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率? 热平衡核算 采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定， 螺钉选6个 5.5、校核齿根弯曲疲劳强度 1.53KT2YFa2Y????F? 由【1】8-27 ?F? d1d2m 当量齿数6 根据Z?2?60从【1】图11—17中可查得齿形系数 Z?2?60 YFa2?2.55 21?48'05\螺旋角系数Y??1??1??0.8443 140?140? 从教材【1】P189表8—12查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用 ?弯曲应力??F?=51.7MPa 661010 ?9?0.59 由教材【5】寿命系数KFn?98N1.21*10 [?F]?51.7*0.59?30.50Mpa [?F]?4.78Mpa1.53*1.05*166000?F?*2.55*0.8443?4.78Mpa<31.50Mpa可见弯曲 63*302.4*63 强度是满足的。 5.6、验算效率? tan?由教材【5】P268公式得???0.95 ～ 0.96? tan????v? 已知?=21?48'05\;?v?arctanfv;fv与相对滑动速度Vs有关。 ?d1n13.14*63*485Vs???1.59ms ?60*1000cos?60*1000*cos2148'05\ 从教材【5】264表11—18中用插值法查得fv=0.040, ?V?2?17'代入 式中得?=0.86,大于原估计值,因此不用重算。 5.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从 GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注 17
?从【1】知许用弯曲应力??F????F??KFN YFa2?2.55
轴的设计计算 为8f GB/T10089—1988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差 为?s1 =71μm, 蜗轮的齿厚公差为?s2 =130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面 粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。 Vs?1.59m s 六、轴的设计计算 6.1、连轴器的设计计算 1、输入轴按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217~255HBS 根据教材【5】P366（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 p9.263 d??A。?115*3?30.74mm n485 考虑有键槽，将直径增大5%，则d=30.74*（1+7%）mm=32.89mm 标准孔径d=35mm，即轴伸直径为35mm，高速轴为了隔离振动与冲击, 选用。 输出轴按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据教材【4】P366页式（15-2），表（15-3）取A0=115 d??A3 轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由 转速和转矩得 Tca=KAT2=1.5×1.66×105=249N?m 低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384--1997，标准孔径d=45mm， 许用应力为800许用转速250。参考【4】P497 表5：46.1?c 型号 公称转矩Tn 允许转速[n] 轴孔直径d Y型长度 GL8 1000N.m 500 70 112mm 2、载荷计算 公称转矩T1=182，T2=166。由书中表14-1查得KA=1.5， 输出轴Tca?Ka*T2?1.5*166=249N.m<1000N.m满足要求。 Tca2?249N p7.26?115*3?64.20mm n41.81 6.2、输入轴的设计计算 轴的结构设计：
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（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。 （2）确定轴各段直径和长度 1段：直径d1=35mm 长度取L1=114mm（带轮） 2段：由教材[5]P360 表15-2得 C=1.2 直径d2=d1+2h=35+2×1.2=37.4mm,长度取L2=50 mm 3段：初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，a宽度为16.9mm，T宽度为19.75mm取18mm加上冲压挡油环薄壁2mm；故III段长：L3=20mm 4段：由教材P360得：h=1.2 d4=d3+2h=40+2×1.2=42.4mm长度取L4=80mm 5段：直径d5=76mm 长度L5=120mm>B1（由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm，则做成齿轮轴) 6段：直径d6= d6=48mm 长度L6=80mm 7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm d1=35 L1=114mm d2=37.4mm L2=50 mm d3=40mm L3=18mm 图三 d4=42.4mm 初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。 L4=80mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁d5=76mm 2mm）=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9--1.1）L5=120mm da1=（272.2--332.6）mm,则290mm满足要求。 d6=42.4mm （3）按弯矩复合强度计算 L6=80mm ①求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m d7=40mm ②求转矩：已知T2=166N·m T1=182N·m L7=20mm ③求圆周力：Ft 根据教材P198（10-3）式得： Ft1=Fa2=2T1/d1=2*182/0.063=5777.8N Ft2=Fa1=2T2/d2=2*182/0.3024=1203.7N ④求径向力Fr 根据教材【5】P250（11-7）式得： Fr2=Fr1=Ft2·tanα=1203.7×tan200=438N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=160mm 1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： 19
Fr1v?Fr* Ld63?Fa1*438*160?1203.7*22?2?100.5N L320Fr2v?Fre-Fr1v?438-100.5?337.5N Ft15777.8??2888.9N 22由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为： Fr1h?Fr2h?MC2=Fr1hL=555.6×145×10?3=375N·m 3、绘制水平面弯矩图 截面C在水平面上弯矩为： MC1=d*Ft1/2=5777.8*63*10-3/2=181N·m 4、绘制合弯矩图 MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=409N·m 5、绘制扭矩图 转矩：T= TI=163N·m 校核危险截面C的强度 图四 MC=409N·m 20
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