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泸 州 职 业 技 术 学 院毕 业 论 文带式运输机传动装置设计（蜗杆）学生姓名所 在 系机械工程系班 级09级机电3班专 业机电一体化指导教师李洁2011年11月28日指导教师评阅书指导教师评语：建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）指导教师： （签名） 单位：（盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评语：建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）评阅教师： （签名） 单位：（盖章）年 月 日教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评语：评定成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）年 月 日教学系意见：系主任： （签名）年 月 日摘要随着机械行业的发展，机械行业已经发展到各个行业，机械行业的迅速发展为人类社会注入了力量。从日常生活到航天从农用到军用机械产品所产生的利益链已遍布全世界的各个角落无论多么先进的机械产品它都离不开传动。正如同行业中把机械传动分为四大部分：动力原件、执行原件、传动原件、操作控制原件。可见机械传动是组成机械的必要条件。本文将详细说明此机械传动的各个方面。因为需要一个带式传动装置的设计需要运用到蜗轮蜗杆，需要在环境恶劣的条件下稳定的连续工作，维护时间少周期长所以必须保证机械不出现故障安全第一首先从安全考虑，为了保证机械传动中不出现事故把主要的传动装置安装在箱体内，能保证安全的前提下还能起到保护零件。关键字 带式传动装置 蜗轮蜗杆 目录目录1第一章绪论31.1 论文背景31.2 论文研究的意义31.3 论文的主要内容4本论文的主要内容是如何设计带式运输机传动装置设计（蜗杆）41.4 本章小节4第二章传动装置的总体设计52.1 确定传动方案52.2 电动机的选择62.3 计算总传动比和分配各级传动比72.4 计算传动装置的运动和动力参数72.5 小结8第三章齿轮的设计93.1高速级涡轮蜗杆传动的设计计算93.2低速级齿轮传动的设计计算123.3小结16第四章轴的设计174.1蜗轮轴的设计17轴承的选择22轴的强度计算23精确校核轴的疲劳强度254.4小结32第五章箱体设计335.1箱体设计335.3小结35第六章密封与润滑36总结37参考文献1 38第一章绪论1.1 论文背景20世纪7080年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等。其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用上，减速机具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。1.2论文研究的意义在现代化的各种工业企业中，我们常常用到输送机，在矿山的井下巷道矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。古代中国的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形。各种工业企业在没有输送机以前人们都是靠体力来工作，效率低、速度慢，而且极度消耗体力。现在输送机机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。随着科学技术的飞速发展，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。这些特性大大减轻了人的劳动，通用性好，环境适应性强，也为个人和工厂生产节约了大量的时间。1.3 论文的主要内容本论文的主要内容是如何设计带式运输机传动装置设计（蜗杆）1.4 本章小节本章主要介绍了论文背景、论文研究的意义和主要内容，对减速器的优点及结构作了简要叙述，也对本设计的应用及概况进行了说明。第二章传动装置的总体设计2.1确定传动方案（一）、设计题目： 带式运输机传动装置设计（蜗杆）（二）、传动方案：所选传动方案如下图所示：1、 电动机 2、联轴器 3、减速器 4、联轴器 5、传动带 6、滚筒（三） 、原始数据：已知条件传动带工作拉力F/kN传动带速度V(m/s)滚筒直径D/mm参数51.6500(四)、工作条件与技术要求使用折旧期：8年；工作情况：两班倒，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；检修间隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2.2 电动机的选择1、电动机类型的选择根据动力源和工作的条件，选用Y系列三相异步电机 2 电动机功率的选择工作机所需的有效功率为:Pw=Fv/1000w=50001.6/10000.96=8.33Kw其中w为工作机传动效率为了计算电动机所需功率Pd,需确定传动效率设各传动效率分别为1(弹性联轴器)、2（蜗杆传动）、3（滚动轴承）、4（圆柱齿轮传动） =1223342=0.992 0.800.9830.97=0.716 电机所需的工作功率：Pd=Pw/=8.33/0.716=11.63KW 由表12-1选取电动机的额定功率为15kW3、电动机转速的选择选用常用同步转速1000r/min和1500r/min两种作对比： 工作转速nW =601000V/D =600001.6/3.14500=61.14r/min总传动比i=nm/nw,其中nm为电动机的满载转速。现将两种电动机有关数据列于下表比较：型号额定功率/kW满载转速/(r/min)同步转速总传动带比Y160L -415kW1460150023.87Y180L-615960100015.7由表可知Y160L-4的传动比过大，为了合理的分配传动比，提到传动效率决定选择Y180L-64、电动机型号的选择根据电动机动率和同步转速，选定电动机型号为Y180L-6，查表17-1可知电动机的机座中心高为180mm,2.3 计算总传动比和分配各级传动比现总传动比i=15.7,为了提高传动效率，低速级圆柱齿轮传动比可取i2=0.05i=0.0515.7=0.78，则i1=i/i2=15.7/0.78=20.122.4 计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速的计算nm=960r/minn1=nm=960r/minn2=n1/i1=960/20.12=47.71r/minn3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/minn4=n3=61.16r/min2、各轴输入功率计算Pd=11.63KwP1=pd1=11.630.99=11.51kWP2=p123=11.510.800.98=9.02kWP3=p234=9.020.980.97=8.57kWP4=p313=8.570.990.98=8.31Kw3、各轴的输入转矩计算Td=9550pd/nm=955011.63/960Nm=115.69NmT1=9550p1/n1=955011.51/960Nm=114.50NmT2=9550p2/n2=95509.02/47.71Nm=1805.5NmT3=9550p3/n3=95508.57/61.16Nm=1338.18NmT4=9550p4/n4=95508.31/61.16Nm=1297.58Nm将各轴的运动和动力参数列于下表：编号转速n/(r/min)功率/Kw转矩/Nm0 96011.63115.69196011.51114.50247.719.021805.5361.168.571338.18461.168.311297.58其中，传动比i1=20.12,i2=0.782.5小结本章主要介绍了传动装置的设计，其中包括电动机的选择、传动比的分配及传动装置动力参数的计算第三章 齿轮的设计3.1高速级涡轮蜗杆传动的设计计算（1） 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。（2）齿轮材料，热处理及精度 蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为45-55HRC涡轮：铸锡磷青铜ZCuSnIopl，金属模制造，齿芯用灰铸铁HT100（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轻度，传动中心距为：KT2(ZZ/H)1/3 1） 确定作用在涡轮上的转矩T2按Z1=2，估取效率=0.8，则 T2=9.55106P2/n2=9.55106P/(n1/i1)=9.5510640.8/960/20.03=637622Nmm2）确定载荷系数K取载荷分布不均系数K=1；机械设计表11-5选取使用系数K=1;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则K=KAKKV=111.053）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa 。4）确定接触系数Z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，从机械设计图11-18中可查得Z=2.9.5）确定许用接触应力 H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSnIopl，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表机械设计表11-7中查得蜗杆的基本许用应力H=268Mpa.使用寿命Lh=30088=19200h应力循环次数N=60jn2Lh=60147.93192005.52107寿命系数KHn=107/5.521071/8=0.8077则H=KHnH1=0.8077268Mpa=216.46Mpa6）计算中心距a1.05637622(1602.9/216.46)2 1/3mm=145.438mm取中心距a=160mm,因i1=20.12，从机械设计表11-2中取模数m=6.3mm,蜗杆分度圆直径d1=63mm.这时d1/a=0.39,从机械设计图11-18中可查得接触系数Z1=2.76，因为Z1Z，因此以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要设计参数于几何尺寸1）蜗杆轴向齿距Pa=m=3.146.3=19.782mm直径系数q=d1/m=63/6.3=10齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=63+216.3=75.6mm齿根圆直径df1=d1-2m(ha*+c*)=63-26.3(1+0.2)=47.88mm分度圆导程角=111836蜗杆轴向齿厚sa=m=9.896mm2）蜗轮蜗轮齿数Z2=41；变位系数X2=-0.1032；验算传动比i= Z2/ Z1=41/2=20.5,这时传动比误差为（20.5-20.03）/20.03=0.025=2.3%是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mz2=6.341mm=258.3mm蜗轮喉圆直径为：Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=258.3+26.3(1-0.1032)mm=269.6mm蜗轮齿根圆直径为：Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=258.3-26.3(1+0.1.32+0.2)mm=241.88mm蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2da2=(160-1/2269.6)mm=25.2mm(5)校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2/d1d2m=YFa2YF当量齿数zr2=z2/cos3=41/(cos11.31)=43.48根据x2=-0.1032, zr2=43.48,从机械设计图11-19中可查得齿形系数YFa2=2.46螺旋角系数Y=1-（11.31/140）=0.9192许用弯曲应力F= F Km从机械设计表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蜗轮的基本许用应力F1=56MpaKFN=(106/5.52107)1/9=0.64寿命系数F=560.64Mpa=35.84MpaF=1.531.05637622/63258.36.32.460.9192Mpa=22.59Mpa弯曲强度满足。 （6）验算效率=（0.950.96）tan/tan(+) 已知=111836=11.31；=arctanfv;fv与相对滑动速度vs有关。Vs=d1n1/601000cos=63960/601000cos11.31=3.229m/s从机械设计表11-18中用插值法查得fv=0.024、v=1.3667;带入式中得=0.849，大于原估计值，因此不用重算。蜗杆速度v=d1n/601000=63960/601000=3.17m/s（7） 校核蜗杆的齿面接触强度对于青铜或铸铁蜗轮与铜蜗杆配对时材料弹性系数Ze=160MP2接触系数Z=2.74载荷系数K=1.05（载荷平稳）蜗轮实际转矩T2=637622Nmm许用接触应力 H=216.46Mpa校核蜗轮齿面接触疲劳强度H=ZeZ(KT2/a3)=1602.74(1.05637622/1603)Mpa=177.242MpaH=216.46Mpa即齿面强度足够。（8） 热平衡校核，初步估计散热面积A估算箱体的散热面积：S=1000P(1-)/ad(t0-ta)=10003.932(1-0.894)/15(65-20)=0.617m2其中，P为蜗杆传递功率，为蜗杆传递效率，ad为箱体的表面传热系数，取15W/(m2K);t0为油的工作温度，取65度；ta为周围空气温度，取20度。（9） 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988。 蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加抬肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。蜗轮蜗杆的配合面表面粗糙度，Ra的上限值取0.8um,用去除材料的方法获得表面粗糙度。3.2低速级齿轮传动的设计计算（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。由机械设计表6-4选择小齿轮材料为45钢（调制），平均硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，二者硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=i2Z1=2.0924=50.16,取Z2=51.齿数比U=51/24=2.125。5）初选螺旋角=14。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（6-28）dif2(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 1)确定公式内的各计算数值1、 试选载荷系数Kt=1.62、 由机械设计表6-5选取区域系数ZH=2.433.3、 同理查得1=0.770，2=0.84；则1+2=1.61。4、 小齿轮传递的转矩T1=T2=614.28N.m=614103N.m=6.1428105N.m 5、由机械设计表6-9款系数d=16、 由机械设计表6-6料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/27、 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1=550Mpa；接触疲劳强度极限HLIM2=390Mpa.8、 计算应力循环次数 N1=60n2jLh=5.521536107 N1=N1/u=2.5981079、查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.98,KHN2=1.0810、计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1. H1=KHN1HLIM1/S=0.98550(MPa)=539Mpa H2=KHN2HLIM1/S=1.08550(MPa)=421.2Mpa H=H1+H2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa2）计算 1、试算小齿轮分度圆直径dd1， dd12(KtT1(u+1)/duZHZ/H2)1/3=21.66.1428105(2.125+1)/1.6332.125(2.433189.8/480.1)21/3=117.855mm2、计算圆周速度v。V=3.14dn/60000=3.14117.85547.93/60000m/s=0.296m/s因为m/s，故取级精度合适。3、计算齿宽b及模数mnt。b=dd1t=1117.855mm=117.855mmm nt =d1tcos14/Z=117.855cos14/24mm=4.76mm4、齿高h=2.25m nt=2.254.76mm=10.71mm b/h=117.855/10.71=11。5、 计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.903。6、 计算载荷系数K由表查得：使用系数KA=1;根据v=0.296m/s,8级精度。动载荷系数KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得8级精度、调质小齿轮相对支承非对称布置时：KH=1.15+0.18(1+0.62D)2D+0.3110-370.557=1.46根据b/h=11、KH=1.46，由机械设计查表得KH=1.4。故载荷系数K=KAKVKH=11.031.41.46=2.105.7、 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=dif(K/KT)1/3=117.855(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm8、 计算模数mn=d1cos2/z1=129.14cos14/24mm=5.22mm(3) 按齿根弯曲疲劳强度设计mt(2KT1YCOS2YFAYSA/DZ21a)1) 确定计算参数1、计算载荷系数K=KAKVKFAKF=11.031.41.4=2.01882、 根据纵向重合度=1.903，从机械设计表查得螺旋角影响系数Y=0.88。3、 计算当量齿数ZV1=Z1/cos3=24/cos314=26.27 ZV2=Z2/cos3=51/cos314=55.83。4、 查取齿形系数及应力校正系数由机械设计表查得YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。5、 由机械设计图10-20和图10-20b按齿面硬度分别查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=325Mpa.6、 由机械设计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95，KFN2=0.967、 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1FE1/S=257.857MpaF2=KFN2FE2/S=222.857Mpa8、 计算大小齿轮的F并加以比较YFA1YSA1/F1=2.5921.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/F2=2.3191.717/222.857=0.018,大齿轮的数值大。2） 计算（按大齿轮）mt2KT1Ycos2YFAYSA/dz12aF1/3=22.01886.14281030.88cos2140.018/12421.611/3=3.42mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。故可取由弯曲强度算得的模数3.42mm并就近圆整为标准值mn=3.5mm，而按接触强度算得的分度圆直径d1=129.14mm重新修正齿轮齿数，z1=d1cos/mn=129.14cos14/3.5=35.8,取z1=36,则z2=i2z1=2.0936=75.24,取z2=75.实际传动比i2=z2/z1=75/36=2.083,与原传动比基本一致。（4） 几何尺寸计算1） 中心距计算a=(z1+z2)mn/2cos=(36+75)3.5/2cos14=200.26mm,将中心距调整为200mm.2） 调整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)3.5/2200=13.772=1346193）计算大小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cos=363.5/cos134619=129.73d2=z2mn/cos=753.5/cos134619=270.274） 计算齿轮宽度b=dd1=1129.73=129.73mm,取b=130mm,则：B2=130mm,B1=135mm.5） 齿轮结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，齿轮传动的尺寸见下表：名称计算公式结果法面模数mn3.5法面压力角An20螺旋角134619齿数z1 z236 75传动比i22.03分度圆直径d1 d2129.73 270.27齿顶圆直径da1 da2136.73 277.27齿根圆直径df1 dd2120.98 261.52中心距a200齿宽B1 B2135 1303.3小结本章主要介绍了高速、低速齿轮的设计及其计算。第四章 轴的设计4.1蜗轮轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力 因为为普通用途中小功率减速器，轴主要传递蜗轮的转矩。故选轴的材料45号钢，调质处理。查机械设计表9.1可知：b=600MPa b-1=55Mpa（2）蜗轮轴上的功率PI =11.51kw 转速 n1=960r/min转矩T1=114.50 N转距T21085.5 N，（3）求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径d1 =63蜗轮分度圆直径 d2258.3而Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 N Fa1= Fr2=2T2 / d2=8.4N Fr1=Fr2tan=8.4tan20o=3.05N（4）初步确定轴的最小直径，取A0 =112，于是得dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112(11.51/960)1/3=38.5mm计算联轴器的转矩，取 KA=1.5Tc=KA T1=1.5114.5103 =171750N选用LT3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为315000N。半联轴器的孔径dI20，故取dI-II=20,半联轴器长度L52，半联轴器与配合的毂孔长度 L138轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度h=2.5mm, dII-III=25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=30mm,半联轴器与轴配合的孔长度L1 =38mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故I-II段的长度略短一些，现取LI-II =36mm2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受较大径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，并根据dII-III25mm,选取32306，其尺寸dDT=307227 故dIII-IV=dV-IV=30,而LIII-IV=LVII-VIII=50mm,轴肩高度h=3mm,因此dIV-V =dVI-VII=363）取蜗杆轴轴段直径dV-VI=75.6,蜗杆齿宽b1(10.5+z1)m=79,经磨削后b1 79+25=104,即LV-VI1414）轴承端盖的总宽度为25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离15mm，故LII-III =40mm5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取lIv-V = LVI-VII=65至此已初步确定轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按轴的直径查表查得平键截面bh=6mm6mm ，长为L=25mm ，半联轴器与轴的配合为;所以滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的（3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角145。各轴肩处的圆角半径取R1。（4）.轴的强度计算1） 求两轴承受到的径向载荷Fr1 和 Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则2） 求两轴承的计算轴向力Fa1 和Fa2对于圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承的派生轴向力， 其中，Y是对应表13-5中 的Y值，其值由轴承手册查出。手册上查的32306的基本额定载荷C=81500N, Co=96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得按式（1311）得Fa1= Fd2+Fa1=3552.3NFa21= Fd2=135.3N因为故X=0.4, Y=1.9;,故X=1, Y=0;因轴承运转过程中载荷较平稳，查表，fp =1.1。则P1= fp(X1 Fr1+Y1 Fa1)=7899.9NP2= fp(X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N3） 验算轴承寿命因为P2P1，所以按轴承1的受力大小验算Lk=106/60n(C/ P1)Z=38390h19200h 故所选选轴承满足寿命要求。首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30313型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18.9mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。载荷垂直面V水平面H支反力FFr1=1081N,Fr1=514.3NFr1H =Fr1H=444.5N弯矩MMr1=145937.7N.mm，Mr2=38298.7 N.mmMH=65830.4 N.mm总弯矩M1=(145937.72+65830.42)1/2=160098 N.mmM2=(38298.7 2+65830.42)1/2=7616 N.mm扭矩TT=280000 N.mm4）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取a=0.6 ，轴的计算应力为已知选用轴的材料为45钢，调质处理，查表0.6得-1=60MPa。因此ca -1，故安全。4.2蜗杆轴的设计计算1.蜗杆轴上的功率PII=9.02kw ，转速nII=47.71r/min，转矩 TII1805N 轴III上的功率PIII=8.57kw,转速NIII=61.16r/min，转矩TIII1338.182.求作用在齿轮上的力蜗轮：Fa2= Ft1=2T1 /d1=2114.5/63=3.63NFt2= Fa1=2T2 /d2=21085.5/302.4=7.19NFr2= Fr1= Ft2 tan=7.19 tan 200=2.61N小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径d2齿=270.27mmFt3= Ft3=2T3 /d2齿=21338.18/270.27=9.9NFr3= Fr4= Ft3 tan/=9.9tan 200/=3.5NFa3= Fa4= Ft3 tan 14828=3.5tan 14828 =109N3.初步确定轴的最小直径，取A0=112dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112(4.14/38)1/3=53.4mm4.2.1轴承的选择1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据dI-II=50mm,选取7310B，其尺寸dDB=50mm110mm27mm 故dI-II= dv-vI=50,（2）取安装齿轮处的轴段直径dII-III = dIV-V=55mm,齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，蜗轮宽度B0.75da1=0.7575.6=56.7，取其宽度为56，故取LII-III =52mm,小齿轮B2 =106,故取LIV-V =102mm,齿轮采用轴肩定位，轴肩高度h=5mm, dIII-IV =65mm, LIII-IV =40（3）为了保证蜗轮蜗杆、直齿的啮合，取蜗轮端面到内机壁的距离a1=22mm ；为了保证直齿的啮合，取小齿轮端面到内机壁的距离a2=9mm ；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离2 ,取2=10mm，已知滚动轴承宽度B=27mm ，则LI-II =T+2+ a1 +(5652)=63mm,LV-VI=T+2 + a2 +(106102)=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位按轴的最小直径查得平键截面 bh=16mm10mm，长为L=45mm ，半联轴器与轴的配合为;所以滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的（5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角245。各轴肩处的圆角半径取R2。4.2.2轴的强度计算（1） 求两轴承受到的径向载荷Fr1 和 Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则Fr1V=2824.8N Fr2V=1629.2NFr1H=6128.7N Fr2H=-993.5N Fr1=( Fr1V2+Fr1H2)1/2= (2824.8 2+6128.72)1/2 =6728.4N Fr1=( Fr2V2+Fr2H2)1/2= (1629.2 2+6128.72)1/2 =1908N （2） 求两轴承的计算轴向力Fa1 和Fa2及轴上轴向力对于角接触球轴承7310B，按查表，轴承的派生轴向力Fd=1.14 Fr,其中，Y是对应表13-5中 的Y值，其值由轴承手册查出。手册上查的7310B的基本额定载荷C=68200N, Co=48000N。e=1.14，Fac=Fa3-Fa2=1265.7N因此可得Fd1=1.14 Fr=7693NFd2=1.14 Fr2=2175N所以 Fa1=Fd1=7693N Fd2=Fd1-Fac=6227.3N因为Fa1/ Fr1=1.14e;故X=1, Y=0；Fa2/ Fr2=3.37e,故X=0.35,Y=0.57；因轴承运转过程中载荷较平稳，按表136，fp =1.1。则P1= fp(X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432NP2= fp(X2 Fr2+Y2 Fa2)=4764.5N（3） 验算轴承寿命因为P1 P2 ，所以按轴承1的的受力大小验算Lh=106/60n(C/ P1)Z=138250h19200h 故所选选轴承满足寿命要求。首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于角接触球轴承7310B，由手册中查得a=47.5mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中载荷垂直面V水平面H支反力FFr1=6748.4N,Fr1=1908NFr1H=6128.7N,Fr2H=-993.5N弯矩MMr1左=-111579.6N.mm，Mr1右=-4921.9 N.mmMr2左=-30910.6 N.mmMr2右=83903.8 N.mmMH1=242083.7 N.mmMH2=51165.3 N.mm总弯矩M1左=(111579.62+242083.72)1/2=266561N.mmM1右=(4921.9 2+242083.72)1/2=242133 N.mmM2左=(51165.32+30910.62)1/2M2右=(30910.62+51165.3 2)1/2=98273.8 N.mm扭矩TT=441280N.mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。应取a=0.6 ，轴的计算应力为已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1 =60MPa。因此ca -1， ，故安全。4.2.3精确校核轴的疲劳强度1判断截面II左右两侧为危险截面2、截面II左侧抗弯截面系数W=0.1d3 =0.1503=12500mm3 抗扭截面系数W =0.2 d3=0.250 3=25000 mm 3截面II左侧的弯矩M为M=111579.624/52=51498.3Nmm截面II上的扭矩T=441280Nmm截面上的弯曲应力=M/W=13.9Mpa截面上的扭转切应力t= T/ Wt =209000/18225=4.12Mpa轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得H=640Mpa, -1 =275Mpa, t-1=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a 及r按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,经插值后可查得ca=2.0，r =1.36轴的材料的敏性系数为q =0.82 qr=0.85故有效应力集中系数为kt=1+ qr (-1)=1.82 kr=1+ qr(r -1)=1.306由尺寸系数=0.63.扭转尺寸系数r =0.78轴按磨削加工，可得表面质量系数=r =0.92轴未经表面强化处理，即q =1，则得综合系数为 K= k/ +1/ -1=2.99 Kr = kr /r +1/r -1=1.76碳钢的特性系数1 =0.10.2，取1 =0.1 2=0.050.1，取r=0.05计算安全系数S 值，则得： S 1=-1 /（Ka+a）=6.62 S2 =t-1 /（Krta+rtm）=14.93 S =（S1 S2 ）/（S12+ S12） =6.05,S=1.5故可知其安全截面II右端抗弯截面系数W=0.1d3 =0.1553=16638mm3 抗扭截面系数W =0.2 d 3=0.2553=33275mm3弯矩M及弯曲应力为：M=51498.3Nmm b=M/W=113.9Mpa扭矩T及扭转切应力为：T=441280Nmm t= T / W =4.12Mpa过盈配合处的k / ，用插值法求出，并取kt /r=0.8 kc/，得k/=3.16 k r/r=0.8 k/=2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为=r =0.92故得综合系数为：K= k/ +1/ -1=3.25 Kr = kr /r +1/r -1=2.62因此，轴在截面IV右侧的安全系数为： S 1=-1 /（Ka+a）=6.09 S2 =t-1 /（Krta+rtm）=15 S =（S1 S2 ）/（S12+ S12） =6.05,S=1.5故该轴在截面II右侧的强度也足够4.3齿轮轴的设计计算1.齿轮轴上的功率PIII=8.57kw ，转速nIII=61.16r/min，转矩 TIII1338.18N 2.求作用在齿轮上的力小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径d2齿=270.27mmFt4= Ft3=2T3 /d2齿=21338.18/270.27=9.9NFr4= Fr3= Ft3 tan/=9.9tan 200/=3.5NFa4= Fa3= Ft3 tan 14828=9.9tan 14828 =109N3.初步确定轴的最小直径，取A0=112dmin= A0(P3/ n3)1/3= 112(3.98/76)1/3=41.9mm计算联轴器的转矩，取 KA=1.3Tc=KA T3=1.356104 =728000N选用HL7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63000N。半联轴器的孔径dI70，故取dI-II=70,半联轴器长度L142，半联轴器与配合的毂孔长度 L11074轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段左端需制定一轴肩，轴肩高度h=3mm,DII-III =76mm; 右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=68mm,半联轴器与轴配合的孔长度L1 =112mm,故I-II段的长度略短一些，现取LI-II=108mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据dII-III=76,选取7016AC轴承，其尺寸dDB=80mm125mm22mm故dIII-IVdVII-VIII =803）取安装大齿轮处的轴段直径dVI-VII=55mm,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，其宽度为100，故取LV-VI =96mm,齿轮的采用轴环定位，轴环高度h=6mm, dV-VI=87mm, LV-VI=94）轴承端盖的总宽度为47mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离15mm，故LII-III =62mm5）为了保证斜齿的啮合，取齿轮端面到内机壁的距离 a=12mm；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离2 ,取2 =10mm，已知滚动轴承宽度B=24mm ，则LIII-IV =B+2 + a=46mm,Lv-vI=B+2 + a+(10096)=50mm至此已初步确定轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，按轴的最小直径查得平键截面 bh=18mm11mm，长为L=90mm ，半联轴器与轴的配合为;按轴的直径查得平键截面 bh=20mm12mm，长为L=80mm ，半联轴器与轴的配合为，所以滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的7）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角245。各轴肩处的圆角半径取R2。8）精确校核轴的疲劳强度1、判断截面VII左右两侧为危险截面2、截面VII右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1703 =34300mm 3抗扭截面系数Wt =0.2 d3 =0.250 3=68600 mm3截面VII右侧的弯矩M为M=510009.7(86-48)/86=225353.13Nmm截面VII上的扭矩T=1270000Nmm截面上的弯曲应力b=M/W=6.57Mpa截面上的扭转切应力tT= T/ W t=209000/18225=18.51Mpa轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得H=640Mpa, -1=275Mpa, -1=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a及ar 按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,经插值后可查得a=2.0，ar =1.32轴的材料的敏性系数为q =0.82 qr=0.85故有效应力集中系数为kt=1+ qr (-1)=1.82 kr=1+ qr(r -1)=1.272由尺寸系数=0.68.r =81轴按磨削加工，可得表面质量系数=r =0.92轴未经表面强化处理，即q =1，则得综合系数为 K= k/ +1/ -1=2.76 Kr = kr /r +1/r -1=1.66碳钢的特性系数1 =0.10.2，取1 =0.1 2=0.050.1，取r=0.05计算安全系数S 值，则得： S 1=-1 /（Ka+a）=14.42 S2 =t-1 /（Krta+rtm）=9.97 S =（S1 S2 ）/（S12+ S12）1/2 =8.1S=1.5故可知其安全截面VII左端抗弯截面系数W=0.1d3 =0.1753=42188mm3 抗扭截面系数WT =0.2 d3=0.2753=84375mm 3弯矩M及弯曲应力为：M=225353.1Nmm b=M/W=5.34Mpa扭矩T及扭转切应力为：T=12700000Nmm tT= T2 / WT =15Mpa过盈配合处的k / ，用插值法求出，并取kt /r=0.8 kc/，得k/=3.16 k r/r=0.8 k/=2.53轴按磨削加工，得表面质量系数为=r =0.92故得综合系数为：K= k/ +1/ -1=3.25Kr = kr /r +1/r -1=2.62因此，轴在截面IV右侧的安全系数为： S 1=-1 /（Ka+a）=15.1S2 =t-1 /（Krta+rtm）=7.74 S =（S1 S2 ）/（S12+ S12） =6.97, S=1.54.4小结本章主要介绍了蜗轮轴、蜗杆轴、齿轮轴的设计、计算及校核第五章 箱体设计5.1箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚28机盖壁厚19.3机座凸缘厚度b17机盖凸缘厚度b117机座底凸缘厚度b215地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d210连接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d38定位销直径d14df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df，d1 d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R114箱座高度H230外机壁至轴承座端面距离l160大齿轮顶圆与内机壁距离12
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