渦輪、蝸桿減速機(jī)（慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)）
渦輪、蝸桿減速機(jī)（慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)）,渦輪,蝸桿,減速,卷?yè)P(yáng)機(jī)
Zhejiang Ocean University
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書
設(shè)計(jì)題目 : 慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)
系 別 : 機(jī) 械
專 業(yè) : 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化
班 級(jí) :
設(shè) 計(jì) 者 ：
指導(dǎo)教師 ：范細(xì)秋
2007年1月26日
前言 3
《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》任務(wù)書 4
第二章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 5
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇 5
2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定 7
2.3減速器中各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
2.4減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸 9
第三章 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 10
3.1、高速齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 10
3.2減速器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì) 16
第四章 軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 19
4.1 輸入軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 19
4.2 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 24
4.3中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 26
第七章 軸承的校核 27
結(jié)束語(yǔ) 29
參考文獻(xiàn) 30
設(shè)計(jì)說明書
學(xué)生姓名：陳秀
專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
班級(jí)：C04機(jī)械（1）班
學(xué)號(hào)：041007115
課程設(shè)計(jì)題目：慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)
課程設(shè)計(jì)題目來源：實(shí)際生產(chǎn)
指導(dǎo)教師：范細(xì)秋、胡曉珍 、史曉敏
任務(wù)下達(dá)日期：2007年 01月 01日
課程設(shè)計(jì)開始日期：2007年 01月16日
課程設(shè)計(jì)完成日期：2007年 01 月 26 日
前言
[摘要]: 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)或齒輪—蝸桿傳動(dòng)所組成的獨(dú)立部件，常用在動(dòng)力機(jī)與工作機(jī)之間作為減速的傳動(dòng)裝置；在少數(shù)場(chǎng)合下也用作增速的傳動(dòng)裝置，這時(shí)就稱為增速器。減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運(yùn)動(dòng)準(zhǔn)確可靠、使用維護(hù)簡(jiǎn)單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機(jī)措中應(yīng)用很廣。
我所設(shè)計(jì)的慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置，是以減數(shù)器為主體，外加電動(dòng)機(jī)和滾筒，實(shí)現(xiàn)以規(guī)定得速度推動(dòng)物體的功能。性能可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，便于制造。
其主要設(shè)計(jì)思路來自于對(duì)推力機(jī)工作原理的分解,然后按照相應(yīng)功能的機(jī)構(gòu)部件進(jìn)行設(shè)計(jì),對(duì)比,選定,以及優(yōu)化組合。綜合利用電動(dòng)機(jī)、推頭、絲杠、減速器等部件的協(xié)調(diào)運(yùn)動(dòng),來實(shí)現(xiàn)推力機(jī)得預(yù)設(shè)功能。所有部件的設(shè)計(jì)都經(jīng)過科學(xué)得數(shù)據(jù)處理并利用Auto Cad軟件強(qiáng)大繪圖功能和Word的編輯功能,使設(shè)計(jì)方案圖文并茂,栩栩如生.
[關(guān)鍵字]: 減速器 齒輪 軸 電動(dòng)機(jī)
《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》任務(wù)書
慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)
１．原始數(shù)據(jù)
學(xué)號(hào)
方案一
1-9
1-10
1-11
1-12
1-15
1-16
方案二
2-8
2-9
2-11
2-12
2-13
2-14
鋼繩拉力
F（kN）
15
18
20
25
28
30
鋼繩速度
V（m/min）
10
11
11
12
11
10
滾筒直徑
D（mm）
250
300
350
400
400
450
２．已知條件
１） 鋼繩拉力F；
２） 鋼繩速度V；
３） 滾筒直徑D；
４） 工作情況： 三班制，間歇工作，載荷變動(dòng)小；
５） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右；
６） 使用折舊期15年，3年大修一次；
７） 制造條件及生產(chǎn)批量：專門機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。
３．參考傳動(dòng)方案
方案一：齒輪-蝸桿
第二章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇
（一）、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定
（1）按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v，Y型。
（2）選擇電動(dòng)機(jī)的容量
電動(dòng)機(jī)的所需工作功率為： KW
因?yàn)镵W
傳動(dòng)裝置的總效率η
；
分別為齒輪傳動(dòng),軸承,齒輪聯(lián)軸器,蝸桿傳動(dòng)
因此p
(3)確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
按表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍,一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比i1=3~6,蝸桿傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比i2=10~40,則總傳動(dòng)比合理范圍ia=30~240,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為:
根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需功率和轉(zhuǎn)速范圍，由有關(guān)手冊(cè)查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)如下表所示：
方案
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率（kw ）
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
電流A
效率%
功率因數(shù)
cos
同步轉(zhuǎn)速
滿載轉(zhuǎn)速
1
Y132L-8
11
750
730
6
86.5
0.77
2
Y160l-6
11
1000
970
6.5
87
0.78
3
Y132M-4
7.5
1500
1440
7
87
0.83
綜合考慮電動(dòng)機(jī)的功率、轉(zhuǎn)速和傳動(dòng)裝置的尺寸、減速器的傳動(dòng)比等因素，方案3相對(duì)比較合適。
(3)所選電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)圖如下：
2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定
（一）、傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
（1）總傳動(dòng)比的確定
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為i’＝n/n＝1440/8.76＝164.4
（2）分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比:
式中分別為齒輪和蝸桿的傳動(dòng)比。
齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動(dòng)比
取
2.3減速器中各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1） 各軸轉(zhuǎn)速
??軸I ：
?軸II ：
??軸III:
2.4減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸
名 稱
符號(hào)
減速器型式及尺寸關(guān)系mm
蝸桿減速器
機(jī)座壁厚
δ
0.04a+3>=8, 取δ=16
機(jī)蓋壁厚
δ1
蝸桿在下：=0.85δ=6.8，取δ1=12
機(jī)座凸緣厚
b
1.5δ=24
機(jī)蓋凸緣厚
b1
1.5δ1=18
機(jī)座底凸緣厚
b2
2.5δ1=41
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12=25
地腳螺釘數(shù)目
n
6
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
0.75 df=19
機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6) df=10
聯(lián)接螺栓d2的間距
l
150~200,取175
軸承端蓋螺釘直徑
d3
（0.4~0.5）df=9
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
（0.3~0.4）df=7
定位銷直徑
d
（0.7~0.8）d2=8
df d1 d2至外機(jī)壁距離
c1
見下表
df d2至凸緣邊緣距離
c2
見下表
軸承旁凸臺(tái)半徑
R1
c2
凸臺(tái)高度
h
根據(jù)底速級(jí)軸承座確定
外機(jī)壁至軸承座端面距離
l1
c1+c2+(8~12)=26+24+8=58
大齒輪頂圓（蝸輪外圓）
與內(nèi)機(jī)壁距離
Δ1
>1.2δ=9.6, 取19.5
蝸輪齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距
離
Δ2
>δ, 取16
機(jī)蓋 機(jī)座肋厚
m1 m
m1≈0.85δ1=6.8 m≈0.85δ=10
軸承端蓋外徑
D2
軸承孔直徑+（5~5.5）d3=14
軸承端蓋凸緣厚度
t
(1~1.2) d3=9
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
s
s≈D2=14
第三章 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1、高速齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1選擇齒輪類型，精度等級(jí)，材料，齒數(shù)及螺旋角
（1）選用斜圓柱齒輪傳動(dòng)
（2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，技選用7級(jí)精度（GB10095-88）
(3)材料選擇
由課本表10-1 選擇小齒輪選擇材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料
為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS
選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=i1×z1=2.4×24=57.6, 取z2=60
選取螺旋角，初選螺旋角為=
2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式按公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即
確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
（1）試選K=1.6
(2)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433
(3)由圖10-26查得，,則=+=1.65
(4)由表10-7選取齒輪系數(shù)=1
(5)由表10-6查得材料得彈性影響系數(shù)ZE=189.8
(6)由圖10-21 d按齒面硬度查得小齒輪1得接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa , 齒輪2的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa
(2)計(jì)算
（1）小齒輪分度圓直徑
(7)由10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
=60=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*10
=6.99*10/2.4=2.88*
(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90
（9）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得
=/s=510 MPa
=/s=495 MPa
=(+)/2=502..5MPa
=48.3mm
（2）計(jì)算圓周速度
V=
(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)
(4)、計(jì)算縱向重合度
(5)、計(jì)算載荷系數(shù)
由表10-2 查得使用系數(shù)K=1
根據(jù)V=3.56m/s ,7級(jí)精度，由圖10-8 查得動(dòng)載荷系數(shù)；由表10-4查得
的計(jì)算公式：
由圖10-13查得K
由圖10-3查得
所以載荷系數(shù)：
(6)、按實(shí)際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得：
(7)、計(jì)算模數(shù)
3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式（10-17）得
1)、確定計(jì)算參數(shù)
(1)、計(jì)算載荷系數(shù)
(2)、根據(jù)縱向重合度從圖10-28 查得螺旋角影響系數(shù)
(3)、計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)：
(4)、查取齒形系數(shù)
由表10-5查得
(5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)
由表10-5查得
(6)、由圖10-20c查得齒輪1的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 齒輪2得彎曲疲勞強(qiáng)度極限
(7)、由圖10- 18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
(8)、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由公式10-12 得
(9)、計(jì)算大、小齒輪 并加以比較
通過比較大齒輪的 數(shù)值大
2)設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)此計(jì)算結(jié)果，由齒面的接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，現(xiàn)取=2.0 ,已可滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)要求。
(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90
（9）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得
=/s=510 MPa
=/s=495 MPa
=(+)/2=502..5MPa
=48.3mm
（2）計(jì)算圓周速度
V=
(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)
(4)、計(jì)算縱向重合度
(5)、計(jì)算載荷系數(shù)
由表10-2 查得使用系數(shù)K=1
根據(jù)V=3.56m/s ,7級(jí)精度，由圖10-8 查得動(dòng)載荷系數(shù)；由表10-4查得
的計(jì)算公式：
由圖10-13查得K
由圖10-3查得
所以載荷系數(shù)：
(6)、按實(shí)際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得：
(7)、計(jì)算模數(shù)
4、 幾何尺寸計(jì)算
(1)、計(jì)算中心距
將中心距圓整為95mm
(2)、按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多，故參數(shù)， ，等不必再修正。
(3)、計(jì)算大，小齒輪的分度圓直徑：
(3)、計(jì)算齒輪寬度
圓整后取
5、設(shè)計(jì)結(jié)果
中心距a
模數(shù)
螺旋角
齒輪1 齒數(shù)
齒輪2 齒數(shù)
傳動(dòng)比
i
齒輪1
分度圓直徑
齒輪1
的寬度
齒輪1
分度圓直 徑
齒輪2
的寬度
95mm
2.0mm
14.4
27
65
2.4
55.79mm
60mm
134.3mm
55mm
3.2減速器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)
1.選擇蝸桿傳動(dòng)類型
根據(jù)GB/T 10085——1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。
2.選擇材料
根據(jù)庫(kù)存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45——55HRC。蝸桿用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
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強(qiáng)度。由式（11-12），傳動(dòng)中心距
1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩
2）確定載荷系數(shù)K
因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)由表11—5選取使用系數(shù).15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載荷系數(shù)則：
3）確定彈影響系數(shù)，因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故。
4）確定接觸系數(shù)
先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動(dòng)中心距a比值從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖11-18中可得。
5）確定許用接觸應(yīng)力
根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268MPa。
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
所以，。
6）計(jì)算中心距
取中心距a=355mm,因i=31故從表11-2取模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d1=140mm,這時(shí)d1/a=0.39,因?yàn)橐虼艘陨嫌?jì)算可用。
4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計(jì)算
1）蝸桿
軸向齒距Pa=,直徑系數(shù)?q= 17.5;
齒頂圓直徑 156mm，齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角
蝸桿軸向齒厚。
2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)Z2=71,變位系數(shù);
驗(yàn)算傳動(dòng)比,是允許的。
蝸輪的分度圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
外圓直徑：
蝸輪寬度B:
5.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)x2=+0.125,,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。
螺旋系數(shù)
許用彎曲應(yīng)力
從表11-8中查得由鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力
壽命系數(shù)
；所以彎曲強(qiáng)度是滿足的。
6.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、蝸桿精度等級(jí)中選7級(jí)精度、側(cè)隙種類為f,表注為8f GB/T100然后由有關(guān)手冊(cè)查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度，此處從略。
第四章 軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
軸系零件包括軸、鍵聯(lián)接、滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器。完成傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算后，需對(duì)它們進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。
軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構(gòu)決定于軸上零件的位置和有關(guān)尺寸。設(shè)計(jì)軸時(shí)，要按照工作要求，選擇合適的材料，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，然后根據(jù)受力狀況進(jìn)行強(qiáng)度和剛度計(jì)算。
4.1 輸入軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1．軸的材料的選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價(jià)廉，對(duì)應(yīng)力集中的敏感性較低，同時(shí)也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。
材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調(diào)質(zhì)）和表面未強(qiáng)化處理，由機(jī)械手冊(cè)查得，45號(hào)鋼采用調(diào)質(zhì)處理硬度為217~255HB。
2．軸的初步計(jì)算
已知：輸入軸上的輸入功率
P=11.07KW；
轉(zhuǎn)速；
轉(zhuǎn)矩；
軸上齒輪模數(shù)Mn=2；
螺旋角=
前面已經(jīng)算出軸上齒輪分度圓直徑: ；
1、求作用在齒輪上的力
；
；
；
圓周力，徑向力，軸向力的方向如圖 4—2所示。
2、初步確定輸入軸的最小直徑
公式中：由查表15-3得，初步選定為120，代入上式可得：
；
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2直徑與聯(lián)軸器的孔徑，以及電動(dòng)機(jī)的輸出軸相適應(yīng)，故需先確定聯(lián)軸器的型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：；
由于提升機(jī)的工作效率不大，工作轉(zhuǎn)矩變化小，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)。查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故選；
則：=
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2050。半聯(lián)軸器的孔徑=38mm，故取=38mm；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度Ｌ＝82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖4—1 輸出軸的結(jié)構(gòu)與裝配
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長(zhǎng)度
1、為使1—2軸段滿足半聯(lián)軸器的配合要求，需制出一軸肩，取1—2段直徑。
2、初步選擇滾動(dòng)軸承
因所選用的齒輪為斜齒輪，則軸承同時(shí)承受有徑向和軸向力的作用，鼓選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=42mm，查手冊(cè)，初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為,故3—4軸的直徑,而。
3；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為125mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。
4、軸承端蓋的總寬度20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm
5、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=80mm。
至此，已知初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
（2） 軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)選用平鍵為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為108mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸的配合有良好的對(duì)中性，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，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（3） 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表15-2，取左軸端倒角為，右軸端倒角，2出處倒圓R=2.0mm，其它處倒圓R=2.5mm。
4．求軸上的載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖4—5，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)根據(jù)手冊(cè)查取a值。對(duì)于32217型的滾動(dòng)軸承，由手冊(cè)查得a=34mm。又滾動(dòng)軸承如圖5-3正裝，則作為簡(jiǎn)支梁的軸承跨距L=。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖4—6。
圖4—6 輸出軸的彎矩圖和扭矩圖
從軸的機(jī)構(gòu)圖以及扭矩圖中可以看出，C截面是軸的危險(xiǎn)截面。
（1） 求軸上軸承的支座反力和，截面C上的、、
1、求軸承的支反力和
2、截面C上的、、
則：總彎矩為：
；
5．扭矩合成應(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的強(qiáng)度，根據(jù)以上所算得的數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：
＜
前已選定軸的材料為45鋼，由表15-1查得=60，故軸工作安全。
（6） 危險(xiǎn)截面4校核：
截面4左側(cè)：
抗彎截面系數(shù)：；
抗扭截面系數(shù)：；
截面左側(cè)的彎矩M為：;
截面上的彎曲應(yīng)力：；
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：；
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表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)及按附表3-2查取。
因?yàn)?；，?jīng)插值后可查得：
；
又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為：
；；
有效集中系數(shù)：
；
；
由附圖3-2得尺寸系數(shù)；
由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：；
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)；
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化，即則得綜合系數(shù)值為：
；
；
碳鋼的特性系數(shù)：
，??；
，??；
計(jì)算安全系數(shù)值：
；
；
＞S=1.5；
故可知其安全。
4.2 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1.軸的材料的選擇
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價(jià)廉，對(duì)應(yīng)力集中的敏感性較低，同時(shí)也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。
材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調(diào)質(zhì)）和表面未強(qiáng)化處理，由機(jī)械手冊(cè)查得，45號(hào)鋼采用調(diào)質(zhì)處理硬度為217~255HB。
2.軸的初步計(jì)算
（1） 初步確定輸入軸的受力計(jì)算：
已知：輸入軸上的輸入功率
；
轉(zhuǎn)速；
轉(zhuǎn)矩；
前面已經(jīng)算出軸上蝸桿分度圓直徑: ；
求作用在蝸桿上的力
；
；
(2) 估算軸徑選取軸的型號(hào)
軸Ⅱ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑， 軸徑計(jì)算公式查手冊(cè)可知道A0=103~126 mm，取
d>= 23.7mm
取軸頸d = 24mm
(3) 軸承選取
圓錐滾子軸承(30000型)
標(biāo)準(zhǔn)=摘自GB/T 297-1994 參照ISO355-1977單位=(mm)
軸承代號(hào)=32009
尺寸\d=45
尺寸\D=75
尺寸\T=20
尺寸\B=19
3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
(1)軸的方案設(shè)計(jì)
(2)各段直徑及長(zhǎng)度
軸承處直徑：d2~3= 45mm
軸承處長(zhǎng)度：L2~3=66 mm
齒輪處的直徑：d1~2=38 mm（齒輪孔徑大于所通過的軸徑）
齒輪處長(zhǎng)度：L1~2=54mm , (軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于輪轂長(zhǎng)度)
擋油環(huán)處：L =18mm
蝸桿齒處：d5~6=117㎜L5~6=117㎜
軸承與箱體內(nèi)壁距離 s =5 mm
蝸輪與箱體內(nèi)壁距離 a =10mm
4.3中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1． 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=5.43KW，n=8.76r/min, T=5912450NM。
2． 求作用在軸上的力：已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為d=568mm,F==N,
F= F
1. 初步確定軸的最小直徑：
低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取
d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與鏈輪的孔徑相同，故需確定彈性聯(lián)軸器?？讖?，基本尺寸為D*d*T=105*90*39
4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
１） 擬訂軸晌零件的裝配方案圖
２） 根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
３） d2-3=96.4mm L1=175mm 取L1-2=173mm
４） 選擇圓錐輥?zhàn)虞S承型號(hào)為（30221）
５） d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6=15mm
第七章 軸承的校核
7.1、 第一對(duì)軸承的校核（即與軸I裝配得軸承）
初選單列圓錐滾子軸承，其型號(hào)為30209，其尺寸為軸承得受力情況（簡(jiǎn)圖）如下圖所示：
（1） 計(jì)算徑向力 軸向力
齒輪的徑向力
齒輪的軸向力
（2）計(jì)算軸向派生力
由手冊(cè)查得e=0.35 Y=1.7 由課本表13-7得則有：
（3）計(jì)算軸承得軸向載荷
由于即軸承1壓緊，軸承2放松
由此得
（4）計(jì)算當(dāng)量載荷
因?yàn)? 則查表得取X Y
則查表得，取f=1.0
則
因?yàn)? 則查表得取X Y
則查表得，取f=1.0
則
（5）軸承壽命計(jì)算L
因?yàn)閯t按軸承1計(jì)算，查手冊(cè)得，該種軸承得額定動(dòng)載荷C=26.8KN
則
因?yàn)?
所以所選得軸承符合要求
結(jié)束語(yǔ)
在各位老師的指導(dǎo)下，經(jīng)過歷時(shí)兩個(gè)星期的緊張?jiān)O(shè)計(jì)，我完成了推力機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過程中，我參考了有關(guān)的書籍解到了機(jī)械行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，拓寬了自己的視野和知識(shí)面。
本次設(shè)計(jì)用到了許多以前所學(xué)的知識(shí)，特別是剛剛結(jié)束的機(jī)械設(shè)計(jì)課程中所學(xué)的很多知識(shí)：從大一時(shí)學(xué)的CAD制圖到剛剛在機(jī)械設(shè)計(jì)課程中學(xué)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，零件設(shè)計(jì)。因此在整個(gè)設(shè)計(jì)的過程中，我將兩年多來所學(xué)的知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的復(fù)習(xí)和回顧，進(jìn)一步鞏固了自己的專業(yè)知識(shí)和專業(yè)技能，增強(qiáng)了獨(dú)立思考和理論聯(lián)系實(shí)際的能力。同時(shí)，也使我對(duì)機(jī)電產(chǎn)品的設(shè)計(jì)過程和方法等內(nèi)容有了一定了解、熟悉和深入。更重要的是，在此次設(shè)計(jì)過程中，我發(fā)現(xiàn)自己的專業(yè)知識(shí)存在很多不足和欠缺。
通過這次課程設(shè)計(jì)，我及時(shí)彌補(bǔ)了自己在專業(yè)知識(shí)中存在的不足和欠缺，
從而提高自己的綜合能力。
由于本人的知識(shí)水平真的很有限，設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)又不足，此次設(shè)計(jì)難免存在不足和錯(cuò)誤，懇請(qǐng)各位老師批評(píng)和指正。
最后再次感謝在本次設(shè)計(jì)中指導(dǎo)老師和同學(xué)對(duì)我的幫助!
參考文獻(xiàn)
1．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》（第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國(guó)等
2．《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》 高等教育出版社 主編：陳立德
3．《機(jī)械設(shè)計(jì)》（第七版） 高等教育出版社 主編：紀(jì)名剛
4．《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》（軟件版）
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