小型運輸升降機的設計—本科畢業(yè)設計論文

1、小型運輸升降機的設計 機械設計制造及其自動化 摘 要本課題以小型運輸升降機為設計對象，研究實施重物升 降移動的方案，對其減速傳動機構及執(zhí)行機構進行參數(shù)設計和校核， 從而實現(xiàn)小型運輸升降機升降移動重物的功能。 本課題首先對現(xiàn)有的升降機的類型、結構及其工作原理進行了回 顧；其次以小型運輸升降機為設計對象，對其進行了整體方案設計； 接著對其傳動系統(tǒng)、執(zhí)行機構及其制動機構進行了結構設計，并對其 關鍵零部件進行了強度校核。本設計通過動力機構電動機帶動傳動系 統(tǒng)減速器，再帶動執(zhí)行機構卷筒上的鋼絲繩，然后經(jīng)過一定的滑 輪組裝置實現(xiàn)對轎廂上重物的升降移動，而制動機構則通過選取合適 的制動器來實現(xiàn)制動。 關鍵詞

2、運輸升降機，減速器，卷筒，鋼絲繩，制動器，滑輪 design of small transport elevator major of mechanical design, manufacturing and automation yang zhichuang abstract:abstract: the small transport elevator was taken as the design object in this thesis, and the solution for the rising and falling of the weight was studied to r

3、ealize the function of the small transport elevator through the parameter design and verification of the deceleration transmission mechanism and an actuating mechanism. at first, the types, the structures and the working principle of the existing elevator were reviewed. secondly, the small transport

4、 elevator was taken as the design object, and its overall solution design was carried on. at last, the structures of the transmission system, the actuating mechanism and the brake mechanism were designed, and the strengths of the key parts were checked subsequently. in the design, the steel wire rop

5、e wined around the coiling block is driven by the transmission system of the reducer, which is driven by the motor drive system previously. the steel wire rope can put the weight up and down by the pulley device, while an appropriate brake is chosen to realize brake. keykey words:words: transport el

6、evator, reducer, coiling block, steel wire rope, detent, pulley 目 錄 1 緒論緒論 .1 1.1 運輸升降機的應用 .1 1.2 升降升降裝置機的分類 .1 1.3 升降機的發(fā)展趨勢 .1 1.4 本課題的研究內(nèi)容及目的 .2 2 小型運輸升降機的設計要求及方案確定小型運輸升降機的設計要求及方案確定 .3 2.1 設計要求 .3 2.2. 確定設計方案 .3 3 小型運輸升降機的設計與計算小型運輸升降機的設計與計算 .5 3.1 電動機的選擇 .5 3.2 小型運輸升降機減速裝置的設計與計算 .6 4 小型運輸升降機制動裝置的選

7、擇小型運輸升降機制動裝置的選擇 .25 4.1 制動器的選擇要求 .25 4.2 選擇合適的制動器 .25 5 鋼絲繩的選擇與卷筒的設計鋼絲繩的選擇與卷筒的設計 .26 5.1 鋼絲繩的選擇 .26 5.2 卷筒的設計計算 .28 6 小型運輸升降機執(zhí)行機構的設計分析小型運輸升降機執(zhí)行機構的設計分析 .33 6.1 轎廂架的計算分析 .33 7 減速器實物的制作減速器實物的制作 .38 結束語結束語 .40 附錄附錄 .41 參考文獻參考文獻 .42 致謝致謝 .43 1 緒論 1.1 運輸升降機的應用 運輸升降機主要用于裝卸和搬運重物，其廣泛應用于工廠、港口、 建筑等生產(chǎn)領域。運輸升降機通過

8、吊鉤或其他吊具的起升、下降及移 動完成重物的裝卸和移動，運輸升降機的廣泛使用極大的降低了工人 的勞動強度，提高了勞動生產(chǎn)率，甚至完成了人們無法直接完成的某 些工作。 1.2 升降升降裝置機的分類 隨著社會的不斷進步，升降機行業(yè)逐步的成長起來，隨著技術的 成熟，種類也逐漸呈現(xiàn)多樣化，大體分可按照以下分類方式進行分類： 按用途分類： 乘客升降機、載貨升降機、醫(yī)用升降機、雜物 升降機、觀光升降機、車輛升降機、船舶升降機、建筑施工升降機。 按驅動方式分類：交流升降機、直流升降機、液壓升降機、 齒輪齒條升降機、螺桿式升降機、直線電機驅動的升降機。 按速度分類：低速升降機、中速升降機、高速升降機、超高 升

9、降機。 按有無司機分類：有司機升降機、無司機升降機、有/無司機 升降機。 按操縱控制方式分類：手柄開關操縱、按鈕控制電梯、信號 控制升降機、集選控制升降機、并聯(lián)控制升降機、群控升降機。 特殊升降機：斜行升降機、立體停車場用升降機、建筑施工 升降機。 1.3 升降機的發(fā)展趨勢 升降機作為普遍的垂直運輸工具，如何才能做到準確、高效，便 捷？是否能有效實行監(jiān)管和提供完善的服務，將成為各廠商不得不考 慮的關鍵問題。只有通過先進的信息化和網(wǎng)絡化平臺，才能將升降機 控制系統(tǒng)和監(jiān)控系統(tǒng)結合想來，為用戶提供滿意服務，同時為各地政 府職能部門提供友好的監(jiān)管平臺。通過網(wǎng)絡信息化平臺，可以實現(xiàn)以 下幾個方面的功能。

10、 用網(wǎng)絡把所有升降機監(jiān)管起來，保證升降機安全運行，確保乘客 安全。當升降機出現(xiàn)故障時，升降機通過網(wǎng)絡向客戶服務中心發(fā)出信 號，使維保人員能及時準確了解升降機出現(xiàn)故障的原因及相關信息， 客戶的人身安全是否受到威脅，并在第一時間內(nèi)趕赴事故現(xiàn)場進行搶 修，也可以通過升降機網(wǎng)絡在規(guī)定時間內(nèi)自動掃描每臺升降機各部件 以發(fā)現(xiàn)事故隱患做到事先維修，減少停梯時間，提高企業(yè)的服務質量。 現(xiàn)在傳統(tǒng)營銷體系是人對人的銷售(或面對面銷售)，由于需要大 量銷售人員，其銷售成本高昂。如果通過升降機商務平臺就可以大大 降低銷售成本。在網(wǎng)上你可以展示自己產(chǎn)品的特點、功能、外形和尺 寸、以及相關的技術文檔，并且還可得到全程技術

11、支持服務。還可以 在網(wǎng)上簽訂購銷合同，通過網(wǎng)上銀行支付貨款。 利用網(wǎng)絡快速、準確的特點，降低制作成本。在中國加入 wto 后， 各個企業(yè)(特別是合資、外資企業(yè))為降低成本全球采購是必然，避免 在采購過程中受到各種不正當手段的影響，利用升降機網(wǎng)站招標和競 標可以保證采購價廉物美的升降機零部件，其運作非常低廉。也可把 已定點所有外購件生產(chǎn)廠、配套廠通過網(wǎng)絡聯(lián)網(wǎng)，廠家在接到訂單后， 通過技術部安排生產(chǎn)明細表和零部件制作分工表即可通過網(wǎng)絡快速、 準確地給外購件生產(chǎn)廠、配套廠下達生產(chǎn)指令，并指示交貨地點(通 常為減少從生產(chǎn)廠到組裝廠再到工地來回運費直接運到工地)，同時 通過網(wǎng)絡通知被廠家認可的專業(yè)安裝隊

12、進場安裝電(扶)梯。安裝完成 后，安裝隊在網(wǎng)上向廠家和有關政府部門申請驗收?？傊畯匿N售到安 裝和售后服務許多工作都可以通過網(wǎng)絡完成，而且費用低、快速、準 確、服務質量好。 同時有專家預言“誰最先推出綠色產(chǎn)品并搶占市場，誰就掌握市 場競爭主動權” 。所以在這個提倡綠色發(fā)展的時代理念。發(fā)展的趨勢 主要有如下：不斷改進產(chǎn)品的設計，生產(chǎn)環(huán)保型低能耗、無漏油、無 漏水、低噪聲、無電磁干擾、無井道導軌油漬污染的升降機。升降機 曳引采用尼龍合成纖維曳引繩，鋼皮帶等無潤滑油污染曳引方式。升 降機裝璜將采用無(少)環(huán)境污染材料。升降機空載上升和滿載下行電 機再生發(fā)電回收技術。安裝施工升降機將無需安裝手腳架。施工

13、升降 機零件在生產(chǎn)和使用過程中對環(huán)境沒有影響(如剎車皮一定不能使用 石棉)并且材料是可以回收的。 所以說升降機發(fā)展的方向，應該以信息化、自動化已經(jīng)環(huán)保的方 向去發(fā)展。這樣才符合我國可持續(xù)發(fā)展的國情，同時也為施工人員的 安全性得到更高的保障。 1.4 本課題的研究內(nèi)容及目的 本課題以小型運輸升降機為設計對象，研究實施重物升降移動的 方案，對其減速傳動機構及執(zhí)行機構進行參數(shù)設計和校核，從而實現(xiàn) 小型運輸升降機升降移動重物的功能。 通過本次小型運輸升降機的設計，一方面可以全面鞏固本科階段 所學的相關基礎專業(yè)知識，另一方面可以提高綜合知識的運用能力， 為今后從事機械方向的生產(chǎn)、設計、管理工作做好技術準

14、備，為未來 就業(yè)打下重要的基礎。 2 小型運輸升降機的設計要求及方案確定 2.1 設計要求 調(diào)查小型運輸升降機的工作場所，了解工作場所的土木結構，確 定升降機的安裝位置。結合設計手冊和工況要求，確定升降機設計的 初始參數(shù)，只要包括升降機的提升載荷、提升速度、提升高度等。初 步擬定提升重物最大載荷為 900kg,加上轎廂和鋼絲繩自重 100kg，共 計 1000kg，且使用壽命 4 年，每年工作 300d，每天工作 8h，工作環(huán) 境溫度為戶外正常溫度，升降速度 1m/s，提升最大高度 10m。 2.2. 確定設計方案 經(jīng)過方案對比優(yōu)選，最終確定本課題設計的小型運輸升降機由動 力機構、傳動機構、執(zhí)

15、行機構及制動機構四部分構成，其結構示意圖 如圖 2-1 所示。圖中電動機 b 端與減速器 b 端通過聯(lián)軸器連接，減速 器 a 端與卷筒 a 端通過齒輪連接。 圖圖 2-12-1 升降機結構示意圖升降機結構示意圖 figurefigure 2-12-1 structurestructure schemesschemes ofof elevatorelevator 升降機制動部分是整個設計的重要部分，它的作用是在升降機在 半空中停止時避免升降機轎廂倒滑的關鍵。本設計的思路是選用合適 的制動器，通過摩擦力來進行制動，且制動裝置與電機進行電器互鎖。 當電機停止時，制動器進行制動，電機運行時制動器停止工

16、作。根據(jù) 擬定的設計方案，在保證升降機安全、高效的基礎上，對每個零部件 進行最優(yōu)化設計。通過計算完成零部件強度的校核，保證結構運行的 可靠性。 3 小型運輸升降機的設計與計算 3.1 電動機的選擇 為保證重物能被安全、平穩(wěn)的提升到指定高度，應保證卷筒輸出 的最大轉矩產(chǎn)生的力大于重物在最高位置處的重力： g=1000kg10m=10000n。 由于fg，所以卷筒所需的功率：pw= =10kw。 fv 1000 3.1.1 傳動效率的計算 根據(jù)第二章的設計思路，減速裝置使用三級減速，第一級減速用 蝸桿帶動蝸輪，第二級減速用錐齒輪的嚙合進行傳動，第三級減速用 圓柱斜齒輪的相互嚙合來進行傳動。 查表可

17、得在傳動過程中，聯(lián)軸器效率1=0.99，軸承效率2=0.98， 蝸輪蝸桿嚙合效率3=0.88，錐齒輪嚙合效率4=0.99，圓柱斜齒輪 嚙合效率5=0.99，卷筒效率6=0.96。 計算可得傳動裝置總效率為 a=0.990.980.980.820.960.99=0.705，所以電動機所 學的做小功率為pd= =14.18kw。 w a p 3.1.2 確定電機轉速與卷筒轉速 選擇卷筒直徑d=315mm，卷筒轉速nw=60v/0.3=63.69r/min。 根據(jù)電機所需的最小功率查表選擇電機型號為 y160m2-2 的三相 異步電動機，其技術參數(shù)如表 3-1 所示。 表表 3-13-1 電動機技術

18、參數(shù)電動機技術參數(shù) table3-1table3-1 technicaltechnical parametersparameters ofof motormotor 電機型號 額定功率 /kw 電機同步 轉速同步 （r/min） 電機滿載轉 速 （r/min） 堵轉轉 矩 最大轉矩 y160m2-215300029302.02.3 電機各部分尺寸如表 3-2 所示，其外形如參考文獻7中表 16-2 所示。 表表 3-23-2 電動機尺寸參數(shù)電動機尺寸參數(shù) table3-2table3-2 dimensionsdimensions ofof motormotor 電機型 號 級 數(shù) abcdef

19、ghkabacadhd y160m2- 2 2 級 25 4 21 0 10 8 4 2 11 0 1 2 3 7 16 0 1 5 33 0 32 5 25 5 38 5 3.2 小型運輸升降機減速裝置的設計與計算 3.2.1 傳動比的分配 總的傳動比：ia = =293063.69=46。 m w n n 傳動比的分配：第一級為渦輪蝸桿傳動，第二級為錐齒輪傳動， 第三級為圓柱斜齒輪傳動，總傳動比為。 11 22 33a ii i i 查資料可知，蝸輪蝸桿的傳動比較大，錐齒輪i3,斜齒輪i3,所 以可設=20，i22=1 ，i33=2.3。 11 i 3.2.2 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算

20、 3.2.2.1 各軸的輸入功率 電動機pd=15kw 蝸桿軸：p1=pd1=150.99 kw =14.85kw 蝸輪軸：p2=p13=14.850.82 kw =12.177kw 小斜齒輪軸：p3=p24=12.1770.99 kw =12.055kw 大斜齒輪軸：p4=p35=12.0550.99 kw =11.935kw 3.2.2.2 各軸的轉速 蝸桿軸：n1= nm=2930rmin 蝸輪軸：n2= =293020 rmin =146.5 rmin 1 11 n i 小斜齒輪軸：n3= =146.51 rmin =146.5 rmin 2 22 n i 大斜齒輪軸: n4= =14

21、6.52.3 rmin =63.69 rmin 3 33 n i 3.2.2.3 各軸的轉矩 電動機：t0= =9550152930nm=48.49 nm d m 9550p n 蝸桿軸：t1= =955014.852930 nm=48.40 nm 1 1 9550p n 蝸輪軸：t2= =955012.177146.5 nm =793.84 nm 2 2 9550p n 小斜齒輪軸：t3= =955012.055146.5 nm =785.84 3 3 9550p n nm 大斜齒輪軸：t4= =955011.93563.69 nm=1789.60 4 4 9550p n nm 各軸的動力參

22、數(shù)整理如表 3-3 所示。 表表 3-33-3 各軸的動力參數(shù)各軸的動力參數(shù) table3-3table3-3 dynamicdynamic parametersparameters ofof shaftsshafts 軸名 輸入功 率 （kw） 輸出功 率 （kw） 輸入轉 矩 (nm) 輸出轉 矩 (nm) 轉速 （rm in） 傳 動 比 效率 （） 電機軸 1548.89293010.99 蝸桿軸 14.8548.402930200.82 蝸輪軸 12.177793.84146.510.99 小斜齒 輪軸 12.055785.84146.52.30.99 大斜齒 輪軸 11.93511

23、.4581789.6063.690.96 3.2.3 傳動裝置中齒輪的設計與校核 3.2.3.1 蝸輪蝸桿的傳動設計與校核 根據(jù)課題要求，選擇傳動類型、公差等級和材料 考慮到傳動功率不大，轉速適中，選擇 za 蝸桿傳動，精度等級 8c gb/t10089-1988。蝸桿用 35crmo 制造，表面淬火，硬度為 45- 50hrc,表面粗糙度 ra1.6m,蝸輪輪緣選用 zcusn10p1 金屬模鑄造。 選擇蝸桿齒數(shù)、蝸輪齒數(shù) 由于i11= =20，參考實用齒輪設計手冊，取 1 2 n n z1=2，z2=i11z1=40。 確定許用應力 hp=hp=zvszn，由表查得hp=220mpa，fp

24、=70mpa,查表 的vs=12m/s，由于采用浸油潤滑得zvs=0.87。 輪齒應力循環(huán)次數(shù) nl=60n2jln=60146.5300480.4=3.38107，查表得 zn=1.15，yn=0.9，所 hp=2200.871.15mpa=220.11mpa，fp=fpyn=700.9mpa=63m pa。 按接觸強度設計 2 1 m d 2 2 2 15000 () hp t k z 載荷系數(shù)取 k=1.2，蝸輪軸的轉矩 t2=793.84103 nm 。 代入上式 mm3 =2765 mm3 2 1 m d 2 15000 ()1.2 793.84 220.11 40 查表，接近=27

25、65 mm3 的是 2500，相應的m=6.3 mm，d1=63 2 1 m d mm,查表，按i=20，m=6.3，d1=63 mm，其a=160 mm，z2=41，z1=2，x2=-0.1032，蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=6.341=258.3 mm，導程角=arctan = 1 1 z m d arctan=111836。 2 6.3 63 求蝸輪的圓周速度，并校核效率 實際傳動比i=412=20.5，=293020.5r/min=142.93 2 1 z z 2 n r/min，蝸輪的圓周速度= ms=9.58m/s。 s v 11 d n 6000cos 求傳動效率，按式子=ab

26、c計算。 a蝸桿傳動的嚙合效率； b考慮攪油損耗的效率，一般b=0.94-0.99； c軸承效率，每對滾動軸承c=0.89-0.99。 式中a= = =0.922。 v tan tan() tan11.31 tan(11.310.93 ) v由表查得為 056=0.93，取b=0.96，c=0.98，所以可 以求得：=0.9220.960.98=0.86，與暫取值 0.82 接近。 校核蝸輪齒面接觸強度 齒面接觸強度驗算公式為： h=hp 2 2 12 9400 av e t k k k z d d 查表得：ze=155mpa ,取ka=0.9,k=1.1,kv=1.1。 蝸輪傳遞的實際轉矩t

27、2=832.51103nm,當vs=9.58m/s 時， zvs=0.86,得hp=hpzvszn=2200.861.15mpa。 將上述諸值代入公式：h=mpa 32 2 9400 832.51 100.9 1.1 155 63 258.3 =216.3mpahp=217.58 mpa 蝸輪齒根抗彎強度校核 查表得齒根抗彎強度驗算公式： f=fp 2 12 666 avfs t k k k y y d d m 按zv2= = =43.48 及x2=-0.1032，查得 2 3 z cos 3 41 cos 11.31 yfs4.26，fp=63mpa， y=1-11.31120=0.906。

28、 120 將上述諸值代入公式 f=22.73mpafp63 mpa。 666 832.51 0.9 1.1 1.1 4.26 0.906 63 258.3 6.3 蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 已知a=160 mm，z1=2，z2=41，x2=-0.1032，=2，d1=63 mm，d2=258 mm，m=6.3。 根據(jù)以上數(shù)據(jù)可計算如下數(shù)據(jù)： da1=d1+2m=63+26.3 mm =75.6 mm df1=d1-2m1+0.2mm =63-26.31+0.2mm =47.88 mm b111+0.06z2m=11+0.06416.3 mm =84.8 mm， 取 b1=100 mm da2=d

29、2+2mha*+x2= 258+26.31-0.1032mm =269.3 mm de2da2+1.5m=269.3+1.56.3 mm =278.8 mm b20.75da1=0.7575.6 mm =56.7 mm，取b2=50 mm df2=mz2-2.4=6.341-2.4mm =243.18 mm ra2=d1/2-m=632-6.3 mm =25.2 mm rf2=da1/2+0.2m=75.62+0.26.3 mm =39 mm sx1=0.5m=0.56.33.14 mm =9.89 mm s2=0.5+2x2tanm=9.42 mm h2=da1-df20.5 mm =13.

30、06 mm 3.2.3.2 錐齒輪的傳動設計與校核 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選擇直齒錐齒輪傳動，齒輪精度為 8 級。由于傳動比i22=1，所 以齒輪選用 45 鋼調(diào)制處理，硬度為 280hbs。選擇兩齒輪齒數(shù) z1=z2=24。 初步估算齒輪的速度為 2m/s，查表得使用系數(shù)ka=1.2s，動載系 數(shù)kv=1.1，kh=kf=1.2，又由從動輪懸臂布置得： kh=kf=1.5khbe=1.51.5=2.25，k=kakvkhkh=1.251.11. 22.25=3.7125。 計算主動錐齒輪傳動的轉矩：t=832.51nm，選取錐齒輪的齒寬 系數(shù)：r=0.3，計算錐齒輪的當量齒數(shù)z

31、v1、zv2。 cos1=cos2=0.7071，zv1= =240.707=33.946。 2 1 u u 1 1 z cos yfa1=yfa2=2.48，ysa1=ysa2=1.638，又由于zv1=zv2，查錐齒輪彎曲 強度極限fe1=fe2=380mpa，應力彎曲循環(huán)系數(shù)n=nl=3.38107，彎 曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=kfn2=0.97。 計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數(shù)s=1.4，所以 fe1= fe2= =0.973801.4=263.286mpa，m fe1fe2 kk s =9.61mm。 2fasa 222 rr1f 4 1 0.51 t y y k zu 取齒輪模數(shù)

32、m=10mm，d1=d2=mz1=1024=240mm，計算圓周速度為 v= =1.84m/s。 12 60000 d n 齒面接觸強度設計 查得齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=khn2=1.1，齒面接觸硬度 hlim1=530mpa，取安全系數(shù)s=1，所以 h1= h2= =1.15301=583mpa hn1hlim1 k s ze=189.8mpa d1=240mm 2 2 3 2 rrh 2.92 1 e kt z 在此取模數(shù)m=10，齒輪分度圓直徑d=240mm,z1=z2= =24。 d m 幾何尺寸的計算 根據(jù)以上條件以及1=2=45，查表得： a=322，f=4 3，r=16.9

33、7mm，da1=da2=25.41mm，n1=n2=0.71，l1=l2=0.67。 根據(jù)查表所得值計算除下列各： 分度圓圓錐角1=45，2=45 分度圓直徑d1=d2=mz=240mm 錐距（查表值10）r=169.71mm 齒寬b= =56.57，b取 55mm 3 r 齒頂圓直徑da1=da2=254.1mm 齒頂角a=322，齒根角f=43 頂錐角a1=a1=1+a=45+322=4822 根錐角f1=f2=1-f=45-43=4057 冠頂距ak1=ak2=-n2=112.9mm 1 2 d 齒寬的影高l1=l2=0.6755=36.85mm 3.2.3.3 斜齒輪的傳動設計與校核

34、齒輪材料、精度等級及齒數(shù) 考慮到課題的要求，單件生產(chǎn)，體積適中，速度不高，故選用 7 級精度。由機械設計手冊選擇小齒輪材料為 40cr(調(diào)質)，硬度 為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質），硬度為 240hbs。 選擇小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=i33z2=2.324=55.2，取 z2=55。 選取螺旋角。初選螺旋角=14,選取齒寬系數(shù) d=1。 齒面接觸強度設計 2 1 3 1 21( ) the t dh k tz z d 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選kt=1.6，查表得材料彈性影響系數(shù)ze=189,8mpa，選取區(qū)域 系數(shù)zh=2.433，查得1=0.78，2=0.

35、84，則 =1+2=1.62 許用接觸應力h= =531.25mpa。 h 1h 2 + 2 計算 小齒輪分度圓直徑d1t124.6mm 圓周速度v= =3.14124.6146.560000 m/s =0.96m/s 1t3 60000 d n 齒寬b=dd1t=0.7124.6mm=87.22mm 模數(shù)mnt= =87.22cos1424mm=3.5mm 1t 1 cosd z 齒高 ha=2.25mnt=2.253.57.9mm，hf=1.253.5mm4.375mm，b/h=1mm 1 縱向重合度=0.318d z1tan=0.3180.724tan14 1.33 載荷系數(shù)：已知使用k

36、a=1.25，根據(jù)v=0.96m/s，7 級精度，由圖 查得動載系數(shù)ka=kakvkhkh=1.250.81.11.44=1.584 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1= =124mm3 1t t k d k 模數(shù)mn= =124cos1424mm5.01mm 1 1 cosd z 齒根彎曲強度設計 2 3 3 2 1 2cos fasa n df ktyy y m z 確定計算參數(shù) 動載系數(shù)k=kakvkfkf=1.250.81.11.34=1.474 根據(jù)縱向重合度=1.903，查圖的螺旋角影響系數(shù)y=0.88 當量齒數(shù) zv1= =24cos314=26.29，zv2= =55c

37、os314 1 3 cos z 2 3 cos z =60.24 查取齒形系數(shù)yfa1=2.591，yfa2=1.732，小齒輪的彎曲疲勞強度極 限fe1=500mpa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2=380mpa，疲勞壽 命系數(shù)khn1=0.97，取安全系數(shù)s=1.4，所以 f 1= =0.975001.4=346.43 mpa，f 2= fn1fe1 k s =263.29 mpa fn2fe2 k s 計算大、小齒輪的并加以比較： fasa f y y =0.001193，=0.014958，大齒輪的數(shù)值大。 fa1 sa1 f 1 y y fa2 sa2 f 2 y y 設計計算 =2

38、.97mm 2 3 3 2 1 2cos fasa n df ktyy y m z 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒 根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=3mm，已可滿足彎曲強度，但 為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d1=124mm 來計算應有的齒數(shù)，于是有z1= =124cos14 1 n cosd m 3=40，取 z1=40，z2=i33z1=2.340=92。 幾何尺寸計算 中心距a= =204.06mm，取中心距為 204mm 12n 2cos zzm 螺旋角=arcos =13558 12n 2 zzm a 小齒輪分度圓直徑d1=

39、 =123.67mm 1n cos z m 大齒輪分度圓直徑 d2= =284.45mm 2n cos z m 小齒輪齒頂圓直徑da1=d1+2ha=140mm 大齒輪齒頂圓直徑da2=d2+2ha=300mm 小齒輪齒根圓直徑df1=d1-2hf=114.92mm 大齒輪齒根圓直徑df2=d2-2hf=275.7mm 大齒輪齒寬b1=dd1=0.7123.67mm=85mm 小齒輪齒寬b2=90mm 3.2.4 傳動機構中軸的設計與校核 3.2.4.1 蝸桿軸的設計與校核 初步擬定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，根據(jù)參考文獻12選取 a0=112，于是得dmin= mm=2

40、1.7mm 1 3 0 1 p a n 3 14.85 112 2930 所求得的最小直徑顯然是軸與聯(lián)軸器安裝處的直徑，為了使所選 的軸的直徑與聯(lián)軸器的軸孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩tca=tat1,查表，取 ka=1.5，tca=kat1=1.548400nm=72600nm 。 按照所計算的轉矩tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查手冊， 選用 lx2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 560nm，半聯(lián)軸器的孔 徑d=30mm，半聯(lián)軸器長度l=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 l1=82mm。 蝸桿軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析選用如圖 3-1 所

41、示的裝配 方案。 圖圖 3-13-1 蝸桿軸結構圖蝸桿軸結構圖 figure3-1figure3-1 structurestructure schemescheme ofof wormworm shaftshaft 根據(jù)軸向定位要求確定各段直徑和長度。 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段左端需制出軸肩， 故取-段的直徑d-=37mm,右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑得 擋圈直徑d=40mm，孔長度l1=82mm。 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故- 段的長度應比l1略短一些，現(xiàn)取l-=80mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力作用，故選 擇單列圓錐滾子軸承

42、。參照工作要求，并根據(jù)d-=37mm，由軸承產(chǎn) 品目錄中選取 0 基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 32908，其基本尺寸ddt=406215，故d-=d-=40mm，而 l-=15mm。左端的滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得 32908 型軸承的軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此d-=52mm。 取蝸桿處即d-=75.6mm，已知蝸桿寬度為零件 100mm，所以取 l-=100mm。 軸承端蓋的厚度以及其他軸段的尺寸依減速器的結構而設計。 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。所選的平鍵尺寸為 bhl=8763，半聯(lián)軸器與軸配合的精度等級為，滾動軸承 7 6

43、 h r 與軸的周向定位由過渡配合來保證。 確定軸上的圓角和倒角尺寸 參照圖紙所示，聯(lián)軸器倒角為 245，各軸肩處的圓角半徑為 r2，軸端處的倒角為 245。 計算軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的受力圖，再根據(jù)受力圖做出軸的彎 矩圖和扭矩圖，如圖 3-2 所示。 圖圖 3-23-2 蝸桿軸載荷圖蝸桿軸載荷圖 figure3-2figure3-2 loadload diagramdiagram ofof wormworm shaftshaft 從軸的結構受力圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 b 是軸的危 險截面。b 截面處的承載參數(shù)如表 3-4 所示。 表表 3-43-4 b b 截面載荷

44、截面載荷 table3-4table3-4 loadload ofof sectionsection b b b 截面載荷xoy 平面xoz 平面 支反力 ffby=2240n，fbx=6154n fbz=1537n 彎矩mbz1=222nm，mbz2=455nm mb2=152nm 總彎矩mb1=269nm，mb2=480nm 扭矩 t1=48.4nm 按彎扭合成應力校核軸的強度 進校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截 面 b）的強度，根據(jù)公式、上表中的數(shù)據(jù)以及軸雙向旋轉時扭轉切應 力為脈動循環(huán)切應力，取=0.6，所以軸的計算應力為ca= =11.13mpa，而此前已選定軸

45、的材料為 45 鋼調(diào)制處理， 22 21 () b mt w 由表查得-1=60 mpa，ca-1，故安全。 3.2.4.2 蝸輪軸的設計與校核 初步擬定軸的最小直徑 dmin=mm=48.88mm 2 3 0 2 p a n 3 12.177 112 146.5 我了保證軸的強度條件，擬定軸的最小直徑為 55mm，并且由于 軸上安裝有錐齒輪，所以軸承要懸臂支撐。 蝸輪軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析選用圖 3-3 的裝配方案。 圖圖 3-33-3 蝸輪軸結構圖蝸輪軸結構圖 figure3-3figure3-3 structurestructure schemescheme ofo

46、f wormworm geargear shaftshaft 根據(jù)軸向定位的要求確定各軸段的直徑和長度 為了滿足錐齒輪的軸向定位要求，-軸段的右端要制出一軸 肩，d-=55mm，取-段的直徑d-=62mm，左端用軸承擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑d=65mm。由于-段安裝的是錐齒輪，錐齒 輪的寬度為 55mm，且錐齒輪右端采用套筒與軸肩定位，擬定套筒長 度為 10mm，錐齒輪與軸配合的軸轂孔長度為 55mm，為了保證軸端擋 圈只壓在錐齒輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比錐齒 輪的寬度加上套筒的長度略短一些，現(xiàn)取l-=63mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有軸向力和徑向力的作用，

47、故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d-=62mm，由軸承 產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸 承 32012，其基本尺寸為ddt=629523，故d-=62mm，l- =23mm。左端的滾子軸承采用軸肩進行定位，由手冊查得 32012 號軸 承的定位軸肩高度h=5mm，因此取d-=72mm。 取安裝蝸輪處的軸段-直徑為 72mm，由蝸輪寬度可確定l- =55mm，蝸輪右端軸承與左端軸承相同，因此d-=72mm，d- =62mm，l-=33mm，蝸輪左端由軸肩定位，擬定d-=78mm，l- =10mm，l-=140mm。 軸上零件的周向定位 錐齒輪和蝸輪的周

48、向定位均采用平鍵連接。按d-的尺寸由表 查得錐齒輪平鍵截面尺寸鍵寬b鍵高h=1610，鍵槽用鍵槽銑刀加 工，長度為 40mm。蝸輪與軸的連接選用平鍵尺寸 bhl=201240，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保 證的。 確定軸上的圓角和倒角尺寸 取各軸端倒角為 245，各軸肩處圓角半徑r2。 計算軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖畫出軸的手里簡圖，再根據(jù)受力簡圖做出軸 的彎矩圖和扭矩圖，如圖 3-4 所示。 圖圖 3-43-4 蝸輪軸載荷圖蝸輪軸載荷圖 figure3-4figure3-4 loadload diagramdiagram ofof wormworm geargear shaft

49、shaft 由圖 3-4 可知：危險截面是 a 和 c 截面，其承載參數(shù)分別如表 3-5、3-6 所示。 表表 3-53-5 a a 截面載荷截面載荷 table3-5table3-5 loadload ofof sectionsection a a a 截面載荷xoy 平面xoz 平面 支反力 f fay=1721n,fax=1531nfaz=489n 彎矩 maz=184nmmay=184nm 總彎矩 ma=184nm 扭矩 t2=793.84nm 表表 3-63-6 c c 截面載荷截面載荷 table3-6table3-6 loadload ofof sectionsection c

50、c c 截面載 荷 xoy 平面xoz 平面 支反力 ffcy=2240n，fcx=1537n fcz=6154n 彎矩 mcz1=260nm，mcz2=62 nm mcy1=410nm，mcy2=212 nm 總彎矩mc1=485nm，mc2=221 nm 扭矩 t2=793.84nm 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度： =32.8mpa，=14.44 mpa 22 12 1 1 c ca mt w 22 2 2 2 a ca mt w w可由公式求得，其中w1=14507mm3，w2=32995mm3。 32 () 322 dbt dt d

51、 前面已選定材料為 45 鋼調(diào)制處理，查得-1=69mpa，因此 -1，-1，故安全。 1ca 2ca 3.2.4.3 小斜齒輪軸的設計與校核 初步確定軸的最小直徑 dmin=mm=48.7mm 3 3 0 3 p a n 3 12.055 112 146.5 為了保證軸的強度取最小直徑為 55mm。 小斜齒輪軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析選用圖 3-5 所示的裝配方案。 圖圖 3-53-5 小斜齒輪軸結構圖小斜齒輪軸結構圖 figure3-5figure3-5 structurestructure schemescheme ofof smallsmall inclinedinc

52、lined geargear shaftshaft 小斜齒輪軸的結構與蝸輪軸的結構大部分相同，不同之處是蝸輪 軸裝蝸輪處在小斜齒輪軸上裝成斜齒輪，寬度由 55mm 變?yōu)?90mm，其 他尺寸和結構均不變。 軸上零件的周向定位 安裝斜齒輪處的平鍵選用尺寸為 201270，錐齒輪輪定位采 用和蝸輪軸中錐齒輪周向定位一樣的平鍵 16104。 計算軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的受力簡圖，再根據(jù)受力簡圖做出軸 的彎矩圖和扭矩圖。如圖 3-6 所示。 圖圖 3-63-6 小斜齒輪軸載荷圖小斜齒輪軸載荷圖 figure3-6figure3-6 loadload diagramdiagram ofof

53、 smallsmall inclinedinclined geargear shaftshaft 從圖 3-6 可以看出危險截面為 b、c、d 截面，現(xiàn)將三個截面的載 荷列于表： 表表 3-73-7 b b 截面載荷截面載荷 table3-7table3-7 loadload ofof sectionsection b b b 截面載 荷 xoy 平面xoz 平面 支反力 ffby=3372n，fcx=4626n fbz=12709n 彎矩mbz1=94nm，mbz2=382nmmby1=815nm，mby2=3291nm 總彎矩mb1=820nm，mb2=3940 nm 扭矩 t3=785.

54、84nm 表表 3-83-8 c c 截面載荷截面載荷 table3-8table3-8 loadload ofof sectionsection c c c 截面載荷xoy 平面xoz 平面 支反力 ffcy=3484n，fcx=2905n fcz=125n 彎矩 mcz=212nmmcy=2588nm 總彎矩 mc=2597nm 扭矩 t3=785.84nm 表表 3-93-9 d d 截面載荷截面載荷 table3-9table3-9 loadload ofof sectionsection d d d 截面載荷xoy 平面xoz 平面 支反力 ffdy=31537n，fcx=11721

55、n fdz=489n 彎矩 mdz=103nmmdy=103nm 總彎矩 md=146nm 扭矩 t3=785.84nm 按彎扭合成應力校核軸的強度 =14.29mpa 22 23 1 1 () b ca mt w =19.78 mpa 22 3 2 2 () c ca mt w =32.51 mpa 22 3 3 3 () d ca mt w 式子中的w1和w3可由公式求得 32 () 322 dbt dt d w1=32995mm3，w3=14507mm3，w2可由公式0.1d3求得 3 32 d w2=0.1623=23833mm3。 -1=60mpa，而-1，-1，-1，故安 1ca

56、2ca 3ca 全。 3.2.4.4 大齒輪軸的設計與校核 初步確定軸的最小直徑 dmin=mm=64.09mm 4 3 0 4 p a n 3 11.935 112 63.69 我了保證軸的強度條件，擬定軸的最小直徑為 70mm。所求得的 最小直徑顯然是軸與聯(lián)軸器安裝處的直徑，為了使所選的軸的直徑與 聯(lián)軸器的軸孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表取 4caa tk t ka=1.3，tca=1.31789.68nm=2326.584 nm。 按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查表選用 lx5 型彈性柱銷 聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d=70mm，故取d-=70mm，半聯(lián)

57、軸器的長 度l=142mm，半聯(lián)軸器與軸孔配合長度l1=142mm。 大斜齒輪軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析選用圖 3-7 的裝配方案。 圖圖 3-73-7 大斜齒輪軸結構圖大斜齒輪軸結構圖 figure3-7figure3-7 loadload schemescheme ofof bigbig inclinedinclined geargear s shaft 根據(jù)軸的定位要求確定個軸段的直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求，-段右端需制出一軸肩，故 取-段的直徑d-=78mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取 擋圈直徑d=88mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度應根據(jù)所選聯(lián)軸

58、器而定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 取l=142mm,半聯(lián)軸器與軸孔配合長度l1=142mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受軸向力和徑向力的作用，故 選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=78mm，由軸承產(chǎn) 品目錄中選取 0 基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承型號 為 32016，其尺寸為ddt=8512529，故d-=d-=82mm，而 l-=29mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得 32016 型號軸承的軸肩高度h=6mm，因此取d-=94mm。 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=90mm，齒輪的左端與左 軸承之間采用套筒定位。已知

59、齒輪輪轂寬度為 85mm，為了是套筒端 面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與軸轂寬度，故取l-=83mm，齒 輪右端采用軸肩定位，取d-=98mm。兩軸環(huán)寬度均為 10mm，即l- =l-=10mm。 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表查得齒輪 的周向定位平鍵尺寸為bhl=251463。同樣，半聯(lián)軸器的周 向定位選用bhl=2012110。 計算軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的受力簡圖，再根據(jù)受力簡圖做出軸 的彎矩圖和扭矩圖。如圖 3-7 所示。 圖圖 3-73-7 大斜齒輪載荷圖大斜齒輪載荷圖 figure3-7figure3-7 loadload dia

60、gramdiagram ofof bigbig inclinedinclined geargear shaftshaft 從圖 3-7 可以看出危險截面是 b 截面，現(xiàn)將 b 截面處的載荷列于 下表。 表表 3-103-10 b b 截面載荷截面載荷 table3-10table3-10 loadload ofof sectionsection b b b 截面載 荷 xoy 平面xoz 平面 支反力 ffby=3372n，fbx=4626n fbz=12709n 彎矩mbz1=253nm，mbz2=-34nmmby1=410nm，mby2=212 nm 總彎矩mb1=636nm，mb2=29