带式运输机传动装置设计（蜗杆）

泸 州 职 业 技 术 学 院毕 业 论 文带式运输机传动装置设计（蜗杆）学生姓名所 在 系班 级专 业指导教师2013 年 10 月 8 日指导教师评阅书指导教师评语：建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）指导教师： （签名） 单位：（盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评语：建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）评阅教师： （签名） 单位：（盖章）年 月 日泸州职业技术学院毕业论文 致谢4教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评语：评定成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）年 月 日教学系意见：系主任： （签名）年 月 日泸州职业技术学院毕业论文 致谢5设计说明书一、毕业设计任务书（一） 、设计题目：带式运输机传动装置设计（蜗杆）（二） 、传动方案：所选传动方案如下图所示：1、电动机 2、减速器 3、联轴器 4、传动带 5、滚筒（3） 、原始数据：已知条件 传动带工作拉力F/kN传动带速度 V(m/s) 滚筒直径 D/mm参数 5 1.6 500(四)、工作条件与技术要求泸州职业技术学院毕业论文 致谢6使用折旧期：8 年；工作情况：两班倒，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35；检修间隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。一、 总体设计（一） 、电动机的选择1、电动机类型的选择根据动力源和工作的条件，选用 Y 系列三相异步电机 2 电动机功率的选择工作机所需的有效功率为:Pw=Fv/1000w=50001.6/10000.96=8.33Kw其中 w 为工作机传动效率为了计算电动机所需功率 Pd,需确定传动效率 设各传动效率分别为 1(弹性联轴器)、 2（蜗杆传动） 、 3（滚动轴承） 、 4（圆柱齿轮传动） = 12 2 33 42=0.99 2 0.800.9830.97=0.716电机所需的工作功率：Pd=Pw/=8.33/0.716=11.63KW由表 12-1 选取电动机的额定功率为 15kW3、电动机转速的选择选用常用同步转速 1000r/min 和 1500r/min 两种作对比：工作转速 nW =601000V/D=600001.6/3.14500=61.14r/min总传动比 i=nm/nw,其中 nm为电动机的满载转速。现将两种电动机有关数据列于下表比较：型号额定功率/kW满载转速/(r/min) 同步转速总传动带比Y160L -4 15kW 1460 1500 23.87Y180L-6 15 960 1000 15.7泸州职业技术学院毕业论文 致谢7由表可知 Y160L-4 的传动比过大，为了合理的分配传动比，提到传动效率决定选择 Y180L-64、电动机型号的选择根据电动机动率和同步转速，选定电动机型号为 Y180L-6，查表 17-1 可知电动机的机座中心高为 180mm,（二）传动比的分配现总传动比 i=15.7,为了提高传动效率，低速级圆柱齿轮传动比可取i2=0.05i=0.0515.7=0.78，则 i1=i/i2=15.7/0.78=20.12(三)、传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速的计算nm=960r/minn1=nm=960r/minn2=n1/i1=960/20.12=47.71r/minn3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/minn4=n3=61.16r/min2、各轴输入功率计算Pd=11.63KwP1=pd 1=11.630.99=11.51kWP2=p1 2 3=11.510.800.98=9.02kWP3=p2 3 4=9.020.980.97=8.57kWP4=p3 1 3=8.570.990.98=8.31Kw3、各轴的输入转矩计算Td=9550pd/nm=955011.63/960Nm=115.69NmT1=9550p1/n1=955011.51/960Nm=114.50NmT2=9550p2/n2=95509.02/47.71Nm=1805.5NmT3=9550p3/n3=95508.57/61.16Nm=1338.18Nm泸州职业技术学院毕业论文 致谢8T4=9550p4/n4=95508.31/61.16Nm=1297.58Nm将各轴的运动和动力参数列于下表：编号 转速 n/(r/min) 功率/Kw 转矩/Nm0 960 11.63 115.691 960 11.51 114.502 47.71 9.02 1805.53 61.16 8.57 1338.184 61.16 8.31 1297.58其中，传动比 i1=20.12,i2=0.78二、 传动零件的设计计算（一） 齿轮的设计计算1、 高速级涡轮蜗杆传动的设计计算（1） 选择蜗杆传动类型根据 GB/T10085-1988 推荐，采用渐开线蜗杆（ZI） 。（2）齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45 钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为 45-55HRC涡轮：铸锡磷青铜 ZCuSnIopl，金属模制造，齿芯用灰铸铁 HT100（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轻度，传动中心距为：KT 2(Z Z / H)1/3 1） 确定作用在涡轮上的转矩 T2按 Z1=2，估取效率 =0.8，则T2=9.55106P2/n2=9.55106P/(n 1/i1)=9.5510640.8/960/20.03=637622Nmm2）确定载荷系数 K泸州职业技术学院毕业论文 致谢9取载荷分布不均系数 K =1；机械设计表 11-5 选取使用系数 K =1;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 KV=1.05；则K=KAK KV=111.053）确定弹性影响系数 ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa 。4）确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.35，从机械设计图11-18 中可查得 Z =2.9.5）确定许用接触应力 H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSnIopl，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表 机械设计 表 11-7 中查得蜗杆的基本许用应力 H=268Mpa.使用寿命 Lh=30088=19200h应力循环次数 N=60jn2Lh=60147.93192005.52107寿命系数 KHn=107/5.521071/8=0.8077则 H=KHn H1=0.8077268Mpa=216.46Mpa6）计算中心距a1.05637622(1602.9/216.46) 2 1/3mm=145.438mm取中心距 a=160mm,因 i1=20.12，从机械设计表 11-2 中取模数 m=6.3mm,蜗杆分度圆直径 d1=63mm.这时 d1/a=0.39,从机械设计图 11-18 中可查得接触系数 Z1=2.76，因为 Z1Z，因此以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要设计参数于几何尺寸1）蜗杆轴向齿距 Pa=m=3.146.3=19.782mm直径系数 q=d1/m=63/6.3=10齿顶圆直径 da1=d1+2ha*m=63+216.3=75.6mm齿根圆直径 df1=d1-2m(ha*+c*)=63-26.3(1+0.2)=47.88mm分度圆导程角 =111836泸州职业技术学院毕业论文 致谢10蜗杆轴向齿厚 sa=m=9.896mm2）蜗轮蜗轮齿数 Z2=41；变位系数 X2=-0.1032；验算传动比 i= Z2/ Z1=41/2=20.5,这时传动比误差为（ 20.5-20.03）/20.03=0.025=2.3%是允许的。蜗轮分度圆直径 d2=mz2=6.341mm=258.3mm蜗轮喉圆直径为：Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=258.3+26.3(1-0.1032)mm=269.6mm蜗轮齿根圆直径为：Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=258.3-26.3(1+0.1.32+0.2)mm=241.88mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-1/2da2=(160-1/2269.6)mm=25.2mm(5)校核齿根弯曲疲劳强度 F=1.53KT2/d1d2m=YFa2Y F当量齿数 zr2=z2/cos3=41/(cos11.31)=43.48根据 x2=-0.1032, zr2=43.48,从机械设计图 11-19 中可查得齿形系数 YFa2=2.46螺旋角系数 Y =1-（11.31/140 ）=0.9192许用弯曲应力 F= F Km从机械设计表 11-8 中查得由 ZCuSnIopl 制造的蜗轮的基本许用应力 F1=56MpaKFN=(106/5.52107)1/9=0.64寿命系数 F=560.64Mpa=35.84Mpa F=1.531.05637622/63258.36.32.460.9192Mpa=22.59Mpa弯曲强度满足。（6）验算效率 =（0.950.96）tan/tan(+ )已知 =111836=11.31 ； =arctanfv;fv 与相对滑动速度 vs 有关。Vs=d 1n1/601000cos =63960/601000cos11.31 =3.229m/s泸州职业技术学院毕业论文 致谢11从机械设计表 11-18 中用插值法查得 fv=0.024、 v=1.3667;带入式中得=0.849，大于原估计值，因此不用重算。蜗杆速度 v= d1n/601000=63960/601000=3.17m/s（7）校核蜗杆的齿面接触强度对于青铜或铸铁蜗轮与铜蜗杆配对时材料弹性系数 Ze=160MP2接触系数 Z =2.74载荷系数 K=1.05（载荷平稳）蜗轮实际转矩 T2=637622Nmm许用接触应力 H=216.46Mpa校核蜗轮齿面接触疲劳强度 H=ZeZ (KT2/a3)=1602.74(1.05637622/1603)Mpa=177.242Mpa H=216.46Mpa即齿面强度足够。（8）热平衡校核，初步估计散热面积 A估算箱体的散热面积：S=1000P(1- )/ad(t0-ta)=10003.932(1-0.894)/15(65-20)=0.617m2其中，P 为蜗杆传递功率， 为蜗杆传递效率，a d 为箱体的表面传热系数，取15W/(m2K);t0 为油的工作温度，取 65 度；t a 为周围空气温度，取 20 度。（9）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 f,标注为8fGB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用 H7/S6配合，并加抬肩和螺钉固定（螺钉选用 6 个） 。蜗轮蜗杆的配合面表面粗糙度，Ra 的上限值取 0.8um,用去除材料的方法获得表面粗糙度。2、低速级齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数泸州职业技术学院毕业论文 致谢121）按图所示的传动方案，选斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（GB 10095-88） 。3）材料选择。由机械设计表 6-4 选择小齿轮材料为 45 钢（调制） ，平均硬度为 235HBS，大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 190HBS，二者硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数 Z1=24，则大齿轮齿数 Z2=i2Z1=2.0924=50.16,取 Z2=51.齿数比 U=51/24=2.125。5）初选螺旋角 =14。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（6-28）dif2(KT 1(u+1)ZE2/ du H2)1/31)确定公式内的各计算数值1、试选载荷系数 Kt=1.62、由机械设计表 6-5 选取区域系数 ZH=2.433.3、同理查得 1 =0.770， 2 =0.84；则 1 + 2 =1.61。4、小齿轮传递的转矩T1=T2=614.28N.m=614103N.m=6.1428105N.m5、由机械设计表 6-9 款系数 d=16、由机械设计表 6-6 料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/27、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 HLIM1=550Mpa；接触疲劳强度极限 HLIM2=390Mpa.8、计算应力循环次数N1=60n2jLh=5.521536107N1=N1/u=2.5981079、查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.98,KHN2=1.0810、计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1. H1=KHN1 HLIM1/S=0.98550(MPa)=539Mpa H2=KHN2 HLIM1/S=1.08550(MPa)=421.2Mpa H= H1+ H2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa泸州职业技术学院毕业论文 致谢132）计算 1、试算小齿轮分度圆直径 dd1，dd12(K tT1(u+1)/ d uZHZ / H2)1/3=21.66.1428105(2.125+1)/1.6332.125(2.433189.8/480.1)21/3=117.855mm2、计算圆周速度 v。V=3.14dn/60000=3.14117.85547.93/60000m/s=0.296m/s因为m/s，故取级精度合适。3、计算齿宽 b 及模数 mnt。b= dd1t=1117.855mm=117.855mmm nt =d1tcos14/Z=117.855cos14/24mm=4.76mm4、齿高 h=2.25m nt=2.254.76mm=10.71mmb/h=117.855/10.71=11。5、计算纵向重合度 =0.318 dz1tan=0.318124tan14=1.903。6、计算载荷系数 K由表查得：使用系数 KA=1;根据 v=0.296m/s,8 级精度。动载荷系数KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得 8 级精度、调质小齿轮相对支承非对称布置时：KH =1.15+0.18(1+0.6 2D) 2D+0.3110-370.557=1.46根据 b/h=11、K H =1.46，由机械设计查表得 KH =1.4。故载荷系数K=KAKVKH =11.031.41.46=2.105.7、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=dif(K/KT)1/3=117.855(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm8、计算模数 mn=d1cos2/z 1=129.14cos14/24mm=5.22mm(3)按齿根弯曲疲劳强度设计mt(2KT 1Y COS2Y FAYSA/ DZ21 a)1)确定计算参数1、计算载荷系数K=KAKVKFAKF =11.031.41.4=2.0188泸州职业技术学院毕业论文 致谢142、根据纵向重合度 =1.903，从机械设计表查得螺旋角影响系数Y =0.88。3、计算当量齿数ZV1=Z1/cos3=24/cos 314=26.27 ZV2=Z2/cos3=51/cos 314=55.83。4、查取齿形系数及应力校正系数由机械设计表查得 YFA1=2.592，Y FA2=2.319，Y SA1=1.596，Y SA2=1.717。5、由机械设计图 10-20 和图 10-20b 按齿面硬度分别查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=380Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=325Mpa.6、由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.95，K FN2=0.967、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F1=KFN1 FE1/S=257.857Mpa F2=KFN2 FE2/S=222.857Mpa8、计算大小齿轮的 F并加以比较YFA1YSA1/ F1=2.5921.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/ F2=2.3191.717/222.857=0.018,大齿轮的数值大。2）计算（按大齿轮）mt2KT 1Y cos2Y FAYSA/ dz12 a F1/3=22.01886.14281030.88cos2140.018/12421.611/3=3.42mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数 mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。故可取由弯曲强度算得的模数 3.42mm 并就近圆整为标准值 mn=3.5mm，而按接触强度算得的分度圆直径 d1=129.14mm 重新修正齿轮齿数，z1=d1cos/m n=129.14cos14/3.5=35.8,取 z1=36,则z2=i2z1=2.0936=75.24,取 z2=75.实际传动比 i2=z2/z1=75/36=2.083,与原传动比基本一致。（4）几何尺寸计算1）中心距计算 a=(z1+z2)mn/2cos=(36+75)3.5/2cos14=200.26mm,将中心距调整为 200mm.泸州职业技术学院毕业论文 致谢152）调整后的中心距修正螺旋角=arccos(z 1+z2)mn/2a=arccos(36+75)3.5/2200=13.772=1346193）计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cos=363.5/cos134619=129.73d2=z2mn/cos=753.5/cos134619=270.274）计算齿轮宽度 b= dd1=1129.73=129.73mm,取 b=130mm,则：B2=130mm,B1=135mm.5）齿轮结构设计小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，齿轮传动的尺寸见下表：名称 计算公式 结果法面模数 mn 3.5法面压力角 An 20螺旋角 134619齿数 z1 z2 36 75传动比 i2 2.03分度圆直径 d1 d2 129.73 270.27齿顶圆直径 da1 da2 136.73 277.27齿根圆直径 df1 dd2 120.98 261.52中心距 a 200齿宽 B1 B2 135 1304、轴的设计与校核（一）蜗轮轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力因为为普通用途中小功率减速器，轴主要传递蜗轮的转矩。故选轴的材料 45号钢，调质处理。查机械设计表 9.1 可知： b=600MPa b-1=55Mpa（2）蜗轮轴上的功率 PI =11.51kw 转速 n1=960r/min转矩 T1=114.50 N转距 T2 1085.5 N，（3）求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径 d1 =63泸州职业技术学院毕业论文 致谢16蜗轮分度圆直径 d2258.3而 Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 NFa1= Fr2=2T2 / d2=8.4NFr1=Fr2tan =8.4tan20o=3.05N（4）初步确定轴的最小直径，取 A0 =112，于是得dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112(11.51/960)1/3=38.5mm计算联轴器的转矩，取 KA=1.5Tc= KA T1=1.5114.5103 =171750N选用 LT3 弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 315000N。半联轴器的孔径 dI20，故取 dI-II=20,半联轴器长度 L52，半联轴器与配合的毂孔长度 L138（二）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向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 轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度 h=2.5mm, dII-III=25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径泸州职业技术学院毕业论文 致谢17取挡圈直径 d=30mm,半联轴器与轴配合的孔长度 L1 =38mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故 I-II 段的长度略短一些，现取 LI-II =36mm2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受较大径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，并根据 dII-III25mm, 选取 32306，其尺寸dDT=307227 故 dIII-IV=dV-IV=30,而 LIII-IV=LVII-VIII=50mm,轴肩高度 h=3mm,因此 dIV-V =dVI-VII=363）取蜗杆轴轴段直径 dV-VI=75.6,蜗杆齿宽 b1 (10.5+z 1)m=79,经磨削后 b1 79+25=104,即 LV-VI1414）轴承端盖的总宽度为 25mm，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添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离 15mm，故 LII-III =40mm5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取 lIv-V = LVI-VII=65至此已初步确定轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按轴的直径查表查得平键截面 bh=6mm6mm ，长为 L=25mm ，半联轴器与轴的配合为 ;所以滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 取轴端倒角 145。各轴肩处的圆角半径取 R1。5.轴的强度计算（1） 求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr2泸州职业技术学院毕业论文 致谢18将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则（2） 求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa2对于圆锥滚子轴承，按表 13-7，轴承的派生轴向力 ，其中，Y 是对应表 13-5 中 的 Y 值，其值由轴承手册查出。手册上查的 32306 的基本额定载荷 C=81500N, Co =96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得按式（1311）得 F a1= Fd2+ Fa1=3552.3NFa21= Fd2=135.3N因为 故 X=0.4, Y=1.9;, 故 X=1, Y=0;因轴承运转过程中载荷较平稳，查表，f p =1.1。则P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7899.9N泸州职业技术学院毕业论文 致谢19P2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N（3） 验算轴承寿命因为 P2P 1，所以按轴承 1 的受力大小验算Lk=106/60n(C/ P1)Z=38390h19200h故所选选轴承满足寿命要求。首先根据轴的结构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 30313 型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18.9mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中载荷 垂直面 V 水平面 H支反力 F Fr1=1081N,Fr1=514.3N Fr1H =Fr1H=444.5N弯矩 M Mr1=145937.7N.mm，Mr2=38298.7 N.mmMH=65830.4 N.mm总弯矩 M1=(145937.72+65830.42 )1/2=160098 N.mmM2=(38298.7 2+65830.42 )1/2=7616 N.mm扭矩 T T=280000 N.mm6）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（即危险泸州职业技术学院毕业论文 致谢20截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取 a=0.6 ，轴的计算应力为已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，查表得 -1=60MPa。因此 ca -1，故安全。（二）蜗杆轴轴的设计计算1.蜗杆轴上的功率 PII=9.02kw ，转速 n II=47.71r/min ，转矩 TII1805N 轴 III 上的功率 PIII=8.57kw,转速 NIII=61.16r/min ，转矩TIII 1338.182.求作用在齿轮上的力蜗轮：F a2= Ft1=2T1 /d1=2114.5/63=3.63NFt2= Fa1=2T2 /d2=21085.5/302.4=7.19NFr2= Fr1= Ft2 tan =7.19 tan 200=2.61N小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径 d2 齿 =270.27mmFt3= Ft3=2T3 /d2 齿 =21338.18/270.27=9.9NFr3= Fr4= Ft3 tan / =9.9tan 200/ =3.5N Fa3= Fa4= Ft3 tan 14828=3.5tan 14828 =109N 3.初步确定轴的最小直径，取 A0=112dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112(4.14/38)1/3=53.4mm4 轴的机构设计泸州职业技术学院毕业论文 致谢211）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据 dI-II =50mm,选取7310B，其尺寸 dDB=50mm110mm27mm 故 dI-II = dv-vI =50,（2）取安装齿轮处的轴段直径 dII-III = dIV-V =55mm,齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，蜗轮宽度 B0.75d a1 =0.7575.6=56.7，取其宽度为 56，故取 LII-III =52mm,小齿轮 B2 =106,故取 LIV-V =102mm,齿轮采用轴肩定位，轴肩高度 h=5mm, dIII-IV =65mm, LIII-IV =40（3）为了保证蜗轮蜗杆、直齿的啮合，取蜗轮端面到内机壁的距离a1=22mm ；为了保证直齿的啮合，取小齿轮端面到内机壁的距离a2=9mm ；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 2 ,取 2=10mm，已知滚动轴承宽度 B=27mm ，则 LI-II =T+ 2+ a1 +(5652)=63mm, LV-VI =T+ 2 + a2 +(106102)=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位按轴的最小直径查得平键截面 bh=16mm10mm ，长为 L=45mm ，半联轴器与轴的配合为 ;所以滚动轴承的配合是由过盈配合来泸州职业技术学院毕业论文 致谢22保证的（5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 取轴端倒角 245。各轴肩处的圆角半径取 R2。6.轴的强度计算（1） 求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则 Fr1V=2824.8N Fr2V=1629.2NFr1H=6128.7N Fr2H=-993.5N Fr1=( Fr1V 2+Fr1H2)1/2= (2824.8 2+6128.72)1/2 =6728.4N Fr1=( Fr2V 2+Fr2H2)1/2= (1629.2 2+6128.72)1/2 =1908N （2） 求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa2 及轴上轴向力对于角接触球轴承 7310B，按查表，轴承的派生轴向力 Fd= 1.14 Fr,其中，Y 是对应表 13-5 中 的 Y 值，其值由轴承手册查出。手册上查的 7310B 的基本额定载荷 C=68200N, Co =48000N。e=1.14，F ac=Fa3-Fa2=1265.7N 因此可得Fd1= 1.14 Fr=7693NFd2= 1.14 Fr2=2175N所以 Fa1= Fd1=7693NFd2= Fd1-Fac=6227.3N因为 Fa1/ Fr1= 1.14e;故 X=1, Y=0；Fa2/ Fr2= 3.37e, 故 X=0.35,Y=0.57；因轴承运转过程中载荷较平稳，按表 136，f p =1.1。则泸州职业技术学院毕业论文 致谢23P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432NP2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=4764.5N（3） 验算轴承寿命因为 P1 P2 ，所以按轴承 1 的的受力大小验算Lh=106/60n(C/ P1)Z=138250h19200h故所选选轴承满足寿命要求。首先根据轴的结构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。对于角接触球轴承 7310B，由手册中查得a=47.5mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中载荷 垂直面 V 水平面 H支反力 F Fr1=6748.4N,Fr1=1908N Fr1H=6128.7N,Fr2H=-993.5N弯矩 M Mr1 左 =- MH1=242083.7 N.mm泸州职业技术学院毕业论文 致谢24111579.6N.mm，M r1 右=-4921.9 N.mmMr2 左 =-30910.6 N.mmMr2 右 =83903.8 N.mmMH2=51165.3 N.mm总弯矩 M1 左 =(111579.62+242083.72 )1/2=266561N.mmM1 右 =(4921.9 2+242083.72 )1/2=242133 N.mmM2 左 =(51165.32+30910.62 )1/2=59777.5N.mmM2 右 =(30910.62+51165.3 2 )1/2=98273.8 N.mm扭矩 T T=441280N.mm6）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）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取 a=0.6 ，轴的计算应力为已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 -1 =60MPa。因此 ca -1， ，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度1 判断截面 II 左右两侧为危险截面2、截面 II 左侧泸州职业技术学院毕业论文 致谢25抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.150 3=12500mm3 抗扭截面系数 W =0.2 d 3=0.250 3=25000 mm 3截面 II 左侧的弯矩 M 为 M=111579.624/52=51498.3Nmm截面 II 上的扭矩 T=441280Nmm截面上的弯曲应力 =M/W=13.9Mpa截面上的扭转切应力 t= T/ Wt =209000/18225=4.12Mpa轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 H=640Mpa, -1 =275Mpa, t-1=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a 及 r 按表查取，因 r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,经插值后可查得 ca=2.0， r =1.36轴的材料的敏性系数为 q =0.82 q r=0.85故有效应力集中系数为 kt =1+ qr ( -1)=1.82kr =1+ q r( r -1)=1.306由尺寸系数 =0.63.扭转尺寸系数 r =0.78轴按磨削加工，可得表面质量系数 = r =0.92轴未经表面强化处理，即 q =1，则得综合系数为K = k / +1/ -1=2.99Kr = kr /r +1/ r -1=1.76碳钢的特性系数 1 =0.10.2，取 1 =0.1 2=0.050.1，取 r=0.05计算安全系数 S 值，则得：S 1= -1 /（K a + a）=6.62 泸州职业技术学院毕业论文 致谢26S2 =t-1 /（K rta + rtm ）=14.93S =（S 1 S2 ）/（S 12 + S12 ） =6.05,S=1.5故可知其安全截面 II 右端抗弯截面系数 W=0.1d3 =0.1553 =16638mm3 抗扭截面系数 W =0.2 d 3=0.255 3=33275mm 3弯矩 M 及弯曲应力为： M=51498.3Nmm b=M/W=113.9Mpa扭矩 T 及扭转切应力为：T=441280Nmmt= T / W =4.12Mpa过盈配合处的 k / ，用插值法求出，并取 kt /r =0.8 kc/ ，得k / =3.16 k r/r=0.8 k / =2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为 = r =0.92故得综合系数为：K = k / +1/ -1=3.25Kr = kr /r +1/ r -1=2.62因此，轴在截面 IV 右侧的安全系数为：S 1= -1 /（K a + a）=6.09 S2 =t-1 /（K rta + rtm ）=15S =（S 1 S2 ）/（S 12 + S12 ） =6.05,S=1.5故该轴在截面 II 右侧的强度也足够泸州职业技术学院毕业论文 致谢27（三）齿轮轴的设计计算1.齿轮轴上的功率 PIII=8.57kw ，转速 n III=61.16r/min ，转矩 TIII1338.18N 2.求作用在齿轮上的力小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径 d2 齿 =270.27mmFt4= Ft3=2T3 /d2 齿 =21338.18/270.27=9.9NFr4= Fr3= Ft3 tan / =9.9tan 200/ =3.5N Fa4= Fa3= Ft3 tan 14828=9.9tan 14828 =109N 3.初步确定轴的最小直径，取 A0=112dmin= A0(P3/ n3)1/3= 112(3.98/76)1/3=41.9mm计算联轴器的转矩，取 KA=1.3Tc= KA T3=1.356104 =728000N选用 HL7 弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 63000N。半联轴器的孔径 dI70，故取 dI-II=70,半联轴器长度 L142，半联轴器与配合的毂孔长度 L11074 轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度泸州职业技术学院毕业论文 致谢281）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段左端需制定一轴肩，轴肩高度 h=3mm,DII-III =76mm; 右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=68mm,半联轴器与轴配合的孔长度 L1 =112mm,故 I-II 段的长度略短一些，现取 LI-II=108mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据 dII-III=76,选取 7016AC 轴承，其尺寸dDB= 80mm125mm22mm故 dIII-IVd VII-VIII =803）取安装大齿轮处的轴段直径 dVI-VII=55mm,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，其宽度为 100，故取 LV-VI =96mm,齿轮的采用轴环定位，轴环高度 h=6mm, dV-VI=87mm, LV-VI=94）轴承端盖的总宽度为 47mm，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添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离 15mm，故 LII-III =62mm5）为了保证斜齿的啮合，取齿轮端面到内机壁的距离 a=12mm；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 2 ,取 2 =10mm，已知滚动轴承宽度 B=24mm ，则 LIII-IV =B+2 + a=46mm, Lv-vI=B+ 2 + a+(10096)=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，按轴的最小直径查得平键截面 泸州职业技术学院毕业论文 致谢29bh=18mm11mm ，长为 L=90mm ，半联轴器与轴的配合为 ;按轴的直径查得平键截面 bh=20mm12mm ，长为 L=80mm ，半联轴器与轴的配合为 ，所以滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的7）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 取轴端倒角 245。各轴肩处的圆角半径取 R2。5 精确校核轴的疲劳强度1 判断截面 VII 左右两侧为危险截面2、截面 VII 右侧抗弯截面系数 W=0.1d 3=0.1703 =34300mm 3抗扭截面系数 Wt =0.2 d3 =0.250 3=68600 mm3 截面 VII 右侧的弯矩 M 为 M=510009.7(86-48)/86=225353.13Nmm截面 VII 上的扭矩 T=1270000Nmm截面上的弯曲应力 b=M/W=6.57Mpa截面上的扭转切应力 tT= T/ W t=209000/18225=18.51Mpa轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 H=640Mpa, -1=275Mpa, -1=155Mpa截面上由于轴