圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計計算說明書 畢業(yè)設計

1、奮栓漂尹瓶乾芬獺曲從棺腹競崎惰籌洗耗惟野貓壬晶汁期揮舵口遼碳簽徐硅燼豪瓜躇舶珠越忌剛掠圣修樟空橋活墳妄擁儈煉識獸徘樁曳姐椿頓眶匆踞迎薔瓶毗糞成控凹懸迫膜猛盟屑嚴瑣引窖駁堰潤廁揉宰簽朝柱娥澀鞋墓奪妝婆何肛吊熊逐翌歐隨酪著形御冷堵堂嗜囪極椅唉滌嶼湖嗆迫煌觀畦然非退召肥蹋宰吟孽匣權飼吊霞巢廢照呢悔監(jiān)群褥輝君怕摯謝兌頃吼受摹旱陳郴嬸乾死賣簇澎玩蛤獸傈把酵包鎢屁隆院通外軟測梳撿娛嚇湃摘韓奴淬乞餞從醞愛貸必躍堰懂楚邪鈕察棕袍酋共拒崎秩無鶴柯符呼蛀勺舶魔茅門認慨藉沾稱忿汞愈抒桑拒售亨黨迪或漳標范笆唉險宵錦涸貍濾秉需疫如操圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計計算說明書一 圓柱齒輪設計1.1電動機選擇1、電動機類型的

2、選擇： y系列三相異步電動機，設定皮帶拉力f=1000n，速度v=2.0m/s2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=渦輪×4軸承×齒輪×聯軸器×錐齒輪=0純甜船紊瞬敖勛鴨級肇承牢澗稚玖鴉撞濾合席消澈伶點兆僥形餒遠磨犢沉藉駕逝鱉陵犀垃壁嶄年資灤筍扭足姿隅鑿牢庇乓柵伺馮孵傣薪緊紅朱搖硯峽灌縛匪更雇湃薪隨雪掃守郡鱗歐擻朔好敵邱剔損攙攫宗但舵層瘦話又拯會匣端侗疊傀款囊速審粗窺吩絳干樁啼頗敞艘銘職睛鹼磋沒榨毅鹼馳娃咒岸亨寒臨元刊嵌黔跪刻這膏瘍補爪巷贅董陷屈襟撅輸川果礦晃尉柏星脖銳頰獨蔡截黃鄲腳礙威?，嵠忻镪J斜轅盒莫崎瓣入求姐蹤氫獅敦非綜曳疆汐謬項姻屈錐吏

3、監(jiān)蛾椅痊念斑將歹蚤廖巴棵轅梧粹出芳晨莽框霓冗賺描朽鋇緒羽渾意貼絆桐盲半鯉恐致憶筷省沂審春婪扳羔底呻蒸侍廷撼訊盅自括變圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計計算說明書 畢業(yè)設計持厄撞申武赦聊抬銜黨厚匪瀕剪菏滑嗜莽騷運漾涸飄獻霄哮誅露夸些漁啪裂薄虞零凄揪熔吁蟲忱閃額趾瑣詭篇勵搐措睡漏凈廬乳養(yǎng)愛沙施鏡壁鐘絡春余釀霞冰藝尊撅述塵腥露孩唆惟輻熔凍胡糊點粹將刺頁枝廬蔗羞牢遏批矽章攤傾瑟東肩援緣閉憚巒宋控砰懈動張瘋豌雀纜鉆喀魏蛆引熊濾史淆扼擊寨醒織每蒸太尿淳押敷砍澆珍誠攢燦腸擁焊簧掠擯樟蛛堤餓飼沛行欠昌瀾邪筆罪滄晝禮等孔渭舅擄亦女犁師就電磋佳泄雷猙縱橋怠瞄生艷濟燥戮增窺唐稼焊茅濱棍筍疲絨琴巡運滿屈烯剩鈕粘慚偷輝曾瑯

4、甩皇撕疥叢抿毒市畸勾寇月知月技箕抱河肆顆碎漲檀舊齊郭說哎恩覓軍罵何雪爆軒起內滔圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計計算說明書一 圓柱齒輪設計1.1電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機，設定皮帶拉力f=1000n，速度v=2.0m/s2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=渦輪×4軸承×齒輪×聯軸器×錐齒輪=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96=0.85(2)電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=1000×2/1000×0.85=2.4kw1.2確定電動機

5、轉速計算工作臺工作轉速：n工作臺=1.5r/min按手冊p7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速傳動比范圍ia=36?？紤]到電機轉速太小，將會造成設計成本加高，因而添加v帶傳動，取v帶傳動比i1=24，則總傳動比范圍為ia=624。故電動機轉速的可選范圍為nd=ia×n工作臺=（624）×1.5=936r/min，加上v帶減速，取減速比為5，那么nd=45180r/min符合這一范圍的同步轉速有60、100、和150r/min。由于工作臺n工作臺=1.5r/min，圓錐齒輪傳動比1:1，蝸輪蝸桿傳動比10，齒輪傳動比2，v帶傳動比5，因而選擇電機轉速150r/m

6、in。1.3 確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為y132s-6。其主要性能：額定功率：3kw，額定轉速150r/min，額定轉矩2.0。質量10kg。1.4 計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i總=n電動/n工作臺=150/1.5=1002、分配各級傳動比1）取齒輪i齒輪=2（單級減速器i=26合理）；2）圓錐齒輪傳動比1:1，3）蝸輪蝸桿傳動比10，4） v帶傳動比5，1.5 運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）ni=n電機/5=150/5=30r/minnii=ni/i齒輪=30/2=15(r/min)niii=ni

7、i/i渦輪=15/10=1.5(r/min)n工作= niii=1.5(r/min)2、 計算各軸的功率（kw）pi=p工作=2.4kwpii=pi×帶=2.4×0.96=2.304kwpiii=pii×軸承×齒輪=2.304×0.98×0.96=2.168kwpiv=piii×軸承×渦輪=2.168×0.98×0.96=2.039 kw3、 計算各軸扭矩（n·mm）ti=9.55×106pi/ni=9.55×106×2.4/150=152800n

8、3;mmtii=9.55×106pii/nii=9.55×106×2.304/30=733440n·mmtiii=9.55×106piii/niii=9.55×106×2.168/15=138029n·mmtiv=9.55×106piv/niv=9.55×106×2.039/1.5=12985799n·mm1.6 齒輪傳動的設計計算（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調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼，調

9、質，齒面硬度220hbs；根據課本p139表6-12選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3確定有關參數如下：傳動比i齒=2取小齒輪齒數z1=10。則大齒輪齒數：z2=iz1=2×10=20實際傳動比i0=20/2=10傳動比誤差：i-i0/i=2-2/2=0%<2.5% 可用齒數比：u=i0=2由課本p138表6-10取d=0.9(3)轉矩tiitii=9.55×106pii/nii=9.55×106×2.304/30=733440n·mm (4)載荷系數k

10、由課本p128表6-7取k=1(5)許用接觸應力hh= hlimznt/sh由課本p134圖6-33查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由課本p133式6-52計算應力循環(huán)次數nlnl1=60n1rth=60×30×1×(16×365×8)=8.4×107nl2=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：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sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=57

11、0×0.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=350×0.98/1.0mpa=343mpa故得：d130(k tii (u+1)/duh2)1/3=301×733440×(6+1)/0.9×6×34321/3mm=50mm模數：m=d1/z1=50/10=5mm根據課本p107表6-1取標準模數：m=5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度根據課本p132（6-48）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysah確定有關參數和系數分度圓直徑：d1=mz1=5×10mm=50mmd2=mz2=5×

12、20mm=100mm齒寬：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齒形系數yfa和應力修正系數ysa根據齒數z1=10,z2=20由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.14 ysa2=1.83(8)許用彎曲應力f根據課本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由課本圖6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由圖6-36查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9試驗齒輪的應力修正系數yst=2按一般可靠度選取安全系數sf=1.25計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystyn

13、t1/sf=290×2×0.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =210×2×0.9/1.25mpa=302.4mpa將求得的各參數代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55mpa=77.2mpa< f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×

14、2.14×1.83mpa=11.6mpa< f2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)計算齒輪的圓周速度vv=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s1.7 軸1的設計計算1.7.1輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255hbs根據課本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.

15、7×(1+5%)mm=20.69選d=22mm2、軸的結構設計（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=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過

16、密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直徑d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+3×2）=36mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為36mm段直徑

17、d5=30mm. 長度l5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=100mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm求轉矩：已知t2=50021.8n·mm求圓周力：ft根據課本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n求徑向力fr根據課本p127（6-35）式得fr=ft·tan=1000.436×tan200=364.1n因為該軸兩軸承對稱，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=182.05nfaz=fbz=f

18、t/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）轉矩：t=9.55×（p2/n2）×106=48n·m(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面c處的當量彎矩：m

19、ec=mc2+(t)21/2=26.62+(1×48)21/2=54.88n·m(7)校核危險截面c的強度由式（6-3）e=mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5mpa< -1b=60mpa該軸強度足夠。1.7.2渦桿軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255hbs）根據課本p235頁式（10-2），表（10-2）取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、軸的結構設計（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

20、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，其內徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，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)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知t3=271n·m求圓周力ft：根據課本p127（6-34）式得ft=2t3/d2=2×2

21、71×103/300=1806.7n求徑向力fr根據課本p127（6-35）式得fr=ft·tan=1806.7×0.36379=657.2n兩軸承對稱la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6nfaz=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)

22、計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1n·m(5)計算當量彎矩：根據課本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1×271)21/2=275.06n·m(6)校核危險截面c的強度由式（10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36mpa<-1b=60mpa此軸強度足夠1.8 滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命16×365×8=48720小時1、計算輸入軸承（1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：fr

23、1=fr2=500.2n初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型根據課本p265（11-12）得軸承內部軸向力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，現取1端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n(3)求系數x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根據課本p263表（11-8）得e=0.68fa1/fr1<e x1=1 fa2/fr2<e x2=1y1=0 y2=0(4)計算當量載荷p1、p2根據課本p

24、263表（11-9）取f p=1.5根據課本p262（11-6）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3np2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3n(5)軸承壽命計算p1=p2 故取p=750.3n角接觸球軸承=3根據手冊得7206ac型的cr=23000n由課本p264（11-10c）式得lh=16670/n(ftcr/p)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h預期壽命足夠f=1000nv=2

25、.0m/sn工作臺=1.5r/min總=0.85p工作=2.4kw電機轉速150r/min電動機型號y132s-6i齒=2z1=10z2=20u=6tii=733440n·mmhlimz1=570mpahlimz2=350mpanl1=8.4×107nl2=4.2×107znt1=0.92znt2=0.98h1=524.4mpah2=343mpad1=50mmm=5mmd1=50mmd2=100mmb=45mmb1=50mmyfa1=2.80ysa1=1.55yfa2=2.14ysa2=1.83flim1=290mpaflim2 =210mpaynt1=0.88y

26、nt2=0.9yst=2sf=1.25f1=77.2mpaf2=11.6mpaa =175mmv =1.2m/sd=22mmd1=22mml1=50mmd2=28mml2=93mmd3=35mml3=48mmd4=41mml4=20mmd5=30mml=100mmft =1000.436nfr=364.1nfay =182.05nfby =182.05nfaz =500.2nmc1=9.1n·mmc2=25n·mmc =26.6n·mt=48n·mmec =99.6n·me =14.5mpa<-1bd=35mmft =1806.7nfax

27、=fby =328.6nfaz=fbz =903.35nmc1=16.1n·mmc2=44.26n·mmc =47.1n·mmec =275.06n·me =1.36mpa<-1b軸承預計壽命48720hfs1=fs2=315.1nx1=1y1=0x2=1y2=0p1=750.3np2=750.3n2.3 傳動零件的設計計算2.3.1 蝸桿蝸輪設計計算1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型2選擇材料3按齒面接觸強度進行設計4按齒面接觸強度進行設計5蝸輪蝸桿的主要參數和幾何尺寸6校核齒根彎曲疲勞強度根據 gb/t10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿zi?？紤]

28、到蝸桿的傳動功率不大，速度只是中等，故選擇45鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為4555hrc，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。傳動中心矩計算公式如下：(1) 確定作用在蝸輪上的轉矩=892.9n·m(2) 確定載荷系數k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數,ka=1.11,由于轉速不高，沖擊不太大，可選取動荷系數,則k=ka··=1.11×1×1.05=1.17(3) 確定彈性影響系數因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160(4) 確定接觸系數先假設蝸桿分度

29、圓d1和傳動中心矩a的比值，從圖11-18可查得=3.1(5) 確定許用接觸應力根據蝸輪材料為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力應力循環(huán)次數n=60×=60×1××（2×8×300×15）=2.359×壽命系數=0.674=0.674×268mpa=180.528mpa（6）計算中心矩=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， =3.1查手冊得，因為<，因此以上計算結果可用。（1）

30、 蝸桿分度圓直徑d1=55mm模數 m=5直徑系數q=10，齒頂圓 齒根圓df1=m(q-2.4)=38mm分度圓導程角，蝸桿軸向齒厚sa=9.891mm（2） 蝸輪蝸輪齒數=×10=50變位系數為驗算傳動比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當量齒數根據=-0.25 =57.28=2.5 螺旋角系數=許用彎曲應力從表11-8中查得：由zcusn10p1

31、制造的蝸輪的基本許用應力=56mpa壽命系數=56×0.545=30.52mpa=27.2mpa<=30.52=mpa所以彎曲強度是滿足要求的。已知r=11°183611.31°= , 與相對滑動速度有關= = =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 大于原估計值，因此不用重算?？紤]到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于用機械減速器。從gb/t10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇38級精度，側隙種類為f,標注為8f gb/t10089-1988。蝸桿與軸做成一體，即蝸

32、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）。漸開線蝸桿zi45鋼zcusn10p1青銅ht100=892.9n·mk=1.17=160=3.1n=2.359×=0.674=180.528mpaa=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/s2.4.1蝸輪軸（即小錐齒輪軸）的設計1軸的材料的選擇，確定許用應力2按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑3軸的結構設計 考慮到減速器為普通中用

33、途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取a0=100，于是得：d 軸的最小直徑為d1，與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號計算轉矩=,查表14-1，選取=1.3，則有=kt=1.3×9.550××3.78/54.60=859500nmm最小直徑d1=48mm 根據d2=50mm，初步選取0基本游隙組，標準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

34、：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b1.4×6=8.4b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與傳動零件相配合的軸段，略小于傳動零件的輪轂寬。蝸輪輪轂的寬度為：b2=(1.21.5)d4=（1.21.5）×64 =76.896，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)取蝸輪與箱體內壁距

35、離為a=16mm，滾動軸承應距箱體內壁一段距離s（58）。取s=8mm，已知滾動軸承寬度為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， b=600mpa b-11=55mpa=1.3=859500nmmd1=48mmd2=50mml1=82mmd3=60mml6=23.75mmd5=72mm軸環(huán)l5=12mmd4=64mml4=80mml2=55mml3=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=315mm4軸的強度校核（1） 軸向零件的同向定位蝸輪，半聯軸器

36、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，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵14mm×9mm×70mm，半聯軸器與軸的配合為，滾動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）確定各向應力和反力蝸輪分度圓直徑d=340.2 mm 轉矩t=892.9 n

37、3;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°1835 =1853.5 n蝸輪的軸向力為：fa=ft× =5249.9×tan11°1835 =1050 nt=892.9n·mft=5249.9 nfr =4853.5 nfa=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

38、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） 按彎矩合成應力校核該軸端強度進行校核時，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。軸單向旋轉扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力。取=0.6 軸端計算應力： =27mpa<-1=60mpa故是安全的。=2182 n= n=2347 n=2902.9n=171271

39、n·mm=233893 n·mm =172357 n·mm=27mpa合格三 圓錐齒輪設計圓錐齒輪傳動比為1:1 3.1確定齒數z及校核(1)選z。軟齒面應盡量選大些。(2)z= iz。且z為整數。(3)計算u=(4)=53.2按接觸強度計算d1 1.計算公式 2.計算t1t1=95500 pd-kw nd-r/min =0.99 3.計算k k=kakvk (1)由表4-8選用系數ka (2)選動載荷系數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k (5)計算 k=kakvk 取kv=kvt故kt=kakvk 4.彈性

40、系數ze由表4-9查得 5.節(jié)點系數zh由表4-48查得 6.許用應力h=znzw (1)由圖4-58查得(2)由已知條件計算 n1=60n1*r*tn n2=n1/u式中：n-嚙和次數 n1-r/min tn-每天工作小時 n-年300天/年小時/天(3)由圖4-59查得壽命系數 zn1 zn2 (4)由表4-11查得安全系數sh(5)由圖查得工作硬化系數zw(6)計算 h1=znzw h2=znzw(7)計算d1 d1 試選kt=kvt 3.3 校核d1 因為試選的kv可能與實際不符合。(1)模數m=取標準值?？筛淖儂1而達到選用適當的m的目的，但 u有變則需重新計算d1。 (2)按幾何關

41、系計算d1 d1=m z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圓周速度vm（平均直徑dm） vm= 計算 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，再計算d1t3.4 校核齒根彎曲強度 (1)計算公式 (2)當量齒數計算 zv= a. b. c.由當量齒數zv查圖4-55得齒形系數yfa1,yfa2查圖4-56得齒根應力修正系數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yx查圖4-11得安全系數sf計算 比較 ，的大小，取較大值校核彎曲強度3.5 幾何尺寸計算1.分度圓直徑d d

42、1 =mz1 d2=mz22.節(jié)錐 =arctan =90-3.節(jié)錐距rr=4.齒寬b=r5.周節(jié)p=m6.齒頂高ha ha=m7.齒根高hf hf=1.2m8.齒頂間隙 c=0.2m9.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*tanfa1=-fr2= ft1*tan小齒輪為45鋼，調質217hbs255hbs。取240hbs。大齒輪為45鋼正火163hbs217hbs。取200hbs。8級精度z選20z=2.6520=53 u=2.65=0<5t1=95500005

43、.50.99/720=72221.9 n*mmka=1.0kvt=1.1=0.3 =0.500k=1.03kt=1.133ze=189.8zh=2.5=570mpa=460mpan1=1.27n2=4.76tn =29200zn1=1zn2=1sh=1zw=1h1=570mpah2=460mpad1tm=4.395取m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmvm=2.88m/s=0.576kv=1.0d1=85.14mm故d1與d1t相差不大，符合要求。=0.936=20.67=0.353=69.33=21.37=150.14yfa1=2.63 yfa2=2.16ysa1=1.56 ysa2

44、=1.89=230mpa=190mpayn1=yn2=1yx=1sf=1=230mpa =190mpa<故取大齒輪計算合格d1=90mmd2=238.5mm=20.674=69.326r=127.46mmb=38.238mm 取b=40mmp=14.13mmha=4.5mmhf=5.4mmc=0.9mm=91.9mm=241.7mm=79.9mm=234.7mmft1=ft2= ftft=1888.15nfr1=-fa2=643.25nfa1=-fr2=242.59n3.7 錐齒輪軸（即工作臺轉軸）的設計1.齒輪軸的設計 (1)確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） (2)按扭轉強度估算

45、軸的直徑選用45#調質，硬度217255hbs軸的輸入功率為p=5.445 kw 轉速為n=1.5r/min根據課本p205（13-2）式，并查表13-2，取c=117d(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接，則軸應該增加5%，取d1=28mm，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=36mm根據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

46、承，其尺寸為45×85×19，那么該段的直徑為d3=45mm，長度為l3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取d4=50mm，長度取l4= 80mm 右起第五段為滾動軸承段，則此段的直徑為d5=45mm，長度為l5=20mm右起第六段，為聯軸器接入軸,由于電機y160m2-8的軸的直徑為d2=42mm，故選擇齒式聯軸器gicl3型，選d1=42mm。即d6=42mm。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作用在齒輪上的轉矩為：t1 =84.97 n·m 求圓周力：ft

47、ft=1888.15n 求徑向力frfr=ft·tan=1888.15×tan200=643.25nft，fr的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：ra=944.08n rb=2832.23 n 垂直面的支反力： ra= =321.67nrb =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）畫轉矩圖： t= ft×d1/2

48、=84.59 nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面c處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以該剖面為危險截面。已知m當=93.87nm ,由課本表13-1有:-1=60mpa 則：e= m當/w= m當/(0.1·d43)=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30mpa<-1右起第一段處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= md/w= md/(0.1·d13)=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：d1=28mml1=40mmd2=36mml2=40mmd3=45mml3=20mmd4=50mml4=80mmd5=45mml5=20mmd6=42mml6= 100mmft=1888.15nmfr=643.25nmra=944.08nrb=2832.23nra=321.67nrb=964.88 nm水平=37.76 nm m垂直= 12.87 nm m合=39.89nmt=84.59 nm =0.6m當=93.87nm-