毕业论文-振动自动抛光机结构设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第 1 章绪论 1.1 本课题的研究背景及意义 研磨是一种重要的精密和超精密加工方法。它是指利用磨具通过磨料作用于 工件表面，进行微量加工的过程。研磨加工的特征是加工精度和质量高。并且加 工材料广，几乎可以加工任何固态材料。近年来，随着人们对产品性能的要求日 益提高，研磨加工以其加工精度和加工质量高再次受到人们的关注。 振动研磨机是一种高效、节能的新型磨粉设备，主要解决冶金、化工、非金 属矿、医药、陶瓷、建筑新材料、水泥、磁性材料等诸多行业超细粉体加工难题。 由于粉体实现超细化或超微化后，原子或分子在热力学上处理亚稳定状态，使得 比面积增大，从而性格较为活泼，其光学、电学、磁学、热学和化学活性等发生 了变化，并在使用中更具有超常的效果。这些变化既不属固体物理又不是原子或 分子物理，是物理学中一门新课题，形成独具特色的超微粒子粉体物理学。现代 科学技术往往需要粉体粒径细至 50012500 目，有的甚至需要粒径达亚微米或纳 米，这是古老传统的粉碎技术及设备所无法实现的。目前国内外许多高校、科研 机构都把粉体超细化或超微化做为研究开发的主攻方向，将重点集中在如何能获 得更细粉碎技术及设备的研究上。 振动研磨机的质量直接影响工件的质量和生产效率。其主要有以下几个方面 的因素： (1) 研磨平板的振动研磨机性能。 这是决定振动研磨机质量的基本条件， 特别 是在机械研磨中，由于研磨平板是配对使用的，所以还要求配对的两块研磨平板 的振动研磨机性能应相近。 (2) 研磨平板的平面性。 不仅要求研磨平板有良好的平面性， 而且还要求配对 使用的两块研磨平板的几何形状应当偶合，如果研磨平板的平而性差(例如：用直 径 80 mm，2 级平晶测量时，平面性超过 2 条光波干涉带)或配对两块平板偶合性 不好时，则在整个平板板面上振动研磨机将是不均匀的或根本不可能振动研磨。 (3) 所选用的磨料的材质。 磨科按其来源可以分为天然磨料和人造磨料。 天然 磨料包括金刚石、刚玉、石榴石等。人造磨料有人造金刚石、人造刚玉、碳化硅、 磁化硼等。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 金刚石系碳(C)的结晶体，比重在 3.43.6 之间，维氏硬度 10000 以上，是最硬 的。由于金刚石价格昂贵，因此在研磨加工中，经常使用的是由粒度为微米级的 金刚石粉末配制的研磨膏，对涩质合金或陶瓷等材质的工件进行精研和抛光。 刚玉系氧化铝(Al2O3)的结晶体，天然刚玉的比重在 3.9400 之间，人造刚玉比 重在 3.24.0 之间，氧化铝具有较大的韧性，维氏硬度约为 2000 以上。 碳化硅(SiC)的结晶系薄板状，维氏硬度 3000 左右，由于杂质的存在而常常带 有各种颜色。常见的为绿色和黑色。黑色的碳化硅含量约 98，绿色的约 98.5， 碳化硅韧性较小，绿色碳化硅比黑的更脆些，适于加工各种脆性材料。 碳化硼(B4C)的比重约 2.5，硬度超过碳化硅而接近于金刚石。用于硬度很高 的工件的研磨加工。 人造金刚石研磨膏是以人造金刚石粉相其它混合剂为原料配制而成。膏体为 水溶性质，具有理想的润滑性。使用时可用水和甘油进行稀释。各生产厂家所生 产的研磨膏，根据不同规格，都配上不同的颜色，便于使用时鉴别。 (4) 操作者的振动研磨机技术水平。这里重要的是掌握振动研磨机时煤油量 的多少。在一般情况下，研磨平板油层厚度应是所嵌磨料颗粒大小的 12 倍。油 量过少，磨料颗粒不易在研磨平板板面布均，影响振动研磨机的均匀性；如果油 量过多，将产生“赶”砂现象，使振动研磨机工作受到破坏。 实践证明，振动研磨机只有充分掌握上述各点，才能保证研磨的质量。 曲轴零件形状复杂，其轴颈的抛光，一直以来采用磨削的方法加工。由于零 件安装复杂，设备昂贵，产量低，加工成本高。制约了发展。振动抛光机采用的 磨料为自由移动的松散磨料石块，当把零件放人装有磨料的振动抛光容器内时， 由于容器不停地运动而将惯性作用传递给磨料使之自由移动，并与零件外表面磨 擦，由于磨料与零件之问都有各自的比重，从而导致这些磨料与零件的相对运动， 这种磨擦的切削量很小从而起到了抛光作用，而这种抛光不改变零件的尺寸。 如果将零件任意放入振动抛光容器内，那么被加工零件之问必然发生相互碰撞， 极易损坏零件，而且加工也不均匀。采用专用设备与振动抛光容器配合，即保证 了抛光的质量，又防止了零件相互之间的碰撞，起到较好的效果。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.2 振动研磨机国内外发展现状 1、国内振动磨机生产研究状况 我国的研磨设备有：球磨机、气流磨、雷蒙磨、搅拌磨、辊式磨和柱磨机等。 球磨机目前仍是我国水泥、陶瓷等行业的主导磨机。上述这些设备虽然有许多优 点，但也有本身的弱点。比如，受到工艺及磨机本身加工特点的限制，大多都无 法加工硬度较高的矿渣、粉煤灰以及高硬度非金属材料，特别是球磨机还存在着 噪音大、能耗高、污染环境等缺点，无法满足生产高标号水泥、高档次陶瓷制品 和其它新型建筑材料所需的粉体细度。 大型多用途超细振动研磨机从结构、工艺、磨介外形以及原理上都与传统的 磨机有根本的不同，它是采用机械振动原理，整机在较小的能量消耗下就可以工 作，从而降低在超细粉加工过程中，材料破碎等所需的较大功耗。这项技术成果 可以说是对传统研磨技术的一场革命，比较适合对硬度较高的脆性材料做超细、 超微粉加工。同时具有噪音小、能耗低、不污染环境等优点。 由于受各种历史原因的影响，我国在六十年代初开始从事这方面研究，但由 于大型振动磨机在设计和生产中还存在诸多技术问题，如支承弹簧寿命、磨体整 体钢度及连接件强度、焊接强度、耐磨材料等，并缺少配套的部件及相应的设计 标准等原因，其研究进展缓慢。到了八十年代中期，仅有温州矿山机械厂生产小 型振动磨机。以后相继有河南新乡东方矿山设备厂、烟台卓悦机械传动有限公司、 洛阳矿山研究所、武汉大学、西安建筑科技大学等单位生产振动磨机。但是，上 述单位所研制生产的振动磨机普遍存在的问题是台时加工量偏小、大规模工业化 生产时工艺配套不理想、粉磨过程中铁杂质污染原材料。由于超细粉体在加工、 分级、去污提纯、表面改性方面仍存在的许多技术难题，使得超细粉体加工工艺 及设备，长期落后于发达国家。许多产品因原材料及制造工艺与国外尚有一定差 距，造成几十年超细粉体加工质量徘徊不前，尤其在水泥、建材、陶瓷、油漆、 涂料等领域很难迈进市场产品品质优良和制造技术领先行列。开发推广新一代节 能振动粉磨设备，既可以填补超细粉加工行业设备空缺，又能加快企业旧设备的 技术改造，并充分发挥新技术设备的加工能力，增加产品的市场竞争能力。 2、国外振动研磨机研究发展概况 德国是振动磨机研制较早的国家。四十年代初，虽然 Hochst 公司对振动磨机 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 进行了较系统的研制，但直到五十年代末，西德 Klockner-Humboldt-Deutz 公司研 制的 PALLA 系列振动磨机才成为定型产品在欧州各国普遍畅销。 从七十年代起德国国家研究部一直把超细粉体制备技术作为特殊研究领域对 待， 并以 Claustabl Braunschweig 工业大学及 KHDAlpine 公司为中心形成了攻关群 体。据资料介绍，目前 Lurge 公司所生产的振动磨机品种齐全，工艺配套性好， 磨 筒有效容积为 602500L， 可满足不同加工场合的需求。 但由于德国在设备制造过 程中对材料选择比较精良，以及工艺标准较高，参振磨体支承采用橡胶复合簧， 使整机生产成本偏高，难于向发展中国家销售。 日本中央化工机械、川崎重工、大工产物等公司制造的振动磨机，是六十年 代初从西德 SIEBTECHNIK 公司引进的单筒磨技术，尔后他们独立地进行研究试 制。目前，日本不仅可生产间歇式的，也可生产连续和卧式涡流振动磨机，无论 在生产数量、种类、技术性能、理论研究和新品试制方面都是极为先进的，在市 场上获得很高的声誉，并申报了许多专利，产品销往中国及东南亚各国。 美国 Allis-chalmers 也采用德国技术，生产出多管振动磨机，磨管可达六管， 台时产量较高，传动方式由德国的单边传动改为中心驱动双边激振。该系列振动 磨机工作稳定，工艺配套性好，应用范围广，已被世界上许多国家所接受，对世 界振动磨机的发展起了推进作用，是九十年代超细粉体加工的主要设备。 前苏联曙光生产联合体（CBITAHOK） ，于八十年代末在引进德国振动磨机技 术的基础上，设计开发出双电机同步驱动式振动磨机，并采用特殊设计的非线性 空气弹簧作支承，既改善了磨体的振型，又起到了隔振降噪的效果。为振动磨机 向大型化发展奠定了基础，在振动磨的设计研究领域取得了突破性进展。目前， 该公司生产的振动磨机有单管和双管两种类型，台时产量 0.38T/h，被广泛应用 于东欧及南亚各国的建材、矿山行业。 俄罗斯斯特罗诺佛依德工厂也在研制振动磨机方面做了许多工作。据介绍， 该厂已完成粉磨 CaO 达 15t/h 的磨机设计，磨管有效容积达 3000L 以上，但由于 该企业经济原因，至今也未制造出样机。 由此可见，制造大型振动磨机技术，尤其是某些关键技术，至今仍为少数国 家掌握，并且对我国采取一定程度的限制。因此开发研制中国自己的大型振动磨， 将显示我们的科研实力和水平，同时也对我国的国民经济建设起到重要促进作用。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.3 本课题研究内容 设计一台曲轴振动抛光机，该机可以对曲轴进行自动抛光，使得曲轴支撑表 面粗糙度达到 0.2 微米以下。曲轴自动抛光机的容器与立式激振器连成一体，并支 承于隔振弹簧上。当激振器主铀高速旋转时，偏心块产生激振力(离心力)和激振力 矩，容器产生周期性的振动。容器底部为一圆环形状，各点的振幅不一使容器 中的磨料(磨介质)和被磨工件既绕容器中心轴线(垂直抽)公转， 又绕圆环中心自转。 其合成运动为环形螺旋运动，磨料和工件在运动时互相磨削，可对工件进行均匀 加工。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第 2 章振动抛光机研究 2.1 振动研磨机的工作原理 图 2-1 工作原理图 振动研磨机的工作原理如图 2-1：在振动盘中安装有振动马达，振动盘通过振 动弹簧与底座连接； 启动振动研磨机时，振动马达产生强大的激振力，通过振动 弹簧带动振动盘中的研磨混合物（即研磨材料、研磨助剂等混合物）产生三个方 向的运动，即上下振动、由里向外的翻转、螺旋形的逆时针旋转。为了使曲轴各 部位抛光均匀，曲轴必须能够自转。电动机带动蜗轮蜗杆减速器，减速器输出轴 与曲轴工件通过联轴器连接。这样，曲轴自转的同时，磨料又围绕曲轴公转，从 而达到抛光均匀的目的。 振动马达是振动研磨机中的核心部件，它是一种特殊的振动马达（如上图所 示） ，它在两端的轴心上安装有偏心块（也叫振动块） ，通过调节这两块偏心块的 相对角度、重量，可以很方便的调节振动研磨机的振动频率、翻转速度。本次设 计选择 YZUL-10-4 立式振动电机。 振动盘机体：是该机主要部分，形状像个“大火锅” 组成一个环行槽。槽内壁 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 镶有粘贴牢固、耐磨且具有弹性、表面平整的橡胶衬里。抛光介质和产品放在其 中。 机座：是个两端带法兰圆筒。下法兰有地脚螺孔，是全机的支撑部分。整个 机体靠弹簧座落在上面。其上开有一孔为调整偏重铁和装拆电机之用。 电机：是该机振源。牢固地与机体连接在一起。通常用的是4极电机。从上往 下看逆时针方向旋转。因为是在恶劣的振动条件下工作，所以必须是专用的特殊 电机。其轴承和线圈甚至接线盒都要适应强烈的振动。电机上下端伸出轴固定两 个偏重铁， 当电机轴旋转时，产生足够的激振力矩。 振动弹簧：组成振动系统最基本的参量是振体的质量(转动惯量)和恢复力(恢 复力矩)，该振动系统恢复力(恢复力矩)就是由弹簧提供的。弹簧为圆柱压力弹簧， 其制造材料有60Mn、50CrVA等。经热处理后，硬度为HRC=4550，旋向一般为 左旋。一定数量的弹簧均匀排列在机座法兰上。 蜗轮蜗杆减速器：蜗轮蜗杆减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转 换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。特点是： 1、机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效； 2、热交换性能好、散热快； 3、安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修； 4、运行平稳、噪音小、经久耐用； 5、使用性强、安全可靠性大； 那么，坯体是如何被抛光的呢，通电后，电机带动偏重铁旋转，由于上下偏 重铁重心不平衡产生的偏心力矩作用于机体，使机体产生振动，进而带动机体内 介质运动，通过介质的冲击和磨擦作用坯体被抛光。介质以螺旋轨迹，绕机体中 心逆时针旋转，如图2-2。 图 2-2 磨料运动轨迹图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2.2 振动研磨机的运动机理 实际的抛光机作为一个振动系统是很复杂的，为便于分析，系统是否可简化 为最简单的力学模型：如图2-3所示的质量弹性系统。m为质量，K为弹簧常数。 该 系统具有两个自由度。振动位置需要两个坐标Z，才能确定，Z表示振体的质心， C在铅垂轴上的坐标，则表示振体在水平方向相对质心的转角。系统的振动是由 上下垂直运动和水平扭摆振动合成的结果 图 2-3 质量弹性系统模型 振动理论指出：在简谐干扰力作用下，受迫振动也是简谐运动。振动的频率 与干扰力的频率相同。田电机转速恒定，即频率不变；偏重铁固定后，振幅也不 变，电机带动偏重铁的振动是简谐振动。所以抛光机的振动为简谐振动。振动频 率按振源电机的频率进行。即 1440 24 6060 n fHz 决定振动程度有两个主要因素； 1) 上下偏振块之间的相位角。相位角指从上俯视两偏铁之间的夹角，我们通 过观察三项实验说明问题吧。 a) 把两偏重铁调到同一方向，即相位角为0。这时槽内介质运动的垂直分量很 小，而水平运动分量很大，循环运动很快。 b) 相位角从090逐渐加大，介质运动的垂直分量随角度增大而增大；相应 的水平分量逐渐减小； 运动轨迹为螺旋线。 c) 相位角从90。这时，运动的水平分量很小，而垂直分量很大。这种现象 可称为“喷流运动”。 上述试验可解释为：当上下偏重铁相位角为0时，由上下偏重铁引起的谐振 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 同相；相位角在090范围变化时，则两个谐振相位差也在090之间变化。介 质的运动就是两个谐振运动合成的结果。 2) 上下偏重铁距系统重心C的距离。即对重心C产生的力矩。据英国资料介 绍，下边的偏重铁决定垂直分量运动程度；上边的偏重铁决定水平分量运动程度。 从图中我们可以看出上边的偏重铁距重心近，下边的偏重铁距重心远。但是机器 装好后，上下偏重铁距重心的距离也就确定了，不能随便调整，实际使用中都是 通过增减上下偏重铁的重量，来调整对重心的力矩，也就是调整振幅的。 由上述分析可知，使用抛光机有个选择最佳相位角问题。试验表明，对于最 大部位尺寸太小不同的被抛光物体，要采用相应的偏重铁相位角才能满足抛光工 艺要求，即使抛光介质在槽内运动一周过程中，露出抛光的次数为12次。 再谈谈抛光介质。抛光机适用于骨灰瓷、硬质瓷、高长石瓷、高石英瓷及紫 砂制品等。 介质硬度要因瓷而异， 一般说介质硬度应高出被抛光物体硬度10%左右。 介质过硬，会使被抛光物体表面划出痕迹；过软则介质易损耗。常用的介质有石 英碴、碎瓷片等。骨灰瓷为瓷质软，其介质为正方体小硬木块和小的三棱柱形瓷 块混合使用，各为50%。此外，介质的形状、规格尺寸及介质在机体内的深度也很 有讲究，在此不一一赘述。 最后要说明的是：抛光机在起动和停车的片刻，机体会以超过临介振相的频 率作过幅的振动，因此在未装入足够的介质前，决不能空载启动电机。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第 3 章蜗轮蜗杆减速器设计 3.1 电动机的选择 （1）选择电动机的类型 按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，封闭式结构， 电 压380V。 （2）选择电动机的功率 电动机所需的功率/ dw PP 式中 d P工作机要求的电动机输出功率，单位为Kw； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； w P工作机所需输入功率，单位为Kw； 输送机所需的功率输送机所需的功率/1000 Ww PFv =12001.5/10000.8=2.25Kw 电动机所需的功率/ dw PP =联轴蜗轴联=0.990.990.80.990.990.76 d P=2.25/0.76=2.96kW 查表，选取电动机的额定功率 cd P =4kw。 （3）选择电动机的转速 已经曲轴转速为60120r/min，暂定转速为80r/min，由表推荐的传动比的合理 范围，取蜗轮蜗杆减速器的传动比1040i ，故电动机转速的可选范围为： (1040) 808003200 / min dn nir 符合这范围的电动机同步转速有1000、1500、3000 r/min四种，现以同步转速 1000 r/min和1500 r/min两种常用转速的电动机进行分析比较。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况， 选取比较合适的方案，现选用型号为Y112M4 1. 确定传动装置的传动比及其分配 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 减速器总传动比及其分配： 减速器总传动比/1440/8018 mw inn 式中i传动装置总传动比 w n工作机的转速，单位r/min m n 电动机的满载转速，单位r/min 2. 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的输入功率 轴I 1 2.96 0.99 0.992.9PPkw 联轴 轴II 21 2.9 0.99 0.99 0.82.27PPkw 蜗联轴 （2）各轴的转速 电动机：1440 / min m nr 轴I： 1 1440 / min m nnr 轴II： 1 2 1 1440/1880 / min n nr i （3）各轴的输入转矩 电动机轴：9550/9550 2.96/144019.63 ddm TPnN m 轴I： 111 9550/9550 2.9/144019.23TP nN m 轴II： 222 9550/9550 2.27/80270.98TPnN m 上述计算结果汇见表3-1 表3-1传动装置运动和动力参数 输入功率转速n输入转矩传动比效率 电动机轴2.96144019.63 10.98 轴I2.9144019.23 180.784 轴II2.2780270.98 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.2传动零件的设计计算 3.2.1蜗轮蜗杆传动设计 一.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）蜗杆材料选用45钢，整 体调质，表面淬火，齿面硬4550HRC。蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1，金属模 铸造，滚铣后加载跑合，8级精度，标准保证侧隙c。 二.计算步骤 1.按接触疲劳强度设计 设计公式 2 1 m d 2 2 2 3.25 e h z KT z mm 选 1 z ， 2 z ： 查表7.2取 1 2z ， 1 21 2 1440 235 80 n ZZ n 2 z 在3064之间，故合乎要求。 初估0.82 （2）蜗轮转矩 2 T ： 6 21 9.55 102.9 18 0.82/1440276950TT iN mm （3）载荷系数K： 因载荷平稳，查表7.8取K=1.1 （4）材料系数ZE 查表7.9，156ZEMPa （5）许用接触应力 0 H 查表7.10， 0 220 H Mpa 7 60 80 1 120005.89 10n 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 77 8 8 7 1010 0.801190 5.89 10 N Z n 0 0.801190 220176.26 HNH ZMpa （6） 2 1 m d： 2 2 2 12 2 3.253.25 156 1.1 2769501320.77 220 35 e h z m dKTmm z （7）初选 2 1 ,m d的值： 查表7.1取m=6.3， 1 63d m 2 1 25001320.77m d （8）导程角 1 1 6.3 2 tan0.2 63 mz d arctan0.2 11.3 （9）滑动速度 s v 1 1 63 1440 4.84/ 60 1000 cos60 1000 cos11.3 s d n vm s （10）啮合效率 由4.84/ s vm s，查表得1 16v 1 tantan11.3 0.2/0.2230.896 tantan 11.32 n （11）传动效率 取轴承效率 2 0.99 ，搅油效率 3 0.98 123 0.896 0.99 0.980.87 6 21 9.55 102.9 18 0.87/1440301183TTiN mm （12）检验 2 1 m d的值 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 2 12 2 3.25 e h z m dKT z =1.1301183 2 3.25 156 220 35 =13232500.47 原选参数满足齿面接触疲劳强度要求 2.确定传动的主要尺寸 112 6.3,63,2,35mdmm ZZ (1)中心距a 12 636.3 35 141.75 22 dmz amm (2)蜗杆尺寸 分度圆直径 1 d 1 63dmm 齿顶圆直径 1a d 111 2(632 6.3)75.6 aa ddhmm 齿根圆直径 1f d 11 2632 6.3(1 0.2)47.88 f ddhfmm 导程角tan11.30993247 右旋 轴向齿距 1 3.14 6.319.78 x Pmmm 齿轮部分长度 1 b 12 (11 0.06)82.53bmzmm 取 1 105bmm (3)蜗轮尺寸 分度圆直径 2 d 22 6.3 35220.5dmzmm 齿顶高 2 6.3 aa hhmmm 齿根高 * 2 ()(1 0.2) 6.37.56 fa hhc mmm 齿顶圆直径 2a d 222 2220.52 6.3 1.2235.62 aa ddhmm d 齿根圆直径 2f d * 22 2 ()205.38 fa ddm hcmm 导程角tan11.30993247 右旋 轴向齿距 21 3.14 6.319.78 xx PPmmm 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 蜗轮齿宽 2 b 21 0.750.75 8060 a bdmm 齿宽角 21 sin(/ 2)/0.9bd 蜗轮咽喉母圆半径 22 / 223.94 ga radmm (4)热平衡计算 估算散热面积A 1.751.75 2 141.75 0.330.330.6077 100100 a Am 验算油的工作温度t 室温 0 t ：通常取20。 散热系数 s K ： 2 20/() s KWmC 1 0 1000 110001 0.872.9 2051.02 20 0.6077 i s P ttC k A 80 油温未超过限度 (5)润滑方式 根据 s v=4.84m/s，查表7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度 62 40 350 10/ c Vms 几何尺寸计算结果列于下表： 名称代号 计算公式 结果 蜗杆 中心距 a a= 22 zq m a=141.75 传动比i 21 /izz i=17.59 蜗杆分度圆 柱的导程角 1 arctan z q 11.31 蜗杆轴向压 力角 1x 标准值 1 20 x 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 齿数 1 Z 1 2z 分度圆直径 1 dqmd 1 63 1 d 齿顶圆直径 1a d2 1 qmda 6 . 75 1 a d 齿根圆直径 1f d4 . 2 1 qmdf 1 47.88 f d 蜗杆螺纹部 分长度 1 b 12 11 0.06bzm 1 105b 名称代号 计算公式 结果 蜗轮 中心距 a a= 22 zq m a=141.75 传动比i 21 /izz i=17.59 蜗轮端面压 力角 2t 标准值 2 20 t 蜗轮分度圆 柱螺旋角 11.31 齿数 2 Z 21 Ziz 2 35Z 分度圆直径 2 d 22 Zmd 2 220.5d 齿顶圆直径 2a d2 22 zmda 2 235.62 a d 齿根圆直径 2f d4 . 2 22 zmdf 2 205.38 f d 蜗轮最大外 圆直径 2e dmdd ae 5 . 1 22 75.267 2 a d 3.3 轴的设计 3.3.1 蜗轮轴的设计 （1）选择轴的材料 选取45钢，调质，硬度HBS=230，强度极限600 B Mpa，由表查得其许用弯 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 曲应力 1 55 b Mpa，查机械设计基础（表10-1、10-3） （2）初步估算轴的最小直径 取C=120，得 min d=1203 2.27 80 =36.32mm 根据机械设计表11.5，选 1 38d （3）轴的结构设计 轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面 由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以 轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位, 右面用轴端挡，圈轴向固定. 键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、 右轴承和联轴器依次右面装到轴上。 确定轴各段直径和长度 I段 1 38dmm 1 70Lmm II段选30208型圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为19.75mm。故II段直径 2 40dmm。 III段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套 筒长为42mm。故 3 40Lmm， 3 45dmm。 IV段 4 50dmm， 4 88Lmm V段 54 258ddhmm， 5 6Lmm VI段 6 45dmm， 6 29Lmm VII段 72 40ddmm， 7 25Lmm （4）按弯扭合成应力校核轴的强度 绘出轴的结构与装配图(a)图 绘出轴的受力简图(b)图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 绘出垂直面受力图和弯矩图(c)图 1 1 749.18 2219.46 77 a T FN d 2 2 11437.02 2293.1 245.7 t T FN d tan93.1 tan2033.88 rt FFN 轴承支反力： 33.88 55 16.94 110 RAV FN 33.88 16.9450.82 RBVrRAV FFFN 计算弯矩： 截面C右侧弯矩： 55 50.822.795 21000 cvRBV L MFN m 截面C左侧弯矩： 55 16.940.932 21000 cvRAV L MFN m 绘制水平面弯矩图(d)图 轴承支反力： 93.1 46.55 22 t RAHRBH F FFN m 截面C处的弯矩： 55 46.552.56 21000 CHRAH L MFN m 绘制合成弯矩图(e)图 2222 2.7952.563.79 cCVCH MMMN m 222 0.9322.562.72 CCVCH MMMN m 绘制转矩图(f)图 665 9.55 109.55 104.54/805.86 10586 P TN mmN m n 绘制当量弯矩图(g)图 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为 22 22 3.790.6 586351.62 ECC MMTN m 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图3.2 低速轴的弯矩和转矩 (a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图 (d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图 Mec T MC MC MCH Ft FRAV FABH Fa Fr MCV MCV FABH FRAV T B A Ft Fr Fa 132 267 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.3.2 蜗杆轴的设计 (1)选择轴的材料 选取45钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限650 B Mpa，屈服极限 360 s Mpa，弯曲疲劳极限 1 300Mpa，剪切疲劳极限 1 155Mpa，对称循 环变应力时的许用应力 1 60 b Mpa。 (2) 初步估算轴的最小直径 最小直径估算 33 min 2.9 12015.15 1440 p dc n ，取 min 20d (3)轴的结构设计 按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=40mm，初选轴承型号为30208圆 锥滚子轴承 （GB/T29794） ， 采用蜗杆轴结构， 其中， 齿根圆直径 1 47.88 f dmm， 分度圆直径 1 63dmm，齿顶圆直径 1 75.6 a dmm，长度尺寸根据中间轴的结构进 行具体的设计，校核的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆 轴结构是符合要求的，是安全的。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第 4 章轴承的选择和计算 4.1 蜗轮轴的轴承的选择和计算 按轴的结构设计， 初步选用30208 （GB/T29794） 圆锥滚子轴承， 内径d=40mm, 外径D=80mm，B=20mm. （1）计算轴承载荷 轴承的径向载荷 轴承A： 2222 46.5516.9449.54 AAHAV RRRN 轴承B： 2222 46.5550.8268.92 BBHBV RRRN 轴承的轴向载荷 轴承的派生轴向力 0.8 R S ctg 查表得：30208轴承153832 所以，17.173 0.815 38 32 A A R SN ctg 23.89 0.815 38 32 B B R SN ctg 无外部轴向力。 因为 A S B S ，轴承A被“压紧”，所以，两轴承的轴向力为 17.173 AAB ASNA 计算当量动载荷 由表查得圆锥滚子轴承30208的0.4e 取载荷系数1.2 p f ， 轴承A： 17.173 0.347 49.54 A A A R e 取X=1，Y=0，则()1.2 (1 49.540)59.448 rAPAA PfXRYAN 轴承B： 17.173 0.25 68.92 B B A R e 取X=1，Y=0，则()1.2 (1 68.920)82.7 rBPBB PfXRYAN 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 按轴的结构设计，选用30208圆锥滚子轴承（GB/T29794），经校核所选轴 承能满足使用寿命，合适。具体的校核过程略。 4.2 减速器铸造箱体的主要结构尺寸 (1) 箱座（体）壁厚：=0.043a8，取=15； (2) 箱盖壁厚： 1 =0.858，取 1 =12； (3) 箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度： 1 1.522.5bb， 2 2.537.5b； (4) 地脚螺栓直径及数目： 根据a=154.35， 得0.0361215.76 f da， 取 f d =18, 地脚螺钉数目为4个； (5) 轴承旁联结螺栓直径： 1 0.7514 f dd (6) 箱盖、箱座联结螺栓直径： 2 (0.5 0.6) f dd=914.4，取 2 d=12； (7)表2.5.1轴承端盖螺钉直径： 高速轴低速轴 轴承座孔（外圈） 直径 100130 轴承端盖螺钉直 径 3 d 1216 螺钉数目66 (8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取 4 d=10； (9) 轴承座外径： 23 (5 5.5)DDd，其中D为轴承外圈直径， 把数据代入上述公式，得数据如下： 高速轴： 2 80(5 5.5) 12140 144D ，取 2 140D ， 低速轴： 2 110(5 5.5) 16190 198D ，取 2 190D ； (10) 表2.5.2螺栓相关尺寸： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 18 f d 1 14d 2 12d 锪孔直径 0 D 363026 至箱外壁的距离242018 至凸缘边缘的距离201816 (11) 轴承旁联结螺栓的距离：S以 1 d 螺栓和 3 d螺钉互不干涉为准尽量靠近， 一般取 2 SD； (12) 轴承旁凸台半径： 12 20Rc，根据 1 d 而得； (13) 轴承旁凸台高度：h根据低速轴轴承外径 2 D 和 1 d 扳手空间 1 c 的要求，由 结构确定； (14) 箱外壁至轴承座端面的距离： 12 5 822205 847 50Lcc， 取48L ； (15) 箱盖、箱座的肋厚： 1 m 0.85 1 ，取 1 m =12，m 0.85，取m =14； (16) 大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离： 1 ，取 1 =16； (17) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度 x=1：10， 过渡斜度 y =1：20，铸造外圆角 0 R =5，铸造内圆角R =3。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第 5 章其他零件设计 5.1 键联接的选择和强度校核 5.1.1 高速轴键联接的选择和强度校核 高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。 5.1.2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核 (1) 选用普通平键（A型） 按低速轴装蜗轮处的轴径d=50mm，以及轮毂长88lmm， 查表，选用键161076 GB10962003。 (2) 强度校核 键材料选用45钢，查表知 100 120 p MPa，键的工作长度 76 1660lLbmm， 19 5 22 h kmm，按公式的挤压应力 33 2102 586.22 10 78.16 5 60 50 p T MPa kld p p，故键的联接的强度是足够的。 5.2 联轴器的选择和计算 5.2.1 高速轴输入端的联轴器 计算转矩 caA TK T查表取1.5 A K 有 1 1.5 38.4657.69 caA TK TN m，查表 选用TL5型弹性套柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩 125TNm，许用转速 4600 / minnr，标记：LT5联轴器3050 GB432384。 选键，装联轴器处的轴径为20mm，选用键8745 GB109679， 对键的强度进行校核，键同样采用45钢，有关性能指标见（2.6.2），键的工 作长度28622lLbmm， 6 3 22 h kmm，按公式的挤压应力 33 2102 38.46 10 38.84 3 22 30 p T MPa kld p，合格。所以高速级选用的联 轴器为LT5联轴器3050 GB432384，所用的联结键为8745 GB109679。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 5.2.2 低速轴输出端的联轴器 根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器LT8联轴器5070 GB432384， 所用的联结键为10850 GB109679，经过校核计算，选用的键是符合联结的强 度要求的，具体的计算过程与上面相同，所以省略。 5.3 减速器的润滑 减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高 传动效率，并起冷却和散热的作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减 速器的噪声和振动等。 本设计选取润滑油温度40tC时的蜗轮蜗杆油，蜗轮采用浸油润滑，浸油深 度约为h11个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 致谢 两个月的毕业设计时间匆匆而过，在老师的悉心指导和同学的热情帮助下， 我 如期顺利地完成了毕业设计。在此，我对老师及帮助过我的同学致以诚挚的谢意！ 毕业设计是大学课程的一个重要环节，它可以让我们对大学四年所学所知所 见综合的系统的应用和实践，并在前几次课程设计的基础上进