喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763 蘭州交通大學博文學院 畢業(yè)設計(論文)任務書 姓 名 張爽 學 號 20141380 專 業(yè) 機械工程 班 級 14機械工程班 指導老師 董亞軍 職 稱 工程師 題 目 磨盤式給料機設計 設 計 任 務 根據(jù)所學知識、理論聯(lián)系實際，具體完成下列內(nèi)容： 1. 研究磨盤式給料機的特點、用途； 2. 掌握磨盤式給料機的原理、結(jié)構(gòu)及構(gòu)成，掌握設計方法； 3. 根據(jù)實際工作情況，擬定工作參數(shù)，完成磨盤式給料機的設計，應包括如下內(nèi)容： （1）總裝配圖一張（A0或A1）； （2）零件圖1-3張（具體根據(jù)情況）；? （3）設計說明書一份。 要 求 （一）基本要求 1.畢業(yè)設計（論文）嚴格按照《蘭州交通大學博文學院畢業(yè)設計（論文）撰寫規(guī)范》和系補充細則撰寫，在撰寫過程中設計要求計算準確，圖紙規(guī)范，條理清晰；論文要求論點明確，論據(jù)充分，層次分明，邏輯性強； 2.文字通順、語言流暢、層次分明，標點符號使用正確，沒有錯別字和語法錯； 3.設計圖紙應符合工程圖紙設計規(guī)范要求，線性、字體、作圖規(guī)范應符合標準； 4.畢業(yè)設計應自行完成，禁止找人替代或抄襲；確保畢業(yè)設計（論文）查重率不超過30%； 5.4月21日之前，完成畢業(yè)設計（論文）自查表； 6月1日之前，完成所有的畢業(yè)設計任務。 （二）成果形式? 1.不少于一萬五千字的學士學位畢業(yè)設計說明書一份（包括題目、摘要、關鍵詞，目錄，正文，參考文獻）； 一、 2.符合要求的設計圖紙一套。 參考文獻 吳宗澤等主編.機械設計課程設計.高等教育出版社 濮良貴等主編.機械設計. 北京：高等教育出版社，2001 徐學林等主編.互換性與測量技術基礎.湖南大學出版社 進 度 安 排 3月： 熟悉課題，調(diào)研，查閱相關的資料并分配任務； 確定設計任務并撰寫開題報告 4月-5月： 設計并繪制CAD圖紙 5月: 熟悉設計過程 準備答辯計劃太粗，時間不好控制 指導教師 簽 字 系主任 簽 章 摘 要 磨盤給料機是連續(xù)進料的容量進料器。以電動機為動力，通過變速減速器的動力傳遞輸出動力。鏈傳動和蝸桿傳動機構(gòu)將動力傳遞給工作機構(gòu)，進給磨盤，實現(xiàn)連續(xù)進給。砂輪給料機是實現(xiàn)冶煉燒結(jié)系統(tǒng)高效自動化的關鍵設備。它可以用來喂養(yǎng)各種冶煉原料，并實現(xiàn)連續(xù)的定量交貨。根據(jù)設計要求，制定了設計方案，設計了磨盤進料機構(gòu)的結(jié)構(gòu)，并對板材的主要部件進行了設計，選型和計算。內(nèi)容包括主電機功率，齒輪減速器，和聯(lián)軸器的選擇，蝸輪，軸承，鏈輪和蝸輪的設計，驗證，潤滑方法和潤滑油的選擇。這套盤式給料機結(jié)構(gòu)合理，成本低廉，易于安裝和維護。它可廣泛應用于鋼鐵，冶金，建材，化工，能源等行業(yè)。 關鍵詞：磨盤給料機；減速器；聯(lián)軸器 The Design of Disc Feeder Abstract The disc feeder is a continuously fed capacity feeder. Driven by an electric motor, power is transmitted through the power of a variable speed reducer. The chain drive and the worm drive mechanism transmit power to the working mechanism and feed the grinding disc to achieve continuous feed. Grinding wheel feeder is the key equipment to achieve high efficiency automation of smelting sintering system. It can be used to feed various smelting raw materials and achieve continuous quantitative delivery. According to the design requirements, the design plan was formulated, the structure of the grinding disc feeding mechanism was designed, and the main components of the plate were designed, selected and calculated. The content includes the choice of main motor power, gear reducer, and coupling options, worm gear, bearings, sprocket and worm gear design, verification, lubrication methods and lubricants. The disc feeder is reasonable in structure, low in cost, and easy to install and maintain. It can be widely used in steel, metallurgy, building materials, chemicals, energy and other industries. Key words: disc feeder; reducer; coupling 目 錄 摘 要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1磨盤給料機概論 1 1.2 磨盤給料機的應用 2 1.3 給料機的分類 2 1.3.1振動給料機 2 1.3.2螺旋給料機 3 1.4 磨盤給料機設計參數(shù) 4 2 總體方案設計 5 2.1 磨盤給料機工作原理 5 2.2 磨盤給料機工作過程 5 2.3 減速器結(jié)構(gòu) 6 3 磨盤給料機的設計 7 3.1 電動機的選擇 7 3.1.1 計算電動機所需功率 7 3.1.2 電動機的選擇 8 3.2 驅(qū)動裝置設計 9 3.2.1 分配傳動比 9 3.2.2 驅(qū)動裝置的運動及動力參數(shù)計算 9 3.2.3 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 11 3.2.4 按齒面接觸疲勞強度設計 12 3.2.5 按齒根彎曲強度設計 15 3.2.6 斜齒輪傳動幾何尺寸的計算 17 3.3 軸的設計計算 18 3.4 鍵的選擇和校核 22 3.4.1 鍵的基本概況及鍵的選擇 22 3.4.2 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 23 3.4.3 校核鍵聯(lián)接的強度 23 3.5 軸承的選擇 24 3.6 聯(lián)軸器的選擇 24 3.6.1 聯(lián)軸器概述 24 3.6.2 彈性套柱銷聯(lián)軸器 25 3.6.3 彈性套柱銷聯(lián)軸器的強度計算 25 3.7 減速器箱體尺寸 26 3.8 鏈傳動的設計 27 3.8.1 鏈輪的選擇 27 3.8.2 關于鏈傳動的計算 28 3.8.3 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 29 3.9 蝸桿傳動的設計 30 3.9.1 蝸桿傳動概述 30 3.9.2 蝸桿傳動設計 30 4 測試階段 36 4.1開機要求 36 4.2電動機測試要求 37 5 設備維護、安裝、潤滑及密封 37 5.1 設備維護 37 5.2 機械設備的安裝 37 5.3 潤滑 38 為了保證磨盤給料機的運行安全，除了采取各項維護保養(yǎng)措施以外，還必須保證整個圓盤給料機的摩擦部分有足夠可靠的潤滑。 38 5.3.1 潤滑的方法 38 5.3.2 潤滑的作用 38 5.3.3 潤滑油的選擇 38 5.3.4 潤滑脂的選擇 39 5.3.5 齒輪的潤滑 39 5.3.6 軸承的潤滑 39 5.4 密封 39 總結(jié) 41 致 謝 42 參 考 文 獻 43 1 緒論 1.1磨盤給料機概論 磨盤給料機（圖1.1）是一種連續(xù)喂料的容積式給料設備，可廣泛應用于鋼鐵、冶金、建材、化工、能源等行業(yè)，特別是在冶金行業(yè)燒結(jié)生產(chǎn)工藝流程中，它是提高和保證燒結(jié)礦的品位和質(zhì)量，穩(wěn)定產(chǎn)出的主要工藝設備，它的正常運行將直接影響到鋼鐵的產(chǎn)量和質(zhì)量。它安裝于料倉、筒倉及斗倉等儲存裝置的卸料口，依靠物料的重力作用和給料機工作機構(gòu)的強制作用，將存在倉內(nèi)的物料卸出并連續(xù)均勻地喂入下一裝置中。當它停止工作時，還可以起到存?zhèn)}閉鎖作用。 圖1.1 圓盤給料機 磨盤給料機是適用于20 mm以下粉礦的給料設備。 磨盤式給料機由驅(qū)動裝置、給料機本體、計量用帶式輸送機和計量裝置組成。給料機和帶式輸送機由一套驅(qū)動裝置驅(qū)動，該驅(qū)動裝置的電磁離合器具有實現(xiàn)給料機的開、停和兼有功能轉(zhuǎn)換的作用。 現(xiàn)有給料機按工作構(gòu)件的運動方式，給料機可分為3種：①直線式，如帶式給料機、板式給料機、刮板給料機；②回轉(zhuǎn)式,如鏈式給料機、圓盤給料機、螺旋給料機和葉輪給料機；③往復式，如振動給料機、往復給料機。 1.2 磨盤給料機的應用 隨著自動化和生產(chǎn)的不斷發(fā)展，鋼鐵公司對冶煉生產(chǎn)過程中的各種設備提出了更嚴格和更精確的要求。國內(nèi)幾家鋼鐵企業(yè)的煉鐵廠也在尋求實現(xiàn)自動化和連續(xù)性的途徑。 燒結(jié)原料供應工藝是提高燒結(jié)生產(chǎn)效率的關鍵。原料需求通過進料器的均勻成分送到造粒機。光盤進紙器的穩(wěn)定性和連續(xù)性非常重要。過去飼養(yǎng)設備運轉(zhuǎn)不平穩(wěn)，磨損嚴重。它需要經(jīng)常關閉和檢查，生產(chǎn)效率低。工廠的正常生產(chǎn)需求難以保證。 這套光盤送紙器可以很好地解決這個問題。饋線由電動機驅(qū)動。減速機采用電磁離合器式，實現(xiàn)變速無載運行。鏈傳動和蝸桿傳動應用使操作更加穩(wěn)定?？烧{(diào)整的筒倉設計允許可調(diào)整的劑量。 這套設備已應用于主要燒結(jié)廠。通過現(xiàn)場反饋，對磨盤給料機進行了高度評價，大大縮短了維護時間，有效提高了生產(chǎn)效率。 1.3 給料機的分類 1.3.1振動給料機 1.振動給料機的功能 振動給料機（圖1.2）也稱為振動給料機。在振動給料機的生產(chǎn)過程中，可以將塊狀和顆粒狀物料均勻，有規(guī)律地連續(xù)地從儲料倉供應到接收裝置。在碎石生產(chǎn)線上，破碎機械可連續(xù)均勻地進料。 ，以及粗料的篩分，廣泛應用于冶金，煤礦，選礦，建材，化工，磨料等行業(yè)的破碎，篩分和聯(lián)合設備。 2.振動給料機如何工作 振動給料機利用振動器中的偏心塊的旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，使得屏幕，振動器等的運動部件被迫持續(xù)圓形或近似圓形運動。物料在篩網(wǎng)傾斜的表面連續(xù)拋出，物料連續(xù)均勻地輸送到物料接收口。當物料的地板向前移動時，筒倉中的物料填滿了物體的空間。當?shù)装逑蚝笠苿訒r，底板上的材料不能返回并阻塞排出。進料速率可以通過改變排料口的幅度，頻率和高度來調(diào)節(jié)。進料量一般在40噸/小時以內(nèi)。這種饋線適用于中小尺寸材料，主要是開槽和擺錘。槽式供料器的底板是平的并且在操作期間往復運動。擺動送料器的底板是弧形的，鉸接在主體上，底板在操作過程中擺動。 圖1.2 振動給料機 振動給料機結(jié)構(gòu)簡單，喂料均勻，連續(xù)性能好，激振力可調(diào)；隨時改變和控制流量，操作方便；偏心塊為激振源，噪音低，耗電少，調(diào)節(jié)性能好，無沖料現(xiàn)象；振動平穩(wěn)、工作可靠、壽命長；運行可靠、調(diào)節(jié)安裝方便、重量輕、體積小、維護保養(yǎng)方便，當采用封閉式結(jié)構(gòu)機身時可防止粉塵污染，因此已得到廣泛應用。 1.3.2螺旋給料機 1.螺旋給料機的功能 螺旋送料器（圖1.3）利用螺桿的旋轉(zhuǎn)推動料槽中的物料并將其送入。大部分槽是管狀的，有單管和雙管。螺旋節(jié)距相等，節(jié)距不相等，直徑相等，直徑不等，單頭雙頭等。改變螺桿轉(zhuǎn)速可以調(diào)整進料量，提高進料量精度，實現(xiàn)密封進料。當用于氣力輸送裝置時，可以從低壓區(qū)輸送到高壓區(qū)。螺旋給料機外形尺寸小，但機械部件磨損較嚴重，易于粉碎物料。適用于粘性和磨損性小的粉狀和顆粒狀物料。 2.螺旋進料器工作 螺旋送料器通過稱重橋測量通過材料的重量，以確定帶上材料的重量。安裝在尾部的數(shù)字式速度傳感器不斷測量送料器的運行速度。速度傳感器的脈沖輸出正比于饋線速度，速度信號和重量信號一起饋送到饋線控制器?？刂破髦械奈⑻幚砥魈幚聿⑸刹@示累計/瞬時流量。流量與設定流量進行比較。控制儀表的輸出信號控制變頻器改變給料機的驅(qū)動速度，使給料機上的物料流量發(fā)生變化，接近并保持給定的給料流量，從而達到定量給料的要求。 圖1.3 螺旋給料機 1.4 磨盤給料機設計參數(shù) 給料大能力：15-60 噸/小時 給料小能力： 5-15 噸/小時 2 總體方案設計 2.1 磨盤給料機工作原理 圓盤給料機（圖2.1）是物料搬運機械化和自動化系統(tǒng)中的輔助設備。料倉裝置的組成部分，通常安裝在料倉或卸料漏斗的下方，按生產(chǎn)流程的需要均勻定量地向輸送機或其他裝置給料，猶如調(diào)節(jié)流體流量的閥門。 圓盤給料機是由可回轉(zhuǎn)的圓盤、導料套筒和刮板等部分組成。料倉內(nèi)的物料通過導料套筒堆積在鑲有耐磨襯板的圓盤上,圓盤轉(zhuǎn)動,物料被刮板刮出給料。實現(xiàn)穩(wěn)定均勻的給料。調(diào)節(jié)刮板位置或?qū)Я咸淄驳母叩涂筛淖兘o料量。 1-減速器;2-給料圓盤;3-電動機;4-稱量皮帶輸送機;5-支架 圖2.1 圓盤給料機示意圖 2.2 磨盤給料機工作過程 電機啟動，電源輸送到下一級可調(diào)減速器。 變速器后，輸出兩個功率。 其中一個用于驅(qū)動進給磨盤，另一個用于輸出行星減速器，行星減速器輸出動力。 是要帶動皮帶輸送機。 可調(diào)減速機根據(jù)所需工作能力，由電磁離合器控制齒輪，設定輸出轉(zhuǎn)速，帶動鏈輪轉(zhuǎn)動，鏈輪通過鏈條傳動將動力傳給蝸桿傳動磨盤，蝸桿帶動轉(zhuǎn)盤 以均勻的速度旋轉(zhuǎn)。 物料通過磨盤上部的進料口進入磨盤，在擋板作用下通過進料口到達稱重傳送帶，送到下級設備。 其中一套設備可以調(diào)整擋板以控制進料量。 2.3 減速器結(jié)構(gòu) 本套設備采用的是帶有電磁離合器的可調(diào)速減速器（圖2.2），可同時輸出兩個動力，并且是可調(diào)速的，更可以滿足在不停車的情況下，停止給料的要求。 圖2.2 帶電磁離合器的減速器 本減速器采用三級傳動，共有六個齒輪組成傳動系統(tǒng)，通過電刷對三個電磁離合器的控制，實現(xiàn)多個速度的輸出，并且可以輸出兩個動力，節(jié)省了資源，更能起到給料圓盤及稱量皮帶的動力同步?？勺兊乃俣饶軡M足不同給料量的要求。設計合理，經(jīng)濟實用。 3 磨盤給料機的設計 3.1 電動機的選擇 選擇電動機的容量是電力傳動系統(tǒng)能否經(jīng)濟和可靠運行的重要問題。如果電動機容量太小，長期處于過載運行，造成電動機絕緣裝置過早的損壞；如果容量過大，不僅造成設備上的浪費，而且運行效率又較低，對電能的利用也很不經(jīng)濟。所以，要綜合各方面的因素，選擇合適的電動機。 電動機的選擇范圍應該包括：電動機的種類、型式、容量、額定電壓、額定轉(zhuǎn)速及其各項經(jīng)濟指標等，而且對這些參數(shù)還應該綜合進行考慮。 3.1.1 計算電動機所需功率 已知 能力 Q=60 t/h，即 1000 kg/min； 設計給料圓盤的轉(zhuǎn)速 nw=2.45 r/min； 設計蝸桿傳動比為 45； 設計給料圓盤的摩擦系數(shù) μ=0.5（根據(jù)工礦條件選定）； 設計回轉(zhuǎn)支撐半徑 R1=435 mm； 設計蝸輪蝸桿中心矩 R2=800 mm； 設計給料圓盤重量約為 m2=6300 kg。 計算 m1=Qn=1000 kg/min2.45 r/min=408.16 kg/r F1=G=m1+m2g =408.16 kg+6300 kg×9.8 Nkg≈65740N μF1R1=F2R2 F2=μF1R1R2 =0.5×65740×0.4350.8=17873.06 N M=F2×0.8-0.135=17873.06 N×0.665 m=11885.58 N?m P=M?nw9550 =11885.58 N?m×2.45 rmin9550=3.05 kW 查文獻[1,109，表4.2-9]可知，各部分傳動效率 η齒=0.97（齒輪精度為8級）；η承=0.98；η聯(lián)=0.99；η鏈=0.97；η蝸=0.82。 則 η=η齒3×η承5×η聯(lián)3×η鏈2×η蝸 =0.973×0.985×0.993×0.972×0.82 =0.62 Pr=Pη =3.05 kW0.62 ≈5 kW 3.1.2 電動機的選擇 根據(jù)所需的電動機功率，查文獻，可選 ZO2-81型電動機，額定功率 P0=13 kW，額定轉(zhuǎn)速 n0=1000 rmin 。本系列電機是按國際電工委員會標準全國統(tǒng)一設計系列產(chǎn)品，適用于傳動無特殊性能要求的各種機械設備。冷卻方式為全封閉自扇冷式。 3.2 驅(qū)動裝置設計 3.2.1 分配傳動比 傳動裝置的總傳動比可根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速 n0和工作機軸的轉(zhuǎn)速 nw ，由公式 i=n0nw 算出。然后將總傳動比合理的分配給各級傳動。 i=n0nw=10002.45=408.16 i=i1?i2?i鏈?i蝸 由已知可知，i蝸=45 ，設計鏈傳動的傳動比 i鏈=1.3，則 i1?i2=ii鏈?i蝸=408.161.3×45=7 設計 i1=1，所以i2=7 。 3.2.2 驅(qū)動裝置的運動及動力參數(shù)計算 在選出電動機型號、分配傳動比后，將驅(qū)動裝置中的各軸的傳遞功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩計算出來。 PP0P1=P0?η01P2=P1?η12 nn0n1=n0i01n2=n1i12 TT0=9.55P0n0T1=9.55P1n1=T0?i01?η01T2=9.55P2n2=T1?i12?η12 因此 0軸：電動機軸 P0=Pr=5 kW n0=1000 rmin T0=9.55P0n0=9.55×5×1031000=47.75 N?m Ⅰ軸：減速器高速軸 P1=P0?η聯(lián)=5×0.99=4.95 kW n1=n0=1000 rmin T1=9.55P1n1=9.55×4.95×1031000=47.27 N?m Ⅱ軸：減速器中間軸 P2=P1?η齒?η承=4.95×0.97×0.98=4.71 kW n2=n1i1=10001=1000 rmin T2=9.55P2n2=9.55×4.71×1031000=44.98 N?m Ⅲ軸：減速器低速軸 P3=P2?η齒?η承=4.71×0.97×0.98=4.48 kW n3=n2i2=10007=142.9 rmin T3=9.55P3n3=9.55×4.48×103142.9=299.40 N?m Ⅳ軸：鏈輪軸 P4=P3?η聯(lián)?η承=4.48×0.99×0.98=4.35 kW n4=n3=142.9 rmin T4=9.55P4n4=9.55×4.35×103142.9=290.71 N?m Ⅴ軸：蝸桿軸 P5=P4?η鏈?η承=4.35×0.97×0.98=4.14 kW n5=n4i鏈=142.91.3=109.9 rmin T5=9.55P5n5=9.55×4.14×103109.9=359.75 N?m Ⅵ軸：蝸輪軸 P6=P5?η蝸?η承=4.14×0.82×0.98=3.33 kW n6=n5i蝸=109.945=2.45 rmin T6=9.55P6n6=9.55×3.33×1032.45=12980.20 N?m 表3.1各軸運動及動力參數(shù) 軸序號 功率P/kW 轉(zhuǎn)速 n/(r/min) 轉(zhuǎn)矩 T/N?m 傳動型式 傳動比 效率 0 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 5 4.95 4.71 4.48 4.35 4.14 3.33 1000 1000 1000 142.9 142.9 109.9 2.45 47.75 47.27 44.98 299.40 290.7 359.75 12980.20 聯(lián)軸器 齒輪傳動 齒輪傳動 聯(lián)軸器 鏈傳動 蝸桿傳動 1.0 1.0 7.0 1.0 1.3 45 0.99 0.95 0.95 0.99 0.95 0.80 3.2.3 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1. 考慮到本套設備的傳動方案以及其他因素，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2. 由于圓盤給料機工作速度不高，故選用8級精度（GB 10095－88）。 3．材料選擇。查文獻[2，10-191]表10-1選擇齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS。 4. 選齒輪齒數(shù) z1=87，則z2=87×1=87。 5. 初選螺旋角 β=12°。 3.2.4 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式,查文獻[2,10-218]式10－21進行試算，即 dt≥32KT?dεα?u±1u?ZHZEσH2 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.6。 (2) 計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 已知電機功率 P=13 kw，選取減速器的傳動效率η=0.86。 (3) 查文獻[2,10－205]表10－7選取齒寬系數(shù) ?d=1 (4) 查文獻[2,10－201]表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa12 (5) 查文獻[2,10－217]圖10－30按法向壓力角查得齒輪的區(qū)域系數(shù) ZH=2.433 (6) 查文獻[2,10－209]圖10－21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1=600 MPa σHlim2=570 MPa (6) 查文獻[2,10－215]圖10－26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度 εα1=0.92 εα2=0.92 則 εα=εα1+εα2=1.84 (7) 查文獻[2,10－206]式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)。 圓盤給料機工作制度為：24小時工作量，年工作360天，使用年限10年。 則 N=60njLh=60×1000×1×360×10×24=5.184×109 (8) 查文獻[2,10－207]圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96，KHN2=1.01。 (9) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1,由文獻[2,10－205]式10－12得 σH1=KHN1×σHlim1S=0.96×6001=576 MPa σH2=KHN2×σHlim2S=1.01×5701=575.7 MPa 則 σH==σH1+σH22=576+575.72=575.85 MPa 2．計算 (1) 試算高速軸齒輪分度圓直徑 d1t。 dt≥32KT?dεα?u±1u?ZHZEσH2 =32×1.6×472701×1.84×1+11×2.433×189.8575.852 mm =200.70 mm (2) 計算圓周速度 v。 v=π?dt?n60×1000=π×200.70×100060×1000 ms=10.503 ms (3) 計算齒寬 b 及模數(shù) mnt。 b=?ddt=1×200.70=200.70 mm mnt=dtcosβz1=200.70×cos12°87=2.25 (4) 計算齒寬與齒高之比 bh。 h=2.25mnt=2.25×2.25 mm=5.06 mm bh=200.705.06=39.66 (5) 計算縱向重合度 εβ。 εβ=0.318?dz1tanβ=0.318×1×87×tan14°=5.881 (6) 計算載荷系數(shù) K。 根據(jù) v=10.503ms，8級精度，由文獻[2,10－194]圖10－8查得動載系數(shù) KV=1.18; 斜齒輪,KHα=KFα=1.2; 由文獻[2,10－193]表10－2查得使用系數(shù) KA=1； 由文獻[2,10－196]表10－4用插值法查得7級精度、齒輪懸臂布置時, KHβ=1.346。 由bh=39.66，KHβ=1.346，查文獻[2,10－198]圖10－13得 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1×1.18×1.2×1.346=1.906 (7) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻[2,10－204]式10－10a 得 d1=dt×3KKt=200.70×31.9061.6=212.76 mm (8) 計算模數(shù)m 。 m=d1cosβz1=212.76×cos12°87=2.39 mm 3.2.5 按齒根彎曲強度設計 由文獻[2,10－216]式10－17得彎曲強度的設計公式為 m≥32KT1Yβcos2β?dz12εα?YFaYSaσF 1. 確定公式內(nèi)計算參數(shù) (1) 計算載荷系數(shù)。 K=KAKVKFαKFβ=1×1.18×1.2×1.35=1.912 (2) 根據(jù)縱向重合度 εβ=5.881，由文獻[2,10－217]圖10－28得螺旋角影響系數(shù) Yβ=0.75 (3) 計算當量齒數(shù)。 zv1=z1cos3β=87cos312°=92.96 zv2=zv1=92.96 (4) 查取齒形系數(shù)。 由文獻[2,10－200]表10－5查得 YFa1=2.19 YFa2=2.19 (5) 查取應力校正系數(shù)。 由文獻[2,10－200]表10－5查得 YSa1=1.78 YSa2=1.78 (6) 計算彎曲疲勞許用應力。 由文獻[2,10－208]圖10－20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=σFE2=500 MPa 由文獻[2,10－206]圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=KFN2=0.85 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由文獻[2,10－205]式10－12得 σF1=σF2=KFN1σFE1S MPa=303.57 MPa (7) 計算齒輪的 YFaYSaσF。 YFa1YSa1σF1=YFa2YSa2σF2=2.19×1.78303.57=0.01284 兩個齒輪一樣大。 2. 設計計算 m≥32KT1Yβcos2β?dz12εα?YFaYSaσF =32×1.912×47270×0.75×(cos12°)21×872×5.881×0.01284 mm =2.13 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn，大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn =2.25 mm，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d1=212.76 mm 來計算應有的齒數(shù)。于是有 z1=d1cosβmn=212.76cos12°2.25=92.49 取 z1=z2=92。 3. 幾何尺寸計算 (1) 計算中心距。 a=(z1+z2)mn2cosβ=(92+92)×2.252×cos12° mm=211.62 mm 將中心距圓整為 212 mm。 (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角。 β=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(92+92)×2.252×212=12°24'42'' 因β值改變不多，故εα、Kβ、ZH等不必修正。 (3) 計算齒輪的分度圓直徑。 d1=d2=z1mncosβ=92×2.25cos12°24'42''=212 mm (4) 計算齒輪寬度。 b=?dd1=1×212=212 mm 因此 B2=215 mm；B1=220 mm。 3.2.6 斜齒輪傳動幾何尺寸的計算 表3.2 斜齒輪的幾何尺寸 名稱 符號 計算公式 數(shù)值 螺旋角 法面模數(shù) 壓力角 法面齒頂高系數(shù) 法面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 當量齒數(shù) β mn αn han* cn* d db ha hf da df zv d=zmncosβ db=dcosαt ha=mn(han*+xn) hf=mnhan*+cn*-xn da=d+2ha df=d-2hf zv=zcos3β 12°24'42'' 2.25 20° han*=1 cn*=0.25 d=212 d=198.65 ha=2.25 hf=2.81 da=216.5 df=206.4 zv=92.96 3.3 軸的設計計算 已知Ⅲ軸的功率 P1=4.48 kW，轉(zhuǎn)速 n1=142.9 rmin，轉(zhuǎn)矩 T1=299.40 N?m。 1． 求作用在齒輪上的力 已知齒輪的分度圓直徑 d1=468 mm，模數(shù) mt=2.25，齒數(shù) z1=203 Ft=2T1d1=2×299400468=1280 N 而 Fr=Fttanαncosβ=1280×tan20°cos12°24'42''=477 N Fa=Fttanβ=1280×tan12°24'42''=288 N 2． 初步確定軸的最小直徑 選取材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，查文獻[2,15-370]表15-3，得 A0=112。 dmin=A03P1n1=112×34.48142.9=35.3 mm 根據(jù)設計方案取 d=75 mm。 3． 軸的結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)選定的軸承,聯(lián)軸器以及設計的齒輪的規(guī)格，設計軸的結(jié)構(gòu)如圖3.1： 圖3.1 軸的機構(gòu) 4． 求軸上的載荷： 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖（圖3.2），查文獻[11,4-146]表4.6-3，得a=35.1 mm。 圖3.2 軸的載荷分布圖 由此可知截面C 是危險截面。由圖計算出截面C 處的 MH，MV及M 的值。 L2=216 mm，L3=176 mm L=L2+L3=216+176=392 mm FtL2-FHN2L=0 1280×216-FHN2×392=0 FHN2=705 N，F(xiàn)HN1=1280-705=575 N MH=FNH1L2=575×216=124200 N?mm FrL2-FNV2L=0 477×216-FNV2×392=0 FNV2=-263N，F(xiàn)NV1=477--263=740 N MNV1=740×216=159840 N?mm MNV2=-263×176=-46288 N?mm M1=1242002+1598402=202422 N?mm M2=1242002+462882=132545 N?mm 5． 按彎扭合成應力校核軸的強度 扭轉(zhuǎn)切應力為，脈動循環(huán)變應力，取 α=0.6，查文獻[2,15-373]式15-5， σca=M2+αT12W σca=2024222+0.6×29940020.1×903 σca=3.71 MPa 根據(jù)選定軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。查文獻[2,15-362]表15-1，查得 σ-1=60 MPa。因此 σca<σ-1，故安全。 3.4 鍵的選擇和校核 3.4.1 鍵的基本概況及鍵的選擇 鍵是一種標準零件，通常用來實現(xiàn)軸與輪轂之間的軸向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩，有的還能 實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方 面。鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符 合標準規(guī)格和強度要求來取定。所以，鍵的選擇很重要。重要的鍵聯(lián)接在選出鍵的類型 和尺寸后，還應進行強度校核計算。 鍵聯(lián)接的類型主要有：平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、楔鍵聯(lián)接和切向鍵聯(lián)接。各種鍵聯(lián)接類型的特點如下： 1. 平鍵可分為普通平鍵、導向平鍵和滑鍵三種 普通平鍵聯(lián)接的特點：靠側(cè)面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩。對中良好，結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便；但不能實現(xiàn)軸上零件的軸向固定。普通平鍵分為A型、B型和C型。A型用于端銑刀加工的軸槽，鍵在槽中固定良好，但軸上槽引起的應力集中較大；B型用于盤銑刀加工的軸槽，軸的應力集中較??；C型用于軸端。普通平鍵應用最廣，也適用于高精度、高速或承受變載、沖擊的場合。 2. 半圓鍵聯(lián)接的特點： 靠側(cè)面?zhèn)鬟f轉(zhuǎn)矩。鍵在軸槽中能繞槽底圓弧曲率中心擺動， 裝配方便。鍵槽較深，對軸的削弱較大。一般可用于輕載。 3. 楔鍵聯(lián)接的特點： 鍵的上下兩面是工作面。鍵的上表面和轂槽的底面各有1/100的斜度，裝配時需打入，靠楔緊作用傳遞轉(zhuǎn)矩，可軸向固定零件和傳遞單方向的軸向力，但使軸上零件與軸的配合產(chǎn)生偏心與偏斜。用于精度要求不高、轉(zhuǎn)速較低時傳遞較大的、雙向的或有振動的轉(zhuǎn)矩。 4. 切向鍵聯(lián)接的特點： 由兩個斜度為1/100的楔鍵組成。其上下兩面（窄面）為工 作面，其中一面在通過軸心線的平面內(nèi)。工作面上的壓力沿軸的切線方向作用，能傳遞很大的轉(zhuǎn)矩。一個切向鍵只能傳遞一個方向的轉(zhuǎn)矩，傳遞雙向轉(zhuǎn)矩時，須用互成角的兩個鍵，用于載荷很大，對中要求不嚴的場合。由于鍵槽對軸削弱較大，所以常用于直徑大于100 mm的軸上, 如大型帶輪及飛輪，礦用大型絞車及齒輪等與軸的聯(lián)接。 經(jīng)過綜合考慮軸的結(jié)構(gòu)，鍵的使用要求、工作條件和經(jīng)濟性等因素，選擇普通平鍵 聯(lián)接。 3.4.2 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 已知齒輪的精度為8級。一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，所以應選用平鍵聯(lián)接。這里選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù) d=60 mm 從文獻[2,6-106]表6-1查得鍵的截面尺寸 b×h=18 mm×11 mm 。有輪轂寬度并參考文獻[2,6-106]表6-1鍵的長度系列，取鍵長 L=40 mm （比輪轂寬度小些）。 3.4.3 校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻[2,6-106]中表6-2查得許用擠壓應力σp=100 MPa~120 MPa，取其平均值得 σp=110 MPa。 鍵的工作長度 l=L-b=40 mm-18 mm=22 mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5×11 mm=5.5 mm 齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=T?η=44.98 N?m×0.95=42.731 N?m 根據(jù)文獻[2,6-106]中式6-1，把l=22 mm，k=5.5 mm，d=60 mm，T=42.731 N?m 代入可得 σp=2T×103kld =2×42.731×1035.5×22×60 =11.772 MPa<σp=110 MPa 可知所選鍵合適。 3.5 軸承的選擇 滾動軸承是現(xiàn)代機械中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉(zhuǎn)動零件的。滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，并由專業(yè)工廠大量制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。 滾動軸承如果僅按軸承用于承受的外載荷不同來分類時，滾動軸承可以概括的分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承。 根據(jù)設計方案，選擇圓錐滾子軸承。 由于設計的軸徑為 d=100 mm，查文獻[11,146]表4.6-3可知，選擇型號為30220的圓錐滾子軸承。 3.6 聯(lián)軸器的選擇 3.6.1 聯(lián)軸器概述 聯(lián)軸器是聯(lián)接兩軸或軸與回轉(zhuǎn)件，在傳遞運動和動力過程中一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種裝置。此外，聯(lián)軸器還可以具有補償兩軸相對位移、緩沖和減振以及安全防護等功能。根據(jù)工作特性，聯(lián)軸器可以分為以下幾類： 1. 聯(lián)軸器用來把兩軸連接在一起，機器運轉(zhuǎn)時兩軸不能分離；只有在機器停車并將連接拆開后，兩軸才能分離。 2. 安全聯(lián)軸器在機器工作時，如果轉(zhuǎn)矩超過規(guī)定值，這種聯(lián)軸器即可自行斷開或打滑， 保證機器中的主要部件不致因過載而損壞。 3. 特殊功用的聯(lián)軸器用于某些有特殊要求處，例如在一定的回轉(zhuǎn)方向或達到一定轉(zhuǎn)速時，聯(lián)軸器即可自行接合或分開等。 根據(jù)聯(lián)軸器對各種相對位移有無補償能力（即能否在發(fā)生相對位移條件下保持連接的能力），聯(lián)軸器可分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器（有補償能力）兩大類。撓性聯(lián)軸器又可按是否具有彈性元件分為無彈性元件的撓性聯(lián)軸器和有彈性元件的撓性聯(lián)軸器兩個類別。 3.6.2 彈性套柱銷聯(lián)軸器 彈性套柱銷聯(lián)軸器利用套有彈性套的柱銷代替連接螺栓，以實現(xiàn)兩半聯(lián)軸器的聯(lián)接。因為通過蛹狀的彈性套傳遞轉(zhuǎn)矩，故可緩沖減振。彈性套的材料常用耐油橡膠，并做成螺紋型結(jié)構(gòu)，以提高其彈性。板聯(lián)軸器的材料常用HT200，有時也采用35鋼或ZG270-500；柱銷材料多用35鋼。 彈性套柱銷聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，裝拆更換方便，不需潤滑，并有較好的耐磨性。但彈性套易磨損，壽命較短。它適用于連接載荷平穩(wěn)、需要正反轉(zhuǎn)或啟動頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。 3.6.3 彈性套柱銷聯(lián)軸器的強度計算 考慮到電動機與減速器連接處的軸徑為32 mm ,所以選擇TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 已知電機額定功率 P=13 kW,額定轉(zhuǎn)數(shù) r=1000 r/min 。 則電動機的輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550Pn=9550×13kW1000 rmin=124.15 N?m 查文獻[2,14-351]表14-1可知工作情況系數(shù)KA=1.3 Tca=KA?T=1.3×124.15 N?m=161.395 N?m 根據(jù)文獻[4,29-161]中表29.5-40可知，TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器的D=160 mm，d=32 mm，L=82 mm。 查文獻[4,29-160]彈性柱銷聯(lián)軸器的主要尺寸關系，可知聯(lián)軸器的外徑 因此 D1=D1.2~1.4=D1.3=1601.3=123.08 mm 3.7 減速器箱體尺寸 表3.3減速器的箱體尺寸 名 稱 符 號 尺 寸 數(shù) 據(jù)（mm） 下箱座壁厚 上 箱 座 壁 厚 下箱座剖分面處凸緣厚度 上箱座剖分面處凸緣厚度 地腳螺栓底腳厚度 箱座上的肋厚 箱蓋上的肋厚 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓通孔直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓沉頭座直徑 軸承旁凸臺的凸緣尺寸 (扳手空間) 上下箱體聯(lián)接螺栓直徑 上下箱體聯(lián)接螺栓通孔直徑 上下箱體聯(lián)接螺栓沉頭座直徑 箱緣尺寸 (扳手空間) 地腳螺栓直徑 地腳螺栓孔直徑 地腳螺栓沉頭座直徑 底腳凸緣尺寸 (扳手空間) 地腳螺栓數(shù)目 軸承蓋螺釘直徑 減速器中心高 檢查孔蓋聯(lián)接螺釘直徑 軸承旁凸臺半徑 軸承旁凸臺高度 軸承端蓋外徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 箱體外壁至軸承座斷面的距離 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間的距離 齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離 δ δ1 b b1 p m m1 d1 d1' D0 c1 c2 d2 d2' D3 c1 c2 d? d?' D? L1 L2 n d3 H d4 Rδ h D2 S K ?1 ?2 8 8 12 12 16 8 10 M20 22 40 28 24 M12 13.5 26 20 16 M24 26 60 38 35 8 M10 743 M10 24 25 150 207 40 24 8 3.8 鏈傳動的設計 3.8.1 鏈輪的選擇 鏈輪的輪齒要具有足夠的耐磨性和強度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪多，所受的沖擊也較大，故小鏈輪應采用較好的材料制造。 根據(jù)本設計方案，小鏈輪的速度中等，傳遞功率中等，因此材料選擇40Cr；大鏈輪的傳動平穩(wěn)，無明顯振動，因此材料也選擇40Cr。 3.8.2 關于鏈傳動的計算 已知電動機額定功率 P=13 kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速 n1=142.9 rmin，傳動比 i鏈=1.3 1． 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù) z1=26，則大鏈輪的齒數(shù) z2=i鏈?z1=1.3×26=35 2． 確定計算功率 由文獻[2,9-178]表9-6，得工況系數(shù) KA=1.0 由文獻[2,9-179]圖9-13，得主動鏈輪齒數(shù)系數(shù) KZ=0.96 單排鏈，即KP=1則計算功率由文獻[2,14-178]式9-15， Pca=KAKZKPP =1.0×0.96×13 kW=12.48 kW 3．選擇鏈條型號和節(jié)距 由文獻[2,9-176]圖9-11，根據(jù)主動輪轉(zhuǎn)速，計算功率，選擇20A-1。 查文獻[2,9-167]表9-1，鏈條節(jié)距 p=31.75 mm。 4．計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 a0=30~50p=30~50×31.75 mm=952.5~1587 mm。 取 a0=1300 mm。相應的鏈長節(jié)數(shù)為 Lp0=2a0p+z1+z22+z2-z12π2pa0 =2×130031.75+26+352+35-262π2×31.751300 ≈112.44 取鏈長節(jié)數(shù)為 Lp=112 節(jié)。 查文獻[2,9-180]表9-7，中心矩計算系數(shù) f1=0.24991 則鏈傳動的最大中心距 a=f1p2Lp-z1+z2 =0.24991×31.75×2×112-26+35 mm ≈1293 mm 5．計算鏈速v，確定潤滑方式 v=n1z1p60×1000=142.9×26×31.7560×1000=1.97 ms 由v=1.97 ms和鏈號20A-1，查文獻[2,9-181]圖9-14，應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 6．計算壓軸力 Fp 有效圓周力為 Fe=1000Pv=1000×131.9≈6842 N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù) KFp=1.15，則壓軸力為 Fp≈KFpFe=1.15×6842=7868 N 3.8.3 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 表3.4鏈輪的基本參數(shù)和尺寸 名 稱 符 號 數(shù) 值（mm） 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 齒寬 齒側(cè)倒角 齒側(cè)半徑 齒全寬 d da df ha bf1 ba rx bfn 263.41/354.20 274.16/365.45 244.36/335.15 6.35 17.96 4.13 31.75 17.96 3.9 蝸桿傳動的設計 3.9.1 蝸桿傳動概述 根據(jù)蝸桿形狀的不同,蝸桿傳動可以分為圓柱蝸桿傳動，環(huán)面蝸桿傳動和錐面蝸桿傳動。 環(huán)面蝸桿傳動的特征是，蝸桿體的軸向的外形是以凹圓弧為母線所形成的旋轉(zhuǎn)曲面，所以把這種蝸桿傳動稱為環(huán)面蝸桿傳動。在這種傳動的嚙合帶內(nèi)，蝸輪的節(jié)圓位于蝸桿的節(jié)弧上，亦即蝸桿的節(jié)弧沿蝸輪的節(jié)圓包著蝸輪。在中間平面內(nèi)，蝸桿和蝸輪都是直線齒廓。由于同時相嚙合的齒對多，而且輪齒的接觸線與蝸桿齒運動的方向近似于垂直，這就大大改善了輪齒受力情況和潤滑油膜形成的條件，因而承載能力約為阿基米德蝸桿傳動的2~4倍，效率一般高達0.85~0.9；但需要較高的制造和安裝精度。 根據(jù)設計需要，本方案采用二次包絡環(huán)面蝸桿傳動。其承載能力和效率有明顯提高。 3.9.2 蝸桿傳動設計 已知，蝸桿輸入功率 P=4.14 kW，中心距 a=800 mm，傳動比 i=45，蝸桿轉(zhuǎn)速 n1=109.9 rmin，短時間高峰載荷 T2=12980.2 N?m。 1． 根據(jù)設計方案，選擇材料及精度： 蝸桿：40Cr，調(diào)質(zhì) 240~280HB，齒面淬火 HRC50~55。蝸輪：ZCuAl9Fe3。加工精度：7級，齒面粗糙度 1.6 μm。 2． 校核承載能力： 蝸桿傳遞的功率 P1=T2n19550iη=12980.2×109.99550×45×0.8=4.15 kW 蝸桿軸的計算功率，查文獻[6,5-1174]表21-43， K1=1.0 K2=1.0 K3=1.0 K4=0.8， Pc=P1K1?K2?K3?K4=4.151×1×1×0.8=5.19 kW 由 a=800 mm，i=45，n1=109.9 rmin 查文獻[18,5-1172]圖21-20得P1'=18 kW，故通過校核。 3． 基本參數(shù)的選擇： 蝸桿頭數(shù)選擇 z1=2；蝸輪齒數(shù) z2=z1?i=2×45=90。 蝸桿分度圓直徑 d1:查文獻[6,5-1162]表21-35， d1=0.33~0.3a=0.33×800=264 mm 4． 幾何尺寸計算： d2=2a-d1=2×800-264=1336 mm mt=d2z2=133690=14.8444 mm c=0.2mt=0.2×14.8444=2.97 mm ha=0.7mt=0.7×14.8444=10.39 mm hf=ha+c=10.39+2.97=13.36 mm df1=d1-2hf=264-2×13.36=237.28 mm 校驗：df1≥0.5a0.875=0.5×8000.875=173.45 mm 結(jié)論：df1=237.28 mm 可用。 da1=d1+2ha=264+2×10.39=284.78 mm ra1=a-0.5da1=800-0.5×284.78=657.61 mm rf1=a-0.5df1=800-0.5×237.28=681.36 mm da2=d2+2ha=1336+2×10.39=1356.78 mm df2=d2-2hf=1336-2×13.36=1309.28 mm γ=arctand2d1?i=arctan1336264×45=6°24'57'' τ=360°z2=360°90=4° db=sin22°~25°d2=sin22°×1336=500.474 mm 查文獻[6,5-1162]表21-36，標準系列值 db=560 mm。 α=arcsindbd2=arcsin5601336=24°46'55'' 查文獻[6,5-1161]表21-33，得蝸桿包圍蝸輪齒數(shù) Z'=8 φω=0.5τZ'-0.45=0.5×4°×8-0.45=15°6' φ0=α-φω=24°46'55''-15°6'=9°40'55'' b=0.8~1df1=0.9×237.28=213.552 mm 取 b=214 mm Lω=d2sinφω=1336×sin15°6'=384.03 mm δ≤mt=14.8444 mm，取 δ=14.2 mm。 da1max=2a-ra12-0.5Lω2 =2×800-657.612-0.5×384.032 =342 mm df1max=2a-rf12-0.5Lω2 =2×800-681.362-0.5×384.032 =293 mm ra2=0.55df1max=0.55×293=161.15 mm β=arctancosα+??d22acosαcosα+?-d22acosα?1i =arctancos24°46'55''+8°?13362×800cos24°46'55''cos24°46'55''+8°-13362×800?145 =2°28'8'' 式中 ?=8°，取β=2°30' p2=π?mt=π×14.8444=46.61 mm s2=0.55p2=0.55×46.61=25.63 mm 查文獻[6,5-1151]表21-26得，傳動的法向側(cè)隙 jn=0.5 mm s1=p2-s2-jn=46.61-25.63-0.5=20.48 mm sn1=s1cosγ=20.48×cos6°24'57''=20.35 mm sn2=s2cosγ=25.63×cos6°24'57''=25.47 mm ha1=ha-0.5d21-cosarcsins1d2 =10.39-0.5×1336×1-cosarcsin20.481336 =10.31 mm ha2=ha+0.5d21-cosarcsins2d2 =10.39+0.5×1336×1-cosarcsin25.631336 =10.51 mm 查文獻[6，5-1171]表21-41，得蝸桿嚙入口修緣值 ?fr=0.85 ?fc=23?fr=23×0.85=0.57 mm 查文獻[6，5-1171]表21-42，得平面包絡環(huán)面蝸桿的修緣長度 ?φr=p=46.61 mm ?φc=p=46.61 mm 5． 按一般型傳動加工 表3.5蝸桿傳動的基本參數(shù)及尺寸 項 目 代 號 數(shù) 值 中心距 傳動比 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù) 蝸桿分度圓直徑 蝸輪分度圓直徑 蝸桿包圍蝸輪齒數(shù) 徑向間隙 蝸輪端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 蝸桿喉部根圓直徑 蝸桿喉部螺旋升角 蝸桿齒頂圓直徑 蝸輪齒頂圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸桿齒根圓弧半徑 齒距角 主基圓直徑 分度圓齒形角 蝸桿工作半角 母平面傾斜角 蝸輪齒寬 蝸桿工作部分長度 蝸桿最大齒頂圓直徑 蝸桿最大齒根圓直徑 蝸輪齒頂圓弧半徑 蝸輪齒距 蝸輪節(jié)圓齒厚 齒側(cè)隙 蝸桿節(jié)圓齒厚 蝸桿分度圓法向齒厚 蝸輪分度圓法向齒厚 蝸桿弦齒高 蝸輪弦齒高 蝸桿嚙入口修緣值 蝸桿嚙出口修緣值 蝸桿嚙出口修緣長度 a i z1 z2 d1 d2 z' c mt ha hf df1 γ da1 da2 df2 rf1 τ db α φω β b Lω da1max df1max ra2 p2 s2 jn s1 sn1 sn2 ha1 ha2 ?fr ?fc ?φc 800 45 2 90 264 1336 8 2.97 14.8444 10.39 13.36 237.28 6°24’57” 284.78 1356.78 1309.28 681.36 4° 560 24°46’55” 15°6’ 2°28’8” 213.552 384.03 342 293 161.15 46.61 25