蝸桿齒輪變速器的設計二級蝸輪蝸桿變速箱說明書匯總

1、課程設計成果說明書 題 目 蝸桿一齒輪變速器的設計 學生姓名： _ xxx _ 學 號: _ XXXXXX _ 學 院： 機電工程學院_ 班 級： C08 機械（1 ） _ 指導教師： XXXXX 2011 年 1 月 12 日 一、 電動機選擇 . 4 二、 傳動零件的設計 . 6 （一） . 齒輪的設計計算 6 1 高速級蝸輪蝸桿傳動的設計計算 . 6 2 低速級齒輪傳動的設計計算 . 10 （二） . 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸 15 （三） . 軸的設計計算 16 1 高速軸設計計算及校核 . 16 2 中間軸設計計算及校核 . 21 3 低速軸設計計算及校核 . 28 三、 其他附

2、件的選擇 . 32 四、 密封與潤滑 . 33 五、 總 結 . 33 六、參考文獻35 】一申.寸旳I 2聊哇痔$臟謗雖 1） 運輸帶工作拉力 F; 2） 運輸帶工作速度 V; 3） 滾筒直徑 D; 4） 滾動效率n =0.95 ; 5） 工作情況： 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35 C 左右; 7） 使用折舊期 8 年，4 年大修一次； 8） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 2. 設計方案： 設計運輸機的蝸桿-圓柱齒輪減速器； （1）原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力 F=5.5KN 運輸帶工作速度 V=0.45m/s， 卷筒直

3、徑 D=450mm. （2） 傳動裝置簡圖，如下: 、電動機的選擇 1總體傳動方案 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖 1 所示 蝸桿-圓柱齒輪減速器。傳動裝置的總效率 n a 2 2 a = 1 2 3 4 5 = 0.98 x 0.75 x 0.99 x 0.95 x 0.96 = 0.637 ; i=0.98 為軸承的效率，2=0.75 為蝸輪的效率，3=0.99 為彈性聯(lián)軸器 的效率，4=0.95 為齒輪的效率，5 = 0.96為輸送機效率。 2.電動機的選擇 卷筒軸工作效率為： 1000 疋 60v _ 1000 疋 60 漢 0.45 = 19 nr/min n nD 3.14X450

4、蝸桿齒輪傳動比i =ii i2 =6090 按工作要求和工作條件選用 丫系列三相鼠籠型異步電動機，電壓為 380v 工作機有效功率為： 愆=旦 =5500 0.45 = 2.475kw W 1000 1000 工作機所需工作功率為： Pd 二 PW = 2.475 _ 3.89kw a 0.637 工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： 60 勺000 60 匯 1000 漢 0.45 d dl nW _ 19.11kw 兀 兀 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd門花血=（6090） X 19.1 仁 1146.4 1719.9r/min 因此選擇 Y132S-4 電機其主要性能如表 1 所示，安裝尺寸如表 2

5、 所示 表 1 Y123S-4 型電動機的主要性能 型號 額 疋 功 率 /k W 鐵心長度肝m 氣 隙 長 度 /m m 疋 子 外 徑 /m m 疋 子 內(nèi) 徑 /m m 定子 線規(guī) n c-dc 每 槽 線 數(shù) 并 聯(lián) 支 路 數(shù) 繞 組 型 式 節(jié)距 槽數(shù) Z1 億 2 轉(zhuǎn)動慣量 /(kg mA 2) 質(zhì) 量 /kg Y112M- 4 4.0 135 0.3 175 110 1-1.0 6 4 6 1 單 層 交 叉 1 9/2 10/18 11 36/3 3 0.0095 43 表 2 Y112M-4 電動機的安裝尺寸 型號 H A B C D E FX GD G K b b1 b2

6、 h AA BB HA L1 Y132S-4 132 216 140 89 38 80 10X 8 33 12 280 210 135 315 60 200 18 475 3. 傳動裝置的總傳動比和傳動比分配 (1) 總傳動比 nm (2) 分配傳動比 i2(0.03 0.06)i 匕=(0.03 0.06) X 75=3.75 I 軸 T i = Td x 3=2.55 x 104 N II 軸 Tii = Ti x i 1x 4 =48.45 x 104Nmm 皿軸 T iii = Tii x i 2x 1 x 4=16.92 x 105 N =i 互=20 i2 3.75 4.傳動裝置運

7、動和動力參數(shù)的計算 (1) (1) (2) (2) 各軸轉(zhuǎn)速 I 軸 n i = nm=1440r/min H軸 n ii = ni/ i 1 = 72 r/min 皿軸 n 川=m/i 2= 20r/min 各軸輸入功率 I 軸 P i = F0 x 3 = 3.89 x 0.99 = 3.81 kW H 軸 F ii = Pi x n4 x n 1 = 3.81 x 0.75 x 0.98 = 2.74kW 皿軸 P iii = Pii x n 1 x n4 = 2.74 x 0.98 x 0.95 = 2.55kW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒軸 T IV= T III X 3 x 5 =

8、16.08 X 105 N 二、傳動零件的設計 1. 齒輪的設計計算 （一）高速級蝸輪蝸桿傳動的設計計算 1. 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB/T10085-1988 推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 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，淬火后硬度為 45-55HRC 蝸輪：鑄錫磷青銅 ZCuSn10PI,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵 HT100 3. 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校 核齒根彎曲疲勞強度，傳動中心距 （1） 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2 按 Z1=2,估取效率渦輪=0.8，則 T2 =9.55 1

9、06 p2 =9.55 1 06 = 9.55 106 竺 08 =583611N n2 n / i1 1440/20 (2) 確定載荷系數(shù) K 取載荷分布不均系數(shù) K =1，選取選用系數(shù) KA=1，取動載系數(shù) KV=1.05 , 則 K= KKA KV=1.05 (3) 確定彈性影響系數(shù) ZE = 160MP2 (4) 確定彈性系數(shù) J 設蝸桿分度圓直徑 d1和傳動中心距 a 的比值 da=0.35，因此 Z+2.9 (5) 確定許用接觸應力j 根據(jù)蝸輪材料為 ZCnSn 10P，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC 查 得蝸輪的基本許用應力J ?=268Mpa 應力循環(huán)次數(shù) N=60j

10、n 2 Lh=60X 1X 空 x 19200=8.42 x 107 19.7 =0.7662 則，；H= KHN X ?=0.7662 x 268=205.3Mpa (6) 計算中心距壽命系數(shù)KHN 107 8.42 107 160 工 2 9 a_ 31.05 583611 ( )2 =145.55mm 205.3 取中心距 a= 160mm,i=20, 因此，取 m=6.3,蝸桿分度圓直徑 d1=63mm 這時 dJa=0.39 ,查圖 11 18 可查得接觸系數(shù)z/=2.72 因為，Zr 因此，以上計算結果可用 4. 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及尺寸 (1)蝸桿： 軸向齒距 Pa =：m=3

11、.14X 6.3=19.792 mm；直徑系數(shù) q=d1/m=10;齒頂圓直 徑 da1= d 1+2ha* X m=63+2 1X 6.3=75.6 mm；齒根圓直徑 df1= d 廠 2m(ha*+c*)=63 -2X 6.3(1+0.2)=47.88 m；分度圓導程角 =11?I836; 蝸桿軸向齒厚 Sa=m/2=9.896 mm。 蝸輪： 蝸輪齒數(shù)Z2=41;變位系數(shù) x2 =-0.1032; 驗算傳動比 i= Z 2/z 1=41/2=20.5,傳動比誤差(20.5 - 20) /20=2.5%,是 允許的。 蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=6.3 X 41=258.3 m 蝸輪喉圓

12、直徑 d a2 = d 2+2ha2 = d2 * 2m(h2* 必)=258.3+2 X 6.3(1 - 0.1032)=269.6 mm 蝸輪齒根圓直徑 df2 = d 2 一 2h f2 = d2 -2m(ha* -x2 - c*) = 258.3 2X 6.3 X (1 0.1032+0.2)=241.88 mm 蝸輪咽喉母圓半徑 r g2=a d a2/2=160 269.6/2=25.2 m 5. 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) Zv2= z 2/(cos ) 3=41/(cos11.31 ? 3= 43.48 根據(jù) X2=-0.1032, z v2=43.48 ,因此，YFa2

13、=2.46 y 螺旋角系數(shù) 丫 =1 =1 11.31 ?140?=0.9192 H 140。 許用彎曲應力；F= ；F KFN 由 ZCuSn10PI 制造的蝸輪的基本許用應力；F =56Mpa 壽命系數(shù) KFNTW7 = 611 -F=56 X 0.611 = 34.216MPa 1.53 1.05 578457 63 258.3 6.3 彎曲強度滿足。 1.53KT2 dd2m 浪2丫亡匸F 2.46 0.9192=20MPa 6. 驗算效率 =(0.95 0.96 ) tan /tan( + J 用插值法得 fv =0.00223、v = 1.2782 代入得=0.855 ,大于原估計

14、值，因此不用計算 7. 熱平衡計算 a 175 160.65 1 75 2 A33(1C0). “33 (時). 756m 取 t=20 C 從 K=14-17.5 取 K=17W/(m2 C) 1P1(_)t000 他6-0.855) KA 17 江 0.756 =67.57 C 85 C (二)低速級齒輪傳動的設計計算 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，選用斜齒圓柱齒輪傳動 已知 =11?I836 = 11.31 ? v=arcta nf d 1 60 1000cos n 匯63X440 60 1000cos11.31 =4.844m/s 蝸桿速度: d

15、n 3.14 63 1440 v = 60 1000 60 1000 = 4.75m/s 由式(8-14) 20 (2)運輸機為一般工作機，速度不高，故選用 7 級精度(GB10095- 88) （3） 材料選擇。 由表101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 二者材料硬度差 為 40HBS （4） 選小齒輪齒數(shù)zi =24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 3.75 X 24 = 90,初選螺旋角一：= 14? 2. 按齒面接觸強度設計 按式（10 21）試算，即 円 J：2KtT u+1 ZHZE I2 dt_ 肘THTj （

16、1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選 Kt = 1.6 2） 由圖 10 30 選取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.433 3） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Tn =48.45 X 104 N 伽 4） 由表 10 7 選取尺寬系數(shù)d = 1 5） 由圖 10 26 查得:=0.78 , ；：2 = 0.87，則；：.=；+ ；沁=1.65 6） 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8Mpa 7） 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Fm3 =600MPa ;大齒輪的解除疲勞強度極限 二Hlim4= 550MPa = 550MPa 8） 由式 10 13 計算應力循環(huán)次

17、數(shù) N60nn jLh = 60 X 73 X 1X 19200= 8.4 X 107 =2.8 X 107 9） 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3 = 0.98 ; KHN4 = 0.97 10） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S= 1,由式（10 12）得 二Hb 二心腫訕3 = o.98 600 =588MPa S 1 4= KHNlim 0.97 550 =533.5MPa S 1 J *H3 Z】4 =588 533.5=560.75Mpa 2 2 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算器公式得 d1t b 勺.6 漢44.12804

18、3十1 *2.433漢189.8 1 1.65 560.75 =91.8 mm 2）計算圓周速度 n dn口 兀漢91.8漢 72 n / v= 衛(wèi)= =0.346m/s 60 1000 60 1000 3）計算齒寬 b 及模數(shù)mnt b 二 dd1tb = 91.8 m h=2.25 mnt =2.25 X 3.7mm=8.35m b/h=91.8/8.35=10.994 4） 計算縱向重合度匚 = 0.318： tanB =0.318 X 1 X 24X tan 14 ?=1.903 5） 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取使用系數(shù) KA = 1 根據(jù) v=0.346m/s,7 級精度

19、，由表 10 8 查得動載系數(shù)Kv=1.01 ;由表 10 4 查得KH =1.429，由圖 1013 查得KF ： = 1.36,由表 103 查得 心：.=心：=1.4。故載荷系數(shù) K 二 KAKVKH：KH ：=1 X 1.01 X 1.4 X 1.429=2.02 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ mm 7）計算模數(shù)mn mnt g cosB Zi 91.8 cos14 24 =3.71 mm 10 10a）得 mn d1 cosB 99.24 cos14 24 =4.01 mm S 譜=99.24 3. 按齒根彎曲強度設計2 由式(10 17) m 3 2KTYCO

20、S 卩 YFaYsa mn J 72 - r I d Zl e a b F （1）確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) K =KAKVKF-KFF：=1X 1.01 x 1.4 x 1.36=1.923 2） 根據(jù)縱向重合度；：=1.903，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88 3） 計算當量齒數(shù) Z-! 24 Zv1 3 討： 3 = 26.27 cos - cos 14 5-仝匕=98.61 cos 戸 cos 14 4） 查取齒型系數(shù) 由表 10- 5 查得 Yra1 =2.5919 ; Yra2=2.222 5） 查取應力校正系數(shù) 由表 10- 5 查得 Ysa1 = 1.59

21、6 ； Ysa2 = 1.7676 6） 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 飛1=500 Mpa,;大齒輪 的彎曲疲勞強度極限-FE2=380Mpa 7）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.94 , KFN2=0.98 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= 1.4，由式（1012）得 K FN 2 FE 2 0.98匯380 =266 S - 1.4 9）計算大、小齒輪的 片畀 并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 3 2 1.932 44.128 104 0.88 cos214 1241.65 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)

22、 mn大于由齒根彎曲 疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn =3,已可滿足彎曲強度。但是為了同時 滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算分度圓直徑 d1 =99.24 來計算 二 F 1 K FN1二 FE1 S 0.94 500 1.4 =335.71 二 F 2 YFa3Ysa 2.5919 1.596 335.71 =0.01232 mn 0.01477 =2.8 mm di cosB =32.1 =2.222 1.7676 =0.01477 266 取 Z1 =32, z?=uX Z1 =120 4. 幾何尺寸計算 (1) 計算中心距 w Z2 mn (32 120) 3 , a - - - =2

23、34.98 mm 2cosB 2=1.2 右 14 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 6 6 12 機蓋肋厚 m1 m 0.85色 8.5 機座肋厚 m m2 & 0.856 8.5 軸承端蓋外徑 D2 97, 170, 185 軸承端蓋凸緣厚度 e 12, 15 軸承旁連接螺栓距離 s 179, 197 表 5 連接螺栓扳手空間Ci、C2值和沉頭直徑表 伽 螺栓直徑 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 C1 min 13 16 18 22 26 34 40 C2 min 11 14 16 20 24 28 34 沉頭座直徑 20 24 26 32 40 48 60 3.軸的設計

24、計算 （一） I 軸的設計計算 1. 軸 I 上的功率 R=3.81kw,轉(zhuǎn)速 ni=1440r/min,轉(zhuǎn)矩=2.58 X lO4Nmm, 軸 II 上的轉(zhuǎn)距T2 = 48.45 X 104 2. 求作用在蝸桿蝸輪上的力 已知蝸桿的分度圓直徑di =63 伽，蝸輪分度圓直徑d? = 258.3 mm 而 Ri 二 Fa2 2T； _2 2.58 104 d1 一 63 = 819N Fa1 4 L 2 漢 48.450 =Ft2 : 258.3 = 3751N Fr1 = Fr2 二 Ft2 tan： -3451 tan20 =1256N 3 初步確定軸的最小直徑，取 A0 = 112，于是

25、得 I p J 3 81 dmin 二人3 1 =112 3 一“ =1549 伽 n1 .1440 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取KA=1.5 Tea 二心入=1.3 2.55 104 =33150Nmm 選用 LT4 彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63000Nmm。半聯(lián)軸器的孔 徑di = 20 mm,故取di=20mm,半聯(lián)軸器長度 L = 52 mm,半聯(lián)軸器與配合 的轂孔長度L1 = 38 m 4.軸的結構設計 (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)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-11 軸段右端需制定一軸肩，軸 肩高度 h=

26、2.5mm,di斗=25mm 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直 徑=30mm 半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度L1=38mm 為了保證軸端擋圈只壓在按式（13 11）得 FaFd2 Fae=3552.3N 半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故 1-11 段的長度略短一些，現(xiàn)取 L,=36mm 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)dp = 25mm 選取 32306,其尺寸 d D T =30mm 72mm 28.75mm，故 dm 1V = dVN V川=30 mm,而 IIII _LV = IVII 衛(wèi)III =50mm 軸肩咼度 h=3mm,

27、因此 div _ = dvi _VH =36 mm 3) 取蝸桿軸軸段直徑dv_Vi =75.6mm,蝸桿齒寬_ (10.5 - zjm=79 mm,經(jīng)磨削 后 b, = 79+25=104m,即 LVy = 141 m 4) 軸承端蓋的總寬度為 25mm 由減速器及軸承端蓋的結構設計而定， 根 據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián) 軸器左端面間的距離 15mm 故Ln=40mm 5) 為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取liv亠=Ivi M =65 m 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 (3) 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 b

28、 h =6mm 6mm，長為L -25mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7 ;滾動軸承 k6 的配合是由過盈配合來保證的 (4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2 取軸端倒角 1X45?各軸肩處的圓角半徑取 R1。 5.軸的強度計算 (1) 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2 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: 貝 S Friv -985.4N , Fr2v =258.6N FriH 二 Fr2H =444.5N Fri f：F2riv F2rhf985.42 444.52 -1081N Fr2 二 ，可Fl h；$258.62 444.52 =5 1 43N (2

29、)求兩軸承的計算軸向力Fai和Fa2 對于圓錐滾子軸承，按表 13-7,軸承的派生軸向力Fd二旦,其中，Y 2Y 是對應表 13-5 中Fd =旦e的 Y 值，其值由軸承手冊查出。手冊上 Fr 查的 32306 的基本額定載荷 C=81500N, c=96500N e=0.31, Y=1.Q 因此可得 Fdfrl=284.5N 2Y Fd2 二見=135.3N 2Y Fa2= Fd2=135.3N 按式（13 11）得 FaFd2 Fae=3552.3N 因為也二 3.286 e ,故 X=0.40, Y =1.9; Fr1 皂=0.31： e, 故 X=1, Y=0; F r2 因軸承運轉(zhuǎn)過

30、程中載荷較平穩(wěn)，按表 13 6, fp=1.1。貝卩 R = fp(XiFn +FaJ =7899.9N P2 二 fp(X22 Y2Fa2)=565.7N (3)驗算軸承壽命 因為F2汕，所以按軸承 1 的的受力大小驗算 Lh 二世(C) 10 (81500 尸=27665.6h 19200h 60n P 60X440 7899.9 故所選選軸承滿足壽命要求。 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置 時，應從手冊中查取 a 值。對于 30313 型圓錐滾子軸承，由手冊 中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭 矩圖。 從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中

31、 載荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F Fr1 = 1081N, Fr2 = =514.3N Fr1H =444.5J,Fr2H =444.5N 彎矩 M Mvi =145937.7N.mmMv2 =38298.7N.mm MH = 65830.4N.mm Mj = J145937.72 + 65830.42 =160 0 98N.mm 總彎矩 M2 =丁38298.72 +65830.42 =76161N.mm 扭矩 T T, =255000N.mm 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，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)

32、，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力 為脈動循環(huán)應變。應取=0.6，軸的計算應力為 已知選用軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1 查得_=60MPa。因 此- ca十，故安全。 （二） II 軸的設計計算 1.軸 II 上的功率 P2=2.74kw，轉(zhuǎn)速 n72r/min，轉(zhuǎn)矩 T? = 48.45 X 104 軸 III 上的功率 P3 =2.55kw，轉(zhuǎn)速 n3=20r/min，轉(zhuǎn)矩 T3 = 16.92 X 105 2.求作用在齒輪上的力 Fr2 二 Fr1 = Ft2 tan ： - 3442 tan20 =1253N 小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑 d4 = 371 mm = 11

33、393.93N Fa3 二 Fa4 二 Ft3ta J： =11393.93 tan 14 828（2840.82Nca 抑+（訂）2 W 1600982 （0.6 255000）2 0.1x63 =9.28MPa 蝸輪: Fa2 = Ft1 2T _2 2.55 104 d1 一 63 = 810N Ft2 二 Fa1 2 44.45 104 258.3 二3442N Fr3 = Fr4 Ft3 ta n：n 11393.93 tan 20 cos14 8 28 = 4275 N 2 16.92 105 297 3. 初步確定軸的最小直徑，取 Ao =112 dmin =Ao會=112 彳劣

34、=37 mm 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）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 選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù) di=50mm 選取 7310B,其尺寸 d D B = 50mm 110mm 27mm 故dI UI = dV I =50 mm, （2）取安裝齒輪處的軸段直徑di * =dn =55mm 齒輪的又端與軸承之間 采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短 于輪轂寬度，蝸輪寬度 B乞0.75da1 = 0.75 75.6 = 56.7 mm,取其寬度為 56 m, 故

35、取LII丿=52mm小齒輪B2=106 m,故取LIV*=102mm 齒輪的采用軸肩定 位，軸肩高度 h=5mmd川亠=65mmL川亠=40 m (3) 為了保證蝸輪蝸桿的嚙合，取為了保證斜齒的嚙合，取蝸輪端面到 內(nèi)機壁的距離q = 22mm ;為了保證斜齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機壁 的距離a9mm ;考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱 體內(nèi)壁一段距離取=10mm 已知滾動軸承寬度B = 27mm，貝 LI=T+ ：2 +ai+(56 52)=63mm, LV V =T+ j + a? +(106 102)=55mm 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 (4) 軸上零件的周向定

36、位 按d|由表查得平鍵截面 b h=16mm 10mm，長為L =45mm，按dIV由表查 得平鍵截面b h =16mm 10mm，長為L =90mm，同時為了保證齒輪和軸配 合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 也；滾動軸承的配合 n6 是由過盈配合來保證的 (5) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2 取軸端倒角 2X45?各軸肩處的圓角半徑取 R2。 6. 軸的強度計算 (1)求兩軸承受到的徑向載荷FM和Fr2 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： 貝 S FMV -2824.8N , =1629.2N Fr1H =6128.7N , Fr2H = 99

37、3.5N Fri F2ri廠F2rih 二.2824.82 6128.72 =6748.4N Fr,；.?F2r2v - F2r2 1629.22 (-993.5)2 = 1908N (2) 求兩軸承的計算軸向力Fai和Fa2及軸上軸向力 對于角接觸球軸承 7310B,按表 13-7,軸承的派生軸向力Fd=1.14Fr, 其中，丫是對應表 13-5 中Fd二空e的 Y 值，其值由軸承手冊查出。 Fr 手冊上查的 7310B 的基本額定載荷 C=68200N, C=48000N; e= 1.14。Fae 二 Fa3-Fa2 = 1265.7N 因此可得 Fd1 =1.14Fr1=7693N Fd

38、2 =1.14F2=2175N 按式(1312)得 Fa1 二 Fd1=7693N Fa2 二 Fd1 -Fae=6427.3N 因為晶=1.14空e，故 X=1, Y=0 Fr1 嚴二 3.37 e,故 X=0.35,Y=0.57 Fr2 因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表 13 6, fp=1.1。則 R = fpF” +Fa1)=7423N P2 二 fp(X2&2 Y2Fa2)=4764.5N (3) 驗算軸承壽命 因為P2 :：: Pi，所以按軸承 1 的的受力大小驗算 106 C 戸 106 62800 3 Lh ( ) ( ) =138250h 19200h 60n P 6

39、0 x73 7423 故所選選軸承滿足壽命要求。 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置 時，應從手冊中查取 a 值。對于角接觸球軸承 7310B,由手冊中查 得 a=47.5mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中 載荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F Fr1 =6748.4N,Fr2 =1908N Fr1H =6128.7N，F(xiàn)r2H=-993.5N 彎矩 M Mv = -111579.6N.mm M H1 = 242083.7N .mm 皿右=-4921.9N.mm M H2 =51165.3N.mm 皿辺左=-3091

40、0.6N.mm M v2 右=83903.8N.mm M = 111579.6 2 +242083.72 =266561N.mm 總彎矩 皿佑=j4921.92 +242083.72 =242133.7N.mm 皿2左=V51165.32 2 + 30910.6 = 59777.5N.mm 皿2右=(83903.82 2 + 51165.3 = 98273.8N.mm 扭矩 T T2 二 二 441280N.mm 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，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)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力 為脈動循環(huán)應變

41、。應取=0.6，軸的計算應力為 已知選用軸的材料為 45 鋼， 調(diào)質(zhì)處理， 由表 15-1 查得d=60MPao因 此- ca ：U，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度 1 判斷截面 II 左右兩側(cè)為危險截面 2、截面 II 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1 x 503=12500mm 抗扭截面系數(shù) WT=0.2 d 3=0.2 x 503=25000 mn3 截面 II 左側(cè)的彎矩 M 為 M=111579.6x 24/52=51498.3N mm 截面 II 上的扭矩 T=484500N- mm 截面上的彎曲應力 =M/W=13.9Mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 T = T/ W T

42、 =484500/25000=19.38Mpa 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表 15-1 得 ；B=640Mpa,；4=275Mpa, 4=155Mpa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)：上及一按表查取，因 r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1, 經(jīng)插值后可查得 ,=2.0 , :=1.36ca 1 右(:T2)2 W .266560號(0.6 441280)2 0.1 疋 553 =22.58MPa 軸的材料的敏性系數(shù)為 q 匚=0.82 q =0.85 故有效應力集中系數(shù)為 k；=1+ q -1）=1.82 k =1+ q （: -1）=1.306 由尺寸

43、系數(shù)=0.63.扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)；=0.78 軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù) 上=1=0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q=1，則得綜合系數(shù)為 K 廣 k =+1/1=2.99 K = k /； +1/ ： -1=1.76 碳鋼的特性系數(shù)-=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取 =0.05 計算安全系數(shù) Sca值，則得： S 嚴 J（ K；=a+ im） =6.62 S = J（ K a+ m） =14.93 S ca=（SS ） /（SJ + S 2）1/2=6.05S=1.5 故可知其安全 截面 II 右端 抗彎截面系數(shù) W=0.1c3=0.1*55 3=16638mfri 抗扭截面

44、系數(shù) W=02 d 3=0.2*55 3=33275mm 彎矩 M 及彎曲應力為： M=51498.3N mm 6 二 M/W=113.9Mpa 扭矩 T 及扭轉(zhuǎn)切應力為：T=441280N- mm T = T2/ WT =4.12Mpa 過盈配合處的 k J ；匚，用插值法求出，并取 k / ； =0.8 k匸，得 k J ；._=3.16 k / ； =0.8 k .-/ .-=2.53 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 上=1=0.92 故得綜合系數(shù)為：K-= k J =+1/ -1=3.25 K = k / ； +1/ ： -1=2.62 因此，軸在截面 IV 右側(cè)的安全系數(shù)為： S 、

45、=二 J（ K 廣 a+ Jm） =6.09 S = 4/ （ K a+ m）=15.3 S ca=（S-S ） /（S；2 + S 2）1/2=5.66S=1.5 故該軸在截面 II 右側(cè)的強度也足夠 (三)III 軸的設計計算 1 軸 III 上的功率巳=2.55kw，轉(zhuǎn)速 n20r/min，轉(zhuǎn)矩 T3 = 16.92 X 105 2 求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑d4 = 371 mm 4 二 F3 二 3 - n 二 9121.29 仙 20 =彳厶? cos - cos14 8 28 Fa4 二 Fa3 二 Ft3tan ： =9121.29 tan 14 8 28 =

46、2274.19N 3 初步確定軸的最小直徑，取 A。= 112 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取KA=1.3 Tca=KAT3 =1.3 16.92 105 -2199600N 選用 HL5 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 2000000N-m。半聯(lián)軸器的 孔徑dI = 60 m,故取dp =60 m,半聯(lián)軸器長度 L= 142 m,半聯(lián)軸器與配 合的轂孔長度L1 = 107 m 4 軸的機構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 Ft4 二 Ft3 2T3 d4 2 16.92 105 371 = 9121.29N 如圖所示的裝配方案 _ -K - K I II HI IV V VI VII VHI （2）

47、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-11 軸段左端需制定一軸肩，軸 肩高度 h=3mm,（d|=66mm;右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直 徑=68mm 半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度Li=107mm 故 1-11 段的長度略短一 些，現(xiàn)取 L, _L, =104mm 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 角接觸球軸承，根據(jù)dp =66 伽,選取 7214AC 軸承，其尺寸 d D B = 70mm 125mm 24mm 故 d III _LV - dvii -viii = 70 mm 3） 取安裝大齒輪處的軸段直徑

48、dvi a, =75mm 齒輪的左端與軸承之間采用套 筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂 寬度，其寬度為 100 故取LVII Vi =54mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán) 高度 h=6mmdV “ =87mmLVy =9 m 4） 軸承端蓋的總寬度為 47mm 由減速器及軸承端蓋的結構設計而定， 根 據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián) 軸器左端面間的距離 15mm 故LIII =62mm 5） 為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內(nèi)機壁的距離 a=12mm ;考慮到 箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離 2,取 也2=10

49、mm 已知滾動軸承寬度 B=24mm,貝 y L川V =B+也2+a =46mm, LV V =B+ 2+a +（100 96）=50mm 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 6） 軸上零件的周向定位 為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按di由表查得平鍵截面 b h =18mm 11mm ,長為L = 90mm ,半聯(lián)軸器與軸的配合為 也；按dw僅由 k6 表查得平鍵截面b h =20mm 12mm ,長為L =80mm，同時為了保證齒輪和 軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；滾動軸承的 n6 配合是由過盈配合來保證的 7） 確定軸上圓角和倒角

50、尺寸 參考表 15-2 取軸端倒角 2X45?各軸肩處的圓角半徑取 R2。 5 精確校核軸的疲勞強度 1 判斷截面 VII 左右兩側(cè)為危險截面 2、截面 VII 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1 x703=34300mm 抗扭截面系數(shù) WT=0.2 d 3=0.2 x 503=68600 mn3 截面 VII 右側(cè)的彎矩 M 為 M 二510009.7 x (86-48)/86=225353.13N 截面 VII 上的扭矩 T=1692000N- mm 截面上的彎曲應力-b=M/W=6.57Mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 T = T/ WT =1692000/68600=24.661Mp

51、a 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表 15-1 得 ；和=640Mpa,； =275Mpa,丄=155Mpa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)：上及按表查取，因 r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07, 經(jīng)插值后可查得：匚=2.0 , ：=1.32 軸的材料的敏性系數(shù)為 q；=0.82 q =0.85 故有效應力集中系數(shù)為 k；=1+ q ；( ： c-1)=1.82 k =1+ q-1)=1.272 由尺寸系數(shù).-=0.68,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)；=0.81 軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù) 上=0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q=1，則得綜合系數(shù)為 K 產(chǎn) k J

52、=+1/ -仁 2.76mm 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 = =0.92 K = k / +1K -1=1.66 碳鋼的特性系數(shù) 匚=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取 =0.05 計算安全系數(shù) Sca值，則得： S / ( K；a+ ”m ) =14.42 S =(K a+ m) =9.79 S ca= (S S ) / (SJ + S 2) 1/2=8.1S=1.5 故可知其安全 截面 VII 左端 抗彎截面系數(shù) W=0.1c3=0.1 x753=42188mm 抗扭截面系數(shù) WT=0.2 c 3=0.2 x 753=84375mrm 彎矩 M 及彎曲應力為：M=225353.1N mm -b =M/W=5.34Mpa 扭矩 T 及扭轉(zhuǎn)切應力為：T=1692000N mm T = T2/ WT=20Mpa 過盈配合處的 kJ ；一用插值法求出，并取 k / .=0.8 k J 得 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 = =0.92 k .-/ ;-=3.16 k ./【2=0.8 k J ；_-=2.53 故得綜合系數(shù)為：K-= kJ =+1/ 上-1=3.25 K = k / +1