蝸桿圓柱減速器設計說明書

1、燕山大學機械設計課程設計說明書題目：帶式輸送機傳動裝置學院：機械工程學院年級專業(yè)：10級機設1班學號：學0101010279指導教師：許立忠學生姓名：賀曉東目錄一、設計任務書（1）二、傳動方案的擬定（2）三、電動機的選擇及參數(shù)計算（2）四、傳動件的設計計算（6）五、軸的設計計算（17）六、角接觸軸承的設計及計算（30）七、鍵的選擇（33）八、潤滑與密封的選擇（33）九、傳動裝置的附件及說明（34）十、聯(lián)軸器的選擇（35）H一、其他技術說明（36）十二、設計小結（36）十三、參考資料（39 ）、設計任務書1、設計題目：帶式輸送機傳動裝置。2、傳動裝置簡圖:3、原始數(shù)據(jù)及要求:F =2203N ；

2、 D= 0.30m； v = 0.30m/s4、其他條件：使用地點：室外； 載荷性質：微震；生產批量：小批；使用年限：五年一一班；5、工作計劃及工作量：(1)傳動方案及總體設計計算2天(2)裝配草圖8天(3)裝配圖校正5天(4)零件圖2天(5)編寫說明書2天(6)答辯1天二、傳動方案的擬定1、蝸桿傳動蝸桿傳動(1)蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，傳動平穩(wěn)，噪聲較小， 結構緊湊，適用于中小功率的場合。(2)米用錫青銅為渦輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較高 的相對滑動速度，蝸桿傳動在茴速級時傳動效率較局，可將蝸桿 傳動布置在高速級，以利于形成潤滑油膜，可提高承載能力和傳 動效率。因此，將蝸桿傳動布

3、置在第一級。2、齒輪傳動齒輪傳動齒輪傳動的平穩(wěn)性較好，傳動的速度和功率范圍很大，效率高(一對齒輪可達 98 99.500),對中心距的敏感性小，維修和 裝配簡單，應用非常廣泛，常在高速級或傳動平穩(wěn)的場合。因此，將齒輪傳動布置在第二級。3、帶傳動帶傳動傳動平穩(wěn)，噪音小，能緩沖吸震，結構簡單，軸間距大，成 本低，外廓尺寸大，由于傳動比不穩(wěn)定，應布置在低速級防止打 滑。三、電動機的選擇及參數(shù)計算1、電動機類型和結構形式的選擇電動機類電動機是標準部件，因為使用地點為室外，載荷性質為微震， 所以選擇Y系列(IP44)封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。2、電動機容量的選擇型和結構電動機容(1)工作所需要的

4、功率 Pw為：里17Pw =FV1000 w其中：F =2203N,V =0.30m/s產 w = 0.96,2203 0.3所以：Pw - 0.6891000 0.96(2)電動機的輸出功率P0為:_PwP0 = nn為電動機至滾筒軸的傳動總效率，查指導手冊88頁表12-10,其中，聯(lián)軸的傳動效率"1=0.99,蝸桿的傳動效率為"2 =0.78 ,齒輪的傳動效率 。3 =0.97 ,滾動軸承的傳動效率=0.98,則:=122344 =0.992 0.78 0.97 0.984 = 0.68(3)電動機所需要的功率為:cPw 0.689P0 =0.68=1.01kW因載荷性

5、質為微震， 電動機額定功率 Pm需大于P0 ,查機 械設計課程設計指導手冊 119頁表14-4和120頁續(xù)表14-4,選 取電動機額定功率為1.1kW。(4)電動機轉速的選擇滾筒軸工作轉速：60v60 0.30nw19.1r / min二D3.14 0.30蝸桿傳動比范圍：i1 =15 60Pw -0.689輸出功率=0.68所需功率P0 =1.01kW轉速選擇nw= 19r / min所以電動機實際轉速的推薦值為：nd = ii m nw= 2861146(r/min)符合這一范圍的同步轉速有750r / min和1000r / min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和價格等因素，為使傳

6、動裝置機構緊湊，選用同步轉速 1000r/min的電動機。綜上，所選電動機為：型號 Y90L-6,滿載轉速nm=910r/min,額定功率1.1kW。3、總傳動比的確定及分配(1)總傳動比為.nm 910i = =47.6nw 19.1(2)分配傳動比齒輪傳動比的常用值為：i2 =3 5取 i2 =3,則 i1=L=O=15.9i234、計算傳動裝置的運動和動力#數(shù)(1)各軸的轉速：電動機 n0 = 910r/min ;軸 1n1 =n0 =910r / min ;軸 2n2=n1 =910 =57.2r/min ;11 15.9'軸 3n3 19.1r / min ;12 3卷筒軸n

7、4 =n3 =19.1r/min(2)各軸的輸入功率：Y90L-6nm=910r /min1.1kW傳動比 分配i =47.6i2=3M=15.9運動與動 力參數(shù)轉速n電動機Po =1.01kw;功率P軸 1 Pi=P。1=1.01 0.99 =1.00kw;軸 2P2=P24=1.000.780.98 =0.76kw；軸 3P3=P234=0.760.970.98 =0.73kw;卷筒軸P4=P341=0.730.990.98 = 0.70kw;(3)各軸的輸入轉矩:電機軸軸1軸2軸3滾筒軸T0 = 9550P09550 1.01n0910T1=9550P1n19550 1.00910= 1

8、0.60N，m；=10.49N *m丁 9550P2 9550 0.76T2 = =126.89Nn257.29550P3T3 二n39550 0.7319.1轉矩T= 365.00N，m；T4 = 9550P3露70.,(4)整理列表:運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表:運動和動力參數(shù)表運動與動 力參數(shù)表軸功率P/kw轉矩T/N?m轉速n/rpm電機軸1.0110.6091011.0010.4991020.76126.8957.230.73365.0019.1卷筒軸0.70350.0019.1四、傳動件的設計計算、蝸輪蝸桿的選擇計算1、蝸輪蝸桿的選擇計算(1)選擇蝸桿的傳動類型蝸輪蝸桿 的選擇

9、計 算45鋼ZCuSn10P1HT100.Z2 i Z132 c162(16-15.8)16= 1.25 00 8% (符合要求)Z1 =2Z2 =32根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿(ZI )。(2)選擇材料蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，表面硬度45HRC蝸輪用鑄錫青銅 ZCuSdOPl,砂模鑄造。輪芯用 灰鑄鐵HT100制造。(3)頭數(shù)選取蝸卞f頭數(shù) Z1 =2;則蝸輪齒數(shù)Z2=Ziii=31.8，取Z2 =32,設計依據(jù)-齒面接 觸疲勞強 度(4)按齒面接觸疲勞強度進行計算根據(jù)閉式蝸桿的傳動設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行 設計，再校核齒根彎曲

10、疲勞強度。確定許用接觸應力二H根據(jù)蝸桿材料為45鋼，砂型鑄造模，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC二h =(0.7 0.9)二 b8107N2可從機械設計104頁表7-2中查得,=220MPa,E=14QMPa ,應力循環(huán)次數(shù)：N2=60n2t2 =60 57.2 5 360 8 =4.94 107則:二H0zJ62.16MPa= 0.9 220 8,107107 =162.16MPa4.94 1072、確定 m, q,d1(1)確定作用在蝸輪上的轉矩T2蝸輪蝸桿 尺寸及中 心距確定丁 9550 106 P2T 2 n295 50 1 06 0.76一 57.2= 1.27 105 N *mm(2)確

11、定載荷系數(shù)KT2 =1.27 105N *mmZi=2,=0.78因工作載荷較穩(wěn)定，機械設計109頁查表7-6取Ka = 1.0； 由于載荷穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù) KP = 1 ;假設蝸桿圓周 速度v <3m/s ,由于轉速不高，沖擊不大，因此可取Kv =1.05, 則：K =1.05K = Ka K ： Kv =1.0 1 1.05 =1.05(3)確定彈性影響系數(shù)Ze由機械設計110頁表7-7,因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 Ze =155$MPa ;(4)由Zi =2，查機械設計110頁式(7-9)下附表：9.47cos =9.26Ze=155 -MPa3Ze2=9.

12、26 1.05 1.27105 155 =110432 162根據(jù)m3q =1104,查機械設計106頁表7-4得:3m q =1250時，m =5mm,d = 50mm,q =10.000則：蝸輪分度圓直徑 d2=mz2 =5 32 -160mmZ12(5)蝸桿導程角：'=arc tan= arc tan=11.31 q10(6)定精度等級:蝸輪圓周度二 n2d 2二 57.2 160V2 -60 100060 1000二 0.479m/sv20 479-滑動速度： vs =, = 2.44m/s。據(jù)機械設sin sin11.31m =5d1 =50 q =10.000d 2 -16

13、0mmV2 -0.479m/sVs=2.44m/sm q Wkcos KT2(Z2kH)計103頁表7-1,由V2選取8級精度。3、主要傳動尺寸(1)傳動中心距a= 100mm1,、 d1 d2am(z2 q x)105mm,22其中，變位系數(shù)x為0；(2)蝸桿中圓直徑和蝸輪分度圓直徑：d1 =50 mmd2 =160mid1 =50mm,d2 = 160mm4、彎曲疲勞強度校核(1)許用彎曲應力講二f =(0.25：.s 0.08cb)69 10 Nv1.25彎曲疲勞強度校核查機械設計104頁表7-2取。b = 220,5 = 140汀= 50MPaZv =33 .9Yf =1.90YP=0

14、.92<Tf=10.22MPa9=0.873106-(0.25 140 0.08 220)9101.25=50MPa；4.94 107(2)彎曲應力計算一Z232當量齒數(shù)：Zv = ： =,.=33.9cos cos 11.31齒形系數(shù)：查機械設計110頁表7-8，取Yf = 1.9011 31螺旋角系數(shù)：丫： = 1 1 - 11.31 =0.921401401.64KT2、八/一彎曲應力： -F =YfY ：d1d2m1.64 1.05 1.27 1051.90 0.9250 160 5= 10.22MPa，：50MPa (安全)(3)效率計算口止.tantan11.31嚙合效率：1

15、0.873tan(V)tan(11.311.6)（軋由vs查機械設計112M表7-10取1.6）攪油效率。2取為0.99,滾動軸承效率 加取0.98/對?？傂?= 0.847tan= 1242 4 =0.873 0.99 0.98 = 0.847tan(:r + ：; v)復核m3q :3/ Ze、2215532 162)m q "os KT2%"5 0.847、= 9.26 M1.05M (1.27 黑10隈/0.8=1169 12505、熱平衡核算x x 1000P(1 -)t =t0 kdA15 0.36A =0.36 m2t =49.6 C齒輪傳動選擇計算其中，取

16、 to =20 C,P = Pi =1.00kw,傳熱系數(shù) kd =14 18W/(m2 ,=C),取 kd =15W/(m2 二C)1.751.75a1052A =0.33()=0.33()= 0.36 m1001001000 1.00 (1 -0.84)t =2049.6 C 80 C所以熱平衡符合要求。二、齒輪傳動選擇計算1、選精度等級、材料及齒數(shù)(1)選精度等級運輸機為一般工作機，速度不高，故選擇8級精度。(2)材料選擇由機械設計77頁表6-3,選擇小齒輪材料為 45鋼(調 質)，硬度240HBs大齒輪材料為45鋼(正火)，硬度為190HBs 二者材料硬度差為 50HBs(3)選取齒輪

17、齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)Z1 = 23 ；大齒輪齒數(shù)Z2 = uz1 = 3父23 = 69;,Z269實際齒數(shù)比：u = £=匕=3Z123傳動比誤差為： = (_1)卜13產1卜0(5%,在允許范圍內。(4)選取螺旋角初選螺旋角P -14 ,齒寬系數(shù)% -0.8 (查機械設計94貝表6-7 ,軸承相對兇輪不對稱你耳。)2、按齒面接觸強度設計初定小齒輪分度圓直徑 d1精度等級材料選擇Z1 =23Z2 =69P=14。設計原則-齒面接,、2KT2 u +1 /ZhZeZ區(qū)艮2 d4d * u (刊)(1)確定載荷系數(shù)KK =KaKvKoKP觸強度KA：查機械設計82頁表6-4,由于載荷均勻平

18、穩(wěn)，所以選取使用系數(shù) Ka =1.00;Ka =1.00一 、.VZ1 Kv ：估計圓周速度 v=4m/s, =0.92m/s,由機械設 100計82 頁圖 6-11b）得：Kv = 1.07;Kv =1.07Kot:端面重合度:11二二1.88 -3.2（ ： ） cos :Z1Z211 .一= 1.88 -3.2（）cos14 =1.6423 69縱向重合度：bs2 = dZ1tan-0.8 23tan14 =1.45Z ： =0.98519：mnJIJI-3.09K ： = 1.42K ： =1.07K =2.02Zh =2.43Ze 二 189.8 MPaZ ；=0.78總重合度:由機

19、械設計84頁圖6-13,查得齒間載荷分配系數(shù)K =二1.42；KB：由機械設計85頁圖6-17且，=0.8，得KP = 1.07；所以：K = KaKvKK -： =1.00 1.07 1.42 1.07 =2.02(2)ZhZeZZPZh :由機械設計87頁圖6-19查得，節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh =2.43；Ze由機械設計87頁表6-5查得，彈性系數(shù)Ze =189.8 MPa;Z名：因為印1,取呻=1,重合度系數(shù)ZP:螺旋角系數(shù) Zp = JcosF = 0.985；(3)計算接觸疲勞許用應力' Khn 二H lim!h .S應力循環(huán)次數(shù)：Ni=60n2t2=60 57.2 5 360 8

20、 = 4.94 107Ni7N21.65 107i2由機械設計95頁圖6-25查得壽命系數(shù)：Khni=1.2, Khn2=1.28,由機械設計95頁圖6-27c)查得接觸疲勞極限應力:<5H Iim1 =590MPa, bH Iim2 =470MPa ,取安全系數(shù)：S=1所以：二 H1 =Khn1 二Hiim1 =1.2 590 =708MPa,二H2 =KHN2；Hiim2 =1.28 470 = 602MPa ,取0H =602MPa綜上：將以上相關數(shù)據(jù)帶入設計公式得:-2,.2KT2 u 1/ZhZeZZ：、d1 -3()d u二h接觸疲勞 許用應力Ni= 4.94 107N 2=

21、1.65 107lim 1= 590MPafF lim 2= 470MPa:丁i= 708MPa。2= 602MPa；川= 602MPaI32 dl31212.021126.89110 .3+1 2.43父 189.8 0.78父 0.985、.646mm00.8, 3 (602)=66.646mm(4)校核并計算圓周速度.dm2 二 66.646 57.2 v =60 100060 1000= 0.1996m/sv=0.1996m/s54(5)修正載荷系數(shù)上-=0.1996 乂上3 =0.0459，查機械設計82頁表6-11b) 100100得動載荷系數(shù)：KV=1.02;(6)校正試算的分度

22、圓直徑 d1d1，=d13；= 66.646 父3 102 = 65.591mmK KvV1.073、確定參數(shù)尺寸(1)計算法向模數(shù)d 1 cos P 65.591 x cos14 - c “rmn = 2.767mmZ123圓整成標準值，取 mn=3mm(2)計算中心距(z1+z2)mn(23+69)x3 ,“廣同酸雨a 一 =142.225mm ,圓整取2 cos P2 cos14a = 145mm(3)按圓整后中心距修正螺旋角P=arccos(z1+Z2)mn=17 523T2a1 . 1n取=1.88-3.2( +-) cosP修正后，z1 z21 . 1。一1.883.2(+) co

23、s17 52 33 -1.6123 69bsin1%ziB 0.8 .23 ,已.物中一'一 tan P -tan17 5533 -1.89冗 mnnnK V =1.02d?=65.591mm法向模數(shù)mn =3mm中心距a =145mmo F f=17 52 33因為襤=1.89：1,按洋=1計算,；-；：；一-2.61再次查機械設計84頁圖6-13得：Ko( = 1.44, 查機械設計84頁圖6-19得：Zh =2.40計算分度圓直徑：zmnZ2mnd1 = 一 =72.500mm,d2 = 一 = 217.500mm cos :cos :(2)齒厚:b =5dd1 = 0.8M 7

24、2.5 = 58mm ,取 b2 = 58mm, 為保證小齒輪比大齒輪寬 5 10mm,所以b1 = b2 6 = 64mm4、校核齒根彎曲疲勞強度2KT 1F1YFa2YSa2二F1YFa1YSa1Y ； M 二F1,2, ；:F2bd1mnYFa1YSa1(1)計算當量齒數(shù)Z1zv1 ; cos3 一：23一一3 23 26.73cos317 55 33分度圓直徑d1-72.500mmd 2-217.500mrb2 =58mmb1 =64mm齒根彎曲 疲勞強度 校核zv1 = 26.73zv2 = 一 =一二一=80.21zv2 =80.21cos 蘆 cos 17 55 33查機械設計8

25、9頁圖6-21得：齒形系數(shù)YFa1 =2.65,YFa2 = 2.23查機械設計89頁圖6-22得：應力修正系數(shù)YSa1 =1.58,YSa2 =1.77Y ;=0.72(2)重合度系數(shù):YA0.25十等=0.25+等/72(3)螺旋角系數(shù)：因為手=1.891,按期=1計算，17 55 33Y =1 -；=1-10.85120120(4)查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)由機械設計96頁圖6-28c)查得：jf iim1 =450MPa, 由圖 6-28b)查得：GF Iim2 =390MPa ;由機械設計95頁圖6-26按N1 =4.94X107, N2 = 1.65M107分別查得：Kfn1

26、=Kfn2=1 ,取失效概率為100 ,安全系數(shù) S =1 ,則彎曲疲勞許用應力為：b1 = Kfnkjf lim 1 =450MPa ,二F2 = KFN 2CF lim 2 = 390MPa計算彎曲應力：2KT1;F1 二 YFaYSaY 1bd1m2.65 1.58 0.72 0.852 2.02 126.89 10358 72.5 3= 104.1MPa 二fi2 23 1 77二F2 =104.1=98.1MPa 二f22.65 1.58YB=0.85E二 450MPa#2二390MPa<JF1=104.1MPa<F2 =98.1MPa所以彎曲疲勞強度符合設計要求。軸的初

27、步設計五、軸的設計和計算1、初步計算軸徑軸的材料選用常用的 45鋼。當軸的支撐距離未定時，無法用剛度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定周徑d，計算公式為：d _C查機械設計143頁表10-2,取C =112,1、2、3軸的軸徑計算結果為：-cP . 1.00d1 -C 3 - 112 3= 11.56mm.n . 910d2 _C 3 P =112 3 0.76=26.53mmd3 ,C 3 P -112 3 0.73 -37.73mmn19.1d1 _11.56mnd 2_ 26.53mmd3_37.73mm輸入軸(1)軸1 (蝸桿)的初步設計如下圖：裝配方案是

28、：濺油盤、套杯、角接觸軸承、套筒、角接觸軸 承、止動墊圈、圓螺母、透蓋、密封圈、聯(lián)軸器依次從軸的右端向左端安裝，左端安裝濺油盤、深溝球軸承、止動墊圈、圓螺母。軸的徑向尺寸：當直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時，直徑變化值要大些，固定軸肩可取(68)mm,否則非固定軸肩可取(1 3)mm。軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長度是由所裝零件 的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關，確定了 直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應留有距離L,以保證零件端面與套筒接觸時起到軸向固定作用，一般可取L =(1 3)mm。軸上的鍵槽應靠近軸的端面處。中間軸(2)軸2的初步設計如下

29、圖：裝配方案：右端從右到左依次安裝蝸輪、擋油板和角接觸軸 承，左端從左到右依次安裝斜齒輪、擋油板、角接觸軸承。輸出軸(3)軸3的初步設計如下圖：裝配方案：右端從右到左依次安裝擋油板、角接觸軸承、端轉矩：T3=365000N ,mm;圓周力:l 2T3Ftd23356 180=2507N齒輪受力T3365000 N 卡】Ft =3356 NFr=1284NFa1090 N軸承支反力R1 =817 NR2 =467 NR1 =849 NR*2 =2507卜蓋、密封圈和聯(lián)軸器，左端從左到右依次安裝大齒輪、擋油板和 角接觸軸承。2、三個軸的彎扭合成強度計算因為T3Ti,2 , 3兩軸的直徑相差不大，并

30、且 12=2.87 ,T2所以只需要校核 3軸的強度即可。求作用在齒輪上的力，軸上的 彎矩和扭矩，并作圖。(1)計算齒輪上的作用力2 365000-3356 N ；217.5tan ：n “Lc tan20徑向力：Fr = Ft- = 3356父=1284N ;cos -cos17 52 33軸向力：Fa = Fttan -： =3356 tan17 52 33 = 1090N ;(2)計算軸承支反力21751284 61 1090水平面：Ri 2=817N241217 51284 180-1090R'2 =2 =467N ；2413356 61 垂直面：R 1 = 33566 1 =

31、 849N ;241241(3)畫出水平彎矩圖 Mxy,垂直彎矩圖 M*和合成彎矩圖:ABCD0M = Mxy2 M*2a)軸受力圖軸空間受力圖b)水平受力圖Ri =835NR2 =449N水平受 力圖 Fr=1284NFa=1090Nc）水平面彎矩圖146543N - mm28005N mm水平彎矩圖Mmax1 =146543N *mmMe=118538N *mm最大彎矩： Mmaxi=835 175.5 =146543N，mm彎矩圖突變值：Me=1090 217.5 =118538N *mm2集中力偶處彎矩：M 0=M max-Me=28005N mmd）豎直面受力圖M 0 =28005

32、N *mm豎直面R1''=881NR2''=2475N受力圖e）豎直面彎矩圖Ft=3356N154669N -mm豎直面彎矩圖M max2=154669N *mm1)K一3356 M 1755M 62 5最大彎矩：Mmax2 = 3356 ”5.5 62.5 154669 N , mm238f)合成彎矩圖合成彎矩圖二213067彎矩： M 1 = M max/ - M max 2=1465432 15466s2 =213067N *mmN *mmM2 = M 02 M max22=157184=.280052 1546692 =157184N* mmN *mmg

33、）轉矩圖365000N mm215350N - mm轉矩圖=365000N *mm轉矩：T =T3=365000N *mm由軸的材料為45鋼調質，查設計手冊查得：7 =650MPa,H =360MPa ,用插值法查機械設計143頁表10-3得:<i0b =102.5MPa,。-ib =60MPa ,0-1b a 二0 0b102.560=0.59;(h)當量彎矩圖則當量轉矩為:302292aT =0.59365000 =215350N *mm ,最大當量轉矩:max= 'M 12 (: T)2 =21130672 2153502 302941N，mm集中力偶作用處當量彎矩:M =

34、 .M22 (：T)2 ='1571842 2153502 =266613N *mm危險剖面處彎矩：當量彎 矩圖:T =215350 N*mmM max= 302941N *mmM= 266613N *mmM i =177859 N，mm175 5 -29 M i =213067=177859N *mm175.5危險剖面處當量彎矩:Miv=279302N ,mmMiv =.JM 12 (1 T)2 =41778592 2153502 -279302N，mm校核軸徑：dIV= 36mm48mmd，=3MIV=3 279302 . 36mm 48mm (滿足要求)，0.1二一問v 0.1

35、60(4)判斷軸的危險截面，分析知大齒輪軸肩處有較大的應力和 應力集中，對此截面進行安全系數(shù)校核。軸的材料選用45鋼調質，由機械設計查得：ob =650MPa,os =360MPa ；由表10-5所列公式可求得：a=0.45m = 0.45 父 650 = 293MPa ；仃。=0.81<Jb =0.81 父650 =527MPa ；f= 0.26仃b =0.26M650=169MPa ；70 =0.50bb=0.50M650 = 325MPa ；由式陪空W,空一得： 0. 02 293-527527= 0.112 169 -325 中七二-0.04 ；325(5)求危險截面的應力和彎矩

36、、一175 5 -29 彎矩：M =213067 M29 =177859N mm ；175.5M 177859 g Gang ；T1cr =oa = = =16.08MPa Q。-ib,W 0.1 父 483erm = 0 ；T 3650003 = =3 = 16.50MP a -W 0.2 "8%=m=三=8.25MPa ；(6)求截面的有效應力集中系數(shù)因為在此截面處有軸直徑的變化，過渡圓角半徑為r =1.2mm , D54r 1 2D =54 =1.125,1=12 =0.025,其應力集中可由機d48d 48械設計154頁表10-9查得：k<r=2.19,kT = 1.4

37、9。(7)求表面狀態(tài)系數(shù) P及尺寸系數(shù)6小取由機械設計156頁表10-13查得：P = 0.93 ；由機械設計156頁表10-14查得：電=0.84,t = 0.78；綜上，求安全系數(shù)(設為無限壽命，kN =1)a) A截卸處akN 仃11父293.小Sa - 6.50 ;ca十邛曲_父16.08Fw。0.93 父 0.84M =177859 N,mma =16.08MPaCT =0T = =16.50MPa=8.25MPaS(y = 6.50S 1 =k.= 9.78綜合安全系數(shù):Si =9.781 1691 49a m D 8.25 0.04 8.250.93 0.78cSiS 1S1 -

38、,S。S 16.502 9.78 2 =5.411.5；6.509.78因此，A截面處軸的強度滿足要求。Si =5.41S：1.5b) B截面處查機械設計155頁表10-10得，ko= 1.825, % = 1.625 ;92-2 _ 一 M =157184 M=153767N mm ；92由機械設計157頁表10-15得:二 一 3W =>4832，_ _，_ 一 _、214 5.5 (48-5.5)9403N *mm2 48MW53767 N g二3W尸一6 48316，_ _，_ 一 _、214 5.5 (48一5.5) =20255N.mm2 48153767=16.35MPa,

39、仃m=0；9403三=3.80MPa -M 1537677 =一 =7.59MPa ；而=而W.20255Sc2 二1 293k。.1.825Ca ,m =16.35、二0.92 0.84= 7.59 ;Sb =7.59S*211169=19.30;S| =19.30;' kt 仆1.625afT-Ta +中砂=x3.80 +0.04 m 3.800.92X0.78綜合安全系數(shù)：S2=7.06S2=S02s/7.59：19.302=7.06病】=1.5; Sa +S/J7.59 + 19.30因此，B截面處軸的強度滿足要求。>S】=1.5c) C截卸處62.5-29 一M彎矩：

40、M =157184 黑=84251N *mm62.5M 84251 門 “r1CT =6 = = =9.25MPa Q。_化W 0.1 父453Cm = 0 ；T 3650003 3 20.02 MPa -W 0.2 父45% =加=10.01MPa - 21.13, 0.027 ,其應力集中可由 機械d 45d 45設計154頁表10-9查得：kb = 2.257,ki=1.52；ckN。11父293ZZ84251N 1mmSb =10.96Sc3 一一 10.96黑。a +中¥m = -2.257 X 9.250.93 父 0.84kNJ伍1691284S 召12.84,kt .

41、，冷1.52曲十邛需m_M10.01+0.04父10.01與 T0.93M0.78S 胃二2.84S3 =8.34)6=3.51綜合安全系數(shù)：S3 .s-=096284 =8.34=3.51 ;2222.S3S3, 10.96 12.84因此，C截面處軸的強度滿足要求。d)D截面處M-27923N 妙什213067M(32.5 -9.5) =27923N *mm175.5c279230.1-453= 3.06MPa,Cm = 0 3650000.2 453= 20.03MPa；簾=a=三=10.01MPa -2，2=2=1.13，匚=12 = 0.027 ,其應力集中可由 機械 d 45 d

42、45設計154頁表10-9查得：0=2.257,口=1.52。kN。1 293Sc4 二WCTa + 中/ m =.X3.060.92 0.84= 54.90 ;ckN 1 169S 4 二 k .1 52- a ：m 1.5210.01 0.04 10.01 ； .0.92 0.78= 7.82;Sc4=54.90S 4 =7.82綜合安全系數(shù):S:-4 s 4S42_ 2. S；：4 - S .154.90 7.82,54.902 7.822= 7.74 S 1=3.51 ；S4=7.74S 1=3.51因此，D截面處軸的強度滿足要求。綜上所述，軸的強度滿足要求。六、角接觸軸承的設計及計算

43、軸承的校核校核3軸軸承7209AC,查手冊138頁續(xù)表16-2,基本額定 動載荷C =38500N ,基本額定靜載荷 C。=28500N。潤滑脂 nlim =6700r/min,a =25：。1、壽命計算S1 FaS2Fr1Fr2動載校核(1)計算內部軸向力由機械設計165頁表11-4知，7209C軸承(e電0.7) S = 0.7Fr,Fr1 =1214N則：Fr1= R12 R12 = 8352 8812 =1214N ,Fr2 = MR 22 R 22 = =4492 24752 =2515N ,Fa =1090NS=0.7 1214 =850N,S2 =0.7 2515 =1761N

44、,Si Fa S2軸承1被壓緊，軸承2被放松，故：Fa1 =S2 Fa =1761 1090 =2851NFa2 =S2 =1761N(2)計算當量動載荷由機械設計169頁查表11-7,根據(jù)載荷性質為微震、電動機作動力，選取fp=1.2,由機械設計168頁查表11-6,Fa1 2851加J= 2851 =2.35e,得：X =0.41, Y =0.87;Fr1 1214Fa2 1761=0.70 =e,得： X =1, Y=0；Fr2 2515由：P = fp(XFr YFa)P1 =1.2 (0.41 1214 0.87 2851)=3574N;P2 =1.2 1 2515 =3018N ；

45、(3)計算壽命Fr2 -2515 NS1 =850 NS2=1761 NFa1 =2851 NFa2 =176仆P1 =3574 NP2 =3108N取P1,P2中較大的值帶入壽命計算公式，106 c .10638500 3Lhi0=10 () 一10一()=1090772 14400h60n P 60 19.1 35742、靜載校核查機械設計172表11-10, X0 = 0.5, Y0 =0.38；P01 =X0Fr1 Y0Fa1 =0.5 1214 0.38 2851 =1690N；因為 P01F:1,故?。篜01=1690NC,Lh10 三09077214400h靜載校核Poi -69

46、0 NP02=X0Fr2 Y0Fa2 =0.5 2515 0.38 1761 =1927 N；因為 P02，；Fr2 ,故?。篜02= Fr2 =1927N(C ；3、極限轉速校核P1 _ 3574 C - 35800P2= 0.0998 C307635800= 0.0859；P02 -927N極限轉速校核由機械設計163頁圖11-4查得：f 11 = 1, f 12 = 1 ;.除二經3=1.98收再上=照=0.70； Fr11374Fr2 2333由機械設計163頁圖11-5查得：f21=1,f22=1；所以：f 11 f 21nlim =1父0.96父6700 =6432 ：19.1r/

47、min ,f12f22nlim =1父1父6700 =6700 ：19.1r/min ,綜上，軸承的各項指標均合格，選用 7209C型軸承符合要求。七、鍵的選擇普通平鍵具有靠側面?zhèn)鬟f轉矩、對中良好、結構簡單、裝拆方便的特點，因此，減速器的鍵選用普通平鍵。1、輸入軸與聯(lián)軸器聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接選才A A型平鍵連接。根據(jù)軸徑 d =28mm, L =62mm ,查手冊得，選用GBI095-2003系列的鍵8x56,鍵高H =7。2、軸2與蝸輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接8><56H =7選才i A型平鍵連接。根據(jù)軸徑 d =45mm,與渦輪配合的軸長度L = 70mm,查手冊得，選用GBI095-20

48、03系列的鍵14M63,鍵高H =9。14 M 633、軸3與大齒輪、聯(lián)軸器聯(lián)接米用平鍵聯(lián)接H =9與大齒輪聯(lián)接：選擇 A型平鍵連接。根據(jù)軸徑 d -48mm ,L -58mm ,查手冊得，選用 GBI095-2003系列的鍵14M 50 ,鍵高 H =9。與聯(lián)軸器聯(lián)接：選擇 A型平鍵連接。根據(jù)軸徑14M50d =40mm,L =62mm,查手冊得，選用 GBI095-2003系列的鍵H =912M56,鍵高 h =8。12M56八、潤滑與密封的選擇H =81、潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度v112m/s,潤滑故蝸桿應采用浸油潤滑。但當潤滑油沒過軸承滾動體中心時，蝸說明桿還沒有接觸到油面，所以蝸桿蝸輪采用濺油盤飛濺潤滑。大、小斜齒輪采用飛濺潤11,潤滑油選用50號機械潤滑油。蝸桿兩端軸承采用浸油潤滑。中間