渦輪蝸桿電動機卷揚機傳動裝置課程設計CAD

1、機械設計課程設計計算說明書電動機卷揚機傳動裝置專業(yè)班級學生姓名 指導教師目錄第一章 傳動裝置的總體設計11.1減速器類型及特點11.2電動機的選擇11.3減速器各級傳動比的分配 21.4傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算2第二章蝸輪蝸桿的設計62. 1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型62. 2選擇材料62. 3按齒面接觸疲勞強度計算進行設計62. 4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸72. 5校核齒根彎曲疲勞強度 82. 6效率的驗算92.7.精度等級公差和表面粗糙度的確定9第三章圓柱齒輪的設計103.1材料選擇103. 2按齒面接觸強度計算設計103. 3按齒根彎曲強度計算設計12第四章軸的設計及校核134.1

2、按扭矩初算軸徑144. 2蝸桿的結(jié)構設計144. 3蝸輪軸的設計計算154. 4蝸輪軸的結(jié)構設計164. 5軸的校核18第五章標準件的選擇及校核計算265. 3鍵的選擇及校核285.4聯(lián)軸器的選擇及校核29第六章箱體及附件的設計306. 1箱體結(jié)構設計306. 2附件的功用及結(jié)構設計31設計總結(jié)32參考文獻33附錄34第一章傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳 動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。1.1減速器類型及特點本減速器傳動方案為單級蝸輪蝸桿減速器，具有傳動比大，結(jié)構緊湊， 并且傳動平穩(wěn)。下置式蝸桿減速器潤滑條件較好，故選下置

3、式蝸輪蝸桿傳動。1.2電動機的選擇本減速器是單極蝸輪蝸桿傳動，頻繁啟動、制動，有較大的振動和沖擊, 轉(zhuǎn)動慣量小，且應具備自鎖的功能，故選yz、yzr系列的電機。主要計算過程如下：工作機所需輸入功率pwpw1500 x10601000 x 0.97=2.58 kw（式 1-1）所需電動機的輸出功率qdpw = 2.58 曲pd = 3.919 曲pd =卩"=3.919 kw（式 1-2） z傳遞裝置的效率的選擇：取自文獻【1】表12-8,因為是蝸桿傳動，采 用有潤滑，且選雙頭蝸桿。每一傳動副的效率如下：“i :剛性聯(lián)軸器的傳動效率0. 97每一對軸承效率效率0. 98每一個聯(lián)軸器傳動

4、效率0. 99久：開式齒輪的傳動效率0.975：蝸輪蝸桿的傳動效率0.75r）a = 0.658久,：工作機效率0.97總效率為:”刀45 = 0.658 （式 1-3）vxl000x60 an “cc n _ / .nr = xl000x60 = 8.377r min"兀dx310由參考文獻【1】表3-2得開式齒輪及蝸桿傳動比范圍如下：開式圓柱齒倫傳動比彳二35蝸桿傳動比z2=1040由傳動比公式得總傳動比范圍為：必二彳*匚=（35） （1040） =30200 （式 1-4）故點擊可選轉(zhuǎn)速范圍 nd = z', *n=（30200）*8. 377二251. 311675.

5、 4r/min依據(jù) pd =3. 919kw 兄“二251. 311675. 4r/min巧.二 15%每班工作不超過lomin故選電機 yzr132m6 型 卩“ =5. okw©二875i7min1.3減速器各級傳動比的分配電機轉(zhuǎn)速與工作機轉(zhuǎn)速的比值即為總傳動比總傳動比=叫=朗' 二104. 453 （式1-5）“ n 8.377開式圓柱齒輪傳動比z>3-5蝸桿傳動比z2=1040初步取開式齒輪及蝸桿傳動比如下：開式圓柱齒輪傳動比厶二4蝸桿傳動比2二仝二26. 113 （式1-6）1 - 4傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算為進行傳動零件的設計計算，就計算傳動裝置運動和動

6、力參數(shù)的計算, 即各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。一、各軸轉(zhuǎn)速斤卷=8.377r/minz； =104. 453i2 =26. 113將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為t軸tt軸ttt軸tv軸：g/一 一/ hm-v依次為電動機與1軸i軸與ii軸ii軸與iii軸iii 軸與v軸的傳動效率則各軸轉(zhuǎn)速為：n. = 875 / .26.11387533.508式(1-7)n =875r/minn2 =33.508r/ minn3 =33.508r/min1 /minn4 = 8.37717mini軸p,77. =3.919x0.99 = 3.88ii軸p =：3.88x0.75x0.98 = ：2.85 加

7、iii軸pm = p腫 3 := 2.85x0.98x0.99 =:2.77bviv軸pv = p/“2“4= 2.77x0.98x0.97：=2.63m工作機p -=2.63x0.98 = 2.58jtw2.各軸的輸出功率pf =3.919x0.98x0.99 = 3.p(f = 2.5skw 片=3.88曲p2 = 2.85kwp3 = 2tlkw鬥=2.5如力33.508 人訕nlu 33.508 o r/ 亠 、 n= = = 8377 anin 式（卜廠二、各軸的功率1 各軸的輸入功率pn =馬 25 = 3.8x0.98x0.75 = 2.79kwpm =匕 23 = 2.79x0

8、.98x0.99 = 2jkwpiv =片 24 = 2.71x0.98x0.97 = 2.58加pv = pm = 2.58x0.97 = 2.5hv三、各軸的轉(zhuǎn)矩1 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩p3 99電動機 t = 9550- = 9550x- = 42.77a - m5875t. =9550-td= 42.11 n.mt、= 42.35 nmq qq= 9550x 注= 42.352"875ii軸=9550 = 9550x = 812.27-.7； =812.277vm7；= 789.47 7v.miii軸p2 77“9550證"50x 置 59.47n”7； = 2998-2

9、77v.miv軸p2 63“955。磴= 9550x49x2757： =294127/77"9550 斜 9550x 爲= 294i.27e2.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩pq q-9550 薩 9550x = 41.47"”ii軸p2 79“9550 右= 9550x = 795.175iii軸p2 71加 9550證= 9550x 莎礦 772.368eiv軸29550 遵= 9550x 爲= 2941.27p2 5tvm = 9550二= 9550 x = 2850.07" 加nv8.377軸號功率p(jw)轉(zhuǎn)矩(n m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機軸

10、3.91942. 778750. 991軸3. 883.842. 3541.4787526. 1130. 735表1.1各軸的運動參數(shù)表2軸2. 852. 79812.27795. 1733. 5080. 973軸2. 772. 71789. 47772. 36833. 50840. 964軸2. 632. 582998.272941.27& 3770. 96工作機軸2. 582.52941.272850. 07& 377lh = 7200/?第二章蝸輪蝸桿的設計輸入功率 p = 3.88bv, i = 26.113= 875r/min壽命 lh = (2x8x300x10x1

11、5%) = 7200/?2. 1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型漸開線蝸桿相當于一個少齒數(shù)、大螺旋角的漸開線圓柱斜齒輪，并且便 于加工。根據(jù)gb/t100851998選擇zi2. 2選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿選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45-55hrc蝸輪用zcusnlopl,金屬模制造。為了節(jié)約貴重的有色金屈，僅齒面用青 銅制造，而輪芯用灰鑄鐵ht100制造。2. 3按齒面接觸疲勞強度計算進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計算進計 算，再校對齒根彎曲疲勞強度。rfl文獻【3】式(11-12),得傳動中心 距z

12、e =160 mpc因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用zcusnlopl匹配的緣故，有1ze = 60mpa2(4)確定接觸系數(shù)乙。zq=3.1先假設蝸桿分度圓直徑dl和屮心距a的比值d'la = 0.3,從文獻3圖11-18屮可查到zp =3.1(5)確定許用接觸應力訊根據(jù)選用的蝸輪材料為zcusnlopl,金屬模制造，蝸桿的螺旋齒而硬度>45hrc,可從文獻311-7屮查蝸輪的基本許用應力ah= 26smpa = 1.45xl07應力循壞次數(shù) = 60jn2£/, =60xlxx7200 = 1.45x107式(2-3)26.113i 107壽命系數(shù) khn =87 =

13、0.95 式(2-4)從 v1.45x107貝ijah = khn xah = 0.95x268mpa = 255.84mpa式(2-5)(6)計算中心距：tz>3 1.63x812.27x103x(16°x3,1)2 = 170.73mmv255.84取a=200mm,由i二26. 113,則從文獻【3】表11-2中查取模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d = 63 mm從圖'p 11-18 i|>可查z/73.0,由于zp'vzp,即以上算法有效。2. 4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸pa = 19.79mm(1)由文獻【3】表11-3得蝸桿的主要參數(shù)如下：q

14、= 10軸向尺距pa二19. 79mmjdax - 75.6mm直徑系數(shù)q二魚二10式(2-6)mdf = 47.88/?im齒頂圓直徑 da =4-2h'am = 75.6mm 式(2-7)/ = ll°18,36n齒根圓直徑d門=d-2(力：加+ c) = 47.88/wn式(2-8)sa = 9.s96mmz? = 53d2 = 333.9mmdf2 = 318.78/?imda2 = 346.5m/?2 = 26.15mm當量齒數(shù)zv23cos y53cos311.31°=54.05式(2-12)分度圓導程角 /=arctan = ll°1836n

15、 式(2-9)q蝸桿軸向齒厚sn = m7i = 9.896/?im 式(2-10)“ 2(2)有文獻【3】表11-3> 11-4得蝸輪的主要參數(shù)如下：蝸輪齒數(shù)z2 =53,變位系數(shù)x2 = 0.246驗算傳動比1=53/2=26. 5傳動比誤差26526，113x100% = 1.5%在誤差允許值內(nèi) 26.113蝸輪分度圓直徑£ = mz2 = 6x53 = 333 9如2喉圓直徑 d“2 = +2力“2 = 333.9 + 2x6.3 = 346.5mm齒根圓直徑df2 =d2 -2hf2 =333.9-2x1.2x6.3 = 318.78mm咽喉母圓半徑 r82=a-d(

16、l2 = 200 - 0.5 x 346.5 = 26.15mm2. 5校核齒根彎曲疲勞強度式(2-11)根據(jù) 花=°246厶2 = 54.05 從文獻3圖11-9中可查得齒形系數(shù)y 皿2 =2. 18y113螺旋角系數(shù)k = 1一一 =1=0.9192 式(2-13)©140°140°許用彎曲應力從文獻3表11-8屮查得有zcusnlopl制造的蝸輪的基本許用彎曲應力' =56mpa壽命系數(shù)= 0.6029.65 x107式(2-14)<tr = 56x0.602 = 33.712mpa式(2-15)1.53 x 1.63 x 81227

17、0 x 0.9192 x 2.18門(jf = 30.63mp。63x333.9x6.3彎曲強度是滿足的。2. 6效率的驗算閉式蝸桿傳動的功率損耗一般包括三部分，即嚙合摩擦損耗、軸承摩擦 損耗及浸入油池中的零件攪油吋的濺油損耗。而蝸桿傳動的總效率，主 要取決于取決于計入嚙合摩擦損耗時的效率。當蝸桿主動時，則有77 = (0.95 0.96) tan/式(2-16)tan(/+r)己知/ = 11.31° ；(pv = arctan fv:九與相對滑動速度匕有關。v =倒厲=2.943/71/5 式(2 17)60x1000 cos/從文獻3表11-8中用差值法查得：九=0.028;%

18、 = 1.604 代入式中，得 = 0.83大于原估計值。因此不用重算。2.7.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從 gb/t10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇7級精度，側(cè)隙種類為d,標注為 7d gb/t10089-1988o然后由有關手冊的要求的公差項目及表面粗糙度。此 處匆略，詳見零件圖。 =0.83第三章柱齒輪的設計卷揚機圓柱齒輪為開式，故選齒面碩度350hbs的碩齒面齒輪，其主要 失效形式為齒面疲勞點蝕，所以在設計時主要以齒面設計，齒根校核。齒輪傳動組要參數(shù)為：p二2.77kw 7v = 3o3.5o8r/min i二43.

19、1材料選擇（1）因為開式齒輪為硬齒面齒輪，失效形式為齒面疲勞點蝕，故小齒輪和 大齒輪的材料均為45鋼，調(diào)質(zhì)后表面淬火，增強其表面硬度。（2）因為吃輪為硬齒面齒輪速度屮等，故選精度等級選6級精度。初步選小齒輪齒數(shù)乙=17 ,大齒輪齒數(shù)z2=17x4 = 683. 2按齒面接觸強度計算設計由文獻【3】得式（10-21）試算，即式（3-1）（1）確定各個計算值1）試選 k, =1.32）計算小齒輪轉(zhuǎn)矩t=789. 47n.m3）由10-7選取齒寬系數(shù)©=1丄4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)乙=189.8mp&5）按圖 10-21d :小齒輪的接觸疲勞強度極限= loompa人

20、齒輪的接觸疲勞強度極限= 100 mpa6）由文獻3得式10-13計算應力系數(shù)n. = 60 jln = 60 x 33.508 x 7200 = 1.447 x 1071.447x10?4= 3.61875xl06式（3-2）7）由文獻【3】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)k,tni = 0.98,2=1.0888）計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)5=1,由文獻【3】式10-12,得(jh = 980mpaah , = «的”晌=0.98x700 = 9s0mpacyh2 = v2(7|im2 = 1.088x700 = lossmpa式(3-3)s試算小齒輪的分度圓的直徑血代入0中較

21、小值kttu±2e d %h 1d = 84.39mm=2.32 31 .3 x 7894705x x4189 .8、980)=84 .39mm(3) 計算圓周速度u7tcltn 龍x84.39x33.508 , 4o . 一、 、v =u = 0.148m/5 式(3-4)60x100060x1000(4) 計算齒寬b =恥仏=1x84.39 = 84.39mm 式(3-5)=4.96式（3-6）式（3-7）dr 84.39=z z| 17h = 2.25 x mnl =11.16mmh 84 39 齒寬與齒高之比-=7.56h 11.16（4）計算載荷系數(shù)k=2.336由文獻【3

22、】圖10-8查得動載系數(shù)kv = 1.03 ,再由文獻【3】表10-4 查得6級精度，小齒輪相對支承非對稱布置吋kh0=1517,查文獻【3】 b 84 39圖 10-13 得k陽=142,由一二一 = 7.56,心 =1.512,故載荷系邛h 11.16砂數(shù)% =102.597k = kakvkhakh =1.5x1.03x1x1.512 = 2.336(6)按實際的載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，有文獻【3】式(10-106z)mn = 6.035d嚴必詰 = 84.39x#罕p = 102.597式(3-8)計算摸數(shù)叫d cos /3102.597“*卜、mn = 6.035/22/?式(3

23、-9)乙173. 3按齒根彎曲強度計算設計由文獻【3】式(10-5)得彎曲強度計算設計式(3-10)an = 390mpactf2 = 407.14m0.91x600=390mpa如=kfn0fe0.95x600_l4-= 407.14mpo式(3-11)(1) 公式內(nèi)容的各計算值1)由文獻【3】圖10-20 c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 afel = 6qqmpa :大齒輪的彎曲疲勞強度極限(rfe2 = 600mpa :2) 由文獻3 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)k加=0.9&心池=0.953) 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數(shù)5 = 1.4,由文獻【3】式(10-12)得4

24、) 計算載荷系數(shù)kk = kakvkfakf =1.5x1.03xma2 = 2.9145) 查取齒形系數(shù)由文獻【3】表10-5查得 yfa = 2.97 yfa2 = 2.256) 計算大小齒輪的晉并加以比較2.97x1.52390= 0.011575=0-0115752.25x1.75407.14=0.009647式(3-12)加= 5.177得小齒輪的值大，故収小齒輪的數(shù)值(2)設計計算2x2.194x789470172x 0.011575 =577對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)加"大與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取加=6已可滿足彎曲強度。但為了同 時滿足

25、接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 dx = 102.597mm來計算應有的齒數(shù)，于是由z102.597= 17.0995=17計算中心距 a =(日+6)叫=(24 + 88)x5 = 28qmm(4)計算人小齒輪的分度圓直徑d、=17x6 = 102 mmd2 = 68x6 = 408m/n(5)計算齒輪寬度b = (pd d、= 1 x 102 = 102mm圓整后，b2 = 105mm ,= 110mm第四章軸的設計及校核蝸輪蝸桿減速器的軸主要有蝸桿高速軸及蝸輪低速軸，在設計時主要考可=17z2= 68a = 2s0mm目=110mmb2 = 105 mm慮軸的強度、剛度和

26、振動穩(wěn)定性等方面的問題，防止斷裂和塑性變形以及共 振和破壞。4. 1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為217-255hbs根據(jù)文獻【3】表15-2式及表15-3,取a()=110d > amm = 1 loj = 18.0718m/n 式（4-1）d = 20 mmv nv 875考慮到有鍵槽，將直徑增大 7%d = 18.0718x（1 += 19.1418/wn因此選d = 20mm4. 2蝸桿的結(jié)構設計蝸桿上的功率j轉(zhuǎn)速"， 和轉(zhuǎn)矩分t,別如下:p 7 = 3. 88kw nz=875r/min t z =42. 35nm(1)蝸桿上零件的定位，固定和裝配tca =63

27、.5252"一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿由 軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。/端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算tca = kat,查教材14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=15,則：=1.5x42.35 = 63.525"用按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連 接處電動機輸出軸的直徑查機械手冊表13-10選tl6型號彈性套柱銷聯(lián) 軸器表4.1聯(lián)軸器型號公稱轉(zhuǎn)距(nth)許用轉(zhuǎn)速(r/min)厶l軸的直 徑(mm)7z62503800608232因此1選擇段d/_ = 32mm,長度取厶

28、 =軸上鍵槽鍵寬和鍵高以 及鍵長為10x8x70端：因為定位銷鍵高度力=(0.07-01)么_取力=3mm厶一/ = 90/7772?lm_lv = 24mmllv_v = 45mm因此，d一/ = d卜 + 2/? = 44/72/7? o軸承端蓋的總長為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端而于聯(lián)軸器右端而間的距離為厶=30mm所以，ln_m = 35 + 55 = 90mmiii段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d 一二44,查機械手冊選用7209ac 型號軸承 x d x b = 45 x 85 x 19,且 即 £= 45mm, lui_v = 24mm. l y/_y/ -2

29、4mmlw_vi = 150m/7tlyvh = 24 呦角接觸球軸承右端用于軸肩定位。查文獻【1】表15-4, 7209ac型號軸承定 位軸肩高度選用/? = 4mm,因此可以確定iv -v和vi-vii段的尺寸?！緑段：直徑=45+ 2x8.5 = 62加加，軸環(huán)寬度b > 1 ah，取 l lv_v =45mm0v段：由前而的設計知蝸桿的分度圓直徑d j =63mm ,齒頂圓直徑二75. 6mm , 蝸輪的喉圓直徑d“2二346. 5,查文獻【3】表11-4變形系數(shù)也=0.246加加所以蝸桿齒寬 b =(12 + 0.1z2)7? = (124- 0x 53)x 6.3 = 108

30、.99/7?m = 110mm綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離故選 l v_vj 二 150mm圖4. 1蝸桿軸4. 3蝸輪軸的設計計算(1) 蝸倫軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩：p二2. 79kw , n/z=33. 508r/min ,t=795. 17m in(2) 求作用在軸上的力=476292?/-m2t巧產(chǎn)好嚴才= 13165nm式（4_）fr2 = frx ft2 xtanz=6.91x0.36=1733567v- m（3）初步確定軸徑的最小直徑選用45鋼，硬度217-255hb5根具文獻【3】表15-2及表15-3,取人）=110d >v ni 式（4-2）2 79d>5

31、x3= 1733.56m加d = 55 mmv 33.508考慮到鍵槽，將直徑增大 7%, 則d = 50.2196x（1x7%）加加=53.732mm所以，選用d = 55nun4. 4蝸輪軸的結(jié)構設計(1) 軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置屮，可將蝸輪安裝在箱體小央，相對兩軸承對 稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端血用軸端蓋定位，軸向采用鍵和 過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，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軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算tca = katn

32、,查文獻【3】表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 ka = 1.3,則7；“ =1.3x795.17 = 1033.721“"由輸出端開始往里設計。查機械設計手冊選用iil4彈性柱銷聯(lián)軸器。幾=1033.72 nm表4. 2聯(lián)軸器l = 82 mml 一 / = 46mml/z_/v = 55 mml /v_v 二 84mmly_vl = 86mmlv/_v/ = 22 mm型號公稱轉(zhuǎn)矩(n 加)許用轉(zhuǎn)速(r/min)l1l軸孔直徑 (mm)hl41250400084112551-11 段：dl_u = 55mm , lz_/z = 82mm o 軸上鍵槽取 16x10 ,l =

33、10 mmti-tti 段： 因 定位軸 肩高度 /? =(0.07-0.1)l = 3.8577m ,d2 =55+2x3.85 = 62.7m/?,軸承端蓋的總寬度為23mm,根據(jù)拆裝方便，取外端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離為23伽，因此l/z_;/ = 23 + 23 = 46mm ,iii- 1v段：初選用深溝球軸承，參照要求取，型號為7213ac型角接觸球軸承dxdxb = 65mmx 120m/7tx23mm,考慮到軸承右 端用套筒定位，収齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離護20mm,考慮到箱體誤差 在確定滾動軸承時應據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離s,取s二8。已知所選軸承 寬度t二23,則 l/八/

34、= t + s + o + 4 = 23 + 8 + 20 + 4 = 55tw?iiv- v段：為安裝蝸輪軸段，dlv_v = 10mm ,蝸倫齒寬厶渦輪=0.75血=0.75><75.6 = 567加加,厶/卩_1/ =(1.2 l.s)djv_v,取 l lv_v =84mmv- vi段：vi-v段右端為軸環(huán)的軸向定位。+2x4 = 78刖n,ly_vl = 86mmvt-vtt 段：dv/_vll = 65mm, lv/_w/ = 22mm o(3)軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按dlv_v = 10mm由教材表6-1查毒平鍵截面bxh = 20

35、xl2,鍵槽用銃刀加工，長為80mm, 同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合 為h1 :同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為r6片716mmx 1 qmmx70mm ,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周k6向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6o（4）參考教材表15-2,取軸端倒角為圓角和倒角尺寸2x45°,個軸肩的圓 角半徑為l-2mm圖4. 2蝸輪軸4. 5軸的校核4. 5. 1蝸桿軸的校核（1）.軸上的載荷首先確定軸承支點的位置，從文獻【1】表15-4查収得a值，対于7209ac 型軸承，a二25. 4mm,因此作為簡支梁的軸的支

36、承跨距l(xiāng)二2（45+75）二240mm你=5 =3l= 425 x103x2 = 2746.0327vn “2 £ 63q i o 77=x103x2 = 9730.698n333.9式(4-3)式(4-4)frl =fr = ft - tan 20° = 3541.287v式（4-5）= fnv2 =0.5xfr = 1770.84 n式（4-6）fnhl =尸冊2 =°5x® =4865.349 n式（4-7）=7； = 42.357v-/72mh = fnh xwo = 4865.349x 110 = 535188.39n mm式(4-8)你=27

37、46.032"耳2 = 9730.6987vf rl = 35411770.847v 仏中=4865.349 n 篤=42.352"=535188 敢力"mv=l 9479217v-mv =7vxl 10 = 1170.84x110 = 194792.4n mm式(4-9)表43軸上的載荷載荷hv支反力nfnhfnh2fnvfnv24865. 3494865. 3491170. 841170. 84彎矩mn*nun535188. 39= mg =131037.5總彎矩m=m2=mh2 + m： =569535.5054tv-mm扭矩 t=42. 35 n mm圖4

38、. 3受力分析圖可以看出中間截面是軸的危險截面，按彎扭合成應力校核軸的強度，根據(jù)文 獻【3】式(15-5)及上表屮的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動 循環(huán)變應力，故軸的計算應力.=g +(竽)=4.28mpav0 = 56mpd,故安全 ou4. 5. 2精度校核軸的疲勞強度(1) 由于軸的最小直徑是按扭矩強度為寬裕確定的，所以截面均無需校核。 由第三章附表可知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸只需校 核截面v左右兩側(cè)即可。(2) 截面v左側(cè)抗截面系數(shù) w=oad3 =0.1x523 = 140682m/式(4-10)抗扭截面系數(shù) =0.20 =0.2x523=28121.6加用式

39、(4-11)截面 v 左側(cè)彎矩 m569535 .5054 x 35 _ 10 = 406811.075 3 n - mm3 5截面 e 上扭矩 t, =42. 35 x10 n mmj 406811.0753 = 28 9328咖式("w14060.8t42350tt= 3 =l50596mpd式(4 13)28121.6軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻【3】表15-1查得(jb = 640mpd cr | = 60mpa,= 355mpt十(.(y_l=275mpa,t_l=55mpaa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)q”及按文獻【3】附表3-21 = 12 = 0.038

40、5, &二巴= 1.53d 52d 52(xa 2.0, oct = 1.31又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)務=0.82,務=0.85故有效應力集中系數(shù)k(j = 1 +1) = 1.82式(4-15)kt = -qt(at -1) = 1.26式(4-16)文獻【3】圖3-2尺寸系數(shù) =0.67,6=0.82文獻3圖 3-4 氏0.92軸未經(jīng)表面強化處理 p _ k。11? o式(4-17)又由文獻【3】3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)(pa =0.1 0.2 取(pa =0.1； (pt 0.05 0，(pt 0.05w = 14068.2加滬wt =28121.6mm36=28

41、.9328mpqtt = 1.50596mp。" = 1.82kt = 1.26計算安全系數(shù)二"sa =二3. 3946sr =二 123. 2627g + gjs ssca = /” 廠 二3. 39 >s=1. 5js+ s,故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的(3)截面v右側(cè)抗截面系數(shù)按教材表15-4屮的公式計算w =0.k/3 =0.1x623 =23832.8/nm3抗扭截面系數(shù)% = 0.2/3 二 o.2x623 = 47665.6訪式(4-17)式(4-18)式(4-19)w = 23832.8"?？wt= 47665.6mm3m - 30250 n

42、 mn彎矩7；及扭轉(zhuǎn)切應力為42350 x 譽= 30250 5”m =二 4235047665.6= 0.88848mrzrr=0.88848a/p6zt3 = 42350 n-7777776, = 1.26926mpa3025023832.8= .26926mpa過盈配合處由文獻【3】附表3-8用插值法求出并取°-8f=3. 736,故= 0.8x3.736 = 2.9888文獻【3】附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)0” =0r =0.92文獻【3】附圖3-2尺寸系數(shù)，故得綜合系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理-1 = 3.85=3.08乂由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)0 = 0.1 0.2 ?。?/p>

43、pc =0.1； （pt = 0.05 0.1,?。╬t - 0-05s° = 50.55計算安全系數(shù)sd2耳=1316.5079 n 好2=4762.92n 耳=173356n fwi =866.78 n f；v/yi =2381.46n 7； =79517n”m”=119073mmw =6847562-= 56.72st =111.47"gjv ssa = /”= 50.55 >>s二 1. 5故該軸在界面右側(cè)強度也是足夠的。4. 5. 3蝸輪軸的校核(1).軸上的載荷首先確定軸承支點的位置，從手冊中查収得a值，對于7213ac型軸承, 滬34. 1mm,因

44、此作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=2(43+34)=154mmfrl = fa. = = x103x2 = 1316.5079 "幾 d 63705 17=x103x2 = 4762.92n333.9fri = fr = f, - tan 20° = 1733.562fnv = fnv2 = 0.5x 你=866.78?/fnh = f曲 2= 0.5 x 倫=2381.46/v7； =7 =795.177v-mm” = fnh x79 = 1190.73n mmmv = fnv x79 = 68475.62n-/w7?表6. 4軸上的載荷載荷hv支反力nfnhifnh2fnv

45、fnv22381.46866. 78彎矩mn*mm1190. 7368475.62總彎矩mm嚴 m? =68485.97n-m/7?扭矩 t=795. 17 n - mmnh1' nhzfrmvhroca - 60mpa圖4. 4受力分析圖可以看出中i'可截面是軸的危險截面，按彎扭合成應力校核軸的強度，根據(jù)文 獻【3】式（15-5）及上表屮的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動 循壞變應力，故軸的計算應力他+的）2o.k/23=0.0215mpa < cr_, = 6qmpa ,故安全4. 5. 4精度校核軸的疲勞強度(1) 由于軸的最小直徑是按扭矩強度為寬裕確定的，所

46、以截而均無需校核。 由第三章附表可知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸只需校 核截面v左右兩側(cè)即可。(2) 截面v左側(cè)抗截面系數(shù) w =0.1 j3 =0.1x653 = 27462.5mm3抗扭截面系數(shù) =0.2 j3 =0.2 x653 =54925 mm3截面 v 左側(cè)彎矩 m68485 .97 x 55 _ 34 = 26149.1885 5 n - mm5 5截面 e 上扭矩7； =795. 17x10new?m 26149.18855“(jh =0.95mpah w27462.5t? 795170 一= 14.477mpa54925軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻【3】表15

47、-1查得巧=640mpa,(r j= 60mpd,= 355mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)q”及按文獻【3】附表3-2r = 2 0 = 0.031, ° = 70 = 1.08d 65d 65(xa 2.0, ocr = 1.31又由文獻【3】附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)務=0.82, qt = 0.85故有效應力集中系數(shù)k(j = 1 + 乞(a” 1) = 1.82& =1 + 務(-1) = 1.2635文獻【3】附圖3-2尺寸系數(shù)色=0.67,6=0.82文獻【3】附圖3-40”=禹=092軸未經(jīng)表面強化處理 丘_ k。七11 _ ? o0。-k備廠

48、2w = 27462.5/nm3% =54925 加oh = 0.95 mpart= 14.477mpa又rfl文獻【3】3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)% = 00.2 取(pa =0.1； (pt 0.05 0，(pt 0.05計算安全系數(shù)sc =103. 38s + %久sr =12. 8a z =12. 7 >s=1. 5+ s故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的(3)截面v右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻【3】表15-4中的公式計算w = 0.w3 =0.1x 703 = 34300加抗扭截面系數(shù)% =0.26p =0.2x70 =68600彎矩7；及扭轉(zhuǎn)切應力為m = 68485 .97 x 77

49、 一 43 = 30240.5581 爼 n mm 皿77t79517t3 795門on nunk過盈配合處亠由文獻【3】附表3-8用插值法求出并取二3. 736,故 = 0.8x3.736 = 2.9888= 12. 7 w = 34300 mm3wt = 68600 mzw3"=0.01159mpd7； =795170"nm(yh=0.ss6mpa文獻【3】附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)13.= 0.92文獻【3】附圖3-2尺寸系數(shù)，故得綜合系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理 疋_爲+')_ 3 4632 s 0。一 '又由文獻【3】表3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)代=0

50、.1 0.2取卩=0.1；©=0.05 0.1,取©=005計算安全系數(shù)cq casa = d=90.08心+sr= °】=8611kr +嘰s“= , ”=901»s=15js*故該軸在界面右側(cè)強度也是足夠的。第五章標準件的選擇及校核計算蝸輪蝸桿減速器標準件主要有軸承、聯(lián)軸器及鍵，所以選擇后的校核就極其重要。本章主要就是對這兒個標準件進行校核計算。5. 1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算s/90.1巧=1316.5nf=43339nfr = 866.787vp2 = 866.782vlh 二 218092.065"fd = 2408.34247

51、vfae = 866.78n根據(jù)條件，軸承預計壽命：lh=2x8x300x10x 15%=7200 小時(1)軸承的選擇角接觸球軸承，根據(jù)軸徑d=45mm,選擇角接觸球軸承型號為7209ac,由文獻1 表15-4主要參數(shù)如下：d=85mm b=19mm a二25. 4mm額定動載荷cr=29. 82kn 額定靜載荷co二23. 15kn極限轉(zhuǎn)速 vmax=7600r/min(2) 計算軸承壽命lhfa =巧亡=13165n該軸承所受徑向力約為巴二*£.2 =433.39/7式(5-1)對于7000ac型軸承，按表13-7軸承派生軸向力巧=0.68巴 式(5-2) fa/fr=1316

52、. 5/433. 39=3. 04>0. 68所以 x二0.41 y二0.87當量動載荷 p|x/； + t；=13230449n式(5-3) 1角接觸球軸承約為你=巴2 =866.7877式(5-4)2當量動載荷p2 = f =866.78nr所以p1>p2,應用pl核算軸承壽命因為是球軸承，所以取指數(shù)£ = 3106 c軸承壽命計算 lh=-(-)e = 218092.065/?式(5-5)60/2 p所以lh>lh，=7200h滿足壽命要求5. 2蝸輪軸上的軸承的選擇和壽命計算(1) 軸承的選擇角接觸球軸承，根據(jù)軸徑d=65mm,選擇角接觸球軸承型號為7213