【文章內容簡介】 工作中產生得熱量少，對機構不產生影響。故不考慮熱平衡計算。 蝸桿的設計 轉速 和轉矩1Pn1T根據(jù)已知 =, =240r/min, ==43770 Nmm1。選取蝸桿的材料為 45 鋼，調制處理。查表取 =112，于是0A ()???蝸桿的最小直徑顯然是與 V 帶輪的聯(lián)接處的直徑，但如果環(huán)境允許的話，蝸桿可以直接與電機軸連接，這樣就減少了 V 帶輪，降低了成本。因此考慮的它的通用性，可適當增大蝸桿的直徑來適應多種選擇。蝸桿與電機軸直接連接時，蝸桿的最小直徑顯然時安裝聯(lián)軸器處的直徑 為了使所選的直徑 與聯(lián)軸器得Id? Id?孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。考慮到聯(lián)軸器要與電機軸相聯(lián)，因此聯(lián)軸器的孔徑為 [10]Ｎｍｍ ()???TKAC中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 12 頁 共 49 頁查手冊選用 HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 160000N ＝28mm,Id?半聯(lián)軸器的長度Ｌ＝62mm,半聯(lián)軸器長度與蝸桿配合的長度 =44mm。1L1)擬定蝸桿上零件的裝配方案 如圖所示圖 蝸輪的結構與裝配圖2)根據(jù)蝸桿定位的要求確定蝸桿的各段直徑和長度(1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求．III 蝸桿段右端需制出一鈾肩，故取 IIIII 段的直徑 34mm,左端用軸端擋圈定位．按軸端直徑取擋圈直徑 D=35mm。半聯(lián)軸器與蝸桿配合的轂孔長度 L1=44mm 以 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)鈾器上而不壓在蝸桿的端面上，故 I—II 段的長度應比 略短一些，現(xiàn)取 =42mm1LIL?(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，考慮到蝸桿左側所受的載荷較大，故蝸桿左側選用雙列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) =38mm，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的雙列圓錐IVd?滾子軸承 30208，尺寸為 dDT=40mm80mm。右側滾動軸承選擇角接觸軸承 7008AC，尺寸為 dDT=40mm68mm15mm(3)取擋油環(huán)的長度為 12mm,則 =20+20+12=52mm，因為軸承左側要用圓螺IVL?母定位，故 的長度應略短于 52mm，取 = =23mm。IVL? IVVIXL?中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 13 頁 共 49 頁(4)取 = 15mm(由減速器及軸承端蓋的VIIVL??結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)鈾器右端面間的距離 L=10mm,故取 =，已經初步確定IL?了軸的各段直徑和長度。3)蝸桿上零件的周向定位半聯(lián)軸器與蝸桿的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。半聯(lián)軸器與蝸桿的聯(lián)接，選用平健為 8mm7mm32mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與蝸桿的配合為 H7/k6。滾動軸承與蝸桿的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選蝸桿的直徑尺寸公差為m6。4)確定蝸桿上圓角和倒角尺寸取蝸桿端倒角為 245176。，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。 [11]首先根據(jù)蝸桿的結構圖作出蝸桿的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取 a 30208 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=。因此，作為簡支梁的蝸桿的支承跨距 L2+L3=+=作出蝸桿的彎矩圖和扭矩圖中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 14 頁 共 49 頁圖 蝸輪的載荷分析圖從蝸桿的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是蝸桿的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面 c 處的 MH MV 以及 M 的值列于表 。 表 蝸輪的扭矩和彎矩載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F = ==1024N =42N1NVF2NV彎矩 M =mmH =74826NmmVM總彎矩 =88623Nmm扭矩 T =43770Nmm3中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 15 頁 共 49 頁進行校核時，通常只校核蝸桿上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 c)的強度。則由式及上表中的數(shù)值，并取 = 蝸桿的計算應力 [12]? ()MPaWTMca )4370(82)( 22321 ????????前已經選定蝸桿的材料為 45 鋼、調質處理．由手冊查得[ ]=60MPa，因此1??[ ]故安全。ca1?1)判斷危險截面 截面 A，Ⅱ，Ⅲ，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于蝸桿的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以 A，Ⅱ，Ⅲ，B 均無需校核。從應力集中對蝸桿的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看。截面 C 上的應力最大：截面 IV 的應力集中的影響和截面 V 的相近．但截面 V 不受扭矩作用，同時軸徑也較大。故不必作強度 C 上雖然應力最大,但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應人集中均在兩端)。而且這里蝸桿的直徑較大，放截面 C 也不必校核。因為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 V 左右兩端即可 [13].2)截面 V 右側抗彎截面系數(shù) W= 3=963= ()抗扭截面系數(shù) W T==963= ()截面 IV 左側的彎矩 M 為 M=88623 Nmm ()??截面 V 上的扭矩 T 2 =43770 Nmm截面上的彎曲應力 = = ()b??W截面上的扭轉切應力中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 16 頁 共 49 頁 ()???蝸桿的材料為 45 鋼, .15,5,6401MPaB ?????截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按手冊查取,因???r/d=2/55=,D/d=60/55=可查得 = =??又因蝸桿的材料的敏性系數(shù)為 ?q5.有效應力集中系數(shù)為( 1)=1+(21)= ()??1?k??( 1)=1+()= ()??q查手冊知尺寸系數(shù) =，扭轉尺寸系數(shù) =????蝸桿按磨削加工，則其表面系數(shù)為 =???蝸桿未經表面強化處理,即 =1 ,則綜合系數(shù)值為q? ()?????kK ()6.?????碳鋼的特性系數(shù) =, =??計算安全系數(shù) 值得caS ()191????maK?? ()?aS????中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 17 頁 共 49 頁= ＞S= ()????S故可知其安全.3)截面 IV 左側抗彎截面系數(shù) W= 3=603=21600mm3抗扭截面系數(shù) W T==603=43200mm3彎矩 M 為 M=88623 66467 Nmm??彎曲應力為 = = =?247WM截面上的扭轉切應力 ???過盈配合處得 值,用插入法求出,并取 = 于是得??/k ??/k??/k= =?/軸按磨削加工 則其表面系數(shù)為 =???故得綜合系數(shù)為 ??????kK6.???計算安全系數(shù) 值得caS ????maK????aS???中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 18 頁 共 49 頁= ＞S=????S故該軸在截面 V 左側的強度也是足夠的. 本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，,軸的設計計算即告結束.、精度等級、材料及齒數(shù) [14].1）考慮到斜齒輪傳動可以獲得較小的傳動幾何尺寸，而且具有較大的承載能力。因此方案采用斜齒圓柱齒輪傳動。2）減速機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB1009588）3)材料選擇。由手冊選擇小齒輪材料為 40Cr(調質)，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼(調質)硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS[11]。4)選小齒輪齒數(shù)為 Z1=大齒輪齒數(shù) Z2=U Z1=520=1005）選取螺旋角。初選螺旋角 =14176。?2．按齒面接觸強度設計由設汁計算公式計算．即 ()3211 )][(2HEdtt ZuTKd???????1)確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù) ＝(2)計算小齒輪傳遞的轉矩 =919187N㎜2T(3)查表選取齒寬系數(shù) ＝1d?(4)由表查得材料的彈性影響系數(shù) =(5)按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 =600MPa；大齒輪的接觸1limH?疲勞強度極限 =550MPa。2limH?(6)選取區(qū)域系數(shù) = HZ中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 19 頁 共 49 頁(7)查得 = ， =, = + =?a?a?12a(8)計算應力循環(huán)次數(shù)N1 =60njL=6051365=109500N2 =109500247。5=21900 (9)接觸疲勞壽命系數(shù) .1?（10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S=1， ()MPaSHNH601.][lim11 ???? ()K753.][2li2接觸許用應力=（ 1+ 2）/2=（660+715）/2MPa =][H?][H?2）計算(1)計算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得td1 ()td1 )( 2????(2)計算圓周速度 ()sndvt /???(3)計算齒寬 b 及模數(shù) ntm=1= ()?d?t1= ()nt mZt ???= == ()hntmb/h=()(4)計算縱向重合度中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 20 頁 共 49 頁= Z1tanβ=120tan14176。= ()??d?(5)計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù) =1 根據(jù) v =,查的動載系數(shù)A 01.?VK=+（1+ 2） 2+=+（1+1）?Hd?+= ()查得 =?FK查得 = = 故載荷系數(shù)Ha= =1= ()AVHa?K(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= = = ()1d3/tt (7)計算模數(shù)= = () ?COSZ??? ()3212][cosHSaFdn YZYTK???????1)確定計算參數(shù)(1)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極MPaFE501?限 FE382?(2)查得彎曲疲勞壽命系數(shù) .(3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1 =][F?8501??中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 21 頁 共 49 頁2 =][F?MPaS??(4)計算載荷系數(shù)= =1=?(5)根據(jù)縱向重合度 =，查得螺旋角影響系數(shù)??=?Y(6)計算當量齒數(shù) ()0331??ZV ()21?V(7)查取齒型系數(shù)得,??FaY(8)查取應力校正系數(shù) (9)計算大小齒輪的 并加以比較][FY? ()][1??FSa ()][2SaY?大齒輪的數(shù)值大。2)設計計算 ()mmn ????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞n中 北 大 學 2022 屆 本 科 畢 業(yè) 設 計 說 明 書第 22 頁 共 49 頁強度計算的法面模數(shù)．取 =，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強nm度．需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 = 來計算應有的齒數(shù)。于是由1d ()???ndZ?取 Z 1 =21,Z2 =u Z1=521=1051)計算中心距 ()mmzan )10(cos2)(1 ????????將中心距圓整為 292mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角 ()??????? 56481329.)051(arcos2)(arcos1 ?mzn?因 β 值改變不多，故參數(shù) ,