蜗杆齿轮变速器的设计方案

1、蜗杆齿轮变速器的设计方案1）运输带工作拉力F;2）运输带工作速度V;3）滚筒直径D;4）滚动效率n =0.95 ;5）工作情况： 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6）工作环境：室，灰尘较大，环境最高温度 35° C左右;7）使用折旧期8年，4年大修一次；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2. 设计方案：设计运输机的蜗杆-圆柱齿轮减速器；（1）原始数据：运输带工作拉力 F=5.5KN运输带工作速度V=0.45m/s，卷筒直径D=450mm.（2） 传动装置简图，如下:XX一电动WL 計韩轻宰 3炖连戛 斗一爵徭痒5-怖鲂带習-潢简一、电动机的选择1总体传动方案初步确

2、定传动系统总体方案如图1所示。蜗杆-圆柱齿轮减速器。传动装置的总效率n a22a 1 2 3 4 5 = 0.98 x 0.75 x 0.99 x 0.95 x 0.96 = 0.637 ;i=0.98为轴承的效率，2=0.75为蜗轮的效率，3=0.99为弹性联轴器的效率，4=0.95为齿轮的效率，5 = 0.96为输送机效率。2.电动机的选择卷筒轴工作效率为：1000 60 v _ 1000 60 0.45 = 19 11r/minD3.14 450蜗杆齿轮传动比i h i2=6090按工作要求和工作条件选用 丫系列三相鼠笼型异步电动机，电压为 380v工作机有效功率为：P 旦 =5500

3、°45 = 2.475kwW 1000 1000工作机所需工作功率为：Pd Pw 2.475 _ 3.89kwa 0.637工作机卷筒轴的转速为：60 100060 1000 0.45 彳 cinW_ 19.11kwD4501719.9r/min因此选择Y132S-4电机其主要性能如表1所示，安装尺寸如表2所示表1 Y123S-4型电动机的主要性能型号额疋功 率/kW铁心长度/mm气隙长 度/mm疋子外 径/mm疋子径/mm定子 线规 nc-dc每 槽 线 数并 联 支 路 数绕 组 型 式节距槽数Z1亿2转动惯量/(kg mA2)质 量/kgY112M-44.01350.31751

4、101-1.06461单 层 交 叉19/210/181136/330.009543表2 Y112M-4电动机的安装尺寸型号HABCDEFX GDGKbb1b2hAABBHAL1Y132S-413221614089388010X 8331228021013531560200184753. 传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比nm 1440 =75 nw 19.11(2) 分配传动比i1亜=203.754. 传动装置运动和动力参数的计算(1) 各轴转速I 轴 n i = nm=1440r/minH轴 n ii = ni/ i 1= 72 r/min皿轴 n 川=nii/ i 2= 20r

5、/min(2) 各轴输入功率I轴 Pi = F0X 3 = 3.89 x 0.99 = 3.81 kWH 轴P ii = P x 4 x i = 3.81 x 0.75 x 0.98 = 2.74kW皿轴P in = Pii x 1 x 4 = 2.74 x 0.98 x 0.95 = 2.55kW(3) 各轴输入转矩-mm电动机轴输出转矩 Td 9.55 105旦 9.55 105=2.58 x 104Nnm1440I 轴 T i = Td x 3=2.55 x 104 NH 轴Tii = Ti x i 1x 4 =48.45 x 104Nmm皿轴 T 川=Tii x i 2x 1 x 4

6、=16.92 x 105 N、传动零件的设计1. 齿轮的设计计算(一)高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算1. 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)2. 齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为 4555HRC 蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSnIOPI,金属模制造，齿芯用灰铸铁 HT1OO3. 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，传动中心距(1)确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1=2,估取效率 涡轮=0.8，贝ST2 9.55 106 P2 9.55 1 069.55

7、 106 型 08 =583611Nn2R / i11440/20(2) 确定载荷系数K取载荷分布不均系数K =1，选取选用系数Ka=1，取动载系数Kv=1.05 ,K= K KA Kv=1.05(3) 确定弹性影响系数ZE = 160MPa2(4) 确定弹性系数Z设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，因此z =2.9(5) 确定许用接触应力h根据蜗轮材料为ZCnSn 10P，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC查得蜗轮的基本许用应力h? =268Mpa应力循环次数N=60j n 2 Lh=60X 1X 1440 x 19200=8.42x 10719.7寿命系

8、数Khn8107 =0.7662.8.42 107则，h= Khn X h ? =0.7662 x 268=205.3Mpa(6) 计算中心距a 31.05 583611 (16° 2.9 )2 =145.55mmV205.3取中心距 a= 160mm,i=20,因此，取m=6.3,蜗杆分度圆直径d1=63mm这时d1/a=0.39 ,查图11 18可查得接触系数Z ? =2.72因为，Z ? < Z因此，以上计算结果可用4. 蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸(1) 蜗杆：轴向齿距Pa= m=3.14X 6.3=19.792 mm；直径系数q=d1/m=10;齿顶圆直径 dai= d

9、 i+2ha* X m=63+2< 1X 6.3=75.6 mm；齿根圆直径 jf1= d 厂2m(ha*+c*)=63 - 2X 6.3(1+0.2)=47.88 m；分度圆导程角 =11? 18 36"蜗杆轴向齿厚Sa= m/2=9.896 m 蜗轮：蜗轮齿数z2=41;变位系数x2 =-0.1032;验算传动比 i= z 24=41/2=20.5,传动比误差(20.5 - 20) /20=2.5%,是允许的。蜗轮分度圆直径 d2=mz,=6.3 X 41=258.3 m蜗轮喉圆直径 d a2 = d 2+2ha2 = d2 2口仇* X2) = 258.3+2 X 6.3

10、(1 -0.1032)=269.6 m蜗轮齿根圆直径df2 = d 2 2hf2 = d2 2m(ha* x2 c*) = 258.3 2X 6.3 X(1 0.1032+0.2)=241.88 m蜗轮咽喉母圆半径 r g2=a d a2/2=160 269.6/2=25.2 m5. 校核齿根弯曲疲劳强度1.535d1d2mYFa2丫f当量齿数 zv2= z 2/(cos ) 3=41/(cos11.31 ? ) 3 = 43.48根据 X2=-0.1032, z v2=43.48 ,因此，丫卩包2 =2.46螺旋角系数 Y =1 =1 11.31 ? /140? =0.9192 140许用弯

11、曲应力F= f ' Kfn由ZCuSn10P制造的蜗轮的基本许用应力f ' =56Mpa寿命系数Kfn1068.42 107=0.611f=56 x 0.611 = 34.216MPa1.53 1.05 57845763 258.3 6.32.46 0.9192=20MPa弯曲强度满足。6. 验算效率=(0.95 0.96 ) tan /tan(+ v)已知=11? 18 36" = 11.31v=arcta nfdgVs 60 1000 cos63 144060 1000cos11.314.844 m/ s用插值法得 fv =0.00223、v = 1.2782代入

12、得=0.855，大于原估计值，因此不用计算蜗杆速度：vdn3.14 63 144060 100060 10004.75m / s7. 热平衡计算A 0.33(2)1.75 0.33 (I6065)1,75 0.756m2100 100取 t=20 ° C从 K=14-17.5 取 K=17W/(rr2 C)由式(8-14) t11000Pi(1) t10004.216(1 0.855) ”20KA17 0.756=67.57° C < 85° C(二)低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传

13、动。(2) 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度(GB10095- 88)。(3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为 280HBS大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS二者材料硬度差 为 40HBS(4) 选小齿轮齿数Z1 =24,大齿轮齿数Z2 = 3.75 X 24 = 90,初选螺旋角 =14?。2. 按齿面接触强度设计按式(10- 21)试算，即dt3 2KtT u 1 ZhZe 2<td£a U(Th(1)确定公式的各计算数值1）试选 Kt = 1.62）由图10-30选取区域系数Zh = 2.4333）小齿轮传递的转矩T

14、n =48.45 X 104Nmm4）由表10 7选取尺宽系数d = 15） 由图 10 26 查得 1 = 0.78 ,2 = 0.87，贝卩=1 + 2 = 1.656）由表10 6查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8Mpa7）由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3 600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim4 550MPa = 550MPa8）由式10 13计算应力循环次数N3 60n“ jLh = 60X 73X 1 X 19200= 8.4 X 107N4 8.4 10 = 2.8 X 10739）由图10 19查得接触疲劳寿命系数Khn3=0.

15、98 ； Khn 4 = 0.9710）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式（10 12）得h3 Khn3 lim3 0.98 600=588MPa S1H4=分叮=533.5MPah h3 h4 588 533.5 =560.75MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径dit，由计算器公式得dit4 22 1.6 44.128 104 3 1 2.433 189.81 1.65560.75=91.8 mm2）计算圆周速度n d1tnv= 60 100091.8 7260 1000=0.346m/s3）计算齿宽b及模数mntbdd1tb = 91.8 mmmntd|tc

16、osB_91.8 cos14Z124=3.71 mmh=2.25 mnt=2.25 X 3.7mm=8.35mb/h=91.8/8.35=10.9944）计算纵向重合度= 0.318 dZ1 tanp=0.318 X 1 X 24X tan 14 ? =1.9035）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取使用系数 Ka = 1根据v=0.346m/s,7级精度，由表10 8查得动载系数Kv=1.01 ；由表104查得Kh =1.429，由图1013查得Kf =1.36,由表10 3查得Kh Kf =1.4。故载荷系数K KAKvKH Kh =1X 1.01 X 1.4 X 1.429=2.0210

17、 10a)得6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（3 J k2 02d1 d1t 91.8 讣竺=99.24 mm' Kt1.67）计算模数m.mnd cosB =99.24 cos14 =4.01 m zi243. 按齿根弯曲强度设计由式(10 17)mn3 2KT1Y cos2 卩 YFaYSad Z1 £ ab F（1）确定计算参数1）计算载荷系数K KAKvKF Kf =1 X 1.01 X 1.4 X 1.36=1.9232） 根据纵向重合度=1.903，从图10 28查得螺旋角影响系数丫 =0.883）计算当量齿数zZ12426 27乙133 一 = 2

18、6.27cos cos 14_Z2乙/23cos3= 98.61cos 144）查取齿型系数由表 10- 5 查得 YFai =2.5919 ； YFa2 =2.2225）查取应力校正系数由表 10- 5 查得 Ysai = 1.596 ； Ysa2 = 1.76766） 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 =500 Mpa,;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.94，Kfn2=0.988）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S= 1.4，由式（10- 12）得 F1 仏产呼=335.71f2 分冒=2669）计算大、

19、小齿轮的Yf 并加以比较YFa3YSa4= 2.5919 1.596335.71=0.01232YFa4Ysa4 =2.222 1.7676 =。01477266大齿轮的数值大。（2）设计计算mn0.01477 =2.8 mm3 2 1.932 44.128 104 0.88 cos214 彳1 242 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数，取 mn=3,已可满足弯曲强度。但是为了同时 满足接触疲劳强度，需按接触强度算分度圆直径 d1 =99.24来计算Z1 注=32.1mn取 z1=32, z2=uX z1 =1204. 几何尺寸

20、计算(1) 计算中心距a w z2mn2cos B(32 120) 3=234.98 m2 cos14将中心距圆整为235 m(2)按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z1 吶2aarccos(32 96) 3 = 14? 8 28"2 198因B值改变不多，故参数 、K、Zh等不必修正,(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d132 3cosB cos14 8 28=99 mmd2 込 120 3 =371 mmcosB cos14 8 28(4) 计算齿轮宽度b da = 1 X 99= 99 m圆整后取 B2100mm, B1106 mm(1)减速器铸造箱体的主要结构尺寸按经验

21、公式计算，其结果列于表 4：表4名称代号尺寸计算结果(mm)机座壁厚004a+3 810机盖壁厚10.85810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度1.5 115机座底凸缘厚度b22.525地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75 df16机盖与机座连接螺栓直径d2（0.5 0.6） d f12连接螺栓d2的间距l150 200133轴承端盖螺钉直径d3查表12窥视孔盖螺钉直径d4（0.3 0.4） df6定位销直径d（0.7 0.8） d28df、d1、d2至外机壁距离G见表3.2df、d2至凸缘距离C2见表3.2轴承旁凸台半径RC222凸台高度

22、h47外机壁至轴承座端面距离hC1 C2 (5 8)56机壁至轴承座端面距离I2+ G c2(5 8)66大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与机壁距离1>1.214齿轮端面与机壁距离212机盖肋厚叶mi 0.85 18.5机座肋厚mm20.858.5轴承端盖外径D297, 170, 185轴承端盖凸缘厚度e12, 15轴承旁连接螺栓距离s179, 197表5连接螺栓扳手空间Ci、C2值和沉头直径表伽螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30C1 min13161822263440C2 m in11141620242834沉头座直径202426324048603. 轴的设计计算（一） I轴的设计

23、计算1. 轴 I 上的功率 R=3.81kw,转速 m=1440r/min,转矩Ti =2.58 x io4Nmm, 轴II上的转距T2 = 48.45 x io42. 求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径di=63伽，蜗轮分度圆直径d2 = 258.3 mm而FtiFa22T； 2 2.58 10463819N43751N2 48.45 10258.3Fr1 Fr2 Ft2 tan 3451 tan20 1256N3初步确定轴的最小直径，取 A0=112，于是得心喘"珂號1549计算联轴器的转矩，取Ka=1.5Tca KAT1 1.3 2.55 104 33150 N选用LT

24、4弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 63000N-m。半联轴器的孔 径di = 20 mm,故取di ii =20mm,半联轴器长度L = 52 mm,半联轴器与配合 的毂孔长度L1 = 38 m4. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案 如图所示的装配方案i h inivvvivii vii（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，1-11轴段右端需制定一轴肩，轴 肩高度h=2.5mm,d| | =25mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直 径=30mm半联轴器与轴配合的孔长度Li=38mm为了保证轴端挡圈只压在 半联轴器而不压在轴的端面上，故

25、1-11段的长度略短一些，现取LI | =36mm2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用 单列圆锥滚子轴承，并根据d| = 25mm选取32306,其尺寸d D T 30mm 72mm 28.75mm，故 dm iv dvn vm = 30 mm,而im |v ivu vm =50mm轴肩咼度 h=3mm,因此 d|v v dv| vn =36mm3） 取蜗杆轴轴段直径dv v| 75.6m,蜗杆齿宽bi （10.5 zjm=79mm,经磨削后 bi = 79+25=104 m,即 Lv v| = 141 m4）轴承端盖的总宽度为25mm由减速器及轴承端盖的结构设计而

26、定， 根 据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联 轴器左端面间的距离15mm故Lu川=40mm5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取i|v v lv| v| =65 m至此已初步确定轴的各段直径和长度(3) 轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按直径查表查得平键截面b h 6mm 6mm，长为L 25mm，半联轴器与轴的配合为-H-7 ；滚动轴承k6的配合是由过盈配合来保证的(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角1X45?。各轴肩处的圆角半径取 R1。5. 轴的强度计算(1 )求两轴承受到的径向载荷FM和F2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和

27、水平面两个平面力系: 则Fr1V 985.4N , Fr2V 258.6NF r1HFr2H 444.5NFri , F2riv F2rih985.42 444.R 1081NFr2 ；F2r2v 卩2商.258.62 444.5s =514.3N(2)求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2对于圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承的派生轴向力Fd旦，其中,2Y丫是对应表13-5中Fd丘e的Y值，其值由轴承手册查出。手册Fr上查的32306的基本额定载荷 C=81500N, C°=96500N e=0.31 , Y =1.9。因此可得Fdi Fr1 =284.5N2YFd2 电= 135.3N

28、2Y按式(13 11)得 Fai Fd2 Fae=3552.3NFa2 Fd2=135.3N因为金Fr1Fa23.286 e ,故 X=0.40, Y =1.9；0.31 e, 故 X=1, Y=0;因轴承运转过程中载荷较平稳，按表13 6, fp = 1.1。则P fp(XF1 Y1Fa1)=7899.9NP2 fp(X2Fr2 2Fa2)=565.7N(3) 验算轴承寿命因为F2 R,所以按轴承1的的受力大小验算1010681500 石()327665.6h 19200h60 1440 7899.9故所选选轴承满足寿命要求。首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手

29、册中查取a值。对于30313型圆锥滚子轴承，由手册 中查得a=18.9mm因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭 矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中载荷垂直面V水平面H支反力FFM 1081N,Fr2 =514.3NFnH 444.5N,Fr2H 444.5N弯矩MM v1 145937.7N .mm M v2 38298.7 N .mmM H 65830.4 N .mm总弯矩M1 J145937.72 65830.42 =160098N.mmM2 J38298.72 65830.42 =76161N.mm扭矩TT|255000 N .mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只

30、校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取0.6，轴的计算应力为揪（T；）2J1600982 （0.6 255000）2 =9 28MPacaW0.1 633'已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得；=60MPa因 此ca 1，故安全。（二） II轴的设计计算1. 轴 II 上的功率 P2 2.74kw，转速 n2 72r/mi n，转矩 T2 = 48.45 X 10轴 III 上的功率 P3 2.55kw，转速 n3 20r/min，转矩 T3 = 16.92 X 102 4

31、4.45 10 258.3 Fr2 Fr1Ft2 tan3442 tan201253 N 小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径d4 = 371 mm2. 求作用在齿轮上的力4蜗轮：Fa2 Ft1 212 2.55 10810NFt2F a13442 Nd163Ft32T3d42 16.92 10529711393.93NFr3F r4Ft3 tan n 11393.93 tan 20coscos14 8 284275NFa3Fa4Ft3 tan11393.93 tan14 8 282840.82 N3. 初步确定轴的最小直径，取 Ao =112 dmin Ao*| 112 需召 37 mm1）拟定轴

32、上零件的装配方案如图所示的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故 选用角接触球轴承，参照工作要求并根据 dI n=50mm选取7310B,其尺寸d D B 50mm 110mm 27mm故dI II = dV VI =50 mm,(2) 取安装齿轮处的轴段直径dII III =div V =55mm齿轮的又端与轴承之间 采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短 于轮毂宽度，蜗轮宽度 B 0.75dai 0.75 75.6 56.7 mm,取其宽度为56 mm, 故取LII川=52mmJ、齿轮B2=

33、106mm,故取v=102mm齿轮的采用轴肩定 位，轴肩高度 h=5mmdnI IV =65mmLnI IV =40 m(3) 为了保证蜗轮蜗杆的啮合，取为了保证斜齿的啮合，取蜗轮端面到 机壁的距离ai 22mm ;为了保证斜齿的啮合，取小齿轮端面到机壁的距 离a? 9mm ;考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体壁 一段距离2,取2=10mm已知滚动轴承宽度B 27mm，贝SLi ii =T+ 2 +ai+(56 52)=63mm, Lv vi =T+ 2+a2 +(106 102)=55mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。(4) 轴上零件的周向定位按di ii由表查得平键截面

34、 b h 16mm 10mm ,长为L 45mm ,按div v由表查 得平键截面b h 16mm 10mm,长为L 90mm，同时为了保证齿轮和轴配 合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 也；滚动轴承的配合n6是由过盈配合来保证的(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角2X45?。各轴肩处的圆角半径取 R2。6. 轴的强度计算(1 )求两轴承受到的径向载荷FM和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系:Friv 2824.8N， Fr2v 1629.2NFriH 6128.7N， Fr2H993.5NFr1 待爲厂卩 2r1h2824.8"

35、;6128.72 6748.4NFr2 x F2r2F2r2h J629.2_993.5)2 = 1908N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2及轴上轴向力对于角接触球轴承7310B,按表13-7 ,轴承的派生轴向力Fd 1.14Fr, 其中，丫是对应表13-5中Fd旦e的Y值，其值由轴承手册查出。d Fr手册上查的7310B的基本额定载荷C=68200N, C°=48000N e =1.14。 Fae Fa3 Fa2 = 1265.7N因此可得Fd1 1.14FM=7693NFd2 1.14Fr2=2175N按式（1312）得Fa1 Fd1 =7693NFa2 Fd1 Fae

36、=6427.3N因为 “1.14 e,故 X=1，丫=0 ;Fr1a2Fr23.37 e故 X=0.35,Y=0.57 ;因轴承运转过程中载荷较平稳，按表13 6, fp = 1.1。则P fp(XFi Y1FaJ=7423NP2 fp(X2&2 lFa2)=4764.5N(3)验算轴承寿命因为F2 R,所以按轴承1的的受力大小验算106 (62800)360 73( 7423)138250h 19200h故所选选轴承满足寿命要求。首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置 时，应从手册中查取a值。对于角接触球轴承7310B,由手册中查 得a=47.5mm因此，根据轴的计

37、算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中 rfT!TnmI匸JT I"TFT 1 1 1 1 1 1 Tr.J L L TTTrrrrr rJ_I_Lt1T 1 Fr12载荷垂直面至V水平面H支反力FFr16748.4N, Fr2 1908NFr1H6128.7N , Fr2H993.5N弯矩MM v1 左111579.6 N.mmM H1 M vi右M H2 M v2左M v2右83903.8 N.mmV111579.62242083.72 =266561N.mm总弯矩M1右 J4921.82242083.72 M2左 51165.3" 30910.

38、62 = M2右 (83903.8" 51165.32 = 扭矩TT2441280 N .mm6）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）的强度。根据式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取0.6，轴的计算应力为caM佑(T2)2W266560.52(0.6 441280)20.1 553=22.58MPa已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得i=60MPa因 此ca 1，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度1判断截面II左右两侧为危险截面2、截面II左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0

39、.1 x 503=12500mm抗扭截面系数 WT=0.2 d 3=0.2 x 503=25000 mm3截面 II 左侧的弯矩 M为 M=111579.6x 24/52=51498.3N mm截面II上的扭矩T=484500N- mm截面上的弯曲应力 b =M/W=13.9Mpa截面上的扭转切应力 T= T/ W T =484500/25000=19.38Mpa轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得B =640Mpa, 1 =275Mpa, 1=155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1, 经插

40、值后可查得 =2.0 ，=1.36轴的材料的敏性系数为 q =0.82 q =0.85 故有效应力集中系数为 k =1+ q ( -1)=1.82k =1+ q ( -1)=1.306 由尺寸系数 =0.63. 扭转尺寸系数 =0.78 轴按磨削加工，可得表面质量系数 = =0.92 轴未经表面强化处理，即 q =1，则得综合系数为K = k / +1/ -1=2.99K = k / +1/ -1=1.76碳钢的特性系数 =0.10.2 ，取 =0.1=0.050.1 ，取 =0.05计算安全系数 Sca 值，则得：1/ (K a+)=6.62S = 1/ （K a+m）=14.931/2=6

41、.05>>S=1.5Sca=（S S ）/ （S 2 + S 2）故可知其安全截面 II 右端抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1*55 3 =16638mm3抗扭截面系数 WT =0.2 d 3=0.2*55 3=33275mm3弯矩M及弯曲应力为：M=51498.3N mmb =M/W=113.9Mpa扭矩T及扭转切应力为：T=441280N mmT= T2/ WT=4.12Mpa=0.8 k / ，得过盈配合处的 k / ，用插值法求出，并取 k /k /=3.16 k /=0.8 k /=2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为 =0.92故得综合系数为： K = k /+

42、1/-1=3.25K = k / +1/ -1=2.62因此，轴在截面 IV 右侧的安全系数为：1/ (K a+)=6.09S=1/ ( K a+m ) =15.3Sca= (S S ) / (S 2 + S 2) 1/2=5.66>>S=1.5故该轴在截面II右侧的强度也足够（三）III轴的设计计算1 轴 III 上的功率 Ps 2.55kw，转速 n3 20r / min，转矩 T3 = 16.92 X 1052求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径d4 = 371 mmFt4Ft32Tsd42 16.92 1053719121.29NFr4Fr3恥n ncos9121.29

43、 tan 20cos14 8 283422NFa4Fa3Ftatan9121.29 tan 14 8 282274.19N3初步确定轴的最小直径，取 Ao =112dmin56.4 mm计算联轴器的转矩，取ka=1.35Tca KaT31.3 16.92 102199600 N -m 选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000000Nmm。半联轴器的 孔径di = 60 mm,故取di ii =60mm ,半联轴器长度L= 142mm,半联轴器与配 合的毂孔长度Li = 107 m 4轴的机构设计(1)拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案-rAIIImnfVVIviivin(2)根

44、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，1-11轴段左端需制定一轴肩，轴 肩高度h=3mm,(d“川=66mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直 径=68mm半联轴器与轴配合的孔长度L1=107mm故1-11段的长度略短一 些，现取 Li ii =104mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用 角接触球轴承，根据dii iii=66m,选取7214AC轴承，其尺寸d D B 70mm 125mm 24mm故 d iii iV dVii Viii = 70 m3) 取安装大齿轮处的轴段直径dvi Vii =75mm齿轮的左端

45、与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，其宽度为100伽，故取Lvii viii=54mm,齿轮的采用轴环定位，轴环高度 h=6mmdv vi =87mmLv vi =9 mm4）轴承端盖的总宽度为47mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定， 根 据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联 轴器左端面间的距离15mm故Lu川=62mm5） 为了保证斜齿的啮合，取齿轮端面到机壁的距离a 12mm；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体壁一段距离2,取2=10mm已知滚动轴承宽度 B 24mm,贝卩Lm iv =B+ 2+a

46、=46mm,Lv vi =B+ 2 + a+（100 96）=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。至此已初步确定轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，按di ii由表查得平键截面b h 18mm 11mm,长为L 90mm ,半联轴器与轴的配合为空；按vii由k6表查得平键截面b h 20mm 12mm,长为L 80mm，同时为了保证齿轮和 轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 空；滚动轴承的n6配合是由过盈配合来保证的7）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2取轴端倒角2X45?。各轴肩处的圆角半径取 R2。5 精确校核轴的疲劳强度1 判断截

47、面 VII 左右两侧为危险截面2、截面 VII 右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 x 703=34300mfri抗扭截面系数 WT=0.2 d 3=0.2 x 503=68600 mm3mm截面 VII 右侧的弯矩 M为 M二510009.7 x (86-48)/86=225353.13N截面VII上的扭矩T=1692000N- mm截面上的弯曲应力 b =M/W=6.57Mpa截面上的扭转切应力 T= T/ W T=1692000/68600=24.661Mpa轴的材料为 45钢，调质处理。查表 15-1 得B =640Mpa, 1 =275Mpa, 1 =155Mpa截面上由于轴肩

48、而形成的理论应力集中系数 及 按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07, 经插值后可查得=2.0，=1.32q =0.82q=0.85k =1+ q(-1)=1.82=1+ q(-1)=1.272轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由尺寸系数 =0.68, 扭转尺寸系数 =0.81轴按磨削加工，可得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即 q =1，则得综合系数为K = k / +1/ -1=2.76K = k / +1/ -1=1.66碳钢的特性系数 =0.10.2 ，取 =0.1=0.050.1 ，取 =0.05 计算安全系数 Sca 值，则得：S

49、= 1/ （K a+m ）=14.42S = 1/ （K a+m）=9.79Sca =（S S ）/ （S 2 + S 2 ） 1/ 2 =8.1>>S=1.5故可知其安全截面 VII 左端抗弯截面系数 W=0.1c3=0.1 x753=42188mm抗扭截面系数 W=0.2 d 3=0.2 x 753=84375mrh弯矩 M及弯曲应力为：M=225353.1N mm b =M/W=5.34Mpa 扭矩T及扭转切应力为：T=1692000N mm T = T2/ WT=20Mpa过盈配合处的 k / ，用插值法求出，并取 k / =0.8 k / ，得/ =3.16 k / =0.8 k / =2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为 = =0.92故得综合系数为： K = k / +1/ -1=3.25 K = k / +1/ -1=2.