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I 目 錄 第一章 設(shè)計要求及方案擬定 1 1 1 設(shè)計要求 1 1 2 參數(shù)要求 1 1 3 傳動方案擬定 2 1 3 1 帶有電磁鐵制動器的提升裝置 2 1 3 2 一字字型結(jié)構(gòu)的提升裝置 2 1 4 提升裝置總體方案 3 第二章 提升裝置的總體設(shè)計 4 2 1 卷筒參數(shù)的確定 4 2 2 選擇電動機 4 2 2 1 電動機類型的選擇 4 2 2 2 電動機功率的選擇 5 2 2 3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 5 2 3 傳動比的計算 6 2 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 2 4 1 各軸的轉(zhuǎn)速 6 2 4 2 各軸的輸入功率 7 2 4 3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 7 第三章 主要零件設(shè)計 8 3 1 渦輪蝸桿設(shè)計 8 3 1 1 選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 8 3 1 2 選擇材料 8 3 1 3 按計齒面接觸疲勞強度計算進行設(shè) 9 3 1 4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 10 3 1 5 校核齒根彎曲疲勞強度 10 3 1 6 驗算效率 11 3 1 7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 11 3 1 8 蝸桿傳動的熱平衡計算 11 3 2 軸的設(shè)計與校核 12 3 2 1 輸入軸 12 3 2 2 輸出軸 14 3 3 軸承的校核 17 3 3 1 蝸桿軸上的軸承壽命校核 17 II 3 3 2 渦輪軸上的軸承校核 17 3 4 鍵的校核 18 3 4 1 蝸桿軸上鍵的強度校核 18 3 4 2 蝸輪軸上鍵的強度校核 19 3 5 聯(lián)軸器的選用 19 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 19 3 6 減速器潤滑與密封 19 3 6 1 軸承潤滑 19 3 6 2 渦輪蝸桿潤滑 20 3 6 3 密封類型的選擇 20 3 7 箱體設(shè)計 20 3 7 1 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 20 3 7 2 油面位置及箱座高度的確定 20 3 7 3 箱體結(jié)構(gòu)的工藝性 21 3 7 4 箱體尺寸設(shè)計 21 第四章 卷筒及其主軸的設(shè)計 23 4 1 滾筒的設(shè)計 23 4 1 1 滾筒材料及壁厚確定 23 4 1 2 滾筒尺寸的確定 23 4 2 滾筒主軸的設(shè)計 23 4 2 1 確定軸各段直徑和長度 24 4 2 2 求軸上的載荷 24 4 2 3 精確校核軸的疲勞強度 25 參考文獻 28 高架燈提升裝置設(shè)計 1 第一章 設(shè)計要求及方案擬定 1 1 設(shè)計要求 在高速公路 立交橋等地方都需要安裝照明燈 這些燈具的尺寸大 安裝高度 需要專門的提升設(shè)備 路燈提升裝置 該裝置一般安裝在燈桿內(nèi) 尺寸受到燈 桿直徑的限制 動力通過減速裝置傳給 工作機 卷筒 卷筒上裝有鋼絲繩 卷筒的容繩量與提升的高度相匹配 由 于安裝高架燈可能會再野外進行 因此 動力裝置可采用手動方式和電動方式兼 顧 其工作要求見圖 1 1 卷筒上的鋼絲繩直徑為 8 7mm 工 作時要求安全 可靠 當提升動力突然 消失時 裝置應能自動制動 并且能夠 電動 手動兩用 且調(diào)整 安裝方便 結(jié)構(gòu)緊湊 造價低 圖 1 1 高架燈驅(qū)動卷筒工作要求簡圖 1 2 參數(shù)要求 表 1 1 原始數(shù)據(jù) 數(shù)據(jù)編號 4 提升力 N 1200 容繩量 m 22 安裝尺寸 mm 250 250 鋼繩直徑 mm 8 7 手動時手搖力 N 150 200 手搖轉(zhuǎn)速 r min 60 手搖輪半徑 mm 400 生產(chǎn)批量 臺 10 高架燈提升裝置設(shè)計 2 1 3 傳動方案擬定 提升裝置由于操作方法不同 其結(jié)構(gòu)相差很大 其中電控提升裝置是通過通電 或斷電已實現(xiàn)其工作或制動 物料的提升或下降由電動機的正反轉(zhuǎn)來實現(xiàn) 操作簡 單方便 其制動型式主要有電磁鐵制動器和錐形轉(zhuǎn)子電動機兩類 下面就這兩種制 動型式提升裝置的常見類型進行說明 1 3 1 帶有電磁鐵制動器的提升裝置 1 圓柱齒輪減速器快速提升裝置 2 蝸桿減速器慢速提升裝置 3 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動的提升裝置 4 蝸桿減速器加開式齒輪的提升裝置 對一些起重重量大的提升裝置 為使鋼絲繩在卷筒上排列整齊需要安裝排繩器 安裝設(shè)計規(guī)范要求 在鋼絲繩拉力 F 120KN 的提升裝置 均應安裝排繩器 1 3 2 一字字型結(jié)構(gòu)的提升裝置 此類提升裝置的電動機軸線與卷筒軸線為同軸 根據(jù)傳動系的不同 其可分為 1 定軸輪系傳動 高架燈提升裝置設(shè)計 3 這是 1988 年行業(yè)組織的系類實際中的一種機型 2 漸開線圓柱齒輪行星傳動 常見的有封閉型 2K H 型行星輪系和 3K 行星輪系傳動的提升裝置 3 擺線針輪傳動 由于擺線針輪傳動一級傳動的減速比比較大 故采用一級減速器即可 組織傳 動可把傳動系統(tǒng)放在卷筒里面 可減小提升裝置的體積 4 少齒差行星傳動 少齒差傳動可得到大的傳動比 并且可把傳動系統(tǒng)放在卷筒內(nèi) 使結(jié)構(gòu)緊湊 綜上述 2 3 1 2 3 1 選擇下圖示蝸桿減速器作為本次提升裝置的傳動裝置 且提 升裝置要求靜止時采用機械自鎖 蝸桿便有機械自鎖功能 1 4 提升裝置總體方案 提升裝置是使重物升降運動的機構(gòu) 此次設(shè)計的電動 6 噸提升裝置是由電動機 聯(lián)軸器 制動器 減速器 卷筒 導向滑輪 起升滑輪組 吊鉤等組成 其各方面 的機構(gòu)分布如下圖 電動機正轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)時 制動器松開 通過帶動制動輪的聯(lián)軸器帶動減速器高速 軸 經(jīng)過減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉(zhuǎn) 使鋼絲繩在卷筒上繞進或放出 從 而使重物起升或下降 電動機停止轉(zhuǎn)動時 依靠制動器降高速軸的制動輪剎住 使 高架燈提升裝置設(shè)計 4 懸吊的重物停止在空中 第二章 提升裝置的總體設(shè)計 2 1 卷筒參數(shù)的確定 1 卷筒直徑 計算0D 卷筒容繩寬度 一般可以由下式確定 tB 取03t 0t 預設(shè)卷筒鋼絲繩纏繞層數(shù)為 4 層 則 卷筒容繩量 L 卷筒繩容量是指鋼絲繩在卷筒上順序緊密排布是 達到規(guī)定的纏繞層數(shù)所能容 納的鋼絲繩工作長度的最大值 卷筒容繩量按下式計算 第 i 層鋼絲繩繩芯直徑 為 iDdii 12 0 式中 卷筒直徑 鋼絲繩直徑 卷筒容繩量 L 為 diDdBdBtit 12 1104141 聯(lián)立上述各式得 306 L 已知 mL2 d7 8 求得 10 D 表 3 1 卷筒直徑 D 系列 摘自 JB T9006 1 1999 100 125 160 200 250 280 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900 1000 1120 1250 1320 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 按照表 3 1 卷筒直徑 D 系列 取卷筒直徑 10 高架燈提升裝置設(shè)計 5 2 2 選擇電動機 2 2 1 電動機類型的選擇 由于提升裝置為間歇工作 且考慮到在提升動力突然消失時裝置應能自動制動 另外由于本次設(shè)計的提升裝置載荷 1200N 屬于小型起重機系列 因此選用 YPE 小型盤式制動電機 即可滿足要求 2 2 2 電動機功率的選擇 標準電動機的容量由額定功率表示 所選電動機的額定功率應該等于或稍大于 工作要求的功率 容量小于工作要求 則不能保證工作機的正常工作 或使電動機 長期過載 發(fā)熱大而過早損壞 容量過大 則增加成本 并且由于效率和功率因數(shù) 低而造成電能浪費 考慮到該裝備需兼顧手動驅(qū)動 故對動力的功率不應過大 根據(jù)給定參數(shù) 手動時手搖力 N 150 200 手搖轉(zhuǎn)速 r min 60 手搖輪半徑 mm 400 可知 手動功率應 KwnRFP503 9 手手 提升功率 vw 9 17 20 所需電機功率 0P 電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率 聯(lián)軸器傳動效率 蝸桿傳動效率 滾子軸承傳動效率9 01 75 02 卷筒的傳動效率98 03 6 4 則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為 678 09 8 075 9 0224231 KwP13 68 w0 高架燈提升裝置設(shè)計 6 查 機械設(shè)計手冊 表 17 116 選取電動機額定功率為 KwP2 0 2 2 3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 鋼絲繩的速度 為 vsmvw 075 滾筒轉(zhuǎn)速 in 32 1414 36106max rDn 渦輪蝸桿傳動比為 8蝸i 所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為 min 1432 59 rinw 綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性 選用 YPE 系列小型盤式制動電機 型號 YPE200 4 額定電壓 380V 額定功率 0 2KW 轉(zhuǎn)速 920r min 效率 63 基準工作制 S2 S1 2 3 傳動比的計算 1 總傳動比為 min 26 43 190rinwm 2 傳動比 查 機械設(shè)計 教材表 11 2 可選取渦輪蝸桿傳動比 62 wi 則渦輪蝸桿傳動比 5 326 4 wi 滿足傳動比誤差要求 2 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2 4 1 各軸的轉(zhuǎn)速 高架燈提升裝置設(shè)計 7 1 軸 min 920rn 2 軸 i 84 1612iw 3 軸 in 23rn 2 4 2 各軸的輸入功率 1 軸 kwPm198 0 11 2 軸 46 75322 3 軸 k 46 13 2 4 3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 1 軸 mNnPT 41 59208 159011 2 軸 7 622 3 軸 mNnPT 19 284 1395033 將各軸動力參數(shù)整理如下表 軸名 功率 kw 轉(zhuǎn)矩 mNT 轉(zhuǎn)速 in r傳動比 1 軸 0 198 2 06 920 1 2 軸 0 146 93 96 14 84 62 3 軸 0 141 90 74 14 84 1 高架燈提升裝置設(shè)計 8 第三章 主要零件設(shè)計 3 1 渦輪蝸桿設(shè)計 3 1 1 選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 傳動參數(shù) kwP2 0 6imin 920r 根據(jù)設(shè)計要求選用阿基米德蝸桿即 ZA 式 3 1 2 選擇材料 設(shè) 12 5 滑動速度 smdndvs 1026 cos106 蝸桿選 45 鋼 齒面要求淬火 硬度為 45 55HRC 蝸輪用 ZCuSn10P1 金屬模制造 為了節(jié)約材料齒圈選青銅 而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造 1 確定許用接觸應力 H 根據(jù)選用的蝸輪材料為 ZCuSn10P1 金屬模制造 蝸桿的螺旋齒面硬度 45HRC 可從文獻 1 P254 表 11 7 中查蝸輪的基本許用應力 268HMPa 應力循環(huán)次數(shù) 72920601836 5106hNjnL 壽命系數(shù) 871 8 HK 則 09263 25NMPaa 2 確定許用彎曲應力 F 從文獻 1 P256 表 11 8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 56MPaF 壽命系數(shù) 96710 92 5FNK 3 MPa 高架燈提升裝置設(shè)計 9 3 1 3 按計齒面接觸疲勞強度計算進行設(shè) 1 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計進行計算 先按齒面接觸疲勞強度計進行設(shè)計 再校對齒根彎曲疲勞強度 2212z0 HEZkTdm 式中 根據(jù) 機械設(shè)計 教材表 11 3 可知傳動比為 62 時可選定蝸桿頭數(shù) 蝸桿齒數(shù)如下 蝸桿頭數(shù) 1z 渦輪齒數(shù) 622 i 渦輪轉(zhuǎn)矩 mN 9 3T 載荷系數(shù) AvK 因工作中載荷平穩(wěn) 取載荷分布不均系數(shù) 由文獻 1 P253 表 11 5 選05 1 K 取使用系數(shù) 由于轉(zhuǎn)速不大 工作沖擊不大 可取動載系 則1 A 05 1 vK 23AvK 選用的是 45 鋼的蝸桿和蝸輪用 ZCuSn10P1 匹配的緣故 有 故有 2 160MPaZE32312 7 15 86019 0 mdm 查 機械設(shè)計 表 11 2 取 即可滿足要求 此時3124md 得應取蝸桿模數(shù) 取蝸桿直徑系數(shù) 7 5q 蝸桿分度圓直徑 13d 蝸桿導程角 28 渦輪分度圓直徑 mz1246 變位系數(shù) 20 15xm 中心距 xda8021 高架燈提升裝置設(shè)計 10 渦輪圓周速度 smndv 1 016084 2 316022 3 1 4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1 蝸桿 軸向尺距 6 28aPm 直徑系數(shù) 75 1dq 齒頂圓直徑 mhaa 392 1 齒根圓直徑 cdf 70 蝸桿螺線部分長度 取 40mmzb4 26 1 2 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 62 z 驗算傳動比 1i 蝸輪分度圓直徑 mzd12462 齒頂直徑 mxhaa 5 128 0 2 齒根圓直徑 cf 7 19 0 2 咽喉母圓半徑 drag 7 518 012 渦輪外圓直徑 mm1325e 取 渦輪寬度 Ba 96 397 5 01 取 3 1 5 校核齒根彎曲疲勞強度 FFaFYdKT 215 當量齒數(shù) 2336 8cos vz 高架燈提升裝置設(shè)計 11 根據(jù) 220 15 6 8vxz 從圖 11 9 中可查得齒形系數(shù) Y 2 372Fa 螺旋角系數(shù) 5 310 891401Y 許用彎曲應力 從文獻 1 P256 表 11 8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 56MPaF 壽命系數(shù) 96710 8 FNK 5 31 0FMPa 1 3642789 680F 可以得到 因此彎曲強度是滿足的 3 1 6 驗算效率 tan 96 05 v 已知 與相對滑動速度 有關(guān) 36 5 vvfarctn s mds 3 1cos061 從文獻 1 P264 表 11 18 中用差值法查得 代入式中 029 vf 36 1v 得 大于原估計值 因此不用重算 7 0 3 1 7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動 屬于通用機械減速器 從 GB T10089 1988 圓柱蝸桿 蝸輪精度選擇 8 級精度 側(cè)隙種類為 f 標注為 8f GB T10089 1988 然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度 此處從略 詳細情況見 零件圖 3 1 8 蝸桿傳動的熱平衡計算 高架燈提升裝置設(shè)計 12 由于傳動效率較低 對于長期運轉(zhuǎn)的蝸桿傳動 會產(chǎn)生較大的熱量 如果產(chǎn)生 的熱量不能及時散去 則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高 就會破壞潤滑狀態(tài) 從而導致 系統(tǒng)進一步惡化 初步估計散熱面積 1 751 75600 3392aS 取 周圍空氣的溫度 為 at 2 c28 15 7 4 17 0 04 36 10 824 S796 S092dadwmwcpttc 取油 的 工 作 溫 度 合 格 3 2 軸的設(shè)計與校核 3 2 1 輸入軸 1 材料的選擇 由表 16 1 查得 用 45 號鋼 進行調(diào)質(zhì)處理 MPaB637 由表 16 3 得 MPab601 2 估算軸的最小直徑 根據(jù)表 11 6 取 112 為取值范圍C 估算軸的直徑 mnpcd71 69208 133 因為軸上開有兩個鍵槽 考慮到鍵槽對軸強度的削落 應增大軸徑 此時軸徑 應增大 5 10 d38 7 107 61 考慮到與聯(lián)軸器配合 查設(shè)計手冊 mL01 軸段 上有聯(lián)軸器需要定位 因此軸段 應有軸肩 d2 軸段 安裝軸承 必須滿足內(nèi)徑標準 故 B853 軸段 md164 L34 高架燈提升裝置設(shè)計 13 軸段 mLLmdd 8361518 6565 按彎扭合成強度校核軸頸 圓周力 NdTFt 0 5 321 徑向力 tr 4an 水平 FtBA03 582 垂直 NtBA mNMI 48 253704 1I 92 137 9 6 71I 450 1280 合成 21M mNIII 28 1369405221 當量彎矩 6 0 TMIeI 522 NII 31 校核 beIeIeeI PadW13659 1 02 8 軸承支反力 FAY FBY Fr1 2 540 2N FAZ FBZ 2 406 6N1tF 由兩邊對稱 知截面 C 的彎矩也對稱 截面 C 在垂直面彎矩為 MC1 FAyL 2 16 9N m 高架燈提升裝置設(shè)計 14 繪制水平面彎矩圖 圖 7 1 截面 C 在水平面上彎矩為 MC2 FAZL 2 406 6 62 5 12 7N m310 繪制合彎矩圖 MC MC12 MC22 1 2 16 92 12 72 1 2 21 1N m 繪制扭矩圖 轉(zhuǎn)矩 T TI 15 41N m 校核危險截面 C 的強度 由教材 P373 式 15 5 經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應力 122 Wcca 為脈動循環(huán)應力 取 0 6 22231 0 65419 cca aW 前已選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 由教材 P362 表 15 1 查得 因 a 601 此 故安全 該軸強度足夠 ca 1 高架燈提升裝置設(shè)計 15 3 2 2 輸出軸 1 材料的選擇 由表 16 1 查得 用 45 號鋼 進行調(diào)質(zhì)處理 MPaB637 由表 16 3 得 MPab601 2 估算軸的最小直徑 根據(jù)表 11 6 取 110 為取值范圍C 估算軸的直徑 mnpcd248 16033 因為軸上開有一個鍵槽 考慮到鍵槽對軸強度的削落 應增大軸徑 此時軸徑 應增大 5 取d19 25 24 d25 3 軸上的零件定位 固定和裝配 單級減速器中 可以將蝸輪安排在箱體中央 相對兩軸承對稱分布 蝸輪左面 用軸肩定位 右面用套筒軸向定位 周向定位采用鍵和過渡配合 兩軸承分別以軸 承肩和套筒定位 周向定位則用過渡配合或過盈配合 軸呈階梯狀 左軸承從左面 裝入 蝸輪套筒 右軸承和鏈輪依次從右面裝入 4 確定軸的各段直徑和長度 I 段 直徑 d1 25mm 長度取 L1 55mm II 段 由教材 P364 得 h 0 08 d1 0 08 25 2mm 直徑 d2 d1 2h 25 4 29mm 長度取 L2 23 mm III 段 直徑 d3 30mm 由 GB T297 1994 初選用 30206 型圓錐滾子軸承 其內(nèi)徑為 30mm 寬度為 12mm 故 III 段長 L3 22mm 段 直徑 d4 32mm 渦輪輪轂寬為 40mm 取 L4 34mm 段 由教材 P364 得 h 0 08 d5 0 08 32 3mm D5 d4 2h 32 2 3 38mm長度取 L5 11mm 段 直徑 d6 d3 30mm L6 11mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L 67mm 5 按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑 已知 d2 124mm 求轉(zhuǎn)矩 已知 T2 TII 93 96N m 高架燈提升裝置設(shè)計 16 求圓周力 Ft 根據(jù)教材 P198 10 3 式得 2T2 d2 590 N2tF 求徑向力 Fr 根據(jù)教材 P198 10 3 式得 Fr tan 3586 4 tan200 1370N2t 兩軸承對稱 LA LB 75mm 求支反力 FAY FBY FAZ FBZ FAY FBY Fr 2 107 35N FAX FBX 2 295N2tF 由兩邊對稱 截面 C 的彎矩也對稱 截面 C 在垂直面彎矩為 MC1 FAYL 2 107 35 75 8N m310 截面 C 在水平面彎矩為 MC2 FAXL 2 295 75 22 125N m3 計算合成彎矩 MC MC12 MC22 1 2 82 22 1252 1 2 23 54N m 高架燈提升裝置設(shè)計 17 圖 7 2 校核危險截面 C 的強度由式 15 5 由教材 P373 式 15 5 經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應力 122 Wcca 為對稱循環(huán)變應力 取 1 2223 540 64 0718cca aW 前已選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 由教材 P362 表 15 1 查得 因 a 601 此 故安全 ca 1 此軸強度足夠 3 3 軸承的校核 3 3 1 蝸桿軸上的軸承壽命校核 在設(shè)計蝸桿選用的軸承為 30203 型圓錐滾子軸承 由手冊查得068 2 48CkN 高架燈提升裝置設(shè)計 18 1 由滾動軸承樣本可查得 軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時 當量載荷可 以按下式計算 1 當 0 68arF 0 92raPF 2 當 r 71 4r 且工作平穩(wěn) 取 按上面式 2 計算當量動載荷 即 259 0 6846ar 1pf 1 7 4 295praPfFN 2 計算預期壽命 hL 280hL 3 求該軸承應具有的基本額定動載荷 63360174429537 54610hnCP kNC 故選擇此對軸承在軸上合適 3 3 2 渦輪軸上的軸承校核 1 求作用在軸承上的載荷 22213418097351 0ANHV NRF aA222231094519 37BNHV378aaFN 2 計算動量載荷 在設(shè)計時選用的 30206 型圓錐滾子軸承 查手冊知 079 2 65 8CkNk 根據(jù) 查得 14830 665iA e4830 19225 7BAeR 查得 所以1 0XY 高架燈提升裝置設(shè)計 19 1259 3702519 37BPXRYAN 3 校核軸承的當量動載荷 已知 所以 280hL 336 602 748027 7 5911hnLCP kNC 故選用該軸承合適 3 4 鍵的校核 3 4 1 蝸桿軸上鍵的強度校核 在前面設(shè)計軸此處選用平鍵聯(lián)接 尺寸為 鍵長為 25mm 4bhm 鍵的工作長度 2541lLbm 鍵的工作高度 k 可得鍵聯(lián)接許用比壓 2 0 PN63 7 1TPdkl 故該平鍵合適 3 4 2 蝸輪軸上鍵的強度校核 在設(shè)計時選用平鍵聯(lián)接 尺寸為 鍵長度為 32mm108mbh 鍵的工作長度 32lL 鍵的工作高度 4hkm 得鍵聯(lián)接許用比壓 2 70 8 PN936085 42 TPdkl 故選用此鍵合適 3 5 聯(lián)軸器的選用 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 根據(jù)前面計算 蝸桿軸最小直徑 取md38 7in d10 查機械手冊 根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器 高架燈提升裝置設(shè)計 20 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計算 KTc 查表課本 14 1 K 1 3 則 mNTAca 331 1068 20 啟動載荷為名義載荷的 1 25 倍 則 TC5 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用 HL1 J1 型 彈性柱銷聯(lián)軸器 其允許最大扭矩 T 6 3 許用最高轉(zhuǎn)速 n 5000 半聯(lián)軸器的孔徑 d 10 孔長度 l 25mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度min r L1 31 3 6 減速器潤滑與密封 3 6 1 軸承潤滑 蝸桿軸上軸承 min 3120in 920362 rrmnd 渦輪軸上軸承 4 8948 11 軸承均采用脂潤滑 選用通用鋰基潤滑脂 GB7324 87 牌號為 ZGL 1 其 有良好的耐水性和耐熱性 適用于 20 至 120 寬溫度范圍內(nèi)各種機械的滾動軸承 滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑 潤滑脂的裝填量不宜過多 一般不超過軸承內(nèi)部 空間容積的 1 3 2 3 3 6 2 渦輪蝸桿潤滑 渦輪蝸桿的潤滑方法采用浸油潤滑 在渦輪傳動時 就把潤滑油帶到嚙合的齒 面上 同時也將油甩到箱壁上 借以散熱 渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級 1 2 亦不應小于 1 4 為避免渦輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起 造成齒面 磨損 應使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于 30 50mm 現(xiàn)取為 m40 3 6 3 密封類型的選擇 1 軸外伸處的密封設(shè)計 為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m 水分和其他雜質(zhì)滲入 造成軸承磨損或 腐蝕 應設(shè)置密封裝置 軸承為脂潤滑 選用氈圈油封 材料為半粗羊毛氈 2 剖分面的密封設(shè)計 在剖分面上涂水玻璃 以防止漏油 3 7 箱體設(shè)計 高架燈提升裝置設(shè)計 21 3 7 1 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 減速器箱體是支承和固定軸系部件 保證傳動零件正常嚙合 良好潤滑和密封 的基礎(chǔ)零件 因此 應具有足夠的強度和剛度 為提高箱體強度 采用鑄造的方法 制造 為便于軸系部件的安裝和拆卸 箱體采用剖分式結(jié)構(gòu) 由箱座和箱蓋組成 剖 分面取軸的中心線所在平面 箱座和箱蓋采用普通螺栓連接 圓柱銷定位 減速器箱體是支承和固定軸系部件 保證傳動零件正常嚙合 良好潤滑和密封 的基礎(chǔ)零件 因此 應具有足夠的強度和剛度 為提高箱體強度 采用鑄造的方法 制造 首先保證足夠的箱體壁厚 箱座和箱蓋的壁厚取 m81 其次 為保證減速器箱體的支承剛度 箱體軸承座處要有足夠的厚度 并設(shè)置 加強肋 且選用外肋結(jié)構(gòu) 為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度 座孔兩側(cè)的連接螺栓應 盡量靠近 以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則 為提高聯(lián)接剛度 在 軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺 要有一定高度 以留出足夠的扳手空間 由于減速 器上各軸承蓋的外徑不等 各凸臺高度設(shè)計一致 另外 為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度 箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有較大的厚度 mb15 為保證箱體密封 除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外 合理布置箱體凸 緣聯(lián)接螺栓 采用對稱均勻布置 并不與吊耳 吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉 3 7 2 油面位置及箱座高度的確定 對于圓柱齒輪 通常取浸油深度為一個齒高 對于多級傳動中的低速級大齒輪 其浸油深度不得超過其分度圓半徑的 1 3 為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部 的污物攪起 造成齒面磨損 應使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于 30 50mm 取 45mm 3 7 3 箱體結(jié)構(gòu)的工藝性 由于采用鑄造箱體 所以要注意鑄造的工藝要求 例如注意力求壁厚均勻 過 渡平緩 外形簡單 考慮液態(tài)金屬的流動性 箱體壁厚不應過薄 砂形鑄造圓角半 徑取 為便于造型時取模 鑄件表面沿拔模方向設(shè)計成 的拔m5R 10 2 模斜度 以便拔模方便 箱體與其他零件的結(jié)合處 如箱體軸承座端面與軸承蓋 窺視孔與視孔蓋 螺塞等處均做出凸臺 以便于機加工 設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)形狀時 應盡量減小機械加工面積 減少工件和刀鋸的的調(diào)整次 數(shù) 例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致 以便鏜孔并保證鏜孔精度 高架燈提升裝置設(shè)計 22 取兩軸承座孔的直徑相同 箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開 加工處做出凸臺 螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑 箱體形狀力求均勻 美觀 mh53 3 7 4 箱體尺寸設(shè)計 要設(shè)計啟蓋螺釘 其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度 釘桿端部要做 成圓柱形 加工成半圓形 以免頂壞螺紋 為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度 在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向 兩端各設(shè)一圓錐定位銷 兩銷間的距離盡量遠 以提高定位精度 定位銷直徑一般 取 取 長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度 以利于裝 28 07d m7 拆 箱體相關(guān)尺寸匯總?cè)缦?名 稱 代號 一級齒輪減速器 計算結(jié)果 機座壁厚 0 04a 3mm 5mm 5 機蓋壁厚 1 0 85 5 機座凸緣厚度 b 1 5 10 機蓋凸緣厚度 b1 1 5 1 10 機座底凸緣厚度 b2 2 5 15 地腳螺釘直徑 df 0 036a 12mm 8 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0 75 df 8 機座與機蓋連接螺栓直徑 d2 0 5 0 6 df 6 連接螺栓 d2 的間距 l 150 200mm 軸承端螺釘直徑 d3 0 4 0 5 df 3 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 0 3 0 4 df 3 定位銷直徑 d 0 7 0 8 d2 3 df d 1 d 2 至外機壁距離 c1 見表 2 22 16 13 df d 2 至緣邊距離 c2 見表 2 20 11 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 10 凸臺高度 h 根據(jù)低速軸承座外徑確定 25 外機壁到軸承端面距離 l1 c1 c2 5 8 mm 24 內(nèi)機壁到軸承端面距離 l2 c1 c2 5 8 mm 28 蝸輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離 1 1 2 5 高架燈提升裝置設(shè)計 23 蝸輪端面與內(nèi)機壁的距離 2 4 機座肋厚 m m 0 85 4 軸承端蓋外徑 D2 軸承座孔直徑 5 5 5 d 3 65 軸承端蓋凸緣厚度 e 1 1 2 d3 5 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近 以 Md1 和Md 3 不發(fā)生干涉為準 第四章 卷筒及其主軸的設(shè)計 4 1 滾筒的設(shè)計 4 1 1 滾筒材料及壁厚確定 選用 Q235 作為滾筒材料 焊接而成 查手冊知其厚度在 15 30mm 之間 根據(jù) 經(jīng)驗公式 最后確定滾筒壁厚為 15m 4 1 2 滾筒尺寸的確定 前述計算已知滾筒的尺寸 高架燈提升裝置設(shè)計 24 滾筒直徑 100mm 鋼繩直徑 8 7mm 最大纏繞層數(shù) 4 最大容繩量 22m 1 確定滾筒的寬度 B 前述已選定 01Dm 2 確定繩筒各直徑 1 滾筒最小纏繞直徑 inmin018 70 d 滾筒的最小外徑D 鋼絲繩直徑 2 滾筒最大纏繞直徑 maxDmax02 1 0 41 8 760 9Dndkm 3 滾筒平均纏繞直徑 cpmaxin 2 160 98 7 2134 8D 4 滾筒結(jié)構(gòu)外徑 外 取 340mmmax 23160 928 731 dm 4 2 滾筒主軸的設(shè)計 4 2 1 確定軸各段直徑和長度 1 確定最小直徑及長度 根據(jù)前面設(shè)計選用的聯(lián)接減速器和滾筒主軸的聯(lián)軸器孔徑 可以確定滾筒主軸的 最小直徑 即 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 80mm 為了保證軸端擋圈min40d 只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上 故軸的長度應比轂孔長度略短一些 現(xiàn)取 178l 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位 右端需制出一軸肩 故取該段直徑為 246md 高架燈提升裝置設(shè)計 25 2 初步選擇滾動軸承 因為軸承只承受徑向力的作用 故選用雙列圓柱滾子軸承軸承 參照工作要求 由 手冊中初步選取 NN 3005 型深溝球軸承 其尺寸為 故 而 50md 10D8Bm 3950md 918l 兩端軸承都采用軸肩進行軸向定位 由手冊上查得 取 因此 取3h 486 3 兩端安裝支輪處都采用軸肩來進行軸向定位 取 3mh 5710l 4 滾筒與軸焊接成一體 5 因為制動器放在左邊支輪處 所以安裝左支輪處的軸徑長度應略長一些 故 取 右邊支輪處軸徑長度為 410lm 840l 6 軸承端蓋的總寬度為 20mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑 脂的要求 取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器右端面鍵的距離為 30mm 故取 250lm 7 軸上零件的周向定位 支輪 半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 按 由手冊查得平鍵4816d 截面尺寸為 鍵長為 32mm 半聯(lián)軸器與軸得聯(lián)接 選用平鍵尺寸為160mbh 鍵長為 50mm 滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的 160 8 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 0245 4 2 2 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的的計算簡圖 在確定軸承的支點位置時 從手冊 中查取 a值 因此作為簡支梁的軸的跨距為 234mm 經(jīng)分析 當鋼絲繩位于靠近左邊支輪時 軸承 軸的受力最大 將各力已知卷筒 軸心上 其受力情況如下所示 高架燈提升裝置設(shè)計 26 d 扭 矩 圖 kg m Xc 垂 直 面 彎 矩 kg m b 垂 直 面 受 力 kg a 受 力 簡 圖 ToZYRBxRAxy CFtyRAyFtRBy 圖 5 1 軸的受力分析圖 現(xiàn)將計算出的卷筒軸上的計算結(jié)果列于下 鋼繩牽引力 4 5GkN 垂直面支反力 2638 AR1865 BRN 總彎距 105 4Mm 204 Mm 扭距 2378TN 4 2 3 精確校核軸的疲勞強度 1 判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 截面 D 處的應力集中最嚴重 從受 載 的情況來看 截面 D 處的應力最大 所以該軸需校核 D 處兩邊 2 截面 D 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3330 1 507Wdm 抗扭截面系數(shù) 2 16T 截面 D 左側(cè)的彎距為 5649MNA 扭距為 23780 高架燈提升裝置設(shè)計 27 截面上的彎曲應力 31 2bMPaW 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 9 5T 軸的材料為 45 鋼 調(diào)制處理 可得 640PaB 2751MPa 15Pa 截面上由于軸肩形成的理論應力系數(shù) 及 因 0 16rd 0 943Dd 經(jīng)插值后可得 1 5 1 28 材料的敏性系數(shù)為 0 82q 5q 故有效應力集中系數(shù)為 1 10 82 51 4k 238q 尺寸系數(shù) 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0 67 0 82 軸按磨削加工 表面質(zhì)量系數(shù)為 9 軸未經(jīng)表面強化處理 即 綜合系數(shù)值為1q 12 53 60kK 碳鋼的特性系數(shù) 取 12 0 1 取0 5 5 于是 計算安全系數(shù)值 則得 13 92SKmb 5 高架燈提升裝置設(shè)計 28 5 14 2SSca 故可知其安全 1 截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3330 1 152087 Wdm 抗扭截面系數(shù) 2 45T 截面 D 左側(cè)的彎距為 64879MNA 扭距為 2150m 截面上的彎曲應力 4 bPaW 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 23 9TM 過盈配合出的 值 用插值法求出 并取 0 8 k 于是得 k 3 76 0 83762 9 軸按磨削加工 表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 13 82 076kK 所以右側(cè)的安全系數(shù)為 1 697SKmb 4 2 1 58 2SSca 故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的 高架燈提升裝置設(shè)計 29 參考文獻 1 濮良貴 紀名剛 機械設(shè)計 第七版 高等教育出版社 2001 6 2 李儀鈺 礦山機械 提升運輸機械部分 冶金工業(yè)出版社 1980 7 3 東北工學院機械設(shè)計機械制圖教研室 機械設(shè)計手冊 冶金工業(yè)出版社 1974 4 4 王昆 何小柏 汪信遠 機械設(shè)計指導手冊 高等教育出版社 1995 12 5 陳維健 齊秀麗 礦井提升機械 中國礦業(yè)大學出版社 1989 2 6 勞動部煤炭工業(yè)部頒發(fā) 提升裝置工手冊 煤炭工業(yè)出版社 1998 5 7 肖凋燕 余紀生 崔居普 提升裝置工手冊 煤炭工業(yè)出版社 1995 1 8 東北工學院礦山運輸提升教研室 建井提升運輸 冶金工業(yè)出版社 1961 1 9 冷興聚 王春華 王琦 主編 機械設(shè)計基礎(chǔ) M 沈陽 東北大學出版社 2002