堆焊機減速器的設計(本科論文).doc

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1、 *理工大學本科畢業(yè)設計(論文) 堆焊機減速器的承載特性分析及設計教學單位： 機電工程系 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化學 號： 0700010402 姓 名： 2011年03月 目 錄1 緒論12 總體方案設計22.1動力頭的總體設計要求22.2動力頭的設計22.2.1電動機的選取32.2.2傳動方案的確定32.2.3材料的選擇32.2.4初步確定齒輪齒數(shù)和蝸桿頭數(shù)32.2.5傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)43 齒輪傳動的設計計算53.1材料的選擇53.2齒輪分度圓直徑的計算53.3齒輪彎曲強度的校核74 蝸桿傳動的設計計算94.1蝸桿傳動材料的選擇94.2選擇齒數(shù)94.3驗算滑動速度94.4

2、主要尺寸計算94.5熱平衡計算105軸的校核與裝配方案設計115.1軸的設計115.1.1主軸的設計115.1.2齒輪軸的設計155.1.3蝸桿軸的設計185.2 軸上零件裝配方案225.3蝸桿軸的零件裝配方案255.4過橋齒輪軸的零件裝配方案265.5軸的校核275.6 滾動軸承壽命的校核281 緒論 堆焊是指使用焊接的方法吧填充金屬熔敷在金屬表面，以便得到所要求的性能和尺寸，這種工藝過程主要是實現(xiàn)各種金屬的冶金結(jié)合，屬于異種金屬熔化焊的一種特殊形式。 堆焊是焊接的一個分支，是金屬冶金結(jié)合的一種熔化焊接方法，但與一般焊接不同，不是連接零件，而是用焊接的方法在零件的表面堆敷一層或數(shù)層具有一定性

3、能材料的工藝過程，最終達到修復零件或增加其耐磨、耐熱、耐蝕等性能。由此可見，堆焊具有一般焊接方法的特點，又具有其特殊性。 堆焊的冶金特點、物理本質(zhì)、熱循環(huán)過程等與一般熔焊工藝相同，但堆焊還具有如下特點： 應用堆焊能更合理利用材料，節(jié)約貴重金屬，如在集體為碳素或鑄鋼用鋼的表面堆敷一層鈷基粉末。 制造雙金屬結(jié)構(gòu)，如水輪機葉片、導水葉、推土機刀刃、抓斗等零件。 修復舊零件，如閥座、軋輥、模具、齒輪、軸類零件等。堆焊是熔焊，因此從原理上講，凡是屬于熔焊的方法都可用于堆焊。堆焊方法的發(fā)展也隨生產(chǎn)發(fā)展的需要和科技進步而發(fā)展，當今已有很多種對焊方法，現(xiàn)按實現(xiàn)堆焊的條件，將常用的堆焊方法綜合分類。輪心堆焊一般

4、采用CO2保護自動堆焊，這種堆焊方法的優(yōu)點在于保證堆焊金屬必需的質(zhì)量和高生產(chǎn)率的同時，還保證了工藝過程的穩(wěn)定。因此與其他堆焊修復方法相比，CO2保護自動堆焊得到了廣泛的應用。這種結(jié)構(gòu)的CO2保護自動堆焊可實現(xiàn)環(huán)焊、螺旋焊、直道焊三種焊接形式。當工作焊完一圈，小車帶動焊槍縱向自動移動一段距離再焊，稱為環(huán)焊；當焊接工件時，焊槍與小車同時以設定的速度緩慢移動，稱為螺旋焊；當工件不轉(zhuǎn)動，僅有小車縱向移動時，稱為直道焊。焊接開始時，焊絲與焊件接觸，并被固體顆粒狀的焊劑覆蓋著。當焊絲與焊件之間引燃電弧，焊絲與軋輥及部分靠近電弧的焊劑受到電弧熱（60008000）的作用開始熔化。焊絲熔融后，堆在工件上，焊劑

5、起著保護作用和合金化作用，焊機熔化時，不斷放出氣體和水蒸氣，形成泡沫，在蒸汽的作用下，形成一個由渣殼抱住的密閉孔穴。電弧在孔穴內(nèi)繼續(xù)燃燒，這樣就隔絕了大氣對電弧和熔池的影響，并防止了熱量的迅速散失。堆焊層除了集體金屬的沖淡作用外，組織較為均勻，氣孔和夾渣較少，淬火作用小，而焊層的物理和力學性能高。堆焊層的硬度和耐磨性是由焊絲材料和焊劑中所含的合金元素來決定的。2 總體方案設計2.1動力頭的總體設計要求 動力頭的總體設計要求如下。 焊接線速度：U線=400450mm/min。 傳動比i在12001424范圍內(nèi)。 傳動裝置的布局應使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、勻稱、重量輕、強度和剛度好，成本低，并適合車間布置

6、情況和工人操作，便于拆裝和維修。 使各級傳動的承載能力接近相等。 使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。 盡量采用標準件，也可用少量非標準件。2.2動力頭的設計2.2.1電動機的選取為了縮小體積，減輕重量，故在滿足使用要求的前提下優(yōu)先選用110SZ51型電動機，其額定參數(shù)如下。額定功率：W。額定轉(zhuǎn)速： =1500r/min。滿載轉(zhuǎn)速： =1470r/min。2.2.2傳動方案的確定本方案主要采用齒輪傳動和蝸桿傳動兩種方式。其主要原因在于齒輪傳動效率高，適合大功率傳動，可放在高速級；二蝸桿傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，但效率低，可放在最后的低速級。方案的具體傳動簡圖如圖1.1所示。 傳動

7、分為如下三級。圖1.1 傳動裝置的運動簡圖1- 電動機齒輪； 2-變向齒輪； 3-蝸桿軸小齒輪； 4-齒輪軸大齒輪；5-齒輪軸小齒輪； 6-蝸桿軸大齒輪； 7-蝸桿軸； 8-蝸桿；9-蝸輪第一級：電動機齒輪1在電動機帶動下轉(zhuǎn)動，帶動過橋齒輪2,2帶動蝸桿軸小齒輪3（3與蝸桿軸為五鍵的間隙配合），3帶動齒輪軸大齒輪4。第二級：齒輪軸小齒輪5帶動蝸桿軸大齒輪6。第三極：蝸桿8帶動蝸輪9。最后蝸輪9帶動主軸，實現(xiàn)動力頭三爪卡盤轉(zhuǎn)動。2.2.3材料的選擇 冷軋輥自動堆焊要求載荷平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速低，故所有齒輪材料均選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS。2.2.4初步確定齒輪齒數(shù)和蝸桿頭數(shù)根據(jù)經(jīng)驗可以

8、初步定出各級齒輪齒數(shù)和蝸桿頭數(shù)，如表1.1所示。表1.1 各級齒輪齒數(shù)和蝸桿頭數(shù)傳動級數(shù)齒輪齒數(shù)蝸桿頭數(shù)第一級Z1=12Z2=36Z3=40Z4=80m=1.25第二級Z5=26Z6=124 - -m=1第三級Z8=2Z9=80 - -mt=22.2.5傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速1軸（過橋齒輪軸）：n1=nm/i =1470/(36/12)=490(r/min)2軸：n2=n1/i =490/(40/36)=441(r/min)3軸（齒輪軸）：n3=n2 /i =441/(80/40)=220.5(r/min)4軸（蝸桿軸）：n4=n3 /i =225/(124/26)=46.234

9、(r/min)5軸（主軸）：n5=n4 /i =46.234/(80/2)=1.156(r/min)工作軸：nw=n5=1.156（r/min）個軸輸入功率1軸：P1=P0g=1850.97=179.45（W）2軸：P2=P1g=179.450.97=174.067（W）3軸：P3=P2g=174.0670.97=168.845（W）4軸：P4=P3g=168.8450.965=162.96（W）5軸：P5=P4w=162.960.78=127.12（W）工作軸：Pw=P5r=127.120.995=126.47（W）各軸輸入轉(zhuǎn)矩1軸：T1=9550P1/n1=3.497(Nm)2軸：T2=9

10、550P2/n2=3.769( Nm)3軸：T3=9550P3/n3=7.313( Nm)4軸：T4=9550P4/n4=33.661( Nm)5軸：T5=9550P5/n5=1050.17( Nm) 工作軸：Tw=9550Pw/nw=1044.78( Nm)將以上求得的運動和參數(shù)、各軸之間的傳動比及效率列表1.2、表1.3。表1.2 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)參 數(shù)電動機軸1軸2軸3軸4軸5軸工作軸轉(zhuǎn)速/rmin-11470490441220.546.2341.1561.156功率P/W185179.45174.067168.845162.96127.12126.47轉(zhuǎn)矩T/Nm1.202

11、3.4973.7697.31333.6611050.171044.78表1.3 各軸之間的傳動比及效率參數(shù)電動機軸與1軸1軸與2軸2軸與3軸3軸與4軸4軸與5軸5軸與工作軸傳動比i3.001.1124.77401效率0.970.970.970.9650.780.9953 齒輪傳動的設計計算齒輪傳動是以主動輪帶動從動輪旋轉(zhuǎn)來進行工作的，是現(xiàn)代機械傳動中使用相當普遍的一種傳動方式。這種傳動具有許多優(yōu)良的特點，如工作可靠、傳動比準確、傳動效率高、壽命長、結(jié)構(gòu)緊揍以及適用的速度和功率范圍廣等。3.1材料的選擇材料選用40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS。3.2齒輪分度圓直徑的計算齒輪分度圓直徑

12、的計算公式為 （1.1）轉(zhuǎn)矩為 T=9550 (1.2)式中P功率； 轉(zhuǎn)速。 由此可得各處轉(zhuǎn)矩，如表1.4所示。 表1.4 轉(zhuǎn)矩數(shù)值 Nmm 3497.444 3769.478 7312.788 33660.683 1305863.400各級傳動比見表1.3。對各級齒輪有如下要求：齒輪1轉(zhuǎn)速較高，功率不大，選7級精度制造，其他齒輪轉(zhuǎn)速不高，功率不大，可選8級精度制造。載荷平穩(wěn)，對稱布置，軸的剛度較大，取載荷綜合系數(shù)K=1.2。齒輪系數(shù)取=0.6。確定許用接觸應力：查設計手冊得=670MPa,S=1,則=1=2=/ S=670MPa。根據(jù)以上參數(shù)，由式（1.1）可知得到各齒輪分度圓直徑： d1

13、d221.07nm d322.47nm d428.02nm d526.08nm d643.39nm模數(shù)為 m1=d1/z1=14.76/12=1.23(nm)查設計手冊取m1=1.25nm。 m5=d5/z5=26.08/26=1.003nm取m5=1mm分度圓直徑：d1=z1m1=1514.76 d2=z2m1=4521.07 d3=z3m1=5022.47 d4=z4m1=10028.02 d5=z5m5=2626.08 d6=z6m5=12443.39很顯然各個齒輪均滿足接觸強度條件。齒輪寬度：b= d1=0.615=9（mm）取b1=b2=b3=b4=15mm。 b= d4=0.626

14、=15.6（mm）取b5=20mm，b6=15mm。圓周速度： U1=d1n1/60=3.14151470/60=1153.95（mm/s）根據(jù)設計手冊，齒輪1選擇7級精度，同理，齒輪2、3、4均選用7級精度。 U5=d5n5/60=3.14261.156/60=1.57（m/s）根據(jù)設計手冊，齒輪5選擇8級精度，同理，齒輪6選用8級精度。3.3齒輪彎曲強度的校核彎曲強度校核公式為： F=F （1.3）式中F接觸強度，MPa； i小齒輪轉(zhuǎn)矩，Nmm； K載荷綜合系數(shù)； b齒輪接觸寬度，mm； d1小齒輪分度圓直徑，mm； m模數(shù)，mm； YFS復合齒形系數(shù)。根據(jù)齒數(shù)Z，由設計手冊查得復合齒形系

15、數(shù)： YFS1=5.2，YFS2=4.06，YFS3= 4.03，YFS4=3.99，YFS5=4.18，YFS6=3.98。由設計手冊查得：=520MPa，SFmin=1，所以 F=Flim1/SFmin=520/1=520（MPa）由式（1.3）中一直K=1.2，T已計算出，且m、b都已知，則校核計算如下 F1=53.33MPaF1=520MPa F2=41.64MPaF2=520MPa F3=41.33MPaF3=520MPa F4=40.92MPaF4=520MPa F5=141.08MPaF5=520MPa F6=134.33MPaF6=520MPa由以上的計算可知，齒根彎曲應力F均

16、小于其許用彎曲應力，故各齒輪的齒根彎曲強度滿足要求。3.4結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)以上計算，得到各級傳動結(jié)構(gòu)中的齒輪及蝸桿幾何尺寸，如表1.5、表1.6所示。 表1.5 電動機齒輪的幾何尺寸 名 稱 符 號 計算公式 數(shù) 值模數(shù)m根據(jù)需要，取標準值1.25壓力角=分度圓直徑dd=mz15齒頂高haha=m1.25齒根高hfhf=1.25m1.5625全齒高hh=ha+hf=2.25m2.8125齒頂圓直徑dada=d+2ha=(z+2)m17.5齒根圓直徑dfdf=d -2hf=(z-2.5)m11.875基圓直徑dbdb=d=mz14.095齒距pp=m3.925齒厚ss=p/2=m/21.9625齒

17、槽寬ee=p/2=m/21.9625標準中心距aa=0.5（d2+d1）=(z2+z1)m/230 表1.6 其他齒輪的幾何尺寸參數(shù)名稱過橋齒輪蝸桿軸小齒輪齒輪軸大齒輪齒輪軸小齒輪蝸桿軸大齒輪m1.251.251.2511d455010026124ha1.251.251.2511hf1.56251.56251.56251.251.25h2.81252.81252.81252.252.25da47.552.5102.528126df41.87546.87596.87523.5121.5db42.28646.98593.96924.432116.522p3.9253.9253.9253.143.1

18、4s1.96251.96251.96251.571.57e1.96251.96251.96251.571.57a47.575754 蝸桿傳動的設計計算 蝸桿傳動多在需要交錯軸間傳遞運動及動力的場合使用。通常交錯角為，一般蝸桿為主動力。其主要優(yōu)點為傳動比大，工作平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)緊湊，當蝸桿導程角小于摩擦角是可以自鎖。其缺點是效率低，需用貴重的有色金屬。蝸桿傳動的類型有多種，本文根據(jù)需要選用了普通的圓柱蝸桿阿基米德蝸桿。4.1蝸桿傳動材料的選擇 在蝸桿傳動中，普通齒輪傳動中齒輪所發(fā)生的點蝕、彎曲、折斷、膠合和磨損等失效形式必然都可能出現(xiàn)。更特殊的是由于蝸桿傳動在齒面間有較大的相對滑動，磨損、發(fā)熱、膠合的

19、想象就更容易發(fā)生。 基于蝸桿傳動的特點，蝸桿副的材料組合首先要求具有良好的減摩、耐磨、易于跑合的特性和抗膠合能力，此外要求有足夠的強度。由于轉(zhuǎn)速不高、功率不大，蝸輪材料選用ZQAl9-4，砂模鑄造，H=250MPa；蝸桿材料選用40Cr，表面調(diào)質(zhì)，硬度為241286HBS。4.2選擇齒數(shù) 查機械設計手冊，取Z1=2，Z2=804.3驗算滑動速度 式中Z1蝸桿頭數(shù)； m模數(shù)，mm；d1蝸桿分度圓直徑，mm；蝸桿分度圓柱上螺旋升角；滑動速度，m/s。所以，根據(jù)設計要求，原材料選擇是合適的。4.4主要尺寸計算根據(jù)以上計算結(jié)果，可以得到蝸桿傳動的主要尺寸，如表1.7所示。 表1.7 蝸桿傳動的主要尺寸

20、名 稱符 號蝸 桿蝸 輪模數(shù)m22頭數(shù)z280分度圓直徑d40160中心距a100齒頂圓直徑da44164齒根圓直徑df35.2155.2蝸桿最大外圓直徑de2-166齒頂圓弧半徑Ra2-18齒根圓弧半徑Rf2-22.4蝸輪輪緣寬度b-22蝸桿分度圓柱上螺旋升角齒距p6.28特性系數(shù)q20壓力角螺旋方向 左旋蝸桿變位系數(shù)X04.5熱平衡計算 蝸桿傳動的特點是效率較低，發(fā)熱量較大。在工作中就可能出現(xiàn)齒面磨損加劇，甚至引起齒面膠合的情況。出現(xiàn)工作失效的原因在于散熱不充分，溫度過高，使?jié)櫥宛ざ冉档停瑴p減小潤滑作用。因此，閉式蝸桿傳動必須進行熱平衡計算。熱平衡計算的原理是：閉式蝸桿傳動正常連續(xù)工作時

21、，有摩擦產(chǎn)生的熱量應小于或等于箱體表面散發(fā)的熱量，以保證溫升不超過允許值。公式為： （1.4） 式中，P=162.960W，在通風良好的條件下，取k=15W/(m2)，取允許潤滑油工作溫度，室溫，。 將以上數(shù)據(jù)帶入計算得箱體所需有效散熱面積A為： 這將為箱體設計和是否考慮采取散熱措施提供依據(jù)。在實際使用中，蝸輪輪齒折斷的情況很少發(fā)生，這是因為蝸輪輪齒彎曲強度所限定的承載能力，超過齒面點蝕和熱平衡計算所限定的承載能力。而只有在蝸輪采用脆性材料，并且受強烈沖擊的傳動等少數(shù)情況下，折斷現(xiàn)象才會出現(xiàn)，此時計算彎曲強度才有實際意義。5 軸的校核與裝配方案設計軸屬于運動機構(gòu)，主要是帶動工件轉(zhuǎn)動完成冷軋輥堆

22、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計中占關(guān)鍵地位。5.1軸的設計5.1.1主軸的設計從設計機床的工作特點來看，主軸要同時承載彎矩和轉(zhuǎn)矩作用。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。選擇軸的材料。主軸材料選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查機械設計手冊得：硬度為241286HBS，b=750MPa，s=550MPa。按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑。估算公式為 （1.5）式中P軸功率，kW； n軸轉(zhuǎn)速，r/min; C系數(shù)。由機械設計手冊?。篊=100，于是mm。計算所得直徑應為安裝齒輪或蝸桿的最小直徑

23、，取d=60mm.軸的結(jié)構(gòu)設計。根據(jù)估算所得直徑，輪轂寬及安裝情況等條件，軸的結(jié)構(gòu)及尺寸可進行草圖設計，如圖1.2所示，軸的輸出端孔徑40mm，孔長90mm，聯(lián)軸臺階起定位作用。離合器用軸肩定位，彈簧座安裝在離合器的左邊，蝸輪安裝在右邊，然后在兩端個安裝一個角接觸球軸承（GB276-82），其寬度為25mm，用軸套定位。根據(jù)減速器的內(nèi)壁到蝸輪和軸承端面的距離，以及軸承蓋裝拆方便等要求參見設計手冊中有關(guān)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，將軸的結(jié)構(gòu)尺寸初步取定如圖1.2所示，這樣軸承跨距為210mm，由此可進行軸和軸承等的校核計算。圖1.2 軸結(jié)構(gòu)示意圖計算蝸輪受力。蝸桿、蝸輪分度圓直徑分別為：40mm，160mm。蝸桿

24、、蝸輪所受轉(zhuǎn)矩分別為：32987.854Nmm，1024442.027Nmm。蝸輪作用力：圓周力 徑向力 軸向力 加工工件的最大質(zhì)量是100kg，由減速器和尾架間的三爪卡盤平均承受，因此，軸行承受的徑向力F=490N。軸受力的大小及方向如圖1.3所示。計算軸承反力。垂直面受力圖如圖1.4所示，水平面受力圖如圖1.5所示。圖1.3 軸受力示意圖圖1.4 垂直面受力示意圖 圖1.5 水平面受力示意圖垂直面： 水平面： 繪制彎矩圖。垂直面彎矩圖如圖1.6所示。圖1.6 垂直面彎矩示意圖 截面c: （Nmm） （Nmm） 截面b: （Nmm） （Nmm） 水平面彎矩圖如圖4-9所示。 圖1.7 水平面

25、彎矩示意圖 截面c: （Nmm） （Nmm） 截面b： （Nmm） （Nmm） 合成彎矩圖如圖1.8所示。 圖1.8 合成彎矩示意圖 （Nmm） （Nmm） （Nmm） （Nmm） 繪制扭矩圖。扭矩示意圖如圖1.9所示。 圖1.9 扭矩示意圖 由渦輪受力計算結(jié)果可知： Nmm，又根據(jù)b=750MPa，由設計手冊可知MPa，MPa，故a=73/124=0.59，則 （Nmm）繪制當量彎矩圖。當量彎矩圖如圖1.10所示。 圖1.10 當量彎矩示意圖對于截面c: （Nmm） （Nmm）對于截面b: （Nmm） （Nmm） 計算危險截面c處的直徑。危險截面c處的直徑為 （mm） 取截面c直徑為60mm

26、，所以該軸強度滿足要求。5.1.2齒輪軸的設計 選擇軸的材料。40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查機械設計手冊得：硬度為241286HBS，。 按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑。?。篊=100，于是mm。 計算所得應是最小軸徑（即安裝齒輪）處的直徑，因該段軸上有平鍵，對軸的消弱較大，為增大強度，取mm。軸的結(jié)構(gòu)設計。齒輪軸的結(jié)構(gòu)及尺寸草圖設計如圖1.11所示，安裝齒輪處的直徑為15mm，長為14mm，軸間臺階作齒輪左側(cè)軸向定位用，根據(jù)減速器的內(nèi)壁到電動機齒輪端面得距離，可將軸肩寬度取為5mm；右側(cè)定位用擋圈（直徑為20mm，中間有一個直徑為5.5mm的孔，厚度為1.5mm），用M64的螺釘將其固定于軸端。左邊的軸段固

27、定于箱壁內(nèi)，使其與箱體為過盈配合。軸的結(jié)構(gòu)尺寸初步取定如圖1.11所示。 圖1.11 齒輪軸結(jié)構(gòu)示意圖計算齒輪受力。由設計手冊中可知：a 大齒輪作用力如下圓周力 （N）徑向力 （N）b 小齒輪作用力如下。 圓周力 （N） 徑向力 （N） 軸受力的大小及方向如圖1.12所示。 圖1.12 軸受力示意圖計算軸承反力。垂直面受力圖如圖1.13所示，水平面受力圖如圖1.14所示。垂直面： （N） 圖1.13 垂直面受力示意圖 圖1.14 水平面受力示意圖（N） 水平面： （N） （N）繪制彎矩圖。垂直面彎矩圖如圖1.15所示。 圖1.15 垂直面彎矩示意圖 截面c: (Nmm) (Nmm)截面b: (

28、Nmm) (Nmm)水平面彎矩圖如圖1.16所示。 圖1.16 水平面彎矩示意圖 截面c: (Nmm) (Nmm) 截面b： (Nmm) (Nmm) 合成彎矩圖如圖4-19所示。 圖1.17 合成彎矩示意圖(Nmm)(Nmm)(Nmm)(Nmm)繪制扭矩圖。扭矩圖如圖1.18所示。 圖1.18 扭矩示意圖 由表1.4可知：T=7313Nm，有根據(jù)MPa，查設計手冊得MPa，MPa，故 （Nmm）繪制當量彎矩圖。當量彎矩圖如圖1.19所示。 圖1.19 當量彎矩示意圖 截面c: （Nmm） （Nmm） 截面b: (Nmm) (Nmm)分別計算軸截面c和b處的直徑。公式如下。 （mm） （mm）兩

29、截面雖有鍵槽削弱，但結(jié)構(gòu)設計所確定的直徑分別達到20mm和15mm，所以強度滿足要求。5.1.3蝸桿軸的設計選擇軸的材料。用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS，MPa，MPa。按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑。去C=100，則mm，計算所得應是最小軸徑（即安裝齒輪）處的直徑，因該段軸上有平鍵，對軸的影響較大，為增大強度，取d=25mm。軸的結(jié)構(gòu)設計。蝸桿軸的結(jié)構(gòu)及尺寸可進行草圖設計，如圖1.20所示，安裝齒輪2處的直徑為25mm，長為32mm，軸間臺階作齒輪左側(cè)軸向定位用，將軸間寬度取為5mm左側(cè)定位用軸套（直徑為35mm，長度為17mm）。同時用左邊的軸段固定于箱壁內(nèi)，使其與箱體為過盈配合。

30、 圖1.20 蝸桿軸結(jié)構(gòu)示意圖 1-蝸桿軸小齒輪 2-蝸桿軸打齒輪計算齒輪受力。根據(jù)作用力與反作用力，由前面的計算可得齒輪受力大小，如表1.8所示。 表1.8 齒輪受力表 N150.7654.87562.54204.751649.3934660.8312805.53有設計手冊可知： （4-6） （4-7）在2.2節(jié)已計算出：Nm，3.2節(jié)已計算出：mm，則 （N） （N）軸受力的大小及方向如圖1.21所示。計算軸承反力。垂直面、水平面受力分別如圖1.22、圖1.23所示。垂直面：（N）圖1.21 軸受力示意圖 圖1.22 垂直面受力示意圖 圖1.23 水平面受力示意圖 (Nmm)水平面： (N

31、mm) (Nmm)繪制彎矩圖。水平面彎矩圖如圖1.24所示。 圖1.24 水平面彎矩示意圖 截面b: （Nmm）（Nmm） 截面c： (Nmm) (Nmm) 截面d: (Nmm) (Nmm)垂直面彎矩圖如圖1.25所示。圖1.25 垂直面彎矩示意圖截面b: (Nmm) (Nmm)截面c: (Nmm) (Nmm)截面d: (Nmm) (Nmm)合成彎矩圖如圖4-28所示。 圖1.26 合成彎矩示意圖 (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm)繪制扭矩圖。扭矩示意圖如圖1.27所示。 圖1.27 扭矩示意圖 有表1.4可知，Nmm，又根據(jù)MPa,由于設計手冊查得MPa，

32、MPa，故 (Nmm)繪制當量彎矩圖當量彎矩示意圖如圖1.28所示。 圖1.28 當量彎矩示意圖 對于截面b: (Nmm) (Nmm) 對于截面c: (Nmm) (Nmm) 對于截面d: (Nmm) (Nmm)取截面c與d處直徑為25mm，所以該軸強度滿足要求。5.2 軸上零件裝配方案 根據(jù)之前的計算結(jié)果，首先進行主軸的結(jié)構(gòu)及尺寸草圖設計，如圖1.29所示。 圖1.29 主軸結(jié)構(gòu)示意圖（1）軸段1 原方案是此段安裝軸，同時加套銅套和透蓋，軸套和銅套配作M6的孔，主軸與軸套、軸套與銅套兩兩過盈配合，靠螺釘軸向固定?？紤]到節(jié)約成本和加工、裝拆方便，可去掉軸套，使銅套和主軸直接用螺紋連接。端蓋與箱體

33、用螺釘連接，透蓋頂住軸外端，使其左端軸向定位。同時考慮到導電加工和其他因素，取mm，mm。（2）軸段2此段安裝滾動軸承和彈簧座，彈簧座用軸肩軸向定位，滾動軸承利用軸套作軸向定位，而軸套則借助于已定位的彈簧座左端面起定位作用。套筒端面需緊靠被定位零件端面，即靠緊彈簧座和滾動軸承?？紤]到通用性，選用中窄系列深溝球軸承310型，其各項技術(shù)參數(shù)如下?；境叽纾簃m，mm，mm，mm。安裝尺寸：mm，mm，mm。額定載荷：kN，kN。極限轉(zhuǎn)速：（脂潤滑）。此處軸肩不起定位作用，是否設軸肩應從方便拆卸等方面考慮，因此軸肩高度h無嚴格限定，可取h=5mm，彈簧座寬度取17mm，由于軸承寬度B=27mm，則軸

34、段長度mm。所以，取mm，mm。（3）軸段3 此段安裝壓縮彈簧、離合器、蝸輪和滾動軸承，是主軸傳動的關(guān)鍵部分。 壓縮彈簧位于軸套和離合器之間，起到壓縮離合器的作用，使主軸工作時離合器結(jié)合可靠，傳動穩(wěn)定。這里選用螺旋圓柱壓縮彈簧（代號YI），彈簧絲直徑d=5mm,安裝時取其長度mm。 這里采用離合器主要是考慮速比太大（為40），工作最大轉(zhuǎn)速太低，不利于主軸空轉(zhuǎn)時迅速轉(zhuǎn)到某一位置，進行敲渣、檢查焊道等工作。采用離合器后，可以關(guān)機，用手板動工件，從而提高了生產(chǎn)效率。主軸轉(zhuǎn)速（由前面知r/min）極低，且扭矩（由面的計算知Nmm）很高，因此可選用三角形牙嵌式離合器，這種離合器傳動時兩端結(jié)合較快，生產(chǎn)效

35、率高。 牙嵌式離合器離合時，牙齒會受到?jīng)_擊，因此要求齒的工作表面有較高硬度，而齒的心部又有足夠的韌性，因此選擇40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS。 牙嵌式離合器技術(shù)參數(shù)如下：，mm，mm，mm，mm。 其牙形尺寸如圖1.30所示。 左離合器通過平鍵軸向固定于主軸上，工作時靠牙齒的嵌合接觸使右離合器的運動和扭矩傳遞給左離合器，從而實現(xiàn)主軸的運轉(zhuǎn)，這里Nmm。 離合器強度校核公式為： （1.8）式中工作面擠壓應力，MPa； 計算扭矩，Nmm，k T，k為載 荷系數(shù)，取k=1.2，則；圖1.30 離合器牙形示意圖牙齒平均直徑，mm，；計算牙數(shù)，（1/31/2）Z，??；，；許用擠壓應力，MPa

36、。所以：MPaMPa。通過上述驗算，得出離合器強度滿足要求。 離合器靠平鍵實現(xiàn)周向定位，取，由機械設計手冊中得平鍵尺寸： 蝸輪與離合器（右）通過螺釘和銷連接，與主軸為間隙配合，而且考慮到離合器離開時，蝸輪左端無法定位，故在主軸上設計了軸肩，尺寸為：蝸輪與離合器同軸相連，故選其軸徑，同時考慮到強度問題及裝配方便，取蝸輪軸段長度為70mm。此段滾動軸承選用輕窄系列深溝球軸承212型，其各項技術(shù)參數(shù)如下。尺寸：,安裝尺寸：，。額定載荷：kN，kN。極限轉(zhuǎn)速：r/min(脂潤滑)。由以上分析，再考慮軸套定位問題，此軸段長度?。海?）軸段4此段安裝透蓋、法蘭盤和三爪卡盤。該堆焊機床適用于中小型冷軋輥堆焊

37、，故選用KI-200型三爪卡盤，其夾持直徑滿足堆焊冷軋輥需要。法蘭盤用來連接卡盤和主軸。法蘭盤與主軸用螺紋連接，螺紋選用M424。并用銷來定位，因不需要經(jīng)常裝拆，可選用普通圓柱銷，尺寸為：，法蘭盤與三爪卡盤用M8的螺釘連接，同時考慮裝配與強度等因素影響，取，。5.3蝸桿軸的零件裝配方案 根據(jù)之前的計算結(jié)果，首先進行蝸桿軸的結(jié)構(gòu)及尺寸草圖設計，如圖1.31所示。 圖1.31 蝸桿軸零件裝配示意圖（1）軸段1 此段安裝滾動軸承和齒輪。齒輪與軸為無鍵的間隙配合，齒輪靠軸肩作軸向定位。滾動軸承左端利用端蓋進行軸向定位，右端利用軸套作軸向定位，而軸套則借助于已定位的齒輪左端面起定位作用。這里選用窄系列深

38、溝球軸承204，其各項技術(shù)參數(shù)如下。尺寸：，B=14mm，。安裝尺寸：，。額定載荷：kN，kN。極限轉(zhuǎn)速：r/min?？紤]到裝拆方便和其他原因需要，取：，mm。（2）軸段2 此段安裝齒輪，齒輪左端靠軸套作軸向定位，右端設一軸肩作軸向定位，其尺寸為：。 利用平鍵軸向定位，平鍵的尺寸：。?。?，。蝸桿與軸是一個整體，不需定位。（3）軸段3 前一段不安裝零件，?。海?。 后一段安裝滾動軸承，滾動軸承左端利用軸肩進行軸向定位，右端利用端蓋作軸向定位，這里選用輕（2）窄系列深溝球軸承204，技術(shù)參數(shù)同上。5.4過橋齒輪軸的零件裝配方案 根據(jù)之前的計算結(jié)果，首先進行過橋齒輪軸的結(jié)構(gòu)及尺寸草圖設計，如圖1.32

39、所示。（1）軸段1此段與箱壁為過盈配合，其固定軸的作用。右端用軸肩作軸向定位，軸肩高2.5mm，根據(jù)減速器的內(nèi)壁到電動機齒輪端面的距離，可將軸肩寬度取為5mm。取軸段1的尺寸為：。（2）軸段2 此段安裝齒輪，與軸為無鍵的間隙配合。 按轉(zhuǎn)矩估算軸的最小直徑，利用式（4-5），由設計手冊取，于是：。 圖1.32 過橋齒輪軸上的零件裝配 因該端面處有螺釘，對軸的消弱較大，為增大強度取。 齒輪左側(cè)用軸肩軸向定位，右側(cè)用擋圈定位（直徑為20mm，中間有一個直徑為5.5mm的孔，厚度為1.5mm），用M的螺釘將其固定于軸端。5.5軸的校核主軸在工作中同時承受彎矩和扭矩作用，在前面軸的設計中就是利用彎扭組合

40、第三強度理論來設計軸頸的，故強度校核在此略過。軸受彎矩作用將產(chǎn)生彎曲變形（以撓度y或偏轉(zhuǎn)角度量），收扭矩作用將產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形（以扭轉(zhuǎn)角度量）。軸的剛度不足，在工作時將產(chǎn)生過大的變形，影響正常工作。對于一般軸頸，如果偏轉(zhuǎn)角過大，就會使滑動軸承的工作性能變差，影響正常工作。對于一般軸頸，如果偏轉(zhuǎn)角過大，就會使滑動軸承的工作性能變差，因此，在設計機器使時也常有剛度要求。下面主要進行軸的剛度以及軸承壽命校核。軸的剛度校核，通常是指計算軸的預定的工作條件下的上述變形量，應使其不大于允許值，才能達到剛度要求，要求如下。撓度：。偏轉(zhuǎn)角：。轉(zhuǎn)角：。式中，分別為軸的許用撓度、許用偏轉(zhuǎn)角和許用扭轉(zhuǎn)角。由機械設計手冊

41、查得：（0.020.05），??；，??；在之間，取。（1）彎曲剛度校核 主軸垂直方向受力如圖1.33所示。 由前面的計算結(jié)果可知：N，N，N，N，N。 和對彎曲變形的影響較小，故可忽略不計。由之前的強度校核計算知，主軸的危險截面為力作用處（截面b處），因此只校核該面，計算b截面 的撓度和面得轉(zhuǎn)角。 圖1.33 主軸垂直方向受力示意圖 在單獨作用下： 式中材料的彈性模量，MPa，40Cr的彈性模量MPa； 慣性距，。則 所以，該軸滿足彎曲剛度要求。（2）扭轉(zhuǎn)剛度校核 （1.9）式中最大扭矩，Nmm，Nm；材料的剪切彈性模量，GPa，GPa；極慣性矩，只與截面尺寸有關(guān)的幾何量，。對于截面：可見，該軸

42、滿足扭轉(zhuǎn)剛度要求。5.6 滾動軸承壽命的校核 動軸承在工作一段時間后，可能出現(xiàn)的失效形式是接觸表面發(fā)生疲勞點蝕。此現(xiàn)象產(chǎn)生的條件是滾動軸承在運轉(zhuǎn)后，滾動體與內(nèi)外圈滾道接觸處產(chǎn)生變化的接觸應力，應力足夠大的循環(huán)次數(shù)達到一定值。對于一般在正常工作狀態(tài)下運轉(zhuǎn)的軸承，疲勞點蝕是主要的失效形式，應按此進行壽命計算。其目的是保證選用適當?shù)妮S承在給定的運轉(zhuǎn)條件下能夠?qū)崿F(xiàn)預期的壽命。（1）軸承的受力分析齒輪軸上的齒輪均為直齒輪，因此軸兩端的軸承只受徑向力。而蝸桿軸與渦輪軸的軸承同時還受到軸向力。 齒輪軸軸承受力分析。由之前的強度校核計算可知軸承的受力為： 蝸桿軸軸承的受力分析。按實際的工作載荷計算得軸承的受力

43、為： 此外，右端軸承還受到軸向力： 主軸軸承的受力分析。由前面的討論可知軸承的受力為： 此外，左端軸承還受軸向力：（2）軸承的選擇及壽命校核 齒輪軸軸承的選擇及壽命的校核。由于面得計算可知，齒輪軸上僅受徑向力（軸向載荷基本為0），因此選用深溝球軸承，根據(jù)軸的直徑分別選用輕窄列深溝球軸承104與202型。 輕（1）窄系列深溝球軸承104技術(shù)參數(shù)如下。 尺寸：，。 額定載荷：kN，kN 輕（2）窄系列深溝球軸承202型技術(shù)參數(shù)如下。尺寸：，。 安裝尺寸：，。 額定載荷：Kn,kN。 校核軸承的使用壽命： （1.10）式中 軸承轉(zhuǎn)速，r/min,r/min。壽命指數(shù)，對球軸承；額定動載荷，N；當量動

44、載荷，N，。 由于軸向力可忽略，查設計手冊，取，取，則 所以 由參考文獻（6）可知，每天8h工作的機械和不經(jīng)常滿載工作的機械的軸承推薦使用壽命為1400030000h。所以，主軸兩端的軸承滿足使用要求。軸上受到齒輪和蝸輪的共同作用，因此軸承同時承受徑想載荷與軸向載荷，根據(jù)軸的直徑都選用輕（2）窄系列深溝球軸承204型。輕（2）窄系列深溝球軸承204型各項技術(shù)參數(shù)如下。尺寸：安裝尺寸：額定載荷：KN，KN。校核左端軸承的使用壽命：由于軸向力可忽略，根據(jù)設計手冊，取，同樣由設計手冊中取，則 (N)所以 校核右端軸承的使用壽命：由設計手冊中取取由設計手冊中取，則 (N)所以 所以，蝸桿軸兩端的軸承滿

45、足使用要求。主軸承載的選擇及壽命的校核。主軸上同時承受徑向力與軸向力，但軸向力較小，由于軸向力作用于左端軸承，且根據(jù)軸的直徑分別選用中（3）窄系列深溝球軸承310與輕（2）窄系列深溝球軸承212型。（2）窄系列深溝球軸承212型。 中（3）窄系列深溝球軸承310和項技術(shù)參數(shù)如下。 尺寸： ，。 安裝尺寸：，。 額定載荷：kN，kN。 輕（2）窄系列深溝球軸承212型各項技術(shù)參數(shù)如下。 尺寸：， 安裝尺寸：， 額定載荷：kN，kN。 校核左端軸承的使用壽命： （1.11） 式中軸承轉(zhuǎn)速，r/min;壽命指數(shù)，對球軸承=3；額定動載荷，N；當量動載荷，N，。由設計手冊取，取，同樣由設計手冊中取，則 （N）所以 校核右端軸承的使用壽命：由于軸向力可忽略，取，由設計手冊取，則 （N）所以 所以，主軸兩端的軸承滿足使用要求。