用于带式运输机的传动装置设计

1、编号： 0500110120 课程设计说明书课程设计说明书 题 目：用于带式运输机的传动装置设计用于带式运输机的传动装置设计 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 讲师 二 00 八年七月三日 桂林电子科技大学课程设计说明书第 I 页 共 II 页 目 录 目 录.I 1 设计任务.1 1.1 设计题目.1 1.2 设计要求.1 1.3 设计数据.1 2 方案选择.1 2.1 参考传动方案：.1 2.2 方案比较.2 2.3 确定设计方案：.3 3 电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算.3 3.1 选择电机 .3 3.

2、2 运动学和动力学计算 .4 4 零件的设计计算.5 4.1 传动零件的设计计算.5 4.2 轴的设计计算及校核.11 4.3 轴承的选择和计算.24 4.4 键连接的选择和校核.27 4.5 联轴器的选择和校核.28 4. 6 箱体的设计.28 5 润滑和密封的选择和计算.30 5.1 润滑的选择和计算 .30 5.2 密封的选择.31 6 减速器附件的选择.31 6.1 通气器.31 6.2 轴承盖.31 6.3 油面指示器.31 6.4 油塞.31 6.5 窥视孔及视孔盖.31 6.6 起吊装置.31 6.7 起盖螺钉.31 6.8 定位销 .31 7 设计小结.32 参考文献.33 桂

3、林电子科技大学课程设计说明书第 1 页 共 35 页 1 设计任务设计任务 1.1 设计题目 设计用于带式运输机的传动装置。 动力及传动装置 F D v 图 1.1 带式运输机 1.2 设计要求 工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷 筒及支承间，包括）卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F 中考虑） 。 使用期限：十年，大修期三年。生产批量：10 台。 生产条件：中等规模机械厂，可加工 7-8 级精度齿轮及蜗轮。 动力来源：电力，三相交流（220/380V） 。 运输带速度允许误差：5%。 1.3 设计数据 运输带工作拉力 F=2800（N） ，运输带工作速度 v=1

4、.4（m/s） ，卷筒直径 D=350（mm） 。 2 方案选择方案选择 2.1 参考传动方案： 方案 1 方案 2 方案 3 桂林电子科技大学课程设计说明书第 2 页 共 35 页 方案 4 方案 5 2.2 方案比较 方案方案优点优点缺点缺点 外带式单级 圆柱齿轮减 速器 （方案一） 结构简单，价格便宜。传递效率中上， 工作平稳性较好，有过载保护，要求 制造及安装精度较低，润滑要求不高， 环境适应性一般。 小功率传动，单级传动比较小，外轮廓尺寸 较大，传动精度低，无自锁能力，使用寿命 短，缓冲吸振能力不好。 两级展开式 圆柱齿轮减 速器 （方案二） 大功率传动，传动效率高，单级传动 比适中

5、，传动精度高，使用寿命长， 环境适应性一般。在减速器中应用最 广泛，常用于载荷较平稳的场合。 工作平稳性一般，缓冲吸振能力差，无过载 保护，要求制造及安装精度高，无自锁能力， 润滑要求高。齿轮相对于轴承不对称分布， 要求级具有较大刚度。高速轴应布置在远离 扭矩输入端的一边，以减小弯曲变形而引起 的载荷沿齿宽分布不均的现象。 两级同轴式 圆柱齿轮减 速器 （方案三） 大功率传动，传动效率高，单级传动 比适中，传动精度高，使用寿命长， 环境适应性一般。箱体长度较小，两 大齿轮浸油深度可大致相同。 轴向尺寸及重量较大，高速级齿轮的承载能 力不能充分利用，中间轴较长，刚度差，仅 能有一个输入端和输出端

6、，限制了传动布置 的灵活性。 单级蜗杆减 速器 （方案四） 传动比大，结构简凑，外输入与输出 轴垂直交错传动，传动平稳，可有自 锁能力，传动精度高，价格相对便宜。 适合在工作温度较高、潮湿、多粉尘、 易爆、易燃场合适用。下置式蜗杆减 速器润滑条件较好，应优先选用 （V4m/s） 。 传动效率低，仅适用于中小功率传动。无过 载保护，制造及安装精度要求高，要求润滑 条件高。当蜗杆圆周速度太高时（V4m/s） ， 搅油损失大，采用上置式，此时，蜗轮轮齿 浸油、蜗杆轴承润滑差。 两级圆锥-圆 柱齿轮减速 器 （方案五） 传动精度高，外廓尺寸较小，用于输 入轴与输出轴相交而传动比较大的传 动，使用寿命长

7、。圆锥齿轮应在高速 级，以减小锥齿轮尺寸并有利于加工。 缓冲吸振性能差，要求制造及安装精度高， 要求润滑条件高，工作平稳性一般。环境适 应性一般。 2.3 确定设计方案： 本课题由指导老师指定使用单级蜗杆减速器这种传动方案，我分析其原因为如下： 由工作条件可知，载荷要求平稳，室内有粉尘环境下，应差用结构简凑，传动平 桂林电子科技大学课程设计说明书第 3 页 共 35 页 稳，且对工作环境要求不高的减速器，而单级蜗杆减速器是最佳选择。 一班制，单向连续运转，表明蜗杆传动的传动效率低、单向自锁性能够适用。 单级蜗杆减速器的使用寿命较长，能满足三年大修期限和 10 年使用期限的要求。 而对于可加工

8、7-8 级精度齿轮及蜗轮的中等规模机械厂，其 10 台批量生产的生产 力来说，生产能力满足其实际情况和要求，且生产单级蜗杆减速器相对成本较低， 盈利率较大。 综上所述，对于本设计要求，使用单级蜗杆减速器是最优设计方案，其各项特征 都满足设计要求，其整体性能优于其他方案。故，本文最终选用单级蜗杆减速器作 为该带式运输机的传动装置。 3 电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算 3.1 选择电机 3.1.1 选择电动机的系列 按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，电压 380V。 3.1.2 选择电动机功率 卷筒所需

9、有效功率 2800 1.4 3.92 10001000 Fv Pwkw 传动装置总效率 22 . 承蜗杆联滚筒 查机械设计手册得： 滚动轴承效率，蜗杆传动效率（双头），联轴器效率0.99 承 0.8 蜗杆 （弹性联轴器） ，滚筒效率0.9925 联 0.96 滚筒 则传动总效率 22 0.990.8 0.99250.960.741 所需电动机功率 3.92 Pr5.29 0.741 Pw kw 3.1.3 确定电动机转速 滚筒轴转速 r/min 6060 1.4 76.4 0.35 v nw D 根据机械设计基础中查得蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=1040(常 用值)，最大值为 80。该

10、传动方案为单级传动，则其相应电动机的转速的范围应为： dw Ni n(10 40) 76.4764 3056( / min)r 选择电动机型号：电动机数据及总传动比如表 1。 表 1 方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机质总传动比 桂林电子科技大学课程设计说明书第 4 页 共 35 页 /kw/（r/min）/（r/min）量/kgi 方案一Y132S1-25.5300029006443.03 方案二Y132S-45.5150014406818.85 方案三Y132M2-65.510009608412.57 比较上表的三种方案可见，方案一选用的电动机虽然质量和价格较低，但总传动 比大。

11、方案三选用的电动机虽然传动比较低，但质量和价格较高。为使传动装置结构 紧凑，决定选用方案二。电动机型号为 Y132S-4,额定功率为 5.5，同步转速为kw 1500r/min，满载转速为 1440r/min。查机械设计手册得电动机中心高 H=132mm，外伸 轴段。38mm 80mmDE 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 3.2 运动学和动力学计算 0 轴：0 轴即电动机轴 P0=Pr=5.29kw 0 1440 / minnr 3 0 0 0 5.29 10 9.559.5535.08m 1440 P TN n 轴：轴即蜗杆所在轴 10010 5.29 0.9925

12、5.25PPPkw 联 10 n1440 / minnr 3 1 1 1 5.25 10 9.559.5534.82 1440 P TN m n 轴：轴即蜗轮所在轴 21021 5.25 0.99 0.84.16PPPkw 承蜗杆 1 2 1440 76.4 / min 18.85 n nr i 3 2 2 2 4.16 10 9.559.55520 76.4 P TN m n 轴：轴即滚筒轴 32031 4.16 0.9925 0.994.09PPPkw 承联 32 76.4 / minnnr 33 3 3 3 104.09 10 9.559.55511.3 76.4 P TN m n 表

13、2 各轴运动及动力参数 轴序号 功率 P /kw 转速 n /（r/min） 转矩 T /N.m 传动形式传动比效率 桂林电子科技大学课程设计说明书第 5 页 共 35 页 05.29144035.08 5.25144034.82 蜗杆传动18.850.8 4.1676.4520 4.0976.4511.3 联轴器1.00.9925 4 零件的设计计算零件的设计计算 4.1 传动零件的设计计算 1、选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085-1988 的推荐，选用渐开线蜗杆传动(ZI 蜗杆)。 2、材料选择 蜗杆材料选 20Cr，渗碳淬火，齿面硬度.蜗轮选用耐磨性最好的铸锡磷58HRC 青铜（

14、ZCuSn10P1） ，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造， 而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 3、按齿面接触强度设计： 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯 曲疲劳强度。传动中心距： 2 3 2( ) Ep H Z Z aKT （1）确定作用在蜗轮上的转矩 T2 3 2 2 2 4.16 10 9.559.55520 76.4 P TN m n （2）试选载荷系数1.1 。 AV KK K K KA-使用系数，差表 11-5 得，KA=1；-齿向分布载荷系数，因蜗杆在平稳载K 荷下工作，可取=1；KV-动载荷系数，取 KV=1.1；K （

15、3）确定弹性影响系数 ZE 对于青铜或钢蜗轮配对时，取； 1 2 160 E ZMPa （4）确定接触系数Z 先假定蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.35，由图 11-18 查得， =2.9；Z （5）确定许用接触应力： H 根据蜗轮材料为 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，查表 11- 7 得蜗轮的基本许用接触应力。蜗杆的工作寿命268 H MPa ，蜗轮轮齿的应力循环次数 10 8 30024000 h Lh 7 2 6060 1 76.4 8 300 1011 10 h Njn L 寿命系数 桂林电子科技大学课程设计说明书第 6 页 共

16、 35 页 77 88 7 1010 0.741 11 10 HN K N 蜗轮齿面的许用接触应力为 =0.741 HHNH K268199MPa (6)计算中心距得： 232 3 3 2 160 2.9 ()1.1 520 10()146 199 Ep H Z Z aKTmm 取中心距 a=160mm，因 i=18.85，故从表 11-2 中取模数 m=6.3mm，蜗杆分度圆 直径 d1=63mm.这时 d1/a=0.39，查图 11-18 得接触系数800C 故应增加散热片以增大散热面积。 2 0 9375 . 0 )2080(14 )85 . 0 1 (25 . 5 1000 )( )1

17、 (1000 m tt P S ad 所以增加的散热片的面积是 2 2375 . 0 7 . 09375 . 0 mSSS 散热形式如下图 散热片 溅油轮 风扇 过滤网 集气罩 （图 4-2） 12、圆柱蜗杆和蜗轮的结构设计 蜗杆螺旋部分的直径不大，所以和轴做成一个整体，结构形式如下图： （4-3 蜗杆） 图中结构无退刀槽，加工螺旋部分时只能用铣制的办法。 蜗轮的结构形式选择齿圈式（如下图） ，这种结构由青铜齿圈及铸铁轮芯组成， 齿圈与轮芯用 H7/r6 配合，并加装 46 个紧定螺钉，以增强连接的可靠性。 （4-4 齿圈式蜗轮） 13、工作图（近似如下图） 桂林电子科技大学课程设计说明书第

18、11 页 共 35 页 （图 4-5） 4.2 轴的设计计算及校核 4.2.1 蜗轮轴的设计 1、轴类型、材料的选择 蜗杆减速器的蜗轮轴既承受扭矩，又承受弯矩，且要求零件装配定位要精确， 故 选择阶梯转轴。 轴的材料主要是碳钢和合金钢。根据本设计要求，对轴强度、刚度等方面的要求 不是很高，碳钢价格低廉，对应力集中敏感度低，同时可用热处理或化学热处理提 高其耐磨性和抗疲劳强度，故本方案选用 45 钢，调质处理。 2、蜗轮轴的功率、转速和转矩 21021 5.25 0.99 0.84.16PPPkw 承蜗杆 1 2 1440 76.4 / min 18.85 n nr i 3 2 2 2 4.16

19、 10 9.559.55520 76.4 P TN m n 3、作用在蜗轮上的力 22 6.3 39245.7dmzmm N d T Ft 8 . 4232 7 . 245 100052022 2 2 2 N d T Fa 4 . 1105 63 100082.3422 1 1 2 0 2 22 0 2 2tan20 tantan4232.81571.1 cos11.31 rt T FFN d 桂林电子科技大学课程设计说明书第 12 页 共 35 页 各力方向如图 4-1 所示。 4、初步确定轴的最小直径 查机械设计 表 15-3，取 A0=112,则可得 mmmm n P Ad45.42 4

20、 . 76 16 . 4 112 3 3 3 2 0min 蜗轮轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了是所选轴直径与联 轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩,查机械设计 表 14-1，考虑到转矩变化小， 3 TKT Aca 故取,则：5 . 1 A K mmNmmNTKT Aca 78000010005205 . 1 2 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014- ca T 2003，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N.mm。半联轴器的 孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmd45 1 mmL11

21、2 。mmL84 1 5、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案：选用如图（4-6）所示的装配方案。 （图 4-6 装配方案） （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故- 段的直径 -=52mm；左端用轴向挡圈定位，按轴端直径取直径 d =55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在D 1 L 半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取 1 L -=82mm。 l 2）初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参 照工作要求并根据 -=52

22、mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、 d 桂林电子科技大学课程设计说明书第 13 页 共 35 页 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30311，其尺寸为 mmmmmmTDd5 .3112055 故 -=-=55mm；而-=31.5mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定 ddl 位。由机械设计手册中查得 30311 型轴承的定位轴肩高度=mm，因此，取h -=60mm。 d 3）取安装蜗轮处的轴段-的直径 -=60mm；蜗轮的左端与左轴承之间采 d 用套筒定位。已知蜗轮轮毂的宽度为 56.7mm，为了是套筒端面可靠地压紧蜗 轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取 -=52mm。蜗轮的右端采用轴

23、肩定位， l 轴肩高度 0.07，故取 =4mm，则轴环处的直径 -=64mm。轴环宽度 hdhd ，故取 -=6mm。 hb4 . 1l 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器的上端面间的距离=30mm，故取 - ll =50mm。 5）取蜗轮距箱体内壁之距离=35mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴a 承位置时，应距箱体内壁一段距离，取=8mm，已知滚动轴承宽度ss =31.5mm，中间轴段用于平衡整体轴长尺寸，取 -=mm。 Tl -= mml 5 . 64258 5 . 31asT 至此，已初步确定了轴的各段直径

24、和长度。具体数据如下表： 尺寸- 直径（mm）45525560646055 长度（mm）825064.55262732 （3）轴上零件的周向定位 蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 -由机械设计 d 表 6-1 查得平键截面键槽用键铣刀加工，长为 40mm，同mmmmhb1118 时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴 器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，由 此选轴的直径尺寸公差为 m5。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表

25、15-2 可取轴端倒角均为 2 450，各轴肩处的圆角半 径如图 4.5，一般取R=2mm。 6、 ）轴上载荷的计算 首先根据轴的结构图（图 4.5）做出轴的计算简图（如下图 4.6） 。 查机械设计手册，对于 30311 型圆锥滚子轴承，取 a=25mm，从而确定轴承 的支点位置。由图 4.5 可得，作为简支梁的轴的支承跨距： L2=65.5mm，L3=59mm， 桂林电子科技大学课程设计说明书第 14 页 共 35 页 . 23 65.559124.5LLmm 再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 。 C （图 4.6） 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面

26、。 现计算出的截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列入下表 4.2： （表 4.2） 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F2005.9N,N 1NH F 9 . 2223 2 NH FN,826.6N 5 . 744 1 NV F 2NV F 弯矩 MMH=131386.45mmN ，mmNMV75.48764 1 4 . 48769 2 V M 总弯矩 mmNM 2 . 14014475.4876445.131386 22 1 mmNM 8 . 140145 4 . 4876945.131386 22 2 扭矩 TmmNT 520000 7、按弯扭合成应力校核轴的强度 桂林电子科技大学课程

27、设计说明书第 15 页 共 35 页 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度 根据上表 4.2 中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，6 . 0 则轴的计算应力为： aca MP W TM 97 . 9 701 . 0 5200006 . 0 8 . 140145 3 2 2 2 2 2 2 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得。因此，故 a MP60 1 1 ca 安全。 8、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 截面 A、B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直

28、径是按扭转强度较为宽裕确定的， 所以截面 A、B 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力 集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影 响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校 核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中 均在两端） ，而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面和显然更不 必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两 侧即可。 （2）截面左侧 抗弯截面系数： 3333 5 . 16637551 . 01 . 0mmmmdW

29、抗扭截面系数： 3333 33275552 . 02 . 0mmmmdWT 截面左侧的弯矩 M 为： mmNmmNM 4 . 84515 5 . 65 26 5 . 65 8 . 140145 截面左侧的扭矩 T2为： T2 =520N m 截面上的弯曲应力： MPaMPa W M b 08 . 5 5 . 16637 4 . 84515 截面上的扭转切应力： MPaMPa W T T T 63.15 33275 520000 2 轴的材料为 45 钢，调质处理。查得： ，。MPaB640MPa2751MPa1551 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查表。因，031 . 0 65 2

30、d r 桂林电子科技大学课程设计说明书第 16 页 共 35 页 ，经插值后可查得 =2.0，=1.3108 . 1 65 70 d D 轴的材料的敏性系数为： ，82 . 0 q85 . 0 q 故有效应力集中系数为： 82 . 1 11qk 26 . 1 11qk 查表得尺寸系数；扭转尺寸系数。67 . 0 82 . 0 轴按磨削加工，查得表面质量系数为： 92 . 0 轴未经表面强化处理，即，得综合系数为：1q 80 . 2 1 92 . 0 1 67 . 0 82 . 1 1 1 k K 62 . 1 1 92 . 0 1 82 . 0 26 . 1 1 1 k K 碳钢的特性系数：

31、，取2 . 01 . 01 . 0 ，取1 . 005. 005 . 0 于是，计算安全系数 Sca值为： 33.19 01 . 008 . 5 80 . 2 2751 mK S 88.11 2 63.15 05 . 0 2 63.15 62 . 1 1551 mK S S=1.5 1 . 10 88.1133.19 88.1133.19 22 22 SS SS Sca 故可知其安全。 （3） 、截面右侧 抗弯截面系数 W 为： 3333 21600601 . 01 . 0mmmmdW 3333 43200602 . 02 . 0mmmmdWT 桂林电子科技大学课程设计说明书第 17 页 共

32、35 页 弯矩 M 及弯曲应力为： mmNmmNM 4 . 84515 5 . 65 26 5 . 65 8 . 140145 MPaMPa W M b 91 . 3 21600 4 . 84515 扭矩 T2及扭转切应力为： T2=520N m MPaMPa W T T T 04.12 43200 10520 3 2 过盈配合处的，用插值法求出，并取，于是得 k k k k k 8 . 0 16. 3 k 53 . 2 26 . 3 8 . 0 k k 轴按磨削加工，表面质量系数为： 92 . 0 故得综合系数为： 25 . 3 1 92 . 0 1 16 . 3 1 1 k K 62 .

33、2 1 92 . 0 1 53 . 2 1 1 k K 所以，轴在截面右侧的安全系数为： 12.25 01 . 091 . 3 80 . 2 2751 mK S 64 . 9 2 04.12 05 . 0 2 04.12 62 . 2 1551 mK S S=1.599 . 8 64 . 9 12.25 64 . 9 12.25 22 22 SS SS Sca 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环 不对称性，故可略去静强度校核。 4.2.2 蜗杆轴的设计 1、轴类型、材料的选择： 蜗杆减速器的蜗杆轴既承受扭矩，又承受弯矩，且要求零件装配定位要精确，故 选择阶梯转轴

34、。 因蜗杆采用整体式，故蜗杆轴的材料与蜗杆的材料相同 2、蜗杆轴的功率、转速和转矩 桂林电子科技大学课程设计说明书第 18 页 共 35 页 10010 5.29 0.99255.25PPPkw 联 1 1440 / minnr 3 1 1 1 5.25 10 9.559.5534.82 1440 P TN m n 3、作用在蜗杆上的力 1 6.3 1063dmqmm N d T Ft 4 . 1105 63 100082.3422 1 1 1 N d T FF ta 8 . 4232 7 . 245 100052022 2 2 21 2 12 2 2 tantan1571.1 rt T FF

35、N d 各力方向如图 4-1 所示。 4、初步确定轴的最小直径 轴的材料为 20Cr。据机械设计表 15-3，取A0=105，于是得： mm 2 . 16 1440 25. 5 105 1 1 0min 33 n P Ad 蜗轮轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了是所选轴直径与联 轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩,查机械设计 表 14-1，考虑到转矩变化小， 3 TKT Aca 故取,则：5 . 1 A K mmNmmNTKT Aca 52230100082.345 . 1 2 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003，

36、 ca T 选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 250000N.mm。半联轴器的孔径 ，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmd38 1 mmL82 。mmL60 1 5、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案：选用如图（4-6）所示的装配方案。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故- 段的直径 -=45mm；左端用轴向挡圈定位，按轴端直径取直径 =50mm。dD 桂林电子科技大学课程设计说明书第 19 页 共 35 页 半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器 1 L 上

37、而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取 - 1 Ll =58mm。 2）初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参 照工作要求并根据 -=45mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、 d 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30310，其尺寸为 mmmmmmTDd25.2910050 故 -=-=50mm；而-=32mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 ddl 由机械设计手册中查得 30310 型轴承的定位轴肩高度=6mm，因此，取 - hd =-=56mm，-=-=12mm。 dll （图 4-7 装配方案） 3）取安装蜗杆处的轴段-

38、的直径 -=63mm，da1=75.6mm，df1=49.9mm；蜗杆的 d 左端与右端d-=d-=48mm。为保证加工工艺性和散热性，其长度宜取 l-=l-=40mm。蜗杆宽度为b1=80mm，为了使蜗杆与蜗轮啮合充分，此轴段 应取 -=90mm。 l 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖的外端面与半联轴器的上端面间的距离=30mm，故取 -=50mm。 ll 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。具体数据如下表： 尺寸 直径 （mm） 384550564863485650 长度 （mm） 585045128290821245 （3）轴上

39、零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按 -由机械设计表 6-1 查得平 d 桂林电子科技大学课程设计说明书第 20 页 共 35 页 键 截面键槽用键铣刀加工，长为 40mm，半联轴器与轴的配合为mmmmhb810 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，由此选轴的直径尺寸公 差 为 m5。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图2 45 4.5， 一般取 R=2.00mm。 6、轴上载荷的计算 首先根据轴的结构图（图 4.8）做出轴的计算简图（如下图 4.7） 。 查机械设计手册，对于 30310 型圆锥滚

40、子轴承，取 a=23mm，从而确定轴承的支 点位置。由图 4.8 可得，作为简支梁的轴的支承跨距： L2=161mm，L3=161mm， . 23 161 161322LLmm 再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 （图 4.7） 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现计 算出的截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列入下表 4.2： （表 4.2） 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F ,NFNH 7 . 552 1 NFNH 7 . 552 2 785.6N,N 1NV F 6 . 785 2 NV F 弯矩 MMH=88984.7Nmm mNMM VV

41、 6 . 126481 21 桂林电子科技大学课程设计说明书第 21 页 共 35 页 总弯矩 NMM 6 . 154647 6 . 126481 7 . 88984 22 21 mm 扭矩 T mmNT 34820 1 7、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强 度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，则轴的计算应力为：6 . 0 aca MP W TM 55. 4 701 . 0 348206 . 0 6 . 154647 3 2 2 2 1 2 1 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可

42、得。因此 a MP60 1 ，故安全。 1 ca 8、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 截面 A、B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集 中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以 截面 A、B 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面 的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 上 虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这 里轴的直径最大，故截面 C 也

43、不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集 中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 （2）截面左侧 抗弯截面系数： 3333 2 . 11059481 . 01 . 0mmmmdW 抗扭截面系数： 3333 4 . 22118482 . 02 . 0mmmmdWT 截面左侧的弯矩 M 为： mNmmNM 423.111 161 45161 6 . 154647 截面左侧的扭矩 T1为： T1 =34.82N m 截面上的弯曲应力： MPaMPa W M b 08.10 2 . 11059 111423 截面上的扭转切应力： 桂林电子科技大学课程设计说明书第 22 页 共 3

44、5 页 MPaMPa W T T T 57 . 1 4 . 22118 34820 1 轴的材料为 45 钢，调质处理。查得： ，。MPaB640MPa2751MPa1551 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查表。因，029. 0 70 2 d r ，经插值后可查得 =1.84，=1.2614 . 1 70 80 d D 轴的材料的敏性系数为： ，82 . 0 q85 . 0 q 故有效应力集中系数为： 68 . 1 11qk 23 . 1 11qk 查表得尺寸系数；扭转尺寸系数。75 . 0 83 . 0 轴按磨削加工，查得表面质量系数为： 92 . 0 轴未经表面强化处理，即，得综

45、合系数为：1q 33 . 2 1 92 . 0 1 75 . 0 68 . 1 1 1 k K 57 . 1 1 92 . 0 1 83 . 0 23 . 1 1 1 k K 碳钢的特性系数： ，取2 . 01 . 01 . 0 ，取1 . 005. 005 . 0 于是，计算安全系数 Sca值为： 7 . 11 01 . 008.1033 . 2 2751 mK S 9 . 121 2 57 . 1 05 . 0 2 57 . 1 57 . 1 1551 mK S S=1.546.11 9 . 121 7 . 11 9 . 121 7 . 11 22 22 SS SS Sca 桂林电子科技大

46、学课程设计说明书第 23 页 共 35 页 故可知其安全。 （3） 、截面右侧 抗弯截面系数 W 为： 3333 7 . 25004631 . 01 . 0mmmmdW 3333 4 . 50009632 . 02 . 0mmmmdWT 弯矩 M 及弯曲应力为： mNmmNM 423.111 161 45161 6 . 154647 MPaMPa W M b46 . 4 7 . 25004 111423 扭矩 T1及扭转切应力为： T1=34.82N m MPaMPa W T T T70 . 0 4 . 50009 34820 2 过盈配合处的，用插值法求出，并取，于是得 k k k k k

47、8 . 0 16. 3 k 53 . 2 26 . 3 8 . 0 k k 轴按磨削加工，表面质量系数为： 92 . 0 故得综合系数为： 25 . 3 1 92 . 0 1 16 . 3 1 1 k K 62 . 2 1 92 . 0 1 53 . 2 1 1 k K 所以，轴在截面右侧的安全系数为： 0 . 19 01 . 046 . 4 25 . 3 2751 mK S 9 . 165 2 7 . 0 05 . 0 2 7 . 0 62 . 2 1551 mK S S=1.588.18 9 . 165 0 . 19 9 . 165 0 . 19 22 22 SS SS Sca 故该轴在截

48、面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环 不对称性，故可略去静强度校核。 桂林电子科技大学课程设计说明书第 24 页 共 35 页 4.3 轴承的选择和计算 4.3.1 输出轴上轴承的选择和计算 1、 ）轴承的选择 根据上述轴的设计时已选取了合适的轴承，其型号为： 滚动轴承 30311 GB/T297-93 2、 ）轴承的校检 （1） 、查机械设计手册可知滚动轴承 30311 GB/T297-93 的基本额定动载荷 C=145000N，基本额定静载荷 C0=112000N。轴上蜗轮其受力情况如下： N 1 3 1 22 34.82 1266.2 55 10 ae T F d N

49、 2 3 2 22 520 3333.3 312 10 ae T F d N 0 2 22 0 2 2tan20 tantan4232.81571.1 cos11.31 rt T FFN d 22 6.3 39245.7dmzmm 蜗轮转速 n=76.4r/min，轴承预期寿命 Lh=24000h。 （2） 、两轴承承受的径向载荷 Fr1和 Fr2 将轴系部件受到的空间力分解为铅垂面（图 4.11）和水平面（图 4.12） 的两个平面力系。其中：图 4.12 中的 Fte为通过另加转矩而平移到指向轴 线；图 4.13 中的 Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。 由力分析可知： 2005

50、.9N,N N 1NH F 9 . 2223 2 NH F N,826.6N N 5 . 744 1 NV F 2NV F N 2222 112 2005.9744.52139.6 rr Vr V FFF N 2222 212 2223.9826.62372.6 rr Hr H FFF （3） 、两轴承轴向力的计算 对于滚动轴承 30311 GB/T297-93 型轴承，轴承派生轴向力 Fd=eFr，其中， E 为机械设计表 13-5 中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴 a e F F 向力 Fa 未知，而查机械设计手册得 e=0.35，因此可算出： N 11 0.352139.6

51、 0.35748.9 dr FF N 2 0.35 22372.6 0.35830.4 dFr F 桂林电子科技大学课程设计说明书第 25 页 共 35 页 则： N 12 3333.3830.44163.7 aaed FFF N 22 830.4 ad FF 0.35 1 1 4163.7 1.95 2139.6 a r F F P2，所以按轴承 1 的受力大小的验算： h Lh 10 66 3 1 1010145000 835257.4 6060 76.411901.2 h C L nP 故所选轴承满足其寿命要求。 4.3.2 输入轴上轴承的选择和计算 1、 ）轴承的选择 根据上述轴的设计

52、时已选取了合适的轴承，其型号为：滚动轴承 30310 GB/T297-93 2、 ）轴承的校检 （1） 、查机械设计手册可知滚动轴承 30310 GB/T297-93 的基本额定动载荷 C=122000N，基本额定静载荷 C0=92500N。轴上蜗轮其受力情况如下： N 1 3 1 22 34.82 1392.8 50 10 te T F d N 2 3 2 22 520 3333.3 312 10 ae T F d N 0 2 12 0 2 2tan20 tantan4232.81571.1 cos11.31 rt T FFN d 1 6.3 1063dmqmm 蜗轮转速 n=1440r/m

53、in，轴承预期寿命 Lh=24000h。 （2） 、两轴承承受的径向载荷 Fr1和 Fr2 桂林电子科技大学课程设计说明书第 26 页 共 35 页 将轴系部件受到的空间力分解为铅垂面（图 4.11）和水平面（图 4.12）的 两个平面力系。其中：图 4.12 中的 Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图 4.13 中的 Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。 由力分析可知： ,NFNH 7 . 552 1 NFNH 7 . 552 2 785.6N,N 1NV F 6 . 785 2 NV F N 2222 1212 552.7785.6960.5 rrr Vr V FFFF （3）

54、 、两轴承轴向力的计算 对于滚动轴承 30310 GB/T297-93 型轴承，轴承派生轴向力 Fd=eFr，其中， e 为机械设计表 13-5 中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴 a e F F 向力 Fa 未知，而查机械设计手册得 e=0.35，因此可算出： N 11 0.35960.6 0.35336.21 dr FF N 22 0.35960.6 0.35336.21 dr FF 则： N 12 3333.3336.213669.51 aaed FFF N 22 336.21 ad FF 0.35 1 1 3669.51 3.82 960.6 a r F F =0.35 2

55、 2 336.21 0.35 960.6 a r F F 查机械设计表 13-5，对于轴承 1，确定其 X1=0.4,Y1=1.7 对于轴承 2，确定其 X2=1，Y2=0 （4） 、轴承当量载荷的计算 对于轻微冲击轻载运转下的轴承，查机械设计表 13-6，fp=1.5。则： N 11111 ()1.5 (0.4 960.6 1.7 3669.51)9933.61 pra PfX FY F N 22222 ()1.5 (1 960.60 336.21)1440.9 pra PfX FY F 5） 、轴承寿命的验算 因为 P1P2，所以按轴承 1 的受力大小的验算： h Lh 10 66 3 1

56、 1010122000 45501.1 6060 14409933.6 h C L nP 桂林电子科技大学课程设计说明书第 27 页 共 35 页 故所选轴承满足其寿命要求。 4.4 键连接的选择和校核 4.4.1 蜗轮轴上键的选择和校核 根据上述轴的设计时已选取了合适的键，其型号分别为： 与蜗轮相连接： 键 18mm11mm GB1096-79 与联轴器相连接： 键 14mm9mm GB1096-79 1、 ）键 1811 GB1096-79 的校检 （1） 、其基本参数可查机械设计手册得：b=18mm，h=11mm，L=40mm （2） 、强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计6-

57、2 得许用挤压应力 ，取其平均值，。键的工作长度100 120 P MPa110 P MPa ，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=5.5mm。则：40 1822lLbmm 33 2 2102 520 10 107.3 5.5 22 60 P T MPa kld 110 P MPa 满足挤压强度要求。 2、 ）键 149 GB1096-79 的校检 （1） 、其基本参数可查机械设计手册得：b=14mm，h=9mm，L=70mm （2） 、强度校核 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计6-2 得许用挤压应力 ，取其平均值，。键的工作长度100 120 P MPa110 P MPa ，键与轮毂

58、键槽的接触高度 k=0.5h=4.5mm。则：70 1456lLbmm 33 2 2102 520 10 81.7 4.5 56 45 P T MPa kld 110 P MPa 满足挤压强度要求。 4. 4. 2 蜗杆轴上键的选择和校核 1、 ）根据上述轴的设计时已选取了合适的键，其型号为： 与联轴器相连接： 键 10mm8mm GB1096-79 2、 ）其基本参数可查机械设计手册得：b=10mm，h=8mm，L=40mm 3、 ）强度校核 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计6-2 得许用挤压应力 ，取其平均值，。键的工作长度 100120 P MPa 110 P MPa ，40 10

59、30lLbmm 键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4mm。则： 桂林电子科技大学课程设计说明书第 28 页 共 35 页 33 1 2102 34.82 10 15.7 4 38 30 P T MPa kld 110 P MPa 满足挤压强度要求。 4.5 联轴器的选择和校核 4.5.1 蜗轮轴上联轴器的选择和校核 1、 ）根据上述轴设计时以选取了合适的联轴器，其型号为： LX3 联轴器 GB5014-2003 55 84 48 84 ZC JB 其配合公差为：H7/k6。 2、 ）HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩的条件为 1250000 Nmm。本联轴器的孔径 d1=45mm，故d-

60、=45mm，半联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm。 NmmTnmmNmmNTKT Aca 78000010005205 . 1 2 d1=d-=45mmmmmm n P Ad45.42 4 . 76 16 . 4 112 3 3 3 2 0min 故，满足其强度要求。 4.5.2 蜗杆轴上联轴器的选择和校核 1、 ）根据上述轴设计时以选取了合适的联轴器，其型号为： LX3 联轴器 GB5014-2003 42 84 40 84 ZC JB 其配合公差为：H7/k6。 2、 ）HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩的条件为 1250000 Nmm。本联轴器的孔