回转绞车毕业设计.doc

宜宾职业技术学院 毕业论文（设计） 题目：回转绞车的设计 系 部 现代制造工程系 专 业 名 称 数控技术 班 级 数控 1102 班 姓 名 曾印 学 号 201012794 指 导 教 师 郭超 2012 年 09 月 10 日 1 摘摘 要要 回转绞车主要应用于上山、下山、平巷等综采工作面设备的搬迁，此外， 拉紧皮带机机头、运料、调度车辆等工作都可以用这种绞车来完成。在港口、 码头、建筑工地、工厂企业，这种绞车也可以发挥作用。 回转绞车的传动系统采用传动，包括蜗轮蜗杆齿轮传动、圆柱齿轮传动， 在设计过程中采用承载能力大的圆弧蜗轮蜗杆；而且采用了开式齿轮传动，大 大简化了机械部分的传动系统，便于安装和拆卸，结构布置紧凑、合理。在设 计过程采用锥面制动端盖实现了工作状态和制动状态的互锁。绞车起动时动载 小，钢丝绳受到的冲击小。只需轻轻点动电机控制按钮，就可起动电机，然后 操作制动的手柄，便可实现绞车的动作。 该绞车适用条件强、使用寿命长。结构紧凑，外形尺寸小；结构为近似对 称布置，外形美观，成长条形，底座呈雪橇状；绞车重心低，底座刚性好，可 安装地锚，运转平稳，安全可靠，安装方便。 关键词关键词：回转绞车；传动；蜗轮蜗杆 2 AbstractAbstract Rotary winch, mainly used in the mountain, the entry of the fully-mechanized equipments as moving, in addition, tighten belt conveyor, helicopter, dispatch vehicles etc all can use the winch to finish. In the harbor, wharf, construction site, factories and enterprises, the hoist can also play a role. Turn the winch transmission adopts the transmission, including worm gear and worm gear transmission, cylindrical gears, in the design process of arc adopted carrying capacity of worm gear and worm, And adopted gear, greatly simplifying the mechanical part of the transmission system, easy to install and disassemble, structure compact, reasonable decorate. In the design process using surface braking cover realized working condition and braking condition of the interlock. Starting winch, rope dynamic load is small. Gently only at the motor control button, you can start motor operating brake handle, then, can realize the winch. The winch applicable conditions and long service life. Compact structure, small in size, shape, Symmetrical structure for approximate decorate, beautiful appearance, a sleigh, base growth bar. Hoist low gravity, good rigidity, can be installed base of uplift, smooth operation, safe and reliable, easy installation. Keywords:Keywords: rotary winch, Transmission, Worm and worm wheel 3 目目 录录 绪绪 论论4 1 设计题目：绞车传动装置设计.5 2 性能要求：.5 3 设计数据：.5 4 完成任务.6 第一章第一章 传动方案拟定与分析传动方案拟定与分析7 1 轴的要求.7 2 齿轮选用要求.7 3 涡轮、蜗杆的选用.7 4 传动简图7 第二章第二章 机器传动装置的总体设计方案机器传动装置的总体设计方案9 1 1 电动机的选择电动机的选择9 1.1 选择电动机类型 .9 1.2 择电动机的容量.9 1.3 确定各级传动比 11 1.4 选择电动机12 2 2、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比.12 2.1 传动装置总传动比12 第三章第三章 传动零件设计传动零件设计13 1 1、齿轮传动的设计、齿轮传动的设计.13 1.1 齿数确定13 1.2 转矩 T1 1.14 1.3 载荷系数 K 14 1.4 许用接触应力H .14 1.5 校核齿根弯曲疲劳强度.16 1.6 计算齿轮传动中心距 a 17 1.7 计算齿轮的圆周速度 v 17 1.8 计算齿轮的几何尺寸17 2 2、涡轮、蜗杆传动的设计、涡轮、蜗杆传动的设计.18 2.1 选取蜗杆、蜗轮材料 18 2.2 选取蜗杆头数 Z1和涡轮齿数 Z2 2.18 2.3 确定涡轮传递的转矩 T2 2.19 2.4 确定模数 m 和蜗杆分度圆直径 d1 1.19 2.5 计算主要尺寸20 2.6 验算相对滑动速度 Vs和传动效率 .20 3 3、内啮合齿轮传动、内啮合齿轮传动.22 3.1 齿数的确定.22 3.2 转矩 T1.22 3.3 载荷系数 K 22 3.4 许用接触应力H .23 4 3.5 校核齿根弯曲疲劳强度24 3.6 计算齿轮传动中心距 a 25 3.7 计算齿轮的圆周速度 v 25 3.8 计算齿轮的齿顶与齿根直径25 第四章第四章 轴的设计轴的设计26 1 1 选择轴的材料并确定许用应力选择轴的材料并确定许用应力26 2 2 确定轴的最小尺寸确定轴的最小尺寸26 2.1 计算各轴的扭矩和转矩26 2.2 确定轴的最小尺寸27 3 3、轴的结构设计、轴的结构设计.28 3.1 轴的结构草图28 3.2 确定轴各段直径和长度 28 3.3 轴上零件的定位、固定和装配 29 3.4 按弯扭合成强度校核蜗轮轴的强度29 3.5 校核危险截面 C 的强度 30 3.6 绘制轴受力简图和垂直面弯矩 30 第五章第五章 联轴器的选择联轴器的选择31 第六章第六章 结束语结束语32 谢谢 辞辞33 参考文献参考文献34 5 绪绪 论论 绞车又名卷扬机，是一种简单而又稳定的机械设备，适用于多种开采行业。 目前，我国煤矿工业正以日新月异的速度前进，在井下回采工作中，当一个工 作面的煤层开采完了以后，要放顶。由于金属成本较高，这些支柱若不收回， 则必然造成极大的浪费。所以需用一台回转绞车。回转绞车是机械回柱的主要 设备。在木支柱工作面和一些金属支柱工作面，一般都采用回柱绞车回柱。回 收的支柱可重新加工利用，投入到生产中去。如果人工回柱，安全性差、效率 低。使用回柱绞车回收既经济，又迅速，符合现代化工业生产的特点：高生产 率和先进的技术经济指标。 6 1 1 设计题目：绞车传动装置设计设计题目：绞车传动装置设计 2 2 性能要求：性能要求： (1)机器功用:电动机通过传动装置使绳筒转动,如下图所示 (2)工作情况:工作平稳,间歇工作(工作与停歇时间比为 1:2),绳筒转向定 期变换。 （3）运动要求：绞车绳筒转速误差不超过 8%。 （4）工作能力：储备能量 10%。 （5）使用寿命：10 年，每年 350 天，每天 8h. （6）检修周期 ：一年小修 ，五年大修。 （7）生产厂型：中型机械厂。 （8）生产批量：单件小批量生产。 3 3 设计数据：设计数据： 参数参数数据数据 钢绳牵引力： 65kN 钢绳最大速度： 0.13m/s 钢筒直径： 300mm 钢绳直径: 16mm 最大缠绕层数： 4 4 4 完成任务完成任务 1、电动机的选择及运动参数计算 7 2、各级传动比的计算与分配 3、小齿轮、大齿轮的设计 4、蜗杆的设计 5、绘制大小齿轮的零件图、轴的零件图以及传动装置的装配图 6、编写工艺卡片 第一章第一章 传动方案拟定与分析传动方案拟定与分析 1 1 轴的要求轴的要求 设计要求电动机轴与工作轴垂直，且传动比较大,同时为使传动更加平稳， 齿轮强度应较高，考虑采用直齿锥齿轮传动。 8 2 2 齿轮选用要求齿轮选用要求 齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿轮。一般应放在高速级，以减小其 直径和模数。但需注意，当齿轮的速度过高时，此时还应考虑能否达到制造精 度及成本问题。 3 3 涡轮、蜗杆的选用涡轮、蜗杆的选用 涡轮、蜗杆的加工分车加工和铣加工，精度要求高。蜗杆材料选用 45 钢， 整体调质，表面淬火，齿面硬度 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。 4 4 传动简图传动简图 采用闭式齿轮传动，可以得到良好的润滑与密封，更能适应在铸造车间繁 重恶劣的条件下长期工作，且使用与维护方便。 综上所诉，所采用的系统传动方案如下图所示： 、 第二章第二章 机器传动装置的总体设计方案机器传动装置的总体设计方案 9 1 1 电动机的选择电动机的选择 1.11.1 选择电动机类型：选择电动机类型： 按已知条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机。Y 系列电动 机为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，是按照国际电工委员会（IEC）标准 设计的，具有国际互换性的特点。用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的 场所。适用于电源电压为 380V 无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输 机、搅拌机、农用机械等、也用于某些需要高启动转矩的机器上，如压缩机。 Y 系列三相异步电动机的技术参数见下表所示。 注：参照机械设计基础课程设计主编 王志伟 孟玲琴 第 13 章 118 页 1.21.2 电动机的容量：电动机的容量： 选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。决定电动机功率时要考 虑电动机的发热、过载能力和启动三方面因素，但一般情况下电动机容量主要 由发热条件而定。电动机发热与其工作情况有关。对于载荷不变或变化不大， 且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率， 工作时就不会过热，可不进行发热计算。电动机容量可按下述步骤确定。 电动机所需功率电动机所需功率 PwPw 工作机所需功率 Pw 应由机器的阻力和运动参数计算确定。 如果给出驱动滚筒的圆周力（即滚筒牵引力）F（N）和输送带速度 v(m/s)， 则滚筒轴所需功率 Pw=Fv/1000 (kW) 电动机型号额定功率 KW 满载转速 (rmin-1 ) 堵转转矩除 以额定转矩 最大转矩除 以额定功率 Y160M1-211293022.2 Y160M-41114602.22.2 10 则 P = = P筒 筒 =F筒筒V筒筒 =650.13knm/s =8.45kw 式中： F筒 筒 ： 钢绳的牵引力 65KN V筒 筒 ： 钢丝绳最大绳速 0.13m/s PM =（11.3）P = (11.3)8.45=(8.4510.985)KW 确定电动机转速： 输送速度 v 与滚筒直径 D（mm） 、滚筒轴转速的关系为 V筒 =n筒d/60000 n筒 =60000V/d = 30014 . 3 13 . 0 60000 =8.28rmin-1 查机械设计课程设计表 14-8 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级 减速器传动比范围 Ia=46。取蜗杆传动比 I1=840，则总传动比理时范围为 I a=1281440。故电动机转速的可选范围为 nd=Ian 筒=（1281440） 8.28=1059.8411923.2r/min 电动机的输出功率电动机的输出功率 PdPd 考虑传动系统的功率损耗。电动机输出功率为 Pd=Pw/ 式中 为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，即 =1 12 23 34 45 56 6 11 其中 123。 。 。n分别为传动系统中各传动副、联动副及各对轴承的效 率，其数值见：北京理工大学出版社机械设计基础课程设计主编 王志伟 孟玲琴 第 12 章 表 12-7 111 页 查得：蜗杆=0.92 轴承=0.98 齿轮=0.97 联轴器=0.99 滚筒=0.96 1.31.3 确定各级传动比确定各级传动比 查机械设计师 （上册） P843 类型效率 圆柱齿轮传动8 级精度（油润型） 0.97 蜗杆传动三头或四头蜗杆（油润型） 0.92 轴承传动滚子轴承（稀油润型） 0.98 联轴器齿轮联轴器 0.99 滚筒 0.96 总=蜗杆2轴承2齿轮2联轴器滚筒 =0.920.9820.9720.9920.96 =0.782 电机的输出功率：P0=Pw/w 式中，Pw 为工作机所需的功率，且 P入 =P筒/总 =8.45/0.782 =10.806kw 12 1.41.4 选择电动机选择电动机 查机械设计手册第四版 第 5 卷 P22-35 取 电机 Y160M-4 电机的参数： P电=11kw n电=1460rmin =88% 2 2 算传动装置的总传动比及分配各级传动比算传动装置的总传动比及分配各级传动比 2.12.1 传动装置总传动比：传动装置总传动比： 计算总传动比：i总 = n电/ n筒 = 1460/8.28 = 176 各种传动中每级传动比的推荐值 传动类型I 的推荐值 闭式 圆柱齿轮传动 开式 3-5 4-7 闭式 蜗杆传动 开式 10-40 15-60 结合传动分配各级传动比： i i12 12 = = 4 4 i i3434 =11 =11 i i45 45 = = 4 4 第三章第三章 传动零件设计传动零件设计 1 1 齿轮传动的设计齿轮传动的设计 1.11.1 齿数确定齿数确定 （1）小齿轮齿数 z1 的选择 13 若保持齿轮传动的中心距 a 不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动 的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。 另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小 了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤 其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮传 动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好。 小齿轮的齿数可取为 z1=2040。开式(半开式)齿轮传动，由于轮齿主要为磨 损失效，为使轮齿不至过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取 z1=1720。为使轮齿免于根切，对于 =20的标准直齿圆柱齿轮，应取 z117。此处为闭式齿轮传动，选择中间值 30，则 取小齿轮齿数 Z1=30， 根据齿轮传动的传动比公式，则大齿轮齿数 Z2=iZ1=120 实际传动比 i0=Z2/Z1=4 传动比误差 （i-i0）/i=02.5% 可用 齿轮比 u=i0=4 查机械设计基础P138 表 6-10 齿宽系数 d 软齿轮或软硬齿面硬齿面 两轴承相 对齿轮的 布置情况 载荷情况 推荐值最大值推荐值最大值 变动小 1.81.1 对称布置 变动大 0.81.4 1.4 0.40.9 0.9 变动小 1.40.9 非对称布 置变动大 0.61.2 1.15 0.30.6 0.7 变动小 0.80.55 小齿轮悬 臂变动大 0.30.4 0.6 0.20.25 0.44 取 d=0.9 1.21.2 转矩转矩 T T1 1 T1 =9.55106P电1/n1 =9.55106Nmm 1460 97 . 0 11 14 =6.9104 Nmm 1.31.3 载荷系数载荷系数 K K 查机械设计基础P128 表 6-7 载荷系数 K 原动力 工作机械载荷特性 电动机 多缸内燃 机 单缸内燃机 均匀加料的输送机和加料机、 轻型卷扬机、发电机、 机床辅助传动 均匀、轻 微冲击 11.21.21.61.61.8 不均匀加料的输送机和加料机、 重型卷扬机、球磨机、机床主 传动 中等冲击1.21.21.61.61.61.81.82.0 冲床、钻床、轧机、破碎机、 挖掘机 大的冲击1.61.81.92.12.22.4 取 K=1.2 1.41.4 许用接触应力许用接触应力H H H=HlimZNT/SN 查机械设计基础P134 图 6-33c 查得 Hlim1=775Mpa Hlim2=520Mpa NL1=60n1rth =6014601(835010) =2.4528109 NL2=NL1/i12=6.132108 15 查机械设计基础 P135 图 6-34 104 105 106 107 108 109 1-允许一定点蚀时的结构钢，调质钢，球磨铸铁（珠光体、贝氏体） ，珠光 体可煅铸铁，渗碳淬火钢的渗碳钢； 2-材料同 1，不允许出现点蚀；火焰或感应淬火的钢； 3-灰铸铁，球磨铸铁（铁素体） ，渗氮的渗氮钢，调质钢、渗碳钢； 4-碳氮共渗的调质钢，渗碳钢 取 ZNT1=0.89 ZNT2=0.93 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH=1.0，从而计算 两齿轮的许用接触应力： H1=Hlim1ZNT1=7750.89/1.0=689.81Mpa H2=Hlim2ZNT2=5200.93/1.0=483.6Mpa 故得: d176.43mm=50.88mm)483.6483.649 . 0/() 12(100009 . 62 . 1 3 m=d1/Z1=50.88/30mm=1.69mm 查机械设计基础P107 表 6-1 m=2m=2mm 1.51.5 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 F=2KT1/bm2Z1YFaYSaF 16 查机械设计基础 P132 表 6-9 YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.28 YSa2=1.73 F=limYSTYNT/SF 查机械设计基础P136-P137 图 6-35c，图 6-36 Fim1=290Mpa Fim2=210Mpa YNT1=0.86 YNT2=0.88 试验齿轮的应力修正系数 YST=2 按一般可靠选取安全系数 SF=1.25 F1=Fim1YSTYNT1/SF =29020.86/1.25Mpa =399.04Mpa F2=Fim2YSTYNT2/SF =21020.88/1.25Mpa =295.68Mpa F1=2KT1YFa1YSa1/bm2Z1 =21.26.91042.521.625/(552230) =52.118MpaF1 F2=2KT2YFa2YSa2/bm2Z2 =21.26.91042.281.73/(552260) =25.1MpaF2 故齿轮齿根弯曲疲劳强度足够 17 1.61.6 计算齿轮传动中心距计算齿轮传动中心距 a a a=m(Z1+Z2)/2=2/2(30+120)mm=150mm 1.71.7 计算齿轮的圆周速度计算齿轮的圆周速度 v v V=d1n1/60000=3.141201460/60000m/s=9.16m/s 查机械设计基础 P139 表 6-12 选用 7 级精度齿轮 1.81.8 计算齿轮的几何尺寸计算齿轮的几何尺寸 查机械设计基础P108 当 m1 时，ha*=1,c*=0.25,c=c*m 分度圆直径： d1=mZ1=230mm=60mm d2=mZ2=2120mm=240mm 压力角： =20 基圆直径： b=dd1=0.960mm=54mm 齿宽 取 b=55mm b1=60mm 齿顶高： ha= ha*m =2 齿根高： hf=( ha*+ c*) m=(1+0.25) 2=2.5 全齿高： h=（2 ha*+ c*)m=（21+0.25）2=4.5 顶隙： c= c* m=2 齿顶圆直径： da1=d1+2ha=m(Z1+2ha*)=2(30+2)=64mm da2=d2+2ha=m(Z2+2ha*)=2(120+2)=244mm 齿根圆直径： df1=d1-2hf=m(Z1-2ha*-2c*)=2(30-2-0.5)=55mm df2=d2-2hf=m(Z2-2ha*-2c*)=2(120-2-0.5)=235 mm 18 齿距： p=3.14 m=3.142=6.18 齿厚： s=1/2*3.14 m=0.53.142=3.09 齿槽宽： e=1/2*3.14 m=0.53.142=3.09 2 2 轮、蜗杆传动的设计轮、蜗杆传动的设计 2.12.1 选取蜗杆、蜗轮材料选取蜗杆、蜗轮材料 蜗杆一般是用碳钢或合金钢制成。高速重载蜗杆常用 15Cr 或 20Cr，并经 渗碳淬火；也有用 40、45 号钢或 40Cr 并经淬火。这样可以提高表面硬度，增 加耐磨性。通常要求蜗杆淬火后的硬度为 4055HRC，经氮化处理后的硬度为 5562HRC。一般不太重要的低速中载的蝎杆，可采用 40 或 45 号钢，并经调质 处理，其硬度为 22O300HBS。所以蜗杆材料用 45 钢，齿轮表面淬火，硬度 45HRC。 常用的蜗轮材料为铸造锡青铜（ZCuSn10P1，ZCuSn5Pb5Zn5）、铸造铝铁 青铜（ZcuAl10Fe3）及灰铸铁（HT150、HT200）等。锡青铜耐磨性最好，但价 格较高，用滑动速度 v3ms 的重要传动；铝铁青铜的耐磨性较锡青铜差一些， 但价格便宜，一般用于滑动速度 v4ms 的传动；如果滑动速度不高 (vS2m/s），对效率要求也不高时，可采用灰铸铁。为了防止变形，常对蜗轮 进行时效处理。 考虑到耐磨性能，故选择锡青铜 查机械设计基础P175 表 7-5 H=160Mpa 2.22.2 选取蜗杆头数选取蜗杆头数 Z Z1 1和涡轮齿数和涡轮齿数 Z Z2 2 参照机械设计基础第 169 页 蜗杆头数 Z1通常为 1，2，4，6。当要求自锁和大传动比时，Z1=1.，但传 动效率较低。若传递动力，为提高传动效率，常取 Z1=2, 4，6 蜗轮齿数 Z2=iZ1，传动动力时，为保证传动平稳性，Z2 应不少于 28，通常 19 取 Z2=32-63，如 Z2过大，蜗杆跨度会大，刚度则相应减小，这样会影响蜗杆传 动的啮合精度，所以 Z2一般不大于 100 ，Z1 Z2根据传动比 i 查机械设计基础P169 表 7-2 传动比 5-87-1615-3230-83 蜗杆头数 Z1 6421 蜗轮齿数 Z2 30-4828-6430-6430-83 由于 i=11，所以 取 Z1=4 根据传动比：Z2=i23Z1=114=44 从计算结果来看， Z2在 3064 间，故合乎要求 2.32.3 确定涡轮传递的转矩确定涡轮传递的转矩 T T2 2 T2 =9.55106P电12i/n1 =9.55106110.970.92176/1460 =11300962Nmm 2.42.4 确定模数确定模数 m m 和蜗杆分度圆直径和蜗杆分度圆直径 d d1 1 因载荷平稳，取载荷系数 K=1.1 m2d1KT2(500/Z2H)2=6270.5mm3 查机械设计基础P168 表 7-1 模数 m分度圆直径 d1蜗杆头数 Z1直径系数 q 20 8100 1，2，4 12.5 取取 m=8,m=8, q=12.5,q=12.5, d d1 1=100mm=100mm 2.52.5 计算主要尺寸计算主要尺寸 涡轮分度圆直径 d2=Z2m=448=352mm 蜗杆导程角 r=arctanZ1/q=arctan(4/12.5) = 16。 中心距 a=m/2 *(q+Z2)=8/2 *(12.5+44)mm = 226mm 2.62.6 验算相对滑动速度验算相对滑动速度 V Vs s和传动效率和传动效率 蜗杆分度圆速度 V1=d1n1/601000=4.83m/s 齿面相对滑动速度 Vs=V1/cosr=5.42m/s 与原估计 Vs值接近 蜗杆传动效率按 Vs=5.42m/s,硬度45HRC，蜗杆材料为调质钢，查机 械设计基础P176 表 7-6 得 fv=0.029 v=1。40 =(0.950.97)tanr/tan(r+v) =(0.950.97)0.5095/0.542 =0.8930.9118 与 2=0.83 接近 2.7 热平衡计算 箱体散热面积 A=0.33(a/100)1.75=0.33(243.5/100)1.75m2 =1.57m2 室温 t0；通常取为 20 散热系数 ks；通风散热条件好，故取 ks=17w/(m2) 21 油温 t1=1000（1-2）P电1/ksA+t0=87.96 故油温 t17090，符合要求 蜗杆的几何尺寸 公式及数据 名称 蜗杆蜗轮 齿顶高 ha1=m=8mmha2=m=8mm 齿根高 hf1=1.2m=9.6mmhf2=1.2m=9.6mm 分度圆直径 d1=mq=100mmd2=mz2=352mm 齿顶圆直径 da1=m(q+2)=116mmda2=m(z2+2)=368mm 齿根圆直径 df1=m(q-2.4)=76.8mmdf2=m(z2-2.4)=332.8mm 顶隙 C=0.2m=1.6mm 蜗杆轴向齿距 蜗轮端面齿距 px1=pt2=m=25.12mm 蜗杆分度圆柱的导程角 Rr=arctanz1/q=20 蜗轮分度圆柱螺旋角 =r 中心距 a=(q+z2)=226mm 2 m 蜗杆螺纹部分长度 z1=1、2，b(11+0.06z2)m z1=4,b1(12.5+0.09z2)m 蜗轮喉咙母圆半径 1 rg2=a-da2 2 1 蜗轮最大外圆直径 z1=1,de2da2+2m z1=2,de2da2+1.5m z1=4,de2da2+m 蜗轮轮缘宽度 z1=1、2,b0.75da1 z1=4,b0.671 蜗轮轮齿包角 =2arcsin(b2/d1) 一般动力传动 7090 3 3 啮合齿轮传动啮合齿轮传动 3.13.1 齿数的确定齿数的确定 22 若保持齿轮传动的中心距 a 不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传 动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费 用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模 数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内， 尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。闭式齿轮 传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为 好。小齿轮的齿数可取为 z1=2040。开式(半开式)齿轮传动，由于轮齿主要 为磨损失效，为使轮齿不至过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取 z1=1720。为使轮齿免于根切，对于 =20的标准直齿圆柱齿轮，应取 z117。此处为半开式齿轮传动，选择 20，则 取小齿轮齿数 Z1=20，则大齿轮齿数 Z2=iZ1=80 实际传动比 i0=Z2/Z1=4 传动比误差 （i-i0）/i=02.5% 可用 齿轮比 u=i0=4 查机械设计基础P138 表 6-10 取 d=0.9 3.23.2 转矩转矩 T T1 1 T1 =9.55106P电123/n1 =9.55106Nmm 18.33 98 . 0 92 . 0 97 . 0 11 =2.7105 Nmm 3.33.3 载荷系数载荷系数 K K 查机械设计基础P128 表 6-7 取 K=1.2 3.43.4 许用接触应力许用接触应力H H H=HlimZNT/SN 23 查机械设计基础P134 图 6-33c 查得 Hlim1=775Mpa Hlim2=520Mpa NL1=60n1rth =6033.18(835010) =5.8108 NL2=NL1/i12=1.4109 查机械设计基础 P135 图 6-34 取 ZNT1=0.89 ZNT2=0.91 通过齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全 系数 SH=1.0 H1=Hlim1ZNT1=7750.89/1.0=689.75Mpa H2=Hlim2ZNT2=5200.91/1.0=473.2Mpa d176.43mm) 2 . 734 2 . 73429 . 0/() 12(1047 . 62 . 1 3 =139.1mm m=d1/Z1=139.1/20=6.1 查机械设计基础P107 表 6-1 m=6mm 3.53.5 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 F=2KT1/bm2Z1YFaYSaF 24 确定有关系数和参数 d1=mZ1=620mm=120mm d2=mZ2=680mm=480mm b=dd1=0.9120mm=108mm 齿宽 取 b=110mm 查机械设计基础 P132 表 6-9 YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.35 YSa2=1.68 F=limYSTYNT/SF 查机械设计基础P136-P137 图 6-35c，图 6-36 Fim1=290Mpa Fim2=210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数 YST=2 按一般可靠选取安全系数 SF=1.25 F1=Fim1YSTYNT1/SF =29020.88/1.25Mpa =408.32Mpa F2=Fim2YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa =417.6Mpa F1=2KT1YFa1YSa1/bm2Z1 =21.26.71052.521.625/(1355230) =65MpaF1 25 F2=2KT2YFa2YSa2/bm2Z2 =21.21.131052.351.68/(1355245) =7MpaF2 故齿轮齿根弯曲疲劳强度足够 3.63.6 计算齿轮传动中心距计算齿轮传动中心距 a a a=m(Z1+Z2)/2=6(20+80)/2=300mm 3.73.7 计算齿轮的圆周速度计算齿轮的圆周速度 v v V=d1n1/60000=3.14120124.2/60000=0.97m/s 查机械设计基础 P139 表 6-12 选用 9 级精度齿轮 3.83.8 计算齿轮的齿顶与齿根直径计算齿轮的齿顶与齿根直径 查机械设计基础P108 当 m1 时，ha*=1,c*=0.25,c=c*m 齿顶圆直径 da1=d1+2ha=m(Z1+2ha*)=6(20+2)=132 da2=d2-2hf=m(Z2-2ha*-2c*)=6(80-2-0.5)=465 齿根圆直径 df1=d1-2hf=m(Z1-2ha*-2c*)=6(30-2-0.5)=165 df2=d2+2ha=m(Z2+2ha*)=6(120+2)=488 26 第四章第四章 轴的设计轴的设计 1 1 选择轴的材料并确定许用应力选择轴的材料并确定许用应力 由于输送机应用广泛所以轴较重要，因此选用 45 钢正火处理。查机械 设计基础表 10-1 查得：强度极限 B=600MPa，由表 10-3 查得其许用弯曲 应力=55MPa 2 2确定轴的最小尺寸确定轴的最小尺寸 2.12.1 计算各轴的扭矩和转矩计算各轴的扭矩和转矩 T齿轮轴 = 9550P1/n1 = 955010.67/365 =69.79N.m T蜗杆轴 = 9550PII/n2=955010.04/365=262.69Nm T蜗轮轴 = 9550PIII/n3 =95509.24/33.18 =2659.49Nm 载荷计算 由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作系数 k=1.3 已知齿轮轴、蜗杆轴、蜗轮轴名义转矩分别为69.79Nm， 262.69 Nm，2659.49Nm。 齿轮轴计算转矩：T 齿轮轴=kT1=90.727 Nm 蜗杆轴计算转矩：T 蜗杆轴=kT蜗轮=341,497 Nm 蜗轮轴计算转矩：T 蜗轮轴=kT3=3457.337 Nm 通过计算可知： 连接大齿轮的轴的功率为 P=110.97=10.67 kw 转速为 n=1460/i=1460/4=365r/min 连接蜗杆轴的功率为 P=110.9720.980.99=10.04kw 转速为 n=1460/i=1460/4=365r/min 27 连接蜗轮轴的功率为 P=110.9720.980.990.92=9.24kw 转速为 n=1460/44=33.18 2.22.2 确定轴的最小尺寸确定轴的最小尺寸 按扭转强度估算齿轮轴输出端直径 根据机械设计基础表10-2取 C=110，则齿轮轴的最小直径： D=C=110=33.88 mm 3 n p365/67.103 考虑有一个键槽，将直径增大5-7%，则 D=33.88(1+7%)=36.26mm 为了与齿轮尺寸配合，取 D=60mm 查机械设计基础p243可知：键的宽度为 b=18,深度 h=11 已知蜗杆轴的输入功率为10.04KW，转速为365r/min 按扭转强度估算蜗杆轴输出端直径 根据机械设计基础表10-2取 C=110，则蜗杆轴的最小直径： D=C=110=33.2 mm 3 n p365/04.103 考虑有一个键槽，将直径增大5-7%，则 D=33.2(1+7%)=35.53mm 取 D=60mm 查机械设计基础p243可知：键的宽度为 b=18,深度 h=11 已知蜗轮轴的输入功率为9.24KW，转速为33.18r/min ，则蜗轮轴的最 小直径： D=C= 110=71.83mm 3 n p 18.33/24 . 9 3 考虑有两个键槽，将直径增大10%，则 D=71.83（1+10%）=79mm 取 D=80mm 查机械设计基础p243可知：键的宽度为 b=22,深度 h=14 28 3 3 轴结构设计轴结构设计 3.13.1 轴的结构草图轴的结构草图 3.23.2确定轴各段直径和长度确定轴各段直径和长度 段：即外伸段直径 d1=60mm，其长度应比联轴器轴孔的长度稍短一些，取 L1 =103mm 段：直径 d2 =70mm（由机械设计手册查得轮毂孔倒角 C1 =2.5mm, 取轴 肩高度 h=2 C1 =22.5mm=5mm,故 d2 = d1 +2h=60mm+25mm）,亦符合毡圈 密封标准直径。初选 6314 深沟球轴承，其内径为 70mm，宽度为 35mm 考虑 齿轮端面和箱体内壁、轴承端面与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为 20mm。 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定 距离而定，为此取该段长为 72mm 按装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm，故 段长 L2 =（2+20+35+72）=129mm 段：直径 d3 =75，长度 L3 =（103-2）=101mm 段：直径 d4=82 （由手册查得 C1=3mm，取 h=2 C1=23mm=6mm, d4= d3 +2h=75mm+2 6mm=87） ，长度和右面套筒长度相同，即 L4 =20mm。但此轴段左面为滚动轴承的定位轴肩，便于考虑轴承的拆卸， 应按轴承标准查取。由机械设计手册查得其安装尺寸为 h=5mm，该 段直径应为（70+5 2）mm=80mm，它和 d4 不符，故把段设计成 29 阶梯形，左段直径为 80mm 段：直径 d5 =70mm，长度 L5 =35mm。 上述轴各段长度可算得轴支撑跨距 L=189mm 3.33.3 轴上零件的定位、固定和装配轴上零件的定位、固定和装配 减速器中，可将齿轮安排在箱体中央，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 轴肩和套筒固定，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，平键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。 3.43.4 按弯扭合成强度校核蜗轮轴的强度按弯扭合成强度校核蜗轮轴的强度 转矩 T=1384.8 Nm 圆周力 Ft =2 T/ d =21384.8Nm103/ 300=9232 N 径向力 Fr = Ft tan=9232tan20=3360 (1)绘制轴受力简图 （a） (2)绘制垂直面弯矩图 (b) AB 轴承垂直面支反力 FRAVFRBV=Fr /2=1680 N 截面 C 侧弯矩 MCV= FRAVL/2=16800. 189/2 =158.76 N (3)绘制水平面弯矩图 (c) AB 轴承水平面支反力： FRAH= FRBH= Ft /2=9232 /2N=4616 N 截面 C 处的弯矩： MCH= FRAHL/2=46160.189/2 =436.2 Nm (4)绘制合成弯矩图 (d) MC=（M2CV +M2CH）1/2 =（436.2 +158.76）1/2 =297.5 Nm (5)绘制转矩图 (e) 转矩 T=1384.8 Nm (6)绘制当量弯矩图 (f) 30 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取折合系数 =0.6，截面 C 处 的当量弯矩为 MeC = M2C + (T) 21/2 = 297.52+ (0.61384.8) 21/2=880 Nm 3.53.5 校核危险截面校核危险截面 C C 的强度的强度 由机械设计基础式（10-3） e= MeC/0.1d33 =880103/0.1753Mpa =20.8655Mpa 经校核强度足够。 3.63.6绘制轴受力简图和垂直面弯矩绘制轴受力简图和垂直面弯矩 31 第五章第五章 联轴器的选择联轴器的选择 连接大齿轮的轴的功率为 P=110.97=10.67 kw 转速为 n=1460/i=1460/4=365r/min T 齿轮轴 = 955