用于环形变压器的绕线机设计机架部分毕业论文

1、编号：本科毕业论文（设计）用于环形变压器的绕线机设计（机架部分）专业机械设计及其自动化（辅修国贸）学号姓名指导教师完成日期宁波大学机械工程与力学学院诚信承诺我谨在此承诺：本人所写的毕业论文用于环形变压器的绕线机设计（机架部分）均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。承诺人（签名）：年月日摘要摘要：为了改进绕线机的结构性能和降低生产成本，本文研究绕线机的工作原理及生产过程，将绕线机分为绕线部分和机架部分。笔者主要设计机架部分，其主要作用是支撑绕线部分，夹紧固定和低速转动环形变压器的铁芯，以及保护内部结构。结合原有的设计理念，将其划分为三个

2、部分：驱动部分、传动部分及固定部分，驱动部分主要是电机先经过皮带再通过蜗轮蜗杆减速器传递转速，传动部分主要是由一系列的齿轮传动来实现，固定部分则通过相同转向及转速的两个主动橡胶滚轮和一个从动滚轮来对环形铁芯进行夹紧并带动其转动。在设计结构和传动方式的过程中，同时对结构的强度及转矩进行计算校核。选材方面为降低成本主要使用45钢、灰口铸铁和HT150等材料。机身骨架则采用焊接。设计中主要使用了CAD工程制图软件。关键词：绕线机；机架部分；结构设计；夹紧及传动Abstract：In order to improve the structural performance of the winding

3、machine and reduce production costs, this study working principle and the production process of this winding machine, and winding machine is divided into the winding portion and the stander part. This design the stander parts:the main role is to support the winding part of the clamp fixed and low-sp

4、eed rotating toroidal transformer core, and protect the internal structure. Combined with the original design concept, this structure can be divided into three parts: the drive part, transmission part and fixed part.The drive part go through a belt and give the speed to worm gear reducer, transmissi

5、on parts is made up of a series of gears he fixed part is made up of two same steering and speed active rubber roller and a follower wheel clamping ring core to achieve the work. In the process of designing structure and transmission mode, check the structural strength and torque calculation. In ord

6、er to reduce the costs, choose the material of 45 steel and gray cast iron and other cheap materials. Weld is used in the standers of machine.The CAD engineering drawing software is mainly used in the design process.Key words：winding machine；stander pats；structural design；clamping and drive目录摘要II目录I

7、V1 引言12 总体方案设计32.1 方案一32.1.1 驱动部分32.1.2 传动部分32.1.3 固定部分42.2 方案二62.2.1 驱动部分62.2.2 传动部分62.2.3 固定部分72.3 方案对比及选择图73 各传动部分设计93.1 基本参数的设计93.2 电机选择93.3 驱动部分设计103.4 齿轮传动设计113.5 夹紧部分设计114 零件设计及校核134.1 驱动部分的零件设计及校核134.1.1 皮带传动设计134.1.2 蜗杆减速器设计144.1.3 轴的设计计算184.1.4 减速器滚动轴承的选择及校核224.1.5 键连接的选择及校核254.1.6 减速器的密封与

8、润滑26传动部分的零件设计及校核274.2.1 大齿轮传动的设计计算274.2.2 小齿轮传动的设计计算314.2.3 轴4、轴6和轴9的设计计算33固定部分的零件设计及校核364.3.1 蜗杆传动的设计计算364.3.2 蜗杆轴的设计394.3.3 螺杆的设计及校核404.3.4 大滚轮箱体设计415 设计总结425.1 方案评价与成本估算425.2 产品的创新和存在的问题42参考文献44致谢451 引言环形变压器属于电子变压器的一种类型，作为电源变压器和隔离变压器主要用途是在空调、VCD、DVD、音响、微波炉、功率放大器、程控交换机、UPS等各类家电以及各种机械电子、医疗化工、邮电通讯、轻

9、纺、科教等用各种电源仪器、仪表设备装置的领域中广泛应用。自加入WTO以来，环形变压器市场的发展基本处于平稳状态，没有很大的变化。因为环形变压器产品属于以用户要求定制生产为主和劳动密集型的产品，因此生产量大，品种规格繁多，自动化、规模化大的生产模式不适合这个行业。但是近年来随着家用电器以及电子设备的不断发展，对低压电子变压器的需求量越来越大，而环形变压器凭借其高频、低损耗、小尺寸、低价位的特点将占有大量市场。目前生产环形变压器的主要设备是环形绕线机，也称磁环绕线机，就是用来生产绕制环型电感的绕线机2。 目前在绕制方式的不同，大致可分为三类 1、半自动式环型绕线机 &

10、#160;2、简易牵引式环型绕线机 3、全自动微型磁环绕线机 限于所学知识和成本的考虑，本文主要针对半自动式环形绕线机进行设计，而生产的环形变压器主要用于电动叉车的充电器中。电动叉车凭借其操作控制简便，灵活外，相较于内燃叉车，低噪音，无尾气排放的优势也已得到越来越多用户的认可。另外，电子控制技术的快速发展使得电动叉车适用范围越广，解决物流的方案越来越多。所以电动叉车的市场需求肯定会增长速度会越来越快，电动叉车市场份额也会越来越大的。根据中国工业协会工业车辆分会的数据分析显示，我国2010年已经达到52，874辆，与2008年相比较增长了近38%3。设计一台半自动绕线机的机架

11、，主要有三部分的任务：1.支撑轮，也叫导轮，不同的机头支撑轮的个数也不一样2.夹具滚轮, 此部件的寿命与所绕制产品的线径、大小以及材质有关。3.皮带、边滑器等等其它消耗性部件。机架部分主要指夹具滚轮和其他次要部件，目标是在不妨碍并配合机头的绕线部分工作的前提下，将环形铁芯固定在夹具上，并匀速的转动铁芯，机头牵引铜线高速穿过铁芯内圆从而达到在铁芯上绕制的目的。如果有对变压比的要求，那么就可以简单的通过调整夹具滚轮的转动速度和正反装来实现铁芯上铜线匝数的变化。本次设计的任务主要是解决怎么驱动夹具滚轮的转动，怎么传递转速，怎么夹紧铁芯,所以可以将机架的设计分为驱动部分，传动部分和夹紧部分。初步构思,

12、驱动部分可以用电机来提供动力然后通过v型皮带来传递至减速器，电机则根据滚轮最终要求的转速和功率来进行选择，皮带的长度则由减速器和电机的中心距来决定，同时还要设计减速器的类型来改变转矩的方向和保证速度的精度。传动部分可以用主轴带动齿轮，然后多个齿轮相互啮合来实现转矩的传递，轴承是由受到的力和轴径来选择的，齿轮的数量和大小则由中心距和传动比来决定。另外应考虑到制作的可行性，应尽量使结构紧凑，零件简单。传动部分还需保证较高的稳定性、准确性以及合理性。夹紧部分则手动旋转转轮通过螺母的移动来实现夹紧。夹紧的方式可以用转动臂来贴紧，也可以用螺杆螺母的移动来实现。主要的夹具为橡胶滚轮，滚轮通过传动部分由内部

13、齿轮来转动，紧靠铁芯外圆，当滚轮转动的时候就可以保证铁芯以同线速度转动了，从而配合绕线部分。滚轮的数量夹紧的方式是由夹具和材料的可靠性来决定的。滚轮的高度是由绕线部分机头的高度来决定。另外，在设计夹紧方式时应考虑到绕线机的铁芯是由人工来安装和卸载，方便工人操作，节省时间。以上三个部分设计基本能够满足绕线机机架生产工作的要求。此外除了对于绕线机外廓机身主要还是依照成本和操作方便的要求来设计。2 总体方案设计2.1 方案一2.1.1 驱动部分图驱动部分如上图，驱动部分分为5块，1为电机来输出转矩和功率，电机输出轴键连接2小皮带轮，2通过3皮带传动于4大皮带轮进行一级减速，大皮带轮通过键连接与5涡轮

14、蜗杆减速器蜗杆轴相连，进行传动比较大的二级减速，并且改变其转矩方向，这里的蜗轮轴与传动部分相连，是驱动部分的最终输出端，是传动部分的输入端。皮带选择v带，主要作用为传动，传动比接近于1，电机和减速器可以用螺栓被固定在在绕线机工作台底部，根据输出功率和转速的要求的要求选择合适的电机，采用蜗轮蜗杆减速传动比大，冲击载荷小，传动平稳，噪声低，并具有自锁性4。采用此种设计结构，使得制造简单，电机和蜗轮蜗杆减速器及皮带都可以外购，并且传动比大，冲击载荷小，传动平稳，满足了工作的要求。缺点是：效率低，功率过大时磨损严重，并且当载荷过大时，皮带可能会打滑，可靠性低。2.1.2 传动部分图传动部分如图所示：传

15、动部分由多个齿轮组成，1齿轮轴连接驱动部分，齿轮1获得转矩和功率，然后通过2、9齿轮传动给10、3齿轮,10、3齿轮的直径和1齿轮相同，所以2、9齿轮只起到传动作用。接着10、3齿轮轴传递转矩给4、11齿轮，再通过3个小齿轮的传动使16、8夹具滚轮转动。大齿轮可以被安装在工作台底部扁平箱体中，箱体用螺栓与工作台相连。11、4轴由于两个滚轮的重力受到较大的弯矩，因此设计有圆柱形箱体，来支撑固定装载小齿轮的上臂箱体，圆柱箱体内安装轴承来承受加大的弯矩。小齿轮和大齿轮的直径和中心距均由装载工件所需大小而确定，小齿轮直径为4060mm，大齿轮直径为100150mm，橡胶滚轮直径为100150mm，工作

16、台尺寸大约为600mm²。传动部分的关键是工作时必须保证两滚轮在低速的情况下一致且稳定，采用齿轮传动，传动稳定且精确，效率高，并且结构紧凑。缺点是零件多，制作复杂，安装繁琐5。2.1.3 固定部分固定部分主要的工作是利用三个滚轮夹紧工件，当左右滚轮低速转动的时候就可以利用摩擦带动铁芯从而配合绕线机头完成工作。如图所示，1为螺母螺杆机构，螺母与大滚轮台面相连，此滚轮为从动轮，不自转，随着螺杆的手动旋转，滚轮会随着台面前后移动，从而调整对4工件的夹紧，且具有自锁性。至于滚轮的大小，主要是对接触面积的考虑。另一方面，手动操作2蜗杆蜗轮结构，旋转蜗杆，因为蜗轮与安放小齿轮的短臂相连，因此短臂

17、末端的滚轮以蜗轮圆心旋转，从而调整对工件的夹紧，且具有自锁性。2蜗轮蜗杆结构中心穿过传动部分的轴，因此滚轮的自转并不会影响。装载和卸载相同工件，都只需依靠大滚轮的前后的移动来完成，左右两滚轮的位置不需要改变，节省时间。三个滚轮按照上图安装，不仅能够达到夹紧并转动工件的要求，而且不会影响绕线部分的工作，初定两个小滚轮直径为100mm，大滚轮直径为150mm，可装载的工件外径范围：130mm650mm。图固定部分图固定部分此设计应用了蜗轮蜗杆传动和螺杆螺母传动，优点有：结构简单，转动平稳，可靠性高，装卸简易，螺杆螺母成本低廉，加工容易。缺点有：蜗轮蜗杆无法外购，加工难度大，安装复杂6。2.2 方案

18、二2.2.1 驱动部分图驱动部分如上图，驱动部分分为5块，1为电动机来输出转矩和功率，电机输出轴用联轴器与二级蜗轮蜗杆减速器的蜗杆2相连，蜗杆与蜗轮3进行一级减速，传动比为，蜗轮3的轴连接蜗杆4，蜗杆4最后与蜗轮5进行二级减速，蜗轮5的轴输出转矩和功率。第一次减速的传动比选择为4，第二次减速的传动比选择为10。总传动比为40。电机和减速器可以用螺栓被固定在在绕线机工作台底部，根据输出功率和转速的要求的要求选择合适的电机，采用蜗轮蜗杆减速传动比大，冲击载荷小，传动平稳，噪声低，并具有自锁性7。采用此种设计结构，相比于皮带轮传动，精度更高，效率也更高电机和蜗轮蜗杆减速器都可以外购，并且传动比大，冲

19、击载荷小，传动平稳，满足了工作的要求。缺点是：功率过大时磨损严重，价格昂贵。2.2.2 传动部分图传动部分如图所示：传动部分选择大滚轮自转，小滚轮来从动。设计较为简单，齿轮1轴是驱动部分的输出轴。经过一级减速，传动比为2。轴3最后连接大滚轮。传动部分的关键是工作时必须保证滚轮在低速的情况下稳定，采用齿轮传动，传动稳定且精确，效率高，并且结构紧凑。缺点是无法移动大滚轮的位置。2.2.3 固定部分图固定部分如上图所示：固定部分主要的工作是利用三个滚轮夹紧工件，当大滚轮低速转动的时候就可以利用橡胶外皮的摩擦带动铁芯从而配合绕线机头完成绕线。1为小滚轮，左右各设一个，此滚轮为从动轮，不自转，2为装载螺

20、母螺杆机构的箱体，3为螺母螺杆机构，随着螺杆的手动选择可以是小滚轮前后移动，从而配合大滚轮对工件的夹紧。4为大滚轮，自转，不移动。三个滚轮按照上图安装，不仅能够达到夹紧并转动工件的要求，而且不会影响绕线部分的工作，初定两个小滚轮直径为100mm，大滚轮直径为150mm，可装载的工件外径范围：130mm650mm。此设计应用了螺杆螺母传动，优点有：结构简单，转动平稳，装卸简易，螺杆螺母成本低廉，加工容易。缺点有：大滚轮不移动，夹紧效果不理想。2.3 方案对比及选择图表方案一和方案二部分名称采用结构实现情况加工工艺及成本方案一驱动部分蜗轮蜗杆，皮带传动结构简单，传动平稳效率低加工易，成本高传动部分

21、齿轮传动结构简单，传动平稳，效率高加工易，成本低固定部分蜗轮蜗杆，螺杆螺母夹紧可靠，范围大加工难，成本高方案二驱动部分蜗轮传动结构复杂，传动平稳，效率低加工难，成本高传动部分齿轮传动结构简单，传动平稳，效率高加工易，成本低固定部分螺杆螺母夹紧范围小，不可靠加工易，成本高夹紧的可靠性对于绕线质量至关重要，尽管方案二更加简单，但是只有一个大滚轮来带动工件的旋转，可靠性没有方案一高，所以综合考虑各个部件的实现情况及加工难度和成本，最终选择采用方案一。3 各传动部分设计3.1 基本参数的设计根据已投入生产的落地式环形绕线机确定机身基本尺寸为：长910mm，宽715mm，高720mm，安装尺寸：小滚轮直

22、径100mm，最小中心距为200mm，旋转角度90°，大滚轮行程110mm，最大可装载外径650mm，最小可装载外径130mm。3.2 电机选择1） 功率：按照绕制最大外径650mm的工件来计算，平均完成单个工件的速度控制在2分钟3分钟，那么工件旋转的角速度w1范围在2°/s 3°/s,那么假设w1=3°/s，那么工件的线速度v1=0.975m/s,假设夹紧工件的力为100N，那么齿轮传动最终输出的功率W,取V带传动1，齿轮传动2，轴承摩擦损失3，蜗轮蜗杆4，总传动效率=12103104，.电动机的实际功率P=P许 ×1.2=230W。2） 转

23、速按照工件最大的线速度v1=0.975m/s,小滚轮的直径初定为100mm，那么小滚轮的角速度为w2=19.5°/s,小齿轮的直径d1为50mm，大齿轮的直径d2为110mm，d3为140mm，d3只起到传动作用。蜗轮蜗杆减速器传动比i初设为80，皮带轮传动比忽略，传动过程中角速度未变，n=,电动机的要求的最低转速为260r/min。表方案电动机型号满载转速r/min额定功率kw1YS711414002YS712414003YS63222800根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及最大转速，选用YS7114三相异步电动机，主要性能如下表：表3.2 型号额定功率kw最大转矩/额定转

24、矩满载转速r/minYS71141400（因为大部分的齿轮直径都较小忽略转动惯量，工件和转动臂自重而对轴形成的弯矩则大部分由绕线机机身承担，连接轴所受的力大部分仅自重）。此电机符合要求，有一定的欲量且具有优良的起动和运行性能，结构简单，且使用、维修方便8。该电动机的的主要外型和安装尺寸如下表:表中心高H外形尺寸安装尺寸螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸80255x145x180112x90732143.3 驱动部分设计图驱动部分设计如上图所示：1电动机键连接2皮带轮，2皮带轮和4皮带轮由3皮带相连，5为蜗轮蜗杆减速器。考虑到设计的各构件间的相互位置，可初步确定各组件的的尺寸：1.电动机采用YS71

25、14三相异步电动机，机身直径145mm，输出轴长30mm，直径为14mm，小皮带轮直径40mm，宽度初定为25mm，连接用A键5x28。2.减速器长宽高各为150mm、120mm和70mm，蜗轮直径96mm，螺杆长150mm，螺纹长度为50mm，直径为18mm，齿数为1，传动比初定为80，大皮带轮直径56mm，宽度初定25mm，连接用A键5x20。3.皮带轮中心距156mm，带长450mm，传动比初定为1.5,皮带采用V带Y型号。3.4 齿轮传动设计图传动部分传动部分结构简图如上所示： 1为驱动部分的涡轮轴，且同时固定2。2、3、5为安装在绕线机工作台下层的齿轮，为达到左右滚轮转速相等，方向一

26、致的目的，6为连接5、7的轴，将转速向上传递，再通过7和其他小齿轮，最后通过9将滚轮带动。8为固定小齿轮的轴。结合实际情况，参考现有设计，确定部分零件尺寸如下：1.轴1直径17mm，长124mm。轴4直径18mm，轴肩直径24mm，长60mm，共2根。轴6直径18mm，轴肩直径24mm，长268mm，共2根。轴8直径10mm，长24mm，共4根。轴9最大直径27mm，最小直径17mm，长250mm。2.齿轮2，齿轮5直径均为110mm共3个，齿轮3直径140mm，共2个，齿轮5和齿轮9中心距500mm。齿轮7直径50mm，共8个。3.5 夹紧部分设计固定部分结构简图如下所示：1为工件，左右小滚

27、轮和前侧大滚轮一起夹紧工件，3为托盘配合滚轮支撑工件，5为蜗轮，6为蜗杆，转动臂4连接滚轮和蜗轮与转动臂用长螺钉相连，转动臂内可以装载传动部分的小齿轮。蜗轮7为大滚轮，8为螺母。这样通过螺杆的转动可以使小滚轮和大滚轮对工件的夹紧和卸载了。图夹紧部分设计结合实际工作条件，根据生产要求，确定部分零件尺寸如下：1.滚轮2直径100mm，高84mm；滚轮7直径150mm，高120mm；小滚轮托盘直径130mm，大滚轮托盘直径220mm；蜗轮直径64mm，螺杆直径16mm，螺杆长130mm，传动比为10；大滚轮驱动螺母螺纹直径15mm，螺杆导程为110mm，因此取螺杆螺纹长度为140mm，总长250mm

28、；大滚轮直径27mm，长250mm；2.当转动臂垂直于大滚轮箱体时，两滚轮中心距为180mm;装载蜗轮5的箱体直径110mm，高170mm；箱体9长、宽、高分别为190mm，110mm，200mm；蜗轮与转动臂用4枚6mm螺钉相连。4 零件设计及校核4.1 驱动部分的零件设计及校核4.1.1 皮带传动设计1确定功率PcaYS7114电机功率P=250W，转速n1=1400r/min,传动比，每天工作8小时，由机械设计（下面统一简称为机）表8-7查得工作情况系数KA=1,故2选择皮带的带型根据Pca、n1由机图8-10选用Y型3确定带轮的基准直径dd1并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。

29、由机表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=40mm。2）验算带速v。按机式（8-13）验算带的速度。3）计算大带轮的基准直径。根据机式(8-15a),计算大带轮的基准直径dd2，根据表8-8，不必圆整。4确定基准长度Ld和V带的中心距a1）根据机式（8-20）。初定中心距a0=150mm。2）由机式（8-22）计算带所需的基准长度由机表8-2选带的基准长度Ld=450mm。3）按机式（8-23）计算实际中心距a。amind=143.82mm,amaxd中心距的变化范围为。5验算小带轮上的包角1=180-（=180-（56-40）×=173.91°90°6计

30、算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr由=40mm和，查机表8-4a得P0根据，和Y型带，查机表8-4b得查机表8-5的KL=1,于是Pr=（P0+P0）××=（） 2）计算V带的根数Z。Z=，取2根。7计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由机表8-3的Y型带的单位长度质量，所以(F0)min=500×应使带的实际初拉力F0>(F0)min。8计算压轴力Fp（Fp）min=压轴力的最小值为2根V带，中心距a=150mm，带轮直径dd1=40mm，dd2=56mm，初始拉力F0=140N，初始压轴力Fp=550N。9带轮结构设计见装配图4.1.2 蜗

31、杆减速器设计1确定传动比i=202计算各轴转速(n1：蜗杆转速，n2：涡轮轴转速)3计算各轴的功率P0=PdP1=P0×1=0.25×0.95=0.238 KWP2=P1×2×3×1：带传动效率，2：蜗轮蜗杆传动效率，2：轴承传动效率4计算各轴扭矩T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×0.25/1400=1.705N·mT1=9.55×106P1/n1=9.55×106×0.238/1000=2.272N·mT2=9.55×106P2/n2=

32、9.55×106×0.188/50=35.908N·m表轴名功率p/kw转矩转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴01400蜗杆轴11000蜗轮轴250202）零件的设计计算1.蜗杆蜗轮设计计算：1、蜗杆传动类型选择：GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆（ZA）2、选择蜗轮蜗杆材料及精度等级蜗杆选40Gr，表面淬火4555HRC；蜗轮边缘选择ZCuSn10P1。金属模铸造。从GB/T10089-1988圆柱蜗轮蜗杆精度中选择8级精度。侧隙种类为f,标注为8f GB/T 10089-1988.3、按齿面接触疲劳强度设计传动中心距：（1）、蜗

33、杆上的转矩T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×0.238/1000=2272.9 N·mm（2）、载荷系数K：应工作时轻微振动，故查机表11-5知载荷分布不均匀系数=1，=1，由于转速不高，冲击不大，动载系数故K=（3）、弹性影响系数蜗轮材料为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故=160（4）、接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值，查图11-18可查得（5）、许用接触应力蜗轮材料：铸锡磷青铜ZCuSn10P1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,按机表11-7知蜗轮的基本许用应力=268Mpa。假设工作10年，每年300天，

34、一天8小时计算，那么应力循环系数：=60*1*12*10*300*8=寿命系数；则=（6）、计算中心距a=取中心距a=50mm,因=1，故从机表11-2中取模数m=4,蜗杆分度圆直径=18mm，这时，从机图11-18中可查的接触系数<,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸(1)蜗杆：轴向齿距直径系数齿顶圆直径 20mm齿根圆直径分度圆导程角=12°31´43" 蜗杆轴向齿厚(2)蜗轮：蜗轮齿数=21变位系数0验算传动比：i= =21传动比误差为%=5%满足条件允许蜗轮分度圆直径82mm蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径5、校核齿根弯曲

35、疲劳强度：当量齿数：根据=0，。从机图11-19中可查的齿形系数。螺旋角系数：许用变应力：从机械设计第八版表11-8中查得由ZCuSn10P1（铸锡磷青铜）制造的蜗轮的基本许用应力=56Mpa。寿命系数：=0.17Mpa< 弯曲强度满足。6、验算效率：已知°，=；与相对滑动速度有关，查机表11-18中用插值法差的，=2°35´=2.58°带入公式中，因此不用重算。4.1.3 轴的设计计算1蜗轮轴的设计1)按扭矩来初算轴径（1）、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。图选用45号钢，调质处理

36、B=640MPa，A0=101mm124mm，取中间值108mm；（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径，查机表（15-2）得：d（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用A型普通平键联接。用A型普通平键连接蜗轮与轴。2)轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴端d1=17mm开始逐渐选取轴段直径，d2为键固定传动部分的齿轮，同时上下皆已加工螺纹便于装载圆螺母来固定齿轮；定位轴肩高度可在（）d范围内， h（）d1=（）mm。应取d2=17mm，便于在1处装载深沟球轴承6001，以及d2和d3连接处安装角接触轴承7003AC。轴d3处为键连接与蜗轮因此

37、其左右侧均需安装角接触轴承7003AC来固定d3，因此根据定位轴肩高度可在（）d范围内， h（）d2=（）mm，因此可以取d3=17mm。为可以简单快速的加工，轴d4=d2=15mm。（2）、轴向尺寸的确定深沟球轴承6002的厚度b1=9mm，因此安装轴承的L1=8mm；初定传动部分齿轮的b2=30mm，螺纹Ls=18mm，装载齿轮的箱体宽度bx=50mm，此外L2还与减速器箱体的设计有关，轴承盖到轴承的距离约为14mm，轴承7003AC的宽度为10mm，因此L2bz+14+10=73mm。暂定L2=80mm；L3与蜗轮的b3=28mm，因此取轴长度L3=b-（23）mm=26mm；L4的长度

38、与轴承环7003AC的宽度有关，因此L410mm，轴承端面与减速箱体内壁的距离取5mm，暂取L4=10mm。初步估计此轴的长度为125mm，固定蜗轮的两轴承中心跨度为37mm，减速箱高65mm。(3)、轴的强度校核（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）转矩图计算蜗轮受力1）、绘出轴的计算简图（a）图2）、绘制水平面弯矩图（b）图蜗轮的分度圆直径 =82mm；转矩 =35.908N·m蜗轮的圆周力蜗轮的径向力蜗轮的轴向力轴承支反力：截面d2处弯矩：3）、绘制垂直面弯矩图（c）图轴承支反力：计算弯矩：轴段3截面左右侧弯

39、矩：图4）绘制合成弯矩图（d）图5）绘制弯矩图（e）图6）绘制当量弯矩图（f）图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取，危险截面的轴段1处的当量弯矩为：=7）查机式（15-5），校核危险截面轴段1的强度：56Mpa<=60Mpa校核安全。2设计计算蜗轮轴1)按扭矩来初算轴径（1）、轴的材料的选择：选用45号钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=640Mpa，屈服极限=355Mpa，弯曲疲劳极限=275Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，对称循环变应力时的许用应力=60Mpa。A0取110mm。（2）轴最小直径的初步估算最小直径估算：=110×（3）、轴承和键采用圆锥滚子轴承

40、，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用A型普通平键与大皮带轮联接，实现周向固定。2) 轴的结构设计图（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=17mm，以便于装载轴承，查机选择圆锥滚子轴承30203，逐渐选取轴段直径，d2为轴承肩，起轴向固定轴承作用，定位轴肩高度可在（）d1范围内， h（）d1=（）mm。且轴承外径为40mm，应取d2=23mm，符合轴承拆卸尺寸；d3=d5=15mm，d4为蜗杆齿顶圆直径=20mm。d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=23mm。d7=d1=17mm装载圆锥滚子轴承30203；d8=15mm，装配A键5x23连接大皮带轮，

41、符合要求。(2)、轴向尺寸的确定由GB/T4323-2002查A键长度23mm，因此轴段8的长度为23mm；与轴承配合的轴段1，查轴承宽度为40mm，轴段1的长度为，蜗杆长50mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取2030mm，轴承端面与箱体内壁的距离取3mm；轴承环宽度为5mm ，蜗杆轴总长150mm。(3)、蜗杆的受力齿顶圆的直径=20mm；转矩 =2.272N·m蜗杆的圆周力蜗杆的径向力蜗杆的轴向力（因为蜗轮轴所受转矩最大，已经通过检验，所以蜗杆轴不必校核）4.1.4 减速器滚动轴承的选择及校核1）蜗杆轴上的轴承计算由轴的设计计算可知高速轴滚动轴承选

42、用30203型圆锥滚子轴承，根据机械设计手册（下面简称为机手）P：75表6-7查得，图前面算轴的时候已经算得由机P：322表13-7得所以任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端因此：轴承2受力为放松，轴承1受力为压紧由机械设计书P:321表13-5查得：轴承运转中无冲击或者轻微冲击载荷，按机械设计书P：321表13-6查得取值滚动轴承当量动载荷所以轴承预计寿命： 10×300×16=48000小时t=48000h计算轴承寿命：对于圆锥滚子轴承所以：由此可见，轴承满足寿命要求2)蜗轮轴的轴承计算由轴的设计计算可知低速轴滚动轴承选用7002AC型圆锥滚子轴承，根据设手P：76表6

43、-7查得，前面算轴的时候已经算得：前面算轴的时候已经算得：由机P：322表13-7得所以任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端因此：轴承2受力为放松，轴承1受力为压紧由机手P:73表6-6查得：轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计书P：321表13-6查得取中间值滚动轴承当量动载荷所以：计算轴承寿命：对于圆锥滚子轴承所以由此可见，轴承满足寿命要求4.1.5 键连接的选择及校核1）皮带轮与电机输出轴连接采用平键连接轴径d1=14mm，L1=32mm查机手P53，表4-1 ，选用A型平键，得：b=5 mm，h=5mm ，L=28mm即：键A5×28 GB/T 1096-2003 l=L0-

44、b=32-5=27mm ，T0=1.705N·m 根据机P106式6-1得p=4T0/hld=4×1705/5×27×14=3.61Mpa<p=110Mpa2）蜗杆输入轴与皮带轮连接采用平键连接轴径d1=15mm，L1= 23mm T1=2.272N·m查机手P53,表4-1 选A型平键，得：b=5 h=5 L=25即：键5×25 GB/T1096-2003l= L0-b=22.6-2.5=20.1mm p=4 T1/hld=4×2272/5×20×15=6.06Mpa<p=(110Mpa)3

45、）蜗轮输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d2=19mm L2=28mm T2查机手P53 表4-1 选用A型平键，得：b=5 h=5 L=22即：键5×22GB/T1096-2003l=L2-b=28-5=23mm 根据机P106（6-1）式得p=4T2/hld=4×35910/5×23×19=65.74Mpa<p =(110Mpa)4.1.6 减速器的密封与润滑在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。1）、减速器的结构本文所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械

46、设计课程设计手册中P227的蜗杆装配器装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为盖箱结构，由箱体和箱盖组成；箱体和箱盖用螺钉连成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速

47、气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用10mm螺栓固定在绕线机机架上10。2）、减速箱体的结构具体结构详见装配图3）、轴承端盖的结构尺寸详见装配工作图4）、减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C）查表5-11机设轴承部分采用脂润滑，查机设表5-13，选用润滑脂的牌号为ZL-2。5）、减速器附件简要说明其结构及装配详见装配图。8箱体及附件的结构设计1）减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图。铸造箱体，材料HT150。2）箱体主要结构尺寸和关系表名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =6mm箱盖壁厚1 1=7mm箱座

48、凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b， b=1.5=9mm b1=1.1=7mm螺栓直径及数目 df=6mm n=4箱盖，箱座联接螺钉直径d1=3mm 螺钉间距 100mm，n=4轴承端盖螺钉直径 d3=3mm 螺钉数目4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离df，d2至凸缘边缘距离 C1=10,10,10 C2=10,10轴承端盖外径 D2=51mm 轴承旁凸台半径 R1=22mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=23mm m2=10mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 10mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm3、注意事项11（1）装配前，所有的零

49、件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）圆锥滚子轴承30203、角接触轴承7002AC的轴向游隙均为；用润滑油润滑；（3）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（4）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（5）减速器外表面涂灰色油漆；（6）按减速器的实验规程进行试验。4.2 传动部分的零件设计及校核4.2.1 大齿轮传动的设计计算图传动部分结构1确定传动比，齿轮材料及齿数、齿轮类型、精度等级(1)确定传动比，轴1输出功率P0，T1=35.908N.m,n1=50r/min,工作寿命15年，t=48000h。(2)选择齿轮材料

50、及精度选择：小齿轮选用调质45钢，硬度为200HBS；大齿轮选用调质45钢，硬度为150HBS，两者材料硬度差50HBS，按（GB10095-98）选7级精度，要求齿面粗糙度 R，采用直齿传动。（3）选小齿轮齿数z1=55，大齿轮齿数z2=，取z2=70。2按齿面接触疲劳强度设计最小直径由机设计计算公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各数值1）初选载荷系数Kt。2）已知小齿轮的转矩。T13） 由机表10-7选取齿宽系数=1。4） 由机表10-6查得材料的弹性影响系数ZE5）由机表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由机式10-13计算应力

51、循环次数。N1=60n1jLh=60×25×1×48000=7.2×107N2=7.2×107/1.27=5.67×1077)由式10-19取接触疲劳寿命系数KHN1,；KHN2。8）确定接触疲劳许用应力。如果取失效概率为1%，那么安全系数S取1,由机式（10-12）得H1=lim1KHN1=552MpaH2=lim2KHNT2(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，将H中较小的值代入原公式。mm2）计算圆周速度v。V=b=×5） 计算齿宽与齿高之比模数mt=齿高 h=2.25×mt=5）计算载荷系数。根据v=0

52、.14m/s,7级精度，由机图10-8，查得动载系数Kv；直齿轮，KH= KF=1;查机表10-2查得：使用系数KA=1；查机表10-4用插值法查得：7级精度、且小齿轮相对支承对称布置，确定KH=1.3由，KH查图10-13得K F；故载荷系数，K=KAKVKHKH=1×6）按实际的载荷系数校正来算分度圆直径，由机式（10-10a）得7）8）计算模数m。m=，3按齿根弯曲强度计算模数由机式（10-5）得：弯曲强度的设计公式为（1）计算上式内的各数值1）查机图10-20c得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1，KFN2；3）确定

53、大小齿轮的弯曲疲劳许用应力。，因此取中间值，弯曲疲劳安全系数，由机式（10-12）得：F1=FE1 KFN1F2=FE2 KFN24)计算载荷系数K。K=KAKVKFKF5）查取齿形系数。由表10-5查得YFa1，YFa2;6)查取应力校正系数由表10-5查得YSa1，YSa2=1.76;7)确定小、大齿轮的并加以比较=得：大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果得，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯曲强度算得的模数，为了便于齿轮的安装，就取标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d1，为减少齿轮数，配合机身的设计，取d1=110mm，得小齿轮齿数：z

54、1=110/2=55大齿轮齿数z2，取z2=55。这样模数m即大于弯曲疲劳强度计算的模数，又大于接触疲劳强度计算的模数，因此符合要求，并做到结构紧凑。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=55×2mm=110mmd2=z2m=70×2mm=140mm （2）计算中心距a=m/2(z1+z2)=2/2(55+70)mm=125mm（3）计算齿轮宽度 b=1*110mm=110mm取B2=28mm，B1=30mm。5结构设计见装配图4.2.2 小齿轮传动的设计计算 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)确定传动比i=1，轴6输出功率估计P1，T1=16.43N.m

55、,n0=50r/min,工作寿命15年，每天工作8小时，t=48000h。(2)选择齿轮材料及精度选择：齿轮选用合金钢ME调质，硬度为300HBS，选7级精度（GB10095-98）。（3）选小齿轮齿数z1=z2=z3=z4=252按齿面接触疲劳强度来计算最小直径查机公式（10-9a）对最小直径进行试算，得（1）计算上式内的各数值1）试选载荷系数。2）齿轮传递的转矩已经在前文算得：T16） 由机表10-7选取齿宽系数=1。查机表10-6得：小齿轮材料的弹性影响系数ZE5）查机图(10-21d)得：小齿轮的接触疲劳强度极限6）查机式10-13得应力循环次数的公式：N1=60n1jLh=60×50×1×48000=14.4×107N2=N1=14.4×1077)由机式10-19取接触疲劳寿命系数KHN1；KHN2。8）确定接触疲劳许用应力。如果取失效概率为1%，那么安全系数S取1,由机式（10-12）得H2