JWB100滾珠絲杠升降機結構設計畢業(yè)論文

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1、. . JWB100滾珠絲杠升降機結構設計畢業(yè)論文 目錄 摘要I AbstractII 第1章引言1 1.1蝸輪絲桿升降機設計概論1 1.1.1蝸輪絲桿升降機設計概論1 1.1.2蝸輪絲桿升降機型號、規(guī)格及表示方法1 1.2國內(nèi)、外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1 1.2.1國內(nèi)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢1 1.2.2國外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢3 1.3 本文研究的主要內(nèi)容4 第2章傳動裝置總體設計5 2.1傳動方案設計5 2.2電動機的選擇設計5 2.2.1電動機的選擇類型5 2.2.2確定傳動裝置效率5

2、 2.2.3選擇電機的型號6 2.2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7 第3章滾珠絲杠傳動的設計9 3.1滾珠絲杠與滑動絲杠對比9 3.2滾珠絲杠傳動的設計9 3.2.1滾珠絲杠副的工作原理、特點及結構形式9 3.2.2滾珠絲杠副的選用及計算10 3.3螺母的設計18 3.3.1選取螺母材料18 3.3.2確定螺母的高度18 3.3.3確定螺文工作圈數(shù)19 3.3.4螺母的實際高度19 3.3.5螺母螺紋牙的強度計算19 3.3.6螺母外徑與凸緣的強度計算21 第4章圓弧圓柱蝸桿傳動設計24 4.1 圓弧圓柱蝸桿傳動設計概述24 4.1.1 圓弧圓柱蝸桿傳動的

3、特點24 4.2 圓弧圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及其選擇24 4.2.1 圓弧圓柱蝸桿的參數(shù)及幾何尺寸計算25 4.3 圓弧圓柱蝸桿傳動強度設計26 4.4 圓弧圓柱蝸桿剛度計算30 4.5 精度等級公差和表面粗糙度的確定31 4.6 蝸桿傳動的效率32 4.7 蝸桿傳動的潤滑33 4.8 蝸桿傳動的的熱平衡設計33 第5章滾動軸承的選擇和設計36 5.1蝸桿軸承的選擇設計36 5.2蝸桿軸承的校核36 第6章結論40 參考文獻41 致謝42 40 / 42 第1章 引言 1.1蝸輪絲桿升降機設計概論 1.1.1蝸輪絲桿升降機設計概論 主要由精密滾珠絲

4、杠副和高精度蝸輪蝸桿副組成的JWB滾珠絲杠升降機,應用于速度快,頻率高和性能高的裝置中。 效率高：獲得很大的推動力只需很小的驅動源,用滾動摩擦代替滑動摩擦,使升降機的效率得到提高。 高速化：在速度上比梯形絲杠有明顯的提高,可以運轉的輕松和高速。 使用壽命長：由于使用的滾珠絲杠質(zhì)量高,工作壽命可以提高3倍以上。 1.1.2蝸輪絲桿升降機型號、規(guī)格及表示方法 1、結構形式： ?1型——絲桿作軸型移動； ?2型——絲桿作旋轉運動、螺母作軸向移動。 2、裝配形式： A型——螺母〔或絲杠〕向上運動； ?B型——螺母〔或絲杠〕向下運動。3、絲桿頭部形式：1型結構形式的絲杠頭部分為圓柱型

5、、螺紋型、扁頭型、法蘭型、四種形式； ?2型結構形式的絲桿頭部分為圓柱型、螺紋型二種形式。 1.2國內(nèi)、外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 ?1.2.1國內(nèi)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 滾珠絲杠升降機有著重要的作用在工作和生產(chǎn)中。伴隨著社會的發(fā)展,滾珠絲杠升降機的類型也在增加,滾珠絲杠升降機分為壁掛式,固定式,自行式,車載式,牽引式[1]?，F(xiàn)在滾珠絲杠升降機正處在高速發(fā)展觀的狀態(tài),并朝著集群化和產(chǎn)業(yè)化的方向發(fā)展。 我國的城市建設在改革開放三十年以來處于高速迅猛的發(fā)展,使我國升降機行業(yè)發(fā)展迅速,在城市的大街小巷已經(jīng)隨處可見作為垂直交通工具的升降機. 1978年,黨的十一屆三中全會決定推動改革開放。最開始我們有獨立研

6、發(fā)、生產(chǎn)和對升降機的安裝發(fā)展到通過引進外資建立升降機廠,很多升降機合資企業(yè)建立了起來。如：1980年7月4日中國迅達升降機XX成立,由瑞士迅達股份XX、中國建筑機械總公司、XX怡和迅達〔遠東〕股份XX3方合資組建,這是自從在改革開放以來我國的第一家合資企業(yè)在機械領域。該公司的建立在中國升降機行相繼掀起了引進外資的熱潮；1984年12月1日,XX市升降機公司、中國國際信托投資公司與美國奧的斯升降機公司合資組建的XX奧的斯升降機XX正式開業(yè)[2]。 通過引進外資和共同廠不僅能使城市快速發(fā)展對于我國升降機行業(yè)的發(fā)展也有重要影響。從自1979年至今升降機的產(chǎn)量有了飛速的增長：不僅如此產(chǎn)品的結構也發(fā)生

7、了明顯的變化：老的直流升降機已被淘汰,交流雙速梯、acvv交流調(diào)速梯逐漸被vvvf交流變頻變壓調(diào)速升降機所取代,控制系統(tǒng)已在大量采用plc和微電腦控制技術,最高梯速已達到4m/s[3]；行業(yè)出現(xiàn)了翻天覆地的變化：升降機企業(yè)的生產(chǎn)條件、員工素質(zhì)、管理水平有了極大的改善與提高。在黨的十一屆三中全會上隊以經(jīng)濟建設為中心的總方針使我國的科技水平得到提高。由于改革開放的政策促進了大規(guī)模的經(jīng)濟建設,使升降機市場和升降機行業(yè)得到了迅猛發(fā)展。 自從升降機企業(yè)大量建立,中國升降機行業(yè)不停的對管理和技術進行規(guī)范。1984年5月,中國建筑機械化協(xié)會建筑機械制造協(xié)會升降機分會在1984年5月的XX召開,中國升降機協(xié)

8、會的前身是升降機三級協(xié)會。1986年1月1日,"中國建筑機械化協(xié)會建筑機械制造協(xié)會升降機分會"更名為"中國建筑機械化協(xié)會升降機協(xié)會",發(fā)展史上的一個里程碑。因此升降機行業(yè)首次有了組織。國家標準GB 7588-87《升降機制造與安裝安全規(guī)范》在1987年頒布。與歐洲標準EN81-1《升降機制造與安裝安全規(guī)范》〔1985年12月修訂版〕相似。國家標準GB 7588-87《升降機制造與安裝安全規(guī)范》對保障升降機的生產(chǎn)和安裝有十分重要的意義。 行業(yè)分析師分析：升降機應用到了各行各業(yè)有建筑工地、酒店、企業(yè)、工業(yè)、市政施工、私家庭院。因此,我國升降機的發(fā)展有著光明的前景。升降機在我國進入了高速發(fā)展的階段

9、,并能堅持這樣的趨勢進行有力的發(fā)展。 在現(xiàn)如今這種豎立著高樓大廈,建筑施工如此多的社會,大批工廠基礎設施項目開工,自動化流水線也大批投入,使升降機的重要作用也凸顯出來。我國升降機行業(yè)在改革開放后的市場需求強勁帶動下逐漸的發(fā)展起來?，F(xiàn)在國內(nèi)升降機市場一切向好的方向發(fā)展,我國升降機產(chǎn)品幾乎滿足了各個方面的需要。另外,我國在出口升降機發(fā)面也有了重大的進步,升降機的出口類型也各種各樣,出口國家從東南亞擴展到非洲、美洲,一些發(fā)展國家也成為我國液壓升降機的出口國,出口技術含量和附加值也在提高。 目前,我國升降機的生產(chǎn)中心主要集中在華東、華北和華南地區(qū)。隨著升降機產(chǎn)業(yè)化優(yōu)勢和集群發(fā)展逐漸明顯,升降機將向

10、高新技術發(fā)展,我國將網(wǎng)絡化、信息化、和綠色環(huán)保作為升降機發(fā)展的趨勢,升降機也將采用藍牙技術。隨著我國升降機行業(yè)優(yōu)化升級的效果更加明顯,升降機企業(yè)銷售量在不斷攀升,營業(yè)額逐年增長,但利潤率有所下降,這是行業(yè)走向成熟的必然結果[4]。 ?1.2.2國外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 現(xiàn)在世界上的升降機每年賣出的銷售額能達到75億美元,主要生產(chǎn)國有日本、法國、德國、美國、意大利等。世界頂級公司有10多家,主要集中在,日本和歐洲。 美國不僅是升降機的主要生產(chǎn)國,也是世界上最大的市場之一,在20世紀60-70年代美國廠家由于德國日本升降機的高速發(fā)展和RT、AT產(chǎn)品的興起導致在世界市場中的主導地位逐步的消弱,從而形

11、成美國、日本和德國三足鼎立之勢,最近幾年美國的市場活躍,外國廠家都來參與競爭使美國的經(jīng)濟回升。英國制造商的實力也有所增加,特雷克斯升降機公司的崛起既是例證[5]。特雷克斯升降機公司前身是美國科林升降機廠1995年以來,其通過一系列的兼并活動,已發(fā)展成為世界頂級公司之一。 日本從20世紀70年代起生產(chǎn)升降機的質(zhì)量和數(shù)量有了明顯的提高主要出口到歐美市場,年總產(chǎn)量居世界第一使之成為工程升降機生產(chǎn)大國。自1992年以來,因為日元的升值,亞洲金融危機和日本基建投資下降的影響,每年生產(chǎn)升降機一直處于下降趨勢?，F(xiàn)在日本市場每年的需求量為3100左右。歐洲各個工業(yè)國不僅是工程升降機的出口國,還是重要的進口國

12、。歐洲的市場潛力很大。歐洲最大的市場是德國,其次為法國、意大利、英國等國。在德國AT產(chǎn)品市場份額中,利勃海爾占52%,格魯夫占 17%,德馬泰克占14%,多田野和特雷克斯各占9%和6%左右。 升降機行業(yè)的生產(chǎn)和制造的流程與汽車極為相似,在汽車行業(yè)中,福特、雷諾、通用汽車、寶馬、大眾梅賽德斯、等大公司都在聯(lián)合之路上走了很遠,這兩個行業(yè)的世界市場已趨向統(tǒng)一化。如果想要在完善的世界市場中得到市場份額并保持逐步增長,購買競爭對手是捷徑,把爭奪世界市場的支配地位作為長期目標。在升降機行業(yè),某種意義上,打入世界市場就意味著進入北美、中國〔亞洲〕和歐洲三大市場。世界頂級公司都對世界市場具有強大影響力,但迄

13、今還沒有一家公司在上述三大市場取得主導地位。有4家公司已在兩大市場建立了根據(jù)地：格魯夫和特雷克斯在北美與歐洲；多田野在亞洲和歐洲。 1.3 本文研究的主要內(nèi)容 研究內(nèi)容：升降機的最大起升力98KN,起升速度1.75～0.015 1. 升降機傳動方案設計 2. 滾珠絲杠傳動設計 3. 圓弧圓柱蝸輪蝸桿傳動設計 4. 蝸桿軸設計 5. 滾動軸承、聯(lián)軸器、鍵、潤滑和密封形式的設計和選擇 第2章傳動裝置總體設計 2.1傳動方案設計 擬定總傳動比：蝸桿頭數(shù)3,蝸輪齒數(shù)28, 按照設計要求設計單級蝸桿減速器,傳動路線為：電機——彈性聯(lián)軸器——蝸桿減速器——滾珠絲杠升降機

14、。 根據(jù)生產(chǎn)設計要求可知,該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s,所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見,采用此布置結構,由于蝸桿在蝸輪的下邊,嚙合處的冷卻和潤滑均較好。 單機蝸桿減速器是由滾動軸承、電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、檢查孔、蝸輪軸與定位銷這樣的附件組成,還有一些其他的標準件。 2.2電動機的選擇設計 2.2.1電動機的選擇類型 我國80年代替代原來的產(chǎn)品是現(xiàn)在大部分使用的Y系列三相交流異步電動機,這個電動機具有效率高、節(jié)約能源、振動幅度小、噪音小以及能夠安全的運行等特點,Y系列三相交流異步電動機安裝的

15、尺寸和功率等級都符合國家標準,可以廣泛的應用于各種機械設備。 由于蝸輪絲杠升降機屬于起重機械。對于頻繁啟動、制動和換向的這類機械,宜選用轉動慣量小、過載能力強、允許有較大振動和沖擊的YZ型或YZR型三相異步電動機[6]。 由于該生產(chǎn)單位采用三相交流電源,可考慮采用Y系列三相異步電動機,即YZ型或YZR型。 2.2.2確定傳動裝置效率 式中：蝸桿傳動效率； 攪油效率； 滾動軸承效率〔一對〕； 聯(lián)軸器效率； -------工作機的效率,取 2.2.3選擇電機的型號 1．計算升降機的驅動功率 <2-1> 式中：P---驅動功率,KW；---起升力,； ---傳遞總

16、效率； ----起升速度, 2． 確定電動機的額定功率 電動機的額定功率按下式計算 ～ 3． 確定電動機的轉速 滾珠絲杠升降機的轉速為 <2-2> 式中：----起升速度,；---螺桿的導程,mm； ---升降機的轉速 故：電動機的轉速為 通過查詢一些電動機手冊尋找符合這一轉速的電機,綜合考慮總傳動比,結構尺寸及成本,選擇堵轉轉矩和最大轉矩較大的Y系列〔IP44〕三相異步電機[7]。 結論：電動機型號定Y132M2-6為,其技術數(shù)據(jù)如表2-1： 表2-1電動機技術數(shù)據(jù) 同步轉速 滿載轉速 額定功率

17、 1000 960 5.5 2.2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1．計算各軸轉速 電機軸：960 蝸桿軸：960 絲桿軸： 2．計算各軸輸入功率 電動機軸：==5.5 蝸桿軸： 蝸輪軸： 3．計算各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩 <2-3> 1軸〔蝸桿軸〕： 2軸〔蝸輪軸〕： 第3章 滾珠絲杠傳動的設計 3.1滾珠絲杠與滑動絲杠對比 滾珠絲杠是將回轉運動轉化為直線運動,或將直線運動轉化為回轉運動的理想的產(chǎn)品。 滾珠絲杠是工具機和精密機械上最常使用的傳動元件,其主要

18、功能是將旋轉運動轉換成線性運動,或將扭矩轉換成軸向反覆作用力,同時兼具高精度、可逆性和高效率的特點。 1>與滑動絲杠副相比驅動力矩為1/3 2>高精度的保證 3>微進給可能 4>無側隙、剛性高 5>高速進給可能 3.2滾珠絲杠傳動的設計 3.2.1滾珠絲杠副的工作原理、特點及結構形式 1.滾珠絲杠副的工作原理及特點 <1>滾珠絲杠副的工作原理。滾珠絲杠副是在絲杠和螺母之間放入適量的滾珠,使絲杠與螺母之間由滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦的絲杠傳功。滾珠絲杠副在機械傳動中的作用,同樣是可以將旋轉運動變?yōu)橹本€運動。也可以將直線運動變?yōu)樾D運動[8]。 滾珠絲杠副一般是由絲杠1、螺母2、滾

19、珠<鋼球>3及滾珠循環(huán)返回裝置4四個部分組成,如圖1所示 。 　　<2>滾珠絲杠副的特點由上述工作原理可知,滾珠絲杠副與滑動絲杠副比較,滾動摩擦代替了滑動摩擦,因此,具有以下特點: 　　摩擦損失小、傳動效率高; 磨損小、壽命長; 　軸向剛度高; 摩擦阻力小、運動平穩(wěn); 不能自鎖、具有傳動的可逆性。 　　2.滾珠絲杠副的結構型式 　　1 > 螺紋法向截型。螺紋法向截型<或稱滾道型面>是指通過滾珠中心的螺旋線的法向平面與絲杠或螺母滾道面的交線的形狀。目前,較常用的滾道型面為單圓弧和雙圓弧兩種。 　　在兩種螺紋法向截型中,通過滾珠中心與滾道接觸點的連線與螺紋軸線的垂線間的夾角β ,

20、稱為接觸角。接觸角β越大,滾珠螺旋傳動的承載能力和剛度就越大,傳動效率越高。接觸角β很小時,絲杠能承受的軸向力變小,同時在相同的軸向負荷的作用下,會使得徑向力增大,即使擠壓滾珠的壓力加大,這將會降低絲杠的使用壽命。 　　3.滾珠循環(huán)方式 <1>外循環(huán)。 <2>內(nèi)循環(huán)。 3.2.2滾珠絲杠副的選用及計算 1.滾珠絲杠副的選用原則 　　對于各種不同載荷、轉速和工作狀態(tài),滾珠絲杠據(jù)使用壽命的大小也是不相同的。滾珠絲杠副有如下選用原則: 　　一是在高速或較高速和定工作載荷的情況下選用滾珠絲杠副； 　　二是在變工作載荷和變轉速的情況下選用滾珠絲杠副； 　　三是在承受動載荷的情況下選用滾

21、珠絲杠副； 　　四是按額定靜載荷選用滾珠絲杠副。 　　2.滾珠絲杠副的校核計算 　　滾珠絲杠副由于精度要求高,制造比較復雜,所以一般均由專業(yè)廠生產(chǎn),使用者在設計一般以校驗為主。一般情況下,滾珠絲杠副的承載能力取決于其抗疲勞能力,故首先應按壽命條件及額定動載荷選擇或校核其基本參數(shù),同時檢驗其載荷是否超過額定靜載荷。絲杠的強度、剛度和穩(wěn)定性也要進行校驗。 工作臺重量=80KG=800N 工件及夾具最大重量=200N 工作臺最大行程=950mm工作臺導軌的摩擦系數(shù)為u=0.1 快速進給速度=4m/min , 定位精度為20um/300mm,全行程25um,重復定位精度為10um 要求壽

22、命為10000小時〔單班制工作十年〕。各種切削方式的縱向切削力Fa,速度V和時間比例q及其他見下表 表3-1各種切削方式的縱向切削力Fa,速度V和時間比例q 切削方式 縱向切削力Pxi 垂向切削力Pzi 進給速度 Vi 工作時間百分比% 絲杠軸向載荷 絲杠轉速r/min 強力切削 一般切削 精切削 快速進給 2000 1000 500 0 1200 500 200 0 0.6 0.8 1 4 10 30 50 5 2200 1150 620 1000 60 80 100 375

23、 圖3-1 進給用滾珠絲杠裝配圖 1） 確定滾珠絲杠副的導程 ：工作臺最高移動速度 ：電機最高轉速； I ：傳動比 電機與絲杠間為齒輪連接式,i=4〔取一級減速齒輪〕 由上表查得=4m/min,=1500r/min 代入得0.67mm 查《現(xiàn)代機床設計手冊》取5mm 確定當量轉速與當量載荷 （1） 各種切削方式下,絲杠轉速 <3-1> 由上表查的=0.6,=0.8,=1, =4 代入得120,160,200,800 各種切削方式下,絲杠軸向載荷 ：絲杠軸向載荷,：縱向切削力,：垂向切削力 由上表得

24、分別為2000 N,1000N,500N,0N 分別為1200N,500N,200N,0N 已知＝800 N,＝200 N 代入得分別為2200N,1150N,620N,1000N （2） 當量轉速 <3-2> /100+/100+/100+/100數(shù)據(jù)代入得240r/min （3） 當量載荷 <3-3> 帶入數(shù)據(jù)得＝1057N 2） 初選滾珠絲杠副 由公式《現(xiàn)代機床設計手冊》〔3.7－24〕知 <3-4> 查《現(xiàn)代機床設計手冊》表〔3.7－51〕—表〔3.7－54〕 得＝1,＝1,＝

25、1,＝0.53,=1.3,＝10000h 代入數(shù)據(jù)可求得＝13589N=13.58KN 3>確定允許的最小螺紋底徑 〔1〕估算絲杠允許的最大軸向變形量 ①〔1/3—1/4〕重復定位精度 ② <1/4—1/5 >定位精度 ：最大軸向變形量 已知重復定位精度10 定位精度25 ③＝3,②＝6 取兩種結果最小值＝3 〔2〕估算最小螺紋底徑 絲杠要求預拉伸,取兩端固定的支承形式 <3-5> ：最小螺紋底徑mm L＝〔1.1—1.2〕行程+<10—14> 靜摩擦力= 已知行程950mm,＝800N, =0.2 代入數(shù)據(jù)得L=1110mm,＝160N,=9.

26、5mm 4〕確定滾珠絲杠副得規(guī)格代號 ⑴選內(nèi)循環(huán)浮動式法蘭,直筒螺母型墊片預緊形式 ⑵由計算出的,,在《現(xiàn)代機床設計手冊》中選取相應規(guī)格的滾珠絲杠副FFZD4005-5 =5,=22000N>=13589N 5>確定滾珠絲杠副預緊力 = 其中＝2200 ＝733N 6>行程補償值與拉伸力 〔1〕行程補償值C=11.8 式中＝ 查《現(xiàn)代機床設計手冊》＝950 ＝110,＝〔2—4〕＝15 溫差取 代入數(shù)據(jù)得C=32 <2>預拉伸力 ＝1.95 代入得＝4807N 7〕確定滾珠絲杠副支承用得軸承代號,規(guī)格 〔1〕軸承所承受得最大軸向載荷 ＝4807＋22

27、00＝7007 〔2〕軸承類型 兩端固定的支承形式,選背對背60角接觸推力球軸承 〔3〕軸承內(nèi)徑 d略小于＝40,=,取d＝30 帶入數(shù)據(jù)得＝2336N （4） 軸承預緊力：預力負荷 （5） 按《現(xiàn)代機床設計手冊》選取軸承型號規(guī)格 當d＝30mm,預加負荷為： 所以送7602030TVP軸承 d＝30,預加負荷為2900>＝2336N 8>滾珠絲杠副工作圖設計 <1>絲杠螺紋長度 由表查得余程 〔2〕兩固定支承距離,絲杠L <3>行程起點離固定支承距離 ＝1290,＝1350 ＝1410,＝30 9〕傳動系統(tǒng)剛度 〔1〕絲杠抗壓剛度 1〕絲杠最小抗壓剛度

28、 ＝6.6 <3-6> :絲杠底徑 ：固定支承距離 代入數(shù)據(jù)＝782N/ 2〕絲杠最大抗壓剛度 ＝6 .6 <3-7> 代入數(shù)據(jù)得9000 N/ 〔2〕支承軸承組合剛度 1〕一對預緊軸承的組合剛度 <3-8> ：滾珠直徑mm,Z：滾珠數(shù) ：最大軸向工作載荷N 軸承接觸角 由《現(xiàn)代機床設計手冊》查得 7602030TVP軸承是預加載荷得3倍 ＝8700N/=375 N/ 2〕支承軸承組合剛度 ＝750 N/ 3>滾珠絲杠副滾珠和滾道的接觸剛度 ：《現(xiàn)代機床設計手冊》上的剛度 ＝2150 N/, =2200N, =733N

29、代入數(shù)據(jù)得＝1491 N/ 10〕剛度驗算及精度選擇 =3.5,Z＝17,＝ 〔1〕 <3-9> 代入前面所算數(shù)據(jù)得＝ 代入前面所算數(shù)據(jù)得 已知＝800N, =0.2, =160N :靜摩擦力,：靜摩擦系數(shù),：正壓力 〔2〕驗算傳動系統(tǒng)剛度 ＝；已知反向差值或重復定位精度為10 ＝30>25.6 〔3〕傳動系統(tǒng)剛度變化引起得定位誤差 ＝〔－〕,代入＝5 〔4〕確定精度 ：任意300mm內(nèi)行程變動量對系統(tǒng)而言 0.8×定位精度－ 定位精度為20/300 <14.3,絲杠精度取為3級 ＝12<14.3 〔5〕確定滾珠絲杠副得規(guī)格代號

30、 已確定得型號：FFZD 公稱直徑：40,導程：5 螺紋長度1290,絲杠長度1410 P類3級精度 所選規(guī)格型號：FFZD4005-3-P3/1410×1290 11〕驗算臨界壓縮載荷 絲杠所受大軸向載荷小于絲杠預拉伸力F,不用驗算 12〕驗算臨界轉速 ：臨界轉速n/min f：與支承形式有關的系數(shù) ：絲杠底徑 ：臨界轉速計算長度mm 由《現(xiàn)代機床設計手冊》得f＝21.9, =40,= 可得＝5028>=1500 3.3螺母的設計 3.3.1選取螺母材料 螺旋傳動常用的材料 1．ZCuSn10P1,ZCuSn5PbZn5〔鑄錫青銅〕： 這

31、類材料耐磨性好,適用于一般傳動。 2．ZCuAl9Fe4Ni4Mn2〔鑄鋁青銅〕、ZCuZn25Al6Fe3Mn〔鑄鋁黃銅〕： 這類材料耐磨性好,強度高,適用于重載、低速的傳動。對于尺寸較大或高速傳動,螺母可以采用鋼或鑄鐵制造,內(nèi)孔澆注青銅或巴氏合金。 綜上所述螺母材料選用ZCuSn10Pb1〔鑄錫青銅〕。 3.3.2確定螺母的高度 mm 取65mm 式中：-----螺母的高度,/mm ；d2----螺紋中經(jīng),/mm ； Ф=1.1～3.5,取Ф=1.5 3.3.3確定螺文工作圈數(shù) 對于整體螺母,由于磨損后不能調(diào)整間隙,為了使受力分布比較均勻,螺紋工作圈

32、數(shù)不宜過多,應小于10。 ＜10 圓整后取7 3.3.4螺母的實際高度 3.3.5螺母螺紋牙的強度計算 螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞,一般螺母的材料強度低于螺桿因此,需進行螺母螺紋牙剪切強度和彎曲強度計算[9]。 如圖2-3所示,如將一圈螺紋牙沿螺母的大徑D展開,則可看作寬度為πD的懸臂梁。螺母每圈螺紋所受的平均壓力為F / u,并作用在以螺紋中徑D2為直徑的圓周上,則螺紋牙危險截面a－a上的剪切強度條件為： 圖3-2螺母螺紋圈的受力 <3-10> 式中：b----螺紋牙根部的厚度,/mm ；對于梯形螺紋b=0.65P,P

33、為螺紋螺距,/mm。 D------螺母螺紋大經(jīng),/mm ； -----螺母材料的許用切應力,/Mpa ；可取[τ]＝80～100MPa[ ]； ＜ 結論：螺母剪切強度夠 螺紋牙危險截面a－a上的彎曲強度條件為： <3-11> 式中： l──彎曲力臂,/mm。l＝

34、 螺母結構如圖3-3所示,在起重載荷F作用下,螺母下段懸置部分有拉伸應力,螺母凸緣與底座的接觸面上會產(chǎn)生擠壓壓力,凸緣根部則有彎曲及剪切應力。它們的強度條件計算式分別為： 螺母下段懸置部分的抗拉強度條件為： 螺母凸緣的擠壓強度條件為： 螺母凸緣根部的彎曲強度條件為： <3-12> 式中：[σ] ──螺母材料的許用拉伸應力,/MPa?？扇σ]＝0.83[σb]； [σP]──螺母材料的許用擠壓應力,/MPa?？扇σp]＝〔1.5～1.7〕[σb] 則： 59.9Mpa＜0.83×150

35、=124.5Mpa 結論：螺母抗拉強度夠 26.5Mpa＜[σp]＝〔1.5～1.7〕[σb]=1.5×60=90Mpa 結論：螺母接觸表面的擠壓強度夠 ＜[σb]=120Mpa 結論：螺母凸緣根部的彎曲強度夠 圖3-5絲桿 第4章 圓弧圓柱蝸桿傳動設計 4.1 圓弧圓柱蝸桿傳動設計概述 圓弧圓柱蝸桿〔ZC蝸桿〕傳動是一種新型的蝸桿傳動。實踐證明,這種蝸桿傳動比普通圓柱蝸桿傳動的承載能力大,傳動效率高,適用壽命長。因此圓弧圓柱蝸桿傳動有逐漸代替普通圓柱蝸桿傳動的趨勢[9]。 4.1.1 圓弧圓柱蝸桿傳動的特點 這種蝸

36、桿傳動和其他蝸桿傳動一樣,可以實現(xiàn)交錯軸之間的傳動,蝸桿能安裝在蝸輪的上、下方和側面。它的主要特點有： 1． 傳動比范圍大,可實現(xiàn)1:100的大傳動比傳動； 2． 蝸桿與蝸輪的齒廓呈凸凹嚙合,接觸線與相對滑動速度方向間的夾角大,有利于潤滑油膜的形成； 3． 當蝸桿主動時,嚙合效率可達95℅以上,比普通圓柱傳動的嚙合效率提高10℅～20℅； 4． 傳動的中心距難以調(diào)整,對于中心距誤差的敏感性較強。 4.2 圓弧圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及其選擇 圓弧圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)有齒形角、變位系數(shù)及齒廓圓弧半徑 1．齒形角 依據(jù)嚙合分析,選取齒形角 2．變位系數(shù) 一般推薦 。代替普通圓柱

37、蝸桿傳動時,一般選取 。當傳動的轉速較高時,應盡量選取較大的變位系數(shù),取。此外,當＞2時,??；當≤2時,取。 3．齒廓圓弧半徑 齒廓圓弧半徑可按計算。 實際應用中,推薦〔m為模數(shù)〕。當=1、2時,??； =3時,；=4時, 4.2.1 圓弧圓柱蝸桿的參數(shù)及幾何尺寸計算 齒形角取 模數(shù)m=3.5 蝸桿齒厚s 蝸桿齒間寬e 蝸桿軸向齒距 齒廓圓弧半徑 齒廓圓弧中心到蝸桿軸線的距離 齒廓圓弧中心到蝸桿齒對稱線的距離L 齒頂高 齒根高 齒全高 頂隙c 蝸桿齒頂厚度

38、 =2.06mm 蝸桿齒根厚度 =4.14mm 蝸桿分度圓柱導程角 法面模數(shù) 蝸桿法面齒厚 齒廓圓弧半徑最小界限值 4.3 圓弧圓柱蝸桿傳動強度設計 1．選擇材料 蝸桿采用42CrMo,要求耐磨性好,故蝸桿螺旋齒面要求淬火。硬度為調(diào)質(zhì)HB241—269。蝸輪用ZCuSn10Pb1〔鑄錫青銅〕,金屬模鑄造。 2．圓弧圓柱蝸桿傳動基本幾何尺寸計算 根據(jù)功率==5.5,960, 初步確定蝸桿傳動的中心距a=63mm 初步確定圓弧圓柱蝸桿傳動基本幾何尺寸 中心距 a=63mm 傳動比 i=28／

39、3 蝸桿分度圓直徑d1 蝸輪分度圓直徑d2 蝸桿節(jié)圓直徑 蝸桿齒頂圓直徑 蝸輪齒頂圓直徑 蝸桿齒根圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪頂圓直徑 蝸輪寬度B 蝸桿齒寬b1 3． 校核蝸輪齒面接觸疲勞強度的安全系數(shù) <4-1> 式中：---蝸輪齒面接觸應力,單位Mpa ---蝸輪齒面接觸疲勞極限,單位Mpa ---最小安全系數(shù)見表4-1,選取2.0 表4-1 最小安全系數(shù) 蝸輪的圓周速度 ＞10 ≤10 ≤7.5 ≤5 精度等級

40、5 6 7 8 1.2 1.6 1.8 2.0 蝸輪齒面接觸應力： 〔4-2〕 式中：---蝸輪分度圓上的圓周力,單位N --系數(shù) ---蝸輪平均齒寬,單位mm ---蝸桿齒的齒形系數(shù)見表4-2,選取0.618 表4-2 蝸桿齒的齒形系數(shù) 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 0.695 0.666 0.638 0.618 0.60 0.59 0.583 0.58 0.576 0.5

41、75 蝸輪齒面接觸疲勞極限 式中：----蝸輪與蝸桿的配對材料系數(shù),取=7.84 ----壽命系數(shù),預測壽命6000小時。見表4-3 ---載荷系數(shù),載荷平穩(wěn),取 ---速度系數(shù),轉速不變?nèi)∫姳?-4 表4-3 壽命系數(shù) 0.75 1.5 3 6 12 24 48 96 190 2.5 2.0 1.6 1.26 1.0 0.8 0.63 0.50 0.40 表4-4 速度系數(shù) 0.1 0.4 1.0 2.0 4.0 8.0 12

42、 16 24 0.935 0.815 0.666 0.526 0.38 0.268 0.194 0.159 0.108 ＞ 結論：蝸輪齒面接觸疲勞強度安全 4．校核蝸輪齒根彎曲疲勞強度的安全系數(shù) 〔4-3〕 式中：---蝸輪齒根應力系數(shù)極限值,單位Mpa,取 見表4-4 ---蝸輪齒根最大應力系數(shù),單位Mpa 〔4-4〕 式中：---蝸輪平均圓〔以蝸輪的齒頂圓直徑和喉圓直徑的平均值為直徑所做的圓〕上的最大圓周力。 ---蝸輪齒弧長 表4-5 蝸輪齒根應力系數(shù)極限值 蝸輪齒圈材料 錫青銅

43、 銅鋁合金 39.2 18.62 ＞1 結論：蝸輪齒根彎曲疲勞強度安全 4.4 圓弧圓柱蝸桿剛度計算 蝸桿受力后如產(chǎn)生過多的變形,就會造成輪齒上的載荷集中,影響蝸桿與蝸輪的正確嚙合,所以蝸桿還需進行剛度校核。校核蝸桿的剛度時,通常是把蝸桿螺旋部分看作以蝸桿齒根圓直徑為直徑的軸段,主要是校核蝸桿的彎曲剛度[7]。其剛度條件為： 〔4-5〕 式中：----蝸桿所受的圓周力,單位N； ---蝸桿所受的徑向力,單位N； ---蝸桿材料的彈性模量,單位為Mpa； ----蝸桿危險截面的慣性矩,單

44、位為； --蝸桿兩端支承間的跨距,單位 --許用最大撓度,單位 圓周力： 徑向力： 蝸桿兩支承間跨距： 危險截面慣性矩： 許用最大撓度： 蝸桿軸撓度： 結論：蝸桿剛度合格 4.5 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到設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、蝸輪精度等級中選擇7級精度,側隙種類為f,標注為8fGB/T10089—1988,然后從有關手冊查得要求的公差項目,及表面粗糙度[8]。 4.6 蝸桿傳動的效率 閉式蝸桿傳動的功率損耗一般包括三部分,即嚙合摩擦損耗、軸

45、承摩擦損耗及浸油池中的零件攪油損耗。因此總效率為 <4-6> 式中：---嚙合摩擦損耗的效率； ---軸承摩擦損耗的效率； ---濺油損耗時的效率 式中：--普通圓柱蝸桿分度圓上的導程角； --當量摩擦角, ,其值根據(jù)滑動速度選取。 式中：---蝸桿分度圓的圓周速度,單位為m/s； --蝸桿分度圓直徑,單位為mm； ---蝸桿的轉速,單位為r/min。 查得當量摩擦角 一般取～0.96 4.7 蝸桿傳動的潤滑 潤滑對于蝸桿傳動來說,具有特別重要的意義。因為當潤滑不良時,傳動效率將顯著降低,并且會帶來劇烈的磨損和

46、產(chǎn)生膠合破壞的危險,所以往往采用粘度大的礦物油進行良好的潤滑,在潤滑油中還常加入添加劑,使其提高抗膠合能力。 1． 潤滑油 潤滑油的種類很多,需根據(jù)蝸桿、蝸輪配對材料和運轉條件合理選用。選用L-CKE/P蝸輪蝸桿油[10],代號N220,運動粘度〔〕為198～242,閃點不低于2000C 2． 潤滑油粘度及給油方法 潤滑油粘度及給油方法,一般根據(jù)相對滑動速度及載荷類型進行選擇。選擇油池潤滑或噴油潤滑。 3． 潤滑油量 對于閉式蝸桿傳動采用油池潤滑時,在攪油損耗不至于過大的情況下,應當有適當?shù)挠土俊＿@樣不僅有利于動壓油膜的形成,而且有助于散熱。對于蝸桿下置或蝸桿側置式的傳動,浸油深度

47、應為蝸桿的一個齒高。 4.8 蝸桿傳動的的熱平衡設計 蝸桿傳動由于效率低,所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中,如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸,將因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?從而增大摩擦損失,甚至發(fā)生膠合。所以必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量等于同時間內(nèi)的散熱量的條件進行熱平衡計算,以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)[10]。 由于摩擦損耗的功率為,則產(chǎn)生的熱流量為 〔4-7〕 式中：p---蝸桿傳遞的功率,單位為kw 以自然冷卻方式,從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣去的熱流量為 〔4-8〕 式中：---箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),可取～, 當周圍空氣通風良好時,取 S ---內(nèi)表面能被

48、潤滑油所飛濺到,而 外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積,單位為。 ---油的工作溫度,一般限制在60～700,最高不應超過800。 ----周圍空氣的溫度,常溫情況可取200。 按熱平衡條件,可求得在既定工作條件下的油溫為 工作環(huán)境溫度按一般情況,,油的工作溫度限制在700。 則在既定條件下,保持正常工作溫度所需的散熱面積為 圖4-1 蝸桿零件圖 圖4-2 蝸輪零件圖 第5章滾動軸承的選擇和設計 5.1蝸桿軸承的選擇設計 蝸桿軸采用一端固定一端游動的支撐方案,固定端采用

49、兩個角接觸球軸承,以承受蝸桿軸向力,按軸徑初選7211AC；游動端采用一個深溝球軸承,只承受徑向力,按軸徑初選6202。 5.2蝸桿軸承的校核 1．軸承的主要性能參數(shù) 查手冊7211AC軸承主要性能參數(shù)如下： 查手冊6202軸承主要性能參數(shù)如下： 2．軸承受力情況 ；； ； X、Y值 沖擊載荷系數(shù) 3．當量動載荷 4．軸承壽命 〔球軸承〕 <48000h 壽命合格 5．當量靜載荷 、 、、 兩式中取大值 安全系數(shù) 6．計算額定靜載荷 ＜靜載合格 載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 7．

50、許用轉速 大于工作轉速1440r/min 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 圖5-1 JWB100蝸輪絲桿升降機裝配圖 第6章 結論 本設計為JWB100滾珠絲杠升降機,主要是對蝸輪蝸桿、蝸輪絲杠的傳動部分進行設計,根據(jù)現(xiàn)實生活中升降機所處的工作環(huán)境、工作壓力、傳動方式以及結構、材料選擇等其他各項數(shù)據(jù)參照進行設計。設計選材在進行了比較之后主要以絲杠為40Cr,蝸桿為42CrMo,蝸輪為ZCuSn10Pb1,作為主要的研究對象,對其工作受力性、材料的剛性、韌性、散熱性等進行了分析,并以升降機裝置的使用特點及用

51、途出發(fā),確定了以蝸輪蝸桿、蝸輪絲杠兩種傳動裝置為主要傳動的設計方案,制定了蝸輪、蝸桿、絲杠之間的結構設計,并制定了檢測方案。 在設計中,對升降機的結構、零件的選擇是設計的主要內(nèi)容。在參考了大量的文獻資料之后,對升降機零件的選用及校核,是這次設計中重點部分,采用了圓弧圓柱蝸輪蝸桿裝置,故在簡化結構的設計方面是不錯的。 唯一不足之處就是對蝸輪蝸桿傳動裝置中易出現(xiàn)的溫度過高,效率低等問題沒有進行更加細致的研究。 本設計還存在一些不足之處,主要由于本人對設計方法的經(jīng)驗不足,缺乏實踐經(jīng)驗,今后還應加強對這方面知識的學習。 參考文獻 [1]邱棟良. 國內(nèi)外升降機發(fā)展動態(tài)[J].起重運輸機械,

52、1999<7>:5～9 [2] 須雷. 現(xiàn)代升降機的特征和發(fā)展趨向[J]. 起重運輸機械,1997<10>：3～7 [3]王秀彥,蔡生理.升降式工作臺的液壓系統(tǒng)設計[J].液壓傳動,1999<3>:10～15. [4] 樊錦波.車抗移動式液壓舉升機的設計計算[J].機床與液壓,2002<5>:36～40. [5]魏桂香,鏡蓋自動開合裝置設計[J].電光系統(tǒng),2004 [6] 張質(zhì)文. 升降機設計手冊[M]. : 中國鐵道,1998. [7]王旭,王積森.機械設計課程設計[M]. :機械工業(yè),2007. [8] 濮良貴. 機械設計[M]. : 高等教育,2001. [9]陳道南,

53、盛XX.升降機課程設計[M].:冶金工業(yè),1983. [10]胡宗武,顧迪民.升降機設計計算[M].:科學技術,1989. [11]須雷. 升降機的現(xiàn)代設計方法[J]. 起重運輸機械,1996<8>：3～8. [12] 耿金萍,高頂,孫合新,郭亞彬.基于pro/E的蝸桿蝸輪參數(shù)化造型及分析[J].煤礦機械,2010 [13] Machine Tools N.chernor 1984. [14] Machine Tools Netalworking John L.Feirer 1973. [15] Handbook of Machine Tools Manfred weck 1984

54、. 致 謝 經(jīng)過16周的忙碌,本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲,作為一個本科生的畢業(yè)設計,由于經(jīng)驗的匱乏,難免有許多考慮不周全的地方,如果沒有指導老師的監(jiān)督指導,以及一起工作的同學們的支持,想要完成這個設計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的指導老師劉麗老師,在我做畢業(yè)設計的每個階段,從課題資料查閱,到設計方案的確定和修改、中期檢查、后期詳細設計、裝配草圖等整個過程中都給予了我細心的指導。我的設計較為復雜繁瑣,但是劉老師仍然細心地糾正圖紙和設計說明書中的錯誤。 然后還要感謝大學四年來所有的老師,為我們打下機械專業(yè)知識的基礎,使我們從大一剛入校的青澀轉變?yōu)楝F(xiàn)在的成熟。 最后要感謝我的母校——XX工大學四年來對我的大力栽培！ 附錄 圖1 滾珠絲杠升降機系統(tǒng)