自动墙壁清洗机终结版

1、1 目录 1 引言.1 1.1 清洗建筑表面的意义.1 1.2 目的和现实意义.1 1.3 研究现状.2 2 方案评价与选择. 3 2.1 高楼外墙清洁机的结构和工作.3 2.1.1 设置于顶楼的支撑突梁.3 2.1.2 支撑缆绳.4 2.1.3 乘载用挂笼.4 2.1.4 动作马达.4 2.1.5 升降结构.5 2.1.6 清洗刷.5 2.2 方案评价与选择.5 3 运动学及结构方案的确定.6 3.1 运动学参数选定.6 3.2 计算总传动比和分配各级传动比.8 3.3 计算传动装置运动和动力参数.8 4 传动零件的设计计算.10 4.1 第一级齿轮传动设计计算.10 4.1.1.初步计算.

2、10 4.1.2 校核计算.10 4.2 第二级齿轮传动设计计算.14 4.2.1.初步计算.14 4.2.2 校核计算.14 4.2.3 确定传动主要尺寸.16 4.3 画简图.18 4.3.1 初估轴径.18 4.3.2 初选联轴器.19 4.3.3 初选轴承.19 5 轴的校核计算. 20 5.1 高速轴受力分析.20 5.2 中间轴校核计算.21 2 6 高速轴轴承验算.28 致 谢.30 参考文献.31 附录. 31 附录 1外文文献翻译 附录 2外文文献原文 附录 3自动墙臂清洗机装配图 A0 附录 4自动墙臂清洗机零件图 1 A1 附录 5自动墙臂清洗机零件图 2 A1 附录 6

3、自动墙臂清洗机零件图 3 A3 1 1 引言1 引言 1.1 清洗建筑表面的意义1.1 清洗建筑表面的意义 随着人类社会的不断发展进步，城市规模不断扩大，城市建筑更加规范，完美。千 姿百态的各式建筑， 尤其是高层建筑外墙都用各种建筑材料进行装饰， 如粘帖各色墙砖， 瓷砖，马赛克，或涂上涂料，但是，自然界的风吹雨打，日光辐射，尘埃污染，以及一 些人为或偶然事故等原因，一段时间过后，建筑表面都将不同程度地变得污浊灰暗，破 旧不堪，在环境差的地区，污染或损坏还相当严重。建筑表面就像人身上的外衣，要保 持清洁，就需要经常清洗，整理。为此，世界发达国家和地区，对保持建筑表面的清洁 非常重视，并以法律的形

4、式明确规定，每年必须定期清洗，否则将受到处罚。近年来， 我国各级政府部门的环境保护意识已发生了很大改变，国内一些大，中城市，特别是旅 游，开放城市，旅游景点，为保持建筑表面清洁，也制定出台了相应的法规，全国范围 的卫生评比活动， 把保持建筑表面清洁列为考核的重要指标之一， 其中高层建筑的外墙， 醒目，突出，自然也就成为检查的重中之重。 有信息表明， 十五期间国家用于环境保护的投资将由九五期间国民生产总值的1.5% 翻倍增加至 4%，同时还伴随以产业政策的优惠。所以，随着我国改革开放的不断深入， 政府，公民的环保意识的不断加强，建筑表面清洁问题必将引起各方面的高度重视，建 筑清洗行业必然具有广泛

5、的发展前景，将产生巨大的经济效益和社会效益. 建筑表面清洗主要包括外墙清洗和中央空调风管的清洗，目前外墙清洗是采用传统的 “蜘蛛人”清洗，这是以牺牲生命为代价的非人工作，部分城市颁布了建筑表面清洗条 例； 由于非典事件，公共卫生得到了高度的重视，特别是中央空调风管的清洗，最近 有关中央空调的清洗条例很快出台；因此对于建筑表面清洗提供一个完备的解决方案， 必然打破一个传统的产业格局，改变了人们的工作方式，用机器人清洗代替传统的人工 清洗或无法清洗，是必然的发展趋势。 1.2 目的和现实意义1.2 目的和现实意义 洗墙机的功能主要在于清洗大楼窗户、外墙等外部结构，然而碍于在清洗大楼时清 洗后废水的

6、处理，清洗的效果、效率等等，目前市面上尚无自动的大楼洗墙机。 改革开放以来，随着我国经济的高速发展，高层式建筑如雨后春笋般的拔地而起。 高楼外墙的外观保养和清洁成为楼宇管理不可缺少的一部份。有需求就由市场，高楼外 墙的清洁必将成为一种经济效益高，前景广阔的行业。在中国，这种行业正在逐渐兴趣。 我国高墙清洁主要采取两种形式。 2 1.3 研究现状1.3 研究现状 综观目前市面上可见的洗墙机，清洗方式主要还是以人工清洗为主，所以都是以挂 笼垂降，再以人工方式清洗墙面；然而垂挂以及挂笼的升降方式便较具变化。传统的是 人手清洁，用绳把人系住和定位，逐层清洁。这种方式人在半空吊来吊去的（好象攀崖 运动员

7、下山时那样） ，劳动强度高，效率低，因为主体是人，所以带有一定的危险性。 现代的机器人清洁，现代科技的发展，机器人代替人手工作是必然的趋势，在国外 和我国的一些清洁公司已经采用了机器人来进行高楼外墙的清洁工作，但是这些机器人 构造复杂，操作复杂，功能繁多（有些功能是很少用到或在某些场合不会用到） ，造成成 本高（如果是一些由人工智能的机器人就更加不用说了）和资源浪费的现象。针对这个 问题，我们设计了一个操作简单，经济实用的高楼外墙清洁机器。 3 2 方案评价与选择2 方案评价与选择 2.1 高楼外墙清洁机的结构和工作2.1 高楼外墙清洁机的结构和工作 现代高楼外墙自动清洗机的结构主要分为下面几

8、种: 2.1.1 设置于顶楼的支撑突梁2.1.1 设置于顶楼的支撑突梁 以下为一些常见的支撑突梁： （1）固定式如图 2.1 所示： （A）F 型突梁(B) L 型突梁 图 2.1 固定式突梁 (2)活动式： 设有活动滑轨,如图 2.2 为一种滑轨： 图 2.2 滑轨 滑轨式的作动情形如图 2.3 所示： 图 2.3 滑轨式的作动情形 4 滑轨有多种形式如图 2.4 所示： A.水平式滑轨B.自走平台C.垂直式滑轨 图 2.4 多种形式的滑轨 直接将大型起降车设置于顶楼，方便随时清洗，亦有助施工维修，但成本高昂且占 空间。 2.1.2 支撑缆绳2.1.2 支撑缆绳 缆绳能承受高度张力，目前专用

9、缆绳就可达到需求。 2.1.3 乘载用挂笼2.1.3 乘载用挂笼 小型挂笼如图 2.5 所示： 图 2.5 小型挂笼 中型挂笼如图 2.6 所示： 图 2.6 中型挂笼 2.1.4 动作马达2.1.4 动作马达 对于马达，一般来说有以下要求： A.高扭力、低转速。 5 B.断电自动煞车。 C.机械煞车装置。 D.静定功能。 2.1.5 升降结构2.1.5 升降结构 对于升降的结构，目前计划主要依现有一般市面上可见的机构加以改良，作为自动 洗墙机的作动装置，装在楼顶的步进电动机带动卷桶控制钢丝绳的收放，使的刷子部分 的执行机构能在高墙上纵向移动。在这里,选择卷扬机类似的机构,加以改进。 2.1.

10、6 清洗刷2.1.6 清洗刷 考虑到刷子受到的摩擦力很小 ，刷子的转动动力由小电机提供，如图所示 刷子部分采用红外线测距。当墙上的玻璃窗等与墙的竖直距离不等时，刷子不能很好的 清洗玻璃等凹或凸出来的部分。所以从机器采用红外线测距， 使刷子能更好的工作， 即使有突出的墙沿，也可以通过机器自己调节(线圈产生的磁场和弹簧力来调节) 刷子由一个独立的电动机带动。 为了使机器在刷子往返运动中，不会使机构左右摇摆，所以采用一些辅助机构来减 少左右摇摆，如图所示，采用末端加有一个轮，此轮与墙接触。当机器向下运动时，轮 与墙之间是滚动摩擦，使机器向下运动时，可以使机器与墙之间保持一定的距离，从而 不会撞到墙或

11、者玻璃，当墙左右摇晃时，这时，轮与墙之间产生滑动摩擦，对机器左右 摇摆有一定的抑制作用。 还有一些辅助机构使得清洁机在墙上工作更加平稳。 2.2 方案评价与选择2.2 方案评价与选择 根据任务书的要求，结构简单，操作方便，投资小，成本低，安全可靠，工作效率 高，故选用，水平式滑轨，支撑缆绳，小型挂笼，升降机构采用类似卷扬机机构，工作 部，利用工作电动，经减速器减速，带动清洗刷转动，实现清洗功能。 6 3 运动学及结构方案的确定3 运动学及结构方案的确定 根据任务书要求，一小时可以清洗墙面 600-800 平方米，考虑到结构简单，直接单 向进给，故只考虑升降，而且要达到 600-800 平方米，

12、所以要选用大型号的清洗刷。其 结构如图 3.1 所示： 图 3.1 清洗刷结构图 3.1 运动学参数选定3.1 运动学参数选定 初选卷扬机，根据 GB/T 1995-2002，选用双卷快速快溜放卷扬机，额定速度为 20m/min-25min，额定载荷为 25KN。 根据初选的卷扬机，则定清洗刷直径应 500mm。 清洗刷与墙面的摩擦力 查机械设计手册得工程塑料的动摩擦因数在0.10.5 k u 之间，因为，清洗刷基本 上靠自动压在墙面上，又要考虑到清洗干净，故选用动摩擦因数较大的工程塑料，选定 其动摩擦因数为0.5 k u ，估算清洗装置200300kg，故 20000.51000 k FNu

13、NN 工作机所需输入功率： 1000 2.3 2.30 10001000 1 w w F PKW 各部件的传动效率： 7 工作机的效率：1w 传动装置中各部分的效率,查机械手册得 8 级精度的一般齿轮传动效率：0.97齿 弹性联轴器传动效率：0.992l 齿式联轴器传动效率：0.99 球轴承传动效率：0.99()球一对 滚子轴承：0.99()滚一对 电动机至工作机之间传动装置的总效率： l 球齿齿滚滚 0.9920.990.970.980.970.980.990.879 所需电动机功率 2.30 2.617 0.879 w d P PKW 由 60 1000 w Dn ,得 60 100060

14、 1000 2.30 87.5min 500 wnr D 查表 13-2,得圆柱齿轮传动单级传动比常值为 35,故电动机转速的可选范围: 22 1 2()(3 5 ) 87.535787.817 2188.38minwni i nr 对 Y 系列电动机通常多选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机,故选用同 步转速为 1500r/min。 选用 Y100L2-4,额定功率 3KW,满载转速 1430r/min,电动机极数为 4，轴伸尺寸 0.009 0.004 2860 。其具体参数如下： 型号:Y100L2-4 额定功率/kW:3.0 铁心长度/mm:135 气隙

15、长度/mm:0.3 定子外径/mm:155 定子内径/mm:98 定子线规 nc-dc:1-1.18 每槽线数:31 并联支路数:1 绕组型式:单层交叉 8 节距:19/210/1811 槽数 Z1/Z2:36/32 转动惯量/(kgm2): 0.0067 质量/kg:38 3.2 计算总传动比和分配各级传动比3.2 计算总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比要求为 1430 16.336 87.535 m w n i n 式中：mn 电动机满载转速,r/min. 一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比12(1.31.5)ii,取 124.782,3.416ii。 此处省去 NNN

16、NN 需要更多更完整的图纸和说明书请联系 秋 3053703061 3.3 计算传动装置运动和动力参数3.3 计算传动装置运动和动力参数 该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为、轴,则: 3.3.1 各轴转速3.3.1 各轴转速 11430minmnnr 1 1430 299.038min 4.782 n nr i 21 2 1430 87.537min 16.336 mnn nr ii i 式中: m n 为电动机满载转速,r/min； 1n 、n、n分别为、轴转速,r/min;为高速轴,为低速轴. 3.3.2 各轴功率3.3.2 各轴功率 2.753 0.9922.731dlPPKW 2

17、.753 0.992 0.97 0.992.623dlPPPKW 齿球齿球 2.753 0.992 0.97 0.99 0.97 0.982.493dlPPPKW 齿滚齿球齿滚 式中: Pd为电动机输出功率,KW; P、P、P分别为、轴输入功率,KW； 3.3.3 各轴转矩3.3.3 各轴转矩 9 66 9.55 109.55 102.731 143018238.50TP nN mm 66 9.55 109.55 102.623 299.03883767.45TPnN mm 66 9.55 109.55 102.493 87.537271978.14TPnN mm 10 4 传动零件的设计计算

18、4 传动零件的设计计算 4.1 第一级齿轮传动设计计算4.1 第一级齿轮传动设计计算 因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用 40Cr,调质处理,硬度 241HB286HB, 平均取为 260HB;大齿轮用 45 钢,调质处理,硬度为 229HB286HB,平均取为 240HB.齿轮 采用非对称支承结构安装。计算步骤如下: 齿面接触强度计算 4.1.1 初步计算4.1.1 初步计算 转矩 T1,118238.50TN mm 齿宽系数d,由表 12.13,取1.0d Ad值,由表 12.16,估计13,取88dA 接触疲劳极限limH,由图 12.17c,得 lim1lim 2710,580H

19、HMPaMPa 初步计算的许用接触应力H: 1lim10.90.9 710639HHMPa2lim 20.90.9 580522HHMPa 传动比 i, ()4.782iu 初步计算小齿轮直径 d1, 23 1 1 1 38.1 d d u dmm u ,取145d 初步齿宽 b ,11.0 4545dbdmm 4.1.2 校核计算4.1.2 校核计算 圆周速度v, 1145 1430 3.37 60 100060 1000 d n vm s 精度等级由表 12.6，选用 8 级 齿数 Z1、模数m 和螺旋角: 12122,105.24ZZiZ，取 Z2=105 1 1 45 2.045455

20、 22 t d m Z ,由表 12.3,取2nmmm 11 2 arccosarccos12 65 2.045455 n t m m (和估计值接近) 使用系数 KA由表 12.9,1.25AK 动载系数 Kv,由图 12.9,1.18VK 齿间载荷分配系数hK 1 1 22 18238.50 810.6 45 t T FN d 1.25 810.6 22.52100/ 45 AtK F N mm b 12 11 1.883.2cos ZZ 11 1.883.2cos12 651.67 22105 1sin1.0 22 tantan12 651.50 d n bZ m 3.17 tantan

21、20 arctanarctan20 252 coscos12 65 n t coscoscoscos0.98bnt 由此得 22 cos1.67 0.981.74HFbKK 齿向载荷分布系数HK,由表 12.11, 223 1 223 1 0.6()()10 1 1.170.16 1 0.6 110.61 10451.453 H bb KABCb dd 载荷系数K ,1.25 1.18 1.74 1.4533.73AVHHKK K KK 弹性系数EZ ,由表 12.12,189.8EZMPa 节点区域系数HZ ,由图 12.16,2.45HZ 重合度系数Z,由式 12.31,因1,1取故 11

22、 0.77 1.67 Z 12 螺旋角系数Z,coscos12 650.99Z 接触最小安全系数minHS,由表 12.14,得min1.05HS(一般可靠) 总工作时间ht ,4 250 1616000hth 应力循环次数LN: 9 116060 1 1430 160001.3728 10LhNn t 98 2111.3728 10 4.7822.8708 10LLNNi 接触寿命系数NZ,由图 12.18,10.97NZ,21.15NZ 许用接触应力H: lim11 1 lim 710 0.97 655.90 1.05 HN H H Z MPa S lim 22 2 lim 580 1.1

23、5 635.24 1.05 HN H H Z MPa S 验算 1 2 1 21 HEH KTu Z Z Z Z bdu 2 2 3.37 18238.50 4.782 1 189.8 2.45 0.77 0.99 45 454.782 2478.81HMpa 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整。 4.1.3 确定传动主要尺寸4.1.3 确定传动主要尺寸 中心距a 11454.782 1 130.095 22 di amm 实际分度圆直径145.000dmm,2114.782 45215.190di dmm 齿宽b,121.0 4545,55451bdmmbmmbmm取， 齿

24、根弯曲疲劳强度验算 13 齿形系数FY: 1 1 33 22 23 coscos 12 65 V Z Z 2 2 33 105 112 coscos 12 65 V Z Z 由图 12.21,12.67FY,22.18FY 应力修正系数SY,由图 12.22,11.58SY,21.82SY 重合度系数Y, 1 2 11 1.883.2() cosV V V Z Z 11 1.883.2() cos12 651.67 23112 0.750.75 0.250.250.70 1.67V Y 螺旋角系数Y,min1 0.251 0.25 10.75Y (当1,1时 按计算.) min 12.1 11

25、 10.9 120120 YY ,故0.9Y 齿间载荷分配系数FK, 3.17 2.7 1.67 0.70 r Y 前已求得1.74 r FK Y ,故1.74FK 齿向载荷分配系数FK,由图 12.14, 45 10 2.25 2 b h ,1.41FK 载荷系数K ,1.25 1.18 1.74 1.413.62AVFFKK K KK 弯曲疲劳极限limF,由图 12.23c,lim1600FMPa,lim 2450FMPa 弯曲最小安全系数,由表 12.14,min1.25FS 应力循环次数LN, 9 116060 1 1430 160001.3728 10LhNn t 98 2111.

26、3728 10 4.7822.8708 10LLNNi 弯曲寿命系数NY,由图 12.24,10.9NY,20.98NY 尺寸系数XY ,由图 12.25,1.0XY 许用弯曲应力F 14 lim11 1 min 600 0.89 1 427.20 1.25 FNX F F Y Y MPa S lim 22 2 min 450 0.94 1 338.4 1.25 FNX F F Y Y MPa S 验算 1 111 1 1 2 2 3.62 18238.50 2.67 1.52 0.70 0.983.36 45 45 2 FFS n F KT YYY Y bd m MPa 22 212 11

27、2.18 1.82 83.3678.40 2.67 1.58 FS FFF FS YY YY 传动无严重过载,故不做静强度校核。 4.2 第二级齿轮传动设计计算4.2 第二级齿轮传动设计计算 因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度取为280HB;大齿轮 用 45 钢,调质处理,硬度取为 260HB。齿轮采用非对称支承结构.计算步骤如下: 齿面接触强度计算 4.2.1 初步计算4.2.1 初步计算 转矩 T2,283767.45TN mm 齿宽系数d,由表 12.13,取1.0d Ad值,由表 12.16,估计13,取88dA 接触疲劳极限limH,由图 12.17c,

28、得 lim1lim 2710,580HHMPaMPa 初步计算的许用接触应力: 1lim10.90.9 710639HHMPa2lim 20.90.9 580522HHMPa 传动比i, ()3.416iu 初步计算小齿轮直径1d, 23 2 1 1 64.70 d d u d u 初步齿宽 b ,11.0 7272dbdmm 4.2.2 校核计算4.2.2 校核计算 圆周速度v, 1272 299.038 1.13 60 100060 1000 d n vm s 精度等级选用 8 级 齿数、模数和螺旋角: 15 121228,3.416 2895.648,Z96ZZiZ取 1 1 72 2.

29、571492 28 t d m Z ,由表 12.3,取2.5nm 2.5 arccosarccos13 3210 2.571492 n t m m (和估计值接近) 使用系数 KA ,表 12.9, 1.25AK 动载系数,由图 12.9, 1.10VK 齿间载荷分配系数 hK 2 1 22 83767.45 2326.87 72 t T FN d 1.25 2326.87 40.40100/ 72 AtK F N mm b 12 11 1.883.2cos ZZ 11 1.883.2cos13 32101.68 2896 1sin1.0 28 tantan13 32102.15 d n b

30、Z m 1.682.153.83 tantan20 arctanarctan20 3127 coscos13 3210 n t coscoscoscos cos13 3210cos20 cos20 31270.98 bnt 由此得 22 cos1.68 0.981.75HFbKK 齿向载荷分布系数HK,由表 12.11, 223 1 223 1 0.6()()10 1 1.170.16 1 0.6 110.61 10721.47 H bb KABCb dd 载荷系数K, 1.25 1.10 1.75 1.473.54AVHHKK K KK 弹性系数 EZ ,由表 12.12, 189.8EZM

31、Pa 节点区域系数 HZ ,由图 12.16, 2.44HZ 重合度系数Z,由式 12.31,因 1,1取 ,故 16 11 0.77 1.68 Z 螺旋角系数Z, coscos13 32100.99Z 接触最小安全系数 minHS ,由表 12.14,得 min1.05HS (一般可靠) 总工作时间 ht , 4 250 1616000hth 应力循环次数 LN : 8 126060 1 299.038 160002.87 10LhNn t 87 2122.87 10 3.4168.40 10LLNNi 接触寿命系数 NZ ,由图 12.18, 11.10NZ , 21.16NZ 许用接触应

32、力 H lim11 1 lim 710 1.10 743.81 1.05 HN H H Z MPa S lim 22 2 lim 580 1.16 640.76 1.05 HN H H Z MPa S 验算 2 2 1 2 2 21 2 3.54 83767.45 3.416 1 189.8 2.44 0.77 0.99 72 723.416 505.97 HEH H KTu Z Z Z Z bdu Mpa 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整. 4.2.3 确定传动主要尺寸4.2.3 确定传动主要尺寸 中心距a 11723.416 1 158.976 22 di amm 实际

33、分度圆直径d 122172,3.416 72245.952dmm di dmm 齿宽b 11.0 7272bdmm ,取 1282,72bmm bmm 齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数FY: 1 1 33 28 1029 coscos 13 3210 V Z Z 2 2 333 96 99 coscos cos 13 3210 V Z Z 由图 12.21,12.55FY,22.19FY 17 应力修正系数SY,由图 12.22,11.62SY,21.82SY 重合度系数Y， 1 2 11 1.883.2() cosV V V Z Z 11 1.883.2() cos13 32101.69 29

34、99 0.750.75 0.250.250.69 1.69V Y 螺旋角系数Y,min1 0.251 0.25 10.75Y (当1,1时 按计算.) min 13.5 11 10.89 120120 YY ，故0.89Y 齿间载荷分配系数FK, 3.83 3.30 1.68 0.69 r Y 前已求得1.75 r FK Y ,故1.75FK 齿向载荷分配系数FK,由图 12.14, 72 12.8 2.25 2.5 b h ,1.44FK 载荷系数K ,1.25 1.10 1.75 1.443.47AVFFKK K KK 弯曲疲劳极限,由图 12.23c,lim1600FMPa,lim 24

35、50FMPa 弯曲最小安全系数,由表 12.14,min1.25FS 应力循环次数 LN , 8 12.87 10LN , 7 28.40 10LN 弯曲寿命系数 NY ,由图 12.24, 10.92NY , 20.94NY 尺寸系数 XY ,由图 12.25, 1.0XY 许用弯曲应力 F lim11 1 min 600 0.92 1 441.6 1.25 FNX F F Y Y MPa S lim 22 2 min 450 0.94 1 338.40 1.25 FNX F F Y Y MPa S 验算 2 111 1 1 2 2 3.47 83767.45 2.55 1.62 0.69

36、0.89113.80 72 72 2.5 FFS n F KT YYY Y bd m MPa 22 212 11 2.19 1.82 113.80109.80 2.55 1.62 FS FFF FS YY Mpa YY 18 传动无严重过载,故不做静强度校核。 表 1传动零件设计计算小结 名称材料硬度齿数齿宽mn分度圆直径 齿轮40Cr260HB2255mm2126545.000mm 齿轮45240HB10545mm21265215.190 mm 齿轮40Cr280HB2882 mm2.513321072.000mm 齿轮45260HB9672mm2.5133210254.952 mm 4.3

37、 画简图4.3 画简图 图 4.1 简图 4.3.1 初估轴径4.3.1 初估轴径 在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能 的降低生产成本。三根轴都选用 40Cr 材料。 由式 16.2,得各轴的最小直径分别为: 14258 7170.5 57.5 71128 19 33 2.731 10212.655 1430 P dCmm n 33 2.623 10221.036 299.038 P dCmm n 33 2.493 10231.149 87.537 P dCmm n 式中: C 为轴强度计算系数,40Cr 所对应的系数为 102 考虑到实际情况,可将这三

38、轴的最小轴径定为 25mm,50mm 和 35mm。 4.3.2 初选联轴器4.3.2 初选联轴器 联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的 轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联 接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯 量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的 联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速 器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用鼓形齿式联轴器。 根据上述分析并考虑到实际情况,

39、联轴器选择如下: 电动机轴和减速器高速轴联接用的 联轴器选用 LT4 联轴器 1 1 28 44 25 44 J J /43232002GB T。 4.3.3 初选轴承 轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对斜齿轮传动，经比较选择，采用 两对角接触球轴承和深沟球轴承。 从高速轴到低速轴， 选用的轴承分别为 7307C、 30210、 30210，均为成组使用，面对面安装。 20 5 轴的校核计算5 轴的校核计算 5.1 高速轴受力分析5.1 高速轴受力分析 高速轴受力情况如下： 图 5.1 高速轴受力情况 1 1 1 22 18238.50 810.60 45 t T FN d 1 1

40、tan810.60tan20 301.74 coscos12 65 tn r F FN 11tan810.60 tan12 65173.80atFFN 水平受力分析: 对2RF作用点取矩,则有 1 11 1 58 301.74 58 173.80 22.5 2 107.06 200200 ra R d FF FN 21 对1RF作用点取矩,则有 11 2 1 142 301.74 142 173.80 22.5 2 194.68 200200 ra R d FF FN 垂直面受力分析: 对2RF作用点取矩,则有: 1 1 58810.60 58 235.07 200200 t R F FN 对

41、1RF作用点取矩,则有:2 1 142 575.53 200 R Ft F 5.2 中间轴校核计算5.2 中间轴校核计算 中间轴结构和受力分析图如下: 22 23 中间轴材料选用 40Cr 调质,750,550BSMPaMPa。 轴的弯曲应力校核步骤如 下: 计算齿轮受力 齿轮所受的力( 1 12 65): 圆周力2 1 810.60t t FFN 径向力21301.74rrFFN 轴向力21173.80aaFFN 转矩283767.45TN mm 齿轮所受的力:( 2 13 3210) 24 圆周力 2 3 3 22 83767345 2326.87 72 t T FN d 径向力 3 3

42、tan202326.87tan20 871.11 coscos13 3210 t r F FN 轴向力33 2 tan2326.87tan13 3210560.19atFFN 计算支承反力 水平面反力 2233 1 215.19072 57.5128 22 199 rara R FFFF F 215.19072 301.74 57.5 173.80871.11 128560.19 22 668.44 199 N 23 2233 2 141.571 22 199 arra R dd FFFF F 215.19072 173.80301.74 141.5871.11 71 560.19 22 99.07 199 N 垂直面反力 32 1 12857.5 1730.90 199 tt R FF FN 32 2 71141.52