变速箱翻转架结构设计(山东交通大学)

1、山东交通学院毕业设计（论文）目 录前 言11蜗轮蜗杆传动设计31.1蜗杆副的设计计算31.1.1选择蜗杆传动类型31.1.2选择材料31.1.3蜗杆副的设计与计算31.2计算蜗杆传动其他尺寸71.3蜗杆副上作用力的计算92蜗杆轴的设计计算102.1蜗杆轴的结构设计与计算102.1.1轴的材料和热处理102.1.2结构设计102.2蜗杆轴的受力分析及计算162.2.1轴上力作用点间距162.2.2画受力简图172.2.3支承反力172.2.4画弯矩图172.2.5画转矩图182.3蜗杆轴各部分的校核182.3.1校核轴的强度182.3.2蜗杆轴的挠度校核202.3.3校核键连接的强度202.3.

2、4校核轴承寿命213蜗轮轴的设计与计算243.1蜗杆轴的结构设计与计算243.1.1选择轴的材料与热处理243.1.2结构设计243.2轴的受力分析及计算263.2.1轴上力作用点间距263.2.2画受力简图263.2.3支承反力263.2.4画弯矩图263.2.5画转矩图273.3蜗轮轴各部分的校核283.3.1校核轴的强度283.3.2校核键的连接强度283.3.3校核轴承的寿命294箱体的设计304.1箱体的设计概要304.2工艺设计对箱体设计的重要性304.3箱体的结构尺寸325翻转架的润滑33335.1蜗杆传动的润滑335.2滚动轴承的润滑34结 论37致 谢38参考文献3933前

3、言汽车和变速箱的诞生都已有百年的历史，尤其是二战后汽车工业获得了前所未有的发展，从而带动了包括发动机、变速箱等在内的一系列机械工业的进步。变速箱翻转架的功能也从过去的只具有单一的拆卸，组装向检测，调试等多任务，多功能转化。以前国内的翻转架是靠臂力驱动，机构陈旧，不省力。在实际应用中多有不便。在应用到汽车变速箱拆装的过程中，要求具备自锁功能、3600 旋转、省力等多种作用。尤其是变速箱实训课的教学，是利用淘汰的汽车变速箱，就地进行解体和组装，或在功能单一的变速箱翻转架和工作台上进行解体、组装，即不能保证工件、工具、油、水不落地，达到卫生清洁、确保安全、按时完成教学任务的基本要求，更谈不上保证教学

4、质量和严格的技术要求。另外，每个教学班40余名学生，一般仅有12名实习指导教师，投入两台实训变速箱，每台变速箱仅能供3-5名学生使用，大多数的学生无从插手，实训形同走马观花，对实验实训来说不够实用，因此引起人们对变速箱翻转架的关注和研究。国内外对汽车变速箱翻转架功能的改造和技术提升并无大的进展，特别是对于实验、 实训教学来说不够实用。适合汽车运用技术专业实训教学的变速箱翻转架，应集发动机的 拆卸、组装、调试、大修、起动、故障设置及诊断、排除、检测等功能为一体。通过查找资料，集思广益，我利用蜗轮蜗杆的减速原理和自锁功能，以及万向轮的多方位移动功能。变速箱重力通过翻转架壳体形成力的平衡，保证了翻转

5、架的稳定性。其主要特点为：（1）变速箱可沿轴向在 3600内任意翻转，并可在任意位置锁止：便于对变速箱进行反复拆卸、组装和调试工作。（2）在翻转架上设置了变速箱的所有辅助设施，实现了变速箱大修、起动、故障设置及诊断、排除等功能。（3）仪表箱不但将变速箱箱体以外的电气集于一体，将各传感器等主要电路呈现在面板上，还设有指示灯和诊断插孔，能够直接观察电路的通断情况；与检测设备连接后，可读 取故障码，方便了变速箱故障的检测。（4）仪表箱电路分三路通过车架穿壁与变速箱连接，整齐美观，便于拆装。（5）翻转架底部设置了油盘，克服了工件、工具、油、水落地的问题，保证了文明作业和安全生产。（6）翻转架上的万向轮

6、和定位螺钉实现了整体任意移动和定点作业的要求，同时方便了实验室的调整。为了方便对发动机的解体、组装和调试，该翻转架打破了旋转轴两点式支承的传统设计，利用减速机输出轴(80mm)悬臂承受变速箱的全部质量。根据大学生的平均身高(男的平均173cm. 女的162cm)及站立作业的要求，发动机曲轴中心线距地面的合理高度应是600900mm，我们选择的高度为715mm，是理想的作业高度。翻转架的最高点仪表箱顶面，在不影响翻转架工作性能的前提下，应方便电路的连接和仪表的观察，我们选择的高度为1.5m。翻转架油盘的宽度应大于发动机的总长度，以保证水箱 的安装和风扇的正常运转。我们设计的翻转架总长度与要求的总

7、长度相符。翻转架工作原理：翻转架的传动是通过蜗轮蜗杆传动来工作的，其传动原理与减速器的传动是类似一样的，故而翻转架设计，可看作是对减速器来设计。翻转架的设计包括台架的设计以及变速箱的选择。翻转架的设计要充分考虑台架质量分布均匀度，台架稳定性及运动件和固定件是否发生干涉等因素，下面对整个设计过程进行剖析。1蜗轮蜗杆传动设计1.1蜗杆副的设计计算其设计是用于与发动机Y132M2-6相匹配的变速箱1.1.1选择蜗杆传动类型普通圆柱蜗杆的齿面（除ZK型蜗杆外）一般都在车床上用直线刀刃的车刀车制的。根据车刀安装位置的不同，所加工出的蜗杆齿面在不同截面中齿廓曲线也不同。根据不同的齿廓曲线，普通圆柱蜗杆分为

8、阿基米德蜗杆（ZA蜗杆）、渐开线蜗杆（ZI蜗杆）、法向直廓蜗杆（ZN蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK蜗杆）等四种。根据GB/T100851988d的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）和锥面包络蜗杆（ZK），现对ZI、ZK两种蜗杆进行简要介绍1。（1）ZI蜗杆这种蜗杆的端面齿廓为渐开线，所以它相当于一个少齿数（齿数等于蜗头数）、大螺旋角的渐开线圆柱斜齿，ZI蜗杆可用两把直线刀刃的车刀在车床上车削加工。刀刃顶面应与基圆柱相切，其中一把刀具高于蜗杆轴线，另一把刀具则低于蜗杆轴线。刀具的齿形角应等于蜗杆的基圆柱螺旋角，这种我干可以在专用机床上磨削。（2）ZK蜗杆这是一种非线性螺旋齿面蜗杆，它不能在机床上加工，只能

9、在铣床上铣制并在磨床上磨削。加工时，除工件作螺旋运动外，刀具同时绕其自身的轴线作回转运动。这时，铣刀（或砂轮）回转曲面的包络面即为蜗杆的螺旋齿面，在II及NN截面上的齿廓均为曲线。这种蜗杆的精度较高，应用日渐广泛。至于与上述各类蜗杆配对的蜗轮齿廓，则完全随蜗杆的齿廓而异。蜗轮一般在蜗齿机上用滚刀或飞刀加工。为保证蜗杆和蜗轮能够正确啮合，切削蜗轮的滚刀齿廓，应与蜗杆的齿廓一直；滚切时的中心距，也应与蜗杆传动的中心距相同。综合分析，本论文采用渐开线蜗杆（即ZI型）。1.1.2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因为希望高效些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45

10、55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁HT100制造2。1.1.3蜗杆副的设计与计算经过对多种国内靠臂力驱动的变速箱翻转架传动部分的拆装、分析和计算等，我们初定蜗轮蜗杆的传动比为1:50，人对手轮输入的功率为0.8 kw，手轮转速为25 r/min。但由于臂力驱动手轮，然后带动蜗杆蜗轮部分不以计算，故假设传动部分由电机带动，设由电机输入蜗杆轴的功率为1.5 kw，转速为960 r/min。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，在校核齿根弯曲疲劳强度134，传动中心距 （1.1）（1） 蜗杆的输入功

11、率、转速与转矩 设手轮与蜗杆轴间的传动效率为1 （1.2） （1.3）Nm=14.92Nm （1.4） （2）确定作用在蜗轮上的输入功率、转速与转矩。估取效率=0.8，则 （1.5） （1.6）Nm=596.875Nm （1.7） （3）确定载荷系数因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由表1.1选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可以取动载荷系数；则 （1.8）（4）确定弹性影响系数因首选的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故。（5）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图1.1中可查得。表1.1 使用系数Tab. 1.1 Using coefficient工作类型IIII

12、II载荷性质均匀、无冲击不均匀、小冲击不均匀、大冲击每小时启动次数25255050启动载荷小较大大11.151.2图1.1 圆柱蜗杆传动的接触系数Fig. 1.1 Cylindrical worm drive contact factor （6）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表1.2中查得蜗轮的基本许用应力。应循环次数 （1.9）寿命系数 （1.10）则 （1.11）表1.2 铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力Tab. 1.2 Cast bronze worm basic allowable contact stress 蜗

13、轮材料铸造方法蜗杆螺旋面的硬度(MPa)45HRCHRC铸锡磷青铜ZcuSn10P1砂模铸造150180金属模铸造220268铸锡锌铅青铜ZcuSn5Pb5Zn5砂模铸造113135金属模铸造128140（7）计算中心距和蜗杆分度圆直径 （1.12）故取中心距。一般情况，我们选择蜗杆蜗轮常用参数及推荐用数据，又因，故从表1.3中取蜗杆头数，蜗轮齿数，直径系数。表1.3 蜗杆头数与蜗轮齿数的荐用值Tab. 1.3 Worm head and worm gear teeth with the value recommended57156429312961143029822129612982故蜗杆蜗

14、轮的模数 （1.13）蜗杆分度圆直径 （1.14）则，从图1.1中可查得接触系数，因为，因此以上计算结果可用。（8）验算蜗轮抗弯强度 蜗轮齿根抗弯强度验算公式为 （1.15） 齿形系数 当量齿数 （1.16）由图2-2查得螺旋角系数 （1.17）许用弯曲应力由表10-10查得寿命系数为 （1.18）则 （1.19）故抗弯强度为 （1.20）抗弯强度足够。1.2计算蜗杆传动其他尺寸参数计算结果整理于下表1.4：表1.4 蜗轮蜗杆的传动设计表Tab. 1.4 Worm gear transmission design table名称代号计算关系式计算结果蜗杆齿顶高蜗杆顶隙全蜗杆齿高蜗杆齿顶圆直径蜗

15、杆齿根圆直径蜗杆齿宽取蜗杆轴向距蜗杆导程蜗轮齿顶圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮齿宽蜗轮外圆直径蜗轮齿宽角蜗轮咽喉母圆半径轮缘宽度取注：表中计算结果中单位均为 mm1.3蜗杆副上作用力的计算蜗杆副上作用力的计算为后续轴的设计及校核、键的选择、验算及轴承的选择和校核信息提供数据。其作用力计算如下：蜗杆上的作用力圆周力 （1.21）其方向与力作用点圆周速度方向相反轴向力 （1.22） 其方向与蜗轮转向相反径向力 N （1.23） 其方向由力的作用点指向蜗杆轴心蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反。2蜗杆轴的设计计算2.1蜗杆轴的结构设计与计算2.1.1轴

16、的材料和热处理因为功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表3.1，选用常用的材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火处理。表2.1 轴的常用材料及其主要力学性能Tab. 2.1 Shaft and main mechanical properties of common materials材料牌号热处理毛坯直径/mm硬度（HBW）抗拉强度极限屈服点弯曲疲劳极限扭转疲劳极限/MPaQ23544024020010545正火正火回火正火回火调质25100100300200241170217162217217255600600580650360300290360260 1501

17、4013515540Cr调质100241266750550350200350SiMn42SiMn调质10022928680052020535CrMo调质10020726975055039020035SiMnMo调质100300217269700550335952.1.2结构设计（1）初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因为蜗杆轴外伸段上安装手轮5，故轴径可按下式求得由表2.2，可取，则 （2.1）轴与手轮通过螺纹连接，因此故应适当增大轴径3%5%，则 （2.2）圆整，暂取外伸直径表2.2 轴的常用材料的许用切应力和值Tab. 2.2 Common shaft material allowable

18、 shear stress and value 轴的材料Q23545钢40Cr 35SiMn 35CrMo/MPa12202040405215813513510610697（2）轴承部件结构设计 蜗杆的速度，蜗轮蜗杆部分采用上蜗轮下蜗杆的结够。为方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面部分箱体结构，蜗杆轴不长，故采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序从处开始设计。轴的结构构想如图2.1所示（3）轴段设计轴段边端上通过键与手轮连接，因此此段设计应与手轮轮毂的设计同步，综合分析轴段的直径，长度，则查表2-5选择楔键连接67，故由表2.3和表2.4可取键的型号为键66 GB/T 1564-19

19、79 键长为。（4）轴段的直径 考虑到轴段地直径比轴段的直径略大，故有轴肩高度差 （2.3）故轴段的轴径，其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3 ，可选用毡圈油封，查2.5选取毡圈 25 JB/ZQ 46061997,则轴段的直径，由于其长度涉及的因素较多，稍后再确定。表2.3 键和键连接的类型、特点和应用Tab. 2.3 Keys and key connection types, characteristics and applications类型结构图例特点应用连接键平 键 连 接普通平键GB/T 1096-2003薄型平键GB/T 1567-1979靠侧面传递转矩，对中良好，装拆方

20、便。不能实现轴上零件的轴向定位A型用于端铣加工轴槽键在轴中固定良好，但应力集中较大；B型用于盘铣刀加工轴槽，轴的应力集中较小；C型用于轴端应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。薄型平键适用于薄壁结构和其他特殊用途的场合导向平键GB/T 1097-2003键用于与螺钉固定在轴上，键与毂槽为动配合轴上的零件能做轴向移动，为了拆卸方便，设有起键螺钉用于轴上零件轴向移动量不大的场合，如变速箱中的滑移齿轮滑键键固定在轮毂上，轴上零件带键在轴上的键槽中做轴向移动用于轴上零件轴向移动量较大的场合半圆键连接半圆键GB/T 1097-2003靠侧面传递转矩。键在轴槽中能绕槽底圆弧曲率中心摆动，装

21、配方便，键槽较深，对轴的消弱较大一般用于轻载，适用于轴的雏形端部楔键连接普通楔键GB/T 1564-1979钩头楔键GB/T 1565-1979键的上下两面是工作面。键的上表面和毂槽底面各有1:100的斜度，装配时需打入，靠楔紧作用传递转矩。能轴向固定零件和传递单方向的轴向力。但使轴上零件与轴的配合产生偏心与偏斜用于精度要求不高、转速较低时传递较大的、双向的或有振动的转矩切向键连接切向键GB/T 1974-1980由两个斜度为1:100的楔键组成。工作面上的压力沿轴轴的切线方向作用，能传递很大的转矩 一个切向键只能传递一个方向的转矩，传双向转矩时，须用互成角的两个键；两个不够，可以用四个用于载

22、荷很大，对中要求不严的场合 由于键槽对轴消弱较大，常用于直径大于100 mm的轴上表2.4 普通平键和普通楔键的主要尺寸Tab. 2.4 Ordinary flat keys and main dimensions of ordinary wedge bond轴的直径6881010121217172222303038键宽键高223344556687108轴的直径3844445050585865657575858595键宽键高12814916101811201222142514键的长度系列6,8,10,12,14,16,18,20,22,25,28,32,36,40,45,50,56,63,70

23、,80,90,100,110,125,140,180,200,220,250,表2.5 毡封圈及槽的形式和尺寸Tab. 2.5 Felt seal ring and the groove forms and sizes轴径毡封圈槽标记示例轴径=40 mm的毡圈记为：毡圈 40 JB/ZQ46006-1997钢铸铁162029331419628321621510122530354039454953242934397384448522631364161215 （5）轴段和轴段的设计轴段和轴段上安装轴承，考虑蜗杆受径向力、切向力和较大的轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴承上安装轴承，其直径应既便于与轴

24、承安装，又符合轴承内径系列。暂取轴承为320/28，由表2.6查得轴承内径=28 mm，外径=52 mm，宽度=16 mm，=16 mm，内圈定位轴肩直径=34 mm，外圈定位轴肩内经=4546 mm，=12.6 mm故=28 mm。蜗杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=5 mm。通常一根轴上的两个轴承型号相同，则=28 mm，为了蜗杆上轴承很好的润滑花，通常油面高度应达到最低滚动体中心，在此油面高度高出轴承座孔底边12 mm，而蜗杆浸油深度为，蜗杆齿顶圆,到轴承座孔底边的距离为，油面浸入蜗杆约0.75个齿高，因此不需要甩油环润滑蜗杆，则轴段和轴段的长度可取为。表2.6

25、圆锥滚子轴承Tab. 2.6 Tapered Roller Bearings （6）轴段的长度设计轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离=12 mm，这样可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由前面计算得知下箱座壁厚取=10 mm；由于中心距尺寸93 mm200 mm，可确定轴承旁连接螺栓直径M12、箱体凸缘连接螺栓直径M10、脚螺栓直径M16，轴承盖连接螺栓直径M8,由表2.7取螺栓GB/T 5781 M820。由表2.8可计算轴承端盖厚，取=10 mm。端盖与轴承座间的调整调整垫片厚度为=2 mm。轴承座外伸凸台高=

26、2 mm，测出轴承座长=42 mm, =20 mm，则有 （2.4）表2.7 C级六角头螺栓、全螺纹六角头螺栓Tab. 2.7 Class C hex head bolts, threaded hex head bolts表2.8 螺钉连接外装式轴承盖Tab. 2.8 Screw connection externally mounted bearing cap；由结构确定；、由密封尺寸确定；=510， 。（7）轴段和轴段的设计 该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，则，轴段和轴段的长度可有蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离=12 mm和蜗杆宽=50 mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，如图2

27、.1，即 （2.5） 圆整，取43 mm（8）轴段的设计轴段即为蜗杆段长=50 mm，分度圆直径为36 mm，齿根圆直径=28.8 mm。故作轴的结构简图，如图2.1。图2.1 蜗杆轴结构构想图Fig.2.1 Figure worm shaft structure concept2.2蜗杆轴的受力分析及计算2.2.1轴上力作用点间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=12.6 mm，则可得轴的支点及受力点间的距离如图2.1所示 （2.6） （2.7）2.2.2画受力简图 轴的受力简图如图2.2 a图所示2.2.3支承反力在水平平面上为 （2.8）在垂直平面上为 （2.9） （2.10）轴承

28、A的总支承反力为 （2.11） （2.12）2.2.4画弯矩图弯矩图如图2.2 b、c、d图所示在水平平面上，蜗杆受力点截面为 Nmm=29591.373 Nmm （2.13） 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 Nmm=77513.268 Nmm （2.14）蜗杆受力点截面右侧为 Nm=4075.082 Nm （2.15）合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 Nmm=82969.61 Nmm （2.16）蜗杆受力点截面右侧为 Nmm=37268.24 Nmm （2.17）2.2.5画转矩图转矩图如图2.2 e图所示，=14920 Nmm图2.2 蜗杆轴结构与受力图Fig. 2.2 Worm sha

29、ft structure and force diagram2.3蜗杆轴各部分的校核2.3.1校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面其抗弯截面系数为 （2.18）抗扭截面系数为 （2.19）则最大弯曲应力为 （2.20）扭剪应力为 （2.21）按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转动按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 （2.22）由表2.1查得45钢调质处理抗拉强度极限=650 MPa，则有表2.9用插值法查得轴的弯曲应力=60 MPa，用淬火钢比调质钢强度高，所以强度要求满足。表2.9 轴的许用弯曲应力Tab. 2.9 Axle allowable

30、 bending stress材料碳素钢40013070405001707545600200955570023011065合金钢80027013075900300140801000330150902.3.2蜗杆轴的挠度校核蜗杆当量轴径 （2.23）其中，分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度，为两轴承力作用点间跨距，即（2.24）转动惯量 （2.25）（一般情况下用代替）对于淬火钢许用最大挠度，取弹性模量=2.1 MPa，则蜗杆中点挠度 （2.26）2.3.3校核键连接的强度手轮与蜗杆轴间的连接是靠楔键的楔紧作用来传递转矩，同时还可以承受单向的轴向载荷，对轮毂起到单向的轴向固定作用。楔键的主要

31、失效形式是相互楔紧的工作面被压溃，故应校核各工作面的挤压强度。楔键连接的挤压强度条件为 （2.27）式中：传递的转矩，Nm； 轴的直径，mm 键的宽度，mm 键的工作长度，mm 摩擦系数，一般取=0.120.17 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用应力，MPa，见表2.10故手轮键连接处的挤压应力为 （2.28）键、轴及手轮的材料都为钢，由表2.10查得=120150 MPa，显然，强度足够。表2.10 键连接的许用挤压应力、许用压应力Tab.2.10The key to connect the allowable extrusion stress, allowable stress许用挤压应力

32、、许用压应力连接的工作方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击静连接钢1201501001206090铸铁708050603045动连接钢5040302.3.4校核轴承寿命 （1）计算当量载荷由表2.6查320/28轴承的基本额定动载荷=31500 N，基本额定静载荷=40500 N，=0.43，=1.4；由表2.11查得滚动轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 （2.29） （2.30）外部轴向力=3524.33 N，各力方向如图2.3所示 （2.31）故轴承1被“压紧”,轴承2被”放松”。则两轴承的轴向力分别为 （2.32）因为，则轴承1的动量载荷为 （2.33）又

33、因为，则轴承2的动量载荷为 （2.34） （2）轴承的寿命因为，故只需校核轴承1，。轴承在常温下工作，由表2.12查得=1；查表2.13得载荷系数=1。则轴承1的寿命为 （2.35） 故，所以轴承寿命足够。表2.11 约有半数滚动体接触时派生轴向力的计算公式Tab. 2.11 Derived calculation formula about axial force half rolling element contact at圆锥滚子轴承角接触球轴承70000C（=15O）70000AC（=25O）70000B（=40O）表2.12 温度系数Tab. 2.12 Temperature coe

34、fficient 轴承工作温度/120125150175200225250300350温度系数1.000.950.90.850.800.750.700.600.50图2.3 蜗杆轴轴承的布置及受力Fig. 2.3 Worm shaft bearing arrangement and stress表2.13 载荷系数Tab. 2.13 Coefficient of load 载荷性质举例无冲击或轻微冲击1.01.2电动机、汽轮机、通风机、水泵等中等冲击或中等惯性冲击1.21.8车辆、动力机械、起重机、造纸机、选矿机、机床等强大冲击1.83.0破碎机、轧钢机、钻探机、振动筛等3蜗轮轴的设计与计算3

35、.1蜗杆轴的结构设计与计算3.1.1选择轴的材料与热处理因传递公式不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表2.1选用的材料45钢，调质处理。3.1.2结构设计（1）轴段的直径确定蜗轮轴外伸段直径，外伸段与架板直接焊接在一起。又该外伸段直径大小和另一端与轴的直径大小相等，故取为架板焊接在一起=30 mm，长为29 mm（2）轴段的直径确定轴段的直径须考虑到轴段的直径及密封圈的尺寸。轴段地直径比轴段的直径略大，故有轴肩高度差为 （3.1）故轴段的轴径，其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3 ，可选用毡圈油封，查表2.5选取毡圈 35 JB/ZQ 46061997,则轴段的直径=35 mm，由

36、于其长度涉及的因素较多，稍后再确定 。 （3）轴段和轴段的设计轴段和轴段上安装轴承，考虑蜗杆受径向力、切向力和较大的轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴承上安装轴承，其直径应既便于与轴承安装，又符合轴承内径系列。暂取轴承为32008，由表2.6查得轴承内径=40 mm，外径=68 mm，宽度=19mm，=19 mm，内圈定位轴肩直径=46 mm，外圈定位轴肩内经=6062 mm，=14.9 mm故=40 mm。由于蜗轮圆周速度小于2 m/s，故蜗轮轴承采用脂润滑，需要挡油环，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=10 mm。通常一根轴上的两个轴承型号相同，则=4

37、0 mm。（4）轴段的设计轴段上安装蜗轮，为便于蜗轮的安装，应略大于，可初定=45 mm，蜗轮轮毂的宽度范围为，取其轮毂宽度=54 mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为了使套筒能够顶到齿轮端面，轴段长度应比轮毂略短，故取=52 mm。 （5）轴段长度的设计取蜗轮轮毂到内壁的距离=15 mm，则 （3.2） （6）轴段的长度设计轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座的宽度及轴承盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓同蜗杆轴，为螺栓GB/T 5781 M820，为了方便不拆架板的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取=10 mm，下箱座壁厚同前=10 mm，

38、轴承旁边连接螺栓同前M12，部分面凸缘尺寸（扳手空间）=20 mm，=16 mm，轴承座的厚度为 （3.3）则取=52 mm，轴承端盖凸缘厚同前=10 mm；端盖与轴承间的调整垫片厚度同前=2 mm，则 （3.4）（7）轴段的设计该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩高度为 （3.5）取=4，则，取轴段的长度=10 mm。（8）轴段的长度设计为了保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则 （3.6）（9）键的连接设计蜗轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表2.3和表2.4 ，选择其型号为键149 GB/T 1564-1979 键长为=45 mm。3.2轴的受力分析及计算3.2.1轴上力作用点间距轴承反力的作

39、用点距轴承外圈大端面的距离=12.6 mm，则可得轴的支点及受力点间的距离如图3.1所示 （3.7） （3.8） 3.2.2画受力简图轴的受力简图如图3.2 a图所示3.2.3支承反力在水平平面上为 （3.9） 在垂直平面上为 （3.10） （3.11） 轴承A的总支承反力为 （3.12） （3.13）3.2.4画弯矩图弯矩图如图3.2 b、c、d图所示在水平平面上，蜗杆受力点截面为 Nm=Nm （3.14） 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 =1195.4556.1 Nmm=67064.745 Nmm （3.15） 蜗杆受力点截面右侧为 =87.356.1 Nmm=4897.53 Nmm

40、（3.16）合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 Nmm=119459.1 Nmm （3.17）蜗杆受力点截面右侧为 Nmm=98978.7 Nmm （3.18）3.2.5画转矩图转矩图如图3.2 e图所示，=596875 Nmm图3.1 蜗轮轴的结构简图Fig.3.1 Structure diagram of the worm wheel shaft图3.2 蜗轮轴受力分析Fig. 3.2 Stress analysis of the worm wheel shaft3.3蜗轮轴各部分的校核3.3.1校核轴的强度由弯矩图可知，蜗轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为

41、 (3.19)抗扭截面系数为 (3.20)则最大弯曲应力为 (3.21)扭剪应力为 (3.22)按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转动按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 (3.23)由表2.1查得45钢调质处理抗拉强度极限=650 MPa，则有表2.9用插值法查得轴的弯曲应力=60 MPa，满足刚度要求。3.3.2校核键的连接强度蜗轮处键连接的挤压应力为 (3.24)键、轴及蜗轮的材料都为钢，由表3-10查得=120150 MPa， ，强度足够。3.3.3校核轴承的寿命 （1）轴承的轴向力由表2.6查32008轴承的基本额定动载荷=51800 N，基本额定静载荷=

42、71000 N，=0.38，=1.6；由表2.11查得滚动轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 (3.25) (3.26)外部轴向力=828.89 N，各力方向如图2.3所示 (3.27)故轴承1被“压紧”,轴承2被”放松”。则两轴承的轴向力分别为 (3.28) （2）当量载荷 因为，则轴承1的动量载荷为 (3.29)又因为，则轴承2的动量载荷为 (3.30) （3）轴承的寿命因为，故只需校核轴承1，。轴承在常温下工作，由表2.12查得=1；查表2.13得载荷系数=1。则轴承1的寿命为 (3.31)故，所以轴承寿命足够。4箱体的设计4.1箱体的设计概要正确选择机座和箱体等零件

43、的材料和正确设计其结构形式及尺寸，是减少机器质量、节约金属材料、提高工作精度、增强机器刚度及耐磨性等重要途径。考虑到本章非本设计的重点，因此仅做一些简单介绍。机座和箱体等零件的工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗振性能；当同时用做滑到时，滑到部分还应具有足够的耐磨性。此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。机座和箱体的结构形状和尺寸大小，取决于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。机座和箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有

44、重大的影响。但是由于这些部位形状的不规则和应力分布的复杂性，以前大多都是按照经验公式、经验数据或比照现用的类似机件进行设计，而略去强度和刚度等的分析与校核。这些都那些不太重要的场合虽是可行的，但却带有一定的盲目性。因而对重要的机座与箱体，考虑到上述方法不够可靠，或者资料不够成熟，还需要实物和模型进行实测实验，以便按照测定的数据以便进一步修改结构及尺寸，从而弥补经验设计的不足。但是，随着科学技术和计算机辅助设计的发展，现在已有条件采用精确数值和计算方法来解决前述一些结构尺寸。关于增强机座和箱体刚度的办法，可以选用完全封闭或仅一面敞开的空心矩形截面及采用肋板等较好的结构外，还可以采取尽量减少与其他

45、机件的的连接面数；使连接面垂直于作用力；是相连接的各机件间相互连接牢固并紧靠；尽量减小机座和箱体的内应力以及选用弹性模量较大的材料等一系列措施。4.2工艺设计对箱体设计的重要性目前中国工业设计行业的现状是教育界、学术界重视外观创意，轻视甚至忽略结构设计的情况比较严重。为什么出现这种现象，和我们国家的国情有很大的关系。建国以来到改革开放初期，我们国家可以说不需要工业产品外观造型设计，那时的物质生活极其缺乏，一切生产活动都本着降低成本，满足功能的前提，对产品外观造型基本没有要求。进入九十年代以后，随着人们精神、物质生活水平的提高和国外富有设计感的产品大量涌入国内市场，使国人大开了眼界，也促使了国内教育界、学术界对工业产品外观造型设计这个行业的重视。大批学校开设了工业设计这个专业，每年培养了大量的工业设计毕业生，举办了名目繁多的工业设计大赛，也涌现了很多的令人眼花缭乱的作品，连国际性的设计