机械设计课设设计说明书—涡轮蜗杆传动

机械设计课设设计说明书—涡轮蜗杆传动 目 录 1 电动机的选择和传动装置的运动、动力计算…………………………………3 1.1选择电动机 …………………………………………………………………3 1.1.1选择电动机的类 …………………………………………………3 1.1.2选择电动机的容量 …………………………………………………3 1.1.3确定电动机转速 ……………………………………………………3 1.2计算传动装置的传动比i …………………………………………………4 1.3计算传动装置各轴的运动和动力参数 ……………………………………4 1.3.1各轴的转速 …………………………………………………………4 1.3.2各轴的输入功率 ……………………………………………………4 1.3.3各轴的输入转矩 ……………………………………………………5 2 传动件设计 ………………………………………………………………………5 2.1选择 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 、热处理方式 ……………………………………………………5 2.2选择蜗杆头数和涡轮齿数 ……………………………………………6 zz12 2.3按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径 …………………6 d1 2.4计算传动中心距a……………………………………………………………6 ,v 2.5验算涡轮圆周速度、相对滑移速度及传动效率 …………………6 vs2 2.6计算蜗杆与蜗轮的主要尺寸 ………………………………………………7 2.7热平衡计算 …………………………………………………………………8 2.8选取精度等级和侧隙种类 …………………………………………………9 2.9蜗杆和蜗轮的结构设计，绘制蜗杆和蜗轮的零件工作图 ………………9 3 确定减速器机体的结构 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 并计算结构尺寸………………………………9 4 蜗杆轴、轴承及键连接的校核计算 ……………………………………………11 4.1设计带式运输机中蜗杆轴轴系部件………………………………………11 4.1.1选择轴的材料………………………………………………………12 d 4.1.2初算轴径，确定轴径………………………………………12 d11min 4.1.3结构设计……………………………………………………………12 4.1.4轴的受力分析………………………………………………………14 1 4.1.5校核轴的强度………………………………………………………16 4.1.6校核键连接的强度…………………………………………………18 4.1.7校核轴承寿命………………………………………………………18 4.2设计带式运输机中蜗轮轴轴系部件 ……………………………………19 4.2.1选择轴的材料 ……………………………………………………20 4.2.2初算轴径，确定轴径 ……………………………………20 dd22min 4.2.3结构设计 …………………………………………………………20 4.2.4轴的受力分析 ……………………………………………………22 4.2.5校核轴的强度 ……………………………………………………23 4.2.6校核键连接的强度 ………………………………………………25 4.2.7校核轴承寿命 ……………………………………………………26 5 减速器的润滑与密封……………………………………………………………27 6 减速器的附件及其说明…………………………………………………………27 6.1窥视孔和窥视孔盖…………………………………………………………27 6.2放油孔及放油螺塞…………………………………………………………28 6.3油面指示器…………………………………………………………………28 6.4通气器………………………………………………………………………29 6.5吊耳…………………………………………………………………………30 6.6定位销………………………………………………………………………30 6.7起盖螺钉……………………………………………………………………30 2 1 电动机的选择和传动装置的运动、动力计算 1.1选择电动机 1.1.1选择电动机的类型 按工作 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。 1.1.2选择电动机的容量 工作机的有效效率为 Fv1700N，0.9m/s P,,,1.53kWW10001000 从电动机到工作机输出带间的总效率为 2,,,,,,, ,1112234 ,式中，、、、、分别为弹性柱销联轴器、十字滑块联轴器、轴承、,,,,3411122 蜗杆传动和卷筒的传动效率。由参考文献[2]表9.1取=0.992，=0.98，,,1112 ,=0.98，=0.78，=0.96，则 ,,324 2,,0.993，0.98，0.98，0.78，0.96,0.700 , 所以电动机所需的工作功率为 P1.53kWWP,,,2.19kW d,0.700, 1.1.3确定电动机转速 按参考文献[2]表9.2推荐的传动比合理范围，一级蜗杆减速器传动比i=10~40，而工作机卷筒轴的转速为 60，1000v60，1000，0.9 n,,r/min,61.4r/minW,,d，280 所以电动机转速的可选范围为 n,in,(10~40)，61.4r/min,(614~2456)r/mindW 符合这一范围的同步转速有750r/min、10000r/min、1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。 3 根据电动机类型、容量和转速，查表14.1选定电动机型号为Y100L1-4。其主要性能如下表: 起动转矩最大转矩 额定转矩额定转矩电动机型号 额定功率/kW 满载转速 /(r/min) Y100L1-4 2.2 1420 2.2 2.2 电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表: mm F*GD 型号 AA BB HA H A B C D E G K b b1 b2 h L1 Y100L1-4 100 160 140 63 28 60 8*7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380 表1 1.2计算传动装置的总传动比i 总传动比及蜗杆传动比i为 n1420mi,,,23.13 n61.4W 1.3计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.3.1各轴的转速 ?轴 n,n,1420r/min 1m n14201?轴 n,,,61.4r/min2i23.13 卷筒轴 n,n,61.4r/min W2 1.3.2各轴的输入功率 4 ?轴 P,P,,2.19kW，0.993,2.17kW1d11 ?轴P,P,,2.17kW，0.78,1.69kW213 卷筒轴 P,P,,,1.69kW，0.98，0.98,1.62kW2212卷 1.3.3各轴的输入转矩 T电动机轴的输出转矩为 d P2.19kW664dT,9.55，10,9.55，10，,1.47，10N.mm dn1420r/minm 4 所以:?轴 T,T,,14728.5N,mm，0.993,1.46，10N,mmd111 5 ?轴 T,T,i,14625.4N,mm，0.78，23.13,2.64，10N,mm213 卷筒轴 5 T,T,,,263863.0N,mm，0.98，0.98,2.53，10N,mm卷2212 将上述计算结果汇总于下表，以备查用。 轴名 功率P/kW 转矩转速传动比i 效率 , T/(N.mm) n(r/min) 4电机轴 2.19 1420 1 0.993 1.47，10 4?轴 2.17 1420 1.46，10 23.13 0.78 5?轴 1.69 61.4 2.64，10 1 0.96 5卷筒轴 1.62 61.4 2.53，10 表2 2 传动件设计 2.1选择材料、热处理方式 考虑到蜗杆传动传递功率不大，速度也不太高，蜗杆选用45号刚制造，调 制处理，齿面硬度为220~250HBW;初估蜗杆副的滑移速度为 5 -4-4323v,5.2，10nT,5.2，10，1420，2.64，10,4.74m/s,6m/s 12s 则蜗杆轮缘选用铝铁青铜ZCuAl10Fe，又因批量生产，采用金属模铸造。 2.2选择蜗杆头数和涡轮齿数 zz12 由表7.2，按i=2，则 z,iz,23.13，2,46.2621 圆整取。 z,462 2.3按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径d1 2,,Z2E,,,9mdKT 12,,,,z,H2,, (1)作用于涡轮上得扭矩 5 T,T,i,14625.4N,mm，0.78，23.13,2.64，10N,mm213 (2)确定许用接触应力 [,]H 由参考文献[1]表7.6查取基本许用接触应力。 [,],155MPaH (3)确定弹性系数Z,160MPa。 E (4)确定模数m和蜗杆分度圆直径d。 1 22,,Z160,,2533E,,md,9KT,9，1.0，2.64，10，mm,1196mm ,,12,,,z[]46，155,,H,,2 23m,5mm,d,50mm由参考文献[1]表7.1，按，选取。 md,1196mm11 2.4计算传动中心距a 涡轮分度圆直径 d,mz,5，46mm,230mm22 d，d50，23012所以。 a,,mm,140mm22 ,v2.5验算涡轮圆周速度v、相对滑移速度及传动效率 s2 dn，230，61.4,,22 v,,,0.739m/s260，100060，1000显然，与原假设相符，取合适。 K,1.0v,3m/sv2 6 由，得 tan,,mz/d,5，2/50,0.2,,11:18'36''11 dn，50，1420,,11所以 v,,,3.79m/ss60，1000，cos60，1000，cos11:18'36'', 显然，与原假设相符，选用ZCuAl10Fe3作为蜗轮轮缘材料合适。由 v,6m/ss ，查参考文献[1]表7.7，插值得到当量摩擦角，所以 v,3.79m/s,',2:25'45''s ,tantan11:18'36'', ,(0.95~0.96),(0.95~0.96),0.777~0.785,,tan(，')tan(11:18'36''，2:25'45'')与原来初选值0.78相符。 22 v,v,v,3.72m/ss12 2.6计算蜗杆与蜗轮的主要尺寸 计算公式 符 名称 号 蜗杆 蜗轮 h,m,5h,(1，x)m,5齿顶高 ha a1a2 h,1.2m,1.2，5,6 h,1.2m,(1.2-x)，5,6 齿根高 hf f1f2 h,2.2m,11h,2.2m,11全齿高 h 12分度圆直 50d,mz,5，46,230 d 22径 d,d，2h,50，2，5,60d,d，2h,230，2，5,240齿顶圆直a11a1a22a2da 径 d,d,2h,50,2，6,38d,d,2h,230,2，6,218齿根圆直f11f1f22f2 df 径 蜗杆分度,arctan(zm/d),,11 圆上导程γ arctan(2*5/50) ,11:18'36''角 7 蜗轮分度 ,,,圆柱上螺β2 2旋角 d',d，2xm,50d',d,230节圆直径 d’ 1122传动中心11 a',(d，d，2xm),(50，230),140a' 1222距 蜗杆轴向 p',,m,15.708Pa1 a1齿距 p,zp,2，15.708,31.416蜗杆螺旋s1a1Ps 线导程 L,(11，0.06z)m,2 蜗杆螺旋(11，0.06，46)，5,68.8L 部分长度 ,取100mm m,6,加长25mm 蜗轮外圆d,d，1.5m,240，1.5，5e2a2 de2 ,247.5直径 b,0.75，d,0.75，60,45蜗轮齿宽 b2 2a1 R,d/2，0.2m,60/2，0.2，51a1齿根圆弧,31R1 面半径 R,d/2，0.2m,38/2，0.2，51f1齿顶圆弧 ,20R2 面半径 b2,2arcsin,,d,0.5ma1 齿宽角 θ 452arcsin,103:0'0''60,0.5，5 表3 2.7热平衡计算 所需散热面积 8 1000P(1),,1A, K(t~t)S0 t,70:C取油温,周围空气温度，设备通风良好，取散热系数t,20:C0 2K,15W/(m,:C)、传动效率，则 ,,0.82s 1000，2.17，(1,0.82)1000P(1,),21 A,,,0.521mK(t,t)15，(70,20)S0 若箱体散热面积不足此值，则需要加散热片、装置风扇或采取其他散热冷却方式。 2.8选取精度等级和侧隙种类 因为这是一般动力传动，且，故蜗轮取8级精度，侧隙种类代号为v,3m/s2 C，即传动8C GB/T10089-1988。 3 确定减速器机体的结构方案并计算结构尺寸 减速器机体做成剖分式，凸缘式端盖。结构尺寸计算见下表。 铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 尺寸关系 尺寸值 机座厚度 0.04a，3mm,8.6mm,8mm δ 10 机盖壁厚 0.85,,0.85，10,8.5mm,8mm δ1 10 机座凸缘厚 1.5,,1.5，10,15 b 15 度 机盖凸缘厚 1.5,,1.5，10,15 b1 15 度 机座底凸缘 2.5,,2.5，10,25 p 25 厚度 地脚螺钉直0.036a，12mm,0.036，140，12 df 16 ,17径 地脚螺钉数 n 4 目 9 轴承旁连接 0.75d d1 12 f螺栓直径 机盖与机座 (0.5~0.6)d,8~1010 d2 f连接螺栓直 连接螺栓 150~200mm l d2的间距 轴承端盖螺 (0.4~0.5)d,6~8 d3 8 f钉直径 窥视孔端盖 (0.3~0.4)d,5~6 d4 6 f螺钉直径 (0.7~0.8)d 定位销直径 d 12 f df 22 df、d1、d2 至外机壁距c1 d1 18 离(见表5) d2 16 d1、d2至凸d1 16 c2 缘边缘距离 d2 14 轴承旁凸台 CR1 16 2半径 凸台高度 h 外机壁至轴 承座端面距 c，c，(5~8)mml 40 112 离 内机壁至轴 承座端面距 ,，c，c，(5~8)mml 50 212 离 蜗轮外圆与 ,1.2,,12 Δ1 15 内机壁距离 涡轮轮毂端,,,10 Δ2 15 10 面与内机壁 距离 机盖、机座 m,0.85,,8,m,0.85,,8m1、m 11肋厚 轴承座孔直径，(5~5.5)d轴承端盖外3D2 110 径 轴承端盖凸 (1~1.2)de 10 3缘厚度 轴承旁连接 s,Ds 2螺栓距离 表4 螺钉直径 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 C1min 13 16 18 22 26 34 40 C2min 11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径 20 24 26 32 40 48 60 表5 4 蜗杆轴、轴承及键连接的校核计算 4.1设计带式运输机中蜗杆轴轴系部件 已知轴输入端功率P=2.17kW，转矩T=14625N•mm，转速n=1420r/min， 蜗 2T2，146251F,,F,,,585N杆分度圆直径d=50mm，圆周力，轴向力t12ad501 2T2，2638632F,,F,,,2294N径向力a1t2d2302 F,F,Ftan,,2294，tan20:,835N，则作用在轴上的法向力r1r2a1 ，载荷平稳，单向转动，F,F/cos,cos,,2294/(cos20:cos11:18'36''),2490Nna1 工作环境室内清洁，2班工作制，使用5年，大批量生产。 11 4.1.1选择轴的材料 因为传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢，调制处理。 4.1.2初算轴径，确定轴径d d11min (1)按扭矩强度初定该轴的最小直径 d1min P2.1733d,C,110mm,12.7mm 1minn1420 该段轴上有一键槽，将计算值加大5%，应为13.1mm。 d1min (2)选择联轴器。根据传动装置的工作条件拟选用LH型弹性柱销联轴器(GB/T 5014-1985)。 计传动转矩为 T,KT,1.5，14.7N,m,22.05N,mcd 式中:T-联轴器所传递的名义转矩，及为电动机输出转矩。 d K—工作情况系数，查参考文献[1]表12.1得:工作机为带式运输机时K=1.25~1.5。取1.5。 根据，查表参考文献[1]13.1LH1型联轴器就能满足传递转矩T,22.05N,mc 的要求()。但其轴孔直径范围，满足不了电动T,160N,m,Td,(12~22)mmnc 机的轴径要求，故最后选LH2型联轴器()。T,315N,m,T，[n],5600r/min,nnc 其轴孔直径d=(20~35)mm，可满足电动机的轴径要求。取联轴器孔直径25mm，J型孔轴，A型键。相应的，轴段1的直径d1=25mm，轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取。 l,36mm1 4.1.3结构设计 (1)确定轴的轴向固定方式 因为两支点跨距为227.4mm<350mm，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定方式采用两端固定方式。 (2)选择滚动轴承的类型，并确定其润滑与密封方式 12 因为轴受较大的轴向力，故选用圆锥滚子轴承支承。减速器内的浸油传动零件-蜗杆的圆周速度v1>2m/s,采用蜗杆传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承是最简单的，故选用浸油润滑。环境清洁，选用橡胶圈密封， (3)轴的结构设计 本题中有7个轴段的阶梯轴，轴的直径确定，以d为基础，考虑轴上零件的1 受力情况、轴上零件的拆装和位置固定、与 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 件孔径配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定各段轴径的长度。 dddd根据以上要求，确定各轴段的直径为:=25mm，=30mm，=35mm，=40mm，3124ddd=35mm，=38mm，=35mm，=40mm，=35mm。 dd56789 d，经过后续校核选滚动轴承型号为30207，其基本尺根据轴承类型和轴径3 寸查参考文献[2]表12.4为:d=35mm，D=72mm，B=17mm。采用凸缘式端盖，其凸缘厚度e=10mm。为了避免联轴器轮毂端面与轴承盖连接螺栓头干涉，并便于轴承盖上螺栓的拆装，联轴器轮毂端面与轴承盖之间应该有足够的间距K，取K=20mm。 在确定带轮、齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置和尺寸后，即可从轴段6开始，确定各轴段的长度。设轴承座厚度L'=48mm。 L 轴段1的长度=36mm 1 轴段2的长度 L,(L',B,,)，e，K,48,17,1，10，20,60mm2 L轴段3的长度=37mm 3 轴段4的长度 L,5mm4 轴段5的长度 L,30mm5 L轴段6的长度等于蜗杆螺旋部分长度=100mm 6 轴段7的长度L,30mm 7 轴段8的长度 L,5mm8 轴段9的长度L=38mm 9 13 分别取带轮和齿轮的轮毂长度中点为力的作用点，可得跨距 A,L/2，L，(a,T，B),36/2，60，(15.3,18.25，17),92.05mm,92mm112 B,C,T,a，,，L，L，L/2,18.25,15.3，20，5，30，100/2,107.95mm,108mm11456 (4) 键连接设计 联轴器与轴的连接均采用A型普通平键连接，查参考文献[2]表11.27为键 6，32GB/T1096,2003。 完成的结构设计草图如下图所示。 图1 4.1.4轴的受力分析 (1)画轴的受力简图 (2)计算支承反力 在垂直面上 d501FC，F835，108，2294，1ra22F,,,666.8N>0 1HB，C108，10811 <0 F,F,F,835,666.8,,168.2NH2rH1 负号表示力的方向与受力简图中所设方向相反。 在水平面上 Ft F,F,,292.5N12VV2轴承1的总支承反力: 2222 F,F，F,666.8，292.5N,728.1NRHV111 轴承2的总支承反力: 14 2222 F,F，F,169.2，292.5N,337.9NRHV222 a b (a) a b z 1 FtFa1 FH2 FH1 d/2 1 2 Fr1 O (b) x 76682 FV1 FV2 y (c) MH 19343 (d) MV 33637.5 83735.4 37845.2 (e) M T 14625 (f) 图2 (3)画弯矩图 在垂直面上a-a剖面左侧 M,FB,666.8，115N,mm,76682N,mmaHH11 a-a剖面右侧 M',FC,168.2，115N,mm,19343N,mmaHH21 在水平面上,弯矩为 M,FB,292.5，115N,mm,33637.5N,mmaVV11 合成弯矩，a-a剖面左侧: 2222 M,M，M,76682，33637.5,83735.4N,mmaaHaV a-a剖面右侧: 2222 M',M'，M,17343，33637.5,37845.2N,mmaaHaV (3)画转矩图。 15 T=14625N•mm 4.1.5校核轴的强度 a-a剖面左侧，因弯矩大，有转矩，故其为危险剖面;b-b剖面，因弯矩较 大，有转矩，且有轴径变化引起的应力集中，故也需要校核。 对于a-a剖面:抗弯截面模量为 333W,0.1d,0.1，38,5487.2mm 抗扭截面模量为 333 W,0.2d,0.2，35,10974.4mmT 弯曲应力: M83735.4 ,,,,15.26MPabW5487.2 ,,,,15.26MPaab ,,0m 抗扭剪力: T14625,,,,1.33MPa TW10974.4T 9.03,T ,,,,0.67MPa,,am22 对于b-b截面:抗弯截面模量为 3333 W,0.1d,0.1，35mm,4287.5mm抗扭截面模量为 333 W,0.2d,0.2，35,8575mmT 弯曲应力: 83735.4，(115,4.3,50) M115,,,,10.31MPa bW4387.5 ,,,,10.31MPaab ,,0m 16 抗扭剪力: T14625,,,,1.71MPa TW8575T 1.71,T ,,,,0.85MPa,,am22 由此可看出，a-a，b-b截面均为危险截面 对于调质处理的45钢，由参考文献[1]表9.3可查得，,,650MPab ，，材料的等效系数，。 ,,0.1,,0.2,,300MPa,,155MPa,,-1-1 -b应力集中系数，查参考文献[1]表9.11得 bK,2.4，K,1.8,r绝对尺寸系数，查参考文献[1]表9.12得。 ,,0.88，,,0.81,r轴磨削加工时的表面质量系数，查参考文献[1]表得。 ,,,,,112由此，安全系数计算如下: ,300,1 S,,,7.5,K2.3,,,,，15.26，0.2，0，,am1，0.88,,, ,155,1S ,,,99.6,K1.8,,,,，0.67，0.1，0.67，,am1，0.81,,, SS7.5，99.6,,S ,,,7.522227.5，99.6SS，,, 查参考文献[1]表9.13得许用安全系数[S]=1.3-1.5，显然S>[S]，故a-a 截面安全。 b-b剖面:b-b应力集中系数，查参考文献[1]表9.10得。 K,2.25，K,2.27,r 安全系数计算如下: ,300,1S ,,,11.4,K2.25,,,,，10.31，0.2，0，,am1，0.88,,, ,155,1S ,,,62.8,K2.27,,,,，0.85，0.1，0.85，,am1，0.81,,, 17 SS11.4，62.8,,S ,,,11.2222211.4，62.8SS，,, 查参考文献[1]表9.13得许用安全系数[S]=1.3-1.5，显然S>[S]，故a-a 截面安全。 4.1.6校核键连接的强度 联轴器连接处的挤压应力为 4T,, pdhl 式中:d-键连接处的轴径，25mm; T-传递的转矩，14625N•mm; h—键的高度，6mm; l,L,b,32,6,26mm L—键连接的计算长度，。 4T4，14625 ,,,,15MPapdhl25，6，26 键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献[1]表4.1得[,],125~150MPa p ,,[,]显然，，故强度足够。 pp 4.1.7校核轴承寿命 查参考文献[2]表12.1得30207轴承的。 C,54200N,C,63500NrO (1)计算轴承的轴向力 轴承1、2内部轴向力分别为 FF728.1r1R1 F,,,,331.0NS12Y2Y2，1.1 FF337.9r2R2 F,,,,153.6NS22Y2Y2，1.1 FS2与A同向，，显然，Fs2+Fa>Fs1，因F，F,153.6，2294N,2447.6NS2a 此轴有向左移动的趋势，故两周的轴向力分别为 F,F，F,2247.6Na1s2a F,F,153.6Na2s2 比较两轴承的受力，因F,F,F,F，故只需校核轴承1。 r1r2a1a2 18 Fr1 Fr2 Fs1 Fs2 Fa 图3 (2)计算当量动载荷 查参考文献[1]表10.13得X=0.4，Y=1.1。 当量动载荷为 F,XF，YF,0.4，728.1，1.1，2247.6N,2763.6Nr1a1 (3)校核轴承寿命 100:C 轴承在以下工作，查参考文献[1]表10.10得。载荷平稳，查参f,1T 考文献[1]表10.11得.5。轴承1的寿命为 f,1F 10/310/366,,10fC101，54200,,4Tr,,L,,,6.2，10h ,,h,,60nfF60，14201.5，2763.6,,F,, 已知该传动装置使用3年，三班工作制，则预期寿命为 4L',8，2，300，5,2.4，10h h L,L'显然，故轴承1寿命符合设计要求。 hh 4.2设计带式运输机中蜗轮轴轴系部件 已知轴输入端功率P=1.69kW，转矩T=263863N•mm，转速n=61.4r/min， 蜗 2T2，146251F,,F,,,585N杆分度圆直径d=230mm，轴向力，圆周力 a21td501 2T2，2638632F,,F,,,2294N 2a1td2302 径向力F,F,Ftan,,2294，tan20:,835N，则作用在轴上的法向力r1r2a1 19 ，载荷平稳，单向转动，F,F/cos,cos,,2294/(cos20:cos11:18'36''),2490Nna1 工作环境室内清洁，2班工作制，使用5年，大批量生产。 4.2.1选择轴的材料 因为传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢，调制处理。 4.2.2初算轴径，确定轴径 dd22min (1)按扭矩强度初定该轴的最小直径 d2min P1.6933d,C,110mm,33.2mm 1minn61.4 该段轴上有一键槽，将计算值加大5%，应为34.9mm。 d1min (2)选择联轴器。根据传动装置的工作条件拟选用金属滑块联轴器联轴器 (JB/ZQ 4384-1997)。 计传动转矩为 T,KT,1.5，263.9N,m,395.9N,mcd T式中:-联轴器所传递的名义转矩。 d K—工作情况系数，查查参考文献[1]表12.1得:工作机为带式运输机时K=1.25~1.5。取1.5。 选联轴器()。其轴孔直径d=40mm,相应T,500N,m,T，[n],250r/min,nnc 的，轴段1的直径d2=40mm，轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取。 l,54mm1 4.2.3结构设计 (1) 确定轴的轴向固定方式 因为两支点跨距较小，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定方式采用两端固定方式。 (2)选择滚动轴承的类型，并确定其润滑与密封方式 因为轴受较大的轴向力，故选用圆锥滚子轴承支承。减速器蜗杆下置，飞溅的润滑油不足以润滑轴承，故采用脂润滑。因为该减速器的工作环境清洁，脂润 20 滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毛毡圈密封，并在轴上安装挡油板。 (3)轴的结构设计 本题中有6个轴段的阶梯轴，轴的直径确定，以d为基础，考虑轴上零件的1 受力情况、轴上零件的拆装和位置固定、与标准件孔径配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定各段轴径的长度。 dddd根据以上要求，确定各轴段的直径为:=40mm，=45mm，=50mm，=55mm，3124dd=65mm，=50mm。 56 d，经过后续校核选滚动轴承型号为30210，其基本尺根据轴承类型和轴径3 寸查参考文献[2]表12.4为:d=50mm，D=90mm，B=20mm，a=20。因为轴承采用脂 ,，,,10mm润滑，轴上安装挡油板，所以轴承内端面与内壁有一定的距离。 采用凸缘式端盖，其凸缘厚度e=10mm。为了避免联轴器轮毂端面与轴承盖连接螺栓头干涉，并便于轴承盖上螺栓的拆装，联轴器轮毂端面与轴承盖之间应该有足够的间距K，取K=20mm。 在确定带轮、齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置和尺寸后，即可从轴段4开始，确定各轴段的长度。 L 轴段1的长度=54mm 1 轴段2的长度 L,53mm2 L轴段3的长度=H+Δ+B+2=15+10+20+2=47mm 3 轴段4的长度要比相配的蜗轮轮毂略短，取 L,66-2mm,64mm4 轴段5的长度 L,15mm5 L轴段6的长度=H+Δ+B-L5=15+10+20-14=31mm 3 分别取带轮和齿轮的轮毂长度中点为力的作用点，可得跨距 A,L/2，L，a,54/2，53，20,100mm112 B,L,a，L/2,47,20，64/2,59mm134 21 B,L，L,a，L/2，,15，31,20，64/2,58mm1564 (4)键连接设计 联轴器及蜗轮与轴的连接均采用A型普通平键连接，查参考文献[2]表11.27 12，50GB/T1096,200316，60GB/T1096,2003分别为键，。 完成的结构设计草图如下图所示。 图4 4.2.4轴的受力分析 (1)画轴的受力简图 (2)计算支承反力 在垂直面上 <0 F,F,F,835，5.9,840.9NH2rH1负号表示力的方向与受力简图中所设方向相反。 在水平面上 Ft F,F,,2294/2N,1147N12VV2轴承1的总支承反力: 2222 F,F，F,5.9，1147N,1315.6NRHV111 轴承2的总支承反力: 2222 F,F，F,840.9，1147N,1422.2NRHV222 22 b a (a) a b y H1 Fv1 Fv2 FFH2 OOO 2 Fr(b) d/2 Ft2 x T Fa2 MH z (c) 66763 348.1 MV (d) 47931.3 82727.9 (e) 67674 M (f) T 263863 图5 (3) 画弯矩图 在垂直面上a-a剖面左侧 M,FB,5.9，59N,mm,348.1N,mmaHH11 a-a剖面右侧 M',FC,840.9，57N,mm,47931.3N,mmaHH22 在水平面上,弯矩为 M,FB,1147，59N,mm,67673N,mmaVV11 2222合成弯矩，a-a剖面左侧: M,M，M,348.1，67673N,mm,67674N,mmaaHaV a-a剖面右侧: 2222 M',M'，M,47931.3，67673,82727.9N,mmaaHaV (4)画转矩图。 T=263863N•mm 4.2.5校核轴的强度 23 a-a剖面左侧，因弯矩较大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故其为危 险剖面;a-a剖面右侧，因弯矩最大，有键槽引起的应力集中，故也为危险剖面。 对于a-a剖面左侧:抗弯截面模量为 22bt(d,t)16，6(55,6)333 W,0.1d,,0.1，55,,14542mm2d2，55 抗扭截面模量为 22bt(d,t)16，6(55,6)333W,0.2d,,0.2，55,,31180mm T2d2，55弯曲应力: M67674 ,,,,4.654MPabW14542 ,,,,4.654MPaab ,,0m 抗扭剪力: T263863,,,,8.46MPa TW31180T 8.46,T ,,,,4.23MPa,,am22 对于a-a剖面右侧:抗弯截面模量为 22bt(d,t)16，6(55,6)333 W,0.1d,,0.1，55,,14542mm2d2，55 抗扭截面模量为 22bt(d,t)16，6(55,6)333W,0.2d,,0.2，55,,31180mm T2d2，55弯曲应力: M82927.9 ,,,,5.703MPabW14542 ,,,,5.703MPaab ,,0m 24 抗扭剪力: T,,,0MPa TWT ,T ,,,0MPa,,am2 对于调质处理的45钢，由参考文献[1]表9.3可查得，,,650MPab ，，材料的等效系数，。b-b应力集,,0.1,,0.2,,300MPa,,155MPa,,-1-1 中系数，查参考文献[1]表9.11得绝对尺寸系数，查参K,1.825，K,1.625,r考文献[1]表9.12得。轴磨削加工时的表面质量系数，查参,,0.81，,,0.76,r 考文献[1]表得。由此，安全系数计算如下: ,,,,,112 a-a左剖面: ,300,1 S,,,26.32,K1.825,,,,，4.654，0.2，0，,am1，0.81,,, ,155,1 S,,,15.12,K1.625,,,,，4.23，0.1，4.23，,am1，0.76,,, SS26.32，15.12,,S ,,,13.1222226.32，15.12SS，,, a-a右剖面: ,300,1SS ,,,,23.35,K1.825,,,,，5.703，0.2，0，,am1，0.81,,, 查参考文献[1]表9.13得许用安全系数[S]=1.3-1.5，显然S>[S]，故a-a 截面安全。 4.2.6校核键连接的强度 联轴器键连接处的挤压应力为 4T,, pdhl 25 式中:d-键连接处的轴径，40mm; T-传递的转矩，263863N•mm; h—键的高度，8mm; l,L,b,50,12,38mm L—键连接的计算长度，。 4T4，263863 ,,,,86.8MPapdhl40，8，38 键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献[1]表4.1得 [,],125~150MPap显然，,,[,]，故强度足够。 pp 同理，可得蜗轮处键连接的挤压应力为 4T4，263863 ,,,,43.6MPapdhl55，10，44 4.2.7校核轴承寿命 查参考文献[2]表12.1得30207轴承的。 C,73300N,C,92100NrO (3)计算轴承的轴向力 轴承1、2内部轴向力分别为 FF1315.6r1R1 F,,,,598NS12Y2Y2，1.1 FF1422.2r2R2 F,,,,646.5NS22Y2Y2，1.1 FS2与A同向，，显然，Fs1+Fa>Fs2，因此轴F，F,598，585N,1183NS1a 有向右移动的趋势，故两周的轴向力分别为 F,F,598Na1s1 F,F，F,1183Na2s1a 比较两轴承的受力，因，故只需校核轴承2。 F,F,F,Fr1r2a1a2 Fr2 Fr1 Fa Fs2 Fs1 26 图6 (4)计算当量动载荷 查参考文献[1]表10.13得X=0.4，Y=1.1。 当量动载荷为 F,XF，YF,0.4，1422.2，1.1，1183N,1870.2Nr2a2 (4)校核轴承寿命 100:C 轴承在以下工作，查参考文献[1]表10.10得。载荷平稳，查参f,1T考文献[1]表10.11得.5。轴承1的寿命为 f,1F 10/310/366,,10fC101，73300,,7Tr,,L,,,1.4，10h ,,h,,60nfF60，61.41.5，1870.2,,F,, 已知该传动装置使用5年，2班工作制，则预期寿命为 4 L',8，2，300，5,2.4，10hh 显然，故轴承寿命很充裕。 L,,L'hh 5 减速器的润滑与密封 本减速器采用蜗杆下置式，蜗杆为浸油润滑，最低油面为滚动体中心，蜗杆轴上安装溅油盘。润滑油为涡轮润滑油(SH 0094-1991)L-CKE320。最低油面距油池底距离81mm。 蜗杆轴承采用浸油润滑，唇形圈密封。 涡轮轴承采用脂润滑，润滑脂为通用锂基润滑脂(GB/T 7324-1994)，毛毡圈密封。 6 减速器的附件及其说明 6.1窥视孔和窥视孔盖 为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，在机体上设置窥视孔。其结构尺寸如下表。 27 图7 6.2放油孔及放油螺塞 更换润滑油时，要讲油排出，因此要在机体油池底部最低位置开设放油孔，放油孔螺纹小径与机体内底面取平。平时，放油孔用螺塞和防漏垫圈堵严。 3 2 12 24 图8 6.3油面指示器 本减速器选用游标尺作为油面指示器用来显示油面高度，以保证油池中油量 28 正常。 图9 6.4通气器 减速器运转时，由于摩擦生热使机体温度升高，若机体密封，机体内压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失效。所以在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器。由于环境清洁，选用结构简单的通气螺塞。 22 19.6 16 图10 29 6.5吊耳 吊耳直接在机体上铸出。 6.6定位销 为保证轴承座孔的加工和装配精度，在机体和机盖用螺栓连接后，在镗孔之前，在连接凸缘上装配两个定位销。用圆锥销做定位销，非对称布置。 6.7起盖螺钉 为提高密封性能，机盖与机座连接的凸缘结合面涂密封胶，因此，连接较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在凸缘上设置一个起盖螺钉。起盖时，拧动此螺钉将机盖顶起。 参考文献: [1]宋宝玉、王黎钦.机械设计.北京:高等教育出版社，2010. [2]宋宝玉.机械设计课程设计 指导书 实验指导书激光作业指导书点胶作业指导书压铆作业指导书机加作业指导书 .北京:高等教育出版社，2006. 30