【文章內容簡介】 是在轂孔與軸之間裝入脹緊聯接套，可裝一個或幾個，在軸向力作用下，同時脹緊軸與轂而構成的一種聯接。工作時，利用壓緊力所引起的摩擦力來傳遞轉距或軸向力。各型脹緊套已標準化，選用時只需根據軸和輪轂的尺寸及傳遞載荷的大小，查閱手冊選擇合適的型號和尺寸，使傳遞的載荷在許用范圍內即可。脹緊聯接的定心性好，裝拆方便，引起的應力集中較小，承載能力高，并且有安全保護作用。但由于要在軸與轂孔之間安裝，應用時要受到結構尺寸限制。綜合考慮，由于回轉工作臺要求短小輕便，對精度要求較高，且需要承受一定的載荷能力，因此選用脹緊套聯接較為適宜。由于有標準件可以選用，這樣即方便又經濟。 與上工作臺中心軸聯接的軸承的選擇由于工作臺上的徑向載荷較大，并有軸向載荷，可考慮選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。（1） 當選用角接觸球軸承時角接觸球軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，且能夠在較高轉速下正常工作，可實現預緊作用。（2） 當選用圓錐滾子軸承時圓錐滾子軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，一般轉速不高，可承受較大軸向載荷，可實現預緊作用。根據操作需要，工作臺轉速較低，但需受較大軸向載荷，因此，滾子類軸承要比球軸承的承載能力強，此處宜選用圓錐滾子軸承。第六章 主要零件的材料選用及其幾何尺寸的計算 上回轉臺中蝸桿傳動的參數確定及幾何尺寸計算上轉臺工作臺面最大載荷：F = 1000N上轉臺工作臺面最大轉速：n = 4r/min 根據公式： Pw = (61)其中，工作臺面轉速V = m/s，工作臺面載荷F = 1000N,則，上工作臺功率為 P = = 與上轉臺電機相連的聯軸器選為膜片式聯軸器，估取其效率m = ，支撐蝸桿的軸承選為圓錐滾子軸承，其傳動效率g = ，蝸桿傳動選為單頭蝸桿，其傳動效率w = ，與上主軸相連的軸承選為角接觸球軸承，其傳動效率為q = ，因此上工作臺的總傳動效率根據公式 z = mgqw （62）則 z = =以上數據選取根據《機械設計課程設計》表82。根據公式 = 123 （63） ：上工作臺實際總傳動效率；1 ：嚙合摩擦損耗時的效率，1 = tg/tg(+V) V ：當量摩擦角V = fV 查《機械設計》（第七版）表1118，取V = 4176。04′，則1 = 2 ：軸承摩擦損耗時效率 3 ：濺油損耗時的效率一般取 23 =，則 = 123 = =說明設計計算條件是符合要求的。為便于加工，蝸桿和蝸輪旋線方向取為右旋。根據蝸桿分度圓直徑公式 dg = (64)則 dg = = 由于V 45m/s，則選用蝸桿下置。根據GB/T 100851988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 材料選擇考慮蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度較低，故蝸桿用45鋼 ；因希望提高些效率，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬膜鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪心則用灰鑄鐵HT100制造。 按齒面接觸疲勞強度進行尺寸設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。由傳動中心距公式 ≥ (65) 確定作用在蝸桿上的轉距T2 按Z1 = 1，估取效率= ，根據公式T = （66）則 T2 = = = 334250Nmm 確定載荷系數K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數= 1；由《機械設計》（第七版）表115選取使用系數= ；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數= ；根據公式 K = （67）則 K = 確定彈性影響系數ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE = 確定接觸系數先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距的比值d1/= ，從《機械設計》（第七版）圖1118中可查得= 。 確定許用接觸應力[]根據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《機械設計》（第七版）表117中查得蝸桿的基本許用應力[]= 268MPa。根據應力循環(huán)次數公式 N = 60jn2Lh (68)則 N = 601415000 = 根據壽命系數公式 KHN = (69)則 KHN = = 再根據許用接觸應力公式 [] = KHN[] (610)則 [] = = 305 MPa 計算中心距 = = 取中心距= 125mm，因=30，故從《機械設計》（第七版）表112中取模數m = ，蝸桿分度圓直徑d1 = 63mm。這時d1/= ，從《機械設計》（第七版）圖1118中可查得接觸系數= ，因為，因此以上計算結果可用。 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸軸向齒距 Pa = m = = 直徑系數 q = d1 / m = 63 / = 10齒頂圓直徑 da1 = d1 +2ha1 = 齒根圓直徑 df1 = d12hf1 = 分度圓導程角 =蝸桿軸向齒厚 sa = = 蝸輪蝸輪齒數= 31；變位系數= ；驗算傳動比== 31，這時傳動比誤差為= = %，是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2 = m= = 195mm蝸輪喉圓直徑 da2 = d2 + 2ha2 = 195 + 22 = 199mm蝸輪齒根圓直徑 df2 = d2 2hf2 = 195212 = 171mm 校核齒根彎曲疲勞強度根據當量齒數公式 = （611）則 = = 根據= ，= ，從《機械設計》（第七版）圖1119中可查得齒形系數YFa2 = 。根據螺旋角系數公式 = 1 （612）則 = 1= 根據許用彎曲應力公式 [] = KFN (613)從《機械設計》（第七版）表118中查得由ZCuSn10P1制造的基本許用彎曲應力= 40MPa。根據壽命系數公式 KFN = （614）則 KFN = = 因此 [] = = 又根據疲勞強度公式 =YFa2 （615）則 = = MPa由于[] ，因此彎曲強度是滿足的。 圖61 上蝸桿結構圖62 上蝸輪結構 上回轉臺中主軸與軸承的參數確定及幾何尺寸計算上主軸的功率P = ；上主軸的轉速n = 4r/min；上主軸的轉距T = 9550000= 334250Nmm；根據公式 dA0 (616)初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼，調質處理。根據《機械設計》（第七版）表153，取A0 = 112，于是得 112= 41mm根據公 = (616)則 = = MPa根據已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》（第七版）表151查得[]=60 MPa。因此[]，故計算得到數據可用。考慮安全系數，取= 50mm。 與上主軸聯接軸承的參數確定和幾何尺寸計算 選取軸承預期計算壽命根據《機械設計》（第七版）表133查得= 25000h 確定軸承基本額定動載荷 ，則軸肩大徑d = 50 + = 60mm當量載荷為P = (500 + 100) 10 = 6000N，轉速n = 4r/min。根據基本額定動載荷公式 C = P (617)則 C = 6000=10270N由計算結果選用軸承32912型圓錐滾子軸程。軸承尺寸為：d = 60mm；D = 85mm；T = 17mm；B = 17mm； C = 14mm軸承重量為W = 聯接上主軸與工作