哈工大机械设计课程设计
图二
在水平面上
R2H?Fr2?79?FA2?d2/21065.1?79?631.7?190/2??936.1N
79?76154R1H?Fr2?R2H?1065.1?936.1?129N
在垂直平面上
R1v?R2v?Ft2/2?2926.3/2?1463.2N
故轴承Ⅰ上的总支承反力
FR1?R12v?R12H?1292?1463.22?1469.9N
轴承Ⅱ上的总支承反力
2222FR2?R2H?R2v?936.1?1463.2?1737.0N
故在水平面上，A-A剖面左侧：
MAH1?R1H?L2?129?79?10191N?mm
A-A剖面右侧：
MAH2?R2H?L3?936.1?76?71143.6N?mm
在竖直平面上：
MAV1?R1v?L2?1463.2?79?115592.8N?mm
由于L2与L3十分接近，故将竖直面上的MAV1与MAV2相等。 故合成弯矩，A-A剖面左侧：
2222MA1?MAH1?MAV?10191?115592.8?116041N?mm
A-A剖面右侧：
22MA1?MAH711432?115592.82?135731N?mm1?MAV?
5校核蜗轮轴的强度
A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖面右侧为危险截面。 由附表10.1，抗弯剖面模量
11
哈工大机械设计课程设计
bt(d?t)216?6?(56?6)W?0.1d??0.1?563??15418.7mm3
2d2?563抗扭剖面模量
bt(d?t)216?6?(56?6)WT?0.2d??0.2?563??32980.3mm3
2d2?563弯曲应力
?b?M135731??8.8MPa W15418.7?a??b?8.8MPa
?m?0
扭剪应力
T2.78?105?T???8.4MPa
WT32980.3?m??T/2?8.4/2?4.2MPa
对于调质处理的45钢，查得?B?650MPa，??1?300MPa，??1?155MPa，查得材料的等效系数???0.2，???0.1。键槽引起的应力集中系数，查得K??1.82,K??1.57 绝对尺寸系数，查得???0.81,???0.76。
轴磨削加工时的表面质量系数查得??0.92。故安全系数
S????1K??3001.82?8.8?00.92?0.81?13.96
???S??K??a????m??1????a????m??1551.57?8.4?0.1?4.20.92?0.76?8.04
S?S?S?S??S?2213.96?8.0413.96?8.0422?6.97
查得许用安全系数[S]?1.3~1.5，显然S?[S]，故A-A剖面安全。 6、校核键连接的强度
12
哈工大机械设计课程设计
联轴器处键连接的挤压应力
4T24?2.78?105?P???60.96MPa
dhl38?8?(70?10)式中：d——键连接处直径； T2——传递的转矩； h——键的高度； l——键连接的计算长度。
取键、轴、联轴器的材料都为钢，查机械设计手册得[?]p?120~150MPa，显然，
?p?[?]p，故强度足够。
齿轮处键连接的挤压应力
4T24?2.78?105?P???36.77MPa
dhl56?10?(70?16) 取键、轴、齿轮的材料都为钢，得?P?120~150MPa。显然，?P?[?]P，故强度足够。
7、校核蜗轮轴轴承寿命
由参考文献[2]表12.4查的圆锥滚子轴承30210计算系数Y=1.4，e=0.42，则圆锥滚子轴承30210内部轴向力为
FR11469.9??524.96N 2Y2?1.4F1737.0FS2?R2??620.35N
2Y2?1.4FS1?
图三
S1及S2的方向如图所示，S1与A同向，则
FS1?FA?524.96?631.7?1156.7N
13
哈工大机械设计课程设计
显然，FS1?Fa?FS2，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承Ⅰ将保持平衡，故两轴承的轴向分力分别为
Fa2?FS1?FA?1156.7N Fa1?FS1?524.96N
比饺两轴承的受力，故只需校核轴承Ⅱ。 因为
Fa2/FR2?1156.7/1737.0?0.66?e
所以X=0.4,Y=1.4。则轴承Ⅱ的计算当量动载荷
P?XFR2?YFa2?0.4?1737.0?1.4?1156.7?2314.8N
? 当轴承在100C以下工作，查参考文献[1]表10.10得fT?1。由减速器的工作情况，
查表10.11得载荷系数fP?1。故轴承的寿命
L10h106ftC?1061.0?73.3?103?()??()?1.06?107h 60nfFP60?501.0?2314.8已知减速器使用4年，二班制工作，则预期寿命
Lh'?16?250?6?24000h
显然L10h远大于Lh'，故轴承寿命很充裕。
7.蜗轮设计计算
蜗轮的分度圆直径d=190mm，为了节约比较贵重的青铜材料，故蜗轮的结构采用装配式，按照机械设计课程设计图号11设计蜗轮结构，其数据如下表所示 符号 d3 l a b R1 计算公式 数据(单位mm) 90 90 10 10 37.5 (1.6~1.8)d (1.2~1.8)d 2m?10 2m?10 0.5(d1?2.4m) 14
哈工大机械设计课程设计
R2 d2 da2 d4 l1 e d5 n 0.5(d1?2m) 26.5 190 200 6 25 3 158 3 mz2 d2?2m (1.2~1.5)m (2~3)d4 2~3 d2?2.4m?2a 2~3
八、蜗杆轴的设计
1、材料的选择
因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理。
2、最小轴颈与联轴器的确定
对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表9.4得C=106~118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110，则对于蜗杆轴
dmin1?C3p11.954?110?3?14.04mm n1940该段轴上有一键槽，将计算值加大3%，及dmin=14.46mm。
为了减小启动转矩，联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，因此选用弹性联轴器，联轴器一端连接电动机，一端连接蜗杆轴。蜗杆轴计算转矩为
Tc?KT1?1.5?1.99?104N?mm?300N?m
式中：T——联轴器传动的名义转矩；
K——工作情况系数，查参考文献[1]得：工作机为带式运输机时K=1.25~1.5，该设计取K=1.5。
由计算转矩与电动机轴尺寸，选择联轴器的型号为LH2。
3、结构设计
15