机械毕业设计（论文）-路面铣刨机提升机构设计【全套图纸】

南昌航空大学学士学位论文 - 1 - 目目 录录 1 前言 (1) 2 提升机构的设计及校 核（5） 2.1 总体传动方案的设 计（5） 2.1.1 传动方案简图介 绍（5） 2.1.2 传动方案介 绍（6） 2.2 液压马达的选择及输出功率的计算 （6） 2.2.1 液压马达的选 择（6） 2.2.2 CMZ2032 型马达相关性能参 数（6） 2.2.3 CMZ2032 型齿轮马达相关计 算（7） 2.3、液压齿轮马达输出轴的设 计（7） 2.3.1、材料类型选择： （7） 2.3.2、强度计 算（7） 2.3.3、轴扭转强度校 核（8） 南昌航空大学学士学位论文 - 2 - 2.3.4 轴的扭转刚度校核计算 （8） 2.3.5 连接问题说明： （9） 2.4 丝杠丝母的设 计（9） 2.4.1 确定滚珠丝杠副的导程 （9） 2.4.2 滚珠丝杠负的载荷及转速计 算（9） 2.4.3 确定预期额定动载荷 （9） 2.4.4、按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 d2m（10） 2.4.5、确定预紧力 FP（11） 2.4.6、Dn 值校 验（11） 2.4.7、基本轴向额定静载荷 Cca 验 算（11） 2.4.8、滚珠丝杠副临界压缩载荷 c F 的效检（验算压杆稳定性） （12） 2.4.9 丝杠上键的选择及校核 （12） 2.4.10、滚珠丝杠的润 滑（13） 2.5 减速器的应 用（13） 2.5.1、减速器类型的选 择（13） 2.5.2、蜗杆减速器传动比的确 南昌航空大学学士学位论文 - 3 - 定（13） 2.5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 （13） 2.5.4 蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸计 算（15） 2.5.5 校核齿根弯曲强 度（17） 2.5.6、验算效 率（18） 2.5.7、蜗杆传动的轮滑 （18） 2.5.8、蜗杆传动的热平衡计 算（18） 2.5.9 蜗杆上键的选择及校核 （19） 2.5.10 涡轮的结构形式 （20） 2.6 蜗杆与齿轮马达联轴器的选用 （20） 2.6.1、类型选 择（20） 2.6.2、材料选 择（20） 2.6.3、载荷计 算（20） 2.6.4、类型选 择（20） 2.6.5、基本参数和主要尺 南昌航空大学学士学位论文 - 4 - 寸（21） 2.7 蜗杆轴承的选 用（21） 2.7.1 轴承类型选择 （21） 2.7.2、材料选 择（22） 2.7.3、滚动轴承寿命的计 算（22） 2.7.4、轴承装置的一些说 明（23） 2.7.5、轴承的润 滑（23） 2.8 丝杠轴承的选用 （24） 2.8.1、类型选 择（24） 2.8.2、确定滚动轴承的当量载荷 P（24） 2.8.3、滚动轴承寿命的计 算（24） 2.8.4、轴承装置的一些说 明（25） 2.8.5、轴承的润 滑（25） 2.9 蜗杆减速器箱体的设 计（25） 2.9.1 相关尺寸 南昌航空大学学士学位论文 - 5 - （25） 2.9.2 附件 （26） 2.10 提升机构的螺纹连接介绍 （27） 2.10.1 螺栓连 接（28） 2.10.2 螺钉连接 （28） 2.10.3 螺纹连接的防 松（29） 3、 结论 （30） 4、 主要参考文 献（31） 5、 致 谢（32） 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 南昌航空大学学士学位论文 - 6 - 南昌航空大学学士学位论文 7 1.1. 前言前言 路面铣刨机是沥青路面养护施工机械的主要机种之一，主要用于公路、城 市道路等沥青砼面层清除拥包、油浪、网纹、车辙等。用路面铣刨机铣削损坏 的旧铺层，再铺设新面层是一种最经济的现代化养护方法。 随着公路交通事业的发展，以大型铣刨机为主要设备的机械化养护作业方 式已经在我国广泛采用。目前我国大型铣刨机提升机构一般都采用后轮独立液 压驱动，而路面的损坏程度、铣削层的深度以及刀具的情况等都会对提升机构 产生影响。 由于它工作效率高、施工工艺简单、铣削深度易于控制、操作方便灵活、 机动性能好、铣削的旧料能直接回收利用等，因而广泛用于城镇市政道路和高 速公路养护工程中。 我国的铣刨机生产起步较晚，20 世纪 80 年代初才开始研制，主要结构形 式有两种：一是在农用轮式拖拉机上加装铣削装置而构成简易型冷铣刨机，其 结构简单，适用于中等强度以下的沥青路面的铣削；二是自行式冷铣刨机，近 两年有了一定的发展，主要机型的使用性能已完全能满足国内高等级公路及市 政道路的养护要求，良好的性能价格比与国外进口产品相比也有较大的竞争优 势，但在品种规格、技术水平及配套件等方面仍存在较大的差距。 目前，国产机型更多地借鉴了欧洲铣刨机的技术和经验，在动力、液压和 控制系统上均采用了国际化的配套，可以说在系统配置上达到了国际先进水平。 从知识产权的角度来看，部分国产产品如陕西建设机械股份有限公司生产的 CM2000 及西安宏大交通科技有限公司生产的 CM1900 和 CM1200，不但拥有完整 的知识产权，而且在整机系统、控制系统及其软件的设计和制造工艺等方面均 已达到国际先进水平。 在今后的市场竞争中，我国的铣刨机生产厂商应该发挥以下优势： 利用我国已经加入 WTO 的有利条件，树立国际化的设计思想，加强国际间的技 术合作，在技术上保持与国际发展水平同步，争取更大的高端产品市场；发 挥本地化的优势，为用户提供及时的从整机技术到配件供给等全方位的服务； 利用我国劳动力价格低廉的条件，降低整机成本，发挥价格优势，争取更多 的中低端用户，扩大市场；注意研发符合我国道路特点的专有技术及产品系 列，为公路养护工程服务，促进我国公路交通事业的技术进步。 国外路面铣刨机的发展和工程应用已有较长的历史，积累了丰富的经验， 南昌航空大学学士学位论文 8 形成了以德国维特根公司产品为代表的欧洲风格和以美国 RoadTech 公司、CMI 公司、卡特彼勒公司产品为代表的北美风格。它们的工作原理和流程相同，发 动机的装机容量基本相当，区别在于欧洲的铣刨机采用四履带行走方式，外形 结构紧凑、精巧，更多地采用电子控制技术，特别是目前的数字电子网络控制 技术；而北美的铣刨机均采用三履带行走方式，造型粗旷、更加坚固。表 2 列 出了几种国外典型产品的主要技术参数。 国外的路面铣刨机技术已达到较高的技术水平，归纳起来有以下几个特点。 、先进合理的底盘结构，铣刨机的底盘主要以全刚性车架及四轮行走 结构组成，驱动及转向方式均以静液压传动为主。 、充分发挥最佳铣削功率，铣刨机上的自动液压功率调节器可根据路 面材料的硬度及铣削深度来控制铣削转子的进刀速度，即可自动调节铣削转子 转速和铣刨机行走速度，使铣刨机始终处于最大功率利用状态，并不会发生超 负荷工作情况。 、发动机功率增大，同样铣削宽度的新型铣刨机功率越来越大，生产 效率提高。 、较大的铣削深度，新型铣刨机一次铣削深度均超过 300mm，使对整个 行车道的全厚度铺层进行铣削成为可能。 、性能良好的铣削转子，多数冷铣刨机将铣刀头固定在数块半圆形瓦 片上，通过瓦片在转子上安装的多少来调整铣刨机的铣削宽度。 、简便的铣削物装载系统，铣刨机后部挂装集料输送装置即可完成快 速收料，并将铣削物装入运载汽车上。通过液压机构调整卸料高度，并可使传 送带左右摆动 4050，从而实现路侧装料。 、大量采用先进技术，如全轮驱动技术及机电液一体化控制技术、智 能化故障诊断和维护系统、精确的自动找平系统、安全自保护系统及功率自动 分配系统。 、大容量容器水箱、柴油箱容积更大，机器工作时燃油、冷却水加注 间隔长，待机时间短。 、模块化设计发动机及其外围部件-液压泵、液压阀和冷却系统均装 置在同一底架上，所有的电磁阀都装配在同一个分配阀上，易于调整、检测和 维修。 南昌航空大学学士学位论文 9 随着公路交通事业突飞猛进的发展，特别是经过“八五”和“九五”期 间的快速健康发展，我国公路基础设施的总量取得了巨大的突破，到 2002 年 底，公路总里程已达 176 万 km，其中高速公路为 2.52 万 km、二级以上高等级 公路 24 万 km。为保持道路通行的安全、舒适、快速，对它们进行及时、有效、 高质量的养护将是今后日常工作的重点。 随着我国经济的发展，综合国力的增强，乡镇城市化、中小城市大型化、 大中城市花园化的趋势日渐明显，城市道路的改扩建工程也越来越多。在这种 形势下，公路养护工作也变得日益繁重，对公路养护作业的质量提出了更高的 要求，现代化的机械养护作业方式势在必行。 在市场前景看好、市场需求强劲的形势下，路面养护设备大发展的时代已 经来临，沥青路面铣刨机作为道路机械化养护必不可少的设备之一，在国内市 场的需求量会越来越大。 事实上，以铣刨机为主要设备的机械化养护作业方式已经在全国许多公 路上被采用，成为目前形势下的一种标准养护模式，大型路面铣刨机同时也成 为“十五”期间我国需重点发展的高等级公路养护机械之一。 提升机构作为支撑机器的装置及铣刨深度的直接影响因素已经显得越来 越重要，如何进一步提高提升机构的优越性及可靠性从而优化铣刨深度无级调 解，切深精度更精确，提高铣刨质量，已经成为国内外机械公司及专家的研究 热点方向之一。为了提高铣刨机的使用性能及工作可靠性，保证铣刨机具有较 高的生产效率和作业质量。本文对 2m 铣刨机的提升机构进行了研究。 在对 2m 铣刨机国内外技术现状调研的基础上，选择符合本设计要求的液 压齿轮马达，并根据该马达自带的相关参数，计算出输出功率；根据我国路面 铣刨作业的具体要求，选择丝杠丝母，并设定相关参数，选择具体型号的丝杠 丝母并验算；根据传动比及设计的具体情况，选择蜗杆减速器，并进行设计计 算及校核计算，计算减速器中心距、模数、蜗杆分度圆直径、 ；联轴器及其他 相关连接以及诸如机械的润滑等问题也按设计的顺序进行；根据计算所得的相 关数据，进行装配图及零件图的制作 根据我国公路发展的统计，未来公路养护对各类现代化机械设备的需求将 会越来越大。随着高速公路大修期的到来和公路交通行业以及城市管理部门对 现代化养护方式的认识，对路面铣刨机的需求将会逐年增加，并且会以很快的 速度增加。 南昌航空大学学士学位论文 10 国外进口产品尽管性能先进，但价格昂贵、维修服务不便，因此可以预计 国产沥青路面铣刨机将具有较广阔的市场前景。 国内生产企业应抓住机遇，使国产沥青路面铣刨机尽快形成完整的系列， 并不断提高产品的使用性能和可靠性，为用户提供经济、实用、高质量的铣刨 机。 南昌航空大学学士学位论文 11 说明：说明：如无特别注释，本论文所用计算公式，图表引用，各种机械材料的选择 依据均出自机械设计(第八版、濮良贵、纪名刚主编、高等教育出版社)， 液压与气压传动 （刘乐平、陈为国、戴哲敏主编，江西高校出版社） 。 2 2、提升机构的设计及校核、提升机构的设计及校核 2.12.1 总体传动方案的设计总体传动方案的设计 2.1.12.1.1 传动方案简图介绍传动方案简图介绍 为了保证提升机构能在升程内任意位置停止升降、并自锁，而系统采用液 压驱动，故采用的传动方案为： 南昌航空大学学士学位论文 12 图 2.1-1 传动方案简图 单位 mm 详情请见装配图 2.1.22.1.2 传动方案介绍：传动方案介绍： 传动方案为：马达转动带动联轴器转动，联轴器转动带动蜗杆转动，蜗杆 转动带动涡轮转动，涡轮转动丝杠转动，丝杠转动带动丝母转动，丝母的转动 可以控制铣刨机的上升。 2.22.2 液压马达的选择及输出功率的计算液压马达的选择及输出功率的计算 2.2.12.2.1 液压马达的选择液压马达的选择 液压齿轮马达在结构上适应正反转要求，进出油口相等，具有对称性、有 单独外泄油口，将轴承部分的泄露油引出壳体外。结构简单、转速较高、转动 惯量小、便于启动和制动、调速和换向的灵敏度高，故本设计采用液压齿轮马 达。 由于系统提供压力 P=160kg/ cm2=16MPa,则所选马达额定压力 ps应大于系 统提供的压力，即 psP=16MPa,以保护液压马达及维护生产作业安全,根据参考 书液压马达选用与维修手册 （陆望龙主编，化学工业出版社） ，选择 CMZ2032 型液压齿轮马达。 图 2.2-1 CMZ2032 型马达简图 2.2.22.2.2 CMZ2032CMZ2032 型马达相关性能参数型马达相关性能参数 南昌航空大学学士学位论文 13 据上述参考书可查得 CMZ2032 型齿轮马达排量 V=32.1mL/r=32.110- 6m3/r,额定压力 ps =20MPa,最高压力 pmax =25MPa，转速范围为 150r/minn2000r/min,容积效率 v=94%,总效率 =85%。 2.2.32.2.3 CMZ2032CMZ2032 型齿轮马达相关计算型齿轮马达相关计算 1） 、液压马达的输入功率 Pr =pq=p=p qt v nV v 式中各值的含义： p:液压马达的工作压力， p=16MPa=16106 Pa n：液压马达的转速，取 n =1200r/min=1200r/s 1 60 V：液压马达的排量，V=32.1 mL/r=32.110-6m3/r v ：液压马达的容积效率 v=94%, 因此液压马达的输入功率 Pr=16106w=10927.66W %94 10 1 . 32 60 1 1200 6 2） 、液压马达的输出功率 P0=Pr* 为液压马达的总效率 =85% 则马达输出功率 P0=10927.6685% W=9288.511W=9.289Kw 2.32.3、液压齿轮马达输出轴的设计、液压齿轮马达输出轴的设计 2.3.12.3.1、 材料类型选择：材料类型选择： 选用 45 钢制造该轴，进行高频淬火， ，以及表面喷丸处理，以 提高轴的抗疲劳强度。 2.3.22.3.2、强度计算、强度计算 该轴主要承受扭矩，因此按扭转强度计算 按式（15-2）可知 轴的直径dA0 3 n p 南昌航空大学学士学位论文 14 式中各值的确定： 按表 15-3 考虑弯矩影响而降低许用扭转切应力故 取较小值，A0取较大值 t 此处=28，A0=120 t a MP n=1200r/min，P=9.289KW 所以23.738 3 1200 289 . 9 考虑到需要在轴上两个键槽，所以23.738（1+12） 26.587 此处圆整 2.3.32.3.3、轴扭转强度校核、轴扭转强度校核 由式 15-1 可知轴的扭转强度条件为 t= 3 6 2 . 0 1055 . 9 d n P t t= 3 6 302 . 0 1200 289 . 9 1055 . 9 a MP =13.69=28 t 故此直径设计符合轴扭转强度条件。 2.3.42.3.4 轴的扭转刚度校核计算轴的扭转刚度校核计算 1)由式（15-15）及（15-17）可知 圆轴扭转角=5.73104 p GI T 式中各值的含义及确定 扭矩T=N.mm n p 6 1055 . 9 南昌航空大学学士学位论文 15 =7.392104 N.mm 1200 289 . 9 1055 . 9 6 剪切弹性模量G=8.1104 轴截面的极惯性矩Ip= 32 4 d 允许扭转角=0.51（）/m 此处取=（0.7）/m =5.73107 （）/min 32 30 101 . 8 10392 . 7 4 4 4 =0.657=（0.7）/min 即轴的扭转刚度符合条件 2.3.5 连接问题说明：连接问题说明： 轴与马达齿轮采用圆头平键连接，轴的另一端与联轴器相连。 2.42.4 丝杠丝母的设计丝杠丝母的设计 丝杠采用 GCr15 高碳铬轴承钢，热处理采用球化退火或调质处理作为 预热处理然后再工作部位进行表面淬火，这样既可满足整体性要求，又能保证 工作部分高硬度、强度以及足够的耐磨性。 2.4.12.4.1 确定滚珠丝杠副的导程确定滚珠丝杠副的导程 由传动关系图，工作台最高移动转速 Vmax 最高转速 nmax 传动比 i 等确定 导程 ph ph= Vmax i * nmax 根据实际转速Vmax = 3mm/s , nmax= 20r/min , i=1 则ph=mm=8.5mm 60 3 20 圆整为导程ph=10mm 南昌航空大学学士学位论文 16 2.4.2 滚珠丝杠负的载荷及转速计算，滚珠丝杠负的载荷及转速计算， 当量转速=20r/min nm 当量载荷Fm= =10N=1.0104 G 2 2000 2 2.4.3 确定预期额定动载荷确定预期额定动载荷 *按滚珠丝杠副的预期工作时间 Lh(小时)计算： Cam=* (N) 3 *60hmLnfafc fwFm 100 * *按滚珠丝杠副的预期行程距离 Ls(千米)计算： = am C 3 h s P L fafc fwFm* 式中： Lh预期工作时间（小时） ，取 Lh= 10000 h Ls预期运行距离（千米）根据任务书，Ls=20010-6km fa精度系数，按 7 级精度，取 fa=0.8 fc可靠性系数，按可靠度 90%，取 fc=1.0 fW符合系数， 取 fW=1.4 代入数值得 按预期工作时间=N am C 3 100002060 0 . 18 . 0100 4 . 1100 . 1 4 =N 4 10006 . 4 按预期行程距离计算=N am C 3 6 6 1010 10200 0 . 18 . 0 4 . 1100 . 1 4 =4.75N 4 10 取较大值，即=4.75N am C 4 10 2.4.4、按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径、按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 d2m 1.估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形量m 南昌航空大学学士学位论文 17 m( )定位精度=( )30um=（67.5）um 1 4 1 5 1 4 1 5 取 m=6um 2.估算滚珠丝杠副的底径 d2m 本设计所用滚珠丝杠为一端固定，一段游动 所以d2m0.078 m LF 0 式中各值的确定： 1） F0导轨静摩擦力（N） ，F0=u0W ， 取 u0=0.2 W=1.0104N 所以静摩擦力F0=2.0103N 2） L滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支承的最大距离（mm） L(1.051.1)行程（1014）ph =(1.051.1)200（1014）10mm =(310360)mm ,取L=360mm 代入数据得d2m0.078 mm=27.1mm 6 3602 10 3 3 确定滚珠丝杠型号: 根据d2 d2m ， CaCam， 查取资料 选择 FF 型内循环浮动式滚珠丝杠副，规格代号 FF6310-5。此滚珠丝 杠副的相关参数如下（单位 mm）：公称直径 d0=63,公称导程 Ph0=10,丝 杠外径 d1=62.5,钢球直径 DW=7.144，丝杠底径 d2=57.3,循环总圈数 n=5,基本额定动载荷 Ca =62.4KN，基本额定静载荷 Cca =200.7KN, 刚度 Kc=1252N/um, 效率=0.96。 南昌航空大学学士学位论文 18 图 2.4-1 丝杠示意图 单位 mm 2.4.52.4.5、确定预紧力、确定预紧力 F FP: P: 选择预紧螺母型式的滚珠丝杠副时需定预紧力 Fp FP= Fmax= 104N 3 1 3 1 2.4.62.4.6、D Dn n值校验：值校验： DPWnmax 100000 式中： DPW滚珠丝杠副的节圆直径， DPW=d2+DW=57.3+7.144mm=64.444mm； nmax滚珠丝杠副的最高转速，nmax=20r/min； DPWnmax=64.44420=1288.88100000 M62 ?70 A ?40 M12 南昌航空大学学士学位论文 19 2.4.72.4.7、基本轴向额定静载荷、基本轴向额定静载荷 Cca 验算验算 fsFamaxCca 式中： Cca=62.4KN fs静态安全系数，取fs =3， Famax最大轴向 N 载荷（N） ，Famax =1.0104N 所以，fsFamax=30KNCca62.4KN .4.8.4.8、滚珠丝杠副临界压缩载荷、滚珠丝杠副临界压缩载荷 c F 的效检（验算压杆稳定性）：的效检（验算压杆稳定性）： max 5 2 1 4 2 21 10F L d KKF c c 式中： 2 d 滚珠丝杠螺纹底径，取样本数据（mm） 1c L 滚珠丝杠副的最大受长度（mm),取 1c L =200mm 1 K 安全系数,取K1=0.8 2 K 支承系数,取K2=2 所以Fc= N1.0104 N 75 2 4 1031 . 4 10 200 3 . 57 28 . 0N 丝杠不会受压失稳，故不用验算。 2.4.9 丝杠上键的选择及校核丝杠上键的选择及校核 1、选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级以上精度的丝杠有定心精度要求，选用单圆头普通平键，选用单 圆头普通平键（C 型） 。根据，从机械设计P106 表 6-1 中查得键20dmm 的截面尺寸为：宽度，高度。取键长。6bmm6hmm25Lmm 2、校核键连接的强度 键、丝杠和轮毂的材料都是钢，由机械设计 P106 表 6-2 查得许用挤 压应力，取最小值。100 120 p MPa 100 p MPa 南昌航空大学学士学位论文 20 键的工作长度：(256)19lLbmmmm 键与轮毂槽的接触高度：0.5*0.5*63khmmmm 由机械设计P106 式 6-1 333 1 2*102*102*16.92*10 29.68100 * * *3*19*20 pp TT MPaMPaMPa k l dk l d 可见连接的挤压强度足够。 键的标记为：键 C GB/T 10962003。6 25 2.4.102.4.10、滚珠丝杠的润滑、滚珠丝杠的润滑 润滑对滚珠丝杠传动来说，具有特别重要的意义。因为当润滑不良时，传 动效率将显著降低，所以往往采用粘度大的矿物油进行良好的润滑，在润滑油 还常加入添加济，使其提高抗胶合能力。 滚珠丝杠副常用抗高压和高黏度的润滑剂，如黄油及透平油。 2.52.5 减速器的应用减速器的应用 2.5.12.5.1、减速器类型的选择、减速器类型的选择 蜗杆减速器外廓尺寸相对较小，结构简单，且可获得大的传动比，工作平 稳噪声较小，本设计采用蜗杆侧置型单级蜗杆减速器，闭式结构。 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开式蜗杆（ZI） 。 蜗杆材料的选择： 为提高表面硬度，且考虑到蜗杆传动功率不大，速度不是很高因此蜗杆采 用 45#钢；为提高效率，增加耐磨性蜗杆表面要经淬火处理，硬度为 40-55HRC 涡轮采用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造,为了节约贵重的有色金属,仅齿圈 用青铜制造,而轮芯用灰铸铁 HT100 制造. 2.5.22.5.2、蜗杆减速器传动比的确定、蜗杆减速器传动比的确定 由前述计算可知液压齿轮马达转速n=1200r/min 滚珠丝杠转速ni=20r/min 则蜗杆减速器传动比为i=60 in n 20r/min 1200r/min 南昌航空大学学士学位论文 21 2.5.32.5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿 根弯曲疲劳强度。 由式（11-12）可知传动中心距 a 2 ) * 2( h ZeZE KT 式中各值的含义则确定： 1）确定作用涡轮上的转矩 T2 按z1=1，估取效率=0.7，则 T2=955106 = 9.55106 2 2 n p vn p / 1 10 =9.55106N.mm 1200/20 0.990.7289 . 9 =1.025106 N.mm 2）确定载荷系数 K 由表 11-5 选取使用系数 KA=1.15；因蜗杆传动的工作载荷较平稳，载荷 分布不均现象将由工作表面良好的磨合而得到改善，故取齿向载荷分布不均系 数 K=1，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 Kv=1.05 则 K=KA*K*Kv=1.1511.05=1.21 3）确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和45# 涡轮相配，因此ZE=160MPa ）确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值 0.4，由图-可查得2.756 a d1 Z ）确定许用接触应力 h 根据涡轮材料为铸锡磷青铜 ZcuSn10P1，金属模制造蜗杆螺旋齿面硬度 HRC，可从表 11-17 中查得涡轮的基本许用应力 1 =268MPa 假设 h 铣刨机工作年限为 10 年，每年工作 200 天，一班制，则工作寿命 南昌航空大学学士学位论文 22 Lh=102008h=16000h 应力循环次数N=60jn2Lh=60116000=5.76107 20 1200 寿命系数=0.803 HN K 8 7 7 1076 . 5 10 则= 1=0.803268=215.204MPa h HN K h 6）计算中心距 代入数值得amm=173.328mm 3 2 ) 204.215 756 . 2 160 (102500021 . 1 圆整取中心距a=200mm，因Z1=1,估从表 11-2 中选取模数m=5，蜗杆分度圆 直径d1=90mm，因此=0.45，从图 11-18 中可查得接触系数=2.644 a d1 Z ，因此以上计算结果可采用。 Z 图 2.5-1 蜗轮蜗杆传动关系及相关尺寸简图 单位 mm 南昌航空大学学士学位论文 23 2.5.42.5.4 蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸计算蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸计算 （1）蜗杆 轴向齿距=15.707，直径系数q=18Pa m d1 5 90 齿顶圆直径da1=100mm，齿根圆直径df1=78mm 蜗杆轴向齿厚Sa=7.854mm 蜗杆齿高 =11)( 2 1 111fa ddh 分度圆导程角=3.18 “47 103 由机械设计 （第八版， 濮良贵、纪名刚主编）表 11-2 下注释“本 表中导程角小于的圆柱蜗杆均为自锁蜗杆”可知，本设计的蜗杆能实现 303 自锁性能。 C B ?0.02 A-B 图 2.5-1 蜗杆 单位 mm （2）涡轮 齿数Z2=62，变位系数X2=0 验算传动比i=62 1 2 Z Z 1 62 传动比误差为100%=3.3% 60 6062 南昌航空大学学士学位论文 24 可接受范围 涡轮分度圆直径d2=m* =562mm=310mm 2 Z 涡轮喉圆直径da2=d2+2ha2=310+25（1+0）mm=320mm 涡轮咽喉圆直径rg2=a-da2=(200-320)mm=40mm 2 1 2 1 涡轮齿顶高=5mm)( 2 1 222 ddh aa 蜗轮齿根高=6mm)( * 2 * 2 cxhmh af 涡轮齿高=11mm)( 2 1 222fa ddh 蜗轮齿根圆直径=298mm 222 2 ff hdd 图 2.5-2 涡轮 单位 mm 2.5.52.5.5 校核齿根弯曲强度校核齿根弯曲强度 由式 11-13 即 F=YFa2.Y mdd 1.53KT 21 2 F 式中各值的确定： 南昌航空大学学士学位论文 25 涡轮齿形系数Y的确定 2Fa 涡轮的当量齿数Z=62.287 2V 3 2 cos Z 3 )18 . 3 (cos 62 且变位系数x=0 查图 11-19 可知涡轮的齿形系数Y=2.29 2Fa 螺旋角系数Y =1=1=0.977 0 140 0 “0 140 361811 则=MPa=30.434MpaF 531090 977 . 0 29 . 2 102500021 . 1 53 . 1 寿命系数KFN =0.637 9 7 6 1076 . 5 10 从表 11-8 中查得铸锡青铜，金属模制造的基本许用弯曲应力 =56Mpa F 所以，= KFN =560.637Mpa=35.69MPa F F 因为， 所以弯曲强度是满足的F F 2.5.6、验算效率、验算效率 由式（11-20a）可知， =（0.950.96）321 )tan( tan V 式中各值的确定： =3.18 “47 103 滑动速度Vs=m/s=0.486m/s cos100060 11 nd “0 361811cos100060 140080 以插值法从表 11-18 中求的当量摩擦角 033 3 V 则=（0.950.96）=0.7050.713 )333361811tan( 361811tan 0“0 “0 此效率大于原估计值，因此上述计算合理。 2.5.7、蜗杆传动的轮滑：、蜗杆传动的轮滑： 由于 Vs=0.486m/s，由表 11-21 可知运动粘度=220，采用CKEcStv/ 40 南昌航空大学学士学位论文 26 轻负荷蜗轮蜗杆油 220，给油方法为油池润滑，浸油深度为蜗杆的一个尺高。 2.5.8、蜗杆传动的热平衡计算、蜗杆传动的热平衡计算 1） 由于摩擦损耗的功率，则产生的热量（单位为)1 ( PPf 1W=1J/s）为)1 (1000 1 P 式中，P 为蜗杆传递的效率，kW. 2） 以自然冷却的方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量 （单位为 W）为 2 )( 02ad ttS 式中： 箱体的表面传热系数，可取=（8.1517.45）W/（ d d ） ，此处取 =15Cm 02 d S内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷 却的箱体表面面积，根据蜗轮蜗杆的已得计算尺寸，此处取 1.5m2; 油的工作温度，一般应限制在60700C，最高不应超过 0 t 800C； 周围空气的温度，取=200C a t a t 按热平衡条件，可求得在既定工作条件下的油温 21 （单位为 0C）为 0 t S P tt d a )1 (1000 0 代入数值得=770C800C 5 . 115 )7053 . 0 1 (99 . 0 289 . 9 1000 20 0 t 故不用采取额外散热措施。 2.5.9 蜗杆上键的选择及校核蜗杆上键的选择及校核 1、选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级以上精度的蜗杆有定心精度要求，应该选用平键，选用圆 头普通平键（A 型） 。根据，从机械设计 P106 表 6-1 中查50dmm 得键的截面尺寸为：宽度，高度，取键长14bmm9hmm 南昌航空大学学士学位论文 27 （比轮毂宽度小些） 。25Lmm 2、校核键连接的强度 键和蜗杆的材料为钢，由机械设计 P106 表 6-2 查得许用挤压应 力，取最小值。100 120 p MPa 100 p MPa 键的工作长度：(25 14)11lLbmmmm 键与其它元件的接触高度：0.5*0.5*94.5khmmmm 由机械设计 P106 式 6-1 得 333 2 2*102*102*97.72*10 78.96100 * * *4.5*11*50 pp TT MPaMPaMPa k l dk l d 可见连接的挤压强度足够。 键的标记为：键 GB/T 10962003。14 25 2.5.102.5.10 涡轮的结构形式涡轮的结构形式 采用齿圈式，这种结构由青铜齿圈及铸铁轮芯组成。齿圈与轮芯采用 配合，并加装 46 个紧定螺钉，以增强连接的可靠性。螺钉直径 6 7 r H 取作（1.21.5）m，m 为涡轮的模数。螺钉拧入深度为（0.30.4） B，B 为涡轮宽度。为了便于钻孔，应将螺孔中心线由配合缝向材料较硬 的轮芯部分偏移 23mm.涡轮与轴之间采用圆头平键连接。 2.62.6 蜗杆与齿轮马达联轴器的选用蜗杆与齿轮马达联轴器的选用 2.6.1、类型选择、类型选择 因为工作载荷稳定，启动频繁，且为了缓冲减振，选用弹性套 柱销联轴器。这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似，只是用套有弹性 套的柱销代替了连接螺栓。 因为通过蛹状的弹性套传递转矩，故可减冲缓振。弹性套的材 料常用耐油橡胶，并做成截面形状如网纹状，以提高其弹性。这种联 轴器制造容易，装拆方便，成本较低。 2.6.2、材料选择、材料选择 弹性套的材料选用耐油橡胶，并将截面形状做成网纹以提高其 弹性。半联轴器的材料采用 35 钢，柱销材料采用 35 钢。 南昌航空大学学士学位论文 28 2.6.3、载荷计算、载荷计算 公称转矩T= Nmm=7.392104 Nmm 1200 289 . 9 1055 . 9 6 由表 14-1 查得K =1.5 A 则计算转矩为 =1.57.39210 NmmTKT ACa 4 =1.109105 Nmm=110.9NM 2.6.2.6.4、类型选择、类型选择 据参考书机械设计手册联轴器、离合器与制动器中表 22.5- 33 选择 LT5 型弹性套柱销联轴器。此联轴器的许用转矩 =125NM ， 许用转速=4600r/min，轴径为 T n 25mm35mm之间，效率为。99 . 0 2.6.52.6.5、基本参数和主要尺寸、基本参数和主要尺寸 据参考书机械设计手册联轴器、离合器与制动器中表 22.5-33 可知：LT5 型弹性套柱销联轴器 轴孔直径d1=30mm, d2=32mm, dZ=35mm (Y 型)L=82mm, L1=60mm (Z 型)L=82mm, L推荐=50mm。 联轴器的外径 D=130mm。 柱销中心分布圆直径D1=（1516.5）（1516.5） 3 caT mm=(72.06879.275)mm。 取 D1=75mm 3 9 . 110 弹性套外径d5=（0.220.35）D1=（0.220.35） 75mm=(16.526.5)mm。取d5=24mm 弹性套内径d6=0.5d5=0.524mm=12mm 柱销数Z=2.8D1/d5=8.75 取Z=9 24 758 . 2 南昌航空大学学士学位论文 29 图 2.6-1 LT5 型弹性套柱销联轴器简图 2.72.7 蜗杆轴承的选用蜗杆轴承的选用 2.7.12.7.1 轴承类型选择轴承类型选择 由于蜗杆的公称转矩T1=9.55106 1 1 n p P1=*1 ， 为齿轮马达的输出功率， 1为联轴器的效率，n1为蜗杆的转速 所以 T1=9.55106N.mm 1200 0.999.289 =7.32104 N.mm 按式（11-8）可知轴向力Fa=N=6613N 2 2 d 2T 310 101.0252 6 按式（11-9）可知径向力Fr=Ft2tan=tan 6613tan 2407 南昌航空大学学士学位论文 30 由表-中选取推力球轴承（70000AC，） 。 2.7.22.7.2、材料选择：、材料选择： 轴承的内、外圈和滚动体，采用高碳铬轴承钢（GCr15）制造，元 件经过 1500C 回火处理，热处理后表面硬度不低于 60HRC。 2.7.32.7.3、滚动轴承寿命的计算、滚动轴承寿命的计算 1）由表 13-3 可选取与其计算寿命Lh=10000h 2）轴承应具有的基本额定动载荷 t f P 6 10 60 h nL 确定滚动轴承的当量动载荷 P P=fp(XFr+YFa) 式中各值的确定: 确定比值=2.74 r a F F 2407 6603 由表 13-5 可知对于7000AC，=25推力球轴承 且由表 13-5 可取载荷系数fp=1.4 则单个轴承的当量载荷P=1.4（0.41+0.87）N 2 2407 2 6613 =4.718 ）由表-取1.00，n1200r/min t f 对于推力球轴承 所以 KN=42.287KN 1.00 4.718 3 6 10 10000120060 4）由式（13-5）可知 轴承的基本额定寿命 )( 60 106 P C n Lh 南昌航空大学学士学位论文 31 代入数值得Lh=h 120060 106 3 ) 718 . 4 287.42 ( =h 4 101 故不用重算。 2.7.42.7.4、轴承装置的一些说明、轴承装置的一些说明 采用双支点各单向固定。内圈采用轴用弹性挡圈嵌在轴的沟槽内， 外圈采用轴承盖紧固。为了便于轴向位置的调整，将确定轴 向 位置的轴承装在一个套杯中，套杯则装在外壳孔中。通过增减套杯端 面与外壳之间垫片的厚度，即可调整蜗杆的轴向位置。采用一对磨窄 了的内圈而预紧，这种特制的成对安装推力球轴承，可由生产厂选配 组合成套提供。 2.7.52.7.5、轴承的润滑、轴承的润滑 润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑不仅可以降低摩 擦阻力，还可以起着散热、减不接触应、吸收振动、防止锈蚀等作用。 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。选用哪一类润滑方 式，这与轴承的速度有关，一般用滚动轴承的值（为滚动轴承*dnd 内径，；为轴承转速，）表示轴承的速度大小。则mmn/ minr =961200 mmr/min =1.152mmr/min*dn 5 10 查机械设计 P332 表 13-10 得此处轴承采用黄油润滑。 2.82.8 丝杠轴承的选用丝杠轴承的选用 2.8.12.8.1、类型选择、类型选择 由蜗杆轴承计算部分可知，丝杠轴承的径向力与蜗杆轴承的 径向力方向相反，大小相等，即 Fr=2407N, 轴向载荷 Fa= 。 由表 13-1 中选取推力球轴承。NN G 10000 2 102000 2 2.8.22.8.2、确定滚动轴承的当量载荷、确定滚动轴承的当量载荷 P P 南昌航空大学学士学位论文 32 P=)( arP YFXFf 式中各值的确定 1)确定比值155 . 4 2407 10000 Fr Fa 由表 13-5 可知，对于推力球轴承， 4.155e=0.68, 由表 13-5 查得，X=0.41，Y=0.87 由表 13-6 可取载荷系数4 . 1 P f 则单个轴承的当量载荷P=N 2 )1000087 . 0 240741 . 0 (4 . 1 =6780.809N=6.781KN 2.8.32.8.3、滚动轴承寿命的计算、滚动轴承寿命的计算 1）由表 13-3 可选取预期计算寿命hLh10000 2）轴承应具有的基本额定动载荷 C= 6 10 60 h t nL f P 由表13-4取 ， n=20r/min00 . 1 t f 则C=KN=15.523KN 3 6 10 100002060 00