阀片抛光机传动系统设计

1、阀片抛光机传动系统设计摘要：汽车空调压缩机已成为汽车中具有举足轻重的功能部件。空调压缩机起制冷 作用，而空调压缩机的重要组成零件z就是阀片，压缩机的工作寿命和制冷效果与 阀片的品质的好坏及阀片的表面精度息息相关，所以为得到所需的工件质量，要使其 精度提高。本文通过查找各种文献，分析国内外各种抛光机的用途及制造，设计出一种用來 批量生产汽车空调压缩机阀片的以蜗轮蜗杆为传动系统的6工位自动抛光机。通过以 蜗轮蜗杆为传动系统能实现传动的稳定准确以及提高抛光设备的工作寿命。关键词：阀片，抛光，蜗轮蜗杆，传动系统design of valve plates polishing machine trans

2、mission systemabstract: the automotive air conditioning compressor has become an important functional unit in a car. air conditioning compressor plays the refrigeration function, and air conditioning compressor is one of the important component parts of the valve, the working life of the compressor

3、, the stand or fall of refrigeration effect and the quality of the valve plate is closely linked to the valve plate surface precision,ensure its accuracy,so as to get the required quality of work-piece,.by searching for all kinds of literature, analyzing all kinds of polishing machine uses and manuf

4、acturing both at home and abroad, this paper designs a kind of 6 stations automatic polishing machine used for mass production of automobile air conditioning compressor valve plates composed by worm gear and worm drive system .at the same time through the transmission system composed by worm gear an

5、d worm stability can realize the accurately of transmission and improve the working life of the polishing equipment.keywords: valve sheet, polish, worm wheel and worm, transmission system目录1、前言111课题研究的目的及意义112国内外发展现状113课题的研究内容与思路32、理论基础42. 1抛光机的工作原理概要42. 2机械传动系统设计概要42.2. 1传动系统的功用42.2.2传动路线的选择52.2.3传

6、动机构类型的选择72. 2. 4传动机构的布置顺序选择72.3本章小结73、阀片抛光机的总体设计83.1阀片的抛光过程分析83. 2传动系统的设计83.2. 1传动简图的拟定 83.2.2抛光盘尺寸的确定 103.2.3电动机的选择 103.2.4联轴器的选择113. 2. 5蜗轮蜗杆的设计与计算123.3. 轴与轴承的设计计算183. 3. 1蜗杆轴的设计183. 3.2蜗轮轴的设计233. 4键联接的选择与验算273. 4.1选择键联接的类型和尺寸273. 4. 2校核键联接的强度283. 5本章小结29参考文献30致谢311、前言汽车越来越成为人们所依赖的代步工具，它的发展相应地也带动了

7、汽车零部件行 业的发展，汽车空调压缩机己是现代车中不可缺少的重要组成部分。空调压缩机起制 冷作用，而空调压缩机的重要组成零件之一就是阀片，压缩机的工作寿命和制冷效果 与阀片的品质的好坏及阀片的表面精度息息相关，所以为得到所需的工件质量，使其 精度提高，需要对压缩机阀片进行表面的机械处理，木课题就是一个抛光阀片的抛光 机的传动系统设计。1.1课题研究的目的及意义如今的社会，机械制造行业已经相当发达，各种自动化机械产品层出不群，也是 一个国家国力的象征。而我国落后的抛光技术有待加强。比较完善的抛光机系统应满 足多工位抛光系统的可靠性和传动的可靠性。冃前烟台安信精密机械有限公司用的车载空调空气压缩机

8、阀板抛光设备其传动 系统是采用的皮带传动，皮带传动具有价格低廉、传动平稳、不需润滑、能缓冲减震 等优点；能起到过载打滑保护零件的作用；但皮带传动有很大的缺点就是磨损严重， 传动比不精确而且最重要的是非常不洁净，使用一段时间后在传动部件表而有很厚一 层皮带碎屑，尤其是在抛光机这样精度要求高的机械上面，因此此时提出一种功率范 围广、传动比准确稳定效率高、工作寿命长的转盘式抛光机自动传动系统是非常具有 实际意义的。1.2国内外发展现状目前我国现在的抛光系统设计有许多不足，存在很多的缺点，特别是对圆形工件 的加工抛光，或同时对许多工件进行抛光的，过去像这种对零件表面的机械加工都是 通过人力进行的，抛光

9、量大，而且效率还不高，造成的粉尘污染对操作工的身体健康 有巨大的危害。近年来，国内外的机械研究工作者在机械抛光机的工作能力和系统稳定性上做了 大量的研究，使得抛光行业有了很大的发展，而且目前也研究制造出了许多的新机型。 现在的新型抛光设备，正在逐渐代替原来的人工抛光，越来越趋向于多工位化及自动 与半自动化。如金世达机械、东莞市创胜机械、邢台三元机械、任县天得机械等公司 的产品，在一定程度上能够满足自动抛光的目的。目前我国已有的抛光机有俩种类型: 直线式多工位抛光机和单工位抛光机控制系统。抛光机在市场上有很大的发展空间， 在不久的将来，我相信会越来越好。任县天得机械厂的1503型单工位抛光机图1

10、-1 1503型单工位抛光机单工位抛光机不能实现大批量生产，功能单一，工作效率低；需要大量的人力 资源，自动化程度低；由于抛光轮正常工作时的位置都是不变的，所以会导致抛光轮 在抛光过程屮产生磨损，影响抛光的一致性。综上，单工位抛光机要想在这个现代化的社会突出它的重要性，还需要不断地改 进和提高。邢台三元机械公司的直线式sy-120多工位抛光机图1-2直线式sy120多工位抛光机直线式的多工位自动抛光机虽然可以大批量的抛光，但是 控制器单一，所需要控制的环节却较多，线路连接较复杂，制造费用昂贵。 传动系统通过皮带，不够可靠，存在安全隐患。 与单工位抛光机一样，抛光轮在抛光过程中产牛磨损，影响抛光

11、的一致性。由以上俩种类型的抛光机的分析，我们可以了解到我国已有的抛光系统还不能满 足对工件的抛光要求，与我国机械加工的实际情况有较大的差距。因此我们需要不断 学习，不断创新，以研制出能够更大程度上满足现代化需要的自动抛光机。1.3课题的研究内容与思路设计一台以蜗轮蜗杆为主要传动系统的6工位自动抛光机，用来批量生产汽车空 调压压缩机阀片。我要设计的抛光机由电机、减速器、蜗轮蜗杆、齿轮、抛光盘、 载物盘等基基本工件组成。口前我的基本设计思路是以蜗轮蜗杆、齿轮等工件为基 础设计一个传动系统，然后通过这个传动系统连接电机与载物盘，使载物盘能够以一 定的速度匀速转动。载物盘上有6个加工工位，我准备通过行

12、星齿轮连接载物盘使6 个加工工位上的被抛光件 件能够实现自转。然后再用一个电机连接抛光盘，再通过 一个参数计算就能够投入工作。最后设计一个抛光罩，这样抛光机就能做到随意移 动了。2、理论基础2.1抛光机的工作原理概要抛光机抛光首先需要使用较粗的磨盘，但抛光损伤层会很厚，而且达不到粗糙度, 所以还要再使用较细的磨盘来进行细加工，这样抛光损伤层会较浅，精确度高，但抛 光速率低。本设计电动机的转速已知，为1440r/min,传动比也已知为10,所以抛光 速率可算出来为144r/mino抛光机抛光时，抛光盘与磨盘应保持相互平行，磨盘能够均匀的轻压在抛光盘上, 要防止因压力小被抛工件飞出去和因压力太大而

13、产生新损伤的情况。在抛光过程中， 需要不断的加水。湿度太小时，会导致被抛工件温度太高，润滑作用不明显，磨面没 有光泽，有的甚至会抛伤表面；湿度太大，抛光的磨痕作用会减弱。在进行粗抛时，转速不要太高，最好不要超过600r/min；去损伤所需要的时间应 当比抛光所需的时间短些，因为还有变形层要处理。在进行精抛时，转盘速度要增大，粗抛的损伤层就会得到有效的处理。精抛所需 要的时间控制要合适，损伤层被刚好处理掉就好。国内外的机械研究工作者在机械抛光机的工作性能和系统稳定性上做了大量的 研究，使得抛光行业有了很大的发展，而且目前也研究制造出了许多的新机型。2.2机械传动系统设计概要2.2.1传动系统的功

14、用工作机与原动机需求和供给的差距有：1）与原动机相比，工作机的运动形式是千差万别的；2）一个原动机可以带动多个工作机并可以提供不同类型的速度和运动方式；3）通过传动系统的作用，原动机所提供的速度和转矩可转变成工作机所需要的速度 和转矩；4）调整原动机的速度很不实际，但工作机在工作中有时需要变速。表2-1各种传动类型的传动特性对比传动类型传动效率炊级传动比圆周速 度m/s外廓尺寸相对成木主要性能待点直接 接触齿轮传0. 92-0. 96（开式）0. 960.99（闭式）w35（开式）w710（闭式）w5w200屮 小1'瞬时传动比恒定，功率 和速度适应范围广，效 率高，寿命长蜗杆0.4-

15、0.45（fi 锁）0. 7-0.92（不自锁）88015 50小高传动比大，传动平稳， 结构紧挨，可实现it锁， 但效率低螺旋遍0. 3-0. 6（滑动螺旄）30.9（滚动螺旋）高、屮低小屮传动平稳，能自锁，增 力效果好有间徒传动0.90.93（开式）0.95 0.97（闭式）w5 （8）525k屮平均传动比准确，可在:温下作传动距离 大.岛速时有冲击和振 动齿形带 传动0.95-0.98w1050（80）屮低传动平稳，能保证恒定 传动比直接摩擦轮传动0. 850. 95w57w1525大低过载打滑，传动半稳， 可在运转中诡节传动比话传动0.94-0.96（平带）0. 920. 97“帶）w

16、57525（30）大低过载打潸，传动平稳， 能缓冲吸振，传动距离 大，不能保证定传动比瓦接 接値凸轮机构低屮、低小从动件可实现各种运动， 岛副接触磨损较犬有屮 间件连杆机构mri*小低结构简爪，易制造，耐 冲击,能传递较大的载 荷.可远距离传动222传动路线的选择原动机到工作机之间的传动形式大体可分为单流传动、分流传动和汇流传动三 种。如图2-1,由于结构简单，我们选择下图中的单流传动。原动机一传动机构一一传动机构t作机a单流传动b分流传动原动机原动机原动机传动机构传动机构传动机构一 一传动机构1传动机构_ -传动机构i 作机c汇流传动图2-1传动形式种类223传动机构类型的选择选择的基本原则

17、：1. 尽量降低制造费用，功率小可选择标准化的、结构简单的传动系统；2. 功率大的可以考虑选用高效率的传动系统，达到节约能源，降低费用的作用;3. 要求控制传动噪声时，应先行考虑蜗轮蜗杆传动、带传动、螺旋传动或摩擦 传动；4. 工作中可能有过载的情况，为保护设备，可选择在传动系统中设置摩擦传动, 但在易发生静电的环境下，不能选用摩擦传动；5. 大批量生产零件时，传动系统应尽量选用标准件，缩小制造周期，降低成本;6. 传动比大、速度低的情况下，可考虑选择单级蜗杆传动、多级齿轮传动等， 通过综合分析，选择出最佳的传动方案。2.2.4传动机构的布置顺序选择合理布置各机构的顺序考虑以下几方面：1）运转

18、平稳，减小振动；2）提高传动系统的效率；3）结构简单紧凑，易于加工制造；4）承载能力大，使用寿命长；5）有利于传动系统润滑与密封；6）无级变速的布置要合理。2.3本章小结本章首先简要的介绍了抛光机的工作原理，其次为大家介绍了传动系统的作用、 各种传动类型的传动特性以及怎样针对特性来选择合适的传动机构，为下而的蜗轮蜗 杆设计提供理论基础。3、阀片抛光机的总体设计抛光机的总体设计是木设计的入手点，也是木设计的关键环节，对所需机构的结 构性能和经济性能指标起着决定性作用。抛光机的总体设计是根据设计要求，通过大 量的查阅资料，努力专研，掌握抛光机设计的依据，然后进行计算分析确定要设计的 零件以及要做怎

19、样的运动。总体布局要克服的困难就是如何使这些运动实现以及需要 哪些零件和机构。3.1阀片的抛光过程分析根据本课题一一阀片抛光机创新设计的要求以及所要实现的抛光功能，即要实现 6工位自动抛光这一功能。其整个阀片抛光机的抛光过程如图3-1：装夹阀片启动电动机传动系统抛光盘旋转抛光阀片图3-1阀片抛光机的抛光过程从抛光过程可以看出，阀片抛光机的主要工作部件是抛光盘的旋转运动，而阀片 均匀的固定在抛光盘上，抛光盘做旋转运动带动阀片也在做旋转运动，在抛光盘与阀 片的上方有一个与抛光盘一样大小的抛光轮，抛光轮与阀片的相对运动产生摩擦，从 而对模孔定径区进行抛光加工。3.2传动系统的设计整机主要由蜗轮蜗杆传

20、动系统、电动机、抛光盘等组成。3.2.1传动简图的拟定传动简图的设计和拟定是设计机器的首要工作，其优劣与总体设计的成败息息相 关。首先应对课题做充分的了解，然后根据各类传动的特点，考虑寿命和制造、受力 大小、载荷分布、尺寸大小和经济方便等，构思各种各样尽可能想到的方案，通过细 致的分析和对比，最终敲定最佳方案，使其满足高效率，低经济，简单便用等要求。对于已经给定的传动设计方案，应当思考其构思设计的合理性。木课题我采用的是蜗轮蜗杆传动系统，传统的传动系统是采用的皮带传动，皮带 传动具有价格低廉、传动平稳、不需润滑、能缓冲减震等优点；能起到过载打滑保护 零件的作用；但皮带传动有很大的缺点就是磨损严

21、重，传动比不精确而且最重要的是 非常不洁净，使用一段时间后在传动部件表面有很厚一层皮带碎屑，尤其是在抛光机 这样精度要求高的机械上面。相对而言，蜗轮蜗杆传动系统啮合齿面易于形成油膜， 有利于提高承载能力和效率。当使用单头蜗杆时，蜗杆每旋转一周，蜗轮只转过一个 齿距，应而还能提供大的传动比。传动比相对其他传动较大。一般为i二580,若 只做传递，传动比可以达到1000,由于零件数目少，所以结构特别紧凑。故而采 用此方案。看图3-2,是阀片抛光机传动系统的运动简图：图3-2蜗轮蜗杆传动装置方案3.2.2抛光盘尺寸的确定本课题已知所要被抛光的阀片的尺寸，它的直径为50mmo 一次性抛光6个阀片， 最

22、好的方案就是让阀片均匀的分布在抛光盘上，抛光盘本身不宜过大或者过小，过大 浪费资源，而且抛光盘太大，重量也会很大，不利于设计的顺利进行；抛光盘过小会 使被加工的阀片挨得太近或接触，以致不能加工。323电动机的选择在工业上三相交流异步电动机的应用最为广泛，因此优先选用。y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相界步电动机，具有很多优点，如 振动小、性能好等，因此我们首先考虑y系列电动机。现已知电动机的转速为1440r/min,由y系列（ip44）三相异步电动机的技术数 据表（见下表）可以选择出本课题所需要的电动机的型号为y132s-4。其主要性能如下：表3-1型号为y132s-4电动机的主要性能

23、参数电动机型号额定功率满载转速/堵转转矩最大转矩质量/kg/kw(r/min)额定转矩额定转矩y132s-45.514402.22.368由表3-1可知：p二5.5kwm=68kg由确定的电动机的型号y132s-4通过下表又可知道此电动机的安装及外形尺寸，由此 可查到此电动机的轴的直径为38mmo1. 电动机到工作机的总效率为3工=刀23（3-1）乩、2、3分别为联轴器、蜗轮蜗杆、轴承的传动效率。查表得：7=0.99，2=0.8，= 0.982. 各轴的输入功率p、= pr/ =5.5x0.99 = 5.445k wp2 =片啊=5.445x0.8x0.98 = 4.27k w3.各轴的输入转

24、矩电动机输出转矩为：p5 5t = 9.55 x106- = 9.55x106x= 36.48 xlo3n-mmn1440i 轴：7 =tq = 36.48x 103x0.99 = 36.12x 103n mmii 轴：t, = 9.55 x 106= 9.55 x 106 x- = 283.18x io3 /v mmn21443.2.4联轴器的选择在机械传动中联轴器是常用的部件。联轴器己经基本走向标准化和规格化， 通常只需根据需要正确选择联轴器的类型、确定联轴器的型号及尺寸即可。特殊 情况下对其易损的薄弱环节进行校核计算，检测其负载能力。高转速时，还需验算 其弹性元件的变形和外缘的离心应力，

25、以及平衡检验等。1、联轴器类型的选择选择联轴器类型时，应考虑：(1) 与联轴器相关联的工件的尺寸参数，所要求的转矩以及工作环境等。(2) 安装方法和结构，为了便于调整、维护和装配所必需的操作空间。对于较大的 联轴器，应能在不需任何轴向运动的条件下实现装拆。此外，要想选择出最适合的联轴器以供使用，在了解不同类型联轴器特征的 基础上，还需要考虑一些其它条件，如：使用寿命、运作环境、密封及润滑等。2、联轴器型号、尺寸的确定联轴器的计算转矩:(32) 式中：t为联轴器的名义转矩(n. m):tea为联轴器的计算转矩(n. m):心为工作情况系数，其值见表10-2选取该联轴器的型号通过以上公式(3-2)

26、和以下公式(3-3) tcaw t(3-3)式中：t为所选联轴器的许用转矩(n. m)；n为被联接轴的转速(r/min)；nmax为所选联轴器允许的最高转速(r/min) o1) 类型选择选用弹性套柱销联轴器，以便使其工作平稳，延长寿命。2) 载荷计算公称转矩t = 9.55 x 10 6 = 9.55 xl06x- = 36.48 x 103 n mmn1440由表1查得心=1.5 ,故由式(3-2)得计算转矩为几=kat = 1.5x 36.48 x103 tv-mm = 54.722v-m3) 型号选择从gb4323-84屮查得lt6型弹性套柱销联轴器的许用转矩为250n m，许用最大

27、转速为3800r/min,轴径为3242mm之间,故合用。3.2.5蜗轮蜗杆的设计与计算1、蜗杆传动的特点和应用组成：蜗杆、蜗轮(一般蜗杆为主动件，蜗轮为从动件)。作用：传递不同方向的运动和动力。应用：用在机床、汽车、仪器、起重运输机械、冶金机械以及其他机械制造工 业中。最大传递功率为750kw,通常用在50kw以下。特点：1）、传动比相对其他传动较大。一般为i二580,若只做传递，传动比可以达到 1000,由于零件数目少，所以结构特别紧凑。2）、传动平稳、噪声小。3）、自锁性，当蜗杆导程角小于齿轮间的当量摩擦角时，可实现自锁。4）、蜗轮的价格较高，通常使用耐磨性好但贵重的铜合金制造。5）、较

28、低的蜗杆传动效率，其齿面间相对滑动速度大，齿面磨损严重。2、蜗杆传动的类型选择按照蜗杆的形状不同分为：圆柱蜗杆传动（小、环面蜗杆传动（b）、锥面蜗杆 传动（c）等，如下图3-3：图3-3蜗杆传动类型1）、圆柱蜗杆传动蜗杆头数越多，效率越高。一般蜗杆头数为4。蜗杆加工由于安装位置不同，产生的螺旋面在相对剖面内的齿廓曲线形状不同。a. 阿基米徳蜗杆（za蜗杆）如图3-4,阿基米徳蜗杆是齿面为阿基米徳螺旋面的圆柱蜗杆。通常是在车床上 用刃角u 0=20°的车刀车制而成，切削刃平面通过蜗杆曲线，其齿面为阿基米徳螺旋 面。优、缺点：结构简单，质量不高，制造简单，不能用于精确传递。应用：头数较少

29、，载荷较小，低速或不太重要的场合。nn图3-4阿基米德蜗杆b. 法向直廓蜗杆（zn蜗杆）法向直廓蜗杆加工时，常将车刀的切削刃置于齿槽屮线，磨削起来也比较困难， 端而齿廓为延长渐开线。优、缺点：质量较高，可增加蜗杆头数，制造简单。应用：用于机场的多头精密蜗杆传动。c. 渐开线蜗杆（zi蜗杆）渐开线蜗杆是齿面为渐开线螺旋面的圆柱蜗杆。用车刀加工时，刀具切削刃平面 与基圆相切，端面齿廓为渐开线。优、缺点：质量较高，制造较复杂，可用于精确传递，工作效率较高。应用：用于成批生产和大功率、高速、精密传动。2）、环面蜗杆传动特点：（1）、较高的抗胶合的承载能力和较高的效率，齿轮表而有较好的油膜形成条件；（2

30、）、同时接触的齿数较多，承载能力为圆柱蜗杆传动的1.54倍；（3）、制造和安装较复杂，对精度要求高；（4）、需要考虑冷却的方式。3）、锥面蜗杆传动特点：（1）、啮合齿数多，重合度大，传动平稳，承载能力强；（2）、蜗轮用淬火钢制造，节约有色金属。综合考虑，选用渐开线蜗杆（zi）。3、确定蜗杆尺寸1）选择材料蜗杆一般用碳钢和合金钢制成。选蜗杆用45刚;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zcusn10pl金属摸铸 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.2）按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计

31、准则，先以齿面接触疲劳强度入手进行设计，再校核齿根 弯曲疲劳强度由式文献1式（11 计算传动中心矩：（3-4）蜗轮上的转矩 7； =283.18x10吶 mm确定载荷系数k工作载荷较稳定，故取载荷分布系数k“=l；由表参考文献1的表115选取使用 系数ka=；转速不高，冲击不大，可选取载荷系数kv =1.1； 则：k = k（jkakv =1x1x1.1 = 1.1确定弹性影响系数zg由于选用的蜗杆是45号钢蜗杆，蜗轮是铸锡磷青铜蜗轮，故z£=160mpjo 确定接触系数乙先假设蜗杆分度圆直径山和传动屮心距a的比值为0.35,从图参考文献1图11.18 屮可查得zp =2.9o 确定

32、许用接触应力；铸锡磷青铜zcusn10pl用作蜗廿材料，蜗杆螺旋齿面硬度45hrc,可以从表 11-7 +查得蜗轮的基本使用应力b =268mpj应力循环次数7v = 60jn2lh =60x1x144x12000 = 1.0368x108寿命系数crh =khn-(yh = 0.75 x 268mpa = 201 mpa计算中心距由式(3-4)得:召乞尸=3 i.1x283.18x103x“60x292118.404201丿根据设计要求传动比i=10,取屮心距a= 180mm, 从表11-2屮取模数m=6.3mm, 蜗杆的分度圆直径63mm。这时，山/a = 63 + 180二映5 , 从文

33、献11-18中可查得 接触系数z/ = 2.90 ,因为z；vzp ,应此以上结果可用。3) 蜗杆与蜗轮的参数与尺寸蜗杆：轴向齿距p广=7i m 3.14x6.3 = 19.782/z/7?直径系数q =10.00齿顶圆直径dal=d + 2hal = 63 + 2x1x6.3 = 75.6mm齿根圆直径d门=d、 211门=63 2x (1 x 6.3 + 0.2 x 6.3) = 47.88/7/m分度圆导程角21°48'05"蜗杆轴向齿厚=7t m =1x34x6.3 = 9.89mm2 2蜗轮:蜗轮的齿数z2=41；变位系数x2=-0. 1032；验算传动比

34、这时传动比误差为10.25 10.00w25-=0.024 = 2.4%是允许的。蜗轮分度圆直径d2 mz2 6.3x41 = 258.3mm蜗轮喉圆育径da2 = d2+ 2ha2 = 258.3 + 2xlx 6.3 = 210.9mm蜗轮齿根圆肓径df2 = d2 - 2hf2 = 258.3-2x0.2x6.3 = 255.78z?m 蜗轮咽喉母圆半径r ci d 180 x 270.9 44.55/wn- 2 - 24）校核齿根弯曲疲劳强度1.53 kt?dd2m(3-5)当量齿数zv =二一=f= 51.25cos3y cos3 21.80°根据x2=-0. 1032,

35、zv2=51. 25,从文献1图11-19中可以查得齿形系数丫吸二2. 40。q螺旋角系数y,= l - -=1-乞卑-=0.8443“140140许用弯曲应力 刁=kfn从文献1表11-8中查得由zcusn0p制造的蜗轮的基本许用应力7fz = 56a/o寿命系数106一环 1.0368x1()8-0.597af = 56x0.597 = 33.432m 马l53xllx28318063x258.3x6.3x 2.40x0.8443-9a2mpa由(3-5)可知弯曲强度是满足的。5)验算效率tan 7 =(0.95 0.96) xltan(y+久)(3-6)已知/=21 48w = 21.8

36、0°；(pv = arctan fv ；九与相对滑动速度vs有关。7idxnxx63xl440vv =7 = 5.12m/s60 x 1000 cos /60 x 1000 x cos 21.80从参考文献1表11-18中用插入值法查得fv = 0.022 , (pv = arctan fv = arctan0.022 = 1.2603 ；代入式(3-6)中求得 =0.90 ,稍小于原估计值, 因此不用重算。6)热平衡计算蜗杆传动总效率由式(3-1)得77 = 77刀23 = 0.99x0.8xo.983 - 0.745散热面积aa = 9x10"56/188 =9x10x

37、180 =1.564加 2取传热系数aw=5w/m2-°c ,取t = 20°c ,从而可以计算出箱体工作温度/15x1.5641000x5.445x(1 0.745)十= 79 18°c因为r = 79.18°c<80°c,所以符合要求。3.3、轴与轴承的设计计算3.3.1蜗杆轴的设计将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴，因为蜗杆的直径不是很大。蜗杆上的转矩£ =14.545n加。则作用于齿轮上的圆周力:泊常詡9.44n轴向力：frti = ft2d22x121655166.95-1457.38n径向力:frx = fr2 =

38、 f(2 tan a = 1457.38 x tan 20° = 530.44at初步确定轴的最小直径先按下式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a =126,于是得dtnin = aur = 126x色空=14.50mmm，n 畅v 1430输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径生2。为了使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适应，孤需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca = kat,查文献1表14-1,考虑到转矩变化很小，故取 心=1.5,贝htca = kj, = 1.5x14692 = 22038/v- mm按照联轴器公称转矩应大于

39、计算转矩7；“这个条件，查参考文献2表14-3,选用lt3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为31500n nrnio d】二16mm,故取d2=16nim,取li=30mm, l=42mmo轴上零件的装配方案轴承是轴上必不可少的零部件，在蜗杆轴上，右轴承及右端盖从右面装，左轴承 及左端盖从左面装。确定蜗杆轴的长度及各段直径1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径d23=20mm;左端用轴端挡圈定位，按 轴端直径取挡圈直径d=22ninio半联轴器与轴配合的毂孔长度匚二30伽，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比匚短一些，现取 l2=28mmo我们设定轴的工作

40、寿命为10年，每年按300天计算，且每天工作24h,则大概总 的工作时间为：l/? =10x300x24 = 72000/?考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为：浮 “65.22n向心轴承只承受径向载荷时p二frl由参考文献1式13-6a知基木额定动载荷(3-7)查表得:厶=12由式（3-7）得:1.2 x 530.441x(60x1430106-1() x72000)7= 87312表3-2轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（min）基本额 定动载 荷 c/kn基本额定 静载荷cr/kn7000acddbda mi ndamaxra max3055133649114. 59. 85从表3-

41、2得：d34二d?8二30mm，l»78二 18mm。由文献查得h=6mm,则取cl二ck二41mni。所选轴承的外形如下图所示：由已知可以取齿宽b|二25mm,蜗杆齿根圆育径为47.88mm,齿顶圆.直径为 75.6mm,齿顶圆左端长10mm,右端长15mm。参考文献1表152取轴端倒角为2x45°。蜗杆轴的校核根据图3-5进行校核:b70000c(ac)8安装尺寸1n图3-5蜗杆轴的校核设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为厂，左侧的长度为厶"，则:l = 94mm厶"=114mm厶=z/ + 厶"=268mm水平面的支承反力（图3-6a）819

42、.44x174268=532.02n819.44x94268=287.42n垂直面的支承反力（图3-6b）他=3= 1457.38x35.5=25868.50"呦vl2 2=见 + 巴12586&5 + 53044><1747（）»l268代 2 = f"-m。= 530.44x94-2586&5 = 39.53268绘水平面的弯矩图mh = fhxlf = 525.28x94 = 50009.88n-mm 绘垂直面的弯矩图mv1 = fv11! = 440.91x 94 = 4144554n mmm r2 =fr2r = 89.53x

43、l74 = l 5578.22n mm 绘合成弯矩图m, = 750009.882+41445.542 -64951 68n mmm2 =mf + m j = 750009.882+15578.222 - 52380.04n mm该轴所受扭矩为£ = 14692/v - mm按弯扭合成应力校核轴的强度由图36可知轴承上截面c为危险截面，根据文献1及以上数据，以及轴单向旋 转，扭转切应力为脉动循环变应力，取q=06轴的计算应力j64951.63+(0.6x14692)2“ “= = mpa = 14.66mpaw0.1x35.5"前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表

44、151查得a_ = gompa .因 此故安全。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截而c处应力 最大，但其轴径也较大，且应力集屮不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度 不必校核。3.3.2蜗轮轴的设计蜗轮上的转矩§ =121655"加。则作用于齿轮上的圆周力:2x121.655166.95=1457.387v轴向力：為話严护驾严819.44n径向力:fri =fr2 = f；2 tana = 145738x tan20° = 530.447v初步确定轴的最小直径先按文献1初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表输

45、出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径2。为了使所选的轴的直径右2 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7；.“：心=1.5,贝ij：二查文献1表14-1,考虑到转矩变化很小，故取tca = kat2 = 1.5 x 121655 = 182482.5n - mm按照联轴器公称转矩应大于计算转矩7；“的条件，查参考文献2表14-3,选用lt6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000n mmo di=30mm,故取d12=30mm, li=60mm,l=82mmo为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段肓 径d2：f35mm;左端用轴

46、端扌当圈定位，按轴端直径取扌当圈肓径d二38iimi。半联轴器与轴配 合的毂孔长度lgomm,为了保证轴端扌当圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上， 故1-2段的长度应比l.短一些，现取l12=58mmo工作时间为：=10x300x24 = 72000/?考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为：浮= 265.22“向心轴承只承受径向载荷时p = fri由参考文献1知基木额定动载荷(3-8)c 一 fpp(®n2 l查表3-2,得a =1.2由式(3-8)得:1.2x530.441z60x 159.2 rrccc'w 上 l-c.yx(0x72000)的 9n从参考文献2中查

47、表得:表3-3型号7008ac轴承的主要参数轴承型 号夕卜形尺寸(mm)安装尺寸(mm)基木额 定动载 荷cr/kn基木额定 静载荷cr/kn7008acddbdamindamaxra ma x4068154662119.014.5此时由表 3-3 得 d3.j=d78=40nini,而 l78二20nmi。h二6mm,因此，取 d67=52mnio 蜗轮的右 端轴肩高度h>0. 07d,故取h二4mm,则cu二60mm。轴环宽大于等于1. 4h,则取l56=8nini0 同时取 l23=50mm, l34=20mm, ll5=32mm, l67=18mmo所选轴承的外形如前面所选轴承图

48、所示。蜗轮轴的校核设蜗轮齿宽的法向中心线珈1羸测长为厂，左侧的长度为厂，则:厶"=18 mm水平面的支承力：行=型心空翌竺鱼鹦69.8n11 l272垂直面的支承反力：fhl = 竺 =me8x91 = 487.58nl272819.44x166.952=68402.75 n mm= 68402.75 + 530.44x181 =l272-74.02nfj'-m“ _530.44x91 68402.75l _272绘水平面的弯矩图：mh = fhl = 969.8x 91« 88251.8n mm绘垂直面的弯矩图：mvi = fv1lz = 604.41x91 -

49、55oo5.867v-/wmmv2 = fv2c = -74.02x181« 13397.62n 加加 绘合成弯矩图：m| =788251.82 +55005.862 - 103990.5n mmm2 = jmj +m、=j88251.x+(3397.62)2 = 89262.96n mm该轴所受扭矩为:t2 = 121655n mm按弯扭合成应力校核轴的强度由图37可知轴承上截面c为危险截面，根据文献1式（155）及以上数据，以 及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取u=0.6,轴的计算应力mpa = 3.05mpaj103990.52 +(0.6><121655

50、)0.1x463前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表151查得0-_, = 6qmpa o因 此（yca <<t_,故安全。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面c处 应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳 强度不必校核。34键联接的选择与验算3.4.1选择键联接的类型和尺寸木设计中键联接有四处，分别为蜗杆的联轴器处，蜗轮轴的联轴器处，蜗轮与蜗 轮轴连接处，最后一处是蜗轮轴与大盘的联接，分别标注为键1、2、3、40 一般8 级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴, 故选用圆

51、头普通平键（a）型。键3也选择圆头普通平键（a）型。键4选用花键。通过以上分析，从资料中查得键1的截面尺寸为：宽度b=5mm,高度h=5mm。 由此可查得键1的长度l=20mm （比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面 尺寸为：宽度b=9mm,高度h=8mm。同理取此键的长度l=50mm。查得键3的截面 尺寸为：宽度b=14mm,高度h=9mm。由此可查得键3的键长l=28mm。342校核键联接的强度键1的工作长度为l=l-b=25mm-5mm=20mm,键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5x5mm=2.5mmo由文献1的式61可得27x10' _ 2x14.545x1

52、()32.5x20x16=36.36册匕 <(yp = u5mpa可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键2的工作长度为l=l-b=50mm-8mm=42mm,键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5x7mm=3.5mm。由文献1的式61可得27x103 _2xl21.655xl()3kid -3.5x42x30h5517vq/j = 135m 巴可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。键3的工作长度为l=l-b=28mm-14mm= 14mm,键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5 x9mm=4.5mm。由文献1的式61可得=85.82 vq = 135mc_2x§xl0 _2xl21.655xl()3 a,)_kkl4.5x14x45可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。自此抛光机中的所有的键都己经校核完毕，所选用的键