带式运输机传动装置设计（蜗杆）机电一体化专业毕业设计毕业论文.doc

泸 州 职 业 技 术 学 院 毕 业 论 文 带式运输机传动装置设计（蜗杆）带式运输机传动装置设计（蜗杆） 学生姓名学生姓名 所所 在在 系系机械工程系机械工程系 班班 级级09 级机电级机电 3 3 班班 专专 业业机电一体化机电一体化 指导教师指导教师李洁李洁 2011 年年 11 月月 28 日日 指导教师评阅书指导教师评阅书 指导教师评语：指导教师评语： 建议成绩：建议成绩： 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 （在所选等级前的内画“”） 指导教师：指导教师： （签名） 单位：单位：（盖章） 年年 月月 日日 评阅教师评阅书评阅教师评阅书 评阅教师评语：评阅教师评语： 建议成绩：建议成绩： 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 （在所选等级前的内画“”） 评阅教师：评阅教师： （签名） 单位：单位：（盖章） 年年 月月 日日 教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）及教学系意见 教研室（或答辩小组）评语：教研室（或答辩小组）评语： 评定成绩：评定成绩： 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 （在所选等级前的内画“”） 教研室主任（或答辩小组组长）：教研室主任（或答辩小组组长）： （签名） 年年 月月 日日 教学系意见：教学系意见： 系主任：系主任： （签名） 年年 月月 日日 泸州职业技术学院毕业论文 摘要 I 摘要摘要 随着机械行业的发展，机械行业已经发展到各个行业，机械行业的迅速发 展为人类社会注入了力量。从日常生活到航天从农用到军用机械产品所产生的 利益链已遍布全世界的各个角落 无论多么先进的机械产品它都离不开传动。正如同行业中把机械传动分为 四大部分：动力原件、执行原件、传动原件、操作控制原件。可见机械传动是 组成机械的必要条件。 本文将详细说明此机械传动的各个方面。因为需要一个带式传动装置的设 计需要运用到蜗轮蜗杆，需要在环境恶劣的条件下稳定的连续工作，维护时间 少周期长所以必须保证机械不出现故障安全第一 首先从安全考虑，为了保证机械传动中不出现事故把主要的传动装置安装在箱 体内，能保证安全的前提下还能起到保护零件。 关键字关键字 带式传动装置带式传动装置 蜗轮蜗杆蜗轮蜗杆 泸州职业技术学院毕业论文 绪论 1 目录目录 目录目录 .1 第一章第一章 绪论绪论 .3 1.1 论文背景3 1.2 论文研究的意义3 1.3 论文的主要内容4 本论文的主要内容是如何设计带式运输机传动装置设计（蜗杆）.4 1.4 本章小节4 第二章第二章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 .5 2.1 确定传动方案5 2.2 电动机的选择6 2.3 计算总传动比和分配各级传动比7 2.4 计算传动装置的运动和动力参数7 2.5 小结8 第三章第三章 齿轮的设计齿轮的设计 .9 3.1 高速级涡轮蜗杆传动的设计计算9 3.2 低速级齿轮传动的设计计算12 3.3 小结16 第四章第四章 轴的设计轴的设计 .17 4.1 蜗轮轴的设计17 4.2.1 轴承的选择22 4.2.2 轴的强度计算 23 4.2.3 精确校核轴的疲劳强度25 4.4 小结32 第五章第五章 箱体设计箱体设计 .33 5.1 箱体设计33 5.3 小结35 第六章第六章 密封与润滑密封与润滑 .36 总结总结 .37 参考文献参考文献 1 1 .38 泸州职业技术学院毕业论文 绪论 2 第一章第一章 绪论绪论 1.11.1 论文背景论文背景 20 世纪 7080 年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革 命的发展紧密结合。目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用范围相 当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船 舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产 设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等。其应用从大动力的传输工作，到 小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用上，减速机 具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。 减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它 的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多，按照传 动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同 可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减 速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式 和同轴式减速器。 1.21.2 论文研究的意义论文研究的意义 在现代化的各种工业企业中，我们常常用到输送机，在矿山的井下巷道矿 井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。古代中国的 高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形。各种工业企 业在没有输送机以前人们都是靠体力来工作，效率低、速度慢，而且极度消耗 体力。现在输送机机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面 的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻 巧，拆装十分方便。当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。 根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统 来输送物料。 随着科学技术的飞速发展，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业 泸州职业技术学院毕业论文 绪论 3 技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业 内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化 不可缺少的组成部分。这些特性大大减轻了人的劳动，通用性好，环境适应性 强，也为个人和工厂生产节约了大量的时间。 1.31.3 论文的主要内容论文的主要内容 本论文的主要内容是如何设计带式运输机传动装置设计（蜗杆） 1.41.4 本章小节本章小节 本章主要介绍了论文背景、论文研究的意义和主要内容，对减速器的优点 及结构作了简要叙述，也对本设计的应用及概况进行了说明。 泸州职业技术学院毕业论文 传动装置的总体设计 4 第二章第二章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 2.12.1 确定传动方案确定传动方案 （一） 、设计题目： 带式运输机传动装置设计（蜗杆） （二） 、传动方案： 所选传动方案如下图所示： 1、电动机 2、联轴器 3、减速器 4、联轴器 5、传动带 6、滚筒 （3） 、原始数据： 已知条件传动带工作拉力 F/kN 传动带速度 V(m/s)滚筒直径 D/mm 参数51.6500 (四)、工作条件与技术要求 泸州职业技术学院毕业论文 传动装置的总体设计 5 使用折旧期：8 年；工作情况：两班倒，连续单向运转，载荷较平稳；工作环 境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35；检修间隔期：四年一大修，二年一 中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 2.22.2 电动机的选择电动机的选择 1、电动机类型的选择 根据动力源和工作的条件，选用 Y 系列三相异步电机 2 电动机功率的选择 工作机所需的有效功率为:Pw=Fv/1000w=50001.6/10000.96=8.33Kw 其中 w 为工作机传动效率 为了计算电动机所需功率 Pd,需确定传动效率 设各传动效率分别为 1(弹性联轴器)、2（蜗杆传动） 、3（滚动轴承） 、4（圆柱齿轮传动） = 12 2 33 42 =0.992 0.800.9830.97=0.716 电机所需的工作功率： Pd=Pw/=8.33/0.716=11.63KW 由表 12-1 选取电动机的额定功率为 15kW 3、电动机转速的选择 选用常用同步转速 1000r/min 和 1500r/min 两种作对比： 工作转速 nW =601000V/D =600001.6/3.14500=61.14r/min 总传动比 i=nm/nw,其中 nm为电动机的满载转速。 现将两种电动机有关数据列于下表比较： 型号 额定功率 /kW 满载转速/(r/min)同步转速 总传动带 比 Y160L -415kW1460150023.87 Y180L-615960100015.7 泸州职业技术学院毕业论文 传动装置的总体设计 6 由表可知 Y160L-4 的传动比过大，为了合理的分配传动比，提到传动效率决定 选择 Y180L-6 4、电动机型号的选择 根据电动机动率和同步转速，选定电动机型号为 Y180L-6，查表 17-1 可知 电动机的机座中心高为 180mm, 2.32.3 计算总传动比和分配各级传动比计算总传动比和分配各级传动比 现总传动比 i=15.7,为了提高传动效率，低速级圆柱齿轮传动比可取 i2=0.05i=0.0515.7=0.78，则 i1=i/i2=15.7/0.78=20.12 2.42.4 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速的计算 nm=960r/min n1=nm=960r/min n2=n1/i1=960/20.12=47.71r/min n3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/min n4=n3=61.16r/min 2、各轴输入功率计算 Pd=11.63Kw P1=pd1=11.630.99=11.51kW P2=p123=11.510.800.98=9.02kW P3=p234=9.020.980.97=8.57kW P4=p313=8.570.990.98=8.31Kw 3、各轴的输入转矩计算 Td=9550pd/nm=955011.63/960Nm=115.69Nm 泸州职业技术学院毕业论文 传动装置的总体设计 7 T1=9550p1/n1=955011.51/960Nm=114.50Nm T2=9550p2/n2=95509.02/47.71Nm=1805.5Nm T3=9550p3/n3=95508.57/61.16Nm=1338.18Nm T4=9550p4/n4=95508.31/61.16Nm=1297.58Nm 将各轴的运动和动力参数列于下表： 编号转速 n/(r/min)功率/Kw转矩/Nm 0 96011.63115.69 196011.51114.50 247.719.021805.5 361.168.571338.18 461.168.311297.58 其中，传动比 i1=20.12,i2=0.78 2.52.5 小结小结 本章主要介绍了传动装置的设计，其中包括电动机的选择、传动比的分配及传 动装置动力参数的计算 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 8 第三章第三章 齿轮的设计齿轮的设计 3.13.1 高速级涡轮蜗杆传动的设计计算高速级涡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 45-55HRC 涡轮：铸锡磷青铜 ZCuSnIopl，金属模制造，齿芯用灰铸铁 HT100 （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 弯曲疲劳轻度，传动中心距为： KT2(ZZ/H)1/3 1）确定作用在涡轮上的转矩 T2 按 Z1=2，估取效率 =0.8，则 T2=9.55106P2/n2=9.55106P/(n1/i1)=9.5510640.8/960/20.03=6376 22Nmm 2）确定载荷系数 K 取载荷分布不均系数 K=1；机械设计表 11-5 选取使用系数 K=1;由于转 速不高，冲击不大，可取动载系数 KV=1.05；则 K=KAKKV=111.05 3）确定弹性影响系数 ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa 。 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，从机械设计 图 11-18 中可查得 Z=2.9. 5）确定许用接触应力 H 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 9 根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSnIopl，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表机械设计表 11-7 中查得蜗杆的基本许用应力H =268Mpa. 使用寿命 Lh=30088=19200h 应力循环次数 N=60jn2Lh=60147.93192005.52107 寿命系数 KHn=107/5.521071/8=0.8077 则H=KHnH1=0.8077268Mpa=216.46Mpa 6）计算中心距 a1.05637622(1602.9/216.46)2 1/3mm=145.438mm 取中心距 a=160mm,因 i1=20.12，从机械设计表 11-2 中取模数 m=6.3mm, 蜗杆分度圆直径 d1=63mm.这时 d1/a=0.39,从机械设计图 11-18 中可查得接 触系数 Z1=2.76，因为 Z1Z，因此以上计算结果可用。 （4）蜗杆与蜗轮的主要设计参数于几何尺寸 1）蜗杆 轴向齿距 Pa=m=3.146.3=19.782mm 直径系数 q=d1/m=63/6.3=10 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*m=63+216.3=75.6mm 齿根圆直径 df1=d1-2m(ha*+c*)=63-26.3(1+0.2)=47.88mm 分度圆导程角 =111836 蜗杆轴向齿厚 sa=m=9.896mm 2）蜗轮 蜗轮齿数 Z2=41；变位系数 X2=-0.1032； 验算传动比 i= Z2/ Z1=41/2=20.5,这时传动比误差为（20.5-20.03） /20.03=0.025=2.3%是允许的。 蜗轮分度圆直径 d2=mz2=6.341mm=258.3mm 蜗轮喉圆直径为： Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=258.3+26.3(1-0.1032)mm=269.6mm 蜗轮齿根圆直径为： Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=258.3-26.3(1+0.1.32+0.2)mm=241.88mm 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 10 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-1/2da2=(160-1/2269.6)mm=25.2mm (5)校核齿根弯曲疲劳强度 F=1.53KT2/d1d2m=YFa2YF 当量齿数 zr2=z2/cos3=41/(cos11.31)=43.48 根据 x2=-0.1032, zr2=43.48,从机械设计图 11-19 中可查得齿形系数 YFa2=2.46 螺旋角系数 Y=1-（11.31/140）=0.9192 许用弯曲应力F= F Km 从机械设计表 11-8 中查得由 ZCuSnIopl 制造的蜗轮的基本许用应力F 1=56Mpa KFN=(106/5.52107)1/9=0.64 寿命系数F=560.64Mpa=35.84Mpa F=1.531.05637622/63258.36.32.460.9192Mpa=22.59Mpa 弯曲强度满足。 （6）验算效率 =（0.950.96）tan/tan(+) 已知 =111836=11.31；=arctanfv;fv 与相对滑动速度 vs 有关。 Vs=d1n1/601000cos=63960/601000cos11.31=3.229m/s 从机械设计表 11-18 中用插值法查得 fv=0.024、v=1.3667;带入式中得 =0.849，大于原估计值，因此不用重算。 蜗杆速度 v=d1n/601000=63960/601000=3.17m/s （7）校核蜗杆的齿面接触强度 对于青铜或铸铁蜗轮与铜蜗杆配对时材料弹性系数 Ze=160MP2 接触系数 Z=2.74 载荷系数 K=1.05（载荷平稳） 蜗轮实际转矩 T2=637622Nmm 许用接触应力 H=216.46Mpa 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 11 校核蜗轮齿面接触疲劳强度 H=ZeZ(KT2/a3)=1602.74(1.05637622/1603)Mpa=177.242MpaH=2 16.46Mpa 即齿面强度足够。 （8）热平衡校核，初步估计散热面积 A 估算箱体的散热面积： S=1000P(1-)/ad(t0-ta)=10003.932(1-0.894)/15(65-20)=0.617m2 其中，P 为蜗杆传递功率， 为蜗杆传递效率，ad为箱体的表面传热系数，取 15W/(m2K);t0为油的工作温度，取 65 度；ta为周围空气温度，取 20 度。 （9）精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器。从 GB/T10089-1988 圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f,标注为 8fGB/T10089-1988。 蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用 H7/S6 配合，并加抬肩和螺钉固定（螺钉选用 6 个） 。 蜗轮蜗杆的配合面表面粗糙度，Ra 的上限值取 0.8um,用去除材料的方法获得表 面粗糙度。 3.23.2 低速级齿轮传动的设计计算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，选斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（GB 10095-88） 。 3）材料选择。由机械设计表 6-4 选择小齿轮材料为 45 钢（调制） ，平均 硬度为 235HBS，大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 190HBS，二者硬度差为 45HBS。 4）选小齿轮齿数 Z1=24，则大齿轮齿数 Z2=i2Z1=2.0924=50.16,取 Z2=51.齿 数比 U=51/24=2.125。 5）初选螺旋角 =14。 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（6-28） 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 12 dif2(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 1)确定公式内的各计算数值 1、试选载荷系数 Kt=1.6 2、由机械设计表 6-5 选取区域系数 ZH=2.433. 3、同理查得 1=0.770，2=0.84；则 1+2=1.61。 4、小齿轮传递的转矩 T1=T2=614.28N.m=614103N.m=6.1428105N.m 5、由机械设计表 6-9 款系数 d=1 6、由机械设计表 6-6 料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2 7、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 HLIM1=550Mpa；接触疲劳 强度极限 HLIM2=390Mpa. 8、计算应力循环次数 N1=60n2jLh=5.521536107 N1=N1/u=2.598107 9、查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.98,KHN2=1.08 10、计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1. H1=KHN1HLIM1/S=0.98550(MPa)=539Mpa H2=KHN2HLIM1/S=1.08550(MPa)=421.2Mpa H=H1+H2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa 2）计算 1、试算小齿轮分度圆直径 dd1， dd12(KtT1(u+1)/duZHZ/H2)1/3 =21.66.1428105(2.125+1)/1.6332.125(2.433189.8/480.1)21/3 =117.855mm 2、计算圆周速度 v。 V=3.14dn/60000=3.14117.85547.93/60000m/s=0.296m/s 因为m/s，故取级精度合适。 3、计算齿宽 b 及模数 mnt。 b=dd1t=1117.855mm=117.855mm 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 13 m nt =d1tcos14/Z=117.855cos14/24mm=4.76mm 4、齿高 h=2.25m nt=2.254.76mm=10.71mm b/h=117.855/10.71=11。 5、计算纵向重合度 =0.318dz1tan=0.318124tan14 =1.903。 6、计算载荷系数 K 由表查得：使用系数 KA=1;根据 v=0.296m/s,8 级精度。动载荷系数 KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得 8 级精度、调质小齿轮相对支承非对称布置时： KH=1.15+0.18(1+0.62D)2D+0.3110-370.557=1.46 根据 b/h=11、KH=1.46，由机械设计查表得 KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKH=11.031.41.46=2.105. 7、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=dif(K/KT)1/3=117.855(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm 8、计算模数 mn=d1cos2/z1=129.14cos14/24mm=5.22mm (3)按齿根弯曲疲劳强度设计 mt(2KT1YCOS2YFAYSA/DZ21a) 1)确定计算参数 1、计算载荷系数 K=KAKVKFAKF=11.031.41.4=2.0188 2、根据纵向重合度 =1.903，从机械设计表查得螺旋角影响系数 Y=0.88。 3、计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3=24/cos314=26.27 ZV2=Z2/cos3=51/cos314=55.83。 4、查取齿形系数及应力校正系数 由机械设计表查得 YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。 5、由机械设计图 10-20 和图 10-20b 按齿面硬度分别查得小齿轮的弯曲疲 劳强度极限 FE1=380Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=325Mpa. 6、由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.95，KFN2=0.96 7、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 14 F1=KFN1FE1/S=257.857Mpa F2=KFN2FE2/S=222.857Mpa 8、计算大小齿轮的F并加以比较 YFA1YSA1/F1=2.5921.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/F2=2.3191.717/22 2.857=0.018,大齿轮的数值大。 2）计算（按大齿轮） mt2KT1Ycos2YFAYSA/dz12aF1/3=22.01886.14281030.88 cos2140.018/12421.611/3=3.42mm 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，由于齿轮模数 mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。故可取由 弯曲强度算得的模数 3.42mm 并就近圆整为标准值 mn=3.5mm，而按接触强度算 得的分度圆直径 d1=129.14mm 重新修正齿轮齿数， z1=d1cos/mn=129.14cos14/3.5=35.8,取 z1=36,则 z2=i2z1=2.0936=75.24,取 z2=75.实际传动比 i2=z2/z1=75/36=2.083,与原传动 比基本一致。 （4）几何尺寸计算 1）中心距计算 a=(z1+z2)mn/2cos=(36+75)3.5/2cos14=200.26mm,将中心 距调整为 200mm. 2）调整后的中心距修正螺旋角 =arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)3.5/2200=13.772=134619 3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=z1mn/cos=363.5/cos134619=129.73 d2=z2mn/cos=753.5/cos134619=270.27 4）计算齿轮宽度 b=dd1=1129.73=129.73mm,取 b=130mm,则： B2=130mm,B1=135mm. 5）齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺 寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，齿轮传动的尺寸见下表： 名称计算公式结果 法面模数 mn3.5 法面压力角 An20 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 15 螺旋角 134619 齿数 z1 z236 75 传动比 i22.03 分度圆直径 d1 d2129.73 270.27 齿顶圆直径 da1 da2136.73 277.27 齿根圆直径 df1 dd2120.98 261.52 中心距 a200 齿宽 B1 B2135 130 3.33.3 小结小结 本章主要介绍了高速、低速齿轮的设计及其计算。 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 16 第四章第四章 轴的设计轴的设计 4.14.1 蜗轮轴的设计蜗轮轴的设计 （1）选择轴的材料，确定许用应力 因为为普通用途中小功率减速器，轴主要传递蜗轮的转矩。故选轴的材料 45 号钢，调质处理。查机械设计表 9.1 可知： b=600MPa b-1=55Mpa （2）蜗轮轴上的功率 PI =11.51kw 转速 n1=960r/min 转矩 T1=114.50 N 转距 T2 1085.5 N， （3）求作用在蜗杆蜗轮上的力 已知蜗杆的分度圆直径 d1 =63 蜗轮分度圆直径 d2258.3 而 Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 N Fa1= Fr2=2T2 / d2=8.4N Fr1=Fr2tan =8.4tan20o=3.05N （4）初步确定轴的最小直径，取 A0 =112，于是得 dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112(11.51/960)1/3=38.5mm 计算联轴器的转矩，取 KA=1.5 Tc= KA T1=1.5114.5103 =171750N 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 17 选用 LT3 弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 315000N。半联轴器 的孔径 dI20，故取 dI-II=20,半联轴器长度 L52，半联轴器 与配合的毂孔长度 L138 4.1.14.1.1 轴的结构设计轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 如图所示的装配方案 （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，I-II 轴段右端需制定一轴肩，轴肩高 度 h=2.5mm, dII-III=25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 d=30mm,半联轴器与轴配合的孔长度 L1 =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 I-II 段的长度略短一些，现取 LI-II =36mm 2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受较大径向力和轴向力，故选用圆锥滚子 轴承，并根据 dII-III25mm,选取 32306，其尺寸 dDT=307227 故 dIII- IV=dV-IV=30,而 LIII-IV=LVII-VIII=50mm,轴肩高度 h=3mm,因此 dIV-V =dVI-VII=36 3）取蜗杆轴轴段直径 dV-VI=75.6,蜗杆齿宽 b1 (10.5+z1)m=79,经磨削后 b1 79+25=104,即 LV-VI141 4）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 LII-III =40mm 5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取 lIv-V = LVI-VII=65 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 18 （3）轴上零件的周向定位 为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按轴的直径查表查得平键截面 bh=6mm6mm ，长为 L=25mm ，半联轴器与轴的配合为;所以滚动轴承的 配合是由过盈配合来保证的 （3）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2 取轴端倒角 145。各轴肩处的圆角半径取 R1。 （4）.轴的强度计算 1） 求两轴承受到的径向载荷 Fr1 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： 则 2） 求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa2 对于圆锥滚子轴承，按表 13-7，轴承的派生轴向力， 其中，Y 是对应表 13-5 中 的 Y 值，其值由轴承手册查出。手册上 查的 32306 的基本额定载荷 C=81500N, Co =96500N。e=0.31，Y=1.9。 因此可得 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 19 按式（1311）得 Fa1= Fd2+ Fa1=3552.3N Fa21= Fd2=135.3N 因为 故 X=0.4, Y=1.9; , 故 X=1, Y=0; 因轴承运转过程中载荷较平稳，查表，fp =1.1。则 P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7899.9N P2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N 3） 验算轴承寿命 因为 P2P1，所以按轴承 1 的受力大小验算 Lk=106/60n(C/ P1)Z=38390h19200h 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 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。 载荷垂直面 V水平面 H 支反力 FFr1=1081N,Fr1=514.3NFr1H =Fr1H=444.5N 弯矩 MMr1=145937.7N.mm， Mr2=38298.7 N.mm MH=65830.4 N.mm 总弯矩M1=(145937.72+65830.42)1/2=160098 N.mm M2=(38298.7 2+65830.42)1/2=7616 N.mm 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 20 扭矩 TT=280000 N.mm 4）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 a=0.6 ，轴的计算应力为 已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，查表得-1=60MPa。因此 ca -1，故安全。 4.24.2 蜗杆轴的设计计算蜗杆轴的设计计算 1.蜗杆轴上的功率 PII=9.02kw ， 转速 nII=47.71r/min ，转矩 TII1805N 轴 III 上的功率 PIII=8.57kw,转速 NIII=61.16r/min ，转矩 TIII1338.18 2.求作用在齿轮上的力 蜗轮：Fa2= Ft1=2T1 /d1=2114.5/63=3.63N Ft2= Fa1=2T2 /d2=21085.5/302.4=7.19N Fr2= Fr1= Ft2 tan =7.19 tan 200=2.61N 小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径 d2 齿=270.27mm Ft3= Ft3=2T3 /d2 齿=21338.18/270.27=9.9N Fr3= Fr4= Ft3 tan / =9.9tan 200/ =3.5N 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 21 Fa3= Fa4= Ft3 tan 14828“=3.5tan 14828“ =109N 3.初步确定轴的最小直径，取 A0=112 dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112(4.14/38)1/3=53.4mm 4.2.14.2.1 轴承的选择轴承的选择 1）拟定轴上零件的装配方案 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-II =50mm,选取 7310B，其尺寸 dDB=50mm110mm27mm 故 dI-II = dv-vI =50, （2）取安装齿轮处的轴段直径 dII-III = dIV-V =55mm,齿轮的右端与轴 承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒压紧齿轮，此轴段应 略短于轮毂宽度，蜗轮宽度 B0.75da1 =0.7575.6=56.7，取其宽 度为 56，故取 LII-III =52mm,小齿轮 B2 =106,故取 LIV-V =102mm, 齿轮采用轴肩定位，轴肩高度 h=5mm, dIII-IV =65mm, LIII-IV =40 （3）为了保证蜗轮蜗杆、直齿的啮合，取蜗轮端面到内机壁的距离 a1=22mm ；为了保证直齿的啮合，取小齿轮端面到内机壁的距离 a2=9mm ；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱 体内壁一段距离2 ,取2=10mm，已知滚动轴承宽度 B=27mm ， 则 LI-II =T+2+ a1 +(5652)=63mm, LV-VI =T+2 + a2 +(106102) =50mm 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 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 22 按轴的最小直径查得平键截面 bh=16mm10mm ，长为 L=45mm ，半联轴器与轴的配合为;所以滚动轴承的配合是由过盈配合来 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 245。各轴肩处的圆角半径取 R2。 4.2.24.2.2 轴的强度计算轴的强度计算 （1） 求两轴承受到的径向载荷 Fr1 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： 则 Fr1V=2824.8N Fr2V=1629.2N Fr1H=6128.7N Fr2H=-993.5N Fr1=( Fr1V 2+Fr1H2)1/2= (2824.8 2+6128.72)1/2 =6728.4N Fr1=( Fr2V 2+Fr2H2)1/2= (1629.2 2+6128.72)1/2 =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，按查表，轴承的派生轴向力 Fd= 1.14 Fr, 其中，Y 是对应表 13-5 中 的 Y 值，其值由轴承手册查出。 手册上查的 7310B 的基本额定载荷 C=68200N, Co =48000N。e=1.14，Fac=Fa3-Fa2=1265.7N 因此可得 Fd1= 1.14 Fr=7693N Fd2= 1.14 Fr2=2175N 所以 Fa1= Fd1=7693N Fd2= Fd1-Fac=6227.3N 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 23 因为 Fa1/ Fr1= 1.14e;故 X=1, Y=0； Fa2/ Fr2= 3.37e, 故 X=0.35,Y=0.57； 因轴承运转过程中载荷较平稳，按表 136，fp =1.1。则 P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432N P2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=4764.5N （3） 验算轴承寿命 因为 P1 P2 ，所以按轴承 1 的的受力大小验算 Lh=106/60n(C/ P1)Z=138250h19200h 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 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 24 支反力 FFr1=6748.4N,Fr1=1908N Fr1H=6128.7N,Fr2H=-993.5N 弯矩 MMr1 左=- 111579.6N.mm，Mr1 右 =-4921.9 N.mm Mr2 左=-30910.6 N.mm Mr2 右=83903.8 N.mm MH1=242083.7 N.mm MH2=51165.3 N.mm 总弯矩M1 左=(111579.62+242083.72)1/2=266561N.mm M1 右=(4921.9 2+242083.72)1/2=242133 N.mm M2 左=(51165.32+30910.62)1/2=59777.5N.mm M2 右=(30910.62+51165.3 2)1/2=98273.8 N.mm 扭矩 TT=441280N.mm 6）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 a=0.6 ，轴的计算应力为 已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得-1 =60MPa。因此 ca -1， ，故安全。 4.2.34.2.3 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 25 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 =0.150 3=12500mm3 抗扭截面系数 W =0.2 d 3=0.250 3=25000 mm 3 截面 II 左侧的弯矩 M 为 M=111579.624/52=51498.3Nmm 截面 II 上的扭矩 T=441280Nmm 截面上的弯曲应力 =M/W=13.9Mpa 截面上的扭转切应力 t= T/ Wt =209000/18225=4.12Mpa 轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 H=640Mpa, -1 =275Mpa, t-1=155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a 及 r按表查取， 因 r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,经插值后可查得 ca=2.0，r =1.36 轴的材料的敏性系数为 q =0.82 q r=0.85 故有效应力集中系数为 kt =1+ qr (-1)=1.82 kr =1+ q r(r -1)=1.306 由尺寸系数 =0.63.扭转尺寸系数r =0.78 轴按磨削加工，可得表面质量系数 = r =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=2.99 Kr = kr /r +1/ r -1=1.76 碳钢的特性系数1 =0.10.2，取1 =0.1 2=0.050.1，取r=0.05 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 26 计算安全系数 S 值，则得： S 1=-1 /（Ka + a）=6.62 S2 =t-1 /（Krta +rtm ）=14.93 S =（S1 S2 ）/（S12 + S12 ） =6.05, S=1.5 故可知其安全 截面 II 右端 抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1553 =16638mm3 抗扭截面系数 W =0.2 d 3=0.255 3=33275mm 3 弯矩 M 及弯曲应力为： M=51498.3Nmm b=M/W=113.9Mpa 扭矩 T 及扭转切应力为：T=441280Nmm t= T / W =4.12Mpa 过盈配合处的 k / ，用插值法求出，并取 kt /r =0.8 kc/ ，得 k/=3.16 k r/r=0.8 k/=2.53 轴按磨削加工，得表面质量系数为 = r =0.92 故得综合系数为：K= k/ +1/ -1=3.25 Kr = kr /r +1/ r -1=2.62 因此，轴在截面 IV 右侧的安全系数为： S 1=-1 /（Ka + a）=6.09 S2 =t-1 /（Krta +rtm ）=15 S =（S1 S2 ）/（S12 + S12 ） =6.05, 泸州职业技术学院毕业论文 参考文献 27 S=1.5 故该轴在截面 II 右侧的强度也足够 4.34.3 齿轮轴