瀘 州 職 業(yè) 技 術(shù) 學(xué) 院畢 業(yè) 論 文帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿）學(xué)生姓名所 在 系機(jī)械工程系班 級(jí)09級(jí)機(jī)電3班專 業(yè)機(jī)電一體化指導(dǎo)教師李潔2011年11月28日指導(dǎo)教師評(píng)閱書指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)：建議成績(jī)： 優(yōu) 良 中 及格 不及格（在所選等級(jí)前的內(nèi)畫“”）指導(dǎo)教師： （簽名） 單位：（蓋章）年 月 日評(píng)閱教師評(píng)閱書評(píng)閱教師評(píng)語(yǔ)：建議成績(jī)： 優(yōu) 良 中 及格 不及格（在所選等級(jí)前的內(nèi)畫“”）評(píng)閱教師： （簽名） 單位：（蓋章）年 月 日教研室（或答辯小組）及教學(xué)系意見(jiàn)教研室（或答辯小組）評(píng)語(yǔ)：評(píng)定成績(jī)： 優(yōu) 良 中 及格 不及格（在所選等級(jí)前的內(nèi)畫“”）教研室主任（或答辯小組組長(zhǎng)）： （簽名）年 月 日教學(xué)系意見(jiàn)：系主任： （簽名）年 月 日摘要隨著機(jī)械行業(yè)的發(fā)展，機(jī)械行業(yè)已經(jīng)發(fā)展到各個(gè)行業(yè)，機(jī)械行業(yè)的迅速發(fā)展為人類社會(huì)注入了力量。從日常生活到航天從農(nóng)用到軍用機(jī)械產(chǎn)品所產(chǎn)生的利益鏈已遍布全世界的各個(gè)角落無(wú)論多么先進(jìn)的機(jī)械產(chǎn)品它都離不開(kāi)傳動(dòng)。正如同行業(yè)中把機(jī)械傳動(dòng)分為四大部分：動(dòng)力原件、執(zhí)行原件、傳動(dòng)原件、操作控制原件?？梢?jiàn)機(jī)械傳動(dòng)是組成機(jī)械的必要條件。本文將詳細(xì)說(shuō)明此機(jī)械傳動(dòng)的各個(gè)方面。因?yàn)樾枰粋€(gè)帶式傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)需要運(yùn)用到蝸輪蝸桿，需要在環(huán)境惡劣的條件下穩(wěn)定的連續(xù)工作，維護(hù)時(shí)間少周期長(zhǎng)所以必須保證機(jī)械不出現(xiàn)故障安全第一首先從安全考慮，為了保證機(jī)械傳動(dòng)中不出現(xiàn)事故把主要的傳動(dòng)裝置安裝在箱體內(nèi)，能保證安全的前提下還能起到保護(hù)零件。關(guān)鍵字 帶式傳動(dòng)裝置 蝸輪蝸桿 目錄目錄1第一章緒論31.1 論文背景31.2 論文研究的意義31.3 論文的主要內(nèi)容4本論文的主要內(nèi)容是如何設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿）41.4 本章小節(jié)4第二章傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)52.1 確定傳動(dòng)方案52.2 電動(dòng)機(jī)的選擇62.3 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比72.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)72.5 小結(jié)8第三章齒輪的設(shè)計(jì)93.1高速級(jí)渦輪蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算93.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算123.3小結(jié)16第四章軸的設(shè)計(jì)174.1蝸輪軸的設(shè)計(jì)17軸承的選擇22軸的強(qiáng)度計(jì)算23精確校核軸的疲勞強(qiáng)度254.4小結(jié)32第五章箱體設(shè)計(jì)335.1箱體設(shè)計(jì)335.3小結(jié)35第六章密封與潤(rùn)滑36總結(jié)37參考文獻(xiàn)1 38第一章緒論1.1 論文背景20世紀(jì)7080年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。目前用于傳遞動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)中，減速機(jī)的應(yīng)用范圍相當(dāng)廣泛。幾乎在各式機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)中都可以見(jiàn)到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機(jī)車，建筑用的重型機(jī)具，機(jī)械工業(yè)所用的加工機(jī)具及自動(dòng)化生產(chǎn)設(shè)備，到日常生活中常見(jiàn)的家電，鐘表等等。其應(yīng)用從大動(dòng)力的傳輸工作，到小負(fù)荷，精確的角度傳輸都可以見(jiàn)到減速機(jī)的應(yīng)用，且在工業(yè)應(yīng)用上，減速機(jī)具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應(yīng)用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設(shè)備。減速器是一種相對(duì)精密的機(jī)械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號(hào)各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動(dòng)類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動(dòng)級(jí)數(shù)不同可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐圓柱齒輪減速器；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開(kāi)式、分流式和同軸式減速器。1.2論文研究的意義在現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中，我們常常用到輸送機(jī)，在礦山的井下巷道礦井地面運(yùn)輸系統(tǒng)、露天采礦場(chǎng)及選礦廠中，廣泛應(yīng)用帶式輸送機(jī)。古代中國(guó)的高轉(zhuǎn)筒車和提水的翻車，是現(xiàn)代斗式提升機(jī)和刮板輸送機(jī)的雛形。各種工業(yè)企業(yè)在沒(méi)有輸送機(jī)以前人們都是靠體力來(lái)工作，效率低、速度慢，而且極度消耗體力?，F(xiàn)在輸送機(jī)機(jī)身可以很方便的伸縮，設(shè)有儲(chǔ)帶倉(cāng)，機(jī)尾可隨采煤工作面的推進(jìn)伸長(zhǎng)或縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，可不設(shè)基礎(chǔ)，直接在巷道底板上鋪設(shè)，機(jī)架輕巧，拆裝十分方便。當(dāng)輸送能力和運(yùn)距較大時(shí)，可配中間驅(qū)動(dòng)裝置來(lái)滿足要求。根據(jù)輸送工藝的要求，可以單機(jī)輸送，也可多機(jī)組合成水平或傾斜的運(yùn)輸系統(tǒng)來(lái)輸送物料。隨著科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展，輸送機(jī)受到機(jī)械制造、電機(jī)、化工和冶金工業(yè)技術(shù)進(jìn)步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內(nèi)部的輸送，發(fā)展到完成在企業(yè)內(nèi)部、企業(yè)之間甚至城市之間的物料搬運(yùn)，成為物料搬運(yùn)系統(tǒng)機(jī)械化和自動(dòng)化不可缺少的組成部分。這些特性大大減輕了人的勞動(dòng)，通用性好，環(huán)境適應(yīng)性強(qiáng)，也為個(gè)人和工廠生產(chǎn)節(jié)約了大量的時(shí)間。1.3 論文的主要內(nèi)容本論文的主要內(nèi)容是如何設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿）1.4 本章小節(jié)本章主要介紹了論文背景、論文研究的意義和主要內(nèi)容，對(duì)減速器的優(yōu)點(diǎn)及結(jié)構(gòu)作了簡(jiǎn)要敘述，也對(duì)本設(shè)計(jì)的應(yīng)用及概況進(jìn)行了說(shuō)明。第二章傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1確定傳動(dòng)方案（一）、設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿）（二）、傳動(dòng)方案：所選傳動(dòng)方案如下圖所示：1、 電動(dòng)機(jī) 2、聯(lián)軸器 3、減速器 4、聯(lián)軸器 5、傳動(dòng)帶 6、滾筒（三） 、原始數(shù)據(jù)：已知條件傳動(dòng)帶工作拉力F/kN傳動(dòng)帶速度V(m/s)滾筒直徑D/mm參數(shù)51.6500(四)、工作條件與技術(shù)要求使用折舊期：8年；工作情況：兩班倒，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；檢修間隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇根據(jù)動(dòng)力源和工作的條件，選用Y系列三相異步電機(jī) 2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇工作機(jī)所需的有效功率為:Pw=Fv/1000w=5000×1.6/1000×0.96=8.33Kw其中w為工作機(jī)傳動(dòng)效率為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率Pd,需確定傳動(dòng)效率設(shè)各傳動(dòng)效率分別為1(彈性聯(lián)軸器)、2（蝸桿傳動(dòng)）、3（滾動(dòng)軸承）、4（圓柱齒輪傳動(dòng)） =12×2×33×42=0.992 ×0.80×0.983×0.97=0.716 電機(jī)所需的工作功率：Pd=Pw/=8.33/0.716=11.63KW 由表12-1選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為15kW3、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇選用常用同步轉(zhuǎn)速1000r/min和1500r/min兩種作對(duì)比： 工作轉(zhuǎn)速nW =60×1000V/D =60000×1.6/3.14×500=61.14r/min總傳動(dòng)比i=nm/nw,其中nm為電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將兩種電動(dòng)機(jī)有關(guān)數(shù)據(jù)列于下表比較：型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)同步轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)帶比Y160L -415kW1460150023.87Y180L-615960100015.7由表可知Y160L-4的傳動(dòng)比過(guò)大，為了合理的分配傳動(dòng)比，提到傳動(dòng)效率決定選擇Y180L-64、電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇根據(jù)電動(dòng)機(jī)動(dòng)率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y180L-6，查表17-1可知電動(dòng)機(jī)的機(jī)座中心高為180mm,2.3 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比現(xiàn)總傳動(dòng)比i=15.7,為了提高傳動(dòng)效率，低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比可取i2=0.05i=0.05×15.7=0.78，則i1=i/i2=15.7/0.78=20.122.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)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、各軸輸入功率計(jì)算Pd=11.63KwP1=pd1=11.63×0.99=11.51kWP2=p123=11.51×0.80×0.98=9.02kWP3=p234=9.02×0.98×0.97=8.57kWP4=p313=8.57×0.99×0.98=8.31Kw3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算Td=9550pd/nm=9550×11.63/960N·m=115.69N·mT1=9550p1/n1=9550×11.51/960N·m=114.50N·mT2=9550p2/n2=9550×9.02/47.71N·m=1805.5N·mT3=9550p3/n3=9550×8.57/61.16N·m=1338.18N·mT4=9550p4/n4=9550×8.31/61.16N·m=1297.58N·m將各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列于下表：編號(hào)轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率/Kw轉(zhuǎn)矩/N·m0 96011.63115.69196011.51114.50247.719.021805.5361.168.571338.18461.168.311297.58其中，傳動(dòng)比i1=20.12,i2=0.782.5小結(jié)本章主要介紹了傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，其中包括電動(dòng)機(jī)的選擇、傳動(dòng)比的分配及傳動(dòng)裝置動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算第三章 齒輪的設(shè)計(jì)3.1高速級(jí)渦輪蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T10085-1988推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿（ZI）。（2）齒輪材料，熱處理及精度 蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為45-55HRC渦輪：鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100（3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞輕度，傳動(dòng)中心距為：KT2(ZZ/H)1/3 1） 確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2按Z1=2，估取效率=0.8，則 T2=9.55×106P2/n2=9.55×106P/(n1/i1)=9.55×106×4×0.8/960/20.03=637622N·mm2）確定載荷系數(shù)K取載荷分布不均系數(shù)K=1；機(jī)械設(shè)計(jì)表11-5選取使用系數(shù)K=1;由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)KV=1.05；則K=KAKKV=1×1×1.053）確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa ½。4）確定接觸系數(shù)Z先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動(dòng)中心距a的比值d1/a=0.35，從機(jī)械設(shè)計(jì)圖11-18中可查得Z=2.9.5）確定許用接觸應(yīng)力 H根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從表機(jī)械設(shè)計(jì)表11-7中查得蝸桿的基本許用應(yīng)力H=268Mpa.使用壽命Lh=300×8×8=19200h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=60×1×47.93×19200×5.52×107壽命系數(shù)KHn=107/5.52×1071/8=0.8077則H=KHn·H1=0.8077×268Mpa=216.46Mpa6）計(jì)算中心距a1.05×637622×(160×2.9/216.46)2 1/3mm=145.438mm取中心距a=160mm,因i1=20.12，從機(jī)械設(shè)計(jì)表11-2中取模數(shù)m=6.3mm,蝸桿分度圓直徑d1=63mm.這時(shí)d1/a=0.39,從機(jī)械設(shè)計(jì)圖11-18中可查得接觸系數(shù)Z1=2.76，因?yàn)閆1<Z，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。（4）蝸桿與蝸輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)于幾何尺寸1）蝸桿軸向齒距Pa=m=3.14×6.3=19.782mm直徑系數(shù)q=d1/m=63/6.3=10齒頂圓直徑da1=d1+2ha*×m=63+2×1×6.3=75.6mm齒根圓直徑df1=d1-2m(ha*+c*)=63-2×6.3×(1+0.2)=47.88mm分度圓導(dǎo)程角=11°1836蝸桿軸向齒厚sa=m=9.896mm2）蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2=41；變位系數(shù)X2=-0.1032；驗(yàn)算傳動(dòng)比i= Z2/ Z1=41/2=20.5,這時(shí)傳動(dòng)比誤差為（20.5-20.03）/20.03=0.025=2.3%是允許的。蝸輪分度圓直徑d2=mz2=6.3×41mm=258.3mm蝸輪喉圓直徑為：Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=258.3+2×6.3×(1-0.1032)mm=269.6mm蝸輪齒根圓直徑為：Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=258.3-2×6.3×(1+0.1.32+0.2)mm=241.88mm蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-1/2da2=(160-1/2×269.6)mm=25.2mm(5)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F=1.53KT2/d1d2m=YFa2YF當(dāng)量齒數(shù)zr2=z2/cos3=41/(cos11.31°)=43.48根據(jù)x2=-0.1032, zr2=43.48,從機(jī)械設(shè)計(jì)圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.46螺旋角系數(shù)Y=1-（11.31°/140°）=0.9192許用彎曲應(yīng)力F= F ¹·Km從機(jī)械設(shè)計(jì)表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力F1=56MpaKFN=(106/5.52×107)1/9=0.64壽命系數(shù)F=56×0.64Mpa=35.84MpaF=1.53×1.05×637622/63×258.3×6.3×2.46×0.9192Mpa=22.59Mpa彎曲強(qiáng)度滿足。 （6）驗(yàn)算效率=（0.950.96）tan/tan(+) 已知=11°1836=11.31°；=arctanfv;fv與相對(duì)滑動(dòng)速度vs有關(guān)。Vs=d1n1/60×1000cos=×63×960/60×1000cos11.31°=3.229m/s從機(jī)械設(shè)計(jì)表11-18中用插值法查得fv=0.024、v=1.3667°帶入式中得=0.849，大于原估計(jì)值，因此不用重算。蝸桿速度v=d1n/60×1000=×63×960/60×1000=3.17m/s（7） 校核蝸桿的齒面接觸強(qiáng)度對(duì)于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿配對(duì)時(shí)材料彈性系數(shù)Ze=160MP2接觸系數(shù)Z=2.74載荷系數(shù)K=1.05（載荷平穩(wěn)）蝸輪實(shí)際轉(zhuǎn)矩T2=637622N·mm許用接觸應(yīng)力 H=216.46Mpa校核蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度H=ZeZ(KT2/a3)½=160×2.74(1.05×637622/1603)½Mpa=177.242Mpa<H=216.46Mpa即齒面強(qiáng)度足夠。（8） 熱平衡校核，初步估計(jì)散熱面積A估算箱體的散熱面積：S=1000P(1-)/ad(t0-ta)=1000×3.932×(1-0.894)/15×(65-20)=0.617m2其中，P為蝸桿傳遞功率，為蝸桿傳遞效率，ad為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，取15W/(m2·K);t0為油的工作溫度，取65度；ta為周圍空氣溫度，取20度。（9） 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器。從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級(jí)精度，側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8fGB/T10089-1988。 蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用H7/S6配合，并加抬肩和螺釘固定（螺釘選用6個(gè)）。蝸輪蝸桿的配合面表面粗糙度，Ra的上限值取0.8um,用去除材料的方法獲得表面粗糙度。3.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按圖所示的傳動(dòng)方案，選斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB 10095-88）。3）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-4選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)制），平均硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，二者硬度差為45HBS。4）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=2.09×24=50.16,取Z2=51.齒數(shù)比U=51/24=2.125。5）初選螺旋角=14°。（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（6-28）dif2(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1、 試選載荷系數(shù)Kt=1.62、 由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-5選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433.3、 同理查得1=0.770，2=0.84；則1+2=1.61。4、 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=T2=614.28N.m=614×103N.m=6.1428×105N.m 5、由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-9款系數(shù)d=16、 由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-6料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/27、 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限HLIM1=550Mpa；接觸疲勞強(qiáng)度極限HLIM2=390Mpa.8、 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n2jLh=5.521536×107 N1=N1/u=2.598×1079、查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.98,KHN2=1.0810、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1. H1=KHN1HLIM1/S=0.98×550(MPa)=539Mpa H2=KHN2HLIM1/S=1.08×550(MPa)=421.2Mpa H=H1+H2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa2）計(jì)算 1、試算小齒輪分度圓直徑dd1， dd12(KtT1(u+1)/duZHZ/H2)1/3=2×1.6×6.1428×105(2.125+1)/1.633×2.125(2.433×189.8/480.1)21/3=117.855mm2、計(jì)算圓周速度v。V=3.14×dn/60000=3.14×117.855×47.93/60000m/s=0.296m/s因?yàn)閙/s，故取級(jí)精度合適。3、計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt。b=dd1t=1×117.855mm=117.855mmm nt =d1tcos14°/Z=117.855cos14°/24mm=4.76mm4、齒高h(yuǎn)=2.25m nt=2.25×4.76mm=10.71mm b/h=117.855/10.71=11。5、 計(jì)算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14°=1.903。6、 計(jì)算載荷系數(shù)K由表查得：使用系數(shù)KA=1;根據(jù)v=0.296m/s,8級(jí)精度。動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得8級(jí)精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)：KH=1.15+0.18(1+0.62D)2D+0.31×10-3×70.557=1.46根據(jù)b/h=11、KH=1.46，由機(jī)械設(shè)計(jì)查表得KH=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKH=1×1.03×1.4×1.46=2.105.7、 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=dif(K/KT)1/3=117.855×(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm8、 計(jì)算模數(shù)mn=d1cos2/z1=129.14×cos14°/24mm=5.22mm(3) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)mt(2KT1YCOS2YFAYSA/DZ21a)1) 確定計(jì)算參數(shù)1、計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFAKF=1×1.03×1.4×1.4=2.01882、 根據(jù)縱向重合度=1.903，從機(jī)械設(shè)計(jì)表查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。3、 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3=24/cos314°=26.27 ZV2=Z2/cos3=51/cos314°=55.83。4、 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表查得YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。5、 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20和圖10-20b按齒面硬度分別查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=325Mpa.6、 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95，KFN2=0.967、 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4F1=KFN1FE1/S=257.857MpaF2=KFN2FE2/S=222.857Mpa8、 計(jì)算大小齒輪的F并加以比較YFA1YSA1/F1=2.592×1.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/F2=2.319×1.717/222.857=0.018,大齒輪的數(shù)值大。2） 計(jì)算（按大齒輪）mt2KT1Ycos2YFAYSA/dz12aF1/3=2×2.0188×6.1428×103×0.88×cos214°×0.018/1×242×1.611/3=3.42mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。故可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.42mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn=3.5mm，而按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=129.14mm重新修正齒輪齒數(shù)，z1=d1cos/mn=129.14×cos14°/3.5=35.8,取z1=36,則z2=i2z1=2.09×36=75.24,取z2=75.實(shí)際傳動(dòng)比i2=z2/z1=75/36=2.083,與原傳動(dòng)比基本一致。（4） 幾何尺寸計(jì)算1） 中心距計(jì)算a=(z1+z2)mn/2cos=(36+75)×3.5/2cos14°=200.26mm,將中心距調(diào)整為200mm.2） 調(diào)整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)×3.5/2×200=13.772°=13°46193）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn/cos=36×3.5/cos13°4619=129.73d2=z2mn/cos=75×3.5/cos13°4619=270.274） 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×129.73=129.73mm,取b=130mm,則：B2=130mm,B1=135mm.5） 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗(yàn)公式和后續(xù)設(shè)計(jì)的中間軸配合段直徑計(jì)算，齒輪傳動(dòng)的尺寸見(jiàn)下表：名稱計(jì)算公式結(jié)果法面模數(shù)mn3.5法面壓力角An20°螺旋角13°4619齒數(shù)z1 z236 75傳動(dòng)比i22.03分度圓直徑d1 d2129.73 270.27齒頂圓直徑da1 da2136.73 277.27齒根圓直徑df1 dd2120.98 261.52中心距a200齒寬B1 B2135 1303.3小結(jié)本章主要介紹了高速、低速齒輪的設(shè)計(jì)及其計(jì)算。第四章 軸的設(shè)計(jì)4.1蝸輪軸的設(shè)計(jì)（1）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 因?yàn)闉槠胀ㄓ猛局行」β蕼p速器，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。故選軸的材料45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機(jī)械設(shè)計(jì)表9.1可知：b=600MPa b-1=55Mpa（2）蝸輪軸上的功率PI =11.51kw 轉(zhuǎn)速 n1=960r/min轉(zhuǎn)矩T1=114.50 N轉(zhuǎn)距T21085.5 N，（3）求作用在蝸桿蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑d1 =63蝸輪分度圓直徑 d2258.3而Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 N Fa1= Fr2=2T2 / d2=8.4N Fr1=Fr2tan =8.4×tan20o=3.05N（4）初步確定軸的最小直徑，取A0 =112，于是得dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112×(11.51/960)1/3=38.5mm計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA=1.5Tc=KA T1=1.5×114.5×103 =171750N選用LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315000N。半聯(lián)軸器的孔徑dI20，故取dI-II=20,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L52，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長(zhǎng)度 L138軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm, dII-III=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長(zhǎng)度L1 =38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度略短一些，現(xiàn)取LI-II =36mm2）初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)承受較大徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，并根據(jù)dII-III25mm,選取32306，其尺寸d×D×T=30×72×27 故dIII-IV=dV-IV=30,而LIII-IV=LVII-VIII=50mm,軸肩高度h=3mm,因此dIV-V =dVI-VII=363）取蝸桿軸軸段直徑dV-VI=75.6,蝸桿齒寬b1(10.5+z1)m=79,經(jīng)磨削后b1 79+25=104,即LV-VI1414）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故LII-III =40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取lIv-V = LVI-VII=65至此已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（3）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按軸的直徑查表查得平鍵截面b×h=6mm×6mm ，長(zhǎng)為L(zhǎng)=25mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為;所以滾動(dòng)軸承的配合是由過(guò)盈配合來(lái)保證的（3）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角1×45。各軸肩處的圓角半徑取R1。（4）.軸的強(qiáng)度計(jì)算1） 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1 和 Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系：則2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1 和Fa2對(duì)于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力， 其中，Y是對(duì)應(yīng)表13-5中 的Y值，其值由軸承手冊(cè)查出。手冊(cè)上查的32306的基本額定載荷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?yàn)楣蔢=0.4,   Y=1.9;,  故X=1,    Y=0;因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中載荷較平穩(wěn)，查表，fp =1.1。則P1= fp(X1 Fr1+Y1 Fa1)=7899.9NP2= fp(X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N3） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻2P1，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算Lk=106/60n(C/ P1)Z=38390h19200h     故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30313型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。載荷垂直面V水平面H支反力FFr1=1081N,Fr1=514.3NFr1H =Fr1H=444.5N彎矩MMr1=145937.7N.mm，Mr2=38298.7 N.mmMH=65830.4 N.mm總彎矩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）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力為已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表0.6得-1=60MPa。因此ca -1，故安全。4.2蝸桿軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1.蝸桿軸上的功率PII=9.02kw ，轉(zhuǎn)速 nII=47.71r/min ，轉(zhuǎn)矩 TII1805N 軸III上的功率PIII=8.57kw,轉(zhuǎn)速NIII=61.16r/min  ，轉(zhuǎn)矩TIII1338.182.求作用在齒輪上的力蝸輪：Fa2= Ft1=2T1 /d1=2×114.5/63=3.63NFt2= Fa1=2T2 /d2=2×1085.5/302.4=7.19NFr2= Fr1= Ft2 tan =7.19 ×tan 200=2.61N小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mmFt3= Ft3=2T3 /d2齒=2×1338.18/270.27=9.9NFr3= Fr4= Ft3 tan /=9.9×tan 200/=3.5NFa3= Fa4= Ft3 tan 14828"=3.5×tan 14828" =109N3.初步確定軸的最小直徑，取A0=112dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112×(4.14/38)1/3=53.4mm4.2.1軸承的選擇1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（1）初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)dI-II=50mm,選取7310B，其尺寸d×D×B=50mm×110mm×27mm 故dI-II  = dv-vI=50,（2）取安裝齒輪處的軸段直徑dII-III = dIV-V=55mm,齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，蝸輪寬度B0.75da1=0.75×75.6=56.7，取其寬度為56，故取LII-III =52mm,小齒輪B2 =106,故取LIV-V =102mm,齒輪采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm, dIII-IV =65mm, LIII-IV =40（3）為了保證蝸輪蝸桿、直齒的嚙合，取蝸輪端面到內(nèi)機(jī)壁的距離a1=22mm ；為了保證直齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機(jī)壁的距離a2=9mm ；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離2 ,取2=10mm，已知滾動(dòng)軸承寬度B=27mm ，則LI-II =T+2+ a1 +(5652)=63mm, LV-VI =T+2 + a2 +(106102)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（4）軸上零件的周向定位按軸的最小直徑查得平鍵截面 b×h=16mm×10mm，長(zhǎng)為L(zhǎng)=45mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為;所以滾動(dòng)軸承的配合是由過(guò)盈配合來(lái)保證的（5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45。各軸肩處的圓角半徑取R2。4.2.2軸的強(qiáng)度計(jì)算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1 和 Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系：則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） 求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1 和Fa2及軸上軸向力對(duì)于角接觸球軸承7310B，按查表，軸承的派生軸向力Fd=1.14 Fr,其中，Y是對(duì)應(yīng)表13-5中 的Y值，其值由軸承手冊(cè)查出。手冊(cè)上查的7310B的基本額定載荷C=68200N, Co  =48000N。e=1.14，F(xiàn)ac=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?yàn)镕a1/ Fr1=1.14e;故X=1, Y=0；Fa2/ Fr2=3.37e,  故X=0.35,Y=0.57；因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中載荷較平穩(wěn)，按表136，fp =1.1。則P1= fp(X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432NP2= fp(X2 Fr2+Y2 Fa2)=4764.5N（3） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1 P2 ，所以按軸承1的的受力大小驗(yàn)算Lh=106/60n(C/ P1)Z=138250h19200h     故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于角接觸球軸承7310B，由手冊(cè)中查得a=47.5mm。因此，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面V水平面H支反力FFr1=6748.4N,Fr1=1908NFr1H=6128.7N,Fr2H=-993.5N彎矩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總彎矩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）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力為已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得-1 =60MPa。因此ca -1， ，故安全。4.2.3精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1判斷截面II左右兩側(cè)為危險(xiǎn)截面2、截面II左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3 =0.1×503=12500mm3 抗扭截面系數(shù)W =0.2 d3=0.2×50 3=25000 mm 3截面II左側(cè)的彎矩M為M=111579.6×24/52=51498.3Nmm截面II上的扭矩T=441280Nmm截面上的彎曲應(yīng)力=M/W=13.9Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t= T/ Wt =209000/18225=4.12Mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得H=640Mpa, -1 =275Mpa, t-1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a 及r按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,經(jīng)插值后可查得ca=2.0，r =1.36軸的材料的敏性系數(shù)為q =0.82   qr=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為kt=1+ qr (-1)=1.82                     kr=1+ qr(r -1)=1.306由尺寸系數(shù)§=0.63.扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)§r =0.78軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)=r =0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q =1，則得綜合系數(shù)為       K= k/ §+1/ -1=2.99       Kr = kr /§r +1/r -1=1.76  碳鋼的特性系數(shù)1 =0.10.2，取1 =0.1                 2=0.050.1，取r=0.05計(jì)算安全系數(shù)S 值，則得：                 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  抗彎截面系數(shù)W=0.1d3 =0.1×553=16638mm3   抗扭截面系數(shù)W =0.2 d 3=0.2×553=33275mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：  M=51498.3Nmm                     b=M/W=113.9Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=441280Nmm                     t= T / W =4.12Mpa過(guò)盈配合處的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軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=r =0.92故得綜合系數(shù)為：K= k/ §+1/ -1=3.25       Kr = kr /§r +1/r -1=2.62因此，軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為：            S 1=-1 /（Ka  +§a）=6.09                S2 =t-1 /（Krta  +rtm  ）=15                 S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ） =6.05,S=1.5故該軸在截面II右側(cè)的強(qiáng)度也足夠4.3齒輪軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1.齒輪軸上的功率PIII=8.57kw ，轉(zhuǎn)速 nIII=61.16r/min ，轉(zhuǎn)矩 TIII1338.18N 2.求作用在齒輪上的力小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mmFt4= Ft3=2T3 /d2齒=2×1338.18/270.27=9.9NFr4= Fr3= Ft3 tan /=9.9×tan 200/=3.5NFa4= Fa3= Ft3 tan 14828"=9.9×tan 14828" =109N3.初步確定軸的最小直徑，取A0=112dmin= A0(P3/ n3)1/3= 112×(3.98/76)1/3=41.9mm計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA=1.3Tc=KA T3=1.3×56×104 =728000N選用HL7彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N。半聯(lián)軸器的孔徑dI70，故取dI-II=70,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L142，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長(zhǎng)度 L11074軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,DII-III =76mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長(zhǎng)度L1 =112mm,故I-II段的長(zhǎng)度略短一些，現(xiàn)取LI-II=108mm2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)dII-III=76,選取7016AC軸承，其尺寸d×D×B=80mm×125mm×22mm故dIII-IVdVII-VIII =803）取安裝大齒輪處的軸段直徑dVI-VII=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，其寬度為100，故取LV-VI =96mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=6mm, dV-VI=87mm, LV-VI=94）軸承端蓋的總寬度為47mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故LII-III =62mm5）為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內(nèi)機(jī)壁的距離 a=12mm；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離2 ,取2 =10mm，已知滾動(dòng)軸承寬度B=24mm ，則LIII-IV =B+2 + a=46mm, Lv-vI=B+2 + a+(10096)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按軸的最小直徑查得平鍵截面 b×h=18mm×11mm，長(zhǎng)為L(zhǎng)=90mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為;按軸的直徑查得平鍵截面 b×h=20mm×12mm，長(zhǎng)為L(zhǎng)=80mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為，所以滾動(dòng)軸承的配合是由過(guò)盈配合來(lái)保證的7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45。各軸肩處的圓角半徑取R2。8）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1、判斷截面VII左右兩側(cè)為危險(xiǎn)截面2、截面VII右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×703 =34300mm 3抗扭截面系數(shù)Wt =0.2 d3 =0.2×50 3=68600 mm3截面VII右側(cè)的彎矩M為M=510009.7×(86-48)/86=225353.13Nmm截面VII上的扭矩T=1270000Nmm截面上的彎曲應(yīng)力b=M/W=6.57Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力tT= T/ W t=209000/18225=18.51Mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得H=640Mpa, -1=275Mpa, -1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) a及ar 按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,經(jīng)插值后可查得a=2.0，ar =1.32軸的材料的敏性系數(shù)為q =0.82   qr=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為kt=1+ qr (-1)=1.82                     kr=1+ qr(r -1)=1.272由尺寸系數(shù)§=0.68.§r =81軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)=r =0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q =1，則得綜合系數(shù)為       K= k/ §+1/ -1=2.76       Kr = kr /§r +1/r -1=1.66  碳鋼的特性系數(shù)1 =0.10.2，取1 =0.1                 2=0.050.1，取r=0.05計(jì)算安全系數(shù)S 值，則得：                 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 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3 =0.1×753=42188mm3 抗扭截面系數(shù)WT =0.2 d3=0.2×753=84375mm 3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=225353.1Nmm                   b=M/W=5.34Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=12700000Nmm                       tT = T2 / WT =15Mpa過(guò)盈配合處的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軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為=r =0.92故得綜合系數(shù)為：K= k/ §+1/ -1=3.25Kr = kr /§r +1/r -1=2.62因此，軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為：            S 1=-1 /（Ka  +§a）=15.1S2 =t-1 /（Krta  +rtm  ）=7.74           S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ） =6.97, S=1.54.4小結(jié)本章主要介紹了蝸輪軸、蝸桿軸、齒輪軸的設(shè)計(jì)、計(jì)算及校核第五章 箱體設(shè)計(jì)5.1箱體設(shè)計(jì)名稱符號(hào)尺寸（mm）機(jī)座壁厚28機(jī)蓋壁厚19.3機(jī)座凸緣厚度b17機(jī)蓋凸緣厚度b117機(jī)座底凸緣厚度b215地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d112機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d210連接螺栓d2的間距l(xiāng)150軸承端蓋螺釘直徑d38定位銷直徑d14df，d1, d2至外機(jī)壁距離C126, 22, 18df，d1 d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺(tái)半徑R114箱座高度H230外機(jī)壁至軸承座端面距離l160大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離12