《帶式運輸機傳動裝置設計蝸桿 機電一體化專業(yè)畢業(yè)設計 畢業(yè)論》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《帶式運輸機傳動裝置設計蝸桿 機電一體化專業(yè)畢業(yè)設計 畢業(yè)論（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、瀘 州 職 業(yè) 技 術(shù) 學 院 畢 業(yè) 論 文 帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿） 學生姓名 所 在 系 機械工程系 班 級 09級機電3班 專 業(yè) 機電一體化 指導教師 李潔 2011年11月28日 指導教師評閱書 指導教師評語： 建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 指導教師： （簽名） 單位：（蓋章） 年 月 日 評閱教師評閱書 評閱教師評語： 建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □

2、 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 評閱教師： （簽名） 單位：（蓋章） 年 月 日 教研室（或答辯小組）及教學系意見 教研室（或答辯小組）評語： 評定成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 教研室主任（或答辯小組組長）： （簽名） 年 月 日 教學系意見： 系主任： （簽名） 年 月 日 摘要 隨著機械行業(yè)的發(fā)展，機械行業(yè)已經(jīng)發(fā)展到各個行業(yè)，機械行業(yè)的迅速發(fā)展為人類

3、社會注入了力量。從日常生活到航天從農(nóng)用到軍用機械產(chǎn)品所產(chǎn)生的利益鏈已遍布全世界的各個角落 無論多么先進的機械產(chǎn)品它都離不開傳動。正如同行業(yè)中把機械傳動分為四大部分：動力原件、執(zhí)行原件、傳動原件、操作控制原件?？梢姍C械傳動是組成機械的必要條件。 本文將詳細說明此機械傳動的各個方面。因為需要一個帶式傳動裝置的設計需要運用到蝸輪蝸桿，需要在環(huán)境惡劣的條件下穩(wěn)定的連續(xù)工作，維護時間少周期長所以必須保證機械不出現(xiàn)故障安全第一 首先從安全考慮，為了保證機械傳動中不出現(xiàn)事故把主要的傳動裝置安裝在箱體內(nèi)，能保證安全的前提下還能起到保護零件。 關鍵字 帶式傳動裝置 蝸輪蝸桿 目錄 目錄

4、1 第一章緒論3 1.1 論文背景3 1.2 論文研究的意義3 1.3 論文的主要內(nèi)容4 本論文的主要內(nèi)容是如何設計帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）4 1.4 本章小節(jié)4 第二章傳動裝置的總體設計5 2.1 確定傳動方案5 2.2 電動機的選擇6 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比7 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7 2.5 小結(jié)8 第三章齒輪的設計9 3.1高速級渦輪蝸桿傳動的設計計算9 3.2低速級齒輪傳動的設計計算12 3.3小結(jié)16 第四章軸的設計17 4.1蝸輪軸的設計17 軸承的選擇22 軸的強度計算23 精確校核軸的疲勞強度25

5、4.4小結(jié)32 第五章箱體設計33 5.1箱體設計33 5.3小結(jié)35 第六章密封與潤滑36 總結(jié)37 參考文獻1 38 第一章緒論 1.1 論文背景 20世紀70－80年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。目前用于傳遞動力與運動的機構(gòu)中，減速機的應用范圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等。其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加

6、轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設備。 減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數(shù)不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。 1.2論文研究的意義 在現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中，我們常常用到輸送機，在礦山的井下巷道礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。古代中國的高轉(zhuǎn)筒車和提水的翻車，是現(xiàn)代斗式提升機

7、和刮板輸送機的雛形。各種工業(yè)企業(yè)在沒有輸送機以前人們都是靠體力來工作，效率低、速度慢，而且極度消耗體力?，F(xiàn)在輸送機機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨采煤工作面的推進伸長或縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅(qū)動裝置來滿足要求。根據(jù)輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統(tǒng)來輸送物料。 隨著科學技術(shù)的飛速發(fā)展，輸送機受到機械制造、電機、化工和冶金工業(yè)技術(shù)進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內(nèi)部的輸送，發(fā)展到完成在企業(yè)內(nèi)部、企業(yè)之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統(tǒng)機械化和自動化不可缺少的組

8、成部分。這些特性大大減輕了人的勞動，通用性好，環(huán)境適應性強，也為個人和工廠生產(chǎn)節(jié)約了大量的時間。 1.3 論文的主要內(nèi)容 本論文的主要內(nèi)容是如何設計帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿） 1.4 本章小節(jié) 本章主要介紹了論文背景、論文研究的意義和主要內(nèi)容，對減速器的優(yōu)點及結(jié)構(gòu)作了簡要敘述，也對本設計的應用及概況進行了說明。 第二章傳動裝置的總體設計 2.1確定傳動方案 （一）、設計題目： 帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿） （二）、傳動方案： 所選傳動方案如下圖所示： 1、 電動機 2、聯(lián)軸器 3、減速器 4、聯(lián)軸器 5、傳動帶 6、滾筒 （三） 、原始數(shù)據(jù)：

9、 已知條件 傳動帶工作拉力F/kN 傳動帶速度V(m/s) 滾筒直徑D/mm 參數(shù) 5 1.6 500 (四)、工作條件與技術(shù)要求 使用折舊期：8年；工作情況：兩班倒，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃；檢修間隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 2.2 電動機的選擇 1、電動機類型的選擇 根據(jù)動力源和工作的條件，選用Y系列三相異步電機 2 電動機功率的選擇 工作機所需的有效功率為:Pw=Fv/1000ηw=5000×1.6/1000×0.96=8.33Kw 其中ηw為工

10、作機傳動效率 為了計算電動機所需功率Pd,需確定傳動效率η設各傳動效率分別為η1(彈性聯(lián)軸器)、η2（蝸桿傳動）、η3（滾動軸承）、η4（圓柱齒輪傳動） η =η12×η2×η33×η42 η=0.992 ×0.80×0.983×0.97=0.716 電機所需的工作功率： Pd=Pw/η=8.33/0.716=11.63KW 由表12-1選取電動機的額定功率為15kW 3、電動機轉(zhuǎn)速的選擇 選用常用同步轉(zhuǎn)速1000r/min和1500r/min兩種作對比： 工作轉(zhuǎn)速nW =60×1000V/πD =60000×1.6/3.14×500=61.14r/

11、min 總傳動比i=nm/nw,,其中nm為電動機的滿載轉(zhuǎn)速。 現(xiàn)將兩種電動機有關數(shù)據(jù)列于下表比較： 型號 額定功率/kW 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 同步轉(zhuǎn)速 總傳動帶比 Y160L -4 15kW 1460 1500 23.87 Y180L-6 15 960 1000 15.7 由表可知Y160L-4的傳動比過大，為了合理的分配傳動比，提到傳動效率決定選擇Y180L-6 4、電動機型號的選擇 根據(jù)電動機動率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y180L-6，查表17-1可知電動機的機座中心高為180mm, 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比 現(xiàn)總傳動比i

12、=15.7,為了提高傳動效率，低速級圓柱齒輪傳動比可取i2=0.05i=0.05×15.7=0.78，則i1=i/i2=15.7/0.78=20.12 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速的計算 nm=960r/min n1=nm=960r/min n2=n1/i1=960/20.12=47.71r/min n3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/min n4=n3=61.16r/min 2、各軸輸入功率計算 Pd=11.63Kw P1=pdη1=11.63×0.99=11.51kW P2=p1η2η3=11.51×0.80×0.98=9.02

13、kW P3=p2η3η4=9.02×0.98×0.97=8.57kW P4=p3η1η3=8.57×0.99×0.98=8.31Kw 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 Td=9550pd/nm=9550×11.63/960N·m=115.69N·m T1=9550p1/n1=9550×11.51/960N·m=114.50N·m T2=9550p2/n2=9550×9.02/47.71N·m=1805.5N·m T3=9550p3/n3=9550×8.57/61.16N·m=1338.18N·m T4=9550p4/n4=9550×8.31/61.16N·m=1297.58N·m 將各

14、軸的運動和動力參數(shù)列于下表： 編號 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 功率/Kw 轉(zhuǎn)矩/N·m 0 960 11.63 115.69 1 960 11.51 114.50 2 47.71 9.02 1805.5 3 61.16 8.57 1338.18 4 61.16 8.31 1297.58 其中，傳動比i1=20.12,i2=0.78 2.5小結(jié) 本章主要介紹了傳動裝置的設計，其中包括電動機的選擇、傳動比的分配及傳動裝置動力參數(shù)的計算 第三章 齒輪的設計 3.1高速級渦輪蝸桿傳動的設計計算 （1） 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T100

15、85-1988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 （2）齒輪材料，熱處理及精度 蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為45-55HRC 渦輪：鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100 （3）按齒面接觸疲勞強度進行設計 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輕度，傳動中心距為： α≥KT2(ZεZρ/[σH])1/3 1） 確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按Z1=2，估取效率η=0.8，則 T2=9.55×106P2/n2=9.55×106Pη/(n1/i1)=9.55×106×4×0.8

16、/960/20.03=637622N·mm 2）確定載荷系數(shù)K 取載荷分布不均系數(shù)Kβ=1；《機械設計》表11-5選取使用系數(shù)KΑ=1;由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.05；則 K=KAKβKV=1×1×1.05 3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa ?。 4）確定接觸系數(shù)Zρ 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，從《機械設計》圖11-18中可查得Zρ=2.9. 5）確定許用接觸應力 [σH] 根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度﹥45HRC，可從表《

17、機械設計》表11-7中查得蝸桿的基本許用應力[σH]=268Mpa. 使用壽命Lh=300×8×8=19200h 應力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=60×1×47.93×19200×5.52×107 壽命系數(shù)KHn=[107/5.52×107]1/8=0.8077 則[σH]=KHn·[σH]1=0.8077×268Mpa=216.46Mpa 6）計算中心距 a≥{1.05×637622×(160×2.9/216.46)2 }1/3mm=145.438mm 取中心距a=160mm,因i1=20.12，從《機械設計》表11-2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸桿分度圓直徑d1=63mm.

18、這時d1/a=0.39,從《機械設計》圖11-18中可查得接觸系數(shù)Z1ρ=2.76，因為Z1ρ

19、； 驗算傳動比i= Z2/ Z1=41/2=20.5,這時傳動比誤差為（20.5-20.03）/20.03=0.025=2.3%是允許的。 蝸輪分度圓直徑d2=mz2=6.3×41mm=258.3mm 蝸輪喉圓直徑為： Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=[258.3+2×6.3×(1-0.1032)]mm=269.6mm 蝸輪齒根圓直徑為： Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=[258.3-2×6.3×(1+0.1.32+0.2)]mm=241.88mm 蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-1/2da2=(160-1/2×269.6)mm=25.2mm (5)校

20、核齒根彎曲疲勞強度 σF=1.53KT2/d1d2m=YFa2Yβ≤[σF] 當量齒數(shù)zr2=z2/cos3γ=41/(cos11.31°)=43.48 根據(jù)x2=-0.1032, zr2=43.48,從《機械設計》圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.46 螺旋角系數(shù)Yβ=1-（11.31°/140°）=0.9192 許用彎曲應力[σF]= [σF] 1·Km 從《機械設計》表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蝸輪的基本許用應力[σF]1=56Mpa KFN=(106/5.52×107)1/9=0.64 壽命系數(shù)[σF]=56×0.64Mpa=35.84Mpa σ

21、F=1.53×1.05×637622/63×258.3×6.3×2.46×0.9192Mpa=22.59Mpa 彎曲強度滿足。 （6）驗算效率η η=（0.95~0.96）tanγ/tan(γ+ψγ) 已知γ=11°18′36″=11.31°；ψγ=arctanfv;fv與相對滑動速度vs有關。 Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×63×960/60×1000cos11.31°=3.229m/s 從《機械設計》表11-18中用插值法查得fv=0.024、ψv=1.3667°;帶入式中得η=0.849，大于原估計值，因此不用重算。 蝸桿速度v=πd1n/60×1

22、000=π×63×960/60×1000=3.17m/s （7） 校核蝸桿的齒面接觸強度 對于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿配對時材料彈性系數(shù)Ze=160MP2 接觸系數(shù)Z′ρ=2.74 載荷系數(shù)K=1.05（載荷平穩(wěn)） 蝸輪實際轉(zhuǎn)矩T2=637622N·mm 許用接觸應力 [σH]=216.46Mpa 校核蝸輪齒面接觸疲勞強度 σH=ZeZ′ρ(KT2/a3)?=160×2.74(1.05×637622/1603)?Mpa=177.242Mpa<[σH]=216.46Mpa 即齒面強度足夠。 （8） 熱平衡校核，初步估計散熱面積A 估算箱體的散熱面積： S=1000P(1-η

23、)/ad(t0-ta)=1000×3.932×(1-0.894)/15×(65-20)=0.617m2 其中，P為蝸桿傳遞功率，η為蝸桿傳遞效率，ad為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，取15W/(m2·K);t0為油的工作溫度，取65度；ta為周圍空氣溫度，取20度。 （9） 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/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f,標注為8fGB/T10089-1988。 蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用H7/S6配合，并加抬肩和螺釘固定（螺釘選用6

24、個）。 蝸輪蝸桿的配合面表面粗糙度，Ra的上限值取0.8um,用去除材料的方法獲得表面粗糙度。 3.2低速級齒輪傳動的設計計算 （1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）按圖所示的傳動方案，選斜齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。 3）材料選擇。由《機械設計》表6-4選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)制），平均硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，二者硬度差為45HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=2.09×24=50.16,取Z2=51.齒數(shù)比U=51/24=2.

25、125。 5）初選螺旋角β=14°。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式（6-28） dif≥2(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3 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、 由《機械設計》表6-5選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433. 3、 同理查得εα1=0.770，εα2=0.84；則εα1+εα2=1.61。 4、 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=T2=614.28N.m=614×103N.m=6.1428×105N.m 5、由《機械設計》表6-9款系數(shù)φd=1 6、 由《機械設計》表6-6料的彈性影響系數(shù)ZE=1

26、89.8MPa1/2 7、 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHLIM1=550Mpa；接觸疲勞強度極限σHLIM2=390Mpa. 8、 計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n2jLh=5.521536×107 N1=N1/u=2.598×107 9、查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.98,KHN2=1.08 10、計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1. [σH]1=KHN1σHLIM1/S=0.98×550(MPa)=539Mpa [σH]2=KHN2σHLIM1/S=1.08×550(MPa)=421.2Mpa [σH]=

27、[σH]1+[σH]2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa 2）計算 1、試算小齒輪分度圓直徑dd1， dd1≥2(KtT1(u+1)/φdεαu[ZHZε/σH]2)1/3 =[2×1.6×6.1428×105(2.125+1)/1.633×2.125(2.433×189.8/480.1)2]1/3 =117.855mm 2、計算圓周速度v。 V=3.14×dn/60000=3.14×117.855×47.93/60000m/s=0.296m/s 因為Ｖ＜６m/s，故?。讣壘群线m。 3、計算齒寬b及模數(shù)mnt。 b=φdd1t=1×117.

28、855mm=117.855mm m nt =d1tcos14°/Z=117.855cos14°/24mm=4.76mm 4、齒高h=2.25m nt=2.25×4.76mm=10.71mm b/h=117.855/10.71=11。 5、 計算縱向重合度εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318×1×24×tanβ14°=1.903。 6、 計算載荷系數(shù)K 由表查得：使用系數(shù)KA=1;根據(jù)v=0.296m/s,8級精度。動載荷系數(shù)KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得8級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對支承非對稱布置時： KHβ=1.15+0.18(1+0.6ψ2D)ψ2D+0.3

29、1×10-3×70.557=1.46 根據(jù)b/h=11、KHβ=1.46，由《機械設計》查表得KHβ=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHβ=1×1.03×1.4×1.46=2.105. 7、 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1=dif(K/KT)1/3=117.855×(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm 8、 計算模數(shù)mn=d1cos2β/z1=129.14×cos14°/24mm=5.22mm (3) 按齒根彎曲疲勞強度設計 mt≥(2KT1YβCOS2βYFAYSA/ψDZ21εa) 1) 確定計算參數(shù) 1、計算載荷系數(shù) K=KAKVKFAKFβ=

30、1×1.03×1.4×1.4=2.0188 2、 根據(jù)縱向重合度εβ=1.903，從《機械設計》表查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88。 3、 計算當量齒數(shù) ZV1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27 ZV2=Z2/cos3β=51/cos314°=55.83。 4、 查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 由《機械設計》表查得YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。 5、 由《機械設計》圖10-20和圖10-20b按齒面硬度分別查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=325Mp

31、a. 6、 由《機械設計》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95，KFN2=0.96 7、 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σF]1=KFN1σFE1/S=257.857Mpa [σF]2=KFN2σFE2/S=222.857Mpa 8、 計算大小齒輪的[σF]并加以比較 YFA1YSA1/[σF]1=2.592×1.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/[σF]2=2.319×1.717/222.857=0.018,大齒輪的數(shù)值大。 2） 計算（按大齒輪） mt≥[2KT1Yβcos2βYFAYSA/ψdz12εa[σF]

32、]1/3=[2×2.0188×6.1428×103×0.88×cos214°×0.018/1×242×1.61]1/3=3.42mm 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)，由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.42mm并就近圓整為標準值mn=3.5mm，而按接觸強度算得的分度圓直徑d1=129.14mm重新修正齒輪齒數(shù)，z1=d1cosβ/mn=129.14×cos14°/3.5=35.8,取z1=36,則z2=i2z1=2.09×36=7

33、5.24,取z2=75.實際傳動比i2=z2/z1=75/36=2.083,與原傳動比基本一致。 （4） 幾何尺寸計算 1） 中心距計算a=(z1+z2)mn/2cosβ=(36+75)×3.5/2cos14°=200.26mm,將中心距調(diào)整為200mm. 2） 調(diào)整后的中心距修正螺旋角 Β=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)×3.5/2×200=13.772°=13°46′19″ 3）計算大小齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/cosβ=36×3.5/cos13°46′19″=129.73 d2=z2mn/cosβ=75×3.5/cos13°46′1

34、9″=270.27 4） 計算齒輪寬度b=Φdd1=1×129.73=129.73mm,取b=130mm,則：B2=130mm,B1=135mm. 5） 齒輪結(jié)構(gòu)設計 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，齒輪傳動的尺寸見下表： 名稱 計算公式 結(jié)果 法面模數(shù) mn 3.5 法面壓力角 An 20° 螺旋角 β 13°46′19″ 齒數(shù) z1 z2 36 75 傳動比 i2 2.03 分度圓直徑 d1 d2 129.73 270.27 齒頂圓直

35、徑 da1 da2 136.73 277.27 齒根圓直徑 df1 dd2 120.98 261.52 中心距 a 200 齒寬 B1 B2 135 130 3.3小結(jié) 本章主要介紹了高速、低速齒輪的設計及其計算。 第四章 軸的設計 4.1蝸輪軸的設計 （1）選擇軸的材料，確定許用應力 因為為普通用途中小功率減速器，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。故選軸的材料45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計》表9.1可知： σb=600MPa [σ]b-1=55Mpa （2）蝸輪軸上的功率PI =11.51

36、kw 轉(zhuǎn)速 n1=960r/min 轉(zhuǎn)矩T1=114.50 N?㎜ 轉(zhuǎn)距T2＝1085.5 N?㎜， （3）求作用在蝸桿蝸輪上的力 已知蝸桿的分度圓直徑d1 =63㎜ 蝸輪分度圓直徑 d2＝258.3㎜ 而Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 N Fa1= Fr2=2T2 / d2=8.4N Fr1=Fr2tan?α=8.4×tan20o=3.05N （4）初步確定軸的最小直徑，取A0 =112，于是得 dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112×(11.51/960)1/3=38.5mm 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA=1.5 Tc=KA

37、T1=1.5×114.5×103 =171750N?㎜ 選用LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315000N?㎜。半聯(lián)軸器的孔徑dI＝20㎜，故取dI-II=20㎜,半聯(lián)軸器長度L＝52㎜，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度 L1＝38㎜ 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案 （2）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軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm, dII-III=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度L1 =38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的

38、端面上，故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取LI-II =36mm 2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受較大徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，并根據(jù)dII-III＝25mm,選取32306，其尺寸d×D×T=30×72×27 故dIII-IV=dV-IV=30㎜,而LIII-IV=LVII-VIII=50mm,軸肩高度h=3mm,,因此dIV-V =dVI-VII=36㎜ 3）取蝸桿軸軸段直徑dV-VI=75.6㎜,蝸桿齒寬b1≥(10.5+z1)m=79㎜,經(jīng)磨削后b1 ＝79+25=104㎜,即LV-VI＝141㎜ 4）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定，根據(jù)

39、軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故LII-III =40mm 5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取lIv-V = LVI-VII=65㎜ 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按軸的直徑查表查得平鍵截面b×h=6mm×6mm ，長為L=25mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為;所以滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的 （3）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角1×45?。各軸肩處的圓角半徑取R1。（4）.軸的強度計算1） 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1 和 Fr2 將軸系部件受到的

40、空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則2） 求兩軸承的計算軸向力Fa1 和Fa2 對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力， 其中，Y是對應表13-5中 的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷C=81500N, Co??=96500N。e=0.31，Y=1.9。 因此可得 ? 按式（13—11）得?Fa1= Fd2+Fa1=3552.3N Fa21= Fd2=135.3N 因為故X=0.4,? ?Y=1.9; ,??故X=1,? ? Y=0; 因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，查表，fp =1.1。則 P1= fp(X1 Fr1+Y1 Fa

41、1)=7899.9N P2= fp(X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N 3） 驗算軸承壽命 因為P2＜P1，所以按軸承1的受力大小驗算 Lk=106/60n(C/ P1)Z=38390h＞19200h ? ???故所選選軸承滿足壽命要求。 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 載荷 垂直面V 水平面H 支反力F Fr1=1081N,Fr1=514.3N Fr1H =Fr1H=444.5N 彎矩M Mr1=145

42、937.7N.mm，Mr2=38298.7 N.mm MH=65830.4 N.mm 總彎矩 M1=(145937.72+65830.42 )1/2=160098 N.mm M2=(38298.7 2+65830.42 )1/2=7616 N.mm 扭矩T T=280000 N.mm 4）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）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變。應取a=0.6 ，軸的計算應力為 已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表0.6