【正文】 料選擇 考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用 45 剛；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；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ ZCuSn10P1） ,金屬模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵 （ HT100） 制造。 按齒面接觸強度設計 根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。 由《機械設計》式（ 1112）則傳動中心距為： 3 22 )][(HE ZZKTa ? ?? （ 1）確定輪上轉(zhuǎn)矩 按 1Z =:2，效率為 ，則 4 5 9 8 226 ????? NnPT （ 2）確定載荷系數(shù) K 因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù) 1??K ，由《機械設計》表 115 選取使用系數(shù) 1?AK ，由于轉(zhuǎn)速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù) ?VK ，則 K= ?K AK VK =1179。 179。 1≈ 蝸桿軸 960 蝸輪軸 1 卷筒軸 8 （ 3）確定彈性影響系數(shù) EZ 因為選用的是 錫磷青銅（ ZCuSn10P1） 的蝸輪和 45 剛蝸桿相配，故EZ ? 21160MPa （ 4）確定接觸系數(shù) ?Z 先假設蝸桿分度遠直徑和傳動中心距的比值為 ad1=，從 《機械設計》圖 1118 中查得 ?Z = （ 5）確定許用接觸應力 [? ]H 根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅（ ZCuSn10P1） ，金屬模鑄造，蝸 桿螺旋齒面硬度＞ 45HRC，可從《機械設計》表 117查得蝸輪的基本許用應力 ??39。H? =268MPa。 應力循環(huán)次數(shù) N=60 hLjn2 =60?1?? （ 5 30082 ??? ） = 710? 壽命系數(shù) HNK = 7 88 10877 ?? ，則 ??H? = HNK ??‘ H? =?268= （ 6）計算中心距 a 3 22 )][( HEZZKT ? ?? = ) ( 2 ???? 取中心距 a=160mm，因為 1i =，故從表 112 中選取模數(shù) m= mm，蝸桿分度圓直徑 d1=63mm，這時 d1/a=，從 《機械設計》 圖 1118中可查得 ,?Z = ?Z ，因此以上計算結果可用。 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 蝸桿 蝸桿頭數(shù)： 21?Z 軸 向齒距： mmmPa ?? ? ； 直徑系數(shù)： q=； 齒頂圓直徑：1ad=63+1179。 2179。 =； 9 齒根圓直徑：1fd=632179。（ 1179。 +） =； 分度圓導程角： ? = ??? 3639。1811 （右旋） 軸向齒厚： 2s =247。 2=。 蝸輪 蝸輪齒數(shù)： 2z =41； 變位系數(shù) 2x =； 驗 算 傳 動 比 ： 1i =12zz = ， 這 時 傳 動 誤 差 為%]5%,5[% ??????? 是允許的。 渦輪螺旋角： ???? 3639。1811? （右旋） 蝸輪分度圓直徑 ： mmmzd 5 ???? ； 蝸輪喉圓直徑： 2ad = 2d + 22ah =+2?（ ） ?=； 蝸輪齒根圓直徑：2fd= 2d +22fh=?（ 1++） ?=； 蝸輪咽喉母圓半徑：2gr=a221ad = 蝸輪輪緣寬度： adb? 取 b=50mm。 而且取中心輪轂寬度為 100mm。具體結構如下圖所示： 10 校核齒根彎曲疲勞強度 FFaF YYmdd KT ][c o 221 2 ??? ? ?? 當量齒數(shù)： vz = )3639。1811( co s 53co s 332 ????z 根據(jù) 2x =， vz =，從《機械設計》圖 1119 中可查得齒形系數(shù)?2FaY 螺旋系數(shù) ?Y = ??????? ? 許用彎曲應力 F][? =??/F? FNK 從表 118 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 ??/F? =56MPa 壽命系數(shù)： 1010 9769 6 ???? NK FN F][? =??/F? FNK =56?= 所以： F? = ?YYmdd KT Fan 221 = M P 5 6 9 8 ????? ?? 因為 F? =? F][? =56MPa,彎曲強度校核滿足要求。 驗算效率 3? ? ? )t a n (t a ~v???? ?? 已知 ? =176。， v? =vfarctan， vf 與相對滑移速度 sv 有關 smndv s 2 2 s1 0 0 060 9 6 063co s1 0 0 060 11 ???? ????? ??? 圖 渦輪的形狀結構簡圖 11 從 《機械設計》 表 1118 中用插值法查得 vf =， v? =176。 代入上式得 ~)ta n (ta n)~(1 ??? V?? ?? 。 大于原估計值，因此不用重算。 熱平衡計算 （ 1）估算散熱面積 A A= ma ??? （ 2）驗算油的工作溫度 ti 室溫 0t ：通常取 ?20 。 散熱系數(shù) sk = ~14 ：取 Ks= W/(㎡178?！?)； 嚙合效率 ?? ； 軸承效率 ~，取軸承效率 ? 2=； 攪油效率 ~，攪油效率 ? 3=； 所以： ? =? 1179。 ? 2179。 ? 3=179。 179。 = ? ? CtAk Ptsi ??????????? )( 01? ＜ 80℃ 故油溫未超過限度，安全可用 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所涉及的蝸桿傳動是動力傳動，屬于機械減速器。從 GB/100891988圓柱蝸桿，蝸桿精度中選擇 8級精度，側隙種類為 f,標注為 8f, GB/T 100891988。蝸 桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造貼心采用 H7/r6 配合，并加軸肩和螺釘固定（螺釘選用 6個）。 第六章 軸的設計計算及校核 蝸桿軸的設計 12 由于蝸桿的直徑很小，可以將蝸桿和渦輪軸做成一體，機渦輪軸的形式。 （ 1）選擇軸的材料及熱處理 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要向蝸輪傳遞轉(zhuǎn)矩，其 傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故渦輪和蝸桿軸的材料均可選擇常用的 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查《機械設計》（表 151）硬度 HBS=217 ~ 255Mpa，強度極限 B? =640 Mpa， s? =355Mpa， 1? =275Mpa， 1? =155Mpa， ][ 1? b=60Mpa。 （ 2）求蝸桿軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由第 3章可知 kwp ? ， min/9601 rn ? ， mmNT ?? 。 （ 3）求作用在蝸桿上的力 因已知蝸桿的分度圓直徑為 63mm，則 切向力 : NdTF t 2 5 663 9 5 9 222 1 11 ???? 軸向力 : NdTFF ta 0 0 5 8 4 5 9 8 922 2 221 ????? 徑向力 : NFFF trr 8 2 0t a n221 ??? ? （ 4）初步確定軸的最小直徑 查《機械設計》（表 153） 先初步校核估算軸的最小直徑，取 A。 =120 mmnPAd 6 2 0 3311m i n ???? ? 軸的最小直徑為 KLd ，為了使所選的軸直徑 KLd 與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 1TKT Aca ?? ，查《機械設計》表 14— 1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化 圖 61 蝸桿軸草圖 13 小，取 AK =。所以： mNTKT aca ?????? 3 8 9 5 9 按照計算轉(zhuǎn)矩 caT 應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查找標準 GB/T5104—20xx 手冊或《機械設計課程設計》（周元康 , 林昌華 張海兵 主編）表 ，選用 TL5 彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為 125N? m，半聯(lián)軸器的孔徑取 30mm，半聯(lián)軸器的長度 L 為 62mm,與軸配合長度為 L1=44mm 。故可取軸的 KL段的直徑為 30?KLd mm,軸段長度為 LKL=42mm （ 5）軸的結構設計 [1]擬定裝配方案 蝸桿直接和軸加工成一體，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右軸承端蓋從右面裝，最小端裝聯(lián)軸器。 [2]根據(jù)軸向定位要求確定各段的直徑及部分長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位， KL 軸段左端需制出一軸肩來定位半聯(lián)軸器，根據(jù)定位軸間的高度要求 dh )~(? 。故取 JKd =34mm，且為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故可取 KLL =42mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故可選用角接觸球軸承。 由已知條件知道工作時間是 5年，每天兩班制工作，根據(jù)規(guī)定，每年按 300天計算，則額定工作壽命為 hL h 2 4 0 0 028300539。 ????? 考慮最不利的情況，單個軸承所受的 徑向力為 NFF rr 2 6 1 02 8 2 0239。1 ??? 向心軸承只承受徑向載荷時： 1rFP? 有《機械設計》式 13— 6知基本額定靜載荷為 ?1)1060( 39。6 1 htpor LnfPfC ?? 14 查《機 JKd 械設計》表 13— 4,13— 6可得： 1?tf ?pf 所以： kNC