中国矿业大学2013届毕业设计
d)油塞 和放油孔相配合的六角螺塞，可严防漏滑动和渗油。其尺寸见JB/IQ4450—86。放油孔设计 尺寸要大一点，以便放滑动并用M12X1.25~M30X2。油塞由二个零件组成：螺塞、皮封油垫。放油孔要低于箱座底面。 e)吊沟、吊环为起重用的挂钩可参考有关标准。
4.12轴承位置
曳引机有两根轴，每个轴两端都装有轴承，箱体是其机架（支承）。每个轴承都有国的作用点，为了增强刚度，该作用点最好位于箱体壁厚中点附近。这样设置的结果使受力合理，避免了轴承处过于凸出箱外或箱内，造成结构设计方面的不合理。
4.13 箱体设计的对称性
箱体设计成对称结构，美观大方，另外用户对输出轴轴伸方向要求不同，为调头安装方便，也需要设计成对称结构。由于蜗轮轴上装有曳引轮，两个轴承受力相差很大，这种情况允许选用不同型号即尺寸不同的轴承。在这种情况下也应按大尺寸轴承将箱体设计成对称结构。
4.14 曳引机轴的结构设计
其余
4.14.1轴的计算步骤
按传动轴处理 确定轴的最小直径用计算准则η≤[η]T,设计出一个直径为d的光轴作为被设计轴的最小直径。
ηT=T/Wt=(9.55*106P/n)/0.2d3≤[η]
d≥
39.55*10P0.2[?]Tn6=A
3Pn=25.95
曳引机一般用45号钢，[η]T=30~40Mpa，A=118~106。当弯矩相对转矩很小时，[η]T
取大值，A取小值。当考虑到键槽对强度影响时，直径方向开一个键槽轴的直径应扩大3%，两个键槽扩大7%。
轴的结构设计 初步计算出光轴后，要考虑轴承（计算选定）内孔走私、跨距、轴上零件、安装工艺等，将光轴设计成阶梯轴。在轴的结构设计中要特别重视下列几个问题；在设计阶梯轴时，要充分考虑加工工艺，要设有退刀槽越程槽；各处下径最好取标准值；在几何尺寸的过渡部分不要留有直角，而要用圆弧过度，台阶过度处用椭圆弧联接最好，
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总之要采取有效有效措施，减少应力集中；台阶、轴肩、轴环尺寸应采用推荐值；轴承处的轴户大小要考虑到轴承拆卸；各轴上零件的周周向用键固定，轴向用轴户和挡板固定；曳引轮处的轴头最好用圆柱形，不用圆锥形；蜗杆轴头和联轴器的配合用锥形较好等。 按弯矩、转矩组合进行强度计算 将已设计成的阶梯轴，根据受力处的尺寸和力的大小，绘出水平面弯矩图、垂直平面弯矩图，求得合成弯矩图。合成弯矩M为
2 M=MV2?MH 作出转矩图 T=9.55*106P/n=1.4*105[4]
按照强度第三理论求出当量弯矩图和弯矩大小，以此求得轴承受的应力按强度准则进行校核计算。计算准则是ζbe≤[ζ-1]b
Me=M2?(?T)2
ζbe=
M2?(?T)Wb2≤[ζ-1]b
b为键宽,我选用28mm，t为槽深，我选用10mm，d为轴危险截面的直径； 在蜗杆上的周向力:
Px’=97400N/nfd=34.34 (kgf) 在蜗轮上的周向力:
Pxtg(??Py’=
?cos?oa=137.36 (kgf)
)润滑良好时，f取0.04~0.05
在蜗杆轴上的支承反力 a=376 b=760 a’=344 b’=96 RAX=
bPx'a?baPx'a?bbpz'a?bbpx'a?b=34.34*760/1136=23[4]
RBX==11
dPy'2(a?b)dPy'2(a?b)RAZ=
?=1660.65
RBZ=
?=20.46
在蜗轮轴上的支承反力 RAy’=
b'Px'a'?b'=7.49
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RBy’=RAZ’=
a'Py'a'?b'=107.39
?DPy'2(a'?b')DPx'2(a'?b')b'pz'a'?b'a'pz'a'?b'=497.45
RBZ’=
?=1932.36
在蜗轮上的径向力
Pz’=Py’tgα0a=2486
蜗杆的轴向齿形角一般为α0a=20° N————蜗杆的额定功率 nf————蜗杆的计算转速 d————蜗杆的节圆直径 Mn———蜗杆上的扭矩
Mn’———蜗轮上的扭矩
ρ———摩擦角 tgρ=f为摩擦系数
λ———蜗杆的导程角
轴在互相垂直的力Px、Py作用下，在轴的支承上产生互相垂直的反力Rx、Ry。 Q(x)=RA (0 M(x)=RB (0≤x≤54.5) 如在CB段内取距左端为x的任意截面，则截面以左有RA和P两个外力，截面上的剪力和弯矩是 Q（x）=RA-P=-Pa/l (54.5 作出剪力图可知，从剪力图看出，最大剪力为RA 作出弯矩图可以看出最大弯矩发生于截面C上，且Mmax=54.5*RA=54.5*23=1253.5 同理Mmax’=54.5*RB=54.5*11=599.5 M= MV2?M2H=1389.48 6 5 转矩图 T=9.55*10P/n=1.4*10 Me=M2?(?T)2=42022.98 ζbe=M2?(?T)2/Wb=42022.98/96991=0.43≤[ζ-1]b 对于单键圆轴Wb= ?d323?bt(d?t)2d2=96991,式中b为键宽，t为槽深，d为轴危险截面 的直径；[ζ-1]b为对称应力的许用值。α是将转矩转化成当量弯矩的系数。曳引轴受不变转矩的作用时，α≈0.3。Me为相当综合弯矩，M为 20 中国矿业大学2013届毕业设计 弯矩，T为转矩。 (4) 轴的刚度 轴的刚度扭转刚度和弯曲刚度。其设计准则分别为θ= 因此轴的刚度符合要求 式中l是轴两支承间的长度；Ti、li、di是第I段轴承的转矩、长度和直径。许用扭转角[θ]°由下表查得° 7350lni?1?Tilid4i=0.1029≤[θ] [2] 4.15轴承的选用 4.15.1曳引机用轴承一般分两大类：滑动轴承及滚动轴承。这里选用滚动轴承。 滚动轴承按工作特性分为： 接触角α=0的轴承。主要承受径向载荷（力）个别型号也可承受轻微的轴向力。该类品种很多，包括调心球轴承，调心滚子轴承和推力调心滚子轴承。深沟球轴承，圆柱滚子轴承。从承载能力来分析，在外形尺寸基本相同的情况下，滚子轴承承载能力大致为球轴承的1。5~3倍，所以当载荷相同时，采用滚子轴承可明显缩小尺寸，使结构紧凑。再通过速度特性，摩擦特性，调心性，运动精度综合考虑，最后选用圆柱滚子轴承。 4.15.2 滚动轴承的寿命计算 计算准则： 设计计算准则，是根据滚动轴承的主要失效形式给定的。轴承的主要失效形式是疲劳点蚀和疲劳剥落，其次是塑性变形、磨粒磨损，少数情况是轴承圈疲劳折断。目前多用疲劳失效准则计算。准则是疲劳曲线。 21 中国矿业大学2013届毕业设计 基本公式：按照ζ-N曲线可得 PεL=常数 式中 P当量动载荷 L额定寿命10 ε寿命指数，对于球轴承ε=3，对于滚子轴承ε=10/3。 在ζ-N曲线的坐标把106用上代替，对应的P为轴承的额定动载荷C，则 PεL=Cεl=常数 L=（C/P）ε 轴承寿命用小时表示，则 Lh=10/60n= 6 6 16667n(CP)? 考虑到温度的影响，给定温度系数ft得 L=(ftCP) ε 16667n(ftCP)?[1] Lh==50000 曳引机工作温度<120°C，ft=1。当P、Lh、n为已知，则可给出C’（所需额定动载荷）为了方便计算，引入速度系数fn 寿命系数fh 于是有公式C= 60nLn106fhfnP=3.98*500/0.933=2139.78 C’=P ε =1.11*1010 可用C’及C确定要选轴承型号。每一个轴承都有一个C。当设计者选定轴类型后，就可以用C’选具体型号的轴承。方法是找到C与C’ 最接近的值，且C’≤C，则C对应的型号即所选型号。 当量动载荷对于滚子和滚针轴承，因不承受轴向力，所以P=Fr；考虑到工况影响，当量动载荷应乘以载荷状态影响系数fp，于是圆柱滚子轴承P=fpFr=312.5*1.6=500 曳引机用轴承fp可取1.2~1.8 轴承的组合结构，两端固定，采用一对圆锥滚子轴承，能承受较小的双向轴向负荷，但结构简单，调整方便。 4.16 联轴器的选用 联轴器是用于联接不同机构中的两轴，使之一同回转，并传递转矩的一种部件。 曳引机所用联轴器比较： a)凸缘联轴器属刚性联轴器，由两个分装在轴端的半联轴器和螺栓组成。工作范围：转矩10~20000N.m,转速2300~13000r/min,轴径10~130mm，补偿量为零。 b)梅花形弹性联轴器，属弹性联轴器，多用于起动频繁、经常正反转的高、中、低速轴以及可靠性要求高的场合。不宜在重载荷场合。 工作温度-35~80°C.使用范围：转矩25~25000N.m，转速1500~15300r/min，轴径12~140mm，补偿量：轴向1.2~5mm,径向0.5~1.8mm，角度为1°~2° 22