蜗杆蜗轮的设计和实现 机械工程专业

1绪论

1.1选题背景及目的

在进行工业生产的时侯，通常都通过冷滚压式成型技术来对螺纹进行加工，以这种

技术加工出来的螺纹便是所谓的滚压螺纹。在加工过程中，通过一道一道的滚刀来滚动

碾压所需要改造的工件。因滚丝机和滚丝轮的功能和结构的不同，产生了两种滚压螺纹

方式：其一是径向滚压，其二是轴向滚压。两者之间的区别在于滚动的方向不同，一个

是沿着径向滚动，在滚动过程中，滚轮的轴的工件的轴相互平行，另一个是沿着轴向滚

动，在滚动过程中，滚轮的轴和工件的轴相互垂直。大部分情况下，滚动方式都属于径

向滚压，轴向滚压出现的次数一般比较少。在设计的时候必要要保证两者之间的头数呈

现正相关的关系，滚轮还必须要具有足够的宽度。满足了这些要求，工件的长度才能够

满足要求。不过如果螺杆属于细长螺杆的话，那么因为其直径比较小，可能无法满足滚

轮的最低宽度要求。

轴向滚压还有一个别称为串滚，也就是说两者的螺旋升角不一致，导致在滚压的时

候理论上能滚压出来的螺纹长度不受限制。对其进行更细一步的划分可以分为平行型轴

向滚动型滚轮和交叉型轴向滚动型滚轮。

此次设计中的滚丝机是以“ZB28T6系列”为基础的。为了在这个基础上进一步的

提高其精度，提升其效率，这里在设计上进行一定的优化，使其更容易被使用者接受。

1.2GLBS-191滚丝机的用途

这种滚丝机主要用于加工零件。加工方式属于螺纹滚压。用此种滚丝机加工出来的

产品相对来说拥有更高的精度，在强度上也能达到更高的要求，而且使用寿命相对来说

也并不短。其中控制系统主要有两种控制方式，一种是液压控制，主要用于进料，另一

种是电气控制，主要用于控制电机、液压泵等装置。

1.3GLBS-191滚丝机的总体布局

此种机床在布局方式上属于卧室布局。拥有2个刀头，一个安装位置处于定端，一

个安装位置处于进给端。两者之间在直径方向上处于水平状态。将构件放在双轮之中即

可滚压成型。如果调整滚压件的滚压速度的话，则只需要改变挂轮位置即可。对电气控

制系统来说，其所能够控制的器件相对较多，包括电机、各种泵等等。整体上的布局方

式类似于卧式车床。

1.4滚丝机的特点及螺纹滚压的优点：

滚丝机能够以非常快的速度来自动化的完成加工工作，而且在加工过程中不会产生

废屑，其优点在于高精度、高效率、节约、便利性强等等。适用范围也比较广，包括花

键、滚花、矫直等等。

螺纹滚压的优点在于：粗糙程度不高、滚压后对工件有一定的硬化效果、材料的浪

费少、自动化程度高、生产效率相比于切削有质的提高、使用寿命长。不过，其对工件

又有要求，要求其硬度不能超过HRC40,制造模具也有比较大的困难，因为硬度难以

符合要求。

1.5GLBS-191滚丝机的设计技术参数

最大醐&力160kn

径向进给

最大直径80mm

轴向进给50mm

滚压螺纹范围径向进给6mm

最大螺距

轴向进给4mm

直径范圉135-210IT.IT.

最大宽度140mm

滚丝轮范围孔径75(54)mm

健槽宽20(12)mn

130-260mm

主轴中心到工件中心距离范围

转速20,32,50,80r/min

主轴参数

最大倾角±8-C

Max5mm/s

进给速度

行程1-20mm

压参数

滚压时间l-60s

停歇时间1-bUs

总功率7.09kw

外形尺寸（长*宽*高）1600*1670*1315mm

重量2400kg

1.6滚丝机的分类

按照轴的数量不同可以将滚丝机分成两种类型，有两个轴的称为双轴滚丝机，这

种滚丝机由于经济实惠而受到人们的广泛喜爱；有三个轴的成为三轴滚丝机，大多情况

下用于一些厚度不高的管状工件。

图2.1减速器传动方案图

2.3极限转速的确定

考虑到不同转速对模具或者零件产生的影响不同，在设计过程中对速度做以限制,

要求其每分钟转动不能超过63转，不能低于20转。

2.4电动机的选择

这里选择电动机类型为三相异步型的，具体的参数如下：

型号：Y132S-4

额定状态下的输出功率：5.5前瓦

最大负荷下的转速：1440r/min

2.5传动比的分配

2.5.1可传动装置的总传动比

按照下述公式来计算总传动比：

.=/hn=]440=72（2.1）

nw20

2.5.2可传动装置的分配传动比

Zi=1.58,12—2,Z3=18,14=1.26

2.6传动装置运动及动力参数选择与计算

2.6.1各轴转速

【轴每分钟转动911转

II轴每分钟转动455转

III轴每分钟转动25转

IV轴每分钟转动20转

V轴每分钟转动2()转

联轴器每分钟转动20转

2.6.2各轴的输入功率

I轴输入功率为5.28千瓦

II轴输入功率为5.17千瓦

IH轴输入功率为5.07千瓦

N轴输入功率为4.97千瓦

2.6.3各轴转矩计算

Td=9550—=9500x里-=23.23N•m

nm1440

Ti=T,「io.7701=23.23xl.59x0.96=35.46N-m

Tu=Tiii-7712=35.46x2x0.98=69.5N•m

Tm=Tn.h•rpa=69.5x3x0.8=2O4.33N•m

Tw=Tin•〃•"a=204.33x3.8x0.98=760.9N•m

2.6.4将前面的计算结果统计如下表:

电动机I轴II轴III轴IV轴

轴

每分钟转动1440转911转455转25转20转

输入功率5.5千瓦5.28千瓦5.17千瓦5.07千瓦4.97千瓦

输入转矩23.23N35.46N・m69.5N・m204.33N760.9N・m

•m•m

传动比i1.582181.26

效率0.960.980.80.98

3主要零件的设计计算

3.1蜗杆蜗轮的设计计算：

3.1.1选择迟缓动的类型，精度等级和材料：

因为相对来说功率比较低，而且转动的也不快，这里决定使用ZA型蜗杆传动。蜗

杆型号决定为20CrMo,硬度不低于58HRC,不超过63HRC。涡轮缘的表面粗糙度不超

过1.6微米，决定其型号为ZCuSnlO-1。

3.1.2选择蜗杆蜗轮的齿数

由于i=I8这里取值Zl=2;那么Z2=18x2=36(3.1)

3.1.3确定许用应力

%p=bmgl=1210加2

根据相关规范规程或者技术手册，6HP=220/V/W

CT%P=70N/〃〃刀2,从图表中可以查出vs=8米每秒，通过浸油的方式来完成润滑工作，计

算出Zvs=0.87

(3.2)

NL=60n2jL,,=3.23x10'

从图表中可以查出Z'=0.96,YN=078

因为接触而产生的应力（rHp=184MPa(3.1)

因为弯曲而产生的应力aFP=55MPa

3.1.4接触强度计算

2

md1>(15000/cMyKl\(3.3)

T2=453.74NIII

考虑到冲击的作用;那么陷=1.53=1.2Kv=1.05

K=K({KA0=1.89(3.4)

因而m2dl>(15(XX)/184x5())2xl.89x453.74=2279.6〃wJ(3.5)

2

根据相关规范规程或者技术手册md1=2279.6接近2500所以m=6.3

4=63Z2=41Z,=2

d2=tnz2=2.5x83=2()7.5nvn(3.6)

a=0.5(4+J2)=135(3.7)

查阅相关表格，a为138mm

y=1n8'36''

3.1.5求蜗轮的圆周速度

实际情况下i=20.5

因止匕=1420/20.5=69.3,7nin(3.8)

v2=^/2n2/6000=0.94m/s(3.9)

匕=M四/6000cosy=2.3〃"s(3.1)

3.1.6校核蜗轮齿面的接触强度.

<JH=zj94。。｝KRKVK0<oHPN/mnv(3.10)

查阅相关表格可以得到ZE=1567而就

2

aIHIIP=aIiHIPZv»Z•■N=220x0.98.v0.96=2(X7N/mm(3.11)

22

那么=z/940°/K.KvKf)=\85N/mm(y[lP<207n/mm

Vd、d：

3.1.7蜗轮齿根弯曲强度校核:

k666T.KAK.KV

°F="以FP

741

在这个公式中Z废芯厂cos，*。⑻36、、=43/及XL0J032

从图表中查找数据可以得到r/v=4.26

II31°

K=1———=0.0906

0120

=55

zr-666x453.74x1.2x1.5x1.05.—c―一皿

那么，J-------------------------------------x4.26x0.906=21.5N/mm~-55N/nun

63x258.3x6.3

3.1.8几何尺寸的计算

已经得知的参数有：

a=138机制Z=21Z=412X2=-().1032

a=20d]=63nvnd2=258.3mm

然后根据下述公式计算期杆齿顶圆直径dal=dl+2,

代入数值得到dal的值为75.6毫米；

根据下述公式来计算涡轮齿顶圆直径da2=d2+2(ha+x2),

代入数值得到da2的值为270.9毫米；

根据下述公式来计算蜗杆齿根圆的直径dfl=dl-2m(l+0.2),

代入数值得到dfl的值为47.88毫米；

根据下述公式来计算涡轮齿根圆的直径df2二m(Z2-2.4),

代入数值得到df2的值为243.81毫米；

根据下述公式来计算蜗杆齿宽bl2(1l+0.06Z2)m,

代入数值得到bl的值为116毫米；

根据下述公式来“算涡轮轮圆宽b2W0.75dal,

代入数值得到b2的值为56.7亳米;

根据下述公式来计算涡轮顶圆直径de2Wda2+1.5m,

代入数值得到dc2的值为280.35毫米；

根据下述公式Ra2=d1/2-m,Rf2=d1/2+0.2m,Sx1=0.5mpi,Sn1=Sx1cos

Y,S2=(0.5pi+2x2tana)m,ha=m,

代入数值得到Ra2d的值为25.2亳米，同理可得Rf2的值为39.06亳米，Sxl的值为

9.89毫米,Snl的值为10.08毫米,S2的值为9.42毫米，ha的值为6.3米。

3.1.9箱体结构尺寸及计算

在查阅相关规范或者资料以后，再结合设计的具体要求以及相关公式确定了尺寸参

数：箱座的壁厚不低于八毫米；箱盖的壁厚也不低于八毫米；地脚螺钉的直径等于十七

毫米，数量为四个；轴承旁的连接螺栓的直径为13.32毫米；盖与座之间起到连接作用

的螺栓的直径不低于8.88亳米，不超过10.6毫米；连接螺栓间的间距不低于150毫米,

不超过200亳米，连接轴承端盖的螺栓直径不低于7.1亳米，不超过8.88毫米；连接检

查孔盖的螺栓直径不低于5.33亳米，不超过7.1亳米；定位销的直径不低于6.3亳米，

不超过7.2毫米。

3.2蜗杆的设计及强度校核

3.2.1轴的初步设计

3.2.2按弯曲合成强度校核蜗杆轴的直径

1、蜗杆的受力情况示意如下：

2、根据下述公式来计算蜗杆轴所受到的力

圆周力R产卫二2x26.21x103=970N

(3.24)

454

Fa2-Ft.=97()N

“.年三二2x453.74x103

=3513.2

d2258.3

Ft\=Ft2=Ft2-tanaa=20

因止匕Ft.=3513.2x0.36=1265

3、校验蜗杆轴的各项参数是否满足正常使用要求:

(1)首先计算支座处所受到的力：

根据弯矩平衡可以求得

R二巴也二3513.3x111=j397.8(3.25)

/1+L168+111

根据竖直方向.上力的平衡可以求得

RRY=Ft2-RAY=2\i,5(3.26)

然后描述出剪力分布图：

描绘出弯矩图如下所示:

根据弯矩图计算C点处的弯矩值:

Mc==1397.8x168xIO-3=235(3.27)

然后计算扭矩T2=453.74N.M

接下来描绘出扭矩图：

(2)按照下述公式计算考量转距:

Mrc=+(豆)其中a=0.6(3.28)

=7235M0.6x453.74)2

=359.6

如图所示

根据下述公式计算C点强度:

Mrc359.6x1()3

=16.65MPa<[(r(3.29)

O.lx6O3F

没有超过需用应力的值，明显符合强度要求。

3.3传动零件的设计计算

3.3.1齿轮设计计算

1、选择齿轮类型为直齿圆柱型，精度等级为八级，材料405,中齿轮38齿，大

齿轮42齿。

2、按齿面接触强度设计

根据下述公式计算:

422可筌・亨岛)2<3.30)

在这个公式中K,=1.3,

p72

T.=95.5x105-^=95.5x105x^—=6.9X105A^/W

,%98.7

(pel=1

ZFQ=189.8MP442

对中齿轮o■mimi=2368"?

对大齿轮b.2=2160M2

N[=60/儿=60x98.7xlx3x8x300x5=2.13xlO8(3.32)

2.13x10

==5J4X1Q7

■4.15

KHNi=0.82,KHN2=0.85

[(j],=，NSumi=0.82x2368p

HK=194176M(3.33)

S1

[aH]2=K，"2=S85;2160=1863M《，(3.34)

(2)计算

①中齿轮分度圆宜径

,020K,Tu±\

4232匕1〒

(3.35)

=2.32x『3x4.742x%^x(^g)*52^

V14.151863

②圆周速度

V==3.14x30.487x1450=2,313,〃/s

(3.36)

60x100()60x100()

③b

b—(j)dx4]=30.487nun(3.37)

b

④

d152.

m,=—a=---=4(3.38)

'Z,38

h=2.25///,=2.25x4=9(3.39)

b30.487°eg

——。•乙OJ

h9

⑤K

七•月

<100

b

K、=1.75

Kup=1.15+0.18(1+0.斛：)•疗+().23x1(尸/)=1.15+0.18x(1+().6)+().23x1(尸x30.487=1.625

由2=效生2=3.285,K必=1.625,查阅相关资料得知:

h9/

KFp=1.5

K=K/■,KVrK.f.l11K.I.lf.}=1.75x1.15x1.2x1.625=3.924(3.40)

⑥

\Kh9-4

==152二144.061(〃?机)(3.41)

⑦m

m=^-=*79

Z]

3、按齿根弯曲强度设计

由式10-5得弯曲强度的设计公式

2KI\y"y&

m>3(3.42)

（1）确定公式内的各计算数值

①=730MP。FF、=710MP

®KFNy=0.85,KEN2=0.88

(3)=().8：；73()=]

4432(3.43)

口』y二WF76.286”,

(3.44)

④计算K

K=KAKV-KFa-KEp=1.75X1.15X1.2X1.5=3.623

⑤=2.80,L=1.55

兀=2.25%=1.81

L.4

@计算TT,并比较

，孕=28°XL55=00098(3.45)

[bj443.214

2=2^X2861=0,0091

(3.46)

中齿轮大

（2）设计计算

2肛",%一J2x3.623x0.0098x4.742x104

m>37TT)-

Vlx202*(3.47)

=2.034"7〃7

所以取相=2.5

其中

4=95nun

%嗡=38

所以取

4二38

z2—it'Z1-1.11x38—42

4、几何尺寸

①直径

4=nizl=4x38=152〃〃〃

d2=rriz2=4x42=168nun

②中心距

a=g（4+出）=g（152+168）=160mm

③齿轮宽度

b=内,d、=1x152=152""〃

所以取

Bi=152,生=145

5、验算

-2x4.472x101885

'4152

K-F1.75x588.42（”。山.

—AtL=------------=6.608N/m<]00N/m

b152

满足设计要求°

3.4花键轴的结构设计与校核

3.4.1花键轴的结构设计

在前文中计算出了各项参数以后，再结合减速器的结构情况，然后决定选择将阶梯

轴用在齿轮当中，在设计过程中主要的设计内容包括外形以及结构的各项尺寸参数。

1、装配零件

在设计结构之前，必须首先将零件装配方案确定好，其主要内容在于方向以及顺序

还有相互关系。

2、轴上零件的定位

处于避免轴上零件在承受在承受载荷以后发生运动，所以除了有转动需求的零件以

外，其他的都得定位。而定位主要分为两种，一种是轴向定位，通常通过套筒、端盖等

装置来完成，另一种是周向定位，通常通过键、销等装置来完成。由此，根据以上种种

来要求来完成结构设计任务。

①花键轴上的功率用P4表示，相应的转速和扭矩用m和T4表示，又由前文已经

效率为0.97,然后根据下述公式来将这些值计算出来：

2

P4=P-瞰=10x0.97=9.4Uvv(3.48)

12024

4=--=1160x一x一r/min=78.15〃min(3.49)

41i7595

由此

7；=9.55x1062=9550000x-^-=1149910N/mm(3.50)

n478.15

②计算齿轮所承受的力

由于已经得知低速圆柱大齿轮的分度圆：

d2=/?2Z2=4x42=168〃〃〃

27；_2x1149910

=13689N

又有7T-168-

F,=£.上吧L=5002x1a。2°=1839N

cos/?cos8.26

F“=%tan/?=5002xtan8.260=713N

③拟定轴要满足要求所至少需要的直径

按照下述公式来进行计算；

(3.51)

很明显可以发现，这个直径的大小就等于耦合轴的直径，然后选择联轴器应该使用

何种型号。

其计算转矩几=K,Z，查阅相关表格，再结合转矩的改变情况，这里拟定Ka的

值为1.3,所以可以进行卜述计算：

Tca="=1.3xU49910N/mm(3.52)

因为Tea的值不能超过耦合的标称旋转距离，根据相关的资料文献，这里选择的联

轴器型号为HL4,其公称转距为1250000N//m〃，直免为五十毫米，长度为八十四毫米，

毂孔长度为五十五毫米.

3、轴的结构设计

(1)确定以何种方式装配零件

在前文中已经进行探讨，这里不再进行分析屋

(2)确定应该轴的不同部分的直径已经所需要具备的长度

①为了使得半联轴器的各项布置符合要求，这里选择在AB右端出露以轴肩，所

以选择将BC段的直径确定为四十亳米，在其左端通过挡圈定位，取其直径为37.5亳米。

对于毂孔，取其长度为55毫米，CD端的长度选定为55毫米。

②滚动轴承。因为轴承的受力方式主要为径向，因此这里选择的单列圆铢滚子轴

承。考虑到设计要求，同时由于d的值为四十毫米，结合相关技术手册的要求，这里选

择的型号为6014,尺寸为dxDxT=70亳米x"0亳米x20亳米，其右端所选择的定位方

式为周肩。

③对于安装位置在齿轮部分的一部分轴，确定其直径为七十毫米，定位方式选择

为轴套，由于齿轮轮毂的宽度等于八十毫米，所以这里取值少校，76毫米即可。在齿轮

的右端处，选择的定位方式为轴肩位，拟定其高度为六毫米，直径为八十二毫大。轴环

宽度不低于轴肩高度的1.4倍，这里取其值为十二亳米。

④对于轴承端盖，取其宽度的总体长度为一百零九毫米。根据轴承端盖的装载量和

轴承在添加油脂的时候不能过于困难的要求，结合已经的一些参数，将I的值确定为五

十毫米。

⑤为了齿轮不和周边装置发生碰撞，这里取其为箱体内壁之间的距离为十六毫米，

对锥齿轮来说，取其和柱齿轮两者相距二十毫米，因为箱体在铸造过程中不可能不出现

误差，所以还应该考虑一定裕量，取s的值为八毫米，因为已经得知的参数T为三十六

毫米，大齿轮轮毂长度五十毫米，那么有下述公式

1川-1V=T+s+a+(80-76)=(36+8+16+4)mm=64mm(3.53)

I七加=L+c+a+s-1V_V1=(50+20+16+8-12)mm=82mm(3.54)

截止目前，轴的各项参数基本上已经拟定出来。

(3)轴上零件的轴向定位

以平键联连的方式来进行联连的构件有三项，其一为齿轮，其二为半联轴器，其三

为周向定位。根据相关规范以及d的值可以得知宽度为二十毫米，高度为十二毫米，键

槽的加工方式选择我铳刀，长度为六十三毫米，而且出于确保对中性的考虑，轮毂和轴

之间拟定为H7/n6,半联轴器与轴之间拟定为H7/k6c

(4)确定轴上圆角和倒角为四十五度。

(5)求轴上的载荷

第一步先将计算简图绘制出来，然后将各项数据标注到其中，然后根据相关的数据

计算内力，绘制内力图。观察扭矩图即可得知，c界面属于最不利界面。

3.4.2花键轴的校核

1、验算其弯曲应力是否满足强度要求

根据下述公式来完成计算：

叫尸72709382+(0.6x1149910)2

=------------=-------------------------MPa=32.6MPa(3.55)

W0.lx7()3

在40Cr经过调质处理以后，查阅相关资料可以得知其许用应力口.」二60"&,很

明显口"<□"，满足强度要求。

2、精确校核花键轴的疲劳强度：

分析最不利截面：

w=o.k/3=().1X65^63=2746加?(3.56)

=0.213=0.2x65'〃巩/=54925mn/(3.57)

左侧M=270938x71~36N-mm=13356W-mm(3.58)

71

上侧7；=1149910Nmm

M133561

==486Mpf/(3.59)

W27463

_T4_1149910

〜豆-5492520.9MPa(3.60)

在40Cr经过调质处理以后，查阅相关资料可以得知:

%=541M%b_]=278j=⑹MPa

还有:

aa=2.4,ar=1.42

qa=0.89,分=0.83

ko=1.84应=1.31

Ka=2.84,K，=1.67

崂=0.1,%=0.05

%265

S*=19.39(3.61)

Ka-(jtl+仁•rm2.76x4.95+0.1x0

S=2-i=____________15?___________i()59

=(3.62)

rKT+WT_c17.048…17.48

八r%十匕J162X------+0.05X-----

22

S》19.39x10.59

=9.26>S=1.5(3.63)

Jl9.392+10.59?

显然满足要求疲劳强度要求。

3.4.311、III、IV轴的计算及校核

1、在完成调质工作后,n由20aMnTi所制作而成，硬度不低于241HBS,不超过286HBS,

然后获得［0-J=350A柄。通过扭转强度来完成轴径的计算工作，选择4=105

.A力檐=105*56.5mm

因为在轴端处没有打开键槽，这回导致其强度降低，所以需要对轴径进行适当的放大，

放大量不低于百分之五，不超过百分之七，在经过计算以后确定轴径的值不低于六十毫

米。

2、在完成调质工作后，III由45钢所制作而成，硬度不低于217HBS,不超过255HBS,

然后获得［0-1二180峰2。通过扭转强度来完成轴径的计算工作，选择4=155

df＞小^^~=105x?!-------=153.15ww

,在经过计算以后确定小齿轮处的轴径的值不

能低于一百五十六毫米。

3、在完成调质工作后，IV由40Cr所制作而成，硬度不低于241HBS,不超过286HBS,

然后获得［5』二350版。通过扭转强度来完成轴径的计算工作，选择月=105

3.5轴承的结构设计与计算

3.5.1第一对轴承

丁,955^2955x423x098......

TT=-----="=-=------------------------=1465加

ni27147(3.64)

受力分析图如3io

1、轴I受力分析

分别计算各项数据如下：

(3.65)

产「纥=4翳=3。颐*品赤二”⑻N

(3.66)

工=9=纥tan0=30088xtan11.79836*=6285N(3.67)

2、

加=・

8473M%=12734H(3.68)

轴工垂直面内受力轴I水平面内受力

冈冈

尸皿=7453MF皿=22635"

3、轴承的校核

初步拟定轴承的型号为32014

所受到的冲击并不会有多强，查阅相关表格得知力:12.

分别计算各项受力大小或者参数:

(1)式川二瓦=H284N

(3.69)

(3.70)

(2)

&=耳@)

&/=小与)=

270525N,(3.71)

%=83(2%)=16232”(3.72)

(3)

+也就是说B轴承处于放松状态，A轴承处于压紧状态

所以可以得知&/=9947比4皿=16232及

(4)

Ae=0.43,

F0947

考=询=°敝—=°4%=14

(3.73)

那么「必=/,（肛声也+〃/尸旬）=

22127”(3.74)

Be二().43,

铲=0.625",万加=04%=1.4

那么Pw=/,(与斤加+%%)=39736N

(5)4

L"款生

(3.75)

由于按轴承B计算

3.5.2第二对轴承

根据如下公式对转矩进行计算:

955x4104x098

=89WM

nl4298

1、轴n受力分析

根据如下公式对齿轮的圆周力进行计算:

2%2x89x10$

M-203704=87382〃

根据如下公式对齿轮的径向力进行计算

4=R,=及巴&=327212/

'、4"cosfl

根据如下公式对齿轮的轴向力进行计算:

工=%="ran户=21125"

2、根据如下公式对支反力进行计算:

垂直面内=-18601MFy*=-2933AT

水平面内=25764M产皿=91760"

3、轴承的校核

拟定其型号为32928

又由/p=L2

(1)根据如下公式对轴承A受的径向力进行计算:

=31777〃

根据如下公式对轴承B受的径向力进行计算:

尸皿=出/+6其=91753N

（2）计算附加轴向力

查阅相关资料可以得知FU⑶

根据如下公式对轴承A进行计算：%=凡./（2丫0）=17654”

根据如下公式对轴承B进行计算：5=F皿侬）=50974y

（3）计算轴承所受轴向载荷

因为凡3-42+%）&27,也就是B轴承处于放松状态，A轴承处于压紧状态。

所以心=65814瓦心=509742/

（4）计算当量载荷

Ae=0.36,

N=2D,X3=04,L=1.7

“▼AB

那么PM=/,（XM%+[%）=149514”

^=056X^=04.7^=17

Be=0.36,巴必

那么PM=%（*1^尸皿+丫11产=148028N

⑸4

由于所以以轴承A来进行计算

轴口水平面内受力Fal1

轴II垂百面内受力

冈冈

,■Ml

rFrAIl।轴口轴承受力情况

图3.2

3.5.3第三对轴承

受力图如3-3

1、轴ni受力分析

根据下述公式对齿轮的圆周力进行计算:

根据下述公式对齿轮的径向力进行计算:

尾三名三巴巴马=3272W

'%"COSP

根据下述公式对齿轮的轴向力进行计算:

%=%="由万=21125〃

2、根据下述公式对支反力进行计算:

垂直面内

FYAH=-16143M5=48864”

水平面内

7=33551M%8H=53831”

3、轴承的校核

初步拟定其型号为32938

查阅相关资料可以得知人=12

=

（1）根据下述公式对A受的径向力进行计算：五"=J尸1ttg+耳皿37233M

根据下述公式对B受的径向力进行计算：%=4*+*=7270W

（2）根据下述公式对附加轴向力进行计算，

查阅相关资料可以得知&=FJS

那么，"=产他/（2跖=26595”户配=工皿/（24）=51929H

（3）根据下述过程对轴承所受轴向载荷进行计算：

因为8也就是B轴承处于放松状态，A轴承处于压紧状态。

所以，久皿=30804MF3=51929"

（4）根据下述公式对当量载荷进行计算：

Ae=0.48,

^=0,827>.^=04.1^=1.3

JAIS

那么PAin~力（Xu[F句j+〃0?尸37）=65926”

Be=0.48,

乌理=0.714M心=0.4%=1.3

户,s

刃B么「am=fTQ*REF,所+吊所5c）=1159。6y

（5）根据下述公式对轴承寿命4进行计算

由于PQKPMT,所以按轴承B计算

图3.3

3.6键的校核

因为滚丝机在正常工作状态下的时候会长期承受冲击作用，查阅相关资料可以得知

其许用挤压应力:

[oP]=60〜90MPa

其工作长度根据计算可以得知为32亳米，其和轮毂在的K值为5.5亳米，根据下

述公式来进行计算:

27x10'2x453.74x1()3

=85.9<[o°J(3.76)

KLb5.5x32x60

显然计算出的值符合强度要求o

4滚丝机输入轴的机械加工工艺设计

4.1零件的分析

一、零件的作用

轴是其中最重要的一个零件，在其中能够起到支承作用和传递作用。

二、零件的主要技术条件分析

1、在轴所有的参数当中，直径是其中最重要的一个参数，通常来说，轴的质量越高

则其回转精度也越高。考虑到实际应用的要求，其型号大多数情况下都选择的是IT8,

偶尔会选择IT7。从其几何参数来说，精度不能超过直径公差的范围。

2、对于阶梯轴来说，其跳动距离不能超过0.02毫米；

3、在粗糙度的要求方面，通常要求其不能超过1.6微米;

4、热处理:T235；

4.2零件工艺规程设计

一、确定零件的生产类型

根据下述公式来计算生产纲领：

N^=Qn(l+a+p)

在这个公式中：N零表示零件的生产纲领；

Q表示的是预计每年要生产的台数；

n：在一个产品中有几个此种零件，那么这个值就等于儿；

a：零件备品率，一般其值不低于3%,不超过5%,这里取其中间值4%；

P：平均一台产品一年中所要报废的零件的数量，这里将其值取为1；

・•・将各项参数的值带入到股市之中，可以计算得出

N零=50xlx(1+4%+1%)

=52.5件/年

查阅相关资料可以得知，此种规模为单件小批量生产。

二、确定零件毛坯的制造形式

在选择毛坯的型号的时候，需要考虑到很多因素，一般情况下包括下述几项：

1、工艺性要满足设计要求，材料组织要满足使用的要求；

2、要选择一个合理的结构形式以及适宜的外形尺寸。

3、在精度以及粗糙度等方面需要满足的一些条件；

4、每年要生产的数量；

5、现在每年能够生产的数量以及将来的发展趋势。

齿轮轴对强度和刚度的要求比较高，对其耐磨性也有不低的要求，还要有一定的抗

疲劳能力，这里在考虑各种条件以后选择型号为45号钢。

这种钢材价格并不高,而且加工难度也低,最重要的是能够满足所需要的机械性能,

其各方面的性能都不差，比方说均匀性，可塑性等等。

因为齿轮轴中的哥哥台阶之间的外形尺寸相差比较小，所以这里决定使用圆棒料。

三、零件的热处理

齿轮轴所使用的钢材需要经过调质处理。如果在处理之后会剩余不少的毛坏，那么

在粗车削后和半精加工前进行淬火和回火，消除粗车削加工过程中产生的残余应力。粗

制滥造的汽车前可以安排总的空闲时间。在没有进行加工以前，还要对其表面进行淬火

处理，淬火处理以后会由于产生淬火应力而造成一定量的局部变形，而在加工的时候，

可以对这些变形进行一定的纠正。不是轴对中度的要求比较高的话，那么在完成部分淬

火以后，为了确保尺寸的误差处于合理范围以内，还必须对其实行时效处理。

4.3制定工艺路线

1、工艺过程的安排：

在对其轴进行加工的时候，影响加工精度的因素有：

1.1、齿轮轴本身的刚度比较低,在外力（切削力、夹紧力）作用下产生变形的可能性比

较大。

1.2、在加工花键的时侯，通常在铳床进行。这样加工的话，会导致产品的质量不够

好，而且生产的效率也不高。

所以在加工的时候，必须按照加工的精细程度对加工的流程进行划分，按用出粗、

半精、精的顺序来逐渐