一级蜗轮蜗杆减速器课程设计452.2%1.2%355(2)
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计452.2%1.2%355(2),减速器课程设计
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zz z z 擬 SO Common 枇 2 b2 2H!b2 b2 L5 擬 SO e 擬 SO 朶 O g d t t x t 貿 N | W nts湖南工业大学 课程设计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 1 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 职称 学生姓名 廖勇强 专业班级 机械设计 092 学号 09405100228 题 目 单级蜗杆减速器设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 22 日 2011 年 12 月 28 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 减速器总装图 一张 1# 图纸 比例 1:2 2 传动零件工作图 一张 2# 图纸 比例 1:1 3 轴的工作图 一张 2# 图纸 比例 1:1 4 设计计算说明书 一份 张 4 5 6 nts 机械设计课程设计 题 目： 单级蜗杆减速器设计 班 级： 机械设计 092 姓 名 ： 廖勇强 学 号 ： 09405100228 指导 老 师 ： 李历坚 机械工程学院 2011 年 12 月 nts目 录 第一章 工作原理及已知条件 . 1 第二章 电动机的选择 . 2 2.1 选择电动机 . 2 2.2 计算总传动比 . 3 第三章 计算传动装置的运动和动力参数 . 4 3.1转速的计算 . 4 3.2功率的计算 . 4 3.3转矩的计算 . 4 第四章 蜗轮蜗杆的传动设计 . 5 4.1 蜗杆设计计算 . 5 4.2蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 . 6 4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 . 7 4.5 热平衡计算 . 8 4.6 精度等级公差和表面粗糙度的确定 . 9 4.7 计算中心距 . 9 第五章 轴的设计计算及校核 . 10 5.1 蜗杆轴的设计 . 10 5.2 低速轴的设计与计算 . 16 第六章 滚动轴承的校核 . 22 6.1 蜗杆轴滚动轴承校核 . 22 6.2 蜗轮轴滚动轴承校核 . 22 第七章 键的校核 . 24 第八章 润滑与密封 . 25 第九章 减速器箱体的结构尺寸 . 26 9.1 减速器的结构 . 26 9.2单级蜗杆极速器箱体的主要结构尺寸 . 26 9.3附件设计 . 27 第十章 装配图和零件图 . 30 总结 . 31 参考文献 . 32 nts 1 第一章 工作原理及已知条件 工作原理 ： 带式输送机工作装置如图 1 所示： 已知条件： 1. 工作条 件：常温下连续工作、单向运转、空载起动，工作时有中等冲击；二班制（每班工作 8h） ，三相交流电源的电压为 380/220V。 2. 使用寿命：使用期限 8 年，大修期为 23 年。 3. 生产方式：小批量生产。 4. 运输带速度允许误差： 5%。 图图 1 带式输送机的传动装置简图 原始数据 已知条件 输送 带工作拉力 F (kN) 输送 带工作速度 v (m/s) 滚筒直径 D （ mm） 参数 2.2 1.2 355 图 2 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 计算及说明 计算结果 第二章 电动机的选择 2.1 选择电动机 2.1.1选择电动机的类型 按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途三相异步电动机 ，卧式封闭结构，电源电压为 380V。 2.1.2 选择电动机容量 工作机所需的功率： 32 . 2 1 . 2 1 0 2 . 6 41 0 0 0 1 0 0 0W FVP k w k w k w 由电动机至工作机之间的总效率： 231 2 3 4a 其中1 2 3 4 分别为联轴器、轴承、蜗杆和卷筒的传动效率。 查表可知1 0.99 （ 弹性 联轴器）、2 0.98 （滚子轴承）、3 0.74 （单头蜗杆）、4 0.96 （运输滚筒）。 所以： 230 . 9 9 0 . 9 8 0 . 7 4 0 . 9 6 0 . 6 6a 所以电动机的输出功率： 2 . 6 4 40 . 6 6wd aPP k w k w 由 文献 1表 8-53 可知， 要是电动机额定功率mPdP,条件的 Y系列三相交流异步电动机额定功率mP应取为 5.5kw 。 2 1.3确定电动机转速 根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 2 / m i n 6 4 . 5 9 / m i n355w Vn k w r rD 按 文献 1 推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围1 0 4 0i 减 速 器 ,则总传动比合理范围为 10 40i 。故 电动机转速可选范围： dwn i n( 1 0 4 0 ) 6 4 . 5 9 6 4 5 . 9 2 5 8 3 . 6 / m i ndnr 2.64wP kw 0.66a 4dP kw 5.5mP kw 6 4 .5 9 / m inwnr nts 3 符合这一要求的电动机同步转速有 750r/min、 1000r/min、1500r/min，由 文献 4查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 二 方案比较合适，则选用n=1000r/min。 方案 电动机 型号 额定 功率 (kw) 同步转速 /满载转速（ r/min） 1 Y132S-4 5.5 1500/1440 2 Y132M2-6 5.5 1000/960 3 Y160M1-8 5.5 750/720 2.1.4确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y132M-6。 其主要性能：额定功率 5.5Kw;满载转速 960r/min；额定转矩2.0。 2.2 计算总传动比 2.2.1 计算总传动比： 960 1 4 . 8 66 4 . 5 9wnin 满各级传动比的分配： 由于为单级蜗杆传动，传动比都集中 在蜗杆上，其他不分配传动比。 电 动 机 型 号 为Y132M2-6 14.86i nts 4 第三章 计算传 动装置的运动和动力参数 3.1 转速的计算 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 ， 蜗杆 的转速 ：1 9 6 0 / m i nn n r额涡轮 的转速：12 960 6 4 . 6 / m i n1 4 . 8 6nnri 滚筒的转速和涡轮的转速相同， 滚筒的转速： 23 6 4 . 6 6 4 . 6 / m i n11nnr 3.2 功率的计算 蜗杆的功率：1 4 0 . 9 9 3 . 9 6P k w 涡轮的功率：2 4 0 . 7 4 0 . 9 8 2 . 9P k w 滚筒的功率：3 2 . 9 0 . 9 8 0 . 9 9 2 . 8 1P k w 3.3 转矩的计算 蜗杆的转矩： 31113 . 9 6 1 09 . 5 5 9 . 5 5 3 9 . 4 .960PT N mn 涡轮的转矩： 32222 . 9 1 09 . 5 5 9 . 5 5 4 2 8 . 7 .6 4 . 6PT N mn 滚筒的转矩： 33332 . 8 1 1 09 . 5 5 9 . 5 5 4 1 5 . 4 .6 4 . 6PT N mn 运动和动力参数计算结果整理于下表中： 类型 功率 P（ kw） 转速n(r/min) 转矩 T（ N.m） 传动比 i 效率 蜗杆轴 3.96 960 39.4 1 0.732 涡轮轴 2.9 64.6 428.7 14.86 滚筒轴 2.81 64.6 415.4 1 9 6 0 / m innr2 6 4 .6 / m innr3 6 4 .6 / m innr1 3.96P kw2 2.9P kw3 2.81P kw1 39.4 .T N m2 4 2 8 .7 .T N m3 4 1 5 .4 .T N mnts 5 第 四 章 蜗轮蜗杆的传动设计 由传动简图可知蜗杆减速器 外部是通过联轴器和电动机连接，所以只对内部传动件蜗轮蜗杆进行设计计算。 4.1 蜗杆设计计算 4.1.1 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）。 4.1.2 选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45钢；因希望效率要高些，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 10 1ZCuSn P ,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造 。 4.1.3 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强度。由 文献 1 的 P254式（ 11-12），传动中心距： 23 2 EHZZa K T 根据 文献 1表 11-1，取1 2Z蜗轮上的转矩2 4 2 8 7 0 0 .T N m m4.1.3.1 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 1K ；由 文献 1表 11-5 选取使用系数 1.15AK ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 1.05VK ；则 1 . 1 5 1 1 . 0 5 1 . 2 1AVK K K K 4.1.3.2 确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 12160EZ M Pa 。 4.1.3.3 确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆直径1d和传动中心距 a 的比值 1 0.35da ，从 文献 1图 11-18中可查得 2.9Z 。 1 2Z2 4 2 8 7 0 0 .T N mm1.21K 12160EZ M Pa2.9Z nts 6 4.1.3.4 确定许用接触应力 H根据蜗轮 材料为铸锡青铜 10 1ZCuSn P ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC,可从 文献 1 表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 H=268MPa。 应力循环次数 826 0 6 0 1 6 4 . 6 4 6 7 2 0 1 . 8 1 1 0hN j n L 其中 8 3 6 5 1 6 4 6 7 2 0hLh 寿命系数 78 810 0 . 6 9 6 31 . 8 1 1 0HNK 则 0 . 6 9 6 3 2 6 8 1 8 6 . 6H H N HK M P a M P a g计算中心距 23 1 6 0 2 . 91 . 2 1 4 2 8 7 0 0 1 3 2 . 9 5218a m m m m 取中心距 160mma , 14.86i ， 故从 文献 1 表 11-2 中选取模数6.3m mm ，蜗杆分度圆直径 1 63d mm 。这时 1 0.4da ，从 文献 1图 11-18中可查得接触 系数 2.74Z ，因为 ZZ,因此以上结果可用。 4.2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 4.2.1蜗杆的主要参数与几何尺寸 轴向齿距 3 . 1 4 6 . 3 1 9 . 8P m m m 直径系数 10q mm 分度圆直径 1 63d mm齿顶圆直径 *1 1 1 1226 3 2 1 6 . 3 7 5 . 6aaad d h d h mmm 齿根圆直径 *1 1 1 12 2 ( )6 3 2 1 6 . 3 0 . 2 6 . 3 4 7 . 8 8f f ad d h d h m c mmm 分度圆导程角 11 18 36 o 蜗杆轴向齿厚 11 3 . 1 4 6 . 3 9 . 8 922S m m m H =268MPa 81.81 10N 46720hLh 0.6963HNK 1 8 6 .6H M Pa 1 3 2 .9 5a m m 160a mm 6.3m mm 2.74Z 19.8P mm 10q mm 1 63d mm1 75.6ad mm1 4 7 .8 8fd m m 11 18 36 o 9.89S mm nts 7 蜗杆齿高 1 1 11 7 5 . 6 4 7 . 8 8 2 1 3 . 8 62 afh d d m m 蜗杆尺宽 121 1 0 . 0 6 1 1 0 . 0 6 3 0 6 . 3 8 0 . 6 4b z m m m 取1 110b mm。 4.2.2蜗轮的主要参数与几何尺寸 取蜗轮齿数21 1 4 . 8 6 2 3 0Z iZ ；变位系数2 0.1032x 验算传动比 2130 152Zi Z 这时传动比误差为 1 5 1 4 . 8 6 0 . 9 4 2 %1 4 . 8 6 5%，是允许的。 蜗轮分度圆直径 22 6 . 3 3 0 1 8 9d m z m m 蜗轮喉圆直径 2 2 22 1 8 9 2 6 . 3 2 0 1 . 6aad d h m m 蜗轮齿根圆直径 2 2 22 1 8 9 2 1 6 . 3 7 6 . 4ffd d h m m 蜗轮 外圆直径 22 1 . 5 2 0 1 . 6 1 . 5 6 . 3 2 1 1 . 0 5ead d m m m 齿宽 2 2 0 . 5 1 2 6 . 3 0 . 5 1 0 14 8 . 0 9b m qmm 蜗轮咽喉母圆直径 22111 6 0 2 0 1 . 6 5 9 . 222gar a d m m 轮缘宽度 10 . 7 5 0 . 7 5 7 5 . 6 5 6 . 7ab d m m 取 55b mm 4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 2 2121 . 5 3F F a FKT YYd d m当量齿数 22 33 30 3 1 . 8c o s c o s 1 1 . 3 1V zz o根据2 0.1032x ，2 31.8Vz ，从 文献 1 图 11-19 中可查得齿形系数2 2.64FaY 。 1 13.86h mm2 30Z 2 0.1032x 传动比允许。 2 189d mm2 2 0 1 .6ad m m2 7 6 .4fd mm2 2 1 1 .0 5ed m m2 48.09b mm2 59.2gr mm56.7b mm 2 31.8Vz nts 8 螺旋角系数 1 1 . 3 11 1 0 . 9 1 9 21 4 0 1 4 0Y ooo许用弯曲应力 F F F NK g从 文献 1表 11-8中查得由 10 1ZCuSn P 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 56F M P a 。 寿命系数 69 810 0 . 5 6 11 . 8 1 1 0FNK 5 6 0 . 5 6 1 3 1 . 4 1 6F M P a 1 . 5 3 1 . 2 1 4 2 8 7 0 0 2 . 4 3 0 . 9 1 9 2 1 7 . 2 9 16 3 2 5 8 . 3 6 . 3F M P a 弯曲强度是满足的。 4.4 验算效率 t a n0 . 9 5 0 . 9 6 t a n v 已知 1 1 1 8 3 6 1 1 . 3 1 oo； arctanvvf ；vf与相对滑动速度sv有关。 11 6 3 9 6 0 3 . 2 2 8 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 1 1 . 3 1s dnv m s o从 文献 1表 11-18中用插值法查得 0.0255vf 、 1.2v o；代入式中得 0 .8 5 6 0 .8 6 5 ，大于原估计值，因此不用重算。 4.5 热平衡计算 散热面积 S 5 1 . 8 8 5 1 . 8 8 29 1 0 9 1 0 1 6 0 1 . 2 5 3S a m 取传热系数 21 5 / ( )da W m Co，取0 20tC o，从而可以计算出箱体工作温度 t 11 0 0 0 1 1 0 0 0 3 . 9 6 1 0 . 8 6 2 0 4 9 . 51 5 1 . 2 5 3dPt t CS oo因为 4 9 .5 8 0t C Coo，所以符合要求。 2 2.64FaY 0.9192Y 0.561FNK 3 1 .4 1 6F M P a 1 7 .2 9 1F M P a 3 .2 2 8 /sv m s 0 .8 5 6 0 .8 6 5 21.253Sm 49.5tC o nts 9 蜗杆旋向及位置 蜗杆旋线方向尽量选右旋。为了减少溅油损耗，故采用蜗 杆下置式。 4.6 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 c，标注为 7c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得查得蜗杆齿面表面粗糙度 Ra=1.6，顶圆表面粗糙度 Ra=1.6；蜗轮齿面表面粗糙度 Ra=1.6，顶圆表面粗糙度 Ra=3.2。要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。 4.7 计算中心距 12 6 3 1 8 9 12622dda m m 126a mm nts 10 第五章 轴的设计 计算及校核 5.1 蜗杆轴的设计 由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。 蜗杆的转矩1 39.4T N m，蜗轮的转矩2 4 2 8 .7 .T N m。 则作用于齿轮上的圆周力： 11212 2 3 9 4 0 0 1 2 5 0 . 863taTF F Nd 其方向与力作用点圆周速度方向相反。 轴向力： 21222 2 4 2 8 7 0 0 4 5 3 6 . 5189atTF F Nd 其方向与蜗轮的转动方向相反。 径向力： 1 2 2 t a n 4 5 3 6 . 5 t a n 2 0 1 6 5 1 . 2r r tF F F a N o其方向由里的作用点志向轮的转动中心。 5.1.1 初步确定轴的最小直径 由于该轴只受扭矩作用 ， 载荷较平稳，只用于单向旋转，根据文献 1 式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取0 115A ，于是得： 1 33013 . 9 61 1 5 1 8 . 4 4960Pd A m mn 考 虑 轴 头 有 一 个 键 槽 ， 将 轴 径 增 大 35% ， 1 6 . 8 4 ( 1 . 0 3 1 . 0 5 ) 1 8 . 9 9 1 9 . 3 6d m m ，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为 19d mm 。 联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查文献 1 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 5.1AK ，则： 1 1 . 5 3 9 4 0 0 5 9 1 0 0c a AT K T N m m 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件， 由于该 减速器要求连续工作、单向运转、工作时有中等冲击； 查 文献 2表 8-36，选用 LX2 型 滑块联轴器 ，其 公称转矩为 560 .Nm 。 孔径的范围为2035mm。结合伸出端直径，取联轴器直径为 30mm，轴孔长度 60mm，J型轴孔， A型键，相应的轴端的直径1 30d mm，其长度略小于 毂孔宽度，取1 58L mm。 5.1.2 轴上零件的装配方案 蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。 121 2 5 0 .8taF F N124 5 3 6 .5atF F N121 6 5 1 .2rrF F N18.44d mm 19d mm 5 9 1 0 0 .caT N m mKL3 型滑块联轴器 1 30d mm1 58L mmnts 11 5.1.3 轴向定位及轴各段直径和长度 1） 轴段的直径 考虑到联轴器的轴向 固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为 10 . 0 7 0 . 1 0 . 0 7 0 . 1 3 0 2 . 1 3h d m m ， 轴段的轴径 21 2 2 . 1 3 3 4 . 2 3 6d d m m ，其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于 3/ms，可选用毡圈油封，查 文献 3表 19-10选取毡圈，则2 35d mm，由于轴段的长度2L涉及的因素较多，稍后再确定。 2） 轴段和轴段的设计 轴段和轴 段上安装轴承，考虑蜗杆受径向力、切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段上安装轴承，其直径应既方便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现由文献 2 表 8-4 初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30209，查得轴承内径 45d mm ，外径85D mm ，宽度 19B mm ， 2 0 .7 5T mm ，内圈定位轴肩直径52ad mm ，外圈定位轴肩内径 7 3 7 8aD m m : ， 18.6a mm ， 故3 45d mm。 由于蜗杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取1 5mm。通常一根轴上的两个轴承型号相同，则7 45d mm，为了蜗杆上轴承很好的润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在此油面高度高出轴承座孔底边 12mm，而 蜗 杆 浸 油 深 度 应 为 10 . 7 5 1 0 . 7 5 1 1 3 . 8 6 1 0 1 4h m m m m ，蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为 1 2 8 0 7 5 . 6 2 2 . 2aD d m m ,油面浸入蜗杆约 0.75个齿高，因此不需要用甩油环润滑蜗杆， 则轴段和轴段的长度可取为73 19L L B m m 。 3）轴段的长度设计 轴段的 长度2L除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件尺寸有关。 取轴承座与蜗轮外圆之间的距离 12mm ，这样可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由 文献 4的表 4-1中公式 1.2 ，下箱座壁厚 0 . 0 4 3 0 . 0 4 1 2 6 3 8 . 0 4a m m ，取 10mm ；由中心距尺寸 126mm200mm,可确定轴承旁连接螺栓直径 M12、箱体凸缘连接螺栓直径 M10、地脚螺栓直径 M16，轴承端盖连接螺栓直径 M8、由文献 4 表 8-29 取螺栓 GB/T 5781 M8 20。由文献 4表 8-30可计算轴承端盖厚： 1 . 2 8 9 . 6e m m 取 10e mm 。端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 2t mm。为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1 15K mm。轴承座外伸凸台高 2mm ，测出轴承座长为 52L mm ，则有： 2 1 3 3tL K e L L 2 .1 3h m m 2 35d mm圆 锥 滚 子 轴 承30208 3 40d mm7 40d mm73 18L L B m m 10mm 10e mm nts 12 ( 1 5 1 0 2 5 2 5 1 8 ) 56mm 4）轴段和轴段的设计 该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，则 46 52ad d d m m ， 轴段和轴段的长度可由蜗轮外圆直径2ed、涡轮齿顶外缘和内壁距离1 1 . 2 1 . 2 1 0 1 2 mm 和蜗杆宽1 110b mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即 4 6 2 1 3 122etL L d L b 2 1 1 . 0 5 1 1 01 2 1 0 2 5 2 522 27.525mm 圆整，取4628L L m m5）蜗 杆轴 段 的设 计 轴段 即为蜗 杆段 长 故51110L b m m，分度圆直径为 63mm，齿根圆直径1 4 7 .8 8fd m m。 6） 轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 16.9a mm ，则可得轴的支点及受力点间的距离为 : 1 2 3602l L L T a 3 0 5 6 1 9 2 0 . 7 5 1 8 . 6 102.85mm 52 3 4 2Ll l T a L ( 2 0 . 7 5 1 8 . 6 2 8 5 5 ) 85.15mm 7) 画出轴的结构及相应尺寸 蜗杆轴如 图 3a所示 ： 5.1.4 键连接的设计 由于该连接有定心精度的要求，所以选用平键连接。根据1 30d mm，从文献 4 查表 8-31 选择键的截面尺寸为：宽度10b mm ，高度 8h mm ，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 50L mm （比轮毂宽度小些）。 5.1.5 轴的受力分析 1）画出轴的受力简图 如图 3b 所示： 2）支承反力 在水平平面上为 13231 2 5 0 . 8 8 5 . 1 5 6 2 5 . 48 5 . 1 5 8 5 . 1 5tA H B HFlR R Nll 在垂直平面上为 1 3 1 1232 1 6 5 1 . 2 8 5 . 1 5 4 5 3 6 . 5 6 3 2 1 6 6 4 . 7 18 5 . 1 5 8 5 . 1 5raAVF l F dRNll 1 1 6 5 1 . 2 1 6 6 4 . 7 1 1 3 . 5 1B V r A VR F R N 轴承 A 的总支承反力为 2 2 2 26 2 5 . 4 1 6 6 4 . 7 1 1 7 7 8 . 3A A H A VR R R N 2 56L mm464747d mmd mm462828L mmL mm5 110L mm1 1 0 1 .1 5l mm23 8 5 .8 5l l m m6 2 5 .4AHRN 6 2 5 .4BHRN 1 6 5 7 .8 6AVRN6 .6 6BVRN 1 7 7 1 .9ARN nts 13 轴承 B 的总支承反力为 22 2 26 2 5 . 4 1 3 . 5 1 6 2 5 . 5 5B B H B VR R R N 3）画弯矩图 弯矩图如图 3c 、 d、 e 所示 在水平平面上，蜗杆受力点截面为 12 6 2 5 . 4 8 5 . 1 5 5 3 2 5 2 . 8 1 .H A HM R l N m m 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 12 1 6 5 7 . 8 6 8 5 . 1 5 1 4 1 1 6 6 . 7 7 9 .V A VM R l N m m 蜗杆受力点右侧为 13 1 3 . 5 1 8 5 . 1 5 1 1 5 0 . 3 8 .V B VM R l N m m 合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 2 2 2 21 1 1 5 3 2 5 2 . 8 1 1 4 1 1 6 6 . 7 7 9 1 5 0 8 7 7 . 1 7 3 .HVM M M N m m 蜗杆受力点截面右侧 22 2 2111 5 3 2 5 2 . 8 1 1 1 5 0 . 3 8 5 3 2 6 5 . 2 3 .HVM M M N m m 右 4）画转矩图 转矩图如图 3f 所示，1 3 9 4 0 0 .T N m m5.1.6 校核轴的强度 由弯矩图可知，蜗杆受力点界面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为 3 31 33 . 1 4 4 7 . 8 8 1 0 7 7 6 . 1 23 2 3 2fdW m m 抗扭截面系数为 3 31 33 . 1 4 4 7 . 8 8 2 1 5 5 2 . 2 41 6 1 6fTdW m m 最大弯曲应力为 11 1 5 0 8 7 7 . 1 7 3 141 0 7 7 6 . 1 2M M P aW 扭剪应力为 1 39400 1 . 8 32 1 5 5 2 . 2 4TT M P aW 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 0.6 ，则当量应力为 22221 4 1 4 4 0 . 6 1 . 8 3 1 4 . 1 7ca M P a 由文献 4表 8-26查得 45钢调制处理抗拉强度极限 650B MPa ，则由文献 4 表 8-32 用插值法查得轴的许用弯曲应力 1 60b M P a ， 1ca b ，用淬火钢比调质钢强度高，所以强度满足要求。 5.1.7 蜗杆轴的挠度校核 蜗杆当量轴径 iiV dld l 6 2 5 .4 4BRN 15 3 6 9 0 .5 9 .HM N m m11 4 2 3 2 7 .2 8 .VM N m m15 7 1 .7 6 .VMN m m11 5 2 1 1 7 .5 .M N m m15 3 6 9 3 .6 2 .M N m m右1 3 9 4 0 0 .T N m m31 0 7 7 6 .1 2Wmm 32 1 5 5 2 .2 4TW mm 1 1 4 .1 2 M Pa 1.83MPa 1 4 .2 9ca M P a nts 14 其 中iidl分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度 ， l 为两轴承力作用点间跨距，即 4 0 1 9 . 2 5 1 6 . 9 4 7 2 8 4 7 . 8 8 1 1 0 4 7 2 8 4 0 1 9 . 2 5 1 6 . 98 5 . 8 5 8 5 . 8 5Vd 47.1mm 转动惯量 4 4 543 . 1 4 4 7 . 1 2 . 4 1 1 06 4 6 4VdI m m 对于淬火钢许用最大挠度 0 . 0 0 4 0 . 0 0 4 6 . 3 0 . 0 2 5 2m m m ，取弹性模量 52 .1 1 0E M P a ，则蜗杆中点挠 度： 2211348trFFlEI g 22 3551 2 5 0 . 8 1 6 5 1 . 2 8 5 . 8 5 8 5 . 8 54 8 2 . 1 1 0 2 . 4 1 1 0 0.0043mm 所以挠度满足要求。 47.1Vd mm 542 .4 1 1 0I m m0 .0 0 4 3mm 图 3 蜗杆结构的构想图 nts 15 图 4 蜗杆轴结构与受力图 nts 16 图 5 轴承的布置与受力 计算及说明 计算结果 5.2 低速轴的设计与计算 5.2.1已知条件 低速轴传递的功率2 2.9P kw，转速2 6 4 .6 / m innr，传递转矩2 4 2 8 .7 .T N m，蜗轮分度圆直径2 189d mm，蜗轮宽度2 48.09b mm。 5.2.2 选择轴的材料和热处理 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由文献 4表 8-26选用常用的材料 45钢，调质处理。 5.2.3初算轴径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器 ，查文献1表 15-3取0 105A ，则 2 33022 . 91 0 5 3 7 . 3 26 4 . 6Pd A m mn 考虑到轴上有键，应增 大轴径 3%5%，则 3 7 . 3 2 3 7 . 3 2 0 . 0 3 0 . 0 5 3 8 . 4 4 3 9 . 1 9d m m 圆整，取min 39d mm。 5.2.4 结构设计 低速轴的结构构想如图 6所示 1） 轴段设计 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的2 2.9P kw2 6 4 .6 / m innr2 4 2 8 .7 .T N m2 189d mm2 48.09b mmmin 39d mmnts 17 设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查文献 1表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 5.1AK ，计算转矩： 2 1 . 5 4 2 8 7 0 0 6 4 3 0 5 0 .c a AT K T N m m 2） 根据文献 2 表 8-36 查得 GB/T 5014-2003 中的 LX3 型联轴器符合要求：公称转矩为 1250N.m,许用转速 4750r/min，轴孔范围为 3048mm。结合伸出端直径，取联轴器直径为 40mm,轴孔长度84mm， J 型轴孔， A 型键，联轴器主动端代号为 LX3 40 84 GB/T 5014-2003，相应的轴段的直径1 40d mm，其长度略小于毂孔宽度，取1 82L mm。 3） 轴段直径 确定轴段的轴径必须考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为 10 . 0 7 0 . 1 0 . 0 7 0 . 1 4 0 2 . 8 4h d m m 4） 轴段的轴径21 2 4 5 . 6 4 8d d h m m ，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用毡圈油封， 文献 3查表 19-10，选用毡圈 50，则2 50d mm。 5） 轴段及轴段的轴径设计 轴段及轴段上安装轴承，考虑蜗轮轴向力的存在，选用
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