机械设计课程设计-运输机的蜗杆-圆柱齿轮减速器课程设计(编辑修改稿)

机械设计课程设计-运输机的蜗杆-圆柱齿轮减速器课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

1d =94mm来计算nmdz βcos11  =37 取 2z =u 1z =118. （ 1）计算中心距 a   o s2 )1 1 837(c o s2 21   β nmzz =㎜ =200mm 将中心距圆整为 200㎜ （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 2 0 02 )1 1 837(a r c c o s2 )(a r c c o s 21   a mzz n ＝ 176。 因β值改变不多，故参数 HZK 、  等不必修正， （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 82814c o s o s11  βnmzd =㎜ =95mm 82814c o s 1 8c o s22  βnmzd =㎜ =305mm （ 4）计算齿轮宽度 1db d ＝ 1 94＝ 94㎜ 圆整后取 mmBmmB 1 0 0,95 12  小齿轮齿顶圆直径小于 160mm，做成实心结构； 大齿轮齿顶圆直径大于 160mm，小于 500mm，故选用腹板式结构。 17 按经验公式计算，其结果列于表 4： 表 4 名称 代号 尺寸计算 结果（㎜） 机座壁厚  004a+3 8 10 机盖壁厚 1   8 10 机座凸缘厚 度 b  15 机盖凸缘厚度 1b  15 机座底凸缘厚度 p  25 地脚螺钉直径 fd +12 20 地脚螺钉数目 n 4 4 轴承旁连接螺栓直径 1d fd 16 机盖与机座连接螺栓直径 2d (～ ) fd 12 连接螺栓 2d 的间距 l 150～ 200 133 轴承端盖螺钉直径 3d 查表 12 窥视孔盖螺钉直径 4d (～ ) fd 6 定位销直径 d (～ ) 2d 8 fd 、 1d 、 2d 至外机壁距离 1c 见表 fd 、 2d 至凸缘距离 2c 见表 轴承旁凸台半径 1R 2c 22 凸台高度 h 47 外机壁至轴承座端面距离 1l )8~5(21 cc 56 内机壁至轴承座端面距离 2l  + )8~5(21 cc 66 大齿轮顶圆 (蜗轮外圆 )与内机壁距离 1  14 齿轮端面与内机壁距离 2  12 18 机盖肋厚 1m 11 m 机座肋厚 m m 轴承端盖外径 2D 97， 170， 185 轴承端盖凸缘厚度 e 12， 15 轴承旁连接螺栓距离 s 179， 197 表 5 连接螺栓扳手空间 1c 、 2c 值和沉头直径表 ㎜ 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 min1c 13 16 18 22 26 34 40 min2c 11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径 20 24 26 32 40 48 60 （一） I 轴的设计计算 I 上的功率 1P =, 转速 1n =1440r/min,转矩 1T = 310 N㎜，轴 II 上的转距 2T ＝ 310 N㎜ 已知蜗杆的分度圆直径 1d =50 ㎜，蜗轮分度圆直径 2d ＝ 205㎜ 而 NdTFF at 4050 31121  NFF ta 321  NFFF trr 2 2 320t a 3 6 1t a n221   3 初步确定轴的最小直径，取 0A =112，于是得 4 4 01 6 1 2 33110m i n  nPAd ㎜ 计算联轴器的转矩，取 AK = 19 3 1 5 1 31  TKT c a A N㎜ 选用 LT4弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 63000N㎜。 半联轴器的孔径 Id ＝ 20 ㎜，故取 IIId =20 ㎜ ,半联轴器长度 L＝ 52 ㎜，半联轴器与配合的毂孔长度 1L ＝ 38㎜ （ 1）拟定轴上零件的装配方案 如图所示的装配方案 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向 定位要求 ， Ⅰ — Ⅱ 轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度h=, IIId =25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 =30mm,半联轴器与轴配合的孔长度 1L =38mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故 Ⅰ — Ⅱ 段的长度略短一些，现取 IIIL =36mm 2）初 步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，并根据 IIIIId ＝ 25mm,选取 32306，其尺寸 mmmmmmTDd  ，故VIIIVIIIVIII dd   ＝ 30 ㎜ ,而 VIIIVIIIVIII ll   =50mm,轴肩高度 h=3mm,因此 VIIVIVIV dd   =36㎜ 3）取蜗杆轴轴段直径 60VIVd ㎜ ,蜗杆齿宽 mZb )( 21  =53 ㎜ ,经磨削后 1b ＝53+25=78 ㎜ ,即 VIVL ＝ 102 ㎜ 4）轴承端盖的总宽度为 25mm，由减速器 及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离15mm，故 IIIIIL =40mm 5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取 VIIVIVIV ll   =65㎜ 20 至此已初步确定轴的各段直径和长度。 （ 3）轴上零件的周向定位 为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按直径查表查得平键截面 mmmmhb 66  ，长为 mmL 25 ，半联轴器与轴的配合为 67kH ；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 152取轴端倒角 1 45˚。 各轴肩处的圆角半径取 R1。 （ 1） 求两轴承受到的径向载荷 1rF 和 2rF 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则 NF Vr  ， NF Vr  NFF HrHr  NFFF HrVrr 1 0 7 2221211  NFFF HrVrr 2222222  （ 2） 求两轴承的计算轴向力 1aF 和 2aF 对于圆锥滚子轴承，按表 137，轴承的派生轴向力 2rd FF Y,其中， Y 是对应表 135 中adrFFeF的 Y 值，其值由轴承手册查出。 手册上查的 32306 的基本额定载荷Cr =81500N, 0C =96500N。 e=， Y=。 因此可得 11 2rd FF Y= 22 2rd FF Y = 按式（ 13— 11）得 12a d aeF F F= 22adFF = 21 因为 11 raFF e ，故 X=, Y=。 22 raFF e , 故 X=1, Y=0。 因轴承运转过程中载荷较平稳，按 表 13— 6， pf =。 则 1 1 1 1 1()p r aP f X F Y F= 2 2 2 2 2()p r aP f X F Y F= （ 3） 验算轴承寿命 因为 21PP ，所以按轴承 1 的的受力大小验算 hPCnL h 1 9 2 0 9 3 3 3) 7 6 28 1 5 0 0(1 4 4 060 10)(6010 3/10616   故所选选轴承满足寿命要求。 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值。 对于 30313 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=。 因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中 22 载荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F 1rF , 2rF NF Hr  , NF Hr  弯矩 M mmNMmmNM VV  5 1 2 7, 4 4 8 4 9 21 mmNM H  总弯矩 221 1 8 1 4 4 8 4 9 M = 222 1 8 1 5 1 2 7 M =. 扭矩 T mmNT 31 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。 根据式（ 155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。 应取  ，轴的计算应力为 2 22113() 1 6 0 0 9 8 (0 . 6 2 8 0 0 0 0 )0 . 1 6 3ca MTW    = 已知选用轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 151 查得 [ 1 ]=60MPa。 因此 1[]ca ，故安全。 （二） II 轴的设计计算 II上的功率 kwP  ，转速 min/ rn  ，转矩 2T ＝ 310 mmN 轴 III 上的功率 kwP  ，转速 min/223 rn  ，转矩 3T ＝ 310 mmN 蜗轮： NdTFF ta 4。