轴设计轴承设计——级蜗轮蜗杆减速器设计.doc

轴的设计 4.1.1绘制轴的布置简图和初定跨距 轴的布置如图4-1。（a=125） 初取轴承宽度分别为n1=22,n2=20。 4-1 蜗杆轴（1轴）跨距 为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2公式计算 L1=(0.91.1)210=（189231） 取L1=200 蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1 蜗轮轴（2轴）跨距 S2=k2=da1+25=60+25=85 L2=2S2=285=170 4.1.2蜗杆轴（1轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 2.轴的受力分析 4单级蜗轮蜗杆减速器设计 轴的受力简图如图4-2（a）所示。图中 LAB=L1=200 LAC=LCB=100 计算蜗杆的啮合力 Ft1=Fa2=438.4 Fa1=Ft2=1687.41 Fr1=Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33 求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。 轴在水平面内的受力简图如图4-2（b） RAX=219.2 RBX=Ft1=438.4-219.2=219.2 MH=RAXLAC=219.2100=21920 轴在水平面内的弯距图如图4-2（d）。 求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。 轴在垂直面内的受力简图如图4-2（c）。 Ma1=42185.25 RAY=524.1 RBY=Fr1=626.33-524.1=102.22 MV1=RAYLAC=524.1100=52410 MV2=RBYLCB=102.22100=10222 轴在垂直面内的弯距图如图4-2（e） 求支承反力，作轴的合成弯距图，转距图。 轴的合成弯距图如图4-2（f）。 RA=568.09 RB=241.87 （轴向力Fa1=1687.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。） MA=MB=0 M1=56809.28 M2=24187.12 T=Ft1=438.4=10960 轴的转距图如图4-2（g）。 4-2 3.轴的初步设计 由文献3中式7-10 d 按文献3表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637 按文献3表7-4，插值得=58.7 取折算系数0.6 将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式 d =21.82 4.轴的结构设计 按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de de=(0.81.2)dm=(0.81.2)28=(22.433.6) 式中： dm-电动机轴直径，。 参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=25。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献4表5-2，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗杆轴的结构见图4-3 4-3 4.1.3蜗轮轴（2轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 2.轴的受力分析 轴的受力简图如图4-4（a）所示。图中 LAB=L2=170LAC=LCB=85 计算蜗杆的啮合力 Fa2=438.4 Ft2=1687.41 Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33 求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。 轴在水平面内的受力简图如图4-4（b） RAX=843.7 RBX=Ft2=1687.4-843.7=843.7 MH=RAXLAC=843.785=71714.5 轴在水平面内的弯距图如图4-4（d） 求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。 轴在垂直面内的受力简图如图4-4（c） Ma2=44936 RAY=48.84 RBY=Fr1=626.33-48.84=577.94 MV1=RAYLAC=48.8485=4151.4 MV2=RBYLCB=577.9485=49086.65 轴在垂直面内的弯距图如图4-4（e） 求支承反力，作轴的合成弯距图，转距图。 轴的合成弯距图如图4-4（f）,转距图如图4-4（g） RA=845.11 RB=1022.41 （轴向力Fa2=438.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。） MA=MB=0M1=RALAC=71834.35 M2=RBLCB=86904.85T=T2=176200 4-4 3.轴的初步设计 由文献3中式7-10 d 按文献3表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637 按文献3表7-4，插值得=58.7 取折算系数0.6 将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式 d =28.57 在此轴段开有一个键槽，直径增大4%，计算截面直径d29.71。 4.轴的结构设计 按经验公式，减速器从动轴的危险截面直径dd dd=(0.30.35)a=(0.30.35)125=37.543.75 按文献4表5-1，取减速器蜗轮轴的危险截面直径dd=45。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献4表5-2，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 4-2滚动轴承的选择 4.2.1蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=568.09，Fa=1687.4，轴承工作转速n=1420r/min。 初选滚动轴承32306GB/T279-1994，按文献2表14.4，基本额定动载荷Cr=81.5,基本额定静载荷Cor=96.5。 Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97e=0.31 X=0.4Y2=1.9 按文献1表13-6，载荷系数fp=1.2。 pr=（XFrY2Fa）=（0.4568.091.91687.4）1.24119.96N Cjs=prL1/=pr（60Lhn/106）1/=4119.96（60960001420/106）3/10 =61476.10 式中-指数。对于滚子轴承，=10/3。 由于Cjse X=0.4Y=1.6 按文献1表13-6，载荷系数fp=1.2。 pr=（XFrYFa）=（0.41022.411.6438.4）1.21332.49 Cjs=prL1/=pr（60Lhn/106）1/=1332.49（60960001420/106）3/10 =19882.78 式中-指数。对于滚子轴承，=10/3。 由于CjsCr,故32308轴承满足要求。 32308轴承：D=90B=33damin=49 4-3键联接和联轴器的选择 4.3.1蜗杆轴(1轴)上键联接和联轴器的选择 由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距T=10.96,工作转速n=1420r/min,d11=25,=44。 1.联轴器的选择 类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 载荷计算 按文献1中表14-1，工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.510.96=16.44 型号选择 选用TL型弹性套柱销联轴器。 校核许用转距和许用转速 按文献4附表F-2，选TL4联轴器GB4323-84。许用转距T=63，许用转速n=5700r/min。 因TcaT,nn,故联轴器满足要求。 2.键联接选择 选择键联接的类型和尺寸 选择A型普通平键。 L11=44-(1015)=3439 按文献2表18-1，初选键836GB1096-1990，b=8，h=7，L=36。 校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1表6-2查得许用挤压应力=100120，取其平均值=110。键的工作长度l=L-b=36-8=28，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5。由文献1式6-1可得 p= 故选用键合适。 4.3.2蜗轮轴(2轴)上键联接的选择 由前计算结果知：蜗轮轴（2轴）的工作转距T=176.20,工作转速n=71r/min,d21=45,（1.61.8）d21=(7281)。 1.选择键联接的类型和尺寸 选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=63。