一级蜗轮蜗杆减速器课程设计573.2%0.75%315
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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573.2%0.75%315,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 李东洋 专业班级 机械设计 092 学号 09405100225 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 ： 李东洋 学 号 ： 09405100225 指导 老 师 ： 李历坚 机械工程学院 2011 年 12 月 nts 设计任务说明书 参考选择 一、设计题目：单级蜗轮蜗杆减速器 设计带式运输机的传动装置，如图 1所示。工作条件： 2 班制（每班工作 8h），使用年限 8 年，连续单向运转，载荷平稳，工作时有中等冲击，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度 的 5%，传动系统由电动机 减速器 运输带组成。 图 1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2一联轴器； 3 蜗杆减速器； 4 卷筒； 5 输送带 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入单级蜗杆减速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带工作。 二、原始数据： 带的圆周力F(N) 传送带速度V(m/s) 滚筒直径 D（ mm） 使用年限（年） 3200 0.75 315 8（ 2班制） nts 目 录 第一章 选定设计方案 . 1 第二章 电动机的选择 . 2 2.1选择电动机的类型 . 2 2.2选择电动机容量 . 2 2.3计算总传动比 . 3 第三章 计算传动装置的运动和动力参数 . 3 3.1转速的计算 . 3 3.2功率的计算 . 3 3.3转矩的计算 . 3 第四章 传动零件的设计计算 . 4 4.1选择蜗杆传动类型 . 4 4.2选择材料 . 4 4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 . 4 4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 . 5 4.5校核齿根弯曲疲劳强度 . 6 4.6 验算效率 . 7 4.7蜗杆旋向及位置 . 7 4.8 热平衡计算 . 7 4.9蜗杆传动的精度等级和表面粗糙度 . 8 第五章 轴系零件的设计计算 . 8 5.1 蜗杆轴的设计 . 8 5.2 蜗轮轴的设计与计算 . 13 第六章 滚动轴承的校 核 . 18 6.1蜗轮杆轴承的校核 . 18 6.2 蜗轮轴滚动轴承校核 . 19 第七章 键的校核 . 21 第八章 密封和润滑 . 22 第九章 减速器箱体的结构尺寸 . 23 设计总结 . 25 参考文献 . 26 致 谢 . 27 nts 1 第一章 选定设计方案 要求：二班制，使用期限为 8 年，连续单向运转，载荷平稳，工作时有中等冲击，小批量生产。运输链速度允许误差为链速度的 5。 已知：运输机带的圆周力： 3200N 带速： 0.75m/s 滚筒直径： 315mm 选定传动方案为：单级蜗杆减速器 1.1 传动装置简图 ： 图 1-1 带式输送机的传动装置简图 1.2 传动方案简图如下： 图 1-2 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2一联轴器； 3 蜗杆减速器； 4 卷筒； 5 输送带 nts 2 第二章 电动机的选择 2.1 选择电动机的类型 根据动力源和工作条件，并 参照教材 选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。 2.2 选择电动机容量 工作机所需的功率： 1000FvPW = kw4.2100 0 75.0320 0 由电动机至工作机之间的总效率： 434221 a其中 1 2 34 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（联轴器） 2 =0.99 （滚子轴承） 3=0.75（单头蜗杆） 4 =0.96（卷筒） 所以： 433221 =0.9801 0.75 0.97 0.96=0.6845 所以电动机输出功率： 2 . 4= = 3 . 5 10 . 6 8 4 5waPdP k w k w。 2.2.1 确定电动机转速 根据已知条件，可得带式输送机输入转速为 50.4531514.3 75.06 0 0 0 06 0 0 0 0 D vn r/min 由参考文献 03的表 11-9可知单级蜗轮蜗杆减速器传动比范围为 =10 40i :蜗，可得所用电动机的转速范围为 own n i 蜗= 4 5 . 5 0 (1 0 4 0 ) r m i n = 4 5 5 1 2 8 0 / m i nr 初步符合这一转速范围的同步转速有： 1000r/min,1500r/min,由 表 8-53可知， 对应于电动机所需功率为 3.51kW的电动机型号分别为 Y132S-4型和 Y132M2-6型 。现将 Y132S-4型和 Y132M2-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表 2-1中。 2.4wP kw 0.6845a 3.51dp kw 4 5 .5 0 / m i nnr nts 3 表 2-1 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 级数 Y132S-4 5.5 1500 1440 31.6 4 Y132M2-6 5.5 1000 960 21.1 6 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，方案 1比较合适，所以选定电动机的型号为 Y132S 4 。 2.3 计算总传动比 2.3.1 计算总传动比： 65.3150.451440 nni ma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。 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 1 4 4 0 / m i nn n r额涡轮的转速：12 1440 4 5 . 5 0 / m i n3 1 . 6 5nnri 滚筒的转速和涡轮的转速相同， 滚筒的转速： 23 4 5 . 5 0 4 5 . 5 0 / m i n11nnr 3.2 功率的计算 蜗杆的功率：1 3 . 5 1 0 . 9 9 3 . 4 7P k w 蜗轮的功率：2 4 0 . 7 5 0 . 9 9 2 . 5 8P k w 滚筒的功率：3 2 . 5 8 0 . 9 8 0 . 9 9 2 . 5 0P k w 3.3 转矩的计算 蜗杆的转矩：1113 . 4 79 5 5 0 9 5 5 0 1440PT n 23.01N m 涡轮的转矩：2222 . 5 89 5 5 0 9 5 5 0 4 5 . 5 0PT n 541.52N m 滚筒的转矩：3332 . 5 09 5 5 0 9 5 5 0 4 5 . 5 0PT n 524.73N m 运动和动力参数计算结果整理于下表中： 电动机的型号为Y132S 4 31.65ai 1 1 4 4 0 / m innr2 4 5 .5 0 / m innr3 4 5 .5 0 / m innr1 3.47p 2 2.58kwP 3 2.50p kw1 2 3 .0 1T N m g2 5 4 1 .5 2T N m g3 5 2 4 .7 3 mTN gnts 4 表 3-1 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 3.47 1440 23.01 1 0.743 涡轮轴 2.58 45.50 541.52 31.65 滚筒轴 2.50 45.50 524.73 第四章 传动零件的设计计算 4.1 选择 蜗杆传动类型 根据 GB/T10085 1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）。 4.2 选择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度不太高有相对滑动速度，故蜗杆选用 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 ZC uS n10P 1 ，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。 4.3 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 蜗轮上的转矩 mNT 52.5412 4.3.1 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 4.3.2 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 Z1k 1.15Ak 1.05vk 1.21K 121 6 0 aEZ M Pnts 5 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 。 4.3.3 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 110 PSZCnu，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可以从文献 1表 11-7中查得蜗轮的基本许用应力aH MP268 。 4.3.4 应力循环次数 82 1028.116365850.4516060 hLjnN4.3.5 寿命系数 7271.01028.110887 HNK则 H =HNK H =0.7271 268= 194.86aMP4.3.6 计算传动中心距 mma 88.154)86.194 9.2160(1052.54121.1 23 3 取 a=160mm，因 i=31.65，故从文献 1 中表 11-2 中取模数 m=8mm，蜗杆的分度圆直径 d1=80mm。这时 d1/a为 0.5，从文献 1中图 11-18中可查得接 触系数 6.2Z，因为 ZZ ，因此以上结果可用。 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 4.4.1 蜗杆 从参考文献 02中的表 11-2 可查得蜗杆直径系数 =10q ，分度圆导程角=5 42 38 o 。 蜗杆轴向齿距 aP 为 a = = 8 m mPm=25.12mm 蜗杆齿顶圆直径 a1d 为 mmmhdhdd aaa 968128022 *1111 （其中齿顶高系数 *a=1h ） 2.9PZ 81 .2 8 1 0N 1 9 4 .8 6H M P a 160a mm 25.12aP mm nts 6 蜗杆齿根圆直径 f1d 为 *1111 2 d 2 ( ) 6 0 . 88 0 2 ( 1 8 0 . 2 8 )aff mmd d h h m c mm 式中 径向间隙系数 *=0.2c 蜗杆轴向齿厚 as 为 mmmS a 56.12814.32121 =9.896mm 蜗杆螺旋部分长度 1b 为 121 1 0 . 0 6 1 1 0 . 0 6 3 1 8 1 0 2 . 8 8b z m m m 由于 8 m m 1 0 m mm ，所以 1 1 0 2 . 8 8 m m 2 5 m mb =127.88 mm ，取1 =1 3 0 m mb . 4.4.2 蜗轮 从参考文献 02中的表 11-2 可查得蜗轮变位系数 。 蜗轮分度圆直径 2d 为 22=d mz =8 31mm =248mm 蜗轮喉圆直径 a2d 为 mmhdd aa 256)5.01(822482 222 外圆直径 e2d 为 e 2 a 2= 1 . 5d d m = 2 5 6 1 . 5 8 m m =268mm 蜗轮齿根圆直径 f2d 为 mmhdd ff 228)825.081(22482 222 蜗轮齿宽 B 为 B 9675.075.01 ad=72mm 蜗轮咽喉母圆半径g2rg 2 a 212r a d= 11 6 0 2 5 6 m m2=32mm 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 2FFF a 2121 . 5 3= KT YYd d m 1 96ad mm1 6 0 .8fd mma 9.896S mm1 130b mm2 248d mm2 248ad mm2 268ed mm2 228fd mm72B mm 2 32gr mmnts 7 （ 1）当量齿数 v2z 为 2v2 3= co szz = 330cos 5.7o=31.63 根据 2 = 0.05x ， v2=31.63z ，从参考文献 02的图 11-19 中可查得齿形系数Fa2 =3.36Y 。 （ 2）螺旋角系数 Y为 =1 140Y o = 5.71 140 oo =0.959 （ 3） 许用弯曲应力 F F F= NK 从参考文献 02的表 11-8 中查得由 ZC uS n10P 1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F = 5 6 M P a。 （ 4） 寿命系数 69FN 10=K N= 698101.28 10 =0.583 F = 5 6 0 . 5 8 3 M P a =32.648MPa aF MP35.20959.036.3824880 5 4 1 5 2 021.153.1 通过以上分析可知， 弯曲强度是满足的。 4.6 验算效率 )ta n ( ta n)96.095.0( v 已知 7.5 ；vv farctan；vf与相对滑动速度 VS有关。 smndvs /0 5 9.67.5c o s1 0 0 0601 4 4 080c o s1 0 0 060 11 从参考文献 1 表11-18中用插入值法查得 0208.0vf， 2.1v；代入式中求得 9197.07836.0 ，大于原估计值，因此不用重算。 4.7 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。 4.8 热平衡计算 2 31.63VZ 2 0.05x 0.959Y 2 0 .3 5 aF MP 0 . 7 8 3 6 0 . 7 9 1 9 nts 8 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 . 4 7 1 0 . 7 9 2 0 5 91 5 1 . 2 5 3 1dPt t CS oo因为 5 9 8 0t C Coo，所以符合要求。 4.9蜗杆传动的精度等级和表面粗糙度 由上面计算得到蜗轮圆周速度 3ms ，从参考文献 01的表 8-62中可查得蜗杆、蜗轮精度等级为 8级精度。 从参考文献 03的表 14-55 中可查得蜗杆齿面表面粗糙度 a=1.6R ，顶圆表面粗糙度 a=1.6R ；蜗轮齿面表面粗 糙度 a=1.6R ，顶圆表面粗糙度 a=3.2R 。要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。 第五章轴系零件的设计计算 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 2 3 .0 1T N m。蜗轮的转矩 2T 541.52N m 则作用于齿轮上的圆周力： NdTFFat 25.5758023010221121 5.1.1 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。 5.1.2 初步确定轴的最小直径 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 126A ，则取 126A ，于是得 mmnPAd 89.161440 47.3126 3312m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径1d。为了使所选的轴的直径 12d21 .2 5 3m mS 59tC o m in 1 6 .8 9d m mnts 9 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1TKT Aca ，查文献 1表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 3.1AK ，则： mmNTKT Aca 29913230103.11 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 . 5.1.3 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。 5.1.4 轴的结构设计 1） 轴段 1 段的设计应与联轴器设计同步进行，主要是安装联轴器，其相应的直径 d1=30mm,相应的长度 L1应略小于轮毂长度 L1=58mm. 2)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。 3） 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 30208，查得轴承内径 40d mm ，外径80D mm ，宽度 18B mm ， 19.25T mm ，内圈定位轴肩直径 47ad mm ，外圈定位轴肩内径 6 9 7 3aD m m， 16.9a mm ，故3 40d 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 40d 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 18L L B m m 。 4)轴段的长度设计 轴段的长度 2L 除了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 ，这样就可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。 下箱座壁厚 为 29913caT N m m g 112230583556d mmL mmd mmL mm37374018d d m mL L m mnts 10 = 0 .0 4 3a = 0 . 0 4 1 6 0 3 m m=9.4mm 取 =10mm ；由中心距尺寸 = 1 6 0 m m 2 0 0 m ma ，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，由参考文献 04表 8-29 取螺栓 GB T 5781 M8 20 。由参考文献 04的表8-30 可计算轴承端盖厚 e 为 =1.2ed螺 栓 =1.2 8mm =9.6mm 取 =10mme ；端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 t =2mm 。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 1 =15m mK 。轴承座外伸凸台高 t =2mm ，测出轴承长为 =52mmL ，则有轴段的长度 2Lt2 1 3 3=L K e L L = 1 5 1 0 2 5 2 5 1 8 m m =56mm . 5)轴段 4 和轴段 6 的设计，其直径直接取轴承定位轴肩的直径，则 d4=d6=47mm,其它们的长度直接由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外圆与内壁距离 1 和蜗杆宽1 =1 3 0 m mb ，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定。 即蜗轮外圆到内 壁的距离由参考文献 04的表 4-1 中公式 1 1.2 确定。取=10mm ，则 1 1 . 2 = 1 . 2 1 0 m m =12mm 取 1 =12m m ，即 e2 1t4 6 1 322d bL L L =46mm. 6)蜗杆轴段的设计 轴段即为蜗杆段长 5 1= = 1 3 0 m mLb ，分度圆 直径为 80mm ，齿根圆直径f1 = 6 0 .8 m md 。 7)轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距轴承外圆大端面的距离 =16.9m ma ，则可得轴的支点及受力点间的距离如图 5-1所示为 1 2 360= 3 0 5 6 1 8 1 9 . 7 5 1 6 . 92l L L T a m m =101.15mm 52 3 4 1 9 . 7 5 1 6 . 9 4 0 6 3 . 52Ll l T a L =106.35mm 画出轴的结构及相应 尺寸 蜗杆轴如图 3a所示： 9)键连接的设计 联轴器与轴段间采用 A 型普通平键连接。根据 1 3 0 m md ，从参考文献 04464611547466 0 .880130fd d m mL L m md m md m mL m m2 8 7 .6 2 51 5 6 1 .9 1 .1 5 8 8 .1 72 8 8 .9 4ahavABRNR N m mRNRNnts 11 的表 8-31中查得键的截面尺寸为：宽度 =10mmb ，高度 =8mmh ，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 =50mmL （比轮毂宽度小些）。 5.1.5 轴的受力分析 水平面的支承反力（图 a） 13ah235 7 5 . 2 5 1 0 6 . 5 2 8 7 . 6 2 5213tbhFlR R Nll 垂直面的支承反力（图 b） 1 3 1 1231/2 1 5 8 9 . 4 9 1 0 6 . 5 4 3 6 7 . 1 0 8 0 / 2 1 5 6 1 . 9 12131 5 8 9 . 4 9 1 5 6 1 . 9 1 2 7 . 5 8raavb v r A VF l F dR N m mllR F R N 轴承 A的总支承力为 2 2 2 2av 2 8 7 . 6 2 5 1 5 6 1 . 9 1 1 5 8 8 . 1 7A a hR R R N 轴承 B的总支承力为 2 2 2 2b 2 8 7 . 6 2 5 2 7 . 5 8 2 8 8 . 9 4B b h vR R R N 画弯矩图 弯矩图如图 10-6c， d和 e所示 在水平面上，蜗杆受力点截面为 12 2 8 7 . 6 2 5 1 1 3 . 8 5 3 2 7 4 6 . 1 1 . mH a hM R l N 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 12 1 5 6 1 . 9 1 1 1 3 . 8 5 1 7 7 8 2 3 . 4 5V a vM R l 蜗杆受力点截面右侧为 13 2 7 . 5 8 1 1 3 . 8 5 3 1 7 0 . 7 2V b vM R l N m g合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 2 2 2 2111 = 3 2 7 4 6 . 1 1 1 7 7 8 2 3 . 4 5 1 8 0 8 1 3 . 4 0 .HVM M M N m m 左 蜗杆受力点截面右侧为 2 2 2 2111 = 3 2 7 4 6 . 1 1 3 1 7 0 . 7 2 3 2 8 9 9 . 2 6 .HVM M M N m m 右 11111 7 7 8 2 3 .4 5 3 1 7 0 .7 2= 1 8 0 8 1 3 .4 0= 3 2 8 9 9 .2 6 m mVVMNM N m mM N m mMNgg左右33112 2 0 5 4 .1 54 4 1 0 8 .3 18 .2 0W m mW m mM P a0 .5 28 .2 2TcaM P aM P ants 12 5.1.6 校核轴的强度 弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为 nts 13 331 36 0 . 8 2 2 0 5 4 . 1 53 2 3 2fdW m m 抗扭截面系数为 3 31 36 0 . 8 4 4 1 0 8 . 3 11 6 1 6fTdW m m 最大弯曲应力为 11 1 8 0 8 1 3 . 4 0 = 8 . 2 0 a2 2 0 5 4 . 1 5M MPW 左 扭剪应力为 1 23010 0 . 5 24 4 1 0 8 . 3 1TTT M P aW 按弯矩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，故折合系数 a=0.6,则当量应力为 2 2 2 24 ( ) 8 . 2 4 0 . 6 0 . 5 2 = 8 . 2 2 M P aca a （ ） 由表参考文献 1表格 15-1选定轴的材料为 45钢，调质处理查得1 c a 1 6 0 a 6 4 0 , ,BM P M P a ， 抗 拉 极 限 因 此 故 安 全5.1.7 蜗杆轴的扰度校核 蜗杆当量轴径 d iiv dll其中 il ， id 分别为两轴承力作用点各轴段长度和直径， l为两轴承力作用点间跨距，即4 0 ( 1 9 . 7 5 1 6 . 9 ) 4 7 4 6 6 0 . 8 1 3 0 4 7 4 6 4 0 ( 1 9 . 7 5 1 6 . 9 ) 5 4 . 7 01 1 3 . 8 5 1 1 3 . 8 5vd m m 转动惯量 I= 4 4 54d 3 . 1 4 5 4 . 7 4 . 3 9 1 06 4 6 4v mm （一般情况下 dv用 df1代替） 对于淬火钢许用最大扰度52 2 3 2 2 31255 0 . 0 0 4 0 . 0 0 4 8 0 . 0 3 2 , = ,5 7 5 . 2 5 4 3 6 7 . 1 (1 1 3 . 8 5 1 1 3 . 8 5 )= 0 . 0 1 1 7 4 8 4 8 2 . 1 1 0 4 . 3 9 1 0ttm m m M P aF F l mmEI g取 弹 性 模 量 E 2 . 1 1 0 则 蜗 杆 中 点 扰 度 所以挠度满足要求。 5.2 蜗轮轴的设计与计算 5.2.1 已知条件 5 4 .7 0vd mm 544 .3 9 1 00 .0 1 7I m mmmnts 14 低速轴的传动效率 P2=2.58KW,转速 n2=45.50r/min,传递转矩 T2=541.52N.m,涡轮分度圆直径 d2=248mm. 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，故查表选用常用的材料45钢，调质处理。 5.2.3 初步确定轴的最小直径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，参考文献 1查表 15-3，取0A=116，则 30 2 . 5 81 1 6 4 4 . 5 74 5 . 5Pd A m mn 考虑到轴上有键，应增大轴径 35:%，则m i n4 4 . 5 7 4 4 . 5 7 ( 0 . 0 3 0 . 0 5 ) 4 5 . 9 1 4 6 . 8 0 d 4 6d m m m m 圆 整 ， 则 取。 5.2.4 低速轴的结构设计 1） 轴段 1设计 轴段 1安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。 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，查表，取1.3,AK 则计算转矩 2 1 . 3 5 4 1 5 2 0 7 0 3 9 7 6c a AT K T N m m g 由参考文献 2查表 8-36得 LX3 弹性柱销联轴器符合要求：公称转矩为 1250Nmg ，许用转速 4750r/min,轴孔范围为 3048mm.结合伸出段直径，取联轴器毂直径为48mm，轴孔长度为 84mm,J型轴孔 ， A型键相应的轴段 1的直径1d=48mm,其长度略小于毂孔宽度，取1 82mmL 。 2） 轴段 2直径 确定轴段 2 的轴径须考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器的尺寸，联轴器用轴肩定位，周建宽度为1( 0 . 0 7 0 . 1 ) ( 0 . 0 7 0 . 1 ) 4 8 3 . 3 6 4 . 8h d m m m m 。 轴段 2的轴径21 2 5 4 . 7 2 5 7 . 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，查表毡圈 45JB/ZQ4606-1997，则2 58mmd 3） 轴段 3及轴段 6的轴径设计 轴段 3及轴段 6安装轴承，考虑涡轮轴向力的存在，选用圆锥滚子轴承。其直径应既便于安装，又符合轴径内径要求，先现查文献 2表 8-30暂选取 30213，由表可得轴承内径，外径，宽度， T=24.75mm,内圈定位轴肩直径 74mmad ,外圈定位 轴肩内径a 1 0 2 1 1 1D m m，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 24a mm ，故选3 65 .d mm。由于涡轮的圆周速度小于 2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，为补偿箱体的铸造误差和安装挡2224 5 .5 0 / m in5 4 1 .5 2248nrT N m md m mmin 46d mm1122363644554882584665503870828210d m mL m md m mL m md d m mL m mL m md m mL m md m mL m mnts 15 油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体距离取3 10mm。通常一根轴上的两个轴 承取相同的型号，则6365d d m m。 4） 轴段的设计 轴段上安装蜗轮，为便于蜗轮的安装，应略大于3d，可初选4 70d mm，蜗轮轮毂的宽度范围为4( 1 . 2 1 . 8 ) 8 4 1 2 6 m mm m d ：取其轮毂宽度 84H mm ，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面， 轴段长度应比轮毂略短，取4 82L mm5） 轴段长度的设计 取蜗轮轮毂到内壁距离2 15mm，则3 3 2 4 ( 2 3 1 0 1 5 8 4 - 8 2 ) 5 0 m mL B H L ： 6） 轴 段的长度设计 轴段的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓同蜗杆轴，为 GB/T5781 M820，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，为使轮毂外径不予端盖螺栓的拆装发生干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为1 13 mKm。下箱座壁厚同蜗杆轴10mm ，轴承旁连接螺栓同前 M12，由文献 4表 4-1 可查，剖分面凸缘尺寸（扳手空 间），则轴承座的厚度为12 ( 5 8 ) 1 0 1 6 2 0 ( 5 8 ) 5 1 5 4L c c m m m m m m ：则取 54L mm ，轴承端盖凸缘厚同前；端盖与轴承座间的调整垫片厚度同前 e=10mm，则2 1 3 ( 1 3 1 0 2 5 4 1 0 2 3 ) 4 6tL K e L B m m ： 7） 轴段设计 该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为4( 0 . 0 7 0 . 1 ) 4 . 9 7h d m m：取 6h mm ，则5 82d m，取轴段的长度5 10L mm。 8） 轴段的长度设计 为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则6 3 5 2 5 0 1 0 2 3 8L L L m m m m ： 9） 轴上力作用点间距 如图 4可得轴的支点及受力点间的距离为：1 2 3 4 2 360l ( ) ( 3 0 5 6 5 0 8 2 8 4 1 5 1 0 2 4 . 7 5 2 4 ) 1 0 8 . 2 52 L L L H T a m m =108.25 2 3 2 3
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