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毕业设计报告2012届题目油压减震器试验台传动系统设计所属系机械工程技术系班级机电0911学生姓名侯海丰学号2009529113同组成员丁晓波、方腾飞、高翔、郭通指导教师邱国仙摘要安全可靠性、平稳性和舒适性的研究是目前高速机车运行所面临的重大课题油压减振器作为机车车辆走行机构的重要组成部件之一,其性能优劣直接影响到机车车辆运行的稳定性和安全性,先进、可靠的油压减振器试验台是油压减振器出厂检验及维护保养的关键设备本文首先针对机车油压减振器及其检测技术的国内外现状,简要分析了我国目前铁路上几种常见的油压减振器的原理、作用、性能特点等同时对国外和国内机车油压减振器试验台的结构及优、缺点进行了详细的分析,结合我国的实际现状,提出了低成本微机控制油压减振器试验台的方案
(1)、本试验台是根据最新铁标《机车车辆油压减振器试验台技术条件》和《机车车辆油压减振器技术条件》研制的可分别对垂向和横向(包括抗蛇行)减振器进行测试,适用于国内已有的各种型号的机车减振器的试验,同时还可满足欧洲油压减振器试验之用
(2)、试验台采用齿轮变速加无级变频调速,微机控制及闭环转速控制技术,利用正弦激励振动实现油压减震器的各项性能测试在满足技术要求的前提下,相比其他测试方案,生产成本更低同时因采用精密滑轨及同步传动技术使设备的振动更小,噪音更低
(3)、以windows操作系统作为开发平台,借鉴MicrosoftWindows图形用户界面的许多先进特性和设计思想,利用windows系统的多任务管理功能,采用面向对象的可视化编程的VB
6.0的语言编制的测试系统软件,使整个测试系统的人机界面友好,实现了测量、控制、参数设定、记录和数据处理的全自动化,使现场操作更便捷关键词油压减振器试验台传动系统ABSTRACTThedevelopmentofSecurityreliabilitysmoothandcomfortofhigh-speedlocomotiveiscurrentlyamajorissue.OildamperastheimportantcomponentoflocomotiveRunningGearitsperformancedirectlyimpactthestabilityandsafetyoflocomotive.AdvancedreliableTestPlatformofoildamperisthekeyequipmentforhydraulictestinspectionandmaintenanceofoildamper.Basedoninternalandinternationalresearchesaboutthetesttechnologyofoildamperthispaperfirstbrieflyanalysistheprinciplesfunctionscharacteristicsanddynamicsofseveralcommonoildamperoncurrentrailway.Atthesametimethestructureandtheadvantagesanddisadvantagesofforeignanddomesticlocomotiveoildampertestplatformhasbeenanalyzedinthepaper.Combinedwiththestatusofourcountryaprogramhasbeenproposedofalow-costcomputercontrolledoildampertestplatform.1ThisplatformisdevelopedbasingonthelatestTaiwanRailwaysuperscriptrollingstockoildamperexperimentalbenchtechnologyandLocomotiveandVehicleStructureoildampertechnology.Itcantesttheverticalandhorizontalincludinganti-huntingdampersandapplytothetestofthevariousmodelsoftheshockabsorberwhilealsomeetingthetestofEuropeanoildamper.2Theplatformusedthegeartransmissionandno-FrequencyControltochangetherollspeedandthecomputercontrolandclosed-loopspeedcontroltechnologyhavebeenusedintheplatform.Incentivesinevibrationhasbeenusedtotesttheperformanceofoildampers.Underthepreconditionofmeetingthetechnicalrequirementstheproductioncostsislowercomparedtoothertests.Atthesametimethesophisticatedtransmissionglidesandthetechnologyofin-phasetransmissionhavebeenadoptedtoabsorbsmallervibrationandlessnoiseofequipment3UsingthewindowsoperatingsystemasadevelopmentplatformreferencingtomanyadvancedfeaturesanddesignideasofgraphicalMicrosoftWindowsgraphicalinterfaceusingthevisualobject-orientedprogramminginthelanguageoftheVB
6.0testSystemsoftwaresothatthewholetestingsystemisfriendlyinterfaceandrealizetheautomatizationofthemeasurementcontrolparametersettingsrecordingandprocessingofthedataandthesceneoperationismoreconvenient.KEYWORDS:oildampertestplatformtransmissionsystem前言人类的交通史也是人类的发展史展望新世纪,以轮轨系统为主体的我国高速及超告诉列车线路将形成纵横全国的网络此外,在常速下常导型磁悬浮列车特别宁静,毫无污染,而且投资小于地铁,在未来城市交通中,将受到居民的热烈欢迎过去,由于列车运行的速度比较低,减振器的作用不太明显,因此,人们对其没有给予足够的重视,所应用的减振器性能比较低如今,“高速重载”是铁路营运的发展方向,随着列车提速进程的加快,机车、车辆运营中出现了很多前所未有的问题,有的在更换减振器后,问题得到了解决鉴于液压减振器作为机车车辆走行机构的重要组成部件之一,其性能优劣直接影响到机车车辆运行的稳定性和安全性因此,在机车车辆运行过程当中必须确保减振器能够保持其性能的可靠性和稳定性所以对于油压减振器的性能提高是刻不容缓的目录TOC\o1-3\h\z\u1绪论
11.1设计任务
11.
1.1油压减振器分类
31.
1.2油压减振器的作用
41.
1.3油压减振器试验台的现状及发展状况
41.
1.4油压减振器试验台的组成及种类
91.
1.5本次设计的背景、目的意义及要解决的问题92机车车辆减振器试验台传动系统设计
102.1明确原始数据及设计要求
102.2各种传动件的特点、适用场合及传动方案拟定
102.
2.1带传动特点
102.
2.2链传动特点
112.
2.3齿轮传动的特点
112.
2.4蜗杆传动特点
112.
3.1计算总的功率和转速,确定电机型号
122.
3.2计算总功率
132.4传动系统动力和运动参数设计
132.5传动件主要尺寸和参数的设计
142.
5.1V带传动的设计
142.
5.2带轮结构设计
152.
5.3圆柱齿轮传动设计
152.
5.4圆柱蜗杆传动
182.6轴的结构设计
202.
6.1轴的设计
202.7标准件的选择和设计
262.
7.1轴1上键的选择及校核
262.
7.2轴2齿轮键的选择及校核
272.8润滑与密封
282.
8.1润滑
282.
8.2密封32结束语33参考文献34致谢351绪论
1.1设计任务姓名侯海丰性别男专业机电一体化技术班级机电0911学号2009529113指导教师信息姓名邱国仙联系电话13921070661e-mailgxqiu@email.czie.net毕业设计(论文)题目油压减震器试验台传动系统设计毕业设计(论文)主要内容及目标要求内容本课题来源于常州科兴铁路装备有限公司,该公司长期为各个铁路段提供油压减震器新造和维修,因此具有一定的实用价值铁路机车车辆在速度大于140km/h时,油压减震器是重要的装备选用性能良好的减震器能大大提高车辆运行平稳性,提高车辆运行品质,尤其在高速列车上,油压减震器是必不可少的部件本试验台采用变频无极调速,闭环转速控制,通过曲柄连杆机构产生正弦激励来实现油压减震器各项性能的测试整个测试过程完全自动化,操作只需选定减震器的型号和测试项目即可测试启动后,电脑将智能化地完成用户所选定的各项测试任务,并记录下测试数据及曲线,供分析及打印测试报告试验台可分别对垂向和横向减震器进行试验,最大负荷30KN,最大安装尺寸垂向为650mm,横向为1200mm,可用于国内已有的各种型号油压减震器技术参数最大负荷横向30KN垂向30KN减震器最大安装距离横向200mm垂向650mm设计标准行程横向±25mm垂向±25mm减震器活塞速度范围横向
0.01~
0.5m/s垂向
0.04~
0.4m/s变频器功率三相
18.5KW调速范围3~65HZ变频电机功率15KW额定转速1450转计算机1MHZ/256M/20G打印机CannonPIXMAiP1000力传感器40KN(
0.05级)位移传感器±40mm(
0.5级)油泵电机组电机:型号AOZ-7124120W/220V,1450转/分油泵5升/分齿轮箱减速比i垂向
8.68;横向高档
8.68低档
38.64外形尺寸(长×宽×高)2900×1100×2500重量约2900k目标要求
1.按规定格式撰写文献综述、开题报告
2.建立三维模型
3.完成总装配图和规定的零部件图
4.撰写毕业设计说明书,完成全部研究工作和毕业论文
5.通过毕业论文答辩毕业设计(论文)进度安排时间安排预期完成内容及目标检查方式第一周检索与课题相关的材料,为毕业设计作好准备工作,并完成开题报告检索的资料定期交老师查阅,开题报告交指导老师批阅第二周根据已知参数完成总体方案设计,设计部件草图同组成员讨论、完善总体方案并上交老师审阅第三周完成装配总图同组成员讨论、老师修改第四周完成部件图及部分零件图的设计绘制(各自选择画不同的部件及零件图)同组成员讨论、老师修改第五周完成主要零件的加工工艺编制同组成员讨论、老师修改后续时间编写设计说明书以及答辩准备老师批阅、答辩指导教师签字年月日专业教研室主任签字年月日系主任签字年月日
1.
1.1油压减振器分类从不同的角度出发,可以把液压系统分成不同的形式
(1)按油液的循环方式,液压系统可分为开式系统和闭式系统开式系统是指液压泵从油箱吸油,油经各种控制阀后,驱动液压执行元件,回油再经过换向阀回油箱这种系统结构较为简单,可以发挥油箱的散热、沉淀杂质作用,但因油液常与空气接触,使空气易于渗入系统,导致机构运动不平稳等后果开式系统油箱大,油泵自吸性能好闭式系统中,液压泵的进油管直接与执行元件的回油管相连,工作液体在系统的管路中进行封闭循环其结构紧凑,与空气接触机会少,空气不易渗入系统,故传动较平稳工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现,避免了开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失但闭式系统较开式系统复杂,因无油箱,油液的散热和过滤条件较差为补偿系统中的泄漏,通常需要一个小流量的补油泵和油箱由于单杆双作用油缸大小腔流量不等,在工作过程中会使功率利用下降,所以闭式系统中的执行元件一般为液压马达
(2)按系统中液压泵的数目,可分为单泵系统,双泵系统和多泵系统
(3)按所用液压泵形式的不同,可分为定量泵系统和变量泵系统变量泵的优点是在调节范围之内,可以充分利用发动机的功率,但其结构和制造工艺复杂,成本高,可分为手动变量、尽可能控变量、伺服变量、压力补偿变量、恒压变量、液压变量等多种方式
(4)按向执行元件供油方式的不同,可分为串联系统和并联系统串联系统中,上一个执行元件的回油即为下一个执行元件的进油,每通过一个执行元件压力就要降低一次在串联系统中,当主泵向多路阀控制的各执行元件供油时,只要液压泵的出口压力足够,便可以实现各执行元件的运动的复合但由于执行元件的压力是叠加的,所以克服外载能力将随执行元件数量的增加而降低并联系统中,当一台液压泵向一组执行元件供油时,进入各执行元件的流量只是液压泵输出流量的一部分流量的分配随各件上外载荷的不同而变化,首先进入外载荷较小的执行元件,只有当各执行元件上外载荷相等时,才能实现同时动作此外,还有新型油压减振器,新型油压减振器包括一系悬挂用垂向油压减振器,二系悬挂用垂向、横向和抗蛇行油压减振器,以及用于连接车体并驱动制动单元的耦合减振器全液压传动机械性能的优劣,主要取决于液压系统性能的好坏,包括所用元件质量优劣,基本回路是否恰当等系统性能的好坏,除满足使用功能要求外,应从液压系统的效率、功率利用、调速范围和微调特性、振动和噪声以及系统的安装和调试是否方便可靠等方面进行现代工程机械几乎都采用了液压系统,并且与电子系统、计算机控制技术结合,成为现代工程机械的重要组成部分
1.
1.2油压减振器的作用减振器的作用:顾名思义就是阻尼振动,已达到舒适性和操纵稳定性的目的试验台的作用:就是检测减振器是否符合设计和车辆调试标准,以判断减振器的质量状况
1.
1.3油压减振器试验台的现状及发展状况油压减振器试验台是检验油压减振器性能的专用设备,为设计、制造及检修减振器的路、段、企业所不可缺少我国自50年代末设计制造了带油压减振器的202型客车转向架以后,油压减振器的使用范围不断扩大,品种增多,不仅新造客车用,而且内燃机车、电力机车上也用;不仅有国产的垂向、横向减振器,也有国外的减振器,如波兰减振器、KONI减振器、DISPEN减振器、SACHS减振器等为了检测新造及检修后的油压减振器性能,必须要有相应的检测手段——即油压减振器试验台我国自60年代初即由四方车辆研究所研制了试验台,现在我国修、造减振器的单位几乎全配备了这类试验台随着我国实施铁路实施“跨越式”发展战略,铁路快速进入高速发展时期,油压减振器作为机车行装置中重要的部件之一,必须具备适应有效地保证高速列车的运行平稳与安全的性能在“高速”这个系统工程中,除了要研制性能优良、与机车车辆匹配的减振器之外,具有性能先进、精度较高的检测手段也是必不可少的要想检验油压减振器的性能,从原理上说就是把某种已知的激励作用在减振器上或减振器与设备共同组成的系统上,并从收集到的响应中分析其性能故试验台只要具备一个产生激励并把它作用在试件上的部分以及接收或记录试件响应的部分即可因此复合这个要求的减震器实验台有很多,就目前而言,减振器试验台按照其作用形式分为机械式、液压式和其他形式;按照运动控制方式可以分为手动式、开环式、闭环式等方式目前使用范围最广的主要是以下三种试验台
[1][2
[3]
[4]
[5]
[6]
[7]
1、机械测力式试验台自60年代起,我国铁路机车车辆开始使用减振器,多种型式的油压减振器试验台应运而生四方车辆研究所专门研制的框架型、J81型、J85型均属此类,原苏联各铁路厂段也多配备了这类试验台过去普遍采用J85型试验台,其主要技术参数:偏心轴转速62r/min,可调滑块行程0~160mm,油压减振器上、下安装座距离350-600mm,扭臂长300mm,画笔杆长720mm,电源电压380V,电机
5.5kW,外型尺寸1791X1100X899mm;净重1675kg现以J85型来说明这类试验台的特点
1、减震器试件
2、假想弹簧
3、扭杆臂
4、扭杆弹簧真实弹簧
5、画笔杆
6、绘图记录板
7、滑块
8、曲柄连杆机构图1-1机械测力式试验台J85型试验台是一种由曲柄连杆驱动,弹性扭杆测力和人工处理数据的试验台其结构如图1所示,由曲柄连杆机构8产生一个接近正弦波的激励,并把它传给试件1的下端,试件的另—端与曲柄杠杆的短臂扭杆臂3铰接,曲柄杠杆固结在扭杆弹簧4的一端,其长臂即画笔杆5曲柄等速回转,滑块7的运动接近正弦运动,它作用在减振器、曲柄杠杆、扭杆等共同组成的系统上,使之作强迫振动,画笔杆的摆动量反映了该系统的综合响应画笔杆及记录板6在试验中自动绘出了示功图,可从该图测量数据去估算减振器的阻力系数值这类试验台的结构比较简单,采用的多系机械零件,成本较低廉可以得到减振器在一定振动速度下的示功图,其示功图直观性很强,如果检修减振器时并不需要严格的确定阻力系数的值,凭操作者的经验对同一类型的减振器仅从示功图是否畸变或示功图中心直线处的宽度是否基本正常即可判定所检修的减振器是否已达到了要求但是由于工作效率较低,数据的准确性较差,以及功能不够完善,部分减振器不能测试等原因,现己很少采用
2、机械测力式简单改进版,通过传感器及微机数据处理的试验台目前普遍采用J
95、J99型试验合就属此类J95型双向油压减振器试验台是由青岛四方车辆研究所研制的铁路减振器专用试验设备,于1998年底通过铁道部科技成果鉴定它由机械传动系统和测试系统组成机械传动系统基本结构是电机驱动,机械传动,两套曲柄连杆机构组成,可以分别用于垂向和横向减振器的试验其主要技术参数:垂向及横向允许铡试最大减振阻尼力20KN;横向滑块往复频率
0.5Hz1Hz;垂向滑块往复频率
0.25Hz、
0.5Hz、1Hz、2Hz;垂向油压减振器上、下安装座距离100~600mm横向油压减振器左、右安装座距离100~980mm;电源电压380V;电机5/
7.5KW;外型尺寸2800X900X2000mm;净重2500KgJ95型油压减振器试验台的测试系统如图2所示,由一台计算机作为数据采集处理器,传感器的信号经过放大滤波和A/D转换后进入计算机进行处理图1-2数据采集与处理图框在J95型减振器试验台基础上改进为J99型试验台即:测试系统软件现更新为J99型,双速电机改为变频调速交流电机该试验台性能良好,基本上能满足生产和检修的需要但部分减振器不能测试,全方位研究减振器性能技术指标的功能有所不足
3、以液压系统输入运动,以传感器、微机等作数据采集、处理的试验台德国SACHS公司研制的液压伺服减振器试验台就是其中典型(结构简图如图3所示)几乎与机械测力式装置同时出现的还有用示波器等电测手段来检测减振器的阻抗力与速度的对应关系,由于种种原因,该装置未普及后来,在该装置的基础上原苏联又研制了以液压驱动、微机控制和处理数据的试验台其结构特点是输入部分为液压系统一般的液压动力油缸其运动随时间的变化不可能是正弦波而类似于梯形波,即活塞运行于油缸中部很长一段距离内基本保持等速运动,仅在活塞接近两端时迅速减速制动,然后再向反方向加速若把多个油缸的运动串接起来,对每一油缸分别加以不同的速度控制,则可以改善梯形波的形状若采用一套电液伺服系统再加上闭环控制,则输入波形的可控度是相当高的,既可以输入不同振幅与频率的正弦波,也可以模仿在线路上运行时的随机波由于输运动的可控性相当好,试件两端的相对运动速度及试件的最大可能阻抗力予先均可控制;又由于用传感器把机械讯号转变成电讯号,故不必再用扭杆来测力,减振器另—端也可固定不动,所测的阻抗力中排除了弹性元件的阻抗力,减振器两端的相对运动排除扭杆簧后也变得简单和一致,加以数据的检测与处理中排除了人为因素,故所得结果可比度较好,可信度也提高了液压伺服试验台与常用的电机驱动机械式偏心抡试验台相比有以下主要特点:工作范围比较广,特别是对低速时减振力大的减振器,能比较真实地反映其非线性特性对高速度时的性能测试,能在规定空程中迅速达到,而且动态刚度由伺服系统自动控制不但能实现正弦波测试,而且可以产生任意形状的波形,同时能对动态阻尼及动态刚度进行测试设备需要专门的工作环境及严格的维护保养,故不适合在一般基层单位用价格昂贵1-上横梁;2-减振器垂向试验位置;3-减振器横向试验位置图1-3SACHS液压伺服减振器试验台简图图中的实线为垂向减振器的试验位置2,虚线为横向减振器的试验位置液压伺服装置可实现以下要求最大行程士125mm;最大静态测试力63KN;最大动态测试力50KN它采用高精度的力传感器和位移传感器,并用计算机进行数据处理、显示和打印,操作方便,试验精度高该试验台不仅能满足欧洲铁路减振器性能标准的测试,还有一些其他的特殊性能发展趋势分析l、工装夹具的通用性和方便性目前国内外所使用油压减震器接头形式很多,而且结构类型和尺寸大小有很多差异,这样就给各个生产厂,车辆段、车辆厂以及检验单位对减振器的检验带来许多问题特别是减振器新铁标TB/T1491.2004《机车车辆油压减震器技术条件》中规定对于减振器的阻尼力测试时应去除弹性节点,而做耐久测试时又必须附带弹性节点这样对工装夹具就有更高的要求,如何设计出更加方便快捷的夹紧装置,对提高测试精度和测试效率起到重要作用
2、安装距离调整的便捷性现在我国国内所使用的机车车辆车型很多,减振器的类别和尺寸之间有很大差异,因此具有方便快捷的安装距离调整对于提高减振器检验效率起到举足轻重的作用在这方面,油压伺服试验台具有较强的优势
3、试验台试验速度、试验振幅和试验频率调整的便捷化和随机化生产厂家所给出减振器性能参数基本上都是基于某一速度点下的阻尼值,而减振器实际的阻尼性能并不是完全线性的,特别是生产过程控制不严时其性能与设计要求存在更大的差异为了更好的检测减振器的性能,需要检测减振器在不同速度、不同振幅、不同频率下的阻尼特性,因此需要试验台调整的便捷化;减振器实际在装车使用时其振动形式并非频率和幅值均固定的简谐振动,而是随机振动为使试验台仿真效果更加逼真,需要试验台的随机化
4、试验台应该能够检测减振器的动态性能减振器的阻尼特性有静态阻尼特性和动态阻尼特性之分所谓静态阻尼特性是不计减振器结构和液体刚度产生的动态影响,力和速度之间没有相位变化时的特性,它是建立在减振器做大振幅和低频运动的基础上的阻尼特性动态阻尼特性是考虑减振器结构如两端弹性节点、储油缸具有空气囊等和液体刚度影响时的阻尼特性,它使减振器的力、速度和位移之间具有一定的相位差现今所使用豹减振器试验台一般只能够通过载荷和位移传感器测定出F.S曲线、F.V曲线,而不能够精确的测定力、速度和位移之间的相位关系不能够给出减振器的动态阻尼特性随着机车车辆的运行速度的日益提高,列车振动剧烈,起到减振作用的油压减震器基本上工作在高频状态,从而这种建立在低频运动基础上的静态阻尼特性参数对整个走行部分设计已经不太适合因此能够反映减振器实际状态的动态阻尼性能参数对整个走行部分的设计起到指导性意义5,试验步骤的程序化,自动化为了使减振器试验台具有更好的操作性和更高的效率,应该使减振器试验台能够提前设定所需要的试验参数,如测试振幅、频率、速度、测试开始时间和测试结束时问等,并能够在测试过程中适时通过死循环回馈进行检测测试数据,与设定值进行比较并进行相应的调整
6、试验台应能够测定减振器商低温状态下的性能油压减震器依靠液压油在减振器拉压过程中通过小孔产生的阻尼力来工作,因此温度对减振器的性能有很大的影响,而我国的实际条件决定我国的列车运行过程中所经历的温差变化很大要全面衡量减振器的性能,需要进行高低温方面的测试和研究
[7]
1.
1.4油压减振器试验台的组成及种类减振器试验台一般有液压伺服式和机械式两种液压式主要由液压伺服系统、控制器、数据采集系统、工控机、作动缸、软件和机器框架组成机械式主要由曲柄滑块机构、伺服电机(或电机+变频调速)、控制器、数据采集系统、工控机、软件和机器框架组成
1.
1.5本次设计的背景、目的意义及要解决的问题背景随着社会的不断发展,人们对汽车的要求也越来越高包括有汽车的动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、平顺性、通过性等性能的要求减震器是安装在车体与负重轮之间的一个阻尼元件,其作用是衰减车体的振动并阻止共振情况下车体振幅的无限增大,能减小车体振动的振幅和振动次数,因而能延长弹性元件的疲劳寿命和提高人乘车的舒适性
[8].长期以来,人们对汽车的平顺性一直都在研究,在技术上也有重大的改进减震器是改善汽车平顺性的最好途径意义油压减振器是轨道交通车辆走行机构的重要部件之一,其性能优劣直接影响到行车的安全性和舒适性由于铁路的提速和城市轨道交通的迅速发展,凸显出对高性能油压减振器的需求,但国内生产的油压减振器还不能满足这种需求,这种状况是由于减振器试验设备落后造成的
[10]为了尽快改变这种现状,铁道部在近年来引进、消化国外先进技术的基础上,结合油压减震器产品技术条件的修改,对原有标准TB/T2229-1991进行了全面的修订,编制了新的试验台验收标准TB/T2229-2004因此,设计油压减振器试验台就具有十分重要的实际意义课题将要解决的问题
1、总体熟悉课题涉及到的基础知识,弄清油压减震器的结构、分类、工作原理、作用、主要技术参数、特点等等
2、油压减震器特性分析,油压减震器阻力的特性计算,影响减震器阻力特性的主要因素写开题报告
3、机车车辆减震器试验台传动系统设计,计算总功率和转速,传动系统动力和运动参数设计
4、设计三维建模,完成总装配图和规定的零部件图撰写毕业设计说明书,完成全部研究工作和毕业论文2机车车辆减振器试验台传动系统设计
2.1明确原始数据及设计要求变频电机功率15KW额定转速1450转齿轮箱减速比i垂向
8.68横向高档
8.68低档
38.64设计要求1.设计说明书是叙述性文件,用来说明设计依据、设计意思、设计过程及设计方案的选择和优缺点等,要求内容完整、文字简明通顺、书写整齐清洁2.说明书中所列计算过程正确、引用的重要数据及公式须注明出处,并附有与计算有关的必要简图3.设计说明书须按统一发给的十六开报告纸书写,注明页次与编写目录,并与设计图纸一起装订成册,交给指导教师审定了解各种传动的特点、适用场合,然后确定拟定传动方案;根据传动总功率传动比选择适的电机类型;根据原始数据设计系统动力和运动参数、传动件主要尺寸和参数、轴的结构、标准件的选择以及润滑和密封性
2.2各种传动件的特点、适用场合及传动方案拟定
2.
2.1带传动特点传动带具有良好的弹性,能够缓和冲击,吸收震动因此传动平稳,无噪声;传动带与带轮是通过摩擦力传递运动和动力的因此过载时,传动带再轮缘上会打滑,从而可以避免其他零件的损坏,起到安全保护的作用但传动效率低,带的使用寿命短,轴、轴承承受的压力较大;结构简单、制造和安装精度要求低,使用维护方便;适宜用在两轴中心距较大的场合,但外廓尺寸较大适用场合带传动具有传动平稳、吸震等特点,且能起过载保护的作用但由于它是靠摩擦力来工作的,再传递同样功率的情况下,但带速较低时,传动结构尺寸较大为了减小带传动的结构尺寸,应将其布置在高速级
2.
2.2链传动特点链传动是具有中间挠性体的啮合传动,有以下优点没有弹性滑动和打滑;平均传动比准确;传动效率高;可用在两轴中心距较大的传动;承载能力较大;在同样使用条件下,结构尺寸较带传动紧凑;链条对轴的作用力较小;能在温度较高、有水或油等恶劣环境下工作链传动的主要缺点为瞬时传动比不稳东,传动平稳性差;工作时冲击和噪声较大;磨损后易发生脱齿;只能用于平行轴间地传动适用场合链传动通常用于要求有准确的平均传动比,两轴平行且中心距较大,不易应用带传动和齿轮传动的场合因链传动能在恶劣条件下工作,故在矿山、冶金建筑、石油、农业和化工机械中获得广泛应用通常,链传动的传递功率P≤100KW,链速v<15m/s,传动比i≤6,中心距a≤8m,效率η=
0.94-
0.
962.
2.3齿轮传动的特点瞬时传动比(两齿轮瞬时角速度之比)恒定;传动功率范围大;效率高(η=
0.92-
0.98);寿命长;结构紧凑工作可靠性高;传递空间位置两轴间的运动以及功率和速度适用范围广等但齿轮传动的制造和安装精度要求高,低精度的齿轮会产生有害的冲击、噪声和震动;不适用于远距离传动适用场合齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点,因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好,故在高速级胡要求传动平稳的场合,常采用圆柱齿轮传动
2.
2.4蜗杆传动特点传动比大、结构紧凑、工作平稳;但传动效率低尤其在低速时,其效率更低,且蜗杆尺寸大,成本高适用场合;常用于中小功率、间歇工作或要求自锁的场合为了提高传动效率、减小蜗杆传动尺寸通常将其布置在高速级此外开式齿轮传动由于润滑条件差和工作环境恶劣,磨损快,寿命短,故应将其布置在低速级锥齿轮传动,当其尺寸太大时,加工困难,因此将其布置在高速级并限制传动比,以控制其结构尺寸
2.3传动方案的设计1输入轴Ⅰ通过皮带轮和发动机相连,轴上连接齿轮2轴ⅡZ4和输入轴ⅠZ2啮合时,它们一起旋转,轴Ⅲ输出一个转速;轴ⅡZ3和输入Z1啮合时,它们一起旋转,轴Ⅲ输出另一个转速3轴ⅣZ7和输入轴ⅠZ2啮合时,它们一起旋转,轴Ⅴ输出一个转速图2-1传动方案设计图
2.
3.1计算总的功率和转速,确定电机型号电动机的选择1选择电动机的类型和结构形式工业上一般采用三相交流电动机而且Y系列三相交流电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点油压减震器试验台传动系统对电动机的转动惯量和启动力矩的要求较小,故选用Y系列三相异步交流电动机2确定电动机的转速电动机的同步转速越高,外形尺寸就越小,价格越低在一般机械中,应用的最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机根据要求电动机的额定转速为1450r/min故选用同步转速1500r/min的电动机3确定电动机的功率和型号电动机所需功率Pd=15KW额定转速n=1450r/min查表16-19
(1)得电动机型号为Y160L—4满载转速Nm=1460r/min机座中心高160mm电动机总长645mm电机主轴伸出段长110mm
2.
3.2计算总功率圆柱齿轮传动8级精度油润性效率η1=
0.97蜗杆传动(单头蜗杆油润性)效率η2=
0.75联轴器(弹性联轴器)传动效率η3=
0.99V带传动效率η4=
0.95传动装置的总效率η=η12η22η35η4=
0.
462.4传动系统动力和运动参数设计
1、分配传动比⑴取带轮传动比为带轮传动比i带=
3.17,⑵横向高档i高=
8.68;取Z2Z4齿轮传动比i1=3,z5z6蜗杆传动比i2=i高/i1=
8.68/3=
2.8933取i2=
2.89,⑶横向低速档传动比横i低=i3i2=
38.64Z5Z6蜗杆传动比i2=
2.89则Z1Z3齿轮传动比i3=i低/i2=
13.37垂向传动比i垂=
8.6,齿轮Z2Z7传动比i4=3Z8Z9传动比i5=
2.89,
2、传动装置的运动和动力参数计算1各轴的转速nm=1460r/minnⅠ=nm/i带=
460.57r/minnⅡ高=nⅠ/i1=
153.52r/minnⅡ低=nⅠ/i3=
34.45r/minnⅢ高=nⅡ高/i2=
53.12r/minnⅢ低=nⅡ低/i2=
11.92r/minnⅣ=nⅠ/i4=
153.52r/minnⅤ=nⅣ/i5=
53.12r/min2各轴输入功率计算Pd=15KWPⅠ=Pdη3η4=
14.11KWPⅡ=PⅠη1η2=
13.54KWPⅢ=PⅡη2η3=
10.06KWPⅣ=PⅠη1η2=
13.54KWPⅤ=PⅣη2η3=
10.06KW3各轴输入转矩计算Td=9550Pd/nm=
98.12NTⅠ=9550PⅠ/nⅠ=
292.57NTⅡ高=9550PⅡ/nⅡ高=
842.28NTⅡ低=9550PⅡ/nⅡ低=
3753.47NTⅢ高=9550PⅢ/nⅢ高=
1808.60NTⅢ低=9550PⅢ/nⅢ低=
8059.82NTⅣ=9550PⅣ/nⅣ=
842.28NTⅤ=9550PⅤ/nⅤ=
1808.60N
2.5传动件主要尺寸和参数的设计
2.
5.1V带传动的设计已知电机功率P=15KW,转速nm=1450r/min,传动比i1=
3.17每天工作8小时1设计计算项目、设计计算设计项目设计计算设计说明1.确定计算功率Pd=KaP=
1.0*15=15kW查表
11.5
(2)取工况系数Ka=
1.02.选V带型号B型根据n1=1460r/minPd=
19.5kW查图
11.8得3.确定带轮基准直径dd1=150mmdd2=idd11-ε=
3.17*150*1-
0.01=
470.75mm取dd2=475mmdd1查表
11.6dd2又结合图
11.8查表
11.64.验算V带速度v=πdd1nm/60*100=
11.47m/sv在5-25m/s之间,合适5.初定中心距取a0=700mm中心距不大于800mm6确定带的基准长Ld=2a0+π/2dd1+dd2+dd2-dd1/4a0=
2419.4mm取Ld=2500mm由表
11.2向接近的标准值圆整7.度计算实际中心距A=Ld/4-π(dd1+dd2)/8=
379.7mmB=dd2-dd12/8=
13203.13mma=A+
361.33=
741.36mmamin=a-
0.015Ld=
703.86mmamax=a+
0.03Ld=
816.36mm计算amin与amax便于安装和调整中心距8.验算小带轮包角α1=180o-(dd2-dd1)/a*
57.3o=
154.88oα1120o9.确定v带根数Z=Pd/P1+PKaKl=
4.225取z=4由表
11.3查得P1=
3.22kWP=
0.46kW表
11.4得Ka=
0.93表
11.2得Kl=
1.0310.计算初拉力Fo=500(
2.5-Ka)/Kazv+qv2=
298.32N查表
11.1得B型号带q=
0.17kg/m11.计算带作用在轴上的力Fr=2zF0sina0/2=
1907.2N设计轴及选择轴承时使用设计结果:4根带B2500GB/T11544-
19972.
5.2带轮结构设计小带轮dd1=150mm,采用实心轮小带轮安装在电动机轴上故小带轮轴口直径ds=42mm凸缘直径的db=(
1.8-2)ds=
75.6-84mm取db=80mm齿顶圆直径de=dd+2ha=150+2*
3.5=157mm轮毂长度L=(
1.5-2)ds=63-84V带宽B=(z-1)e+2f=82mm大带轮dd2=475mm采用腹板式按表
11.1和图
11.3中公式尺寸确定结构尺寸,hamin=
3.5mm,取ha=
3.75mm,轮缘外径=da2=dd2+2ha=
482.5mm取基准线至槽低深hf=11mm;取轮缘厚度δ=15mm;基准宽度bd=
14.0mm槽锲角ψ=38o腹板厚度S=18mm取轮缘宽度B=6mm,轮毂长度L=70mm,轴孔径d=40mm
2.
5.3圆柱齿轮传动设计轴Ⅰ轴Ⅱ上齿轮z2和z4传动,z2齿轮转速n2=
460.57r/min,z4齿轮转速n4=
153.52r/min齿轮z2传递的功率P=
14.11kW轴1和轴4上齿轮z7与z4相同故只设计其一轴Ⅰ轴Ⅱ上齿轮z1和z3传动,z1齿轮转速n1=
460.57r/min,z3齿轮转速n3=
34.45r/min齿轮z1传递的功率P=
14.11kW1选择材料和确定许用应力
①按表
13.9选用齿轮的材料为Z2齿轮45号合金钢表面淬火HB1=217-255Z4齿轮45号合金钢表面淬火HB2=217-255Z1齿轮45号合金钢调质HB1=241-286Z3齿轮45号合金钢调质HB3=241-286
②根据齿轮硬度的中间值HB1=236HB2=236由图
13.26查的齿轮的解除疲劳极限为бHIim2=510MPaбHIim4=510MPaбHIim1=600MPaбHIim3=600MPa
③对一般装置,由表13-13
[14]查得齿面接触疲劳强度的最小安全系数为SHmin1=1SHmin2=1
④由式13-25
[14]求的两齿轮的许用接触用力为[б]H2=бHIim2/SHmin=510MPa[б]H4=бHIim4/SHmin=510MPa[б]H1=бHIim1/SHmin=600MPa[б]H3=бHIim3/SHmin=600MPa⑵按解除疲劳强度计算齿轮的主要尺寸1计算z2齿轮所需传递的转矩T1计算z1齿轮所需传递的转矩T2T1=9550P/n2=9550*
14.11/
460.57=
292.57N*mT2=9550P/n1=9550*
14.11/
460.57=
292.57N*m
②选定载荷系数K查表
13.10的K1=
1.1K2=
1.1
③计算齿数比u1u1=z4/z2=n2/n4=
460.57/
153.52=3u2=z3/z1=n1/n3=
460.57/
34.45=
13.37
④选择齿宽系数¤根据齿轮为硬齿、和齿轮在轴承间不对称布置查表
13.15得¤1=
0.5¤2=
0.5
⑤选择材料弹性系数ZE根据两齿轮都是优质碳素钢,查表
13.11,取ZE1=
189.8mmZE2=
189.8mm
⑥计算小齿轮的分度圆直径d
1、d2由公式(
13.22)得d2≥
90.6取d2=96mm
⑦确定齿轮的模数因中心距a1=d2/21+u=192mmm1=
0.01-
0.02a=
1.92-
3.84取m=2a2=a1=d2/21+u=192mm得d1=
28.79取d1=30mmd3=2a2-d1=354mmm2=
0.01-
0.02a2=
1.92-
3.84取m2=2
⑧确定齿轮的齿数z2=d2/m1=48z4=uz2=144z1=d1/m2=15z3=uz1=177
⑨计算齿轮的主要尺寸齿轮分度圆直径d2=z2m=96mmd4=z4m=288mmd1=z1m=30mmd3=z3m=354mm齿轮传动中心距a1=(d2+d4)/2=192mma2=(d1+d3)/2=192mm齿轮宽度b4=¤d2=96mmb2=b4+(5-10)=101-106mm取b2=105b3=¤d1=100mmb1=b3+(5-10)=105-110mm取b2=110⑩计算齿轮的圆周速度v并选择齿轮精度8V1=πd2n2/60*1000=
4.58m/s按表(
13.5)选取齿轮等级为8级精度V2=πd1n1/60*1000=
0.72m/s按表(
13.5)选取齿轮等级为9级精度⑶校核两齿轮的弯曲强度
①确定两齿轮的许用应力由图
13.27查的两齿轮的弯曲疲劳极限为Flim2=220MPaFlim4=220MPaFlim1=230MPaFlim3=230MPa由表
13.13查弯曲强度的安全系数为SFmin=1由表
13.14查得两齿轮的相对集中应力系数为Yar2=
0.96Yar4=
0.98Yar1=
0.81Yar3=1计算两齿轮的许用弯曲应力[б]F2=бFlim2/SFminYar2=
229.16MPa[б]F4=бFlim4/SFminYar4=
224.49MPa[б]F1=бFlim1/SFminYar1=
283.95MPa[б]F3=бFlim3/SFminYar3=230MPa
②计算两轮齿根的弯曲应力由表
13.12查得两轮的齿形系数YF2=
2.19YF4=
2.23YF1=
3.14YF3=
2.14比较YF2/[б]值YF2/[б]F2=
2.19/
229.16=
0.0095YF4/[б]F4=
2.23/
224.49=
0.0099YF1/[б]F1=
3.14/
283.95=
0.011YF3/[б]F3=
2.14/230=
0.0093计算小齿轮齿根的弯曲应力бF2=2000KT2YF2/b4m2z2=
37.09MPa[б]F2бF1=2000KT1YF1/b4m2z1=
95.15MPa[б]F2⑷齿轮的主要几何参数中心距a1=(d2+d4)/2=192mma2=(d1+d3)/2=192mm模数m1=
0.01-
0.02a1=
1.92-
3.84取m=2m2=
0.01-
0.02a2=
1.92-
3.84取m=2分度圆直径d2=z2m=96mmd4=z4m=288mmd1=z1m=30mmd3=z3m=354mm齿轮宽度b4=¤d2=96mmb2=b4+(5-10)=101-106mm取b2=105b3=¤d1=100mmb1=b3+(5-10)=105-110mm取b2=
1102.
5.4圆柱蜗杆传动已知输入功率P=
13.54kW,轴Ⅳ上蜗杆转速n=
153.52r/min传动比i=
2.89预计使用10年,每天使用8小时计算与说明主要结果1选择材料由表10-5
[3]与表10-6蜗杆选用45钢表面淬火,表面硬度(45-55)HRC涡轮选用CuSn10P1砂型铸造、σb=220MPaσs=140MPa蜗杆45钢表面淬火涡轮CuSn10P1砂型铸造2确定z
8、z
9、n9由表10-3
[3]确定蜗头杆数z4=4z9=iz4=12n9=n/i=
53.12r/minZ9=4z9=12n9=
53.12r/min3计算涡轮工作转矩T5估计蜗杆啮合效率η1=
0.89自定轴承效率η2=
0.99搅油效率η3=
0.96T2=
9.55*106P1η2η3η1i/n=
5.12*106N*mmT2=
0.7*107N*mm4确定载荷系数K由表10-7
[3]查取工作情况系数KA=1初设涡轮圆周速度v2≦3m/s,取动载荷系数Kv=1因在和平稳取齿向载荷分布系数Kβ=1故K=KaKvKβ=1K=15确定涡轮许用接触应力[бH]=60n5t=
6.37*107[б]=(
0.75-
0.9)бb【107/N】=115MPa[б]=125MPa6解除疲劳强度计算由式(10-10)可知,m3q≧
9.47cosγKT2(ZE/z2[б])2由z4=4查表10-9
[3]的
9.47cosγ=
8.71由表9-11查的弹性系数ZE=155将上述各有关参数带入上式得m3q≧51726取m3q=64000,q=7mm,m=20mm,d4=140mmq=7mmm=20mmd8=140mm7计算圆周速度v2与滑动速度vsv2=πd5n5/60*1000=πmz5n5/60*1000=
0.67m/s蜗杆分度圆导程角γ=arctanz1/q=vs=v2/sinγ=由于v23m/s,故选取Kv=1可用,vs涡轮选用材料CuSn10P1砂型铸造可用V9=
0.67m/s8传动效率计算由表10-11可知啮合功率η1=
0.89轴承功率η2=
0.99搅油功率η3=
0.96蜗杆的传动效率η=η1η2η3=
0.85实际效率与初定效率相近,前确定参数可用η=
0.859蜗杆传动的主要几何尺寸计算中心距a=m/2(q+z9)=190mm分度圆直径d8d9D8=140mmd9=mz9=240mm蜗杆顶圆直径da
8、涡轮喉圆直径da9da8=d8+2ha*m=189mmda9=d9+2ha*m=280mma=190mmd9=240mmd8=140mmda8=189mmda9=280mm
2.6轴的结构设计
2.
6.1轴的设计⑴选轴的材料根据工作条件初选轴的轮材料选用45号钢调质处理⑵初步估算轴的最小直径按扭矩强度法估算轴的最小直径初算轴径时若最小直径轴开有键槽时,d增大5%-7%,A值根据教材表
16.8,轴ⅠA1=118轴ⅡA2=110轴ⅣA4=115轴Ⅰ,因为最小直径安装带轮,设有一个键槽,则d1=dmin(1+5%)=
36.17*
1.05=
37.98mm取d1=38mm轴Ⅱ,因为轴Ⅱ安装有安装滚动轴承,取为标准值d2=80轴Ⅳ,因为轴Ⅳ安装有安装滚动轴承,取为标准值d4=50mm⑶.轴的结构设计设计轴Ⅰ草图如下图所示轴Ⅰ草图设计
①根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1)径向尺寸确定因为最小直径处要安装有带轮,需开有键槽d1=dmin=38mmd2段起定位作用,定位轴肩高度hmin可在
0.07-
0.1d范围内经验选取,取d2=d1+2h≥38*(1+2*
0.07)=
43.32取标准直径d12=45mmd13与轴承内径相结合,为了便于安装故去d13=50mm选定圆锥滚子轴承号为30210,其中尺寸d=50mmD=90mmT=
21.75mmB=20mmC=17mmd14与齿轮孔径向配合,为了便于安装,按标准尺寸取d14=55mmd15起定位作用,有h=(
0.07-
0.1)d14=(0007-
0.1)*55=
3.71-
5.3,取h=5,d15=65mmd16与轴承配合取d16=d13=50mm
②轴向尺寸的确定与传动件相配合的轴段长度,一般小于传动件的轮毂宽度题中轮毂宽度B2=(
1.2-
1.5)d4=(
1.2-
1.5)*53=
63.9-
79.5mm取B2=70由于齿轮工作需要在轴上轴向移动而且因为z1与z2齿轮是连体齿轮取轴段L14=178mmL11与带轮配合,带轮轮毂宽70,故L11=68mm取轴环宽度L15=8mm查轴承宽度L13=L16=45mmL12=30mm设计轴Ⅱ草图如下图所示轴Ⅱ草图设计
①根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1)径向尺寸确定最小直径滚动轴承处轴端d21=dmin21=80mm滚动轴承选用圆锥滚子轴承代号30216d=80mmD=140mmT=
28.25mmB=26mmC=22mmd22齿轮轴段取标准直径d22=85mmd23段起定位作用h=(
0.07-
0.1)d22=(
0.07-
0.1)*85=
5.95-
8.7取h=6d23=97mmd24与齿轮为安装齿轮段,d24=85mmd25=82mmd26=80mmd27为蜗杆顶圆直径d27=264mmd28=80mmd29=d21=80mm
②轴向尺寸的确定滚动轴承选用圆锥滚子轴承代号30216,L21=45与传动件相配合的轴段长度,一般小于传动件的轮毂宽度题中轮毂宽度B2=(
1.2-
1.5)d22=(
1.2-
1.5)*85=102-
127.5mm取B2=102L22=100mm取轴环宽度L23=8mmL24=105mmL25=256mmL26=4mmL27=30mmL28=55mmL29=L21=45mm设计轴Ⅳ草图如下图所示轴Ⅳ草图设计
①根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1)径向尺寸确定最小直径滚动轴承处轴端d40=dmin40=50mm滚动轴承选用圆锥滚子轴承代号30210d=50mmD=90mmT=
21.75mmB=20mmC=17mmd41=d40+2h=50+2*
0.1d40=60mmd42为蜗杆轮顶圆直径d42=189mmd43=d41=60mmd44与齿轮为安装齿轮段,d44=d43+2h=60+2*
0.1d43=72mmd45=d44+2h=72+2*
0.1*75=89mmd46=d45+2h=89+2*
0.1d45=
106.8mmd47=d40=50mm
②轴向尺寸的确定选定圆锥滚子轴承号为30210,其中尺寸d=50mmD=90mmT=
21.75mmB=20mmC=17mm与滚动轴承相连接取L40=45mmL41=50mmL42=30mmL43=4L44=100轮毂宽度B7=(
1.2-
1.5)d45=(
1.2-
1.5)*89=
106.8-
133.5mm取B2=110L45=108取轴环宽度L46=8mmL47=L40=45mm
2.
5.2轴1的校核1.画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力,并通过轮毂中截面作用于轴上轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上;2.作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷并确定可能的危险截面将计算出的危险截面处的的值列入下表载荷水平面H垂直面V支反力F玩矩M总弯矩扭矩3.按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质,由教材表15—1
[14]查得,由已知条件,对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核根据教材式15-5以上表中的数据,并取结论按弯矩合成应力校核轴的强度,轴的强度足够
2.7标准件的选择和设计
2.
7.1轴1上键的选择及校核
①选用A型圆头普通平键联接,对于安装带轮以及键处轴径d=38mm由《机械设计课程设计》表10-1(GB/T1095-2003)查得键的截面尺寸;b=10mmh=8mm参照带轮轮毂长L=70mm,及普通平键长度系列得键长强度验算由式式中由教材表15-1
[14]查取许用挤压应力为,满足强度要求键标记为键108GB/T1095-1979轴1上齿轮键的选择及校核
②选用A型圆头普通滑键联接对于安装齿轮以及键处轴径d=53mm由《机械设计课程设计》表10-1(GB/T1095-2003)查得键的截面尺寸;b=16mmh=10mm参照齿轮轮毂长L=100mm,及普通平键长度系列得键长滑键长度为L=2L1=160mm强度验算由教材式P=式中由教材表15-1查取许用挤压应力为,满足强度要求键标记为键1610GB/T1095-
19792.
7.2轴2齿轮键的选择及校核选用A型圆头普通平键联接对于安装齿轮以及键处轴径d=85mm由《机械设计课程设计》表10-1(GB/T1095-2003)查得键的截面尺寸;b=25mmh=14mm参照齿轮4轮毂长L=102mm,及普通平键长度系列得键长L=95mm2强度验算由教材式(6-1)
[14]式中由教材表15-1
[14]查取许用挤压应力为,满足强度要求键标记为键1610GB/T1095-1979一般8级精度的齿轮有定心精度要求,应选用A型圆头普通平键联接对于安装带轮以及键处轴径d=85mm由《机械设计课程设计》表10-1(GB/T1095-2003)查得键的截面尺寸;b=25mmh=14mm参照齿轮4轮毂长L=120mm,及普通平键长度系列得键长L=105mm2强度验算由教材式(6-1)
[14]式中由教材表15-1
[14]查取许用挤压应力为,满足强度要求键标记为键1610GB/T1095-1979轴4齿轮键的选择及校核选用A型圆头普通平键联接对于安装带轮以及键处轴径d=89mm由《机械设计课程设计》表10-1(GB/T1095-2003)查得键的截面尺寸;b=25mmh=14mm参照齿轮4轮毂长L=110mm,及普通平键长度系列得键长L=100mm2强度验算由教材式(6-1)式中由教材表15-1
[14]查取许用挤压应力为,满足强度要求键标记为键1610GB/T1095-
19792.8润滑与密封
2.
8.1润滑
1、摩擦摩擦现象是自然界中普遍存在的物理现象摩擦会使机器效率降低,温度升高,表面磨损过大磨损会使机器丧失精度,产生振动和噪音,缩短寿命世界上使用的能源大约有1/3-1/2消耗于摩擦如果能够尽力减少无用的摩擦消耗,便可大量节省能源
2、润滑技术机械中的可动零、部件,在压力下接触而作相对运动时,其接触表面间就会产生摩擦,造成能量损耗和机械磨损,影响机械运动精度和使用寿命因此,在机械设计中,考虑降低摩擦,减轻磨损,是非常重要的问题,其措施之一就是采用润滑
3、润滑的作用
(1)减少摩擦,减轻磨损加入润滑剂后,在摩擦表面形成一层油膜,可防止金属直接接触,从而大大减少摩擦磨损和机械功率的损耗
(2)降温冷却 摩擦表面经润滑后其摩擦因数大为降低,使摩擦发热量减少;当采用液体润滑剂循环润滑时,润滑油流过摩擦表面带走部分摩擦热量,起散热降温作用,保证运动副的温度不会升得过高
(3)清洗作用 润滑油流过摩擦表面时,能够带走磨损落下的金属磨屑和污物
(4)防止腐蚀 润滑剂中都含有防腐、防锈添加剂,吸附于零件表面的油膜,可避免或减少由腐蚀引起的损坏
(5)缓冲减振作用 润滑剂都有在金属表面附着的能力,且本身的剪切阻力小,所以在运动副表面受到冲击载荷时,具有吸振的能力
(6)密封作用 润滑脂具有自封作用,一方面可以防止润滑剂流失,另一方面可以防止水分和杂质的侵入润滑技术包括正确地选用润滑剂、采用合理的润滑方式并保持润滑剂的质量等
4、润滑剂及其选用生产中常用的润滑剂包括润滑油、润滑脂、固体润滑剂、气体润滑剂及添加剂等几大类其中矿物油和皂基润滑脂性能稳定、成本低,应用最广固体润滑剂如石墨、二硫化钼等耐高温、高压能力强,常用在高压、低速、高温处或不允许有油、脂污染的场合,也可以作为润滑油或润滑脂的添加剂使用气体润滑剂包括空气、氢气及一些惰性气体,其摩擦因数很小,在轻载高速时有良好的润滑性能当一般润滑剂不能满足某些特殊要求时,往往有针对性地加入适量的添加剂来改善润滑剂的粘度、油性、抗氧化、抗锈、抗泡沫等性能润滑油的特点是流动性好,内摩擦因数小,冷却作用较好,可用于高速机械,更换润滑油时可不拆开机器但它容易从箱体内流出,故常需采用结构比较复杂的密封装置,且需经常加油常用润滑油主要分为矿物润滑油、合成润滑油和动植物润滑油三类矿物润滑油主要是石油制品,具有规格品种多、稳定性好、防腐蚀性强、来源充足且价格较低等特点,因而应用广泛主要有机械油、齿轮油、汽轮机油、机床专用油等合成润滑油具有独特的使用性能,主要用于特殊条件下,如高温、低温、防燃以及需要与橡胶、塑料接触的场合动植物油产量有限,且易变质,故只用于有特殊要求的设备或用作添加剂
(1)润滑油;润滑油的性能指标有粘度、油性、闪点、凝点和倾点粘度是润滑油最重要的物理性能指标它反映了液体内部产生相对运动时分子间内摩擦阻力的大小润滑油粘度越大,承载能力也越大润滑油的粘度并不是固定不变的,而是随着温度和压强而变化的当温度升高时,粘度降低;压力增大时,粘度增高润滑油的粘度分为动力粘度、运动粘度和相对粘度,各粘度的具体含义及换算关系可参看有关标准常用的有恩氏粘度(˚Et)----中国惯用;赛氏通用秒(SUS)----美国惯用;雷氏秒----英国惯用油性又称润滑性,是指润滑油润湿或吸附于摩擦表面构成边界油膜的能力这层油膜如果对摩擦表面的吸附力大,不易破裂,则润滑油的油性就好油性受温度的影响较大,温度越高,油的吸附能力越低,油性越差闪点润滑油在火焰下闪烁时的最低温度称为闪点它是衡量润滑油易燃性的一项指标,另一方面闪点也是表示润滑油蒸发性的指标油蒸发性越大,其闪点越低润滑油的使用温度应低于闪点20~30℃凝点是指在规定的冷却条件下,润滑油冷却到不能流动时的最高温度,润滑油的使用温度应比凝点高5~7℃倾点是润滑油在规定的条件下,冷却到能继续流动的最低温度,润滑油的使用温度应高于倾点3℃以上润滑油的选用原则是载荷大或变载、冲击载荷、加工粗糙或未经跑合的表面,选粘度较高的润滑油;转速高时,为减少润滑油内部的摩擦功耗,或采用循环润滑、芯捻润滑等场合,宜选用粘度低的润滑油;工作温度高时,宜选用粘度高的润滑油
(2)、润滑脂润滑脂习惯上称为黄油或干油,是一种稠化的润滑油其油膜强度高,粘附性好,不易流失,密封简单,使用时间长,受温度的影响小,对载荷性质、运动速度的变化等有较大的适应范围,因此常应用在不允许润滑油滴落或漏出引起污染的地方(如纺织机械、食品机械等),加、换油不方便的地方、不清洁而又不易密封的地方(润滑脂本身就是密封介质),特别低速、重载或间歇、摇摆运动的机械等润滑脂的缺点是内摩擦大,起动阻力大,流动性和散热性差,更换、清洗时需停机拆开机器润滑脂的主要性能指标有滴点和锥入度1)、滴点是指在规定的条件下,将润滑脂加热至从标准的测量杯孔滴下第一滴时的温度它反映了润滑脂的耐高温能力选择润滑脂时,工作温度应低于滴点15~20℃2)、锥入度也称针入度,是衡量润滑脂粘稠程度的指标它是指将一个标准的锥形体,置于25℃的润滑脂表面,在其自重作用下,经5秒后,该锥形体沉入脂内的深度(以
0.1mm为单位)国产润滑脂都是按锥入度的大小编号的,一般使用
2、
3、4号锥入度越大的润滑脂,其稠度越小,编号的顺序数字也越小根据稠化剂皂基的不同,润滑脂主要有钙基润滑脂、钠基润滑脂、锂基润滑脂、铝基润滑脂等类型选用润滑脂类型的主要根据是润滑零件的工作温度、工作速度和工作环境条件
(3)、固体润滑剂用固体粉末代替润滑油膜的润滑,称为固体润滑最常见的固体润滑剂有石墨、二硫化钼、二硫化钨、聚四氟乙烯等固体润滑剂耐高温、高压,因此适用于速度低、载荷特重或温度很高、很低的特殊条件下及不允许有油、脂污染的场合
5、常用机械零部件的润滑润滑方法有分散润滑和集中润滑两大类分散润滑是各个润滑点用独立的分散的润滑装置来润滑,这种润滑可以是连续的或间断的,有压的或无压的;集中润滑则是一台机器或一个车间的许多润滑点由一个润滑系统来同时润滑选择润滑方法主要考虑机器零部件的工作状况、采用的润滑剂及供油量要求低速、轻载或不连续运转的机械需要油量少,一般采用简单的手工定期加油、加脂、滴油或油绳、油垫润滑中速、中载较重要的机械,要求连续供油并起一定的冷却作用,常用油浴(浸油)、油环、溅油润滑或压力供油润滑高速、轻载齿轮及轴承发热大,用喷雾润滑效果较好高速、重载、供油量要求大的重要部件应采用循环压力供油润滑当机械设备中有大量润滑点或建立车间自动化润滑系统时可使用集中润滑装置
(1)、齿轮传动润滑1)、闭式齿轮传动的润滑齿轮的圆周速度<
0.8m/s时,一般采用润滑脂润滑,否则应采用润滑油润滑润滑油的粘度可根据齿轮的材料和圆周速度,在机械设计手册选定润滑油的牌号用润滑油的齿轮润滑方法有浸油润滑、飞溅润滑、压力喷油润滑等2)、开式、半开式齿轮传动的润滑开式齿轮传动一般速度较低、载荷较大、接触灰尘和水分、工作条件差且油易流失为维持润滑油膜,应采用粘度很高、防锈性好的开式齿轮油速度不高的开式齿轮也可采用脂润滑开式齿轮传动的润滑可用手工、滴油、油池浸油等方式供油
(2)、蜗杆传动的润滑蜗杆传动的润滑不仅能避免轮齿的胶合、减少磨损,而且能有效地提高传动效率闭式蜗杆传动的润滑粘度和给油方式,一般根据相对滑动速度、载荷类型等选择,压力喷油润滑还是改善蜗杆传动散热条件的方法之一,保证蜗杆传动的工作温度不超过许可温度为提高蜗杆传动抗粘合性能,以选用粘度较高的润滑油对于青铜蜗轮,不允许采用抗胶合能力强的活性润滑油,以免腐蚀青铜齿面
(3)、链传动的润滑为了减少链条铰链的磨损、延长使用寿命,链传动应保持良好的润滑链传动常用润滑方式有用油刷或油壶人工定期润滑、用油杯滴油润滑、将油滴入松边链条元件各摩擦面之间、链条浸入油池中油浴润滑、用丢油轮将油丢起来进行飞溅润滑、经油泵加压,润滑油通过油管喷在链条上进行压力润滑等,循环的润滑油还可以起冷却作用润滑油可采用N
32、N
46、N68机械油
(4)、滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑除减少摩擦、磨损外,同时起到冷却、吸振、防锈和减少噪音的作用根据轴颈圆周速度大小分别采用脂润滑或油润滑润滑脂润滑轴颈圆周速度4~5m/s时采用优点是润滑脂不易流失,便于密封和维护,一次填充可运转较长时间装填润滑脂时一般不超过轴承内空隙的1/3~1/2,以免因润滑脂过多引起轴承发热,影响轴承的正常工作润滑油润滑当轴颈速度过高时采用,润滑油润滑不仅摩擦阻力小,还可起到散热、冷却作用一般采用浸油或飞溅润滑方式,浸油润滑时,油面不应高于最下方滚动体中心,以免因搅油能量损失较大,使轴承过热高速轴承可采用喷油或喷雾润滑
(5)、滑动轴承的润滑1)、润滑方式常用润滑方式有间歇式润滑和连续式润滑,可供滑动轴承润滑选用,分别介绍如下间歇式润滑有用油壶定期将润滑油直接注入轴承油孔中,或经压配式压注油杯、旋套式注油油杯,定期将润滑油注入轴承中以上方法主要用于低速、轻载和次要场合另外采用脂润滑只能是间歇供油,将润滑脂贮存在黄油杯中,定期旋转杯盖,可将润滑脂压送到轴承中,也可用黄油枪向轴承中补充润滑油连续式油润滑针阀式注油杯润滑,用手柄控制针阀运动,使油孔关闭或开启,供油量的大小可用调节螺母来调节油芯式油杯润滑,利用纱线的毛细管作用把油引到轴承中油环带油润滑,油环浸到油池中,当轴转动时,油环旋转把油带入轴承飞溅润滑利用转动件(如齿轮)的转动将油飞溅到箱体四周内壁面上,然后通过刮油板或适当的沟槽把油导入到轴承中进行润滑压力润滑用油泵把一定压力的油注入轴承中,可以有充足的油量来润滑和冷却轴承连续供油润滑比较可靠2)、润滑剂润滑油是滑动轴承中最常用的润滑剂,其中以矿物油应用最广选择润滑油型号时,应考虑轴承压力、轴颈速度及摩擦表面状态等情况滑动轴承可选用N
15、N
22、N32号机械油
2.
8.2密封
1、密封密封技术被广泛应用于机械设备和管道连接中其目的是为了防止在不同压力、温度、工作介质等条件下使各个空间隔开,防止外来介质侵入和工作介质流出由于种种原因,许多设备往往达不到密封里求,造成泄漏
(1)、密封的作用机械装置密封的主要作用是
①阻止液体、气体工作介质以及润滑剂泄漏;
②防止灰尘、水分及其它杂质进入润滑部位
(2)、密封方法密封装置有许多类型,两个具有相对运动的结合面之间的密封称为动密封两个相对静止的结合面之间的密封称为静密封泄漏包括两方面原因――密封面上有间隙及密封两侧有压力差所有的静密封和大部分动密封都是借助密封力使密封面互相靠近或嵌入以减少或消除间隙,达到密封的目的,这类密封方式称为接触式密封密封面间预留固定间隙,依靠各种方法减少密封间隙两侧的压力差而阻漏的密封方式,称为非接触式密封
2、静密封静密封只要求结合面间有连续闭合的压力区,没有相对运动,因此没有因密封件而带来的摩擦、磨损问题常见的静密封方式有
(1)研磨面密封,这是最简单的静密封方法要求将结合面研磨加工平整、光洁,并在压力下贴紧(间隙小于5µm)但加工要求高,密封要求高时不理想
(2)垫片密封,这是较普遍的静密封方法是在结合面间加垫片,并在压力下使垫片产生弹性或塑性变形填满密封面上的不平,消除间隙,达到密封的目的在常温、低压、普通介质工作时可用纸、橡胶等垫片,在高压及特殊高温和低温场合可用聚四氟乙烯垫片,一般高温、高压下可用金属垫片
(3)密封胶密封,在结合面上涂密封胶是一种简便良好的静密封方法密封胶有一定的流动性,容易充满结合面的间隙,粘附在金属面上能大大减少泄漏,即使在较粗糙的表面上密封效果也很好密封胶型号很多(如铁锚602),使用时可查机械设计手册
(4)密封圈密封,在结合面上开密封圈槽,装入密封圈,利用其在结合面间形成严密的压力区来达到密封的目的,效果甚好
3、动密封由于动密封两个结合面之间具有相对运动,所以选择动密封件时,既要考虑密封性能,又要避免或减少由于密封件而带来的摩擦发热和磨损,以保证一定的寿命回转轴的动密封有接触式、非接触式和组合式三种类型
(1)、接触式密封接触式密封包括毡圈密封、橡胶密封等由于密封件与轴或其它配合件直接接触,工作时产生摩擦磨损并使温度升高,所以适用于中、低速运转条件下轴承的密封1)毡圈密封2)橡胶密封
(2)非接触式密封非接触式密封中密封件不与轴或配合件直接接触,可用于高速运转轴承的密封1)间隙式密封2)迷宫式密封迷宫式密封可用于油润滑和脂润滑的轴承中,防尘防漏油效果较好,密封可靠,无摩擦损失,基本上不受圆周速度的限制但结构复杂,制造安装不便3)挡油环(板)式密封
(3)组合式密封在工作中可以把以上介绍的各种密封装置适当组合起来使用,会使密封效果更为有效和可靠结束语对于毕业设计我感触很深,在拿到毕业设计指导书后我在图书馆找了大量的资料,但随着设计的进行,发现前几天做的都是无用功查找结果慢慢的都被否认和抛弃了,所以,我的结论是,在动手之前,最应该的是先动大脑,必须先理清思路,知道自己真正需要什么,而不是盲目的搜资料,看到什么再想自己需不需要,只要靠边的都一并收拢后来,老师给我们讲解了方法,让我找到了思路,从此,就正式步入正轨了这是我第一次做设计,虽然一开始只是盲目的搜、查,时间过去了一个周还没有什么进展,但设计的过程就是学习和修炼的过程,除了设计中遇到的知识外,我的找文献能力和思维能力都得到了提高,现在想想,当时那种埋头苦干的画面是那么的美好,值得永远回忆参考文献
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[15]《液压气动技术速查手册》张利平等编著化学工业出版社致谢经过几月的忙碌和工作,本次毕业设计已经接近尾声,作为一个专科生的毕业设计,由于经验的匮乏,难免有许多考虑不周全的地方,如果没有导师的督促指导,以及一起学习的同学们的支持,想要完成这个设计是难以想象的在这里我要衷心感谢我的导师老师邱老师平日里工作繁忙,但在我做毕业设计的每个阶段,她都给予了我悉心的指导,为我们及时纠正毕业设计中出现的错误邱老师严谨的治学态度和孜孜不倦的科研精神也是我永远学习的榜样,并将积极影响我今后的学习和工作。