基于準平行環(huán)面蝸桿的舞臺燈具架提升機裝置設計說明書

本科學生畢業(yè)設計 準平行環(huán)面蝸桿提升機設計 系部名稱 機電工程系 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化 08 1 學生姓名 指導教師 職 稱 教 授 黑黑 龍龍 江江 工工 程程 學學 院院 二 一二年六月 目 錄 摘 要 ABSTRACT 第 1 章 緒論 1 1 1 本文的研究目的及主要內容 1 1 2 國內外研究現(xiàn)狀 2 1 3 提升機主要技術參數 2 1 3 1 設計條件 2 1 3 2 設計要求 3 1 4 設計的意義 3 第 2 章 減速器的作用及特點 4 2 1 減速器的作用 4 2 2 齒輪減速器的特點 4 2 3 蝸桿減速器的特點 5 2 4 本章小結 6 第 3 章 電動機的選擇 7 3 1 初選電動機類型和結構型式 7 3 2 電動機的容量 8 3 3 電動機的技術數據 9 3 4 本章小結 10 第 4 章 減速器部件的選擇計算 11 4 1 蝸桿傳動設計計算 11 4 1 1 傳動裝置的傳動比及動力參數計算 11 4 1 2 選擇蝸桿 蝸輪材料 12 4 1 3 確定蝸桿頭數及蝸輪齒數 12 4 1 4 驗算滾筒的速度 12 4 1 5 確定蝸桿蝸輪中心距 A 12 4 1 6 蝸桿傳動幾何參數設計 13 4 2 軸的結構設計 16 4 2 1 蝸桿軸的設計 16 4 2 2 蝸輪軸的設計 18 4 3 箱體的結構設計 20 4 4 減速器的附件 21 4 5 本章小結 24 第 5 章 減速器各部件的校核計算 25 5 1 環(huán)面蝸輪蝸桿的校核計算 25 5 2 軸的校核 27 5 2 1 蝸桿軸的強度校核 27 5 2 2 蝸輪軸的強度校核 29 5 3 滾動軸承的選擇及校核 32 5 3 1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 32 5 3 2 蝸輪軸上軸承的校核 34 5 4 鍵聯(lián)接的強度校核 36 5 5 本章小結 37 第 6 章 減速器的潤滑和密封 38 6 1 潤滑油選擇 38 6 2 潤滑方式的選擇 38 6 3 本章小結 38 第 7 章 減速器的安裝使用及維護 39 7 1 減速器的安裝 39 7 2 減速器的使用和維護 39 7 2 1 減速器潤滑油的更換 39 7 2 2 減速器檢修 39 7 2 3 減速器維護 40 7 3 本章小結 40 第 8 章 卷筒和鋼絲繩的選擇 41 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II 8 1 卷筒的選擇 41 8 1 1 選擇提升機卷筒的原則是 41 8 1 2 卷筒的寬度 B 應能容納以下幾部分鋼絲繩 41 8 1 3 提升機最大靜張力及最大靜張力差的驗算 41 8 2 卷筒端蓋的選擇 42 8 3 鋼絲繩的選擇 43 8 4 本章小結 43 結論 44 參考文獻 45 致謝 46 摘 要 這篇畢業(yè)設計的論文主要闡述的是一套系統(tǒng)的關于環(huán)面蝸輪蝸桿減速器的設計方 法 環(huán)面蝸輪蝸桿減速器是蝸輪蝸桿減速器的一種形式 這個方法是以加工過程和蝸 輪減速器的使用條件的數學和物理公式為基礎的 在論文中 首先 對蝸輪蝸桿作了簡單的介紹 接著 闡述了蝸輪蝸桿的設計原 理和理論計算 然后按照設計準則和設計理論設計了環(huán)面蝸輪蝸桿減速器 接著對減 速器的部件組成進行了尺寸計算和校核 該設計代表了環(huán)面蝸輪蝸桿設計的一般過程 對其他的蝸輪蝸桿的設計工作也有一定的價值 目前 在環(huán)面蝸輪蝸桿減速器的設計 制造以及應用上 國內與國外先進水平相 比仍有較大差距 國內在設計制造環(huán)面蝸輪蝸桿減速器過程中存在著很大程度上的缺 點 正如論文中揭示的那樣 重要的問題如 輪齒的根切 蝸桿毛坯的正確設計 蝸 輪蝸桿的校核 關鍵詞 蝸輪 蝸桿 減速器 設計 校核 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 III Abstract This paper of graduation project mainly presents a systematic approach for the design of circular worm gear reducer Circular worm gear reducer is one of the members in the worm gear reducer family The approach is based on the mathematical formulations and physical formulation on the generation process and conditions for the type of worm reducer In the paper first of all it is introduction about the circular worm gear reducer then it is the principles about choose component parts of circular worm gear reducer After that the circular worm gear reducer is designed abase on the principle Then it is checking computations about main component parts of circular worm gear reducer this design represent the common process of circular worm gear reducer it is worth for the design of other kinds of worm gear reducer At present we still fall far short of abroad advanced technology in design manufacture and using There are a lot of fault in the design of circular worm gear reduce As can be revealed from the literature search important problem such as tooth undercutting proper design of worm gear blank computations of worm and label gear Key words Worm Gear Reducer Design Check 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒論 1 1 本文的研究目的及意義 基于準平行環(huán)面蝸桿的舞臺燈具架提升機是在舞臺廣泛應用的一種提升設備 國 內外在舞臺燈光的升降調節(jié)中都廣泛地采用這種設備 為了提高提升機的使用效果國 內外均對發(fā)展其相關技術予以重視 目前 在提升機設計 制造以及應用上 國內與國外先進水平相比仍有較大差距 國外提升機設計比較先進的國家有瑞典 德國 法國等 他們的提升機總體十分完美 安全保護系統(tǒng)完善 但價格昂貴 我國所用的提升機不少為五六十年代的仿蘇產品 使用年限過長 存在的問題較多 其安全性存在較大隱患 為確保燈光的安全升降調節(jié) 減輕勞動強度 提高生產效率 我們研究和設計準平行環(huán)面蝸桿提升機具有很大的使 用價值和現(xiàn)實意義 這樣我們也可以為該方面的研究與設計積累經驗 為縮短與國外 先進國家的差距做努力 1 2 國內外研究現(xiàn)狀 國外提升機技術的發(fā)展很快 其主要表現(xiàn)在以下幾個個方面 一方面是式提升機 的功能多元化 應用范圍擴大化 另一方面是提升機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā) 展 尤其是高距離 大運量 高提升速等大型提升機已成為發(fā)展的主要方向 其核心 技術是開發(fā)應用了提升機動態(tài)分析與監(jiān)控技術 提高了式提升機的運行性能和可靠性 目前 我國生產制造的提升機的品種 類型較多 主要特點 1 驅動功率小 采用流入式喂料 誘導式卸料 大容量的料斗密集型布置 在物 料提升時幾乎無回料和挖料現(xiàn)象 因此無效功率少 2 提升范圍廣 這類提升機對物整機運行的可靠性 無故障時間超過2萬小時 提 升高度高 提升機運行平穩(wěn) 因此可達到較高的提升高度 料的種類 特性要求少 不但能提升一般粉狀 小顆粒狀物料 而且可提升磨琢性較大的物料 密封性好 環(huán) 境污染少 3 運行可靠性好 先進的設計原理和加工方法 4 使用壽命長 提升機的喂料采取流入式 無需用斗挖料 材料之間很少發(fā)生擠 壓和碰撞現(xiàn)象 本機在設計時保證物料在喂料 卸料時少有撒落 減少了機械磨損 但與國外一些先進技術還存在不小的差距 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 評價提升機產品性能高低的指標主要有以下這些 運輸高度 提升速 輸送量 驅動總功率 隨著提升機的不斷發(fā)展 為了適應高產高效集約化生產的需要 提升機 的輸送能力要加大 高效節(jié)能 高提升速 加大提升量是今后發(fā)展的必然趨勢 也是 高產高效谷物提升機的發(fā)展方向 在今后的5年內 提升機提升量要提高到 1200m h 對于可伸縮提升機輸送高要達到100m 本次畢業(yè)設計的主要任務是設計舞臺上用于提升燈具的小型提升機 國內外在舞 臺燈光的升降調節(jié)中都廣泛地采用這種設備 為了提高提升機的使用效果 國內外均 對其發(fā)展技術予以重視 小型提升機的主要部分是原動機和工作機之間的減速機構 多采用齒輪傳動 齒輪傳動分為圓柱齒輪 圓錐齒輪和蝸桿傳動 圓柱齒輪傳動具有 傳動速度和功率范圍大 傳動效率高 對中心距的敏感性小 裝配和維修簡單 可以 進行變位切削及各種修行 修緣 以適應提高傳動質量的要求 易于進行精確加工等 特點 但它不具有自鎖性 圓錐齒輪傳動具有軸向力小 制造容易 成本低等優(yōu)點 但其承載能力低 噪聲大 多用于低速 輕載而穩(wěn)定的傳動 蝸桿傳動用于交錯軸間 傳遞運動及動力 它的主要優(yōu)點是 傳動比大 工作較平穩(wěn) 噪聲低 結構緊湊 可 以自鎖 根據設計要求采用蝸桿傳動 目前 蝸桿傳動中應用最為廣泛的是平面二次 包絡環(huán)面蝸桿 它是用平面盤狀銑刀或平面砂輪在專用機床上按包絡原理加工蝸桿的 螺旋面 以此螺旋面作為母面 按包絡原理加工出蝸輪齒面 用此蝸輪與上述蝸桿組 成的傳動 這種蝸桿齒面可淬硬磨削 可保證傳動的精度和提高傳動的性能 這種傳 動都是多齒嚙合和雙接觸線接觸 形成油膜條件好 當量曲率半徑達 因而承載能力 大 效率很高 可達97 小型提升機結構簡單 安全可靠 各種不同型號的提升機 雖經長期實踐不斷改 進 但其工作原理和結構大同小異 而其工作性能的好壞卻相差較大 小型提升機的 技術性能主要取決于減速器的性能 電動機的選擇和滾筒的選擇 減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用 也是舞臺燈具提升 機的主體部分 減速器在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛 70 到 80 年代 世界減速器技術 有了很大發(fā)展 目前減速器技術有了很大發(fā)展 通用減速器體現(xiàn)以下發(fā)展趨勢 1 高水平 高性能 2 積木式組合設計 基本參數采取優(yōu)先數 尺寸規(guī)格整齊 零件通用性和互 換性強 系列容易擴充和花樣翻新 利于組織批量生產和降低成本 3 形式多樣化 變型設計多 擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式 增添了空心 軸懸掛式 浮動支承底座 電動機與減速機一體式聯(lián)接 多方位安裝面等不同型式 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 擴大使用范圍 1 1 3 提升機主要技術參數 1 3 1 設計條件 1 對一定質量的重物提起或落下 2 提升線速度約為 8 10m min 3 提升燈具質量約為 500kg 4 采用一級變速 5 所選電動機轉速約為 910 1000r min 6 批量條件 小批量 7 制造條件 一般制造條件 小型工廠生產 8 保險系數 1 25 1 3 2 設計要求 1 運轉定性 1 軸承有一定的潤滑性 2 主要零部件不易損壞 3 對提升線速度有一定的要求 4 環(huán)境的機械傳動平穩(wěn) 支撐零件具有足夠的剛度 無明顯的振動 2 無害性 1 工作時噪聲低于標準規(guī)定的水平 2 軸承無漏油現(xiàn)象 3 盡量減少各種振動和沖擊 3 技術經濟性 1 結構簡單 減輕自重 減少制造成本 系列化 2 采用較高的傳動系統(tǒng) 4 結構工藝性 1 無特殊加工的零部件 2 結構易于拆裝 運貨 5 造型藝術性 1 外觀造型新穎 2 尺寸比例符合美觀規(guī)律 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 3 外觀 結構 材料的選擇和表面處理協(xié)調 6 設計規(guī)范性 1 零部件盡量采用標準件 2 技術參數符合優(yōu)先數系 1 4 主要內容 對準平行環(huán)面蝸桿提升機進行總體設計 結構設計 環(huán)面蝸輪蝸桿減速器設計 滾筒設計 以及潤滑方式和支承方式的選取 第 2 章 減速器的作用及特點 小型提升機的主要部分是原動機和工作機之間的減速機構 通常的減速機構主要 有齒輪減速器和蝸輪蝸桿減速器 2 1 減速器的作用 減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用 在現(xiàn)代機械中應用 極為廣泛 減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類 二者的設計 制造 和使用特點各不相同 70 80 年代 世界減速器技術有了很大發(fā)展 通用減速器體現(xiàn)以下發(fā)展趨勢 1 高水平 高性能 2 積木式組合設計 基本參數采取優(yōu)先數 尺寸規(guī)格整齊 零件通用性和互換 性強 系列容易擴充和花樣翻新 利于組織批量生產和降低成本 3 形式多樣化 變型設計多 擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式 增添了空心軸 懸掛式 浮動支承底座 電動機與減速機一體式聯(lián)接 多方位安裝面等不同型式 擴 大使用范圍 促進減速器水平提高的主要因素有 1 硬齒面技術的發(fā)展和完善 如大型磨齒技術 滲碳淬火工藝 齒輪強度計 算方法 修形技術 變形及三 優(yōu)化設計方法 齒根強化及其元化過渡 新結構等 2 用好的材料 普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件 材料和熱處理質量控制水平 高 3 結構設計更合理 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 4 加工精度提高到 ISO5 6 級 5 軸承質量和壽命提高 6 潤滑油質量提高 2 2 2 齒輪減速器的特點 齒輪傳動是機械傳動中重要的傳動之一 形式很多 應用廣泛 傳遞的功率可達 近十萬千瓦 圓周速率可達 200m s 齒輪傳動的特點主要有 1 效率高 在常用的機械傳動中 以齒輪傳動效率最高 如一級圓柱齒輪傳動 效率可達 99 2 結構緊湊 在同樣的使用條件下 齒輪傳動所需的空間尺寸一般比較小 3 工作可靠 壽命長 設計制造正確合理 使用維護良好的齒輪傳動 工作可 靠 壽命可長達一 二十年 這也是其它機械傳動所不能比擬的 4 傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定是對傳動性能的基本要求 齒輪傳動能廣泛應用 也 是因為具有這一特點 但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高 價格昂貴 且不宜用于傳動距離過大的 場合 2 3 蝸桿減速器的特點 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸之間傳遞運動和動力的一種機構 兩軸交錯的夾角 可為任意值 常用的為 90 度 這種傳動由于具有下述特點 故應用頗為廣泛 1 當使用單頭蝸桿時 蝸桿旋轉一周 蝸輪只轉過了一個齒距 因而能實現(xiàn)大 的傳動比 在動力傳動中 一般傳動比 I 5 80 在分度機構或手動機構中 傳動比可 達 300 若只傳遞運動 傳動比可達 1000 由于傳動比大 零件數目又少 因而結構 很緊湊 2 在蝸桿傳動中 由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒 它和蝸輪齒是逐漸進入嚙 合及逐漸退出嚙合的 同時嚙合的齒對又較多 故沖擊載荷小 傳動平穩(wěn) 噪聲低 3 當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時 蝸桿傳動更具有自鎖性 4 蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似 在嚙合處有相對滑動 當滑動速度很大 工 作條件不夠良好時 會產生較嚴重的磨擦和磨損 從而引起過分發(fā)熱 使?jié)櫥闆r惡 化 因此磨損較大 效率低 當蝸桿傳動具有自鎖性時 效率僅為 0 4 左右 同時由 于摩擦與磨損嚴重 常需耗用有色金屬制造蝸輪 以便與鋼制的蝸桿配對組合成減磨 性良好的滑動摩擦劑 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 根據蝸桿分度曲面的形狀 蝸桿傳動可以分成三大類 圓柱蝸桿傳動 環(huán)面蝸桿 傳動 錐蝸桿傳動 蝸桿分度曲面是圓環(huán)內表面的一部分 蝸桿軸線平面內理論齒廓為直線的蝸桿傳 動稱為直廓環(huán)面蝸桿傳動 俗稱 球面蝸輪傳動 它始于 1921 年的美國造船業(yè) 其 代表產品是美國 CONE DRIVE 50 年代起在我國得到推廣應用 與普通圓柱蝸桿傳 動相比 這種蝸桿同時包容齒數多 雙線接觸線形成油膜條件好 兩齒面接觸線誘導 法曲率半徑大 因此 承載能力是相同中心矩普通蝸桿的 1 5 3 倍 小值適應于小 中心矩 大值適應于大中心矩 在傳遞同樣功率時 中心矩可縮小 20 40 由于 性能優(yōu)良 美國 日本 俄羅斯等國都將這種傳動作為動力傳動中的主要形式之一廣 泛使用 美國生產產品系列中心矩為 15 1320 速比為 5 343000 最高傳動效率 可達 97 我國經過 40 年的研究和發(fā)展 目前這種蝸桿的生產品種也十分可觀 最 大中心矩可達到 1200 最少齒數比為 5 蝸桿頭數達 6 最高傳動效率可達 94 這種蝸桿傳動分為 原始型 和 修整型 兩種 原始型 直廓環(huán)面蝸桿的螺旋齒面的形 成為 一條與成形圓相切 位于蝸桿軸線平面內的直線 在繞成形圓的圓心作等角速 的旋轉運動的同時 又與成形圓一起圍繞蝸桿的軸線作等角速的旋轉運動 這條直線 在空間形成的軌跡曲面 就是直廓環(huán)面蝸桿的齒面 由于蝸桿齒面的發(fā)生線是直線刀 刃 蝸桿螺旋面是直線刀刃形成的不可展直紋面而不是由包絡產生的 難以實現(xiàn)磨削 這種蝸桿制造鋼筋工藝比較復雜 不易獲得高精度的傳動 這是直廓環(huán)面蝸桿傳動的 主要缺點 修整型 直廓環(huán)面蝸桿螺旋面的形成 基本上與 原始型 相同 不同之處在于加 工時根據設計要求的修形曲線 將加工參數加以改變 一般常用的有 變位異速修形 和變速比修形兩種工藝方法 變位異速修形方法就是在加工蝸桿時 刀具位置及固定 傳動比不同于蝸桿副工作時的位置及速比 變速比修形方法則是加工時瞬時傳動比按 一定規(guī)律變化 用修形加工方法加工的蝸桿與由修形滾刀加工成的蝸輪組成 修整型 直廓環(huán)面蝸桿傳動 消除了蝸輪齒面中部棱線接觸 不僅改善了裝配條件 減少了誤 差敏感性 更重要的是 與 原始型 蝸桿傳動比較 接觸區(qū)擴大 形成油膜條件好 包容齒數間載荷有平均作用 因而其承載能力 嚙合性能和傳動效率均較 原始型 高 準平行嚙合線二次包絡環(huán)面蝸桿中蝸輪滾刀是可鏟背可磨削的 蝸輪齒面沒有脊 線 運動不會產生干涉 工裝和理論相吻合 和同類蝸桿相比 它還具有以下幾個特 點 1 瞬時接觸線和相對運動速度方向夾角穩(wěn)定 且接近 90 度 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 2 蝸輪齒面是用鏟背滾刀制造加工而成 因此蝸輪齒面接觸面大 質量穩(wěn)定 3 同時參加嚙合的蝸輪齒數多 一般可達為蝸桿齒數 2 2 9 Z Z 4 蝸輪齒面無脊線 傳遞運動時不會產生干涉 因此這種蝸桿傳動承載功率大 動壓油涵穩(wěn)定傳動 噪聲低 平衡溫度低等特征 由以上分析可以看出 雖然普通齒輪減速器具有效率高 工作可靠 壽命長 傳 動比穩(wěn)定等優(yōu)點 但是不具備設計條件中重點要求的自鎖性 所以不能選用 故我選 擇準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器 3 2 4 本章小結 本章主要說明了減速器的主要作用 發(fā)展趨勢 分類以及特點 重點介紹了齒輪 減速器和蝸輪蝸桿減速器 通過分析比較齒輪減速器和蝸輪蝸桿減速器的特點 使我 們了解到準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器具有的其它減速器所不具備的很多優(yōu)點 第 3 章 電動機的選擇 根據設計要求并結合以上分析 我們在設計中采用準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器 具體設計方案是 選用的電動機輸出轉速是 940r min 由凸緣聯(lián)軸器將電動機軸 和準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器的輸入軸相聯(lián)接 經過減速器的減速 電動機輸出的 轉速降為 18 8r min 再有凸緣聯(lián)軸器將減速器的輸出軸與滾筒軸聯(lián)接 將減速器輸 出軸的轉速傳給滾筒 滾筒轉動帶動繞在其上面的鋼絲繩旋轉 由鋼絲繩提起具有一 定質量的燈具 設計方案如圖 3 1 提升機設計結構方案所示 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 蝸輪蝸桿減速器 4 聯(lián)軸器 5 滾筒 圖 3 1 提升機設計結構方案 3 1 初選電動機類型和結構型式 電動機是專門工廠批量生產的標準部件 設計時要根據工作機的工作特性 電源 種類 交流或直流 工作條件 環(huán)境溫度 空間位置等 載荷大小和性質 變化性質 過載情況等 起動性能和起動 制動 正反轉的頻繁程度等條件來選擇電動機的類 型 結構 容量 功率 和轉速 并在產品目錄中選出其具體型號和尺寸 電動機分交流電動機和直流電動機兩種 由于生產單位一般多采用三相交流電源 因為此 無特殊要求時均應選用三相交流電動機 其中以三相異步交流電動機應用最 廣泛 根據 不同防護要求 電動機有開啟式 防護式 封閉自扇冷式和防爆式等不 同的結構型式 Y 系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機 由于其結構 簡單 工作作可靠 價格低廉 維護方便 因此廣泛應用于不易燃 不易爆 無腐蝕 性氣體和無特殊要求的機械上 如金屬切削機床 運輸機 風機 攪拌機等 對于經 常起動 制動正反轉的機械 如起重 提升設備 要求電動機具有較小的轉動慣量和 較大過載能力 應選用冶金及起重用三相異步電動機 YZ 型 籠型 或 YZR 型 繞線型 電動機的容量 功率 選擇的是否合適 對電動機的正常工作和經濟性都有影響 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 容量選得過小 不能保證工作機正常工作 或使電動機因超載而過早損壞 而容量選 得過大 則電動機的價格高 能力又不能充分利用 而且由于電動機經常不滿載運行 其效率和功率因數較低 增加電能消耗而造成能源的浪費 電動機的容量主要根據電 動機運行時的發(fā)熱條件來決定 4 由以上的選擇經驗和要求 我選用 三相交流電 Y 系列籠型三相異步交流電動 機 3 2 電動機的容量 1 確定提升機所需的功率 P 由滾筒圓周力和滾筒速度 v 見公式 3 2 2 F P W Fv 1000 3 2 式中 N FGmg m 提升重量 m 450kg N450 9 84410F s 9 0 15 60 vm s 帶入數據得 0 826875 KW w P 2 確定傳動裝置效率 傳動裝置的效率由以下的要求 1 軸承效率均指一對軸承而言 2 同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率 不要漏掉 3 蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數 z1有關 應先初選頭數后 然后估計效率 此外 蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效率 因此在總效率的計 算中蝸桿軸上軸承效率不再計入 各傳動機構和軸承的效率為 法蘭效率 1 0 98 設計中 電動機與減速器相連的法蘭 相當于一個 凸緣聯(lián)軸器 一級環(huán)面蝸桿傳動效率 7 0 2 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 一對滾動軸承傳動效率 3 0 98 凸緣聯(lián)軸器效率 98 0 4 從電動機至工作機主動軸之間的總效率 故傳動裝置總效率 2 1234 2 0 98 0 7 0 980 980 646 電動機的輸出功率 d P 考慮傳動裝置的功率損耗 電動機輸出功率 d P w P 則 kw d P w P 0 826875 1 3 0 646 3 3 電動機的技術數據 根據計算的功率可選定電動機額定功率 取同步轉速 1000 6 級minr 選用 Y100L 6 三相異步電動機 2 其主要參數如下 電動機額定功率 1 5kW 0P 電動機滿載轉速 940 nminr 電 流 I 3 97A 電動機外形和安裝尺寸為 E 60mm H 100mm A 160mm B 140mm C 63mm K 12mm AB 205mm AD 180mm AC 105mm HD 245mm 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 AA 40mm BB 176mm 3 4 本章小結 本章通過對電動機的介紹 說明了電動機的作用 分類及特點 并通過比較選定 了三相交流電 Y 系列籠型三相異步交流電動機 通過計算確定了電動機的功率 進 而選擇了電動機的型號 得到了電動機的主要參數 第 4 章 減速器部件的選擇計算 4 1 蝸桿傳動設計計算 4 1 1 傳動裝置的傳動比及動力參數計算 1 總傳動比及滾筒初定 由于選定轉速比為 i 50 1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 所以滾筒轉速 940 50 18 8 n minr 從而 滾筒直徑 D mm 圓整為 155 mm 1000v n 9 1000 152 46 18 8 2 傳動裝置運動參數的計算 1 各軸功率計算 KW 1 P 0 P 1 1 5 0 981 47 KW 21 PP 2 2 3 2 1 47 0 70 980 97 2 各軸轉速的計算 n 940 1 min r n n 940 50 18 8 2滾筒 minr 3 各軸輸入扭矩的計算 N m 1 T 1 1 P1 47 9550955014 93 n940 N m 2 T 2 2 P0 97 95509550492 74 n18 8 綜合以上計算有表 4 1 各參數列表 表 4 1 各參數列表 軸 名功率 Kw轉速minr扭矩 N m 蝸桿軸1 4794014 93 蝸輪軸0 9718 8492 74 4 1 2 選擇蝸桿 蝸輪材料 1 選擇蝸桿傳動的類型 采用準平行環(huán)面蝸桿傳動 2 選擇蝸桿 蝸輪材料 確定許用應力 考慮蝸桿傳動中 傳遞的功率不大 速度只是中等 根據 2 表 5 2 蝸桿選用 40Cr 因希望效率高些 耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求 調質 HB265285 蝸輪選用 鑄錫磷青銅 ZQSn10 1 金屬模鑄造 為了節(jié)約貴重有色金屬 僅齒圈用錫磷青銅制 造 輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造 蝸輪材料的許用接觸應力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 190 H 2 N mm 蝸輪材料的許用彎曲應力 44 2 F 2 N mm 4 1 3 確定蝸桿頭數 Z 及蝸輪齒數 Z 12 選取 Z 1 1 則 Z Z i 1 50 50 21 故取 Z 50 2 4 1 4 驗算滾筒的速度 實際傳動比 i 50 1 工作機滾筒轉速 n 940 50 18 8 滾筒 minr 鋼絲繩的提升速度 3 14 D n 1000 3 14 155 18 8 1000 9 15m min V 速度誤差 1 67 5 合適 VV V 8 8 93 8 4 1 5 確定蝸桿蝸輪中心距 a 1 確定蝸桿的計算功率 有公式 4 1 c1 P 4 1 1A C1 PK P K FMP K 式中 K 使用場合系數 每天工作一小時 輕度震動 A K 0 7 A K 制造精度系數 取 7 級精度 F K 0 9 F K 材料配對系數 齒面滑動速度 10 MP K 0 85 MP 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 代入數據得 KW 1A C1 PK P K FMP K 1 47 0 70 1 35 0 90 0 85 以等于或略大于蝸桿計算功率所對應的中心距作為合理的選取值 選取蝸桿 1C P 的中心距 a 100mm 3 由于準平行二次包絡環(huán)面蝸桿為新型得蝸桿 它的優(yōu)點是 接觸面大 導程角 它的 值穩(wěn)定且一定 則潤滑好 接 觸面大應直接根據 原始型 傳動蝸桿設計參數 4 1 6 蝸桿傳動幾何參數設計 準平行二次包絡環(huán)面蝸桿的幾何參數和尺寸計算表 1 中心距 選取 a 100mm 2 齒數比 u 50 2 1 z z 3 蝸輪齒數 選取 2 50z 4 蝸桿頭數 選取 1 1z 5 蝸桿齒頂圓直徑 選取 45mm1ad 6 蝸輪輪緣寬度 選取 b 28mm 2 7 蝸輪齒距角 2 360 7 2 z 8 蝸桿包容蝸輪齒數 K 5 2 10 z 9 蝸輪齒寬包角之半 0 5 K 0 45 w 16 38 10 蝸桿齒寬 選取 53mm 1 b 11 蝸桿螺紋部分長度 選取 59mmL 12 蝸桿齒頂圓弧半徑 選取 R 82mm 1a 13 成形圓半徑 選取 65mm b d 14 蝸桿齒頂圓最大直徑 選取 53 8mm 1e d 15 蝸輪端面模數 m mm t 2 1 2 2 a a hz da 155 3 18 48 6 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 16 徑向間隙 0 5104mm0 16 t Cm 17 齒頂高 h 0 75 m 2 233mm at 18 齒根高 h h C 2 7434mm fa 19 全齒高 h h h 4 9764mm af 20 蝸桿分度圓直徑 0 624 a 40 534mm 1 d 2 02 i 875 0 21 蝸輪分度圓直徑 2a 159 466mm 2 d 1 d 22 蝸輪齒根圓直徑 d 2 h 153 9792mm 2f2 d f 23 蝸桿齒根圓直徑 d 2 h 35 05 1f1 d f 判斷 因為 28 12mm 滿足要求 0 875 1 2 f a d 24 蝸輪喉圓直徑 d 2 h 163 932mm 2a2 d a 25 蝸輪齒根圓弧半徑 82 475mm 1 1 0 5 ff Rad 26 蝸桿螺紋包角之半 1 0 5 arctan 0 5 e L ad 29 5 arctan 73 1 21 977 27 蝸輪喉母圓半徑 2g cos cos5 0 2a da 1000 5 163 93 0 9273 0 9273 25 88mm 28 蝸輪外緣直徑 由作圖可得 164 95mm 2e d 29 蝸桿分度圓導程角 m 2 1 arctan d ud 2 1 arctan 4 50 d ud 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 30 蝸桿平均導程角 w 2 1 arctan 4 09 d K ud 31 分度圓壓力角 2 sin b d arc d 24 32 蝸桿外徑處肩帶寬度 取 3mm3 189 t m 33 蝸桿螺紋兩端連接處直徑 35mm 11f DTD 34 蝸輪分度圓齒厚 2 0 55SP 2 2 3 14 159 465 10 014 50 d P z 數據帶入公式得 5 508mm 2 S 35 齒側隙 查表 4 2 6 得 0 208 n j 36 蝸桿分度圓齒厚 4 2984 122 SPSj 37 蝸桿分度圓法向齒厚 4 285 11cosnm SSr 38 蝸輪分度圓法向齒厚 5 49 22cosnm SSr 39 蝸輪齒冠圓弧半徑 19 2775 2 0 55 af Rd 40 蝸桿測量齒頂高 1 12 2 0 51 cosarcsin aa S hhd d 2 2035 41 蝸桿測量齒頂高 2 22 2 0 51 cosarcsin aa S hhd d 2 185 4 2 軸的結構設計 4 2 1 蝸桿軸的設計 1 軸的材料選擇 選用 45 號鋼 調質 2 最小軸徑的初步計算 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 由表 6 2 取 105 根據公式 4 2 2 0 A mm n P Ad3 1 1 0min 4 2 式中 軸的轉速 940r min 1 n 軸傳遞的功率 1 47kW 1 P 計算截面處的軸的直徑 mm min d 將數據代入公式 3 min 1 47 105 940 d 得 dmin 12 2mm 輸出軸的最小直徑是按照聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選軸的直徑 與 1 2 d d 聯(lián)軸器的孔徑相適應 故需同時選取聯(lián)軸器的型號 聯(lián)軸器的計算轉距 Tca KA T1 查表 15 3 考慮到轉距變化很小 故取 Ka 1 3 則 Tca 1 3 14 93 19 409N m 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件 選用 YL4 型凸緣聯(lián)軸器 半聯(lián) ca T 軸器的孔徑 22mm 故取 22mm 半聯(lián)軸器的長度 L 52mm 2 1 d 1 2 d 3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度擬訂軸上零件的裝配方案 本題的裝配方案已經在前面分析比較 現(xiàn)選用如圖 4 1 蝸桿軸簡圖所示的裝配方 案 1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1 2 軸段右端制出一軸故取 28mm 左端用軸端擋定位 按軸端直徑 28mm 取擋圈直徑 D 30mm 半 2 3 d 2 3 d 聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 52mm 保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上 而不壓在軸 1 L 的端面上 故 1 2 段的長度應比略短一些 故取 50mm 12l 2 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選單列圓 錐滾子軸承 參照工作要求并根據 28mm 由軸承產品目錄中初步選取標準精度23d 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 級的單列圓錐滾子軸承 30207 其尺寸為 d D T 35 72 18 25mm 故 35mm 34d 78d 3 已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑 45mm 最大齒頂圓直徑 53 8mm 蝸 1a d 1e d 桿螺紋部分長度 L 59mm 蝸桿齒寬 53mm 53 8 所以取 1 b 5 6 d 68mm 53 8mm 45mm 42mm 5 6 l 5 6 d 5 6 d 4 5 d 4 軸承端蓋的總寬度為 20mm 由減速器及軸承端蓋的結構設計而定 根據軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸的右端面間 的距離 l 20 mm 故取 40mm 23l 5 為避免蝸輪與箱體內壁干涉 應取箱體內壁凸臺之間距離略大于蝸輪的最 大直徑 取內壁距離 175mm 考慮到箱體的鑄造誤差 在確定滾動軸承位置時 應 l 距箱體內壁一段距離 S 取 S 8mm 如圖 6 在 3 4 和 7 8 軸段應各裝一個濺油輪 形狀如圖所示 取其長度 L 27 75mm 所以 可求得 mm 3 47 8 18 2527 7546ll 33 75mm 4 56 7 6827 75 28 2 2 l ll 至此 已初步確定了軸的各段直徑和長度 4 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接 按由手冊查得平鍵截面為 1 2 d mm GB T1095 1979 鍵槽用鍵 mm 槽銑刀加工 長為8 7b h 8 7b h 45mm 標準鍵長見 GB T1096 1979 半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7 k6 滾動軸承與 軸的周向定位是借過渡配合來保證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 5 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 2 各軸肩處的圓角半徑如圖 4 1 45 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 12345678 圖 4 1 蝸桿軸簡圖 4 2 2 蝸輪軸的設計 1 軸的材料選擇 選用 45 號鋼 調質 2 650 b 2 N mm 2 軸徑的初步計算 取 A 112 根據公式 2 2 3 min0 2 p dA n 式中 軸的轉速 18 8r min 2 n 軸傳遞的功率 0 97kW 2 P 計算截面處的軸的直徑 mm min d 將數據代入公式得 mm 2 3 3 min0 2 0 97 11241 7 18 8 p dA n 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 故需選取聯(lián)軸器型號 1 2 d 聯(lián)軸器計算轉距 查表 15 3 考慮到轉距變化很小 故取 2 TKT Aca 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 Ka 1 3 則 N m56 64074 4923 1 ca T 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件 查標準手冊 GB5843 86 選用 ca T GYS6 型凸緣聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器的孔徑 50mm 故取 50mm 半聯(lián)軸器的長度 1 d 1 2 d L 84mm 3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度擬訂軸上零件的裝配方案 本 題的裝配方案已經在前面分析比較 現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案 1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1 2 軸段右端需制出一軸肩 故取 55mm 82mm 2 3 d 12l 2 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用單列 圓錐滾子軸承 參照工作要求并根據 55mm 由軸承產品目錄中初步選取零23d 基本游隙組 標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30212 其尺寸為 d D T 60 110 23 75mm 故 60mm 23 75mm 34d 6 7 d 78l 3 取安裝蝸輪處的軸段直徑 65mm 蝸輪左端與左端軸承用套筒定位 4 5 d 已知蝸輪輪緣寬度為 28mm 所以可取蝸輪輪轂寬度為 52mm 為了使套筒端面可靠 地壓緊蝸輪 4 5 段應略短于輪轂寬度 故取 50mm 4 5 l 4 蝸輪右端采用軸肩定位 軸肩高度0 07d 取 6mm 則軸環(huán)處直徑h h 77mm 軸環(huán)寬度 取 12mm 12mm 68mm 5 6 d 1 4bh 5 6 l 6 7 l 6 7 d 5 軸承端蓋的總寬度為 28mm 由減速器及軸承端蓋的結構設計而定 根據 軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸的右端面 間的距離 l 22 mm 故取 50mm 23l 6 取蝸輪距箱體內壁之距離 a 16mm 考慮到箱體的鑄造誤差 在確定滾動 軸承位置時 應距箱體內壁一段距離 取 s 8mm 如圖 則 2 16 8 23 75 49 75mm 至此 已初步確定了軸的各段直徑和長度 3 4 l 4 軸上零件的周向定位蝸輪 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接 根據 可選蝸輪與軸之間的平鍵尺寸為mm GB T1096 1979 鍵槽用鍵 4 5 d 18 11b h 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 槽銑刀加工 長為 45mm 標準鍵長見 GB T1096 1979 同時保證蝸輪與軸配合有 良好的對中性 選擇輪轂與軸的配合為 H7 n6 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結按由手冊查12d 得平鍵截面為mm GB T1096 1979 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為16 10b h 70mm 標準鍵長見 GB T1096 1979 半聯(lián)軸器與軸的配合 H7 k6 滾動軸承與軸 的周向定位是借過渡配合來保證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 5 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 2 各軸肩處的圓角半徑如圖 4 2 蝸輪軸簡圖 9 10 45 87654321 圖 4 2 蝸輪軸 4 3 箱體的結構設計 箱體按其結構形狀的不同可分為剖分式和整體式 按其制造方式的不同可分為 鑄造箱體和焊接箱體 減速器的箱體多采用剖分式結構 剖分式箱體由箱座與箱蓋兩部分組成 用螺栓聯(lián)接起來構成一個整體 剖分式與 減速器內傳動件軸心線重合 有利于軸系部件的安裝和拆卸 立式大型減速器可采用 若干個剖分面 剖分接合面必須有一定的高度 并且要求仔細加工 為了保證箱體的 剛度 在軸承處設有加強肋 箱體底座有一定的厚度和高度 以保證安裝的穩(wěn)定性和 剛度 近年來 減速器箱體的設計出項了一些外形簡單 整齊的造型 以方形小圓角過 渡代替?zhèn)鹘y(tǒng)的大圓角曲面過渡 上下箱體的聯(lián)接處的外凸緣改為內凸緣結構 加強肋 和軸承座均設計在箱體內部等等 根據畢業(yè)設計的要求 選擇剖分式結構的箱體 由于鑄鐵具有良好的鑄造性能和 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 切削加工性能 成本又低 所以箱體用 HT200 制造 減速器箱體的結構尺寸 1 箱座壁厚 0 0438a 取 10mm 2 箱蓋壁厚 1 0 858 取 1 8 5mm 3 箱體凸緣厚度 箱座 1 515bmm 箱蓋 111 513bmm 箱座底 22 525bmm 4 加強肋厚 箱座 0 858 5mmm 箱蓋 110 857mmm 5 地腳螺栓直徑 0 75 1615 6fdmm 取 16fdmm 6 地腳螺栓數目 n 4 7 軸承觀察箱聯(lián)接螺栓的直徑 d1 0 75df 0 75x16 12 取 d1 12mm 8 箱蓋箱座聯(lián)接螺栓的直徑 d2 0 5df 8mm 9 軸承蓋螺釘直徑和數目 d3 8mm 數目為 4 10 觀察孔蓋螺釘直徑 d4 6mm 11 軸承旁凸臺高度和半徑 h 由結構確定 R1 C2 4 4 減速器的附件 1 窺視孔和視孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況 接觸斑點 側隙和向箱內傾注潤滑油 在傳動件嚙合 區(qū)上方箱蓋上開設窺視孔 窺視孔應有足夠的大小 以便手能伸人進行操作 為此 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 方形窺視孔長應 90mm 寬應 50mm 為防止?jié)櫥惋w濺出來和污物進入箱體內 在窺視孔上應設有視孔蓋密閉 蓋板用螺釘固定在箱蓋上 在蓋板與箱蓋上應放置密 封墊片 2 通氣器 減速器工作時 箱體溫度升高 氣體膨脹 壓力增大 對減速器各接縫面的密 封很不利 通常在箱蓋頂部或檢查孔蓋上裝有通氣器 使減速器內熱膨脹的氣體能自 由逸出 保持箱內壓力正常 從而保證減速器各部接縫面的密封性能 通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上 較完善的通氣器內部制成一定的曲路 并設 有金屬網 選擇通氣器時應考慮其對環(huán)境的適應性 規(guī)格尺寸應與減速器的大小相適應 如 圖 4 3 通氣器 圖 4 3 通氣器 3 定位銷 為了保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度 需在箱體分箱面凸絳長度方向兩側 各安裝 個圓錐定位銷 兩銷應置遠一些 但不宜對稱布置 定位銷孔應在箱蓋和箱 座緊固后鉆空 其位置應便于鉆 鉸和裝拆 不應與鄰近箱壁和螺釘相碰 定位銷的直徑可取 d o 7 o 8 d d 為凸緣上螺栓的直徑 長度應大于分 箱面凸緣的總厚度 如圖 4 4 定位銷 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 圖 4 4 定位銷 4 起蓋螺釘 為了保證減速器的密封性 常在箱體的剖分面上涂有水玻璃或密封膠 為便于拆 卸箱蓋 在箱蓋凸緣上設置 1 到 2 個起蓋螺釘 拆卸箱蓋時 擰動起蓋螺釘 便可頂 起箱蓋 起蓋螺釘設置在箱蓋聯(lián)接凸緣上 其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度 起蓋螺 釘直徑可與凸緣聯(lián)接螺釘相同 螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形 如圖 4 5 起蓋螺釘 圖 4 5 起蓋螺釘 5 起吊裝置 為了搬運和裝卸箱蓋 在箱蓋上裝有吊環(huán)螺釘或鑄有吊耳 吊鉤 為了搬運箱蓋 或整個減速器 在箱座兩端聯(lián)接凸緣處鑄出吊鉤 如圖所示 4 6 起吊裝置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 圖 4 6 起吊裝置 6 放油孔及螺塞 為了排除污油 在減速器的箱座最底處設有放油孔 并用放油螺塞和密封墊圈將 其堵住 如圖 4 7 放油孔及螺塞所示 圖 4 7 放油孔及螺塞 4 5 本章小結 本章通過大量的計算確定了蝸桿傳動主要參數以及蝸桿 蝸輪的材料 設計了蝸 桿軸和蝸輪軸 確定了減速器箱體的主要結構參數以及減速器的附件 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 第 5 章 減速器各部件的校核計算 5 1 環(huán)面蝸輪蝸桿的校核計算 環(huán)面蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪切強的限制 因而若許 用傳動功率確定中心距 則然后校核蝸輪齒根剪切強度 11 12 由于軸承變形增加了蝸桿軸向位移 使蝸輪承受的載荷集中在 2 3 個齒上 而 且 由于蝸輪輪齒的變形 造成卸載 引起載荷沿齒高方向分布不均 使合力作用點 向齒根方向偏移 因而 蝸輪斷齒主要由于齒根剪切強度不足造成的 校核由公式 5 1 可得 校核 c fp F z A k 5 1 式中 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷 c F 蝸輪包容齒數 z 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數 f A 蝸輪齒根受剪面積 p k 公式中各參數的計算 1 的計算 c F c F 2 22tan m FFr 式中 作用在蝸輪輪齒上的圓周力 2 F 2 2 2T d 蝸桿喉部螺旋升角 4 5 m r 當量齒厚 p 滑動速度 1 1 19100cos s m