【正文】 ? ? 72 9606 0 6 0 1 1 8 3 0 0 8 3 . 5 5 7 4 1 03 1 . 0 8 7 5hN jn L? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 壽命系數(shù) 8 7710 0 . 8 5 3 33 . 4 3 5 7 4 1 0HNK ??? 則 ? ? ? ? 39。 從圖中 1118 中可查 39。Z? ＜ Z? ，即以上算法有效。 蝸輪分度圓直徑 mmmzd 1 4 035422 ???? 喉圓直徑 mmhdd aa 156821402 222 ?????? 齒根圓直徑 mmhdd ff 222 ??????? 咽喉母圓半徑 mmdarag 22 ?????? 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 19 校核齒根彎曲疲勞強度 ? ?FFaF YYdd KT ?? ? ?? 221 （ 49） 當(dāng)量齒數(shù) 22 33 31 3 1 .4 6 9 7c o s c o s 5 .7 6 3v zz ?? ? ? 根據(jù) 220 .5 , 3 1 .4 6 9 7vxz? ? ? 從圖 119 中可查得齒形系數(shù) Y 2Fa = 螺旋角系數(shù)： 5 . 7 11 1 0 . 9 5 9 21 4 0 1 4 0Y? ?? ? ? ? ? 許用彎曲應(yīng)力： 從文獻 [1]P256 表 118 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力 [ F? ]39。 驗算效率 )t a n(t a n)( v?? ?? ??? （ 411） 已知 : ??? ； vv farctan?? ； vf 與 相 對 滑 動 速 度 s? 有關(guān)。?vf ??v? 代入式西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 20 中，得 ?? 大于原估計值，因此不用 重算。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 5 軸的校核與設(shè)計 軸屬于運動機構(gòu)，主要是帶動工件轉(zhuǎn)動完成冷軋輥堆焊，并同時承受轉(zhuǎn)矩、彎矩和剪切作用，而且其性能直接影響到堆焊質(zhì)量、機床的實用壽命等，因此，這部分的動力頭整體設(shè)計中占關(guān)鍵地位。從傳動情況來看，轉(zhuǎn)矩是由蝸桿軸傳遞給主軸的，彎矩主要是有主軸上兩滾動軸承承受。主軸材料選擇 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查《機械設(shè)計手冊》得：硬度為 241~286HBS， σb=750MPa， σs=550MPa。估算公式為 3nPCd? （ 51） 式中 P—— 軸功率， kW； n—— 軸轉(zhuǎn) 速， r/min。 由《機械設(shè)計手冊》?。?C=100，于是 ?d mm。 I 端：軸的最小直徑為安 裝聯(lián)軸器處的直徑 1d ，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算 IAca TKT ? ，查文獻 [1]P351 表 141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 1 .3 , 1 .3 3 5 .2 1 5 6 4 5 .7 8 0 3a c aK T N m? ? ? ? ?則 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電動機輸出軸的直徑查文獻 [3]P172 表 1310 選用 HL6 型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。 II 端：因為定位銷鍵高度， 6h mm?取 因此， mmhdd IIIIIII 4421 ??? ?? 。 2 5 , 1 4 .III V III Vd m m L m m???? L VIIIVII? =24mm 圓錐滾子軸承一端用端蓋定位（寬度為 6mm），緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。 V 段：由前面的設(shè)計知蝸桿的分度圓直徑 20 ,d mm? 齒頂圓直徑 1 ? ,蝸輪的喉圓直徑 2 48ad ? 。 （ 2）確定軸的各段直徑和長度 軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑 1d ，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算IIAca TKT ? ，查文獻 [1]P 表 141 ， 考 慮 到 轉(zhuǎn) 矩 變 化 很 小 ， 故 取 , 800 .61 99 104 059A c aK T N m? ? ? ? ?則 由輸出端開始往里設(shè)計。 表 52 蝸輪軸聯(lián)軸器參數(shù) 型號 公稱轉(zhuǎn)矩 )( mN? 許用轉(zhuǎn)速min)/(r 1L ? ?mm L ? ?mm 軸孔直徑 ? ?mm HL4 1250 4000 84 112 55 III段： mmd III 50?? ， 82I IIL mm? ? 。 IIIII段：因定位軸肩 高度 ? ? mmdh ~ ?? ， mmd ???? ，考慮到軸承端蓋的 長度和安裝和拆卸的方便，取 L 2 5 2 5 4 3II III mm? ? ? ?。 已 知 所 選 軸 承 寬 度 T=23 ，則? ?L T S 4 23 8 25 70 66 60I I I I Va m m? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?。 VVI 段：Ⅵ V 段右端為軸環(huán)的軸向定位 2 5 80V V I IV Vd d m m??? ? ? ?，34V VIL? ? mm VIVII 段： 6 5 L 2 2V I V II V I V IId m m m m????， 。按 mmd VIV 70?? 由 文獻[1]P106 表 61 查得平鍵截面 1220???hb ，鍵槽用銑刀加工，長為 80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為6r7H ；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為 mmmmmm 701016 ?? ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 6k7H 。 （ 4）參考 文獻 [1]P365 表 152，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸 ??452 ，個軸肩的圓角半徑為 1~2 中間軸的校核 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 求軸上的載荷 F FFtF FFrFaFtFrFaFd2Fd1 圖 53 蝸桿軸受力分析圖 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 27 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 61）做出軸的計算簡圖 63）。對于 31002 型軸承，由文獻 [3]P193 中查 得 a= ?，F(xiàn)將計算的截面的 HM 、 VM 及 M 的值計算過程及結(jié)果如下： 311212 3 .6 1 1 0 2 0 .8 5 8 520ta TF F K Nd? ? ? ? ? ? 322122 1057 1 0 2 6 .4 5 640ta TF F K Nd? ? ? ? ? ? 1 ta n 20 2. 38 25r r tF F F K N? ? ? ? 12 119 5N V N V rF F F N? ? ? ? 1 2 322 8N H N H tF F F N? ? ? ? 32 34 .3 38 0T T N m? ? ? M 1 1 0 3 2 2 8 1 1 0 3 5 5 0 8 0H N HF N m m? ? ? ? ? ? M 110 119 110 131 037 .5V N VF N m m? ? ? ? ? ? 表 53 蝸桿軸上的載荷 H V 支反力 N 1NHF 2NHF 1NVF 2NVF 3228 3228 彎矩 M Nmm? 355080HM ? 12 13 10 37 .5VVMM?? 總彎矩 M 2212 3 7 8 4 8 7 .3 0HVM M M M N m m? ? ? ? ? 扭矩 T=? （ 1）按彎扭合成應(yīng)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面（即危險截面）的強度 。 精度校核軸的疲勞強度 （ 1）判斷危險截面 截面 II、 III、 IV 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面 II、 III、 IV 均無需校核。截面 V 的應(yīng)力集中的影響和截面 VI 的相近，但截面 VI 不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。因而該軸只需校核截面 V 左右即可。 計算安全系數(shù) caS 1275 1 1 .2 4 9 02 .8 0 8 .7 3 0 9 0 .1 0amS K????? ? ??????? ? ? （ 55） 1155 15024. 0607 24. 2 522amS K????? ? ??????? ? ? 22 6 . 3 6 2 4 1 . 5rcaSSSSSS???? ? ? ? ?? （ 56） 故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 32 6 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命： 39。 輸入軸上的軸承 （ 1）軸承的選擇 采用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸直徑 d=25mm，選擇圓錐滾子軸承的型號為 30205，主要參數(shù)如下：（根據(jù) GB/T2971994） D 52m m 。 25m md? ? ? 基本額定靜載荷 oC KN? 基本額定動載荷 C KN? 極限轉(zhuǎn)速 m ax 700 0 r / m inV ? （ 2）壽命計算 因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的圓錐滾子軸承受軸向力 2 F N?? 該軸承所受的徑向力約為 211 2 3 8 2 .5 5 9 5 .6 2 544rrF F N? ? ? ? 對于 30205 型軸承，按文獻 [1]P322 表 137 軸承派生軸向力 drF eF? ，其中 e 為文獻 [1]P321 表 135 中的判斷系數(shù)，其值由0aFC 的大小來確定， 0 ?? 查文獻 [1]P321 表 135 得圓錐滾子軸承判斷系數(shù) ? / F e?? 所以 , ?? 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 當(dāng)量動載荷 1 595 .625 858 .5 146 XF Y F N? ? ? ? ? ? ? （ 61） 圓錐滾子所受的徑向力約為 21139。2 11 91 .2 5rP F N?? 所以 12PP? ，應(yīng)用 1P 核算軸承的壽命 因為是滾子軸承，所以取指數(shù) 3?? 軸承計算壽命 36 6 3 51 0 1 0 3 8 . 5 1 0 3 . 1 5 7 6 1 06 0 6 0 9 6 0 1 4 6 3 . 9 7 5h CLhnP? ?????? ? ? ???????? ?? （ 62） 減速器設(shè)計壽命 39。hhLL? 滿足壽命要求。（根據(jù) GB/T2971994） 主要參數(shù)如下： D 11 0 m m B 22 m m 60 m md? ? ? 基本額定靜載荷 oC 130 kN? 基本額定動載荷 C 102kN? 極限轉(zhuǎn)速 m ax 360 0 r / m inV ? （ 2）壽命計算 對于 30212 型軸承，按文獻 [1]P322 表 137 軸承派生軸向力 drF eF? ， 其中 e 為文獻 [1]P321 表 135 中的判斷系數(shù)，其值由0aFC 的大小來確定， 西安石油大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 34 但現(xiàn)軸承軸向力 aF 未知，故先初取 e ? ，因此可估算： 139。 1 1 9 1 .2 5ae NVF F N?? 12 119 953 214 ae dF F F N? ? ? ? ? 22953adF F N?? 102 1 4 4 .2 5 0 .0 3 8 813000aFC ?? 20953 0 .0 1 7 310200aFC ?? 由文獻 [1]P321 表 135 進行插值計算，得 1 ? ， 2 ?