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1、課程設計一爬式加料機傳動裝置輪距500mm,軌距662mm，速度0.4m/s鋼繩拉力F/kN鋼繩速度)卷筒直徑D/mmI78330工作條件：連續(xù)單向運轉*工作時有輕微振動.小批虬生產(chǎn).單班制工偉，便用期限8年.運輸帶速度允 許誤差為5%要求完成；1 減速器裝配圈I張(A2).2零杵工柞圖2張(箱體和軸人3.設計說明書1份，0000字?？阡? 1（專t 匕JkJliJI-IBJBJBJIiBliBJ-IBJliJIJI.BliBIBIBJlillBliBliBJkJBJliJIiBJBHIkJliBliaiBJBJBIkiliBliBliBJBJBJIJIBliBJBJBJBJkBI.IBJBJ
2、BJkBkBIBJBJIilliBkBiBJ.IBJIiJI.I.BJBiBJ2 2 山 Efl.冬丄或-L P I 忙. tJJ LJ LJ L J l.ja.LJ LJ _ . L J L _ .J L J3- 各軸的參數(shù)* .43. 1齊軸的轉速43 2軸I 邯SS *3 3齊軸的輸出功率43. 4 各軸的輸入轉矩 43, 5各軸的輸出轉炬53. 6各軸的運動赫數(shù)表 64. 蝸輪蝸桿的選擇74.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型7O4. 2選擇材料74. 3按計齒血接觸疲勞強度計笄進行設74. 4蝸桿與蝸輪的上要參數(shù)與兒何尺寸84. 5校核齒根彎曲疲勞強度94.6驗算效率94. 7梢度等級公壘和表
3、面粗糙度的確定105. 圓柱齒輪的設計II5. 1材料選擇115. 2按慶面接觸強度計舜設計II5.3計算125. 4按齒根彎曲強度計算設計 135. 5取幾何尺寸計算 146. 軸的設計計算156.1蝸桿軸156. 1. 1按扭矩初算軸徑 156.1.2蝸桿的結構設計156.2蝸輪軸166.2.1輸出軸的設計計算166.2.2軸的結枸設計176.3蝸桿軸的校核18631求軸上的我荷186. 32精度校核軸的疲勞強度216.4蝸輪軸的強度校核236. 4. 2梢度校核軸的疲勞強度267. 滾動軸承的選擇及校核計算307. 1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算307. 2蝸桿軸上軸承的選擇計算318
4、. 鍵連接的選擇及校核計算358.1輸入軸與電動機軸采用半鍵連接358. 2輸出軸打聯(lián)軸器連接采用平鍵連接358. 3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接359. 聯(lián)軸器的選擇計算 379.1與電機輸出軸的配合的聯(lián)軸器 379. 2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器3710潤滑和密封說明 3910. 1潤滑說明 3910. 2密封說明 3911. 拆裝和調整的說明 4012. 減速箱體的附件說明 411. 電機選擇工作機所需輸入功率Xpw = 234kw1 7 x lOOOx =2.34S 1000X 0.97所需電動機的輸出功率九pd = 3.54kwP耳二亠=3.54B “ a= 0.6577傳遞裝置
5、總效率Ha =3拡皿式中：7：蝸桿的傳動效率075弘：每對軸承的傳動效率0.9X直齒圓柱齒輪的傳動效率097久：聯(lián)軸器的效率()99%：卷筒的傳動效率0.96所以 na = 0.75x0.984 x0.97 x0.992 = 0.65772340.6577=3.5578kw故選電動機的額定功率為4kwvx 1000x60兀1)x1OOOx6O = 7.72r/min舁左=7.72r/ mi舁惟=質認 =(35)x(740)x7.72 = (162.12 - 1544)r/niin符合這一要求的同步轉速有75()r/min , l(XX)r/niin , 15(X)r/min電機容量的選擇 比較
6、：農(nóng)11電動機的比較方案型號邀定功率/kw同步轉速/r/min滿我轉速/r/min價格1Y160Mr84750720高2YI32Mr641(X)0960中中3YII2M-4415001440輕低考慮電動機和傳動裝置的尺寸 覓屋及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號為:Y132M廣6D的電動機。2. 選擇傳動比2.1總傳動比 =124.35/w = 31.0875i嚴4血=型“24.35叫 7.722. 2減速裝置的傳動比分配仏=124.35所以心=31.0875 Q = 43. 各軸的參數(shù)睜傳動裝置各軸從高速到低速依次定為【軸【軸III軸【V軸：久一小叫 、Tlm-v依次為電動機與I軸I軸
7、與II軸II軸與III軸HIO軸與V軸的傳動效率則：3.1各軸的轉速nt = 960r / minnn = = 30.8806廠 / min/w31.0875nm =hz/ =30.8806r/min 彳？ 二 7.72r / min口 4.013. 2各軸的輸入功率I 軸 Pf = Pq“ = 3. 5578 x 0. 99 = 3. 5222加II 軸Pn = Pm” = 3. 5222 x 0. 75 x 0. 98 = 2. 5888后III軸Pm 2. 5888 x 0. 99 x 0. 98=2. 5117畑IV軸=/ = 2. 5117 x 0. 97 x 0. 98=2. 38
8、76加3. 3各軸的輸出功率I 軸 pf = pj1h = 3. 5222 x 0. 98 = 3 4518伽II 軸 Pn = Pm.ii = 2. 5888 x 0. 98 = 2. 5370如Ill軸 PfH = PnTnu = 2.5117 x 0. 98 = 2. 4615伽IV軸 Plv = PhEhy = 2. 3876 x 0. 98 = 2. 3398加34各軸的輸入轉矩電動機7； = 9550 = 9550x = 35. 3927.9550K = 35-0388V - ”II軸9550 升 800.6119“ /III軸Tin = 9550 如-=776. 7536.V m
9、 他T卷=9550 孕=2953. 5280/V mN難3. 5各軸的輸岀轉矩電動機 Td = 35. 3927NmI 軸 rf = 9550 丄=34. 3380 mN】pII 軸 Tu = 9550 丄=784. 5997.V mN hIII軸Tul = 9550 仏=761. 2185N mNmIV軸 7 = 9550 孕 =2894. 4574N m3. 6各軸的運動參數(shù)表軸號功率P(kw)轉矩(N-m)轉速 (r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機軸43.557835392796010.991軸3.52333.457935.038834.338096031.08752軸2.588
10、92.2571800.620784.599730.88060.73513軸2.51172.4015776.754761.218530.88U60.97024卷軸2.38762.33982953.532894.4577.720.9506農(nóng)3.1各軸的運動參數(shù)衣4. 蝸輪蝸桿的選擇P = 3. 5233如）i = 31.0875, n = 960r/min4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據(jù) GBAT100851998 選擇 ZI4. 2選擇材料蝎桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC. 蝎輪用ZCuSnlOPI,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按計齒
11、面接觸疲勞強度計算進行設（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒血接觸疲勞強度計 進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12）,傳動中心距叫KT（譽2詢而的設計知作用在蝸輪上的轉矩T2, 按Z嚴1,估取 =0. 75 ,則:7； =9.95x106x5- = 9.55x106x-5?9.95xlOx3.5233x0.75960= 8172OO877N 加31.0875（2）確定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定，取我荷分如不均系數(shù)=13；由表115選取使用系數(shù)Ka = 115；山丁轉速不人，工作沖擊不人，可取動載系=1.05：則=1.15x1x1.05 = 1.21（3）確定彈性影響系數(shù)Zz
12、因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSnlOPI匹配的緣故，有1Zf =160/2（4）確定接觸系數(shù)Z先假設蝸桿分度関直徑弘和中心距a的比值4/“=0.35,從圖11-18中可査到乙=2.9（5）確定許用接觸應力tr根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSnlOPI,金屬模制造，蝸桿的螺旋齒血硬度45HRC,可從11-7中査蝸輪的基木許用應力trr = 268MP“應力循環(huán)次數(shù)V = 60/bL. =60xlxx(lx8x300x8) = 3.5574x!07 A31.0875 N = 33574xl07壽命系數(shù)Khn = J一7 =0.8533V 3.43574 x IO7g = 0 8533貝 10“
13、 = Khn = 0.8533 x268MPa = 228.6875MPafl = 229MPa（6）計算中心距：11160x2 9a J1.2Ix817.2xI05x( )2 = 1 59.6543/wmV228.6875a 159.6543/w取a=160mm,由i=30,則從表11-2中査取,模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑4=80”嘰從圖中11-18中可查Zp. = 2.65 ,由于Zq.VZ。，即以上算法有效。取d = 16（加加di = 80mm4. 4矚桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿Pt = 25.133mw軸向尺距 二龍m = 2533mm直徑系數(shù)q二生=10 mg = 10齒
14、頂圓直徑d“| = & + 2h*m = 96mmd 川=96mm齒根圓直徑d/| = d| - 2（町加+ c） =八=60.8/w/w分度圓導程角 / = arctan = 5.71q蝸桿軸向齒厚$“ = *加龍=12.5664為=125664m鵬桿的法向齒片 s* 一 su -cos y 12.5664xcos5.71 一 12.5(40w/w= 12.5040”勸（2）蝸輪蝸輪齒數(shù)5=31,變位系數(shù)x2 = -（）.5Z2 =31驗算傳動比i = = - = 39石I這時傳動比謀差為：31；75=0.28%,在謀差允許值內(nèi)。 31.0875蝸輪分度圓直徑d2 = mz2 =8x31 =
15、 248個喉圓直徑 d“2 =4+2心2 =248 + 2x8 = 264“齒根IMI直徑心2 = 悴（込）gm（I）公式內(nèi)容的各計算值由圖IO-2Oc査得小齒輪的彎曲疲勞強度極限= 500A/Pf/:大齒輪的彎Hl疲勞強度極限（rn：2 = 38OMPa ； 由圖10-1X取彎曲疲勞壽命系數(shù)心口 =095,心、，2 =098 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S = 1 A由式（10-12）得0.95 x5(X)1.4= 339.2857MPu二()98x3&)SL4-=266 MPa 計算載荷系數(shù)KK = K, Kv , = 1x1.05x1x1.45 = 1.5225 査齒形系數(shù)。曲表
16、 10-5 查的 2嚴 2.85： YFo2 = 2.238。 資取應力校正值系數(shù)。由10-5 查的 5a嚴 154 & = 1.752。 計算大.小齒輪的空準并加以比較。2.85x1,54339.2857= 0.01294j= 2j38x 1,752 =0()1474j2xl5225x77676xl0V1x19x 0.01474 =4.5X79=4.5879對比計舁結果，山齒而接觸疲勞強度計算的模數(shù)加大于由齒根彎曲疲勞強度 計算的模數(shù)，由于齒輪模加的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒 面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)m與寅數(shù)的乘積）ni = 5有關，可取市彎曲強度算
17、得的模數(shù)4.5879并就近圓整為標準值叫=5,按接觸強度算的的分度圓立徑4 =131.7252”來計算應有的齒數(shù)，于是由z,=27% = 106d| 131.7252 “M rrzt = = 26.3450 取 Z| = 27叫5 = izt= 4x26.3450 = 105.38 取乞=106這樣沒計出的齒輪傳動，既滿足了齒而疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強 度，并做到結構緊湊，避免浪費。5. 5取幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑d、= 135mmd2 = 53()】加a = 332.5mm = zn = 27x5 = 135mm”2 = Z2W = 106x5 = 53()”(2) 計算
18、中心距(爲 + 乙)(27 + 106)x5 “r u2 2圓整取a=333mm(3) 計算齒輪寬度B、= 135mm = 140/w/wb =(pd d| = 1 x 135 = 135mm陰 I 松廠 B = 35mm B、= 140mm6. 軸的設計計算6. 1蝸桿軸蝸桿上的功率P,轉速N, 和轉矩分T,別如下：P,= 3.5223kw Nz=960r/min T,=35.2156Nm6. 1. 1按扭矩初算軸徑選用45鋼調值，碩度為2H-255HBS根據(jù)教材P370(15-2)式,并査教材表153 取4=110心忖心閔器= 16.9675 考慮到有鍵槽,將直徑增大7%,則: = 17x
19、(l + 7%)mm = 18A6mmd = 20ww因 選 d = 20mm6. 1.2蝸桿的結構設計(1)蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿山 軸肩宦位，蝸桿周向川平鍵連接和肚位。/端：軸的最小宜徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑故同時選用聯(lián)軸器的轉矩計畀Kg 査教材14J,考慮到轉矩變化很小，故取Tg=45nmNmKa = 1.3,則：=1.3x35.2156 = 45.7803N m按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電 動機輸出軸的玄徑查機械干冊表131()選用HL6型號彈性套柱銷聯(lián)軸器?？?.1聯(lián)軸器型號公稱轉距
20、許用轉速厶L軸的直徑(N m)(r/min)(mm)(mm)(mm)HL62503800608232dt_u =32m，厶一“ =82/nni, d 皿=44”,厶八 m = 50/?iw因此！選擇段dz. =32嘰長度取厶一 =82呱軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長 為10x8x70o端：因為定位銷鍵高度，取 =6”切因此，d_m = J,_z/ + 2h = 44mm。軸承端蓋的總長為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L = 30mm所以，Lzz_zzz = 3() + 2() = 50/7/?/】11段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d_嚴44,査機械手冊選用7209
21、AC 型號滾了承dx/)x = 45xl()0xl9。即= 45mm丄川J = 24mw. Lvzz_vzzz =24mm角接觸球軸承一端用汕環(huán)定位(寬度為6mm),汕環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定 位。IV段：直徑J(n._v)1 = 45+ 2x8.5 = 62ww,軸環(huán)寬度bl.4/j，在滿足強度下，艮要節(jié)省材料取軸肩寬度為L(八,_ = 0nim ； d(“,_v)2 =52” ,dlv_v = 62mm,L”-# = 45mm d = 80/z/n/2 = 248=788mmL(/vv)2 = 35zn/n : L/vv =35 + 10 = 45mm。v段：由而而的設計知蝸桿的分度洌徑=&
22、)“，快頂圓直徑心=96，蝸輪的喉圓直徑2 = 248。查材料11-4變形系數(shù)= -0.5mm所以蝸輪齒寬=(1 l + 0.06Z2)w = (8+0.06x31)x8 = 78.mw綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離故選 Lv_w = 130mm圖6. 1蝸桿軸厶7 = 130 mm6. 2蝸輪軸621輸出軸的設計計算(1)輸出軸上的功率，轉速和轉矩：Pzz =2.537lkw,Nzz=3O.88O6r/min ,T =784.5997Nm(2) 求作川在軸上的力廠廠 27；2x784699.7“ “，2482=Fai =r = 6328.2Nd2r r 27；2x34338r. = F.
23、 = L = 1716.9Na2 f，心 8()WF tan a = 9.53x0369 = 2335.1058/V(3) 初步確定軸徑的最小貢徑選用45鋼,硬度217-255HBS 根具敎材公式P37()9(15-2)式，并査教材15-3,取= 112,7 A C2 5371” A 112x 一=48.6895ww30.8806考慮到鍵槽，將直徑增X 10%,貝ij；(I = 5035x(Ix7%)mw = 52.0978ww/所以，選用d = 55mmd = 55mm6. 2.2軸的結構設計(1) 軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱 分
24、布，蝸輪左啲用軸肩定位，右端血用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合, 兩軸承分別以軸承肩和軸瑞蓋定位，周向定位則采用過度瓦合或過盈配合， 軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。(2) 確定軸的各段直徑和長度仙的最小宜徑為女裝聯(lián)軸器處的玄徑故同時選用聯(lián)軸器的轉矩計算Ta = KJn .査教材14-1,考慮到轉矩變化很小，故取Ka =1.3.則：=l3x8OO6199 = lO4()8()59Nm由輸出端開始往里設計。查機械設計手冊選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器。表6.2聯(lián)軸器旳號公稱轉矩(N m)許用轉速(r/min)厶(mm)L(mm)軸孔直徑(mm)HL4125040008411255I-
25、 II 段：dj = 55mm9 厶. =82/wn 0 軸上鍵槽取 16x10, L = 70mmoII- III段：因定位軸肩高度力=(0.070.1 刃=3.5”，f/2 =55+2x3.5 = 62/nw考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取d = 55mmLn = 82mmL 70ntmL -/ = 25 + 25 = 43 o段：初選用角接觸球軸承，參照要求取型號為7213AC型闘錐滾子 軸承dxDx=65MX120Mx23“，考慮到軸承右端川套筒迅位，取齒輪距 箱體內(nèi)壁-段距離a=2()mm,考慮到箱體謀差在確定滾動軸承時應據(jù)箱體內(nèi) 壁一段距離S,取S=8。已知所選軸承寬度T
26、=23,則Lz/_/v = T + S + a + 4 = 23 + 8 + 25 + (70-66) = 6()mni 9NV段：為安裝蝸輪軸段，蝸輪齒寬4輪=075d“ =0.75x96 = 72加加上“燈=(1.2 1.8)_” 収 L/v_v =9()mmt 由 于為了使套筒能壓緊蝸輪則厶,=86 mm。V- VI段：VI-V段右端為軸環(huán)的軸向定位d-vS +2x5 = 80”，厶 = 34 mmc/2 = 62mmL-/ = 43加加L/v = 60 皿= 70mm Lzv_v=90mm 7r_vz = 86 mm d.f v. = SOmmvz_vzz =Ln-vz/ = 22mm
27、。= 65mm心取=65mm= 22mmVI- VII 段：圖6.2蝸輪軸(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dlv = 10mm由教材 表61資希平鍵截血bx/? = 20xl2,鍵榊用饒刀加工，長為80mm,同時 為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪敕與軸的配合為 耳；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為r6,半聯(lián)軸器勺軸的朮合為匸上。滾動軸承的周向疋k6位是山過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）參考教材15-2,取軸端倒角為圓角和倒角尺寸2x45,個軸肩的圓角 半徑為1-2& 3蝸桿軸的校核6. 3.1求軸上的載荷FrFd
28、1 圖6.3受力分析圖首先根據(jù)軸的結構圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承 的支點的位置時，應從手冊中查取得a值。對于7209AC型軸承,由手冊中 査得a= 18.2mm o因此作為簡支梁的軸的支承跨距L = （45mm + 65mm）x2 = 220mm 0根據(jù)軸的計算簡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截面?，F(xiàn)將計算的截向的M”、Mv n M的佰計算過稗及結果如2耳=2=旦=343308 xlOJx2 = 0.8585 KNa U1 dx 80口匚27； 800.6199 心 oF= Ffl = =xlO x2 = 6.456KNJ川d、 24
29、8巴嚴巴二巧【an 20 = 2.3825KNFWI = F2 =0.5x/；=II91.25/VFnh = Fnhi = 0.5x Fi2 = 3228N7；=7；=34.3380/VwM/ =Fv/xl 10 = 3228x110 = 3550807V mmMv = xl 10 = 1191.25x110 = 131037.5 mmFZ= 2382.5?/kvi = 1I9125NMh = 355080My 嚴= 131()37.5戦荷HV支反力NFnhF,v2Fnvs 0322832281191.251191.25彎矩M NmmMh = 3550802WVI=;WV2 =131037.5
30、總彎矩MMi+= 378487.30 ww表6.3軸上的載荷扭矩 T=34.3380NmwMM2= 378487.30T=34.3380（1）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受彊人的彎矩和扭矩的截面（即危險截血）的強度。根據(jù)式（15-5）及上農(nóng)中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉.扭轉切應力為脈動循環(huán)變向力，軸的計算應力:網(wǎng)+(叭)20. k/.r厶_ 206131.82()42 +(O.6 x 34.338O)2_0.1X703無、q“=7.3923A=7.3923MP v cr_J = 6OMPa故安全。6. 3. 2精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截Ifi Ik III.
31、 IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸川及過渡配合所引起的 應力集中均將削弱軸的疲勞強度.們山于軸的扇小玄於是按川轉強度較為睫 裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應力集中厳嚴重；從受載的怡況來看，中心截面上的應力垠大。截面V的應力集 中的影響和截面VI的相近，但截【hi VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故 不必做強度校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大(過盈配 合及鍵榊引起的應力集中均在兩端)，而J1這里軸的直徑最大，故截中心血也 不必校核。因而該軸只需校核截血v左右即可。(2)截曲E左側W = 1663XmmW
32、r = 33275mm3抗截面系數(shù) VV =().1J3 = 0.1 x553 =16637.5W抗扭截面系數(shù) W； = ().2/ =0.2x55 =33275加截面E左側彎矩“ 355(叫忖“45260N如截Ihj E 上扭矩 T. =8OO.6199/z- mm14526016637.5=&7309MP7；8(X)619.9= 24.0607A/Pd丁 WT 33275軸的材料為45鋼，調質處理由表11-1查得6 = 64() MPa. er，! = 60MPa、= 275,= 155截血上rfl于軸丿iJ而形成的理論應力集中系數(shù)乞及按附農(nóng)32査取，因D 801.53aa = 2.0,
33、af =1.31又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)幺=0.82, qT =0.85ka = 1.82鋒= 1.26故有效應力集中系數(shù) + 以爲-1) = 182 = I + qr(Ctr - 1) = 1.26教材附圖3-2尺寸系數(shù)= 0.67 , er = 0.82教材附圖34 氏=092軸耒經(jīng)表面強化處理 “ 區(qū)+丄乂由3-1 與3-2的碳鋼的特性系數(shù)(pa =0 0.2取 =0:(p: =0.05 0,(pT = 0.05o計算安全系數(shù)+0皿275-=11.24902.80x8.7309 + 0.1x()也+臥1551.62x24,06077+ 0.05x24.06072= 7.715(
34、)=63624 S = 1.5故該細仕截面厶側強度足足夠的。（3）截面E右側抗截面系數(shù)按教材衣154中的公式計算W =0.k/3=0 1 x80 = 51200/nni3抗扭截面系數(shù)Wr = Q.2dy = O.2X8O3 = 102400mm3彎矩7；及扭轉切應力為M=800619.9x 一=254742.6955 mm1107；8(X)619.9 r。2“小rr =-2- = 7.81 S6MPaWT 1024007=H(X)6l9.9/?wm254742.695551200= 4.9754MP“K過盈配合處孑由附表3-8用插值法求出并取-=3.16,故嚴=0.脈36 = 2.53按磨削加
35、工，附圖34表面質量系數(shù)6=092附圖32尺寸系數(shù)，故得綜合系數(shù)為軸耒經(jīng)表血強化處理KT：I = 1.62又由31與32的碳鋼的特性系數(shù)佗=矗102取化=0；（pr = 0.05 0，取=005計算安全系數(shù)sSa = 11.2490Sr = 7.7150Sg = 6.3624W=51200/ww，% =102400“ Jrr=7.8l86A/Pri6X Kg.2753.25x4.9754 + 0.1x0 一門00681552.62x+O.O5x=，4,84982 2V =I1.185IS = 1.5故該軸在截面右側強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過我及嚴垂的 應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校
36、核。-至此蝸桿軸的設計即告結束。6. 4蝸輪軸的強度校核6.4.1求軸上的載荷FdiFrFlNH2；=17.0068；=14.8498,11.1851TT圖6.4受力分析圖忤先根據(jù)軸的結構圖（圖6）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承 的支點的位宜時，應從手冊中査取得a值。對于7213AC型軸承，宙手冊中 查得424.2mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L =（34m + 45”）x2“58”。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖沏（圖6.3）可以看出中間截血是軸的危險截血?，F(xiàn)將計算的截血的M、Mv 及M的值計算過程及結果如卜：巧嚴幾=竺=些型xl（px2 = 0.8585KN11沁心
37、 80匚廠27； 800.6199 o 一“和= F. = =X10 x2 = 6456KN12“，d2 248你=:耳=酉 tan 20 = 2.3825KN= FVV2 =05x 巴=1191.25NFmn = Ev”2 = % Fl2 = 3228N片=8006l99NmM/z = Fw x79 = 3228x79 = 255012/V-mmMr = Fwx79 = 1191.25x79 = 94108.75N ”載荷HV支反力NF、，2F加FnV2322832281191.251191.25彎矩MNmmMu =2550122VVI=.WV2 =94108.75總彎矩MM嚴M = JmJ
38、 + Mv2 = 271822.6940N mm扭矩 T=800.6199/V ww農(nóng)6.4軸上的娥荷Mn =255012MVi= 94109（I）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截血（即危險截血）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，軸的計算應力:crtl =7.9249/町+(呵)2%0d,_ 丁271822694(F +().6 x 800.6199) O.lx7()3=7.9249MP v = GOMPa故安全6. 4. 2精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面II. III只受扭矩作用，雖然
39、鍵槽、軸川及過渡配合所引起的應力 集中均將削弱軸的疲勞強度，但山于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確 定的，所以截潮II、Ill均無需校核。從W力集中對軸的疲勞強度的彩響來看，截Iftl 111和IV處過盈處配合引 起的應力集中最嚴重：從受載的悄況來看，中心截面上的應力最人。截Ihiv的應力集中的彩響和截面IV的相近，但截啲V不受扭矩作用，同時軸徑也較 大，故不必做強度校核。中心截面上雖然血力集中最大但應力集中不大（過 盈配仟及鍵槽引起的燉力集中均在兩端），而H這里軸的H徑垠大，故截中心 面也不必校核。由笫三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小， 因而該軸只需校核截面iv左右即可。（2
40、）截面E左側抗截面系數(shù) W =0.2 =0.1x65= 27463mm3充扭截面系數(shù)叭=0.0 =0.2x65 =5492579-41截血 E 左側彎 M =27 1822.6940 X=I 30750.1566N mm截面 E 上扭矩 7； =800.6199 n mwiM_ 130750.156627463=4.761 MPaW = 27463mmIV =54925加亦ab =4.16 MPa = 14.57667； 8(X)619.9 trT = = 14.5766A/V/丫 WT 54925軸的材料為45鋼，調質處理由表11-1査得6 = 64()MPa. cr = 6()MPa. e
41、所以 X=0.44.r=1.40A=1463975N半量動我荷 P = XFYF。= 0.44x595.625 +1.40x858.5 = I463.975/V深溝球軸承所受的徑向力約為F * = -F2=-x2382.5 = 1191 25Nr 2 “ 2$ = 119I25N當堀動載荷=E = 119125N所以,應用人核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數(shù) = 3106I io638.5x10、6(加L滿足壽命要求。7. 2蝸桿軸上軸承的選擇計算(1) 軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸宜徑d=65mm,選用角接觸球軸承的型 號為7213C。主要參數(shù)如卜： D = 120mm； B =
42、 23mm： a = 24.2mmCO=55.2 kNC =52.5kN基本額定靜載荷CO=55.2 kN基木額定動載荷C =52.5kN極限轉速=9(XX) r / min(2) 壽命計算對于7(XXX)C型軸承，按表13-7軸承派生軸向力Fd = eF,其中e為表13-5 4*的判斷系數(shù)，其值由垃的大小來確定，但現(xiàn)釉承軸向 q力巴未知，故先初取e = 0.4，因此可估算：119I.25N打嚴 0.4 =0.4x2382.5 = 953NFdi =0.4 你 2 =0.4x2382.5 = 953/V按式(13-11)得Fae = F,NVl=9.25N你嚴巧+ 巧2 =丨 191.25 + 953 = 2144.25N巴2 = 2 =953NF 2144 25仏=z 中Q = 0.0388G 55200矗=竺-=0.0173Co 55200由表135進行插值計算，得=0.409,=0.385 o再計算：Fn =7；, = 0.409x2382.5 = 974.4425/VFdZ =e2Fr2 =0.385x2382.5 = 917.2625Fal= Fa( + 巧2 i 191 25 + 917.2625953 =108.5125Ar巴2 二耳2 =917.2625N2108.5125 =0Q382Co 55200el =0.409e2 = 0.385
蝸輪蝸桿減速器設計爬式加料機
