組合專機(jī)-圓柱體相貫線焊接專機(jī)工作臺設(shè)計(jì),組合,專機(jī),圓柱體,相貫線,焊接,工作臺,設(shè)計(jì) 圓柱體相貫線焊接專機(jī)工作臺設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 一 圓柱齒輪設(shè)計(jì) 1.1電動(dòng)機(jī)選擇 1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，設(shè)定皮帶拉力F=1000N，速度V=2.0m/s 2、電動(dòng)機(jī)功率選擇： （1）傳動(dòng)裝置的總功率： η總=η渦輪×η4軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η錐齒輪 =0.96×0.984×0.97×0.99×0.96 =0.85 (2)電機(jī)所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =1000×2/1000×0.85 =2.4KW 1.2確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 計(jì)算工作臺工作轉(zhuǎn)速： n工作臺=1.5r/min 按手冊P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級減速傳動(dòng)比范圍I’a=3~6?？紤]到電機(jī)轉(zhuǎn)速太小，將會造成設(shè)計(jì)成本加高，因而添加V帶傳動(dòng)，取V帶傳動(dòng)比I’1=2~4，則總傳動(dòng)比范圍為I’a=6~24。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a×n工作臺=（6~24）×1.5=9~36r/min，加上V帶減速，取減速比為5，那么n’d=45~180r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有60、100、和150r/min。由于工作臺n工作臺=1.5r/min，圓錐齒輪傳動(dòng)比1:1，蝸輪蝸桿傳動(dòng)比10，齒輪傳動(dòng)比2，V帶傳動(dòng)比5，因而選擇電機(jī)轉(zhuǎn)速150r/min。 1.3 確定電動(dòng)機(jī)型號 根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，額定轉(zhuǎn)速150r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量10kg。 1.4 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級的偉動(dòng)比 1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n工作臺=150/1.5=100 2、分配各級傳動(dòng)比 1）取齒輪i齒輪=2（單級減速器i=2~6合理）； 2）圓錐齒輪傳動(dòng)比1:1， 3）蝸輪蝸桿傳動(dòng)比10， 4） V帶傳動(dòng)比5， 1.5 運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） nI=n電機(jī)/5=150/5=30r/min nII=nI/i齒輪=30/2=15(r/min) nIII=nII/i渦輪=15/10=1.5(r/min) n工作= nIII=1.5(r/min) 2、 計(jì)算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.4KW PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96 =2.168KW PIV=PIII×η軸承×η渦輪=2.168×0.98×0.96 =2.039 KW 3、 計(jì)算各軸扭矩（N·mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/150 =152800N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.304/30 =733440N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/15 =138029N·mm TIV=9.55×106PIV/nIV=9.55×106×2.039/1.5 =12985799N·mm 1.6 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動(dòng)比i齒=2 取小齒輪齒數(shù)Z1=10。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=2×10=20 實(shí)際傳動(dòng)比I0=20/2=10 傳動(dòng)比誤差：i-i0/I=2-2/2=0%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=2 由課本P138表6-10取φd=0.9 (3)轉(zhuǎn)矩TII TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.304/30 =733440N·mm (4)載荷系數(shù)k 由課本P128表6-7取k=1 (5)許用接觸應(yīng)力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由課本P133式6-52計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=60×30×1×(16×365×8) =8.4×107 NL2=NL1/i=8.4×107/2=4.2×107 由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥30(k TII (u+1)/φdu[σH]2)1/3 =30[1×733440×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =50mm 模數(shù)：m=d1/Z1=50/10=5mm 根據(jù)課本P107表6-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=5mm (6)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 根據(jù)課本P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=5×10mm=50mm d2=mZ2=5×20mm=100mm 齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取b=45mm b1=50mm (7)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=10,Z2=20由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應(yīng)力[σF] 根據(jù)課本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本圖6-35C查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計(jì)算兩輪的許用彎曲應(yīng)力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠 (9)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)計(jì)算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000 =1.2m/s 1.7 軸1的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.7.1輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h(yuǎn)=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動(dòng)軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設(shè)計(jì)成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 ①求分度圓直徑：已知d1=50mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=50021.8N·mm ③求圓周力：Ft 根據(jù)課本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N ④求徑向力Fr 根據(jù)課本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N ⑤因?yàn)樵撦S兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m (6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f） 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當(dāng)量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m (7)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強(qiáng)度足夠。 1.7.2渦桿軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取d=35mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m (4)計(jì)算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m (5)計(jì)算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N·m (6)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強(qiáng)度足夠 1.8 滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命 16×365×8=48720小時(shí) 1、計(jì)算輸入軸承 （1）已知nⅡ=458.2r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR148720h ∴預(yù)期壽命足夠 F=1000N V=2.0m/s n工作臺=1.5r/min η總=0.85 P工作=2.4KW 電機(jī)轉(zhuǎn)速150r/min 電動(dòng)機(jī)型號 Y132S-6 i齒=2 Z1=10 Z2=20 u=6 TII=733440N·mm αHlimZ1=570Mpa αHlimZ2=350Mpa NL1=8.4×107 NL2=4.2×107 ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 [σH]1=524.4Mpa [σH]2=343Mpa d1=50mm m=5mm d1=50mm d2=100mm b=45mm b1=50mm YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 YST=2 SF=1.25 σF1=77.2Mpa σF2=11.6Mpa a =175mm V =1.2m/s d=22mm d1=22mm L1=50mm d2=28mm L2=93mm d3=35mm L3=48mm d4=41mm L4=20mm d5=30mm L=100mm Ft =1000.436N Fr=364.1N FAY =182.05N FBY =182.05N FAZ =500.2N MC1=9.1N·m MC2=25N·m MC =26.6N·m T=48N·m Mec =99.6N·m σe =14.5MPa <[σ-1]b d=35mm Ft =1806.7N FAX=FBY =328.6N FAZ=FBZ =903.35N MC1=16.1N·m MC2=44.26N·m MC =47.1N·m Mec =275.06N·m σe =1.36Mpa <[σ-1]b 軸承預(yù)計(jì)壽命48720h FS1=FS2=315.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N 2.3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.3.1 蝸桿蝸輪設(shè)計(jì)計(jì)算 1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型 2選擇材料 3按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 4按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 5蝸輪蝸桿的主要參數(shù)和幾何尺寸 6校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 根據(jù) GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿ZI。 考慮到蝸桿的傳動(dòng)功率不大，速度只是中等，故選擇45鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為45~55HRC，蝸輪用鑄錫磷青鋼ZCuSn10P1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 傳動(dòng)中心矩計(jì)算公式如下： (1) 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩=892.9N·m (2) 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數(shù),KA=1.11,由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不太大，可選取動(dòng)荷系數(shù),則 K=KA··=1.11×1×1.05=1.17 (3) 確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 (4) 確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓d1和傳動(dòng)中心矩a的比值，從圖11-18可查得=3.1 (5) 確定許用接觸應(yīng)力 根據(jù)蝸輪材料為ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得無蝸輪的基本許用應(yīng)力 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60× =60×1××（2×8×300×15）=2.359× 壽命系數(shù)= ==0.674 =0.674×268MPa=180.528MPa （6）計(jì)算中心矩 =199.05mm 取中心矩a=200mm 因i=10 取m=5mm 蝸桿分度圓直徑d1=55mm 這時(shí)， =3.1 查手冊得，因?yàn)?，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。 （1） 蝸桿 分度圓直徑d1=55mm 模數(shù) m=5 直徑系數(shù)q=10，齒頂圓 齒根圓df1=m(q-2.4)=38mm 分度圓導(dǎo)程角，蝸桿軸向齒厚Sa==9.891mm （2） 蝸輪 蝸輪齒數(shù)=×10=50 變位系數(shù)為 驗(yàn)算傳動(dòng)比i= 蝸輪分度圓直徑 =5×50=250mm 蝸輪喉圓直徑=（250+2×4.725）=259.45mm 蝸輪齒根直徑=（259.45-2×1×5）=249.45mm 蝸輪咽喉母圓直徑=（200-×249.45）=75.275mm 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)=-0.25 =57.28 =2.5 螺旋角系數(shù)= 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得： 由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力=56MPa 壽命系數(shù)= =56×0.545=30.52MPa = =27.2MPa<=30.52=MPa 所以彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。 已知r=11°18′36″≈11.31° = , 與相對滑動(dòng)速度有關(guān) = = =7.27 m/s 從表11-18中用插值法查得： =0.021 =1.0755 代入式中 =0.220 =0.1998 則=0.86 大于原估計(jì)值，因此不用重算。 考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于用機(jī)械減速器。從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇38級精度，側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。 蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用H7/S6配合，并加臺肩和螺釘固定（螺釘選用6個(gè)）。 漸開線蝸桿ZI 45鋼 ZCuSn10P1 青銅 HT100 =892.9N·m K=1.17 =160 =3.1 N=2.359× =0.674 =180.528MPa a=199.05mm =3.1 合格 d1=55mm =54 =340.2mm =349.65mm =337mm =25.2mm =57.28 =0.9192 =56MPa =0.579 =27.2MPa 合格 =7.27 m/s 2.4.1蝸輪軸（即小錐齒輪軸）的設(shè)計(jì) 1軸的材料的選擇，確定許用應(yīng)力 2按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，初步估計(jì)軸的最小直徑 3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=100，于是得： d≥ 軸的最小直徑為d1，與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號 計(jì)算轉(zhuǎn)矩=,查表14-1，選取=1.3，則有 =KT=1.3×9.550××3.78/54.60 =859500N?mm 最小直徑d1=48mm 根據(jù)d2=50mm，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為： d×D×T=50mm×110mm×23.75mm 故選d3=60mm L6=23.75mm 查GB/T294-94得： 圓錐滾子軸承da=69（30212）即軸肩為 h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm 又：軸環(huán)的亮度b=1.4h，即b≥1.4×6=8.4 b取12mm，即L5=12mm （4）蝸輪的軸段直徑 蝸輪軸段的直徑的右端為定位軸肩。 故d4=d5-2h，求出d4=64mm 與傳動(dòng)零件相配合的軸段，略小于傳動(dòng)零件的輪轂寬。 蝸輪輪轂的寬度為： B2=(1.2～1.5)d4=（1.2～1.5）×64 =76.8～96，取b=80mm，即L4=80mm (5)軸承端蓋的總寬度為20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端端面的距離為l=35mm。故 L2=20+35=55mm (6)取蝸輪與箱體內(nèi)壁距離為a=16mm，滾動(dòng)軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s（5～8）。取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度為T=23.75mm，蝸輪輪轂長為L=80mm，則： L3=T+s+a+(80-78)=49.75mm 選用45號鋼， [σb]=600MPa [σb-1]1=55MPa =1.3 =859500N?mm d1=48mm d2=50mm L1=82mm d3=60mm L6=23.75mm d5=72mm 軸環(huán)L5=12mm d4=64mm L4=80mm L2=55mm L3=49.75mm 至此已初步確定了軸端各段直徑和長度， 軸的總長為：L總=82+55+49.75+80+12+36=315mm 4軸的強(qiáng)度校核 （1） 軸向零件的同向定位 蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的同向定位均采 用平鍵鏈接。按d4由表6-1查得平鍵截面 b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時(shí)為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸端配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵14mm×9mm×70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的同向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （2） 確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考15-2，取的倒角2×45°，各軸 肩處的圓角半徑為（見附圖）。 （3.1）確定各向應(yīng)力和反力 蝸輪分度圓直徑d=340.2 mm 轉(zhuǎn)矩T=892.9 N·m 蝸輪的切向力為： Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N 蝸輪的徑向力為： Fr=Ft× =5249.9×tan20°/cos11°18′35″ =1853.5 N 蝸輪的軸向力為： Fa=Ft× =5249.9×tan11°18′35″ =1050 N T=892.9N·m Ft=5249.9 N Fr =4853.5 N Fa=1050N 反力及彎矩、扭矩見10.3反力及彎局矩、扭矩圖所示： 5軸的強(qiáng)度校核 （3.2）垂直平面上： 支撐反力： = =2182 N 其中132為兩軸承中心的跨度，59為蝸輪 中心到右邊軸承中心的距離。 N 水平平面： N N （3） 確定彎距 =59=592902.9=171271 N·mm 垂直彎矩： N·mm N·mm 合成彎矩： = 233893N·mm =172357 N·mm 扭矩T=892.9 N·mm （4） 按彎矩合成應(yīng)力校核該軸端強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受 最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。取α=0.6 軸端計(jì)算應(yīng)力： =27MPa<[σ-1]=60MPa 故是安全的。 =2182 N = N =2347 N =2902.9N =171271 N·mm =233893 N·mm =172357 N·mm =27MPa 合格 三 圓錐齒輪設(shè)計(jì) 圓錐齒輪傳動(dòng)比為1:1 3.1確定齒數(shù)Z及校核 (1)選Z。軟齒面應(yīng)盡量選大些。 (2)Z= iZ。且Z為整數(shù)。 (3)計(jì)算U= (4)=5％ 3.2按接觸強(qiáng)度計(jì)算d1 1.計(jì)算公式 2.計(jì)算T1 T1=95500 Pd-------Kw nd-----r/min η１=0.99 3.計(jì)算K K=KAKVK (1)由表4-8選用系數(shù)KA (2)選動(dòng)載荷系數(shù)KV記為KVt (3)取值。一般取=0.3 = (4)由土4-45查出齒向載荷分布系數(shù)K (5)計(jì)算 K=KAKVK 取KV=KVt故Kt=KAKVK 4.彈性系數(shù)ZE由表4-9查得 5.節(jié)點(diǎn)系數(shù)ZH由表4-48查得 6.許用應(yīng)力[]H=ZNZW (1)由圖4-58查得 (2)由已知條件計(jì)算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U 式中：n----嚙和次數(shù) n1-----r/min tn----每天工作小時(shí) N-----年300天/年小時(shí)/天 (3)由圖4-59查得壽命系數(shù) ZN1 ZN2 (4)由表4-11查得安全系數(shù)SH (5)由圖查得工作硬化系數(shù)Zw (6)計(jì)算 []H1=ZNZW []H2=ZNZW (7)計(jì)算d1 d1 試選Kt=Kvt 3.3 校核d1 因?yàn)樵囘x的Kv可能與實(shí)際不符合。 (1)模數(shù)m=取標(biāo)準(zhǔn)值?？筛淖僙1而達(dá)到選用適當(dāng)?shù)膍的目的，但 u有變則需重新計(jì)算d1。 (2)按幾何關(guān)系計(jì)算d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圓周速度Vm（平均直徑dm） Vm= 計(jì)算 由查圖4-43得Kv (4)校核d1 d1= d1與d1t相差太大，則需重新選Kvt，再計(jì)算d1t 3.4 校核齒根彎曲強(qiáng)度 (1)計(jì)算公式 (2)當(dāng)量齒數(shù)計(jì)算 Zv= a. b. c.由當(dāng)量齒數(shù)Zv查圖4-55得齒形系數(shù)YFa1,YFa2 查圖4-56得齒根應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1,Ysa2. d.確定[]F=YHYx 查圖4-61得和 查圖4-62得YN1, YN2 查圖4-63得尺寸系數(shù)Yx 查圖4-11得安全系數(shù)SF 計(jì)算 比較 ，的大小，取較大值 校核彎曲強(qiáng)度 3.5 幾何尺寸計(jì)算 1.分度圓直徑d d1 =mZ1 d2=mZ2 2.節(jié)錐 =arctan =90- 3.節(jié)錐距R R== 4.齒寬b=R 5.周節(jié)P=m 6.齒頂高h(yuǎn)a ha=m 7.齒根高h(yuǎn)f hf=1.2m 8.齒頂間隙 c=0.2m 9.齒頂圓直徑 =m(Z+2) =m(Z+2) 10.齒根圓直徑 = m(Z-2.4) = m(Z-2.4) 3.6 受力分析 Ft1=-Ft2= Fr1=-Fa2= Ft1*tan Fa1=-Fr2= Ft1*tan 小齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)217HBS~255HBS。取240HBS。大齒輪為45鋼正火163HBS~217HBS。取200HBS。8級精度 Z選20 Z=2.6520=53 U=2.65 =0<5％ T1=95500005.50.99/720=72221.9 N*mm KA=1.0 KVt=1.1 =0.3 =0.500 K=1.03 Kt=1.133 ZE=189.8 ZH=2.5 =570MPa =460MPa N1=1.27 N2=4.76 tn =29200 ZN1=1 ZN2=1 SH=1 Zw=1 []H1=570MPa []H2=460MPa d1t m=4.395 取m=4.5 d1=90mm dm1=76.5mm Vm=2.88m/s =0.576 Kv=1.0 d1=85.14mm 故d1與d1t相差不大，符合要求。 =0.936 =20.67 =0.353 =69.33 =21.37 =150.14 YFa1=2.63 YFa2=2.16 Ysa1=1.56 Ysa2=1.89 =230MPa =190MPa YN1=YN2=1 Yx=1 SF=1 =230MPa =190MPa <故取大齒輪計(jì)算 合格 d1=90mm d2=238.5mm =20.674 =69.326 R=127.46mm b=38.238mm 取b=40mm P=14.13mm ha=4.5mm hf=5.4mm c=0.9mm =91.9mm =241.7mm =79.9mm =234.7mm Ft1=Ft2= Ft Ft=1888.15N Fr1=-Fa2=643.25N Fa1=-Fr2=242.59N 3.7 錐齒輪軸（即工作臺轉(zhuǎn)軸）的設(shè)計(jì) 1.齒輪軸的設(shè)計(jì) (1)確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） (2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=5.445 Kw 轉(zhuǎn)速為nⅠ=1.5r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于齒輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=Φ28mm，又帶輪的寬度b=40 mm 則第一段長度L1=40mm 右起第二段直徑取D2=Φ36mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的內(nèi)端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=40mm 右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用圓錐滾子軸承，則軸承承受徑向力和軸向力為零，選用30209型軸承，其尺寸為45×85×19，那么該段的直徑為D3=Φ45mm，長度為L3=20mm 右起第四段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ50mm，長度取L4= 80mm 右起第五段為滾動(dòng)軸承段，則此段的直徑為D5=Φ45mm，長度為L5=20mm 右起第六段，為聯(lián)軸器接入軸,由于電機(jī)Y160M2-8的軸的直徑為d2=Φ42mm，故選擇齒式聯(lián)軸器GICL3型，選d1=Φ42mm。即D6=Φ42mm。長度取L6= 100mm 。 (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=90mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =84.97 N·m 求圓周力：Ft Ft=1888.15N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=1888.15×tan200=643.25N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA==944.08N RB==2832.23 N 垂直面的支反力： RA’= =321.67N RB’ ==964.88 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩：M水平=RA×0.08=37.76 Nm 垂直面的彎矩：M垂直= RA’×0.08=12.87 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=84.59 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以該剖面為危險(xiǎn)截面。 已知M當(dāng)=93.87Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= M當(dāng)/W= M當(dāng)/(0.1·D43) =93.87×1000/(0.1×453)= 10.30MPa<［σ-1］ 右起第一段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =50.75×1000/(0.1×283)=33.12 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： D1=Φ28mm L1=40mm D2=Φ36mm L2=40mm D3=Φ45mm L3=20mm D4=Φ50mm L4=80mm D5=Φ45mm L5=20mm D6=Φ42mm L6= 100mm Ft=1888.15Nm Fr=643.25Nm RA=944.08N RB=2832.23N RA’=321.67N RB’=964.88 N M水平=37.76 Nm M垂直= 12.87 Nm M合=39.89Nm T=84.59 Nm α=0.6 M當(dāng)=93.87Nm ［σ-1］=60Mpa MD=50.75Nm 四 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 4.1．輸入軸與小齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=28mm,L1=40mm 查手冊得，選用A型平鍵，得： A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mm T=72.22N·m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4 ·T/(d·h·L) =4×72.22×1000/（28×7×32） =46.06Mpa < [σR] =110Mpa 4.2、中間軸與大齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=50mm L3=38mm TⅡ=180Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵14×9 GB1096-79 l=L3-b=38-14=24mm h=9mm σp=4·TⅡ/（d·h·l） =4×180×1000/（50×9×24） =66.7Mpa < [σp] =110Mpa 五 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料 箱體采用鑄造工藝，材料選用HT200。 因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚8～10mm，取δ=12mm 5.2鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系 名稱 型式及尺寸關(guān)系 箱座壁厚δ δ=10mm 箱蓋壁厚δ1 δ1=0.8δ=9.6mm 取δ1=10mm 箱座凸緣厚度b1， 箱蓋凸緣厚度b， 箱座底凸緣厚度b2 b1=1.5×δ1=15mm b=1.5×δ=16mm b2=2.5×δ=2.5×12=10mm 地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.075df=18.75mm 取d1=20mm 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2=（0.5～0.6）df 取d2=16mm 聯(lián)接螺栓d2間的間距 l=150～200mm 軸承端蓋螺栓直徑 d3=（0.4～0.5）df 取d3=12mm 檢查孔蓋螺栓直徑 d4=（0.3～0.4）df 取d4=8mm Df，d1，d2至外壁距離 df，d2至凸緣邊緣距離 C1=26,20,16 C2=24,14 軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm 軸承旁凸臺半徑 R1=16mm 軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結(jié)構(gòu)確定 箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm 蝸輪外圓與箱內(nèi)壁間距離 Δ1=16mm 蝸輪輪轂端面與箱內(nèi)壁距離 Δ2=30mm 六 相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)的選擇 本部分含鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，墊圈、墊片的選擇，具體內(nèi)容如下： 6.1鍵的選擇 查表6-1： GB1095-79 蝸輪，半聯(lián)軸器與軸相配合的鍵：A型普通平鍵，b*h=20mm×12mm GB1095-79 半聯(lián)軸器與軸的連接 b*h=16mm×10mm A型，20mm×12mm A型，14mm×9mm GB1095-79 6.2聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸設(shè)計(jì)中的相關(guān)數(shù)據(jù)，查表10-43，選用聯(lián)軸器的型號HL3 GB4323-84。 HL3 GB4323-84 6.3螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響選用 螺栓GB5782-86， M10*35， 數(shù)量為3個(gè) M12*100， 數(shù)量為6個(gè) 螺母GB6170-86 M10 數(shù)量為2個(gè) M12， 數(shù)量為6個(gè) 螺釘GB5782-86 M6*20 數(shù)量為2個(gè) M8*25， 數(shù)量為24個(gè) M6*16 數(shù)量為12個(gè) M10*35 M12*100 M10 M12 M6*20 M8*25 M6*16 6.4銷，墊圈墊片的選擇 選用銷GB117-86，B8*30，數(shù)量為2個(gè) 選用墊圈GB93-87數(shù)量為8個(gè) 選用止動(dòng)墊片1個(gè) 選用石棉橡膠墊片2個(gè) 選用08F調(diào)整墊片4個(gè) GB117-86 B8*30 GB93-87 止動(dòng)墊片 石棉橡膠墊片 08F調(diào)整墊片 有關(guān)其他的標(biāo)準(zhǔn)件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖