堆焊机减速器的设计(本科论文).doc

*理工大学本科毕业设计(论文) 堆焊机减速器的承载特性分析及设计教学单位： 机电工程系 专 业：机械设计制造及其自动化学 号： 0700010402 姓 名： 2011年03月 目 录1 绪论12 总体方案设计22.1动力头的总体设计要求22.2动力头的设计22.2.1电动机的选取32.2.2传动方案的确定32.2.3材料的选择32.2.4初步确定齿轮齿数和蜗杆头数32.2.5传动装置的运动参数和动力参数43 齿轮传动的设计计算53.1材料的选择53.2齿轮分度圆直径的计算53.3齿轮弯曲强度的校核74 蜗杆传动的设计计算94.1蜗杆传动材料的选择94.2选择齿数94.3验算滑动速度94.4主要尺寸计算94.5热平衡计算105轴的校核与装配方案设计115.1轴的设计115.1.1主轴的设计115.1.2齿轮轴的设计155.1.3蜗杆轴的设计185.2 轴上零件装配方案225.3蜗杆轴的零件装配方案255.4过桥齿轮轴的零件装配方案265.5轴的校核275.6 滚动轴承寿命的校核281 绪论 堆焊是指使用焊接的方法吧填充金属熔敷在金属表面，以便得到所要求的性能和尺寸，这种工艺过程主要是实现各种金属的冶金结合，属于异种金属熔化焊的一种特殊形式。 堆焊是焊接的一个分支，是金属冶金结合的一种熔化焊接方法，但与一般焊接不同，不是连接零件，而是用焊接的方法在零件的表面堆敷一层或数层具有一定性能材料的工艺过程，最终达到修复零件或增加其耐磨、耐热、耐蚀等性能。由此可见，堆焊具有一般焊接方法的特点，又具有其特殊性。 堆焊的冶金特点、物理本质、热循环过程等与一般熔焊工艺相同，但堆焊还具有如下特点： 应用堆焊能更合理利用材料，节约贵重金属，如在集体为碳素或铸钢用钢的表面堆敷一层钴基粉末。 制造双金属结构，如水轮机叶片、导水叶、推土机刀刃、抓斗等零件。 修复旧零件，如阀座、轧辊、模具、齿轮、轴类零件等。堆焊是熔焊，因此从原理上讲，凡是属于熔焊的方法都可用于堆焊。堆焊方法的发展也随生产发展的需要和科技进步而发展，当今已有很多种对焊方法，现按实现堆焊的条件，将常用的堆焊方法综合分类。轮心堆焊一般采用CO2保护自动堆焊，这种堆焊方法的优点在于保证堆焊金属必需的质量和高生产率的同时，还保证了工艺过程的稳定。因此与其他堆焊修复方法相比，CO2保护自动堆焊得到了广泛的应用。这种结构的CO2保护自动堆焊可实现环焊、螺旋焊、直道焊三种焊接形式。当工作焊完一圈，小车带动焊枪纵向自动移动一段距离再焊，称为环焊；当焊接工件时，焊枪与小车同时以设定的速度缓慢移动，称为螺旋焊；当工件不转动，仅有小车纵向移动时，称为直道焊。焊接开始时，焊丝与焊件接触，并被固体颗粒状的焊剂覆盖着。当焊丝与焊件之间引燃电弧，焊丝与轧辊及部分靠近电弧的焊剂受到电弧热（60008000）的作用开始熔化。焊丝熔融后，堆在工件上，焊剂起着保护作用和合金化作用，焊机熔化时，不断放出气体和水蒸气，形成泡沫，在蒸汽的作用下，形成一个由渣壳抱住的密闭孔穴。电弧在孔穴内继续燃烧，这样就隔绝了大气对电弧和熔池的影响，并防止了热量的迅速散失。堆焊层除了集体金属的冲淡作用外，组织较为均匀，气孔和夹渣较少，淬火作用小，而焊层的物理和力学性能高。堆焊层的硬度和耐磨性是由焊丝材料和焊剂中所含的合金元素来决定的。2 总体方案设计2.1动力头的总体设计要求 动力头的总体设计要求如下。 焊接线速度：U线=400450mm/min。 传动比i在12001424范围内。 传动装置的布局应使结构简单、紧凑、匀称、重量轻、强度和刚度好，成本低，并适合车间布置情况和工人操作，便于拆装和维修。 使各级传动的承载能力接近相等。 使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。 尽量采用标准件，也可用少量非标准件。2.2动力头的设计2.2.1电动机的选取为了缩小体积，减轻重量，故在满足使用要求的前提下优先选用110SZ51型电动机，其额定参数如下。额定功率：W。额定转速： =1500r/min。满载转速： =1470r/min。2.2.2传动方案的确定本方案主要采用齿轮传动和蜗杆传动两种方式。其主要原因在于齿轮传动效率高，适合大功率传动，可放在高速级；二蜗杆传动比大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，但效率低，可放在最后的低速级。方案的具体传动简图如图1.1所示。 传动分为如下三级。图1.1 传动装置的运动简图1- 电动机齿轮； 2-变向齿轮； 3-蜗杆轴小齿轮； 4-齿轮轴大齿轮；5-齿轮轴小齿轮； 6-蜗杆轴大齿轮； 7-蜗杆轴； 8-蜗杆；9-蜗轮第一级：电动机齿轮1在电动机带动下转动，带动过桥齿轮2,2带动蜗杆轴小齿轮3（3与蜗杆轴为五键的间隙配合），3带动齿轮轴大齿轮4。第二级：齿轮轴小齿轮5带动蜗杆轴大齿轮6。第三极：蜗杆8带动蜗轮9。最后蜗轮9带动主轴，实现动力头三爪卡盘转动。2.2.3材料的选择 冷轧辊自动堆焊要求载荷平稳，转速低，故所有齿轮材料均选用40Cr，调质处理，硬度241286HBS。2.2.4初步确定齿轮齿数和蜗杆头数根据经验可以初步定出各级齿轮齿数和蜗杆头数，如表1.1所示。表1.1 各级齿轮齿数和蜗杆头数传动级数齿轮齿数蜗杆头数第一级Z1=12Z2=36Z3=40Z4=80m=1.25第二级Z5=26Z6=124 - -m=1第三级Z8=2Z9=80 - -mt=22.2.5传动装置的运动参数和动力参数各轴转速1轴（过桥齿轮轴）：n1=nm/i =1470/(36/12)=490(r/min)2轴：n2=n1/i =490/(40/36)=441(r/min)3轴（齿轮轴）：n3=n2 /i =441/(80/40)=220.5(r/min)4轴（蜗杆轴）：n4=n3 /i =225/(124/26)=46.234(r/min)5轴（主轴）：n5=n4 /i =46.234/(80/2)=1.156(r/min)工作轴：nw=n5=1.156（r/min）个轴输入功率1轴：P1=P0g=1850.97=179.45（W）2轴：P2=P1g=179.450.97=174.067（W）3轴：P3=P2g=174.0670.97=168.845（W）4轴：P4=P3g=168.8450.965=162.96（W）5轴：P5=P4w=162.960.78=127.12（W）工作轴：Pw=P5r=127.120.995=126.47（W）各轴输入转矩1轴：T1=9550P1/n1=3.497(Nm)2轴：T2=9550P2/n2=3.769( Nm)3轴：T3=9550P3/n3=7.313( Nm)4轴：T4=9550P4/n4=33.661( Nm)5轴：T5=9550P5/n5=1050.17( Nm) 工作轴：Tw=9550Pw/nw=1044.78( Nm)将以上求得的运动和参数、各轴之间的传动比及效率列表1.2、表1.3。表1.2 传动装置的运动参数和动力参数参 数电动机轴1轴2轴3轴4轴5轴工作轴转速/rmin-11470490441220.546.2341.1561.156功率P/W185179.45174.067168.845162.96127.12126.47转矩T/Nm1.2023.4973.7697.31333.6611050.171044.78表1.3 各轴之间的传动比及效率参数电动机轴与1轴1轴与2轴2轴与3轴3轴与4轴4轴与5轴5轴与工作轴传动比i3.001.1124.77401效率0.970.970.970.9650.780.9953 齿轮传动的设计计算齿轮传动是以主动轮带动从动轮旋转来进行工作的，是现代机械传动中使用相当普遍的一种传动方式。这种传动具有许多优良的特点，如工作可靠、传动比准确、传动效率高、寿命长、结构紧揍以及适用的速度和功率范围广等。3.1材料的选择材料选用40Cr,调质处理，硬度为241286HBS。3.2齿轮分度圆直径的计算齿轮分度圆直径的计算公式为 （1.1）转矩为 T=9550 (1.2)式中P功率； 转速。 由此可得各处转矩，如表1.4所示。 表1.4 转矩数值 Nmm 3497.444 3769.478 7312.788 33660.683 1305863.400各级传动比见表1.3。对各级齿轮有如下要求：齿轮1转速较高，功率不大，选7级精度制造，其他齿轮转速不高，功率不大，可选8级精度制造。载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.2。齿轮系数取=0.6。确定许用接触应力：查设计手册得=670MPa,S=1,则=1=2=/ S=670MPa。根据以上参数，由式（1.1）可知得到各齿轮分度圆直径： d1 d221.07nm d322.47nm d428.02nm d526.08nm d643.39nm模数为 m1=d1/z1=14.76/12=1.23(nm)查设计手册取m1=1.25nm。 m5=d5/z5=26.08/26=1.003nm取m5=1mm分度圆直径：d1=z1m1=1514.76 d2=z2m1=4521.07 d3=z3m1=5022.47 d4=z4m1=10028.02 d5=z5m5=2626.08 d6=z6m5=12443.39很显然各个齿轮均满足接触强度条件。齿轮宽度：b= d1=0.615=9（mm）取b1=b2=b3=b4=15mm。 b= d4=0.626=15.6（mm）取b5=20mm，b6=15mm。圆周速度： U1=d1n1/60=3.14151470/60=1153.95（mm/s）根据设计手册，齿轮1选择7级精度，同理，齿轮2、3、4均选用7级精度。 U5=d5n5/60=3.14261.156/60=1.57（m/s）根据设计手册，齿轮5选择8级精度，同理，齿轮6选用8级精度。3.3齿轮弯曲强度的校核弯曲强度校核公式为： F=F （1.3）式中F接触强度，MPa； i小齿轮转矩，Nmm； K载荷综合系数； b齿轮接触宽度，mm； d1小齿轮分度圆直径，mm； m模数，mm； YFS复合齿形系数。根据齿数Z，由设计手册查得复合齿形系数： YFS1=5.2，YFS2=4.06，YFS3= 4.03，YFS4=3.99，YFS5=4.18，YFS6=3.98。由设计手册查得：=520MPa，SFmin=1，所以 F=Flim1/SFmin=520/1=520（MPa）由式（1.3）中一直K=1.2，T已计算出，且m、b都已知，则校核计算如下 F1=53.33MPaF1=520MPa F2=41.64MPaF2=520MPa F3=41.33MPaF3=520MPa F4=40.92MPaF4=520MPa F5=141.08MPaF5=520MPa F6=134.33MPaF6=520MPa由以上的计算可知，齿根弯曲应力F均小于其许用弯曲应力，故各齿轮的齿根弯曲强度满足要求。3.4结构设计 根据以上计算，得到各级传动结构中的齿轮及蜗杆几何尺寸，如表1.5、表1.6所示。 表1.5 电动机齿轮的几何尺寸 名 称 符 号 计算公式 数 值模数m根据需要，取标准值1.25压力角=分度圆直径dd=mz15齿顶高haha=m1.25齿根高hfhf=1.25m1.5625全齿高hh=ha+hf=2.25m2.8125齿顶圆直径dada=d+2ha=(z+2)m17.5齿根圆直径dfdf=d -2hf=(z-2.5)m11.875基圆直径dbdb=d=mz14.095齿距pp=m3.925齿厚ss=p/2=m/21.9625齿槽宽ee=p/2=m/21.9625标准中心距aa=0.5（d2+d1）=(z2+z1)m/230 表1.6 其他齿轮的几何尺寸参数名称过桥齿轮蜗杆轴小齿轮齿轮轴大齿轮齿轮轴小齿轮蜗杆轴大齿轮m1.251.251.2511d455010026124ha1.251.251.2511hf1.56251.56251.56251.251.25h2.81252.81252.81252.252.25da47.552.5102.528126df41.87546.87596.87523.5121.5db42.28646.98593.96924.432116.522p3.9253.9253.9253.143.14s1.96251.96251.96251.571.57e1.96251.96251.96251.571.57a47.575754 蜗杆传动的设计计算 蜗杆传动多在需要交错轴间传递运动及动力的场合使用。通常交错角为，一般蜗杆为主动力。其主要优点为传动比大，工作平稳，结构紧凑，当蜗杆导程角小于摩擦角是可以自锁。其缺点是效率低，需用贵重的有色金属。蜗杆传动的类型有多种，本文根据需要选用了普通的圆柱蜗杆阿基米德蜗杆。4.1蜗杆传动材料的选择 在蜗杆传动中，普通齿轮传动中齿轮所发生的点蚀、弯曲、折断、胶合和磨损等失效形式必然都可能出现。更特殊的是由于蜗杆传动在齿面间有较大的相对滑动，磨损、发热、胶合的想象就更容易发生。 基于蜗杆传动的特点，蜗杆副的材料组合首先要求具有良好的减摩、耐磨、易于跑合的特性和抗胶合能力，此外要求有足够的强度。由于转速不高、功率不大，蜗轮材料选用ZQAl9-4，砂模铸造，H=250MPa；蜗杆材料选用40Cr，表面调质，硬度为241286HBS。4.2选择齿数 查机械设计手册，取Z1=2，Z2=804.3验算滑动速度 式中Z1蜗杆头数； m模数，mm；d1蜗杆分度圆直径，mm；蜗杆分度圆柱上螺旋升角；滑动速度，m/s。所以，根据设计要求，原材料选择是合适的。4.4主要尺寸计算根据以上计算结果，可以得到蜗杆传动的主要尺寸，如表1.7所示。 表1.7 蜗杆传动的主要尺寸名 称符 号蜗 杆蜗 轮模数m22头数z280分度圆直径d40160中心距a100齿顶圆直径da44164齿根圆直径df35.2155.2蜗杆最大外圆直径de2-166齿顶圆弧半径Ra2-18齿根圆弧半径Rf2-22.4蜗轮轮缘宽度b-22蜗杆分度圆柱上螺旋升角齿距p6.28特性系数q20压力角螺旋方向 左旋蜗杆变位系数X04.5热平衡计算 蜗杆传动的特点是效率较低，发热量较大。在工作中就可能出现齿面磨损加剧，甚至引起齿面胶合的情况。出现工作失效的原因在于散热不充分，温度过高，使润滑油黏度降低，减减小润滑作用。因此，闭式蜗杆传动必须进行热平衡计算。热平衡计算的原理是：闭式蜗杆传动正常连续工作时，有摩擦产生的热量应小于或等于箱体表面散发的热量，以保证温升不超过允许值。公式为： （1.4） 式中，P=162.960W，在通风良好的条件下，取k=15W/(m2)，取允许润滑油工作温度，室温，。 将以上数据带入计算得箱体所需有效散热面积A为： 这将为箱体设计和是否考虑采取散热措施提供依据。在实际使用中，蜗轮轮齿折断的情况很少发生，这是因为蜗轮轮齿弯曲强度所限定的承载能力，超过齿面点蚀和热平衡计算所限定的承载能力。而只有在蜗轮采用脆性材料，并且受强烈冲击的传动等少数情况下，折断现象才会出现，此时计算弯曲强度才有实际意义。5 轴的校核与装配方案设计轴属于运动机构，主要是带动工件转动完成冷轧辊堆焊，并同时承受转矩、弯矩和剪切作用，而且其性能直接影响到堆焊质量、机床的实用寿命等，因此，这部分的动力头整体设计中占关键地位。5.1轴的设计5.1.1主轴的设计从设计机床的工作特点来看，主轴要同时承载弯矩和转矩作用。从传动情况来看，转矩是由蜗杆轴传递给主轴的，弯矩主要是有主轴上两滚动轴承承受。选择轴的材料。主轴材料选择40Cr，调质处理，查机械设计手册得：硬度为241286HBS，b=750MPa，s=550MPa。按转矩估算轴的最小直径。估算公式为 （1.5）式中P轴功率，kW； n轴转速，r/min; C系数。由机械设计手册取：C=100，于是mm。计算所得直径应为安装齿轮或蜗杆的最小直径，取d=60mm.轴的结构设计。根据估算所得直径，轮毂宽及安装情况等条件，轴的结构及尺寸可进行草图设计，如图1.2所示，轴的输出端孔径40mm，孔长90mm，联轴台阶起定位作用。离合器用轴肩定位，弹簧座安装在离合器的左边，蜗轮安装在右边，然后在两端个安装一个角接触球轴承（GB276-82），其宽度为25mm，用轴套定位。根据减速器的内壁到蜗轮和轴承端面的距离，以及轴承盖装拆方便等要求参见设计手册中有关经验数据，将轴的结构尺寸初步取定如图1.2所示，这样轴承跨距为210mm，由此可进行轴和轴承等的校核计算。图1.2 轴结构示意图计算蜗轮受力。蜗杆、蜗轮分度圆直径分别为：40mm，160mm。蜗杆、蜗轮所受转矩分别为：32987.854Nmm，1024442.027Nmm。蜗轮作用力：圆周力 径向力 轴向力 加工工件的最大质量是100kg，由减速器和尾架间的三爪卡盘平均承受，因此，轴行承受的径向力F=490N。轴受力的大小及方向如图1.3所示。计算轴承反力。垂直面受力图如图1.4所示，水平面受力图如图1.5所示。图1.3 轴受力示意图图1.4 垂直面受力示意图 图1.5 水平面受力示意图垂直面： 水平面： 绘制弯矩图。垂直面弯矩图如图1.6所示。图1.6 垂直面弯矩示意图 截面c: （Nmm） （Nmm） 截面b: （Nmm） （Nmm） 水平面弯矩图如图4-9所示。 图1.7 水平面弯矩示意图 截面c: （Nmm） （Nmm） 截面b： （Nmm） （Nmm） 合成弯矩图如图1.8所示。 图1.8 合成弯矩示意图 （Nmm） （Nmm） （Nmm） （Nmm） 绘制扭矩图。扭矩示意图如图1.9所示。 图1.9 扭矩示意图 由涡轮受力计算结果可知： Nmm，又根据b=750MPa，由设计手册可知MPa，MPa，故a=73/124=0.59，则 （Nmm）绘制当量弯矩图。当量弯矩图如图1.10所示。 图1.10 当量弯矩示意图对于截面c: （Nmm） （Nmm）对于截面b: （Nmm） （Nmm） 计算危险截面c处的直径。危险截面c处的直径为 （mm） 取截面c直径为60mm，所以该轴强度满足要求。5.1.2齿轮轴的设计 选择轴的材料。40Cr，调质处理。查机械设计手册得：硬度为241286HBS，。 按转矩估算轴的最小直径。取：C=100，于是mm。 计算所得应是最小轴径（即安装齿轮）处的直径，因该段轴上有平键，对轴的消弱较大，为增大强度，取mm。轴的结构设计。齿轮轴的结构及尺寸草图设计如图1.11所示，安装齿轮处的直径为15mm，长为14mm，轴间台阶作齿轮左侧轴向定位用，根据减速器的内壁到电动机齿轮端面得距离，可将轴肩宽度取为5mm；右侧定位用挡圈（直径为20mm，中间有一个直径为5.5mm的孔，厚度为1.5mm），用M64的螺钉将其固定于轴端。左边的轴段固定于箱壁内，使其与箱体为过盈配合。轴的结构尺寸初步取定如图1.11所示。 图1.11 齿轮轴结构示意图计算齿轮受力。由设计手册中可知：a 大齿轮作用力如下圆周力 （N）径向力 （N）b 小齿轮作用力如下。 圆周力 （N） 径向力 （N） 轴受力的大小及方向如图1.12所示。 图1.12 轴受力示意图计算轴承反力。垂直面受力图如图1.13所示，水平面受力图如图1.14所示。垂直面： （N） 图1.13 垂直面受力示意图 图1.14 水平面受力示意图（N） 水平面： （N） （N）绘制弯矩图。垂直面弯矩图如图1.15所示。 图1.15 垂直面弯矩示意图 截面c: (Nmm) (Nmm)截面b: (Nmm) (Nmm)水平面弯矩图如图1.16所示。 图1.16 水平面弯矩示意图 截面c: (Nmm) (Nmm) 截面b： (Nmm) (Nmm) 合成弯矩图如图4-19所示。 图1.17 合成弯矩示意图(Nmm)(Nmm)(Nmm)(Nmm)绘制扭矩图。扭矩图如图1.18所示。 图1.18 扭矩示意图 由表1.4可知：T=7313Nm，有根据MPa，查设计手册得MPa，MPa，故 （Nmm）绘制当量弯矩图。当量弯矩图如图1.19所示。 图1.19 当量弯矩示意图 截面c: （Nmm） （Nmm） 截面b: (Nmm) (Nmm)分别计算轴截面c和b处的直径。公式如下。 （mm） （mm）两截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径分别达到20mm和15mm，所以强度满足要求。5.1.3蜗杆轴的设计选择轴的材料。用40Cr，调质处理，硬度为241286HBS，MPa，MPa。按转矩估算轴的最小直径。去C=100，则mm，计算所得应是最小轴径（即安装齿轮）处的直径，因该段轴上有平键，对轴的影响较大，为增大强度，取d=25mm。轴的结构设计。蜗杆轴的结构及尺寸可进行草图设计，如图1.20所示，安装齿轮2处的直径为25mm，长为32mm，轴间台阶作齿轮左侧轴向定位用，将轴间宽度取为5mm左侧定位用轴套（直径为35mm，长度为17mm）。同时用左边的轴段固定于箱壁内，使其与箱体为过盈配合。 图1.20 蜗杆轴结构示意图 1-蜗杆轴小齿轮 2-蜗杆轴打齿轮计算齿轮受力。根据作用力与反作用力，由前面的计算可得齿轮受力大小，如表1.8所示。 表1.8 齿轮受力表 N150.7654.87562.54204.751649.3934660.8312805.53有设计手册可知： （4-6） （4-7）在2.2节已计算出：Nm，3.2节已计算出：mm，则 （N） （N）轴受力的大小及方向如图1.21所示。计算轴承反力。垂直面、水平面受力分别如图1.22、图1.23所示。垂直面：（N）图1.21 轴受力示意图 图1.22 垂直面受力示意图 图1.23 水平面受力示意图 (Nmm)水平面： (Nmm) (Nmm)绘制弯矩图。水平面弯矩图如图1.24所示。 图1.24 水平面弯矩示意图 截面b: （Nmm）（Nmm） 截面c： (Nmm) (Nmm) 截面d: (Nmm) (Nmm)垂直面弯矩图如图1.25所示。图1.25 垂直面弯矩示意图截面b: (Nmm) (Nmm)截面c: (Nmm) (Nmm)截面d: (Nmm) (Nmm)合成弯矩图如图4-28所示。 图1.26 合成弯矩示意图 (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm)绘制扭矩图。扭矩示意图如图1.27所示。 图1.27 扭矩示意图 有表1.4可知，Nmm，又根据MPa,由于设计手册查得MPa，MPa，故 (Nmm)绘制当量弯矩图当量弯矩示意图如图1.28所示。 图1.28 当量弯矩示意图 对于截面b: (Nmm) (Nmm) 对于截面c: (Nmm) (Nmm) 对于截面d: (Nmm) (Nmm)取截面c与d处直径为25mm，所以该轴强度满足要求。5.2 轴上零件装配方案 根据之前的计算结果，首先进行主轴的结构及尺寸草图设计，如图1.29所示。 图1.29 主轴结构示意图（1）轴段1 原方案是此段安装轴，同时加套铜套和透盖，轴套和铜套配作M6的孔，主轴与轴套、轴套与铜套两两过盈配合，靠螺钉轴向固定。考虑到节约成本和加工、装拆方便，可去掉轴套，使铜套和主轴直接用螺纹连接。端盖与箱体用螺钉连接，透盖顶住轴外端，使其左端轴向定位。同时考虑到导电加工和其他因素，取mm，mm。（2）轴段2此段安装滚动轴承和弹簧座，弹簧座用轴肩轴向定位，滚动轴承利用轴套作轴向定位，而轴套则借助于已定位的弹簧座左端面起定位作用。套筒端面需紧靠被定位零件端面，即靠紧弹簧座和滚动轴承。考虑到通用性，选用中窄系列深沟球轴承310型，其各项技术参数如下。基本尺寸：mm，mm，mm，mm。安装尺寸：mm，mm，mm。额定载荷：kN，kN。极限转速：（脂润滑）。此处轴肩不起定位作用，是否设轴肩应从方便拆卸等方面考虑，因此轴肩高度h无严格限定，可取h=5mm，弹簧座宽度取17mm，由于轴承宽度B=27mm，则轴段长度mm。所以，取mm，mm。（3）轴段3 此段安装压缩弹簧、离合器、蜗轮和滚动轴承，是主轴传动的关键部分。 压缩弹簧位于轴套和离合器之间，起到压缩离合器的作用，使主轴工作时离合器结合可靠，传动稳定。这里选用螺旋圆柱压缩弹簧（代号YI），弹簧丝直径d=5mm,安装时取其长度mm。 这里采用离合器主要是考虑速比太大（为40），工作最大转速太低，不利于主轴空转时迅速转到某一位置，进行敲渣、检查焊道等工作。采用离合器后，可以关机，用手板动工件，从而提高了生产效率。主轴转速（由前面知r/min）极低，且扭矩（由面的计算知Nmm）很高，因此可选用三角形牙嵌式离合器，这种离合器传动时两端结合较快，生产效率高。 牙嵌式离合器离合时，牙齿会受到冲击，因此要求齿的工作表面有较高硬度，而齿的心部又有足够的韧性，因此选择40Cr,调质处理，硬度241286HBS。 牙嵌式离合器技术参数如下：，mm，mm，mm，mm。 其牙形尺寸如图1.30所示。 左离合器通过平键轴向固定于主轴上，工作时靠牙齿的嵌合接触使右离合器的运动和扭矩传递给左离合器，从而实现主轴的运转，这里Nmm。 离合器强度校核公式为： （1.8）式中工作面挤压应力，MPa； 计算扭矩，Nmm，k T，k为载 荷系数，取k=1.2，则；图1.30 离合器牙形示意图牙齿平均直径，mm，；计算牙数，（1/31/2）Z，取；，；许用挤压应力，MPa。所以：MPaMPa。通过上述验算，得出离合器强度满足要求。 离合器靠平键实现周向定位，取，由机械设计手册中得平键尺寸： 蜗轮与离合器（右）通过螺钉和销连接，与主轴为间隙配合，而且考虑到离合器离开时，蜗轮左端无法定位，故在主轴上设计了轴肩，尺寸为：蜗轮与离合器同轴相连，故选其轴径，同时考虑到强度问题及装配方便，取蜗轮轴段长度为70mm。此段滚动轴承选用轻窄系列深沟球轴承212型，其各项技术参数如下。尺寸：,安装尺寸：，。额定载荷：kN，kN。极限转速：r/min(脂润滑)。由以上分析，再考虑轴套定位问题，此轴段长度取：（4）轴段4此段安装透盖、法兰盘和三爪卡盘。该堆焊机床适用于中小型冷轧辊堆焊，故选用KI-200型三爪卡盘，其夹持直径满足堆焊冷轧辊需要。法兰盘用来连接卡盘和主轴。法兰盘与主轴用螺纹连接，螺纹选用M424。并用销来定位，因不需要经常装拆，可选用普通圆柱销，尺寸为：，法兰盘与三爪卡盘用M8的螺钉连接，同时考虑装配与强度等因素影响，取，。5.3蜗杆轴的零件装配方案 根据之前的计算结果，首先进行蜗杆轴的结构及尺寸草图设计，如图1.31所示。 图1.31 蜗杆轴零件装配示意图（1）轴段1 此段安装滚动轴承和齿轮。齿轮与轴为无键的间隙配合，齿轮靠轴肩作轴向定位。滚动轴承左端利用端盖进行轴向定位，右端利用轴套作轴向定位，而轴套则借助于已定位的齿轮左端面起定位作用。这里选用窄系列深沟球轴承204，其各项技术参数如下。尺寸：，B=14mm，。安装尺寸：，。额定载荷：kN，kN。极限转速：r/min。考虑到装拆方便和其他原因需要，取：，mm。（2）轴段2 此段安装齿轮，齿轮左端靠轴套作轴向定位，右端设一轴肩作轴向定位，其尺寸为：。 利用平键轴向定位，平键的尺寸：。取：，。蜗杆与轴是一个整体，不需定位。（3）轴段3 前一段不安装零件，取：，。 后一段安装滚动轴承，滚动轴承左端利用轴肩进行轴向定位，右端利用端盖作轴向定位，这里选用轻（2）窄系列深沟球轴承204，技术参数同上。5.4过桥齿轮轴的零件装配方案 根据之前的计算结果，首先进行过桥齿轮轴的结构及尺寸草图设计，如图1.32所示。（1）轴段1此段与箱壁为过盈配合，其固定轴的作用。右端用轴肩作轴向定位，轴肩高2.5mm，根据减速器的内壁到电动机齿轮端面的距离，可将轴肩宽度取为5mm。取轴段1的尺寸为：。（2）轴段2 此段安装齿轮，与轴为无键的间隙配合。 按转矩估算轴的最小直径，利用式（4-5），由设计手册取，于是：。 图1.32 过桥齿轮轴上的零件装配 因该端面处有螺钉，对轴的消弱较大，为增大强度取。 齿轮左侧用轴肩轴向定位，右侧用挡圈定位（直径为20mm，中间有一个直径为5.5mm的孔，厚度为1.5mm），用M的螺钉将其固定于轴端。5.5轴的校核主轴在工作中同时承受弯矩和扭矩作用，在前面轴的设计中就是利用弯扭组合第三强度理论来设计轴颈的，故强度校核在此略过。轴受弯矩作用将产生弯曲变形（以挠度y或偏转角度量），收扭矩作用将产生扭转变形（以扭转角度量）。轴的刚度不足，在工作时将产生过大的变形，影响正常工作。对于一般轴颈，如果偏转角过大，就会使滑动轴承的工作性能变差，影响正常工作。对于一般轴颈，如果偏转角过大，就会使滑动轴承的工作性能变差，因此，在设计机器使时也常有刚度要求。下面主要进行轴的刚度以及轴承寿命校核。轴的刚度校核，通常是指计算轴的预定的工作条件下的上述变形量，应使其不大于允许值，才能达到刚度要求，要求如下。挠度：。偏转角：。转角：。式中，分别为轴的许用挠度、许用偏转角和许用扭转角。由机械设计手册查得：（0.020.05），取；，取；在之间，取。（1）弯曲刚度校核 主轴垂直方向受力如图1.33所示。 由前面的计算结果可知：N，N，N，N，N。 和对弯曲变形的影响较小，故可忽略不计。由之前的强度校核计算知，主轴的危险截面为力作用处（截面b处），因此只校核该面，计算b截面 的挠度和面得转角。 图1.33 主轴垂直方向受力示意图 在单独作用下： 式中材料的弹性模量，MPa，40Cr的弹性模量MPa； 惯性距，。则 所以，该轴满足弯曲刚度要求。（2）扭转刚度校核 （1.9）式中最大扭矩，Nmm，Nm；材料的剪切弹性模量，GPa，GPa；极惯性矩，只与截面尺寸有关的几何量，。对于截面：可见，该轴满足扭转刚度要求。5.6 滚动轴承寿命的校核 动轴承在工作一段时间后，可能出现的失效形式是接触表面发生疲劳点蚀。此现象产生的条件是滚动轴承在运转后，滚动体与内外圈滚道接触处产生变化的接触应力，应力足够大的循环次数达到一定值。对于一般在正常工作状态下运转的轴承，疲劳点蚀是主要的失效形式，应按此进行寿命计算。其目的是保证选用适当的轴承在给定的运转条件下能够实现预期的寿命。（1）轴承的受力分析齿轮轴上的齿轮均为直齿轮，因此轴两端的轴承只受径向力。而蜗杆轴与涡轮轴的轴承同时还受到轴向力。 齿轮轴轴承受力分析。由之前的强度校核计算可知轴承的受力为： 蜗杆轴轴承的受力分析。按实际的工作载荷计算得轴承的受力为： 此外，右端轴承还受到轴向力： 主轴轴承的受力分析。由前面的讨论可知轴承的受力为： 此外，左端轴承还受轴向力：（2）轴承的选择及寿命校核 齿轮轴轴承的选择及寿命的校核。由于面得计算可知，齿轮轴上仅受径向力（轴向载荷基本为0），因此选用深沟球轴承，根据轴的直径分别选用轻窄列深沟球轴承104与202型。 轻（1）窄系列深沟球轴承104技术参数如下。 尺寸：，。 额定载荷：kN，kN 轻（2）窄系列深沟球轴承202型技术参数如下。尺寸：，。 安装尺寸：，。 额定载荷：Kn,kN。 校核轴承的使用寿命： （1.10）式中 轴承转速，r/min,r/min。寿命指数，对球轴承；额定动载荷，N；当量动载荷，N，。 由于轴向力可忽略，查设计手册，取，取，则 所以 由参考文献（6）可知，每天8h工作的机械和不经常满载工作的机械的轴承推荐使用寿命为1400030000h。所以，主轴两端的轴承满足使用要求。轴上受到齿轮和蜗轮的共同作用，因此轴承同时承受径想载荷与轴向载荷，根据轴的直径都选用轻（2）窄系列深沟球轴承204型。轻（2）窄系列深沟球轴承204型各项技术参数如下。尺寸：安装尺寸：额定载荷：KN，KN。校核左端轴承的使用寿命：由于轴向力可忽略，根据设计手册，取，同样由设计手册中取，则 (N)所以 校核右端轴承的使用寿命：由设计手册中取取由设计手册中取，则 (N)所以 所以，蜗杆轴两端的轴承满足使用要求。主轴承载的选择及寿命的校核。主轴上同时承受径向力与轴向力，但轴向力较小，由于轴向力作用于左端轴承，且根据轴的直径分别选用中（3）窄系列深沟球轴承310与轻（2）窄系列深沟球轴承212型。（2）窄系列深沟球轴承212型。 中（3）窄系列深沟球轴承310和项技术参数如下。 尺寸： ，。 安装尺寸：，。 额定载荷：kN，kN。 轻（2）窄系列深沟球轴承212型各项技术参数如下。 尺寸：， 安装尺寸：， 额定载荷：kN，kN。 校核左端轴承的使用寿命： （1.11） 式中轴承转速，r/min;寿命指数，对球轴承=3；额定动载荷，N；当量动载荷，N，。由设计手册取，取，同样由设计手册中取，则 （N）所以 校核右端轴承的使用寿命：由于轴向力可忽略，取，由设计手册取，则 （N）所以 所以，主轴两端的轴承满足使用要求。