机械毕业设计（论文）-矿井提升自动罐笼门设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2012届本科生毕业设计 第 67 页 1 绪 论 煤炭是我国的基础能源和重要原料，是当前我国能源的主要组成部分之一，在国民经济中占有重要的战略地位，这就是中国的国情。过去以至未来可预见的几十年内，煤炭仍是我国的重要能源，以煤炭为主的能源结构将难以改变，煤炭工业的地位空前提高。但是目前我国的煤炭工业的发展远不能满足整个国民经济的发展需要。因此必须以更快的速度发展煤炭工业。然而，高速发展煤炭工业的出路在于煤炭工业的机械化。矿山机械主要面向能源、交通和原材料基础工业部门服务，主要任务是为煤炭、钢铁、有色金属、化工、建材和核工业等部门的矿山开采和原材料的深加工，以及为铁路、公路、水电等大型工程的施工提供先进、高效的技术装备。矿山机械是机械工业中一个品种繁多、设备结构复杂、需求量大、使用面广的机械行业。矿山机械按其用途大致可分为采掘设备、提升设备、窄轨运输设备、破碎粉磨设备、矿用筛分设备、洗选设备和焙烧设备等7大类，30小类，700多个品种和数千种规格。矿山机械在经济建设、科技进步和社会发展中占有十分重要的地位和作用，属于国民经济的支柱行业。矿山机械制造业是国家建立独立工业体系的基础，也是衡量一个国家工业实力的重要标志。根据国家重点支持能源、交通和原材料等基础工业发展的产业政策，矿山机械作为这些基础工业的支柱应优先得到国家的重点支持，以得到进一步发展和提高，为煤炭、金属和非金属矿山的开发提供更多的具有国际先进水平的优质、高效设备，满足国民经济发展对能源和原材料的需要。我国绞车的发展大致分为三个阶段。20世纪50年代主要是仿制设计阶段；60年代，自行设计阶段；70年代以后，我国进入标准化、系列化设计阶段。全套图纸，加153893706在这个科技发展迅速的时代，机械设备日新月异，这一特性在煤炭领域也不例外，其中在整个煤炭系统中起着最重要也是最或不可缺作用的设备之一提升机也在不断更新。罐笼是一种大型提升机械设备。由电机带动机械设备，以带动钢丝绳从而带动容器在井筒中升降，完成输送任务。矿井提升机是由原始的提水工具逐步发展演变而来。现代的矿井提升机提升量大，速度高，安全性高，已发展成为电子计算机控制的全自动重型矿山机械。针对目前矿井提升罐笼门原理与结构的不足，设计了一种矿井提升自动罐笼门，该装置以PLC为控制核心，采用外动力开关门机构，无极绳传递牵引力，能够实现矿井提升过程中罐笼门的安全闭锁，其结构简单、运行灵活可靠、自动化程度高，能够达到电梯的安全。美观和舒适，具有广泛的实用性。2 自动罐帘门门型部分的分析及初步设计立井罐笼的罐门结构形式多种多样，但使用效果普遍不够理想，以目前使用最多、向上开启的帘式罐门为例，其结构虽简单，但比较笨重，横杆易变形，罐久开启也不灵活，“卡死”现象时有发生。尤其是宽罐笼，罐笼宽度大，罐门横扦长，稍有变形罐门就难以打开，所以有些矿井将帘式罐门的立柱改为柔性钢丝绳立柱但安全性、可靠性又降低了。另外，罐笼下大设备时还需将罐门拆掉，影响了生产效率。 因此通过综合考虑煤矿现场操作的一些成熟的经验，经过自己这些天来的对煤矿现场工作情况了解以及多种罐帘门型的深入研究，自行设计了一种门型和传动部分，在门型、机械传动的设计参考了早期一些门型设计，并把把其中的一些成熟的机构保留了下来，在此基础上又增加了自己的创新想法。在门型的设计中增加了许多零部件，详细情况如表2-1所示，新型罐笼门的门型如图2.1所示；表2-1 门的零件及控制元件组成：安装零件、部件作 用备 注滑轮传递动力、改变力的传递方向六个从动定滑轮；一个主动滑轮；从动调整滑轮张紧无极绳安装在防水棚上；轴承、弹簧、螺栓使主动杆更好的动作装在主动长棒上；角钢、螺栓使从动杆更好的动作装在主动短棒上；新型MC尼龙棒作罐帘门横杠六个从动短棒；一个主动长棒；不锈钢绳悬挂罐帘门、传递动力1.悬挂绳； 2.无极绳传动；电动机驱动传动系统安装在防水棚上蓄电池为整个系统提供电源安装在防水棚上滑道倒向、承受门力安装在罐笼门两侧的门框上图2.1 自动罐帘门的门型3 对帘门机械传动部分的设计与计算及强度校核这部分是罐帘门的传动部分和整个门承受力的主要部分，该结构包括滑轮、滑道、钢丝绳、主动杆、从动杆、滑道固定螺栓、轴承、导向角钢、螺钉。罐帘门的上升和下降是由电动机带动减速器，通过主动滑轮由钢丝绳把力传递到主动杆上，使罐帘门进行上升及下降。在此传动系统中滑轮是改变力的传递方向的。3.1杆的强度校核3.1.1主动杆的强度校核罐帘门的主动横杆采用新型MC尼龙棒，它的优点罐帘横杆采用密度小、抗弯曲性能好且弹性大。因此整个罐帘门强度高，质量轻(与原有尺寸的钢制栅栏门相比仅为原质量的310)，耐腐蚀，耐磨损，操作灵活方便，故障维修率低；它的缺点是设计较复杂，与尺寸、强度相同的钢制栅栏门相比较大，造价较高。从主动杆的形状看截面是椭圆形，一是为了美观，二是因为它是椭圆形没有太大的棱角不会伤到工人。当有巨大的力冲击时是横杆先弯曲再，因为强度不如滑道的大不会对滑道造成太大的影响。罐帘门主动杆的形状如图31所示：图3.1 罐帘门主动杆当有人撞击门帘时对横杆的校核：假定撞击力为2kN，撞击力作用在杆的中心位置，因为作用在中心位置时比其他位置弯矩较大。主动横杆的受力图：由于横杆上的载荷和支反力对跨度中心点对称，在截面C左侧的外力只有，且在截面C上引起的剪力是正的，故截面C上的剪力为。在跨度中点截面C左侧的外力有，且引起的弯矩为正，数值为，故截面C上的弯矩为： 在有人撞击帘门情况下的弯矩近似图为：最大弯矩在跨度中点，且。主动横杆的截面是一个椭圆形，在计算时为了方便计算把它看成是长方形，因为它它只是一个帘门杆，它的尺寸大小对整个系统的精度影响不大只要有足够的强度就可以了，基本的尺寸为长轴长为d=60mm，短轴长为a=40mm，那么由于是按照长方形的形状计算抗弯截面系数，选取椭圆截面的最大长方形实体尺寸，长为c=45mm，宽为d=30mm；主动横杆的抗弯截面系数为：于是有 通过对横杆的计算校核，尼龙MC的弯曲强度为98107MPa抗弯强度完全符设计要求。那么横杆所能承受的最大弯矩是： 由计算可知横杆在承受最大的力为35603.1.2 从动杆及两端的角钢MC尼龙的性质：（1）高强度，能够长时间承受负荷； （2）良好的回弹性，能够弯曲而不变形，同时能保持韧性，抵抗反复冲击； （3）耐磨自润滑性，提供了优于青铜铸铁碳钢和酚醛层压板在无油（或脱油）润滑应用时的工作性能，降低消耗，节约能源； （4）吸噪声、减震，MC尼龙模量比金属小得多，对震动的衰减大，提供了优于金属防止噪音的实用途径； （5）与金属相比， MC尼龙硬度低，不损伤对磨件； （6）低mc系数，提供了其在摩擦件上广泛应用可能； （7）高化学稳定性，耐碱、醇、醚、碳氢化合物、弱酸、润滑油、洗涤剂、水（海水），并具有无臭、无毒、无味、无锈的特点，为其广泛应用在抗碱腐蚀，环保卫生、食品、纺织印染等方面的机械零部件使用提供了优良条件。 （8）简化机器的维修保养、节约劳动力，优良的机械切削加工性能、提高劳动生产力。罐帘门的从动横杆采用新型MC尼龙棒，主要是为了降低罐帘门的重量，既减少电动机的负载，降低电动机所消耗的功率，因为在罐笼上没有外部电源为罐帘门的驱动电机供电，只能采用蓄电池为其供电，因此从节电的角度考虑罐帘门的横杆应该尽量减少从动横杆的质量。从动横杆的上升是由主动横杆的推力上升的，从动横杆上装有悬挂钢丝绳的夹紧装置、导向角钢、传动钢丝绳的滑套和固定螺钉。图3.2 罐帘门从动杆装在从动横杆上的导向角钢，其作用：1.是起从动杆滑动倒向作用；2.减少滑道对尼龙棒的磨损；图3.3 导向角钢3.1.3 门帘杆的总重量的计算尼龙棒的总质量，由于罐帘门的截面形状是椭圆切去了上表面，是一个不规则的图形，那么为了简化计算，把横杆看成是一个圆形截面的杆，圆的直径是外接圆的直径，直径为d=60mm，计算它的最大重量，因为这样计算可以为后面的电动机、减速机构的计算下余量，这样会使传动系统的计算更能满足要求。尼龙的参数见表3.1 故帘门的总重量为152.3N，重量很轻。MC 尼龙（象牙白）：未改性浇铸尼龙6的特性与尼龙66极为接近，其综合性能好，强度，刚度和硬度高，抗蠕变、耐磨，耐热老化，机加工性能好等。表3-1尼龙的机械性能参数表常用工程材料的性能及应用（）3.2 无极绳及联结件的选择3.2.1 钢丝绳夹钢丝绳直径为；图3.4丝绳夹由于，故需要三个绳夹，其间距；假定帘门系统所承受的总重量是500N（包括帘门杆、悬挂钢丝绳、轴承、螺栓、垫片、弹簧），无极绳用的是不锈钢丝绳，其直径为，最小破断力为21kN，若不考虑其他因素的影响，钢丝绳有足够的强度。表3-2不锈钢钢丝绳的力学性能3.2.2无极绳钢丝绳得最大伸长量得计算：由设计图纸可知钢丝绳，罐帘门升降的极限距离是1.85m，罐笼的门宽是1.2m，钢丝绳的全长大约为，钢丝绳得强度模量为E=-186206取。则： 3.2.3悬挂钢丝绳的选择：钢丝绳直径为，最小破断力为13.9kN，双排。因为帘门横杆的总重量为76.6N，而钢丝绳的最小破断力远大于帘门的总重量，故完全满足使用要求。3.2.4 滑轮的选型：滑轮安装在滑道中它的主要作用是改变力的传递方向，在在此罐帘门的传动系统中，使用了6个定滑轮和一个预紧力调节滑轮和一个主动滑轮，它是力传动的主要部件。滑轮的形状如图所示和尺寸参考下表3-3图3.5 滑轮的形状参数钢丝绳直径:表3-3滑轮的形状和尺寸参数项目基本尺寸（参考尺寸）基本尺寸（R）/mm尺寸3.3基本尺寸（R）/mm极限偏差|1级(+0.1,0)基本尺寸（R）/mm极限偏差|2级(+0.2,0)基本尺寸（H）/mm12.5基本尺寸（B1）/mm22基本尺寸（E1）/mm15基本尺寸（C）/mm0.5参考尺寸（R1）/mm7参考尺寸（R2）/mm5参考尺寸（R3）/mm1.5参考尺寸（R4）/mm2.0参考尺寸（M）/mm4参考尺寸（N）/mm0参考尺寸（S）/mm63.2.5 钢丝绳与滑轮的摩擦力的计算：铸铁滑轮与钢丝绳的摩擦系数为=0.100.15，单位线长度的许用压力为，假定预紧力为1000N，f=0.1，。最大有效拉力；预紧力； 自然对数的底（e=2.718）； 带与带轮间的摩擦系数；带在带轮上的包角，rad 。由上式可知增大预紧力、包角a和摩擦系数f都可以提高带的传动能力，但是预紧力不能过大，否则会加倍带的磨损导致带过快的松弛，缩短带的寿命。最大有效拉力完全满足使用要求，故确定的预紧力初定为1000N。无级绳允许的最大的正压力为：，故全满足设计要求；表3-43.3滑道的强度校核滑道的作用主要是起承载杆力和倒向作用。正常情况下，角钢、轴承对其的摩擦力和倒向力产生的力是很微小的，现在为了方便计算先忽略不计。在有人挤压横杆时，这时横杆对滑道产生的压力，这个压力可以对外滑道造成一些较大的影响。滑道的材料选择许用应力为的碳钢，由于碳钢的抗拉、抗压强度相等的材料，只要只要绝对值大于正应力不超过许用应力即可。由以上的计算可知，人对杆的推力可以达到1kN，若把忽略的微小因素假定为1kN，那么横杆对滑道的推力为。为了方便计算此滑道可以简单的看作一个受均布力作用的简支梁，均布力为，可以看出在该梁的中心的弯矩最大，故将均布力集中在C点进行计算，集中力为滑道的受力图：故支反力为 在截面C左侧的外力有和均布力q，且在截面C上引起的剪力是正的。故截面C上的剪力为在跨度中点截面C左侧的外力有集中力和一部分均布载荷，引起的弯矩为正，且数值为。截面C左侧的一部分均布载荷引起的弯矩为负，数值为。故截面C上的弯矩为：滑道的力矩图为：型钢的截面抗弯截面系数：H=80mm、h=50mm、B=40mm、b=22mm；于是有 通过对滑道的强度进行计算，滑道的强度完全符合设计要求。3.4 受轴向载荷紧螺栓连接（静载荷）强度校核与设计滑道与罐笼的固定连接，是由六个螺栓进行连接，那么这六个螺栓承受着全部的水平方向的拉力和垂直方向的剪切应力，因此要对螺栓的轴向的抗拉强度和剪切应力进行校核计算。选择型螺栓d=M30、公称长度l=85、性能等级为8.8级、表面氧化、A级的六角头螺栓：，残余预紧力系数K = 1.6相对刚度、 = 0.25强度校核计算公式： 由上式得螺栓设计计算公式：许用应力计算公式：总载荷计算公式：预紧力计算公式： 残余预紧力计算公式：式中：轴向载荷，N；螺栓所受轴向总载荷，N；残余预紧力，N；螺栓小径，mm，查表获得；残余预紧力系数，可按表1选取；相对刚度，可按表2选取。螺栓屈服强度，MPa，由螺纹连接机械性能等级决定；安全系数，查表3.7。表3-5受轴向力紧螺栓所须残余预紧力系数K工作情况一般连接变载荷冲击压力容器或重要连接K0.20.60.61.01.01.51.51.8表3-6螺栓连接的相对刚度垫片材料金属（或无垫片）皮革铜皮石棉橡胶0.20.30.70.80.9表3-7预紧螺栓连接的安全系数材料种类静载荷动载荷M6M16M16M30M30M60M6M16M16M30M30M60碳钢433221.3106.56.56.510合金钢5442.52.57.55567.5通过对螺栓的校合计算，螺栓的强度完全满足要求。3.5 电动机的选择假定:提升的罐帘门的质量为；滚轮直径为；帘门开关时候所消耗的其他质量为；提升的总质量为；提升余量；提升罐帘门的速度为 ；提升的总质量为；转化为重量为；转化为扭矩为；电动机的转速为；初选Z2-11型直流电动机；整个提升帘门所消耗的总功率为；提升整个帘门系统所需要的扭矩为；初选蜗轮蜗杆减速器的传动比为；选择电动机的型号为: Z2-11表3-8 电动机主要参数项 目参 数额定功率/kW0.4额定电压/V110额定电流/A5额定转速/(r/min)1500励磁电压/V110励磁方式并励磁电流/A0.347电动机的减速增扭采用蜗轮蜗杆传动，下面对蜗轮蜗杆减速器进行选型计算。因为电动机直接输出的扭矩和转速不适合提升罐帘门，所以选择一种减速器，将其输出扭矩增大并降电动机的转速，使其适应帘门提升系统的运动状态。4 蜗轮蜗杆减速器进行选型计算4.1减速器总体设计4.1.1减速器概述减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。4.1.2减速器设计减速器的种类很多，根据传动类型分为齿轮减速器、蜗杆减速器、齿轮-蜗杆减速器及行星齿轮减速器；根据齿轮类型分为圆柱齿轮减速器、锥齿轮减速器、好锥-圆柱齿轮减速器；根据传动的级数分为单级减速器和多级减速器；根据传动布置形式分为展开式减速器、分流式减速器和同轴式减速器。本次设计采用的是蜗轮-蜗杆减速器，蜗轮传动布置在低速级，采用蜗杆传动，一级传动。4.2阿基米德蜗杆蜗轮蜗杆的设计计算（参考机械设计）4.2.1蜗杆传动概述蜗杆传动的类型：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥蜗杆传动。圆柱蜗杆传动的类型：普通圆柱蜗杆传动、圆弧圆柱蜗杆传动。普通圆柱蜗杆传动分为阿基米德蜗杆（ZA蜗杆）、法向直廓蜗杆（ZN蜗杆）和渐开线蜗杆（ZI蜗杆）。各蜗杆传动的特点及应用：阿基米德蜗杆：端面齿廓为阿基米德螺旋线，轴向齿廓为直线。加工时，车刀切削平面通过蜗杆轴线。一般用于低速、轻载或不重要的传动。法向直廓蜗杆：端面齿廓为渐开线。加工时，车刀刀刃平面与基圆相切，可在专用机床上磨削，易保证加工精度。一般用于蜗杆头数较多、转速效高且精度要求较高的传动。渐开线蜗杆：端面齿廓为延伸渐开线，法面齿廓为直线。可用砂轮磨削，常用于多头、精密的传动。圆弧圆柱蜗杆传动：蜗杆齿廓为内凹弧形，蜗轮齿廓为凸弧形。其综合曲率半径较大，承载能力高， 较普通圆柱蜗杆传动高。广泛应用于冶金、矿山、化工、建筑、起重等机械设备中。环面蜗杆传动:同时啮合的齿对数多,由于齿的接触线与相对运动方向处处几乎垂直,齿面间形成动压油膜条件好,承载能力高于普通圆柱蜗杆传动约倍.制造和安装较复杂,对精度要求高。锥蜗杆传动：同时啮合的齿对数多，重合度大。传动比大，一般为。承载能力和效率较高。侧隙可调整，机构紧凑。制造安装简单方便。但传动具有非对称性，正反转受力、承载能力和效率均不相同。4.2.2蜗杆传动的失效形式蜗杆传动的主要参数有：模数、压力角、蜗杆头数、蜗轮齿数、蜗杆直径系数、蜗杆分度圆柱导程角、传动比、中心距和蜗轮变位系数等。蜗杆传动的失效形式与齿轮一样，也会出现齿面点蚀、胶合、磨损和齿根折断等。蜗杆传动齿面之间的相对滑动速度大，发热量高，更容易发生磨损和胶合。尤其是当重载、高转速且润滑不良时，胶合将是蜗杆传动的主要失效形式。由于蜗杆轮齿材料的强度要高于蜗轮轮齿材料的强度，而且蜗杆轮齿是连续的螺旋，蜗杆传动的失效只发生在蜗轮轮齿上。蜗杆的主要失效形式是刚度不足。蜗杆传动承载能力的计算：接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，在此基础上适当考虑胶合和磨损因素的影响，故其强度计算是条件性的。蜗杆传动的设计准则：蜗杆传动的承载能力主要取决于蜗轮轮齿的承载能力。闭式传动中，通常是按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。开式传动中，只需保证齿根弯曲疲劳强度，考虑到磨料磨损严重，将计算所得模数加大10%15%左右。此外，闭式蜗杆传动，由于散热较为困难，还应作热平衡校核。4.2.3蜗杆传动的材料选定蜗杆一般是用碳钢或合金钢制成，对于高速重载蜗杆传动，常用20Cr、20 CrMnTi、12CrNi3A等，表面经渗碳淬火硬度达HRC5662，淬火后需磨削；对中速中载蜗杆传动，常用45、40Cr、35SiMn等，表面淬火至HRC4555，再磨削；对一般用途的蜗杆传动可用45号钢调质处理，硬度为HRC220250,；对低速不重要的蜗杆传动，蜗杆可不经热处理，或采用铸铁。蜗轮齿圈材料常用铸锡青铜、铸铝青铜及铸铁等。对于滑动速度为1525m/s的较高速、且重要的蜗杆传动、蜗轮齿圈材料可采用铸锡青铜，常用ZcuSn10Pbl等，其耐磨性、减摩性、抗胶合能力及切削性能均好，但价格较贵、强度较低；对于滑动速度为610m/s的传动，可用铸铝青铜，常用ZcuAl10Fe3等，其强度较高、价格低廉，但抗胶合能力差；对于滑动速度小于2m/s的低速传动，可用灰铸铁，如HT150、HT200等。蜗杆：参见7.3.1 选用45号钢表面淬火，便面硬度HRC=4550。蜗轮：参见表7.6 选用ZCuSn10Pl蜗轮许用接触应力由式7-9蜗轮的许用接触应力由表7.6查得应力循环次数N, 接触强度的寿命系数 则蜗轮许用接触应力蜗轮的许用弯曲应力 由式7-12 蜗轮的基本许用弯曲应力，由表7.6查得弯曲强度的寿命系数 则蜗轮许用弯曲应力4.2.4确定传动比蜗轮蜗杆传动比：i=15.5 4.2.5传动装置运动参数的计算双头蜗杆效率，取0.8联轴器效率，取0.98；滚动轴承效率，取0.99；滑轮组的效率，取0.89；从减速器的高速轴开始各轴命名为轴（蜗杆）、轴（蜗轮轴）。第轴：第轴：n2= 2）各轴功率计算：电机输出功率为p=0.4kw第轴：第轴： 3)各轴扭距计算第轴：第轴：轴 号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭矩T(Nm)传动比i效率轴15000.392.48315.50.98轴95.50.3434表4.1 各轴参数表4.2.6蜗杆传动的结构蜗杆直径小，通常与轴做成一个整体，称为蜗杆轴，蜗杆轮齿部分可用车制和铣制两种方法加工，车削的轮齿部份要有退刀槽，因而削弱了蜗杆轴的刚度。铣削出的蜗杆，在轴上直接铣出螺旋部分，无退刀槽，因而蜗杆轴的刚度好；当蜗杆的直径过大，或蜗杆与轴采用不同的材料时，可将蜗杆做成套筒套装在轴上。图4.1 蜗杆结构图蜗轮直径较大，为节约贵重的有色金属，通常蜗轮做成装配式，常见的蜗轮结构形式有以下几种： 1）拼铸式：将青铜齿圈铸造在铸铁轮芯上，然后切齿。 2）压配式：这种结构由青铜齿圈及铸铁轮芯所组成，齿圈与轮芯常采用过盈配合或，加热齿圈或加压装配。蜗轮圆周力靠配合面摩擦力传递。为可靠起见，沿配合面装置48个螺钉。图4.2 蜗轮结构图3）螺栓联接式：青铜齿圈与铸铁轮芯可采用过渡配合或间隙配合，如或。用普通螺栓或铰制孔用螺栓联接，蜗轮圆周力由螺栓传递。螺栓联接式蜗轮拆卸方便，多用于大尺寸或易于磨损的蜗轮。只有铸铁蜗轮，铝合金蜗轮以及直径小于100mm的青铜蜗轮，才采用整体式 。此次设计采用的是压配式装配。4.2.7蜗杆传动的主要参数和几何尺寸计算1)齿面接触疲劳强度设计计算蜗杆与蜗轮啮合处的齿面接触情况与齿轮传动相似，其公式应用赫兹公式，并考虑蜗杆和蜗轮齿廓的特点，可得蜗轮齿面接触疲劳强度的校核和设计条件为：蜗杆头数蜗轮头数 蜗轮转矩 估取效率 蜗轮转速 则 蜗轮转矩载荷系数 使用系数 查表7.8动载荷系数：估取，取载荷分布不均匀系数，载荷平稳，取则，载荷系数：弹性系数故查表7.3得：模数，蜗杆分度圆直径：， 蜗轮分度圆直径：蜗轮圆周速度：2）齿根弯曲疲劳强度校核计算由于蜗轮轮齿的齿形比较复杂，要精确计算较为困难。所以通常是把蜗轮近似当作斜齿圆柱齿轮来考虑，则蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核和设计公式为：蜗轮齿形系数，查表7.9得故故弯曲强度足够。3）热平衡计算闭式蜗杆传动，若散热不良，会使润滑油油温上升过高而使润滑油粘度下降，使润滑条件恶化导致齿面粘合。所以对于连续工作的闭式蜗杆传动，应进行热平衡计算，以保证单位时间内的发热量能在同一时间内散发出去，使油温保持在一个规定的范围内。由式7-15可得蜗杆传动所需的散热面积A 传动效率啮合效率 当量摩擦角 由式7-14 滑动速度由查表7.10得则取轴承效率（滚动轴承）搅油效率则散热系数 按通风良好，取油的工作温度周围空气温度故若热平衡条件不能满足时，必须采取措施，以提高散热能力。通常采取：（1）在箱体外增加散热片以增加散热面积；（2）在蜗杆轴端加装风扇，以加速空气的流通；（3）在箱体油池中增加循环冷却管路；（4）采用压力喷油循环润滑，循环油田冷却器冷却。4）其他主要尺寸由表7.4、表7.5蜗杆顶圆直径：蜗杆根圆直径：蜗杆螺纹部分长度：蜗杆喉圆直径：蜗轮根圆直径：蜗轮外圆直径：蜗轮宽度：表4.2 蜗轮蜗杆传动的主要尺寸名称蜗杆蜗轮中心距分度圆直径蜗杆轴面齿距齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径蜗轮喉圆直径蜗杆螺旋长度蜗轮轮缘宽度4.3蜗杆传动的润滑为避免或减少轮齿胶合和磨损，常采用粘度大的矿物油进行润滑，并在润滑油中常加入各种添加剂。对于闭式蜗杆传动，常用的润滑方法与滑动速度有关；在采用油池润滑的蜗杆传动中蜗杆最好下置，形成下置式蜗杆传动。下置的蜗杆不宜浸油过深，浸油深度应为蜗杆的一个螺旋齿高。当蜗杆线速度时，为减小搅油损失，常将蜗杆置于蜗轮之上，形成上置式蜗杆传动，由蜗轮带油润滑，此时蜗轮的浸油深度可取蜗轮半径的1613。当滑动速度必须采用喷油润滑。为增强冷却效果，喷油嘴应放在啮出齿侧，双向转动的应布置在双侧。对于开式蜗杆传动，则采用粘度较高的润滑油或润滑脂。4.4 蜗杆轴的设计计算1）计算轴上的作用力其中：, ,蜗杆分度圆直径蜗轮分度圆直径在传动过程中，蜗杆齿面上所受的的力可以分解为3个相互垂直的分力：圆周力、径向力、轴向力。蜗杆圆周力： 蜗杆轴向力: 蜗轮圆周力：蜗轮轴向力: 径向力：2）初步估算轴的直径蜗杆的材料为40Cr。由式计算轴的最小直径，由于轴跨度很长且要要考虑轴上键槽的影响使轴加大60%来确保安全；查表：取A=100 则取轴的最小直径为。3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，左边靠挡油环定位，右边靠轴承盖。左轴承从轴的左端装入，左边靠轴承盖定位，右边靠挡油环定位。由于齿轮直径小，故做成齿轮轴，齿轮轴段的长度取。右边半联轴器靠轴肩定位。采用调心滚子轴承和弹性柱销联轴器。图4.3 蜗杆轴结构图（2）确定各轴段直径和长度段 根据，并且与电动机输出轴的直径相配合来选择联轴器并确定轴段的轴颈。公称转矩。Y型轴孔长度，J、Z型轴孔长度。轴的长度比毂孔长度少短一点为。由轴径根据选择键。尺寸为，。段 考虑到轴承端盖的大小和厚度，以及端盖的装拆，所以段轴的长度为，此段要定位联轴器，所以轴的直径要大于，故取。段 此段上装有深沟球轴承,考虑到轴承的便于装拆以及轴承端盖对轴承的定位，取要大于，且要符合标准轴承内径，故取。查暂选轴承的型号为6012，其宽度,基本额定载荷，。轴承润滑方式选择脂润滑。考虑到轴承的定位和挡环的宽度，取。段 便于拆卸轴承内圈且要定位轴承，。取轴肩。段 根据蜗轮的分度圆直径以及蜗杆的齿轮长度暂定。便于蜗杆的加工要小于圆弧面齿轮的分度圆直径。故取。段 根据蜗轮蜗杆啮合传动取蜗杆，段 此段与段考虑的相似，查暂选轴承的型号为22212，其宽度,基本额定载荷，。轴承润滑方式选择脂润滑。轴的长度等于轴承的宽度，所以，。轴承的右端采用圆螺母对轴承进行轴向定位，选用的圆螺母的螺纹规格。段 该段轴的直径，用圆螺母进行轴向定位。3）确定轴承作用力的位置如图所示，先确定轴承支点的位置，查7014C轴承，起支点,因此轴的支承点到齿轮载荷作用点距离，。图4.4 轴的结构布置图4）绘制轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承反力H水平面：由图4.5(b)求轴承反力由得：解得：由解得：V垂直面：由图4.5（c）求轴承反力由得：解得由：解得（2）求齿宽中点处弯矩 H水平面 V垂直面合成弯矩M图4.5（d）扭矩 图4.5（e）轴的弯矩图和扭矩图如下面所示：图4.5 轴的计算简图5）按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数=0.6,则齿宽中点处当量弯矩 图4.5（f）轴的材料为45钢,调质处理，硬度HBS217255，查得抗拉强度，屈服强度，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限。轴的御用弯曲应力轴的计算应力为：所以，该轴满足强度要求。6）确定危险截面：根据载荷较大及截面较小的原则，选取六轴左截面为危险截面（1） 计算危险截面应力：截面右侧弯矩： 截面上的扭矩： 抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上的弯曲应力：截面上的扭转剪应力：弯曲应力幅：弯曲平均应力：0扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即：（2）确定影响系数：轴的材料为40Cr，调质处理。查表得弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限。截面圆角处的有效应力集中系数、根据 ，查机械设计表8-9可得：尺寸系数、，根据轴的截面查图8-12的得，表面质量系数、 根据和表面加工方法为精车，查图8-2，得材料弯曲、扭转的特性系数 、 取：= 0.1= 0.5，= 0.05由上面参数可得：其中：查表得许用安全系数值为1.8，查得该轴安全，校核通过。4.5蜗轮轴系设计（1）蜗轮轴系结构设计： 轴段用于与自动罐笼门主动滑轮联结，根据要求选取轴径mm，长度50mm。选用型平键。轴段制出定位轴肩，取轴肩高度mm，根据轴承端盖的结构和端盖的装拆要求，选取轴段的长度mm。轴段用于安装滚动轴承，考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆锥滚子轴承。取轴段直径mm，选用30211型圆锥滚子轴承，尺寸，轴承的左端采用J型无骨架密封圈进行轴向定位，综合考虑轴承宽度与各种因素，确定轴段的长度mm。轴段上安装蜗轮，其直径为蜗轮的内径mm。轴段与蜗轮采用型平键联接，键的型号为，键的工作长度mm，轴段的长度mm。轴段是一段过渡轴，其选取直径mm，长度mm。轴段用于安装滚动轴承，考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆锥滚子轴承。取轴段直径mm，选用30211型圆锥滚子轴承，尺寸，轴承的左端采用轴套进行轴向定位。（2）蜗轮轴系强度的设计:以下是蜗轮轴受力简图：图4.6求蜗轮轴上的转矩 Nmm求作用在蜗轮上的力蜗轮的分度圆直径为 mm圆周力、径向力、轴向力的大小如下，方向如图4-3所示。 N N N已知： mm mm mm Nmm N N N求解： ， ， ， ， ， ， 解得：支反力 N， N， N， N， N，弯矩和： 水平面 Nmm 垂直面 Nmm Nmm合成弯矩： Nmm Nmm扭矩： Nmm当量弯矩： Nmm式中： 弯矩和扭矩，Nmm，计算心轴时，取。考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。转轴的弯曲应力一般为对称循环变应力，而扭转剪应力常常不是对称循环变应力。对于单向转动的轴，考虑起动、停车及运转不均匀性的影响，通常将剪应力视为脉动循环变应力；对于双向转动的轴则将剪应力视为对称循环变应力。当剪应力为静应力、脉动循环变应力和对称循环变应力时，分别。根据蜗杆轴的工作情况可以确定。 Nmm Nmm 根据上面的计算作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。如下图所示： （3）蜗轮轴强度校核：从轴当量弯矩图中可看出，截面的当量弯矩最大，是轴最危险截面。其当量弯矩为 Nmm。校核轴的强度：轴的材料为45钢，调质处理。由表4-1，查得N/mm，则，即 N/mm，取 N/mm。轴的计算应力为： N/mm根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 4.6键的选择及强度校核键联接就是用键把轴和轴上零件连接起来的一种结构形式。由于这种联接具有结构接单，工作可靠，装拆方便等优点，因此广泛使用。键分为平键、半圆键和斜键。平键分为普通平键、导向平键和滑键。斜键分为普通斜键、沟头斜键和切向键。普通平键用于静联接，A型键在键槽中的固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较大；B型键在键槽中的定位性较圆形键差，常用紧定螺钉辅助紧固；C型键主要用于轴端。导向平键用于动联接，实现轴上零件的轴向移动。滑键用于动联接，它与导向平键的区别在于滑键固定在毂上随毂一同沿轴向键槽移动。半圆键：键能在键槽中绕几何中心摆动以适应毂槽底面。轴上的键槽较深，对轴的强度影响较大。普通斜键联接结构简单，轴向固定不需附加零件。切向键装配时应使两斜键斜面相互贴合并楔紧在轴毂之间。传递双向转矩须用两队切向键分不成1200-1300平键联接的失效形式有：静联接时，键、轴槽和轮毂槽中较弱零件的工作面可能被压溃；动联接时，工作面出现过度磨损；键被剪断。与普通平键联接相比，花键联接主要优点有：齿对称布置，齿的工作面积大，压力分布较均匀；花键联接的齿槽较浅，齿根应力集中小，对轴和轮毂的强度削弱较小；定心精度高，动联接时导向较好；可利用铣、滚、磨等方法制造，能提高联接的精度和质量。但花键轴及轮毂槽加工需要专门的设备和工具，制造成本较高。花键联接的类型及特点：矩形花键联接:有轻、中两个系列，分别用于轻载、中载场合。新标准规定定心方式为内径定向。制造时，轴和轮毂上的结合面都要经过磨削，键热处理后的表面硬度应高于40HRC。渐开线花键联接：根部强度高，应力集中小，由作用在齿面上的压力自动平衡定心。制造加工工艺和齿轮制造加工完全相同，制造精度较高，拉削工艺成本高。4.7轴承的选择及强度校核轴承用于支撑轴和轴上零件准确地绕固定轴转动，其性能直接影响极其的运转质量和寿命。根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。由于滑动轴承本身一些独特的特点，它广泛应用于内燃机、轧钢机、大型电机及仪表、雷达、天文望远镜等方面。滑动轴承的类型：按载荷方向分为径向轴承、止推轴承、径向止推轴承；按摩擦状态分为液体摩擦轴承、非液体摩擦轴承、干摩擦轴承。滚动轴承室现代机器中广泛应用的部件之一，常用的滚动轴承大多已经标准化，并由专业工厂大量制造。设计中主要解决轴承的正确选用问题。滚动轴承的类型：按轴承所能承受的外载荷不同，滚动轴承可分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类；按滚动体的形状可分为球轴承和滚子轴承；按自动调心性能，轴承可分为调心轴承和非调心轴承。常用的滚动轴承有：调心球轴承、调心滚子轴承、圆锥滚子轴承、推力球轴承、深沟球轴承、角接触球轴承、推力圆柱滚子轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承等。滑动轴承常用的材料轴瓦和轴承衬的材料统称为轴承材料，对其基本要求是：有足够的抗压强度和疲劳强度；有良好的减摩性、耐磨性、抗胶合性、跑合性、嵌入型和顺应性；有良好的导热性、润滑性和耐腐蚀性；有良好的工艺性。常用的轴瓦材料有金属材料（如轴承合金、铜合金、铝合金和减摩铸铁等）、粉末冶金材料（如含油轴承）和非金属材料（如塑料、橡胶、硬木和石墨）等三大类。滚动轴承的基本结构由内圈、外圈、滚动体和保持架等四部分组成。内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座中，也有只用内圈或外圈或内、外圈都不用的。通常是内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可以用外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。常用的滚动体有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子河螺旋滚子。轴承的内、外圈和滚动体，一般都是用强度高、耐磨性好的轴承铬钢制造的，常用牌号有GCr15,GCr15SiMn等，热处理后，硬度一般不低于60HRC。保持架有冲压的和实体的两种，冲压保持架一般用低碳钢板冲压制成，实体保持架常用铜合金、塑料经加工制成。滚动轴承常见的失效形式有：疲劳点蚀、塑性变形、磨损、裂纹和断裂。对于中苏运转的轴承，其主要失效形式是疲劳点蚀、应按疲劳寿命进行校核计算。对于高速轴承，由于发热大，常产生过度磨损和烧伤，为避免轴承产生失效，除保证轴承具有足够的疲劳寿命之外，还应限制其转速不超过极限值。对于不转动或转速极低的轴承，其主要的失效形式是产生过大的塑性变形，应进行静强度的校核计算。4.8蜗杆轴上轴承的选择及强度校核左轴承：查机械零件设计手册查暂选轴承的型号为6012，轴承基本参数为，,；基本额定载荷为,;极限转速为右轴承：查机械零件设计手册查暂选轴承的型号为22212，轴承基本参数为，,；基本额定载荷为,; 极限转速为轴承受力分析如下图所示图4.7轴承受力分析图1）计算轴上的作用力其中：, ,蜗杆分度圆直径蜗轮分度圆直径在传动过程中，蜗杆齿面上所受的的力可以分解为3个相互垂直的分力：圆周力、径向力、轴向力。蜗杆圆周力： 蜗杆轴向力: 蜗轮圆周力：蜗轮轴向力: 径向力：2）计算轴承反力（1）水平支反力由图4.7（b）求轴承反力由得：解得：由解得：（2）垂直支反力由图4.7（c）求轴承反力由得：解得：由解得：（3）合成支反力3）计算轴承派生轴向力由机械设计表10-7查轴承派生轴向力:4）计算轴承所受的轴向载荷因 5）计算轴承所受的当量载荷轴承工作时有中等冲击，查机械设计表10-6得载荷系数因相对轴向载荷查机械设计表10.5 得：故 因相对轴向载荷查机械设计表10.5 得：故6）计算轴承寿命因,故应按计算。由机械设计表10-3 取温度系数所以应该使用一年半更换一次轴承4.9 蜗轮轴上轴承的选择及强度校核左轴承：查机械零件设计手册查暂选轴承的型号为32216，轴承基本参数为：,；基本额定载荷为：,；极限转速为：；计算系数：,。右轴承：查机械零件设计手册查暂选轴承的型号为32024，轴承基本参数为：,；基本额定载荷为：,；极限转速为：；计算系数：,。轴承受力分析如下图所示图4.8轴承受力分析图1）计算轴承反力（1）水平支反力由图4.8 (b)求轴承反力由得：解得：由得：解得：（2）垂直支反力由图4.8（c）求轴承反力由得：解得解得（3）合成支反力2）计算轴承派生轴向力由机械设计表10-7查轴承派生轴向力3）计算轴承所受的轴向载荷因 4）计算轴承所受的当量载荷轴承工作时有中等冲击，查机械设计表10-6得载荷系数因查机械设计表10.5 得：故 因查机械设计表10.5 得：故5）计算轴承寿命因,故应按计算。由机械设