二级蜗轮蜗杆斜齿轮减速设计

第 I 页 共 II 页 目 录 1 传动装置的总体设计 4 2 1 确定传动方案 4 2 2 电动机的选择 4 2 3 计算总传动比和分配各级传动比 5 2 4 计算传动装置的运动和动力参数 5 3 传动机构及零件的设计计算 6 3 1 带传动的设计计算 6 3 2 减速器的设计计算 7 3 2 1 蜗轮蜗杆的设计计算 7 3 2 2 蜗杆的设计 10 3 2 3 齿轮的设计计算 17 3 2 4 传动轴的设计 22 3 2 5 输出轴的设计 29 3 2 6 箱体的设计 36 第 1 页 共 12 页 1 1 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 1 11 1 确定传动方案确定传动方案 带式输送机是在户外作业根据课题设计参数 输送带工作拉力 F 1300N 输 送带工作速度 V 2 1m s 鼓轮直径 D 225mm 带式输送机的传动方案见下图 2 1 图 2 1 带式输送机传动方案简图 1 电动机 2 V 带轮 3 减速机 4 卷筒 1 21 2 电动机的选择电动机的选择 带式输送机每天的工作时间是在早上和傍晚 且工作时间不到十分钟 工作 时间相比较很短 因此不用考虑电动机的发热与升温 其负载是均匀增大的且转 速稳定 故可忽略电动机的震动与变速 主要影响电动机寿命的因素是功率 转速及环境因素 应技术要求电动机的 输出功率为 1 1KW 减速机降速后速度为 1 6r min 因此尽量选择要具有较底转速 的电动机 此外考虑到电动机式户外作业 它还要具有防雨 防尘等功能 5 综合考虑各种因素 所选择的电动机为一款齿轮减速电动机型号 YCJ71 配用 电机 90SF1 4 输出功率 1 1KW 输出转速 240r min 输出转矩 42N m 极数 4 电 动机的安装型式为 B3 基本安装型 5 第 2 页 共 12 页 1 31 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 传动装置的总传动比为 2 1 150 6 1 240 w m n n i 分配结果为第一级蜗轮蜗杆传动比为 30 第二级齿轮传动比为 5 1 41 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 2 2 min 240 1 rnn w 2 3 min 8 30 240 1 1 2 r i n n 2 4 min 6 1 5 8 2 2 3 r i n n 2 各轴功率 依次为电动机与蜗杆 蜗杆与传动轴 传动轴与输出轴之间的传动效 12 w 率 根据手册取 5 0 97 0 7 0 99 依次为蜗杆 传动 w 1 2 1 P 2 P 3 P 轴和输出轴上的输入功率 1 067KW 2 5 1 PP w 1 067 0 7 0 7469KW 2 6 2 PP w 1 0 7469 0 99 0 7394KW 2 7 3 PP w 1 2 3 各轴转矩 9550000 9550000 43770 N mm 2 8 1 T 1 1 n p1 0674 240 9550000 9550000 N mm 919187N m 2 9 2 T 2 2 n P0 7469 240 30 9550000 9550000 4549978 N mm 3 0 3 T 3 3 n p0 7394 1 6 2 2 传动机构及零件的设计计算传动机构及零件的设计计算 第 3 页 共 12 页 2 12 1 带传动的设计计算带传动的设计计算 已知电动机功率 1 1KW 转速 240r min 传动比 i 1 1 确定计算功率 ca P 查得工作情况系数 1 0 故 1 1KW A K ca P A KP 2 选取 V 带带型 6 根据 n 确定选取 SPZ 型 ca P 3 确定带轮基准直径 查表取主动轮直径 mmda63 1 则从动轮直径 63mm 12aa idd mm 验算带得速度 0 79 3 1 100060 11 nd v a sm sm 35 带得速度合适 4 确定 V 带的基准长度和传动中心距根据 3 2 2 7 0 21021aaaa ddadd 初步确定中心距mma200 0 计算带所需要的基准长度 2 3 3 1 D Lmmdda aa 598 2 2 210 圆整厚取带的基准长度mmLd630 计算实际中心距 3 4 mm LL aa dd 216 2 1 0 5 计算 V 带的根数 3 5 L ca KKPP P z 00 由 得 min 240 1 rn mmda63 1 1 iKWP35 0 0 0 0 P 第 4 页 共 12 页 查表得 则1 a K82 0 L K 3 8 3 6 L ca KKPP P z 00 取 Z 4 根 6 计算预紧力 0 F 3 7 Nqv Kvz P F ca 261 1 5 2 500 2 0 7 计算作用在轴上的压轴力 3 8 NZFFP2088 2 sin2 1 0 至此带轮的计算设计已经完成 其具体结构见零件图 2 22 2 减速器的设计计算减速器的设计计算 2 2 1 蜗轮蜗杆的设计计算 1 选择蜗杆传动 根据 GB T 10085 1988 的推荐 采用渐开线蜗杆 ZI 2 选择材料 考虑到蜗杆传动传递的功率不大 速度只是中等 故蜗杆采用 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 45 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降低成本 仅齿 圈用青铜制造 而轮芯用灰铸铁 HT100 制造 7 3 按齿面接触疲劳强度进行设计 8 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 3 9 3 2 2 H EZ Z KT 1 确定作用在蜗轮上的转矩 根据式 2 9 得 2 T 919187N mm 2 T 2 确定载荷系数 K 第 5 页 共 12 页 因工作载荷均匀增加 故取载荷分布不均系数 1 1 由手册选取使用系 K 数 1 15 由于转速不高 冲击不大 可取动载荷 1 05 则 A K V K 1 1 1 05 1 151 32 3 10 K K V K A K 3 确定弹性影响系数 E Z 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配 故 160MPa E Z 2 1 4 确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值 0 35 可查得 2 9 1 d 1 d Z 5 确定许用接触应力 H 根据蜗轮的材料为铸锡磷青铜 金属模制造 蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC 可 查的蜗轮的基本许用应力 268MPa H 应力循环次数 60 1 5 365 109500 3 11 h LjnN 2 60 寿命系数 1 75 3 12 87 109500 10 HN K 则 279MPa 3 13 H HN K H 6 计算中心距 mm 149 7mm 3 14 3 2 279 9 2160 91918732 1 取中心距 160mm 因 i 30 故查表取模数 8mm 蜗杆的分度圆直径 80mm m 1 d 这时 0 5 则可查得接触系数 2 3 因为 因此以上结果可用 1 d Z Z Z 4 蜗杆与蜗轮得主要参数与几何尺寸 1 蜗杆 轴向齿距 25 12mm 直径系数 10 齿顶圆直径 96mm 齿根圆直径 a Pq 1a d 第 6 页 共 12 页 63 5mm 分度圆导程角 5 42 38 蜗杆轴向齿厚 12 56mm 1f d a s 2 蜗轮 蜗轮齿数 31 变位系数 0 500 2 z 2 x 验算传动比 i 31 这时得传动比误差为 30 29 31 3 22 是允许的 1 2 z z 蜗轮分度圆直径 248mm 3 15 2 d 2 mz 蜗轮喉圆直径 2 248 2 8 264mm 3 16 2a d 2 d 2a h 蜗轮齿根圆直径 248 2 14 220mm 3 17 222 2 ff hdd 蜗轮咽喉母圆半径 160 0 5 264 28mm 3 18 22 2 1 ag dar 5 校核齿根弯曲疲劳强度 3 19 53 1 2 21 2 FFaF YY mdd KT 当量齿数 3 20 12 29 38425 cos 31 cos 33 2 2 Z ZV 则可查出齿型系数 2 7 2Fa Y 螺旋角系数 1 1 0 9643 3 21 Y 140 140 38425 许用弯曲应力 3 22 F F FN K 查手册知铸锡磷青铜 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 8 F 56MPa 寿命系数 1 27 FN K 9 6 109500 10 56 0 8316 46 57MPa F 30 45MPa F 9643 0 7 2 824880 91918732 1 53 1 弯曲强度是满足得 第 7 页 共 12 页 6 精度等级公差和表面粗糙度得确定 9 考虑到所设计得蜗杆传动是动力传动 属于通用机械减速器 从 GB T 10089 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 8f GB T 10089 1988 然后由手册查的要求得公差项目及表面粗糙度 详细数据见 零件图 7 热平衡核算 此机构每天得工作时间不超过十分钟 工作时间短 蜗轮蜗杆在工作中产生 得热量少 对机构不产生影响 故不考虑热平衡计算 3 2 2 蜗杆的设计 1 确定蜗杆上的功率转速和转矩 1 P 1 n 1 T 根据已知 1 067KW 240r min 43770 N mm 1 P 1 n 1 T 2 初步确定蜗杆的最小直径 选取蜗杆的材料为 45 钢 调制处理 查表取 112 于是 0 A 3 23 1 3 3 min0 1 1 067 11218 6 240 P dAmmmm n 蜗杆的最小直径显然是与 V 带轮的联接处的直径 但如果环境允许的话 蜗 杆可以直接与电机轴连接 这样就减少了 V 带轮 降低了成本 因此考虑的它的 通用性 可适当增大蜗杆的直径来适应多种选择 蜗杆与电机轴直接连接时 蜗 杆的最小直径显然时安装联轴器处的直径为了使所选的直径与联轴器得 III d III d 孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 考虑到联轴器要与电机轴相联 因此 联轴器的孔径为 28mm 计算联轴器的转矩 10 3 24 56901437703 1 1 TKT ACA 查手册选用 HL2 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 160000N mm 故 28mm III d 半联轴器的长度 62mm 半联轴器长度与蜗杆配合的长度 44mm 1 L 3 蜗杆的结构设计 1 拟定蜗杆上零件的装配方案 如图所示 第 8 页 共 12 页 图 3 1 蜗轮的结构与装配图 2 根据蜗杆定位的要求确定蜗杆的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 I II 蜗杆段右端需制出一铀肩 故 取 II III 段的直径 34mm 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 35mm 半联轴器与蜗杆配合的毂孔长度 L1 44mm 以 mm 为了保证轴端挡圈只压在半联铀 器上而不压在蜗杆的端面上 故 I II 段的长度应比略短一些 现取 42mm 1 L III L 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 考虑到蜗杆 左侧所受的载荷较大 故蜗杆左侧选用双列圆锥滚子轴承 参照工作要求并根据 38mm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的双列圆锥 IIIIV d 滚子轴承 30208 尺寸为 d D T 40mm 80mm 19 75mm 右侧滚动轴承选择角接 触轴承 7008AC 尺寸为 d D T 40mm 68mm 15mm 3 取挡油环的长度为 12mm 则 20 20 12 52mm 因为轴承左侧要用圆螺 IV V L 母定位 故的长度应略短于 52mm 取 51mm 同理 23mm IV V L IV V L VIIIIX L 4 取 50mm 轴承端盖的总宽度为 15mm 由减速器及轴承端盖的 V VIVII VIII LL 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脂的要求 取端盖的 外端面与半联铀器右端面间的距离 L 10mm 故取 24mm 至此 已经初步确定 IIIII L 了轴的各段直径和长度 3 蜗杆上零件的周向定位 第 9 页 共 12 页 半联轴器与蜗杆的周向定位均采用平键联接 半联轴器与蜗杆的联接 选用 平健为 8mm 7mm 32mm 键槽用键槽铣刀加工 半联轴器与蜗杆的配合为 H7 k6 滚动轴承与蜗杆的周向定位是借过渡配合来保证的 此处选蜗杆的直径尺寸公差为 m6 4 确定蜗杆上圆角和倒角尺寸 取蜗杆端倒角为 2 45 各轴肩处的圆角半径见零件图 4 求蜗杆上的载荷 11 首先根据蜗杆的结构图作出蜗杆的计算简图 在确定轴承的支点位置时 从 手册中查取 a 值 对于 30208 型圆锥滚子轴承 由手册中查得 a 15 3mm 因此 作为简支梁的蜗杆的支承跨距L2 L3 33 95 33 95 67 9mm 根据蜗杆的计算简图 作出蜗杆的弯矩图和扭矩图 图 3 2 蜗轮的载荷分析图 从蜗杆的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是蜗杆的危险截面 现将计算出的截面 c 处的MH MV 以及 M 的值列于表 3 1 表 3 1 蜗轮的扭矩和弯矩 第 10 页 共 12 页 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F 729 3N 364 6 1NH F 2NH F 1024N 42N 1NV F 2NV F 弯矩 M 47243 4N mm H M 74826N mm V M 总弯矩 88623N mmM 扭矩 T 43770N mm 3 T 4 按弯扭合成应力校核蜗杆的强度 进行校核时 通常只校核蜗杆上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 c 的强度 则由式及上表中的数值 并取 0 6 蜗杆的计算应力 12 3 25 MPaMPa W TM ca 7 8 961 0 437706 0 88623 3 222 3 2 1 前已经选定蜗杆的材料为 45 钢 调质处理 由手册查得 60MPa 因此 1 故安全 ca 1 5 精确校核蜗杆的疲劳强度 1 判断危险截面 截面 A B 只受扭矩作用 虽然键槽 轴肩及过渡配合引起的应力集 中均将削弱轴的疲劳强度 但由于蜗杆的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定 的 所以 A B 均无需校核 从应力集中对蜗杆的疲劳强度的影响来看 截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应 力集中最严重 从受载的情况来看 截面 C 上的应力最大 截面 IV 的应力集中的 影响和截面 V 的相近 但截面 V 不受扭矩作用 同时轴径也较大 故不必作强度 校核 截面 C 上虽然应力最大 但应力集中不大 过盈配合及键槽引起的应人集中均 在两端 而且这里蜗杆的直径较大 放截面 C 也不必校核 因为键槽的应力集中 系数比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面 V 左右两端即可 13 2 截面 V 右侧 第 11 页 共 12 页 抗弯截面系数 W 0 1d3 0 1 963 88473 6mm3 3 26 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 963 176947 2mm3 3 27 截面 IV 左侧的弯矩 M 为 M 88623 74498 7 N mm 3 28 96 3 1596 截面 V 上的扭矩 T2 43770 N mm 截面上的弯曲应力 0 84MPa 3 29 b 6 88473 7 74498 W M 截面上的扭转切应力 3 30 MPa W T T T 248 0 2 176947 43770 2 蜗杆的材料为 45 钢 调质处理 由手册知 155 275 640 11 MPaMPaMPa B 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按手册查取 因 r d 2 55 0 036 D d 60 55 1 09 可查得 2 0 1 31 又因蜗杆的材料的敏性系数为 82 0 q85 0 q 有效应力集中系数为 1 1 0 82 2 1 1 82 3 31 1 k q 1 1 0 85 1 31 1 1 26 3 32 1 k q 查手册知尺寸系数 0 67 扭转尺寸系数 0 82 蜗杆按磨削加工 则其表面系数为 0 92 蜗杆未经表面强化处理 即 1 则综合系数值为 q 3 33 80 2 1 1 k K 第 12 页 共 12 页 3 34 62 11 1 k K 碳钢的特性系数 0 1 0 05 计算安全系数值得 ca S 3 35 119 1 ma K S 3 36 2 61 1 ma K S S 1 5 3 37 ca S8 51 22 SS SS 故可知其安全 3 截面 IV 左侧 抗弯截面系数 W 0 1d3 0 1 603 21600mm3 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 603 43200mm3 弯矩 M 为 M 88623 66467 N mm 60 3 1560 弯曲应力为 3 07MPa b b 21600 66467 W M 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 01 1 43200 43770 2 过盈配合处得值 用插入法求出 并取 0 8 于是得 k k k 3 16 2 53 k k 轴按磨削加工 则其表面系数为 0 92 故得综合系数为 25 3 1 1 k K 第 13 页 共 12 页 62 2 1 1 k K 计算安全系数值得 ca S 75 21 1 ma K S 6 51 1 ma K S S 1 5 ca S85 17 22 SS SS 故该轴在截面 V 左侧的强度也是足够的 本题因无大的瞬时过载及严重的应 力循环不对称性 故可略去静强度校核 至此 轴的设计计算即告结束 2 2 3 齿轮的设计计算 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 14 1 考虑到斜齿轮传动可以获得较小的传动几何尺寸 而且具有较大的承载能 力 因此方案采用斜齿圆柱齿轮传动 2 减速机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由手册选择小齿轮材料为 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 11 4 选小齿轮齿数为 Z1 20 大齿轮齿数 Z2 U Z1 5 20 100 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 2 按齿面接触强度设计 由设汁计算公式计算 即 3 38 3 21 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 1 6 t K 第 14 页 共 12 页 2 计算小齿轮传递的转矩 919187N 2 T 3 查表选取齿宽系数 1 d 4 由表查得材料的弹性影响系数 189 8MPa E Z 2 1 5 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa 大齿轮的接触 1limH 疲劳强度极限 550MPa 2limH 6 选取区域系数 2 433 H Z 7 查得 0 719 0 865 1 584 1a 2a a 1a 2a 8 计算应力循环次数 N1 60njL 60 5 1 365 109500 N2 109500 5 21900 9 接触疲劳寿命系数 1 1 1 HN K3 1 2 HN K 10 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 3 39 MPa S K HHN H 6606001 1 1lim1 1 3 40 MPa S K HHN H 7155503 1 2lim2 2 接触许用应力 1 2 2 660 715 2MPa 687 5MPa H H H 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径由计算公式得 t d1 3 41 t d1mmmm 6 98 5 687 8 189433 2 5 6 584 1 1 9191876 12 3 2 2 计算圆周速度 3 42 sm nd v t 04 0 100060 5 6 98 100060 11 第 15 页 共 12 页 3 计算齿宽 b 及模数 nt m 1 98 6 98 6mm 3 43 b d t d1 3 44 nt mmmZd t 98 3 24 97 0 6 98 cos 11 2 25 2 25 3 98 8 955mm 3 45 h nt m b h 98 6 8 955 11 01 3 46 4 计算纵向重合度 0 318Z1tan 0 318 1 20 tan14 1 58 3 47 d 5 计算载荷系数K 已知使用系数 1 根据 v 0 04m s 7 级精度 查的动载系数 A K01 1 V K 1 01 0 18 1 0 6 2 2 0 23 0 001b 1 01 0 18 1 0 6 1 H K d d 0 23 0 001 98 6 1 3966 3 48 查得 1 35 F K 查得 1 2 故载荷系数 Ha K Fa K 1 1 01 1 2 1 3966 1 69 3 49 K A K V K Ha K H K 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 98 6 100 4mm 3 50 1 d 3 1 tt KKd 3 6 1 69 1 7 计算模数 4 87mm 3 51 n m 20 14 4 100cos 1 1 COS Z d 3 按齿根弯曲强度设计 3 52 3 2 1 2 1 cos2 H SaFa d n YY Z YTK m 1 确定计算参数 1 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极MPa FE 500 1 第 16 页 共 12 页 限 MPa FE 380 2 2 查得弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 1 F MPa S K FEFN 57 303 4 1 50085 0 11 2 F MPa S KFN 86 238 4 1 38088 0 22 4 计算载荷系数 1 1 01 1 2 1 35 1 64K A K V K Fa K F K 5 根据纵向重合度 1 58 查得螺旋角影响系数 0 88 Y 6 计算当量齿数 3 53 9 21 14cos 20 cos 33 1 1 Z ZV 3 54 5 109 14cos 100 cos 33 21 2 Z ZV 7 查取齿型系数得 72 2 1 Fa Y18 2 2 Fa Y 8 查取应力校正系数 57 1 1 Sa Y79 1 2 Sa Y 9 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 3 55 01406 0 57 303 57 1 72 2 1 11 F SaFaY Y 第 17 页 共 12 页 3 56 01633 0 86 238 79 1 18 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 3 57 mmmn00 4 01633 0 584 1 201 94 0 88 0 91918764 1 2 3 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳 n m 强度计算的法面模数 取 4 5 可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强 n m 度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 100 4 来计算应有的齿数 于是由 1 d 3 58 6 21 5 4 14cos 4 100cos 1 1 n m d Z 取 Z1 21 Z2 u Z1 5 21 105 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 3 59 mmmm mzz a n 26 292 cos2 5 4 10521 cos2 21 将中心距圆整为 292mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 3 60 564813 2922 5 4 10521 arccos 2 arccos 21 a mzz n 因 值改变不多 故参数 等不必修正 a H Z K 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 mm mz d n 17 97 cos 5 421 cos 1 1 mm mz d n 4 486 cos 2 2 4 计算齿轮宽度 第 18 页 共 12 页 3 61 mmdb d 17 9717 971 1 圆整后取 B2 100mm B1 105mm 5 结构设汁 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径大于 160 mm 而又小于 500mm 故以选用 腹板式结构为宜 其它有关尺寸见零件图 2 2 4 传动轴的设计 1 求传动轴上的功率转速和转矩 2 P 2 n 2 T 取蜗轮的传动效率为0 7 则 1 1 0 7 0 77KW 2 P p 2 nmin 8 30 240 1 r i n 9550000 9550000 919187 N mm 2 T 2 2 n p 8 77 0 2 求作用在蜗轮上的力 N d T FF ta 24 1094 2 1 12 N d T FF at 7 7412 2 2 2 12 NFFF trr 982tan 212 求作用在齿轮上的力 N d T Ft18952 2 1 2 N F F nt r 3 7111 cos tan NFF ta 2 4725tan 3 初步确定轴得最小直径 选取蜗杆轴得材料为 45 钢 调制处理 查表取 112 于是 0 A mmmm n P Ad 3 51 8 77 0 112 3 3 2 2 0min 第 19 页 共 12 页 轴得最小直径显然是安装轴承处的直径为了使所选得轴直径与轴承 III d III d 的内径相适应 故需同时选取轴承的型号 因轴承同时受有径向力和轴向力的作 用 故选用单列圆锥滚子轴承 参照工作要求 由轴承产品目录中初步选取 0 基 本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30211 尺寸为 d D T 55mm 100mm 22 75mm 故 55mm IIIV VI dd 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如图 图 3 3 传动轴的结构与装配 2 确定轴的各段直径和才长度 1 取安装蜗轮处的轴的直径 60mm 蜗轮的左端与左轴承之间采用套筒 IV V d 定位 已知蜗轮轮毂的宽度为 72mm 为了使套简端面可靠地压紧蜗轮 此轴段应 略短于轮毂宽度 故取 蜗轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度mml IIIII 70 h 0 07d 取 h 6mm 故 轴环宽度 b 1 4h 取 mmd IVIII 66 mml IVIII 10 2 取安装齿轮处的轴段的直径 齿轮的左端与左轴承之间采用60 IIIII dmm 套筒定位 则齿轮轮毂的宽度为 65mm 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段 第 20 页 共 12 页 应略短于轮毂宽度 故取 62mm 齿轮的左端采用轴肩定位 VIV l 3 取齿轮距箱体内壁之距离 s 15 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 s 8mm 已知滚动轴承宽度 T 22 75 mmasTll vivIII 48216815 222 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 齿轮 蜗轮与轴的周向定位均采用平键联接 按由手册查得平键截面 IIIII d b h 18mm 11mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 56mm 同时为了保证蜗轮与轴配 合有良好的对中性 改选择蜗轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 同样 齿轮与轴 的联接 选用平健为 18mm 11mm 56mm 蜗轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 滚动轴承 与轴的周向定位是借过渡配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为没 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 各轴肩处的圆角零件图 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 在确定轴承的支点位置时 从手册 中查取 a 值 对于 30211 型圆锥滚子轴承 由手册中查得 a 21mm 因此 作为简 支梁的轴的支承跨距L2 L3 L4 62 76 58 196mm 根据轴的计算简图作出轴的弯 矩图和扭矩图 第 21 页 共 12 页 图 3 4 传动轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 c 是轴的危险截面 现将 计算出的截面 c 处的MH MV 以及 M 的值列于下表 3 2 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 c 的 强度 则由式及上表中的数值 并取 0 6 轴的计算应力 第 22 页 共 12 页 MPaMPa W TM ca 7 48 601 0 9191876 0 782623 3 222 3 2 1 前已经选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由手册查得 60MPa 因此 1 故安全 ca 1 表 3 2 传动轴所受的扭矩与弯矩 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F 8352N 6169 9 1NH F 2NH F 5629N 12341N 1NV F 2NV F 弯矩 M 357802N mm 2H M 715778N mm 2V M 总弯矩 782623N mm 2 M 扭矩 T 919187N mm 3 T 7 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力 集中最严重 从受载的情况来看 截面 C 上的应力最大 截面 IV 的应力集中的影 响和截面 V 的相近 但截面 IV 不受扭矩作用 同时轴径也较大 故不必作强度校 核 截面 C 上虽然应力最大 但应力集中不大 过盈配合及键槽引起的应人集中均在 两端 而且这里轴的直径较大 放截面 C 也不必校核 因为键槽的应力集中系数 比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面 V 左右两端即可 2 截面 V 左侧 抗弯截面系数 W 0 1d3 0 1 553 16637 5mm3 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 553 33275mm3 截面 V 右侧的弯矩 M 为 第 23 页 共 12 页 M 782623 340819 N mm 62 3562 截面 V 上的扭矩 T2 919187 N mm 截面上的弯曲应力 20 48MPa b 5 16637 340819 W M 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 6 27 33275 919187 2 轴的材料为 45 钢 调质处理 由手册知 155 275 640 11 MPaMPaMPa B 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按手册查取 因 r d 2 55 0 036 D d 60 55 1 09 可查得 2 0 1 31 又因轴的材料的敏性系数为 82 0 q85 0 q 有效应力集中系数为 1 1 0 82 2 1 1 82 1 k q 1 1 0 85 1 31 1 1 26 1 k q 查手册知尺寸系数 0 67 扭转尺寸系数 0 82 轴按磨削加工 则其表面系数为 0 92 轴未经表面强化处理 即 1 则综合系数值为 q 80 2 1 1 k K 62 11 1 k K 碳钢的特性系数 0 1 0 05 计算安全系数值得 ca S 第 24 页 共 12 页 79 4 1 ma K S 93 6 1 ma K S S 1 5 ca S01 4 22 SS SS 故可知其安全 3 截面 V 右侧 抗弯截面系数 W 0 1d3 0 1 552 21600mm3 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 552 43200mm3 弯矩 M 为 M 782623 340819 N mm 62 3562 弯曲应力为 15 77MPa b 21600 340819 W M 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 2 21 43200 919187 2 过盈配合处得值 用插入法求出 并取 0 8 于是得 k k k 3 16 2 53 k k 轴按磨削加工 则其表面系数为 0 92 故得综合系数为 25 3 1 1 k K 62 2 1 1 k K 计算安全系数值得 ca S 39 5 1 ma K S 第 25 页 共 12 页 81 2 1 ma K S S 1 5 ca S5 2 22 SS SS 故该轴在截面 V 左侧的强度也是足够的 本题因无大的瞬时过载及严重的应 力循环不对称性 故可略去静强度校核 至此 轴的设计计算即告结束 3 2 5 输出轴的设计 1 求输出轴上的功率转速和转矩 3 P 3 n 3 T 取蜗轮的传动效率为0 7 齿轮的传动效率为0 99 1 2 则根据已知 0 7426KW 3 P 又 3 nmin 6 1 5 8 2 2 r i n 9550000 9550000 4549978 N mm 3 T 3 3 n p 6 1 7623 0 2 求作用在齿轮上的力 N d T Ft18708 4 486 454997822 2 3 N F F nt r 7019 cos tan NFF ta 4664tan 3 初步确定轴得最小直径 选取轴得材料为 45 钢 调制处理 查表取 112 于是 0 A 轴得最小直径显然是安装联轴器处的直径为了使所选得轴直径与 III d III d 联轴器得孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩 考虑到转矩变化中等 故取 4 TKT ACA 7 1 A K mmmm n P Ad4 87 6 1 7624 0 112 3 3 2 2 0min 第 26 页 共 12 页 最大负载转矩为 2274 989N m 4 T N mm48 386725 2817 1 4 TKT ACA 查手册选取 WK 型无键联轴器 其型号为 WK9090 公称转矩 16400N mm e d 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 图 3 5 输出轴的结构与装配 2 根据轴上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 轴段右端需制出一铀肩 故取 II III 段的直径 96mm 联轴器与轴的配合长度为 52mm 为了更好的安装 故取 90mm III L 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用单列 圆锥滚子轴承 参照工作要求并根据 96mm 由轴承产品目录中初步选取 0 II III d 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30220 尺寸为 d D T 100mm 180mm 37mm 故 100mm IIIIV d 3 取安装齿轮处的轴段的直径 齿轮的左端与左轴承之间采mmd VTV 110 用套筒定位 则齿轮轮毂的宽度为 100mm 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此 第 27 页 共 12 页 轴段应略短于轮毂宽度 故取 98mm 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高度 VIV l h 0 07d 取 h 8mm 故 轴环宽度 b 1 4h 取 右端mmd IVIII 118 mml IVIII 12 滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册上查得 30220 型轴承的定位轴肩高度 h 6 因此取 106mm L 37mm VI VII d 4 为了使输出轴与传动轴更好的配合取 80mm VI VII L 轴承端盖的总宽度为 20mm 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舔加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联铀器左端面间 的距离 L 20mm 故取 43mm IIIIIVIIIIX LL 至此 已经初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的联接采用轴套连接 尺寸为 D L 180mm 104mm 滚动轴承与 轴的周向定位是借过渡配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 齿轮与轴 的周向定位均采用平键联接 选用平键为 20mm 12mm 90mm 键槽用键槽铣刀加 工 齿轮与与轴的配合为 H7 k6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 在确定轴承的支点位置时 从手册 中查取 a 值 对于 30220 型圆锥滚子轴承 由手册中查得 a 36 4mm 因此 作为 简支梁的轴的支承跨距L2 L3 L4 40 106 58 204mm 根据轴的计算简图作出轴的 弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面 现将 计算出的截面 B 处的MH MV 以及 M 的值列于下表 第 28 页 共 12 页 图 3 6 输出轴的载荷分析图 表 3 2 输出轴所受的弯矩与扭矩 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F 6317N 12634N 1NH F 2NH F 1436N 8547N 1NV F 2NV F 弯矩 M 1517160N mm 2H M 863247N mm 2V M 总弯矩 1749285 N mm 2 M 扭矩 T 4549978 N mm 3 T 第 29 页 共 12 页 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 B 的 强度 则由式及上表中的数值 并取 0 6 轴的计算应力 MPaMPa W TM ca 29 23 1101 0 45499786 0 1749285 3 222 3 2 1 前已经选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由手册查得 60MPa 因此 1 故安全 ca 1 7 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力 集中最严重 从受载的情况来看 截面 B 上的应力最大 截面 V 的应力集中的影 响和截面 IV 的相近 但截面 IV 不受扭矩作用 同时轴径也较大 故不必作强度 校核 截面 B 上虽然应力最大 但应力集中不大 过盈配合及键槽引起的应人集中均 在两端 而且这里轴的直径较大 放截面 B 也不必校核 因为键槽的应力集中系 数比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面 IV 左右两端即可 2 截面 IV 左侧 抗弯截面系数 W 0 1d3 0 1 1203 172800mm3 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 1203 345600mm3 截面 V 右侧的弯矩 M 为 M 1749285 1064618 N mm 93 4 3693 截面 V 上的扭矩T2 4549978 N mm 截面上的弯曲应力 6 16MPa b 172800 1064618 W M 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 1 13 345600 4549978 2 轴的材料为 45 钢 调质处理 由手册知 第 30 页 共 12 页 155 275 640 11 MPaMPaMPa B 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按手册查取 因 r d 2 100 0 02 D d 110 100 1 1 可查得 2 0 1 31 又因轴的材料的敏性系数为 82 0 q85 0 q 有效应力集中系数为 1 1 0 82 2 1 1 82 1 k q 1 1 0 85 1 31 1 1 26 1 k q 查手册知尺寸系数 0 67 扭转尺寸系数 0 82 轴按磨削加工 则其表面系数为 0 92 轴未经表面强化处理 即 1 则综合系数值为 q 80 2 1 1 k K 62 11 1 k K 碳钢的特性系数 0 1 0 05 计算安全系数值得 ca S 3 16 1 ma K S 3 7 1 ma K S S 1 5 ca S8 6 22 SS SS 故可知其安全 3 截面 IV 右侧 第 31 页 共 12 页 抗弯截面系数 W 0 1d3 0 1 1003 100000mm3 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 1003 200000mm3 弯矩 M 为 M 1749285 1118849N mm 101 4 36101 弯曲应力为 11 18849MPa b 100000 1118849 W M 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 74989 22 200000 4549978 2 过盈配合处得值 用插入法求出 并取 0 8 于是得 k k k 3 16 2 53 k k 轴按磨削加工 则其表面系数为 0 92 故得综合系数为 25 3 1 1 k K 62 2 1 1 k K 计算安全系数值得 ca S 1 7 1 ma K S 83 2 1 ma K S 2 64 S 1 5 ca S 22 SS SS 故该轴在截面 V 左侧的强度也是足够的 本题因无大的瞬时过载及严重的应 力循环不对称性 故可略去静强度校核 至此 轴的设计计算即告结束 3 2 6 箱体的设计 1 选择材料 第 32 页 共 12 页 为了增加密封性和吸振性 箱体采用铸铁箱体 用 HT150 制成 3 62 mmmmT82 91 024 圆整后取 10 mm 2 参数设计 其具体参数见下表 3 4 表 3 4 箱体的具体参数 名称符号尺寸 mm 箱座壁厚 10 箱盖壁厚 1 10 箱盖凸缘厚度 1 b 15 箱座凸缘厚度b 15 箱座底凸缘厚度 2 b 25 地角螺钉直径 f d 24 地角螺钉数目n 4 轴承旁联接螺栓直径 1 d 16 盖与座联接螺栓直径 2 d 12 联接螺栓 d2的间距l 100 轴承端盖螺钉直径 3 d 8 第 33 页 共 12 页 定位销