普通圆柱蜗杆传动的设计与主要参数的计算

1、1绪论1.1选题的背景和意义当今社会正处于迅速发展的阶段，机械工业的发展是重中之重。机械工业是现代 工业的心脏，是其他部门的生产工具。建国以来，随着我国工业的发展迅速，机械工 业也有很大的发展。但是与发达国家相比还是有比较大的差距。主要体现在生产水平 较发达国家低、产品多样性差、缺乏市场竞争力。如今企业想要在竞争激烈的国际舞 台上占得一席之地，就必须发展科技，提高效率，从根木上降低生产成木。使自己的 产品具备与发达国家产品竞争的实力。计算机技术日趋成熟的今天，计算机技术与应 用也应用到了各行各业。机械工业中计算机技术应用也有很大的发展，常见的如计算 机辅助设计(cad),计算机辅助制造(cam

2、)、计算机辅助工程(cae)等等。用传统 的设计与制造方法己经无法适应如此快节奏的发展了，所以如今的企业想要是自己的 产品具有竞争力，就必须改进产品的生产方式和设计平台，这样才能跟上市场的脚步, 才能在激烈的市场竞争中不断向前发展。而我w的机械工业企业在产品生产中面临的 问题是：如何缩减产品设计周期和提升产品质量。纵观各行各业的生产实践，可以发 现解决以上问题最有效的方法之一就是采用计算机辅助设计(cad)技术。随着科技 的发展，cad技术已经广泛应用于各行业的产品设计。cad技术最大的特点就是可以 缩减产品的设计周期，提升产品设计质量，提高企业生产效率以及加速产品的更新换 代，而且能改进传统

3、的设计方法，使企业向现代化发展。cad技术的应用已经成为当 今社会衡量一个国家工业水平的重要标志12。本毕业设计中采用pro/engineer软件 对蜗轮蜗杆减速器进行三维辅助设计。1.2内外蜗轮蜗杆减速器的发展现状在机械传动中，减速器参与的传动片有非常重要的地位，现今国内外减速器的发 展趋势是产品的制造水平越来越精密化，承载能力要求不断提高，各种不同系列产品 之间的模块化互换性越来越高，因为这对同系列产品的人批量生产提供便利。在减速 器的发展中，蜗杆减速器因其具有其结构紧凑、工作平稳、无噪声、冲击振动小以及 能得到很大的单级传动比等特点，已被广泛应用于现代工业中。蜗杆传动作为蜗杆减 速器的核

4、心，具有悠久的应用历史11。古典的直纹面圆柱蜗杆传动，是历史最长、应用 最广的蜗杆传动机构了，但是由于它的瞬时接触线形状不利于液体动压油膜的形成， 导致润滑状态不好,在蜗轮齿面上存在着胶合危险区，所以其又不能满足工业发展的 需要。在20世纪初，随着一些材料技术、计算机技术和润滑技术等一系列新新技术的 发展以及觸杆传动喷合理论的应用，使蜗杆传动技术有了很大的进步。同时许多新型 的蜗杆传动也相继问世，其中包括二次包络尼曼圆柱蜗杆副、圆弧圆柱蜗杆、偏置蜗 杆等。到了20世纪60年代，我国开始引进和研制平面一次包络环面蜗杆传动，并在冶 金、机床行业应用成功。之后首都钢铁机械厂在斜齿平面蜗杆副的基础上又

5、创造了平 面包络环面蜗杆副，这也刷新了我国的历史，为蜗杆传动技术开辟了新的途径11。减速器是工业生产中使用最为广泛的传动设备之一，在各种机械传动设备尤其是 交通运输工具上几乎都有应用。在工业发达的国家，都十分重视减速器优化设计与制 造技术的发展，因此技术水平也非常高，设计过程屮大量采用参数化设计、模块化设 计、系列化设计等优化设计方法，大大提高了减速器的设计质量和设计效率，生产出 减速器性能高、噪声低、成木低，并掌控着减速器设计与发展的趋势15。在我国，起 步比其他w家晚，减速器的技术大都是在参照前苏联的技术的基础上发展起来的。经 过几代人的努力，目前减速器的种类己经形成较大的规模，但从技术发

6、展水平方面看, 相对于发达国家还是有一定的差距，技术层次仅是发达国家80年代的水平。主要存在 的问题有，减速器设计的新技术在我国的普及率还比较低，减速器生产方式也比较落 后，生产周期长、成木高，不及国际先进水平。因此，减速器的优化设计、生产与制 造等技术的改进是我w目前急需解决的问题之一。当今己经成熟并己标准化的产品有圆柱齿轮减速器、蜗杆减速器、行星齿轮减速 器、摆线钊轮减速器和谐波减速器；己经提出并正在推广的产品有：三环减速器、活 齿减速器等；近年来提出并申请专利的有：滤波减速器、激波减速器、旋转作动器、 纯滚动减速器，等效椭圆谐波减速器7。1.3 pro/e三维设计的现状及意义pro/e是

7、美国ptc公司旗下的产品pro/engineer软件的简称|9。经过3.0、4.0、5.0 和creol.o几代的完善和创新，pro/e的三维造型有了巨大的应用。pro/engineer是一 套使用参数化造型技术的大型cad/cam/cae集成软件。具有造型设计、零件设计、装 配设计、二维工程阁绘制、结构分析、运动仿真、模具设计、钣金设计、管路设计、 数控加工和数据库管理等功能8。本毕业设计主要应用零件设计、装配设计以及运动 仿真。动态仿真可快速、准确地检测出零部件是否冇干涉和零部件的物理特征，模拟 产品的使用过程，更直观地显示产品存在问题的区域，而不必制造一个产品进行检测。这样可以节约成本。

8、存在问题吋设计者可以直接、快速地修改模型，从而缩短设计周 期，提高设计效率。这是企业未来发展所必需的。1.4本课题的研究内容和方法总体设计思路：(1) 分析单级蜗杆减速器工作状况和设计要求，得出总体方案；(2) 按总体方案对各零部件进行设计计算得出单级蜗杆减速器的结构尺寸；(3) 以各个系统为模块分别进行具体零部件的校核计算，确保零件设计的合理 性；(4) 绘制蜗杆减速器的整体装配图和蜗轮蜗杆的零件图；(5) 对蜗杆减速器的各个零件进行实体建模并组装成总装配图；(6) 在pro/e中对蜗杆减速器进行运动仿真。2蜗轮蜗杆减速器的总体设计设计要求为：三班制工作，运转平稳。工作场地多灰尘，通风一般。

9、单向传动， 运输带的拉力为4000n,运输带速度0.35m/s,滚筒直径400imn,使用寿命为5年。2. 1蜗杆传动蜗杆传动可以在空间上相互交错的两根轴之间传递运动和动力，两轴交错角常为 90度。蜗杆传动具有如下特点，所以应用相当广泛。(1) 当蜗杆头数z=l时(相当于单线螺纹)，蜗杆每旋转一周，蜗轮只转过一个齿距，因而能实现很大的传动比。在动力传动中，一般传动比i=580;在分度机构或手动机构的传动中，传动比可达300;若只传递运动，传动比可达1000。由于传动 比大，零件数h 乂少，因而结构很紧凑。(2) 在蜗杆传动中，蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，与蜗轮的啮合是平缓进入， 平缓退出，同时啮

10、合的齿数也比齿轮传动多，所以蜗杆传动的冲击载荷小，传动平稳, 噪声低的优点。(3) 蜗杆传动能够自锁，条件是蜗杆螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角y。(4) 蜗杆传动在啮合处有相对滑动。当相对滑动速度很大，工作条件差时，传 动效率低；当蜗杆传动具有自锁性时，传递效率仅为0.4左右。相对滑动速度大时， 摩擦与磨损也会加剧，蜗轮常需有色金属来制造，与钢制蜗杆配对能宥效降低滑动摩 擦副的摩擦3。根据蜗杆形状的不同，蜗杆传动可分为圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传 动等。圆柱蜗杆传动乂可以分为普通圆柱蜗杆传动和圆弧圆柱蜗杆传动。根据不同的 齿廓曲线，普通圆柱蜗杆传动可分为阿基米德蜗杆（za蜗杆）、渐开

11、线蜗杆（z1蜗杆）、 法向直廓蜗杆（zn蜗杆）和锥面包络蜗杆（zk蜗杆）等四种。根据gb/t 100851988 推荐采用zt蜗杆和zk蜗杆两种。本课题采用zt蜗杆，这种蜗杆的端面齿廓为渐开 线，所以这种蜗杆相当于一个少齿数（蜗杆齿数等于蜗杆头数）大螺旋角的渐开线圆 柱斜齿轮。渐开线蜗杆加工较为方便，可以在车床上车削加工。查机械设计3，可知渐 开线蜗杆的法向压力角必为标准值（20° ），蜗杆轴向压力角与法向压力角的关系为tan antcin （21）cosy式中/为蜗杆的导程角。2.2传动方案的确定由设计要求可知传送速度v = o.35m/s较小，所以选用常见的蜗杆下罝式蜗杆传 动，

12、单级蜗轮蜗杆减速器传动方案如下阁所示。1电动机2联轴器3减速箱4链传动5带轮2. 3电动机的选择2.3.1确定电动机类型y型系列三相异步电动机运行可靠、使用寿命长、维护维修方便简单、性能良好 等优点。适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所和无特殊要求的机械上，如金属 切削机床、水泵、鼓风机、运输机械、矿山机械、搅拌机、农业机械、食品机械等。 所以根据蜗轮蜗杆减速器的工作条件和设计要求，选用y型系列三相异步电动机。2.3.2确定电动机容量传递效率的选择，查机械设计手册12,确定减速器各部件传动效率如k表。表2. 3. 1减速器的传递效率数量效率弹性联轴器效率小20.99蜗杆传动效率z/210.7

13、5滚动轴承效率（圆锥滚子轴承）7/320.98链传动效率10.96滚动轴承效率（深沟球轴承）a/520.98滚筒效率 = 0.95,滚动轴承效率小= 0.98,所以工作机效率：= 0.95x0.98 = 0.931从电机至工作机的总效率7a按下式计算：z/a = z/r-z/2-a/32-4-a/5 = 0.99?x0.75x0.98 xo.96x0.98 = 0.664工作机所需功率：f.v4000x0.35,pw =-1.504kw1000 tjw1000x0.931电机所需功率：尸w1.504_ ,pe =-2.265kw0.664电机的额定功率pw略大于凡即可。由机械设计手册选择电动机

14、额定功率为3kwo2. 3. 3选择电动机转速输出轴转速为：60xl000v 60x1000x0.35fnw =二=16.71 lr/mintcd7rx 400査机械设计3推荐的一级蜗杆传动的传动比合理范围为1040 ,链传动的传动比合 理范围为26, /a = z*w.z链= （20240）,电动机转速可选范围为：nm =么曇=（20 240）x16.711 = 334.22 40i0.64r/min查机械设计手册2符合该转速范围的常用同步转速冇750、1000、1500、3000 r/min 四种。四种方案作比较，结果如下表。表2. 3. 2电机型号方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速

15、电机质fi（kg）参考价格（元）总传动比同步满载1y100l233000288033450172. 342y100l243150014303848085. 573y132s6310009607385057.454y132m837507107998042. 49综合考虑以上四种y系列三相异步电动机的质量，价格和传动比，方案2比较合适。 选定电动机型号为y100l24。2. 4传动比的计算传动装置总传动比:z链=26,取4，贝ij= 85.572. ia 85.572 z 蜗=/链4= 21.3932.5蜗杆传动的运动、动力参数计算2.5.1计算各轴转速电动机输出轴转速：/?0 = 1430r/m

16、in蝴杆轴转速：1430r/min低速轴转速：m2 二川/z蜗二 1430/21.393 二 66.844r/min主动链轮转速= m/z链=66.844 4 = 16.71 lr/min皮带轮转速：/in = 773 = 16.71 lr/min2.5.2计算各轴功率po = 2.265kwp = prr3 = 2.265x0.99x0.98 = 2.198k wp2 = pi-；72-z/3 = 2.198x0.75x0.98 = 1.615kw尸3 =尸2= 1.615x0.99x0.98 = 1.567kwpw = p?, 7/4 /75 = 1.567x0.96x0.98 = 1.4

17、74k w2.5.3各轴转矩pq qasro = 955oxxl03 = 9550xxl03 = 15126.399nmm n,n1430t/ = 9550xxl03 = 9550xx10' = 14678.95 in mm m1430t2 = 9550xx103 = 9550x 1,615 xlo3 = 230734.994n mm ri266.844ts = 9550xx103 = 9550x-x103 = 895508.946n mm ns16.711pw31 4747v = 9550xxlo =9550x-xlo =842361.319n-mm n.16.7113普通圆柱蜗杆传

18、动的设计与主要参数的计算3.1蜗杆、蜗轮材料的选择蜗杆选用碳钢，45钢并经调质处理，以提高蜗杆表面硬度，增加蜗杆的耐磨性。 蜗杆调质后硬度为220300hbs。蜗轮常用材料冇铸造锡青铜(zcusnlopl， zcusn5pb5zn5)、铸造铝青铜(zcua110fe3)和灰铸铁(ht150、ht200)等。铸造锡 青铜的耐磨性好，但价格贵，多用于蜗轮蜗杆和对滑动速度v，2 3m/s的重要传动；铸 造铝青铜的耐磨性比铸造锡青铜稍差些，但价格便宜，多用于蜗轮蜗杆相对滑动速度的传动；如果不大，传动要求不高时，可以用灰铸铁。考虑减速器设计要 求，本课题蜗轮选用性价比较高的铸造铝青铜(zcua110fe

19、3)，这里假设蜗轮蜗杆相 对滑动速度v6m/s之后再进行验算。砂型铸造，单侧工作。由于f蜗= 21.393,查机 械设计3，蜗杆头数z：与蜗轮齿数z2的荐用值，取蜗杆头数z1 = 2，蜗轮齿数z2 = (29 61) o3.2按齿面接触疲劳强度进行设计设计公式:(3.2)k：动载荷系数，k = ka.kk'，7g为使用系数，查机械原理3，取 = 1.1；心为齿向载荷分布系数，平稳载荷，故取心=1;估计蜗轮圆周速度v3m/s,取动载荷系数a = 1.1,尺=ah = 1.1x1x1.1 = 1.21。一一zp：接触系数，假设4 = 0.4,则查机械设计31圆柱蜗杆传动的接触系数， azp

20、 - 2.75。一一z,：材料的弹性影响系数，查机械设计3,对于铸铝铁青铜的蜗轮和45钢的蜗 杆配对时，z£ = 16(a/mpa。r2 = 230734.994n.mm。一一h：铸铝铁青铜的许用接触应力，查机械设计31,假设相对滑动速度b = 4m/s, 则o" = 160mpa。所以a>= jl.21x230734.994x 160二75=128.289mm杳机械设计3普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配，满足条件a 128.289 的模数 = 6 3, a = 160mmzi = 2査表得蜗杆分度i則直径di = 63mm，nrd = 2500.47m

21、m3,直径系数g = 10，分度圆导程 角7=11.31°,蜗轮齿数z2 = 41,变位系数x2 =-0.1032。蜗轮分度圆直径心=m-z2 = 6.3x41 = 258.3mm蜗杆传动的传动比:.z2 41/蜗= zi 2= 20.5 ,21.393-20.5 -205_= 4.36%在误差范围5%内，设计合理。 链传动的传动比：z链=85.57220.5= 4.174在合理范围26之间，设计合理。用按齿面接触疲劳强度进行设计得到的蜗轮蜗杆减速器的基本尺寸校核蜗轮齿根弯 曲疲劳强度。3.3蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核计算3. 3.1强度校核<jf 1.53kt2didmyha

22、2 - y/i < crf(3.3)校核齿根弯曲强度，校核公式:z2zv2= 43.484,蜗轮齿形系数，由蜗轮的当量齿数及蜗轮的变位系数x2确定。=-0.1032,查机械设计3,蜗轮的齿形系数,yf(ii = 2.45 o<7f：蜗轮的许用弯曲应力，kj = k, -kfn，查机械设计'其中o>'为计入齿 根应力校正系数2后蜗轮的基本许用应力，蜗轮材料为铸铝铁青铜，砂模铸造，单 侧工作，则查表得crf'=80maz; k为寿命系数，啤，其中n为应力循环v n次数，naqjmh" 为蜗轮每转一圈，每个轮齿啮合的次数，7 = 1, m为蜗轮的

23、转速，z72 = 66.844r/min, h 为工作寿命，h = 5x300x24 = 36000h。所以46.04mpa60x1x66.844x3600010加螺旋角影响系数，y-1-i=1-=0-919将以上参数代入校核公式得(5f =chdmyra2-y =1.53x1.21x230734.994258.3x63x6.3x 2.45x0.919=9.381a/f6z< af = 46.04mpa所以蜗轮齿根弯曲强度满足要求，设计合理。 校核w wi，校核公式1.53 灯 2z2<1.53x1.21x230734.99441x46.04x 2.45x0.919509.51 &

24、lt;2500.47满足要求，设计合理。3. 3. 2验昇蜗轮圆周速度v2和相对滑动速度va.=兀*& =kx258.3x66.844=0.9()4m，s<3m/s，满足要求，假设成立v260x10006000071x63x143060x100060000 xcll.31°4.81m/s<6m/s ,满足嬰求，蜗轮材料选择合理。3.4蜗杆传动变位特点变位蜗杆传动可以配凑中心距和提高蜗杆传动承受载荷的能力与蜗杆传动的效 率，其变位方法与齿轮传动的变位相似，利用道具相对于毛坯的径向位移来实现变位。 变位后蜗轮的分度圆与节圆仍旧重合，只是蜗杆在中间平面上的节线有变化，不

25、再与 其分度线重合。以下是两种变为方式：(1) 蜗轮齿数不变，即z2'二z2,改变中心距，即中心距y的计算公式如 下：,d + d2 + 2x2m 63 + 258.3-2x0.1032a = a + xim = 160.547mm2 2(2) 中心距不变，蜗轮齿数z2改变，z2'计算公式如下：z2z=z2-2x2 = 41 + 2x0.1032 = 41.2表3. 4. 1普通圆柱蜗杆传动基本儿何参数名称代号计算关系z1中心距a160蜗杆头数蜗轮齿数2241齿形角ao tan oz；acbi = 20 ,aa = arctan = 20.36、cosy )模数m6.3续表表3

26、. 4. 1普通圆柱蜗杆传动基本几何参数传动比參1z2/蜗=20.5zl蜗轮变位系数x2-0.1032蜗杆育径系数q10蜗杆轴向齿距papa = ti-nt = kx6.3 = 19.79mm蜗杆导程pzpz = ttmz = 39.58mm蜗杆齿顶高haha = hj -zw= 1x6.3 = 6.3蜗杆齿根高hfhfi = (ha. +c) m = 1.2x6.3 = 7.56蜗杆齿高hh i = ha + hf = 6.3 + 7.56 = 13.86蜗杆导程角711.31°蜗杆分度圆直径d'63蜗杆齿顶圆直径dada = d + 2ha = 63 + 2x6.3 =

27、75.6蜗杆齿根圆苒径df'6/1 = 1 - 2a/1 = 63 - 2 x 7.56 = 47.88顶隙cc = ciix/n= 0.2x6.3= 1.26蝴杆边宽b110蜗轮齿宽bi50蜗轮齿宽角e125.47°蜗轮齿顶高5.65蜗轮齿根高hf28.86蜗轮齿高hi14.51蜗轮分度圆直径di258.3蜗轮齿顶圆直径dal269.6蜗轮齿根圆直径心2240.58蜗杆节圆直径61.7根据减速器的部分已知尺、h查机械设计手册2,计算减速器各主要部件的尺寸如 下表。表3. 4. 2蜗轮蜗杆减速器机体主要结构尺寸机座壁厚6 - 0.046/ + 3 = 9.4 取 10mm机盖

28、壁厚6>s 取 10mm机座凸缘厚度b = 1.58 = 15mm机盖門缘厚度b = 1.58i = 15mm机座底a缘厚度b2 = 2.55 = 25mm地脚螺钉径ch = 0.036(7 + 12 = 17.76mm 取 20mm地脚螺栓个数4个轴承旁连接螺栓直径d - 0.755 = 15mm 取 16mm盖与座连接螺栓直径2 = f0.5 - 0.6)ds = 10 - 12mm 取 12mm连接螺栓心的间距/ = 150 200mm轴承端盖螺钉直径心二f0.40.5灿=810mm 取 10mm窥视孔盖螺钉直径ch = f0.3 0.45 = 6 8mm 取 6mm定位销直径d

29、= (0.7 - 0.8)心=8.4 9.6mmd5的扳手工作空间ci = 26mm, ci- 24mmd的扳手工作空间c 22mm，c2 = 20mmj2的扳手工作空间c = 18mm，(?2 = 16mm轴承旁凸台半径/?i 二 c2,取 20mm外机壁至轴承座端面距离zi = ci + c2 4-f38j = 48mm蜗轮外圆与a机壁距离a > 1.2j = 12mm 取 15mm蜗轮轮毂端面与内机壁距离j > 8 = 10 取 12mm轴承端盖外径£>2 = £)+ 5.5 灿=130 135mm轴承旁连接螺栓距离s £)2箱体内壁至轴承

30、端面的距离j 4 = 5mm联轴器轴肩至轴承端盖外端面距离/2 = 15 20mm 収 20mm4蜗杆轴的设计与校核由之前的计算可知，蜗杆轴传递的功率乃=2.1981<，蜗杆轴的转速 n = 1430r/min ,蜗杆轴传递的扭矩7i = 14678.591n.mm，蜗杆分度圆直径t/i = 63mm， d/i = 47.88mm ,蜗杆螺旋部分长度么 2 (11 + 0.06z2)m = (11 + 0.06x41)x6.3 = 84.798mm , 查机械设计l3j，由于模数，w< 10，增加25mm，戶斤以6i = 110mm。4.1蜗杆轴的设计4.1.1初步确定蜗杆轴外伸端

31、直径因为在蜗杆轴的外伸端上要安装联轴器，按公式计算最小轴段的直径为d>cj- (4. 1. 1)v nc：查机械设计3，常用材料的c值，取45钢的c值为118 p：蜗杆轴传递的功率a = 2.198kw n：蜗杆轴的转速为1430r/min所以d>c.13.61mm当轴与联轴器连接时轴上有键梢，所以轴的直径应增大45%,则 1.05x13.61 = 14.29mm4.1.2轴承部件结构设计蜗杆的圆周速度v =兀x63xl430 = 4.7m/s<5m/s,查机械设计手册2，60x100060000采用蜗杆下置式浸油润滑的蜗轮蜗杆减速器。由于蜗杆轴两端支撑的跨度不大，故轴 承采

32、用两端固定方式。4. 1.3轴段的设计轴段上安装联轴器，为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差、隔离旋转引起的振动，选用弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩7；。=/gh，查机械设计3,考虑到转 矩变化很小，故取心= 1.3，则:tea = kat = .3x14678.591 = 19082.168n mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册标准gb/t 50142003,选用 lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000n，mm,轴孔范围2035mm,结合伸出端 最小直径的要求，去联轴器毂孔直径为30mm, j型孔，轴孔长度a =相应得出轴段的直径为30mm,轴段长度略小于联轴器轴

33、孔长度，取58醐。联轴器代号 lxi 3ox6ogb/t 5014-2003。4.1.4轴段直径的设计联轴器的轴向定位是用轴肩阀定的，轴肩高度为a = （0.070.1）c/i = 2.13mm，60x1000心= a + 2a = 34.136mm，而且轴段上要装密封圈，查机械设计手册12,该轴段的 圆周速度v =以30x1430 = l.49m/s<3m/s，可以用毡圈密封。查机械设计手册12毡圈的公称尺、上在心范围内的有35mm，所以心=35mm，粘圈</ = 35mm。4.1.5轴段和轴段的设计轴承安装在轴段和轴段上，所以轴段的直径和长度是由轴承确定的。因为蜗 杆是螺旋状的

34、齿，既受径向力又受轴向力，所以选用可以承受轴向载荷和径向载荷的 圆锥滚子轴承。考虑到是两端固定式支撑方式，轴承安装方式为背对背正装。为了方 便轴承的安装，轴段和轴段的直径应略大于轴段的直径。同时还要符合圆锥滚 子轴承的内径系列。查机械设计手册l2j，gb/t 297-1994,暂取30208轴承。轴承内 径e/ = 40mm ,外径z） = 80mm ,轴承内圈宽度5 = 18mm ,外圈宽度7 = 19.75mm，内 圈定位轴肩么 min = 47mm o所以轴段的直径心= 40mm,同一根轴上轴承应选用相同型号的轴承，所以轴段 的直径t/7 = 40mm。蜗杆轴承釆用油润滑，油面高度应达到

35、最低滚动体的中心高度，d j所以油面高度要高出轴承座孔底= 10mm以上，取14mm。轴承外径d = 80mm,4蜗杆齿顶圆直径75.6mm,蜗杆齿顶圆到轴承座孔底的距离为：d da280-75.622.2mm则蜗杆浸入油面的齿数为:14-2.2 _ 11.8hi13.86= 0.85所以蜗杆浸入油的深度约0.85个齿高，满足下置式蜗杆的浸油润滑。油面高度 能同时满足轴承和蜗杆浸油深度要求，所以两者均能采用浸油润滑。根据设计手册， 可以不需要甩油环来帮助蜗杆润滑。当蜗杆旋转时，蜗杆螺旋齿会有排油作用。为了 防止由于排油作用使浸入油过多的冲入轴承，需在蜗杆轴上装挡油盘，挡油盘尺寸自 由设计。挡油

36、盘与轴承座孔留有一定间隙，既能阻挡冲来的的润滑油，又能使适量的 润滑油进入轴承。挡油盘轴向尺寸为4mm,贝ij轴段和轴段的长度为 /3 = ,7 = 5 + 4 = 22mm o4.1.6轴段的长度设计轴段的长度与轴上零件有关，与轴承座宽度和轴承端盖等尺寸有关。联轴器定 位轴肩到轴承端盖外端面的距离h取的是20mm ,轴承端盖尺寸e = 1.2山=12mm, m>e,轴承座孑 l 宽度+ 8) = 10 + 22 + 20 + 8 = 6011101,厶= 60mm。l' + t + m _ 260 = 9 + 19.75 + m-2m = 33.25mm所以轴段的长度/2 =

37、l2 + e + m = 20 + 12 + 33.25 = 65.25mm,圆整后取66mm。4.1.7轴段和轴段的设计这两个轴段是轴承的定位轴肩，直径与定位轴肩相等。查机械设计手册2,圆锥 滚子轴承30208型轴承的定位轴肩直径a, = 47mm，而且所选轴承型号相同，所以 轴段和轴段的直径为t/4 =心=a= 47mm。轴段和轴段的长度为：h = /6 = -4-ai + 84-5-l +a4 4 2 2278110=+ 15 + 10 + 5-60 + 9-4= 59mm2 24.1.8键连接的设计轴段上安装联轴器，需开键槽。选用普通平键a型，轴段的直径为30mm， 杳机械设计手册2:

38、,选取型号为8x7x40 gb/t1096的普通平键。4.1.9轴上力的作用点间距左边轴承反作用点到蜗杆轴伸出端的距离为li = zi4-z24-a-<r-5> = 58 + 66 + 16.9-<19.75-18； = 139.15mm左边轴承反作用点到蜗杆螺旋部分屮心线的距离为l2 = r-67 + /4 + - = 19.75-16.9 + 59 + 55 = 120.85mm 2蜗杆螺旋部分中心线到右边轴承反作用点的距离为a3 = - + /6 + r-tz = 55 + 59 + 19.75-16.9 = 120.85mm 2绘制蜗杆轴的设计草图，如下图所示。图4.

39、1蜗杆轴设计草图§由计算得到的蜗杆轴尺寸如下表所示。表4.1蜗杆轴结构尺寸类型直径长度备注型号轴段3058联轴器型号lxi 30x60gb/t 5014-2003轴段3566a键 8x7x40gfi/71096-2003毡圈35轴段4022圆锥滚子轴承30208彻号轴段4759轴段110蜗杆螺旋部分轴段4759轴段4022圆锥滚子轴承30208型号4.2蜗杆传动的受力分析蜗杆传动的受力分析和斜齿圆柱齿轮传动相似，进行受力分析时通常不考虑摩擦 力的影响。蜗杆为主传动件，在节点处法向力凡，可分解为三个相互垂直的分力，分fa 2 -ft 27.2x14678.951 465.998ndx6

40、3fa -ft2 2ti2x230734.994，kt-1786.566ndi258.3frl =fr2 =futanohi = 1786.566x/6/77 20.37° = 663.353n别为圆周力尺，径向力，轴向力凡。所以在蜗轮蜗杆之间相互作用着a与凡2, 与2，凡i与e2三对大小相等、方向相反的力。当不计摩擦力的影响时，各力大小的计算公式如下：t2：蜗杆蜗轮上的公称转矩一一d'、d2:蜗杆蜗轮分度圆直径4.3按弯扭合成强度条件对蜗杆轴进行强度校核4.3.1轴的受力分析轴承对蜗杆轴提供支承反力，在水平面上:fah = fbhf/i-z3 = 465,998/? + z

41、.32232.999n垂直面上:frl = favt fbvfav 2 = fah fbv-h j2解方程式得fir = 563.514n fz?r = 98.839n将水平与垂直方向的分力合成，得到合力:fa =把 h2 + fav2 = v232.9992+563.5142 = 609.784nfb =+= v232.9992+98.8392 = 253.096n4.3.2弯矩分析在水平面上，蜗杆受力点截面两侧受力相等，弯矩也相等，所以 mh - mh'- fbh 'h - 28157.929n - mm在垂直面上，蜗杆受力点截面两侧受力不等，单独分析 左侧:m ir =凡

42、r = 563.514 x 120.85 = 68100.667n mm 右侧:miv1 =fbv h = 98.839 x 120.85 = 11944.693n mm将水平勾垂直方向的弯矩合成，得到两侧的合成弯矩：左侧：mr& = ylmxnmw2 = v28157.9292+ 68100.6672 = 73692.400n-mm右侧：mxt,= vmi/2 + 71yi/2 = v28157.9292+11944.6932 = 30586.674n- mm4.3.3转矩分析蜗杆轴受转矩为7 = 14678.95in mm4.3.4校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险

43、截面，査机械设计13蜗杆螺旋部分 的抗弯截面系数计算公式为：w = 7ll =叫47.88/ =10776 j 2mm3 3232抗扭截面系数极速公式为：wt =71-df i316ttx<47.88/1621552.224mm3最大弯曲应力为:= 6.838mpa左 73692.4i zzw 10776.12最大剪应力为:= 0.681mpati 14678.951 wr 21552.24己知轴的弯矩和扭矩后，对危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论 计算应力的公式为a« = v<r2+4r2(4. 3. 1)通常由弯矩所产生的弯曲应力<7是对称循环变应力

44、，而由扭矩所产生的扭转切应 力r则常常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数则计算应力为:a(1 = ylct2+4(ar)2 (4.3.2)扭转应力为脉动循环变应力，a取0.6,将弯曲应力和扭转切应力代入上式 (4.3.2)，则轴的弯扭合成强度条件为vn2+4<at>2 = v6-8382+4x<°-6><0-68m2 = 6.887mpa查机械设计轴的常用材料及其主要力学性能3，45钢调质处理后的许用弯曲应力a-i = 60mpa ,因为所以强度满足要求，设计合理。4.4蜗杆轴的pro/e应力分析在pro/e的meehani

45、ca模块中对蜗杆轴进行应力分析，得到蜗杆轴的应力分布图， 如下图所示。图4. 4蜗杆轴应力分析图分析结果最大应力集屮处在蜗杆螺旋部分的屮间，最大应力为g = 4.454mpa ,于许用弯曲应力o-d,所以设计合理。4.5蜗杆轴的刚度校核蜗杆受力后如果变形过大，会造成轮齿上的载荷集中，影响蜗轮蜗杆的正确啮合, 所以对蜗杆进行刚度校核。将蜗杆看作直径为齿根圆的轴段，最大侥度的计算公式如下，得到其刚度条件为ft'2 + f'i2 48£z-lf3<y(4.5)f/r蜗杆所受的圆周力fh:蜗杆所受的径向力心蜗杆材料的弹性模量/:蜗杆危险截面的惯性矩一一r:蜗杆两端支承间

46、的跨度计算蜗杆当量轴径dv =6didi30x58 + 35x66 + 40x22 + 47x59 + 63x110 + 47x59 + 40x22396= 46.177mm转动惯量计算公式ti.d'，46471x46.177464= 223188.985mm4蜗杆材料为45钢，查机械设计手册常用材料的弹性模量2,碳钢的弹性模量为 200 220gpa，取 21 oooompa。蜗杆两端支承间的跨度r= 120.85x2 = 241.7mm 将上述参数代入刚度计算公式(4.5)得w + fh2 v465.9982 + 663.3532y =l，3 =x 241.7 3= 0.00508

47、8mm48 ef48x210000x223188.985查机械设计轴的允许挠度' 刚度要求较严的轴的允许挠度为y = 0.0002z； = 0.0002 x 241.7 = 0.0483mm 因为y<b,所以蜗杆轴满足刚度要求，设计合理。4.6键连接的强度校核蜗杆轴与联轴器的连接采用的是普通平键，其主要失效形式是工作面的过度磨 损。因此，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。普通平键连接的强度 条件为(4.6)27ixl03kid蜗杆轴传递的扭矩k：键与轮毂键槽的接触高度，k = g.5hf /7为键的高度 /：键的工作长度 d：连接处轴的直径 n :键的许用挤压应力查机

48、械设计手册普通平键与键槽的尺寸 b = 8mm , h = 7mm , l - 40mm 所以键连接处的挤压应力为op 27ixl03kid471dh(l-b)4x14678.95130x7x<40-8>8.737mpa查机械设计键连接的许用挤压应力3，得b = 6090mpa,因为<b,所以键连接的强度满足要求，设计合理。4.7轴承寿命的校核4. 7. 1计算轴承的当量动载荷计算公式为p=xfr+yfa (4. 7. 1)査机械设计手册圆锥滚轴承l2j, 30208型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷g =63000n 计算系数e = 0.37, 7 = 1.6。参考机械设计简明

49、手册4，阀锥滚子轴承内部轴向力的计 算方法如下fa _ 609.784 2y 2x1.6190.558nsb =2y253.0962x1.6= 79.093n对轴承受力分析，由于& + k = 79.093+ 1786.566 = 1865.659n& = 190.558n ,所以= & +凡= 1865.659n 凡2 = & = 79.093n分析a处轴承，& = 1865 659 =3.06e = 0.37,查机械设计径向动载荷系数x和轴 fa 609.784向动载荷系数yl3,得1 = 0.4，7 = 1.6。所以a处的当量动载荷为pa = xf

50、,yfa = 0.4x663.353 + 1.6x465.998 = 3123.847n分析b处轴承，=79 0930.3120.37,查机械设计径向动载荷系数x和轴fb 253.096向动载荷系数yl3,得x = l，y = o。所以b处的当量动载荷为pb = xf,yfa = 1x253.096 + 0x86.69 = 253.096n因为八朽，所以只需校核轴承a,当量动载荷p = a = 3123.847n。 4.7.2计算轴承寿命轴承寿命计算公式为:蜗杆轴的转速/:轴承的温度系数轴承的载荷系数c:轴承的基本额定动载荷一一p:轴承的当量动载荷一一e:是指数，对于球轴承， = 3,对于滚子

51、轴承， =3轴承在100°以下工作，查机械设计轴承温度系数' 得/ = 1 对于减速器，查机械设计轴承载荷系数13 5 = 1.2。轴承是滚子轴承，所以=将上述参数代入轴承jo丁 =141713.496h寿命计算公式（4.7.2）得lh=(ft-ce_ 106 x1x63000、 60x1430xu.2x3123.847>减速器的预期寿命为l/= 24x300x5 = 36000hlh > li/ ,轴承寿命满足要求，设计合理。5蜗轮轴的设计与校核由之前的计算可知，蜗轮轴传递的功率p2 = 1.615kw ,蜗杆轴的转速 m = 66.844r/min ,蜗轮轴传

52、递的扭矩l = 14678.591n mm ,蜗轮分度圆直径 rf2 = 258.3mm,蜗轮齿根圆直径咖=240.85mm。蜗轮宽度5 = 50mm。由于蜗轮轴传递的功率不大，并对重量和结构尺寸无特殊要求，查机械设计轴的 常用材料13,选用45钢，经调质处理，贝d蜗轮轴的许用弯曲应力o-i| = 60mpa。5.1蜗轮轴的设计5.1.1初步确定蜗轮轴外伸端的最小直径因为在蜗轮轴的外仲端上要安装联轴器，按公式计算最小轴段的直径为d>cj- (5. 1)v nc：查机械设计' 常用材料的c值，取45钢的c值为103126，取118 p：蜗杆轴传递的功率匕为1. 615kwn：蜗杆轴

53、的转速n2为66. 844r/min所以3 p31 1 6156/>cj- = l 18xj " =34.113mm v nv 66.844当轴与联轴器连接时轴上有键梢，所以轴的直径应增大45% ,则 d >1.05x34.113 = 35.818mm ,圆整后取 </""" = 36mm。5.1.2轴段的设计输出轴的伸出端安装联轴器，也是轴的最小直径，为使伸出端直径与联轴器孔径 相适应。考虑到联轴器连接的两轴存在安装误差，为了隔离旋转时产生的振动，选用 弹性柱销联轴器。查机械设计联轴器工作情况系数13,由于蜗轮轴转矩变化小，选取 6

54、= 1.5。则联轴器的计算转矩为tca = kati = 1.5x14678.591 = 22017.887 n- mm査机械设计手册弹性柱销联轴器21，g5/75014 2003中/3型号的联轴器符合要 求：公称转矩1250n.mm ,许用转速4700r/min ,轴孔范围3048mm。因为蜗轮轴 的最小直社=，所以选联轴器的孔社为38mm，轴孔长度为l = 60mm，则轴段的直径力t/i = 38mm，轴段的长度略小丁，取/i = 58mm。5.1.3轴段直径的设计联轴器的轴向定位是用轴肩固定的，轴肩高度为a = (0.070.1>a = 2.663.8mm ,6/2 =+2/= 43.2-45.6mm,而且轴段上要装密封圈，轴段的直径由密封圈孔径确定。该轴段的圓周速度，可以用毡圈密封。奔机60x1000械设计手册毡圈油封及梢1:2,毡圈的