关 键 词：

减速器课程设计

资源描述：

一级蜗轮蜗杆减速器课程设计482.4%0.9%335,减速器课程设计

内容简介：

湖南工业大学 机 械 设 计 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 - 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 职称 学生姓名 曾涛 专业班级 机设 092 学号 09405100230 题 目 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计 成 绩 起止日期 201 年 12 月 19 日 2012 年 1 月 2 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 6 6 张 4 5 6 nts 机 械 设 计 设计说明书 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计 起止日期： 2011 年 12 月 19 日 至 2012 年 1 月 2 日 学生姓名 曾涛 班级 机设 092 学号 09405100230 成绩 指导教师 ( 签字 ) 李历坚 nts 目 录 1 设计任务 1 2 传动方案 总体 分析 设计 2 2.1 电动机类型和结构选择 2 2.2 电动机容量的选择 2 2.3 电动机转速的选择 3 2.4 确定总的传动比 3 3 计算传动装置的运动和动力参数 4 3.1 确定传动装置的总传动比和分配级传动比 4 3.2 计算各轴的转矩 4 4 传动零件的设计计算 5 4.1 蜗杆减速器的设计 5 4.2 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 7 4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 8 4.4 蜗杆传动的热平衡核算 9 4.5 精度等级公差和表面粗糙度的确定 10 5 减速器轴的设计计算 10 5.1 蜗杆轴的设计 10 5.2 低速轴的设计 16 6 轴承的校核计算 21 6.1 高速级轴的轴承的校核 21 nts6.2 低速级轴的轴承的校核 22 7 键的校核计算 23 7.1 根据轴的直径选择键 24 7.2 校核键的承载能力 24 8 密封和润滑 25 9 铸铁减速器箱主要结构尺寸 26 10 设计总结 27 11 参考文献 28 nts 1 1 设计任务 设计任务如图 1.1所示，带式输送机在常温下工作、单向运转；空载起动，工作载荷有中等冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为 %5 ；二班制（每班工作 8h） ，要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 32 年，小批量生产；三项交流电源的电压为 380/220V。 已知数据： 输送带最大有效拉力 : F=2400N 输送带工作速度 : v=0.9m/s 输送机滚筒直径： D=335mm 使用期限 /年： 8 1.传动装置简图 带式输送机 的传动装置简图 2.传动方案简图如下 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 单级蜗杆减速器 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 nts 2 2 传动方案总体分析设计 2.1 电动机类型和结构选择 因为运输机的工作条件是：带式输送机在常温下工作、单向运转；空载起动，工作载荷有中等冲击。所以选用常用的 Y系列三相异步电动机，三相交流电源的电压为 380V。 Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广。 2.2 电动机容量的选择 1) 工作机所需功率wP16.21000 9.024001000 FVP w kw 2) 电动机的输出功率 wdPP (kw) 设：w3 输送机滚筒轴（ 3轴）至输送带间的传动效率； c 联轴器效率； g 蜗杆传动的传动效率； j 蜗杆搅油效率； b 一对滚动轴承效率； cy 输送机滚筒效率； 估算传动系统总效率为 cybwjgc 332或 w3231201 式中 99.001 c 75.095.08.099.012 jgb 98.099.099.023 bc 16.2wP kw 查文献【 1】表 3-3： 99.0c80.0g 95.0j 99.0b 96.0cy nts 3 95.096.099.03 cybw 则传动系统的总效率 为 69.096.099.095.08.099.0 32332 cybwjgc 工作时，电动机所需的功 率为 13.369.0 16.2 wd PP kw 由文献【 1】表 12-1可知，满足dc PP 条件的 Y系列三相交流异步电动机额定功率cp应取为 4kw。 2.3 电动机转速的选择 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速wn为 m in/34.5133514.3 9.06 0 0 0 06 0 0 0 0 rD Vn w 按设计指导书文献【 1】表 3-4推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭 式为减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是 4010i 。 故可推算出电动机的转速的可选范围为： m in/6.20534.51334.51)4010(0 rnin w 符合这一范围的同步转速为：查文献【 1】第 113 页表 12-1 可知 min750 r 、min/1500 r 、 min3000 r 等。 根据容量和转速，由设计指导书查出的电动机型号，因此有以下两种传动比选择方案， 如下表： 表 3-5 方案的比较 方案号 电动机 型号 额定 功率 （ kW） 同步转速 （ r/min） 满载转速 （ r/min） 总传动比i 外伸轴径 D （ mm） 轴外伸长度 E （ mm） Y112M-2 4 1500 1440 28 28 60 Y160M1-8 4 750 720 14 42 110 通过对上述两种方案比较可以看出：方案 I选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比大。总传动比为 28，这对一级蜗杆减速传动而言不算大，故选方案I较为合 理。 Y112M-2型三相异步电动机的额定功率 P=4kw，满载转速mn=1440r/min。由文献【 1】表 12-2查得电动机中心高 H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为 D=28mm和 E=60mm。 2.4 确定总的传动比 69.0 13.3dP kw cp=4kw 滚筒机工作转速： min/34.51 rn w 满载转速 min/1440 rn m nts 4 由选定的电动机满载转速mn和工作机的主轴的转速wn，可得传动装置的总的传动比是： 2834.511440 nni m 由文献【 2】表 11-1蜗杆头数 1z 与蜗轮齿数 2z 的推荐值可知， 28i 在 3014 的范围内宜选用双头右旋蜗杆。 3 计算传动装置的运动和动力参数 3.1 确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由传动系统方案知： 101i ； 123i 由计算可得单级蜗杆减速器的传动比 28128230112 ii ii3.2 计算各轴的转矩 0 轴（电动机轴） 14400 mnn r/min 13.30 dPPkw mNnPT d 76.201 4 4 0/13.39 5 5 0/9 5 5 0 00 1 轴（减速器高速轴） m in/1 4 4 0/ 011 rinn m kwPP d 313.399.0011 mNnPT 9.19/9 5 5 0 111 2 轴（减速器低速轴） m in/43.5128/1 4 4 0/ 1212 rinn kwPP 25.2375.01122 mNnPT 8.417/9550 222 总传动比： 28i 各轴转矩： mNT 76.200 mNT 9.191 mNT 8.4172 nts 5 3轴（工作轴） m in/43.511/43.51/ 2323 rinn kwPP 21.225.298.02233 mNnPT 37.410/9550333表 3-6 传动系统的运动和动力参数 轴 号 电动机 一级蜗杆减速器 0轴 1轴 2轴 3轴 转速 n （ r/min） 1440 1440 51.43 51.43 功率 P （ kW） 3.13 3 2.25 2.21 转矩 T （ Nm ） 20.76 19.9 417.8 410.37 传动比 i 1 28 1 注：对电动机 0轴所填的数据为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的数据为输入功率和输入转矩。 4 传动零件的设计计算 4.1 蜗杆减速器的设计 1) 选择蜗杆的传动类型 根据 GBT 10085-1988 的推荐采用普通圆柱蜗杆传动，选择渐开线蜗杆（ ZI蜗杆）。 2) 选择材料 蜗杆一般采用碳素钢或合金钢制造，要求齿面淬火并且要求有较高的硬度，对高速重载常用 20 锰铬合金或 40 硅锰合金制造，并且应磨削，一般蜗杆采用 45 号钢调 制处理。在本课题中考虑到蜗杆的传动功率不大，速度中等，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，硬度范围 HBS250220 。蜗轮用铸锡磷青铜 110 PZCuSn ,金属模铸造，为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰口铸铁 HT100制造。蜗轮轴选材及加工要求同蜗杆轴。为了希望蜗杆传动效率高些，采用双头蜗杆。 3) 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆设计准则，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，由文献【 2】中 11-12 式，传动中心距 322 HPE ZZKTamNT 37.4103 nts 6 a) 确定作用在蜗轮上的转矩 2T mmNmNnPT .4 1 7 8 0 08.417/9550 222 b) 确定载荷系数 K 载荷系数VA KKKK 。其中 AK 为使用系数，查文献【 5】第 8-247页表 8.5-11，由于工作载荷有轻微震动且空载启动故取 5.1AK 。K为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有轻微震动，取 1K，VK为动载荷系数，对于精确制造，且蜗轮圆周速度 smV /32 时，取 1.10.1VK； smV /32 时， 2.11.1VK。可取动载系数 1.1VK。 由此可得 65.11.115.1 VA KKKK c) 确定弹性影响系数 EZ 选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，查文献【 5】第 8-247 页表 8.5-12 取MPaZ E 155 d) 确定接触系Z先假设 45.0/1 ad ，由文献【 2】图 11-18中可查得 7.2Ze) 确定许用接触应力 H 蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺 旋齿面硬度 45HRC，可以从文献【 2】表 11-7中查得蜗轮的基本许用应力 MpaH 268 应力循环次数hLjnN 260min/43.512 rn ,(为蜗轮转速 ) 410672.4836516 hL ,( hL 为工作寿命 ) j 为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数 1j 。 故， 84 104.110672.443.51160 N 所以寿命系数为 mmNT .4178002 5.1AK 1K 1.1VK 65.1K MPaZ E 155 7.2Z MpaH 268 寿命系数： 719.0HNK nts 7 719.0104.1 108 87 HNK 则 H =HNK M PaH 69.192268719.0 f) 计算中心距 mmZZKTaHE93.158)69.1923155(41780065.1)(3 2322取中心距 mma 160 ，因 28i ，从表 11-2取 mmm 3.6 ， 10q , mmd 631 。这时 39.0/1 ad , 从文献【 2】图 11-18可查得接触系数： 5.2 Z，因为 ZZ ，因此以上计算结果可用。 4.2 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 1) 蜗杆 由文献【 2】表 11-2与 11-3以及文献【 7】可求得的蜗杆的尺寸如下： 蜗杆轴向齿距 mmmPx 782.193.6 蜗杆直径系数 10q 顶隙 )2.0(26.1 * cmcc 一般取顶隙系数 蜗杆齿顶高 )8.0,1(3.6 *1 aaaa hhmmmhh 短齿一般取蜗杆齿根高 mmmchhaf 56.7*1 蜗杆齿顶圆直径 mmhddaa 6.753.62632 111 蜗杆齿根圆直径 mmhddff 88.4756.72632 111 蜗杆分度圆导程角 361811 蜗杆轴向齿厚 mmmsa 89.92 2) 蜗轮 由文献【 2】表 11-2可查的涡轮的参数如下： 蜗轮齿数 532 Z MpaH 69.192 中心距： mma 160 分度圆直径： mmd 631 轴向齿距： mmPx 782.19 直径系数： 10q 齿顶圆直径： mmd a 6.751 齿根圆直径 mmd f 88.471 分度圆导程角： 361811 蜗杆轴向齿厚： mmS a 89.9 蜗轮齿数： 532 Z 变位系数： nts 8 变位系数 246.02 x 蜗轮分度圆直径 mmmzd 9.333533.622 蜗轮齿顶高 mmmxhhaa 85.7)( 2*2 蜗轮齿根高 mmmcxhhaf 01.6)( *2*2 蜗轮喉圆直径 mmhddaa 6.34922.729.3332 222 蜗轮齿根圆直径 mmhddff 88.32176.529.3332 222 蜗轮咽喉母圆半径 mmdarag 8.146.3492116021 22 4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 FFF YYmdd KT a 221253.1 选取当量齿数 : 21.56361811c o s 53c o s 3322 zz V 根据变位系数 246.02 x ， 21.562 Vz，从文献【 2】中的图 11-19 中查得齿形系数为： 24.22 aFY 螺旋角系数 : 919.0140 31.1111401 Y 许用弯曲应力 : FNoFFN K 从文献【 2】表 11-8 中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为 MPaoF 56 。 寿命系数为： 75.0104.1 109 86 FNk M P aK FNFFN 4275.056 246.02 x 蜗轮分度圆直径 : mmd 9.3332 蜗轮喉圆直径 : mmd a 6.3492 蜗轮齿根圆直径： mmdf 88.3212 蜗轮咽喉母圆半径：mmrg 8.142 齿形系数 : 24.22 aFY 螺旋角系数 : 919.0Y 蜗轮的寿命系数： 75.0FNk nts 9 FNF MP a 4.160977.24.23.69.33363 41780065.153.1由此可见弯曲强度是可以满足的。 4.4 蜗杆传动的热平衡核算 蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。根据文献【 2】 P263 P265内容有： 摩擦损耗的功率 )1( PPf产生的热流量为 110001 p 又已知 P=4KW 321 1 啮合摩擦产生的热量损耗效率 V tan tan1（ 为蜗杆分度圆上的导程角） 2 轴承摩擦产生的热量损耗效率 3 溅油损耗效率 V为当量摩擦角，VV farctan其值可根据滑动速度由表 11-18和 1-19 中选取。滑动速度计算为 smndvvS /84.4c o s100060c o s111 又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度 45HRC，查表 11-18 可得通过插入法计算得V为 161 。 由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为 96.095.0 则总效率为 86.0t a n t a n)96.095.0(321 V 以 自 然 冷 却 的 方 式 从 箱 体 外 壁 散 发 到 周 围 空 气 中 的 热 流 量 为)( 02 ad ttS 。 d为箱体的表面传热系数 ,空气流通好 ,取为 15。 s 为内表面能被润滑油溅到的 ,而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积。 滑动速度： smvs /84.4 nts 10 0t设为正常工作的油温为 65，最高不超过 80。 at为周围空气的温度常取为 20。 由文献【 3】蜗杆传动箱体的有效散热面积的 计算，可将箱体简化为长方体，箱体高 h=3a,箱体宽 b=2a,箱体厚 c=a,其中 a为蜗杆传动中心距。一般箱体底部与机座接触，计算散热面积不包括底部面积。因而有： 2512.0)(2 mbchchbs CSPtda 69.7420512.015 )861.01(3100020)1(1000 1 而热平衡时的油温 Ct 800 ，所以不用另外加装散热装置。 4.5 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 7 级精度，侧隙种类为 c，标注为 7c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。 5 减速器轴的设计计算 5.1 蜗杆轴的设计 由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。 蜗杆上的转矩 mNnPT 9.19/9550 111 蜗轮上的转矩 mNnPT 8.417/9550 222 5.1.1 求作用在蜗杆及蜗轮上的力 圆周力 NdTFFat 75.63163109.1922 31121 轴向力 NdTFFta 5.2 5 0 29.333108.41722 32221 径向力 NFFFtrr 8.91020t a n5.2502t a n221 圆周力径向力以及轴向力的作用方向见下图。 5.1.2 初步确定轴的最小直径 根据文献【 2】中公式 15-2 初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为 45#钢，调质处理，根据表 15-3，取0A=126， Cta 69.74 NFF at 75.63121 NFF ta 5.250221 NFF rr 8.91021 0A=126 蜗杆的最小直径： nts 11 mmnPAd 09.161440 3126 33110m i n 蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 d与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩0TKT Aca ,查文献【 2】中的表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 5.1AK ，则有： mNTKT Aca 14.3176.205.10 因为该轴要与电动机相连，电动机的轴径 D=28mm，而上式中计算的最小轴径为mmd 09.16min ，所以要以轴径大的轴来选择联轴器的轴径，故取 mmd 281 。 5.1.3 轴的结构设计 1. 拟定轴上零件的装配方案 图 1. 高速轴拟定结构草 图 2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 和 长度 1）轴段 的设计 轴段 安装联轴器，为了补偿联轴器连接的两轴安装误差，隔离振动查文献【 5】，选 J 型轴孔的 LX2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560 mN ，许用转速 6300r/min,联轴器的尺寸为 D=120mm,半联轴器长 L=62mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 44 。此段 的长度 应比轮毂孔长略小一些，故取mmL 421 2 ） 轴段 的 直 径 设 计 联 轴 器 采 用 轴 肩 定 位 ， 轴 肩 高 度mmdh 8.2)1.007.0( 1 则轴段 的直径 mmd 6.338.2282 ，圆整后取mmd 342 ，轴段 的长度 2L 涉及的因素太多，稍后再确定。 3）轴段 和轴段 的设计 轴段 和 安装轴承， 初步选择滚动轴承。因轴承 同时 受 到 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 mmd 342 ， 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 30208，公差精度见零件图，其内圈直径，外圈直径以及宽度尺寸为 : mmd 09.16min mmd 281 联轴器型号： LX2 联轴器型号： LX2 mmL 421 mmd 342 nts 12 mmmmmmTDd 75.198040 。内圈一端采用轴肩定位尺寸 d a 47(min) ，内圈另一端定位 尺寸为 mmdb 49(max) ，外圈定位直径 mmDa 71。为故mmdd 4037 。轴承内圈一端采用挡油环定位，轴承另一端采用止推垫圈定位。蜗杆轴承采用润滑脂润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体轴承座内壁距离取mm53 。取挡油环端面在轴承座内端面的距离 mmB 21 ，为了使止推垫圈顶住轴承内圈，长度应比轴承宽度略小，由此可以计算出轴段 和 的长度mmLL 2473 。 4）轴段 的长度设计 轴段 的长度除与轴上零件有关外还与轴承座以及轴承端盖尺寸有关系。取轴承座与涡轮最大外径距离为 mm10 ，这样就可以确定出轴承座内伸部分端面位置和箱体内壁位置。文献【 5】得箱座壁厚 84.9316004.03204.0 mma ，取壁厚 10 ，由中心距尺寸mmmma 200160 ，可以确定轴承旁连接螺栓直径 12M ，箱体凸缘连接螺栓直径10M ，地脚螺栓直径 16M ，轴承端盖直径 8M ，由文献【 4】取螺栓 208M ，轴承端盖厚 mmde 6.982.12.1 端螺，取 mme 10 ，端盖与轴承座之间的调整垫片厚度为 mmt 2，为了方便不拆卸联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为 mmK 151 。轴承座外伸凸台高 mm2 ，则可以计算出轴承座长 mmL 37 ，则有 mmLLeKLt 3524537210153312 5）轴段 和轴段 的设计 该轴直径可以根据轴承定位轴肩的直径，则mmdd 4864 ，轴段 和轴段 的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外圆与内壁距离 mm10 和蜗杆宽 mmmzb 75.1003.6)246.01.012()1.012( 21 ，为了使涡轮蜗杆更好的啮合，去 mmb 1101 ，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，由计算关系 22 131264 bLdLL ta 得 mmLL 1092110537210102 6.34964 5）轴段 的设计 轴段 即为蜗杆段长 mmbL 11015 ，分度圆直径为mmdd 4073 mmLL 2473 mmL 352 mmdd 4864 mmb 1101 mmLL 10964 mmL 1105 nts 13 mmd 631 ，蜗杆齿顶圆直径 mmd a 6.751 ，齿根圆直径为 mmd f 88.471 。 3. 轴上零件的周向定位： 半联轴器 与轴 的 周 向定位均采用平键 连 接。按 D=28mm 由文献 2 表 6-1 查得平键截 面 mmmmmmlhb 3278 。 键槽采用键槽铣刀加工， 查文献【 1】表 16-1半联轴器与轴的配合为 6/7 rH 。 滚动轴承与轴的周向定位是 由 过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6k 。 4. 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考文献【 2】 15-2，取轴端倒角为 451 ，各轴肩处的圆角半径见图蜗杆轴的结构图。 5. 求轴上的载荷 首先根据轴的结构草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 30208型圆锥滚子轴承，由文献【 5】查得 a=16.9mm。，作简支梁，如下图所示 有： mmLLLmmLLL2.3421.1715.665.1659.7232321 已知： 蜗杆所受的圆周力： NdTFFat 75.63163109.1922 31121 蜗杆所受的径向力： NFFFtrr 8.91020t a n5.2502t a n221 蜗杆所受的轴向力： NdTFFta 5.2 5 0 29.333108.41722 32221 1） 将蜗杆所受力分解成水平面 H和铅垂面 V内的力，如图所示： 2） 求水平面 H和铅垂平面 V的支座反力： a.水平面 H内的支座 反力： NFFF tNHNH 3 1 5 . 8 7 5275.631221 平键截 面： mmmmmmlhb 3278 圆锥滚子轴承型号：30208 NF H 875.3151N NF H 875.3152N nts 14 b.铅垂平面 V内的支座反力 : NLMLFFNLLFMFmmNdFMarNVraNVaa9.21535675.7 8 8 2 81.1718.9108.6853561.1718.9107 8 8 2 8 . 7 57 8 8 2 8 . 7 52635.25022212311113) 绘制弯矩图 水平面 H的弯矩图（如图 b所示） mmNFLM NHH 2.5 4 0 4 61.171875.31512 铅垂平面 v的弯矩图（如图 c所示） mmNLFM NVV 1 1 7 3 4 01.1718.685211 mmNLFM NVV 5.369401.1719.215322 合成弯矩图（如图 d所示） mmNMMMmmNMMMvHvH6 5 4 6 45.3 6 9 4 02.5 4 0 4 61 2 9 1 8 81 1 7 3 4 02.5 4 0 4 6222222222121绘制扭矩图（如图 e所示） NF V 8.6851N NF V 9.2152N mmNM H 2.54046 mmNM V 1173401mmNM V 5.369402 mmNM 1291881 mmNM 654642 mNT 9.191 nts 15 图 2. 高速轴的受力分析图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 5.1.4 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 C）的强度，根据式WTMca22 )( 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aM P aWTMca7.11481.0)1 9 9 0 06.0(1 2 9 1 8 8)(3222121前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献【 2】表 15-1 查得 MPa601 ，MPaca 7.11 nts 16 因此 1 ca，故安全。 5.2 低速轴的设计 5.2.1 求作用在蜗轮上的力 蜗轮所受的轴向力 NdTFFat 75.63163109.1922 31121 蜗轮所受的圆周力 NdTFFta 5.2 5 0 29.333108.41722 32221 蜗轮所受的径向力 NFFFtrr 8.91020t a n5.2502t a n221 5.2.2 初步确定轴的最小直径 先按式30 nPAd 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据 文献 【 2】表 15-3，取 1120 A，于是得： mmnPAd o 46.3943.51 25.2112 3322m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 1d 取 d=40。为了使所选的轴直径1d 与联轴器的孔径 相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩2TKT Aca ，查 文献 【 2】表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 AK =1.5 则： mNmmNmmNTKT Aca 7.6266 2 6 7 0 04 1 7 8 0 05.12 5.2.3 轴的结构设计 1. 拟定轴上零件的装配方案 图 3. 低速轴拟订结构草图 蜗轮轴的 最小直径： mmd 46.39min nts 17 2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径长度 1） 轴段 设计 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件 ，为了补偿联 轴器连接的两轴安装误差，隔离振动查文献【 5】， 选用 LX3 型 ， J 型轴孔 弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m 。 半联轴器的孔径 为 mm40 ， 相应的轴段 取 mmd 401 ，半联轴器长度mmL 112 半联轴器与轴配合的轮毂长度 mmL 84 。故 1L 段的长度应比 L 略短一些， 现取 mmL 821 。 2） 轴段 直径设计 确定轴段 直径须考虑联轴器的轴向固定，联轴器用轴肩定位，轴肩高度 mmdh 3)1.007.0( 1 则轴段 的直径 mmd 466402 ，轴段 的长度 2L 涉及的因素太多，稍后再确定。 3）轴段 及轴段 的轴径设计 轴段 及轴段 上安装轴承， 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mm462 d ， 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 32010，其尺寸为 mmmmmmTDd 208050 ， 内圈定位轴肩直径(min)56 mmd a ，外圈定位轴肩内径 mmD a 7472 ， 故 取 mmdd 5063 ； 轴承采用润滑脂润滑，需要挡油环，轴承靠近箱体内壁端面距箱体内壁距离取mm103 。 4）轴段 的设计 轴段 上安装涡轮，为了便于涡轮安装， 4d 应略大于3d，可以初定 mmd 544 ，涡轮轮毂宽度范围为 mmd 2.978.648.12.1 4 ，取其轮毂宽度 mmH 65 ，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为了使套筒端面能够顶到涡轮端面，轴段 的长度应比轮毂略短，故取 mmL 634 。 5）轴段 的长度设计 取涡轮轮毂到内壁距离 mm102 ，则mmLHTL 4263651010204233 6）轴段 的长度设计 轴段 的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓同蜗杆轴，为 208M ，为式轮毂外径不与端盖螺栓的拆装发生干涉，故取联轴器轮毂端面与外端盖的距离 mmK 131 。下箱座壁厚同前 mm10 ，轴承旁 连接螺栓同前 12M ，由文献【 4】可知，部分面凸缘尺寸（扳手空间） mmcmmc 16,20 21 ，轴承座宽度为： mmd 401 mmL 821 mm462 d mmdd 5063 mmd 544 mmL 634 mmL 423 nts 18 mmccL 52)85(1610)85(21 轴承端盖凸缘同前 mme 10 ；端盖与轴承座之间的调整垫片厚度同前mmt 2 ，则 mmTLeKL t 4720105221013312 。 7 ）轴段 的设计 该 轴 段 为 涡 轮 提 供 定 位 ， 定 位 轴 肩 高 度mmdh 4)1.007.0( 4 ，则 mmd 625 ，取轴段 的长度 mmL 105 。 8）轴段 长度设计 为保证挡油环、轴承相对涡轮中心线对称，则mmmmLLL 30210422536 。 3. 轴上零件的周向定位： 蜗 轮 ，半联轴器与 轴 的周 向定位 均 采用平键 连 接。 按 mmd 544 ； 由 文献 【 2】表 6-1查 得平键截面 mmmmmmlhb 561016 ， 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 50mm,同时为了保证 蜗 轮与轴 配合 具有良好的对中性，故选择 蜗 轮 轮毂 与轴的配合为 H7/r6;同样，半联轴器与轴的 连 接，选用平键 mmmmmmlhb 56812 ，查文献【 1】表 16-1可知 半联轴器与轴 的 配合为 H7/j6，滚动轴承与轴的周向定位是 由 过度配合来保证的，此处 由文献【 4】表 8-6可 选轴的直径尺寸公差为 j6。 4. 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 文献 【 2】 表 15-2，取轴端倒角为 451 ，各轴肩处的圆角半径 R=1。 5.2.4 求轴上的载荷 首先根据轴的 结 构图 做出轴的计算简图见 。 在确定轴承的支点位置时，应从 文献 1 中查取 a 值。对于 32010 型圆锥滚子轴承，查手册，可取 mma 8.17 。由图三可求出作为简支梁的轴的支承跨距： mmLLLmmLmmLmmL4.1097.538.1730105.317.555.318.17428.1058.174741323211) 将蜗轮所受力分解成水平面 H和铅垂平面 V内的力，如图所 示： 2) 求水平面 H和铅垂平面 V的支座反力。 a.水平面 H内的支座反力： NNLLFtFF NHNH 12.1274.4.109 7.555.25022221 b.铅垂平面 V内的支座反力： mmL 472 mmd 625 mmL 105 mmL 306 平键截面 （涡轮）： mmmmmm lhb 561016 平键截面 （联轴器）： mmmmmm lhb 56812 NF H 12.12741N NF H 12.12742N NF V 7.12851N nts 19 NLMLFFNLLFMFmmNdFMarNVraNVaa7.5994.1091031332.418.9107.12854.1092.418.91010313310313329.33375.6172212311223) 绘制弯矩图： a.水平面 H的弯矩图（如图 b所示） mmNLFM NHH 5.709687.5512.127421 b.铅垂平面 V 的弯矩图（如图 c所示） mmNLFM NVV 49.716137.557.1285211 mmNLFM NVV 89.322037.537.599322 c.合成弯矩图（如图 d所示） mmNMMM vH 7.1 0 0 8 2 149.7 1 6 1 35.7 0 9 6 8 222 121 mmNMMMvH 4.77933)89.32203(5.70968 222 2224) 绘制扭矩图（如图 e所示） mmNT 4178002 NF V 7.5992N mmNM H 5.70968 mmNM V 49.716731mmNM V 89.3 2 2 0 32mmNM 7.1008211mmNM 4.779332 nts 20 图 4. 低速轴的受力分析图 5.2.4 按弯扭合成力应力校核轴的强度 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。根据 文献【 2】 式（ 15-5）及 前面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取 6.0 ，轴的计算应力为： M P aWTM 6.21501.0)4178006.0(7.100821)(3222221ca 前已经确定轴的材料为 45 钢，调质处理， MPa601- 。因此 ca 1，故此轴的设计是安全的，符合设计的要求。 MPaca 6.21 NFr 05.7551 NFr 61.3822 nts 21 6 轴承的校核计算 6.1 高速级轴的轴承的校核 由蜗杆传动高速轴的结构设计可知：轴系结构上采用了单列圆锥滚子轴承。 设电机顺时针旋转，靠近电机端轴承编号为 1，远离电机端轴承编 号为 2。 1）轴承的受力分析 轴承的垂直面的支座反力分别为： NFNV 8.6851 ; NFNV 9.2152 ; 所处轴承的水平面的支座反力分别为： NFFNHNH 875.31521 NFFF NVNHr 05.7558.685875.315 2221211 NFFF NVNHr 61.3829.215875.315 2222222 NFae 5.2502 对于 30208 型圆锥滚子轴承按 文献 【 2】表 13-7查取YFF rd 2，查文献【 5】表15-3 得 6.1,37.0 Ye 。 于是： NYFF rd 95.2356.12 05.7552 11 NYFF rd 57.1196.12 61.3822 22 因此有，12 07.26225.250257.119 daed FFF ,故轴承 1被“压紧”，轴承2被“放松”，则： N07.262221 aeda FFF ; 2aF NFd 57.1192 因为 eFFra 47.305.755 07.262211，所以查 文献 【 2】和文献【 5】取 1.1,4.0 11 YX 6.1,31.0 Ye NFd 95.2351 NFd 57.1192 NFa 07.26221 NFa 57.1192 NFr 08.18101 NFr 2.14082 nts 22 eFFra 31.061.382 57.11922，所以查 文献 【 2】表 13-5取 0,1 22 YX 轴承中等冲击，查 文献 【 2】表 13-6得冲击载荷系数 5.1pf即可求得圆锥滚子轴承的当量载荷： NFYFXfParp 4.4779)07.26221.105.7554.0(5.1)( 11111 NFYFXfP arp 9.57361.38215.1)( 22222 2） 轴承寿命计算与校核 查文献【 5】 得 30208型轴承额定动载荷为 kNCr 63 因 21 PP 于是： hPCnL h 6.626194.477963000144060106010 31063101161 实际工作需要的时间为 410672.4836516 hL 1hL，故所选轴承满足寿命要求。 6.2 低速级轴的轴承的校核 由蜗杆传动低速轴的结构设计可知：轴系结构上采用了圆锥滚子轴承。设靠近滚筒端的轴承编号为 1，远离滚筒端的轴承编号为 2。 1）轴承的受力分析 轴承的垂直面的支座反力分别为： NFNV 7.12851 ; NFNV 7.5992 ,所处轴承 的水平面的支座反力分别为： NFFNHNH 12.1 2 7 421 。 则： NFFF NVNHr 08.18107.128512.1274 2221211 NFFFNVNHr .2.1408)7.599(12.1274 2222222 NFae 75.631 对于 32010 型轴承按文献【 2】表 13-7 查取YFF rd 2，查文献【 5】得8.0,42.0 Ye ，于是： 8.0,42.0 Ye NFd 3.11311 NFd 125.8802 NF a 875.15111 NFa 125.8802 nts 23 NYFF rd 3.11318.02 08.18102 11 NYFF rd 125.8808.02 2.14082 22 由于12 875.151175.631125.880 daed FNFF ，故轴承 1“压紧”， 2“放松”，则： NFFF aeda 875.151121 N125.88022 da FF 因为 eFFra 84.008.1810 875.151111 ，所以查文献【 2】表 13-5及文献 【 5】取 8.0,4.0 YX eFFra 625.02.1 4 0 88 8 0 .1 2 522，所以查文献【 2】表 13-5取 8.0,4.0 YX 轴承轻微冲击或无冲击，查文献【 2】表 13-6得冲击载荷系数 5.1pf即圆锥滚子轴承的当量载荷： NFYFXfP arp 298.2900)875.15118.008.18104.0(5.1)( 11111 NFYFXfParp 07.1901)125.8808.02.14084.0(5.1)( 22222 3） 轴承寿命计算与校核 查文献【 5】得 32010型轴承额定动载荷为 kNCr 89 因 21 PP 于是： hPCnL h631063101261 104.29298.29008900043.5160106010 实际工作需要的时间为 L=16 365 8=46720h1hL，故所选轴承满足寿命要求。 7 键的校核计算 本设计中有三处要求使用键联