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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑学 院毕 业 设 计 (论 文 ) 汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机设计学 号： 姓 名： 专 业： 系 别：指导教师：二一五年六月I目 录摘 要 .IIIAbstract .IV第一章 绪论 .11.1 研究背景以意义 .11.2 汽车安全带概述 .11.2.1 定义 .11.2.2 起源 .11.2.3 基本结构和功能 .11.3 主要研究内容 .5第二章 总体方案设计 .62.1 安全带参数分析 .62.2 蜗簧疲劳特性试验要求分析 .62.3 蜗簧疲劳特性试验机方案设计 .6第三章 总体参数选定与计算 .83.1 安全带疲劳试验机技术参数选定 .83.2 电动机的选择 .83.2.1 电动机类型的选择 .83.2.2 电动机功率的选择 .83.2.3 电动机转速的选择 .93.3 运动和动力参数计算 .103.3.1 传动比计算 .103.3.2 各轴的转速 .103.3.3 各轴的输入功率 .113.3.4 各轴的输入转矩 .11第四章 主要零部件的设计与选择 .124.1 涡轮减速器的设计 .124.1.1 涡轮蜗杆传动的设计 .124.1.2 轴的设计计算 .14II4.1.3 轴承的选择与校核 .184.1.4 键的选择与校核 .184.1.5 箱体结构设计 .194.2 联轴器的选用 .214.3 曲柄的设计 .214.4 平带传动设计 .224.5 辘轳轴及轴上零件设计 .244.5.1 材料的选择 .244.5.2 结构尺寸设计 .244.5.3 校核计算 .244.6 支承座设计 .27结 论 .29参考文献 .30致 谢 .31III摘 要汽车安全带是安全乘驾必需的设施，其中蜗卷弹簧总成是安全带的核心部件，其作用是收放带长和在扯拉加速度达到一定值时进行自锁。而蜗卷弹簧的疲劳特性直接决定安全带在规定期限内的可靠性及有效性。本文正是设计汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机，其由底座、支架、电机、涡轮减速器、曲柄、滑轮、传动带、辘轳轴、支柱、升降轴等组成。本次设计首先，通过对汽车安全带及蜗卷弹簧结构及原理进行分析，并分析了蜗卷弹簧疲劳试验要求，在此分析基础上提出了汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机的设计方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过 AutoCAD 制图软件绘制了该疲劳试验机总装图、传动装置装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD 制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：安全带，蜗卷弹簧，疲劳，试验机IVAbstractCar seat belts are safe ride necessary facilities, including scroll spring seat belt assembly is the core component of its role is retractable belt length and self-locking in Chela acceleration reaches a certain value. The scroll spring fatigue characteristics directly determine the reliability and effectiveness of the seat belt within the stipulated period. This article is designed to seat belts worm spring fatigue characteristics test machine, which consists of a base, frame, motor, turbine reducer, cranks, pulleys, belts, pulley shaft, strut, lift shafts and other components.The design is first, by making the car seat belts and scroll spring structure and principle analysis, and analysis of the scroll spring fatigue test requirements, the analysis presented in this car seat belts worm spring fatigue testing machine design characteristics on the basis; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, all the major parts and components for the design and verification; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw a diagram of the fatigue test machine assembly, gear assembly drawing and major components Fig.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.Keywords: belts, scroll spring, fatigue testing machineVVIVIIVIII西安交通大学城市学院毕业设计（论文）1第一章 绪论1.1研究背景以意义汽车安全带是安全乘驾必需的设施，其中蜗卷弹簧总成是安全带的核心部件，其作用是收放带长和在扯拉加速度达到一定值时进行自锁。而蜗卷弹簧的疲劳特性直接决定安全带在规定期限内的可靠性及有效性。检测蜗卷弹簧疲劳特性是一项必须的重要工作。本课题的主要任务是按机械设计的功能与可靠性、经济性与工艺性、操作与安全性等要求，完成汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机设计。1.2汽车安全带概述1.2.1定义安全带具有织带、带扣、调节件以及将其固定在车内的附件，用于在车辆骤然减速或撞车时通过限制佩戴者身体的运动以减轻其伤害程度的总成，该总成一般称为安全带总成，它包括吸能或卷收织带的装置。1.2.2起源最早在 100 多年前，在欧美国家的马车座位上就已经有了安全带，以防止乘客从马车上被颠下来。1902 年 5 月 20 日，美国纽约举行汽车竞赛。参赛选手沃尔特贝克工程师害怕在激烈的车赛中翻车受伤，他从学步幼儿在童车里被布条系捆防止摔出车外的事例中受到启发，也在“鱼雷牌”赛车上钉上了几根绳带，参赛时把自己和同伴马达技工紧紧系好。竞赛进行中，高速飞驰的“鱼雷牌”赛车突然撞上一根垂直地面的钢轨，腾空跳起，坠入观众席，当场压死 2 人，伤 10 人，可是贝克和那位技工却安然无恙。这便是汽车安全带的起源。1922 年，赛车场上的跑车开始使用安全带，1955 年，美国福特汽车装备了安全带。而大多数使用的三点式安全带却是瑞典人尼波林于 1957 年发明的，他原来在做saab（萨博）的飞机设计工作，到了美国沃尔沃公司后发明了这个真正广泛应用的安全带。1.2.3基本结构和功能（1）安全带的基本结构西安交通大学城市学院毕业设计（论文）2轿车安全带一般由织带、安装固定件和卷收器等部件组成，具体结构见下图(三点紧急锁止式)：安全带固定螺栓 织带 锁舌 导向环 卷收器固定螺栓 卷收器 预张紧器 锁扣 高调器 导向片（2）安全带的组成部分1）织带：织带是构成安全带的主体，多用尼龙、聚脂、维尼纶等合成纤维原丝纺编织成宽约 50 毫米，厚约 1.5 毫米的带子。织带应保证作用在佩带者身体上的压力沿其全部宽度尽可能均匀分布，而且在负荷下不发生扭曲。织带的主要性能指标有抗拉强度、伸长率、能量吸收性、宽度、厚度、耐磨性、耐高温性、耐低温性、抗水性、耐磨色劳度、耐水色劳度、耐光色劳度、横向刚度、纵向刚度、燃烧性、气味性等。织带的抗拉强度（GB141661993）：类别 抗拉强度（ N）腰带 26700肩带 17700腰肩连续带 22300织带的宽度（GB141661993）：在拉伸载荷为 9810N 的拉力时，织带宽度不小于 46mm。织带伸长率（GB141661993）：在拉伸载荷达到 196N 状态下，在式样中间部位向两端各 100mm 处标明初始点，测定拉伸载荷为 11100N 时两端点之间的距离。伸长率不得大于下表要求： 西安交通大学城市学院毕业设计（论文）3类别 伸长率腰带 20肩带 40腰肩连续带 30织带的其他性能要求详见相关标准。2）安装固定件：安装固定件是与车体或座椅构件相连接的耳片、插件和螺栓等，它们的安装位置和牢固性，直接影响到安全带的保护效果和乘员的舒适感。特别注意的是，与织带直接接触的金属件应当经过适当的工艺处理消除锐边，可在锐边喷涂塑料，也可增加金属或塑料制的保护垫。3）卷收器：织带卷收机构一般由卷带筒和卷簧组件组成。卷带筒是用于收卷和储存织带的零件。它可以由金属冲压件组合而成，也可用铝合金压铸件。还有仅用于收卷作用的注塑件卷带筒。为了使卷带筒在卷绕织带时均衡，其中心缠绕织带的部分截面最好设计成螺旋曲线，其截面螺旋曲线的螺距应等于或略大于缠绕织带的厚度。卷簧组件的主要零件是卷簧，目前卷簧多为弹簧钢制成的螺旋式平卷簧，其作用是平稳地将拉出的织带卷回卷带筒。卷收力大小取决于卷簧转矩的大小。敏感机构：卷收器敏感机构分为织带拉出加速度敏感型、车辆加速度敏感型和复合敏感型。织带敏感型结构：它用织带轴上装配的惯性板感应织带的拉出加速度。当织带正常拉出和卷入时，惯性板和中心轴等是同步运动的，当织带拉出加速度达到一定值后，惯性板相对感应织带加速度用的棘爪有一滞后量，使棘爪被推动而与棘轮相啮合，以达到锁止的目的。车体敏感型结构：它使用钢球来感应车辆加速度和车体倾斜角度。当车辆加速度或车体倾斜角度达到一定值时，钢球滚动以推动棘爪与棘轮相啮合，从而达到锁止的目的。复合敏感型机构：复合敏感型机构是将上述两种敏感机构组合成一体的机构，可起双重保护作用，是目前普遍使用的结构。锁止机构：包括收卷机构锁止式、织带锁止式和预张紧机构。收卷机构锁止式：无论是通过车感和带感锁止，还是直接锁止卷轴或通过棘爪、棘轮来锁止卷带筒，都称为收卷机构锁止式。西安交通大学城市学院毕业设计（论文）4织带锁止式：是一种在卷收器上对织带进行架夹紧锁止的卷收器。可以减小卷收器在紧急锁止时织带的拉出长度，一般用于装有安全气囊的前排座椅。当敏感机构作用时，首先锁止卷轴，织带继续拉出时，只能向拉出方向拉动卷带筒，而不能使卷带筒旋转，此时浮动的卷带筒推动织带锁止机构夹紧织带，减少织带在卷带筒里拉出的长度。预张紧机构：预张紧机构一般由敏感机构和回拉机构组成。由于其制造成本高，一般仅用于装有安全气囊的前排座椅。敏感机构是触发回拉机构工作的一种装置，分机械式和电子式两种。回拉机构常用爆燃发生器产生高压气体作为回拉动力，实现织带的预张紧。一般预张紧织带长度为 80150mm。4）导向件导向件是用来改变织带方向的零件，便于安全带卷收器的布置，使安全带能紧贴乘员身体，有效地约束乘员身体运动，提高乘员佩带安全带的舒适性。但由于织带在通过导向件时弯曲变形并产生滑动阻力，要求导向件表面光滑、摩擦系数小、圆弧面曲率适中、减小织带在滑动时的变形和阻力。导向件的织带滑动表面通常有光滑的镀铬表面、包涂尼龙层表面、镶嵌式光滑金属环表面及包塑成型表面等。由于镶嵌金属环和包塑成型的导向件与织带接触的圆弧面大，因此织带拉出和回卷时阻力小。但在制造包塑成型的表面时，应使合模棱角处平滑，有时合模分型面处设计成凹陷状，以减小织带拉动时的阻力，避免拉毛织带。5）锁扣：锁扣是既能把乘员约束在安全带内，又能快速释放的连接装置。锁扣的分类及特点按按钮位置可分为两种：一是侧按式，二是顶按式。侧按式结构简单，但因按钮在锁体的外测，易于接触异物而造成误开锁，一般开启力较大。顶按式结构复杂，但强度较高，其开启性能稳定，而且在锁体内易于安装安全开关或警告灯开关，强制驾驶员使用安全带，若驾驶员不使用安全带，则车辆无法启动或警告灯告警。按连接方式可分为两种：刚性连接式和柔性连接式。柔性连接式又分为钢丝杆连接式和柔性织带连接式。西安交通大学城市学院毕业设计（论文）5刚性型锁扣：一般用于前座椅带扣。有时为了保护座椅，在与座椅面料接触处贴上保护塑料垫，或在刚性支架外面包塑料管或热塑管。钢丝型锁扣：钢丝外套塑料管或热塑管，一般用于后座连接较短的锁扣。织带型锁扣：一般用于后座的锁扣，当连接部分搁在座垫上不使用时，也便于将锁头移至合适的地方。由于带扣锁系统在动态碰撞时，受力非常大，因此当柔性织带于任何金属体连接时，要避免与金属锐边接触，可在锐边喷涂塑料，也可增加金属或塑料制的保护垫。锁舌分类及特点锁舌可分为两类：平板型锁舌和折湾型锁舌。平板型锁舌在闭锁时锁扣受力情况较好，在受力时不产生侧向力矩，且制造简单。折湾型锁舌在闭锁时按钮处空间增大，因此在快速解脱时操作方便。锁扣系统设计要点锁扣的设计应能排除任何不正确使用的可能性，例如后排中主座与边坐安全带锁舌应能防止误插，同时要特别保证锁扣不能处于部分啮合的位置，因此在带扣闭锁或打开的过程中感觉必须明确。锁扣与佩带者身体接触的区域其接触面积应不小于 20cm2，宽度不小于 46mm，以保证发生事故时不伤害乘客。在锁头按钮设计时，对于包围式锁扣按钮，其外露表面面积不小于 4.5 cm2，宽度不小于 15mm；对于非包围式锁扣按钮，其外露面积不小于 2.5 cm2，宽度不小于织带型锁扣 钢丝型锁扣 刚性型锁扣西安交通大学城市学院毕业设计（论文）610mm。按钮的表面应为红色，以示醒目警示。带锁扣材料：带扣体、锁止部件、锁舌等受力部件一般都采用高强度钢板，不能使用脆性材料，热处理后的金相组织是强度高、韧性大的金相组织；外罩及按钮多采用热塑性树脂，如 ABS 塑料、聚丙烯等；内部功能部件多用聚甲醛等。1.3主要研究内容（1）调研，明确汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机的功能和技术参数；（2）汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机功能、结构组成、工作原理分析；（3）汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机总体设计；（4）汽车安全带蜗簧疲劳特性试验机运动分析、运动设计及其组合设计；（5）课题工作总结和撰写论文。第二章 总体方案设计2.1安全带参数分析（1）织带参数主要材料是聚酯,宽度一般在 48mm 左右，厚度为 11.5mm（2）卷收器（蜗簧）参数卷受力：1N7N ；卷收自锁条件：当承受 0.7g 以上的加速度是，进行锁止。2.2 蜗簧疲劳特性试验要求分析蜗卷弹簧疲劳特性的试验原理方法：即将蜗卷弹簧在一定的速度范围内反复进行旋紧与释放（旋紧的程度依不同规格而定） ，直至失效为止。将其承受交变应力作用的次数用作横梁弹簧的抗疲劳特性，车用安全带所用卷簧的抗疲劳参数在数万次以上。国内外通常采取对车用安全带总成产品进行试验的方式，以检测所用蜗卷弹簧的疲劳指数。通观现有的检测设备，缺乏统一性与标准特征，多为各厂根据产品需求的设计要求与自身条件自行设计。从结构原理方面，大多数采用“曲柄滑块机构”原理，也有少数采用“曲柄摇杆机构” ，将动力机（或减速装置）的圆周运动转变为往复直线运动或往复摆动。再利用往复直线运动或往复摆动实施对蜗卷弹簧的收紧与释放。由于往复直线运动行程大多要求 12m 范围，而“曲柄滑块机构”中直线运动行程为曲柄半西安交通大学城市学院毕业设计（论文）7径的 2 倍，因此设备体积较大（尤其以卧式更甚） ，同时由于滑块结构的设置，不仅提升加工精度要求高，而且“移动副”的摩擦作用，致使机械效率低下。另外，欲实施对多件的同时检测，不仅进一步增大设备所占用空间，也致使相关部件受力更趋于不合理。2.3蜗簧疲劳特性试验机方案设计为了实现上述目的，本次设计的蜗簧疲劳特性试验机方案是：包括底座、安装在底座上的支架、电机、涡轮减速器、曲柄、滑轮、传动带、传送带一端绕在辘轳轴上，传动带另一端绕过曲柄上的滑轮上后固定在位于支架上的支柱上。辘轳轴安装在支承座上，支承座设置在支架上端，辘轳轴上绕设有左升降带和与左升降带间隔设置的右升降带，左升降带和右升降带下端套设升降轴。方案简图如下所示：图 2-1 蜗簧疲劳特性试验机方案简图西安交通大学城市学院毕业设计（论文）8第三章 总体参数选定与计算3.1安全带疲劳试验机技术参数选定已知参数：（1）织带参数主要材料是聚酯,宽度一般在 48mm 左右，厚度为 11.5mm（2）卷收器（蜗簧）参数卷受力：1N7N ；卷收自锁条件：当承受 0.7g 以上的加速度是，进行锁止。根据上述已知参数结合国内外各厂自行设计的安全带疲劳试验机，选定本次设计的疲劳试验机技术参数如下：（1）安全带升降行程：1.2m（2）安全带升降速度行程：0.81m/s（3）安全带宽度：50mm，厚度：1.5mm3.2电动机的选择3.2.1电动机类型的选择由于负载比较平稳，对启动、制动无特殊要求，因此选用 Y 系列三相交流异步电动机。西安交通大学城市学院毕业设计（论文）9Y 系列三相交流异步电动机具有高效、节能、起动转矩高、噪声小、可靠性高、寿命长等优点。安装尺寸和功率等级也完全符合 IEC 标准，一般用于无特殊要求的机械设备4。3.2.2 电动机功率的选择标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。功率选得过大则电动机的价格高，能力又得不到充分发挥，而且由于电动机经常不在满载下运转，其效率和功率因素都较低而造成能源的浪费。对于载荷比较稳定，连续运转的机械，通常只需使电动机的额定功率等于或稍大于所需电动机的工作功率 ，即 ，而不必校验电动机的发热和启动转矩。dPde根据调研国内外各厂自行设计的安全带疲劳试验机，选定本次设计的疲劳试验机电机功率为：1.1KW 。3.2.3 电动机转速的选择额定功率相同的同类型电动机，可能有不同的转速。Y 系列三相交流异步电动机有四种常用的同步转速，即 3000r/min、1500r/min、1000r/min 、750r/min，低转速电动机的级数多，外廓尺寸及重量都比较大，价格高，但可使传动装置总传动比及尺寸较小；高转速电动机则相反。因此确定电动机转速时，应进行分析比较，以确定合理的电动机转速。一般来说，如果没有特殊要求通常选择同步转速为 1500r/min 或1000r/min 的电动机5。为了设计出合理的传动装置，电动机转速的选择范围可以通过各个传动副的传动比范围和工作机的转速要求来推算出，即（3.6）wadni式中： 电动机可选转速范围；dn传动装置总传动比的合理范围；ai西安交通大学城市学院毕业设计（论文）10工作机转速。wn蜗杆传动推荐的传动比范围 860，上述已选定：（1）安全带升降行程：1.2m（2）安全带升降速度行程：0.81m/s故： =2025r/min2.1)80(6wn由式（3.6）可算得电动机转速的可选范围为：=（860）（2025）=160r/min 1500r/mind 符合这一范围的常用同步转速有 1500r/min、1000r/min、750r/min 三种。由于之前已算得电动机的额定功率为 1.1kW，符合这一转速范围的同步转速只有1500r/min、1000r/min 两种。以两种方案作比较，结果如表 2.1 所示。表 2.1 电动机方案表方案 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 电动机重量 总传动比1 Y90S-4 1.1 1500 1400 22 56702 Y90L-6 1.1 1000 910 25 36.445.5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、传动比等因素，第 2 种方案比较合适，选定电动机型号为 Y90L-6，其主要技术参数列于表 2.2。表 2.2 Y90L-6 电动机主要技术参数满载时电动机型号 额的功率（kW） 转速（r/min）电流（A） 效率（% ） 功率因素Y90L-6 1.1 910 4 77.5 0.74Y90L-6 电动机主要外形尺寸和安装尺寸如下图 3-1 所示。西安交通大学城市学院毕业设计（论文）11图 3-1 电动机外形、安装尺寸简图按图 3-1 所示，Y90L-6 电动机主要外形尺寸和安装尺寸如下表 3-1 所示。表 3-1 Y90S-6 电动机主要外形尺寸和安装尺寸H A B C D E F G K AA AC AB AD HD L90 140 100 56 24 50 8 20 10 62 195 180 155 250 3203.3运动和动力参数计算3.3.1传动比计算满载转速 。故总传动比为：min/910rnm 415.4.3625 iiw 取 ， 结 合 涡 轮 传 动 比 系 列3.3.2各轴的转速1 轴 min/9101rn2 轴 i/2.42i3.3.3各轴的输入功率1 轴 kwP089.1.101 2 轴 62.3223.3.4各轴的输入转矩电机轴 mNnPT 54.190.59500西安交通大学城市学院毕业设计（论文）121 轴 mNnPT 43.1908.5950112 轴 2.7.2622整理列表轴名功率 kwP/转矩 mNT/转速 in)/(r传动比电机轴 1.1 11.54 9101 轴 1.089 11.43 910 12 轴 0.862 370.82 22.2 41第四章 主要零部件的设计与选择4.1涡轮减速器的设计4.1.1涡轮蜗杆传动的设计（1）选择蜗杆传动类型因为蜗轮蜗杆传动的特点，并考虑到传动系统空间的布置，和啮合等特点选择为圆柱蜗杆传动。并根据 GB/T 10085-1998 的推荐，在此传动系统中采用渐开线蜗杆（ZI 蜗杆） 。（2）选择材料因为考虑到蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，所以蜗杆用 45 钢；又因希望效西安交通大学城市学院毕业设计（论文）13率高些，耐磨性好些，所以蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度选为 45-55 HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，用金属模铸造。并且为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，但轮芯用灰铸铁 HT100 制造。（3）按齿面接触疲劳强度进行设计从根据闭式蜗杆传动的设计准则，首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。由机械设计中式（11-12） ，传动中心距为：（4.1）232)(HPEZKTa（a）确定作用在蜗轮上的转矩 T1上述计算可知：T1=370.82Nm（b）确定载荷系数 K因为工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数 K =1;由表 11-5 选取使用系数K=1.15 ；由于转速一般不高，冲击载荷也不大，可取动载荷系数 Kv=1.05；则K=KK Kv=1.05 1.151=1.21（b）确定弹性影响系数 ZE因为选用的蜗轮材料是铸锡磷青铜，蜗杆材料是 45 号钢，因此弹性影响系数ZE=160MPa1/2（d）确定接触系数 Zp我们先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值为 d1/a=0.35，因此我们可以从机械设计图 11-18 中可查到：Zp=2.9。（e）确定许用接触应力 H因为根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，采用金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，因此我们可以从 机械设计表 11-7 中查到蜗轮的基本许用应力是：H=268MPA。（f）计算循环次数：N=60jn1Lh=601910/4112000=3.2107（g）寿命系数: 西安交通大学城市学院毕业设计（论文）14KHN= =0.86587102.3则： H = KHN H=0.865268MPa=231.8MPa（h）计算中心距= =121.6mm232)(HPEZKTa3 238.196082.701. 考虑到本次设计中传动系统的空间布局，涡轮转速较低，所需功率较低的特殊性，因此为了设计的合理性选取中心距 a=125，因为传动比为：i=41 ，因此我们可以从机械设计表 11-2 中取模数 m=5，蜗杆分度圆直径： d1=50mm。这时 d1/a=0.4，从机械设计图 11-18 中可查得接触系数 Zp=2.74，所以 ZpZp，所以以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（a）蜗杆蜗杆的主要参数与几何尺寸如表 4.1 所示：表 4.1 蜗杆几何参数名称 代号 计算数值蜗杆的头数 Z1 1蜗杆直径的系数 q 10蜗杆分度圆的直径 d1 50蜗杆齿顶圆的直径 da1 60蜗杆齿根圆的直径 df1 38蜗杆轴向的齿距 pa 16分度圆的导程角 111836（b）蜗轮蜗轮的主要参数与几何尺寸如表 4.2 所示：表 4.2 蜗轮几何参数名称 代号 计算数值蜗轮的齿数 Z2 41涡轮分度圆的直径 d2 205蜗轮齿根圆的直径 df2 188蜗轮喉圆的直径 da2 210西安交通大学城市学院毕业设计（论文）15变位系数 X2 -0.5涡轮的宽度 B 40（5）校核弯曲疲劳强度（4.2）F2Fa1F53.YmdKT当量齿数：zv2=z2/cos3 =41/（cos111836 ）3=42.42因为 x2=-0.5，zv2=42.42， 从机械设计 图 11-19 中查到齿形的系数YFA2=2.87。所以螺旋角的系数： YB=1-11.31/140=0.9192。因为蜗轮的制造材料为 ZCuSn10P1，从 机械设计 表 11-8 中查得基本许用弯曲应力为： F=56 MPa寿命系数：KFN= =0.647 976104.5许用弯曲应力：F = KFN F=0.647 56MPa=36.232MPaF= MPa=7.8MPa912.087520193.15. 4所以弯曲强度是满足的。4.1.2轴的设计计算轴是组成机器的主要零件之一。轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。轴按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。轴的设计也和其他零件的设计相似，包括结构设计和工作能了计算两方面的内容。轴的材料主要是碳钢和合金钢。轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的计算通常都是在初步完成轴的结构设计后进行校核计算，计算准则是要满足轴的刚度或强度要求，轴的校核方法有两种：、按扭转强度计算。、按弯曲合成强度计算。3（1）轴的材料的选择因为分选机所传递的功率比较小，对轴的重量和尺寸也没有什么特殊的要求，所以全部选择为常用的材料：45#钢。西安交通大学城市学院毕业设计（论文）16（2）轴的结构尺寸设计、初步确定各轴的最小直径根据已知的数据，列出各轴的转速、功率和转矩如表 45 所示：表 4.5 轴的转速 功率和转矩轴名功率 kwP/转矩 mNT/转速 in)/(r传动比电机轴 1.1 11.54 9101 轴 1.089 11.43 910 12 轴 0.862 370.82 22.2 41按机械设计中式（15-2）估算最小直径：（3.9）30minPAd根据表 15-3，可查得 A0=110。于是可算得：轴： 11.7mm33101min9108.d轴： 28.2mm33202in 2.6PA、各段轴径的确定初步估计出轴的最小直径后，就可以按照轴上零件的安装顺序，从上往下开始确定轴的各段直径。轴：最小轴段上面安装联轴器，该段直径可选择为：19mm。第二段安装轴承，从而可从机械设计课程设计中表 15-3 中查得轴承的型号为：6205。外形尺寸为：d1=25mm，D1=52mm，B1=12mm。该段长度为： 12mm。轴承依靠轴肩定位，所以该段的直径为：30mm，下一段为蜗杆，该段长度为：70mm。如图 4-1 所示：西安交通大学城市学院毕业设计（论文）17图 4-1 轴 1 的结构轴：最小轴段上面安装曲柄，该段直径可选择为：30mm。从而可从机械设计课程设计中表 15-3 中查得轴承的型号为：6208。外形尺寸为：d2=40mm，D2=68mm，B2=15mm。该段长度为： 40mm。轴承依靠轴肩定位，所以该段的直径为：45mm，这段所接的为一个小涡轮，涡轮宽度为 50mm，该段长度为小涡轮宽度：50mm。 如图 4-2 所示：图 4-2 轴 2 的结构（3）轴的校核计算（以轴为例）（a）求轴上的载荷对于 6208 型深沟球轴承 ma19载荷 水平面 垂直面支反力 FNNH3.012852NFV8231N6.西安交通大学城市学院毕业设计（论文）18弯矩 M mNH15423mNMV63249总弯矩 H172扭矩 T 7083（b）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，即安装涡轮处，取，轴的计算应力：6.0 MPaWTMca 6.132)5(14365. 70.98)( 22232 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计，查得 ，因此 ，安全。Pa601 1ca计得： ， ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。mL8235图 4-34.1.3轴承的选择与校核西安交通大学城市学院毕业设计（论文）19（1）轴承选择因为轴承受一定的轴向力的作用，所以选用角接触轴承。轴：从机械设计课程设计中表 15-3 中查得轴承的型号为：6205。外形尺寸为：d1=25mm ，D1=52mm，B1=12mm 。轴：从机械设计课程设计中表 15-3 中查得轴承的型号为：6208。外形尺寸为：d2=40mm ，D2=62mm，B2=15mm 。以输入轴为例，其他各轴校核过程类似不一一复述：（2）轴承校核1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球滚子轴承，轴承的预期寿命取为：Lh29200h由上面的计算结果有轴承受的径向力为 Fr1=340.43N，轴向力为 Fa1=159.90N，2）初步选择滚动轴承型号为 6205，其基本额定动载荷为 Cr=51.8KN，基本额定静载荷为 C0r=63.8KN。3） 径向当量动载荷 NFNVHr 43.06.187.5432221211 r 8.5.9222动载荷为 ，查得 ，则有arYFP4.06.Nr 0139.156.3. ，满足要求。hrh LPCnL 4.52.80601 64.1.4键的选择与校核（1）键的选择键的类型有平键、半圆键、切向键等，是一种实现轴与轮毂间周向固定、用以传递转矩的标准件，应用非常地广泛。3、蜗杆与电机所用键：蜗杆键所在轴径为 19mm，从机械设计中表 14-1 中查得键宽为：b=6mm ，键高为：h=6mm ，从键的长度系列可选择 L=36mm。、蜗轮所用键：蜗轮所在轴径为 14mm，从机械设计中表 14-1 中查得键宽为：b=5mm，键高为： h=5mm，从键的长度系列可选择 L=36mm。西安交通大学城市学院毕业设计（论文）20（2）键的强度校核键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPaP120键的工作长度 ，mbl412851l412，合适PP MadlkT.638.072131，合适PPl 2.45.22324.1.5箱体结构设计减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。为便于轴系部件的安装和拆卸，箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接，圆柱销定位。减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。首先保证足够的箱体壁厚，箱座和箱盖的壁厚取 。m81，其次，为保证减速器箱体的支承刚度，箱体轴承座处要有足够的厚度，并设置加强肋，且选用外肋结构。为提高轴承座孔处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近（以避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔干涉为原则） 。为提高联接刚度，在轴承座旁联接螺栓处做出凸台，要有一定高度，以留出足够的扳手空间。由于减速器上各轴承盖的外径不等，各凸台高度设计一致。 另外，为保证箱座与箱盖的联接刚度，箱盖与箱座联接凸缘应有较大的厚度。mb15为保证箱体密封，除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度外，合理布置箱体凸缘联接螺栓，采用对称均匀布置，并不与吊耳、吊钩和定位销等发生干涉。（1）油面位置及箱座高度的确定西安交通大学城市学院毕业设计（论文）21对于圆柱涡轮，通常取浸油深度为一个齿高，对于多级传动中的低速级大涡轮，其浸油深度不得超过其分度圆半径的 1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大涡轮齿顶圆距油齿底面的的距离不小于3050mm。取 45mm。（2）箱体结构的工艺性由于采用铸造箱体，所以要注意铸造的工艺要求，例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单；考虑液态金属的流动性，箱体壁厚不应过薄，砂形铸造圆角半径取；为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向设计成 的拔模斜度，m5R 10:2:以便拔模方便。箱体与其他零件的结合处，如箱体轴承座端面与轴承盖、窥视孔与视孔盖、螺塞等处均做出凸台，以便于机加工。设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度，取两轴承座孔的直径相同。箱体的加工面与非加工面必须严格分开,加工处做出凸台()。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。mh53（3）箱体尺寸设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取，取 ，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。28.07dm7箱体相关尺寸汇总如下：名 称 代号 一级涡轮减速器 计算结果机座壁厚 0.04a+3mm8mm 8机盖壁厚 1 0.85 8机座凸缘厚度 b 1.5 20机盖凸缘厚度 b1 1.51 20机座底凸缘厚度 b2 2.5 30地脚螺钉直径 df 0.036a+12mm 16地脚螺钉数目 n 4轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75 df 16西安交通大学城市学院毕业设计（论文）22机座与机盖连接螺栓直径 d2 (0.50.6) df 12连接螺栓 d2 的间距 l 150200mm轴承端螺钉直径 d3 (0.40.5) df 6窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.30.4) df 5定位销直径 d (0.70.8) d2 6df、d 1 、d 2 至外机壁距离 c1 见表 2 22,16,13df 、d 2 至缘边距离 c2 见表 2 20,11轴承旁凸台半径 R1 c2 20凸台高度 h 根据低速轴承座外径确定 50外机壁到轴承端面距离 l1 c1+
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