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引 言
隨著我國經(jīng)濟和工業(yè)的發(fā)展，噪聲污染和空氣污染已經(jīng)嚴重影響人們的日常生活，在大城市中噪聲污染和空氣污染主要來自于汽車尾氣排放，這就需要一種可有效消除噪聲并有效降低汽車的尾氣排放量的新型消聲器，并能得到廣泛使用。為此本課題主要是設計一種能夠自動加工新型消聲器用不銹鋼管件的設備。因為本設備主要是切割管件，機構動作比較簡單，采用數(shù)控控制代價較高。所以本設備在傳統(tǒng)機械傳動的基礎上添加氣壓傳動，并通過簡單的繼電器--接觸器控制系統(tǒng)對電機的控制，實現(xiàn)自動加工的目的。
1 傳動機構的擬定
1.1 機械傳動參考方案
方案1 方案2
方案3 方案4
1.1.1方案比較
方案
優(yōu)點
缺點
外帶式單級圓柱齒輪減速器
（方案一）
結(jié)構簡單，價格便宜。傳遞效率中上，工作平穩(wěn)性較好，有過載保護，要求制造及安裝精度較低，潤滑要求不高，環(huán)境適應性一般。
小功率傳動，單級傳動比較小，外輪廓尺寸較大，傳動精度低，無自鎖能力，使用壽命短，緩沖吸振能力不好。
兩級展開式圓柱齒輪減速器
（方案二）
大功率傳動，傳動效率高，單級傳動比適中，傳動精度高，使用壽命長，環(huán)境適應性一般。在減速器中應用最廣泛，常用于載荷較平穩(wěn)的場合。
工作平穩(wěn)性一般，緩沖吸振能力差，無過載保護，要求制造及安裝精度高，無自鎖能力，潤滑要求高。齒輪相對于軸承不對稱分布，要求級具有較大剛度。高速軸應布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小彎曲變形而引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。
兩級同軸式圓柱齒輪減速器
（方案三）
大功率傳動，傳動效率高，單級傳動比適中，傳動精度高，使用壽命長，環(huán)境適應性一般。箱體長度較小，兩大齒輪浸油深度可大致相同。
軸向尺寸及重量較大，高速級齒輪的承載能力不能充分利用，中間軸較長，剛度差，僅能有一個輸入端和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。
單級蝸桿減速器
（方案四）
傳動比大，結(jié)構簡湊，外輸入與輸出軸垂直交錯傳動，沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，可有自鎖能力，傳動精度高，價格相對便宜。適合在工作溫度較高、潮濕、多粉塵、易爆、易燃場合適用。下置式蝸桿減速器潤滑條件較好，應優(yōu)先選用（v≤4m/s）。
傳動效率低，僅適用于中小功率傳動。無過載保護，制造及安裝精度要求高，要求潤滑條件高。當蝸桿圓周速度太高時（v>4m/s），攪油損失大，采用上置式，此時，蝸輪輪齒浸油、蝸桿軸承潤滑差。
1.1.2確定設計方案
本課題由指導老師指定使用單級蝸桿減速器這種傳動方案，我分析其原因為如下：由工作條件可知，載荷要求平穩(wěn)，室內(nèi)有粉塵環(huán)境下，應差用結(jié)構簡湊，傳動平穩(wěn)，且對工作環(huán)境要求不高的減速器，而單級蝸桿減速器（閉式）是較佳選擇。單級蝸桿減速器的使用壽命較長，能滿足較長的大修期限和使用期限。
而對于可加工7-8級精度齒輪及蝸輪的中等規(guī)模機械廠，其10臺批量生產(chǎn)的生產(chǎn)力來說，生產(chǎn)能力滿足其實際情況和要求，且生產(chǎn)單級蝸桿減速器相對成本較低，盈利率較大。較大的一級傳動比也是本課題首先考慮渦輪蝸桿減速器的主要原因。
綜上所述，對于本設計要求，使用單級蝸桿減速器是較優(yōu)設計方案，其各項特征都滿足設計要求，其整體性能優(yōu)于其他方案。故，本文最終選用單級蝸桿減速器作為該帶式運輸機的傳動裝置。
1.2 流體壓力傳動參考方案
1.2.1液壓傳動的特點
（1）與電機比較，在同等體積下，液壓裝置能產(chǎn)生更大的動力，即具有大的功率密度或力密度。
（2）液壓裝置容易做到對速度的無極調(diào)節(jié)，而且調(diào)速范圍大，并且對速度的調(diào)節(jié)還可以在工作過程中進行。
（3）液壓裝置工作平穩(wěn)，換向沖擊小，便于實現(xiàn)頻繁換向。
（4）裝置易于實現(xiàn)自動化，可以很方便地對液體的流動方向、壓力和流量進行調(diào)節(jié)和控制。
（5）由于液壓傳動中的泄露和液體的可壓縮性使這種傳動無法保證嚴格的傳動比。
（6）液壓傳動對油溫的變化比較敏感，不宜在較高或較低的溫度下工作。
1.2.2氣壓傳動的特點
（1）氣壓傳動的工作介質(zhì)是空氣，它的粘度很低，所以流動阻力小，壓力損失小，便于集中供氣和遠距離輸送。
（2）氣壓傳動動作速度及反應快。液壓油在管道中的流速一般在5m以下，而氣體流速可以大于10m，甚至接近聲速，可以在很短的時間內(nèi)達到所要求的工作壓力及速度。
（3）氣壓傳動有較好的自保持能力。
（4）氣壓傳動系統(tǒng)工作壓力低，僅僅適用于小功率場合。
1.2.3確定設計方案
本設備中執(zhí)行機構動作頻繁，且又有一定的產(chǎn)量要求，所以就要求流體壓力傳動動作速度及反應要快；另外要求設備不受外界條件變化的影響，對流體傳動的功率要求不高。通過對液壓傳動和氣壓傳動特點的比較，最終選用氣壓傳動。
2 電動機的選擇
2.1 選擇電動機的系列
按工作要求和條件可知，選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相交流異步電動機，電壓380V。
2.2 計算電動機功率
電機1帶動圓鋸片轉(zhuǎn)動，所以電機1的功率由圓鋸片的切割功率確定。本設備所用圓鋸片為德國產(chǎn)圓鋸片，其編號：720200320，外徑：200mm，齒厚： =2.5mm，內(nèi)徑：32mm，齒數(shù)：80。
在切割管件的過程中，圓鋸片需要一定的轉(zhuǎn)速和進給速度，所以預先取圓鋸片轉(zhuǎn)速為==，進給速度為=，為圓鋸片的一個齒所切割的面積：
切割力：
查《金屬工藝學》表1-2，。
圓鋸片的圓周線速度：
切割力功率：
查機械設計手冊得：
滾動軸承效率：；蝸桿傳動效率：（雙頭）；
聯(lián)軸器效率：（彈性聯(lián)軸器）；滾筒效率：
則電機1和圓鋸片間的傳動效率為：
電機1所需功率：
電機2通過減速器帶動絲杠轉(zhuǎn)動，所以電機2的功率由絲杠確定。絲杠的功率包括兩部分，一個是克服管件對圓鋸片的反作用力所消耗的功率，另一個是克服導軌間摩擦力所消耗的功率。
在切割過程中，總切割力分解為兩個力，一個是圓鋸片切割管件的切割力，一個是進給方向上的進給力。這里絲杠承受的是進給方向的進給力，而總切割力的功率分配是圓鋸片切割管件的切割力占總功率的，進給力功率占總功率的。
則 。
因為圓鋸片相對于管件的速度為=，從而得出管件對圓鋸片的反作用為：
估計導軌上電機與支座總重為，查《理論力學》的出導軌間的摩擦系
，則摩擦力的大小為：
絲杠推動電機1和支座運動，推力為：
功率為：
傳動總效率 ：
所需電機功率：
由于本設備連續(xù)運轉(zhuǎn)穩(wěn)定，且傳動效率較小，故只需使電動機的額定功率等于或稍大于電動機實際輸出功率就可以了。
2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速
預先設定絲杠螺距為，導程為, 因為圓鋸片相對于管件的速度為=，既動導軌和支承導軌間的相對速度為。所以絲杠的轉(zhuǎn)速為：
根據(jù)《機械設計基礎》中查得蝸桿的傳動比在一般的動力傳動中；i=7~40(常用值)，最大值為80。該傳動方案為單級傳動，則其相應電動機的轉(zhuǎn)速的范圍應為：
2. 4 選擇電動機型號
電機1是用來帶動刀片轉(zhuǎn)動的，必須具有一定的速度，由于額定功率相同的同類型電動機，有四種常用同步轉(zhuǎn)速，即3000、1500、1000、750r/min。電動機的轉(zhuǎn)速越高，極對數(shù)越少，尺寸和質(zhì)量就越小，價格也越低。電機1是用來帶動刀片轉(zhuǎn)動的，對鋼管進行切割，必須具有一定的速度和切割力，所以不能一味的追求高速度；電動機2是用來帶動絲杠轉(zhuǎn)動的，若選用電機的轉(zhuǎn)速太高，將使傳動裝置的傳動比越大，從而使傳動裝置的結(jié)構尺寸也跟著增大，整個減速器的成本就越高。因此，對電動機及傳動裝置做整體考慮，綜合分析比較，以上述算出的電動機輸出功率Pd和電動機轉(zhuǎn)速范圍Nd查機械設計手冊，電機1選擇Y160M1-8，額定功率，滿載轉(zhuǎn)速，同步轉(zhuǎn)速；電機2選擇Y802-2，額定功率，滿載轉(zhuǎn)速，同步轉(zhuǎn)速。
3 傳動系統(tǒng)的運動學和動力學的計算
3.1 計算總傳動比和各級傳動比的分配
3.1.1計算總傳動比
根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速nm及工作機轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置的總傳動比：
3.1.2各級傳動比的分配
由于為單級蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他部分不分配傳動比，其傳動比就為總傳動比：
3.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
電機軸：
蝸桿所在軸：
蝸輪所在軸：
絲杠支承：
各軸運動及動力參數(shù)匯總?cè)缦卤?-1：
表2-1
軸序號
功率P
/
轉(zhuǎn)速n
/（r/min）
轉(zhuǎn)矩T
/
傳動形式
傳動比
效率
電機軸
0.005
2825
0.017
蝸桿傳動
23.5
0.80
蝸桿所在軸
0.00496
2825
0.016
蝸輪所在軸
0.00392
119.998
0.312
聯(lián)軸器
1
0.9925
絲杠支承
0.00385
119.998
0.306
4 零件的設計計算
4.1 傳動零件的設計計算
一般情況下，首先進行箱外傳動件的設計計算，以便使減速器設計的原始條件比較準確。在設計箱內(nèi)傳動件后，還可以修改箱外傳動件尺寸，使傳動裝置的設計更為合理。由于本方案為單級蝸桿傳動，無箱外傳動件，故直接進行箱內(nèi)傳動件的設計。
4.1.1蝸桿蝸輪的設計
蝸桿類型、精度等級及齒數(shù)的確定
根據(jù)本設計要求，宜選用圓柱蝸桿，而圓柱蝸桿中宜選用普通圓柱蝸桿。再根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用蝸桿傳動的裝置，宜選用漸開線蝸桿傳動(ZI蝸桿)和錐面包絡蝸桿（ZK蝸桿）。由于ZK蝸桿一種非線性螺旋齒面蝸桿，不能在車床上加工，只能在銑床上銑制并在磨床上磨削成品，其精度較高，造價較貴。而漸開線蝸桿易于加工，成本較低，故考慮實際使用情況和成本等因素，選用ZI蝸桿為最優(yōu)選擇。（《機械設計》239頁）由該廠生產(chǎn)條件及設計要求限制，且在一般工業(yè)中應用7-8級精度的蝸桿，故本蝸桿選用8級精度。（《機械設計》257頁）蝸桿頭數(shù)由傳動效率決定，取z1=2。為了提高穩(wěn)定性和傳動效率，蝸輪選用斜齒蝸輪。
蝸桿蝸輪材料的選擇
考慮到蝸桿傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速也只是中等，要求壽命為17280h（一班制 10年）故蝸桿材料應選20Cr，表面滲碳淬火處理，使齒面硬度.蝸輪選用耐磨性最好的鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT150制造。為了防止變形，常對蝸輪進行時效處理。
按齒面接觸強度設計：
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距：
（1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2：
（2）確定載荷系數(shù)：
因工作載荷平穩(wěn)，故載荷分布不均系數(shù)取=1；由載荷均勻無沖擊，查機械設計手冊取使用系數(shù)KA=1；由轉(zhuǎn)速不高，動載荷系數(shù)應取KV=1.1；故載荷系數(shù)1.1
（3）確定彈性影響系數(shù)ZE:
因選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）蝸輪和鋼蝸桿配對，故；
（4） 確定接觸系數(shù)：
先假定蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值，查《機械設計》圖11-18得，=2.9；
（5）確定許用接觸應力：
根據(jù)渦輪材料為ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>56HRC，查《機械設計》表11-7得蝸輪的基本許用接觸應力。
蝸桿的工作壽命: ，
蝸輪輪齒的應力循環(huán)次數(shù)：
壽命系數(shù)：
蝸輪齒面的許用接觸應力為 =0.730
（6）計算中心距得：
根據(jù)經(jīng)驗取中心距a=200mm，因i=23.54，故查《機械設計》表11-2中取模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm.這時d1/a=0.4，查《機械設計》圖11-18得接觸系數(shù)<,因此以上計算結(jié)果可用。
4.1.2蝸輪與蝸桿的主要參數(shù)和幾何尺寸
（1）蝸桿
查《機械設計》表11-2得蝸桿頭數(shù)=2；直徑系數(shù)q=10；分度圓導程角，模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm.。計算可得軸向齒距pa=25.133mm；齒頂圓直徑da1=96mm；齒根圓直徑df1=63.3mm；蝸桿軸向齒厚sa=12.5664mm。蝸桿齒寬
由ZI蝸桿的法向壓力角=20°，則蝸桿的軸向壓力角為：
（2）蝸輪
查《機械設計》表11-2德蝸輪的齒數(shù)z2=41 >28（《機械設計》244頁）；模數(shù)與蝸桿相同為8mm；變位系數(shù) 。
驗算傳動比：
這時傳動比誤差為： 是不允許的，查《機械設計》表11-1：當i=14~30時，宜選29~61。
再次是試選z2 =45，此時傳動比誤差為：
故最終選取。
計算蝸輪的主要參數(shù)如下：
蝸輪分度圓直徑 ：
蝸輪喉圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
蝸輪咽喉母圓半徑：
蝸輪寬度：
蝸輪齒頂圓弧半徑：
蝸輪螺旋角： β==11°18′36"
蝸桿傳動的標準中心距為：
蝸桿變位后中心距為：
4.1.3蝸桿傳動的受力分析
不計摩擦時，其各力計算如下：
4.1.4校核齒面接觸疲勞強度
原始接觸應力公式為
由上述已算出數(shù)據(jù)知，嚙合面上的法向載荷，載荷系數(shù)K=1.1，材料的彈性影響系數(shù)。
驗算公式為：
由上述已算出數(shù)據(jù)知，蝸輪公稱轉(zhuǎn)矩；中心距a=216mm；載荷系數(shù)K=1.1；材料的彈性影響系數(shù)；蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值，查《機械設計》圖11-18得，=2.7。
滿足蝸輪的齒面接觸疲勞強度要求。
4.1.5校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù) ：
根據(jù)，，從《機械設計》圖11-19中可查得齒形系數(shù)。
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應力：
查《機械設計》表11-8宏ZcuSn10P1制造的蝸輪的許用基本彎曲應力為：
MPa
壽命系數(shù)：
MPa
故彎曲強度是滿足的。
4.1.6校核蝸桿的剛度
剛度校核公式為：
由上述已算數(shù)據(jù)知，蝸桿所受的圓周力；蝸桿所受的徑向力
；蝸桿材料的彈性模量E=206000MPa；蝸桿的危險截面的慣性矩，
一般情況下，，蝸桿兩端支承間的跨距。許用最大撓度 則：
滿足蝸桿的剛度要求。
4.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-198圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為c（115 ），蝸桿的標注為8 c GB/T10089-1988，蝸輪的標注為7-8-8 f GB/T10089-1988。然后由機械設計手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度如下:
公差配合為：H7/s6 GB/T1800-79
形狀和位置公差：查國標GB1182~1184-80
表面粗糙度：Ra=1.6 GB1031-83
4.1.8蝸輪蝸桿的機構設計
蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。為保證剛度，應采用無推倒槽結(jié)構
圖3.2
蝸輪采用齒圈式（如下圖3.3），青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個。螺釘擰入深度為0.3~0.4B，即21.6~28.8mm。
圖3.3
4.2 軸的設計計算及校核
軸是組成機器的主要零件，一切作回轉(zhuǎn)運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力傳遞。
4.2.1蝸輪軸的設計
（1）軸類型、材料的選擇
按承受載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸。按軸線形狀不同，分為曲軸和直軸，直軸又根據(jù)外形不同，分為光軸和階梯軸。本設計方案的工作軸既承受扭矩，又承受彎矩，且要求零件裝配定位要精確，故本方案選擇階梯轉(zhuǎn)軸。軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。根據(jù)本設計要求，對軸強度、剛度等方面的要求不是很高，碳鋼價格低廉，對應力集中敏感度低，同時可用熱處理或化學熱處理提高其耐磨性和抗疲勞強度，故本方案選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
（2）蝸輪軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
（3）作用在蝸輪上的力
各力方向如圖3.1所示。
（4）軸的最小直徑的初步確定
查《機械設計》表15-3，取，于是得：
蝸輪軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠ-Ⅱ（如下圖3.5）
為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需與聯(lián)軸器型號同時確定。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設計》表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.5，則
·mm
按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查國標GB4323-84，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩的條件為1000000N·mm。本聯(lián)軸器的孔徑d1=60mm，故dⅠ-Ⅱ=60mm，半聯(lián)軸器長度為L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。
（5）軸的結(jié)構設計
擬定軸上零件的裝配方案
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ ⅤⅥ Ⅶ Ⅷ
圖3.5
根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出作為軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=66mm，左端用軸端擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑D=62mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=104mm。
②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=66mm，從軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承7214E，其尺寸為，故取dⅢ-Ⅳ=
dⅦ-Ⅷ=70mm，軸套尺寸為D=72mm，l=16mm，而lⅢ-Ⅳ=26+16=42mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，有機械設計手冊查得TL9型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取dⅣ-Ⅴ=74mm。
③取安裝蝸輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑為dⅣ-Ⅴ=74mm；蝸輪的左端與做軸承間采用套筒定位。蝸輪輪轂寬度為B=72mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊蝸輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=108mm。蝸輪的右端采用軸肩固定，軸肩高度h>(0.070.1)d，故h=3mm，則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=78mm。軸環(huán)寬度=54mm，雙軸肩，用以保證蝸輪位置的對中性。取dⅥ-Ⅶ=70mm， lⅤ-Ⅵ=12mm， LⅣ-Ⅴ=26mm。
④軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面間的距離為l=30mm，故取lⅡ-Ⅲ=50mm。
⑤至此，本蝸輪軸的各段直徑和長度基本確定下來，其數(shù)據(jù)匯總?cè)缦卤恚?
表 3-1
尺寸
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑（mm）
60
66
70
74
78
70
長度
（mm）
104
50
42
108
12
26
軸向零件的周向定位
蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅣ-Ⅴ查《機械設計》表6-1得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
軸上圓角和倒角尺寸的確定
參考《機械設計》表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如圖4.5，一般取R=2mm。
軸上載荷的計算
首先根據(jù)軸的結(jié)構圖（圖3.5）做出軸的計算簡圖（如下圖3.6）。查機械設計手冊，對于TL9型圓錐滾子軸承，取a=21mm，從而確定軸承的支點位置。由圖3.5可得，作為簡支梁的軸的支承跨距：
L1=94mm，L2=94mm，
.
再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖3-6
從軸的結(jié)構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)計算出的截面C處的MH、MV及M的值列入下表3-2：
表3-2
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表4.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則軸的計算應力為：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此，故安全。
4.2.2蝸桿軸的設計
（1）軸類型、材料的選擇
蝸桿軸類型同蝸輪軸類型，都為階梯轉(zhuǎn)軸。蝸桿軸材料由定蝸桿材料時確定，故本軸材料為45鋼。
（2）蝸桿軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
（3）作用在蝸輪上的力
d1=80mm
各力方向如圖4.1所示。
（4）軸的最小直徑的初步確定
查《機械設計》表15-3，取A0=112，于是得：
蝸輪軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d1-2（如下圖4.5）為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需與聯(lián)軸器型號同時確定。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設計》表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.5，則
N·mm
按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查國標GB/T5014-2003，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，選擇依據(jù)為電動機外伸軸段的尺寸所決定，其公稱轉(zhuǎn)矩的條件為630000 N·mm>Tca。本聯(lián)軸器的孔徑d1=19mm，故d0-1=20mm，半聯(lián)軸器長度為L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=45mm。
（5）軸的結(jié)構設計
擬定軸上零件的裝配方案
本蝸桿軸設計采用如下圖裝配方案。
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
圖3-7
根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，0-1軸段右端需制出作為軸肩，故取1-2段的直徑d1-2=32mm，l1-2=5mm右端再取軸肩， 1-2軸段右端需制出作為軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=44mm，左端用軸端擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑D=40mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=45mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故1-2段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取l0-1=44mm。
②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=44mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承7210E，其尺寸為，故取d3-4=d10-11=50mm，擋油環(huán)的D=70mm，l=10mm，而l3-4= l9-10=21+10=31mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由機械設計手冊查得7210E型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d4-5=56mm，l4-5=25mm。
③蝸桿軸處的蝸桿段6-7的直徑為d6-7=80mm，da1=96mm，df1=60.5mm。蝸桿的左端與右端d5-6=d7-8=63.5mm。為保證加工工藝性和散熱性，其長度宜取l5-6=l7-8=70mm。蝸桿寬度為b1=83.68mm，為了使蝸桿與蝸輪嚙合充分，此軸段應取l6-7=128mm>b1。蝸桿軸段的右端采用軸肩結(jié)構，軸肩高度h>(0.070.1)d，故h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d8-9=56mm，d9-10=50mm，取l8-9=25mm， l9-10=31mm。
④至此，本蝸桿軸的各段直徑和長度基本確定下來，其數(shù)據(jù)匯總?cè)缦卤恚?
表 3-3
尺寸
0-1
1-2
2-3
3-4
4-5
5-6
6-7
7-8
8-9
9-10
直徑（mm）
20
32
44
50
56
63.5
80
63.5
56
50
長度
（mm）
44
5
38
31
25
70
128
70
25
31
（6）軸向零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按dⅥ-Ⅶ查《機械設計》表6-1得平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（7）軸上圓角和倒角尺寸的確定
參考《機械設計》表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如圖4.5，一般取R=1.6mm。
（8）軸上載荷的計算
首先根據(jù)軸的結(jié)構圖（圖3.7）做出軸的計算簡圖（如下圖3.8）。
查機械設計手冊，對于7210E型圓錐滾子軸承，取a=20mm，從而確定軸承的支點位置。由圖4.8可得，作為簡支梁的軸的支承跨距：
L1=190mm，L2=190mm，
.
再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖(如下圖3.8)。
圖3-8
從軸的結(jié)構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)計算出的截面C處的MH、MV及M的值列入下表3-4：
表3-4
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
（9）按灣扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則軸的計算應力為：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得。因此，故安全。
4.3 軸承的選擇和計算
4.3.1蝸輪軸上軸承的選擇和計算
（1）軸承的選擇
根據(jù)上述軸的設計時已選取了合適的軸承，其型號為：
滾動軸承 7214E GB297-84
其配合公差為H7/k6。
（2）軸承的校檢
查機械設計手冊可知滾動軸承7214E GB297-84的基本額定動載荷C=72800N，基本額定靜載荷C0=78600N。軸上蝸輪其受力情況如下：
N
N
N
蝸輪轉(zhuǎn)速n=119.998r/min，軸承預期壽命Lh=17280h。兩軸承承受的徑向載荷Fr1和Fr將軸系部件受到的空間力分解為鉛垂面和水平面的兩個平面力系。
由力分析可知：
N
（3）兩軸承軸向力的計算
對于滾動軸承 7214E型軸承，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中，e為《機械設計》表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力Fa未知，而查機械設計手冊得e=0.37，因此可算出：
則：
>0.37
<0.37
查《機械設計》表13-5，對于軸承1，確定其X1=0.4,Y1=1.6
對于軸承2，確定其X2=1，Y2=0
（4）軸承當量載荷的計算
對于輕微沖擊輕載運轉(zhuǎn)下的軸承，查《機械設計》表13-6，fp=1.5。則：
（5）軸承壽命的驗算
因為P1>P2，所以按軸承1的受力大小的驗算：
Lh
故所選軸承滿足其壽命要求。
4.3.2蝸桿軸上軸承的選擇和計算
（1）軸承的選擇
根據(jù)上述軸的設計時已選取了合適的軸承，其型號為：
滾動軸承 7210E GB297-84
其配合公差為H7/k6。
（2）軸承的校檢
查機械設計手冊可知滾動軸承7210E GB297-843的基本額定動載荷C=44400N，基本額定靜載荷C0=40600N。軸上蝸輪其受力情況如下：
N
d1=80mm
蝸輪轉(zhuǎn)速n=2825r/min，軸承預期壽命Lh=17280h。
兩軸承承受的徑向載荷Fr1和Fr2
將軸系部件受到的空間力分解為鉛垂面和水平的兩個平面力系。其中：Fte為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；Fae亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。
由力分析可知：
（3）兩軸承軸向力的計算
對于滾動軸承7210E GB297-843型軸承，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中，e為《機械設計》表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力Fa未知，而查機械設計手冊得e=0.35，因此可算出：
則：
>0.37
<0.37
查《機械設計》表13-5，對于軸承1，確定其X1=0.4,Y1=1.7
對于軸承2，確定其X2=1，Y2=0
（4）軸承當量載荷的計算
對輕微沖擊輕載運轉(zhuǎn)下的軸承，查《機械設計》表13-6，fp=1.5。則：
（5）軸承壽命的驗算
因為P1>P2，所以按軸承1的受力大小的驗算：
Lh
故所選軸承滿足其壽命要求。
4.4 鍵連接的選擇和校核
4.4.1蝸輪軸上鍵的選擇和校核
根據(jù)上述軸的設計時已選取了合適的鍵，其型號分別為：
與蝸輪相連接： 鍵
與聯(lián)軸器相連接： 鍵
（1）鍵 GB1096-79的校檢
其基本參數(shù)可查機械設計手冊得：b=20mm，h=12mm，L=63mm
強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查《機械設計》6-2得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=6mm。則：
<
滿足擠壓強度要求。
（2）鍵 GB1096-79的校檢
其基本參數(shù)可查機械設計手冊得：b=18mm，h=11mm，L=100mm
強度校核鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查《機械設計》6-2得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=5.5mm。則：
<
滿足擠壓強度要求。
4.4.2蝸桿軸上鍵的選擇和校核
根據(jù)上述軸的設計時已選取了合適的鍵，其型號為：
與聯(lián)軸器相連接： 鍵 GB5014-85的校檢
其基本參數(shù)可查機械設計手冊得：b=6mm，h=6mm，L=44mm
強度校核鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查《機械設計》6-2得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3mm。則：
<
滿足擠壓強度要求。
4.5 聯(lián)軸器的選擇和校核
4.5.1蝸輪軸上聯(lián)軸器的選擇和校核
1）根據(jù)上述軸設計時以選取了合適的聯(lián)軸器，其型號為：
HL5 聯(lián)軸器
其配合公差為：H7/k6。
2）HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩的條件為2000000 N·mm。本聯(lián)軸器的孔徑d1=60mm，故dⅠ-Ⅱ=60mm，半聯(lián)軸器長度為L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm。
2×10-5m2/s，因此所選潤滑油粘度合適。取鈉基潤滑脂ZN-2（GB492-89）。
軸承的工作載荷。潤滑油的粘度是隨壓力而變化的，當軸承所受載荷增大時，潤滑區(qū)內(nèi)潤滑油的壓力增加、粘度降低，從而導致油膜厚度減薄，甚至破裂。因此，軸承工作載荷越大，所選潤滑油的粘度也應越大。
軸承的工作轉(zhuǎn)速。工作中，軸承轉(zhuǎn)速愈高，內(nèi)部發(fā)熱量愈大。為控制軸承的溫升，通常軸承的dn值加以限制。查表得，圓錐滾子軸承在脂潤滑方式下軸承的允許dn值為100000mmr/min。
Ⅰ軸
Ⅱ軸
由計算知，三對軸承的dn值均小于允許值。
5.2 密封的選擇
輸入端和輸出端滾動軸承選用氈圈密封。其密封效果是靠矩形氈圈安裝于梯形槽中所產(chǎn)生的徑向壓力來實現(xiàn)的。其特點是結(jié)構簡單、廉價，但磨損較快、壽命短。它主要用于軸承采用脂潤滑，且密封處軸的表面圓周速度較小的場合。
輸入端選用氈圈60FZ/T92010-91，輸出端選用氈圈62FZ/T92010-91。
6 減速器附件的選擇
6.1 通氣器
減速器工作時箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，箱內(nèi)氣壓增大。為了避免由此引起密封部位的密封性下降造成潤滑油向外滲漏，多在視孔蓋上設置通氣器，使箱體內(nèi)的熱膨脹氣體能自由逸出，保持箱內(nèi)壓力正常，從而保證箱體的密封性。
故選用經(jīng)兩次過濾的M20×2通氣器。
6.2 軸承蓋（材料為HT150）
選用凸緣式軸承蓋。7214E型軸承外徑D=125mm，螺釘直徑d3=12mm，螺釘數(shù)為4；7210E型軸承外徑D=90mm，螺釘直徑d3=12mm，螺釘數(shù)為4。
6.3 油面指示器
用于檢查箱內(nèi)油面高度，以保證傳動件的潤滑。一般設置在箱體上便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位。
選用M25的油標尺。
6.4 油塞
選用外六角油塞及封油墊。封油墊材料為耐油橡膠；螺塞材料為Q235。
6.5 窺視孔及視孔蓋
窺視孔用做檢查箱內(nèi)傳動零件的嚙合情況以及將潤滑油注入箱體內(nèi)。為防止?jié)櫥惋w濺出來和污染物進入箱體內(nèi)，在窺視孔上應加設視孔蓋。
故選用板結(jié)構視孔蓋。窺視孔的長度為100mm，寬度為75mm，圓角半徑R=12mm，其上螺釘尺寸為M8×22，螺釘個數(shù)為4。
6.6 起蓋螺釘
為了保證減速器的密封性，常在箱體剖分接合面上涂有水玻璃或密封膠。為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設置1個或2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，擰動起蓋螺釘，便可頂起箱蓋。
根據(jù)箱體的結(jié)構設計，選用M20的螺釘。
6.7 定位銷
為了保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔的安裝精度，需在箱蓋與箱座的連接凸緣上裝配兩個定位銷。根據(jù)箱體的結(jié)構尺寸，選用M12×40的圓錐銷。
7 滑動絲杠的設計
7.1 滑動絲杠螺母機構的傳動方式
滑動絲杠螺母機構的傳動方式有:絲杠轉(zhuǎn)動-螺母移動、絲杠轉(zhuǎn)動并移動、螺母轉(zhuǎn)動-絲杠移動、螺母轉(zhuǎn)動并移動、絲杠轉(zhuǎn)動-螺母差動、螺母轉(zhuǎn)動-絲杠差動、絲杠轉(zhuǎn)動-螺母移動并轉(zhuǎn)動.根據(jù)任務書的要求,本方案采用絲杠轉(zhuǎn)動-螺母移動的傳動方式.
7.2 滑動螺母結(jié)構
常用的滑動螺母結(jié)構有兩種:半螺母結(jié)構,其優(yōu)點是機構簡單,絲杠與螺紋間的螺紋間隙可用墊片調(diào)整,缺點是絲杠單面受徑向力,容易引起彎曲變形,剛性較差;全螺母機構,接觸剛性好傳動精度高.經(jīng)比較,本方案選全螺母結(jié)構較好.
7.3 絲杠支承
絲杠支承是絲杠螺母機構的重要組成部分,其必須保證絲杠在其中旋轉(zhuǎn)時,不會產(chǎn)生過大的軸向和徑向跳動.
在絲杠的支承中,常采用滑動和滾動軸承,或兩種軸承組合使用.通常,絲杠的轉(zhuǎn)速很低,因此,可裝在兩個滑動軸承或徑向滾珠軸承或滾針軸承中.常見的絲杠支承方式有三種:外側(cè)安裝法,內(nèi)側(cè)安裝法,單端安裝法.
外側(cè)安裝法是將止推軸承裝于絲杠兩端支承外側(cè),當絲杠受熱伸長時,能作軸向移動,故對穩(wěn)定性無影響,但由于止推軸承間隙的增加,會使絲杠軸向跳動,影響傳動精度和正常工作.
內(nèi)側(cè)安裝法是將止推軸承裝于絲杠兩端支承的內(nèi)側(cè),當絲杠受熱時會產(chǎn)生彎曲,并使軸承的負載加重,只適用與恒溫室中或很短的絲杠.
單端安裝法是將兩個徑向止推軸承裝在絲杠一端的支承中作為固定支承,而另一端則為游動支承,當絲杠變形是可以自由伸長,不會引起絲杠彎曲.
由于本設備工作環(huán)境不恒溫，其絲杠較長，所需傳動精度不高，所以軸承選擇外側(cè)安裝法。
7.4 絲杠牙形的選擇
絲杠螺母傳動常用的螺紋有牙形角為的普通公制螺紋和牙形角為的梯形螺紋兩種.當絲杠螺母機構的載荷不大,螺紋間的摩擦力對工作影響不大,而又要求小螺距時,可采用公制基本螺紋和公制細牙螺紋.當載荷較大,螺距也較大時,宜用梯形螺紋.梯形螺紋比三角形螺紋的傳動效率高、強度大、螺距大.螺距小時,制造困難,且不能磨,故不易得到高精度絲杠.基于以上梯形螺紋的優(yōu)點,本方案絲杠牙形宜采用梯形.
7.5 螺距的選擇
常用的梯形螺紋螺距有2、3、4、5、6mm等,根據(jù)傳動進給的實際需要在這里選取2mm.
7.6 絲杠直徑的確定
絲杠計算通常包括耐磨性/剛度/穩(wěn)定性和強度四項.本設備中,由于絲杠承受載荷不大,絲杠支承又采用單端安裝法,對穩(wěn)定性無影響,所以可根據(jù)磨損條件選擇材料,并確定絲杠副的尺寸.
由于螺母的材料一般比絲杠的材料軟,所以,磨損主要發(fā)生在螺母的螺紋表面.磨損的計算方法,通常是采用限制螺紋表面的壓強,就是使螺紋工作表面的壓強小于或等于許用壓強.計算時,把螺母的螺紋牙看成是盤旋繞在圓柱表面的長條,展開后相當于一個懸臂梁.如下圖,設作用于螺紋上的總軸向力為,則每一圈螺紋牙所承受的軸向力為,其校核公式為:
式中 ---作用在螺紋上的總軸向力()
---螺紋中徑()
---螺紋的工作高度()
---參加接觸的螺紋圈數(shù)，
---螺母長度（）
---螺距（）
---許用壓強()。
令,對于梯形螺紋，對于整體式螺紋，并代入上式,得
代入得
絲杠結(jié)構設計,結(jié)構如圖所示
1 2 3 4 5
圖6-1
絲杠支承軸徑由渦輪輸出軸確定，渦輪輸出軸與絲杠用聯(lián)軸器相連，本聯(lián)軸器的孔徑為，故。半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長為，故。
為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，，，并在1-2軸段攻螺紋，以用止推墊片對推力軸承進行軸向定位，則須大于兩個止推墊片的寬度。由于4-5軸段的作用與2-3軸段的作用相同，所以，。
初步選擇滾動軸承，因軸承只受軸向力，故選單列圓珠推力軸承，參照工作要求，由目錄初選圓珠推力軸承8214型，其尺寸為,故,并以此作為梯形螺紋的中徑。
軸段之間有2-5mm的退刀槽以便于加工。
表6-1 滑動絲杠副材料的需用壓強[P]
絲杠材料
螺母材料
許用壓強[]/()
速度范圍/()
鋼
青銅
18 – 25
11 – 18
7 – 10
1 - 2
低速
< 0.05
0.1-0.2
> 0.25
耐磨鑄鐵
6 - 8
0.1 - 0.2
鑄鐵
13 - 18
< 0.05
4 - 7
0.1 – 0.2
鋼
7.5 - 13
低速
淬火鋼
青銅
10 - 13
0.1 - 0.2
7.7 螺母長度H的確定
7.8 絲杠螺紋部分的長度
絲杠螺紋部分的長度應滿足行程的要求,圓鋸片的直徑為，管件直徑為，所以選定，即
8 滑動導軌
8.1 導軌材料的要求和搭配
導軌材料的主要要求是耐磨性好、工藝性好/成本低..常用的導軌材料有鑄鐵/鋼、有色金屬/塑料.為了提高耐磨性,動導軌和支承導軌應盡量采用不同的材料.如果選用相同的材料,如果采用相同的材料,也一定要采用不同的熱處理方式以使其具有不同的硬度.
在直線運動導軌中,長導軌要用耐磨性較好和硬度較高的材料制造.這是因為支承導軌各處使用機會難以均等,且修復困難,而動導軌總是全長接觸,且動導軌短,磨損后易于維修;長導軌不易防護等原因.
表7-1 導軌材料的搭配(除鑄鐵外,其他導軌都是鑲裝
序號
1
2
3
4
5
6
相對壽命
1
2 - 3
> 2
4 – 5
動導軌
鑄鐵
鑄鐵
鑄鐵
淬硬鑄鐵
有色金屬
塑料
支承導軌
鑄鐵
淬硬鑄鐵
淬硬鋼
淬硬鋼
鑄鐵
鑄鐵
鑄鐵是一種成本低,有良好減震性和耐磨性,易于鑄造和切削加工的金屬材料.導軌常用的鑄鐵有灰鑄鐵、孕育鑄鐵和耐