機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計-一級蝸桿減速器設(shè)計F=5500_v=0.4_D=300

1、減速器設(shè)計說明書全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411目 錄第一章 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2設(shè)計步驟1第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1第三章 選擇電動機(jī)23.1電動機(jī)類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3選擇電動機(jī)容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第四章 計算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)44.1電動機(jī)輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3低速軸的參數(shù)44.4工作機(jī)的參數(shù)4第五章 鏈傳動設(shè)計計算5第六章 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算66.1選擇蝸桿傳動類型66.2選擇材料66.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計66.4蝸桿

2、與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸76.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度86.6驗(yàn)算效率96.7熱平衡計算9第七章 軸的設(shè)計97.1高速軸設(shè)計計算97.2低速軸設(shè)計計算15第八章 滾動軸承壽命校核218.1高速軸上的軸承校核218.2低速軸上的軸承校核22第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算249.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核249.2低速軸與渦輪鍵連接校核249.3低速軸與鏈輪鍵連接校核24第十章 聯(lián)軸器的選擇2410.1高速軸上聯(lián)軸器24第十一章 減速器的密封與潤滑2511.1減速器的密封2511.2軸承的潤滑25第十二章 減速器附件2612.1油面指示器2612.2通氣器2612.3放油塞2612.4窺視孔蓋2712.5

3、定位銷2712.6起蓋螺釘27第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸28第十四章 設(shè)計小結(jié)29第十五章 參考文獻(xiàn)29第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目 一級蝸桿減速器，拉力F=5500N，速度v=0.4m/s，直徑D=300mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機(jī)的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5.鏈傳動設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤

4、滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，后置外傳動為鏈傳動，減速器為一級渦輪蝸桿減速器器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 一級渦輪蝸桿減速器機(jī)械結(jié)構(gòu)緊湊、體積外形輕巧、小型高效；熱交換性能好、散熱快；安裝簡易、靈活輕捷、性能優(yōu)越、易于維護(hù)檢修；運(yùn)行平穩(wěn)、噪音小、經(jīng)久耐用；使用性強(qiáng)、安全可靠性大； 和齒輪傳動比較,鏈傳動可以在兩軸中心相距較遠(yuǎn)的情況下傳遞運(yùn)動和動力;能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚(yáng)的不良環(huán)境中工作;和帶傳動比較,它能保證準(zhǔn)確的平均傳動比,傳遞功率較大,且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高,一般可達(dá)0.950.97;鏈條的鉸鏈磨損后,

5、使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象;安裝和維修要求較高。第三章 選擇電動機(jī)3.1電動機(jī)類型的選擇 按照要求選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.98 鏈傳動的效率：c=0.96 蝸桿副的效率：3=0.8 工作機(jī)的效率：w=0.97a=1×23×3×c×w=0.6943.3選擇電動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=F×V1000=5500×0.41000=2.2kW 電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.20.694=3.17kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60&#

6、215;1000×V×D=60×1000×0.4×300=25.48rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，鏈傳動比范圍為：26，一級蝸桿傳動比范圍為：1040，因此理論傳動比范圍為：20240?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(20240)×25.48=510-6115r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y112M-2的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=2890r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=3000r/min。方案電機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)

7、速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890圖3-1 電機(jī)主要外形尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112400×265190×1401228×608×243.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=289025.48=113.422 （2

8、）分配傳動裝置傳動比 取鏈傳動比：ic=3 減速器傳動比為i1=iaic=37.81第四章 計算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機(jī)輸出參數(shù)P0=3.17kWn0=nm=2890rpmT0=9550000×P0n0=9550000×3.172890=10475.26Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×1=3.17×0.99=3.14kWn=n0=2890rpmT=9550000×Pn=9550000×3.142890=10376.12Nmm4.3低速軸的參數(shù)P=P×2×3=3.14×0.98×0

9、.8=2.46kWn=ni1=289037.81=76.43rpmT=9550000×Pn=9550000×2.4676.43=307379.3Nmm4.4工作機(jī)的參數(shù)P=P×c×2×2×w=2.46×0.96×0.98×0.98×0.97=2.2kWn=ni2=76.433=25.48rpmT=9550000×Pn=9550000×2.225.48=824568.29Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸2890

10、3.1710475.26高速軸28903.1410376.12低速軸76.432.46307379.3工作機(jī)25.482.2824568.29第五章 鏈傳動設(shè)計計算 1.確定鏈輪齒數(shù) 由傳動比取小鏈輪齒數(shù)Z1=21，因?yàn)殒溳嘄X數(shù)最好為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=63，所以取Z2=65。 實(shí)際傳動比i=z2/z1=3.1 2.確定鏈條型號和節(jié)距 查表得工況系數(shù)KA=1 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)：Kz=1.22 取單排鏈,則計算功率為:Pca=KA×Kz×P=1×1.22×2.46kW=3.001kW 選擇鏈條型號和節(jié)距： 根據(jù)Pca=3.001kW，n

11、1=76.43r/min，查圖選擇鏈號12A-1，節(jié)距p=19.05mm。 3.計算鏈長 初選中心距a0=40×p=40×19.05=762mm 則，鏈長為:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×76219.05+21+652+19.05762×21-652×2=124.227節(jié) 取Lp=124節(jié) 采用線性插值，計算得到中心距計算系數(shù)f1=0.24532則鏈傳動的最大中心距為：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×19.05

12、5;2×124.227-21+65=759.2mm 計算鏈速v，確定潤滑方式v=z1×n×p60×1000=21×76.43×19.0560×1000=0.51，合適 按v=0.51m/s，鏈號12A，查圖選用滴油潤滑。 4.作用在軸上的力 有效圓周力F=1000×Pcav=1000×3.0010.51=5884N 作用在軸上的力Fp1.15×F=1.15×5884=6767N 鏈輪尺寸及結(jié)構(gòu) 分度圓直徑d1=psin180°z1=19.05sin180°21=12

13、7.88mmd2=psin180°z2=19.05sin180°65=394.5mm第六章 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算6.1選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）6.2選擇材料 考慮到蝸桿傳遞的功率不大，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，硬度未4555HRC。渦輪用鑄錫磷青銅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HT100制造。6.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 （1）確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按Z1=2，故取效率=0.8 T2=9.55

14、×106×P2n2=307379.3Nmm （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)載荷系數(shù)K=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1.05；則K=KA×KV×K=1×1.05×1=1.05 （3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa。 （4）確定渦輪齒數(shù)z2z2=z1×i12=2×37.81=76 （5）確定許用接觸應(yīng)力H 根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>

15、;45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應(yīng)力H'=268MPa。應(yīng)力循環(huán)系數(shù) NL=60×n×j×Lh=60×76.43×1×48000=2.201×108 故壽命系數(shù)為：KNH=8107NL=81072.201×108=0.68H=KNH×H'=182MPa （6）計算m2×d1值m2×d1K×T2×480z2×H2=1.05×307379.3×48076×1822=388.67 因z1=2，故從表1

16、1-2中取模數(shù)m=4mm，蝸桿分度圓直徑d1=40mm6.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）蝸桿 軸向齒距pa=12.566mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=48mm；齒根圓直徑df1=30.4mm；分度圓導(dǎo)程角=11°18'36"；蝸桿軸向齒厚sa=6mmd1=40mm，d2=304mm，a=12×d1+d2=12×40+304=172mm 齒頂圓直徑da1=d1+2×ha1=40+2×4=48mmda2=d2+2×ha2=304+2×4=312mm 齒根圓直徑df1=d1-2.4×

17、;m=40-2.4×4=30.4mmdf2=d2-2.4×m=304-2.4×4=294.4mm （2）渦輪 分度圓直徑為：d2=m×z2=4×76=304mm 渦輪齒頂圓直徑da2=d2+2×m=304+2×4=312 渦輪齒根圓直徑df2=d2-2.4×m=304-2.4×4=294.4 外圓直徑de2=da2+1.5×m=312+1.5×4=318 齒寬b2=2×m×0.5+q+1=2×4×0.5+10+1=30.53mm 齒寬角=2arc

18、sinb2d1=2arcsin30.5340=99.5° 咽喉母圓半徑r02=a-da22=172-3122=16mm （3）中心距a=12×d1+d2=0.5×40+304=172mm6.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F=1.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×YF 當(dāng)量齒數(shù)zv2=z2cos3=76cos11.313=80.61 根據(jù)zv2=80.61，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.22。 螺旋角系數(shù)Y=1-140°=1-11.31°140°=0.92 許用彎曲

19、應(yīng)力F=F'×KFN 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應(yīng)力F'=56MPa。 壽命系數(shù)KFH=9106NL=91062.201×108=0.55F=F'×KFN=56×0.55=30.8MPaF=1.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×Y=1.53×1.05×307379.340×304×4×2.22×0.92=20.73MPa 彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。6.6驗(yàn)算效率=0.950.96

20、×tantan+v=0.96×tan11.31tan11.31+1.4=0.851 已知=11°18'36"；v=arctanfv；fv與相對滑動速度Vs有關(guān)。Vs=×d1×n160×1000×cos=×40×289060×1000×cos11.31=6.17 代入得=0.851，因此不用重算。6.7熱平衡計算 取油溫t=70，周圍空氣溫度t0=20，通風(fēng)良好，取Ks=15W/(m2)，傳動效率為0.851，則散熱面積為：A=1000×P1×1-K

21、s×t-t0=1000×3.14×1-0.85115×70-20=0.62m2第七章 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算 1.已知參數(shù)（前面計算所得） 轉(zhuǎn)速n=2890r/min；功率P=3.14kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=10376.12Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×33.142890=11.51mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，

22、故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×11.51=12.09mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為16mm故取dmin=16 4.設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 (1)軸的結(jié)構(gòu)分析圖7-1 高速軸示意圖 為方便安裝和調(diào)整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序。 (2)確定各軸段的直徑和長度。 (3)軸段的直徑考慮到聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸，聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度為H=2.5mm,則d2=d1+2×H=21mm由于軸段的長度L2涉及的因素較多，稍后再確定 (4)軸段及軸段的設(shè)計軸段和上安裝軸承，考慮蝸桿受徑向力

23、、切向力和較大軸向力，所以選用圓錐滾子軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為30205，由軸承表查得軸承內(nèi)徑d=25mm，外徑D=52mm，寬度B=15mm，T=16.25mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=31mm，故d3=25mm。通常一根軸上的兩個軸承型號相同，則d7=25mm，為了蝸桿上軸承很好地潤滑，通常油面高度應(yīng)到達(dá)最低滾動體中心，在此油面高度高出軸承座孔底邊12mm，取甩油環(huán)厚度為=2mm,則軸段和的長度為L3=L7=2+T=18.25 (5)軸段的長度設(shè)計軸段的長度L2除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件尺寸有關(guān)。取軸承座內(nèi)伸部分

24、端面的位置和箱體內(nèi)壁位置。由箱座壁厚取=10mm,可知軸承端蓋厚e=12mm。端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為t=2mm。為方便不拆卸外部連接部件的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，并使輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝不干涉，故取外部連接部件輪轂端面與端蓋外端面的距離為K1=24mm。軸承座位外伸凸臺高t´=7mm,測出軸承座長為L´=81.39mm，則有 (6)L2=K1+e+t+L'-L3= (24 + 12 + 2 + 81.39 -18.25)mm= 101mm (7)軸段和軸段的設(shè)計該軸段直徑可取軸定位軸肩的直徑，則d4=d6=31mm，軸段和的長度可由蝸輪外圓直徑

25、、蝸輪齒頂外緣與內(nèi)壁距離1=20mm和蝸桿寬b1=90mm，及壁厚、凸臺高、軸承座長等確定。 (8)L4=L6=de2/2+1+t´-L´-b1/2=(318/2+20+10+7-81.39-90/2)mm69.61mm (9)桿軸段的設(shè)計軸段即為蝸桿段長L5=b1=90mm，分度圓直徑為40mm，齒根圓直徑da1=48mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑16212531483125長度4210118.2569.619069.6118.25 5.蝸桿的受力分析 (1)畫蝸桿的受力圖 如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 (2)計算作

26、用在蝸桿的力 蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Ft1=Fa2=2×T1d1=518.81N 蝸桿所受的軸向力（d2為渦輪的分度圓直徑）Fa1=Ft2=2×T2d2=2022.23N 蝸桿所受的徑向力Fr1=Fr2=Ft2×tann=735.63N 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=136.5mm，軸承中點(diǎn)到蝸桿中點(diǎn)距離l2=118.36mm，蝸桿中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=118.36mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈

27、支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) 軸承A和軸承B在水平面內(nèi)的支承反力為：RAH=RBH=Ft1×l3l2+l3=518.81×118.36118.36+118.36=259.4N 軸承A在垂直面內(nèi)的支承反力為：RAV=Fr1×l3+Fa1×d12l2+l3=735.63×118.36+2022.23×402118.36+118.36=538.67N 軸承B在垂直面內(nèi)的支承反力為：RBV=Fr1-RAV=735.63-538.67=196.96N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=259.42+538.

28、672=597.87N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=259.42+196.962=325.7N e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平面上，蝸桿受力點(diǎn)截面C處彎矩為：MCH=RAH×l2=259.4×118.36=30702.58Nmm 在垂直面上，蝸桿受力點(diǎn)截面C左側(cè)彎矩為：MCV左=RAV×l2=538.67×118.36=63756.98Nmm 在垂直面上，蝸桿受力點(diǎn)截面C右側(cè)彎矩為：MCV右=RBV×l3=196.96×118.36=23312.19Nmm 合成彎矩，蝸桿受力點(diǎn)截面C左側(cè)為MC左=MCH2+

29、MCV左2=30702.582+63756.982=70764.4Nmm 合成彎矩，蝸桿受力點(diǎn)截面C右側(cè)為MC右=MCH2+MCV右2=30702.582+23312.192=38550.05Nmm f.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=10376.12Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+×T2=02+0.6×10376.122=6226Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+×T2=70764.42+0.6×10376.122=71038Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右=38550.05Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+×T

30、2=02+0.6×10376.122=6226Nmm圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強(qiáng)度 因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×48332=10851.84mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=21703.68mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=6.55MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=0.48MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=6.58MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=650MPa

31、，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計計算 1.已知參數(shù)（前面計算所得） 轉(zhuǎn)速n=76.43r/min；功率P=2.46kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=307379.3Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×32.4676.43=35.63mm 由于最小軸段直徑安裝鏈輪，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0

32、7×35.63=38.12mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40 4.設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 (1)軸的結(jié)構(gòu)分析圖7-3 低速軸示意圖 (2)軸段的直徑考慮到外部連接部件的軸向固定及密封圈的尺寸，用軸肩定位，軸肩高度為H=2.5mm,則d2=d1+2×H=45mm由于軸段的長度L2涉及的因素較多，稍后再確定 (3)軸段和軸段的軸徑設(shè)計 軸段和軸段上安裝軸承，選用圓錐滾子軸承軸承，其直徑應(yīng)既便于安裝,又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)取軸承為30210，查軸承表可得軸承內(nèi)徑d=50mm,外徑D=90mm,寬度B=20mm,T=21.75,故選d3=50mm。 (

33、4)軸承采用脂潤滑，需要檔油環(huán)，為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝檔油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取3=10mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d6=d3 (5)軸段的設(shè)計 軸段上安裝蝸輪為便于蝸輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3，可初定d4=55mm,蝸輪輪轂寬度范圍為(1.21.8)d4=6699,取其輪轂寬度H=82.5mm,其右端采用軸肩定位，左邊套筒固定。為使套筒端面能到頂?shù)轿佪喍嗣?，軸段長度應(yīng)比輪轂略短，故取L4=80.5mm (6)軸段的長度設(shè)計 取蝸輪輪轂到內(nèi)壁距離為2=10mm,則 (7)L3=T(B)+3+2+H-L4=(21.75+10+10+82.5-80.5)mm

34、=41.75mm (8)軸段的長度設(shè)計 軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。為使外部連接部件輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝不發(fā)生干涉，故取端面與端蓋外端面的距離為K1=24mm.下箱座壁厚=10mm,C1,C2同前，軸承座厚度為 (9)L'=+C1+C2+(58)mm=(10+22+20+(58)mm=57mm (10)軸承端蓋凸緣厚度為e=12mm,端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為=2mm,則 (11)L2=K1+e+L'-3-T(B)=(24+12+2+57-10-21.75)mm=63.25mm (12)軸段的設(shè)計 該軸段為渦輪提供定位，定位軸肩的

35、高度為h=5mm,則d3=65mm,取軸段長度為L5=5mm (13)軸段的長度設(shè)計 L6同為安裝軸承段，則 (14)L6=T(B)+3+2-L5=(21.75+10+10-5)mm=36.75mm軸段123456直徑404550556550長度11263.2541.7580.5536.75 5.軸的受力分析 6.彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 (1)畫低速軸的受力圖 如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 (2)計算作用在軸上的力 渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑）Ft2=Fa1=2×T2d2=2022.23N 渦輪所受的軸向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Fa2=Ft1=

36、2×T1d1=518.81N 渦輪所受的徑向力Fr2=Fr1=Ft2×tan=735.63N (3)計算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=137.25mm，軸承中點(diǎn)到渦輪中點(diǎn)距離l2=63mm，渦輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=63mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力Q=6767NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1+Fa×d2l1+l2=-6767×63+63+137.25+735.63×63+518.81×304263+63=-13145N

37、RBH=-Q-RAH+Fr=-6767-13145+735.63=7114N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=2022.23×6363+63= 1011NRBV=Ft×l2l1+l2=2022.23×6363+63= 1011N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-131452+10112=13183.82N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=71142+10112=7185.48N a.計算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=Q×l3=6767×137

38、.25=928770.75Nmm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：MCH右=RAH×l1=-13145×63=-828135Nmm 在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：MCH左=RAH×l1-Fa×d2=-13145×63-518.81×3042=-906994Nmm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBV×l

39、1=1011×63=63693Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm b.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=928770.752+02=928771Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-9069942+636932=909228Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV右2=-8281352+636932=830581Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm c.繪制扭矩圖T=307379.3Nmm d.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+×T2

40、=928771+0.6×307379.32=946905Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左=909228Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右2+×T2=8305812+0.6×307379.32=850810Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×307379.32=184428Nmm圖7-4 低速軸受力及彎矩圖 7.校核軸的強(qiáng)度 因A彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故A為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×45332=8941.64mm3 抗扭截

41、面系數(shù)為WT=×d316=17883.28mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=24.48MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=17.19MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=32.01MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。第八章 滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020525521532.2 根據(jù)前面的計算，選用302

42、05軸承，內(nèi)徑d=25mm，外徑D=52mm，寬度B=15mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當(dāng)Fa/Fre時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=32.2kN，額定靜載荷C0r=37kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=48000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=259.42+538.672=597.87NFr2=RBH2+RBV2=259.42+196.962=325.7N 查表得系數(shù)Y=1.6Fd1=Fr12Y=186.83NFd2

43、=Fr22Y=101.78N 由前面計算可知軸向力Fae=2022.23NFa1=Fae+Fd2=2124.01NFa2=Fd2=101.78NFa1Fr1=3.55eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×597.87+1.6×2124.01=3637.56NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×325.7+0×101.78=325.7N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽

44、命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=54197.87h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2 根據(jù)前面的計算，選用30210軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm 查閱相關(guān)手冊，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。 當(dāng)Fa/Fre時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，額定靜載荷C0r=92kN，軸承采用正裝

45、。 要求壽命為Lh=48000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-131452+10112=13183.82NFr2=RBH2+RBV2=71142+10112=7185.48N 查表得系數(shù)Y=1.4Fd1=Fr12Y=4708.51NFd2=Fr22Y=2566.24N 由前面計算可知軸向力Fae=518.81NFa1=Fd1=4708.51NFa2=Fd1-Fae=4189.7NFa1Fr1=0.36eFa2Fr2=0.58e 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.4 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當(dāng)量

46、動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×13183.82+0×4708.51=13183.82NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=0.4×7185.48+1.4×4189.7=8739.77N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=66092h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=5mm×5mm（GB/T

47、1096-2003）,鍵長28mm。 鍵的工作長度 l=L-b=23mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=23MPa<p=120MPa9.2低速軸與渦輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=54mm 渦輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=41MPa<p=120MPa9.

48、3低速軸與鏈輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長100mm。 鍵的工作長度 l=L-b=88mm 鏈輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=44MPa<p=120MPa第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=13.49Nm 選擇聯(lián)軸器的型號 （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX2彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002）

49、，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=560Nm，許用轉(zhuǎn)速n=6300r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=28mm，軸孔長度L1=62mm。從動端孔直徑d=16mm，軸孔長度L1=42mm。 Tc=13.49Nm<Tn=560Nm n=2890r/min<n=6300r/min第十一章 減速器的密封與潤滑11.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運(yùn)動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動速度和密封要求考慮不同的

50、密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。 蝸桿副及高速級軸承選擇全損耗系統(tǒng)用油L-AN100潤滑油潤滑，潤滑油深度為7.5cm，箱體底面尺寸為179×76cm，箱體內(nèi)所裝潤滑油量為V=7.5×179×76cm3=102030cm3 該減速器所傳遞的功率為4kW。對于單級減速器，每傳遞1kW的功率，需油量為V0=350cm3，則該減速器所需油量為：V1=P0×V0=1400cm3 潤滑油量滿足要求。11.2軸承的潤滑 滾動軸

51、承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于渦輪圓周速度2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。第十二章 減速器附件12.1油面指示器 顯示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)應(yīng)該放置在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。游標(biāo)安裝的位置不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。圖12-1 油標(biāo)示意圖12.2通氣器 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體