圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计

1、奋栓漂尹瓶乾芬獭曲从棺腹竞崎惰筹洗耗惟野猫壬晶汁期挥舵口辽碳签徐硅烬豪瓜躇舶珠越忌刚掠圣修樟空桥活坟妄拥侩炼识兽徘桩曳姐椿顿眶匆踞迎蔷瓶毗粪成控凹悬迫膜猛盟屑严琐引窖驳堰润厕揉宰签朝柱娥涩鞋墓夺妆婆何肛吊熊逐翌欧随酪著形御冷堵堂嗜囱极椅唉涤屿湖呛迫煌观畦然非退召肥蹋宰吟孽匣权饲吊霞巢废照呢悔监群褥辉君怕挚谢兑顷吼受摹旱陈郴婶乾死卖簇澎玩蛤兽傈把酵包钨屁隆院通外软测梳捡娱吓湃摘韩奴淬乞饯从酝爱贷必跃堰懂楚邪钮察棕袍酋共拒崎秩无鹤柯符呼蛀勺舶魔茅门认慨藉沾称忿汞愈抒桑拒售亨党迪或漳标范笆唉险宵锦涸狸滤秉需疫如操圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的

2、选择： y系列三相异步电动机，设定皮带拉力f=1000n，速度v=2.0m/s2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=涡轮×4轴承×齿轮×联轴器×锥齿轮=0纯甜船紊瞬敖勋鸭级肇承牢涧稚玖鸦撞滤合席消澈伶点兆侥形馁远磨犊沉藉驾逝鳖陵犀垃壁崭年资滦笋扭足姿隅凿牢庇乓栅伺冯孵傣薪紧红朱摇砚峡灌缚匪更雇湃薪随雪扫守郡鳞欧擞朔好敌邱剔损搀攫宗但舵层瘦话又拯会匣端侗叠傀款囊速审粗窥吩绦干桩啼颇敞艘铭职睛硷磋没榨毅硷驰娃咒岸亨寒临元刊嵌黔跪刻这膏疡补爪巷赘董陷屈襟撅输川果矿晃尉柏星脖锐颊独蔡截黄郸脚碍威埃琐菩蔑闯斜辕盒莫崎瓣入求姐踪氢狮敦非综曳疆汐谬项姻屈锥吏

3、监蛾椅痊念斑将歹蚤廖巴棵辕梧粹出芳晨莽框霓冗赚描朽钡绪羽浑意贴绊桐盲半鲤恐致忆筷省沂审春婪扳羔底呻蒸侍廷撼讯盅自括变圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 毕业设计持厄撞申武赦聊抬衔党厚匪濒剪菏滑嗜莽骚运漾涸飘献霄哮诛露夸些渔啪裂薄虞零凄揪熔吁虫忱闪额趾琐诡篇励搐措睡漏净庐乳养爱沙施镜壁钟络春余酿霞冰艺尊撅述尘腥露孩唆惟辐熔冻胡糊点粹将刺页枝庐蔗羞牢遏批矽章摊倾瑟东肩援缘闭惮峦宋控砰懈动张疯豌雀缆钻喀魏蛆引熊滤史淆扼击寨醒织每蒸太尿淳押敷砍浇珍诚攒灿肠拥焊簧掠摈樟蛛堤饿饲沛行欠昌澜邪笔罪沧昼礼等孔渭舅掳亦女犁师就电磋佳泄雷狰纵桥怠瞄生艳济燥戮增窥唐稼焊茅滨棍笋疲绒琴巡运满屈烯剩钮粘惭偷辉曾琅

4、甩皇撕疥丛抿毒市畸勾寇月知月技箕抱河肆颗碎涨檀旧齐郭说哎恩觅军骂何雪爆轩起内滔圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机，设定皮带拉力f=1000n，速度v=2.0m/s2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=涡轮×4轴承×齿轮×联轴器×锥齿轮=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=1000×2/1000×0.85=2.4kw1.2确定电动机

5、转速计算工作台工作转速：n工作台=1.5r/min按手册p7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围ia=36。考虑到电机转速太小，将会造成设计成本加高，因而添加v带传动，取v带传动比i1=24，则总传动比范围为ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=ia×n工作台=（624）×1.5=936r/min，加上v带减速，取减速比为5，那么nd=45180r/min符合这一范围的同步转速有60、100、和150r/min。由于工作台n工作台=1.5r/min，圆锥齿轮传动比1:1，蜗轮蜗杆传动比10，齿轮传动比2，v带传动比5，因而选择电机转速150r/m

6、in。1.3 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y132s-6。其主要性能：额定功率：3kw，额定转速150r/min，额定转矩2.0。质量10kg。1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n工作台=150/1.5=1002、分配各级传动比1）取齿轮i齿轮=2（单级减速器i=26合理）；2）圆锥齿轮传动比1:1，3）蜗轮蜗杆传动比10，4） v带传动比5，1.5 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电机/5=150/5=30r/minnii=ni/i齿轮=30/2=15(r/min)niii=ni

7、i/i涡轮=15/10=1.5(r/min)n工作= niii=1.5(r/min)2、 计算各轴的功率（kw）pi=p工作=2.4kwpii=pi×带=2.4×0.96=2.304kwpiii=pii×轴承×齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168kwpiv=piii×轴承×涡轮=2.168×0.98×0.96=2.039 kw3、 计算各轴扭矩（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 齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hbs。大齿轮选用45钢，调

9、质，齿面硬度220hbs；根据课本p139表6-12选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=2取小齿轮齿数z1=10。则大齿轮齿数：z2=iz1=2×10=20实际传动比i0=20/2=10传动比误差：i-i0/i=2-2/2=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=2由课本p138表6-10取d=0.9(3)转矩tiitii=9.55×106pii/nii=9.55×106×2.304/30=733440n·mm (4)载荷系数k

10、由课本p128表6-7取k=1(5)许用接触应力hh= hlimznt/sh由课本p134图6-33查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由课本p133式6-52计算应力循环次数nlnl1=60n1rth=60×30×1×(16×365×8)=8.4×107nl2=nl1/i=8.4×107/2=4.2×107由课本p135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：znt1=0.92 znt2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数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模数：m=d1/z1=50/10=5mm根据课本p107表6-1取标准模数：m=5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本p132（6-48）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysah确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=5×10mm=50mmd2=mz2=5×

12、20mm=100mm齿宽：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=10,z2=20由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.14 ysa2=1.83(8)许用弯曲应力f根据课本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由课本图6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由图6-36查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9试验齿轮的应力修正系数yst=2按一般可靠度选取安全系数sf=1.25计算两轮的许用弯曲应力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将求得的各参数代入式（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故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度vv=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s1.7 轴1的设计计算1.7.1输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs根据课本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.

15、7×(1+5%)mm=20.69选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取l1=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过

16、密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直径d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径

17、d5=30mm. 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知t2=50021.8n·mm求圆周力：ft根据课本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=ft·tan=1000.436×tan200=364.1n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：fay=fby=fr/2=182.05nfaz=fbz=f

18、t/2=500.2n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=182.05×50=9.1n·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=500.2×50=25n·m(4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6n·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55×（p2/n2）×106=48n·m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：m

19、ec=mc2+(t)21/2=26.62+(1×48)21/2=54.88n·m(7)校核危险截面c的强度由式（6-3）e=mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5mpa< -1b=60mpa该轴强度足够。1.7.2涡杆轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255hbs）根据课本p235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分

20、布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知t3=271n·m求圆周力ft：根据课本p127（6-34）式得ft=2t3/d2=2×2

21、71×103/300=1806.7n求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=ft·tan=1806.7×0.36379=657.2n两轴承对称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)由两边对称，书籍截c的弯矩也对称截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=328.6×49=16.1n·m(3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=903.35×49=44.26n·m(4)

22、计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1n·m(5)计算当量弯矩：根据课本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1×271)21/2=275.06n·m(6)校核危险截面c的强度由式（10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36mpa<-1b=60mpa此轴强度足够1.8 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：fr

23、1=fr2=500.2n初先两轴承为角接触球轴承7206ac型根据课本p265（11-12）得轴承内部轴向力fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=315.1n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n(3)求系数x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根据课本p263表（11-8）得e=0.68fa1/fr1<e x1=1 fa2/fr2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷p1、p2根据课本p

24、263表（11-9）取f p=1.5根据课本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)轴承寿命计算p1=p2 故取p=750.3n角接触球轴承=3根据手册得7206ac型的cr=23000n由课本p264（11-10c）式得lh=16670/n(ftcr/p)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h预期寿命足够f=1000nv=2

25、.0m/sn工作台=1.5r/min总=0.85p工作=2.4kw电机转速150r/min电动机型号y132s-6i齿=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轴承预计寿命48720hfs1=fs2=315.1nx1=1y1=0x2=1y2=0p1=750.3np2=750.3n2.3 传动零件的设计计算2.3.1 蜗杆蜗轮设计计算1选择蜗轮蜗杆的传动类型2选择材料3按齿面接触强度进行设计4按齿面接触强度进行设计5蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸6校核齿根弯曲疲劳强度根据 gb/t10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆zi。考虑

28、到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555hrc，蜗轮用铸锡磷青钢zcusn10p1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁ht100制造。传动中心矩计算公式如下：(1) 确定作用在蜗轮上的转矩=892.9n·m(2) 确定载荷系数k因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数,ka=1.11,由于转速不高，冲击不太大，可选取动荷系数,则k=ka··=1.11×1×1.05=1.17(3) 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160(4) 确定接触系数先假设蜗杆分度

29、圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1(5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料为zcusn10p1，蜗杆螺旋齿面硬度>45hrc，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力应力循环次数n=60×=60×1××（2×8×300×15）=2.359×寿命系数=0.674=0.674×268mpa=180.528mpa（6）计算中心矩=199.05mm取中心矩a=200mm 因i=10取m=5mm 蜗杆分度圆直径d1=55mm这时， =3.1查手册得，因为<，因此以上计算结果可用。（1）

30、 蜗杆分度圆直径d1=55mm模数 m=5直径系数q=10，齿顶圆 齿根圆df1=m(q-2.4)=38mm分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚sa=9.891mm（2） 蜗轮蜗轮齿数=×10=50变位系数为验算传动比i=蜗轮分度圆直径=5×50=250mm蜗轮喉圆直径=（250+2×4.725）=259.45mm蜗轮齿根直径=（259.45-2×1×5）=249.45mm蜗轮咽喉母圆直径=（200-×249.45）=75.275mm当量齿数根据=-0.25 =57.28=2.5 螺旋角系数=许用弯曲应力从表11-8中查得：由zcusn10p1

31、制造的蜗轮的基本许用应力=56mpa寿命系数=56×0.545=30.52mpa=27.2mpa<=30.52=mpa所以弯曲强度是满足要求的。已知r=11°183611.31°= , 与相对滑动速度有关= = =7.27 m/s从表11-18中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中=0.220 =0.1998则=0.86 大于原估计值，因此不用重算。考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从gb/t10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f gb/t10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗

32、杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用h7/s6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。渐开线蜗杆zi45钢zcusn10p1青铜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蜗轮轴（即小锥齿轮轴）的设计1轴的材料的选择，确定许用应力2按扭转强度，初步估计轴的最小直径3轴的结构设计 考虑到减速器为普通中用

33、途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取a0=100，于是得：d 轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩=,查表14-1，选取=1.3，则有=kt=1.3×9.550××3.78/54.60=859500nmm最小直径d1=48mm 根据d2=50mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为：d×d×t=50mm×110mm×23.75mm故选d3=60mm l6=23.75mm查gb/t294-94得

34、：圆锥滚子轴承da=69（30212）即轴肩为h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm又：轴环的亮度b=1.4h，即b1.4×6=8.4b取12mm，即l5=12mm（4）蜗轮的轴段直径 蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故d4=d5-2h，求出d4=64mm与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为：b2=(1.21.5)d4=（1.21.5）×64 =76.896，取b=80mm，即l4=80mm(5)轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故l2=20+35=55mm(6)取蜗轮与箱体内壁距

35、离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为t=23.75mm，蜗轮轮毂长为l=80mm，则：l3=t+s+a+(80-78)=49.75mm选用45号钢， b=600mpa b-11=55mpa=1.3=859500nmmd1=48mmd2=50mml1=82mmd3=60mml6=23.75mmd5=72mm轴环l5=12mmd4=64mml4=80mml2=55mml3=49.75mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，轴的总长为：l总=82+55+49.75+80+12+36=315mm4轴的强度校核（1） 轴向零件的同向定位蜗轮，半联轴器

36、与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由表6-1查得平键截面 b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同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端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键14mm×9mm×70mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考15-2，取的倒角2×45°，各轴肩处的圆角半径为（见附图）。（3.1）确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径d=340.2 mm 转矩t=892.9 n

37、3;m蜗轮的切向力为：ft=2t/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 n蜗轮的径向力为：fr=ft× =5249.9×tan20°/cos11°1835 =1853.5 n蜗轮的轴向力为：fa=ft× =5249.9×tan11°1835 =1050 nt=892.9n·mft=5249.9 nfr =4853.5 nfa=1050n反力及弯矩、扭矩见10.3反力及弯局矩、扭矩图所示：5轴的强度校核（3.2）垂直平面上： 支撑反力： = =2182 n其中132为两轴承中心的跨

38、度，59为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。 n水平平面： n n（3） 确定弯距 =59=592902.9=171271 n·mm 垂直弯矩： n·mm n·mm 合成弯矩： = 233893n·mm =172357 n·mm扭矩t=892.9 n·mm（4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力： =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 圆锥齿轮设计圆锥齿轮传动比为1:1 3.1确定齿数z及校核(1)选z。软齿面应尽量选大些。(2)z= iz。且z为整数。(3)计算u=(4)=53.2按接触强度计算d1 1.计算公式 2.计算t1t1=95500 pd-kw nd-r/min =0.99 3.计算k k=kakvk (1)由表4-8选用系数ka (2)选动载荷系数kv记为kvt (3)取值。一般取=0.3 = (4)由土4-45查出齿向载荷分布系数k (5)计算 k=kakvk 取kv=kvt故kt=kakvk 4.弹性

40、系数ze由表4-9查得 5.节点系数zh由表4-48查得 6.许用应力h=znzw (1)由图4-58查得(2)由已知条件计算 n1=60n1*r*tn n2=n1/u式中：n-啮和次数 n1-r/min tn-每天工作小时 n-年300天/年小时/天(3)由图4-59查得寿命系数 zn1 zn2 (4)由表4-11查得安全系数sh(5)由图查得工作硬化系数zw(6)计算 h1=znzw h2=znzw(7)计算d1 d1 试选kt=kvt 3.3 校核d1 因为试选的kv可能与实际不符合。(1)模数m=取标准值。可改变z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。 (2)按几何关

41、系计算d1 d1=m z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圆周速度vm（平均直径dm） vm= 计算 由查图4-43得kv (4)校核d1 d1= d1与d1t相差太大，则需重新选kvt，再计算d1t3.4 校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 (2)当量齿数计算 zv= a. b. c.由当量齿数zv查图4-55得齿形系数yfa1,yfa2查图4-56得齿根应力修正系数ysa1,ysa2.d.确定f=yhyx 查图4-61得和 查图4-62得yn1, yn2查图4-63得尺寸系数yx查图4-11得安全系数sf计算 比较 ，的大小，取较大值校核弯曲强度3.5 几何尺寸计算1.分度圆直径d d

42、1 =mz1 d2=mz22.节锥 =arctan =90-3.节锥距rr=4.齿宽b=r5.周节p=m6.齿顶高ha ha=m7.齿根高hf hf=1.2m8.齿顶间隙 c=0.2m9.齿顶圆直径 =m(z+2) =m(z+2)10.齿根圆直径 = m(z-2.4)= m(z-2.4)3.6 受力分析ft1=-ft2=fr1=-fa2= ft1*tanfa1=-fr2= ft1*tan小齿轮为45钢，调质217hbs255hbs。取240hbs。大齿轮为45钢正火163hbs217hbs。取200hbs。8级精度z选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与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<故取大齿轮计算合格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 锥齿轮轴（即工作台转轴）的设计1.齿轮轴的设计 (1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算

45、轴的直径选用45#调质，硬度217255hbs轴的输入功率为p=5.445 kw 转速为n=1.5r/min根据课本p205（13-2）式，并查表13-2，取c=117d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=28mm，又带轮的宽度b=40 mm 则第一段长度l1=40mm右起第二段直径取d2=36mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度l2=40mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209型轴

46、承，其尺寸为45×85×19，那么该段的直径为d3=45mm，长度为l3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=50mm，长度取l4= 80mm 右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为d5=45mm，长度为l5=20mm右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机y160m2-8的轴的直径为d2=42mm，故选择齿式联轴器gicl3型，选d1=42mm。即d6=42mm。长度取l6= 100mm 。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=90mm作用在齿轮上的转矩为：t1 =84.97 n·m 求圆周力：ft

47、ft=1888.15n 求径向力frfr=ft·tan=1888.15×tan200=643.25nft，fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 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）画弯矩图 右起第四段剖面处的弯矩： 水平面的弯矩：m水平=ra×0.08=37.76 nm 垂直面的弯矩：m垂直= ra×0.08=12.87 nm 合成弯矩： （7）画转矩图： t= ft×d1/2

48、=84.59 nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面c处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。已知m当=93.87nm ,由课本表13-1有:-1=60mpa 则：e= m当/w= m当/(0.1·d43)=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30mpa<-1右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= md/w= md/(0.1·d13)=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：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当=93.87nm-