振動自動拋光機結構設計

壓縮機曲軸軸頸及曲軸銷是動配合，要求表面粗糙度通常在Ra0.4以下，常用磨削的方法加工及拋光。由于其形狀不規(guī)則，安裝復雜，產量低，加工成本高，設備昂貴。提出采用振動拋光機專用設備進行拋光。拋光是超精密加工中一種重要加工方法，其優(yōu)點是加工精度高，加工材料范圍廣。拋光機是用嵌入磨料的研具對工件表面進行研磨的工具，是保證研磨加工的重要條件。由于傳統(tǒng)研磨存在加工效率低、加工成本高、加工精度和加工質量不穩(wěn)定等缺點，這使得傳統(tǒng)研磨應用受到了一定限制，為了提高研磨加工效率，機械研磨機已經取代了傳統(tǒng)的手工研磨。本文主要是合理的分析了振動拋光機的傳動系統(tǒng)和拋光原理，本振動拋光機設計由電動機、減速裝置、振動馬達、振動盤等組成，并設計了減速裝置。為了使其具有足夠的剛度、強度和穩(wěn)定性，對蝸輪蝸桿減速器上的主要零部件進行了壽命校。關鍵詞：曲軸；振動拋光；蝸輪蝸桿；AbstractCompressorcrankjournalandcrankpinismovingwiththesurfaceroughnessisusuallyinthefollowingRa0.4commonlygrindingmachiningandpolishing.Becauseofitsirregularshape,installationcomplexity,low-yield,highprocessingcosts,expensiveequipment.Proposedspecialequipmentvibrationpolishingmachinepolishing.Polishingisanultra-precisionmachiningprocessingmethod,theadvantageofhighprecisionmachiningandprocessingawiderangeofmaterials.Thepolishingmachineisembeddedabrasivelapontheworkpiecesurfacegrindingtool,isanimportantconditiontoensurethattheabrasivemachining.Traditionalgrindinglowprocessingefficiency,processingcosts,unstablemachiningprecisionandqualityshortcomings,whichmakestraditionalgrindingapplicationsubjecttocertainrestrictions,inordertoimprovetheefficiencyofgrinding,mechanicalpolishingmachinehasreplacedthetraditionalhand-grinding.Thispaperisreasonableanalysisofvibrationpolishingmachinesthedrivetrainandpolishingprinciple,thevibrationpolishingmachinedesignbythemotor,decelerationdevice,vibrationmotor,vibrationdisk,andthedesignofthedecelerationdevice.Inordertohaveasufficientrigidity,strengthandstabilityofthemainpartsofthewormgearreducerschoollife.【Keyword!Crankshaft;vibrationpolishing;wormTOC\o"1-5"\h\z摘要1Abstract2目錄3第1章緒論錯誤!未定義書簽。\o"CurrentDocument"1.1本課題的研究背景及意義1\o"CurrentDocument"1.2振動研磨機國內外發(fā)展現狀3\o"CurrentDocument"1.3本課題研究內容5\o"CurrentDocument"第2章振動拋光機研究6\o"CurrentDocument"2.1振動研磨機的工作原理6\o"CurrentDocument"2.2振動研磨的運動機理8\o"CurrentDocument"第3章蝸輪蝸桿減速器設計10\o"CurrentDocument"3.1電動機的選擇10\o"CurrentDocument"3.2傳動零件的設計計算12\o"CurrentDocument"3.3軸的設計16\o"CurrentDocument"第4章軸承的選擇和計算21\o"CurrentDocument"4.1渦輪軸的軸承的選擇和計算21\o"CurrentDocument"4.2減速器鑄造箱體的主要結構尺寸22\o"CurrentDocument"第5章其他零件設計24\o"CurrentDocument"5.1鍵連接的選擇和強度校核24\o"CurrentDocument"5.2聯軸器的選擇和計算24\o"CurrentDocument"5.3減速器的潤滑2526緒論1.1本課題的研究背景及意義研磨是一種重要的精密和超精密加工方法。它是指利用磨具通過磨料作用于工件表面，進行微量加工的過程。研磨加工的特征是加工精度和質量高。并且加工材料廣，幾乎可以加工任何固態(tài)材料。近年來，隨著人們對產品性能的要求日益提高，研磨加工以其加工精度和加工質量高再次受到人們的關注。振動研磨機是一種高效、節(jié)能的新型磨粉設備，主要解決冶金、化工、非金屬礦、醫(yī)藥、陶瓷、建筑新材料、水泥、磁性材料等諸多行業(yè)超細粉體加工難題。由于粉體實現超細化或超微化后，原子或分子在熱力學上處理亞穩(wěn)定狀態(tài)，使得比面積增大，從而性格較為活潑，其光學、電學、磁學、熱學和化學活性等發(fā)生了變化，并在使用中更具有超常的效果。這些變化既不屬固體物理又不是原子或分子物理，是物理學中一門新課題，形成獨具特色的超微粒子粉體物理學?，F代科學技術往往需要粉體粒徑細至500?12500目，有的甚至需要粒徑達亞微米或納米，這是古老傳統(tǒng)的粉碎技術及設備所無法實現的。目前國內外許多高校、科研機構都把粉體超細化或超微化做為研究開發(fā)的主攻方向，將重點集中在如何能獲得更細粉碎技術及設備的研究上。振動研磨機的質量直接影響工件的質量和生產效率。其主要有以下幾個方面的因素：研磨平板的振動研磨機性能。這是決定振動研磨機質量的基本條件，特別是在機械研磨中，由于研磨平板是配對使用的，所以還要求配對的兩塊研磨平板的振動研磨機性能應相近。研磨平板的平面性。不僅要求研磨平板有良好的平面性，而且還要求配對使用的兩塊研磨平板的幾何形狀應當偶合，如果研磨平板的平而性差(例如：用直徑80mm，2級平晶測量時，平面性超過2條光波干涉帶)或配對兩塊平板偶合性不好時，則在整個平板板面上振動研磨機將是不均勻的或根本不可能振動研磨。所選用的磨料的材質。磨科按其來源可以分為天然磨料和人造磨料。天然磨料包括金剛石、剛玉、石榴石等。人造磨料有人造金剛石、人造剛玉、碳化硅、磁化硼等。金剛石系碳(C)的結晶體，比重在3.4?3.6之間，維氏硬度10000以上，是最硬的。由于金剛石價格昂貴，因此在研磨加工中，經常使用的是由粒度為微米級的金剛石粉末配制的研磨膏，對澀質合金或陶瓷等材質的工件進行精研和拋光。剛玉系氧化鋁(Al2O3)的結晶體，天然剛玉的比重在3.9?400之間，人造剛玉比重在3.2?4.0之間，氧化鋁具有較大的韌性，維氏硬度約為2000以上。碳化硅(SiC)的結晶系薄板狀，維氏硬度3000左右，由于雜質的存在而常常帶有各種顏色。常見的為綠色和黑色。黑色的碳化硅含量約98%，綠色的約98.5%，碳化硅韌性較小，綠色碳化硅比黑的更脆些，適于加工各種脆性材料。碳化硼(B4C)的比重約2.5，硬度超過碳化硅而接近于金剛石。用于硬度很高的工件的研磨加工。人造金剛石研磨膏是以人造金剛石粉相其它混合劑為原料配制而成。膏體為水溶性質，具有理想的潤滑性。使用時可用水和甘油進行稀釋。各生產廠家所生產的研磨膏，根據不同規(guī)格，都配上不同的顏色，便于使用時鑒別。操作者的振動研磨機技術水平。這里重要的是掌握振動研磨機時煤油量的多少。在一般情況下，研磨平板油層厚度應是所嵌磨料顆粒大小的1~2倍。油量過少，磨料顆粒不易在研磨平板板面布均，影響振動研磨機的均勻性；如果油量過多，將產生“趕”砂現象，使振動研磨機工作受到破壞。實踐證明，振動研磨機只有充分掌握上述各點，才能保證研磨的質量。曲軸零件形狀復雜，其軸頸的拋光，一直以來采用磨削的方法加工。由于零件安裝復雜，設備昂貴，產量低，加工成本高。制約了發(fā)展。振動拋光機采用的磨料為自由移動的松散磨料石塊，當把零件放人裝有磨料的振動拋光容器內時，由于容器不停地運動而將慣性作用傳遞給磨料使之自由移動，并與零件外表面磨擦，由于磨料與零件之問都有各自的比重，從而導致這些磨料與零件的相對運動，這種磨擦的切削量很小.從而起到了拋光作用，而這種拋光不改變零件的尺寸。如果將零件任意放入振動拋光容器內，那么被加工零件之問必然發(fā)生相互碰撞，極易損壞零件，而且加工也不均勻。采用專用設備與振動拋光容器配合，即保證了拋光的質量，又防止了零件相互之間的碰撞，起到較好的效果。1.2振動研磨機國內外發(fā)展現狀1、國內振動磨機生產研究狀況我國的研磨設備有：球磨機、氣流磨、雷蒙磨、攪拌磨、輥式磨和柱磨機等。球磨機目前仍是我國水泥、陶瓷等行業(yè)的主導磨機。上述這些設備雖然有許多優(yōu)點，但也有本身的弱點。比如，受到工藝及磨機本身加工特點的限制，大多都無法加工硬度較高的礦渣、粉煤灰以及高硬度非金屬材料，特別是球磨機還存在著噪音大、能耗高、污染環(huán)境等缺點，無法滿足生產高標號水泥、高檔次陶瓷制品和其它新型建筑材料所需的粉體細度。大型多用途超細振動研磨機從結構、工藝、磨介外形以及原理上都與傳統(tǒng)的磨機有根本的不同，它是采用機械振動原理，整機在較小的能量消耗下就可以工作，從而降低在超細粉加工過程中，材料破碎等所需的較大功耗。這項技術成果可以說是對傳統(tǒng)研磨技術的一場革命，比較適合對硬度較高的脆性材料做超細、超微粉加工。同時具有噪音小、能耗低、不污染環(huán)境等優(yōu)點。由于受各種歷史原因的影響，我國在六十年代初開始從事這方面研究，但由于大型振動磨機在設計和生產中還存在諸多技術問題，如支承彈簧壽命、磨體整體鋼度及連接件強度、焊接強度、耐磨材料等，并缺少配套的部件及相應的設計標準等原因，其研究進展緩慢。到了八十年代中期，僅有溫州礦山機械廠生產小型振動磨機。以后相繼有河南新鄉(xiāng)東方礦山設備廠、煙臺卓悅機械傳動有限公司、洛陽礦山研究所、武漢大學、西安建筑科技大學等單位生產振動磨機。但是，上述單位所研制生產的振動磨機普遍存在的問題是臺時加工量偏小、大規(guī)模工業(yè)化生產時工藝配套不理想、粉磨過程中鐵雜質污染原材料。由于超細粉體在加工、分級、去污提純、表面改性方面仍存在的許多技術難題，使得超細粉體加工工藝及設備，長期落后于發(fā)達國家。許多產品因原材料及制造工藝與國外尚有一定差距，造成幾十年超細粉體加工質量徘徊不前，尤其在水泥、建材、陶瓷、油漆、涂料等領域很難邁進市場產品品質優(yōu)良和制造技術領先行列。開發(fā)推廣新一代節(jié)能振動粉磨設備，既可以填補超細粉加工行業(yè)設備空缺，又能加快企業(yè)舊設備的技術改造，并充分發(fā)揮新技術設備的加工能力，增加產品的市場競爭能力。2、國外振動研磨機研究發(fā)展概況德國是振動磨機研制較早的國家。四十年代初，雖然Hochst公司對振動磨機進行了較系統(tǒng)的研制，但直到五十年代末，西德Klockner-Humboldt-Deutz公司研制的PALLA系列振動磨機才成為定型產品在歐州各國普遍暢銷。從七十年代起德國國家研究部一直把超細粉體制備技術作為特殊研究領域對待，并以ClaustablBraunschweig工業(yè)大學及KHDAlpine公司為中心形成了攻關群體。據資料介紹，目前Lurge公司所生產的振動磨機品種齊全，工藝配套性好，磨筒有效容積為60?2500L,可滿足不同加工場合的需求。但由于德國在設備制造過程中對材料選擇比較精良，以及工藝標準較高，參振磨體支承采用橡膠復合簧，使整機生產成本偏高，難于向發(fā)展中國家銷售。日本中央化工機械、川崎重工、大工產物等公司制造的振動磨機，是六十年代初從西德SIEBTECHNIK公司引進的單筒磨技術，爾后他們獨立地進行研究試制。目前，日本不僅可生產間歇式的，也可生產連續(xù)和臥式渦流振動磨機，無論在生產數量、種類、技術性能、理論研究和新品試制方面都是極為先進的，在市場上獲得很高的聲譽，并申報了許多專利，產品銷往中國及東南亞各國。美國Allis-chalmers也采用德國技術，生產出多管振動磨機，磨管可達六管，臺時產量較高，傳動方式由德國的單邊傳動改為中心驅動雙邊激振。該系列振動磨機工作穩(wěn)定，工藝配套性好，應用范圍廣，已被世界上許多國家所接受，對世界振動磨機的發(fā)展起了推進作用，是九十年代超細粉體加工的主要設備。前蘇聯曙光生產聯合體（CBITAHOK），于八十年代末在引進德國振動磨機技術的基礎上，設計開發(fā)出雙電機同步驅動式振動磨機，并采用特殊設計的非線性空氣彈簧作支承，既改善了磨體的振型，又起到了隔振降噪的效果。為振動磨機向大型化發(fā)展奠定了基礎，在振動磨的設計研究領域取得了突破性進展。目前，該公司生產的振動磨機有單管和雙管兩種類型，臺時產量0.3?8T/h，被廣泛應用于東歐及南亞各國的建材、礦山行業(yè)。俄羅斯?斯特羅諾佛依德工廠也在研制振動磨機方面做了許多工作。據介紹，該廠已完成粉磨CaO達15t/h的磨機設計，磨管有效容積達3000L以上，但由于該企業(yè)經濟原因，至今也未制造出樣機。由此可見，制造大型振動磨機技術，尤其是某些關鍵技術，至今仍為少數國家掌握，并且對我國采取一定程度的限制。因此開發(fā)研制中國自己的大型振動磨，將顯示我們的科研實力和水平，同時也對我國的國民經濟建設起到重要促進作用。1.3本課題研究內容設計一臺曲軸振動拋光機，該機可以對曲軸進行自動拋光，使得曲軸支撐表面粗糙度達到0.2微米以下。曲軸自動拋光機的容器與立式激振器連成一體，并支承于隔振彈簧上。當激振器主鈾高速旋轉時，偏心塊產生激振力（離心力）和激振力矩，容器產生周期性的振動。容器底部為一圓環(huán)形狀，各點的振幅不一.使容器中的磨料（磨介質）和被磨工件既繞容器中心軸線（垂直抽）公轉，又繞圓環(huán)中心自轉。其合成運動為環(huán)形螺旋運動，磨料和工件在運動時互相磨削，可對工件進行均勻加工。第2章振動拋光機研究2.1振動研磨機的工作原理圖2-1工作原理圖振如底反圖2-1工作原理圖振如底反振動研磨機的工作原理如圖2-1：在振動盤中安裝有振動馬達，振動盤通過振動彈簧與底座連接；啟動振動研磨機時，振動馬達產生強大的激振力，通過振動彈簧帶動振動盤中的研磨混合物（即研磨材料、研磨助劑等混合物）產生三個方向的運動，即上下振動、由里向外的翻轉、螺旋形的逆時針旋轉。為了使曲軸各部位拋光均勻，曲軸必須能夠自轉。電動機帶動蝸輪蝸桿減速器，減速器輸出軸與曲軸工件通過聯軸器連接。這樣，曲軸自轉的同時，磨料又圍繞曲軸公轉，從而達到拋光均勻的目的。振動馬達是振動研磨機中的核心部件，它是一種特殊的振動馬達（如上圖所示），它在兩端的軸心上安裝有偏心塊（也叫振動塊），通過調節(jié)這兩塊偏心塊的相對角度、重量，可以很方便的調節(jié)振動研磨機的振動頻率、翻轉速度。本次設計選擇YZUL-10-4立式振動電機。振動盤機體：是該機主要部分，形狀像個“大火鍋”組成一個環(huán)行槽。槽內壁鑲有粘貼牢固、耐磨且具有彈性、表面平整的橡膠襯里。拋光介質和產品放在其中。機座：是個兩端帶法蘭圓筒。下法蘭有地腳螺孔，是全機的支撐部分。整個機體靠彈簧座落在上面。其上開有一孔為調整偏重鐵和裝拆電機之用。電機：是該機振源。牢固地與機體連接在一起。通常用的是4極電機。從上往下看逆時針方向旋轉。因為是在惡劣的振動條件下工作，所以必須是專用的特殊電機。其軸承和線圈甚至接線盒都要適應強烈的振動。電機上下端伸出軸固定兩個偏重鐵，當電機軸旋轉時，產生足夠的激振力矩。振動彈簧：組成振動系統(tǒng)最基本的參量是振體的質量（轉動慣量）和恢復力（恢復力矩），該振動系統(tǒng)恢復力（恢復力矩）就是由彈簧提供的。彈簧為圓柱壓力彈簧，其制造材料有60Mn、50CrVA等。經熱處理后，硬度為HRC=45?50，旋向一般為左旋。一定數量的彈簧均勻排列在機座法蘭上。蝸輪蝸桿減速器：蝸輪蝸桿減速機是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將電機的回轉數減速到所要的回轉數，并得到較大轉矩的機構。特點是：1、機械結構緊湊、體積外形輕巧、小型高效；2、熱交換性能好、散熱快；3、安裝簡易、靈活輕捷、性能優(yōu)越、易于維護檢修；4、運行平穩(wěn)、噪音小、經久耐用；5、使用性強、安全可靠性大；那么，坯體是如何被拋光的呢，通電后，電機帶動偏重鐵旋轉，由于上下偏重鐵重心不平衡產生的偏心力矩作用于機體，使機體產生振動，進而帶動機體內介質運動，通過介質的沖擊和磨擦作用坯體被拋光。介質以螺旋軌跡，繞機體中心逆時針旋轉，如圖2-2。圖2-2磨料運動軌跡圖

2.2振動研磨機的運動機理實際的拋光機作為一個振動系統(tǒng)是很復雜的，為便于分析，系統(tǒng)是否可簡化為最簡單的力學模型：如圖2-3所示的質量彈性系統(tǒng)。m為質量，K為彈簧常數。該系統(tǒng)具有兩個自由度。振動位置需要兩個坐標乙0才能確定，Z表示振體的質心，。在鉛垂軸上的坐標，0則表示振體在水平方向相對質心的轉角。系統(tǒng)的振動是由上下垂直運動和水平扭擺振動合成的結果圖2-3質量彈性系統(tǒng)模型振動理論指出：在簡諧干擾力作用下，受迫振動也是簡諧運動。振動的頻率與干擾力的頻率相同。田電機轉速恒定，即頻率不變；偏重鐵固定后，振幅也不變，電機帶動偏重鐵的振動是簡諧振動。所以拋光機的振動為簡諧振動。振動頻率按振源電機的頻率進行。即144060=144060=24Hz決定振動程度有兩個主要因素;1）上下偏振塊之間的相位角。相位角指從上俯視兩偏鐵之間的夾角，我們通過觀察三項實驗說明問題吧。a）把兩偏重鐵調到同一方向，即相位角為0。這時槽內介質運動的垂直分量很小，而水平運動分量很大，循環(huán)運動很快。b）相位角從。?90。逐漸加大，介質運動的垂直分量隨角度增大而增大；相應的水平分量逐漸減?。贿\動軌跡為螺旋線。c）相位角從90°。這時，運動的水平分量很小，而垂直分量很大。這種現象可稱為“噴流運動”。上述試驗可解釋為：當上下偏重鐵相位角為0°時，由上下偏重鐵引起的諧振同相；相位角在0?90。范圍變化時，則兩個諧振相位差也在0?90。之間變化。介質的運動就是兩個諧振運動合成的結果。2）上下偏重鐵距系統(tǒng)重心。的距離。即對重心。產生的力矩。據英國資料介紹，下邊的偏重鐵決定垂直分量運動程度；上邊的偏重鐵決定水平分量運動程度。從圖中我們可以看出上邊的偏重鐵距重心近，下邊的偏重鐵距重心遠。但是機器裝好后，上下偏重鐵距重心的距離也就確定了，不能隨便調整，實際使用中都是通過增減上下偏重鐵的重量，來調整對重心的力矩，也就是調整振幅的。由上述分析可知，使用拋光機有個選擇最佳相位角問題。試驗表明，對于最大部位尺寸太小不同的被拋光物體，要采用相應的偏重鐵相位角才能滿足拋光工藝要求，即使拋光介質在槽內運動一周過程中，露出拋光的次數為1?2次。再談談拋光介質。拋光機適用于骨灰瓷、硬質瓷、高長石瓷、高石英瓷及紫砂制品等。介質硬度要因瓷而異，一般說介質硬度應高出被拋光物體硬度10%左右。介質過硬，會使被拋光物體表面劃出痕跡；過軟則介質易損耗。常用的介質有石英碴、碎瓷片等。骨灰瓷為瓷質軟，其介質為正方體小硬木塊和小的三棱柱形瓷塊混合使用，各為50%。此外，介質的形狀、規(guī)格尺寸及介質在機體內的深度也很有講究，在此不一一贅述。最后要說明的是：拋光機在起動和停車的片刻，機體會以超過臨介振相的頻率作過幅的振動，因此在未裝入足夠的介質前，決不能空載啟動電機。第3章蝸輪蝸桿減速器設計3.1電動機的選擇選擇電動機的類型按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列三相異步電動機，封閉式結構，電壓380V。選擇電動機的功率電動機所需的功率Pd=pin式中p—工作機要求的電動機輸出功率，單位為Kw；dn一電動機至工作機之間傳動裝置的總效率；P一工作機所需輸入功率，單位為Kw；w輸送機所需的功率輸送機所需的功率Pw=Fv/1000nw=1200x1.5/1000x0.8=2.25Kw電動機所需的功率p=pjnn=n聯n軸n蝸n軸n聯=0.99x0.99x0.8x0.99x0.99-0.76P=2.25/0.76=2.96kWd查表，選取電動機的額定功率P廣4kw。選擇電動機的轉速已經曲軸轉速為60?120r/tain，暫定轉速為80r/tain，由表推薦的傳動比的合理范圍，取蝸輪蝸桿減速器的傳動比i』1040，故電動機轉速的可選范圍為：nd=1=(1040)x80=8003200r/min符合這范圍的電動機同步轉速有1000、1500、3000r/min四種，現以同步轉速1000r/min和1500^r/min兩種常用轉速的電動機進行分析比較。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格、傳動比及市場供應情況，選取比較合適的方案，現選用型號為Y112M—4確定傳動裝置的傳動比及其分配減速器總傳動比及其分配：減速器總傳動比i=n/n=1440/80=18式中i一傳動裝置總傳動比n一工作機的轉速，單位尸/minnm一電動機的滿載轉速，單位尸/min計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸的輸入功率車由Ip=P-n聯?叩軸=2.96x0.99x0.99=2.9kw車由iip=P]-n蝸-n聯-n軸=2.9x0.99x0.99x0.8=2.27kw（2）各軸的轉速電動機：n=1440r/min軸I：n=n=1440r/min軸II：n=n=1440/18=80r/min2i1（3）各軸的輸入轉矩電動機軸：T,=9550PJn=9550x2.96/1440=19.63N-m軸I：二=9550p/n1=9550x2.9/1440=19.23N-m軸II：T=9550P/n2=9550x2.27/80=270.98N-m上述計算結果匯見表3-1表3-1傳動裝置運動和動力參數輸入功率轉速n輸入轉矩傳動比效率n電動機軸2.96144019.6310.98軸I2.9144019.23180.784軸II2.2780270.98

3.2傳動零件的設計計算3.2.1蝸輪蝸桿傳動設計選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度根據GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）蝸桿材料選用45鋼，整體調質，表面淬火，齒面硬45?50HRC。蝸輪齒圈材料選用ZCuSnlOPbl，金屬模鑄造，滾銑后加載跑合，8級精度，標準保證側隙c。計算步驟按接觸疲勞強度設計、2設計公式m2氣設計公式m2氣XT?mm查表7.2取z廣2，77〃01440，-Z=Zx1=2x=352z在30?64之間，故合乎要求。2初估門=0.82蝸輪轉矩T:2T=《?5=9.55x106x2.9x18x0.82/1440=276950N?mm載荷系數K：因載荷平穩(wěn)，查表7.8取K=1.1材料系數ZE查表7.9，ZE=156、,：MPa許用接觸應力[q0h]查表7.10，[q]=220Mpa0Hn=60x80x1x12000=5.89x1078：107；=81075.89X107=0.801190gH]=ZN[氣H]=0.801190X220=176.26Mpam2d:1(3257V(325x156￥m2d>KT「「=1.1x276950x=1320.77mm1"巳」72Jk220X3初選m2,《的值：查表7.1取m=6.3,《=63mm2d1=2500>1320.77(8)導程角6.3x263=0.26.3x263=0.2y=arctan0.2=113(9)滑動速度vsv=―喚—=63X1440兀=4.84m/ss60x1000xcosy60x1000xcos11.3°(10)嚙合效率由v=4.84m/s，查表得v=1°16'tany

tan(y+甲v)tany

tan(y+甲v)tan11.3。tan(11.3。+2。)=0.2/0.223=0.896傳動效率門取軸承效率門2=°.99，攪油效率門3=°.98n=叫xn2xn3=0.896x0.99x0.98=0.87mmT=TXiXn=9.55x106x2.9x18x0.87/1440=301183N檢驗m2d1的值

V=1.1x301183xf3.25z/

vh27原選參數滿足齒面接觸疲勞強度要求m2d1>KT2(3.25x156￥—一—=1323<2500.47確定傳動的主要尺寸m=6.3,d=63mm,Z=2,Z=35⑴中心距1^—公+mz)_(63+6.3x35)_mmV=1.1x301183xf3.25z/

vh27原選參數滿足齒面接觸疲勞強度要求m2d1>KT2(3.25x156￥—一—=1323<2500.47分度圓直徑dd_63mm齒頂圓直徑da1d1_《+2h]_(63+2x6.3)_75.6mm齒根圓直徑df1J,1_d「2hf_63-2x6.3(1+0.2)_47.88mm導程角tan丫=11.309932470右旋軸向齒距P]_兀m_3.14x6.3_19.78mm齒輪部分長度七取b_105mm(3)蝸輪尺寸b>m(11+0.06xz)_82.53mm分度圓直徑d2d_mxz_6.3x35_220.5mm齒頂高h_hxm_6.3mm齒根高h_(h*+c*)m_(1+0.2)x6.3_7.56mmf2齒頂圓直徑da2d2_d2+2h2_220.5+2x6.3x1.2_235.62mmd齒根圓直徑dJ2d_d-2m(h*+c*)_205.38mm導程角tany_11.30993247。右旋軸向齒距P2_P]_兀m_3.14x6.3_19.78mm蝸輪齒寬b2b2=0.75d1=0.75x80=60mm蝸輪齒寬b2齒寬角sin(a/2)齒寬角sin(a/2)=bj《=0.9蝸輪咽喉母圓半徑r=a-d/2=23.94mm(4)熱平衡計算估算散熱面積A、1.75A=0.33=0.33、1.75A=0.33=0.33(141.75V75=0.6077m2驗算油的工作溫度I室溫10:通常取20。。散熱系數K:K=20W/(m2?。C)1000(1―門)P"kA+1000(1―門)P"kA+‘0s(1000x(1-0.87)x2.9)+20)20x0.6077=51.02°CV80°C油溫未超過限度(5)潤滑方式根據七=4.84m/s，查表7.14,采用浸油潤滑，油的運動粘度V=350x10-6m2/s40%幾何尺寸計算結果列于下表:名稱代號計算公式結果蝸桿中心距aa=m2(q+%)a=141.75傳動比ii=zj七i=17.59蝸桿分度圓柱的導程角yy=arctan與qy=11.31。蝸桿軸向壓力角ax1標準值a=20x10

齒數Z1七=2分度圓直徑d1d=mqd1=63齒頂圓直徑da1d=m(q+2)d1=75.6齒根圓直徑df1d=m(q-2.4)f1df1=47.88蝸桿螺紋部分長度b1b>(11+0.06z)m-=105名稱代號計算公式結果名稱代號計算公式結果蝸輪中心距aa=m2(q+z2)a=141.75傳動比ii=z2/七i=17.59蝸輪端面壓力角a12標準值a2=20。蝸輪分度圓柱螺旋角pP=YP=Y=11.31°齒數Z2Z2=RZ2=35分度圓直徑d2d=mZd2=220.5齒頂圓直徑da2d2=m(z2+2)d2=235.62齒根圓直徑df2d=m(z-2.4)d22=205.38蝸輪最大外圓直徑de2d<d+1.5md2=267.753.3軸的設計選擇軸的材料選取45鋼，調質，硬度HBS=230,強度極限。=600Mpa，由表查得其許用彎B曲應力付1］廣55Mpa，查《機械設計基礎》(表10-1、10-3)初步估算軸的最小直徑—，一、227取C=120，得d.><20xJ-^^=36.32mm根據《機械設計》表11.5，選d廣38軸的結構設計軸上零件的定位、固定和裝配單級減速器中，可將齒輪按排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向固定靠平鍵和過渡配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位，周向則采用過渡配合或過盈配合固定。聯軸器以軸肩軸向定位,右面用軸端擋，圈軸向固定.鍵聯接作周向固定。軸做成階梯形，左軸承從做從左面裝入，齒輪、套筒、右軸承和聯軸器依次右面裝到軸上。確定軸各段直徑和長度1段d=38mmL=70mmII段選30208型圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，寬度為19.75mm。故11段直徑d=40mm。III段考慮齒輪端面和箱體內壁、軸承端蓋與箱體內壁應有一定距離，則取套筒長為42mm。故L=40mm，d=45mm。IV段d=50mm，L=88mmV段d=d+2h=58mm，L=6mmVI段d=45mm，L=29mmVII段d=d=40mm，L=25mm按彎扭合成應力校核軸的強度繪出軸的結構與裝配圖(a)圖繪出軸的受力簡圖(8)圖

繪出垂直面受力圖和彎矩圖C）圖F=2L=2x749.18=19.46Nad771T11437.02gw245.7F=2—=2x=93.1Nd2=F*tanat=93.1xtan20。=33.88N軸承支反力:F=%.88x55=16.94NRAV110Frbv=F+Fg=33.88+16.94=50.82N計算彎矩：截面C右側彎矩：M=FxL=50.82x_^=2.795N-mcvRBV21000截面C左側彎矩：M'=Fx—=16.94x55=0.932N-mcv245.7=F*tanat=93.1xtan20。=33.88N軸承支反力:F=%.88x55=16.94NRAV110Frbv=F+Fg=33.88+16.94=50.82N計算彎矩：截面C右側彎矩：M=FxL=50.82x_^=2.795N-mcvRBV21000截面C左側彎矩：M'=Fx—=16.94x55=0.932N-mcvRAV21000繪制水平面彎矩圖(d)圖F931軸承支反力：F^h=Frbh=2=r=46.55N-m截面C處的彎矩：M=Fx—=46.55x拓=2.56N-mCHRAH21000繪制合成彎矩圖(e)圖M=(M;+M；h=727952+2.562=3.79N-mM；=】(M；v)+M；h=?0.9322+2.562=2.72N-m繪制轉矩圖(/)圖P…T=9.55x106x—=9.55x106x4.54/80=5.86x105N-mm=586N-mn繪制當量彎矩圖(g)圖轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取0.6，截面C處的當量彎矩為MC=JM;+(aT』=J3.792+(0.6x586?=351.62Nm圖3.2低速軸的彎矩和轉矩0）軸的結構與裝配0）受力簡圖（。）圖3.2低速軸的彎矩和轉矩0）垂直面的受力和彎矩圖（e）合成彎矩圖（/）轉矩圖（g）計算彎矩圖3.3.2蝸桿軸的設計選擇軸的材料選取45鋼，調質處理，硬度HBS=230,強度極限。=650Mpa，屈服極限B。，=360Mpa，彎曲疲勞極限。廣300Mpa，剪切疲勞極限"=155Mpa，對稱循環(huán)變應力時的許用應力付』=60Mpa。初步估算軸的最小直徑最小直徑估算d>cx3；—=120x3：Z9=15.15，取d=20min\n弋1440min軸的結構設計按軸的結構和強度要求選取軸承處的軸徑d=40mm，初選軸承型號為30208圓錐滾子軸承(GB/T297—94)，采用蝸桿軸結構，其中，齒根圓直徑d=47.88mm，f1分度圓直徑d]=63mm，齒頂圓直徑d廣75.6mm，長度尺寸根據中間軸的結構進行具體的設計，校核的方法與蝸輪軸相類似，經過具體的設計和校核，得該蝸桿軸結構是符合要求的，是安全的。第4章軸承的選擇和計算4.1蝸輪軸的軸承的選擇和計算按軸的結構設計，初步選用30208(GB/T297—94)圓錐滾子軸承，內徑刁=40mm,外徑D=80mm,B=20mm.(1)計算軸承載荷①軸承的徑向載荷軸承人：R=JR2+R2=<46.552+16.942=49.54NA■AHAV軸承8：R=i：R2+R2=偵46.552+50.822=68.92NB'BHBV②軸承的軸向載荷軸承的派生軸向力s=R08.OCL^la查表得：30208軸承a=15°38,32”所以，'廣R‘0.8沖15。38'32〃=17.173"Sb=機.8風15。38'32〃=2389N無外部軸向力。因為SaVSb，軸承人被“壓緊”，所以，兩軸承的軸向力為AA=SA=17.173N=A^b計算當量動載荷由表查得圓錐滾子軸承30208的e=0.4取載荷系數f=1.2，軸承人：AA=17173=0.347VeRa49.54取乂=1，Y=0，則Pa=fp(XRa+YAA)=1.2x(1x49.54+0)=59.448N軸承8：Ab=17.173=0.25VeRb68.92取X=1，Y=0，則VPb=fp(XRb+YA^)=1.2x(1x68.92+0)=82.7N按軸的結構設計，選用30208圓錐滾子軸承(GB/T297—94)，經校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。具體的校核過程略。4.2減速器鑄造箱體的主要結構尺寸箱座(體)壁厚：8=0.04〃+3>8，取8=15；箱蓋壁厚：81=0.858>8，取8j12；箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：b—1.58=b—22.5，b—2.58=37.5；地腳螺栓直徑及數目：根據a=154.35,得df=0.036a+12—15.76，取氣=18,地腳螺釘數目為4個；軸承旁聯結螺栓直徑：《-0.75dj54箱蓋、箱座聯結螺栓直徑：d2—(0.5~0.6)df=9?14.4，取d2=12；⑺表2.5.1軸承端蓋螺釘直徑:高速軸低速軸軸承座孔(外圈)直徑100130軸承端蓋螺釘直徑d31216螺釘數目66(8)檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為一級傳動減速器，所以取d4=10；軸承座外徑：D=D+(5~5.5)d3，其中D為軸承外圈直徑，把數據代入上述公式，得數據如下：高速軸：D2—80+(5~5.5)x12—140~144，取D2—140，低速軸：D2—110+(5~5.5)x16—190~198，取D2—190；表2.5.2螺栓相關尺寸：df=18《=14d2=12锪孔直徑D0363026至箱外壁的距離242018至凸緣邊緣的距離201816(11)軸承旁聯結螺栓的距離：S以d1螺栓和d3螺釘互不干涉為準盡量靠近，一般取S牝D；2軸承旁凸臺半徑：%=c=20，根據《而得；軸承旁凸臺高度：h根據低速軸軸承外徑D2和di扳手空間ci的要求，由結構確定；箱外壁至軸承座端面的距離：L=匕+c2+5~8=22+20+5~8=47~50，取L=48；箱蓋、箱座的肋厚：m1>0.855］，取m1=12，m>0.858，取m=14；大齒輪頂圓與箱內壁之間的距離：氣>5，取氣=16；鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內圓角：鑄造斜度x=1：10，過渡斜度"1：20，鑄造外圓角R0=5，鑄造內圓角R=3。第5章其他零件設計5.1鍵聯接的選擇和強度校核5.1.1高速軸鍵聯接的選擇和強度校核高速軸采用蝸桿軸結構，因此無需采用鍵聯接。5.1.2低速軸與蝸輪聯接用鍵的選擇和強度校核(1)選用普通平鍵(4型)按低速軸裝蝸輪處的軸徑d=50mm，以及輪轂長l=88mm,查表，選用鍵16x10x76GB1096—2003。(2)強度校核鍵材料選用45鋼，查表知g］p=100~120MPa，鍵的工作長度l=L-b=76-16=60mm，k=-=19=5mm，按公式的擠壓應力222Tx1032x586.22x103Cp=kld=5x60x50=?"。V［。］，故鍵的聯接的強度是足夠的。5.2聯軸器的選擇和計算5.2.1高速軸輸入端的聯軸器計算轉矩T=KT查表取七=1.5有T=腭=1.5x38.46=57.69Nm，查表選用TL5型彈性套柱銷聯軸器，材料為35鋼，許用轉矩［T］=125N?m，許用轉速[n]=4600r/min，標記：LT5聯軸器30x50GB4323—84。選鍵，裝聯軸器處的軸徑為20mm，選用鍵8x7x45GB1096—79,對鍵的強度進行校核，鍵同樣采用45鋼，有關性能指標見(2.6.2)，鍵的工作長度l=L-b=28-6=22mm，k=-=-=3mm，按公式的擠壓應力22。=2Tx103=2x38466103=38.84MPaV[b]，合格。所以高速級選用的聯pkld3x22x30p軸器為LT5聯軸器30x50GB4323—84，所用的聯結鍵為8x7x45GB1096—79。5.2.2低速軸輸出端的聯軸器根據低速軸的結構尺寸以及轉矩，選用聯軸器LT8聯軸器50x70GB4323—84,所用的聯結鍵為10x8x50GB1096—79,經過校核計算，選用的鍵是符合聯結的強度要求的，具體的計算過程與上面相同，所以省略。5.3減速器的潤滑減速器中蝸輪和軸承都需要良好的潤滑，起主要目的是減少摩擦磨損和提高傳動效率，并起冷卻和散熱的作用。另外，潤滑油還可以防止零件銹蝕和降低減速