簡易管子除銹機設計【含9張CAD圖紙+PDF圖】,含9張CAD圖紙+PDF圖,簡易,管子,除銹,設計,CAD,圖紙,PDF 河北建筑工程學院 畢業(yè)設計計算書 指導教師：孫有亮 設計題目：簡易管子除銹機設計 設計人：田敬東 設計項目 計算與說明 結果 1．1金屬管子的應用 1．2金屬管子除銹機的作用及原理 1.3傳統管子除銹機的特點 1．4本設計成果的特點 第二章 總體設計 2．1概述 2．2總的設計原則 2．3設計任務 2．4設計目的 2．5設計方案選擇 2.6主要參數的確定 第三章 螺旋傳動機構的設計計算 3.1耐磨性計算 3.2驗算自鎖 3.3校核強度 3.4螺桿的穩(wěn)定性計算 3.5軸承的選擇 第四章 蝸輪蝸桿的設計計算 4．1蝸輪蝸桿的類型、特點 4.2設計前分析： 4.3設計計算 4.4聯軸器的選擇 第五章 帶傳動的設計計算 5.1設計功率Pd 5.2 選定帶型 5.3 傳動比 5.4 帶輪直徑 5.5減速機的實際轉速 5.6帶速 5.7軸間距設計計算 5.8小帶輪包角 5.9單根V帶的額定功率 5.11單根V帶的預緊力 5.12 帶輪的結構尺寸 第六章 主軸傳動部分的設計計算 6.1設計功率Pd 6.2 選定帶型 6.3 傳動比 6.4 帶輪直徑 6.5減速機的實際轉速 6.6帶速 6.7軸間距設計計算 6.8小帶輪包角 6.9單根V帶的額定功率 6.10確定V帶的根數 6.11單根V帶的預緊力 6.12 帶輪的結構尺寸 6.13主傳動軸的設計計算 第七章 軸的選擇和校核 7.1蝸輪軸的設計計算 第8章 傳動、減速裝置的潤滑 第9章 機架的分析與設計 9.1機架的分類 9.2 機架的設計準則 9.3 機架設計的一般要求 9.4 機架設計步驟 9.5 機架結構的選擇 9.6 機架常用的材料 第十章 其他機構的選擇 10.1導軌的選擇 10.2夾緊機構的選擇 第8章 螺旋機構的設計 第9章 機架的分析與設計 第1章 概述 1.1金屬管子的應用 隨著國民經濟的發(fā)展,鋼材的應用越來越廣泛,涉及到各個方面，各個行業(yè)。鋼管是一種中空的長條鋼材，大量用作輸送流體的管道，如石油、天燃氣、水、煤氣、蒸氣等，另外，在搞彎、抗扭強度相同時，重量較輕，所以也廣泛用于制造機械零件和工程結構。也常用作生產各種常規(guī)武器、槍管、炮彈等。 鋼管的分類：鋼管分無縫鋼管和焊接鋼管（有縫管）兩大類。按斷面形狀又可分為圓管和異形管，廣泛應用的是圓形鋼管，但也有一些方形、矩形、半圓形、六角形、等邊三角形、八角形等異形鋼管。 無縫鋼管：無縫鋼管是用鋼錠或實心管坯經穿孔制成毛管，然后經熱軋、冷軋或冷撥制成。無縫鋼管的規(guī)格用外徑*壁厚毫米數表示。無縫鋼管分熱軋和冷軋（撥）無縫鋼管兩類。熱軋無縫鋼管分一般鋼管，低、中壓鍋爐鋼管，高壓鍋爐鋼管、合金鋼管、不銹鋼管、石油裂化管、地質鋼管和其它鋼管等。冷軋（撥）無縫鋼管除分一般 鋼管、低中壓鍋爐鋼管、高壓鍋爐鋼管、合金鋼管、不銹鋼管、石油裂化管、其它鋼管外，還包括碳素薄壁鋼管、合金薄壁鋼管、不銹薄壁鋼管、異型鋼管。 ????低中壓鍋爐用無縫鋼管：用于制造各種低中壓鍋爐、過熱蒸汽管、沸水管、水冷壁管及機車鍋爐用過熱蒸汽管、大煙管、小煙管和拱磚管等。用優(yōu)質碳素結 構鋼熱軋或冷軋（撥）無縫鋼管。主要用10、20號鋼制造，除保證化學成分和機械性能外要做水壓試驗，卷邊、擴口、壓扁等試驗。熱軋以熱軋狀態(tài)交貨、冷軋 （撥）以熱處理狀態(tài)交貨。 ????高壓鍋爐鋼管：主要用來制造高壓及其以上壓力的蒸汽鍋爐管道等用的優(yōu)質碳素結構鋼、合金結構鋼和不銹耐熱鋼無縫鋼管、這些鍋爐管經常處于高溫和高 壓下工作、管子在高溫煙氣和水蒸汽的作用下還會發(fā)生氧化和腐蝕，因此要求鋼管有高的持久強度、高的抗氧化性能，并具有良好的組織穩(wěn)定性，采用鋼號有：優(yōu)質 碳素結構鋼鋼號有20G、20MnG、25MnG；合金結構鋼鋼號15MoG、20MoG、12CrMoG、15CrMoG、12Cr2MoG、 12CrMoVG、12Cr3MoVSiTiB等；有銹耐熱鋼常用1Cr18Ni9、1Cr18Ni11Nb高壓鍋爐管除保證化學成分和機械性能外，要逐 根做水壓試驗，要作擴口、壓扁試驗。鋼管以熱處理狀態(tài)交貨。此外，對成品鋼管顯微組織、晶粒度、脫碳層也有一定要求在機械制造業(yè)的實際生產中，經常會用到一些金屬管子，而管子生銹便成了不可避免的問題，生銹的管子會使在生產中面臨很多問題，比如管子的焊接、安裝，甚至會影響到設備的工作，使得其工作效率降低，增大能耗，影響產品生產質量，甚至帶來生產安全隱患。所以在管子使用之前對其表面進行除銹工作是很有必要的。 管子除銹是管子使用前的一項重要工序，尤其是在鋼管使用后非常有必要對管道進行除銹。這對鋼管的使用壽命有著很重要的意義。 1．2金屬管子除銹機的作用及原理 金屬管子除銹機的作用: 在機械制造業(yè)的實際生產中，經常會用到一些金屬管子，而管子生銹便成了不可避免的問題，生銹的管子會使在生產中面臨很多問題，比如管子的焊接、安裝，甚至會影響到設備的工作，使得其工作效率降低，增大能耗，影響產品生產質量，甚至帶來生產安全隱患。所以在管子使用之前對其表面進行除銹工作是很有必要的。此時一臺簡易而又高效的管子除銹機便可解決這個問題。 常見的金屬管子除銹方法及其特點：（1）摩擦除銹及本次設計所采用的方法，成本低，操作簡單，除銹效果因設備不同而差異較大，噪音和粉塵問題突出。（2）噴丸除銹，可以有效的清除金屬表面的氧化皮，銹蝕，舊漆膜等雜質。（3）化學除銹，化學清洗雖然能使表面達到一定的清潔度和粗糙度，但其對環(huán)境的污染問題較為嚴重，影響工人健康。 管子除銹機的基本結構和除銹原理：簡易管子除銹機一般由機械動力頭、機身、傳動機構、工作裝置等組成。除銹原理也較為簡單，將管子固定在機身，通過動力機構帶動其旋轉，工作裝置利用摩擦的原理即可對管子完成快速而簡易的除銹。 1．3傳統管子除銹機的特點 傳統的除銹機，其體積大，不宜搬動，難以適應維修現場流動性大的需要。工作時震動大，噪音大，效率低，而且成本高，難以滿足實際需要 。 圖1-1 傳統管道除銹機 1．4本設計成果的特點 本設計中的簡易管子除銹機的最大特點是成本低，體積小，結構簡單，易操作，噪音小，工作穩(wěn)定，效率高。主軸傳動采用結構較為簡單的皮帶傳動，可以大大減小本機體積。工作裝置的進給采用絲杠傳動，可以提高工作穩(wěn)定性實現自動進給。絲杠傳動原動力來自電機加皮帶，結構簡單，工作可靠。整機重量較輕，操作、搬運所需人力少，除銹速度快，功效大大提高，運行平穩(wěn)、可靠，節(jié)能，能自動調節(jié)鋼絲刷對管道的壓力，減小了除銹機對管道的機械磨損，提高了除銹的質量。 第二章 總體設計 2.1 概述 總體設計是機械設計中極為關鍵的環(huán)節(jié)，它是對所設計的機械的總的設想，總體設計的成敗，關系到整部機械的經濟技術指標，直接決定了機械設計的成敗。 總體設計指導機構設計和部件設計的進行，一般由主任工程師（或總工程師）主持進行。在接受設計任務以后，應進行深入細致的調查研究，收集國內外同類機械的有關資料，了解當前國內外除銹機的使用、生產、設計和科研情況，并進行分析和比較，制定總的設計原則，設計原則應當保證所設計機型符號有關的方針、政策，在滿足使用要求的基礎上，力求結構合理、技術先進、經濟性好、質量輕、體積小、易操作、壽命長。 2.2 總的設計原則： 1.遵守“三化”：零件標準化、產品系列化、部件通用化。 2.采用“四新”：新技術、新結構、新材料、新工藝。 3.滿足“三好”：好制造、好使用、好維修。 制定總則之后，便可以編制設計任務書，在調研的基礎上，運用所學知識，從優(yōu)選擇總體方案，以確保設計的成功。制定總則之后，便可以編制設計任務書，在調研的基礎上，運用所學知識，從優(yōu)選擇總體方案，以確保設計的成功。 2.3 設計任務 本畢業(yè)設計課題任務的內容：管子除銹機是用于金屬管子除銹的專用設備。主要由機械動力頭、機身、傳動機構、工作裝置等組成。 本設計是在機械動力頭的基礎上，增加適當的零件，實現金屬管子機械化除銹工作，達到成本較低、結構合理、勞動強度低、效率高的目的。 2.4 設計目的 1．培養(yǎng)學生綜合應用所學理論知識和技能，分析和解決機械工程實際問題的能力，熟悉生產技術工作的一般程序和方法。 2．培養(yǎng)學生懂得工程技術工作所必須的全局觀念、生產觀念和經濟觀念，樹立正確的設計思想和嚴肅認真的工作作風。 3．培養(yǎng)學生調查研究，查閱技術言文獻、資料、手冊，進行工程計算、圖樣繪制及編寫技術文件的能力。 2.5 設計方案選擇 管子除銹機為機械加工的一種機器，除銹的目的是對已經使用后的鋼管進行拋光，使其工作時不影響其性能，并能延長鋼管的使用壽命。管子除銹機機為機械加工的一種機器，所除銹鋼管最大直徑為φ25mm。長度6m。絲杠進給速度為：1m/s 1．總體設計方案： 本設計方案是：該機主要由機架、電動機、變速傳動機構、主軸、鋼絲刷、進刀機構、管子夾緊機構等組成。其結構簡圖為 其結構為；1-皮帶傳動 2-絲杠 3-導軌 4-渦輪渦桿減速器 5-電機 6-末端加緊機構 7-鋼絲刷 8-三爪卡盤 其工作過程：三爪卡盤（8）將金屬管子夾緊，再使用末端夾緊機構（6）將管子夾緊固定，開動電機，動力經三爪卡盤傳遞給金屬管子，管子轉動起來，電動機（5）通過皮帶將動力傳遞給渦輪渦桿減速器（4），渦輪渦桿減速器再將動力傳遞給絲杠（2），鋼絲刷（7）由于絲杠的轉動而實現左右移動。鋼絲刷是圓周布置的，可以對金屬管子進行均勻的除銹。 2．各部分特點； 圖中兩處使用皮帶傳動，皮帶傳動可用于兩軸中間距較大的傳動，還具有緩和沖擊，吸收震動，噪音小，成本低，保養(yǎng)維修較方便，可過載保護等。但其傳動比不準確，抗熱性差，易衰老等。夾緊機構分為兩部分，管子前端利用三爪卡盤夾緊，可自動定心，夾緊可靠，管子末端加緊采用活頂尖，其結構簡單，也可以實現自動定心，使用非常方便。鋼絲刷的運動軌跡靠導軌來實現，導軌是金屬或其他材料制成的槽或脊，可承受，固定，引導移動裝置或設備并減少其摩擦的一種裝置。導軌表面上的縱向槽用于導引，固定機器部件，可實現直線往復運動，擁有比直線軸承更高的額定負載，同時可以承擔一定的扭矩，可在高負載的情況下實現高精度的實現運動。鋼絲刷的左右移動依靠渦輪渦桿減速器帶動絲杠來實現： 蝸輪蝸桿傳動 蝸桿傳動是由蝸桿、蝸輪組成的用以傳遞空間交錯軸間的運動和動力的一種機械傳動，通常交錯角為90度。 與齒輪傳動相比較，蝸桿傳動具有以下的特點： ① 單級傳動比大，結構緊湊。在動力傳動中，單級傳動比i一般為8～80；只傳遞運動時（如在某些分度機構和儀表中），單級傳動比i可達到1000。 ② 因為蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪輪齒的嚙合過程是連續(xù)的，而且同時嚙合的齒對數較多，故傳動平穩(wěn)，噪音小。 ③ 當蝸桿的導程角r小于齒面間的當量摩擦角時，蝸桿傳動可以實現自鎖。 ④ 因為蝸桿與蝸輪齒面間相對滑動速度較大，摩擦損失較大，所以傳動效率比較低，當蝸桿主動時，傳遞效率一般為0.7～0.9，而自鎖蝸桿傳動的效率＜0.5。 ⑤ 蝸輪常用貴重的減摩材料（如青銅）來制造，成本較高。 2.6主要參數的確定 除銹鋼管直徑范圍；15mm—25mm 除銹鋼管最長長度；6m 工作裝置進給速度；1m/min 主軸轉速；200r/min 確定動力裝置所需功率，選擇電機： 電動機的選用原則 （1）與工作現場的能源條件相適應。 室內工作或者近距離移動式的產品，應選用二次電動機。野外工作或者遠距離移動式的產品應選用一次動力機（柴油機、汽油機、汽輪機等） （2）與工作終端機機械特性相匹配 主要是指由動力機-傳動裝置-工作機構組成的系統在運行時實現以下三個目標；動力機和工作機處于最佳工況，動力機和工作機的工作地點穩(wěn)定，動力機和傳動裝置符合工作機的起動、制動、調速等方面的要求。 （3）適應產品的工作制度 （4）工作可靠、操作與維修簡便 （5）費用低廉，動力機滿足產品工作現場的特殊要求，如防蝕、防水等。 粗磨管子表面的橫進給量; 《金屬機械加工工藝人員手冊》 (上海科學技術出版社) 其d——工作外徑[mm] v——工作轉速r/min ——修正系數，可以選2.25和1.3 工作裝置所需功率： =0.63KW 傳動中涉及帶傳動，蝸輪蝸桿傳動，絲杠傳動，考慮到軸承等的傳動效率，依據《機械設計課程設計》中的表12-8可確定傳動效率為0.3 電動機輸出功率： 根據《機械設實用手冊》 (化學工業(yè)出版社)表10-4-1選擇電機型號為;Y100L1-4,功率為2.2KW 轉速:1430r/min 根據公式《機械設實用手冊》 (化學工業(yè)出版社) 可得；= 第三章 螺旋傳動機構的設計計算 螺旋傳動利用螺桿和螺母組成的螺旋副來實現傳動要求主要用來把回轉運動變?yōu)橹本€運動，同時傳遞動力。 螺旋傳動具有以下特點：在主動件上作用一較小力矩時，可使從動件得到很大的軸向力；螺桿旋一周，螺母只移動一個導程，可以得到大的減速比；傳動均勻準確，可以得到較高的傳動精度；傳動易于實現反向自鎖；傳動平穩(wěn)，結構簡單。 3.1耐磨性計算 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 螺桿選用材料：40號鋼 螺母 ：鑄鐵 滑動螺旋傳動采用矩形螺紋 3.1.1. 螺桿中徑計算： F —— 軸向載荷 A —— 螺紋的承壓面積（指螺紋工作面表面投影 到垂直于軸向力的平面上的面積） d1 —— 螺紋小徑（單位為mm） d2 —— 螺紋中徑（單位為mm） d3 —— 螺紋大徑（單位為mm） h —— 螺紋工作高度（單位為mm） P —— 螺紋螺距（單位為mm） H —— 螺母高度（單位為mm） Z —— 螺紋工作圈數 = H/P 滑動螺旋傳動的失效形式多為螺紋牙磨損，因此，螺桿直徑和螺母高度通常由耐磨性計算確定。傳力較大時，應當檢驗螺桿危險截面的強度和螺牙的強度要求自鎖時，應校和螺紋副自鎖條件。要求運動精確時，還要校和螺桿剛度，此時，螺桿直徑往往由剛度確定。對于長徑比很大的受壓螺桿，應校和其穩(wěn)定性。考慮到螺感受力情況復雜并有剛度和穩(wěn)定性問題，計算其螺紋部分的強度和剛度時截面積和慣性矩可按螺紋小徑計算。 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 設計公式： 對于整體式螺母取0.8 （設計按經驗參考取值1.2） 查表5-12《機械設計》（西北工業(yè)大學） [P]取值13MPa 考慮到使用中可能會出現絲杠不穩(wěn)定現象，所以因加大直徑，取d2=38mm 由《機械設計手冊》（化學工業(yè)出版社）查得： d1=31mm; d3=44mm 螺距P=12mm 3.1.2.螺母高度： 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 取45mm 3.1.3.旋合圈數： 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 合格 3.1.4.螺紋的工作高度： 《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社）中查得 3.1.3.工作強度： 成功 3.2驗算自鎖 由于系單頭螺紋,導程S=P=1.5mm,故螺紋升角為; <合格 3.3校核強度 由于螺母的材料一般比螺桿材料軟，所以磨損主要發(fā)生在螺母的螺紋牙表面?；瑒勇菪哪p與螺紋牙工作面上的壓強，滑動速度，螺紋牙表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關。其中最主要的是螺紋牙工作面上的壓強，其他因素的影響尚無完善的計算方法。所以，耐磨性計算主要是限制螺紋牙工作面的壓強不超過許用值 3.3.1.螺桿強度的校核 壓力（或拉力）F和扭矩T的作用。螺桿危險截面既有壓縮應力，又有切應力。因此校核螺桿強度時，應根據第四強度理論求出危險截面的計算應力σCa.由《機械設計》（西北工業(yè)大學）查得 或 式中：F —— 螺桿所受的軸向壓力，單位為N。 A —— 螺桿螺紋的危險截面面積；A=πd12/4，單位為mm2。 Wτ —— 螺桿螺紋段的抗扭截面系數， Wτ=πd13/16=Ad1/4，單位為mm3。 T —— 螺桿所受的扭矩，， 單位為N·mm 。 —— 螺桿材料的許用應力，單位為MPa 表5-1《機械設計》（西北工業(yè)大學）查得 由式5-48 由表5-12取 查《機械工程材料手冊》（曹正明） 40鋼 σb σs HBS 98MPa 78 MPa 70 表3-1 查表5-13《機械設計》（西北工業(yè)大學）[σ]=σs/4=19.63 成功。 3.3.2.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，故只需校核螺母螺紋牙的強度。 如圖3-1所示，如果將一圈螺紋沿螺母的螺紋大徑D（單位為㎜）處展開，則可看作寬度為πD的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為F/z，并作用在以螺紋中徑D2（單位為㎜）為直徑的圓周上，則螺紋牙危險截面a-a的剪切強度條件為 螺紋牙危險截面a-a的彎曲強度條件為 式中：b —— 螺紋牙根部的厚度，單位為㎜，對于矩形螺紋，b=0.5P，對于梯形螺紋，b=0.65P，對于鋸齒形螺紋，b=0.75P，P為螺距； —— 彎曲力臂，單位為㎜（=（D-D2）/2； [τ] —— 螺母材料的許用切應力，單位為MPa； [σb] —— 螺母材料的許用彎曲應力，單位為MPa ； 螺桿剪切強度; 螺桿彎曲強度 : 螺母剪切強度 螺母彎曲強度 成功。 螺紋牙簡圖 3.4螺桿的穩(wěn)定性計算 對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向力F大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力F必須小于臨界載荷Fcr。 根據螺桿的柔度值λS的大小選用不同的公式計算， 此處，μ為螺桿的長度系數； 為螺桿的工作長度，單位㎜；螺桿兩端支承時取兩支點的距離作為工作長度 ，螺桿一端以螺母支承時以螺母中部到另一端支點的距離作為工作長度 ； 為螺桿危險截面的慣性半徑，單位為㎜； 若螺桿危險截面積； 則。 設計螺桿螺紋段的長度 為3000㎜；查表5-14《機械設計》（西北工業(yè)大學）取μ=0.50。則 ； 需要進行穩(wěn)定性計算 合格 3.5軸承的選擇 根據絲杠的直徑,以及絲杠受力,選擇圓錐滾子軸承,型號是:32007 絲杠承受的橫向力為315N,承受的縱向力經估算為1060N, 《機械設計使用手冊》(化學工業(yè)出版社) 查表6-1-54得:e=0.29,Y=2.1 ,查表6-1-20,X=0.67,Y=2.1 當量動載荷: ,載荷平穩(wěn),查表6-1-19得=1 基本額定動載荷: 軸承壽命: 使用條件為每天8h工作的機械，但經常不是滿負荷使用，如電機，一般齒輪裝置、壓碎機、起重機和一般機械中軸承使用壽命為10000～25000小時。 符合本設計的要求，所以滿足工作條件。 第四章 蝸輪蝸桿的設計計算 4．1蝸輪蝸桿的類型、特點 減速器是指原動機與工作機之間獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速并相應地增大轉矩。減速器的種類很多，但幾乎大部分的減速器已有標準系列產品，使用時只需結合所需傳動功率、轉速、傳動比、工作條件和機器的總體布置等具體要求，從產品目錄或有關手冊中選擇即可。只有在選不到所以滿足工作條件的產品時，才自行設計制造。 蝸桿傳動屬于空間嚙合傳動，用于傳遞兩交錯(既不平行又不相交)軸間的回轉運動和動力。軸交角∑可為任意值，但在絕大多數情況下使用正交蝸桿副，即∑=90°。它主要由蝸桿和蝸輪組成，蝸桿相當于一頭或多頭的等導程(或變導程)螺旋，蝸輪則為變態(tài)斜齒輪(或為直齒輪)。在蝸桿傳動中，通常蝸桿為主動件，蝸輪為從動件。但有時為了增速如離心器中的蝸桿傳動，蝸輪是主動件，而多頭或人導程角的蝸桿則為從動件。根據蝸桿形狀的不同，蝸桿傳動可以分成三種類型：圓柱蝸桿傳動，環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動。圓弧圓柱蝸桿減速器：CWU（蝸桿在下）、CWS（蝸桿在側）、CWO（蝸桿在上）為單級圓弧圓柱蝸桿減速器，主要適用于冶金、礦山、起重、運輸、化工建筑等各種機械設備的減速傳動，蝸桿為圓環(huán)面包絡圓柱蝸桿（ZC1蝸桿），C1齒形。標準減速器的工作條件； 蝸桿轉速不超過1500r/min；工作環(huán)境溫度為-40 — +40oC；當工作環(huán)境溫度低于0oC時，起動前潤滑油必須加熱到0oC以上，當工作環(huán)境溫度高于40oC時，必須采取冷卻措施；蝸桿軸可正，反兩向運轉。 與齒輪傳動相比較，蝸桿傳動具有以下的特點： ⑥ 單級傳動比大，結構緊湊。在動力傳動中，單級傳動比i一般為8～80；只傳遞運動時（如在某些分度機構和儀表中），單級傳動比i可達到1000。 ⑦ 因為蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪輪齒的嚙合過程是連續(xù)的，而且同時嚙合的齒對數較多，故傳動平穩(wěn)，噪音小。 ⑧ 當蝸桿的導程角r小于齒面間的當量摩擦角時，蝸桿傳動可以實現自鎖。 ⑨ 因為蝸桿與蝸輪齒面間相對滑動速度較大，摩擦損失較大，所以傳動效率比較低，當蝸桿主動時，傳遞效率一般為0.7～0.9，而自鎖蝸桿傳動的效率＜0.5。 ⑩ 蝸輪常用貴重的減摩材料（如青銅）來制造，成本較高。 4.2設計前分析： 由已確定的絲杠參數可以計算出總的傳動比 蝸輪轉速為；83.34r/min 傳動比為：10.25工作穩(wěn)定，連續(xù)工作，潤滑情況良好，工作溫度35—40 輸入功率為:2.85KW 要求工作壽命12000小時 4.3設計計算,參考《機械設計使用手冊》(化學工業(yè)出版社) （1）選擇蝸桿傳動類型，精度等級 由于傳遞的功率不大，速度也不高，故選用阿基米德蝸桿傳動，精度8C GB 10089-88 (2)選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大,速度較低,故蝸桿用45號鋼,表面淬火,硬度為45-55HRC,考慮為連續(xù)工作,蝸輪輪緣采用鑄錫磷青銅ZCuSn10PI,金屬模鑄造． (3)初選幾何參數 由表8-4-4當i=10.25時，=4,=.i=41 （4）確定許用接觸應力 由表8-4-9當蝸輪材料為鑄青銅時, =. 由表8-4-10查得=220Mpa 由圖8-4-9查得滑動速度4.5m/s 采用浸油潤滑，由圖8-4-2查得=0.93 根據圖8-4-4的注中公式求得 根據N由圖8-4-4查得=0.77 許用接觸應力為 == (5)計算蝸輪輸出轉矩 估算傳動效率 N.m (6)求載荷系數K 由表8-4-9知 設時,=1,查表8-4-12,8級精度時,=1,由于是連續(xù)運轉,由圖8-4-5得=1,由表8-4-13查得=1.52,由表8-4-14查得=1.15,由表8-4-6查得=0.75 所以 (7)確定m和 查表8-4-2,=,取 （８）主要幾何尺寸計算 蝸桿分度圓直徑　 蝸輪分度圓直徑　 中心距　 （9）蝸桿分度圓柱上螺旋線升角(導程角) 查表8-4-2得= (10)蝸桿節(jié)圓柱上螺旋線升角 ,= 蝸桿軸面齒形角:,阿基米德螺線蝸桿,選 (11)蝸桿(輪)法面齒形角 ,= (12)徑向間隙 (13)蝸桿,蝸輪齒頂高 (14) 蝸桿,蝸輪齒根高 (15) 蝸桿,蝸輪節(jié)圓直徑 (16) 蝸桿,蝸輪齒頂圓直徑 (17) 蝸桿,蝸輪齒根圓直徑 (18) 蝸桿周向齒距 = (19) 蝸桿沿分度圓柱上的軸向齒厚 (20) 蝸桿沿分度圓柱上的軸向齒厚 (21) 蝸桿分度圓法向弦齒高 (22) 蝸桿螺紋部分長度L,由表8-4-40 (23)蝸輪最大外圓直徑 (24)蝸輪輪緣寬度 (25)蝸輪齒頂圓弧半徑 (26)蝸輪齒根圓弧半徑 （27）蝸輪齒面接觸強度校核: 由表8-4-9 由于幾何參數已經給定,故K和可按以知的幾何參數重新計算: 由于與原假設的差不多,故仍取= 根據由表8-4-15中用插值得,則蝸輪副嚙合效率為: 取軸承效率,攪油及濺油效率,所以蝸桿傳動總效率為 由此得: 由于,由表8-4-9,取K1=1,則 將此時的K與代入蝸輪齒面強度校核公式,并取 ,所以滿足接觸強度要求 (28)散熱計算:由公式8-4-9知傳動中損耗功率為: 由公式8-4-10和設計要求可導出下式 ,考慮到自然通風良好,取=則 4.4聯軸器的選擇 聯軸器的計算轉矩: 根據《機械設計實用手冊》(化學工業(yè)出版社)表7.2-1選擇K=1.2 根據表7.1-6選擇凸緣聯軸器,型號為:YL7 第五章 帶傳動的設計計算 皮帶傳動可用于兩軸中間距較大的傳動，還具有緩和沖擊，吸收震動，傳動平穩(wěn),無需潤滑,噪音小，成本低，保養(yǎng)維修較方便，可過載保護等。 帶傳動的主要失效形式即為打滑和疲勞破壞。因此，帶傳動的設計準則應為：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。 查《新遍機械設計師手冊》表4.1-2初擬選用普通V帶傳動。注：以下均為《新遍機械設計師手》表。 已知：原動機Y100L2-4 傳遞功率為P=3KW 轉速n1=1430 r/min 傳動比i為1.68 每天工作8h。 5.1設計功率Pd 由表4.1-9查得工況系數Ka=1.0 Pd=2.2×1.0=2.2KW 5.2 選定帶型 根據Pd=2.2KW和n1=1430r/min ，由圖4.1-1選定A型普通V帶。 5.3 傳動比 i為1.68 5.4 帶輪直徑 小帶輪基準直徑 ： 參考表4.1-14；表4.1-15和圖4.1-1取 大帶輪基準直徑： 由表4.1-14取132mm ε —— 彈性滑動率 ；通常ε=0.01~0.02。 5.5減速機的實際轉速 5.6帶速 V < VMAX=25-30(選普通V帶；窄V帶35-40 m/s) V > VMIN=5 m/s（一般V 不得低于5 m/s） 5.7軸間距設計計算 取a0=420mm。 所需基準長度： 查表4.1-6選取基準長度=1250㎜。 實際軸間距： 安裝時所需最小軸間距： mm bd ——— 基準寬度，查表4.1-6取bd=11。 安裝時所需最大軸間距：（張緊或補償伸長） 5.8小帶輪包角： 5.9單根V帶的額定功率： 根據=80㎜和n1=1430r/min 由表4.1-12b查得A型帶P1=0.8KW。 ΔP1： 考慮傳動比的影響，額定功率的增量ΔP1由表4.1-12b查得ΔP1=0.12KW。 5.10確定V帶的根數: 式中 —— 考慮包角不同時的影響系數，簡稱包角系數 —— 考慮帶的長度不同時的影響系數，簡稱長度數 —— 單根V帶的基本額定功率 —— 計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量（因P0是按α=180o即dd1=dd2的條件計算的，而當傳動比越大時，從動輪直徑就比主動輪大，帶繞上從動輪的彎曲應力就比繞上主動輪時的小，故其傳動能力即有所提高） 查表4.1-10 查得=0.99 查表4.1-11 查得=0.93 取Z=3根。 5.11單根V帶的預緊力 由表4.1-13查得m=0.11,所以: 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。 5.12 帶輪的結構尺寸 設計帶輪時，應使其結構工藝性好，質量分布均勻，重量輕，并避免由于鑄造產生過大的內應力。V>25m/s 時尚需進行動平衡。本設計中V=5.98m/s，無須進行動平衡。 帶輪材料常采用灰鑄鐵、鋼、鋁合金、或工程塑料等。其中灰鑄鐵應用最廣，當V<25m/s時用HT150或HT200，本設計中采用HT200。 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成。輪輻部分有實心、輻板（或孔板）和橢圓形輪輻等三種形式。查表4.1-14得 輪緣尺寸 表4-1 型號 A 基準寬度 11 基準線上槽深 2.75 基準線下槽深 8.7 槽間距 15±0.3 槽邊距 9 最小輪緣厚度 6 帶輪寬 48 小帶輪外徑 85.5 大帶輪外徑 137.5 輪槽角 34o 偏差 根據帶輪的基準直徑參照表4.1-17，決定小帶輪、大帶輪采用實心輪輻。根據電動機尺寸和蝸桿尺寸確定小帶輪內徑為28 mm，大帶輪內徑為60mm，鍵選用普通平鍵C型b=8,h=7,L=50。 帶輪輪槽工作表面粗糙度為Ra 3.2 μm，輪緣和軸孔端面為Ra 6.3 - 12.5 μm。輪槽棱邊要到圓或到鈍。A型帶帶輪輪槽間距的累計誤差±0.6，兩槽的基準直徑差0.4。（摘自GB/T 13575.1-92） 第六章 主軸傳動部分的設計計算 前面幾章已經設計完成了橫向進給部分的設計計算,本章開始設計主軸傳動部分.主軸傳動部分的結構較為簡單,由電動機驅動皮帶,皮帶直接驅動主軸旋轉.因為主軸的旋轉不是主要運動形式,所以對此部分的傳動精度要求不高,設計中應保證主軸可以克服圓周旋轉阻力以及200r/min的轉速即可. 初選電機: Y100L2-4,轉速1430r/mim,額定轉矩2.2 除銹時摩頭對鋼管的壓力為50N,其工作阻力矩最大為 遠遠小于電動機的額定轉矩,所以可以滿足工作需要 6.1設計功率Pd 由表4.1-9查得工況系數Ka=1.0 Pd=3×1.0=3KW 6.2 選定帶型 根據Pd=3KW和n1=1430r/min ，由圖4.1-1選定A型普通V帶。 6.3 傳動比 i為7.15 6.4 帶輪直徑 小帶輪基準直徑 ： 參考表4.1-14；表4.1-15和圖4.1-1取 大帶輪基準直徑： 由表4.1-14取560mm ε —— 彈性滑動率 ；通常ε=0.01~0.02。 6.5減速機的實際轉速 6.6帶速 V < VMAX=25-30(選普通V帶；窄V帶35-40 m/s) V > VMIN=5 m/s（一般V 不得低于5 m/s） 6.7軸間距設計計算 取a0=1000mm。 所需基準長度： 查表4.1-6選取基準長度=3150㎜。 實際軸間距： 安裝時所需最小軸間距： mm bd ——— 基準寬度，查表4.1-6取bd=11。 安裝時所需最大軸間距：（張緊或補償伸長） 6.8小帶輪包角： 6.9單根V帶的額定功率： 根據=80㎜和n1=1430r/min 由表4.1-12b查得A型帶P1=0.8KW。 ΔP1： 考慮傳動比的影響，額定功率的增量ΔP1由表4.1-12b查得ΔP1=0.15KW。 6.10確定V帶的根數: 式中 —— 考慮包角不同時的影響系數，簡稱包角系數 —— 考慮帶的長度不同時的影響系數，簡稱長度數 —— 單根V帶的基本額定功率 —— 計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量（因P0是按α=180o即dd1=dd2的條件計算的，而當傳動比越大時，從動輪直徑就比主動輪大，帶繞上從動輪的彎曲應力就比繞上主動輪時的小，故其傳動能力即有所提高） 查表4.1-10 查得=0.93 查表4.1-11 查得=1.13 取Z=3根。 6.11單根V帶的預緊力 由表4.1-13查得m=0.11,所以: 由于新帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預緊力應為上述預緊力的1.5倍。 6.12 帶輪的結構尺寸 設計帶輪時，應使其結構工藝性好，質量分布均勻，重量輕，并避免由于鑄造產生過大的內應力。V>25m/s 時尚需進行動平衡。本設計中V=5.98m/s，無須進行動平衡。 帶輪材料常采用灰鑄鐵、鋼、鋁合金、或工程塑料等。其中灰鑄鐵應用最廣，當V<25m/s時用HT150或HT200，本設計中采用HT200。 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成。輪輻部分有實心、輻板（或孔板）和橢圓形輪輻等三種形式。查表4.1-14得 輪緣尺寸 表4-1 型號 A 基準寬度 11 基準線上槽深 2.75 基準線下槽深 8.7 槽間距 15±0.3 槽邊距 9 最小輪緣厚度 6 帶輪寬 48 小帶輪外徑 85.5 大帶輪外徑 565.5 輪槽角 34o 偏差 根據帶輪的基準直徑參照表4.1-17，決定小帶輪、大帶輪采用實心輪輻。根據電動機尺寸和主軸尺寸確定小帶輪內徑為28 mm，大帶輪內徑為30mm。 帶輪輪槽工作表面粗糙度為Ra 3.2 μm，輪緣和軸孔端面為Ra 6.3 - 12.5 μm。輪槽棱邊要到圓或到鈍。A型帶帶輪輪槽間距的累計誤差±0.6，兩槽的基準直徑差0.4。（摘自GB/T 13575.1-92） 6.13主傳動軸的設計計算 6.13.1按轉矩初步估算軸徑 選擇軸的材料為45鋼,經調質處理,由表7.1-1 查得材料機械性能數據為; 根據表7.1-7公式初步計算軸徑,由于材料是45鋼,由表7.1-8選取A=118,則: ,選60 外徑 6.13.2軸的結構設計 軸的結構簡圖; 根據軸的受力,選取30211型圓錐滾子滾動軸承,為了便于軸承的裝配,選,, 軸承代號 32912 尺寸（㎜） d 60 D 85 T 17 B 16 C 14 rsmin 1 基本額定負荷（KN） 最小負荷系數 Cr 28.8 C0r 31.5 極限轉速 脂潤滑 4000 油潤滑 5000 6.13.3軸的受力分析; 軸傳遞的轉矩 軸的左端要承受皮帶的壓力878.3N,右端要承受三爪卡盤的自重,兩處軸承要承受水平向上的支反力.而軸的軸向只承受一個315N軸向力,以及一個扭矩大小為625N. 由于L1段軸受力最大,承受主要扭矩,所以其為危險截面,其他部分受力較小.所以按彎扭合成應力校核軸的強度: 《機械設計師》（高等教育出版社） ——軸的計算應力, M——軸所受的彎矩, T——軸所受扭矩, W——軸的抗彎截面系數, 前面已經選定軸的材料為45鋼,調質處理,由表15-1查得;,故安全 6.13.4軸承壽命計算 軸上左端軸承受力較大,其受到的軸向力為=315N,經力矩平衡粗略計算其受到的徑向力為=533N.依據《機械設計使用手冊》(化學工業(yè)出版社) 查表6-1-54得:e=0.38,Y=1.6 ,查表6-1-20,X=0.67,Y=1.6 當量動載荷: ,載荷平穩(wěn),查表6-1-19得=1 基本額定動載荷: 軸承壽命: 使用條件為每天8h工作的機械，但經常不是滿負荷使用，如電機，一般齒輪裝置、壓碎機、起重機和一般機械中軸承使用壽命為10000～25000小時。 符合本設計的要求，所以滿足工作條件。 　 第七章 軸的選擇和校核 概述 軸是組成機械的一個重要零件,它支撐著其他轉動件回轉并傳遞轉矩,同時它又通過軸承和機架連結,所有軸上零件都圍繞軸心線做回轉運動,形成了一個以軸為基準的組合體---軸系部件.所以,在軸的設計中,不能只考慮軸本身,還必須和軸系零,部件的整個結構密切聯系起來. 設計軸時應考慮多方面因素和要求,其中主要問題是軸的選材,結構,強度和剛度,對于高速軸還應考慮震動穩(wěn)定性問題 軸按受載情況可以分為:轉軸,心軸傳動軸,按結構形狀可以分為;光軸和階梯軸,實心軸和空心軸 常用的軸的設計程序是; 1,根據機械傳動方案的整體布局,擬訂軸上零件的布置和裝配方案, 2,選擇軸的合適材料 3,初步估算軸的直徑, 4,進行軸系零,部件的結構設計 5,進行強度計算 6,進行剛度計算 7,校核鍵的聯接強度 8,驗算軸承 9,根據計算結果修改設計 10,繪制軸的零件工作圖 對于一些不太重要的軸,上述程序中的某些內容可以省略. 根據《新編機械設計師手冊》（機械工業(yè)出版社） 7.1蝸輪軸的設計計算 7.1.2按轉矩初步估算軸徑 選擇軸的材料為45鋼,經調質處理,由表7.1-1 查得材料機械性能數據為; 根據表7.1-7公式初步計算軸徑,由于材料是45鋼,由表7.1-8選取A=118,則: 蝸輪軸上的功率為: 蝸輪軸轉速為:= 蝸輪軸上轉矩為: ,選35 7.1.3軸的結構設計 軸的結構簡圖; 根據軸的受力,選取30208型圓錐滾子滾動軸承,為了便于軸承的裝配,選,, 軸承代號 32908 尺寸（㎜） d 40 D 62 T 15 B 15 C 12 rsmin 0.6 基本額定負荷（KN） 最小負荷系數 Cr 17.8 C0r 15.8 極限轉速 脂潤滑 5600 油潤滑 7000 7.1.4軸的受力分析; 軸傳遞的轉矩 軸所承受的軸向力 軸所受圓周力: 軸所受頸向力 7.1.5確定危險截面,求出受力大小,做彎矩圖 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 1581