電動(dòng)機(jī)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū) 題 目 電動(dòng)機(jī)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置 專業(yè)班級(jí) 學(xué) 號(hào) 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 西安文理學(xué)院 目錄 第一章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)11.1減速器類型及特點(diǎn)11.2電動(dòng)機(jī)的選擇11.3減速器各級(jí)傳動(dòng)比的分配21.4傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算2第二章 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)62.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型62.2選擇材料62.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)計(jì)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(qiáng)度82.6效率的驗(yàn)算92.7精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定9第三章 圓柱齒輪的設(shè)計(jì)103.1材料選擇103.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)103.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)12第四章

2、軸的設(shè)計(jì)及校核144.1按扭矩初算軸徑144.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)144.3蝸輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算164.4蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)164.5軸的校核18第五章 標(biāo)準(zhǔn)件的選擇及校核計(jì)算275.3鍵的選擇及校核285.4 聯(lián)軸器的選擇及校核30第六章 箱體及附件的設(shè)計(jì)316.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)316.2附件的功用及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)31設(shè)計(jì)總結(jié)33參考文獻(xiàn)34附錄3551西安文理學(xué)院2010級(jí)機(jī)械制造及其自動(dòng)化二班第一章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)，主要包括擬定傳動(dòng)方案、選擇原動(dòng)機(jī)、確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比以及計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。1.1減速器類型及特點(diǎn)本減速器傳動(dòng)方案為單級(jí)蝸輪蝸桿減速器，具有傳動(dòng)比大，

3、結(jié)構(gòu)緊湊，并且傳動(dòng)平穩(wěn)。下置式蝸桿減速器潤(rùn)滑條件較好，故選下置式蝸輪蝸桿傳動(dòng)。1.2電動(dòng)機(jī)的選擇本減速器是單極蝸輪蝸桿傳動(dòng)，頻繁啟動(dòng)、制動(dòng)，有較大的振動(dòng)和沖擊，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，且應(yīng)具備自鎖的功能，故選yz、yzr系列的電機(jī)。主要計(jì)算過(guò)程如下： 工作機(jī)所需輸入功率 （式1-1）所需電動(dòng)機(jī)的輸出功率 （式1-2）傳遞裝置的效率的選擇：取自文獻(xiàn)【1】表12-8，因?yàn)槭俏仐U傳動(dòng)，采用有潤(rùn)滑，且選雙頭蝸桿。每一傳動(dòng)副的效率如下：剛性聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率0.97 ：每一對(duì)軸承效率效率0.98：每一個(gè)聯(lián)軸器傳動(dòng)效率0.99：開(kāi)式齒輪的傳動(dòng)效率0.97：蝸輪蝸桿的傳動(dòng)效率0.75：工作機(jī)效率0.97總效率為：（式1-

4、3）由參考文獻(xiàn)【1】表3-2得開(kāi)式齒輪及蝸桿傳動(dòng)比范圍如下：開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)比=35蝸桿傳動(dòng)比=1040由傳動(dòng)比公式得總傳動(dòng)比范圍為：=*=（35）（1040）=30200（式1-4）故點(diǎn)擊可選轉(zhuǎn)速范圍=*n=(30200)*8.377=251.311675.4r/min依據(jù)=3.919kw =251.311675.4r/min =15% 每班工作不超過(guò)10min 故選電機(jī)yzr132m6型 =5.0kw =875r/min1.3減速器各級(jí)傳動(dòng)比的分配 電機(jī)轉(zhuǎn)速與工作機(jī)轉(zhuǎn)速的比值即為總傳動(dòng)比 總傳動(dòng)比 =104.453（式1-5）開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)比=35蝸桿傳動(dòng)比=1040初步取開(kāi)式齒輪及蝸桿

5、傳動(dòng)比如下：開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)比=4蝸桿傳動(dòng)比=26.113 （式1-6）1.4傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 為進(jìn)行傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算，就計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算，即各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。一、各軸轉(zhuǎn)速將傳動(dòng)裝置各軸從高速到低速依次定為i軸 ii軸 iii軸 iv軸 ： 依次為電動(dòng)機(jī)與i軸 i軸與ii軸 ii軸與iii軸 iii軸與v軸的傳動(dòng)效率 則各軸轉(zhuǎn)速為： 式（1-7）式（1-8）二、各軸的功率1.各軸的輸入功率 軸 軸 軸 軸 工作機(jī) 2.各軸的輸出功率 三、各軸的轉(zhuǎn)矩1.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī) 軸 軸 軸 iv軸 v軸 2.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩軸 軸 軸 iv軸 v軸 表1.1各軸的運(yùn)

6、動(dòng)參數(shù)表軸號(hào)功率轉(zhuǎn)矩(nm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸3.91942.77875 0.991軸3.883.842.3541.4787526.1130.7352軸2.852.79812.27795.1733.5080.973軸2.772.71789.47772.36833.50840.964軸2.632.582998.272941.278.3770.96工作機(jī)軸2.582.52941.272850.078.377第二章 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)輸入功率 壽命2.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類型漸開(kāi)線蝸桿相當(dāng)于一個(gè)少齒數(shù)、大螺旋角的漸開(kāi)線圓柱斜齒輪，并且便于加工。根據(jù)gb/t10085199

7、8 選擇zi2.2選擇材料考慮到蝸桿傳動(dòng)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zcusn10p1,金屬模制造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，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(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)進(jìn)行計(jì)算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)計(jì)算，再校對(duì)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)【3】式（11-12），得傳動(dòng)中心距 式（2-1）(1)由前面的設(shè)計(jì)知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩t2=812.27按z=2,估取(2)確定載荷系數(shù)k因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)3表11-5選取使用系

8、數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動(dòng)載系；則 式（2-2）(3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用zcusn10p1匹配的緣故，有(4)確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和中心距a的比值，從文獻(xiàn)3圖11-18中可查到(5)確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)選用的蝸輪材料為zcusn10p1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度45hrc，可從文獻(xiàn)311-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 式（2-3） 壽命系數(shù)式（2-4）則 式（2-5）(6)計(jì)算中心距: 取a=200mm,由 i=26.113，則從文獻(xiàn)【3】表11-2中查取 模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查，由于，即以上算法有效

9、。2.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1)由文獻(xiàn)【3】表11-3得蝸桿的主要參數(shù)如下：軸向尺距pa= 19.79mm直徑系數(shù)q= =10式（2-6）齒頂圓直徑 式（2-7）齒根圓直徑 式（2-8）分度圓導(dǎo)程角 式（2-9） 蝸桿軸向齒厚 式（2-10）(2)有文獻(xiàn)【3】表11-3、11-4得蝸輪的主要參數(shù)如下： 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù)驗(yàn)算傳動(dòng)比i=53/2=26.5傳動(dòng)比誤差 在誤差允許值內(nèi)蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑2.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 式（2-11）當(dāng)量齒數(shù) 式（2-12）根據(jù) 從文獻(xiàn)3圖11-9中可查得齒形系數(shù)y=2.18螺旋角系數(shù) 式（2-13）許用彎曲應(yīng)力從文

10、獻(xiàn)3表11-8中查得有zcusn10p1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56mpa壽命系數(shù) 式（2-14） 式（2-15） 彎曲強(qiáng)度是滿足的。2.6效率的驗(yàn)算 閉式蝸桿傳動(dòng)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時(shí)的濺油損耗。而蝸桿傳動(dòng)的總效率，主要取決于取決于計(jì)入嚙合摩擦損耗時(shí)的效率。當(dāng)蝸桿主動(dòng)時(shí)，則有 式（2-16）已知；與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)。 式（2-17）從文獻(xiàn)3表11-8中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計(jì)值。因此不用重算。2.7精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從gb/t10089-1988圓柱蝸

11、桿，蝸輪精度選擇7級(jí)精度，側(cè)隙種類為d,標(biāo)注為7d gb/t10089-1988。然后由有關(guān)手冊(cè)的要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度。此處匆略，詳見(jiàn)零件圖。第三章 圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 卷?yè)P(yáng)機(jī)圓柱齒輪為開(kāi)式，故選齒面硬度350hbs的硬齒面齒輪，其主要失效形式為齒面疲勞點(diǎn)蝕，所以在設(shè)計(jì)時(shí)主要以齒面設(shè)計(jì)，齒根校核。齒輪傳動(dòng)組要參數(shù)為： p=2.77kw i=43.1材料選擇(1)因?yàn)殚_(kāi)式齒輪為硬齒面齒輪，失效形式為齒面疲勞點(diǎn)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(qiáng)其表面硬度。(2)因?yàn)槌暂啚橛昌X面齒輪速度中等，故選精度等級(jí)選6級(jí)精度。(3)初步選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)3.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算

12、設(shè)計(jì)由文獻(xiàn)【3】得式（10-21）試算，即 式（3-1）(1)確定各個(gè)計(jì)算值1)試選2)計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩t=789.47n.m 3)由10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）按圖10-21d ：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6)由文獻(xiàn)【3】得式10-13計(jì)算應(yīng)力系數(shù) 式（3-2）7)由文獻(xiàn)【3】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)，由文獻(xiàn)【3】式10-12，得 式（3-3）(2)試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值(3)計(jì)算圓周速度 式（3-4）(4)計(jì)算齒寬 式（3-5） 式（3-6） 式（3-7）齒寬與齒高之比 (4)計(jì)算

13、載荷系數(shù) 由文獻(xiàn)【3】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)，再由文獻(xiàn)【3】表10-4查得6級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，查文獻(xiàn)【3】圖10-13得， 由，故載荷系數(shù) (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，有文獻(xiàn)【3】式（10-10）得 式（3-8）(7)計(jì)算摸數(shù) 式（3-9）3.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)由文獻(xiàn)【3】式（10-5）得彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì) 式（3-10）(1)公式內(nèi)容的各計(jì)算值1)由文獻(xiàn)【3】圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；2)由文獻(xiàn)【3】10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)由文獻(xiàn)【3】式（10-12）得 式（3-11）

14、 4)計(jì)算載荷系數(shù) 5)查取齒形系數(shù) 由文獻(xiàn)【3】表10-5查得 6)計(jì)算大小齒輪的并加以比較 式（3-12） 得小齒輪的值大，故取小齒輪的數(shù)值(2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大與由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由 =17 取 (3)計(jì)算中心距 (4)計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 (5)計(jì)算齒輪寬度 圓整后， 第四章 軸的設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)時(shí)主要考慮軸的強(qiáng)度、剛度和振動(dòng)穩(wěn)定性等方面的問(wèn)題，防止斷裂和塑性變形以及共振和破

15、壞。4.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為根據(jù)文獻(xiàn)【3】表15-2式及表15-3，取 式（4-1） 考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則： 因此選4.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 蝸桿上的功率p 轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩分t別如下： p= 3.88kw n=875r/min t=42.35nm（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級(jí)蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊(duì)軸承對(duì)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(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，查教材14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動(dòng)機(jī)連接處電動(dòng)機(jī)輸出軸的直徑查機(jī)械手冊(cè)

16、表13-10選tl6型號(hào)彈性套柱銷聯(lián)軸器表4.1聯(lián)軸器型號(hào)公稱轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑（mm）250 38006082 32因此選擇段長(zhǎng)度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長(zhǎng)為端：因?yàn)槎ㄎ讳N鍵高度因此，。軸承端蓋的總長(zhǎng)為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為所以，段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=44，查機(jī)械手冊(cè)選用7209ac型號(hào)軸承且 l=24mm角接觸球軸承右端用于軸肩定位。查文獻(xiàn)【1】表15-4，7209ac型號(hào)軸承定位軸肩高度選用因此可以確定-v和vi-vii段的尺寸。段：直徑軸環(huán)寬度b ,取l=45mm。v段：由前面的設(shè)計(jì)知蝸桿的分度圓直徑d=63mm , 齒頂圓直徑

17、d=75.6mm ,蝸輪的喉圓直徑d=346.5, 查文獻(xiàn)【3】表11-4變形系數(shù)所以綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離 故選l=150mm 圖4.1蝸桿軸4.3蝸輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算(1)蝸輪軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩： p=2.79kw , n=33.508r/min ,t=795.17nm(2)求作用在軸上的力 式（4-1）(3)初步確定軸徑的最小直徑選用鋼，硬度根具文獻(xiàn)【3】表15-2及表15-3，取 式（4-2）考慮到鍵槽，將直徑增大7%，則；所以，選用4.4蝸輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）軸上的零件定位，固定和裝配 蝸輪蝸桿單級(jí)減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，蝸輪左面用軸肩定

18、位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過(guò)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(guò)度配合或過(guò)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(zhǎng)度軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，查文獻(xiàn)【3】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取由輸出端開(kāi)始往里設(shè)計(jì)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用hl4彈性柱銷聯(lián)軸器。表4.2聯(lián)軸器型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速（r/min）l1l軸孔直徑(mm)hl4125040008411255i-ii段：，。軸上鍵槽取， ii-iii段：因定位軸肩高度，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

19、間的距離為23mm,因此，-iv段：初選用深溝球軸承，參照要求取，型號(hào)為7213ac型角接觸球軸承，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=20mm，考慮到箱體誤差在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8。已知所選軸承寬度t=23，則-v段：為安裝蝸輪軸段， ，蝸輪齒寬取l=84mmv-vi段：-v段右端為軸環(huán)的軸向定位。， vi-vii段：。（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 由教材表6-1查毒平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為80mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為

20、為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 參考教材表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個(gè)軸肩的圓角半徑為1-2mm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(diǎn)的位置，從文獻(xiàn)【1】表15-4查取得a值，對(duì)于7209ac型軸承，a=25.4mm，因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=2(45+75)=240mm 式（4-3） 式（4-4） 式（4-5） 式（4-6） 式（4-7） 式（4-8） 式(4-9)表4.3軸上的載荷載荷hv支反力n4865.3494865.3491170.841170.8

21、4彎矩mn*mm535188.39總彎矩m扭矩t=42.35圖4.3受力分析圖可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面，按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，根據(jù)文獻(xiàn)【3】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(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故軸的計(jì)算應(yīng)力，故安全4.5.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度為寬裕確定的，所以截面均無(wú)需校核。由第三章附表可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)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) 式(4-10)抗扭截面系數(shù) 式（4-11）截面v左側(cè)彎矩截面e上扭矩=42.35 式（4-12） 式（4-13）軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文

22、獻(xiàn)【3】表15-1查得 式（4-14）截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【3】附表3-2，,又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù) 式（4-15） 式（4-16）文獻(xiàn)【3】圖3-2尺寸系數(shù)， 文獻(xiàn)【3】圖3-4 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 式（4-17）又由文獻(xiàn)【3】3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)??； ， 計(jì)算安全系數(shù)=3.3946 式（4-17）=123.2627 式（4-18）=3.39 s=1.5 式（4-19）故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的（3）截面v右側(cè)抗截面系數(shù)按教材表15-4中的公式計(jì)算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過(guò)盈配合處由文獻(xiàn)【3】附表3-8用插值法求出

23、并取 =3.736，故文獻(xiàn)【3】附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù)文獻(xiàn)【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(qiáng)化處理 又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)?。?，取計(jì)算安全系數(shù)s=1.5故該軸在界面右側(cè)強(qiáng)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(diǎn)的位置，從手冊(cè)中查取得a值，對(duì)于7213ac型軸承，a=34.1mm，因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=2(43+34)=154mm表6.4軸上的載荷載荷hv支反力n2381.46866.78彎矩mn*mm1190.73總彎矩m扭矩t=795.17圖4.4受力分析圖可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面，按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

24、，根據(jù)文獻(xiàn)【3】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(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故軸的計(jì)算應(yīng)力，故安全4.5.4精度校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度為寬裕確定的，所以截面均無(wú)需校核。由第三章附表可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)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)抗扭截面系數(shù)截面v左側(cè)彎矩截面e上扭矩=795.17軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)【3】表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【3】附表3-2，,又由文獻(xiàn)【3】附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)【3】附圖3-2尺寸系數(shù)， 文獻(xiàn)【3】

25、附圖3-4 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 又由文獻(xiàn)【3】3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)取； ， 計(jì)算安全系數(shù)=103.38=12.8=12.7 s=1.5故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的（3）截面v右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)【3】表15-4中的公式計(jì)算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過(guò)盈配合處由文獻(xiàn)【3】附表3-8用插值法求出并取 =3.736，故文獻(xiàn)【3】附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù)文獻(xiàn)【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(qiáng)化處理 又由文獻(xiàn)【3】表3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)??； ，取計(jì)算安全系數(shù)s=1.5故該軸在界面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。第五章 標(biāo)準(zhǔn)件的選擇及校核計(jì)算 蝸輪蝸桿減速器標(biāo)準(zhǔn)件主要有軸

26、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(duì)這幾個(gè)標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行校核計(jì)算。5.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：lh=283001015%=7200小時(shí)（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(hào)為7209ac,由文獻(xiàn)【1】表15-4主要參數(shù)如下：d=85mm b=19mm a=25.4mm額定動(dòng)載荷cr=29.82kn 額定靜載荷co=23.15kn極限轉(zhuǎn)速vmax=7600r/min (2)計(jì)算軸承壽命lh該軸承所受徑向力約為 式（5-1）對(duì)于7000ac型軸承，按表13-7軸承派生軸向力 式（5-2）fa/fr=1316.5/

27、433.39=3.040.68所以x=0.41 y=0.87當(dāng)量動(dòng)載荷 式（5-3）角接觸球軸承約為 式（5-4）當(dāng)量動(dòng)載荷所以p1p2，應(yīng)用p1核算軸承壽命因?yàn)槭乔蜉S承，所以取指數(shù)軸承壽命計(jì)算lh= 式（5-5）所以lhlh=7200h 滿足壽命要求5.2蝸輪軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)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(hào)為7213ac,有文獻(xiàn)【1】表15-4主要參數(shù)如下：d=120mm b=23mm a=34.1mm額定動(dòng)載荷cr=50.91kn 額定靜載荷co=42.37kn極限轉(zhuǎn)速vmax=4800r/min (2)計(jì)算軸承壽命lh對(duì)于7000ac型軸

28、承，按文獻(xiàn)【3】表13-7軸承派生軸向力則由文獻(xiàn)【3】式（13-11）（3）軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 所以x1=x2=0.41 y1=y2=0.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等振動(dòng)，按文獻(xiàn)【3】表13-6 取則 p1p2 故p=5340.174n軸承壽命計(jì)算lh=所以lhlh=7200h 滿足壽命要求(4) 靜載荷計(jì)算查文獻(xiàn)【3】可知，角接觸球軸承當(dāng)量靜載荷因載荷中有中等沖擊，所以所以滿足強(qiáng)度條件（5） 極限工作轉(zhuǎn)速計(jì)算以上軸承的極限轉(zhuǎn)速vmaxv=875r/min所以他們的極限轉(zhuǎn)速一定滿足要求5.3鍵的選擇及校核5.3.1輸入軸聯(lián)軸器的選擇及校核軸徑d1=32mm，l1=82mm查文獻(xiàn)【1】表14-24 選用a

29、型平鍵，得：b=10 h=8 l=70 即：鍵870gb/t1096-2003 鍵、軸和聯(lián)軸器材料都是鋼，由文獻(xiàn)【3】表6-2查許用應(yīng)力,取其平均值75mpa鍵的工作長(zhǎng)度l=l-b=70-10=60mm 鍵與聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=4mm根據(jù)式文獻(xiàn)【3】6-1得所以鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求5.3.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d=55mm l3=82mm 查文獻(xiàn)【1】表14-24 選a型平鍵，得：b=16 h=10 l=70即：鍵1670gb/t1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器材料都是鋼，由文獻(xiàn)【3】表6-2查許用應(yīng)力,取其平均值110mpa鍵的工作長(zhǎng)度l=l-b=70-16=54mm 鍵

30、與聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=4mm根據(jù)文獻(xiàn)【3】式6-1得所以鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求5.3.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接軸徑d=70mm l=86mm 查文獻(xiàn)【1】表14-24 選用a型平鍵，得：b=20 h=12 l=70 k=6即：鍵1680gb/t1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器材料都是鋼，由文獻(xiàn)【3】表6-2查許用應(yīng)力,取其值80mpa鍵的工作長(zhǎng)度l=l-b=70-20=50mm 根據(jù)教材式6-1得所以鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求5.4 聯(lián)軸器的選擇及校核5.4.1與電機(jī)輸出軸配合的聯(lián)軸器（1）計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩（2）型號(hào)選擇電機(jī)軸d=38mm，由文獻(xiàn)【1】表17-1選彈性柱銷聯(lián)軸器tl6主要參數(shù)

31、許用轉(zhuǎn)速n=875r/min因此聯(lián)軸器符合要求5.4.2與蝸輪軸配合的聯(lián)軸器(1)計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩(2)型號(hào)選擇電機(jī)軸d=65mm，由文獻(xiàn)【1】表17-2選彈性柱銷聯(lián)軸器hl6主要參數(shù) 許用轉(zhuǎn)速n=33.508r/min因此聯(lián)軸器符合要第六章 箱體及附件的設(shè)計(jì)6.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1 箱體的剛度為了避免箱體在加工和工作過(guò)程中產(chǎn)生不允許的變形，從而引起軸承座中心線歪斜，使齒輪產(chǎn)生偏栽，影響減速器正常工作，在設(shè)計(jì)時(shí)首先保證軸承座剛度。 首先，軸承座應(yīng)有足夠的壁厚；其次，加支撐肋板或采用凸緣式箱體提高軸承座剛度；再次，為提高剖分式軸承座剛度設(shè)置凸臺(tái)；最后，凸緣要有一定的厚度。2 箱體的密封 在試運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程

32、中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤(rùn)滑脂。3 箱體結(jié)構(gòu)的工藝性 鑄造工藝性 1）為保證液態(tài)金屬流動(dòng)通暢，鑄件壁厚不宜過(guò)?。?2）為避免縮孔或應(yīng)力裂紋，薄厚壁之間應(yīng)采用平緩的過(guò)渡結(jié)構(gòu)； 3）為避免金屬積累，兩壁間不宜采用銳角鏈接； 4）設(shè)計(jì)鑄造應(yīng)考慮起模方便。詳見(jiàn)附錄圖1 6.2附件的功用及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一視孔和視孔蓋 視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可以用于注入潤(rùn)滑油。視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋的頂部，以便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸入箱體進(jìn)行檢查操作為宜。 視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，他和箱體之

33、間應(yīng)加紙制密封墊圈。以防漏油。軋制鋼板制視孔蓋，其結(jié)構(gòu)輕便，上下無(wú)須機(jī)械加工，無(wú)論單件或成批生產(chǎn)均常采用；鑄鐵制視孔蓋，須制木模，且有較多部位需進(jìn)行機(jī)械加工，故應(yīng)用較少。詳見(jiàn)附錄圖2二通氣器 由于在室內(nèi)使用，選簡(jiǎn)易式通氣器，其通氣孔不直接通向頂端，以免灰塵落入，所以用于較清潔的場(chǎng)合。采用m221.5。由文獻(xiàn)【1】圖6-18選取通氣孔參數(shù)如下： 表6-1ddsllam221.53225.422291547詳見(jiàn)附錄圖3三 油標(biāo) 油尺結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，為便于加工和節(jié)省材料，油尺的手柄和尺桿常由兩個(gè)元件鉚接或焊接在一起。如果需要在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中檢查油面，為避免因油攪動(dòng)影響檢查效果，在油尺外裝隔離套。選擇參數(shù)為： 表6-2ddhabcm1626223561681256詳見(jiàn)附錄圖4四 起吊裝置