GX型螺旋输送机毕业论文.doc

3 GX型螺旋输送机毕业论文型螺旋输送机毕业论文 目录目录 摘要摘要 1 ABSTRACTABSTRACT 2 目录目录 3 第一章第一章 螺旋输送机简介螺旋输送机简介 5 1 1 关于本次毕业设计 5 1 1 1 毕业设计的目的 5 1 1 2 毕业设计的任务 5 1 2 螺旋输送机产品概述 5 1 3 螺旋输送机的应用范围 6 1 4 螺旋输送机主要特点 6 1 5 螺旋输送机工作原理 6 1 6 螺旋输送机整机布置形式 7 1 7 螺旋输送机的发展历史及趋势 8 1 7 1 螺旋输送机的发展历史 8 第二章第二章 螺旋输送机的设计螺旋输送机的设计 10 2 1总体方案设计 10 2 1 1传动布置方案 10 2 1 2设备的工作要求 10 2 2螺旋输送机总体结构设计 10 2 3 螺旋输送机机体的设计 11 2 3 1输送机的螺旋直径和螺旋轴的转速 11 2 3 2 螺旋输送机的功率计算和驱动装置的型号选择 12 螺旋叶片的表面展开尺寸 13 2 3 4 螺旋输送机的长度和标准螺旋节的长度 14 2 4 驱动端装置的设计 14 2 4 1 驱动端轴的最小直径的确定 14 2 4 2 驱动轴的结构设计 15 2 5 中间轴承装置 16 2 6 尾端装置的设计 18 2 6 1计算轴的最小直径 18 2 6 2 尾端轴的结构设计 18 2 7 驱动装置和尾端装置轴的校核 19 2 7 1 驱动装置的受力分析 19 2 7 2 前端轴的校核 20 2 7 3 尾端轴的校核 21 第三章第三章 减速器的设计减速器的设计 22 3 1 蜗轮蜗杆减速器的运动和动力参数 22 3 2 减速器的蜗杆设计 22 3 2 1 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸 22 3 2 2 校核齿根弯曲疲劳强度 23 3 3 求蜗轮轴上的载荷 25 3 3 1按弯扭合成应力校核轴的强度 27 3 3 2精确校核轴的疲劳强度 28 3 4 蜗杆轴的设计 31 3 4 1 初步确定轴的最小直径 31 3 4 2蜗杆轴的结构设计 31 3 5 减速器箱体及附件的设计 32 3 5 1 箱体的基本结构设计 32 3 5 2 箱体各部分的尺寸 33 第四章第四章 轴承校核轴承校核 35 4 1蜗杆轴滚动轴承计算 35 第五章第五章 键的校核键的校核 37 5 1 蜗杆轴端和联轴器的联结的键 37 5 2 涡轮与轴联结的键 37 5 3 涡轮轴轴端和联轴器联结的键 37 第第6 6章章 润滑和密封的设计润滑和密封的设计 39 6 1 润滑 39 6 2 密封 39 6 2 1 轴伸出处的密封 39 6 2 2 轴承内侧的密封 39 6 3 附件的设计 40 6 3 1 窥视孔盖和窥视孔 40 6 3 2 排油孔 放油油塞 通气器 油标 40 总结总结 41 参考文献参考文献 42 致谢致谢 43 第一章第一章 螺旋输送机简介螺旋输送机简介 1 11 1 关于本次毕业设计关于本次毕业设计 1 1 1 毕业设计的目的 通过本次毕业设计 我们能够达到一些目的 1 培养我们综合运用和巩固扩展所学知识 提高理论联系实际的能力 2 培养我们搜集 阅读 分析和运用各种资料 手册等科技文献的能 力 3 使我们更加熟练的运用AUTOCAD Word等计算机办公软件 提高计算 机辅助设计的能力 4 训练和提高机械设计的基本理论和技能 5 培养独立思考 独立工作的能力 1 1 2 毕业设计的任务 1 设计条件 运输物料为干燥煤粉 密度 3 850mKg 运输量为 hT 12 运输长度为 m12 2 设计内容 a 设计方案的选择与计算 b 总体结构的设计 成套图纸及说明书 3 设计关键 a 仔细分析联系输送机的工作原理 b 根据输送要求选择合适类型的类型输送机 c 保证设计的类型输送机能够满足工作要求 1 21 2 螺旋输送机产品概述螺旋输送机产品概述 螺旋输送机俗称绞龙 GX型系列螺旋输送机是一种利用螺旋叶片的旋转 推 动物料沿着料槽运送的输送设备 在建筑工地 储粮仓库 制造车间等 并在倾 角 20 的情况下 输送粉状 颗粒状和小块物料 使螺旋输送机对提高生产工作效率 得到了很大体现 本次设计旨在对螺旋输送机进行创新设计 进一步提高它的实 用性 GX型螺旋输送机是按照JB T679 95 螺旋输送机 标准设计制造 GX型螺旋输送机的螺旋直径有mmmm600 150 共有7种规格 在物料温度小于200 工作环境温度在 20 至 50 之间时 输送长度可达50 个别情况可达70 螺旋机驱动端轴承mm 尾部轴承置于料槽壳体外部减少了灰尘对轴承的影响 提高了螺旋机关键件的 适用寿命 中间吊挂轴承采用滑动轴承 并设防尘密封装置 密封件用尼龙或塑 料 因而密封性能好 耐磨性强 阻力小 寿命长 滑动轴承的轴瓦有粉末冶金 尼龙和巴氏合金 可根据不同需要选用 进出料口的灵活布置使其适应性更强 得到用户认可 1 31 3 螺旋输送机的应用范围螺旋输送机的应用范围 GX型螺旋输送机广泛应用在各种工业部门 如建材 冶金 化工 电力 煤 炭 轻工 粮食及食品行业 适用于水平或者20 倾角的 如水泥 煤粉 粮食 化肥 灰渣 砂子 焦炭等 GX型螺旋机对输送物料的要求 物料温度不得超过200 螺旋机不宜输送 易变质的 粘性大的 易结块的物料 因为这些物料在输送时会粘结在一起 并 随之旋转而不向前移动 或者在吊轴承处物料积塞而使机器不能正常工作 因此 对于输送距离短 输送量不大 五磨琢性或磨琢性小 五粘结性或粘接性小 不 怕破碎而又要求密闭输送的粉状和小块状的物料 采用螺旋输送机是很适宜的 1 41 4 螺旋输送机主要特点螺旋输送机主要特点 1 结构简单 造价便宜 2 维修容易 操作安全 3 外形尺寸矮小 布置紧凑 便于多点装料与卸料 4 槽体密闭 物料损耗少 5 可输送较高温度的物料 1 51 5 螺旋输送机工作原理螺旋输送机工作原理 物料从进料口加入 装螺旋轴转动时 物料受到螺旋叶片法向推力作用 该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力 有可能带着物料绕轴转动 但由于物 料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故 才不与螺旋叶片一起旋转 而在叶 片法向推力的轴向分力的作用下 沿着料槽轴向前移动 1 61 6 螺旋输送机整机布置形式螺旋输送机整机布置形式 一台螺旋输送机通常由驱动装置 头节 若干标准中间节 选配中间节 尾节 进料口 出料口等组成 除头节和选配中间节外 各节螺旋机及机壳均有互换性 螺旋机本体由头节 中间节 尾节三种组成 一般情况下 出厂总装时将中 间节按长度长短依次排列 最长的中间节靠近头节 相同的中间节挨在一起 在头节内装有止推轴承承受轴向力 在中间节装有中间吊挂轴承支承螺旋轴 螺旋面的形式有实体螺旋和带式螺旋两种 各螺旋轴之间采制法 S制法 D 用法兰式联接 保证了连接轴的互换性 便于维修 进料口是方形进料口 出料口有方形卸料口 手推式卸料口及齿条式卸料口 布置进出料口应注意保证料口至端部的距离 同时避免料口与吊轴承加油杯 机壳联接法兰 底座等相碰 驱动装置有由型电动机和型减速器组成 即双型 按其装配方式 2 JQJZQJJ 的不同 它分为右装和左装两种 图图1 11 1 螺旋输送机简图螺旋输送机简图 1 71 7 螺旋输送机的发展历史及趋势螺旋输送机的发展历史及趋势 1 7 1 螺旋输送机的发展历史 螺旋输送机的发展 分为有轴螺旋输送机和无轴螺旋输送机两种型式的发展 过程 有轴螺旋输送机由螺杆 U型料槽 盖板 进 出料口和驱动装置组成 一般还有水平式 倾斜式和垂直式三种 而无轴旋输送机则采用螺杆改为无轴螺 旋 并在U型槽内装置有可换衬体 结构简单 物料由进料口输入经螺旋推动后 由出料口输出 整个传输过程可在一个密封的槽中进行 一般来讲 我们平常所 指的螺旋输送机都指有轴型式的螺旋输送机 而对许多输送比较困难的物料 人 们一直在寻求一种可靠的输送方法 而无轴螺旋输送机则是一种较好的解决方法 GX型螺旋输送机是出现较早的一种螺旋输送机 也是我国最早定型生产的通 用性生产设备 它以输送粉状 粒状 小块状物料为主 不适宜输送易变质的 粘性的易结块的物料和大块的物料 因为这些物料容易粘在螺旋上而随之旋转 或在吊轴承处产生堵料现象 给物料输送过程带来很大的不便 GX型螺旋输送机 的优点主要是节能 降耗显著 其头部 尾部轴承移至壳体外 具有防尘密封性 好 噪声低 适应性强 操作维修方便 进 出料口位置布置灵活等 缺点是动 力消耗大 机件磨损快 物料在运输时粉碎严重 1 7 2螺旋输送机的发展趋势 纵观螺旋输送机的发展历程 可以预见未来的发展方向主要有以下几方面 1 大运量 高速度 长使用寿命 高速度即意味着高生产率 减少单位时间生产成本 磨 损是限制螺旋输送机寿命的主要原因 减少物料与螺旋之间的摩擦系数 增加螺 旋轴的耐磨性 改善物料的性能 可以较大程度提高输送机的使用寿命 2 低能源消耗及降低能量消耗 螺旋输送机的能源绝大部分都消耗在摩擦 损失上 因此降低能源消耗是研究和设计螺旋输送机急待解决的难题和发展方向 3 智能化发展 未来的螺旋输送机应与电脑密切联系 适合程序控制 智 能操作 物料的装卸 机器安装与维护都应能实现智能化管理 4 空间可弯曲输送 为了克服水平和垂直螺旋输送机由于构造上的限制而 只能直线输送物料的不足 近年来出现了可弯曲螺旋输送机 弹簧输送机等 另 外其他各种输送机也应为了实现空间 可弯曲输送研制新的机型 5 组合复合化输送 向着大型化发展 使用螺旋输送机 结合各种连续输 送机械 来完成复杂的物料输送 大型化包括大输送能力 单机长度和大输送倾 角等几个方面 6 扩大使用范围 目前 螺旋输送机的使用范围受到限制 要扩大其使用 范围 研究能在高温 低温条件下有腐蚀性 放射性 易燃性物质的环境中工作 的 以及能输送炽热 易爆 易结团 粘性物料的螺旋输送机 7 环保意识设计 减少污染 实现绿色设计的目标 传统的连续运输机械 是敞开状态下输送物料的 在输送粉状 颗粒状物料时 物料散落飞扬 严重影 响周围的环境 特别是在输送水泥 化肥 矿石 煤炭 谷物等粉末易飞扬物料 时尤显严重 为了解决这个问题 人们应当提前研制多种形式的环保型输送机 而螺旋输送机对于解决这个难题 无疑具有很大的优势和发展空间 10 第二章第二章 螺旋输送机的设计螺旋输送机的设计 2 12 1总体方案设计总体方案设计 2 1 1传动布置方案 电动机 联轴器 减速器 联轴器 螺旋输送机机 2 1 2设备的工作要求 载荷平稳 单向运转 每日工作一班 工作四年 允许螺旋输送机机主 轴转速误差小于5 车间有三相交流电源 2 22 2螺旋输送机总体结构设计螺旋输送机总体结构设计 常见的倾斜固定式螺旋输送机 其结构比较简单 主要由驱动装置 料槽 螺旋轴 驱动端轴承 中间吊挂轴承 尾部端轴承 进料口 卸料口等部分组成 如下图所示 图图2 1 螺旋输送机 倾斜螺旋输送机 倾斜10o 总体布置方式 总体布置方式 1 电动机 2 联轴器 3 蜗轮蜗杆减速器 4 联轴器 5 驱动端轴承 6 中间吊挂轴承 7 尾部端轴承 8 螺旋轴 9 进料口 10 卸料口 由于设计的螺旋输送机的长度为12米 为了制造 安装以及运输的方便 其槽 体和螺旋轴均采取分节制造 头节长2 5米 接着是2 5米 2米 2 5米长的中间节 尾节长2 5米 靠螺栓联接 并用中间轴承支承 同时 为了保证分节装配后输 送机的整体刚度 槽体的连接处和螺旋轴的连接处需分开一段距离 由于物料在 螺旋输送机中的运送完全是一种滑移运动 为了使螺旋轴处于较为有利的受拉状 态 设计时将驱动装置和出料口安装在输送机的同一端 把进料口放在尾部附近 2 32 3 螺旋输送机机体的设计螺旋输送机机体的设计 2 3 1输送机的螺旋直径和螺旋轴的转速 1 螺旋直径的确定 按公式 得螺旋直径5 2 C Q KD 式中 螺旋叶片直径 米 D 物料的输送量 吨 时 Q 物料的堆积比重 吨 米3 水平输送时物料在输送机内的填充系数 表示物料综合特性的经验系数 K 倾斜向上输送时输送量的校正系数 见表2 2 C 由表2 1 可以查得输送煤粉时 0 0415 0 4 0 6 75 K A 由表2 2 0 8 将原始数据 ChTQ 12 0 0415 0 21705 2 C Q KD 5 2 8 06 04 0 12 m 按表2 3将螺旋直径圆整为标准螺旋直径 0 25m D 2 螺旋轴转速的确定 a 按公式带入螺旋直径 得螺旋轴转数 D A n 150 D A n 25 0 75 min r 把带入公式 校核填充系数 nD nCsD Q 2 47 nCsD Q 2 47 0 2837 1506 08 025 0 8 025 0 47 12 2 此时 0 2837 0 35 0 45 所以降低螺旋机的转数为n 120r min 再次校核填充系数 0 354 nCsD Q 2 47 1206 08 025 08 025 0 47 12 2 6 0 35 0 45 所以螺旋机的转数确定为n 120r min b 螺旋叶片螺距 S 0 8D 0 8 250 200mm 输送机载荷的横断面面积 F 0 01391805 4 D C 2 4 25 0 14 3 8 03546 0 2 2 m 物料在输送时的运移速度 0 4m sv 60 ns 60 2 0120 故 所选螺旋轴叶片直径D 250mm 螺旋轴转速n 120r min 2 3 2 螺旋输送机的功率计算和驱动装置的型号选择 1 螺旋输送机的功率计算 螺旋轴克服阻力所需功率 N 0 H 367 0L w Q k 在公式中 N 螺旋轴所需之功率 千瓦 0 功率备用系数 k 生产率 吨 时 Q 物料总阻力系数 0 L 输送机水平投影长度 米 H 输送机垂直投影长度 米 功率备用系数 考虑在低生产率时螺旋自重对功率的影响较大 以及为了k 计入空转时的损失 一般取 1 2 1 4 k 此时螺旋输送机倾斜向上输送 取 式中 1 2 取 1 3 0 k 带入公式计算得 N 0 6914KW 0 oo 12sin10cos10122 1 367 12 3 1 按公式得驱动装置功率 0 7355KWN 0 N 94 0 6914 0 由于采用浮动联轴器将驱动装置与螺旋轴直接连接 在其轴上不存在有悬臂负荷 故只需校验转速比 0 0058 n N0 120 6914 0 由表2 6可知当 250时 0 060 由于0 0058 0 060 故是安全的 Dmm n N 2 驱动装置的型号选择 由 查 表1 KWN7355 0 min 120rn 13 得驱动装置为 右装的 功率为的型电动机和型的12125 JJKW10 1 2 JOJZQ 减速器构成 由 和选得的型号 从表2 min 120rn 12125 JJ 6中便可查得 驱动装置的电动机为 和减速器为421 2 JOmin 1500rn 总传动比ZJZQ1250 64 12 i 螺旋叶片的表面展开尺寸 由计算得知螺旋叶片的大圆直径 螺旋螺距mmD250 螺旋叶片内径为d 70mm 叶片宽度b D mmDS2002508 08 0 d 2 250 70 2 90mm 查相关参考书得出 D1 275mm S 200mm L 54mm L 19mm mmD250 4mm d 70mm 所以叶片宽度b D d 2 250 70 2 90mm 图图2 2 实体螺旋叶片展开图实体螺旋叶片展开图 螺旋叶片计算公式 代入相关数据得 222222 222 SD Sd Sd b r 52 14mm 222222 222 2007014 3 00225014 3 0020714 3 90 r 按公式 R b r 90 52 14 142 14mm 按公式 o ooo RR L 7 326 14 14214 3 08 810180SD180180 222 2 3 4 螺旋输送机的长度和标准螺旋节的长度 原始数据要求螺旋机全长为12米 根据 化工起重运输手册 螺旋输送机与斗 式提升机 表1 10 头节长2 5米 接着是2 5米 2米 2 5米长的中间节 尾节长2 5米 GX型螺 旋输送机的进料口是方形进料口 进料口下端直接焊牢在开孔的平盖板上 上端 的为带孔法兰 可与各种给料设备连接使用 2 42 4 驱动端装置的设计驱动端装置的设计 2 4 1 驱动端轴的最小直径的确定 1 求出轴上功率P 转速n和转矩T 有之前计算得 p 0 7355kw n 120r min T 9 55 106 9 55 1060 7355 120 58 53 103 n p mmN 2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢 调质处理 根据表15 3 机械设计 取A 112于是得 112 20 50mm min d n P A 3 0 3 120 7355 0 驱动端轴的最小直径 显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所 选联轴器的孔径与之相适应 故需同时选取联轴器型号联轴器的计算 转矩T K T 查 机械设计 表14 caA 1 考虑到转矩变化不大 故取K 1 5 则 A T K T 1 5 58 530 87 8N caA m 按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件 ca 选用十字轴式万向联轴器 2 4 2 驱动轴的结构设计 1 驱动轴如下图所示 图图2 3 驱动轴示意图驱动轴示意图 2 根据要求确定轴的各段直径和长度 查螺旋输送机资料表6 3 13得知 40mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L 85mm a d 3 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1段右端需制出一轴肩 故 取2段的直径 50mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 70mm 2 d a L 现取 68mm 由装备图可以知道 2段是来安放挡圈 根据端盖 1 L 挡圈尺寸及留余 取 73mm 2 L 轴的3段和5段都是安放轴承的 初步确定滚动轴承 因为轴承承受 径向力和轴向力的作用 故选用圆锥滚子轴 参照工作要求并根据 5 2 d 0mm 由于驱动轴主要承受轴向力和不大的径向力 故选择对开的圆锥 滚子轴承 查手册选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承3 0212 其尺寸为 故mmmmmmTDd75 2311060 mmdd60 53 而 右段滚动轴承采用轴肩定位 由手册查得30212型mmLL23 53 轴承的定位轴肩高度 取 mmh5 4 mmd69 4 mmL70 4 轴的6段为安装端盖处 根据设计的端盖宽度 取mmdd50 26 87mm 轴的7段没有轴肩定位问题 考虑到与螺旋轴内孔配合 内孔 6 L 还需要焊接一个套筒加强强度 故取 长度 mmd45 7 mmL100 7 4 轴上键槽和销孔的位置设计 驱动轴 半联轴器与螺旋轴的周向定位均采用了平键连接 按 查机械设计手则得平键截面 mmd40 1 mmmmmmLhb56812 驱动轴右端与螺旋轴采用方向相互垂直的销轴联接 销孔直径为 12 2 52 5 中间轴承装置中间轴承装置 中间轴承又称为吊挂轴承 因为它脱空悬置在槽顶的内壁板条或角钢上 由于它处于输送物料之中 一般都做称对开式滑动轴承 其轴承采用粉末冶金 巴氏合金 青铜 铸铁及其他的减磨材料 在个别情况下为了减少摩擦阻力 视需要也可以安装上滚动轴承 不过必须保证有可靠的密封 以防止微尘物 料进入轴承 所有的中间轴承都是用固定在平盖板上方的油杯注油润滑 在紧 靠轴承附近的平盖板上 开设有观察孔 以便于观察轴承和消除轴承处因物料 的堆积所引起的阻塞 GX型螺旋输送机的中间轴承装置 如图所示 它是用粉 末冶金材料作轴衬的一种对开式滑动轴承 且轴衬呈球面型 以利于自动调心 如下图所示为中间轴承装置 图图2 4 中间轴承示意图中间轴承示意图 而中间轴由 化工起重运输手册 螺旋输送机与斗式提升机 表1 37 查得 其他尺寸见装配图 mmd50 螺旋轴呈螺旋输送机的回转部分 设计时可以采用实体螺旋 螺旋输送机的 转轴一般采用钢管制成 在其两端头 焊偶连接法兰 结构如下图 图图2 5 螺旋轴示意图螺旋轴示意图 由前面的计算得D 250mm S 200mm 查考资料得 螺旋轴之间用对mmd50 开式中间滑动轴承连接 2 62 6 尾端装置的设计尾端装置的设计 2 6 1计算轴的最小直径 由前知功率 P 0 7355 0 70kw 转速 扭矩T 58 53N95 0 min 120rn m 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢 调质处理 根据 机械设计 表15 3 取 于是得112 0 A mm n p Ad16 20 120 70 0 112 3 3 3 3 min 轴的最小直径显然是安装在法兰轴套处 取此处d 45mm 2 6 2 尾端轴的结构设计 1 装备方案如装备图所示 图图2 6 尾端轴示意图尾端轴示意图 2 根据要求确定轴的各段直径和长度 轴的左端与螺旋轴钢管内孔相接 由于螺旋轴钢管外径为70mm 钢管不能太厚 本次设计的钢管内径为60m m 中间还要焊接一个加强套筒 因此取 45mm确定 70mm 根据轴肩 1 d 1 L 设计尺寸 参考驱动端端盖尺寸 选择 50mm 再由设计的端盖宽度确 2 d 定 70mm 轴3段是轴承挡肩 取 62mm 10mm 4段轴安放轴承段 2 L 3 d 3 L 取 56mm 由此选取调心球轴承1212 其尺寸 4 d 故取 18mm 轴最右端6段安装螺mmmmmmTDd75 2311060 4 L 母挡圈 采用螺母M48 10 因为有螺纹 需要车退刀槽2 1 即 2mm 5 L 故 44mm 48mm 5 d 6 d 3 轴上零件的周向定位 螺旋轴钢管与轴的周向定位采用两个方向相互垂直的螺尾锥销固定 其尺寸为M12 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 各轴肩圆角统一取为R2 o 45 2 72 7 驱动装置和尾端装置轴的校核驱动装置和尾端装置轴的校核 2 7 1 驱动装置的受力分析 根据设计任务 螺旋输送机长度为12m 为了制造 安装以及运输的方 便 其槽体和螺旋轴均采取分节制造 查资料应分5节 头节长 2 5米 接着 1 L 是 2 5米 2米 2 5米长的中间节 尾节长 2 5米头节 中间 2 L 3 L 4 L 5 L 节及尾节 查表得每段重力大小为 NG98 1911 1 NG94 1521 2 NG66 1241 3 NG94 1521 4 NG42 1841 5 g 3820 9187 71262 3155 1195KM 总 分解为垂直于螺旋轴的力 平行于螺旋轴NG4 98038 总 NG5 77916 垂直 的力NF6 51395 为单位线载荷 物料阻力qmN v Q q 3 83 4 036 0 12 36 0 NqLF 6 999 物 受力图如下 图图2 72 7 螺旋轴受力分析图螺旋轴受力分析图 由力平衡 GFFFFFF 654321 N G F99 995 2 1 1 N GG F96 1716 2 2 2 1 2 N GG F 8 1381 2 3 2 2 3 N GG F 8 1381 2 4 2 3 4 N GG F68 1681 2 5 2 4 5 N G F71 920 2 5 6 尾部轴承只受径向力 不受轴向力 NFFF6 123951 物 图图2 82 8 尾部轴承受力分析尾部轴承受力分析 2 7 2 前端轴的校核 两轴承受径向力分别为 N F 995 497 2 1 弯矩为 mmNL F M 14679 2 1 1 按弯扭强度进行校核 MPa W TM ca 14 2 2 3 2 1 275MpaMPa ca 275 1 ca 1 前端轴段径校核符合设计要求 2 7 3 尾端轴的校核 由于尾端轴承只承受径向力和扭矩作用 因此只对它进行扭转强度校核 34 2 t T t MPa W T t 即满足要求 22 第三章第三章 减速器的设计减速器的设计 3 13 1 蜗轮蜗杆减速器的运动和动力参数蜗轮蜗杆减速器的运动和动力参数 功率 KWP转矩 MNT 轴名 输入输出输入输出 转速 min rn 传动 比i 效率 电动机轴01 1 46 831500 10 99 蜗杆轴1 0 94750 93847 346 831500 12 64 0 8 涡轮轴20 75040 7429 59 71959 12120 螺旋轴30 735558 53 120 10 99 表表3 13 1 运动和动力参数计算结果运动和动力参数计算结果 3 23 2 减速器的蜗杆设计减速器的蜗杆设计 1 计算中心距 mmmma30 77 210 76 9 2160 458 5978921 1 3 2 取中心距 因 故从文献 2 的表11 2中取模数mma125 64 12 i 蜗杆分度圆直径 这时 从图11 4 mmmd40 1 4 0 1 a d 18中可查得接触系数 因为 因此以上计算结果可用7 2 Z ZZ 3 2 1 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸 1 蜗杆 蜗杆头数 轴向齿距 直径系数 4 1 z56 12414 3 mpa 齿顶圆直径10 4 40 1 m d q48mm412402 11 mhdd aa 齿根圆直径 mmcmhdd af 301412 402 11 分度圆导程角 508421 o 蜗杆轴向齿厚 mmmsa28 6 414 3 2 1 2 1 2 蜗轮 蜗轮齿数 变位系数 51 2 z750 0 2 x 验算传动比 这时传动比误差为75 12 4 51 1 2 z z i 是允许的 5 87 0 0087 0 64 12 64 1275 12 蜗轮分度圆直径 mmmzd204514 22 蜗轮喉圆直径 mmhdd aa 218722042 222 蜗轮齿根圆直径 mmhdd ff 200222042 222 蜗轮咽喉圆半径 mmdar ag 16218 2 1 125 2 1 22 3 2 2 校核齿根弯曲疲劳强度 FFaF YY mdd KT 2 21 2 53 1 当量齿数 z 54 93 2v 3 2 cos z 3 508421 cos 51 o 根据 从文献 2 中的图11 19可查得齿形系数750 0 2 x93 54 2 v z 028 2 2 Fa Y 螺旋角系数 84 0 140 8 21 1 140 1 o o o Y 许用弯曲应力 FNFF K 从表11 18中查得由ZCuSn10P1ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力 MPa F 56 图图3 13 1 蜗轮轴示意图蜗轮轴示意图 选用45号钢 调质处理 1 按扭转强度 初步估计轴的最小直径 mm n p Ad63 20 120 7504 0 112 3 2 2 3 min 联轴器的计算转矩 查表14 1 考虑到转矩变化很小 故取 1 TKT Aca 则5 1 A K 1 5 59 719 89 58 2caA TK T mN 按照计算转矩小于联轴器转矩的条件 查手册 选用十字轴式万向联轴 器 其许用转矩为280 半联轴器的孔径 24mm mN 1 d 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足联轴器的轴向定位要求 1段右端需制出一轴肩 故取2dh 1 0 07 0 4 2 68 1 mmh 段的直接 28mm 左端用挡圈定位 按轴端直接取挡圈直径D 31mm 2 d 联轴器与轴配合的毂孔长度 82mm 为了保证轴端挡圈只压在半 1 L 联轴器上而不压在轴的断面上 故1段的长度应比略短一些 现取 1 L 1 l 80mm 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时 受有径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承 又 28mm 2 d 选取0基本游隙组 标准精度级的30207 其尺寸 故 35mm 取 20m mmmmmmTDd25 187235 73 dd 7 l 右端滚动轴承采用轴肩经行轴向定位 由手册查得30207型轴承定位 轴肩高 42mm 6 d 3 取安装蜗轮处的轴段的直径 40 4 d mm 查手册并由前面所得数据计算蜗轮轮毂的宽度为54mm 为了使套 筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 50mm 齿 4 l 轮的右端采用轴肩定位 故取 3mm 则轴环处的直径 56mm 轴h 5 d 环宽度 故取 10mm hb4 1 5 l 4 轴承端盖的总宽度为20mm 装配 图 取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离 30mm 故取 50mml 2 l 5 取蜗轮距箱体之距离a 16mm 滚 动轴承距箱体内壁一段距离s 8mm 已知滚动轴承T 18 25mm 蜗轮轮 毂长为L 80mm 则 T s a 54 50 20 8 16 4 48mm 3 l L c a s 12mm 6 l 5 l 4 轴上零件的轴向定位 蜗轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 按表6 1查得 键槽用键槽铣刀加工 长为40mm 同时为了保证蜗轮mmmmhb812 与轴配合有良好的中性 故选择蜗轮轮毂与轴的配合为 同样 半联轴 6 7 r H 器与轴的连接 选用平键为 半联轴器与轴的配合为mmmmmm7812 8 7 f H 滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的 此处选轴的直径尺寸 公差为 7H 2 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15 2 取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径见零件图 o 451 3 33 3 求蜗轮轴上的载荷求蜗轮轴上的载荷 首先根据轴的结构示意图 图3 1 做出轴的计算简图 从手册中查取a值 文献 2 图15 23 对于30207型圆锥滚子轴承 从手册中查得a 16mm 因此 作为简支梁的 轴的支承跨距 mmmmmmLL884939 32 从轴的结构简图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面 现将 计算出的及的值列于下表 VH MM M 26 载荷载荷水平面水平面H垂直面垂直面V 支反力 F NFNF NHNH 8 225901 326 21 NFNF NVNV 5 13385 7112 21 弯矩M mm9 312714 NMHmmNMmmNM VV 5 92608775 5524 21 总弯矩 mmNM 85 1386275 552439 12714 22 1 mmNM 32 2902195 2608739 12714 22 2 扭矩T mmNT 59720 2 图图3 23 2 轴的载荷分析图轴的载荷分析图 1 轴上受力分析 轴传递的转矩 mNT 72 59 2 蜗轮的圆周力 mN d T Ft 49 585 2 2 2 蜗轮的径向力 mNFF tr 4 225 cos tan 蜗轮的轴向力 mNFF ta 6 201tan 2 求支反力 在垂直平面内的支反力 N d FLF F ar NV 75 112 88 2 2 3 1 NFFrF NVNV 15 338 12 在水平平面内的支反力 N LF F t NH 01 326 88 3 1 NFFF NHtNH 28 259 12 3 求弯矩和做弯矩图 在垂直平面内的弯矩 mmNLFM NVV 75 5524 321 mmN d FMM aVV 95 26087 2 2 12 在水平平面内的弯矩 mmNLFM NHH 39 12714 21 总弯矩 mmNMMM NVH 85 1386275 552439 12714 22 2 1 2 1 mmNMMM NVH 32 2902195 2608739 12714 222 2 2 2 扭矩 mNT 72 59 2 3 3 1按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 根据式15 5及上表中的数据 以及单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 轴的计算力6 0 MPaMPa W TM ca 55 7 401 0 597206 0 85 13862 3 222 3 2 1 前已选定轴的材料为45钢 调质处理 由表15 1查得 因此MPa60 1 故安全 1 ca 3 3 2精确校核轴的疲劳强度 a 截面A B C D只受扭矩的作用 虽然键槽 轴肩及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽 裕来确定的 所以截面A B C D无需校核 由于界面4 5是过盈配合 所 引起的应力集中最严重 从受载的情况来看 截面E上的应力最大 截面F的情况和截面4相近 但截面E不受扭矩作 用 同时轴径较大 不比校核 截面E上虽然应力最大 但应力集中不大 故也不必校核 截面6 7更不必校核 由第三章附录可知 键槽的应 力集中系数比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面4的左右两侧即可 b 截面4左侧 抗弯截面系数 333 5 428735 1 01 0mmdW 抗扭截面系数 333 857535 2 02 0mmd WT 截面4左侧的弯矩为M mmNmmNM 4 4976 39 2539 85 13862 截面4上的扭矩为 mmNT 59720 2 截面上的弯曲应力 MPaMPa W M b 16 1 5 4287 4 4976 截面上的扭转切应力 MPa T wT T 96 6 8575 59720 2 轴的材料为45钢 调质处理 由表15 1查表 MPa B 640 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中MPa275 1 MPa155 1 系数和可查表 因为 经插值后可 029 0 35 1 d r 14 1 35 40 d D 查得 7 1 26 1 又查表得材料敏感系数为 82 0 q 85 0 q 故有效应力集中系数按式为 574 1 17 1 82 01 1 1 qk 221 1 126 1 85 01 1 1 qk 查表得尺寸系数 扭转尺寸系数 67 0 82 0 轴按磨削加工表面质量系数 92 0 轴未经表面强化处理 即 则得综合系数 1 q 43 2 1 92 0 1 67 0 574 1 1 1 k K 58 11 92 0 1 82 0 221 1 1 1 k K 由文献 2 碳素钢的特性系数取 1 0 05 0 于是计算安全系数的值如下 6 97 0 1 016 1 43 2 275 1 maK S 33 27 2 96 6 05 0 2 96 6 58 1 155 1 maK S 5 132 26 33 27 6 97 33 27 6 97 2222 S SS SS Sca 故可知其安全 c 截面4右侧 抗弯截面系数 333 640040 1 01 0mmdW 抗扭截面系数 333 1280040 2 02 0mmd WT 截面4左侧的弯矩为M mmNmmNM 4 4976 39 2539 85 13862 截面4上的扭矩为 mmNT 59720 2 截面上的弯曲应力 MPaMPa W M b 78 0 6400 4 4976 截面上的扭转切应力 MPa T wT T 67 4 12800 59720 2 过盈配合处的 由附表3 k 8用插值法求出 并取 于是得 kk 8 0 13 3 k 504 2 13 38 08 0 kk 轴按磨削加工 由附图3 4得表面质量数为 91 0 轴未经表面强化处理 即 则得综合系数 1 q 2 31 92 0 1 13 3 1 1 k K 59 2 1 92 0 1 504 2 1 1 k K 所以轴在截面4右侧的安全系数为 69 24 0 1 078 0 2 3 275 1 maK S 14 25 2 67 4 05 0 2 67 4 59 2 155 1 maK S 5 125 19 14 2569 24 14 2569 24 2222 S SS SS Sca 故可知其安全 3 43 4 蜗杆轴的设计蜗杆轴的设计 3 4 1 初步确定轴的最小直径 查表15 3得 当轴材料为45钢时可取 112 0 A mmmm n P Ad61 9 1500 9475 0 112 3 3 1 1 0min 查 机械零件设计手册 表GB T 4323 2002 LT4型弹性套柱销联轴器 标准孔径d 20mm 即轴伸直径为 20mm 1 d 轴孔长度L 52mm 联轴器的计算转矩 查表14 1 考虑到转矩变化很小 故取 1 TKT Aca 则5 1 A K mNTKT Aca 045 9 03 6 5 1 1 3 4 2蜗杆轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案如下图所示 图图3 3 蜗杆示意图蜗杆示意图 2 根据轴向定位要求 1轴右端需要一dh 1 0 07 0 2 4 1 mmh 台阶故取 考虑联轴器轴向定位 套筒定位 可靠以及端mmd24 2 盖厚度的覆盖 故取mml50 1 由于2段用于左轴承定位 圆螺母定位 取 故车削时应有退刀mm l 19 2 槽 宽度为2mm 3 初步选定滚动轴承 应同时受有径向力和轴向力的作用 故选用角接 触球轴承7306C轴承 参照要求选取圆锥滚子轴承30207 其尺寸 故取 轴承采用右端mmmmmmTDd197235 mmdd35 93 轴肩定位 右轴承左端采用轴肩定位 且由于轴承何齿轮润滑条件不 同 应有挡油环 取查表得角接触球轴承7306C定位轴mmll20 93 肩高度 此 mmd5 3 mmdd40 84 mmll10 84 4 6段为蜗杆螺旋 取 由于齿顶圆直径为 取mml80 6 mmda48 1 取 右轴承右端用圆螺母轴向定位mmdd30 75 mmll51 75 取 mmd25 10 mml20 10 3 53 5 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计 3 5 1 箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件 它用于支持和固定减速器中的各种 零件 并保证传动件的啮合精度 使箱体有良好的润滑和密封 箱体的形 状较为复杂 其重量约占减速器的一半 所以箱体结构对减速器的工作性 能 加工工艺 材料消耗 重量及成本等有很大的影响 箱体结构与受力 均较复杂 各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制 过程中确定 箱体的材料及制造方法 选用铸铁 砂型铸造 3 5 2 箱体各部分的尺寸 箱体各部分尺寸如下表 名 称称 号一级蜗杆减速器计算结果 箱座壁厚 0 04a 3mm 8mm11 箱盖壁厚 1 蜗杆在下0 85 8mm 9 5 机座凸缘厚度 b1 5 16 5 机盖凸缘厚度 b11 5 114 机座底凸缘厚度 b22 5 27 5 地脚螺钉直径 df0 036a 12mm20 地脚螺钉数目 n4 轴承旁连接螺栓直径 d10 75 df16 机座与机盖连接螺栓直径 d2 0 5 0 6 df10 连接螺栓的间距 2 d l150 200mm150 轴承端螺钉直径 d3 0 4 0 5 df8 窥视孔盖螺钉直径 d4 0 3 0 4 df8 定位销直径 d 0 7 0 8 d28 df d1 d2至外机壁距离 c122 16 13 df d2至缘边距离 c220 11 轴承旁凸台半径 R1c220 凸台高度 h 根据低速轴承座外径确定 42 外机壁到轴承端面距离 l1c1 c2 5 8 mm48 内机壁到轴承端面距离 l2 c1 c2 5 8 mm56 蜗轮齿顶圆与内机壁距离 1 1 2 13 2 蜗轮端面与内机壁的距离 2 11 机座肋厚 mm 0 85 10 轴承端盖外径 D2 轴承座孔直径 5 5 5 d3 116 轴承端盖凸缘厚度 e 1 1 2 d310 表表3 23 2 箱体各部分尺寸如下表箱体各部分尺寸如下表 35 第四章第四章 轴承校核轴承校核 4 14 1蜗杆轴滚动轴承计算蜗杆轴滚动轴承计算 1 预期寿命 要求使用寿命 4年 300天 8小时 9600小时 h L 2 寿命计算 使用30207型圆锥滚子轴承 3 10 5 1 p fKNCr2 54 KNC r 5 63 0 轴颈 转速mmd35 min 1500rn 由前面设计蜗轮求得 NFF NVVr 5 7112 11 NFF NVVr 5 1338 22 NFF NHrH 01 326 11 NFF NHrH 8 2259 22 NFFF HrVrr 96 334 2 1 2 11 NFFF HrVrr 11 426 2 2 2 22 3 计算轴向力 NeFF rd 94 12337 0 96 334 11 NeFF rd 66 15737 011 426 22 因为 所以有NFa 6 201 NFa54 35294 123 6 201 1 NFF da 66 157 22 4 求当量动载荷 21 PP和 e F F r a 05 1 1 1 e F F r a 35 0 2 2 NFYFXfP arP 072 1047 11111 NFYFXfP arP 165 639 22222 5 验算轴承寿命 因为 按式 21 PP N nL PC h 3731 10 960012060 1047 10 60 3 10 66 1 h P C n Lh9600 8 9599 1047 3731 12060 10 60 10 3 10 6 1 6 求得的值约等于预期寿命 所以要使这个减速器的低速轴正常使用 工 h L 作3 8年要换一次轴承 37 第五章第五章 键的校核键的校核 5 15 1 蜗杆轴端和联轴器的联结的键蜗杆轴端和联轴器的联结的键 1 选择的键为 mmmmmmLhb56812 2 校核键的强度 轴 键 轮毂都是钢 查表7 3可得钢的许用挤压应力为 MPa120 键的工作长度为 mmbLl441256 45 0 hK MPaMPa Kld T p 110 97 16 40444 1072 592102 33 故满足要求 5 25 2 涡轮与轴联结的键涡轮与轴联结的键 1 选择的键为 根据轴的直径为50mm mmmmmmLhb40812 2 校核轴的强度 轴