蜗轮蜗杆减速器_课程设计

1、课程设计说明书第一部分设计链式输送机传动装置一设计任务书已知条件：1) 输送链牵引力F=5000 N；2) 输送链速度v =0.16m/s (允许误差±5%)；3) 输送链轮齿数z=14；4) 输送链节距p=100 mm；5) 工作情况两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；6) 使用期限20 年；7) 生产批量20 台；8) 生产条件中等规模机械厂，可加工68 级精度齿轮和78 级精度涡轮；9) 动力来源电力，三相交流380/220V；10) 检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；根据上述已知条件，设计链式输送机传动装置的蜗轮蜗杆减速器。二设计进度表表1 设

2、计进度表（1）链式输送机传动装置设计时间计划表2009 年内容时间6 . 2 1 6 . 2 2 6 . 2 3 6 . 2 4 7 . 1 7 . 2 7 . 8 7 . 9 7 . 1 2明确设计任务书及制定进度表传动方案的分析与拟定方案的计算设计方案效果图工程图绘制编写设计说明书三. 传动方案的分析和拟定图1 原理方案图四设计具体过程与结果设计说明设计结果4.1电动机的选择4.1.1 选择电动机类型和结构型式根据电源、工作条件和载荷特点选择Y 系列三相异步电动机。4.1.2 选择电动机的容量(1)估算传动装置的总功率：查表1-7，确定装置各部分的效率：皮带传动平带=0.96(无压紧)蜗杆

3、传动蜗杆=0.78（双头0.750.82）圆柱传动圆锥=0.98三对轴承轴承=0.98（相等）总=平带×(轴承)3×蜗杆×圆锥）=0.96×0.983×0.78×0.98=0.6836(2) 电动机所需功率Pd：输送机上的Pw =FV/=5000×0.16=0.800kW电动机所需功率Pd=PW/总=0.800/0.6836=1.170kW初选电机：电动机型号额定功率（kW） 满载转速(r/min)Y100L-6 1.5 kW nm= 940 r/min总=0.6836Pw=0.800kWPd =1.170kW设计说明设计结

4、果4.1.3 计算总传动比和分配各级传动比根据初选电机计算总传动比nw=1000×60×v/zp=5.647r/mini 总=nm/ nw=940/5.647=166.372由表1-8，单级蜗杆减速器推荐的传动比合理范围为840，取i 蜗杆=20。皮带传动的传动比推荐的合理范围为25,取i 皮带=2.7;齿轮传动推荐的传动比合理范围为25，取i 圆柱=3实际总传动比i= i 蜗杆×i 皮带×i 圆柱=20×2.7×3=162速度验算：n 实= nm/i=940/162=5.802r/min（nwn 实）/nw=0.155/5.647=

5、2.74%<5%经验算计算符合要求条件。4.2传动装置的运动和动力参数的计算设计过程4.2.1 各轴的转速蜗杆轴n1= nm/ i 带=940/2.7=348.15r/min蜗轮轴n2= n1/ i 蜗杆=348.15/20=17.41r/min链轮轴n3= n2/ i 圆锥=17.41/3=5.802r/min4.2.2 各轴功率蜗杆轴P1= Pd×皮带×轴承=1.17×0.96×0.98=1.100kW蜗轮轴P2= P1×蜗杆×轴承=1.100×0.78×0.98=0.841kWnw=5.647r/min

6、i 总=166.372i=162n1=348.15r/minn2=17.41 r/minn3=5.802 r/minP1=1.100 kWP2=0.841kW设计说明设计结果链轮轴P3=P2×圆柱×轴承=0.841×0.98×0.98=0.808kW4.2.3各轴转矩电动机转矩Td=9550 Pd/ nm=9550×1.17/940=11.8867N·m蜗杆轴T1= Td×i 带×带×轴承=9.9698×2.7×0.96×0.98=30.1914 N·m蜗轮轴T2=

7、 T1×i 蜗杆×蜗杆×轴承=30.1914×20×0.78×0.98=461.6078N·m链轮轴T3=T2×i 圆锥×圆柱×轴承=461.6078×3×0.98×0.98=1316.4131 N·m4.3 传动零件的设计计算4.3.1 选择蜗杆传动类型由GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.3.2 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；因希望效率高些， 耐磨性好些， 故蜗杆螺旋齿面要求淬火， 硬度为4

8、555HBC。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100 制造。4.3.3 按齿面接触疲劳强度进行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。由式（11-12），传动中心距a 3 22 E H KT ( Z Z / ) P3=0.808kWTd=11.8867 N·mT1=30.1914 N.mmT2=461.6078 N·mT3=1316.4131N·（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2由2.2.3 求得T2=461608 N·mm（2）确定载荷

9、系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则K=KA×K×KV=1×1×1.05=1.05（3）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2(4) 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距a 的比值d1/a=0.35，从图11-18 中可查得Z=2.9（5）确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7 中查得蜗轮的基本许用应力H=2

10、68MPa。工作寿命Lh 按300 个工作日，两班制计算。每天工作十六小时！Lh=300×20×8×16=96000h应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×16.25×96000=1.0264×108寿命系数KHN=0.7497T2=461608N.mmK=1.05Lh=96000hN=1.0264×108KHN=0.7497许用应力H= KHN×H=0.7497×268=200.9106MPa（6）计算中心距a 3 22 E H KT ( Z Z / ) =132.47mm取中心距a=16

11、0mm，因i 蜗杆=20，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，从图11-18中可查得接触系数Z=2.75，因为ZZ，因此以上计算结果可用。4.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆由表11-2 查得蜗杆头数Z1=2 ， 直径系数q=10， 分度圆导程角=11°1836。轴向齿距Pa=m=3.14×6.3=19.782mm齿顶圆直径da1= d1+2ha*m=632×6.3=75.6mm齿根圆直径df1= d1-2m( ha*+ c*)=63-2×6.3×(10.2)=47.88

12、mm蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=0.5×19.782=9.891mm法向齿厚Sn= Sa×cos=9.699 mm齿顶高ha1= ha*m=6.3 mm齿顶高hf1=( ha*c*) m=7.56mm(2) 蜗轮由表11-2 查得蜗轮齿数Z2=41，变位系数x2=-0.1032验算传动比i= Z2 /Z1=41/2=20.5H=200.9106MPaa132.47mma=160mmPa=19.782mmda1=75.6mmdf1=47.88mmSa=9.699mmSn= 9.699 mmi=20.5此时传动比误差为（20.5-20）/20=2.5%是允许的。蜗轮分度圆直径d

13、2=m Z2=6.3×41=258.3mm蜗轮喉圆直径da2= d2+2m(ha*+x2)=258.3+2×6.3×(1-0.1032)=269.600mm蜗轮齿根圆直径df2= d2-2m(ha*-x2+ c*)=258.3-2×6.3×(1-0.1032+0.2)=241.88mm蜗轮齿顶高ha2= m(ha*+x2)=5.650mm蜗轮齿根高h f2= m(ha*-x2+ c*)=8.525mm蜗轮轮宽的确定： B0.75da1=0.75×75.6=56.7mm故取B=50mm.(3) 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数zv2= z2

14、/cos3=41/cos311.31°=43.48根据x2=-0.1032 和zv2=43.48，由图11-19 查得YFa=2.48.螺旋角影响系数Y=1-/140°=0.9192由表11-8 查得蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa.寿命系数KFN= 9 106 /N =0.5995许用弯曲应力F= KFN×F=0.5995×56=33.57MPaF=1.53K T2YFa Y/ d1 d2m=18.55MPa因此，FF，满足弯曲强度条件。d2=258.3mmda2=269.600mmdf2=241.88mmha2=5.650mmh f2=8.525

15、mmB=50mm.zv2=43.48Y=0.9192KFN=0.5995F=33.57MpaF=18.55MPa4.3.5验算效率已知=11°1836；v=arctanfv, 与相对滑动速度有关Vs=d1 n1/60×1000cos=3.14×63×267.650/60000/cos(11.31°)=1.0927m/s从表11-18 中用插值法查得fv=0.0441、v=2.4°=（0.950.96）tan/tan(+v)=0.783因为>3=0.78，满足弯曲强度，因此不用重算。4.4 减速器结构的确定为了节约有色金属，蜗轮采

16、用装配式；蜗杆螺旋部分的直径不大，所以和轴作成一个整体,做成蜗杆轴。蜗杆分度圆的圆周速度：v d n m s s 1.07 /60 10001 1 =×=根据经验，当v<4-5m/s 时常将蜗杆放在下面，因此本方案采用蜗杆下置的设计方案。4.5 轴（蜗轮）的设计计算4.5.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45 钢，调质处理。查表15-3，取A0=105,得：dmin= A0 32 2 P /n= 38.24mmVs=1.0927m/s=0.783Vs=1.07m/s输出轴的最小直径是安装齿轮处轴的直径d1-2(如图3)。由于需要开键槽，为了保证强度，将其直径增大5%，为4

17、0.1547mm，将其圆整为45mm4.5.2 蜗轮轴的结构设计1 各轴段的尺寸.查表根据1-2 轴段的直径45mm 确定轴伸长度，为保证轴的强度刚度，取LI-II=82mm图2 蜗轮轴结构图.为了满足圆柱齿轮的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出轴肩定位h=(0.07-0.1)dIII=2.84, 故取II-III 段的直径dII-III=52mm。.初步选择滚动轴承。考虑到既承受径向力又承受轴向力，并且载荷不是很大， 故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III=52mm ， 选用7211E 型号的圆锥滚子轴承。其尺寸为d×D×T=55×100

18、15;22.75mm3 故dIII-IV=dVII-VIII=55mm，右端轴承采用甩油盘进行定位，甩油盘的长度暂定为15mm,故LVII-VIII=34.75mm。.轴承端盖的总厚度为24.6mm（由轴承端盖的结构设计而定），考虑到与I-II 轴段的配合取lII-III=40mm。.取安装蜗轮轴段的直径确定为dIV-V=55mm. 蜗轮轮毂的长度为l=(1.21.8)d=6699mm，故取轮毂长度l=80mm,采用套筒定位，为了使套筒端面可以可靠的压紧齿轮，此段应略短于轮毂宽度，故取与蜗轮配合的轴段的长度为dI-II=45mmI II L =82mmdII-III=52mmlII-III=4

19、6mmdIII-IV=dVII-VIII=55mmlIII-IV=46mmdIV-V=58mmlIV-V=78mm 。蜗轮右侧处采用轴环进行轴向定位，取h=0.07 dIV-V，所以蜗轮右侧轴肩处的直径为68mm,即dV-VI=68mm. 可查手册得,宽度为10mm.即lV-VI=10mm。轴环右侧有一过渡轴肩，为了与左右两侧的直径相协调取dVIVII=65mm。.取蜗轮轮毂两侧与箱体之间的距离均为35mm,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为8mm,由轴承的宽度19.75mm,以及甩油盘的规格, 和预留的定位蜗轮的轴间间隙2mm 可以综合确定lIII-IV=46mm, lVI-V

20、II=25mm。2. 轴上零件的周向定位蜗轮与轴的周向定位采用平键连接。按dIV-V 由表6-1 查得平键截面b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为72mm,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配合为H7/k6；轴承与轴的周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；III 段轴同样查表可得规格为b×h=12mm×8mm，长度为72mm。3.确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2×45o ，各轴肩处的圆角半径见后面零件图。4.6 蜗杆轴的设计计算4.6.1 初步确定轴的最小直径已知

21、电动机功率P=1.1kW，转速n1=940r/min，传动比i=2.7,每天工作16小时。1.确定计算功率P ca ， 由表8-7 查得工作情况系数K A =1.2 故P ca = K A P=1.8kWlIV-V=78mmdV-VI=63mmlV-VI=10mmdVI-VII=55mmlVI-VII=25mmlVII-VIII=28mml=72mmP ca =1.32kW2.根据查表得，选择Z 带带型，小带轮的基准直径为d 1 d =100mm3.确定大带轮基准直径d d ,并验算带速V计算大带轮基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d d 2，d d 2 =i·d

22、d1=2.7×100=270mm。验算带速v，按式8-13 验算带的速度v=d d 2 n1/60×1000 =4.76 m/s，接近于5 m/s -30 m/s 故带速合适4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d 。根据式0.7 ( ) d1 d 2 × d +d < a 0< 2 ( ) d 1 d 2 × d +d 初定中心a 0 =500 mm。由式（8-22）计算带所需基准长度：L d 0 2 a 0+(d d1+d d 2 )/2+( d d 2 -d d1 ) 2 /4 a 0 1456mm由8-2 选带基准长度L d =14

23、00mm按式（8-23）计算实际中心距a。a a 0+( Ld -L d 0 )/2= 470mm5.验算小带轮上的包角1 180°-( d d 2 -d d1 )57.3/a 158° 90°6.计算带的根数z。（1）计算单根V 带的额定功率P r 。d d1=100mmd d 2=270mmv=4.76m/sa 0 =500 mmL d =1400mma= 470mm由d d1和n1查表8-4a 得：P 0=0.938kW，根据n 1 和i=2.7 和Z 型带，查表8-4b 得P 0 =0.02kW，查表8-5 得K =0.942，查表8-2 得K L =1.

24、03，于是P r =( P 0 +P 0 ) K K L =0.93 kW（2）计算V 带根数Z，Z= P ca /P r =1.4，取2 根。7.计算压轴力P F单根V 带的初拉力最小值(F 0 ) min ,由表8-3 得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m所以(F 0 ) min =500(2.5- K ) P ca / K zv+qv 2 =117.3N应使带实际初拉力F 0 >(F 0 ) min 。压轴力的最小值为，(F p ) min =2z(F 0 ) min sin( 1 /2)=460.6N8. 按弯扭组合进行最小径的计算皮带轮的最小宽度2f min +e=26m

25、m ，取32mm粗估两个支撑点之间距离为70mm。M=(F p ) min L=39950N.mm （L 为粗略估计值，带轮中心到轴承的距离）由第三强度理论公式ca = M 2 + (T )2 /W 1 ，扭转切应力为对称循环应力，取 =1.查表得 1 =60 a MP ，且W=d 3 /32，得：d 18.8mm因为此段轴需要开键槽以便于带轮进行配合，故将其直径增大5%P r =0.93kWZ=2(F 0 ) min =117.3N(F p ) min =460.6Nd min =18.8×(1+0.05)=19.755mm，圆整取为24mm。4.6.2 蜗杆轴的结构设计1轴d I

26、 II 的值由带轮的大小及联接确定，装配方案见图2.2，采取一端固定一端游动（蜗杆轴系温升较高，跨距较大，这种结构比较合适），固定端采用一对圆锥滚子轴承，游动端采用圆柱滚子轴承。图32根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）为了满足开式皮带传动带轮的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩h=(0.07-0.1)dI-II，故取II-III 段的直径dII-III=38mm。d III IV比dII-III 高出一个轴肩位置， 为了方便选取与轴承的配合， 取d III IV =40mm。（ 2 ） 蜗杆螺旋长度为( 蜗杆齿形部分结构设计) l>=(11+0.06Z2)m=84

27、.798mm，取l=85mm. 与螺旋部分连接的轴段直径d f -(24)mm，取轴环与蜗杆螺旋部分之间的直径为dIV-V=dVI-VII=70mm,其中d f =47.88mm。（3）初选轴承选用深沟球轴承和圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承成对安装为固定端， 根据安装段的直径分别取30208 ， 其规格为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。d=22mmdII-III=27mmlII-III=50mmdIII-IV=dVII-VIII=40mmlIII-IV=46mmdIV-V=dVI-VII=46mm（4）右箱体端盖的厚度约为e=9.6mm，取其

28、总尺寸度为24.6。得到有段箱体内壁到端盖外侧总长度为67.25mm，左右两端对称取左侧与之相等，左侧甩油盘与箱体内壁对齐，且在35 的直径上，左侧轴承的左端用弹性挡圈固定，弹性挡圈规格为：S=1.5mm，挡圈与轴肩距离n=3mm，所以可取得lIII-IV=33.5mm。取右侧端盖到带轮距离为16.25mm，故lII-III=50mm。（5）根据蜗轮的顶圆直径取269，距箱体内壁距离为12mm 箱体壁厚10mm，再考虑到安装端盖的凸台及垫片厚度，综合考虑得螺旋部分两侧的长度为lIV-V= lVI-VII=68.05mm。3确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表15-2，取轴端倒角为2×45&

29、#176;，圆角见图，未注圆角为2mm。4.7轴(蜗轮)的校核计算4.7.1粗校核lIV-V=lVI-VII=70mmdV-VI=48mmlV-VI=85mmdVII-VIII=35mmlVII-VIII =46mm图4在不计摩擦的情况下，各力的大小如下公式：NdT Ft2 35751= 1 =NdF T a 2 9592= 2 =N Ft = 3575F N a = 959F F N r t = tan 20° =1302水平面的弯矩图如上：求支反力： t NH1 NH 2 F = F +F1 1 2 2 F (l l ) F l NH t + = l 1 =84.375mm、l

30、2 =86.375mm 分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距离可得：F NH1 =1808N F NH 2 =1767NM M N mm H H 152600 . 1 2 = =垂直面内的弯矩：F r NV1 NV 2 = F +FF ( ) 1 1 2 l l NV + =F r a l +M 2其中： = a M F D a / 2× =123854N可得： F NV1 =1369N F NV 2 =-57NM N mm V 115510 . 1 =M N mm V 4924 . 2 = 合成得：M M M N mm 1 H V 118030 95460 191348 . 2 2 212

31、1 = + = + =M M M N mm 2 H V 118030 12251 152754 . 2 2 2222 = + = + =扭矩图如上所示：T = 461608N.mm按弯扭组合公式校核：切应力为脉动循环应力，取 =0.6( ) ( )MpaWM Tca 17.25149622 1518022 0.6 401506 2424 + ×=+=F N r = 1302F NH1 =1808NF NH 2 =1767NF NV1 =1369NF NV 2 =-57NM N mm V 115510 . 1 =M N mm V 4924 . 2 = M1=131948N.mmM2=1

32、52754N.mmMpa ca =17.25W 为轴的抗弯截面系数轴材料45#钢的许用应力 60Mpa 1 = ， 1 < ca 即轴满足弯扭强度要求，但是剩余部分较大，故将材料改为Q235-A 更加合适，许用应力 40Mpa 1 = 。4.7.2蜗轮轴承的校核图5与校核蜗轮时所产生的在水平面和竖直面内的支反力相同F F F N r r V r H 2267.82 2121 1 = + =F F F N r r V r H 1767.92 2222 2 = + =对于7010AC 型轴承，按表13-7，派生轴向力Fd= 0.4F r因此得到： Fd1=0.4×2051.37=1

33、542.1176NF N d 0.4 1522.22 1202.1856 2 = × =其中：Fd2+ Fae=1202.1856+959=2161.19N> F d1=1524.1176NF N r 2267.82 1 =F N r 1767.92 2 =Fd1=1542.1176NFd2=1202.1856N则1被“压紧”2被“放松”，即F a1=2161.2NF a 2 =1202.19N对于轴承1： Fa1 /Fr1=0.911>e=0.4对于轴承2： Fa2 /Fr2=e=0.4由表13-6，取载荷系数f P =1.2,由表13-5，取X1=0.4，Y1=1.5

34、 ，取X2=1，Y2=0轴承1 的当量动载荷P1= fP(X1Fr1+ Y1Fa1)=3012.5436N轴承2的当量动载荷P2= fP(X2Fr2 +Y 2 a 2 F )=2721.384NP 1 >P 2 ,按轴承1 的受力大小验算，轴承的基本额定动载荷C=90800N.则轴承寿命为：6 6 32960.622520060 16.25106010×= =pcnLh由工作条件知，四年大修一次，L'h =19200h，L h > L'h ,满足工作条件。4.7.3键的校核键1（轴伸端）型号规格：b×h×l=20mm×12mm

35、×56m，轴径：d=58mm，扭矩：T=461608N.mm对于平键连接： k=0.5h=4mm，l=L-b=60mm51.7 1205.5 56 582 103 2 461608= × ××=×=KL dT MPa满足工作要求。键2（蜗轮配合处）型号规格：P1= 3012.5436NP2= 2721.384Nk=5.5mmd = 58mmb×h×l=16mm×10mm×72m轴径：d = 55mm扭矩：T = 401506N.mm圆头平键连接： k=0.5h=5，l=L-b=56mm52.14 1205

36、 56 552 103 2 401506= × ××=×=KL dT MPa满足工作要求。4.7.4蜗杆轴的校核：图6k=0.5h=5d = 55mm = 52.14MPa蜗杆与蜗轮的受力大小相等，方向相反F N t = 834F N a = 3109F N r =1132竖直面内：如上图支反力： r NV1 NV 2 F = F +FF ( ) 1 1 2 l l NV + =F r a l M 2代入数值求得： F NV1 =224N F NV 2 =908N求得弯矩为：M N mm V 29131.2 . 1 =M N mm V 127065 .

37、2 =水平面内：如上图求支反力： t NH1 NH 2 F = F +F1 1 2 2 F (l l ) F l NH t + = 求得结果：F NH1 =432N F NH 2 =402N弯矩为：M M N mm H H 56181.6 . 1 2 = =扭矩：如上图T = 26262.8N.mm总弯矩：M M M N mm 1 H V 56182 29131 63286 . 2 2 2121 = + = + =M M M N mm 2 H V 56182 127065 138932 . 2 2 2222 = + = + =F N t = 834F N a = 3109F N r =1132

38、M N mm V 29131 .2 . 1 =M N mm V 127065 . 2 =N mmM MH H56181.6 .1 2 = =M1= 63286N.mmM 2 = 138932N.mm按弯扭组合，第三强度理论进行校核扭转切应力为脉动循环应力取 =0.6( ) ( )MpaWM Tca 12.740.1 47.88138932 0.6 2626332 2 2 22 ×+ ×=+=45#钢的许用应力 60Mpa 1 = ， 1 < ca 即轴满足弯扭强度要求，但是剩余部分较大， 故将材料改为Q235-A 更加合适， 许用应力 40Mpa 1 = 。4.7.5

39、蜗杆轴承的校核：1. 游动端轴承F r = 1212F V + F H =1005N作为游动端，只受很小的轴向力，忽略不计P f F N p r = × =1.2×1302 =1562.4所以6 6 312071620060 325106010×= =pcnLhL h > L'h ，满足工作要求。2. 固定端轴承图7MPa ca =12.74固定端两个轴承受力均匀，根据轴的粗校核时求得的支反力，得到：F r1H = F r 2H =201N F r1V = F r 2V =454N得径向力： F r1 =F F F N r r H r H 496.5

40、 2222 1 = + =对于圆锥滚子轴承，查表有Y=1.6， d r F = F /2Y=155.16N其中： Fd2+ Fae=3109+155.16=3264.16N> F d1=155.16N轴承的代号2、1 如图，则2 被“放松”1 被“压紧”所以被压紧的轴承1 所受的总轴向力Fd1 必须与Fae +Fd2 相平衡F F F N a d ae 3264.16 1 2 = + =放松的轴承2 只受其本身派生的轴向力Fd2F F N a d 155.16 2 2 = =求比值： 0.3711 > e =FFraeFFra = 0.31 <22由于其工作载荷较平稳查表13

41、-6 取fP=1.2由表13-5 查得X1=0.4，Y1=1.6X2=1，Y2=0则当量动载荷P1= fP(X1Fr+ Y1Fa1)=6371.11NP2= fP(X2Fr+ Y2Fa2)=595.8N验算轴承寿命轴承的基本额定动载荷C=54.2KN因为1 2 P > P ,所以按轴承1 的受力大小验算F F N r r 496.5 1 2 = =F N a 3264.16 1 =F N a 155.16 2 =P 1 =6371.11NP 2 =595.8N'6 6 3644536371.115420060 325106010h h h LpcnL > = ×=

42、 =故所选轴承满足寿命要求。键的校核：键型号规格：b×h×l=6mm×6mm×24mmK=0.5h=3mm轴径：d = 22mm扭矩：T = 26.2628N m强度校核：44.21 1203 28 222 103 2 26.2628 103= × ×× ×=×=KL dT MPa达到要求。4.7.6蜗轮轴的精校核刚度校核：1）危险截面的选择截面AB 只受扭矩，虽然应力集中会削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的故无需校核。轴与蜗轮接触的左右截面由于过盈配合应力集中最严重，从受载情

43、况看截面C处应力最大，但应力集中不大。且轴径最大，故C 截面无需校核。键槽处的应力集中示数比过盈配合的小，因而轴只需校核蜗轮右侧与轴接触的截面的左右两侧。2）强度校核由结构图知截面为危险截面，现对其进行校核：L h h = 65543K=3mm = 44.21Mpa【截面左侧：】抗弯截面系数：W = 0.1d 3 = 0.1×503 =16638 mm3抗扭矩截面系数：W 0.2d 3 0.2 503 33275mm3 t = = × =截面左侧弯矩：M = 76085N mm扭矩为：T = 461608N mm截面上弯曲应力MpaWMb 4.5716638 = = 760

44、85 =扭转切应力MpaWTT13.8733275= = 461608 = 轴材料为Q235-A 钢，调质处理，由表15-1 查得： Mpa B = 400170Mpa 1 = 105Mpa 1 = 截面上由于轴肩而形成的应力集中系数 及 按附表3-2 查取因：0.03650= 2 =dr 1.0550= 55 =dD可查锝： =1.82 =1.21 又由附图3-1 可得轴的材料敏性系数：= 0.72 q =0.77 q应力集中系数：=1+ ( 1) =1+ 0.72(1.82 1) =1.59 k q =1+ ( 1) =1+ 0.77(1.211) =1.16 k q 又有表可以查得尺寸系

45、数和扭转尺寸系数：W =16638mm3W 33275mm3 t =Mpa b = 4.57= 13.87Mpa =1.59 k=1.16 k设计说明设计结果= 0.7 = 0.83 表面质量系数： = = 0.94 未经表面强化处理： = 1 q = + 1 1 = 2.33 K k = + 1 1 =1.46 K k碳钢的特性系数： = 0.1 0.2 取= 0.1 = 0.05 0.1 取= 0.05 计算安全系数：15.972.33 4.57 0.1 0170 1 =× + ×=+= b m ks 10.0320.05 13.8721.46 13.87105 1 =× + ×=+= b ks8.72 1.52 2= =+= ss ss s s ca 故轴左侧满足疲劳强度要求。【截面右侧：】抗弯截面系数：W = 0.1d 3 = 0.1×583 =19511 mm3抗扭矩截面系数：W 0.2d 3 0.2 583 39022mm3 t = = × =截面左侧弯矩：M = 76085N mm扭矩：T = 461608N mm截面上弯曲应力MpaWMb