蝸輪蝸桿減速器課程設(shè)計(jì)(含圖紙)

./蝸輪蝸桿減速器設(shè)計(jì)摘要通過(guò)對(duì)減速器的簡(jiǎn)單了解,開(kāi)始學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)齒輪減速器,嘗試設(shè)計(jì)增強(qiáng)感性認(rèn)知和對(duì)社會(huì)的適應(yīng)能力,與進(jìn)一步鞏固已學(xué)過(guò)的理論知識(shí),提高綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)發(fā)現(xiàn)問(wèn)題、解決問(wèn)題,以求把理論和實(shí)踐結(jié)合一起,為以后的工作和更好的學(xué)習(xí)積累經(jīng)驗(yàn)。學(xué)習(xí)如何進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì),了解機(jī)械傳動(dòng)裝置的原理與參數(shù)搭配。學(xué)習(xí)運(yùn)用多種工具,比如CAD等,直觀(guān)的呈現(xiàn)在平面圖上。通過(guò)對(duì)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì),對(duì)齒輪減速器有個(gè)簡(jiǎn)單的了解與認(rèn)知。齒輪減速器是機(jī)械傳動(dòng)裝置中不可缺少的一部分。機(jī)械傳動(dòng)裝置在不斷的使用過(guò)程中,會(huì)不同程度的磨損,因此要經(jīng)常對(duì)機(jī)械予以維護(hù)和保養(yǎng),延長(zhǎng)其使用壽命,高效化的運(yùn)行,提高生產(chǎn)的效率,降低生產(chǎn)的成本,獲得最大的使用效率。關(guān)鍵詞：機(jī)械傳動(dòng)裝置、齒輪減速器、設(shè)計(jì)原理與參數(shù)配置In

this

paperThrough

the

simple

understanding

of

the

speed

reducer,

started

learning

design

of

gear

reducer,

attempt

to

design

enhance

the

perceptual

cognition

and

ability

to

adapt

to

society,

and

further

consolidate

the

learned

theory

knowledge,

to

improve

the

integrated

use

of

knowledge

discovery

and

solve

problems,

in

order

to

combine

theory

and

practice

together,

for

the

later

work

and

better

learning

experience.Learn

how

to

do

mechanical

design,

to

understand

the

principle

of

mechanical

transmission

device

and

parameter

collocation.

Study

using

a

variety

of

tools,

such

as

CAD,

intuitive

present

on

the

floor

plan.

Through

the

design

of

cylindrical

gear

reducer,

gear

reducer

is

a

simple

understanding

and

cognition.

Gear

reducer

is

an

indispensable

part

of

in

mechanical

transmission

device.

Mechanical

transmission

device

in

use

process,

will

be

different

degree

of

wear

and

tear,

so

often

to

mechanical

maintenance

and

maintenance,

prolong

the

service

life

and

highly

effective

operation,

improve

production

efficiency,

reduce

the

cost

of

production,

achieve

maximum

efficiency.Keywords:

mechanical

transmission

gear,

gear

reducer,

the

design

principle

and

parameter

configuration目錄摘要IInthispaper II1．電機(jī)選擇12．選擇傳動(dòng)比22.1總傳動(dòng)比22.2減速裝置的傳動(dòng)比分配23．各軸的參數(shù)23.1各軸的轉(zhuǎn)速23.2各軸的輸入功率33.3各軸的輸出功率33.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩33.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩33.6各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)表44.蝸輪蝸桿的選擇44.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類(lèi)型44.2選擇材料44.3按計(jì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)44.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸64.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度74.6驗(yàn)算效率74.7精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定85．圓柱齒輪的設(shè)計(jì)85.1材料選擇85.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)85.3計(jì)算95.4按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)105.5取幾何尺寸計(jì)算116．軸的設(shè)計(jì)計(jì)算126.1蝸桿軸12按扭矩初算軸徑12蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)126.2蝸輪軸13輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算13軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)146.3蝸桿軸的校核15求軸上的載荷15精度校核軸的疲勞強(qiáng)度176.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核206.4.1精度校核軸的疲勞強(qiáng)度22精度校核軸的疲勞強(qiáng)度227.滾動(dòng)軸承的選擇與校核計(jì)算257.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算257.2蝸桿軸上軸承的選擇計(jì)算278.鍵連接的選擇與校核計(jì)算308.1輸入軸與電動(dòng)機(jī)軸采用平鍵連接308.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接308.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接319．聯(lián)軸器的選擇計(jì)算319.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器319.2與二級(jí)齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器3210.潤(rùn)滑和密封說(shuō)明3210.1潤(rùn)滑說(shuō)明3210.2密封說(shuō)明3311．拆裝和調(diào)整的說(shuō)明3312．減速箱體的附件說(shuō)明3313.設(shè)計(jì)小結(jié)3314．參考文獻(xiàn)34.1．電機(jī)選擇工作機(jī)所需輸入功率所需電動(dòng)機(jī)的輸出功率傳遞裝置總效率式中：：蝸桿的傳動(dòng)效率0.75：每對(duì)軸承的傳動(dòng)效率0.98：直齒圓柱齒輪的傳動(dòng)效率0.97：聯(lián)軸器的效率0.99：卷筒的傳動(dòng)效率0.96所以故選電動(dòng)機(jī)的額定功率為4kw符合這一要求的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min電機(jī)容量的選擇比較：電動(dòng)機(jī)的比較方案型號(hào)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/r/min滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速/r/min重量?jī)r(jià)格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440輕低考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸重量與成本,可見(jiàn)第二種方案較合理,因此選擇型號(hào)為：Y132M-6D的電動(dòng)機(jī)。2．選擇傳動(dòng)比2.1總傳動(dòng)比2.2減速裝置的傳動(dòng)比分配所以3．各軸的參數(shù)將傳動(dòng)裝置各軸從高速到低速依次定為I軸II軸III軸IV軸：、、、、依次為電動(dòng)機(jī)與I軸I軸與II軸II軸與III軸III軸與V軸的傳動(dòng)效率則：3.1各軸的轉(zhuǎn)速3.2各軸的輸入功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.3各軸的輸出功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.6各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)表各軸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)表軸號(hào)功率轉(zhuǎn)矩<N·m>轉(zhuǎn)速<r/min>傳動(dòng)i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸43.557835.39

796010.991軸3.52333.457935.038834.338096031.08752軸2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513軸2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷軸2.38762.33982953.532894.4577.720.95064.蝸輪蝸桿的選擇4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動(dòng)類(lèi)型根據(jù)GB/T10085—1998選擇ZI4.2選擇材料蝸桿選45鋼,齒面要求淬火,硬度為45-55HRC.蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。為了節(jié)約材料齒圈選青銅,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造4.3按計(jì)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)〔1〕根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)進(jìn)行計(jì)算,先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)進(jìn)行設(shè)計(jì),再校對(duì)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)[1]P254式〔11-12〕,傳動(dòng)中心距由前面的設(shè)計(jì)知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2,按Z=1,估取,則：〔2〕確定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定,取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大,工作沖擊不大,可取動(dòng)載系；則〔3〕確定彈性影響系數(shù)因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故,有〔4〕確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和中心距的比值,從文獻(xiàn)[1]P253圖11-18中可查到〔5〕確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1,金屬模制造,蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC,可從文獻(xiàn)[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則〔6〕計(jì)算中心距:取a=160mm,由i=30,則從文獻(xiàn)[1]P245表11-2中查取,模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查,由于＜,即以上算法有效。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸〔1〕蝸桿軸向尺距=25.133mm直徑系數(shù)q==10齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓導(dǎo)程角蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚〔2〕蝸輪蝸輪齒數(shù),變位系數(shù)驗(yàn)算傳動(dòng)比,這時(shí)傳動(dòng)比誤差為：,在誤差允許值內(nèi)。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.55螺旋角系數(shù)：許用彎曲應(yīng)力：從文獻(xiàn)[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]=56MPa壽命系數(shù)可以得到：<因此彎曲強(qiáng)度是滿(mǎn)足的。4.6驗(yàn)算效率已知；；與相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)。從文獻(xiàn)[1]P264表11-18中用差值法查得：代入式中,得大于原估計(jì)值,因此不用重算。4.7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,蝸輪精度選擇8級(jí)精度,側(cè)隙種類(lèi)為f,標(biāo)注為8fGB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊(cè)查得要求的公差項(xiàng)目與表面粗糙度,此處從略。詳細(xì)情況見(jiàn)零件圖。5．圓柱齒輪的設(shè)計(jì)P=2.5117KW,,i=4.05.1材料選擇〔1〕小齒輪的材料為40,硬度為280,大齒輪的材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕,硬度為240,二者之差為40?！?〕精度等級(jí)選8級(jí)精度?！?〕選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取。〔4〕選壓力角為。5.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)按式〔10-21〕試算,即〔1〕確定公式中的各參數(shù)①試選載荷系數(shù),。②計(jì)算小齒輪的傳遞扭矩③由文獻(xiàn)[1]P205表10-7選齒寬系數(shù)。④由文獻(xiàn)[1]P201表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。⑤由文獻(xiàn)[1]P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑥由文獻(xiàn)[1]P206式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。⑦由文獻(xiàn)[1]P207圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。⑧計(jì)算疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%,安全系數(shù),由文獻(xiàn)[1]P205式〔10-12〕得5.3計(jì)算〔2〕試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值〔2〕計(jì)算圓周速度〔3〕計(jì)算齒寬〔4〕齒寬與齒高之比模數(shù)齒高〔5〕計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,由文獻(xiàn)[1]P194圖10-8查的動(dòng)載荷系；直齒輪,。由文獻(xiàn)[1]P193表10-2查的使用系數(shù)：由文獻(xiàn)[1]P196表10-4用插值法6級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支撐對(duì)稱(chēng)分布由,查文獻(xiàn)[1]P198圖10-13得；故載荷系數(shù)〔6〕按實(shí)際載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑,由文獻(xiàn)[1]P204式〔10-10〕得〔7〕計(jì)算摸數(shù)5.4按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)由文獻(xiàn)[1]P201式〔10-5〕得彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)〔1〕公式內(nèi)容的各計(jì)算值①由文獻(xiàn)[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；②由文獻(xiàn)[1]P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)③計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)由文獻(xiàn)[1]P205式〔10-12〕得④計(jì)算載荷系數(shù)⑤查齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)[1]P200表10-5查的。⑥查取應(yīng)力校正值系數(shù)。由文獻(xiàn)[1]P200表10-5查的。⑦計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的值大〔2〕設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模的大小取決于彎曲強(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〔即模數(shù)與齒數(shù)的乘積〕有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4.5879并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù),于是由取取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿(mǎn)足了齒面疲勞強(qiáng)度,又滿(mǎn)足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。5.5取幾何尺寸計(jì)算〔1〕計(jì)算分度圓直徑〔2〕計(jì)算中心距圓整取a=333mm〔3〕計(jì)算齒輪寬度6．軸的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1蝸桿軸蝸桿上的功率P轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩分T別如下：P=3.5223kwN=960r/minT=35.2156Nm6.1.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)值,硬度為根據(jù)文獻(xiàn)式,并查教材表15-3,取考慮到有鍵槽,將直徑增大7%,則：因此選6.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)〔1〕蝸桿上零件的定位,固定和裝配一級(jí)蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間,兩隊(duì)軸承對(duì)成分布,蝸桿由軸肩定位,蝸桿周向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑,故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算,查文獻(xiàn)[1]P351表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動(dòng)機(jī)連接處電動(dòng)機(jī)輸出軸的直徑查文獻(xiàn)[3]P172表13-10選用HL6型號(hào)彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。表6.1蝸桿軸聯(lián)軸器參數(shù)型號(hào)公稱(chēng)轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑2503800608232因此選擇段長(zhǎng)度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以與鍵長(zhǎng)為。端：因?yàn)槎ㄎ讳N(xiāo)鍵高度,因此,。軸承端蓋的總長(zhǎng)為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為所以,段：初選用角接觸球軸承,參考要求因d=44,查文獻(xiàn)[3]選用7209AC型號(hào)滾子承。L=24mm角接觸球軸承一端用油環(huán)定位〔寬度為6mm〕,油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。段：直徑軸環(huán)寬度b,在滿(mǎn)足強(qiáng)度下,又要節(jié)省材料取軸肩寬度為；,；。V段：由前面的設(shè)計(jì)知蝸桿的分度圓直徑齒頂圓直徑,蝸輪的喉圓直徑。查文獻(xiàn)[1]P250表11-4材料變形系數(shù)所以蝸輪齒寬綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離故選L=130mm圖6.1蝸桿軸結(jié)構(gòu)6.2蝸輪軸6.2.1輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算〔1〕輸出軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩：P=2.5371kw,N=30.8806r/min,T=784.5997Nm〔2〕求作用在軸上的力〔3〕初步確定軸徑的最小直徑選用鋼,硬度根具文獻(xiàn)[1]P370中式,并查文獻(xiàn)[1]P370表15-3,取考慮到鍵槽,將直徑增大10%,則；所以,選用6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)〔1〕軸上的零件定位,固定和裝配蝸輪蝸桿單級(jí)減速裝置中,可將蝸輪安裝在箱體中央,相對(duì)兩軸承對(duì)稱(chēng)分布,蝸輪左面用軸肩定位,右端面用軸端蓋定位,軸向采用鍵和過(guò)度配合,兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位,周向定位則采用過(guò)度配合或過(guò)盈配合,軸呈階梯狀,左軸承從左面裝入,右軸承從右面裝入?！?〕確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑,故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算,查文獻(xiàn)[1]P表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取由輸出端開(kāi)始往里設(shè)計(jì)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用HL5彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。表6.2蝸輪軸聯(lián)軸器參數(shù)型號(hào)公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑HL4125040008411255I-II段：,。軸上鍵槽取,。II-III段：因定位軸肩高度,,考慮到軸承端蓋的長(zhǎng)度和安裝和拆卸的方便,取。Ⅲ-IV段：初選用角接觸球軸承,參照要求取型號(hào)為7213AC型圓錐滾子軸承,考慮到軸承右端用套筒定位,取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=20mm,考慮到箱體誤差在確定滾動(dòng)軸承時(shí)應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離S,取S=8。已知所選軸承寬度T=23,則。Ⅳ-V段：為安裝蝸輪軸段,,蝸輪齒寬取L=90mm,由于為了使套筒能壓緊蝸輪則mm。V-VI段：Ⅵ-V段右端為軸環(huán)的軸向定位,mmVI-VII段：。圖6.2蝸輪軸結(jié)構(gòu)〔3〕軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)[1]P106表6-1查得平鍵截面,鍵槽用銑刀加工,長(zhǎng)為80mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)稱(chēng),故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵分別為為,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。〔4〕參考文獻(xiàn)[1]P365表15-2,取軸端倒角為圓角和倒角尺寸,個(gè)軸肩的圓角半徑為1~26.3蝸桿軸的校核6.3.1求軸上的載荷圖6.3蝸桿軸受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖〔圖6.1〕做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖〔圖6.3〕。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時(shí),應(yīng)從文獻(xiàn)[3]中查取得值。對(duì)于7209AC型軸承,由文獻(xiàn)[3]P193中查得。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖〔圖6.3〕可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算的截面的、與的值計(jì)算過(guò)程與結(jié)果如下：表6.3蝸桿軸上的載荷載荷HV支反力N322832281191.251191.25彎矩M總彎矩M扭矩T=34.3380〔1〕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的彎矩和扭矩的截面〔即危險(xiǎn)截面〕的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)[1]P373式〔15-5〕與上表中的數(shù)據(jù),以與軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,軸的計(jì)算應(yīng)力：,故安全。6.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度〔1〕判斷危險(xiǎn)截面截面II、III、IV只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩與過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度,但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的,所以截面II、III、IV均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面V和VI與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看,中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近,但截面VI不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大,但應(yīng)力集中不大〔過(guò)盈配合與鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端〕,而且這里軸的直徑最大,故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面V左右即可?！?〕截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩截面E上扭矩=800.6199軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)[1]P362表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)與按文獻(xiàn)[1]P40附表3-2查取,因,,又由文獻(xiàn)[1]P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù),故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)[1]P42附圖3-2尺寸系數(shù),文獻(xiàn)[1]P44附圖3-4軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由文獻(xiàn)[1]P39表3-1與文獻(xiàn)[1]P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)?。?。計(jì)算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的。〔3〕截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)[1]P373表15-4中的公式計(jì)算抗扭截面系數(shù)彎矩與扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過(guò)盈配合處由文獻(xiàn)[1]P43附表3-8用插值法求出并取=3.16,故按磨削加工,文獻(xiàn)[1]P44附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按文獻(xiàn)[1]P25式〔3-12〕和文獻(xiàn)[1]P25式〔3-12a〕故得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)[1]P39附表3-1與文獻(xiàn)[1]P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)??；,取計(jì)算安全系數(shù)故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計(jì)因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載與嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng),故可略去靜強(qiáng)度校核。至此蝸桿軸的設(shè)計(jì)即告結(jié)束。6.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核6.4.1求軸上的載荷圖6.4受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖〔圖6.1〕做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖〔圖6.3〕。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時(shí),應(yīng)從文獻(xiàn)[3]中查取得值。對(duì)于7213AC型軸承,由文獻(xiàn)[3]P193中查得。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖〔圖6.3〕可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算的截面的、與的值計(jì)算過(guò)程與結(jié)果如下：表6.4軸上的載荷載荷HV支反力N322832281191.251191.25彎矩M總彎矩M扭矩T=800.6199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的彎矩和扭矩的截面〔即危險(xiǎn)截面〕的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)[1]P373式〔15-5〕與上表中的數(shù)據(jù),以與軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,軸的計(jì)算應(yīng)力：,故安全6.4.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度〔1〕判斷危險(xiǎn)截面截面II、III只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩與過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度,但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的,所以截面II、III均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面III和IV處過(guò)盈處配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看,中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近,但截面V不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大,但應(yīng)力集中不大〔過(guò)盈配合與鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端〕,而且這里軸的直徑最大,故截中心面也不必校核。由第三章附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小,因而該軸只需校核截面IV左右即可?！?〕截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎截面E上扭矩=800.6199軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)[1]P362表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)與按文獻(xiàn)[1]P40附表3-2查取,因,,又由文獻(xiàn)[1]P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù),故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)[1]P42附圖3-2尺寸系數(shù),文獻(xiàn)[1]P44附圖3-4軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由文獻(xiàn)[1]P39表3-1與文獻(xiàn)[1]P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)??；,計(jì)算安全系數(shù)故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的〔3〕截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)[1]P373表15-4中的公式計(jì)算抗扭截面系數(shù)彎矩與扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過(guò)盈配合處由文獻(xiàn)[1]P43附表3-8用插值法求出并取=3.16,故文獻(xiàn)[1]P44附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按文獻(xiàn)[1]P25式〔3-12〕和文獻(xiàn)[1]P25式〔3-12a〕故得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)[1]P39附表3-1與文獻(xiàn)[1]P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)?。?取計(jì)算安全系數(shù)>>S=1.5故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計(jì)因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載與嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng),故可略去靜強(qiáng)度校核。至此軸的設(shè)計(jì)即告結(jié)束。7.滾動(dòng)軸承的選擇與校核計(jì)算根據(jù)條件,軸承預(yù)計(jì)壽命：。7.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計(jì)算〔1〕軸承的選擇采用角接觸球軸承,根據(jù)軸直徑d=45mm,選擇角接觸球軸承的型號(hào)為7209C,主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動(dòng)載荷極限轉(zhuǎn)速〔2〕壽命計(jì)算因蝸桿軸所受的軸向力向左,所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力該軸承所受的徑向力約為對(duì)于70000型軸承,按文獻(xiàn)[1]P322表13-7軸承派生軸向力,其中為文獻(xiàn)[1]P321表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小來(lái)確定,查文獻(xiàn)[1]P321表13-5得角接觸球軸承判斷系數(shù)所以當(dāng)量動(dòng)載荷深溝球軸承所受的徑向力約為當(dāng)量動(dòng)載荷所以,應(yīng)用核算軸承的壽命因?yàn)槭乔蜉S承,所以取指數(shù)軸承計(jì)算壽命減速器設(shè)計(jì)壽命所以滿(mǎn)足壽命要求。7.2蝸桿軸上軸承的選擇計(jì)算〔1〕軸承的選擇選擇使用深溝球軸承,根據(jù)軸直徑d=65mm,選用角接觸球軸承的型號(hào)為7213C。主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動(dòng)載荷極限轉(zhuǎn)速〔2〕壽命計(jì)算對(duì)于70000C型軸承,按文獻(xiàn)[1]P322表13-7軸承派生軸向力,其中為文獻(xiàn)[1]P321表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小來(lái)確定,但現(xiàn)軸承軸向力未知,故先初取,因此可估算：按文獻(xiàn)[1]P322式〔13-11〕得由文獻(xiàn)[1]P321表13-5進(jìn)行插值計(jì)算,得,。再計(jì)算：兩次計(jì)算的值相差不大,因此可以確定,,,?！?〕軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、因?yàn)橛晌墨I(xiàn)[1]P321表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對(duì)軸承1對(duì)軸承2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按文獻(xiàn)[1]P319表13-6,,取。則：軸承計(jì)算壽命減速器設(shè)計(jì)壽命所以滿(mǎn)足壽命要求?！?〕靜載荷計(jì)算查機(jī)械零件手冊(cè)可知,角接觸球軸承當(dāng)量靜載荷因載荷穩(wěn)定,無(wú)沖擊,所以取靜強(qiáng)度安全系數(shù)所以滿(mǎn)足強(qiáng)度條件〔4〕極限工作轉(zhuǎn)速計(jì)算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立,所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿(mǎn)足要求。8.鍵連接的選擇與校核計(jì)算8.1輸入軸與電動(dòng)機(jī)軸采用平鍵連接根據(jù)軸徑,,查文獻(xiàn)[2]P123可選用A型平鍵,得：,,,即：鍵8×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由文獻(xiàn)[1]P106表6-2查的許用應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)[1]P106式〔6-1〕得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑,,查文獻(xiàn)[2]P123可選用A型平鍵,得：,,,即：鍵20×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由文獻(xiàn)[1]P106表6-2查的許用應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)[1]P106式〔6-1〕得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據(jù)軸徑,,查文獻(xiàn)[1]P123可選用A型平鍵,得：,,,即：鍵16×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由文獻(xiàn)[1]P106表6-2查的許用應(yīng)力,取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)[1]P106式〔6-1〕得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。9．聯(lián)軸器的選擇計(jì)算9.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器〔1〕計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距查文獻(xiàn)[1]P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動(dòng)機(jī)作原動(dòng)機(jī)情況下取〔2〕型號(hào)選擇根據(jù)前面的計(jì)算,電機(jī)輸出軸,選擇彈性聯(lián)軸器TL6型。主要參數(shù)如下：公稱(chēng)扭距〔滿(mǎn)足要求〕許用轉(zhuǎn)速,因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長(zhǎng)度9.2與二級(jí)齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器〔1〕計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距查文獻(xiàn)[1]P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動(dòng)機(jī)作原動(dòng)機(jī)情況下取〔2〕型號(hào)選擇根據(jù)前面的計(jì)算,蝸輪輸出軸,選擇彈性銷(xiāo)柱聯(lián)軸器HL4型。主要參數(shù)如下：公稱(chēng)扭距許用轉(zhuǎn)速,因此此聯(lián)軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長(zhǎng)度10.潤(rùn)滑和密封說(shuō)明10.1潤(rùn)滑說(shuō)明因?yàn)槭窍轮檬轿仐U減速器,且其傳動(dòng)的圓周速度,故蝸桿采用浸油潤(rùn)滑,取浸油深度h=12mm；潤(rùn)滑油使用50號(hào)機(jī)械潤(rùn)滑油。軸承采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑,因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速v<1500r/min,所以選擇潤(rùn)滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。10.2密封說(shuō)明在試運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中,所有聯(lián)接面與軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃,不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤(rùn)滑脂。11．拆裝和調(diào)整的說(shuō)明在安裝調(diào)整滾動(dòng)軸承時(shí),必須保證一定的軸向游隙,因?yàn)橛蜗洞笮⒂绊戄S承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后,必須保證需要的側(cè)隙與齒面接觸斑點(diǎn),側(cè)隙和接觸斑點(diǎn)是由傳動(dòng)精度確定的,可查手冊(cè)。當(dāng)傳動(dòng)側(cè)隙與接觸斑點(diǎn)不符合精度要求時(shí),可以對(duì)齒面進(jìn)行刮研、跑合或調(diào)整傳動(dòng)件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片,使蝸桿軸心線(xiàn)通過(guò)蝸輪中間平面。12．減速箱體的附件說(shuō)明機(jī)座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度,箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸,如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等,對(duì)機(jī)座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本,均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性,未能進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的分析計(jì)算,但是可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式大概計(jì)算出尺寸,加上一個(gè)安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強(qiáng)度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動(dòng)件的尺寸大小與考慮散熱、潤(rùn)滑等因素后確定的。13.設(shè)計(jì)小結(jié)早在大一的時(shí)候我就看著學(xué)長(zhǎng)每