慢動卷揚機傳動裝置機械設(shè)計課程設(shè)計

1、 編號： 1-14 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題 目： 慢動卷揚機傳動裝置 學(xué) 院： 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師單位： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 日期: 2014.7.8第一章 設(shè)計任務(wù)書2一、設(shè)計題目2二、工作條件2第二章 電動機的選擇3一、總體傳動方案3二、電動機的選擇3三、傳動裝置的總傳動比和傳動比分配4四、傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算4第三章 傳動零件的設(shè)計6一、高速級蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算63.1.1選擇蝸桿傳動類型63.1.2齒輪材料，熱處理及精度63.1.3按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計63.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及尺寸83.1.5校核齒根彎曲疲勞強度

2、8二、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算93.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)93.2.2按齒面接觸強度設(shè)計103.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計12第四章 軸的設(shè)計計算13一、I軸的設(shè)計計算134.1.1 軸I的數(shù)據(jù)134.1.2 求作用在蝸桿蝸輪上的力134.1.3初步確定軸的最小直徑144.1.4蝸桿軸的尺寸設(shè)計144.1.5軸承的選擇與校核154.1.6蝸桿軸的校核18二、II軸的設(shè)計計算224.2.1軸II、軸III的數(shù)據(jù)224.2.2求作用在蝸輪上的力224.2.3初步確定用軸的最小直徑224.2.4軸的機構(gòu)設(shè)計22三、III軸的設(shè)計計算284.3.1軸III（輸出軸）上的數(shù)據(jù)284.3.

3、2求作用在齒輪上的力284.3.3初步確定軸的最小直徑29第五章 鍵的選擇和計算29第六章、其他附件的選擇29第七章 密封與潤滑30第八章 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸31第九章 設(shè)計小結(jié)32參考書目33第一章 設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目設(shè)計慢動卷揚機傳動裝置（蝸桿減速器）二、工作條件卷筒效率=0.96（包括軸承與卷筒的效率損失）；工作情況：兩班制，間歇工作，載荷變動較?。皇褂谜叟f期：15年；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修；制造條件及生產(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。鋼繩拉力 F（

4、kN）5.3鋼繩速度V（m/s）1.2卷筒直徑D （mm）375慢動卷揚機用于慢速提升重物，在建筑工地和工廠有普遍應(yīng)用。慢動卷揚機（蝸桿減速器）機構(gòu)運動簡圖。其運動傳遞關(guān)系是：電動機通過聯(lián)軸器，普通蝸桿減速機，以及開式齒輪傳動驅(qū)動卷筒，繞在卷筒上的鋼絲繩再通過滑輪和吊鉤即可提升或牽引重物。電磁制動器用于慢動卷揚機停車制動。第二章 電動機的選擇一、總體傳動方案初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如上圖所示。電動機工作功率：蝸桿圓柱齒輪減速器。傳動裝置的總效率a0.984×0.80×0.99×0.97×0.960.68；上式中=0.98為軸承的效率，=0.80為蝸輪的效

5、率，=0.99為彈性聯(lián)軸器的效率，=0.97為圓柱齒輪的效率，0.96為卷揚機卷筒效率。二、電動機的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機，電壓為380v。卷揚機所需工作功率為：=9.74kw;卷揚機卷筒的轉(zhuǎn)速為：傳動比的合理范圍，取圓柱齒輪傳動比=1.5。蝸桿的傳動比=1040，傳動比范圍為1560。所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：=1.5（1040）61.12=（916.83667.2）r/min符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min三種，取電動機的額定功率為11KW,由標(biāo)準(zhǔn)查出三種適用的電動機型號如下表1。表 表1 電動機的比較型 號額

6、定功率KW轉(zhuǎn)速r/min同步轉(zhuǎn)速r/min重量kgY160M-41114601500123Y160L-6119701000150Y180L-811730750200考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及價格，故第二種方案較合理，因此選擇型號為：Y160L-6。表2 Y160L-6型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kw電流/A（380V）滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）Y160L-61123.79702.02.0表3 Y160L-6電動機的安裝尺寸型號HAA/2BCDEKY160L-61602541272541084211015三、傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1）總傳動比 15.87 （2）

7、0;分配傳動比 由于，且1.5蝸輪蝸桿的傳動比為：10.58四、傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速 軸 r/min  軸（蝸桿軸） 91.68r/min 軸（渦輪軸） 91.68r/min 卷筒軸 r/min（2）各軸輸入功率   軸： 輸入 ×9.74×0.999.64kW 輸出 ×9.64×0.989.45kw  軸： 輸入 ×9.45×0.87.56kW 輸出 ×7.56×0.987.41kw   軸： 輸入 ×7.41×

8、0.987.26kW 輸出 ×7.26×0.977.04kW 卷筒： 輸入 =×=7.04×0.98=6.90kW 輸出 =×=7.79×0.96=6.63kW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸： 輸入 =94.91N·M   輸出 93.04N·M 軸：輸入 787.50N·M 輸出 771.88N·M   軸：輸入 756.25 N·M 輸出 733.33 N·M   卷筒: 輸入 1078.13 N·M 輸出 1035.9

9、4N·M 表4 蝸桿圓柱齒輪傳動裝置的運動和動力參數(shù)軸名功率 Pkw轉(zhuǎn)矩 TN·M轉(zhuǎn)速nr/min輸入輸出輸入輸出軸9.649.4594.9193.04970軸7.567.41787.50771.8891.68 軸7.267.04756.25733.3391.68 卷筒軸6.906.631078.131035.9461.12第三章 傳動零件的設(shè)計一、高速級蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算3.1.1選擇蝸桿傳動類型9.64kW 10.58 根據(jù)GB/T100851988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）3.1.2齒輪材料，熱處理及精度蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬

10、火后硬度為4555HRC蝸輪：鑄錫磷青銅ZCuSn10Pl,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100 3.1.3按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度，傳動中心距 (1) 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T按z=4, 估取效率渦輪=0.8，則803.33 N·M（2） 確定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)K=1；由文獻(xiàn)1P253表11-5選取使用系數(shù) KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1.05；則K= KK K=1.15×1×1.05=1.21（3） 確定彈性影響系數(shù)因選用

11、的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，故Z=160MPa（4)確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和中心距a的比值=0.35，從文獻(xiàn)1P253圖11-18中可查到。 (5) 確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸輪材料為ZCnSn10Pl，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268Mpa 兩班制，每天工作16個小時，使用年限15年。所以L=15×365×16=87600h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60j nL=60×1××87600=4.82×10壽命系數(shù)=0.62則，=×=0.62×26

12、8=166.16Mpa（6）計算中心距=196.44 mm取中心距a200mm,i=10，則從文獻(xiàn)1P245表11-2中查取，模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d1=80mm。 查圖1118可查得接觸系數(shù)=2.75因為, 因此，以上計算結(jié)果可用3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及尺寸（1） 蝸桿：軸向齒距P=m=3.1416×8=25.133；直徑系數(shù)q=d/m=10；齒頂圓直徑d= d+2×m=80+2×1×8=96；齒根圓直徑= d2(hm+)=802×(8×1+0.25)=63.5 分度圓導(dǎo)程角=21.8°；蝸桿軸向齒厚S=m/2=

13、12.566。(2) 蝸輪：查簡明零件機械設(shè)計手冊表11-24得蝸輪齒數(shù)z=42;變位系數(shù)x=-0.5;驗算傳動比i= z/z=42/4=10.5,傳動比誤差（10.5810.5）/10.58=0.76%,是允許的。蝸輪分度圓直徑d=mz=8×42=336蝸輪喉圓直徑 d= d+2h=336+2×8×(10.5)=344蝸輪齒根圓直徑 = d2h=3362×8×(1+0.5+0.25)=308蝸輪咽喉母圓半徑 r=a d/2=200344/2=283.1.5校核齒根彎曲疲勞強度當(dāng)量齒數(shù)z= z/(cos)=42/(cos21.8°）&

14、#179;52.5根據(jù)x=-0.5, z=52.5 ,因此，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)=2.74螺旋角系數(shù)許用彎曲應(yīng)力=´·由ZCuSn10Pl制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力´=56Mpa壽命系數(shù)0.503=56×0.50328.168MPa=15.92MPa由于<，故彎曲強度滿足。3.1.6驗算效率=（0.950.96）tan/tan(+)已知21.8；=arctan從文獻(xiàn)1P264表11-18中用插值法查得=0.0204、=1.17代入得=0.8760.885，大于原估計值=0.8，因此不用計算。合格的。相對滑動速度：3.1.7精度等級公差和表面

15、粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T100891988。詳細(xì)情況見零件圖。表 5蝸輪蝸桿參數(shù)名稱分度圓直徑模數(shù)頭數(shù)/齒數(shù)轉(zhuǎn)速(r/min)蝸桿8084970渦輪33684291.68 二、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算P=7.04KW n=91.68r/min i=1.53.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）卷揚機機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB 1009588）。（3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr

16、(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)=20,大齒輪齒數(shù)20×1.530，壓力角=20°3.2.2按齒面接觸強度設(shè)計按式（11-3）試算，即： mm得（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)K1.4 由文獻(xiàn)1P201表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)189.8MPa 由文獻(xiàn)1P205表10-7選齒寬系數(shù)1 由文獻(xiàn)1P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪材料為40Cr(表面淬火) 小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪材料為45鋼（表面淬火）；大齒輪的接觸疲勞強度極限 小齒輪傳遞的扭矩：733.

17、33 N·M由文獻(xiàn)1P206式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N=60j nL=60×1×91.58×87600=4.82×10N=1.21×10由文獻(xiàn)1P207圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)計算疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻(xiàn)1P205式（10-12）得（2）齒輪參數(shù)計算1.小齒輪分度圓直徑,帶入中較小的值：=127.09mm 127.09mm2. 計算齒寬b及模數(shù)齒寬 由 得6.35mm 齒寬與齒高之比b/h 齒高 3. 計算圓周速度：0.61 m/s4.計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.61m/s,8級精度，由文獻(xiàn)1p19

18、4圖10-8查的動載荷系數(shù)Kv=1.10；直齒輪由文獻(xiàn)1P193表10-2查的使用系數(shù)：由文獻(xiàn)1P196表10-4用插值法6級精度，小齒輪相對支撐對稱分布：由b/h=8.89，查文獻(xiàn)1P198圖10-13得；故載荷系數(shù)按實際載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)1P204式（10-10a）得mm計算摸數(shù)m3.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計公式mm（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由文獻(xiàn)1P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由文獻(xiàn)1P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，1.計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),S=1.4由文獻(xiàn)1P205式（10-12）得2.計算載荷系數(shù)

19、K查齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)1P200表10-5查的，。由文獻(xiàn)1P200表10-5查的，。3.計算大小齒輪的并加以比較。4.52mm對比計算結(jié)果，由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)可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.52并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=5，已可滿足彎曲強度。（2）計算分度圓直徑（3）計算中心距amm（4）計算齒輪寬度 圓整后b3=100mm b4=1500mm表 6 齒輪參數(shù)齒輪齒數(shù)模數(shù)（mm）中心距（mm）直徑（mm）齒寬（mm）小齒輪325 500160128大齒輪1685840第四章 軸的設(shè)計計算一、I軸的設(shè)計計算4.1.1 軸I的數(shù)據(jù)軸I上的功率=9.64kw,

20、 轉(zhuǎn)速=970/min,轉(zhuǎn)矩=94.91N·M，軸II上的轉(zhuǎn)距787.50 N·M4.1.2 求作用在蝸桿蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑d=80mm蝸輪分度圓直徑336 蝸輪蝸桿的壓力角取標(biāo)準(zhǔn)值為而4.1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1P370表15-3取=115，于是得計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，根據(jù)文獻(xiàn)1P351表14-1取=1.9180.329N·M查標(biāo)準(zhǔn)GB4323-85，選用TL6彈性套柱銷聯(lián)軸器，其許用轉(zhuǎn)矩為 N·M。許用轉(zhuǎn)速 聯(lián)軸器的孔徑32，故取=32,聯(lián)軸器軸孔長度L604.1.4蝸桿軸的尺寸設(shè)計（1）擬定軸上零

21、件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸=32mm 軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm, 37mm左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=40mm,聯(lián)軸器與軸配合的孔長度=60mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，取=61mm,取軸肩高度h=1.5。2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，并根據(jù)=40mm,選取32308，其尺寸，故60,軸肩高度h=3mm,因此=46。3）取蝸桿軸軸段直徑,蝸桿齒寬=116,經(jīng)磨削后116+34=150,即1504）軸承

22、端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故=40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取=75至此已初步確定軸的各段直徑和長度。蝸桿軸的總長度521 減6）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按直徑查表查得平鍵截面，軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為10×8×40，半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動軸承的配合由過盈配合來保證。7）確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)1P365表15-2取軸端倒角1×45。各軸肩處的圓角半徑取R1。4.1.5軸承的選擇與校核（1）軸承的

23、選擇采用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸直徑d=40mm，選擇圓錐滾子軸承的型號為32308，主要參數(shù)如下：D=80mm；B=33mm；a=23.3mm基本額定靜載荷Co=148 KN基本額定動載荷C=115 KN極限轉(zhuǎn)速計算系數(shù) e=0.35（2） 求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則令兩軸承之間的距離為L。則：L=380mm垂直面的支座反力=668.02 N，=1038.09 N水平面的支座反力1186.375N在支座上產(chǎn)生的反力為：1361.52N1576.43N（3） 求兩軸承的計算軸向力和對于圓錐滾子軸承，根據(jù)文獻(xiàn)1P322表1

24、3-7，軸承的派生軸向力,其中Y是對應(yīng)表13-5中，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32308的基本額定載荷C=115KN, =148KN。因此可得：1361.52N1576.43 N則=1361.52N=1361.52+4687.5=6049.02N（4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的的受力大小驗算2.968h>26280h 故所選選軸承滿足壽命要求。（5）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于32308型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=23.3mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中表 7軸載荷

25、與彎矩載荷垂直面V水平面H支反力F1361.52N,1576.43N1186.375N彎矩M241.670 N 279.816 N 210.582 N 總彎矩320.545 N 350.202N 扭矩T=94.91N·M（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，卷揚機頻繁正反轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按對稱循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取，軸的計算應(yīng)力為334.30 N·M已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表14-1查得表14-3查得=60MPa。38.19mm考慮到鍵槽對軸的消弱，將d值加大百分之五。故

26、d=1.0538.19=40.10mm遠(yuǎn)小于蝸桿的分度圓直徑mm故蝸桿軸的校核是很安全的4.1.6蝸桿軸的校核（1）求軸上的載荷圖4.1 蝸桿軸受力分析圖現(xiàn)將計算的截面的,M的值計算過程及結(jié)果如下：表 8 蝸桿軸上的載荷載荷HV支反力N2343.752343.75835.06835.06彎矩MN.mm總彎矩M扭矩T=94.91 N.MM（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)文獻(xiàn)1P373式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,應(yīng)取a=0.6，軸的計算應(yīng)力：故安全。（3）精度校核軸的疲勞強度

27、1）判斷危險截面截面II、III、IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面V左右即可。2）截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭

28、截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩M=4136223.89*(177.75-75)/177.75=249504.12N.mm截面E上扭矩T3=94910N.mm軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)1P362表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)1P40附表3-2查取，因r/d=2/46=0.043，D/d=80/46=1.74，又由文獻(xiàn)1P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)=0.82，q=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)1P42附圖3-2尺寸系數(shù)文獻(xiàn)1P44附圖3-4軸未經(jīng)表面強化處理又由文獻(xiàn)1P39表3-1與文獻(xiàn)1P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)。計算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的。

29、（3）截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)1P373表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)截面E右側(cè)彎矩M=4136223.89*(177.75-75)/177.75=249504.12N.mm截面E上扭矩T3=94910N.mm過盈配合處由文獻(xiàn)1P43附表3-8用插值法求出并取按磨削加工，文獻(xiàn)1P44附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻(xiàn)1P25式（3-12）和文獻(xiàn)1P25式（3-12a）故得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)1P39附表3-1與文獻(xiàn)1P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)取；，取計算安全系數(shù)Sca故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。

30、至此蝸桿軸的設(shè)計即告結(jié)束。二、II軸的設(shè)計計算4.2.1軸II、軸III的數(shù)據(jù)軸II上的功率，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩787.50NM軸III上的功率，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩756.25 NM4.2.2求作用在蝸輪上的力蝸輪：4.2.3初步確定用軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1P370表15-3取=115，于是得4.2.4軸的機構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用套筒定位，右端面用軸肩定位，周向采用平鍵，兩軸承分別以軸承肩和軸端

31、蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度。I-II段 根據(jù),取,長度取=86m ，選用平鍵按直徑查表查得軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為16×10×80，軸肩高度選h=4.5 mm。II-III端： 取，軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面與左端軸肩的距離15mm，故=40mm，取軸肩高度h=5.5。III-IV段： ，初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參考要求取型號為323

32、15型圓錐滾子軸承 ，其尺寸，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=20mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8。已知所選軸承寬度T=58，則20+8+58+4=90mm，取軸肩高度h=2.5mmIV-V段：為安裝蝸輪軸段 ，取，蝸輪齒寬b1=116mm，為了使套筒能夠壓緊蝸輪取 ，軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為22×14×100。V-VI段：軸肩高度h>0.07d，取，軸環(huán)寬度b1.4h ，取b=8.5mm 。VI-VII段：取 ，取型號為32315型圓錐滾子軸承 右側(cè)滾子軸承左側(cè)采用套筒定位，右側(cè)采用端蓋定位。取齒輪距箱體

33、內(nèi)壁一段距離a=20mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8，則 。 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。蝸輪軸的總長度L=414 （3）確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)1P365表15-2取軸端倒角1×45。各軸肩處的圓角半徑取R1。4.2.5蝸輪軸的強度校核（1）求軸上的載荷圖4.2 蝸輪軸受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點的位置時，應(yīng)從文獻(xiàn)3中查取得a值。對于7213AC型軸承，由文獻(xiàn)3P193中查得a=24.2mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖可以看出中間截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面的

34、、及M的值計算過程及結(jié)果如下：表 9 蝸輪軸上的載荷載荷HV支反力N18001800648648彎矩MN.mm總彎矩M扭矩T=603.51 N.MM（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)文獻(xiàn)1P373式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：故安全。（3）精度校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面截面II、III只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面II、III均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞

35、強度的影響來看，截面III和IV與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面IV不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面IV左右即可。2）截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩M=27463*(79-41)/79=130750.16N.mm截面E上扭矩T3=603.51N.mm軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)1P362表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集

36、中系數(shù)及按文獻(xiàn)1P40附表3-2查取，因r/d=2/65=0.031，D/d=70/65=1.08，又由文獻(xiàn)1P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)，故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)1P42附圖3-2尺寸系數(shù)文獻(xiàn)1P44附圖3-4軸未經(jīng)表面強化處理又由文獻(xiàn)1P39表3-1與文獻(xiàn)1P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)。計算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的。3）截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)1P373表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩T3及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由文獻(xiàn)1P43附表3-8用插值法求出并取按磨削加工，文獻(xiàn)1P44附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻(xiàn)1P25式（3-12）和文獻(xiàn)1P2

37、5式（3-12a）故得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)1P39附表3-1與文獻(xiàn)1P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)取；，取計算安全系數(shù)Sca故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。至此蝸輪軸的設(shè)計即告結(jié)束。三、III軸的設(shè)計計算4.3.1軸III（輸出軸）上的數(shù)據(jù)軸III（輸出軸）上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩1078.13 N·M4.3.2求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑1504.3.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1P370表15-3取=115，于是得第5章 鍵的選擇和計算蝸桿軸與聯(lián)軸器采用平鍵連接普通平鍵的連

38、接的強度條件為鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由機械設(shè)計表6-2查得許用應(yīng)力為，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm，所以此鍵的強度為在許用應(yīng)力范圍之內(nèi)，所以此鍵符合設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)。第六章、其他附件的選擇1窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進(jìn)操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi)。2通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。選用簡易

39、通氣器M20×1.53 油面指示器油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應(yīng)按傳動件浸入深度確定。根據(jù)指導(dǎo)書表14.13，選用桿式油標(biāo)M20。4放油螺塞放油孔的位置設(shè)在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。根據(jù)指導(dǎo)書表14.14，選用M20×1.5型油塞和墊片5起吊裝置 為了拆卸及搬運，應(yīng)在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。根據(jù)指導(dǎo)書，箱蓋選用吊耳d=16mm6定位銷 根據(jù)指導(dǎo)書表11.30，選用銷

40、GB/T 117-2000 A8×357 起蓋螺釘為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)整。選用螺釘M12×30第七章 密封與潤滑1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級蝸桿浸油深度3050mm，取深h=32mm。根據(jù)指導(dǎo)書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。2滾動軸承的潤滑選用脂潤滑。根據(jù)表16-4 ，選用滾動軸承脂ZGN69-2。密封方法的選取由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸的軸承兩端采用凸緣式端蓋。3.調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用.4.密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進(jìn)入機體內(nèi).第8章 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱代號尺寸計算結(jié)果（）下箱座壁厚12上箱蓋壁厚10下箱座剖分面處凸緣厚度b18上箱蓋剖分面處凸緣厚度15地