畢業(yè)設計-帶式運輸機傳動裝置設計

畢業(yè)論文帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）學生姓名所在系機械工程系專業(yè)機電一體化指導教師2011年11月28日指導教師評語:評閱教師評語:教研室（或答辯小組）及教學系意見教研室（或答辯小組）評語:評定成績：□優(yōu)□良口中□及格□不及格（在所選等級前的口內畫“"”）教研室主任（或答辯小組組長）：（簽名）年月曰教學系意見：摘要隨著機械行業(yè)的發(fā)展，機械行業(yè)已經發(fā)展到各個行業(yè)，機械行業(yè)的迅速發(fā)展為人類社會注入了力量。從日常生活到航天從農用到軍用機械產品所產生的利益鏈已遍布全世界的各個角落無論多么先進的機械產品它都離不開傳動。正如同行業(yè)中把機械傳動分為四大部分：動力原件、執(zhí)行原件、傳動原件、操作控制原件?？梢姍C械傳動是組成機械的必要條件。本文將詳細說明此機械傳動的各個方面。因為需要一個帶式傳動裝置的設計需要運用到蝸輪蝸桿，需要在環(huán)境惡劣的條件下穩(wěn)定的連續(xù)工作，維護時間少周期長所以必須保證機械不出現(xiàn)故障安全第一首先從安全考慮，為了保證機械傳動中不出現(xiàn)事故把主要的傳動裝置安裝在箱體內，能保證安全的前提下還能起到保護零件。關鍵字帶式傳動裝置蝸輪蝸桿目錄TOC\o"1-5"\h\z目錄1\o"CurrentDocument"第一章緒論21.1論文背景21.2論文研究的意義21.3論文的主要內容3本論文的主要內容是如何設計帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）31.4本章小節(jié)3\o"CurrentDocument"第二章傳動裝置的總體設計42.1確定傳動方案42.2電動機的選擇52.3計算總傳動比和分配各級傳動比62.4計算傳動裝置的運動和動力參數62.5小結7\o"CurrentDocument"第三章齒輪的設計83.1高速級渦輪蝸桿傳動的設計計算83.2低速級齒輪傳動的設計計算113.3小結15\o"CurrentDocument"第四章軸的設計164.1蝸輪軸的設計164.2.1軸承的選擇214.2.2軸的強度計算224.2.3精確校核軸的疲勞強度24\o"CurrentDocument"4.4小結31第五章箱體設計325.1箱體設計325.3小結34\o"CurrentDocument"第六章密封與潤滑35\o"CurrentDocument"總結36參考文獻137第一章緒論1.1論文背景20世紀70-80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速機的應用范圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等。其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加轉矩功能。因此廣泛應用在速度與扭矩的轉換設備。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐一圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。1.2論文研究的意義在現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中，我們常常用到輸送機，在礦山的井下巷道礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。古代中國的高轉筒車和提水的翻車，是現(xiàn)代斗式提升機和刮板輸送機的雛形。各種工業(yè)企業(yè)在沒有輸送機以前人們都是靠體力來工作，效率低、速度慢，而且極度消耗體力。現(xiàn)在輸送機機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨采煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統(tǒng)來輸送物料。隨著科學技術的飛速發(fā)展，輸送機受到機械制造、電機、化工和冶金工業(yè)技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發(fā)展到完成在企業(yè)內部、企業(yè)之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統(tǒng)機械化和自動化不可缺少的組成部分。這些特性大大減輕了人的勞動，通用性好，環(huán)境適應性強，也為個人和工廠生產節(jié)約了大量的時間。1.3論文的主要內容本論文的主要內容是如何設計帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）1.4本章小節(jié)本章主要介紹了論文背景、論文研究的意義和主要內容，對減速器的優(yōu)點及結構作了簡要敘述，也對本設計的應用及概況進行了說明。第二章傳動裝置的總體設計2.1確定傳動方案（一）、設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）（二）、傳動方案：所選傳動方案如下圖所示:I-44Ma—窿承春4弟m囂'停古聲"竿滴1、電動機2、聯(lián)軸器3、減速器4、聯(lián)軸器5、傳動帶6、滾筒（三）、原始數據：已知條件傳動帶工作拉力F/kN傳動帶速度V（m/s）滾筒直徑D/mm參數51.6500（四）、工作條件與技術要求使用折舊期：8年；工作情況：兩班倒，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；工作環(huán)境:室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C；檢修間隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。2.2電動機的選擇1、電動機類型的選擇根據動力源和工作的條件，選用Y系列三相異步電機2電動機功率的選擇工作機所需的有效功率為:Pw=Fv/1000nw=5000X1.6/1000X0.96=8.33Kw其中nw為工作機傳動效率為了計算電動機所需功率Pd，需確定傳動效率n設各傳動效率分別為n1（彈性聯(lián)軸器）、n2（蝸桿傳動）、n3（滾動軸承）、n4（圓柱齒輪傳動）n=n12xn2xn33xn：n=0.992X0.80X0.983X0.97=0.716電機所需的工作功率：Pd=Pw/n=8.33/0.716=11.63KW由表12-1選取電動機的額定功率為15kW3、電動機轉速的選擇選用常用同步轉速1000r/min和1500r/min兩種作對比：工作轉速nW=60X1000V/nD二60000X1.6/3.14X500=61.14r/min總傳動比i二氣/七，其中氣為電動機的滿載轉速。現(xiàn)將兩種電動機有關數據列于下表比較：型號額定功率/kW滿載轉速/（r/min）同步轉速總傳動帶比Y160L-415kW1460150023.87Y180L-615960100015.7由表可知Y160L-4的傳動比過大，為了合理的分配傳動比，提到傳動效率決定選擇Y180L-64、電動機型號的選擇根據電動機動率和同步轉速，選定電動機型號為Y180L-6，查表17-1可知電動機的機座中心高為180mm,2.3計算總傳動比和分配各級傳動比現(xiàn)總傳動比i=15.7,為了提高傳動效率，低速級圓柱齒輪傳動比可取i=0.05i=0.05X15.7=0.78，則i=i/i=15.7/0.78=20.122122.4計算傳動裝置的運動和動力參數1、各軸轉速的計算nm=960r/minn1=nm=960r/minn2=n1/i1=960/20.12=47.71r/minn3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/minn4=n3=61.16r/min2、各軸輸入功率計算Pd=11.63KwP1=pdn]=11.63X0.99=11.51kWP2=p1n2n3=11.51X0.80X0.98=9.02kWP3=P2n3n4=9.02X0.98X0.97=8.57kWP4=P3n1n3=8.57X0.99X0.98=8.31Kw3、各軸的輸入轉矩計算Td=9550pd/nm=9550X11.63/960N-m=115.69N-mT1=9550p1/n1=9550X11.51/960N-m=114.50N-mT2=9550p2/n2=9550X9.02/47.71N-m=1805.5N-mT3=9550p3/n3=9550X8.57/61.16N-m=1338.18N-mT4=9550p4/n4=9550X8.31/61.16N-m=1297.58N-m將各軸的運動和動力參數列于下表：編號轉速n/(r/min)功率/Kw轉矩/N?m096011.63115.69196011.51114.50247.719.021805.5361.168.571338.18461.168.311297.58其中，傳動比i1=20.12,i2=0.782.5小結本章主要介紹了傳動裝置的設計，其中包括電動機的選擇、傳動比的分配及傳動裝置動力參數的計算第三章齒輪的設計3.1高速級渦輪蝸桿傳動的設計計算（1）選擇蝸桿傳動類型根據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45-55HRC渦輪：鑄錫磷青銅ZCuSnlopl，金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100（3）按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞輕度，傳動中心距為：aNKT^Z/p/SH］）1/3D確定作用在渦輪上的轉矩T2按Zj2，估取效率n=0.8，則T=9.55X106P/n=9.55X106Pn/（n/i）=9.55X106X4X222110.8/960/20.03=637622N-mm2）確定載荷系數K取載荷分布不均系數％=1；《機械設計》表11-5選取使用系數Ka=1;由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數K=1.05；則VK=KAKpKv=1X1X1.053）確定彈性影響系數ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故Z=160MPa匕E4）確定接觸系數ZP先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，從《機械設計》圖11-18中可查得Zp=2.9.5）確定許用接觸應力［zh］根據蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度〉45HRC，可從表《機械設計》表11-7中查得蝸桿的基本許用應力［zH］=268Mpa.使用壽命L=300X8X8=19200hh應力循環(huán)次數N=60jn2Lh=60X1X47.93X19200X5.52X107壽命系數、=[107/5.52X107]1/8=0.8077則[H]=KHn-[H]j0.8077X268Mpa=216.46Mpa計算中心距aN{1.05X637622X(160X2.9/216.46)2}1/3mm=145.438mm取中心距a=160mm,因ij20.12，從《機械設計》表11-2中取模數m=6.3mm,蝸桿分度圓直徑dj63mm.這時d/a=0.39,從《機械設計》圖11-18中可查得接觸系數Z1p=2.76，因為Z1p<Zp，因此以上計算結果可用。蝸桿與蝸輪的主要設計參數于幾何尺寸蝸桿軸向齒距P=nm=3.14X6.3=19.782mm直徑系數q=d/m=63/6.3=101齒頂圓直徑d1=d1+2h*Xm=63+2X1X6.3=75.6mm齒根圓直徑df1=d1-2m(h*+c*)=63-2X6.3X(1+0.2)=47.88mm分度圓導程角Y=11°18'36〃蝸桿軸向齒厚s=nm=9.896mm蝸輪蝸輪齒數Z2=41；變位系數％=-0.1032；驗算傳動比i=Z2/Z1=41/2=20.5,這時傳動比誤差為(20.5-20.03)/20.03=0.025=2.3%是允許的。蝸輪分度圓直徑d2=mz2=6.3X41mm=258.3mm蝸輪喉圓直徑為：D=d=2h=d+2m(h*+x)=[258.3+2X6.3X(1-0.1032)]mm=269.6mma22a2222蝸輪齒根圓直徑為：D/d2-2m(h*-%+c*)=[258.3-2X6.3X(1+0.1.32+0.2)]mm=241.88mm蝸輪咽喉母圓半徑r2=a-1/2d2=(160-1/2X269.6)mm=25.2mm校核齒根彎曲疲勞強度=1.53KT2/ddm=YYW[]F12Fa2pF當量齒數z2=z2/cos3y=41/(cos11.31°)=43.48根據x2=-0.1032,zr2=43.48,從《機械設計》圖11-19中可查得齒形系數丫肋=2.46螺旋角系數Y廣1-(11.31°/140°)=0.9192許用彎曲應力[Zf]=[Z「—Km從《機械設計》表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蝸輪的基本許用應力[Z]1=56MpaFKfn=(106/5.52X107)1/9=0.64壽命系數[Z]=56X0.64Mpa=35.84MpaFZf=1.53X1.05X637622/63X258.3X6.3X2.46X0.9192Mpa=22.59Mpa彎曲強度滿足。驗算效率nn=(0.95~0.96)tany/tan(y+^)已知Y=11°18'367=11.31°；w=arctanfv;fv與相對滑動速度vs有關。Vs=nd1n1/60X1000cosY=nX63X960/60X1000cos11.31°=3.229m/s從《機械設計》表11-18中用插值法查得fv=0.024、wv=1.3667°;帶入式中得n=0.849，大于原估計值，因此不用重算。蝸桿速度v=ndn/60X1000=nX63X960/60X1000=3.17m/s1校核蝸桿的齒面接觸強度對于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿配對時材料彈性系數Z=160MP2e接觸系數Z'p=2.74載荷系數K=1.05(載荷平穩(wěn))蝸輪實際轉矩T=637622N?mm2許用接觸應力[ZH]=216.46Mpa校核蝸輪齒面接觸疲勞強度Zh=ZZ'p(KT2/a3)%=160X2.74(1.05X637622/1603)%Mpa=177.242Mpa<[Z]=216.46MpaH即齒面強度足夠。熱平衡校核，初步估計散熱面積A估算箱體的散熱面積：S=1000P(1-n)/ad(t0-t)=1000X3.932X(1-0.894)/15X(65-20)=0.617m2其中，P為蝸桿傳遞功率，n為蝸桿傳遞效率，氣為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂担?5W/(m2?K);t0為油的工作溫度，取65度；匕為周圍空氣溫度，取20度。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，蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f,標注為8fGB/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，并加抬肩和螺釘固定(螺釘選用6個)。蝸輪蝸桿的配合面表面粗糙度，Ra的上限值取0.8um,用去除材料的方法獲得表面粗糙度。3.2低速級齒輪傳動的設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數按圖所示的傳動方案，選斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。材料選擇。由《機械設計》表6-4選擇小齒輪材料為45鋼(調制)，平均硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼(正火)硬度為190HBS，=者硬度差為45HBS。選小齒輪齒數Z=24,則大齒輪齒數Z=iZ=2.09X24=50.16,取Z=51.齒數12212比U=51/24=2.125。初選螺旋角6=14°。按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式(6-28)dif^2(KT1(u+1)ZE2/^du[zh]2)1/31)確定公式內的各計算數值1、試選載荷系數K=1.6t2、由《機械設計》表6-5選取區(qū)域系數Z=2.433.H3、同理查得￡a1=0.770，￡a2=0.84；則￡a1+sa2=1.61。4、小齒輪傳遞的轉矩T=T=614.28N.m=614X103N.m=6.1428X10sN.m125、由《機械設計》表6-9款系數中d=16、由《機械設計》表6-6料的彈性影響系數Z=189.8MPa1/2E7、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。=550Mpa；接觸疲勞強HLIM1度極限Z=390Mpa.HLIM28、計算應力循環(huán)次數N1=60n2jLh=5.521536X107N=N/u=2.598X107119、查得接觸疲勞壽命系數Khn1=0.98,Khn2=1.0810、計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%,安全系數S=1.[Z]=Kz/S=0.98X550(MPa)=539MpaH1HN1HLIM1[Z]=Kz/S=1.08X550(MPa)=421.2MpaH2HN2HLIM1[Zh]=[zH]1+[ZH]2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa2)計算1、試算小齒輪分度圓直徑大，dN2(KT(u+1)/Q￡u[ZZ/z:2)1/3d1t1daH￡H=[2X1.6X6.1428X105(2.125+1)/1.633X2.125(2.433X189.8/480.1)2]1/3=117.855mm2、計算圓周速度v。V=3.14Xdn/60000=3.14X117.855X47.93/60000m/s=0.296m/s因為VV6m/s，故取8級精度合適。3、計算齒寬b及模數山世。b=^dd1t=1X117.855mm=117.855mmm=d1cos14°/Z=117.855cos14°/24mm=4.76mm4、齒高h=2.25m訛=2.25X4.76mm=10.71mmb/h=117.855/10.71=11。5、計算縱向重合度￡0=0.3180dz1tanp=0.318X1X24Xtanp14°=1.903。6、計算載荷系數K由表查得：使用系數KA=1;根據v=0.296m/s,8級精度。動載荷系數Kv=1.03;Kha=Kfa=1.4;得8級精度、調質小齒輪相對支承非對稱布置時：K=1.15+0.18(1+0.6^2)u2+0.31X10-3X70.557=1.46HPDD根據b/h=11、K=1.46,由《機械設計》查表得K=1.4。故載荷系數K=KKKHPHPAVHP=1X1.03X1.4X1.46=2.105.7、按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d1=dif(K/KT)1/3=117.855X(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm8、計算模數m=d]CoS2p/zj129.14Xcos14°/24mm=5.22mm按齒根彎曲疲勞強度設計mN(2KTYCOS2BYY/uZ2￡)t1PFASAD1a確定計算參數1、計算載荷系數K=KaKvKfaKfp=1X1.03X1.4X1.4=2.01882、根據縱向重合度￡p=1.903,從《機械設計》表查得螺旋角影響系數Yp=0.88。3、計算當量齒數Z=Z/cos3P=24/cos314°=26.27Z=Z/cos3B=51/cos314°=55.83。V11V224、查取齒形系數及應力校正系數由《機械設計》表查得Y=2.592,Y=2.319,Y=1.596,Y=1.717。FA1FA2SA1SA25、由《機械設計》圖10-20和圖10-20b按齒面硬度分別查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限ZFE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限ZFE2=325Mpa.6、由《機械設計》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數Kfn1=0.95,%阻=0.967、計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4[z:=KZ/S=257.857MpaF1FN1FE1[z:=KZ/S=222.857MpaF2FN2FE28、計算大小齒輪的[zf]并加以比較YY/[Z]=2.592X1.596/257.857=0.016;YY/[Z]=2.319XFA1SA1F1FA2SA2F21.717/222.857=0.018,大齒輪的數值大。計算(按大齒輪)mN[2KTYcos2BYY/uZ2s[z:]i/3=[2X2.0188X6.1428X103X0.88Xt1BFASAd1aFcos214°X0.018/1X242X1.61]i/3=3.42mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數mn的大小主要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，僅與齒輪直徑有關。故可取由彎曲強度算得的模數3.42mm并就近圓整為標準值mj3.5mm，而按接觸強度算得的分度圓直徑d=129.14mm重新修正齒輪齒數，z=dcosB/m=129.14Xcos14°TOC\o"1-5"\h\z111n/3.5=35.8,取z=36,則z=iz=2.09X36=75.24,取z=75.實際傳動比12212i2=z2/z1=75/36=2.083,與原傳動比基本一致。幾何尺寸計算中心距計算a=(z+z)m/2cosB=(36+75)X3.5/2cos14°=200.26mm，將中心12n距調整為200mm.調整后的中心距修正螺旋角B=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)X3.5/2X200=13.772°=13°46'19〃計算大小齒輪的分度圓直徑djzp/cosB=36X3.5/cos13°46'19〃=129.73d2=z2m/cosB=75X3.5/cos13°46'19〃=270.27計算齒輪寬度b=0dd1=1X129.73=129.73mm,取b=130mm,則：B=130mm,B=135mm.齒輪結構設計小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，齒輪傳動的尺寸見下表：名稱計算公式結果法面模數m3.5法面壓力角A20°螺旋角ftB13°46'19〃齒數zz3675傳動比——12i2.03分度圓直徑d1d2129.73270.27齒頂圓直徑d1d2136.73277.27齒根圓直徑df1dd2120.98261.52中心距a200齒寬B1B21351303.3小結本章主要介紹了高速、低速齒輪的設計及其計算。第四章軸的設計4.1蝸輪軸的設計選擇軸的材料，確定許用應力因為為普通用途中小功率減速器，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。故選軸的材料45號鋼，調質處理。查《機械設計》表9.1可知：b=600MPa[]bi=55Mpa蝸輪軸上的功率Pj=11.51kw轉速n1=960r/min轉矩T1=114.50N?啞轉距T2=1085.5N?啞，求作用在蝸桿蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑di=63啞蝸輪分度圓直徑d2=258.3啞而Fti=Fa2=2Ti/di=3.6NFai=Fr2=2T2/d2=8.4NFri=Fr2tana=8.4xtan20o=3.05N初步確定軸的最小直徑，取A0=ii2，于是得dmin=A0(Pi/ni)i/3=ii2x(ii.5i/960)i/3=38.5mm計算聯(lián)軸器的轉矩，取KA=i.5Tc=KAT]=i.5xii4.5xi03=i7i750N?啞選用LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為3i5000N?啞。半聯(lián)軸器的孔徑di=20啞，故取diii=20?,半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度L1=38mm4.1.1軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據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，I-II軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm,diiIii=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度L1=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I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取Li-iz=36mm2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受較大徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，并根據diiiii=25mm,選取32306，其尺寸dXDXT=30X72X27故d=d=30m,而L=L=50mm，軸肩高度h=3mm,,因此d=d=36mIII-IVV-IVIII-IVVII-VIIIIV-VVI-VII3）取蝸桿軸軸段直徑dVVj75.6m,蝸桿齒寬b1N（10.5+z「m=79皿經磨削后b1=79+25=104艦即Lvvi=141m4）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結構設計而定，根據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Lnm=40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取】iv=LVIVII=65m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，選用平鍵按軸的直徑查表查得平鍵截面bXh=6mmX6mm,長為L=25mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為；所以滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的（3）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。（4）.軸的強度計算1）求兩軸承受到的徑向載荷Fri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：則FvW=9f?5MNT喝,=2586N寫i=0肱4&4445*=1081N/；2=JF%+站=j258」+444寧=514-3N2）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，軸承的派生軸向力二，其中，Y是對應表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷C=81500N,C。=96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得%=雖=284.5N相1Y膩=&=135.3N顯2Y按式（13—11）得Fa1=Fd2+Fa1=3552.3NFa21=Fd2=135.3N知=3.網6>巴因為七故X=0.4,Y=1.9;F-^=0.3l<￡，匕故X=1,Y=0;因軸承運轉過程中載荷較平穩(wěn)，查表，fp=1.1。則鳥二fp(X1Fr1+Y1Fa1)=7899.9NP2=fp(X2F"Y2Fa2)=565.7N驗算軸承壽命因為P2<P1，所以按軸承1的受力大小驗算Lk=106/60n(C/P1)z=38390h>19200h故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。載荷垂直面V水平面H支反力FFr1=1081N,Fr1=514.3NFr1H=Fr1H=444.5N彎矩MMr1=145937.7N.mm，Mr2=38298.7N.mmMh=65830.4N.mm總彎矩M1=(145937.72+65830.42)1/2=160098N.mmM2=(38298.72+65830.42)1/2=7616N.mm扭矩TT=280000N.mm4）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彎矩和扭矩的截面（即危險截面）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)應變。應取a=0.6，軸的計算應力為_W+（W_+（0.6x280000）2源覘壯已知選用軸的材料為45鋼，調質處理，查表得[-i]=60MPao因此V1，故安全。4.2蝸桿軸的設計計算蝸桿軸上的功率P：i=9.02kw，轉速nii=47.71r/min，轉矩Tii=1805N*?軸III上的功率Piii=8.57kw,轉速Nm=61.16r/min，轉矩孔尸1338.18mm求作用在齒輪上的力蝸輪：Fa2=Fti=2T1/d1=2x114.5/63=3.63NFt2=Fai=2T2/d2=2x1085.5/302.4=7.19NF2=F1=Ft2tana=7.19xtan200=2.61N小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mmFt3=Ft3=2T3/d2齒=2x1338.18/270.27=9.9NF3=F4=Ftana/s/=9.9xtan200/=3.5NF3=F4=七tan14°8'28"=3.5xtan14°8'28"=109N初步確定軸的最小直徑，取A=1120dm.n=A0(P2/n2)〃3=112x(4.14/38)〃3=53.4mm4.2.1軸承的選擇擬定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承，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di_ii=50mm,選取7310B,其尺寸dxDxB=50mmx110mmx27mm故d^=dvvI=50mm,取安裝齒輪處的軸段直徑diiiii=divv=55mm,齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，蝸輪寬度BW0.75、=0.75x75.6=56.7m，取其寬度為56m，故取Liiiii=52mm,小齒輪B2=106m,故取Livv=102mm,齒輪采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm,d^iv=65mm,L^iv=40m為了保證蝸輪蝸桿、直齒的嚙合，取蝸輪端面到內機壁的距離aj=22mm；為了保證直齒的嚙合，取小齒輪端面到內機壁的距離a2=9mm；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離^2,取^2=10mm，已知滾動軸承寬度B=27mm，則Liii=T+△2+a1+(56-52)=63mm,Lvvi=T+△2+a2+(106-102)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位按軸的最小直徑查得平鍵截面bxh=16mmx10mm，長為L=45mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為商；所以滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的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。4.2.2軸的強度計算求兩軸承受到的徑向載荷Fri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：則Friv=2824.8NFr2v=1629.2NFriH=6128.7NFr2H=-993.5NF/(Fr1v2+寫后)1/2=(2824.82+6128.72)1/2=6728.4NF/(Fr2v2+Fr2H2)1/2=(1629.22+6128.72)1/2=1908N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，按查表，軸承的派生軸向力Fd=1.14Fr,其中，Y是對應表13-5中「’的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的7310B的基本額定載荷C=68200N,C°=48000N。e=1.14，F(xiàn)ac=Fa3-Fa2=1265.7N因此可得Fd1=1.14Fr=7693NFd2=1.14Fr2=2175N所以Fa1=Fd1=7693NFd2=Fd1-Fac=6227.3N因為Fa1/Fr1=1.14We;故X=1,Y=0；Fa2/Fr2=3.37We,故X=0.35,Y=0.57；因軸承運轉過程中載荷較平穩(wěn)，按表13—6,fp=1.1。貝P1=fp(X1Fri+YiFai)=7432NP2=fp(X2F"Y2Fa2)=4764.5N驗算軸承壽命因為P1>P2，所以按軸承1的的受力大小驗算Lh=106/60n(C/Pi)z=138250h>19200h故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于角接觸球軸承7310B，由手冊中查得a=47.5mm。因此，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中:T載荷垂直面V水平面H支反力FFr1=6748.4N,Fr1=1908NFr1H=6128.7N,Fr2H=-993.5N彎矩MMr1左=-111579.6N.mm，Mr1右=-4921.9N.mmMH1=242083.7N.mmMH2=51165.3N.mmMr2左=-30910.6N.mmMr2右=83903.8N.mm總彎矩M1左=(111579.&+242083.72)1/2=266561N.mmM］右=(4921.92+242083.72)1/2=242133N.mmM2左=(51165.32+30910.62)1/2=59777.5N.mmM2右=(30910.62+51165.32)1/2=98273.8N.mm扭矩TT=441280N.mm6）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彎矩和扭矩的截面（即危險截面）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)應變。應取a=0.6，軸的計算應力為=J域右十二“6856。羅十（0一6又44128虹—箜5翳任工網―W—04x55"■已知選用軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得［-1］=60MPa。因此caC-1］，，故安全。4.2.3精確校核軸的疲勞強度1判斷截面II左右兩側為危險截面2、截面II左側抗彎截面系數W=0.1d3=0.1x503=12500mm3抗扭截面系數W=0.2d3=0.2x503=25000mm3截面II左側的彎矩M為M=111579.6x24/52=51498.3Nmm截面II上的扭矩T=441280Nmm截面上的彎曲應力=M/W=13.9Mpa截面上的扭轉切應力t=T/Wt=209000/18225=4.12Mpa軸的材料為45鋼，調質處理。查表15-1得H=640Mpa,1=275Mpa,11=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數a及r按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,,經插值后可查得匕=2.0，r=1.36軸的材料的敏性系數為q=0.82q「=0.85故有效應力集中系數為kt=1+qr(-1)=1.82kr=1+qr(r-1)=1.306由尺寸系數§=0.63.扭轉尺寸系數§r=0.78軸按磨削加工，可得表面質量系數〃=*=0.92軸未經表面強化處理，即匕=1，則得綜合系數為K=k/§+1/尸-1=2.99Kr=kr/§r+1比-1=1.76碳鋼的特性系數％=0.1?0.2，?。?0.1&2=0.05?0.1，取&r=0.05計算安全系數S值，則得：S1=1/(Ka+§a)=6.62S2=t1/(Krta+&rtm)=14.93S=(S1S2)/(S12+S12)=6.05,S=1.5故可知其安全③截面II右端抗彎截面系數W=0.1d3=0.1x553=16638mm3抗扭截面系數W=0.2d3=0.2x553=33275mm3彎矩M及彎曲應力為：M=51498.3N?mmb=M/W=113.9Mpa扭矩T及扭轉切應力為：T=441280N?mmt=T/W=4.12Mpa過盈配合處的k/§，用插值法求出，并取kt/§r=0.8k/§，得k/§=3.16kr/§r=0.8k/§=2.53軸按磨削加工，得表面質量系數為〃=*=0.92故得綜合系數為：K=k/§+1/廣-1=3.25Kr=kr/§+1比-1=2.62因此，軸在截面IV右側的安全系數為：S1=1/(Ka+§a)=6.09S2=t1/(Krta+&Jm)=15S=(S1S2)/(S12+S12)=6.05,S=1.5故該軸在截面II右側的強度也足夠4.3齒輪軸的設計計算1.齒輪軸上的功率P：ii=8.57kw，轉速niii=61.16r/min，轉矩Tm=1338.18N?啞求作用在齒輪上的力小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mmFt4=Ft3=2T3/d2齒=2x1338.18/270.27=9.9NF4=F3=Ftana/3邪=9.9xtan20。/皿14。爽JT=3.5NF4=F3=七tan14°8'28"=9.9xtan14°8'28"=109N初步確定軸的最小直徑，取A=1120dm.n=A0（P3/n3）1/3=112x（3.98/76）1/3=41.9mm計算聯(lián)軸器的轉矩，取Ka=1.3Tc=KAT3=1.3x56x104=728000N?啞選用HL7彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63000N?啞。半聯(lián)軸器的孔徑d[=70mm,故取diii=70啞,半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度L1=107m4軸的機構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案IHulIVvHIVitvHl（2）根據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，I-II軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,Diiiii=76mm;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=112mm故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取L[H=108mm2）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dii_iii=76啞,選取7016AC軸承，其尺寸dxDxB=80mmx125mmx22mm故diiiiV=dViiViii=80皿3）取安裝大齒輪處的軸段直徑dVTT=55mm,齒輪的左端與軸承之間Vi-Vii采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，其寬度為100啞，故取L=96mm,齒輪的采用軸環(huán)V-Vi定位，軸環(huán)高度h=6mm,dvVi=87mm,LvVi=9mm4）軸承端蓋的總寬度為47mm，由減速器及軸承端蓋的結構設計而定，根據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L^m=62mm5）為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內機壁的距離a=12mm；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離△2,取△?=10mm，已知滾動軸承寬度B=24mm，則LiiiiV=B+A2+a=46mm,Lvvi=B+^2+a+（100—96）=50mm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，按軸的最小直徑查得平鍵截面bxh=18mmx11mm，長為L=90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為m；按軸的直徑查得平鍵截面bxh=20mmx12mm，長為L=80mm，半聯(lián)H7軸器與軸的配合為"，所以滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的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。精確校核軸的疲勞強度1、判斷截面V[[左右兩側為危險截面2、截面Vjj右側抗彎截面系數W=0.1d3=0.1x703=34300mm3抗扭截面系數Wt=0.2d3=0.2x503=68600mm3截面V[[右側的彎矩M為M=[510009.7x(86-48)]/86=225353.13N?mm截面V[[上的扭矩T=1270000N?mm截面上的彎曲應力b=M/W=6.57Mpa截面上的扭轉切應力tT=T/Wt=209000/18225=18.51Mpa軸的材料為45鋼，調質處理。查表15-1得H=640Mpa,1=275Mpa,1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數a及*按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,，經插值后可查得a=2.0，氣=1.32軸的材料的敏性系數為q=0.82qr=0.85故有效應力集中系數為kt=1+qr(-1)=1.82kr=1+qr(r-1)=1.272由尺寸系數§=0.68.§r=81軸按磨削加工，可得表面質量系數〃=*=0.92軸未經表面強化處理，即上=1,則得綜合系數為K=k/§+1/尸-1=2.76Kr=kr/§r+1比-1=1.66碳鋼的特性系數％=0.1?0.2，?。?0.1&2=0.05?0.1，取&r=0.05計算安全系數S值，則得：S1=1/(Ka+§a)=14.42S2=t1/(Krta+&Jm)=9.97S=(S1S2)/(S12+S12)1/2=8.1S=1.5故可知其安全③截面VII左端抗彎截面系數W=0.1d3=0.1x753=42188mm3抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2x753=84375mm3彎矩M及彎曲