发动机拆装实验台设计毕业设计论文.doc

2009届毕业设计发动机拆装实验台姓 名： 指 导 教 师： 院 系：机械工程系专 业：机械设计制造及其自动化班 级： 学 制： 完 成 时 间： 摘要 发动机翻转试验台是发动机拆装修理的最基本的工具。本文提出了用步进电机实现发动机连续任意角度转动的解决方案，并利用蜗轮蜗杆机构实现发动机的自锁。蜗轮轴承受发动机的全部重量及其产生的扭矩。翻转试验台的万向脚轮移动性好，操作简便，不仅可以减轻操作者的劳动强度，而且提高了生产率，并能将翻转试验台锁止在任意工作地点。专门油盘使整个维修过程及工作地点干净整洁。关键字 发动机 翻转试验台 步进电机AbstractThe rollover-stand is the basic tool to inassemble and assemble the engine. In this paper, with step motor, the engine can achieve the rotation with angle of arbitrary. And with the worm gear agencies,the engine can achieve self-locking. Worm shaft bears the full weight of the engine and its torque. Its rollover wheel moves flexibly which enable the operation labor-saving, and increase the productivity . Futhermore, it can fix the Rollover-stand wherever you want. The special oil pan make the the process of maintaining very tidy and clean. Key words engine rollover-stand step motorIII目 录摘要IAbstractII第1章绪论11.1研究此课题的目的11.2发动机翻转试验台的发展概况11.2.1前期的发展11.2.2国内外现状11.3本文主要研究内容2第2章传动方案设计32.1初始数据32.2传动方案的制定与确定32.2.1总的传动比i的估算32.2.2传动方案的拟定4第3章步进电机的选择83.1各轴传递的功率83.2各轴传递的转矩8第4章传动件的计算104.1蜗轮、蜗杆的选用和校核104.1.1确定蜗轮、蜗杆的类型和材料104.1.2确定蜗杆、蜗轮的基本尺寸104.1.3计算传动效率124.1.4蜗轮齿根弯曲强度校核124.1.5润滑油及润滑方式的选择134.2V带的选用和计算134.2.1求V带计算功率Pc134.2.2选普通V带型号134.2.3大、小带轮基准直径134.2.4验算带速134.3链条的选用和计算134.3.1链轮的齿数144.3.2链条节数144.3.3计算功率144.3.4计算节距144.3.5实际中心距144.3.6验算链速154.3.7选择润滑方式154.3.8作用在轴上的压力154.3.9链轮主要尺寸15第5章轴的计算165.1轴的计算165.1.1估算轴的基本直径165.1.2强度校核185.2 轴的计算205.2.1估算Mmax和T215.2.2确定蜗轮轴向和径向尺寸21第6章滚动轴承、键、立柱的计算276.1滚动轴承的选择及计算276.1.1蜗杆两端的轴承的计算276.1.2蜗轮两端的轴承的计算286.2键的选择与校核296.2.1蜗杆轴上的键的选择与校核296.2.2蜗轮的连接键的选择与校核296.2.3发动机连接盘的连接键的选择与校核306.3立柱的计算30第7章传动件的润滑及密封337.1蜗杆两端的轴承的润滑337.2蜗轮两端的轴承的润滑337.3链条的润滑33第8章 结论34致谢35参考文献36第1章绪论1.1研究此课题的目的当前，汽车技术已被国家列为高等职业教育的紧缺专业之一，是国家重点扶持发展的专业。“随着经济社会的不断发展，对高等汽车专业技术人才的需求为汽车运用技术专业的发展提供了良好的机遇。”而发动机既是汽车的动力源，又是汽车所有部件中最为复杂和最有科技含量的部件。因此发动机的日常维护和维修变的越来越重要。发动机翻转架试验台是发动机拆装修理的最基本的工具。它具有操作轻便使用时装卸方便等特点。其万向脚轮移动性好，不仅可以减轻操作者的劳动强度，操作简便，而且提高了生产率。专门油盘使整个维修过程及工作地点干净整洁。可以说发动机翻转架试验台既是汽车专业学生拆装发动机的必备工具，也是普通汽车修理行业的理想工具。由于我校汽车专业实验室紧缺一种针对丰田佳美V8发动机的翻转试验台，学生拆装发动机很不方便，不能将发动机的内部结构和工作方式看的一清二楚。直接影响了教学质量和学生探索的兴趣。为了方便学院学生拆装发动机，减轻学生的劳动强度，使学生通过实习能对发动机有一个更全面的了解，我设计了一种针对该发动机的翻转试验台。1.2发动机翻转试验台的发展概况1.2.1前期的发展汽车和发动机的诞生都已有百年的历史，尤其是二战后汽车工业获得了前所未有的发展。从而带动了包括发动机设计制造水平在内了一系列的机械工业的进步。发动机翻转架的功能也从过去的只具有单一的拆卸，组装向检测，调试等多任务，多功能转化。“虽然如此，国内外对汽车发动机翻转架功能的改造和技术提升进展的相对较慢，特别是对于实验、实训教学来说不够实用。”1.2.2国内外现状“目前，国内的发动机翻转架有固定式的和移动式的两种。固定式汽车发动机翻转架，发动机能够在翻转架上翻转、起动并运转，但需浇注混凝土，固定时费工费时，不能在短时间内投入使用。 且不能移动，限制了实验室的调整。另外，油、水、工件、工具易落地，达不到卫生清洁的起码要求，也不便于检测和排除故障。移动式汽车发动机翻转架，虽然能够移动，但发动机只能在翻转架上翻转，不能起动、运转，无法对发动机进行检测、故障设置和故障诊断与排除。” 现在较好的发动机翻转架一般可通过分体式液压升举缸等系统使发动机上下动以调整高度。通过驱动电机和减速器带动发动机的转动和实现多级变速。有仅举升准确，回转平稳，而且操作安全，结构合理，减轻了装卸发动机作业的劳动强度。“适用于汽车发动机的拆装移动维修作业，运输当中可以把发动机翻转支架拆解。” 最近几年，国内有研究人员综合固定式和移动式各自的优点，设计出了一种新型翻转架，它集发动机的拆卸、组装、调试、大修、起动、故障设置及诊断、排除、检测等功能为一体。而且还配备了具有移动定位功能的“移动台架”。“移动台架”的工具箱内置有齐全的发动机解体、组装、检修、调试所需的工、量具。功能发动机翻转架与移动台架配合使用，改变了就地或在工作台上解体、组装发动机等不理想的实训教学方式，解决了学生动手少、浪费师资和实训场地紧缺的难题。“由于多功能发动机翻转架与移动台架能够自由移动，从而可以任意组合、调整实验室，提高了发动机和移动台架的利用率。使用多功能发动机翻转架，可以方便地检测、诊断、排除发动机的各种故障，并能在教学中设置发动机故障和各种异响。”在生产实际中，使用多功能发动机翻转架与移动台架，避免了修理厂在发动机大修过程中重复吊装和工作台不能移动造成的误工现象。“这种新型发动机翻转架保留了传统固定式和移动式翻转架的优点，克服了其弊端，增加了翻转架的功能，能够完成发动机的全部实训课题，实现了一机多用，并提高了汽车修理厂发动机大修作业的工作效率。”1.3本文主要研究内容本文主要研究了怎样使发动机在维修中实现360o任意回转和锁止，并使发动机可停留（锁止）在任何工作位置，以及怎样实现翻转架本身的移动和自锁，用什么来支承发动机,以及如何通过步进电机带动发动机旋转。第2章传动方案设计2.1初始数据aOrbh·图已知：发动机重量G = 20000 N，发动机外形尺寸（如下图）a=900mm，b=700mm，h=800mm,发动机重心到连接盘中心距离r=100 mm，最高翻转速度n2= 2 r/min。O处为发动机连接翻转试验台的部位。2.2传动方案的制定与确定2.2.1总的传动比i的估算在满足要求的条件下，应尽量减小步进电机最大静转矩Mim，这样可以节约成本，初定Mim1570 Ncm。发动机重心旋转的线速度： v= (2-1)发动机旋转所需功率： PWGv/1000 (2-2)电动机的功率： PdPW/ (2-3)式中 传动件的总传动效率；电机轴产生的扭矩：Td = (2-4)式中i减速装置的总传动比；电动机的启动力矩：Mq=ML0/K1 (2-5)式中ML0电动机静负载力矩, ML0=Td ； K1比例系数，取0.30.5。步进电机最大静转矩：Mim= Mq/K2 (2-6)K2比例系数。由得式(2-1) (2-6)得i67/(2-7)2.2.2传动方案的拟定方案一：步进电机通过两级圆柱齿轮减速器带动发动机翻转。图2表1 两级圆柱齿轮减速器的优缺点优点缺点齿轮传动具有承载能力大、传动效率高、允许速度高、结构紧凑、寿命长等优点，在机械传动方案设计时一般应首先考虑选用齿轮传动。而且斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平衡性比直齿圆柱齿轮好，这是两级减速器中最简单、应用最广泛的结构。1. 齿轮相对于轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此轴设计得具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。淬硬齿轮大多采用此结构；2. 这种减速器减速比不大，不适用于大传动比的场合 =0.972=0.94 ,得 i71 而该减速器的传动比的范围为7.150；3. 不能实现自锁，需要专门的制动装置，这样会增加制造成本，使其结构变得复杂。方案二：步进电机通过蜗杆齿轮减速器带动发动机翻转 图3 表 蜗杆齿轮减速器的优缺点优点缺点1. 结构紧凑，综合了蜗杆和齿轮各自的优点，能实现自锁；2. 高速级采用蜗杆传动，在啮合处易形成油膜，低速级齿轮精度可低些，但结构不如齿轮蜗杆减速器紧凑。蜗杆轴采用可调压紧力的多层毡圈密封，也可以采用唇形密封圈结构；低速级轴承采用脂润滑，并采用非接触式密封结构，密封件不会磨损。箱体结构比较复杂，加工轴承座有些困难，箱体结构比较庞大。方案三：步进电机通过链轮蜗杆减速器带动发动机翻转。图4表3 链轮蜗杆减速器的优缺点优点缺点1. 结构简单，易于安装。与带传动相比，无弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；需要的张紧力小，能在有油污的环境下工作；2.与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低，中心距较大时其传动结构简单。3.能实现自锁。瞬时链速和瞬时传动比不是常数 ，因此传动平稳性较差 ，工作中有一定的冲击和噪声。方案四：步进电机通过V带蜗杆减速器带动发动机翻转。图5表4 V带蜗杆减速器的优缺点优点缺点1. 与应用广泛的齿轮传动相比，它们具有结构简单，成本低廉等优点；2. 与链轮相比，带传动传动平稳，缓和冲击，吸收振动；3. 过载时带与间会出现打滑，打滑虽使传动失效，但可防止损坏其他零件；4. 适用于中心距较大的传动。1. 传动的外廓尺寸较大；2. 需要张紧装置；3. 由于带的滑动，不能保证固定的传动比；4. 带的寿命较短；5. 传动效率较低。由于该发动机翻转架主要用于本学院汽车专业学生拆装实习。要求操作轻便、结构简单、使用时装卸方便等，而且对瞬时传动比的稳定性无严格要求。在满足要求的前提下，要尽可能降低成本。综合考虑各种因素，优先选用方案三和方案四。考虑到带传动的优点更多，先以带传动为基础计算。第3章步进电机的选择3.1各轴传递的功率传动件的 12 3 (3-1)式中1V带传动效率，取0.92；2蜗杆传动效率,取0.36；3滚动轴承传动效率,取0.98；得0.325由式(2-1) (2-3)以及(3-1)得Pd =0.32kW。蜗杆轴（以下简称I轴）传递的功率：P1= Pd 1=0.30kW；蜗轮轴（以下简称II轴）传递的功率：P2 = Pd 12=0.11kW;3.2各轴传递的转矩 T= (3-2)式中T轴产生的转矩(Nm)；P轴输入的功率(kW)；n轴的转速(r/min)；电机轴输出扭矩：Td = = (3-3)I轴输出扭矩：T1 = (3-4)式中i12蜗轮蜗杆的传动比；II轴输出扭矩：T2= (3-5)电机选用五相十拍工作方式，查表7-2 步进电机相数、拍数、启动力矩表得K2= 0.951；为降低成本，选用反应式步进电机，初选型号为150BF003,技术指标如下：型号最大静转矩（Ncm）运行频率（step/s）电压（V）外径长度轴径重量150BF0031570800080/1215018018 1:10K165表31 150BF003技术指标由式(2-7)得i=67/=67/0.325=206;查手册知在动力传动中，蜗杆的传动比i12=880，V带传动比i017。初选i01=3，i12=70。表32 各轴转速、功率、扭矩参数电机轴I轴II轴n (r/min)4201402P(kw)0.320.30.11T(Nm)7.2820.3510步进电机实际输出的最大静转矩MimTd/K1K2=1531<1570；最高工作频率：fmax=n0×360/(0.75×60)=3224<8000;所选电机合适。第4章传动件的计算4.1蜗轮、蜗杆的选用和校核4.1.1确定蜗轮、蜗杆的类型和材料4.1.1.1确定蜗杆的类型为了使蜗杆有很好的自锁性，应减少蜗杆的的头数。初选z11；z2z1i1270。发动机翻转架对蜗杆的要求为：一要能承受低速中载，二要加工方便。而对传动效率和传动精度无严格要求。所以优先选用圆柱蜗杆中的阿基米德蜗杆，即ZA型。其特点为：可车削加工，加工方便，但不易磨削，精度和传动效率较低，一般用于头数较少、低速或不太重要的传动，应用较广。4.1.1.2选择蜗轮、蜗杆的材料蜗杆传动属一般用途，按简明机械设计手册表128蜗杆常用材料，初选45钢，表面淬火，硬度为4555HRC，齿面粗糙度Ra=0.80.4。由于蜗轮的转速n=2r/min，为低速中载，按该手册表129选用ZCuAl10Fe3(铝青铜)。4.1.2确定蜗杆、蜗轮的基本尺寸4.1.2.1确定模数和分度圆直径 m2d1KT2 (4-1)式中m蜗杆的轴向模数(mm)； d1蜗杆分度圆直径(mm)； z2蜗轮齿数； H蜗轮的许用接触应力(MPa)； K载荷系数； T2作用在蜗轮上的转矩(Nmm)；估计蜗杆、蜗轮的相对滑动速度VS=0.5m/s。由机械设计基础表125中查得H250MPa。因为使用链轮会产生一些冲击，另外发动机的重心绕连接轴中心做圆周运动，属于动载荷，K取1.2；代入上式得m2d1474 mm3，由机械设计基础表121得m2d1=556, z1=1, d156，q=17.778, m=3.15, z270。4.1.2.2确定中心距a = 0.5m(q+ z2)=138.250mm；取q=72，得a=141.4，圆整取a=142。i12=72, 变位系数x=0.2。4.1.2.3计算导程角tan= z1/q=1/17.778，得=3.22o（即3o1310”）4.1.2.4计算滑动速度V1=d1n1/60000=0.422m/s ; VS= V1/cos=0.423 m/s。查表12-6 当量摩擦系数f和当量摩擦角得f0.09，=5.14o>,能实现自锁。4.1.2.5蜗杆、蜗轮的基本尺寸表41蜗杆、蜗轮的基本尺寸名称代号公式数值中心距/mmaa=( d1+ d2+2x2m)/2142mm蜗杆头数z11蜗轮齿数z2z2z1i1272传动比i72齿形角20o模数/mmmm=mx3.15蜗轮变位系数x20.2蜗杆直径系数qq= d1/m17.778蜗杆轴向齿距/mmPxPx=m9.896蜗杆导程/mmP2P2=mz19.896蜗杆导程角=acrtan3o1310”ZA蜗杆法向齿形角ntann=tanxcos3o224”蜗杆齿顶高/mmha1ha1=m3.15蜗轮齿顶高/mmha2ha2=(1+x2)m3.75蜗杆齿根高/mmhf1hf1=1.2m3.78蜗轮齿根高/mmhf2hf2=(1.2- x2)m3.18工作齿高/mmhh=2m6.3顶隙/mmcc=0.2m0.63蜗杆分度圆直径/mmd1d1=qm56蜗轮分度圆直径/mmd2d2=z2m226.8蜗杆齿顶圆直径/mmda1da1= d1+ 2ha162.3蜗轮齿顶圆直径/mmda2da2= d2+ 2ha2234.3蜗杆齿根圆直径/mmdf1df1= d1-2 hf148.44蜗轮齿根圆直径/mmdf2df2= d2- 2hf2220.44蜗杆齿宽/mmb1b1=(12+0.1z2m)60蜗轮齿宽/mmb2b2 =(0.670.75) da146蜗轮外径/mmde2de2=da2+2m240.6蜗轮咽喉母圆半/mmrg2rg2=a-0.5da224.85蜗轮齿宽角=2arcsin(b2/ d1)110o4.1.3计算传动效率传动啮合效率1(4-2)得1=0.38；搅油损失效率2取0.98；滚动轴承效率3取0.98；总效率1230.36。4.1.4蜗轮齿根弯曲强度校核Fmax=Fpmax (MPa) (4-3)式中T2max蜗轮承受的最大扭矩(MPa)，T2max= T2；YF齿形系数，根据蜗轮当量齿数zv2=z2/cos3=72.3，查表12-11得YF=1.36；Fpmax蜗轮的许用弯曲强度(MPa)，查简明机械设计手册表12-9得Fpmax=63MPa；代入公式得Fmax=28.5 MPa<Fpmax ，满足要求。4.1.5润滑油及润滑方式的选择润滑油粘度查机械设计基础表15-2选用L-AN100润滑油，V40=100mm2/s 。滑动速度VS<5m/s，选用油池浸油润滑。4.2V带的选用和计算4.2.1求V带计算功率Pc计算功率：Pc=KAP(4-4)KA工作情况系数，查机械设计基础表13-6，取 KA1.1；P电机功率；Pc=1.1×0.32=0.352 kw；4.2.2选普通V带型号根据Pc0.352, n=420r/min ,由图13-15查出此坐标位于Z型处，现暂按选用Z型计算。4.2.3大、小带轮基准直径由表13-7普通V带轮最小基准直径,取d1=50mm。d2n1d1(1-)/ n2=432×50×(1-0.02)/140=151mm。由表13-7取d2150mm，(虽略有增加，但小于5%,故允许)。4.2.4验算带速v=1.2m/s带速不在525m/s范围内，选用V带不合适，改换选用链条。4.3链条的选用和计算i= i01i12=198式(3-1)中1链条的传动效率，取0.96；链传动的传动比i018，初选i013；表42 各轴转速、功率、扭矩（修正值）参数电机轴蜗杆轴（I轴）蜗轮轴（II轴）n (r/min)4321442P(kw)0.310.30.11T(Nm)6.85205104.3.1链轮的齿数假定v0.63m/s，由机械设计基础表13-10小链轮齿数z1，选z1=17，z2=i01z1=51；4.3.2链条节数初定中心距取a0=30p；Lp=2=94.9 取偶数Lp=94;4.3.3计算功率由表13-13查得KA=1.3，故PC=KAP=1.3×0.31=0.403;4.3.4计算节距P0= (4-5)估计此链传动工作于机械设计基础图13-33所示曲线的左侧，即可能出现链板疲劳破坏，由表13-11得Kz=0.89 , KL=0.984 , 采用单排链Km=1.0 ，P0=0.46kw由图13-33查得当n1=420r/min时，08A链条能传递的功率为2kw>0.46kw,故采用08A链条，节距p=12.7mm。4.3.5实际中心距将中心距设计成可调节的，不必计算实际中心距，可取aa0=30p=381mm4.3.6验算链速v=(m/s) (4-6)得v=1.55m/s4.3.7选择润滑方式按p=12.7mm, v=1.55m/s, 由图13-34查得应采用滴油润滑。4.3.8作用在轴上的压力作用在链轮上的圆周力：F=1000× (4-7)得F=267N, FQ可近似取（1.21.3）F , 在此取FQ=1.3F=1.3×267=338N4.3.9链轮主要尺寸表43 链轮主要尺寸名称代号公式小链轮大链轮节圆节距p0p0=p12.7012.70分度圆直径dd=69.10206.30节圆直径d0d0=69.10206.30齿顶圆直径dadamax=d+1.25p-drdamin=d+(1-1.6/z)p-dr76.00213.00齿根圆直径dfdf=d- dr62.10199.30分度圆弦齿高hahamax=(0.625+0.8/z)p-0.5drhamin=0.5(p-dr)3.003.00最大齿根距离LxLx=df62.10199.30第5章轴的计算5.1轴的计算5.1.1估算轴的基本直径由于I轴既传递转矩又承受弯矩，所以按公式d (5-1)估算。查表14-2 常用材料的值和C值；取C=118,所以d15mm取d1min=20mm表51 轴径向尺寸位置直径/mm说明简图链轮处20等于d1min密封处30由密封圈尺寸确定上端轴承处35由轴承内径确定上端轴肩处42由轴承安装尺寸确定蜗杆处62.3蜗杆齿顶圆直径下端轴肩处42由轴承安装尺寸确定下端轴承处35由轴承内径确定长度/mm说明简图处28由链轮轮毂宽确定密封处47上端轴承处20由轴承宽确定上端轴肩处115由蜗轮直径确定蜗杆处60b1=(12+0.1z2m)下端轴肩处115由蜗轮直径确定下端轴承处20由轴承宽确定表52 轴向尺寸图515.1.2强度校核5.1.2.1计算两支承点间的距离L1 以及L2 L1=115×2+60+20×215×2=300mm L2=47+28+15=76mm5.1.2.2计算外力Ft12T1/d1=2×20×1000/56=720NFa1 =2T2/d2 =2×510×1000/226.8=4500NFr1 = Fa1tan=4500×tan20o =1640NF = FQ=338N5.1.2.3计算计算约束支反力由Fx=0 FAxFa10得FAx4500N由Fy=0 FAy+ FByFr1F=0 在XOY平面由MB=0 Fr1 L1+ FAy L1Fa1d1+F L2=0 由式以上两式得FAy1154NFBy=824N由Fz=0 FAz= FBz= Ft1/2=360N 5.1.2.4绘制弯、扭图MZmax=FAy L1/2=173 Nm MYmax= FAz L1/2=54 Nm Mmax=181 Nm T= T1=20 Nm X/mm207254T/NmMY/NmX/mm54M/Nm26X/mm1734718154X/mm725426图52MZ/Nm5.1.2.5求危险截面的当量弯矩从图中可见，截面1处为危险截面,当量弯矩为Me=(5-8)认为轴的扭切应力是脉动变应力，取折合系数0.6,代入上式得Me1=182 Nm 5.1.2.6校核危险截面处轴的直径蜗杆的材料为45钢，表面淬火。由机械设计基础表141查得B=650MPa，由表143查得许用弯曲应力1b=60 MPa,则e=e1=10.4 MPa <1b(5-9)符合要求。5.2 轴的计算由于II轴既传递转矩又承受弯矩，所以按下面计算直径公式dmm5.2.1估算Mmax和TFt2BAYXZXFr2Fa2GQYL2rL2L111图53已知L2100+a/2=550mm>>L1 ,Fr2 =Fr1=1640NFt2 =Fa1=4500NFa2 =Ft1=720NMZmax出现在B处，MZmaxG L2=5000×550=2.75 Nmm MYmax出现在截面1处，MYmaxFt2 L1/2 << MZmaxMmaxMZmax2.75Nmm T= T2=5.1 NmmMe=认为轴的扭切应力是脉动变应力，取折合系数0.6,代入上式得Me=2.77Nmm5.2.2确定蜗轮轴向和径向尺寸5.2.2.1估算危险截面的轴径蜗轮轴的材料为45钢, 由机械设计基础表141查得B=600MPa, 由表143查得许用弯曲应力1b=55 MPa,则d=80mm取轴颈直径为95 mm。5.2.2.2径向和轴向尺寸表53 轴径向尺寸位置直径/mm说明简图上轴承处95危险截面，计算确定，取轴承内径轴肩120由轴承安装尺寸确定蜗轮处100由轴承安装尺寸确定下轴承处95由轴承内径确定密封及连接盘处90由密封圈尺寸确定表54 轴轴径向尺寸位置长度/mm说明简图上轴承处50由轴承宽度确定轴肩10蜗轮处64由蜗轮宽度确定下轴承处55由轴承宽度确定密封及连接盘处77由连接盘厚度确定5.2.2.2危险截面强度校核FByFBzFAyFAxFt2BYXZXFr2Fa2GQYL2rL2L111图54(1)计算两支承点间的距离L1, 以及L2, rL150+10+64+542×35=108mmL2=35+77+20+450=582mm(2)计算外力Fr2 =Fr1=1640N Ft2 =Fa1=4500N Fa2 =Ft1=720N G=5000N(3) 计算支反力由Fx=0 FAxFa20 FAx720N由Fy=0 FAy+ FBy+Fr2G=0 在XOY平面内由MB=0 Fr2 L1+ FAy L1+Fa2d2+G L2=0由以上两式得FAy2.85×104NFBy=3.19×104N在YOZ平面内由Fz=0 FAz= FBz= Ft2/2=2250N(4)绘制弯、扭图MZmax=G L2=2910NmMYmax= FAz L1/2=122 NmMmax=2910 NmT= T2=510 NmMZ/Nm14571539X/mm2910122X/mmMY/Nm14621544X/mm2910M/Nm510T/NmX/mm图55(5)求危险截面的当量弯矩从图中可见，截面1处为危险截面,当量弯矩为Me=认为轴的扭切应力是脉动变应力，取折合系数0.6,代入上式得Me1=2926 Nm(6)校核危险截面处轴的直径蜗轮的材料为45钢。由机械设计基础表141查得B=600MPa，由表143查得许用弯曲应力1b=55 MPa,则e=e1=34.1 MPa <1b第6章滚动轴承、键、立柱的计算6.1滚动轴承的选择及计算6.1.1蜗杆两端的轴承的计算Fr2Fr1FAF1F2图61FA=4500N（即蜗杆轴向力）Fr1=1209NFr2=899N轴承型号为30207，查表15-24C=51500N e=0.37 Y=1.6F1=378N （方向如上图）F2=281N（方向如上图）因为F2FA281+4500=4781N> F1，所以Fa1= F2+ FA=4781N，Fa2= F2=281NP=fp(XFr+YFa)查表15-12, fp=1.2，Fa1/ Fr1=4781/1209=3.95>e X=0.4 Y=1.6P1=1.2×(0.4×1209+1.6×4781)=9760NFa2/ Fr2=281/899=0.31<e X=1 Y=0P2=1.2×(1×899)=1079NC=P =10/3 (6-1)C1=P1=9760×=51288NC2=P2=1079×=5670NC1,C2 均小于C=51500N ,故满足要求。6.1.2蜗轮两端的轴承的计算Fr2Fr1FAF1F2图62计算轴承1、2的轴向力Fa1、Fa2FA=720N（即蜗轮轴向力）Fr1=28589NFr2=31979N轴承型号为30219，查表15-24C=215000N e=0.42 Y=1.4F1=10210N （方向如上图