机械设计课程设计（蜗轮蜗杆）

课程设计说明书 - 1 - 第一部分 设计链式输送机传动装置 一．设计任务书 已知条件： 1) 输送链牵引力 F=5000 N； 2) 输送链速度 v =0.16m/s (允许误差±5%)； 3) 输送链轮齿数 z=14； 4) 输送链节距 p=100 mm； 5) 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘； 6) 使用期限 20 年； 7) 生产批量 20 台； 8) 生产条件 中等规模机械厂，可加工 6~8 级精度齿轮和 7~8 级精度涡轮； 9) 动力来源 电力，三相交流 380/220V； 10) 检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 根据上述已知条件，设计链式输送机传动装置的蜗轮蜗杆减速器。 二．设计进度 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 表 1 设计进度表（1） 链式输送机传动装置设计时间 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 表 2009 年 内容 时间 6 . 2 1 6 . 2 2 ~ 6 . 2 3 6 . 2 4 ~ 7 . 1 7 . 2 ~ 7 . 8 7 . 9 ~ 7 . 1 2 明确设计任务书及制定 进度表 ● 传动 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 的分析与拟定 ● 方案的计算设计 ● 方案效果图工程图绘制 ● 编写设计说明书 ● 三.... 传动方案的分析和拟定 图 1 原理方案图 课程设计说明书 - 2 - 四．设计具体过程与结果 设计说明 设计结果 4.14.14.14.1电动机的选择 4.1.14.1.14.1.14.1.1 选择电动机类型和结构型式 根据电源、工作条件和载荷特点选择 Y 系列三相异步电动机。 4.1.24.1.24.1.24.1.2 选择电动机的容量 (1)估算传动装置的总功率： 查表 1-7，确定装置各部分的效率： 皮带传动 η平带=0.96(无压紧) 蜗杆传动 η蜗杆=0.78（双头 0.75——0.82） 圆柱传动 η圆锥=0.98 三对轴承 η轴承=0.98（相等） η总=η平带×(η轴承)3×η蜗杆×η圆锥） =0.96×0.983×0.78×0.98 =0.6836 (2) 电动机所需功率 Pd： 输送机上的 Pw =FV/ =5000×0.16 =0.800kW 电动机所需功率 Pd=PW/η总 =0.800/0.6836=1.170kW 初选电机： 电动机型号 额定功率（kW） 满载转速(r/min) Y100L-6 1.5 kW nm= 940 r/min η总=0.6836 Pw=0.800kW Pd =1.170kW 课程设计说明书 - 3 - 设计说明 设计结果 4.1.34.1.34.1.34.1.3 计算总传动比和分配各级传动比 根据初选电机计算总传动比 nw=1000×60×v/zp =5.647r/min i 总=nm/ nw=940/5.647=166.372 由表 1-8，单级蜗杆减速器推荐的传动比合理范围为 8~40，取 i 蜗 杆=20。皮带传动的传动比推荐的合理范围为 2~5,取 i 皮带=2.7;齿轮传 动推荐的传动比合理范围为 2~5，取 i 圆柱=3 实际总传动比 i= i 蜗杆×i 皮带×i 圆柱 =20×2.7×3=162 速度验算： n 实= nm/i=940/162=5.802r/min （nw－n 实）/nw=0.155/5.647=2.74%<5% 经验算计算符合要求条件。 4.24.24.24.2传动装置的运动和动力参数的计算 设计过程 4.2.14.2.14.2.14.2.1 各轴的转速 蜗杆轴 n1= nm/ i 带=940/2.7=348.15r/min 蜗轮轴 n2= n1/ i 蜗杆=348.15/20=17.41r/min 链轮轴 n3= n2/ i 圆锥=17.41/3=5.802r/min 4444.2.2.2.2.2.2.2.2 各轴功率 蜗杆轴 P1= Pd×η皮带×η轴承=1.17×0.96×0.98=1.100kW 蜗轮轴 P2= P1×η蜗杆×η轴承 =1.100×0.78×0.98=0.841kW nw=5.647r/min i 总=166.372 i=162 n1=348.15r/min n2=17.41 r/min n3=5.802 r/min P1=1.100 kW P2=0.841kW 课程设计说明书 - 4 - 设计说明 设计结果 链轮轴 P3=P2×η圆柱×η轴承=0.841×0.98×0.98=0.808kW 4444.2.3.2.3.2.3.2.3各轴转矩 电动机转矩 Td=9550 Pd/ nm =9550×1.17/940=11.8867N·m 蜗杆轴 T1= Td×i 带×η带×η轴承 =9.9698×2.7×0.96×0.98=30.1914 N·m 蜗轮轴 T2= T1×i 蜗杆×η蜗杆×η轴承 =30.1914×20×0.78×0.98=461.6078N·m 链轮轴 T3=T2×i 圆锥×η圆柱×η轴承 =461.6078×3×0.98×0.98=1316.4131 N·m 4.34.34.34.3 传动零件的设计计算 4.3.14.3.14.3.14.3.1 选择蜗杆传动类型 由 GB/T10085—1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。 4.3.24.3.24.3.24.3.2 选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45 钢；因希 望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45~55HBC。蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。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。 4.3.34.3.34.3.34.3.3 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 核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12），传动中心距 a≥ 3 2HE2 ) ]/[Z( Z KT σρ P3=0.808kW Td=11.8867 N·m T1=30.1914 N.mm T2=461.6078 N·m T3=1316.4131N·m 课程设计说明书 - 5 - 设计说明 设计结果 （1）确定作用在蜗轮上的转矩 T2 由 2.2.3 求得 T2=461608 N·mm （2）确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 Kβ=1；由表 11-5 选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 KV=1.05； 则 K=KA×Kβ×KV =1×1×1.05=1.05 （3）确定弹性影响系数 ZE 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa1/2 (4) 确定接触系数 Zρρρρ 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，从图 11-18 中可查得 Zρρρρ====2.9 （5）确定许用接触应力[σH] 根据蜗轮材料为铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿 面硬度>45HRC，可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 [σH]′=268MPa。 工作寿命 Lh按 300 个工作日，两班制计算。每天工作十六小时！ Lh=300×20×8×16=96000h 应力循环次数 N=60jn2Lh =60×1×16.25×96000=1.0264×108 寿命系数 KHN= =0.7497 T2=461608N.mm K=1.05 Lh=96000h N=1.0264×108 KHN=0.7497 课程设计说明书 - 6 - 设计说明 设计结果 许用应力 [σH]= KHN×[σH]′ =0.7497×268=200.9106MPa （6）计算中心距 a≥ 3 2HE2 ) ]/[Z( Z KT σρ =132.47mm 取中心距 a=160mm，因 i 蜗杆=20，故从表 11-2 中取模数 m=6.3mm， 蜗杆分度圆直径 d1=63mm。这时 d1/a=0.39，从图 11-18 中可查得接触系数 Zρρρρ′=2.75，因为 Zρρρρ′﹤Zρρρρ，因此以上计算结果可用。 4.3.44.3.44.3.44.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆 由表 11-2 查得蜗杆头数 Z1=2，直径系数 q=10，分度圆导程角 γ=11°18′36″。 轴向齿距 Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm 齿顶圆直径 da1= d1+2ha*m=63＋2×6.3=75.6mm 齿根圆直径 df1= d1-2m( ha*+ c*) =63-2×6.3×(1＋0.2)=47.88mm 蜗杆轴向齿厚 Sa=0.5πm=0.5×19.782=9.891mm 法向齿厚 Sn= Sa×cosγ=9.699 mm 齿顶高 ha1= ha*m=6.3 mm 齿顶高 hf1=( ha*＋c*) m=7.56mm (2) 蜗轮 由表 11-2 查得蜗轮齿数 Z2=41，变位系数 x2=-0.1032 验算传动比 i= Z2 /Z1=41/2=20.5 [σH]=200.9106 MPa a≥132.47mm a=160mm Pa=19.782mm da1=75.6mm df1=47.88mm Sa=9.699mm Sn= 9.699 mm i=20.5 课程设计说明书 - 7 - 设计说明 设计结果 此时传动比误差为（20.5-20）/20=2.5%是允许的。 蜗轮分度圆直径 d2=m Z2=6.3×41=258.3mm 蜗轮喉圆直径 da2= d2+2m(ha*+x2) =258.3+2×6.3×(1-0.1032) =269.600mm 蜗轮齿根圆直径 df2= d2-2m(ha*-x2+ c*) =258.3-2×6.3×(1-0.1032+0.2) =241.88mm 蜗轮齿顶高 ha2= m(ha*+x2)=5.650mm 蜗轮齿根高 h f2= m(ha*-x2+ c*)=8.525mm 蜗轮轮宽的确定： B≤0.75da1=0.75×75.6=56.7mm 故取 B=50mm. (3) 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv2= z2/cos3γ =41/cos311.31°=43.48 根据 x2=-0.1032 和 zv2=43.48，由图 11-19 查得 YFa=2.48.螺旋角影响 系数 Yβ=1-γ/140° =0.9192 由表 11-8 查得蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]′=56MPa. 寿命系数 KFN= 9 6 /10 N =0.5995 许用弯曲应力 [σF]= KFN×[σF]′ =0.5995×56=33.57MPa σF=1.53K T2YFa Yβ/ d1 d2m =18.55MPa 因此，σF≤[σF]，满足弯曲强度条件。 d2=258.3mm da2=269.600mm df2=241.88mm ha2=5.650mm h f2=8.525mm B=50mm. zv2=43.48 Yβ=0.9192 KFN=0.5995 [σF]=33.57Mpa σF=18.55MPa 课程设计说明书 - 8 - 设计说明 设计结果 4.3.54.3.54.3.54.3.5验算效率 已知γ=11°18′36″；φv=arctanfv, 与相对滑动速度有关 Vs=πd1 n1/60×1000cosγ =3.14×63×267.650/60000/cos(11.31°) =1.0927m/s 从表 11-18 中用插值法查得 fv=0.0441、φv=2.4° η=（0.95~0.96）tanγ/tan(γ+φv) =0.783 因为η>η3=0.78，满足弯曲强度，因此不用重算。 4.4 减速器结构的确定 为了节约有色金属，蜗轮采用装配式；蜗杆螺旋部分的直径不大， 所以和轴作成一个整体,做成蜗杆轴。 蜗杆分度圆的圆周速度： sm nd v s /07.1 100060 11 = × = π 根据经验，当 v<4-5m/s 时常将蜗杆放在下面，因此本方案采用蜗 杆下置的设计方案。 4444.5.5.5.5 轴（蜗轮）的设计计算 4444.5.1.5.1.5.1.5.1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-3，取 A0=105,得： dmin= A0 3 22 / nP = 38.24mm Vs=1.0927m/s η=0.783 Vs=1.07m/s 课程设计说明书 - 9 - 设计说明 设计结果 输出轴的最小直径是安装齿轮处轴的直径 d1-2(如图 3)。由于需要开 键槽，为了保证强度，将其直径增大 5%，为 40.1547mm，将其圆整为 45mm 4.5.24.5.24.5.24.5.2 蜗轮轴的结构设计 1 各轴段的尺寸 ①.查表根据 1-2 轴段的直径 45mm 确定轴伸长度，为保证轴的强 度刚度，取 LI--II=82mm 图 2 蜗轮轴结构图 ②.为了满足圆柱齿轮的轴向定位要求，I--II 轴段右端需 制 出 轴 肩 定 位 h=(0.07-0.1)dI—II=2.8—4, 故 取 II--III 段 的 直 径 dII--III=52mm。 ③.初步选择滚动轴承。考虑到既承受径向力又承受轴向力，并且 载荷不是很大，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dII--III=52mm ， 选 用 7211E 型 号 的 圆 锥 滚 子 轴 承 。 其 尺 寸 为 d×D×T=55×100×22.75mm3 故 dIII--IV=dVII--VIII=55mm，右端轴承采用甩油 盘进行定位，甩油盘的长度暂定为 15mm,故 LVII--VIII=34.75mm。 ④.轴承端盖的总厚度为 24.6mm（由轴承端盖的结构设计而定）， 考虑到与 I-II 轴段的配合取 lII--III=40mm。 ⑤.取安装蜗轮轴段的直径确定为 dIV--V=55mm. 蜗轮轮毂 的长度为 l=(1.2~1.8)d=66~99mm，故取轮毂长度 l=80mm, 采用套筒定位，为了使套筒端面可以可靠的压紧齿轮，此 段应略短于轮毂宽度，故取与蜗轮配合的轴段的长度为 dI--II=45mm III L −− =82mm dII--III=52mm lII--III=46mm dIII--IV=dVII--VIII= 55mm lIII--IV=46mm dIV--V=58mm 课程设计说明书 - 10 - 设计说明 设计结果 lIV--V=78mm 。 蜗轮右侧处采用轴环进行轴向定位，取 h=0.07 dIV--V，所以蜗轮右侧 轴肩处的直径为 68mm,即 dV--VI=68mm. 可查手册得 ,宽度为 10mm.即 lV--VI=10mm。轴环右侧有一过渡轴肩，为了与左右两侧的直径相协调取 dVI—VII=65mm。 ⑥.取蜗轮轮毂两侧与箱体之间的距离均为 35mm,在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离，取为 8mm,由轴承的宽度 19.75mm,以及 甩油盘的规格 ,和预留的定位蜗轮的轴间间隙 2mm 可以综合确定 lIII--IV=46mm, lVI--VII=25mm。 2. 轴上零件的周向定位 蜗轮与轴的周向定位采用平键连接。按 dIV--V 由表 6-1 查得平键截面 b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 72mm,同时为了保证蜗 轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴配合为 H7/k6；轴承与 轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6； I—II 段轴同样查表可得规格为 b×h=12mm×8mm，长度为 72mm。 3.确定轴上圆角与倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 2 o45× ，各轴肩处的圆角半径见后面零 件图。 4444....6666 蜗杆轴的设计计算 4444.6.1.6.1.6.1.6.1 初步确定轴的最小直径 已知电动机功率 P=1.1kW，转速 n1=940r/min，传动比 i=2.7,每天工作 16 小时。 1.确定计算功率 P ca ， 由表 8-7 查得工作情况系数 K A =1.2 故 P ca = K A P=1.8kW lIV--V=78mm dV--VI=63mm lV--VI=10mm dVI--VII=55mm lVI-VII=25mm lVII--VIII=28mm l=72mm P ca =1.32kW 课程设计说明书 - 11 - 设计说明 设计结果 2.根据查表得，选择 Z 带带型，小带轮的基准直径为 1dd =100mm 3.确定大带轮基准直径 d d ,并验算带速 V ①计算大带轮基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 d 2d ， d 2d =i·d 1d =2.7×100=270mm。 ②验算带速 v，按式 8-13 验算带的速度 v=πd 2d n1/60×1000 =4.76 m/s，接近于 5 m/s -30 m/s 故带速 合适 4、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d 。 ①根据式 )(7.0 21 dd dd +× < a 0 < )(2 21 dd dd +× 初定中心 a 0=500 mm。 ②由式（8-22）计算带所需基准长度： L 0d ≈2 a 0 +π(d 1d +d 2d )/2+( d 2d -d 1d ) 2 /4 a 0 ≈ 1456mm 由 8-2 选带基准长度 L d =1400mm ③按式（8-23）计算实际中心距 a。 a≈ a 0 +( L d -L 0d )/2= 470mm 5.验算小带轮上的包角 1α ≈ 180°-( d 2d -d 1d )57.3/a≈158°≥ 90° 6.计算带的根数 z。 （1）计算单根 V 带的额定功率 P r 。 d 1d =100mm d 2d =270mm v=4.76m/s a 0=500 mm L d =1400mm a= 470mm 课程设计说明书 - 12 - 设计说明 设计结果 由 d 1d 和 n 1查表 8-4a 得：P 0 =0.938kW， 根据 n 1 和 i=2.7 和 Z 型带，查表 8-4b 得△P 0 =0.02kW，查表 8-5 得 K α =0.942，查表 8-2 得 K L =1.03，于是 P r =( P 0 +△P 0 ) K α K L =0.93 kW （2）计算 V 带根数 Z，Z= P ca /P r =1.4，取 2 根。 7.计算压轴力 P F 单根 V 带的初拉力最小值(F 0 ) min ,由表 8-3 得 A 型带的单位长度质 量 q=0.1kg/m 所以(F 0 ) min =500(2.5- Kα ) P ca / K α zv+qv 2 =117.3N 应 使 带 实 际 初 拉 力 F 0 >(F 0 ) min 。 压 轴 力 的 最 小 值 为 ， (F p ) min =2z(F 0 ) min sin( 1α /2)=460.6N 8. 按弯扭组合进行最小径的计算 皮带轮的最小宽度 2f min +e=26mm ，取 32mm 粗估两个支撑点之间距离为 70mm。 M=(F p ) min L=39950N.mm （L 为粗略估计值，带轮中心到轴承的 距离） 由第三强度理论公式 ca σ = 22 )( TM α+ /W≤ [ 1−σ ]，扭转切应 力为对称循环应力，取 α =1.查表得[ 1−σ ]=60 aMP ，且 W=πd 3 /32，得： d≥ 18.8mm 因为此段轴需要开键槽以便于带轮进行配合，故将其直径增大 5% P r =0.93kW Z=2 (F 0 ) min =117.3N (F p ) min =460.6N 课程设计说明书 - 13 - 设计说明 设计结果 d min =18.8×(1+0.05)=19.755mm，圆整取为 24mm。 4.6.24.6.24.6.24.6.2 蜗杆轴的结构设计 1．轴 d III −− 的值由带轮的大小及联接确定，装配方案见图 2.2，采 取一端固定一端游动（蜗杆轴系温升较高，跨距较大，这种结构比较合 适），固定端采用一对圆锥滚子轴承，游动端采用圆柱滚子轴承。 图 3 2．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 （1）为了满足开式皮带传动带轮的轴向定位要求，I--II 轴段右端需 制出一轴肩 h=(0.07-0.1)dI--II，故取 II--III 段的直径 dII--III=38mm。d IVIII −− 比 dII--III 高出一个轴肩位置，为了方便选取与轴承的配合，取 d IVIII −− =40mm。 （ 2）蜗杆螺旋长度为 (蜗杆齿形部分结构设计 ) l>=(11+0.06 Z2)m=84.798mm，取 l=85mm. 与螺旋部分连接的轴段直径 d f -(2～ 4)mm，取轴环与蜗杆螺旋部分之间的直径为 dIV--V=dVI--VII=70mm,其中 d f =47.88mm。 （3）初选轴承 选用深沟球轴承和圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承成对安装为固定 端 ， 根 据 安 装 段 的 直 径 分 别 取 30208 ， 其 规 格 为 d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。 d=22mm dII--III=27mm lII--III=50mm dIII--IV=dVII--VIII=40m m lIII--IV=46mm dIV--V=dVI--VII=46mm 课程设计说明书 - 14 - 设计说明 设计结果 （4）右箱体端盖的厚度约为 e=9.6mm，取其总尺寸度为 24.6。得到 有段箱体内壁到端盖外侧总长度为 67.25mm，左右两端对称取左侧与之 相等，左侧甩油盘与箱体内壁对齐，且在Φ35 的直径上，左侧轴承的 左端用弹性挡圈固定，弹性挡圈规格为：S=1.5mm，挡圈与轴肩距离 n=3mm，所以可取得 lIII--IV=33.5mm。取右侧端盖到带轮距离为16.25mm， 故 lII--III=50mm。 （5）根据蜗轮的顶圆直径取 269，距箱体内壁距离为 12mm 箱体壁 厚 10mm，再考虑到安装端盖的凸台及垫片厚度，综合考虑得螺旋部分 两侧的长度为 lIV-V= lVI-VII=68.05mm。 3．确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表 15-2，取轴端倒角为 2×45°，圆角见图，未注圆角为 2mm。 4.74.74.74.7轴((((蜗轮))))的校核计算 4.7.14.7.14.7.14.7.1粗校核 lIV-V=lVI-VII=70mm dV-VI=48mm lV-VI=85mm dVII-VIII=35mm lVII-VIII =46mm 课程设计说明书 - 15 - 设计说明 设计结果 图 4 在不计摩擦的情况下，各力的大小如下公式： N d T F t 3575 2 1 1 == N d T F a 959 2 2 2 == NF t 3575= NF a 959= 课程设计说明书 - 16 - 设计说明 设计结果 NFF tr 130220tan =°= 水平面的弯矩图如上： 求支反力： 21 NHNHt FFF += 2211 )( lFllF tNH ⋅=+ l 1=84.375mm、l 2 =86.375mm 分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距离 可得：F 1NH =1808N F 2NH =1767N mmNMM HH .15260021 == 垂直面内的弯矩： F 21 NVNVr FF += F )( 211 llNV + =F r ⋅ aMl +2 其中： = a M DF a ×2/ =123854N 可得： F 1NV =1369N F 2NV =-57N mmNM V .1155101 = mmNM V .49242 −= 合成得： mmNMMM VH .191348954601180301 2221 2 1 =+=+= mmNMMM VH .152754122511180302 2222 2 2 =+=+= 扭矩图如上所示： mmNT .461608= 按弯扭组合公式校核：切应力为脉动循环应力，取 α =0.6 ( ) ( ) Mpa W TM ca 25.17 14962 4015066.0151802 22 2 4 2 4 ≈ ×+ = + = α σ NF r 1302= F 1NH =1808N F 2NH =1767N F 1NV =1369N F 2NV =-57N mmNM V .1155101 = mmNM V .49242 −= M1=131948N.mm M2=152754N.mm Mpa ca 25.17=σ 课程设计说明书 - 17 - 设计说明 设计结果 W 为轴的抗弯截面系数 轴材料 45#钢的许用应力 [ ] Mpa601 =−σ ， ][ 1−< σσ ca 即轴满足弯扭强 度要求，但是剩余部分较大，故将材料改为 Q235-A 更加合适，许用应 力 [ ] Mpa401 =−σ 。 4.7.24.7.24.7.24.7.2蜗轮轴承的校核 图 5 与校核蜗轮时所产生的在水平面和竖直面内的支反力相同 NFFF HrVrr 82.226721 2 11 =+= NFFF HrVrr 92.176722 2 22 =+= 对于 7010AC 型轴承，按表 13-7，派生轴向力 Fd= 0.4F r 因此得到： Fd1=0.4×2051.37=1542.1176N F N d 1856.120222.15224.02 =×= 其中：Fd2+ Fae=1202.1856+959=2161.19N> F 1d =1524.1176N NF r 82.22671 = NF r 92.17672 = Fd1=1542.1176N Fd2=1202.1856N 课程设计说明书 - 18 - 设计说明 设计结果 则 1被“压紧”2被“放松”，即 F 1a =2161.2N F 2a =1202.19N 对于轴承 1： Fa1 /Fr1=0.911>e=0.4 对于轴承 2： Fa2 /Fr2=e=0.4 由表 13-6，取载荷系数 f P =1.2, 由表 13-5，取 X1=0.4，Y1=1.5 ，取 X2=1，Y2=0 轴承 1 的当量动载荷 P1= fP(X1Fr1+ Y1Fa1)=3012.5436N 轴承 2 的当量动载荷 P2= fP(X2Fr2 +Y 22 aF )=2721.384N P 1 >P 2 ,按轴承 1 的受力大小验算，轴承的基本额定动载荷 C=90800N. 则轴承寿命为： 366 62.2960 25200 25.1660 10 60 10 ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ × =⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ = ξ p c n L h 由工作条件知，四年大修一次，L ' h =19200h，L h > L ' h ,满足工作 条件。 4.7.34.7.34.7.34.7.3键的校核 键 1（轴伸端）型号规格： b×h×l=20mm×12mm×56m， 轴径：φd=58mm，扭矩：T=461608N.mm 对于平键连接： k=0.5h=4mm，l=L-b=60mm [ ]1207.51 58565.5 4616082102 3 ≤= ×× × = × = dKL T φ σ MPa 满足工作要求。 键 2（蜗轮配合处）型号规格： P1= 3012.5436N P2= 2721.384N k=5.5mm mmd 58=φ 课程设计说明书 - 19 - 设计说明 设计结果 b×h×l=16mm×10mm×72m 轴径： mmd 55=φ 扭矩： mmNT .401506= 圆头平键连接： k=0.5h=5，l=L-b=56mm [ ]12014.52 55565 4015062102 3 ≤= ×× × = × = dKL T φ σ MPa 满足工作要求。 4.7.44.7.44.7.44.7.4蜗杆轴的校核： 图 6 k=0.5h=5 mmd 55=φ MPa14.52=σ 课程设计说明书 - 20 - 设计说明 设计结果 蜗杆与蜗轮的受力大小相等，方向相反 NF t 834= NF a 3109= NF r 1132= 竖直面内：如上图 支反力： 21 NVNVr FFF += F )( 211 llNV + =F r ⋅ aMl −2 代入数值求得： F 1NV =224N F 2NV =908N 求得弯矩为： mmNM V .2.291311 = mmNM V .1270652 = 水平面内：如上图 求支反力： 21 NHNHt FFF += 2211 )( lFllF tNH ⋅=+ 求得结果：F 1NH =432N F 2NH =402N 弯矩为： mmNMM HH .6.5618121 == 扭矩：如上图 mmNT .8.26262= 总弯矩： mmNMMM VH .6328629131561821 2221 2 1 =+=+= mmNMMM VH .138932127065561822 2222 2 2 =+=+= NF t 834= NF a 3109= NF r 1132= mmNM V .2.291311 = mmNM V .1270652 = mmN MM HH .6.56181 21 == mmNM .632861= mmNM .1389322 = 课程设计说明书 - 21 - 设计说明 设计结果 按弯扭组合，第三强度理论进行校核 扭转切应力为脉动循环应力取∂ =0.6 ( ) ( ) Mpa W TM ca 74.12 88.471.0 262636.0138932 3 2222 2 ≈ × ×+ = + = α σ 45#钢的许用应力 [ ] Mpa601 =−σ ， ][ 1−< σσ ca 即轴满足弯扭强度要求， 但是剩余部分较大，故将材料改为 Q235-A 更加合适，许用应力 [ ] Mpa401 =−σ 。 4.7.54.7.54.7.54.7.5蜗杆轴承的校核： 1. 游动端轴承 F r = 1212 HV FF + =1005N 作为游动端，只受很小的轴向力，忽略不计 NFfP rp 4.156213022.1 =×=×= 所以 366 1207 16200 32560 10 60 10 ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ × =⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ = ξ p c n L h L h > L ' h ，满足工作要求。 2. 固定端轴承 图 7 MPa ca 74.12=σ 课程设计说明书 - 22 - 设计说明 设计结果 固定端两个轴承受力均匀，根据轴的粗校核时求得的支反力，得到： F Hr1 = F Hr 2 =201N F Vr1 = F Vr2 =454N 得径向力： F 1r =F NFF HrHrr 5.49622 2 12 =+= 对于圆锥滚子轴承，查表有 Y=1.6， rd FF = /2Y=155.16N 其中： Fd2+ Fae=3109+155.16=3264.16N> F 1d =155.16N 轴承的代号 2、1 如图，则 2 被“放松”1 被“压紧”所以 被压紧的轴承 1 所受的总轴向力 Fd1必须与 Fae +Fd2 相平衡 NFFF aeda 16.326421 =+= 放松的轴承 2 只受其本身派生的轴向力 Fd2 NFF da 16.15522 == 求比值： 37.0 1 1 => e F F r a e F F r a <= 31.0 2 2 由于其工作载荷较平稳查表 13-6 取 fP=1.2 由表 13-5 查得 X1=0.4，Y1=1.6 X2=1，Y2=0 则当量动载荷 P1= fP(X1Fr+ Y1Fa1)=6371.11N P2= fP(X2Fr+ Y2Fa2)=595.8N 验算轴承寿命 轴承的基本额定动载荷 C=54.2KN 因为 21 PP > ,所以按轴承 1 的受力大小验算 NFF rr 5.49621 == NF a 16.32641 = NF a 16.1552 = P 1 =6371.11N P 2 =595.8N 课程设计说明书 - 23 - 设计说明 设计结果 ' 366 64453 11.6371 54200 32560 10 60 10 hh Lh p c n L >=⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ × =⎟⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎝ ⎛ = ξ 故所选轴承满足寿命要求。 键的校核： 键型号规格：b×h×l=6mm×6mm×24mm K=0.5h=3mm 轴径： mmd 22=φ 扭矩： mNT ⋅= 2628.26 强度校核： [ ]12021.44 22283 102628.262102 33 ≤= ×× ×× = × = dKL T φ σ MPa 达到要求。 4.7.64.7.64.7.64.7.6蜗轮轴的精校核 刚度校核： 1）危险截面的选择 截面 AB 只受扭矩，虽然应力集中会削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的故无需校核。轴与蜗 轮接触的左右截面由于过盈配合应力集中最严重，从受载情况看截面 C 处应力最大，但应力集中不大。且轴径最大，故 C截面无需校核。键槽 处的应力集中示数比过盈配合的小，因而轴只需校核蜗轮右侧与轴接触 的截面的左右两侧。 2）强度校核 由结构图知截面Ⅳ为危险截面，现对其进行校核： hL h 65543= K=3mm Mpa21.44=σ 课程设计说明书 - 24 - 设计说明 设计结果 【截面Ⅳ左侧：】 抗弯截面系数： 333 16638501.01.0 mmdW =×== 抗扭矩截面系数： 333 33275502.02.0 mmdW t =×== 截面左侧弯矩： mmNM ⋅= 76085 扭矩为： mmNT ⋅= 461608 截面上弯曲应力 Mpa W M b 57.4 16638 76085 ===σ 扭转切应力 Mpa W T T 87.13 33275 461608 === τ τ 轴材料为 Q235-A 钢，调质处理，由表 15-1 查得： Mpa B 400=σ Mpa1701 =−σ Mpa1051 =−τ 截面上由于轴肩而形成的应力集中系数 σ α 及 τ α 按附表 3-2 查取因： 036.0 50 2 == d r 05.1 50 55 == d D 可查锝： 82.1= σ α 21.1= τ α 又由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数： 72.0= σ q 77.0= τ q 应力集中系数： ( ) ( ) 59.1182.172.0111 =−+=−+= σσσ αqk ( ) ( ) 16.1121.177.0111 =−+=−+= τττ αqk 又有表可以查得尺寸系数和扭转尺寸系数： 316638mmW = 333275mmW t = Mpa b 57.4=σ Mpa87.13= τ τ 59.1= σ k 16.1= τ k 课程设计说明书 - 25 - 设计说明 设计结果 设计说明 设计结果 7.0= σ ε 83.0= τ ε 表面质量系数： 94.0== τσ ββ 未经表面强化处理： 1= q β 33.21 1 =−+= σσ σ σ βε k K 46.11 1 =−+= ττ τ τ βε k K 碳钢的特性系数： 2.01.0 −= σ ϕ 取 1.0= σ ϕ 1.005.0 −= τ ϕ 取 05.0= τ ϕ 计算安全系数： 97.15 01.057.433.2 1701 = ×+× = + = − mb k s σϕσ σ σσ σ 03.10 2 87.13 05.0 2 87.13 46.1 1051 = ×+× = + = − τττ τ σϕτ τ b k s 5.172.8 22 =≥= + = s ss ss s ca τσ τσ 故轴左侧满足疲劳强度要求。 【截面Ⅳ右侧：】 抗弯截面系数： 333 19511581.01.0 mmdW =×== 抗扭矩截面系数： 333 39022582.02.0 mmdW t =×== 截面左侧弯矩： mmNM ⋅= 76085 扭矩： mmNT ⋅= 461608 截面上弯曲应力 Mpa W M b 90.3 19511 76085 ===σ 33.2= σ K 46.1= τ K 97.15= σ s 03.10= τ s 72.8= ca s 319511 mmW = 339022mmW t = mmNM ⋅= 76085 mmNT ⋅= 461608 Mpa b 90.3=σ 课程设计说明书 - 26 - 扭转切应力 Mpa W T T 83.11 39022 4616082 === τ τ 过盈配合处的 σ σ ε k 。查得 60.2= σ σ ε k 08.260.28.08.0 =×== σ στ εετ kk 表面质量系数： 94.0== τσ ββ 故得综合系数 87.21 1 =−+= σσ σ σ βε k K 989.11 1 =−+= ττ τ τ βε k K 碳钢的特性系数：取 1.0= σ ϕ 05.0= τ ϕ 计算安全系数： 19.151 = + = − mb k s σϕσ σ σσ σ 17.8 2 07.12 05.0 2 07.12 08.2 1051 = ×+× = + = − τττ τ σϕτ τ b k s 5.155.7 22 =≥= + = s ss ss s ca τσ τσ 故轴右侧满足疲劳强度要求。 4.7.74.7.74.7.74.7.7蜗杆轴的精校核 1)1)1)1) 蜗杆轴的弯曲刚度校核 蜗杆轴简化的力学模型中其跨距为 L= 21 ll + =130.5+139.8=269.85mm Mpa83.11= τ τ 65.2= σ K 87.2= τ K τ K =1.989 19.15= σ s 17.8= τ s 55.7= ca s 设计说明 设计结果 课程设计说明书 - 27 - 把阶梯轴看成是当量直径为 dv 光轴，然后再按材料力学中的公式计 算。 当量直径： mm d L L d z i i i v 54.42 )(4 1 4 == ∑ = 蜗杆挠度： mm EI FL y 0622.048 3 =−= 12 4 10321344 32 −×== d I π 查表 15-5，选用一般用途的轴，得到其允许的挠度[y]= （0.0003--0.0005）L=（0.0809—0.1214）mm,显然，y<[y]，故满足 刚度要求，合适。 2）蜗杆轴的扭转刚度校核 轴的扭转变形用每米长的扭转角∮来表示，阶梯轴扭转角∮[单位 为(·)/m],计算公式为 ∑ = ×= z i i ii Ip LT LG 1 4 11073.5ϕ i T ， i L ， Pi I ，分别表示阶梯轴第 i 段上所受扭矩、长度和极惯 性矩。 其中由于只有左半部分受扭矩,故 L= 130.05mm，G=8.1×104 Mpa, 查表可得一般传动轴允许的挠度[ ϕ ]=0.5～1(·)/m 计算所得 ϕ =0.055(·)/m 显然， ϕ <[ ϕ ]，故上述结果可 mmd v 54.42= 1210321344 −×=I mmy 0622.0= ϕ =0.055(·)/m 设计说明 设计结果 课程设计说明书 - 28 - 4.104.104.104.10箱体尺寸的确定 箱座壁厚取σ =10mm 箱盖壁厚取 σσ 9.01 = 取 9mm 箱体内壁到蜗轮轮毂的距离 σ≥∆ 2 取为 16mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 δ2.11 >∆ 取 12mm 箱盖凸缘厚度 mmb 75.125.1 11 == σ 箱座凸缘厚度 mmb 155.1 == σ 地脚螺钉直径 mmd f 18= 地脚螺钉数目 n=4 轴承旁连接螺栓直径 f dd 75.01 = =13.5 取 14mm 设计说明 设计结果 盖与座连接螺栓直径 f dd )6.05.0(2 −= 取 10mm 轴承端盖螺钉直径 f dd )5.04.0(3 −= 取 8mm 视孔盖螺钉直径 f dd )4.03.0(4 −= 取 8mm 箱盖肋厚 11 85.0 δ≈m 取 7.5mm 箱座肋厚 δ85.0≈m 取 8.5mm 五....建模图与工程图 5.15.15.15.1蜗轮轴的装配与爆炸图 课程设计说明书 - 29 - 5.25.25.25.2蜗杆轴的装配与爆炸图 5.35.35.35.3箱体上下盖 课程设计说明书 - 30 - 5.45.45.45.4整体效果图 5.55.55.55.5整体爆炸图 5.65.65.65.6蜗杆零件图 课程设计说明书 - 31 - 5.75.75.75.7蜗轮轴零件图 5.85.85.85.8蜗轮轮毂零件图 5.95.95.95.9蜗轮轮缘零件图 课程设计说明书 - 32 - 5.105.105.105.10蜗轮部件图 5.115.115.115.11装配图 课程设计说明书 - 33 -