冷轧机压下装置的设计--毕业论文.doc

《冷轧机压下装置的设计--毕业论文.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《冷轧机压下装置的设计--毕业论文.doc（44页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、洛阳理工学院毕业设计（论文）冷轧机压下装置的设计摘 要这篇毕业设计的论文主要阐述的是一套系统的关于冷轧机压下装置及蜗轮蜗杆的设计方法。环面蜗轮蜗杆减速器是蜗轮蜗杆减速器的一种形式.也是冷轧机压下装置的主要部件，这个方法是以加工过程和冷轧机压下装置及蜗轮减速器的使用条件的数学和物理公式为基础的。在论文中，首先，对冷轧机压下装置作了简单的介绍，接着，阐述了压下装置及蜗轮蜗杆的设计原理和理论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了压下装置及环面蜗轮蜗杆减速器。接着对压下装置和减速器的部件组成进行了尺寸计算和校核。该设计代表了压下装置及环面蜗轮蜗杆设计的一般过程。对其他的压下装置和蜗轮蜗杆的设计工作也有

2、一定的价值。 目前，在压下装置和环面蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有较大差距。国内在设计制造压下装置和环面蜗轮蜗杆减速器过程中存在着很大程度上的缺点关键词：压下装置，冷轧机，蜗轮蜗杆减速器 THE PUIIED DOWN OF STEEL ROOLLING DESIGNABSTRACTThis graduation thesis on the design of the system is a ring on the surface of the worm reducer and the cold pulled down design method. Torus

3、 worm reducer worm reducer is a form of this method is worm reducer and processing conditions of the use of mathematical and physical basis of the formula. In the paper, first of all, the worm made a brief introduction, then the worm on the design principle and the theoretical calculation. Then in a

4、ccordance with the design criteria and design theory designed toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the torus worm general design process. On the other worm in the design work will have value. At present, the

5、torus worm reducer for the design, manufacture and application of domestic and foreign advanced level there are still large gaps between the comparison. Central China in the design and manufacture of worm reducer there is a process to a large extent the shortcomings, as revealed by the paper, import

6、ant issues such as: cutting the root of the tooth; KEY WORDS: Pressure device, cold pulled down，worm reducer,4目录前言1第1章 压下装置的设计与计算3第2章 压下装置减速器的选择52.1减速器的作用52.2齿轮减速器的特点52.3蜗杆减速器的特点6第3章 电动机的选择93.1电动机类型和结构型式93.2电动机的容量103.2.1确定减速器所需的功率103.2.2确定传动装置效率103.2.3电动机的技术数据11第4章 传动装置的传动比及动力参数计算124.1传动装置运动参数的计算124

7、.1.1各轴功率计算124.1.2各轴转速的计算124.1.3各轴输入扭矩的计算12第5章 减速器部件的选择计算135.1 蜗杆传动设计计算135.1.1蜗轮、蜗杆材料选择135.1.2确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z135.1.3验算压下螺丝的速度135.1.4确定蜗杆蜗轮中心距a145.1.5蜗杆传动几何参数设计145.2 环面蜗轮蜗杆校核计算175.3轴的结构设计195.3.1 蜗杆轴的设计195.3.2 蜗轮轴的设计215.4轴的校核245.4.1蜗杆轴的强度校核255.4.2蜗轮轴的强度校核275.5 滚动轴承的选择及校核305.5.1蜗杆轴滚动轴承的选择及校核305.5.2蜗轮轴上轴承的

8、校核325.6箱体结构尺寸及说明345.7减速器的安装使用及维护35结 论37谢 辞38参考文献39前言轧机的压下装置是轧机的重要结构之一，用于调整辊缝，也称辊缝调整装置，其结构设计的好坏，直接关系着轧件的产量与质量。压下装置按传动方式可分为手动压下、电动压下和液压压下，手动压下装置一般多用于不经常进行调节、轧件精度要求不严格、以及轧制速度要求不高的中、小型型钢、线材和小型热轧板带轧机上。电动压下装置适用于板坯轧机、中厚板轧机等要求辊缝调整范围大、压下速度快的情况，主要由压下螺丝、螺母及其传动机构组成。在中厚板轧机中，工作时要求轧辊快速、大行程、频繁的调整，这就要求压下装置采用惯性小的传动 系

9、统，以便频繁的启动、制动，且有较高的传动效率和工作可靠性。这种快速电动压下装置轧机不能带钢压下，压下电机的功率一般是按空载压下考虑选用，所以常常由于操作失误、压下量过大等原因产生卡钢、“坐辊”或压下螺丝超限提升而发生压下螺丝无法退回的事故，这时上辊不能动，轧机无法正常工作，压下电动机无法提起压下螺丝，为了克服这种卡钢事故，压下装置的设计与计算必须增设一套专用的回松机构。电动压下装置的主要缺点之一是运动部分的惯性大，因而在辊缝调节过程中反应慢、精度低，对现代化的高速度、高精度轧机已不适应，提高压下装置响应速度的主要途径是减少其惯性，而用液压控制可以收到这样的效果。液压压下装置，就是取消了传统的电

10、动压下机构，其辊缝的调节均由液压缸来完成。在这一装置中，除液压缸以及与之配套的伺服阀和液压系统外，还包括检测仪表及运算控制系统。全液压压下装置有以下优点：1、惯性小、动作快，灵敏度高，因此可以得到高精度的板带材，其厚度偏差可以控制到小于成品厚度的1%，而且缩短了板带材的超差部分长度，提高了轧材的成品率，节约金属，提高了产品质量，并降低了成本；2、结构紧凑，降低了机座的总高度，减少了厂房的投资，同时由于采用液压系统，使传动效率大大提高；3、采用液压系统可以使卡钢迅速脱开，这样有利于处理卡钢事故，避免了轧件对轧辊的刮伤、烧伤，再启动时为空载启动，降低了主电机启动电流，并有利于油膜轴承工作；4、可以

11、实现轧辊迅速提升，便于快速换辊，提高了轧机的有效作业率，增加了轧机的产量。全液压压下也存在一些缺点：压下系统复杂，工作条件要求高，有些元件（如压力传感器、位移传感器及测厚仪等测量元件）和伺服阀等制造精度要求很高，并要求在高温、高压及有振动条件下，工作不应失灵或下降测量精度和控制灵敏度，因此制造困难、成本高，维护保养要求很严格，以保证控制精度。虽然液压压下相对于电动压下还存在着一些缺点，但是由于电动压下无法满足目前正在发展的高生产率、高产品质量的现代化带轧机的工作要求，因而，采用液压压下的板厚自动控制系统来代替电动压下的板厚自动控制系统已是必然趋势，因而随着科学技术的发展，液压压下板厚自动控制系

12、统将会愈来愈完善 第1章 压下装置的设计与计算压下装置的力能参数a、确定作用于每个压下螺丝上的力当轧辊提升时，式中P0 当轧辊提升时，作用在两个压下螺丝上的力G 被平衡件的总重量 G = G0 = 269667 KgF 油缸的理论推力，可表示为P 油缸的工作压力d1,n1 工作辊的平衡油缸柱塞直径和油缸数量d2, n2 支撑辊的平衡油缸柱塞直径和油缸数量 油缸柱塞上的摩擦系数，取0.10.2则当轧辊下降时， b、确定作用在每个压下螺丝上的静力矩当轧辊提升时，式中P0 当轧辊提升时，作用在两个压下螺丝上的力dp 螺纹的平均直径，dp = 68-0.754 = 65 cm 螺纹中的摩擦角，.=tg

13、-11第2章 压下装置减速器的选择2.1减速器的作用减速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，二者的设计、制造和使用特点各不相同。7080年代，世界减速器技术有了很大发展。通用减速器体现以下发展趋势：（1）高水平、高性能。（2）积木式组合设计。基本参数采取优先数，尺寸规格整齐、零件通用性和互换性强、系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。（3）形式多样化、变型设计多。摆脱了传统的单一底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速机一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。促进

14、减速器水平提高的主要因素有：（1）硬齿面技术的发展和完善，如大型磨齿技术、渗碳淬火工艺、齿轮强度计算方法、修形技术、变形及三、优化设计方法、齿根强化及其元化过渡、新结构等。（2）用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平高。（3）结构设计更合理。（4）加工精度提高到ISO5-6级。（5）轴承质量和寿命提高。（6）润滑油质量提高。2.2齿轮减速器的特点 齿轮传动是机械传动中重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速率可达200m/s。齿轮传动的特点主要有：1 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动效率最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达99。2 结构

15、紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般比较小。3 工作可靠，寿命长 设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作可靠，寿命可长达一，二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。4 传动比稳定 传动比稳定是对传动性能的基本要求。齿轮传动能广泛应用，也是因为具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格昂贵，且不宜用于传动距离过大的场合。2.3蜗杆减速器的特点 蜗杆传动是在空间交错的两轴之间传递运动和动力的一种机构，两轴交错的夹角可为任意值，常用的为90度，这种传动由于具有下述特点，故应用颇为广泛。1 当使用单头蜗杆时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转过了一个齿距，因而能实现大的传动比。

16、2 在杆蜗传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。3 当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动更具有自锁性。4 蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的磨擦和磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此磨损较大，效率低；当蜗杆传动具有自锁性时，效率仅为0.4左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮，以便与钢制的蜗杆配对组合成减磨性良好的滑动摩擦剂。根据蜗杆分度曲面的形状，蜗杆传动可以分成三大类：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传

17、动、锥蜗杆传动。蜗杆分度曲面是圆环内表面的一部分，蜗杆轴线平面内理论齿廓为直线的蜗杆传动称为直廓环面蜗杆传动，俗称“球面蜗轮传动”。这种蜗杆传动分为“原始型”和“修整型”两种。“原始型”直廓环面蜗杆的螺旋齿面的形成为：一条与成形圆相切、位于蜗杆轴线平面内的直线，在绕成形圆的圆心作等角速的旋转运动的同时，又与成形圆一起围绕蜗杆的轴线作等角速的旋转运动，这条直线在空间形成的轨迹曲面，就是直廓环面蜗杆的齿面。由于蜗杆齿面的发生线是直线刀刃，蜗杆螺旋面是直线刀刃形成的不可展直纹面而不是由包络产生的，难以实现磨削，这种蜗杆制造钢筋工艺比较复杂，不易获得高精度的传动，这是直廓环面蜗杆传动的主要缺点。“修整

18、型”直廓环面蜗杆螺旋面的形成，基本上与“原始型”相同，不同之处在于加工时根据设计要求的修形曲线，将加工参数加以改变。一般常用的有：变位异速修形和变速比修形两种工艺方法。变位异速修形方法就是在加工蜗杆时，刀具位置及固定传动比不同于蜗杆副工作时的位置及速比。变速比修形方法则是加工时瞬时传动比按一定规律变化。用修形加工方法加工的蜗杆与由修形滚刀加工成的蜗轮组成“修整型”直廓环面蜗杆传动，消除了蜗轮齿面中部棱线接触，不仅改善了装配条件，减少了误差敏感性，更重要的是：与“原始型”蜗杆传动比较，接触区扩大，形成油膜条件好，包容齿数间载荷有平均作用，因而其承载能力、啮合性能和传动效率均较“原始型”高。准平行

19、啮合线二次包络环面蜗杆是是可铲背可磨削的，蜗轮齿面没有脊线，运动不会产生干涉。工装和理论相吻合。和同类蜗杆相比，它还具有以下几个特点：1 瞬时接触线和相对运动速度方向夹角稳定，且接近90度。2 蜗轮齿面是用铲背滚刀制造加工而成，因此蜗轮齿面接触面大、质量稳定。3 同时参加啮合的蜗轮齿数多，一般可达为蜗杆齿数）。4 蜗轮齿面无脊线，传递运动时不会产生干涉。因此这种蜗杆传动承载功率大，动压油涵稳定传动、噪声低、平衡温度低等特征。由以上分析可以看出，虽然普通齿轮减速器具有效率高，工作可靠，寿命长，传动比稳定等优点，但是不具备设计条件中重点要求的自锁性，所以不能选用；而准平行啮合线环面蜗杆减速器，它具

20、有普通环面蜗杆减速器所不具备的很多优点。根据设计要求并结合以上分析，我们在设计中采用准平行啮合线环面蜗杆减速器。具体设计方案是：选用的电动机输出转速是940r/min，由凸缘联轴器将电动机轴和准平行啮合线环面蜗杆减速器的输入轴相联接，经过减速器的减速，电动机输出的转速降为18.8r/min，再有凸缘联轴器将减速器的输出轴与滚筒轴联接，将减速器输出轴的转速传给滚筒，滚筒转动带动绕在其上面的钢丝绳旋转，由钢丝绳提起具有一定质量的灯具。图3-1减速器1电动机 2 联轴器 3 蜗轮蜗杆减速器 4 联轴器 5 压下螺丝8洛阳理工学院毕业设计（论文）第3章 电动机的选择3.1电动机类型和结构型式 电动机是

21、专门工厂批量生产的标准部件，设计时要根据工作机的工作特性、电源种类(交流或直流)、工作条件(环境温度、空间位置等)、载荷大小和性质(变化性质、过载情况等)、起动性能和起动、制动、正反转的频繁程度等条件来选择电动机的类型、结构、容量(功率)和转速，并在产品目录中选出其具体型号和尺寸。 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因为此，无特殊要求时均应选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用最广泛。根据不同防护要求，电动机有开启式、防护式、封闭自扇冷式和防爆式等不同的结构型式。 Y系列三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，由于其结构简单、工作作可

22、靠、价格低廉、维护方便，因此广泛应用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等。当电动机需要经常起动，制动和正反转时，如起重、提升设备，要求电动机具有较小的转动惯量和较大过载能力，应选用冶金及起重用三相异步电动机Yz型(笼型)或YzR型(绕线型)。煤矿井下及其他有易燃易爆气体的场合应选用防爆电动机,如YB系列电动机。 电动机的容量(功率)选择的是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选得过小，不能保证工作机正常工作，或使电动机因超载而过早损坏；而容量选得过大，则电动机的价格高，能力又不能充分利用，而且由于电动机经常不满载运行，其效率和功

23、率因数较低，增加电能消耗而造成能源的浪费。电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。 由以上的选择经验和要求，选用：三相交流电 Y系列笼型三相异步交流电动机。3.2电动机的容量 3.2.1确定减速器所需的功率由滚筒圆周力和滚筒速度v,得其中： （N）m提升重量，m=450kg， N 带入数据得 = KW KW3.2.2确定传动装置效率传动装置的效率由以下的要求：(1) 轴承效率均指一对轴承而言。 (2) 同类型的几对运动副或传动副都要考虑其效率，不要漏掉。 (3) 蜗杆传动的效率与蜗杆头数z1有关，应先初选头数后，然后估计效率。此外，蜗杆传动的效率中已包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，因此

24、在总效率的计算中蜗杆轴上轴承效率不再计入。各传动机构和轴承的效率为：法兰效率： 设计中，电动机与减速器相连的法兰，相当于一个凸缘联轴器一级环面蜗杆传动效率: 一对滚动轴承传动效率：凸缘联轴器效率： 从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率：， 电动机的输出功率考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率则， KW3.2.3电动机的技术数据根据计算的功率可选定电动机额定功率，取同步转速1000，6级,由参考文献【2】选用Y100L6三相异步电动机，其主要参数如下电动机额定功率：=1.5kw； 电动机满载转速：=940 电 流 ： I=5.6A 11 第4章 传动装置的传动比及动力参数计算4.

25、1传动装置运动参数的计算传动装置的运动的和动力参数是指各轴的转速、功率和扭矩。这些参数是设计传动零件(齿轮和带轮)和轴时所必需的已知条件，计算这些参数时，可以按从高速轴到低速轴的顺序进行。4.1.1各轴功率计算=KW =KW4.1.2各轴转速的计算 n940， nn940/50=18.84.1.3各轴输入扭矩的计算 传动装置运动参数如表3-1所示：轴 名功率Kw转速扭矩蜗杆轴1.4794014.93蜗轮轴0.9718.8492.74表3-1 传动装置运动参数12第5章 减速器部件的选择计算5.1 蜗杆传动设计计算5.1.1蜗轮、蜗杆材料选择1.选择蜗杆传动的类型采用准平行环面蜗杆传动.2.选择

26、蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据参考文献【8】表52，蜗杆选用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蜗杆螺旋齿面要求：调质HB265285.蜗轮选用铸锡磷青铜ZQSn10-1，金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100制造由参考文献【8】表53查得，蜗轮材料的许用接触应力 =190 由参考文献【8】表55查得，蜗轮材料的许用弯曲应力=445.1.2确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z由参考文献【8】表56，选取Z1 则ZZi15050故取Z505.1.3验算压下螺丝的速度 实际传动比 i50/1 工作机滚筒转速 n940/5

27、0=18.8钢丝绳的提升速度 = 8.93 m/s速度误差 0.785%，合适5.1.4确定蜗杆蜗轮中心距a确定蜗杆的计算功率 式中 K 使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动由参考文献【1】查得：K0.7；K 制造精度系数，取7级精度，由参考文献【1】查得：K0.9；K 材料配对系数，齿面滑动速度 10由参考文献【1】查得：K0.85。代入数据得 KW 以等于或略大于蜗杆计算功率所对应的中心距作为合理的选取值根据参考文献【1】表2522a，选取蜗杆的中心距：a100mm.a100mm由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆,它的优点是:接触面大,导程角,它的值稳定且一定,则润滑好,接.触面大应

28、直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。5.1.5蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸计算表1.中心距：由参考文献【1】标准选取a=100mm2.齿数比：u503.蜗轮齿数：由参考文献【1】选取4.蜗杆头数：由参考文献【1】选取 5.蜗杆齿顶圆直径：参考文献【1】表2.516选取 =45mm6.蜗轮轮缘宽度：参考文献【1】选取b=28mm7.蜗轮齿距角：8.蜗杆包容蜗轮齿数：K=5 9.蜗轮齿宽包角之半：0.5（K0.45）=10.蜗杆齿宽：参考文献【1】表2.516，选取 =53mm11.蜗杆螺纹部分长度：参考文献【1】表2.516，选取=59mm12.蜗杆齿顶圆弧半径：参

29、考文献【1】表2.516，选取R=82mm13.成形圆半径：参考文献【1】表2.516，选取=65mm14.蜗杆齿顶圆最大直径：参考文献【1】表2.516，选取=53.8mm15.蜗轮端面模数：m=mm16.径向间隙：=0.5104mm17.齿顶高：h=0.75 m=2.233mm18.齿根高：h= h+ C=2.7434mm19.全齿高：h= h+ h=4.9764mm20.蜗杆分度圆直径：（0.624）a 40.534mm21.蜗轮分度圆直径：2a159.466mm22.蜗轮齿根圆直径：d2 h=153.9792mm23.蜗杆齿根圆直径：d2 h=35.05，判断：因为=28.12mm,满

30、足要求24.蜗轮喉圆直径：d2 h=163.932mm25.蜗轮齿根圆弧半径：=82.475mm26.蜗杆螺纹包角之半：=27.蜗轮喉母圆半径：=25.88mm28.蜗轮外缘直径：由作图可得 =164.95mm29.蜗杆分度圆导程角：=30.蜗杆平均导程角：31.分度圆压力角：=32.蜗杆外径处肩带宽度： 取3mm33.蜗杆螺纹两端连接处直径：=35mm34.蜗轮分度圆齿厚：数据带入公式得 5.508mm35.齿侧隙：由参考文献【1】查表4-2-6得 36.蜗杆分度圆齿厚：=4.298437.蜗杆分度圆法向齿厚：=4.28538.蜗轮分度圆法向齿厚：=5.4939.蜗轮齿冠圆弧半径：=19.2

31、77540.蜗杆测量齿顶高： =2.203541.蜗杆测量齿顶高：=2.185 5.2 环面蜗轮蜗杆校核计算环面蜗杆传动承载能力主要受蜗杆齿面胶合和蜗轮齿根剪切强度的限制。因而若许用传动功率确定中心距，则然后校核蜗轮齿根剪切强度。校核：其中 作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷; 蜗轮包容齿数 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数; 蜗轮齿根受剪面积;公式中各参数的计算1.的计算= 作用在蜗轮轮齿上的圆周力， 蜗杆喉部螺旋升角 ，4.5 当量齿厚，滑动速度 =2.01m/s根据滑动速度查参考文献【2】表339得将数据带入公式得 =N 2.计算得 = 53.蜗轮齿根受剪面积 蜗轮齿根圆齿厚；由上可知

32、蜗轮端面周节； 蜗轮理论半包角； 蜗轮分度圆齿厚所对中心角。数据带入公式得 =7.03mm由上可得 对于锡青铜齿圈 取查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度=225MPa， 则 5.3轴的结构设计5.3.1 蜗杆轴的设计1.轴的材料选择由参考文献【8】表61选用45号钢，调质。2.最小轴径的初步计算由参考文献【8】表62，取105，根据公式其中 轴的转速 ，940r/min 轴传递的功率 , 1.47kw 计算截面处的轴的直径， mm将数据代入公式得 =12.2mm输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转距，查

33、参考文献【8】表153，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则，查参考文献【10】（GB5843-86）选用YL4型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=22mm，故取 =22mm，半联轴器的长度L=52mm。3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度拟订轴上零件的装配方案：本题的装配方案已经在前面分析比较，现选用如图所示的装配方案。(1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端应该制 出一个轴肩，所以取=28mm，左端选择使用轴端挡定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=52mm,保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，故

34、取=50mm. (2) 初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 =28mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为dDT=357218.25mm，故=35mm。 (3) 已求得蜗杆喉部齿顶圆直径=45mm，最大齿顶圆直径=53.8mm，蜗杆螺纹部分长度L=59mm，蜗杆齿宽=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。 (4) 轴承端盖的总宽度为20mm(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脂的要求，取端盖的外端面与半联轴的右端面间的距离l=

35、20 mm，故取=40mm. (5) 为避免蜗轮与箱体内壁干涉，应取箱体内壁凸台之间距离略大于蜗轮的最大直径，取内壁距离=175mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，S，取S=8mm。(6）在3-4和7-8轴段应各装一个溅油轮，形状如图所示，取其长度L=27.75mm。所以，可求得： mm， 33.75mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径如图5-1所示 图51 蜗杆轴肩处的圆角半径5.3.2 蜗轮轴的设计1. 轴的材料选择由参考文献【8】表61选用45号钢，调质=650 2.轴径的初步计算由参考文献【8】表62，取A1

36、12，根据公式 ，其中 轴的转速 ，18.8r/min 轴传递的功率 , 0.97kw 计算截面处的轴的直径， mm将数据代入公式得mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故需选取联轴器型号。联轴器计算转距，查表153，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献【10】（GB5843-86）选用YL11型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=50mm，故取=50mm，半联轴器的长度L=112mm。3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度拟订轴上零件的装配方案：本题的装配方案已经在前面分析比较，现选用如图所示的装配方案。(1)为了满足半联轴器的轴

37、向定位要求，1-2轴段右端须制出一轴肩，故取=55mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=62mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，所以1-2段的长度应比L略短一些，所以取=110mm。 (2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，因此选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=55mm，由轴承产品目录中初步选取零基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为 dDT= 6011023.75mm，故=60mm，而=23.75mm。 (3) 取安装蜗轮处的轴段直径=65mm，根据已知条件蜗轮左端与

38、左轴承用套筒定位，已知蜗轮轮缘宽度为28mm，所以可取蜗轮轮毂宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，4-5段应略短于轮毂宽度，故取=50mm。 (4）蜗轮右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07d，故取=6mm，则可得轴环处直径=77mm，轴环宽度，则 =12mm，=12mm，=68mm。 (5) 轴承端盖的总宽度为28mm(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脂的要求，取端盖的外端面与半联轴的右端面间的距离l=22 mm，故取=50mm。 (6)取蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，取s=8mm，则=2+16+

39、8+23.75=49.75mm， 4.轴上零件的周向定位 蜗轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。根据可选蜗轮与轴之间的平键尺寸为mm (GBT1096-1979)。键槽用键槽铣刀加工，长为45mm(标准键长见GBT1096-1979)。为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，选择轮毂与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的联结按由参考文献【10】查得平键截面为mm (GBT1096-1979)。键槽用键槽铣刀加工，长为100mm (标准键长见GBT1096-1979)，半联轴器与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5.确定轴上圆角和倒角

40、尺寸取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径如图5-2所示图52 蜗轮轴肩处的圆角半径5.4轴的校核5.4.1蜗杆轴的强度校核1绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，对于30207型单列圆锥滚子轴承，参考文献【8】可得a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距 2计算作用在轴上的力 ， 3计算支点反力水平反力： 垂直反力： 4计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩 5扭矩图由参考文献【8】表618 查得折算系数 6校核轴的强度由参考文献【2】表15-1查得： ，强度足够。 如图5-3所示图53 蜗杆轴弯矩扭矩图5.4.2蜗轮轴的强度校核1绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取a值，对于30212列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2计算作用在轴上的力=6179.88N， =736.67N， 3计算支点