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1、課程設計一爬式加料機傳動裝置 輪距500mm,軌距662mm，速度0.4m/s 鋼繩拉力F/kN 鋼繩速度) 卷筒直徑D/mm I7 8 330 工作條件： 連續(xù)單向運轉*工作時有輕微振動.小批虬生產.單班制工偉，便用期限8年.運輸帶速度允 許誤差為±5% 要求完成； 1 ?減速器裝配圈I張(A2). 2?零杵工柞圖2張(箱體和軸人 3.設計說明書1份，??0>?000字。 口錄 2 1 '（專 t 匕■JkJliJI-IBJBJBJIiBliBJ-IBJliJIJI.BliBIBIBJlillBliBliBJkJBJliJIiBJBHIkJliBli

2、aiBJBJBIkiliBliBliBJBJBJIJIBliBJBJBJBJkBI.IBJBJBJkBkBIBJBJIilliBkBiBJ.IBJIiJI.I.BJBiBJ 2 ■ 2 山 E fl. 冬丄或-L" ' P I 忙. tJJ LJ LJ L J l.ja.LJ LJ _ . L J L _ ..J L J 3- 各軸的參數 * —.4 3. 1齊軸的轉速 4 3 ■ 2 軸I 邯」SS] * 3 3齊軸的輸出功率 4 3. 4 各軸的輸入轉矩 4 3

3、, 5各軸的輸出轉炬 5 3. 6各軸的運動赫數表 6 4. 蝸輪蝸桿的選擇 7 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 7 O 4. 2選擇材料 7 4. 3按計齒血接觸疲勞強度計笄進行設 7 4. 4蝸桿與蝸輪的上要參數與兒何尺寸 8 4. 5校核齒根彎曲疲勞強度 9 4.6驗算效率 9 4. 7梢度等級公壘和表面粗糙度的確定 10 5. 圓柱齒輪的設計 II 5. 1材料選擇 11 5. 2按慶面接觸強度計舜設計 II 5.3計算 12 5. 4按齒根彎曲強度計算設計 13 5. 5取幾何尺寸計算 14 6. 軸的設計計算 15 6.1蝸桿軸 15

4、 6. 1. 1按扭矩初算軸徑 15 6.1.2蝸桿的結構設計 15 6.2蝸輪軸 16 6.2.1輸出軸的設計計算 16 6.2.2軸的結枸設計 17 6.3蝸桿軸的校核 18 6?3?1求軸上的我荷 18 6. 3?2精度校核軸的疲勞強度 21 6.4蝸輪軸的強度校核 23 6. 4. 2梢度校核軸的疲勞強度 26 7. 滾動軸承的選擇及校核計算 30 7. 1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算 30 7. 2蝸桿軸上軸承的選擇計算 31 8. 鍵連接的選擇及校核計算 35 8.1輸入軸與電動機軸采用半鍵連接 35 8. 2輸出軸打聯軸器連接采用平鍵連接 35

5、 8. 3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接 35 9. 聯軸器的選擇計算 37 9.1與電機輸出軸的配合的聯軸器 37 9. 2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯軸器 37 10?潤滑和密封說明 39 10. 1潤滑說明 39 10. 2密封說明 39 11. 拆裝和調整的說明 40 12. 減速箱體的附件說明 41 1. 電機選擇 工作機所需輸入功率 X pw = 234kw 1 7 x lOOOx — =2.34S 1000X 0.97 所需電動機的輸出功率九 pd = 3.54kw P 耳二亠=3.54B “ a = 0.6577 傳遞裝置

6、總效率 Ha =〃3拡〃皿 式中： 7：蝸桿的傳動效率0?75 弘：每對軸承的傳動效率0.9X 〃「直齒圓柱齒輪的傳動效率097 久：聯軸器的效率()?99 %：卷筒的傳動效率0.96 所以 na = 0.75x0.984 x0.97 x0.992 = 0.6577 234 0.6577 =3.5578kw 故選電動機的額定功率為4kw vx 1000x60 兀1) ^x1OOOx6O = 7.72r/min 舁左=7.72r/ mi 舁惟=質認％ =(3?5)x(7?40)x7.72 = (162.12 - 1544)r/niin 符合這一要求的同

7、步轉速有75()r/min , l(XX)r/niin , 15(X)r/min電機容量的選擇 比較： 農1?1電動機的比較 方案 型號 邀定功率 ~/kw 同步轉速 /r/min 滿我轉速 /r/min 價格 1 Y160Mr8 4 750 720 ￡ 高 2 YI32Mr6 4 1(X)0 960 中 中 3 YII2M-4 4 1500 1440 輕 低 考慮電動機和傳動裝置的尺寸 覓屋及成本，可見第二種方案較合理，因 此選擇型號為:Y132M廣6D的電動機。 2. 選擇傳動比 2.1總傳動比 ? =124.

8、35 /w = 31.0875 i嚴4 "血=型“24.35 叫 7.72 2. 2減速裝置的傳動比分配 仏=124.35 所以心=31.0875 Q = 4 3. 各軸的參數 睜傳動裝置各軸從高速到低速依次定為【軸【【軸III軸【V軸：久一 小叫 、〃—Tlm-v依次為電動機與I軸I軸與II軸II軸與III軸HI O 軸與V軸的傳動效率則： 3.1各軸的轉速 nt = 960r / min nn =—=—— = 30.8806廠 / min /w 31.0875 nm =hz/ =30.8806r/min — — 彳？ 二 7.72r / min 口 4

9、.01 3. 2各軸的輸入功率 I 軸 Pf = P」]q“ = 3. 5578 x 0. 99 = 3. 5222加 II 軸 Pn = Pm” = 3. 5222 x 0. 75 x 0. 98 = 2. 5888后 III軸 Pm ~ ~ 2. 5888 x 0. 99 x 0. 98 =2. 5117畑 IV軸 ="/〃"/〃" = 2. 5117 x 0. 97 x 0. 98 =2. 3876加 3. 3各軸的輸出功率 I 軸 pf = pj1h [ = 3. 5222 x 0. 98 = 3? 4518伽 II 軸 Pn = Pm.ii = 2. 5888 x

10、 0. 98 = 2. 5370如 Ill軸 PfH = PnT]n^u = 2.5117 x 0. 98 = 2. 4615伽 IV軸 Plv = PhEh—y = 2. 3876 x 0. 98 = 2. 3398加 3?4各軸的輸入轉矩 電動機 7； = 9550^ = 9550x^ = 35. 3927^.. 9550 K = 35-0388V - ” II軸 —9550 升 800.6119… “ // III軸 Tin = 9550 如-=776. 7536.V ? m 他〃 T卷=9550 孕=2953. 5280/V ? m N難 3. 5各軸

11、的輸岀轉矩 電動機 Td = 35. 3927N?m I 軸 rf = 9550 丄=34. 3380"? m N】 p II 軸 Tu = 9550 丄=784. 5997.V ? m N h III軸 Tul = 9550 仏=761. 2185N ? m Nm IV軸 7^ = 9550 孕 =2894. 4574N ? m 3. 6各軸的運動參數表 軸號 功率P(kw) 轉矩(N-m) 轉速 (r/min) 傳動i 效率〃 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 4 3.5578 353927 960 1 0.99 1軸 3.5

12、233 3.4579 35.0388 34.3380 960 31.0875 2軸 2.5889 2.2571 800.620 784.5997 30.8806 0.735 1 3軸 2.5117 2.4015 776.754 761.2185 30.88U6 0.9702 4 卷軸 2.3876 2.3398 2953.53 2894.457 7.72 0.9506 農3.1各軸的運動參數衣 4. 蝸輪蝸桿的選擇 P = 3. 5233如） i = 31.0875, n = 960r/min 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型

13、根據 GBAT10085—1998 選擇 ZI 4. 2選擇材料 蝎桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC. 蝎輪用ZCuSnlOPI,金屬模制造。 為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造 4. 3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 （1）根據閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒血接觸疲勞強度計 進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12）,傳動中心距 叫KT（譽2 詢而的設計知作用在蝸輪上的轉矩T2, 按Z嚴1,估取〃 =0. 75 ,則: 7； =9.95x106x5- = 9.55x106x-5? 9.95xlO°x 3.5233x0.75

14、 960 = 8172OO?877N 加 31.0875 （2）確定載荷系數K 因工作比較穩(wěn)定，取我荷分如不均系數^=13；由表11?5選取使用系 數Ka = 1??15；山丁?轉速不人，工作沖擊不人，可取動載系=1.05：則 = =1.15x1x1.05 = 1.21 （3）確定彈性影響系數Zz 因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSnlOPI匹配的緣故，有 1 Zf =160^/2 （4）確定接觸系數Z° 先假設蝸桿分度関直徑弘和中心距a的比值4/“=0.35,從圖11-18中 可査到乙=2.9 （5）確定許用接觸應力［tr〃］

15、 根據選用的蝸輪材料為ZCuSnlOPI,金屬模制造，蝸桿的螺旋齒血硬度 >45HRC,可從11-7中査蝸輪的基木許用應力［tr〃r = 268MP“ 應力循環(huán)次數 V = 60//bL. =60xlx—x(lx8x300x8) = 3.5574x!07 ? A 31.0875 ' > N = 3?3574xl07 壽命系數Khn = J———一7 =0.8533 V 3.43574 x IO7 g = 0 8533 貝 1」0“ ] = Khn ]' = 0.8533 x268MPa = 228.6875MP" [afl] = 229MPa （6）計算中心距：

16、 11 160x2 9 a> J1.2Ix817.2xI05x( )2 = 1 59.6543/wm V 228.6875 a > 159.6543/w 取a=160mm,由i=30,則從表11-2中査取,模數m=8蝸桿分度圓直徑 4=80”嘰從圖中11-18中可查Zp. = 2.65 ,由于Zq.VZ。，即以上算法有效。 取d = 16（加加 di = 80mm 4. 4矚桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 （1）蝸桿 Pt = 25.133mw 軸向尺距 ￡二龍m = 25」33mm 直徑系數q二生=10 m g = 10 齒頂圓直徑d“| = & +

17、2h*m = 96mm d 川=96mm 齒根圓直徑d/| = d| - 2（町加+ c） = 〃八=60.8/w/w 分度圓導程角 / = arctan ^ = 5.71° q 蝸桿軸向齒厚$“ = *加龍=12.5664〃"" 為=12?5664〃m 鵬桿的法向齒片 s* 一 su -cos y — 12.5664xcos5.71 一 12.5(>40w/w = 12.5040”勸 （2）蝸輪 蝸輪齒數5=31,變位系數x2 = -（）.5 Z2 =31 驗算傳動比i = ^ = - = 3\9 石I 這時傳動比謀差為：31；^75=0.28%,在

18、謀差允許值內。 31.0875 蝸輪分度圓直徑d2 = mz2 =8x31 = 248〃個 喉圓直徑 d“2 =4+2心2 =248 + 2x8 = 264〃“" 齒根IMI直徑心2 =

19、= 1-^7 = 1-^7 = 0.9592 許用彎曲應力： 從表114中査得冇ZCuSnlOPl制造的蝸輪的基本許川彎曲應力 ] =56MPa 壽命系數 10° 3.5574X107 =0.6724 0訂=56x0.6724 = 37.6544MP" 1.53x 1.21x817200.877 x 2.55x0.9592 … 6 = = 23.3144MPa ' 80x248x8 可以得到： 因此彎曲強度是滿足的。 4.6驗算效率 =(0.95 - 0.96) tan y tan(/+^) d2 = 248〃切 d “ = 264〃〃〃 u y d f

20、2 = 228?8〃〃n 匸=2伽“ Zu2 = 31.4697 Yfi = 0.9592 Kfn = 0.6724 [a, ] = 31.1 MPa af=233\4MPu 已知“5.7宀 = arctan fv:幾與相對滑動速度匕有關。 60xl(XX)cos/ _ 4()41W/' 從表11?18中用差值法査得:A = 0.0239;

21、仇=1.326。代入式中,得〃 = 0.77 大于樂估計值，因此不用匝算。 4. 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8級精度,側隙種類為f,標注為 8fGB/Tl（X）89-1988o然后由有關手冊查得要求的公差項目及農面粗糙度，此 處從略。詳細情況見零件圖。 5. 圓柱齒輪的設計 P=2.51I7KW , /V = 30.8806i=4.0 5. 1材料選擇 （1川、齒輪的材料?為40G??（調質），碩度為2X（）MBS,大齒輪的材料為45鋼（調 質），硬度為240 HBS

22、，二者Z差為40 HBS。 （2） 精度等級選8級精度。 （3） 選小齒輪齒數Z嚴19,大齒輪齒數Z2 = 19x4 = 76,取Z2=76o （4） 選壓力角為a = 20\ 5. 2技齒面接觸強度計算設計 按式（10-21）試算，即 = 2.32 （1）確定公式中的各參數 ①試選戲荷系數，^=l.4o ② 計算小齒輪的傳遞扭矩 廠 _ 9?55xlO'C _95?5xl0'x2?5117 1 一 & " 30.88()6 = 7?7676xl()'N?m ③ 由表1（）?7選齒寬系數0產1。 ④ 由表10-6査的材料的彈性影響系數乙=1X9.

23、8M"幾 ⑤ 由圖10-2Id按齒面鎖度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 crWJW1 = 600A/P,；大齒輪的接觸疲勞強度極限巧心= 550/WPa。 ⑥ 由式10-13計算應力循環(huán)次數。 M =3?3574x1(r N 嚴 60q 幾=60x30.8806x1x（1x8x300x8） =3.3574x1 （）7 =8.89x10° 3.3574M 十9“ ⑦ 由圖1619取接觸疲勞壽命系數K伽= 1.02： K刖2 = 1 15。 ⑧ 計算疲勞需用應力。 取失效概率為1%，安全系數5 = 1 ,由式（10-12）得 0“ 1 _ 吧嚴=1.02x 6（X）MPa =

24、612MPa 0“ ] = K” 當血=| J5x 550MP" = 632.5MP" 5. 3計算 （2）試算小齒輪的分度岡的直徑血.代入b“]中較小值 -__'I1.4X7.7676XI05 5 fl89.8 v 1 4 I 612 = 117.74 呦 (2) 計算岡周速度” 7[dun ^xl 17.74x30.8806 八“心 / v = — = = 0」903w/ 5 60x1000 60x1000 (3) 計算齒寬b b = % ? ￡ = 1 x 117.74 = 111.14mm (4) 齒寬與齒高Z比纟 h 模數 叫=皿=H7.7496

25、 = § ]973 "石 19 0〃]=612咖 匕」2 =6325購t/ du = 117?74〃〃” v = ()」903加/$ h =(pcldu = 117 b _ 117.7496 13.9440 =&4444 齒高 /i = 2.25x nittl = 13.9440/加 （5）計算載荷系數 根據v = 3.29w/5, 7級粘:度，宙圖10?8查的動載荷系K嚴1.12： 直齒綸，KHa = KFa=\0 由表10-2 ?t的使用系數：K/I 由表10-4用插值法6級糟度，小齒輪相對支挫對稱分布時，K〃 = 1.518 由￡ = &4444, K”

26、 = I.5I8査圖10-13得鳴嚴1.35：故載荷系數 K = KaKv = 1x1.01x1x1 .528 = 1.5423 （6）按實際的載荷系數校正算的分皮圓氏徑，冇式（K）-10n）得 d| = 131.7252??! （7）計算摸數加 J里竺*9329呦 “乙 19 =5?9329加〃 5. 4按齒根彎曲強度計算設計 由式（10-5）得彎曲強度計算設計 加 > 悴（込） ▼gm （I）公式內容的各計算值 ①由圖IO-2Oc査得小齒輪的彎曲疲勞強度極限= 500A/Pf/:大齒輪 的彎Hl疲勞強度極限（rn：2 = 38OMPa ； ② 由圖

27、10-1X取彎曲疲勞壽命系數心口 =0?95,心、，2 =098 ③ 計算彎曲疲勞許應力 取彎曲疲勞安全系數S = 1 A由式（10-12）得 0.95 x5(X) 1.4 = 339.2857MPu 二()?98x3&) ~SL4- =266 MPa ④ 計算載荷系數K K = K,\ Kv ^,^ = 1x1.05x1x1.45 = 1.5225 ⑤ 査齒形系數。 曲表 10-5 查的 2嚴 2.85： YFo2 = 2.238。 ⑥ 資取應力校正值系數。 由10-5 查的 5a嚴 154 & = 1.752。 ⑦ 計算大.小齒輪的空準并加

28、以比較。 ㈣ 2.85x1,54 339.2857 = 0.01294 j^= 2j38x 1,752 =0()1474 [ j2xl?5225x7?7676xl0‘ V 1x19^ x 0.01474 =4.5X79 =4.5879 對比計舁結果，山齒而接觸疲勞強度計算的模數加大于由齒根彎曲疲勞強度 計算的模數，由于齒輪模加的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒 面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數m與寅數的乘積） ni = 5 有關，可取市彎曲強度算得的模數4.5

29、879并就近圓整為標準值叫=5,按接 觸強度算的的分度圓立徑4 =131.7252"””來計算應有的齒數，于是由 z,=27 % = 106 d| 131.7252 “ M rr zt = —= = 26.3450 取 Z| = 27 叫 5 ° = izt= 4x26.3450 = 105.38 取乞=106 這樣沒計出的齒輪傳動，既滿足了齒而疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強 度，并做到結構緊湊，避免浪費。 5. 5取幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 d、= 135mm d2 = 53()〃】加 a = 332.5mm ￡ = z^n = 27x5 = 135

30、mm ”2 = Z2W = 106x5 = 53()〃"” (2) 計算中心距 (爲 + 乙)(27 + 106)x5 “r u 2 2 圓整取a=333mm (3) 計算齒輪寬度 B、= 135mm ￡ = 140/w/w b =(pd ? d| = 1 x 135 = 135mm 陰 I 松廠 B] = \ 35mm B、= 140mm 6. 軸的設計計算 6. 1蝸桿軸 蝸桿上的功率P,轉速N, 和轉矩分T,別如下： P,= 3.5223kw Nz=960r/min T,=35.2156Nm 6. 1. 1按扭矩初算軸徑 選用45鋼調值，碩度為2H-255

31、HBS 根據教材P370(15-2)式,并査教材表153 取4=110 心忖心閔器= 16.9675 考慮到有鍵槽,將直徑增大7%,則:^ = 17x(l + 7%)mm = 18A6mm d = 20ww 因 選 d = 20mm 6. 1.2蝸桿的結構設計 (1)蝸桿上零件的定位，固定和裝配 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，蝸桿山 軸肩宦位，蝸桿周向川平鍵連接和肚位。 /端：軸的最小宜徑為安裝聯軸器處的直徑〃「故同時選用聯軸器的轉 矩計畀「｛Kg 査教材14J,考慮到轉矩變化很小，故取 Tg=45nmNm Ka = 1.3,則：=1

32、.3x35.2156 = 45.7803N ? m 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電 動機輸出軸的玄徑查機械干冊表13?1()選用HL6型號彈性套柱銷聯軸器。 浚6.1聯軸器 型號 公稱轉距 許用轉速 厶 L 軸的直徑 (N ? m) (r/min) (mm) (mm) (mm) HL6 250 3800 60 82 32 dt_u =32m〃， 厶一“ =82/nni, d ―皿=44〃〃”, 厶八 m = 50/?iw 因此！選擇段dz.〃 =32〃嘰長度取厶一〃 =82〃呱軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長 為1

33、0x8x70o 〃端：因為定位銷鍵高度，取〃 =6”切 因此，d?_m = J,_z/ + 2h = 44mm。軸承端蓋的總長為20mm,根據拆裝的方便 取端蓋外端面于聯軸器右端面間的距離為L = 30mm 所以，Lzz_zzz = 3() + 2() = 50/7//?/ 】11段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d〃_〃嚴44,査機械手冊選用 7209AC 型號滾了承dx/)x〃 = 45xl()0xl9。 即= 45mm丄川J = 24mw. Lvzz_vzzz =24mm 角接觸球軸承一端用汕環(huán)定位(寬度為6mm),汕環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定 位。 IV段：直徑J(n._

34、v)1 = 45+ 2x8.5 = 62ww,軸環(huán)寬度b>l.4/j，在滿足強度 下，艮要節(jié)省材料取軸肩寬度為L(八,_? = \0nim ； d(“,_v)2 =52”"” , dlv_v = 62mm, L”-# = 45mm d = 80/z/n/ <2 = 248 =78?8mm L(/v?v)2 = 35zn/n : L/v^v =35 + 10 = 45mm。 v段：由而而的設計知蝸桿的分度洌徑〃=&)“““，快頂圓直徑 心=96，蝸輪的喉圓直徑2 = 248。 查材料11-4變形系數= -0.5mm所以蝸輪齒寬 =(1 l + 0.06Z2)w = (8+0.

35、06x31)x8 = 78.?mw 綜合考慮要使蝸輪與內壁有一定的距離 故選 Lv_w = 130mm 圖6. 1蝸桿軸 厶7 = 130 mm 6. 2蝸輪軸 6?2?1輸出軸的設計計算 (1)輸出軸上的功率，轉速和轉矩： Pzz =2.537lkw,Nzz=3O.88O6r/min ,T? =784.5997Nm (2) 求作川在軸上的力 廠廠 27； 2x784699.7 ““ “， 248 ^2=Fai =~r = — = 6328.2N d2 r r 27； 2x34338 r. = F. = —L = = 1716.9N a2 f，心 8()

36、 WF" tan a = 9.53x0369 = 2335.1058/V (3) 初步確定軸徑的最小貢徑 選用45鋼,硬度217-255HBS 根具敎材公式P37()9(15-2)式，并査教材15-3,取= 112, <7 A C 2 5371 ” A 112x」 一=48.6895ww 30.8806 考慮到鍵槽，將直徑增X 10%,貝ij；(I = 5035x(Ix7%)mw = 52.0978ww/ 所以，選用d = 55mm d = 55mm 6. 2.2軸的結構設計 (1) 軸上的零件定位，固定和裝配 蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸

37、承對稱 分布，蝸輪左啲用軸肩定位，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瑞蓋定位，周向定位則采用過度瓦合或過盈配合， 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 仙的最小宜徑為女裝聯軸器處的玄徑〃「故同時選用聯軸器的轉矩計算 Ta = KJn .査教材14-1,考慮到轉矩變化很小，故取 Ka =1.3.則：=l?3x8OO?6199 = lO4()?8()59N?m 由輸出端開始往里設計。查機械設計手冊選用HL5彈性柱銷聯軸器。 表6.2聯軸器 旳號 公稱轉矩 (N ? m) 許用轉速 (r/min) 厶

38、 (mm) L (mm) 軸孔直徑 (mm) HL4 1250 4000 84 112 55 I- II 段：dj = 55mm9 厶.〃 =82/wn 0 軸上鍵槽取 16x10, L = 70mmo II- III段：因定位軸肩高度力=(0.07~0.1 ?刃=3.5""”， f/2 =55+2x3.5 = 62/nw?考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取 d = 55mm Ln = 82mm L ■ 70ntm L 〃-〃/ = 25 + 25 = 43〃"〃 o 段：初選用角接觸球軸承，參照要求取型號為7213AC型闘錐滾子 軸承dxDx

39、〃=65〃MX120〃Mx23〃"“，考慮到軸承右端川套筒迅位，取齒輪距 箱體內壁-段距離a=2()mm,考慮到箱體謀差在確定滾動軸承時應據箱體內 壁一段距離S,取S=8。已知所選軸承寬度T=23,則 Lz//_/v = T + S + a + 4 = 23 + 8 + 25 + (70-66) = 6()mni 9 N?V段：為安裝蝸輪軸段，蝸輪齒寬 4輪=0?75d“[ =0.75x96 = 72加加上“燈=(1.2 ~ 1.8)￡_” 収 L/v_v =9()mmt 由 于為了使套筒能壓緊蝸輪則厶,=86 mm。 V- VI段：VI-V段右端為軸環(huán)的軸向定位d-vS +2x5 =

40、 80”"， 厶 = 34 mm c/2 = 62mm L〃-/〃 = 43加加 L/〃?/v = 60〃 皿 = 70mm Lzv_v=90mm 7\r_vz = 86 mm d.f v. = SOmm vz_vzz = Ln-vz/ = 22mm。 = 65mm 心取=65mm = 22mm VI- VII 段： 圖6.2蝸輪軸 (3) 軸上零件的周向定位 蝸輪.半聯軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按dlv^ = 10mm由教材 表6?1資希平鍵截血bx/? = 20xl2,鍵榊用饒刀加工，長為80mm,同時 為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪敕與軸的配

41、合為 耳；同樣半聯軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為 r6 ,半聯軸器勺軸的朮合為匸上。滾動軸承的周向疋 k6 位是山過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）參考教材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1-2 & 3蝸桿軸的校核 6. 3.1求軸上的載荷 Fr Fd 1 圖6.3受力分析圖 首先根據軸的結構圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承 的支點的位置時，應從手冊中查取得a值。對于7209AC型軸承,由手冊中 査得a= 18.2mm o因此作為簡支梁的軸的支承跨距

42、L = （45mm + 65mm）x2 = 220mm 0根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩 圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面。現將計算的截向的M”、 Mv n M的佰計算過稗及結果如2 耳=「2=旦=343308 xlOJx2 = 0.8585 KN a U1 dx 80 口 匚 27； 800.6199 心 o F「= Ffl =— = xlO x2 = 6.456KN J 川 d、 248 巴嚴巴二巧?【an 20° = 2.3825KN FWI = F^2 =0.5x/；=II91.25/V Fnh\ = Fnhi = 0.5x Fi2 = 3228N

43、 7；=7；=34.3380/Vw M// =Fv//xl 10 = 3228x110 = 3550807V ? mm Mv = xl 10 = 1191.25x110 = 131037.5^ ? mm FZ = 2382.5?/ ^kvi = = 1I91?25N Mh = 355080 My 嚴 = 131()37.5 戦荷 H V 支反力 N Fnh\ F,v〃2 Fnv\ s 0 3228 3228 1191.25 1191.25 彎矩M N?mm Mh = 355080 2WVI=;WV2 =131037.5 總彎矩M Mi +

44、 = 378487.30^ ww 表6.3軸上的載荷 扭矩 T=34.3380Nmw M^M2 = 378487.30 T=34.3380 （1）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彊人的彎矩和扭矩的截面（即危險截血） 的強度。根據式（15-5）及上農中的數據，以及軸單向旋轉.扭轉切應力 為脈動循環(huán)變向力，軸的計算應力: 網+(叭)2 0. k/.r 厶 _ ^206131.82()42 +(O.6 x 34.338O)2 _ 0.1X703 無、 q“=7.3923A^ =7.3923MP" v [cr_J = 6OMPa 故安

45、全。 6. 3. 2精度校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截Ifi] Ik III. IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸川及過渡配合所引起的 應力集中均將削弱軸的疲勞強度.們山于軸的扇小玄於是按川轉強度較為睫 裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應力集中厳嚴重；從受載的怡況來看，中心截面上的應力垠大。截面V的應力集 中的影響和截面VI的相近，但截【hi VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故 不必做強度校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大(過盈配 合及鍵榊引起的應力集中均在兩端)，而J1這里軸的直徑最大

46、，故截中心血也 不必校核。因而該軸只需校核截血v左右即可。 (2)截曲E左側 W = 1663Xmm' Wr = 33275mm3 抗截面系數 VV =().1J3 = 0.1 x553 =16637.5W 抗扭截面系數 W； = ().2/ =0.2x55' =33275〃加 截面E左側彎矩“ 355(叫忖“45260N如 截Ihj E 上扭矩 T. =8OO.6199/z- mm 145260 16637.5 =&7309MP" 7； 8(X)619.9 = = 24.0607A/Pd 丁 WT 33275 軸的材料為45鋼，調質處理由表11

47、-1查得 6 = 64() MPa. [er，! ] = 60MPa、= 275, = 155 截血上rfl于軸丿iJ而形成的理論應力集中系數乞及％按附農3?2査取，因 D 80 1.53 aa = 2.0, af =1.31 又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數幺=0.82, qT =0.85 ka = 1.82 鋒= 1.26 故有效應力集中系數 ~" + 以爲-1) = 1?82 ? = I + qr(Ctr - 1) = 1.26 教材附圖3-2尺寸系數= 0.67 , er = 0.82 教材附圖3?4 氏=?=092 軸耒經表面強化處理

48、 “ ■區(qū)+丄 乂由3-1 ?與3-2的碳鋼的特性系數 (pa =0」~ 0.2取％ =0」:(p: =0.05~ 0」,(pT = 0.05o 計算安全系數 +0皿 275 -=11.2490 2.80x8.7309 + 0.1x() 也+臥 155 1.62x 24,0607 7 ■ + 0.05x 24.0607 2 = 7.715() =63624 ? S = 1.5 故該細仕截面厶側強度足足夠的。 （3）截面E右側 抗截面系數按教材衣15?4中的公式計算 W =0.k/3=0 ? 1 x80' = 51200/nni3 抗扭截面系數

49、 Wr = Q.2dy = O.2X8O3 = 102400mm3 彎矩7；及扭轉切應力為 M=800619.9x "⑷一"=254742.6955^ ? mm 110 7； 8(X)619.9 r。2“小 rr =-2- = = 7.81 S6MPa WT 102400 7\=H(X)6l9.9/?wm 254742.6955 51200 = 4.9754MP“ K 過盈配合處孑由附表3-8用插值法求出并取 -^-=3.16, 故嚴=0.脈3」6 = 2.53 按磨削加工，附圖3?4表面質量系數6=092 附圖3?2尺寸系數， 故得綜合系數為 軸耒經表血強

50、化處理 K^T： I = 1.62 又由3?1與3?2的碳鋼的特性系數 佗=矗1~0?2取化=0」；（pr = 0.05 ~0」，取?=0?05 計算安全系數s Sa = 11.2490 Sr = 7.7150 Sg = 6.3624 W=51200/ww， % =102400〃“ J rr=7.8l86A/Pri 6 X

51、Kg. 275 3.25x4.9754 + 0.1x0 一門0068 155 2.62x?+O.O5x?=，4,8498 2 2 V ￡ ==I1.185I?S = 1.5 故該軸在截面右側強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過我及嚴垂的 應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。-至此蝸桿軸的設計即告結束。 6. 4蝸輪軸的強度校核 6.4.1求軸上的載荷 Fdi Fr Fl NH2 ；=17.0068 ；=14.8498 ,11.1851

52、 T T 圖6.4受力分析圖 忤先根據軸的結構圖（圖6」）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承 的支點的位宜時，應從手冊中査取得a值。對于7213AC型軸承，宙手冊中 查得424.2mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 L =（34m + 45””）x2“58”"。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖沏 （圖6.3）可以看出中間截血是軸的危險截血?，F將計算的截血的M〃、Mv 及M的值計算過程及結果如卜?： 巧嚴幾=竺=些型xl（px2 = 0.8585KN 11沁心

53、 80 匚 廠 27； 800.6199 ⑴ o 一““和 = F. =— = X10 x2 = 6?456KN 12 “，d2 248 你=:耳=酉? tan 20° = 2.3825KN = FVV2 =0?5x 巴=1191.25N Fmn = Ev”2 = % Fl2 = 3228N 片=°=800?6l99N?m M/z = Fw x79 = 3228x79 = 255012/V-mm Mr = Fwx79 = 1191.25x79 = 94108.75N ?〃〃” 載荷 H V 支反力 N F、，〃2 F加 FnV2 3228 3228

54、1191.25 1191.25 彎矩M N?mm Mu =255012 2VVI=.WV2 =94108.75 總彎矩M M嚴M] = JmJ + Mv2 = 271822.6940N ? mm 扭矩 T=800.6199/V ww 農6.4軸上的娥荷 Mn =255012 MVi= 94109 （I）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的彎矩和扭矩的截血（即危險截血） 的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力 為脈動循環(huán)變應力，軸的計算應力: crt

55、% 0」d,‘ _ 丁271822?694(F +(().6 x 800.6199)' O.lx7()3 =7.9249MP" v [—] = GOMPa 故安全 6. 4. 2精度校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面II. III只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸川及過渡配合所引起的應力 集中均將削弱軸的疲勞強度，但山于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確 定的，所以截潮II、Ill均無需校核。 從W力集中對軸的疲勞強度的彩響來看，截Iftl 111和IV處過盈處配合引 起的應力集中最嚴重：從受載的悄況來看，中心截面上的應力最人。截Ihiv 的應力集中的彩響和截面IV的相近，但

56、截啲V不受扭矩作用，同時軸徑也較 大，故不必做強度校核。中心截面上雖然血力集中最大?但應力集中不大（過 盈配仟及鍵槽引起的燉力集中均在兩端），而H這里軸的H徑垠大，故截中心 面也不必校核。由笫三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小， 因而該軸只需校核截面iv左右即可。 （2）截面E左側 抗截面系數 W =0.2 =0.1x65'= 27463mm3 充扭截面系數叭=0.0 =0.2x65’ =54925? 79-41 截血 E 左側彎 M =27 1822.6940 X"— =I 30750.1566N ?mm 截面 E 上扭矩 7； =800.6199 n mwi M

57、_ 130750.1566 27463 =4.761 MPa W = 27463mm' IV =54925加亦 ab =4.16] MPa ? = 14.5766 7； 8(X)619.9 t rT = —= = 14.5766A//V/ 丫 WT 54925 軸的材料為45鋼，調質處理由表11-1査得 6 = 64()MPa. [cr^ ] = 6()MPa. <7^ =275, J = 1

58、55 截血上由于軸川而形成的理論應力集中系數爲及勺按附表3?2查取，因 rS=003H ota = 2.0, ar = 1.31 又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數乞=0.82 ,乞=0.85 故有效應力集中系數 key = l + qr {aa -1) = 1.82 kr = I + gr((Xr -1) = 1.26 教材附圖3-2尺寸系數eo = 0.67 , et = 0.82 教材附圖3?4 Pa=Pr= 0.92 軸未經表面強化處理 “ ■匕+丄 一28 K十肓T： S。= 20.6289 it計2 又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數 (pc =()」

59、~ ().2 ?。?=()」；(pz = ().05 ~ ()」，(pT = 0.05 計算安全系數兀 2.80x4.761+0.1x() _ ')6289 J F+0凡 155 1.62X 14.5766 2 + 0.05X 14.5766 2 = 12.7347 Sr = 12.7347 S“ =10.8362 34300〃加 Wr =68600〃””' 故該軸在截血左側強度是足夠的 (3)截面E右側 抗截血系數按教材表15-4中的公式計算 W=0Ad3 = ().1 x 7()' = 34300〃加 抗扭截血系數 WT =0.2J3 = 0

60、.2 x 703 = 68600mm3 彎矩人及扭轉切應力為 M = 27 1822.6940 x 79"41 = I 30750.1 566N ?mm 79 斤= 11.67()&叭 T、_ &X)619.9 Wr " 686()0 =11 ?67()8MPa 7；= 800.61 130750.1566 34300 = 3?8120MPa 過盈配合處心由附表3?8用插值法求出并取 ^ = 0.8-^ ^-=3.16,故厶=0?8><3」6 = 2?53 附圖3-4表面質量系數0嚴隊=0.92 附圖3?2尺寸系數 故得綜介系數為 軸木經

61、表血強化處理 I = 3.25 155 2.62 x 11.6708 2 + ().()5x 11.6708 2 =9.9483 Sa = 22.5048 ST = 9.9483 9.0989 又山3?1與3?2的碳鋼的特性系數 0（ =0」~0?2取0 =0=0.05-0.1,?。╬T = 0.05 計算安全系數s S 存= d— = 23.27 心+佔 275 = =22.5()48 3.25x3.8120+() .1x() ￡ V S“ = , T= = 9.0989 ?S= 1.5 故該軸在截itn右側強度也是足夠的。本

62、設計因無大的瞬時過載及嚴重的 應力循環(huán)不對稱，故可略去掙強度校核。至此軸的設計卻告結束。 7. 滾動軸承的選擇及校核計算 根據條件,軸承預計壽命:L； =8x300x8 = 19200/io 7. 1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算 （1）軸承的選擇 采用角接觸球軸承，根據軸直徑d =45mm,選擇角接觸球軸承的型號為 7209C,主要參數如下： D = 85mm; B = 19mm;a = 18.2mm Co = 28.5 KN C = 38.5 KN 基本額定靜載荷Co = 28.5 KN 蘋本額定動載荷C = 38.5 KN 吸限轉速 = 6700 r / min

63、 (2)壽命計算 肉蝸桿軸所爻的軸向力向山，所以只有最21丸的角按値球軸承受軸向力 F(l = Fa2=^.5N 該軸承所受的徑向力約為 F =-F.=丄 x 2382.5 = 595.625N ‘4=4 對于70000型軸承，按表13?7軸承派生軸向力Fd=eF「,其中e為表 13?5中的判斷系數，英值由僉的大小來確定，^ = ^^- = 0.03 Co Co 28500 e = 0.4 查表13?5得角接觸球軸承判斷系數《 = 0.4 FaIFr^\M>e 所以 X=0.44.r=1.40 A=1463?975N 半量動我荷 P\ = XF「?YF。= 0.44x

64、595.625 +1.40x858.5 = I463.975/V 深溝球軸承所受的徑向力約為 F * = -F2=-x2382.5 = 1191 ?25N r 2 “ 2 $ = 119I?25N 當堀動載荷￡=E = 1191?25N 所以￡>￡,應用人核算軸承的壽命 因為是球軸承，所以取指數￡ = 3 106 ? I io6 "38.5x10’、 6(加

65、\ =8x 3(X) x8 = l 92()0/? 所以Lh>L\ 滿足壽命要求。 7. 2蝸桿軸上軸承的選擇計算 (1) 軸承的選擇 選擇使用深溝球軸承，根據軸宜徑d=65mm,選用角接觸球軸承的型 號為7213C。 主要參數如卜： D = 120mm； B = 23mm： a = 24.2mm CO=55.2 kN C =52.5kN 基本額定靜載荷CO=55.2 kN 基木額定動載荷C =52.5kN 極限轉速=9(XX) r / min (2) 壽命計算 對于7(XXX)C型軸承，按表13-7軸承派生軸向力Fd = eF「,其中 e為表13-5 4*的判斷系

66、數，其值由垃的大小來確定，但現釉承軸向 q 力巴未知，故先初取e = 0.4，因此可估算： ￡""119I.25N 打嚴 0.4? =0.4x2382.5 = 953N Fdi =0.4 你 2 =0.4x2382.5 = 953/V 按式(13-11)得Fae = F,NVl=\\9\.25N 你嚴巧「+ 巧2 =丨 191.25 + 953 = 2144.25N 巴2 = ^2 =953N F 2144 25 仏=z 中Q = 0.0388 G 55200 矗=竺-=0.0173 Co 55200 由表13?5進行插值計算，得^=0.409, =0.385 o 再計算：Fn =^7；, = 0.409x2382.5 = 974.4425/V FdZ =e2Fr2 =0.385x2382.5 = 917.2625^ Fal= Fa( + 巧2 i 191 ?25 + 917.2625953 =^108.5125Ar 巴2 二耳2 =917.2625N 2108.5125 =0Q382 Co 55200 el =0.409 e2 = 0.385