機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)蝸桿——圓柱齒輪減速器

1、齊齊哈爾大學(xué)普通高等教育 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 題目題號(hào)： 蝸桿圓柱齒輪減速器 學(xué) 院： 機(jī)械工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 機(jī)械073班 姓 名： 學(xué) 號(hào) ： 指導(dǎo)教師： 成 績(jī)： 2009年11月24日目錄一 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)要求3二 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖3三 中文摘要4四 運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)計(jì)算5電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算5五.傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算8v帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)8齒輪的設(shè)計(jì)11蝸桿的設(shè)計(jì)15六.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核19輸出軸的設(shè)計(jì)19七.潤(rùn)滑與密封28八.箱體尺寸設(shè)計(jì)29九.參考文獻(xiàn)32十.設(shè)計(jì)小結(jié)33設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)如圖所示用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的蝸桿圓柱齒輪減速器中的齒輪傳動(dòng)。運(yùn)輸機(jī)單班制工作。傳動(dòng)平穩(wěn)。傳送帶容許的速度誤差為5%。使

2、用期限8年。設(shè)計(jì)參數(shù)為：傳動(dòng)帶牽引力為6800n，傳動(dòng)帶運(yùn)行速度為0.35m/s,滾筒直徑為320mm。帶式傳動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖圖2.16 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖1- 電動(dòng)機(jī) 2-聯(lián)軸器 3-減速器 4-滾筒 5-傳送帶中文摘要一.課程設(shè)計(jì)的目的1）培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想，訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際分析和解決工程實(shí)際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)。2）通過制定設(shè)計(jì)方案合理選擇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和零件類型，正確計(jì)算零件工作能力、確定尺寸和選擇材料，以及較全面的考慮制造工藝、使用和維護(hù)等要求，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，達(dá)到了解和掌握機(jī)械零件、機(jī)械傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)過程和方法。3)進(jìn)

3、行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)。二.蝸輪蝸桿減速機(jī)系蝸輪蝸桿減速機(jī)系按q/zj1-2000技術(shù)質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)制造。產(chǎn)品在符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)gb10085-88圓柱蝸桿蝸輪減速機(jī)參數(shù)基礎(chǔ)之上，吸取國(guó)內(nèi)外最先進(jìn)科技，獨(dú)具新穎一格的“方箱型”外形結(jié)構(gòu)，以優(yōu)質(zhì)鋁合金壓鑄而成、箱體外形美觀.具有以下優(yōu)勢(shì)性能：1.機(jī)械結(jié)構(gòu)緊湊、體積輕巧、小型高效；2.熱交換性能好，散熱快；3.安裝簡(jiǎn)易、靈活輕捷、性能優(yōu)越、易于維護(hù)檢修；4.傳動(dòng)速比大、扭矩大、承受過載能力高；5.運(yùn)行平穩(wěn),噪音小,經(jīng)久耐用;6.適用性強(qiáng)、安全可靠性大。本產(chǎn)品目前已廣泛應(yīng)用于各類行業(yè)生產(chǎn)工藝裝備的機(jī)械減速裝置，深受用戶的好評(píng)、是目前現(xiàn)代工業(yè)裝備實(shí)現(xiàn)大扭矩、

4、大速比低噪音、高穩(wěn)定機(jī)械減速傳動(dòng)控制裝置的最佳選擇。電動(dòng)機(jī)的選擇1. 選擇電動(dòng)機(jī)類型按已知工作要求和條件選用y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。2.選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率pw=(fwvw)/1000w(kw)fw=2600n，vw=1.7m/s,工作機(jī)的效率 w=0.940.96。對(duì)皮帶運(yùn)輸機(jī)，取w=0.94。代入上式得 pw=fwvw/1000w=26001.7/（10000.94）=4.70（kw） 電動(dòng)機(jī)的輸出功率p0為 p0=pw/ (kw)式中 電動(dòng)機(jī)至滾筒軸的傳動(dòng)裝置總效率。取v帶傳動(dòng)效率帶=0.96，滾動(dòng)軸承效率滾=0.995，圓柱齒輪傳動(dòng)效率齒=0.97，圓

5、錐齒輪傳動(dòng)效率錐=0.98，十字滑塊聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.98，則 =0.960.970.99540.980.98=0.88故 p0=pw/=4.70/0.88=5.34 (kw)因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率pm只需略大于p0即可，查后面設(shè)計(jì)資料中y系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)表選電動(dòng)機(jī)的額定功率pm=5.5kw。3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為 nw=6104vw/d=61041.7/(320)=101.5 (r/min)v帶傳動(dòng)比范圍i1=24,單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍i2=35,單級(jí)錐齒輪傳動(dòng)比i3=3，則總傳動(dòng)比范圍為i=233453=1860,可見，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 n=inw=(1860)101

6、.5=(18276090) (r/min)符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有3000r/min，可選同步轉(zhuǎn)速為3000r/min的y系列電動(dòng)機(jī)y132s1-2,其滿載轉(zhuǎn)速nm=2920r/min。電動(dòng)機(jī)的中心高、外形尺寸、軸身尺寸等均可查到。4計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比1） 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 i=nm/nw=960/67.94=14.132） 分配各級(jí)傳動(dòng)比由i=i帶i齒，為使v帶傳動(dòng)的外部尺寸不致過大，取傳動(dòng)比i帶=3，則i齒為 i齒=i/i帶i蝸=68.9/（2.210）=3.15計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1） 各軸轉(zhuǎn)速軸 ni=nm/i帶=1440/2.2=654.5（r/min）軸

7、 n=n/i齒=654.5/10=65.5（r/min）軸 n=n/i齒=65.5/3.1=20.90（r/min）滾筒軸 nw=n=20.90（r/min）各軸功率軸 p=p0帶=4.020.96=3.86 kw軸 p=p蝸=3.860.7=2.7 kw軸 p= p齒滾=2.680.970.9950.98=2.63 kw滾筒軸 pw= p滾聯(lián)=2.53 kw各軸扭矩電機(jī)軸 t0=9550p0/nm=95504.02/1440=26.67 nm軸 t=9550p/n=95503.86/654.5=56.32 nm軸 t=9550p/n=95502.7/65.5=393.66 nm軸 t=955

8、0p/n=95502.63/20.90=1201.75 nm滾筒軸 tw=9550pw/nw=95502.53/20.90=1156.05 nmv帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.確定計(jì)算功率pca由表87查得工作系數(shù) =1.2，故=1.25.5 kw=6.6kw2.選擇v帶的帶型：根據(jù)，由課本上圖810選擇a型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速。（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由v帶的帶型，參看課本表86和表88，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90mm（2） 驗(yàn)算帶速。=6.78m/s。因?yàn)?m/s30m/s,故帶速合適。(3)計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直=3.4*90=360mm根據(jù)課本表88圓整為=315mm

9、。4.確定v帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度。(1)根據(jù)式0.7（）（）初定中心距=500mm。(2)計(jì)算帶的所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度。（）=2500(90315) mm1661mm由表課本表82選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1600mm。(3)按式 a=(500)470mm 中心距的變化范圍：443515mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角。（）=（31590）。6.計(jì)算帶的根數(shù)z。(1)計(jì)算單根v帶的額定功率。由=90mm和=1440r/min查課本表84a得=1.064kw ，根據(jù)=1440r/min ，=3.4和a型帶，查課本表84b得p=0.17kw。由課本表85查得=0.925由表82查得=0.99 ，于是有=（p）=（1.

10、0640.17）0.9250.99kw=1.13kw。(2)計(jì)算v帶的根數(shù)z。z=5.84取6根帶。7.計(jì)算單根v帶得初拉力的最小值（）。 由課本表83得a型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m。（）=500qv2=5000.16.782n=211.8n應(yīng)使實(shí)際拉力的最小值q=0.1kg/m。所以有=1.5（）=1.5211.8=317.6n8.計(jì)算壓軸力。（）min=2z（）sin=26317.6sin=2465.3n齒輪的設(shè)計(jì)1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 按圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（gb 1009588）

11、。3） 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs，二者材料應(yīng)當(dāng)差為40hbs。4） 選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=3.124=74.4，取z2=75。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1） 試選載荷系數(shù)kt=1.3。2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 t1=95.5105p1n1=95.51052.7/65.5 nmm =3.93104 nmm3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。4） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa1/2。5） 由圖10-21d按

12、齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 hlim1=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2=550mpa。6） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 n1=60n1jlh=6065.51（83608）=9.05107 n2=9.05107/3.1=2.921077） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=1.0;khn2=1.4。8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）得 h1=khn1lim1/s=1.0600 mpa=600mpah2=khn2lim2/s=1.4550 mpa=770mpa（1） 計(jì)算1） 試算小齒輪分度圓直徑dlt，代入h

13、中較小的值。 dlt 2） 計(jì)算圓周速度v。 v=dltn1/(601000)=43.8765.5/(601000) m/s =0.15 m/s3） 計(jì)算齒寬b。 b=ddlt=143.87mm=43.87mm4） 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù) mt=dlt/z1=43.87/24=1.82mm齒高 h=2.25mt=2.251.82mm=4.1mm b/h=43.87/4.1=10.75） 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.15 m/s,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.0直齒輪，kh=kf=1；由表10-2查得使用系數(shù)ka=1；由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，kh=1.417

14、。由b/h=10.7，kh=1.417,得kf=1.35;故載荷系數(shù) k=kakvkhkh=1111.417=1.4176） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得計(jì)算模數(shù)m。 m=d1/z1=45.15/24=1.883按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m （1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1=500mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限fe2=380mpa；2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.85，kfn2=0.88；3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，得 f1=kfn1fe1/s=0.85500/1.4

15、mpa=303.57mpa f2= kfn2fe2/s=0.88380/1.4mpa=238.86mpa4） 計(jì)算載荷系數(shù)k。k=kakvkhkh=1111.417=1.4175） 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 yfa1=2.65；yfa2=2.23。6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得 ysa1=1.58；ysa2=1.76。7） 計(jì)算大、小齒輪的yfa1ysa2/f并加以比較。 yfa1ysa1/f1=2.651.58/303.57=0.01379yfa2ysa2/f2=2.231.76/238.86=0.01643大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲

16、勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（既模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算的模數(shù)1.40mm并就近原則為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=45.15mm，算出齒輪齒數(shù)： z1=d1/m=45.15/1.5=31大齒輪齒數(shù)：z2=3.131=96.1，取z2=97。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。（3）幾何尺寸計(jì)算1)計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=311.5mm=46.5mm

17、d2=z2m=971.5mm=145.5mm2)計(jì)算中心距 a=(d1+d2)/2=(46.5+145.5)/2 mm=96mm3)計(jì)算齒輪寬度 b=dd1=146.5mm=46.5mm圓整后取 b2=50mm，b1=55mm。蝸桿的設(shè)計(jì)1.選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)gb/t 10085-1988的推薦值，采用漸開線蝸桿（zi）。2.選擇材料根據(jù)庫(kù)存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555hrc。蝸輪用鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵h

18、t100制造。3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動(dòng)中心距 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩t2（1）取z1=4,估取效率0.8，則t2=9.55*106=9.55*106*=393660 nmm(2)確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)ka=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)；則(3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故。(4）確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和轉(zhuǎn)動(dòng)中心距a的比值/a=0.3，從圖11-18中可查得z=3.1。（5）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)蝸

19、輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度）45hrc，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268mpa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n=60jn2lh=60*1*65.5*23360=9.18*107 壽命系數(shù) khn=0.76則 h=khnh=0.76*268 mpa=203 mpa（6）計(jì)算中心距 a=135.5 mm取中心距a=160，因i=10故以表11-2中取模數(shù) m=5mm,蝸桿分度圓直徑d1=50 mm。這時(shí)/a=50/160=0.3 從圖11-18中可查得接觸系數(shù)z=3.0因?yàn)橐虼艘陨嫌?jì)算結(jié)果可采用。4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿軸向齒距 pa=15.

20、7 mm；直徑系數(shù) ；齒頂圓直徑da1=60mm；齒根圓直徑 df1=37.5mm；分度圓導(dǎo)程角 r=214805；蝸桿軸向齒厚sa=7.85 mm。（2）蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=41,變位系數(shù)x2=-0.5；驗(yàn)算傳動(dòng)比=/=41/4=10.25，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為（10.25-10）/10=2.5 是允許的蝸輪分度圓直徑d2=mz2=5*41mm=205mm；蝸輪喉圓直徑da2=d2+2ha2=(205=2*5)mm=215mm；蝸輪齒根圓直徑df2=d2-2hf2=(205-2*1.2*5)mm=187mm；蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-0.5da2=(160-0.5*215)mm=52.8mm；5

21、.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù) ；根據(jù)x2=-0.5， zv2=51.2,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù)許用彎曲應(yīng)力 f=fkfn 從表11-中查得由zcusn11p1,制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力f=56mpa壽命系數(shù)kfn=（106/9.18107）1/9=0.605 f=560.605=33.89mpaf=1.531.213936602.750.8443/502055=33.017mpaf 彎曲強(qiáng)度是滿足的。6.驗(yàn)算效率已知 =111836=11.31；，與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)。從表11-18中用插值法查得=0.037，；代入式中得=0.86，大于原估計(jì)值，因此不用重算。軸的設(shè)計(jì)計(jì)

22、算及校核1.輸出軸的設(shè)計(jì)1)軸的材料的選擇，確定許用應(yīng)力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。選用45號(hào)鋼，正火處理 b=600mpa b1=60mpa2)輸出軸上的功率p3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩t3 p3=2.63kw n3=20.90r/min t3=1201750nmm3)求作用在齒輪上的力d2=145.5 mm而ft=/ d2=21201750/145.5n=16518.9nfr=fttan20。=16518.9tan20。=6012.39n4)初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取a0=

23、112，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d8-9,為了使所選的軸直徑d8-9與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca=kat3,查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka=1.5，則tca=kat3=1.31201750nm=1248000nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-1985，選用hl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000 nm。半聯(lián)軸器的孔徑d=60mm,故取d8-9=60mm;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度l=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l1=107mm。2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配（附圖）。（2）根據(jù)

24、軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=67mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=70mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l1=107mm.為了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-段的長(zhǎng)度應(yīng)比l1略短一些，先取l-=105mm.2)初步選擇滾動(dòng)軸承只受到徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據(jù)d-=67mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為ddb=70mm150mm38 mm,故d-=d-=70mm,而l-=38mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)

25、查得定位軸肩高度h=6mm,因此取d-=82mm. 3)取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑d-=75mm;齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度50mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l-=46mm。4)軸承端蓋的總寬度為mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm,故取l-=50mm5)取蝸輪距箱體內(nèi)壁距離 a=20mm,大齒輪與箱體的距離為 考慮到箱體的鑄造誤差 s=8mm 已知滾動(dòng)軸承寬度t=38mm，蝸輪與齒輪之間的距離c =30mm，取蝸桿輪轂l=50mm，d4-5=45mm則l-=

26、t+s+（120-116）=66mml-=l+c+s-l-=42+20+16+8-12=74mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）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聯(lián)結(jié)。按d2-3=65mm由手冊(cè)查得平鍵截面bh=20mm12mm(gb1096-1990),鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為100mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結(jié)選用平鍵為16mm10mm70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6.滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參

27、考表15-2，取軸端倒角為245,另外圓角分別取1）求軸上的載荷作為簡(jiǎn)直梁的軸的支承跨距為l畫受力圖和彎矩圖軸的受力圖和彎矩圖 計(jì)算數(shù)據(jù)列表如下：載荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=5316nfnh2=11202n fnv1=1935n, fnv2=4077n彎矩mh=627312nmmmv=228332 nmm總彎矩m扭矩tt3=1201750 nmm（5）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，因?yàn)檩S所受扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，所以去0.6根據(jù)式15-5及以上的數(shù)值，軸的計(jì)算應(yīng)力 前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1

28、5-1查得=60mpa,因此，故安全。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度3.輸出軸的校核（1）判斷危險(xiǎn)截面 截面a，b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕來(lái)確定的，所以截面a，b均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面vi和vii處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面vii的相近，但截面vi不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，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），而這里的軸徑最大，故截面c也不必校核。截面和

29、截面顯然更不必校核。因?yàn)殒I槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面vii左右兩側(cè)即可。截面vii右側(cè)： 抗彎截面系數(shù) ； 抗扭截面系數(shù) ； 截面vii右側(cè)的彎矩m為 ； 截面vii上的扭矩為 ； 截面上的彎曲應(yīng)力 ； 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ； 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表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)及按表3-2查取。因，；經(jīng)插值后可查得，。又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為，。故有效應(yīng)力集中系數(shù)為；由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為；又由合金鋼的特性系

30、數(shù)，且，即，故取，于是，計(jì)算安全系數(shù)值，則；故可知其安全。 （2）截面vii左側(cè)： 抗彎截面系數(shù)w按表15-4中的公式計(jì)算。 ； 抗扭截面系數(shù) ； 截面左側(cè)的彎矩m及彎曲應(yīng)力為 ； 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 ； ； 過盈配合處的，由附表3-8查得，并取，于是得 ； ； 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為； 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為； 故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計(jì)因無(wú)大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可省略靜強(qiáng)度校核。潤(rùn)滑與密封軸承用潤(rùn)滑脂，由表15.2選用鈣基潤(rùn)滑脂（gb492-1989）。只需填充軸承空1/3-1/2并在軸承內(nèi)設(shè)擋油環(huán)，是油池中的不能進(jìn)

31、入軸承以稀釋潤(rùn)滑脂齒輪的中圓周速度 因v12,所以采用浸油潤(rùn)滑，由表15.1選用l-an68全損耗系統(tǒng)用油（gb443-1989）齒輪浸入油中的深度為0.7個(gè)齒高，但不應(yīng)少于10mm。 箱體尺寸設(shè)計(jì)(1）箱座壁厚，取(2）箱蓋壁厚 (3）箱座加強(qiáng)肋厚 (4）箱蓋強(qiáng)肋壁厚 (5）箱座分箱面凸緣厚 (6）箱蓋分箱面凸緣厚 (7）平凸緣底座厚 (8）斜凸緣底座厚 ，(9）地腳螺栓 (10）軸承螺栓 (11）聯(lián)接分箱面螺栓 (12）軸承蓋螺釘 第1根周處為6個(gè) d=10mm 第2根軸-軸處為4個(gè) d=10mm 第1根周處為6個(gè) d=10mm(13）檢查孔 寬75mm長(zhǎng)130mm 檢查孔蓋：=105mm =90mm =160mm =145mm 圓角 r=5 孔數(shù)為4 孔徑=6.5mm(14）吊耳環(huán) =50mm =75mm b=25mm r=75mm r=12.5mm(15）地腳螺栓數(shù) (16）=22 =18 =30 =5 r=3 =22 =3.6(17）軸承座孔邊緣至軸承螺栓線的距離=14mm(18）軸承座孔外端面至箱外壁的距離=+3=43mm(19）軸座孔外的直徑 因?yàn)榈谝煌咕壥捷S承蓋 第二凸緣式軸承蓋 第三凸緣式蓋(20）軸承螺栓的凸合高 =72mm(21）箱座深度 (22）箱體分箱面凸緣圓角半徑