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

Abstract

The 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 it’s torque. It’s 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 motor

III

目 录
摘要 I
Abstract II
第1章　绪论 1
1.1　研究此课题的目的 1
1.2　发动机翻转试验台的发展概况 1
1.2.1　前期的发展 1
1.2.2　国内外现状 1
1.3　本文主要研究内容 2
第2章　传动方案设计 3
2.1　初始数据 3
2.2　传动方案的制定与确定 3
2.2.1　总的传动比i的估算 3
2.2.2　传动方案的拟定 4
第3章　步进电机的选择 8
3.1　各轴传递的功率 8
3.2　各轴传递的转矩 8
第4章　传动件的计算 10
4.1　蜗轮、蜗杆的选用和校核 10
4.1.1　确定蜗轮、蜗杆的类型和材料 10
4.1.2　确定蜗杆、蜗轮的基本尺寸 10
4.1.3　计算传动效率 12
4.1.4　蜗轮齿根弯曲强度校核 12
4.1.5　润滑油及润滑方式的选择 13
4.2　V带的选用和计算 13
4.2.1　求V带计算功率Pc 13
4.2.2　选普通V带型号 13
4.2.3　大、小带轮基准直径 13
4.2.4　验算带速 13
4.3　链条的选用和计算 13
4.3.1　链轮的齿数 14
4.3.2　链条节数 14
4.3.3　计算功率 14
4.3.4　计算节距 14
4.3.5　实际中心距 14
4.3.6　验算链速 15
4.3.7　选择润滑方式 15
4.3.8　作用在轴上的压力 15
4.3.9　链轮主要尺寸 15
第5章　轴的计算 16
5.1　Ⅰ轴的计算 16
5.1.1　估算轴的基本直径 16
5.1.2　强度校核 18
5.2　 Ⅱ轴的计算 20
5.2.1　估算Mmax和T 21
5.2.2　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 27
6.1　滚动轴承的选择及计算 27
6.1.1　蜗杆两端的轴承的计算 27
6.1.2　蜗轮两端的轴承的计算 28
6.2　键的选择与校核 29
6.2.1　蜗杆轴上的键的选择与校核 29
6.2.2　蜗轮的连接键的选择与校核 29
6.2.3　发动机连接盘的连接键的选择与校核 30
6.3　立柱的计算 30
第7章　传动件的润滑及密封 33
7.1　蜗杆两端的轴承的润滑 33
7.2　蜗轮两端的轴承的润滑 33
7.3　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
a

O
r
b
h
·

图２－１
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Mim≤1570 N∙cm。
发动机重心旋转的线速度：
v= (2-1)
发动机旋转所需功率：
PW＝Gv/1000 (2-2)
电动机的功率：
Pd＝PW/η (2-3)
式中 η——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0.3~0.5。
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
i≥＝67/η　　　　　　　　　　(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２－2

表２－1 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η =0.972=0.94 ,得 i≥71 而该减速器的传动比的范围为7.1～50；
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２－3

表２－２ 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２－4

表２－3 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２－5

表２－4 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 η＝η1∙η2∙η 3 　　　　　　　　 　 (3-1)
式中　η1——V带传动效率，取0.92；
　　　η2——蜗杆传动效率,取0.36；
　　　η3——滚动轴承传动效率,取0.98；
得η＝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 ∙η1=0.30kW；
蜗轮轴（以下简称II轴）传递的功率：P2 = Pd ∙η1∙η2=0.11kW;
3.2　各轴传递的转矩
T= (3-2)
式中　T——轴产生的转矩(N∙m)；
　　　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（N∙cm）
运行频率（step/s）
电压（V）
外径
长度
轴径
重量
150BF003
1570
8000
80/12
150
180
Φ18 1:10K
165
表3－1 150BF003技术指标

由式(2-7)得i=67/η=67/0.325=206;
查手册知在动力传动中，蜗杆的传动比i12=8~80，V带传动比i01≤7。初选i01=3，i12=70。
表3－2 各轴转速、功率、扭矩
参数
电机轴
I轴
II轴
n (r/min)
420
140
2
P(kw)
0.32
0.3
0.11
T(N∙m)
7.28
20.3
510

步进电机实际输出的最大静转矩Mim＝Td/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z1＝1；z2＝z1∙i12＝70。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12－8　蜗杆常用材料，初选45钢，表面淬火，硬度为45~55HRC，齿面粗糙度Ra=0.8～0.4。
由于蜗轮的转速n=2r/min，为低速中载，按该手册表12－9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
m2d1≥∙KT2 (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；
　　　 [σH]——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(N∙mm)；
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12－5中查得[σH]＝250MPa。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m2d1≥474 mm3，由《机械设计基础》表12－1得m2d1=556, z1=1, d1＝56，q=17.778, m=3.15, z2＝70。
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
tanγ= z1/q=1/17.778，得γ=3.22o（即3o13’10”）
4.1.2.4计算滑动速度
V1=πd1n1/60000=0.422m/s ; VS= V1/cosγ=0.423 m/s。查表12-6 当量摩擦系数f’和当量摩擦角ρ’　　得f’＝0.09，ρ’=5.14o>γ,能实现自锁。
4.1.2.5蜗杆、蜗轮的基本尺寸
表4－1蜗杆、蜗轮的基本尺寸
名称
代号
公式
数值
中心距/mm
a
a=( d1+ d2+2x2m)/2
142mm
蜗杆头数
z1

1
蜗轮齿数
z2
z2＝z1∙i12
72
传动比
i

72
齿形角
α

20o
模数/mm
m
m=mx
3.15
蜗轮变位系数
x2

0.2
蜗杆直径系数
q
q= d1/m
17.778
蜗杆轴向齿距/mm
Px
Px=πm
9.896
蜗杆导程/mm
P2
P2=πmz1
9.896
蜗杆导程角
γ
γ=acrtan
3o13’10”
ZA蜗杆法向齿形角
αn
tanαn=tanαxcosγ
3o2’24”
蜗杆齿顶高/mm
ha1
ha1=m
3.15
蜗轮齿顶高/mm
ha2
ha2=(1+x2)m
3.75
蜗杆齿根高/mm
hf1
hf1=1.2m
3.78
蜗轮齿根高/mm
hf2
hf2=(1.2- x2)m
3.18
工作齿高/mm
h’
h’=2m
6.3
顶隙/mm
c
c=0.2m
0.63
蜗杆分度圆直径/mm
d1
d1=qm
56
蜗轮分度圆直径/mm
d2
d2=z2m
226.8
蜗杆齿顶圆直径/mm
da1
da1= d1+ 2ha1
62.3
蜗轮齿顶圆直径/mm
da2
da2= d2+ 2ha2
234.3
蜗杆齿根圆直径/mm
df1
df1= d1-2 hf1
48.44
蜗轮齿根圆直径/mm
df2
df2= d2- 2hf2
220.44
蜗杆齿宽/mm
b1
b1=(12+0.1z2m)
60
蜗轮齿宽/mm
b2
b2 =(0.67~0.75) da1
46
蜗轮外径/mm
de2
de2=da2+2m
240.6
蜗轮咽喉母圆半/mm
rg2
rg2=a-0.5da2
24.85
蜗轮齿宽角
θ
θ=2arcsin(b2/ d1)
110o
4.1.3　计算传动效率
传动啮合效率
η1＝　　　　　　　　　　　　　　(4-2)
得η1=0.38；
搅油损失效率η2取0.98；
滚动轴承效率η3取0.98；
总效率η＝η1∙η2∙η3＝0.36。
4.1.4　蜗轮齿根弯曲强度校核
σFmax=≤σFpmax (MPa) (4-3)
式中　T’2max——蜗轮承受的最大扭矩(MPa)，T’2max= T2；
　　　　　YF——齿形系数，根据蜗轮当量齿数zv2=z2/cos3γ=72.3，查表12-11得YF=1.36；
σFpmax——蜗轮的许用弯曲强度(MPa)，查《简明机械设计手册》表12-9得σFpmax=63MPa；
代入公式得σFmax=28.5 MPa<σFpmax ，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。
4.2　V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 KA＝1.1；
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Pc＝0.352, 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。d2＝n1d1(1-ε)/ n2=432×50×(1-0.02)/140=151mm。由表13-7取d2＝150mm，(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5~25m/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= i01∙i12≥=198
式(3-1)中η1——链条的传动效率，取0.96；
链传动的传动比i01≤8，初选i01＝3；
表4－2 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)
432
144
2
P(kw)
0.31
0.3
0.11
T(N∙m)
6.85
20
510

4.3.1　链轮的齿数
假定v＝0.6~3m/s，由《机械设计基础》表13-10小链轮齿数z1，选z1=17，z2=i01∙z1=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
a≈a0=30p=381mm
4.3.6　验算链速
v=(m/s) (4-6)
得v=1.55m/s
4.3.7　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（1.2~1.3）F , 在此取FQ=1.3F=1.3×267=338N
4.3.9　链轮主要尺寸
表4－3 链轮主要尺寸
名称
代号
公式
小链轮
大链轮
节圆节距
p0
p0=p
12.70
12.70
分度圆直径
d
d=
69.10
206.30
节圆直径
d0
d0=
69.10
206.30
齿顶圆直径
da
damax=d+1.25p-dr
damin=d+(1-1.6/z)p-dr
76.00
213.00
齿根圆直径
df
df=d- dr
62.10
199.30
分度圆弦齿高
ha
hamax=(0.625+0.8/z)p-0.5dr
hamin=0.5(p-dr)
3.00
3.00
最大齿根距离
Lx
Lx=df
62.10
199.30

第5章　轴的计算
5.1　Ⅰ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
d≥＝15mm
取d1min=20mm
表5－1 Ⅰ轴径向尺寸
位置
直径/mm
说明
简图
链轮处
Φ20
等于d1min

密封处
Φ30
由密封圈尺寸确定
上端轴承处
Φ35
由轴承内径确定
上端轴肩处
Φ42
由轴承安装尺寸确定
蜗杆处
Φ62.3
蜗杆齿顶圆直径
下端轴肩处
Φ42
由轴承安装尺寸确定
下端轴承处
Φ35
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
60
b1=(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5－2 Ⅰ轴向尺寸
图5－1

5.1.2　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+20×2－15×2=300mm
L2=47+28+15=76mm
5.1.2.2计算外力
Ft1＝2T1/d1=2×20×1000/56=720N
Fa1 =2T2/d2 =2×510×1000/226.8=4500N
Fr1 = Fa1tanα=4500×tan20o =1640N
F = FQ=338N
5.1.2.3计算计算约束支反力
由∑Fx=0 　　　　　　　　　　FAx－Fa1＝0　　　　　　　　　　
得FAx＝4500N
由∑Fy=0 　　　　　　　　FAy+ FBy－Fr1－F=0　　 　　　 　　　　　　
在XOY平面
由∑MB=0 　　　　　－ Fr1 L1+ FAy L1－Fa1d1+F L2=0
由式以上两式得FAy＝1154N　　　FBy=824N
由∑Fz=0 　　　　　　　FAz= FBz= Ft1/2=360N
5.1.2.4绘制弯、扭图
MZmax=FAy ∙L1/2=173 N∙m
MYmax= FAz∙ L1/2=54 N∙m
Mmax==181 N∙m
T= T1=20 N∙m
X/mm
207254
T/N∙m

MY/N∙m
X/mm
54
M/N∙m
26
X/mm
173
47

18154
X/mm
7254
26
图5－2

MZ/N∙m

5.1.2.5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α＝0.6,代入上式得
Me1==182 N∙m
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14－1查得σB=650MPa，由表14－3查得许用弯曲应力[σ－1b]=60 MPa,则
σe==e1=＝10.4 MPa <[σ－1b]　　　　(5-9)
符合要求。
5.2　 Ⅱ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
d≥mm
5.2.1　估算Mmax和T
Ft2
B
A
Y
X
ZX
Fr2
Fa2
GQY
L2
rL2
L1
1
1
图5－3

已知L2≈100+a/2=550mm>>L1 ,
Fr2 =Fr1=1640N
Ft2 =Fa1=4500N
Fa2 =Ft1=720N
MZmax出现在B处，MZmax≈G L2=5000×550=2.75 N∙mm
MYmax出现在截面1处，MYmax＝Ft2 L1/2 << MZmax
Mmax≈MZmax＝2.75N∙mm 　T= T2=5.1 N∙mm
Me=
认为轴的扭切应力是脉动变应力，取折合系数α＝0.6,代入上式得
Me=＝2.77N∙mm
5.2.2　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14－1查得σB=600MPa, 由表14－3
查得许用弯曲应力[σ－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5－3 Ⅱ轴径向尺寸
位置
直径/mm
说明
简图
上轴承处
Φ95
危险截面，计算确定，取轴承内径

轴肩
Φ120
由轴承安装尺寸确定
蜗轮处
Φ100
由轴承安装尺寸确定
下轴承处
Φ95
由轴承内径确定
密封及连接盘处
Φ90
由密封圈尺寸确定

表5－4 Ⅱ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
FBy

FBz

FAy
FAx
Ft2
B
Y
X
ZX
Fr2
Fa2
GQY
L2
rL2
L1
1
1
图5－4

(1)计算两支承点间的距离L1, 以及L2, r
L1＝50+10+64+54－2×35=108mm
L2=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 　　　　　　　　　　FAx－Fa2＝0
FAx＝720N
由∑Fy=0 　　　　　　　　　FAy+ FBy+Fr2－G=0
在XOY平面内
由∑MB=0 　　　　　 Fr2 L1+ FAy L1+Fa2d2+G L2=0
由以上两式得FAy＝－2.85×104N　　　FBy=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=2910N∙m
MYmax= FAz∙ L1/2=122 N∙m
Mmax==2910 N∙m
T= T2=510 N∙m
MZ/N∙m
1457
1539
X/mm
2910

122
X/mm
MY/N∙m

1462
1544
X/mm
2910
M/N∙m

510
T/N∙m
X/mm
图5－5

(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α＝0.6,代入上式得
Me1==2926 N∙m
(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14－1查得σB=600MPa，由表14－3
查得许用弯曲应力[σ－1b]=55 MPa,则
σe==e1=＝34.1 MPa <[σ－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

Fr2
Fr1
FA
F’1
F’2
图6－1

FA=4500N（即蜗杆轴向力）
Fr1===1209N
Fr2===899N
轴承型号为30207，查表15-24　C=51500N e=0.37 Y=1.6
F’1==378N 　（方向如上图）
F’2==281N　　（方向如上图）
因为F’2＋FA＝281+4500=4781N> F’1，所以Fa1= F’2+ FA=4781N，Fa2= F’2=281N
P=fp(XFr+YFa)
查表15-12, fp=1.2，Fa1/ Fr1=4781/1209=3.95>e X=0.4 Y=1.6
P1=1.2×(0.4×1209+1.6×4781)=9760N
Fa2/ Fr2=281/899=0.31<e X=1 Y=0
P2=1.2×(1×899)=1079N
C=P ε=10/3 (6-1)
C1=P1=9760×=51288N
C2=P2=1079×=5670N
C1,C2 均小于C=51500N ,　故满足要求。
6.1.2　蜗轮两端的轴承的计算

Fr2
Fr1
FA
F’1
F’2
图6－2

计算轴承1、2的轴向力Fa1、Fa2
FA=720N（即蜗轮轴向力）
Fr1===28589N
Fr2===31979N
轴承型号为30219，查表15-24　C=215000N e=0.42 Y=1.4
F’1==10210N 　（方向如