毕业设计（论文）-手推式电动举升机设计

PAGEIII摘要本课题来源于生产实际,目前，我国正在大力加强植树造林建设，特别是江苏沿海地区，政府部门每年都规划植树造林，然而植树造林存在一个问题，需要大量的人力来投入，而现在，国家倡导绿色造林，为了更有效的植树造林,出现了机械造林。整机结构主要由电动机、机架、传动带、蜗杆减速器构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动.本论文研究内容摘要：(1)手推式电动举升机总体结构设计。(2)手推式电动举升机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对手推式电动举升机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。

关键词：电动举升机，结构设计AbstractThesubjectcomesfromactualproduction,atpresent,Chinaisworkingtostrengthenafforestationconstruction,especiallyincoastalareasofJiangsu,governmentdepartmentseveryyearplanningafforestation,reforestation,howeverthereisaproblem,weneedtoinvestalotofmanpower,andnow,thenationaladvocacygreenafforestation,reforestationformoreeffective,hasamechanicalafforestation.Thewholestructureismainlycomposedofmotor,chassis,belts,wormreducer.Thepowergeneratedbythepowerofthemotorwillneedtopassthroughthepulleyreducerpulley,V-beltdrivepulley,soastodrivethewholedeviceismoved.ThisthesisAbstract:(1)movableelectricliftoverallstructuraldesign.(2)movableelectricliftperformanceanalysis.(3)Selectthemotor.(4)electricdrivesystemforamovablelift,theexecutionunitandrackdesign.(5)Calculationofdesignpartsdesignanalysisandverification.(6)todrawthewholeassemblydrawingsandassemblydrawingsandimportantpartsofthedesignpartofthepartdrawing.

Keywords:Mobileelectriclift,structuraldesign目录摘要 IAbstract II第1章绪论 11.1举升机构的简介 11.2举升机构的用途和发展概况 2第2章手推式电动举升机方案设计 42.1动力系统选择依据 42.2常见机构的特点和应用 42.3传动机构的确定 62.2确定电机所需功率 6第3章手推式电动举升机主要传动件计算 93.1带传动设计 93.2选择带型 93.3确定带轮的基准直径并验证带速 103.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 113.5确定带的根数z 123.6确定带轮的结构和尺寸 123.7确定带的张紧装置 12第4章蜗轮减速器设计 154.1确定传动装置效率 154.2蜗杆传动设计计算 154.2.1选择蜗杆、蜗轮材料 154.2.2确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z 164.2.3验算的速度 164.2.4确定蜗杆蜗轮中心距a 164.2.5蜗杆传动几何参数设计 174.3环面蜗轮蜗杆校核计算 194.4轴的结构设计 214.4.1蜗杆轴的设计 214.4.2蜗轮轴的设计 244.5轴的校核 274.5.1蜗杆轴的强度校核 274.5.2蜗轮轴的强度校核 304.6滚动轴承的选择及校核 334.6.1蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 334.6.2蜗轮轴上轴承的校核 354.7键联接的强度校核 364.7.1蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 364.7.2蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 37第5章滚珠丝杠举升部分设计计算 385.1精度的选择 385.2丝杠导程的确定 385.3最大工作载荷的计算 385.4最大动载荷的计算 395.5滚珠丝杠螺母副的选型 395.6滚珠丝杠副的支承方式 405.7传动效率的计算 405.8刚度的验算 405.9稳定性校核 415.10临界转速的验证 42第6章键的选择与校核 436.1带轮1上键的选择与校核 436.2带轮2上键的选择与校核 456.3带轮3上键的选择与校核 466.4带轮4上键的选择与校核 47结论 48参考文献 49致谢 50第1章绪论1.1举升机构的简介举升机构是一种大型举升机构械设备。由电机带动机械设备，以带动物体升降，完成输送任务。举升机构是由原始的提水工具逐步发展演变而来。现代的举升机构举升量大，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机械。举升机构主要由电动机、减速器、卷筒（或摩擦轮）、制动系统、深度指示系统、测速限速系统和操纵系统等组成，采用交流或直流电机驱动。按举升的工作原理分缠绕式举升机构和摩擦式举升机构。缠绕式举升机构有单卷筒和双卷筒两种，在卷筒上的缠绕方式与一般绞车类似。单筒大多只有一根，连接一个容器。双筒的每个卷筒各配一根，连接两个容器，运转时一个容器上升，另一个容器下降。缠绕式举升机构大多用于年产量在120万吨以下、井深小于400米的中。摩擦式举升机构的举升绳搭挂在摩擦轮上，利用与摩擦轮衬垫的摩擦力使容器上升。举升绳的两端各连接一个容器，或一端连接容器，另一端连接平衡重。摩擦式举升机构根据布置方式分为塔式摩擦式举升机构（机房设在井筒顶部塔架上）和落地摩擦式举升机构（机房直接设在地面上）两种。按举升绳的数量又分为单绳摩擦式举升机构和多绳摩擦式举升机构。后者的优点是：可采用较细的和直径较小的摩擦轮，从而机组尺寸小，便于制造；速度高、举升能力大、安全性好。年产120万吨以上、井深小于2100米的竖井大多采用这种举升机构举升机构具有以下特点：（1）安全性所谓安全性，就是不能发生突然事故。由于举升设备在生产中所占的地位十分重要，其运转的安全性．不仅直接影响整个的生产，而且还涉及人员的生命安全。因此各国都对举升设备提出了极严格的要求。在我国这些规定包括在《煤矿安全规程》只中。（2）可靠性所谓可靠性，是指能够可靠地连续长期运转而不需在短期内检修。举升设备所担负的任务十分艰巨，不仅每年要把数十万吨到数百万吨的煤炭和矿石从井下举升到地面，而且还要完成其他辅助工作。一个年产150万吨的，停产一天就要损失大约20万元。因此举升机构至少要服务二十年以上而不需大修。（3）经济性举升设备是大型设备之一，功率大，耗电多，大型举升机构的功率超过1000KW。因此举升设备的造价以及运转费用，也就成为影响生产技术经济指标的重要因素之一。1.2举升机构的用途和发展概况举升设备是运输中的咽喉设备,又是最大的耗电设备。西德、瑞典等国是当今世界上制造举升机构较先进的国家,特别是多绳摩擦式举升机构更为突出。在这些国家的竖井中几乎全部采用较先进的多绳摩擦式举升机构,不仅广泛采用庞大井塔的塔式多绳摩擦举升机构,而且越来越多地使用较低的井架的落地式多绳举升机构。它们的发展特点是体积小,重量轻,终端举升量大,举升速度高,衬垫材料摩擦系数大又耐磨,液压制动,运转安全可靠,自动化程度高,多机集中控制等。生产的产品供世界上二十多个国家使用。我国举升设备在上述技术方面与发达国家相比有一定的差距，自动化和多机集中控制技术方面差距大，产品在国际市场上缺乏竞争能力。内装式举升机构在我国已有多台运行，作为高度机电一体化的，节能新产品应重点发展。同时开展斜井提摩擦举升和布雷尔举升机构的研制。目前国外举升机构总的发展趋向是：(1)向大型化发展大型化和要求举升机构大型化之目的主要在于获得更大的矿产量。1O年前，年产90～120万t的矿为大型矿。目前，就世界范围而言，年产200～300万t的也不算大，仅仅算中、小型矿瑞典最大地下矿将达1000～2500万r／a。大型化主要体现在大容量的举升容器。目前．世界上一次举升最大重量已达63t。国外大型举升机构都采用多绳摩擦式举升机构。(2)向自动化、遥控方向发展自动化不仅仅是为了节省人力，更重要的是适应大生产、集中控制、集中管理、系统联动的需要．也是保证产量和提高劳动生产率的有效手段同时也包含减轻劳动强度、节省人力、电力和提高运行安全性。国外大型举升机构都广泛采用以多种保护为基础的自动化运行．并能记录和处理各种生产数据、运行等资料。英国完善了包括有全功能维护设计的可控硅供电，直接连接直流电动机驱动系统和在井简中的举升机构控制系统目前国外主井几乎都是自动化运行，副井由于机动性大．一般都是采用按钮控制和在罐笼内遥控。(3)继续发展多绳举升机构一般浅井、举升重量不大时．可采用常规缠绕式举升机构；但当深井、举升重量大时，须采用多绳摩擦式举升机构。有相当一部分举升任务既可采用缠绕式举升机构也可采用多绳举升机构，如果现场条件允许．则多绳摩擦式举升机构更为经济。目前多绳缠绕式举升机构继续向更先进方向投展。有些国家生产的多绳举升机构，塔式和落地式多绳举升机构大致各占5O%。(4)发展各种新型和专用举升设备除目前已出现的落地式举升机构、布雷尔举升机构和采用钢芯胶带牵引的摩擦式举升机构外；国外还研制了起重式举升机构、各种不同包围角的多绳摩擦式举升机构(用于浅井)．另外，还研制了不同形式的无绳举升设备，现已知的有机械式、电磁式、水力式和风动式。(5)采用“四新”(新技术、新结构、新材料和新工艺)采用“四新”后，举升机构主轴装置、制动系统、液压系统、操纵系统和驱动系统等各部分不断改进提高，使整个多绳摩擦式举升机构结构朝着体积小、重量轻、效率高的方向发展。国内举升机构的发展趋向是：(1)发展多绳摩擦轮举升机构，特别是大型落地式多绳举升机构．以及斜井、斜坡道用的多绳举升机构；(2)不断改进井研制新型单绳及多绳缠绕式举升机构}(3)可控硅供电及徽电子技术在举升机构上应用，以及可编程序控制器，遥控技术．交交变频调速等先进技术；(4)研制应用高性能摩擦衬垫．高比压闸瓦等新技术、新材料；(5)不断引进、消化、吸收国外先进技术，并用于制造国产举升机构。淘汰落后技术，如块式闸及角移式闸．气动制动器，铸造结构并限制减速器和控制继电器的使用。手推式电动举升机方案设计2.1动力系统选择依据驱动机构主要有液压驱动、气动驱动、电动驱动和机械驱动等形式。液压驱动具有体积小、出力大、控制性能好、动作平稳等特点，它利用油缸、马达加上齿轮、齿条实现直线运动；利用摆动油缸、马达与减速器、油缸与齿条、齿轮或链条、链轮等实现回转运动。液压驱动具有润滑性能好、寿命长的特点，结构紧凑，刚性好。定位精度高，克实现任意位置开停。有很多专业机械手能直接利用主机的液压系统。但缺点是需要配备压力源，系统复杂成本较高。气动驱动结构简单、造价低廉。气源方便，所需的压缩气源一般工厂都有，并且无污染，一般采用的压力0.4-0.6MPa,最高可达1MPa。缺点是出力小，体积大。由于空气的可压缩性大，很难实现中间位置的停止，只能用于点位控制，而且润滑性较差，气压系统容易生锈。机械式用于简单的场合。电动由于减速和回转运动变往复运动机构，该机构适用于无污染，有电就可以工作，操作简单方便，在工作场合只需要接通电源即可工作，而工作场合在各个大楼区域，很容易找到电源。综合以上叙述，将选用最后一种电动机作为本举升机构的动力来源。2.2常见机构的特点和应用类型特点应用连杆机构结构简单，制造容易，工作可靠，传动距离较远，传递载荷较大，可实现急回运动规律，但不易获得匀速运动或其他任意运动规律，传动不平稳，冲击与振动较大。用于从动件行程较大或承受重载的工作场合，可以实现移动、摆动等复杂的运动规律或运动轨迹。凸轮机构结构紧凑，工作可靠，调整方便，可获得任意运动规律，但动载荷较大，传动效率较低。用于从动件行程较小和载荷不大以及要求特定运动规律的场合。非圆齿轮机构结构简单，工作可靠，从动件可实现任意转动规律，但齿轮制造较困难用于从动件作连续转动和要求有特殊运动规律的场合。槽轮间歇机构结构简单，从动件转位较平稳，而且可实现任意等时的单向间歇转动，但当拨盘转速较高时，动载荷较大常用作自动转位机构，特别适用于转位角度在45°以上的低速传动。凸轮式间歇机构结构较简单，传动平稳，动载荷较小，从动件可实现任何预期的单向间歇转动，但凸轮制造困难用作高速分度机构或自动转位机构。不完全齿轮机构结构简单，制造容易，从动件可实现较大范围的单向间歇传动，但啮合开始和终止时有冲击，传动不平稳多用作轻工机械的间歇传动机构螺旋机构传动平稳无噪声，减速比大；可实现转动与直线移动，传动平稳无噪声，互换；滑动螺旋可做成自锁螺旋机构；工作速度一般很低，只适用于小功率传动多用于要求微动或增力的场合，如机床夹具以及仪器、仪表，还用于将螺母的回转运动转变为螺杆的直线运动的装置。摩擦轮机构有过载保护作用；轴和轴承受力较大，工作表面有滑动，而且磨损较快；高速传动时寿命较低用于仪器及手动装置以传递回转运动。圆柱齿轮机构载荷和速度的许用范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高；制造和安装精度要求较高，精度低时传动噪声较大，无过载保护作用；斜齿圆柱齿轮机构运动平稳，承载能力强，但在传动中会产生轴向力，在使用时必须安装推力轴承或角接触轴承广泛应用于各种传动系统，传递回转运动，实现减速或增速、变速以及换向等。齿轮齿条机构结构简单，成本低，传动效率高，易于实现较长的运动行程；当运动速度较高或为提高运动平稳性时，可采用斜齿或人字齿条机构广泛应用于各种机器的传动系统，变速操纵装置，自动机的输送、转向、进给机构以及直动与转动的运动转换装置圆锥齿轮机构用来传递两相交轴的运动；直齿圆锥齿轮传递的圆周速度较低，曲齿用于圆周速度较高的场合用于减速、转换轴线方向以及反向的场合，如汽车、拖拉机、机床等。螺旋齿轮机构常用于传递既不平行又不相交的两轴之间的运动，但其齿面间为点啮合，且沿齿高和齿长方向均有滑动，容易磨损，因此只宜用于轻载传动用于传递空间交错轴之间的运动。蜗轮蜗杆机构传动平稳无噪声，结构紧凑，传动比大，可做成自锁蜗杆；自锁蜗杆传动的效率很低，低速传动时磨损严重，中高速传动的蜗轮齿圈需贵重的减摩材料(如青铜)，制造精度要求较高，刀具费用昂贵用于大传动比减速装置(但功率不宜过大)、增速装置、分度机构、起重装置、微调进给装置、省力的传动装置行星齿轮机构传动比大，结构紧凑，工作可靠，制造和安装精度要求高，其他特点同普通齿轮传动；主要有渐开线齿轮、摆线针轮、谐波齿轮3种齿形的行星传动常作为大速比的减速装置、增速装置、变速装置，还可实现运动的合成与分解。带传动机构轴间距离较大，工作平稳无噪声，能缓冲吸振，摩擦式带传动有过载保护作用；结构简单，安装要求不高，外廓尺寸较大；摩擦式带传动有弹性滑动，不能用于分度系统；摩擦易起电，不宜用于易燃易爆的场合；轴和轴承受力较大，传动带寿命较短用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。链传动机构轴向距离较大，平均传动比为常数，链条元件间形成的油膜有吸振能力，对恶劣环境有较强的适应能力，工作可靠，轴上载荷较小；瞬时运转速度不均匀，高速时不如带传动平稳；链条工作时因磨损伸长后容易引起共振，一般需增设张紧和减振装置。用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。2.3传动机构的确定根据上述表格和任务书条件，初步选择涡轮蜗杆传动机构。但是由于上升过程中不得出现打滑和倒退现象，减速比比较大。最终涡轮蜗杆传动机构确定传动机构。2.2确定电机所需功率技术特性:最大载重50kgs,最大升距250MM;最大高度950mm；高度调节范围0-200mm,举升高度P=FV=50x10X1.4/100=0.7KW，考虑超载可以初步选取1.5KW功率Y190L-4的电动机。查《机械设计课程设计手册》得：选择，其铭牌如下表2-1：表2-1Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率KW满载转速r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量KgY190L-41.5同步转速1500r/min,4级14402.22.281（a）（b）图2-3电动机的安装及外形尺寸示意图表2-2电动机的安装技术参数中心高/mm外型尺寸/mmL×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×43第3章手推式电动举升机主要传动件计算3.1带传动设计输出功率P=1.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1工作情况系数工作机原动机ⅰ类ⅱ类一天工作时间/h10~1610~16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械设计》P296表4，取KA＝1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械设计》P297图13－11选取。图3-1带型图根据算出的Pd＝2.25kW及小带轮转速n1＝1440r/min，查图得：dd=80～100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由《机械设计》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm则取dd1=90mm>ddmin.=75mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm误差验算传动比：（为弹性滑动率）误差符合要求②带速满足5m/s<v<25~30m/s的要求，故验算带速合适。3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（90+250）2（90+250）即238680，选取=340mm所以有：由《机械设计》P293表13－2查得Ld＝1250mm实际中心距符合要求。表3-3.包角修正系数包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表3-4.弯曲影响系数带型ZABCDE3.5确定带的根数z根据三角带根数式中：N1为—根三角带传动的功率，N0为单根三角带在、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得N0=2.70C1—包角系数，查表得C1=0.98三角带传递的功率N1=1.5KW将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为4根3.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；由《机械设计》P293，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小,带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目符号槽型YZABCDE基准宽度bp5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽间距e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽对称面至端面的距离fmin67911.5162328最小轮缘厚55.561.5101215带轮宽BB=(z-1)e+2f

z—轮槽数外径da轮槽角32°对应的基准直径dd≤60------34°-≤80≤118≤190≤315--36°60----≤475≤60038°-＞80＞118＞190＞315＞475＞600极限偏差±1±0.5V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：

（1）实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd≤(2.5～3)d时)，如图3-2a。

（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤300mm时)，如图3-2b。

（3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞100mm时)，如图3-2c。

（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞500mm时)，如图3-2d。（a）（b）（c）（d）图3-2带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）第4章蜗轮减速器设计4.1确定传动装置效率传动装置的效率由以下的要求：(1)轴承效率均指一对轴承而言。(2)同类型的几对运动副或传动副都要考虑其效率，不要漏掉。(3)蜗杆传动的效率与蜗杆头数z1有关，应先初选头数后，然后估计效率。此外，蜗杆传动的效率中已包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，因此在总效率的计算中蜗杆轴上轴承效率不再计入。各传动机构和轴承的效率为：法兰效率：一级环面蜗杆传动效率:一对滚动轴承传动效率：凸缘联轴器效率：——从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率：＝，4.2蜗杆传动设计计算4.2.1选择蜗杆、蜗轮材料1.选择蜗杆传动的类型采用准平行环面蜗杆传动.2.选择蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据《机械零件课程设计》表5－2，蜗杆选用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蜗杆螺旋齿面要求：调质HB265285.蜗轮选用铸锡磷青铜ZQSn10-1，金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100制造由《机械零件课程设计》表5－3查得蜗轮材料的许用接触应力[]=190由《机械零件课程设计》表5－5查得蜗轮材料的许用弯曲应力[]=444.2.2确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z由《机械零件课程设计》表5－6，选取Z＝1则Z＝Z·i＝1×50＝50故取Z＝504.2.3验算的速度实际传动比i＝50/1举升速度 =速度误差％＝％＝0.78％<5%，合适4.2.4确定蜗杆蜗轮中心距a1.确定蜗杆的计算功率式中K——使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动由《机械工程手册》查得：K＝0.7；K——制造精度系数，取7级精度，查得：K＝0.9；K——材料配对系数，齿面滑动速度<10由《机械工程手册》查得：K＝0.85。代入数据得＝KW以等于或略大于蜗杆计算功率所对应的中心距作为合理的选取值根据《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2·5－22a，选取蜗杆的中心距：a＝100mm. a＝100mm由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆,它的优点是:接触面大,导程角,它的值稳定且一定,则润滑好,接.触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。4.2.5蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸计算表1.中心距：由《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）标准选取a=1002.齿数比：u＝＝503.蜗轮齿数：由《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）选取4.蜗杆头数：由《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）选取5.蜗杆齿顶圆直径：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16选取=45mm6.蜗轮轮缘宽度：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16选取b=28mm7.蜗轮齿距角：＝8.蜗杆包容蜗轮齿数：K＝=59.蜗轮齿宽包角之半：＝0.5（K－0.45）=10.蜗杆齿宽：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16选取=53mm11.蜗杆螺纹部分长度：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16，选取=59mm12.蜗杆齿顶圆弧半径：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16，选取R=82mm13.成形圆半径：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16选取=65mm14.蜗杆齿顶圆最大直径：《机械工程手册/传动设计卷》（第二版）表2.5－16，选取=53.8mm15.蜗轮端面模数：m＝=mm16.径向间隙：=0.5104mm17.齿顶高：h=0.75m=2.233mm18.齿根高：h=h+C=2.7434mm19.全齿高：h=h+h=4.9764mm20.蜗杆分度圆直径：＝（0.624＋）a＝40.534mm21.蜗轮分度圆直径：＝2a－＝159.466mm22.蜗轮齿根圆直径：d＝－2h=153.9792mm23.蜗杆齿根圆直径：d＝－2h=35.05，判断：因为=28.12mm,满足要求24.蜗轮喉圆直径：d＝＋2h=163.932mm25.蜗轮齿根圆弧半径：=82.475mm26.蜗杆螺纹包角之半：==27.蜗轮喉母圆半径：===25.8828.蜗轮外缘直径：由作图可得=164.929.蜗杆分度圆导程角：＝=30.蜗杆平均导程角：＝31.分度圆压力角：=32.蜗杆外径处肩带宽度：取3mm33.蜗杆螺纹两端连接处直径：=35mm34.蜗轮分度圆齿厚：数据带入公式得5.508mm35.齿侧隙：查表4-2-6得36.蜗杆分度圆齿厚：=4.298437.蜗杆分度圆法向齿厚：=4.28538.蜗轮分度圆法向齿厚：=5.4939.蜗轮齿冠圆弧半径：=19.277540.蜗杆测量齿顶高：=2.203541.蜗杆测量齿顶高：=2。1854.3环面蜗轮蜗杆校核计算环面蜗杆传动承载能力主要受蜗杆齿面胶合和蜗轮齿根剪切强度的限制。因而若许用传动功率确定中心距，则然后校核蜗轮齿根剪切强度。由于轴承变形增加了蜗杆轴向位移，使蜗轮承受的载荷集中在2－3个齿上。而且，由于蜗轮轮齿的变形，造成卸载，引起载荷沿齿高方向分布不均，使合力作用点向齿根方向偏移。因而，蜗轮断齿主要由于齿根剪切强度不足造成的校核：其中——作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷;——蜗轮包容齿数——蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数;——蜗轮齿根受剪面积;公式中各参数的计算1.的计算=——作用在蜗轮轮齿上的圆周力，——蜗杆喉部螺旋升角，4.5——当量齿厚，滑动速度==2.01m根据滑动速度查机械设计手册3－3－9得将数据带入公式得=N2.计算得=53.蜗轮齿根受剪面积——蜗轮齿根圆齿厚；由上可知——蜗轮端面周节；——蜗轮理论半包角；——蜗轮分度圆齿厚所对中心角。数据带入公式得=7.03由上可得对于锡青铜齿圈取查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度=225MPa，则<4.4轴的结构设计4.4.1蜗杆轴的设计1.轴的材料选择由《机械零件课程设计》表6－1选用45号钢，调质。2.最小轴径的初步计算由《机械零件课程设计》表6－2，取 ＝105，根据公式㎜其中——轴的转速，940r/min——轴传递的功率,1.47kw——计算截面处的轴的直径，mm将数据代入公式得=12.2mm输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转距，查表15—3，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手册（GB5843-86）选用YL4型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=22mm，故取=22mm，半联轴器的长度L=52mm。3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度拟订轴上零件的装配方案：本题的装配方案已经在前面分析比较，现选用如图所示的装配方案。1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端制出一轴肩，故取=28mm，左端用轴端挡定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=52mm,保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，故取=50mm.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，参照工作要求并根据 =28mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35×72×18.25mm，故==35mm。3)已求得蜗杆喉部齿顶圆直径=45mm，最大齿顶圆直径=53.8mm，蜗杆螺纹部分长度L=59mm，蜗杆齿宽=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。4)轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴的右端面间的距离l=20mm，故取=40mm.5)为避免蜗轮与箱体内壁干涉，应取箱体内壁凸台之间距离略大于蜗轮的最大直径，取内壁距离=175mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，S，取S=8mm（如图）。6）在3-4和7-8轴段应各装一个溅油轮，形状如图所示，取其长度L=27.75mm。所以，可求得：mm，33.75mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4轴上零件的周向定位；半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。按由手册查得平键截面为mm(GB／T1095--1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm(标准键长见GB／T1096--1979)，半联轴器与轴的配合为H7／k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径如图5-1图5-1轴肩处的圆角半径4.4.2蜗轮轴的设计1.轴的材料选择由《机械零件课程设计》表6－1选用45号钢，调质=6502.轴径的初步计算由《机械零件课程设计》表6－2，取A＝112，根据公式，其中——轴的转速，18.8r/min——轴传递的功率,0.97kw——计算截面处的轴的直径，mm将数据代入公式得mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故需选取联轴器型号。联轴器计算转距，查表15—3，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手册（GB5843-86）选用YL11型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=50mm，故取=50mm，半联轴器的长度L=1123.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度拟订轴上零件的装配方案：本题的装配方案已经在前面分析比较，现选用如图所示的装配方案。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端须制出一轴肩，故取=55mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mmL=62mm，保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L略短一些，故取=110mm。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，参照工作要求并根据 =55mm，由轴承产品目录中初步选取零基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为d×D×T=60×110×23.75mm，故==60mm，而=23.75mm。3)取安装蜗轮处的轴段直径=65mm，蜗轮左端与左轴承用套筒定位，已知蜗轮轮缘宽度为28mm，所以可取蜗轮轮毂宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，4-5段应略短于轮毂宽度，故取=50mm4）蜗轮右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，取=6mm，则轴环处直径=77mm，轴环宽度，取=12mm，=12mm，=68mm。5)轴承端盖的总宽度为28mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴的右端面间的距离l=22mm，故取=50mm。6)取蜗轮距箱体内壁之距离a=16mms=8mm（如图），则=2+16+8+23.75=49.75mm，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.轴上零件的周向定位蜗轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。根据可选蜗轮与轴之间的平键尺寸为mm(GB／T1096--1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm(标准键长见GB／T1096--1979)，同时保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，选择轮毂与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的联结按由手册查得平键截面为mm(GB／T1096--1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为100mm(标准键长见GB／T1096--1979)，半联轴器与轴的配合为H7／k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径如图5-2图5-2各轴肩处的圆角半径4.5轴的校核4.5.1蜗杆轴的强度校核1．绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30207型单列圆锥滚子轴承，a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距=（20+43.75+34）+（20+43.75+34）=97.75+97.75=195.5mm2．计算作用在轴上的力=736.67N，=6179.88N，3．计算支点反力水平反力：垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩5．扭矩图由《机械零件课程设计》表6－18查得折算系数6．校核轴的强度由《机械设计》表15-1查得：，强度足够。见图5-3。图5-3轴的强度4.5.2蜗轮轴的强度校核1．绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30212列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑跨距=（20+43.75+34）+（20+43.75+34）=97.75+97.75=195.5mm2．计算作用在轴上的力=6179.88N，=736.67N，3．计算支点反力水平反力：垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩：5．扭矩图由《机械零件课程设计》表6－18查得折算系数6．校核轴的强度由《机械设计》表15-1查得：，，强度足够。见图5-4。图3-6轴的强度4.6滚动轴承的选择及校核4.6.1蜗杆轴滚动轴承的选择及校核1．轴承的径向载荷的计算2．派生轴向力的计算查手册得，圆锥滚子轴承30207型的α=14o02，10，，查表d=35mm时，e=0.37，y=1.6；故所以，轴承2受压则：3．求当量动载荷所以，对于轴承1x=1，y=0对于轴承2x=0.4，y=1.64．校核轴承的寿命查手册得c=51.5KNε=10/3n=940r/min故此轴承的寿命满足要求4.6.2蜗轮轴上轴承的校核1．求径向载荷2．计算派生轴向力查手册得，圆锥滚子轴承30212型的，y=1.5故则：轴承2受压所以，3．求当量动载荷所以，对于轴承1：x=1，y=0对于轴承2：x=1，y=04．校核轴承的寿命查手册c=97.8KN，ε=10/3，n=18.8r/min故此轴承寿命满足要求。4.7键联接的强度校核4.7.1蜗杆轴上安装联轴器处的键联接由《机械零件课程设计》表8－1选用普通平键8×7mm，取L＝45mm。由《机械零件课程设计》表8－7查得，键的工作长度l＝L－b＝45－8＝37mm，键的工作高度k＝＝3mm。由《机械零件课程设计》表8－8查得，键联接的许用压力，所以，，所选平键合适。4.7.2蜗轮轴上装蜗轮处的键联接由《机械零件课程设计》表8－1选用普通平键18×11mm，取L＝45mm由《机械零件课程设计》表8－7查得键的工作长度l＝L－b＝45—18=27mm键的工作高度k＝＝5.5mm由书表8－8查得键联接的许用压力所以，，所选平键合适。第5章滚珠丝杠举升部分设计计算滚珠丝杠副的作用是将旋转运动转变为直线运动，其螺旋传动是在丝杠和螺母滚道之间放人适量的滚珠，使螺纹间产生滚动摩擦。丝杠转动时，带动滚珠沿螺纹滚道滚动。螺母上设有返向器，与螺纹滚道构成滚珠的循环通道。为了在滚珠与滚道之间形成无间隙甚至有过盈配合，可设置预紧装置。为延长工作寿命，可设置润滑件和密封件。5.1精度的选择滚珠丝杠副的精度直接影响电气机床的定位精度，在滚珠丝杠精度参数中，其导程误差对机床定位精度最明显。一般在初步设计时设定丝杠的任意300行程变动量应小于目标设定定位精度值的1/3～1/2,在最后精度验算中确定。对于车床，选用滚珠丝杠的精度等级4轴为1～3级（1级精度最高），Z轴为2～5级，考虑到本设计的定位精度要求和改造的经济性，选择4轴精度等级为3级，Z轴为4级。5.2丝杠导程的确定选择导程跟所需要的运动速度、系统等有关，通常在：4、5、6、8、10、12、20中选择，规格较大，导程一般也可选择较大（主要考虑承载牙厚）。在速度满足的情况下，一般选择较小导程（利于提高控制精度），本设计中初选纵向丝杠导程为10。5.3最大工作载荷的计算最大工作载荷是指滚珠丝杠螺母副在驱动工作台时所承受的最大轴向力，也叫进给牵引力,其实验计算公式如表5-1所示。表5-1实验计算公式及参考系数导轨类型实验公式矩形导轨1.10.15燕尾导轨1.40.2综合或三角导轨1.150.15-0.18表中为考虑颠覆力矩影响时的实验系数；为滑动导轨摩擦系数；为移动部件总重量。G=200N查表3-1选择综合导轨，取1.15,取0.18,为200；算得=1.15×1197+0.18×（3420+200）=1371.555.4最大动载荷的计算载荷随时间急剧变化且使构件的速度有显著变化（系统产生惯性力），此类载荷为动载荷。比如起重机以等速度吊起重物，重物对吊索的作用为静载，起重机以加速度吊起重物，重物对吊索的作用为动载。对于滚珠丝杠螺母副的最大动载荷计算公式如下：式中：—滚珠丝杠副的寿命系数，单位为r，（T为使用寿命，普通机床T取5000-10000h，电气机床T取15000h；n为丝杠每分钟转速）；—载荷系数，一般取1.2～1.5，本设计取1.2；—硬度系数（HRC58时取1.0；等于55时取1.11；等于52.5时取1.35；等于50时取1.56；等于45时取2.40）；—滚珠丝杠副的最大工作载荷，单位为N。本设计中承受最大切削力条件下最快的进给速度,初选丝杠基本导程，则丝杠转速。取滚珠丝杠使用寿命，带入得=90；取，代入，求得：=17390N。5.5滚珠丝杠螺母副的选型初选滚珠丝杆副时应使其额定动载荷,当滚珠丝杠副在静态或低速状态下长时间承受工作载荷时，还应使额定静载荷。根据计算出的最大动载荷,选择江苏启东润泽机床附件有限公司生产CDM4006-2.5-3型内循环式滚珠丝杠副，采用双螺母螺纹式预紧，精度等级为4级，其参数如表5-2所示。表5-1滚珠丝杠相关参数则选择丝杠,CDM4006-2.5-3为外循环插管式，双螺母垫片预紧，导珠管埋入式的滚珠丝杠副，尺寸如下：公称直径d0=40mm外径d=39.5mm导程Ph=6mm螺旋角钢球直径动载荷静载荷注释:滚珠丝杠的结构形式5.6滚珠丝杠副的支承方式滚珠丝杠副的支承主要用来约束丝杠的轴向窜动，为了提高轴向刚度，丝杠支承常用推力轴承为主的轴承组合。考虑到纵向丝杠长度较大，本设计纵向丝杠采用双推—简支支承方式，该方式临界转速、压杆稳定性高，有热膨胀的余地。5.7传动效率的计算滚珠丝杠的传动效率一般在0.8～0.9之间，其计算公式如下：=式中：—螺距升角，根据,可得=2°91′；—摩擦角，一般取=10′。算得：==96.67%5.8刚度的验算滚珠丝杠副工作时受轴向力和转矩的作用，引起导程的变化，从而影响定位精度和运动的平稳性。轴向变形主要包括丝杠的拉伸或压缩变形、丝杠与螺母间滚道的接触变形、支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形。因转矩和丝杠-螺母滚道接触对丝杠产生的导程变化很小，所以、可以忽略不计，所以丝杠的拉伸或压缩变形量为：=（“+”号代表拉伸，“-”代表压缩）式中：—丝杠的最大工作载荷，单位为；—丝杠纵向最大有效行程，单位为；—丝杠材料的弹性模量，钢；—丝杠的横截面面积，单位按丝杠螺纹的底径确定。根据前面的设计，为3234.36，取1665，为44.24，算得：==±0.01597=±14.97查表5-2可知，,所以刚度足够。表5-2有效行程内的目标行程公差和行程变动量有效行程精度等级12345大于至—31566881212161623234005008710915132019272616002000181325183525483665515.9稳定性校核由于滚珠丝杠本身比较细长又受轴向力的作用，若轴向负载过大，则会产生失稳现象，不失稳时的临界载荷Fk应该满足：=式中：—丝杠支承系数，双推-简支方式时，取2，其他方式如表4-4所示；—滚珠丝杠稳定安全系数，一般取2.5～4，垂直安装时取最小值，本设计取4；—滚珠丝杠两端支承间的距离，单位为，本设计中该值为2000；（其中工件加工长度为1400，取2000，留600的两端余量）—按丝杠底径确定的截面惯性矩（，单位为）,本设中将代入算出=205514.36。由以上数据可以算出：==临界载荷远大于工作载荷（3234.36N），故丝杠不会失稳。表5-4丝杠支承系数支承方式双推-双推双推-简支单推-单推双推-自由取值4210.255.10临界转速的验证滚珠丝杠副高速运转时，需验算其是否会发生共振的最高转速，要求丝杠的最高转速：式中：—丝杠支承系数，双推-简支方式时，取值如表5-5所示；—临界转速计算长度，单位为，本设计中该值为2300；—丝杠内径，单位；—安全系数，可取=0.8表5-5丝杠支承系数支承方式双推-双推双推-简支单推-单推双推-自由取值27.418.912.14.3经过计算，得出=1293，由已知，可以算出，该值小于丝杠临界转速，所以满足要求。第6章键的选择与校核6.1带轮1上键的选择与校核6.1.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表6-1带轮1上键的尺寸6.1.2键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图6-1键剪切受力图键的剪切受力图如图6-1所示，其中b=8mm,L=25mm.键的许用剪切应力为[τ]=30，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55Nm，由键的剪切强度条件：（其中D为带轮轮毂直径）（5-1）=10M30（结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100）图6-2键挤压受力图由（5-2）=2000N又有（5-3）8结构合理6.2带轮2上键的选择与校核 6.2.1键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表6-2带轮2上键的尺寸6.2.2键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10mm,L=50mm.键的许用剪切应力为[τ]=30，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110Nm，由键的剪切强度条件：（其中D为带轮轮毂直径）（5-4）=6.3M30（结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100。由（5-5）=3150N又有