度 h 3mm 因此 取 d4 5 56mm l 4 5 25mm 蝸桿軸處的蝸桿段 6 7 的直徑為 d6 7 80mm d a1 96mm d f1 60 5mm 蝸 桿的左端與右端 d5 6 d7 8 63 5mm 為保證加工工藝性和散熱性 其長度宜取 l5 6 l7 8 70mm 蝸桿寬度為 b1 83 68mm 為了使蝸桿與蝸輪嚙合充分 此軸段應(yīng) 取 l6 7 128mm b1 蝸桿軸段的右端采用軸肩結(jié)構(gòu) 軸肩高度 h 0 07 0 1 d 故 h 4mm 則軸環(huán)處的直徑 d8 9 56mm d 9 10 50mm 取 l8 9 25mm l9 10 31mm 至此 本蝸桿軸的各段直徑和長度基本確定下來 其數(shù)據(jù)匯總?cè)缦卤?表 3 3 尺寸 0 1 1 2 2 3 3 4 4 5 5 6 6 7 7 8 8 9 9 10 直徑 mm 20 32 44 50 56 63 5 80 63 5 56 50 長度 mm 44 5 38 31 25 70 128 70 25 31 6 軸向零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接 按 d 查 機械設(shè)計 表 6 1 得平 鍵截面 半聯(lián)軸器與軸的連接 選用平鍵為 滾動軸承與軸10856m 的周向定位是由過渡配合來保證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 7 軸上圓角和倒角尺寸的確定 參考 機械設(shè)計 表 15 2 取軸端倒角為 各軸肩處的圓角半徑如圖24 4 5 一般取 R 1 6mm 8 軸上載荷的計算 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖 圖 3 7 做出軸的計算簡圖 如下圖 3 8 查機械設(shè)計手冊 對于 7210E 型圓錐滾子軸承 取 a 20mm 從而確定軸承的支 點位置 由圖 4 8 可得 作為簡支梁的軸的支承跨距 L1 190mm L 2 190mm 290138m 再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 如下圖 3 8 圖 3 8 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面 現(xiàn)計 算出的截面 C 處的 MH MV 及 M 的值列入下表 3 4 表 3 4 載荷 水平面 垂直面 V 支反力 F0 2 NHaNHbF 0 321 0 321NVaNbF 彎矩 38m 18mM 總彎矩 2210 38 9 2465M 扭矩 T0 1T 9 按灣扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度 根據(jù)上表 中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力 取 則軸的0 6 計算應(yīng)力為 222210 63 15 0 61 4318ca aMT MPW 前已選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 查表可得 因此 0 故安全 1 ca 4 3 軸承的選擇和計算 4 3 1 蝸輪軸上軸承的選擇和計算 1 軸承的選擇 根據(jù)上述軸的設(shè)計時已選取了合適的軸承 其型號為 滾動軸承 7214E GB297 84 其配合公差為 H7 k6 2 軸承的校檢 查機械設(shè)計手冊可知滾動軸承 7214E GB297 84 的基本額定動載荷 C 72800N 基本額定靜載荷 C0 78600N 軸上蝸輪其受力情況如下 2845360dmzm N1320 6 48aeTFd N23 1 7te N2an1 7tan0 6 43retF 蝸輪轉(zhuǎn)速 n 119 998r min 軸承預(yù)期壽命 Lh 17280h 兩軸承承受的徑向載 荷 Fr1 和 Fr 將軸系部件受到的空間力分解為鉛垂面和水平面的兩個平面力系 由力分析可知 126 87 0 867rHrHFN 033VV2 211 95rrr N N22H 3 兩軸承軸向力的計算 對于滾動軸承 7214E 型軸承 軸承派生軸向力 Fd eFr 其中 e 為 機械設(shè) 計 表 13 5 中的判斷系數(shù) 其值由 的大小來確定 但現(xiàn)在軸承軸向力 Fa 未知 aeF 而查機械設(shè)計手冊得 e 0 37 因此可算出 110 37 9250 37 42dr N 2 則 12 4 aedF a 0 3710 7 895r P2 所以按軸承 1 的受力大小的驗算 Lh 36610072809 6hCLnP 故所選軸承滿足其壽命要求 4 3 2 蝸桿軸上軸承的選擇和計算 1 軸承的選擇 根據(jù)上述軸的設(shè)計時已選取了合適的軸承 其型號為 滾動軸承 7210E GB297 84 其配合公差為 H7 k6 2 軸承的校檢 查機械設(shè)計手冊可知滾動軸承 7210E GB297 843 的基本額定動載荷 C 44400N 基本額定靜載荷 C0 40600N 軸上蝸輪其受力情況如下 132 60 48teTFNd 23 1 7ae N2tn tan20 6 43reF d1 80mm 蝸輪轉(zhuǎn)速 n 2825r min 軸承預(yù)期壽命 Lh 17280h 兩軸承承受的徑向載荷 Fr1 和 Fr2 將軸系部件受到的空間力分解為鉛垂面和水平的兩個平面力系 其中 F te 為通過 另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線 F ae 亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上 由力分析可知 120 rHrHFN 3031VV 2211 0 378rrr N 22 H 3 兩軸承軸向力的計算 對于滾動軸承 7210E GB297 843 型軸承 軸承派生軸向力 Fd eFr 其中 e 為 機械設(shè)計 表 13 5 中的判斷系數(shù) 其值由 的大小來確定 但現(xiàn)在軸承aeF 軸向力 Fa 未知 而查機械設(shè)計手冊得 e 0 35 因此可算出 10 378 0 14rFN 220 37 80 37 14drFN 則 118aed 2 4N 0 371950 378arF P2 所以按軸承 1 的受力大小的驗算 Lh 366104285 0hCLnP 故所選軸承滿足其壽命要求 4 4 鍵連接的選擇和校核 4 4 1 蝸輪軸上鍵的選擇和校核 根據(jù)上述軸的設(shè)計時已選取了合適的鍵 其型號分別為 與蝸輪相連接 鍵 20163 與聯(lián)軸器相連接 鍵 8 1 鍵 GB1096 79 的校檢2063 其基本參數(shù)可查機械設(shè)計手冊得 b 20mm h 12mm L 63mm 強度校核鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 查 機械設(shè)計 6 2 得許用擠壓應(yīng)力 取其平均值 鍵的工作長度 PMa 10PMa 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0 5h 6mm 則 63204lLbm 33210 2 647PTPkld 10MPa 滿足擠壓強度要求 2 鍵 GB1096 79 的校檢180 其基本參數(shù)可查機械設(shè)計手冊得 b 18mm h 11mm L 100mm 強度校核鍵 軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼 查 機械設(shè)計 6 2 得許用擠壓應(yīng) 力 取其平均值 鍵的工作長度 2PMa 10PMa 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0 5h 5 5mm 則 108lLbm 3320 2 5586PTkld 10Pa 滿足擠壓強度要求 4 4 2 蝸桿軸上鍵的選擇和校核 根據(jù)上述軸的設(shè)計時已選取了合適的鍵 其型號為 與聯(lián)軸器相連接 鍵 GB5014 85 的校檢64 其基本參數(shù)可查機械設(shè)計手冊得 b 6mm h 6mm L 44mm 強度校核鍵 軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼 查 機械設(shè)計 6 2 得許用擠壓應(yīng) 力 取其平均值 鍵的工作長度 10 2PMa 10PMa 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0 5h 3mm 則 564lLbm 33102 6 24PTkld 10Pa 滿足擠壓強度要求 4 5 聯(lián)軸器的選擇和校核 4 5 1 蝸輪軸上聯(lián)軸器的選擇和校核 1 根據(jù)上述軸設(shè)計時以選取了合適的聯(lián)軸器 其型號為 HL5 聯(lián)軸器 60175ZCJB 其配合公差為 H7 k6 2 HL5 型彈性柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩的條件為 2000000 N mm 本聯(lián)軸器 的孔徑 d1 60mm 故 d 60mm 半聯(lián)軸器長度為 L 142mm 半聯(lián)軸器與軸配合的 轂孔長度 L1 107mm 31 502 468caATK nNmT d1 d 60mm 333min0 921015 678PdAm 故 滿足其強度要求 4 5 2 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選擇和校核 1 根據(jù)上述軸設(shè)計時以選取了合適的聯(lián)軸器 其型號為 HL2 聯(lián)軸器 38605ZCJB 其配合公差為 H7 k6 2 HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩的條件為 315000 N mm 本聯(lián)軸 器的孔徑 d1 20mm 故 d1 2 20mm 半聯(lián)軸器長度為 L 62mm 半聯(lián)軸器與軸配合的 轂孔長度 L1 44mm 31 506 24caATKN mT 2 10 5m2 s 因此所選潤滑油粘度合適 取鈉基潤滑脂 ZN 2 GB492 89 軸承的工作載荷 潤滑油的粘度是隨壓力而變化的 當(dāng)軸承所受載荷增大時 潤滑區(qū)內(nèi)潤滑油的壓力增加 粘度降低 從而導(dǎo)致油膜厚度減薄 甚至破裂 因 此 軸承工作載荷越大 所選潤滑油的粘度也應(yīng)越大 軸承的工作轉(zhuǎn)速 工作中 軸承轉(zhuǎn)速愈高 內(nèi)部發(fā)熱量愈大 為控制軸承的 溫升 通常軸承的 dn 值加以限制 查表得 圓錐滾子軸承在脂潤滑方式下軸承 的允許 dn 值為 100000mm r min 軸 min 1920min 14908rrnd 軸 8 36 7632 由計算知 三對軸承的 dn 值均小于允許值 5 2 密封的選擇 輸入端和輸出端滾動軸承選用氈圈密封 其密封效果是靠矩形氈圈安裝于梯 形槽中所產(chǎn)生的徑向壓力來實現(xiàn)的 其特點是結(jié)構(gòu)簡單 廉價 但磨損較快 壽 命短 它主要用于軸承采用脂潤滑 且密封處軸的表面圓周速度較小的場合 輸入端選用氈圈 60FZ T92010 91 輸出端選用氈圈 62FZ T92010 91 6 減速器附件的選擇 6 1 通氣器 減速器工作時箱體內(nèi)溫度升高 氣體膨脹 箱內(nèi)氣壓增大 為了避免由此引 起密封部位的密封性下降造成潤滑油向外滲漏 多在視孔蓋上設(shè)置通氣器 使箱 體內(nèi)的熱膨脹氣體能自由逸出 保持箱內(nèi)壓力正常 從而保證箱體的密封性 故選用經(jīng)兩次過濾的 M20 2 通氣器 6 2 軸承蓋 材料為 HT150 選用凸緣式軸承蓋 7214E 型軸承外徑 D 125mm 螺釘直徑 d3 12mm 螺釘 數(shù)為 4 7210E 型軸承外徑 D 90mm 螺釘直徑 d3 12mm 螺釘數(shù)為 4 6 3 油面指示器 用于檢查箱內(nèi)油面高度 以保證傳動件的潤滑 一般設(shè)置在箱體上便于觀察 且油面較穩(wěn)定的部位 選用 M25 的油標(biāo)尺 6 4 油塞 選用 外六角油塞及封油墊 封油墊材料為耐油橡膠 螺塞材料為5 130 M Q235 6 5 窺視孔及視孔蓋 窺視孔用做檢查箱內(nèi)傳動零件的嚙合情況以及將潤滑油注入箱體內(nèi) 為防止 潤滑油飛濺出來和污染物進(jìn)入箱體內(nèi) 在窺視孔上應(yīng)加設(shè)視孔蓋 故選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋 窺視孔的長度為 100mm 寬度為 75mm 圓角半徑 R 12mm 其上螺釘尺寸為 M8 22 螺釘個數(shù)為 4 6 6 起蓋螺釘 為了保證減速器的密封性 常在箱體剖分接合面上涂有水玻璃或密封膠 為便于 拆卸箱蓋 在箱蓋凸緣上設(shè)置 1 個或 2 個起蓋螺釘 拆卸箱蓋時 擰動起蓋螺釘 便可頂起箱蓋 根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 選用 M20 的螺釘 6 7 定位銷 為了保證每次拆裝箱蓋時 仍保持軸承座孔的安裝精度 需在箱蓋與箱座的 連接凸緣上裝配兩個定位銷 根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 選用 M12 40 的圓錐銷 7 滑動絲杠的設(shè)計 7 1 滑動絲杠螺母機構(gòu)的傳動方式 滑動絲杠螺母機構(gòu)的傳動方式有 絲杠轉(zhuǎn)動 螺母移動 絲杠轉(zhuǎn)動并移動 螺 母轉(zhuǎn)動 絲杠移動 螺母轉(zhuǎn)動并移動 絲杠轉(zhuǎn)動 螺母差動 螺母轉(zhuǎn)動 絲杠差動 絲杠轉(zhuǎn)動 螺母移動并轉(zhuǎn)動 根據(jù)任務(wù)書的要求 本方案采用絲杠轉(zhuǎn)動 螺母移動的傳 動方式 7 2 滑動螺母結(jié)構(gòu) 常用的滑動螺母結(jié)構(gòu)有兩種 半螺母結(jié)構(gòu) 其優(yōu)點是機構(gòu)簡單 絲杠與螺紋間的 螺紋間隙可用墊片調(diào)整 缺點是絲杠單面受徑向力 容易引起彎曲變形 剛性較差 全 螺母機構(gòu) 接觸剛性好傳動精度高 經(jīng)比較 本方案選全螺母結(jié)構(gòu)較好 7 3 絲杠支承 絲杠支承是絲杠螺母機構(gòu)的重要組成部分 其必須保證絲杠在其中旋轉(zhuǎn)時 不 會產(chǎn)生過大的軸向和徑向跳動 在絲杠的支承中 常采用滑動和滾動軸承 或兩種軸承組合使用 通常 絲杠的轉(zhuǎn) 速很低 因此 可裝在兩個滑動軸承或徑向滾珠軸承或滾針軸承中 常見的絲杠支承 方式有三種 外側(cè)安裝法 內(nèi)側(cè)安裝法 單端安裝法 外側(cè)安裝法是將止推軸承裝于絲杠兩端支承外側(cè) 當(dāng)絲杠受熱伸長時 能作軸 向移動 故對穩(wěn)定性無影響 但由于止推軸承間隙的增加 會使絲杠軸向跳動 影響傳 動精度和正常工作 內(nèi)側(cè)安裝法是將止推軸承裝于絲杠兩端支承的內(nèi)側(cè) 當(dāng)絲杠受熱時會產(chǎn)生彎曲 并 使軸承的負(fù)載加重 只適用與恒溫室中或很短的絲杠 單端安裝法是將兩個徑向止推軸承裝在絲杠一端的支承中作為固定支承 而另 一端則為游動支承 當(dāng)絲杠變形是可以自由伸長 不會引起絲杠彎曲 由于本設(shè)備工作環(huán)境不恒溫 其絲杠較長 所需傳動精度不高 所以軸承選 擇外側(cè)安裝法 7 4 絲杠牙形的選擇 絲杠螺母傳動常用的螺紋有牙形角為 的普通公制螺紋和牙形角為 的梯60 30 形螺紋兩種 當(dāng)絲杠螺母機構(gòu)的載荷不大 螺紋間的摩擦力對工作影響不大 而又要 求小螺距時 可采用公制基本螺紋和公制細(xì)牙螺紋 當(dāng)載荷較大 螺距也較大時 宜用 梯形螺紋 梯形螺紋比三角形螺紋的傳動效率高 強度大 螺距大 螺距小時 制造 困難 且不能磨 故不易得到高精度絲杠 基于以上梯形螺紋的優(yōu)點 本方案絲杠牙形 宜采用梯形 7 5 螺距的選擇 常用的梯形螺紋螺距有 2 3 4 5 6mm 等 根據(jù)傳動進(jìn)給的實際需要在這里 選取 2mm 7 6 絲杠直徑的確定 絲杠計算通常包括耐磨性 剛度 穩(wěn)定性和強度四項 本設(shè)備中 由于絲杠承受載 荷不大 絲杠支承又采用單端安裝法 對穩(wěn)定性無影響 所以可根據(jù)磨損條件選擇材 料 并確定絲杠副的尺寸 由于螺母的材料一般比絲杠的材料軟 所以 磨損主要發(fā)生在螺母的螺紋表面 磨損的計算方法 通常是采用限制螺紋表面的壓強 就是使螺紋工作表面的壓強 小于或等于許用壓強 計算時 把螺母的螺紋牙看成是盤旋繞在圓柱表面的長P P 條 展開后相當(dāng)于一個懸臂梁 如下圖 設(shè)作用于螺紋上的總軸向力為 則每一圈螺F 紋牙所承受的軸向力為 其校核公式為 FZ 2 FPdhZ 式中 作用在螺紋上的總軸向力 m 螺紋中徑 2d 螺紋的工作高度 h 參加接觸的螺紋圈數(shù) Z ZHt 螺母長度 H 螺距 tm 許用壓強 P2 N 令 對于梯形螺紋 對于整體式螺紋 并代入上式 2 d 0 5ht 2 53 得 2 8 FdP 代入 得 58 03FN 25 030 4 89 1m 絲杠結(jié)構(gòu)設(shè)計 結(jié)構(gòu)如圖所示 1 2 3 4 5 圖 6 1 絲杠支承軸徑由渦輪輸出軸確定 渦輪輸出軸與絲杠用聯(lián)軸器相連 本聯(lián)軸 器的孔徑為 故 半聯(lián)軸器的長度為 半聯(lián)軸器與軸配60m1260dm 142m 合的轂空長為 故 47l 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 并在 1 2 軸段3h 236d 攻螺紋 以用止推墊片對推力軸承進(jìn)行軸向定位 則 須大于兩個止推墊片的l 寬度 由于 4 5 軸段的作用與 2 3 軸段的作用相同 所以 4523 45230lm 初步選擇滾動軸承 因軸承只受軸向力 故選單列圓珠推力軸承 參照工作 要求 由目錄初選圓珠推力軸承 8214 型 其尺寸為 故70m17 并以此作為梯形螺紋的中徑 3 4