蝸桿齒輪變速器的設(shè)計方案

1、蝸桿齒輪變速器的設(shè)計方案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，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(shè)計方案：設(shè)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，卷筒直徑D=450mm.（2） 傳動裝置簡圖，如下:XX一電動WL 計韓輕宰 3燉連戛 斗一爵徭癢5-怖魴帶習(xí)-潢簡一、電動機的選擇1總體傳動方案初步確

2、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 a22a 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 60 v _ 1000 60 0.45 = 19 11r/minD3.14 450蝸桿齒輪傳動比i h 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：P 旦 =5500

3、°45 = 2.475kwW 1000 1000工作機所需工作功率為：Pd Pw 2.475 _ 3.89kwa 0.637工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：60 100060 1000 0.45 彳 cinW_ 19.11kwD4501719.9r/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所示表1 Y123S-4型電動機的主要性能型號額疋功 率/kW鐵心長度/mm氣隙長 度/mm疋子外 徑/mm疋子徑/mm定子 線規(guī) nc-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 mA2)質(zhì) 量/kgY112M-44.01350.31751

4、101-1.06461單 層 交 叉19/210/181136/330.009543表2 Y112M-4電動機的安裝尺寸型號HABCDEFX GDGKbb1b2hAABBHAL1Y132S-413221614089388010X 8331228021013531560200184753. 傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1）總傳動比nm 1440 =75 nw 19.11(2) 分配傳動比i1亜=203.754. 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算(1) 各軸轉(zhuǎn)速I 軸 n i = nm=1440r/minH軸 n ii = ni/ i 1= 72 r/min皿軸 n 川=nii/ i 2= 20r

5、/min(2) 各軸輸入功率I軸 Pi = F0X 3 = 3.89 x 0.99 = 3.81 kWH 軸P ii = P x 4 x i = 3.81 x 0.75 x 0.98 = 2.74kW皿軸P in = Pii x 1 x 4 = 2.74 x 0.98 x 0.95 = 2.55kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩-mm電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 Td 9.55 105旦 9.55 105=2.58 x 104Nnm1440I 軸 T i = Td x 3=2.55 x 104 NH 軸Tii = Ti x i 1x 4 =48.45 x 104Nmm皿軸 T 川=Tii x i 2x 1 x 4

6、=16.92 x 105 N、傳動零件的設(shè)計1. 齒輪的設(shè)計計算(一)高速級蝸輪蝸桿傳動的設(shè)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 4555HRC 蝸輪：鑄錫磷青銅ZCuSnIOPI,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵 HT1OO3. 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)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，貝ST2 9.55 106 P2 9.55 1 069.55

7、 106 型 08 =583611Nn2R / i11440/20(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 ,K= K KA Kv=1.05(3) 確定彈性影響系數(shù)ZE = 160MPa2(4) 確定彈性系數(shù)Z設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，因此z =2.9(5) 確定許用接觸應(yīng)力h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(yīng)力h? =268Mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60j n 2 Lh=60X 1X 1440 x 19200=8.42x 10719.7壽命系

8、數(shù)Khn8107 =0.7662.8.42 107則，h= Khn X h ? =0.7662 x 268=205.3Mpa(6) 計算中心距a 31.05 583611 (16° 2.9 )2 =145.55mmV205.3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d1/a=0.39 ,查圖11 18可查得接觸系數(shù)Z ? =2.72因為，Z ? < Z因此，以上計算結(jié)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=3.14X 6.3=19.792 mm；直徑系數(shù)q=d1/m=10;齒頂圓直徑 dai= d

9、 i+2ha* X m=63+2< 1X 6.3=75.6 mm；齒根圓直徑 jf1= d 廠2m(ha*+c*)=63 - 2X 6.3(1+0.2)=47.88 m；分度圓導(dǎo)程角 =11? 18 36"蝸桿軸向齒厚Sa= m/2=9.896 m 蝸輪：蝸輪齒數(shù)z2=41;變位系數(shù)x2 =-0.1032;驗算傳動比 i= z 24=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=mz,=6.3 X 41=258.3 m蝸輪喉圓直徑 d a2 = d 2+2ha2 = d2 2口仇* X2) = 258.3+2 X 6.3

10、(1 -0.1032)=269.6 m蝸輪齒根圓直徑df2 = d 2 2hf2 = d2 2m(ha* x2 c*) = 258.3 2X 6.3 X(1 0.1032+0.2)=241.88 m蝸輪咽喉母圓半徑 r g2=a d a2/2=160 269.6/2=25.2 m5. 校核齒根彎曲疲勞強度1.535d1d2mYFa2丫f當(dāng)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，丫卩包2 =2.46螺旋角系數(shù) Y =1 =1 11.31 ? /140? =0.9192 140許用彎

11、曲應(yīng)力F= f ' Kfn由ZCuSn10P制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力f ' =56Mpa壽命系數(shù)Kfn1068.42 107=0.611f=56 x 0.611 = 34.216MPa1.53 1.05 57845763 258.3 6.32.46 0.9192=20MPa彎曲強度滿足。6. 驗算效率=(0.95 0.96 ) tan /tan(+ v)已知=11? 18 36" = 11.31v=arcta nfdgVs 60 1000 cos63 144060 1000cos11.314.844 m/ s用插值法得 fv =0.00223、v = 1.2782代入

12、得=0.855，大于原估計值，因此不用計算蝸桿速度：vdn3.14 63 144060 100060 10004.75m / s7. 熱平衡計算A 0.33(2)1.75 0.33 (I6065)1,75 0.756m2100 100取 t=20 ° C從 K=14-17.5 取 K=17W/(rr2 C)由式(8-14) t11000Pi(1) t10004.216(1 0.855) ”20KA17 0.756=67.57° C < 85° C(二)低速級齒輪傳動的設(shè)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

13、動。(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二者材料硬度差 為 40HBS(4) 選小齒輪齒數(shù)Z1 =24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 3.75 X 24 = 90,初選螺旋角 =14?。2. 按齒面接觸強度設(shè)計按式(10- 21)試算，即dt3 2KtT u 1 ZhZe 2<td£a U(Th(1)確定公式的各計算數(shù)值1）試選 Kt = 1.62）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh = 2.4333）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T

14、n =48.45 X 104Nmm4）由表10 7選取尺寬系數(shù)d = 15） 由圖 10 26 查得 1 = 0.78 ,2 = 0.87，貝卩=1 + 2 = 1.656）由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze = 189.8Mpa7）由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim3 600MPa ；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim4 550MPa = 550MPa8）由式10 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 60n“ jLh = 60X 73X 1 X 19200= 8.4 X 107N4 8.4 10 = 2.8 X 10739）由圖10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3=0.

15、98 ； Khn 4 = 0.9710）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式（10 12）得h3 Khn3 lim3 0.98 600=588MPa S1H4=分叮=533.5MPah h3 h4 588 533.5 =560.75MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑dit，由計算器公式得dit4 22 1.6 44.128 104 3 1 2.433 189.81 1.65560.75=91.8 mm2）計算圓周速度n d1tnv= 60 100091.8 7260 1000=0.346m/s3）計算齒寬b及模數(shù)mntbdd1tb = 91.8 mmmntd|tc

16、osB_91.8 cos14Z124=3.71 mmh=2.25 mnt=2.25 X 3.7mm=8.35mb/h=91.8/8.35=10.9944）計算縱向重合度= 0.318 dZ1 tanp=0.318 X 1 X 24X tan 14 ? =1.9035）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，由表10 8查得動載系數(shù)Kv=1.01 ；由表104查得Kh =1.429，由圖1013查得Kf =1.36,由表10 3查得Kh Kf =1.4。故載荷系數(shù)K KAKvKH Kh =1X 1.01 X 1.4 X 1.429=2.0210

17、 10a)得6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（3 J k2 02d1 d1t 91.8 訃竺=99.24 mm' Kt1.67）計算模數(shù)m.mnd cosB =99.24 cos14 =4.01 m zi243. 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10 17)mn3 2KT1Y cos2 卩 YFaYSad Z1 £ ab F（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K KAKvKF Kf =1 X 1.01 X 1.4 X 1.36=1.9232） 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10 28查得螺旋角影響系數(shù)丫 =0.883）計算當(dāng)量齒數(shù)zZ12426 27乙133 一 = 2

18、6.27cos cos 14_Z2乙/23cos3= 98.61cos 144）查取齒型系數(shù)由表 10- 5 查得 YFai =2.5919 ； YFa2 =2.2225）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10- 5 查得 Ysai = 1.596 ； Ysa2 = 1.76766） 由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1 =500 Mpa,;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380Mpa7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.94，Kfn2=0.988）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4，由式（10- 12）得 F1 仏產(chǎn)呼=335.71f2 分冒=2669）計算大、

19、小齒輪的Yf 并加以比較YFa3YSa4= 2.5919 1.596335.71=0.01232YFa4Ysa4 =2.222 1.7676 =。01477266大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算mn0.01477 =2.8 mm3 2 1.932 44.128 104 0.88 cos214 彳1 242 1.65對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 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Z1 注=32.1mn取 z1=32, z2=uX z1 =1204. 幾何尺寸

20、計算(1) 計算中心距a w z2mn2cos B(32 120) 3=234.98 m2 cos14將中心距圓整為235 m(2)按圓整后的中心距修正螺旋角arccos(z1 吶2aarccos(32 96) 3 = 14? 8 28"2 198因B值改變不多，故參數(shù) 、K、Zh等不必修正,(3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d132 3cosB cos14 8 28=99 mmd2 込 120 3 =371 mmcosB cos14 8 28(4) 計算齒輪寬度b da = 1 X 99= 99 m圓整后取 B2100mm, B1106 mm(1)減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗

21、公式計算，其結(jié)果列于表 4：表4名稱代號尺寸計算結(jié)果(mm)機座壁厚004a+3 810機蓋壁厚10.85810機座凸緣厚度b1.515機蓋凸緣厚度1.5 115機座底凸緣厚度b22.525地腳螺釘直徑df0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目n44軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機蓋與機座連接螺栓直徑d2（0.5 0.6） d f12連接螺栓d2的間距l(xiāng)150 200133軸承端蓋螺釘直徑d3查表12窺視孔蓋螺釘直徑d4（0.3 0.4） df6定位銷直徑d（0.7 0.8） d28df、d1、d2至外機壁距離G見表3.2df、d2至凸緣距離C2見表3.2軸承旁凸臺半徑RC222凸臺高度

22、h47外機壁至軸承座端面距離hC1 C2 (5 8)56機壁至軸承座端面距離I2+ G c2(5 8)66大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與機壁距離1>1.214齒輪端面與機壁距離212機蓋肋厚葉mi 0.85 18.5機座肋厚mm20.858.5軸承端蓋外徑D297, 170, 185軸承端蓋凸緣厚度e12, 15軸承旁連接螺栓距離s179, 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M8M10M12M16M20M24M30C1 min13161822263440C2 m in11141620242834沉頭座直徑202426324048603. 軸的設(shè)計計算（一） I軸的設(shè)計

23、計算1. 軸 I 上的功率 R=3.81kw,轉(zhuǎn)速 m=1440r/min,轉(zhuǎn)矩Ti =2.58 x io4Nmm, 軸II上的轉(zhuǎn)距T2 = 48.45 x io42. 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d2 = 258.3 mm而FtiFa22T； 2 2.58 10463819N43751N2 48.45 10258.3Fr1 Fr2 Ft2 tan 3451 tan20 1256N3初步確定軸的最小直徑，取 A0=112，于是得心喘"珂號1549計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取Ka=1.5Tca KAT1 1.3 2.55 104 33150 N選用LT

24、4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63000N-m。半聯(lián)軸器的孔 徑di = 20 mm,故取di ii =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 m4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案 如圖所示的裝配方案i h inivvvivii vii（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=2.5mm,d| | =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Li=38mm為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故

25、1-11段的長度略短一些，現(xiàn)取LI | =36mm2）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)d| = 25mm選取32306,其尺寸d D T 30mm 72mm 28.75mm，故 dm iv dvn vm = 30 mm,而im |v ivu vm =50mm軸肩咼度 h=3mm,因此 d|v v dv| vn =36mm3） 取蝸桿軸軸段直徑dv v| 75.6m,蝸桿齒寬bi （10.5 zjm=79mm,經(jīng)磨削后 bi = 79+25=104 m,即 Lv v| = 141 m4）軸承端蓋的總寬度為25mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而

26、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Lu川=40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取i|v v lv| v| =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 h 6mm 6mm，長為L 25mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為-H-7 ；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FM和F2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和

27、水平面兩個平面力系: 則Fr1V 985.4N , Fr2V 258.6NF r1HFr2H 444.5NFri , F2riv F2rih985.42 444.R 1081NFr2 ；F2r2v 卩2商.258.62 444.5s =514.3N(2)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旦，其中,2Y丫是對應(yīng)表13-5中Fd丘e的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊Fr上查的32306的基本額定載荷 C=81500N, C°=96500N e=0.31 , Y =1.9。因此可得Fdi Fr1 =284.5N2YFd2 電= 135.3N

28、2Y按式(13 11)得 Fai Fd2 Fae=3552.3NFa2 Fd2=135.3N因為金Fr1Fa23.286 e ,故 X=0.40, Y =1.9；0.31 e, 故 X=1, Y=0;因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表13 6, fp = 1.1。則P fp(XF1 Y1Fa1)=7899.9NP2 fp(X2Fr2 2Fa2)=565.7N(3) 驗算軸承壽命因為F2 R,所以按軸承1的的受力大小驗算1010681500 石()327665.6h 19200h60 1440 7899.9故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手

29、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(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面V水平面H支反力FFM 1081N,Fr2 =514.3NFnH 444.5N,Fr2H 444.5N彎矩MM v1 145937.7N .mm M v2 38298.7 N .mmM H 65830.4 N .mm總彎矩M1 J145937.72 65830.42 =160098N.mmM2 J38298.72 65830.42 =76161N.mm扭矩TT|255000 N .mm6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只

30、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(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取0.6，軸的計算應(yīng)力為揪（T；）2J1600982 （0.6 255000）2 =9 28MPacaW0.1 633'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 1，故安全。（二） II軸的設(shè)計計算1. 軸 II 上的功率 P2 2.74kw，轉(zhuǎn)速 n2 72r/mi n，轉(zhuǎn)矩 T2 = 48.45 X 10軸 III 上的功率 P3 2.55kw，轉(zhuǎn)速 n3 20r/min，轉(zhuǎn)矩 T3 = 16.92 X 102 4

31、4.45 10 258.3 Fr2 Fr1Ft2 tan3442 tan201253 N 小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d4 = 371 mm2. 求作用在齒輪上的力4蝸輪：Fa2 Ft1 212 2.55 10810NFt2F a13442 Nd163Ft32T3d42 16.92 10529711393.93NFr3F r4Ft3 tan n 11393.93 tan 20coscos14 8 284275NFa3Fa4Ft3 tan11393.93 tan14 8 282840.82 N3. 初步確定軸的最小直徑，取 Ao =112 dmin Ao*| 112 需召 37 mm1）擬定軸

32、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 n=50mm選取7310B,其尺寸d D B 50mm 110mm 27mm故dI II = dV VI =50 mm,(2) 取安裝齒輪處的軸段直徑dII III =div V =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(yīng)略短 于輪轂寬度，蝸輪寬度 B 0.75dai 0.75 75.6 56.7 mm,取其寬度為56 mm, 故取LII川=52mmJ、齒輪B2=

33、106mm,故取v=102mm齒輪的采用軸肩定 位，軸肩高度 h=5mmdnI IV =65mmLnI IV =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 機壁的距離ai 22mm ;為了保證斜齒的嚙合，取小齒輪端面到機壁的距 離a? 9mm ;考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體壁 一段距離2,取2=10mm已知滾動軸承寬度B 27mm，貝SLi ii =T+ 2 +ai+(56 52)=63mm, Lv vi =T+ 2+a2 +(106 102)=55mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。(4) 軸上零件的周向定位按di ii由表查得平鍵截面

34、 b h 16mm 10mm ,長為L 45mm ,按div v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:Friv 2824.8N， Fr2v 1629.2NFriH 6128.7N， Fr2H993.5NFr1 待爲(wèi)廠卩 2r1h2824.8"

35、;6128.72 6748.4NFr2 x F2r2F2r2h J629.2_993.5)2 = 1908N(2)求兩軸承的計算軸向力Fa1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(yīng)表13-5中Fd旦e的Y值，其值由軸承手冊查出。d Fr手冊上查的7310B的基本額定載荷C=68200N, C°=48000N e =1.14。 Fae Fa3 Fa2 = 1265.7N因此可得Fd1 1.14FM=7693NFd2 1.14Fr2=2175N按式（1312）得Fa1 Fd1 =7693NFa2 Fd1 Fae

36、=6427.3N因為 “1.14 e,故 X=1，丫=0 ;Fr1a2Fr23.37 e故 X=0.35,Y=0.57 ;因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表13 6, fp = 1.1。則P fp(XFi Y1FaJ=7423NP2 fp(X2&2 lFa2)=4764.5N(3)驗算軸承壽命因為F2 R,所以按軸承1的的受力大小驗算106 (62800)360 73( 7423)138250h 19200h故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置 時，應(yīng)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

37、算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中 rfT!TnmI匸JT I"TFT 1 1 1 1 1 1 Tr.J L L TTTrrrrr rJ_I_Lt1T 1 Fr12載荷垂直面至V水平面H支反力FFr16748.4N, Fr2 1908NFr1H6128.7N , Fr2H993.5N彎矩MM v1 左111579.6 N.mmM H1 M vi右M H2 M v2左M v2右83903.8 N.mmV111579.62242083.72 =266561N.mm總彎矩M1右 J4921.82242083.72 M2左 51165.3" 30910.

38、62 = M2右 (83903.8" 51165.32 = 扭矩TT2441280 N .mm6）按彎扭合成應(yīng)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(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取0.6，軸的計算應(yīng)力為caM佑(T2)2W266560.52(0.6 441280)20.1 553=22.58MPa已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得i=60MPa因 此ca 1，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

39、.1 x 503=12500mm抗扭截面系數(shù) WT=0.2 d 3=0.2 x 503=25000 mm3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(yīng)力 b =M/W=13.9Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T= T/ W T =484500/25000=19.38Mpa軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表 15-1 得B =640Mpa, 1 =275Mpa, 1=155Mpa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1, 經(jīng)插

40、值后可查得 =2.0 ，=1.36軸的材料的敏性系數(shù)為 q =0.82 q =0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 k =1+ q ( -1)=1.82k =1+ q ( -1)=1.306 由尺寸系數(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) = =0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即 q =1，則得綜合系數(shù)為K = k / +1/ -1=2.99K = 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：1/ (K a+)=6.62S = 1/ （K a+m）=14.931/2=6

41、.05>>S=1.5Sca=（S S ）/ （S 2 + S 2）故可知其安全截面 II 右端抗彎截面系數(shù) W=0.1d3 =0.1*55 3 =16638mm3抗扭截面系數(shù) WT =0.2 d 3=0.2*55 3=33275mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=51498.3N mmb =M/W=113.9Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=441280N mmT= T2/ WT=4.12Mpa=0.8 k / ，得過盈配合處的 k / ，用插值法求出，并取 k /k /=3.16 k /=0.8 k /=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92故得綜合系數(shù)為： K = k /+

42、1/-1=3.25K = k / +1/ -1=2.62因此，軸在截面 IV 右側(cè)的安全系數(shù)為：1/ (K a+)=6.09S=1/ ( K a+m ) =15.3Sca= (S S ) / (S 2 + S 2) 1/2=5.66>>S=1.5故該軸在截面II右側(cè)的強度也足夠（三）III軸的設(shè)計計算1 軸 III 上的功率 Ps 2.55kw，轉(zhuǎn)速 n3 20r / min，轉(zhuǎn)矩 T3 = 16.92 X 1052求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑d4 = 371 mmFt4Ft32Tsd42 16.92 1053719121.29NFr4Fr3恥n ncos9121.29

43、 tan 20cos14 8 283422NFa4Fa3Ftatan9121.29 tan 14 8 282274.19N3初步確定軸的最小直徑，取 Ao =112dmin56.4 mm計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取ka=1.35Tca KaT31.3 16.92 102199600 N -m 選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 2000000Nmm。半聯(lián)軸器的 孔徑di = 60 mm,故取di ii =60mm ,半聯(lián)軸器長度L= 142mm,半聯(lián)軸器與配 合的轂孔長度Li = 107 m 4軸的機構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案-rAIIImnfVVIviivin(2)根

44、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“川=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L1=107mm故1-11段的長度略短一 些，現(xiàn)取 Li ii =104mm2) 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)dii iii=66m,選取7214AC軸承，其尺寸d D B 70mm 125mm 24mm故 d iii iV dVii Viii = 70 m3) 取安裝大齒輪處的軸段直徑dvi Vii =75mm齒輪的左端

45、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(yīng)略短于輪轂寬度，其寬度為100伽，故取Lvii viii=54mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度 h=6mmdv vi =87mmLv vi =9 mm4）軸承端蓋的總寬度為47mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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Lu川=62mm5） 為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到機壁的距離a 12mm；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體壁一段距離2,取2=10mm已知滾動軸承寬度 B 24mm,貝卩Lm iv =B+ 2+a

46、=46mm,Lv vi =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 ii由表查得平鍵截面b h 18mm 11mm,長為L 90mm ,半聯(lián)軸器與軸的配合為空；按vii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 空；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

47、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 x 703=34300mfri抗扭截面系數(shù) WT=0.2 d 3=0.2 x 503=68600 mm3mm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(yīng)力 b =M/W=6.57Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T= T/ W T=1692000/68600=24.661Mpa軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表 15-1 得B =640Mpa, 1 =275Mpa, 1 =155Mpa截面上由于軸肩

48、而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 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=2.0，=1.32q =0.82q=0.85k =1+ q(-1)=1.82=1+ q(-1)=1.272軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由尺寸系數(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)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即 q =1，則得綜合系數(shù)為K = k / +1/ -1=2.76K = k / +1/ -1=1.66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

49、= 1/ （K a+m ）=14.42S = 1/ （K a+m）=9.79Sca =（S S ）/ （S 2 + S 2 ） 1/ 2 =8.1>>S=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) W=0.2 d 3=0.2 x 753=84375mrh彎矩 M及彎曲應(yīng)力為：M=225353.1N mm b =M/W=5.34Mpa 扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=1692000N mm T = T2/ WT=20Mpa過盈配合處的 k / ，用插值法求出，并取 k / =0.8 k / ，得/ =3.16 k / =0.8 k / =2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 = =0.92故得綜合系數(shù)為： K = k / +1/ -1=3.25 K = k / +1/ -1=2.