单管式电动高压气泵传动装置的设计 说明书.doc

浙江工贸职业技术学院汽车与机械工程学院 毕业设计 论文 课题名称 电动高压气泵传动装置的设计 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导教师 教师职称 完成时间 2012 年 1 月 9 日 论文题目 论文题目 电动高压气泵传动装置的设计电动高压气泵传动装置的设计 专专 业 业 机电一体化机电一体化 学学 生 生 签名 签名 指导教师 指导教师 签名 签名 摘摘 要要 去野外狩猎 需要随时能够给气动猎枪冲气 如何设计一种依靠汽车 110V 电压主驱动的 能够达到 20MPa 气压的电动高压气泵的传动装置呢 设计工作主 要从以下几个方面进行 首先了解电动高压气泵传动装置的工作原理 确定设计 内容 其次开始电动高压气泵传动装置的方案设计 通过分析设计方案 并对 这些方案进行评价和比较 选择了一个最优方案 然后针对选择的方案开始着 手设计 通过运动学分析和动力学计算 选择电动机和减速器 并计算传动装 置运动和动力参数 接着根据确定的最满意方案在图纸上进行技术设计 主要 内容包括总体布置草图和总装配草图 然后运用 AutoCAD 二维绘图软件根据绘 制的草图进行零件图的绘制 在零件设计时通过工作能力计算和结构设计 确 定零件制造所需的所有尺寸及其偏差 表面粗糙度 材料与热处理及技术要求 等 通过不断的修改和完善之后 按照最终定型的零件工作图重新绘制总装配 图 设计出的单管式电动高压气泵传动装置 关关 键键 词 词 电动电动 高压气泵高压气泵 传动装置传动装置 设计设计 1 目录目录 1 1 电动高压气泵概述电动高压气泵概述 2 1 1 电动高压气泵的分类 2 1 2 产生高压的方法 2 2 2 传动方案设计 传动方案设计 3 2 1 拟定传动方案 4 2 2 选择电动机 4 2 3 核算传动装置总传动比 7 3 3 减速器传动零件的设计计 减速器传动零件的设计计算算 8 3 1 传动零件的设计计算 8 3 2 蜗轮蜗杆减速器的传动设计计算 8 4 4 轴的设计计算及校核 轴的设计计算及校核 13 4 1 蜗轮轴的设计 13 4 2 蜗杆轴的设计 15 5 5 蜗轮轴轴承的选择 蜗轮轴轴承的选择 18 5 1 按承载较大的轴承选择其型号 18 5 2 初选滚动轴承型号 19 5 3 滚动轴承的强度计算 19 6 6 链传动的设计 链传动的设计 19 7 7 总结总结 20 7 1 设计成果 20 7 2 工作展望 21 参考文献参考文献 21 结束语结束语 22 2 1 1 电动高压气泵概述电动高压气泵概述 电动高压气泵由原动机 传动装置 空气压缩装置和其他附件组成 电动 高压气泵压缩空气一般由空气压缩机来实现 空气压缩机是气源装置中的主体 它是将原动机 通常是电动机 的机械能转换成气体压力能的装置 是压缩空 气的气压发生装置 1 11 1 电动高压气泵的分类电动高压气泵的分类 1 按输出压力 P 分类 低压气泵 0 2MPa P 1MPa 中压气泵 1MPa P 1OMPa 高压气泵 1OMPa45 HRC 表面粗糙度 蜗轮轮缘选用um6 1 a R ZCuSn10P1 金属模铸造 3 2 2 按齿面接触疲劳强度设计 2 2 21 2 25 3 m Z Z KTd H E 9 a 选择齿数 21 ZZ 传动比 参考表取蜗杆头数 25112 2800n ni 211 2 1 Z 50252i1 12 ZZ b 蜗轮上的转矩 2 T 估计 则82 0 4 mm1713082 0 25 2800 245 0 1055 9 i n 1055 9 i 6 4 1 16 41112 N P TT c 确定载荷系数 K 根据载荷情况 选 K 1 1 e 材料系数 E Z 由表查得 取a155 MPZE d 确定许用接触应力 H 则h1200083005th 7 h2 101 812000111260 t jn60 N 查表 13 4 得 查表 13 3 查得 故82 0 N Z a220 0 MP H a 4 18022082 0 0 MPZ HNH e 材料系数 E Z 由表查得 取a155 MPZE f 1 2 m d 33 2 2 2 21 2 6 89mm69 50180 15525 3 171301 1 25 3 mmm Z Z KTd H E g 初选 m 1 d 查表 13 7 选蜗轮模数 蜗轮分度圆直径 2m mm 4 22d1 10 q 11 2 此时 3 1 2 6 89mmmd h 蜗轮的速度 2 i 导程角 13 10 11 2 2 arctanq arctan Z1 j 滑动速度 S s m3 3 13 10sin 58 0 sin 2 S 3 2 3 计算传动效率 查表 13 9 查得 5 1 啮合效率 1 传动效率 取轴承效率 搅油损耗时的效率 则蜗杆传动效率的总效率99 0 2 98 0 3 为 与假定值相近842 0 99 0 98 0 868 0 321 检验值 1 2 m d mm18471842 0 25 2800 245 0 1055 9 i 6 12 NTT 33 2 2 2 21 2 mm 6 89mm73 50 4 180 15525 3 184711 1 25 3 m Z Z KTd H E 33 2 2 2 21 2 mm 6 89mm73 50 4 180 15525 3 184711 1 25 3 m Z Z KTd H E 则原选参数 强度足够 3 2 4 确定传动的主要尺寸 q 11 2mm2 1 Z50 2 Z 2m mm 4 22d1 s m58 0 100060 mn2 2 2 Z 868 0 tan tan 1 11 中心距 a mm 2 6150 2 112 2 1 qm 2 1 a 2 Z 蜗杆尺寸 分度圆直径mm 4 22d1 齿顶圆直径mm 4 26212 4 222 a11a mhdd 齿根圆直径mm1822 0212 4 2222 a11f Cmhdd 导程角右旋 13 10 轴向齿距mmmP28 6 214 3 螺纹部分长度 mm2825006 0 11m06 0 11b 21 Z 考虑到磨削余量 mm35b1 齿顶高 高mm2mha mm4 22 12m2 1hf 蜗轮尺寸 分度圆直径mm100502 2 2 md Z 齿顶高 根高 mm2m a hmm4 2m2 1 f h 齿根圆直径mm 6 9522 22 Cmhdd af 顶圆直径mm10422100m2 a2a2 hdd 外圆直径mm10725 1104m5 1 a2e2 dd 蜗轮轮宽 取mm17 4 2675 0 d75 0 b a12 mm20b2 螺旋角 13 10 齿顶圆弧半径mm102 2 4 22 m 2 d R 1 2a 齿形角 20 3 2 5 热平衡计算 传动效率842 0 初估散热面积A 12 2 8 18 1 mm2 0 100 2 61 33 0 100 a 0 33A 油工作温度 1 t 取 散热率 则C 20t0 C 2 S m17 5W K CC AK P t S 8531 2 0 5 17 245 0842 0 11000 20 11000 t 1 01 3 2 6 润滑方式与润滑油粘度 根据 确定该蜗杆传动采用浸油润滑 同时根据 可得 11 nd s m3 3 S 润滑油粘度s mm320 2 40 3 2 7 弯曲强度验算 齿形系数 F Y 86 50 953 0 50 13 10cos 50 cos3 2 2 Z Z 查表 13 5 用插值法求得 2 2 F Y 螺旋角系数 Y 93 0 140 13 10 1 140 1 Y 许用弯曲应力 F 查表 13 6 由应力循环次数 查图 13 4 得 a73 0 MP F 7 101 8 N 则 7 0 N Y a 1 51737 0 0 MPY FNF 弯曲应力 a 1 51a1493 0 2 2 50 4 222 171301 17 1 mZd 7 1 22 21 2 MPMPYY KT FFF F FF YY KT 2 21 2 mZd 7 1 13 故安全 4 4 轴的设计计算及校核 轴的设计计算及校核 4 14 1 蜗轮轴的设计蜗轮轴的设计 a 轴的材料的选择 确定许用应力 考虑到减速器为普通用途小功率减速传动装置 轴主要传递蜗轮的转矩 选用 45 号钢 正火处理 a600 b MP a551MP b 按扭转强度估算轴的最小直径 根据表 10 3 取125A 由式得mm17 112 198 0 125 n P Ad 33 考虑有键槽 将直径增大 5 则 mm85 1705 1 17d c 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 单级减速器中 可以将蜗轮安排在箱体中央 相对两轴承对称分布 蜗轮 左面用轴肩定位 右端面用套筒轴向定位 周向定位采用键和过渡配合 两轴 承分别以轴承肩和套筒定位 周向定位则用过渡配合或过盈配合 轴呈阶梯状 左轴承从左面装入 蜗轮套筒 右轴承从右面装入 2 确定轴的各段直径和长度 由输出端开始往里设计 7 段直径最小 由计算得出 mm20d7 轴上的键槽取宽 高 6 6 6 段因定位轴肩高度mm38L7 mm33L 14 轴承端盖的总宽度为 5mm mmdh5 11 0 07 0 mmd2325 120 6 根据拆装方便 取外端盖外端面与链轮右端面距离为 10mm 因此 mm20L6 5 段初选用单角接触轴承 参照要求取 型号 mmd25 5 124725 TDd 考虑到轴承左端用套筒定位蜗轮 留有一定距离 左端直接用端盖定位 4 段为安装蜗轮轴段 蜗轮的轮毂宽为 mm26L5 mmd30 4 mm32L 轴长有比轮毂宽小点 蜗轮左端滚动轴承用轴肩轴向定位 高度mm30L4 h 2 可确定第三段的尺寸 3 段 2 段左端为mmd34430 3 mm6L3 轴承的轴向定位 1 段该段为轴承安装 故mmd30 2 mm6L2 mmd25 1 mmT142L1 3 选定轴的结构细节 如圆角 倒角 退刀槽等的尺寸 图中略 d 按弯矩合成强度校核轴径 计算可得圆周力 轴向力N342 d 2T Ft 2 2 N76 d 2T Fa 1 1 径向力 NF126t tanFr mm17053 n 1055 9 6 N P T 画轴的结构简图 如图所示 可确定出轴承支点跨距 悬臂mm34LL 12 由此可画轴的受力简图 如图所示 mm45L3 15 水平面支反力 N F RBH171 2 346 2 t RDH 垂直面内支反力 N LL FL RDV1 6 2 d F 32 a2r NRFR DVBV 120 r 画弯矩图 转矩图 水平面的弯矩图 H M 截面 C 处 mm581434171 2 NLRM BHCH 垂直面弯矩图 V M 截面 C 左边 mm408034120 21 NLRM BVCV 截面 C 右边 mm 5 274451 6 32 NLRM DVCV 合成弯矩图 截面 C 左边 mm 710240805814 22 1 22 1 NMMMCVCH C 截面 C 右边 mm5820 5 2745814 22 2 22 1 NMMMCVCH C 转矩图 转矩 mm17053 NT 按弯矩合成应力校核轴的强度 从图可见截面 C 处弯矩最大 校核该截面的强度 截面 C 的当量弯矩因减速器单向运转 故可认为转矩 22 e TMM C 脉动循环变化 修正系数为 0 6 确定危险截面及校核强度 由图 mm12457170536 07106 2 2 e NM 可以看出 C 处所在截面当量弯矩最大 且轴上还有键槽 故该截面可能为危 险截面 应对其进行校核 查表得 由于 a7 4 30 1245732 32 d 33 4 e e MP M a60 1 MP 1e 故截面 C 设计的强度足够 并有较大裕量 4 24 2 蜗杆轴的设计蜗杆轴的设计 1 按扭转强度条件计算轴的最小直径 16 由于和蜗杆在一起 所以用 45 钢 查表得 A 125 又由式 3 n P Ad mm5 9 2800 245 0 125 n P Ad 33 考虑到轴的最小直径会有键槽存在 将估算直径加大 3 到 5 由设计手册取标 准 10mm 1 d 2 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 单级蜗轮蜗杆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 联接以平键作过渡配合固定 两 轴承分别以轴肩和大筒定位 则采用过渡配合固定 定位轴间的高度 h 一般取为 h 0 07 0 1 d 1 4 2mm 取 h 2mm 2 确定各轴段直径和长度 直径 有上述计算得直径 10mm 轴段 2 直径取 14mm 轴段 3 的直径 1 d 2 d 为 17mm 轴段 4 的直径 22 mm 轴段 5 的直径 轴段 6 为蜗杆 3 d 4 dmmd10 5 因 df 为 18 mm e 1 6m 1 6 6 3 10 所以轴为蜗杆轴 轴段 7 的直径同轴段 5 轴段 8 的直径同轴段 4 轴段 9 的直径同轴段 3 长度 轴段 1 的长度为 23mm 轴段 2 的长度为 25mm 轴段 3 的长度为 10mm 轴段 4 为 5mm 轴段 5 的长度为 30mm 轴段 6 的长度为 44mm 轴段 7 的长度同 轴段 5 的长度 轴段 8 的长度同轴段 4 轴段 9 的长度为 10mm 3 蜗杆轴的受力分析 17 计算蜗杆的圆周力 径向力和轴向力 N d T FtFt342 2 1 1 1 126N tan 1 FtFF rr N d T FF a 76 2 1 1 1 可确定出轴承支点跨距 悬臂 mm62 26L 21 Lmm53L3 4 计算作用于轴上的支反力 水平面内的支反力 63N AH F BH F 2 1 Fr 求截面 C 处的弯距 mmN L FM HAHC 3906 2 128 63 2 2 求垂直面内的支反力及弯距 由 得0MA N l d F l F FVB 7 64 126 2 10 7662126 22 1 21 NFFF VBVA 3 61 7 64126 2 求截面 C 左侧的弯距 N l FM VAvc 6 3800 2 124 3 61 2 1 求截面 C 右侧的弯距 N l FM VBVC 4 4011 2 124 7 64 2 2 5 求合成弯距 求截面 C 左侧的合成弯距 mmMMM VCHCC 89 5449 6 38003906 222 1 2 1 求截面 C 右侧的合成弯距 mmNMMM VCHCC 94 5598 4 40113906 222 2 2 2 5 计算转距 18 mmN n P T 1037 8 2800 245 0 1055 9 1055 9 266 6 求当量弯距 因单向转动 转距为脉动循环变化 故折算系数 危险截面6 0 C 处的当量弯距为 mmNTMM Cec 42 56211037 8 6 098 5598 2 22 2 2 2 7 计算截面 C 处的轴径 mm M d b ec 79 9 601 0 42 5621 1 0 3 3 1 由此可画轴的受力简图 如图所示 5 5 蜗轮轴轴承的选择 蜗轮轴轴承的选择 5 15 1 按承载较大的轴承选择其型号按承载较大的轴承选择其型号 19 轴承类型选择为深沟球轴承 轴承预期寿命为 80000h h L 由前计算结果得 轴承受径向力 轴承工作的转速为 112r minm126Fr N 5 25 2 初选滚动轴承型号 初选滚动轴承型号 参考文献 机械设计课程设计手册 表 6 1 初选深沟球轴承 6005GB T 276 1994 基本额定动载荷为 10000N 为载荷系数 取 1 2 r C p f p f 5 35 3 滚动轴承的强度计算 滚动轴承的强度计算 126 1 2 151 2 N rrp PF f 对球轴承的寿命指数 3 则 1229 4N 3 1 6 1 r 10 1128000060 2 151PC L 计算轴承的额定寿命 L 为温度系数 按文献 机械零件 表 12 4 取 1 t f t f 转 6 33 rt 10520 4 1229 100001f C C L 计算轴承的实际寿命 h L 因 L 故轴承 6005GB T 276 1994 满足要求 h L C C 轴承 D 47mm B 12mm d 25mm 30mm 42mm mina d maxa D 6 6 链传动的设计 链传动的设计 1 确定链轮齿数 1 Z 2 Z 传动比 查表 11 6 选取 则 87 1 i25 1 Z75 4687 1 25 i 12 ZZ 转 6 66 h 107738520 11260 10 n60 10 LL 1 6 h r 1 r 10 n60 PC L PL 20 取 47 2 Z 2 实际传动比 88 1 25 47 12 ZZi 3 链轮转速 min 112 1 rn min 6 5988 1 112 n1 2 rin 4 设计功率 P 由表 11 7 取 由表 11 8 取1 A K74 0 Z K w148 0 2 0174 0 KP 5 选用链条 由 P n 查图 11 10 选得链号为 08A 节距 P 12 7Omm 单排 链 6 验算链速 v 由式在范sms Z 15 m6 0 100060 70 1211225 100060 pn1 1 围内 7 初选中心距 因结构上无限定 结合实际情况 初选 20p 0 a 0 a 8 确定链节数 初算链节数 p L 3 96 302 2547 2 4725302 22 2 L 2 0 2 12210 p p p p p a pZZZZ p a 对圆整并取偶数 则 96 p L p L 9 理论中心距 用差值法求得 则 23 3 2547 2596 L 12 1p ZZ Z 247 0 a K mm2324725296 7 12247 0 2Lpa 21P20 ZZf 根据设计计算结果 采用单排 8A 滚子链 节距为 12 7mm 节数为 96 节 其标记为 08A 1X96 GB T1243 1997 7 7 总结总结 7 17 1 设计成果设计成果 本文的目标就是设计一种依靠汽车 110V 电压主驱动的 能够达到 20MPa 气 压的电动高压气泵传动装置 通过运动学分析和动力学计算 验证了该机构的可 行性 以及画出传动机构和整体结构 接着设计或者选用了相关零部件 在此 21 过程中主要做了以下工作 1 对国内外空气压缩技术和现有的高压气泵进行了理论学习 为设计机构提供 参考依据 2 进行了零部件的设计 蜗轮轴 蜗杆轴 轴承座 轴承端盖 链传动等 3 进行了零部件的选用 电动机 滚子链等 4 运用AutoCAD二维绘图软件绘制出装配图和各零件图 7 27 2 工作展望工作展望 由于个人水平及时间和其他条件的限制 本文的设计上还有下列工作需要 进一步完善和补充 1 由于零件数目多