畢業(yè)設計 樹木保暖機械的設計 71 摘要 本課題來源于生產(chǎn)實際,目前，我國正在大力加強植樹造林建設，特別是江蘇沿海地區(qū)，政府部門每年都規(guī)劃植樹造林，然而植樹造林存在一個問題，需要大量的人力來投入，而現(xiàn)在，國家倡導綠色造林，為了更有效的植樹造林,出現(xiàn)了樹木保暖機，也即為樹木保暖機。 整機結構主要由電動機、機架、傳動帶、蝸桿減速器構成。由電動機產(chǎn)生動力通過同步同步帶輪減速器將需要的動力傳遞到同步同步帶輪上，同步同步帶輪1帶動帶同步同步帶輪2，從而帶動整機裝置運動. 本論文研究內容摘要： (1) 自動包樹機總體結構設計。 (2) 自動包樹機工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4)對自動包樹機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。 關鍵詞：自動包樹機，結構設計，樹木保暖機 Abstract Keywords: 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 5 第1章 緒論 5 第2章 自動包樹機方案設計 8 2.1 動力系統(tǒng)選擇依據(jù) 8 2.2 常見機構的特點和應用 8 2.3 傳動機構的確定 11 1. 總體方案設計 11 2. 產(chǎn)品功能及特色 15 第3章 自動包樹機傳動部分的計算 16 3.3 電機的選取 16 4.1 確定傳動裝置效率 19 4.2 蝸桿傳動設計計算 20 4.2.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 20 4.2.2 確定蝸桿頭數(shù)Z及蝸輪齒數(shù)Z 20 4.2.3 驗算的速度 20 4.2.4 確定蝸桿蝸輪中心距a 20 4.2.5 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計 21 4.3 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 23 4.4 軸的結構設計 25 4.4.1 蝸桿軸的設計 25 4.4.2 蝸輪軸的設計 28 4.5 軸的校核 31 4.5.1 蝸桿軸的強度校核 31 4.5.2 蝸輪軸的強度校核 34 4.6 滾動軸承的選擇及校核 37 4.6.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 37 4.6.2 蝸輪軸上軸承的校核 39 4.7 鍵聯(lián)接的強度校核 40 4.7.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接 40 4.7.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接 41 所以，，所選平鍵合適。 41 3.2.1同步帶介紹 41 3.2.2 同步帶的特點 42 3.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 42 3.2.4 同步帶傳動的設計準則 45 3.2.5 同步帶分類 45 3.4 同步帶傳動計算 46 3.4.1 同步帶計算選型 46 3.4.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 49 3.4.3 同步帶的設計 51 3.4.4 同步同步帶輪的設計 51 第5章 繩子纏繞提升部分設計計算 52 5.1 精度的選擇 52 5.2絲杠導程的確定 52 5.3 最大工作載荷的計算 52 5.4 最大動載荷的計算 53 5.5 滾珠絲杠螺母副的選型 53 5.6 滾珠絲杠副的支承方式 54 5.7 傳動效率的計算 54 5.8 剛度的驗算 54 5.9 穩(wěn)定性校核 55 5.10 臨界轉速的驗證 56 3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 57 3.3.3 按彎強度曲初算模數(shù)m 60 3.3.4 齒輪疲勞強度校核 61 結 論 68 參考文獻 69 致 謝 70 第1章 緒論 第1章 緒論 2 3 在國家“十二五”規(guī)劃中，提出了生態(tài)文化是中華傳統(tǒng)文化、和諧文化的重要組成 部分，是支撐生態(tài)文明的基礎。國家林業(yè)局第七次全國森林資源清查結果顯示，全國森 林面積達到 1.95 億 hm ，森林覆蓋率達到 20.36%，森林蓄積量為 137.21 億 m 。從以 上統(tǒng)計數(shù)字可以看出，我國森林資源的平均水平依然很低，雖然我國的森林面積居世界 第五位， 但森林覆蓋率只相當于世界森林覆蓋率（31.7%）的 64%；全國人均森林面積 相當于世界人均水平的 25%。另外， 我國的森林質量不高， 單位面積森林蓄積量僅為 世界平均水平的 84.8%。為了進一步提高我國的森林覆蓋率及生態(tài)環(huán)境，發(fā)展生態(tài)文化， 需要開展大規(guī)模的造林工程，大面積地進行植樹造林活動。人工造林投入大、產(chǎn)出少、 用工多，效率低、速度慢、勞動強度大，而使用機械造林則可以解決這些問題。造林機 械化是造林工程的發(fā)展方向，而要進行機械化造林就必須有配套的造林機械。 第2章 自動包樹機方案設計 2.1 動力系統(tǒng)選擇依據(jù) 驅動機構主要有液壓驅動、氣動驅動、電動驅動和機械驅動等形式。 液壓驅動具有體積小、出力大、控制性能好、動作平穩(wěn)等特點，它利用油缸、馬達加上齒輪、齒條實現(xiàn)直線運動；利用擺動油缸、馬達與減速器、油缸與齒條、齒輪或鏈條、鏈輪等實現(xiàn)回轉運動。液壓驅動具有潤滑性能好、壽命長的特點，結構緊湊，剛性好。定位精度高，克實現(xiàn)任意位置開停。有很多專業(yè)機械手能直接利用主機的液壓系統(tǒng)。但缺點是需要配備壓力源，系統(tǒng)復雜成本較高。 氣動驅動結構簡單、造價低廉。氣源方便，所需的壓縮氣源一般工廠都有，并且無污染，一般采用的壓力0.4-0.6MPa,最高可達1MPa。缺點是出力小，體積大。由于空氣的可壓縮性大，很難實現(xiàn)中間位置的停止，只能用于點位控制，而且潤滑性較差，氣壓系統(tǒng)容易生銹。 機械式用于簡單的場合。 電動由于減速和回轉運動變往復運動機構，該機構適用于無污染，有電就可以工作，操作簡單方便，在工作場合只需要接通電源即可工作，而工作場合在各個大樓區(qū)域，很容易找到電源。 根據(jù)上述說明最終選擇電動機的作為機構的動力源。 2.2 常見機構的特點和應用 類型 特點 應用 連桿機構 結構簡單，制造容易，工作可靠，傳動距離較遠，傳遞載荷較大，可實現(xiàn)急回運動規(guī)律，但不易獲得勻速運動或其他任意運動規(guī)律，傳動不平穩(wěn)，沖擊與振動較大。 用于從動件行程較大或承受重載的工作場合，可以實現(xiàn)移動、擺動等復雜的運動規(guī)律或運動軌跡。 凸輪機構 結構緊湊，工作可靠，調整方便，可獲得任意運動規(guī)律，但動載荷較大，傳動效率較低。 用于從動件行程較小和載荷不大以及要求特定運動規(guī)律的場合。 非圓齒輪機構 結構簡單，工作可靠，從動件可實現(xiàn)任意轉動規(guī)律，但齒輪制造較困難 用于從動件作連續(xù)轉動和要求有特殊運動規(guī)律的場合。 槽輪間歇機構 結構簡單，從動件轉位較平穩(wěn)，而且可實現(xiàn)任意等時的單向間歇轉動，但當撥盤轉速較高時，動載荷較大 常用作自動轉位機構，特別適用于轉位角度在45以上的低速傳動。 凸輪式間歇機構 結構較簡單，傳動平穩(wěn)，動載荷較小，從動件可實現(xiàn)任何預期的單向間歇轉動，但凸輪制造困難 用作高速分度機構或自動轉位機構。 不完全齒輪機構 結構簡單，制造容易，從動件可實現(xiàn)較大范圍的單向間歇傳動，但嚙合開始和終止時有沖擊，傳動不平穩(wěn) 多用作輕工機械的間歇傳動機構 螺旋機構 傳動平穩(wěn)無噪聲，減速比大；可實現(xiàn)轉動與直線移動，傳動平穩(wěn)無噪聲，互換；滑動螺旋可做成自鎖螺旋機構；工作速度一般很低，只適用于小功率傳動 多用于要求微動或增力的場合，如機床夾具以及儀器、儀表，還用于將螺母的回轉運動轉變?yōu)榻z桿的直線運動的裝置。 摩擦輪機構 有過載保護作用；軸和軸承受力較大，工作表面有滑動，而且磨損較快；高速傳動時壽命較低 用于儀器及手動裝置以傳遞回轉運動。 圓柱齒輪機構 載荷和速度的許用范圍大，傳動比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高；制造和安裝精度要求較高，精度低時傳動噪聲較大，無過載保護作用；斜齒圓柱齒輪機構運動平穩(wěn)，承載能力強，但在傳動中會產(chǎn)生軸向力，在使用時必須安裝推力軸承或角接觸軸承 廣泛應用于各種傳動系統(tǒng)，傳遞回轉運動，實現(xiàn)減速或增速、變速以及換向等。 齒輪齒條機構 結構簡單，成本低，傳動效率高，易于實現(xiàn)較長的運動行程；當運動速度較高或為提高運動平穩(wěn)性時，可采用斜齒或人字齒條機構 廣泛應用于各種機器的傳動系統(tǒng)，變速操縱裝置，自動機的輸送、轉向、進給機構以及直動與轉動的運動轉換裝置 圓錐齒輪機構 用來傳遞兩相交軸的運動；直齒圓錐齒輪傳遞的圓周速度較低，曲齒用于圓周速度較高的場合 用于減速、轉換軸線方向以及反向的場合，如汽車、拖拉機、機床等。 螺旋齒輪機構 常用于傳遞既不平行又不相交的兩軸之間的運動，但其齒面間為點嚙合，且沿齒高和齒長方向均有滑動，容易磨損，因此只宜用于輕載傳動 用于傳遞空間交錯軸之間的運動。 蝸輪蝸桿機構 傳動平穩(wěn)無噪聲，結構緊湊，傳動比大，可做成自鎖蝸桿；自鎖蝸桿傳動的效率很低，低速傳動時磨損嚴重，中高速傳動的蝸輪齒圈需貴重的減摩材料(如青銅)，制造精度要求較高，刀具費用昂貴 用于大傳動比減速裝置(但功率不宜過大)、增速裝置、分度機構、起重裝置、微調進給裝置、省力的傳動裝置 行星齒輪機構 傳動比大，結構緊湊，工作可靠，制造和安裝精度要求高，其他特點同普通齒輪傳動；主要有漸開線齒輪、擺線針輪、諧波齒輪3種齒形的行星傳動 常作為大速比的減速裝置、增速裝置、變速裝置，還可實現(xiàn)運動的合成與分解。 帶傳動機構 軸間距離較大，工作平穩(wěn)無噪聲，能緩沖吸振，摩擦式帶傳動有過載保護作用；結構簡單，安裝要求不高，外廓尺寸較大；摩擦式帶傳動有彈性滑動，不能用于分度系統(tǒng)；摩擦易起電，不宜用于易燃易爆的場合；軸和軸承受力較大，傳動帶壽命較短 用于傳遞較遠距離的兩軸的回轉運動或動力。 鏈傳動機構 軸向距離較大，平均傳動比為常數(shù)，鏈條元件間形成的油膜有吸振能力，對惡劣環(huán)境有較強的適應能力，工作可靠，軸上載荷較小；瞬時運轉速度不均勻，高速時不如帶傳動平穩(wěn)；鏈條工作時因磨損伸長后容易引起共振，一般需增設張緊和減振裝置。 用于傳遞較遠距離的兩軸的回轉運動或動力。 2.3 傳動機構的確定 根據(jù)上述表格和任務書條件，初步選擇渦輪蝸桿傳動機構。但是由于上升過程中不得出現(xiàn)打滑和倒退現(xiàn)象，減速比比較大。最終渦輪蝸桿傳動機構確定傳動機構。 1. 總體方案設計 在生長于地面的樹木不動的情況下，要對樹干部分纏繞草繩，就必須使草繩圈圍繞樹干作圓周運動，同時繩圈自身要能自轉，這樣才能保證草繩源源不斷地繞在樹干上，且不會發(fā)生干涉、打結現(xiàn)象。另外，要使草繩能緊密的纏繞在樹干上，還必須保證草繩在纏繞過程中能穩(wěn)定上升，不出現(xiàn)重疊或縫隙。事實上，只要草繩在每圈上升一個繩徑(d)的距離，并不需要勻速上升，后面的草繩便會在前面纏繞的草繩的導引下實現(xiàn)緊密排列。針對以上兩點，我，們設計了如圖1的自動包樹機。包樹機主要由底板機架、動力裝置、傳動機構、執(zhí)行機構以及控制裝置五部分組成，能適應不同胸徑的樹木，并且草繩纏繞的緊密度與高度在一定范圍內可調。 圖1 包樹機主體效果圖 1.手推柄 2.張緊輪 3.軸承座 4.軸 5.摩擦輪 6.張緊螺釘 7.儲繩筒 8.絲杠1 9.螺母及滑塊1 10.光軸 11.導繩桿 12.固定齒輪1 13.轉盤 14.固定貼板 15.導軌 16. 絲杠2 17. 螺母及滑塊2 18. 固定齒輪2 19.排線齒輪 20.軸 21.調整塊 22.螺釘 23.支架 24.底板 25.車輪 26.從動同步帶輪 27.張緊螺母 28.張緊輪支架 29.普通V帶 30.減速器 31.蓄電池 32.螺栓 33.直流電機 34.主動同步帶輪 1.1工作原理及過程 如圖1，包樹前，先將草繩圈置于儲繩筒上。然后推動小車，使樹木通過轉盤及導軌的缺口進入到轉盤中央。再將最外面的繩頭穿過導繩孔,系在樹干上。工作時，直流電機通過減速器帶動主動同步帶輪，進而通過帶傳動將動力傳遞到兩同步摩擦輪，從而帶動執(zhí)行機構實現(xiàn)包樹功能。 包樹時，轉盤帶著儲繩筒繞樹作圓周運動，同時儲繩筒在草繩的牽引下不斷自轉，不斷給繩，從而使草繩源源不斷地纏繞在樹干上。當排線齒輪碰到固定齒輪1時，會有一段嚙合區(qū)，從而轉動絲杠。由于排線螺母被滑塊約束，其自身不能自轉，于是在齒輪嚙合過程中沿著絲杠上升半個繩徑（d/2）的距離。同理，在碰到固定齒輪2時又上升半個繩徑(d/2)距離。如此往復，在每圈中纏繞過程中都能上升一個繩徑(d)的距離，從而實現(xiàn)緊密排列。到達預定的極限位置時，螺母便會觸動極限開關，電路便自動斷開，包樹結束。 包樹結束時，只需將草繩剪斷，打個結即可。接著就可以退出小車，反方向纏繞下一棵樹。 1.2主要組成部分 1.2.1底板機架 底板機架的主要功能為固定和連接其它四個功能裝置，還可以通過它方便的移動包樹機。其大小及結構主要由上面的主體機構決定，效果圖如圖2所示。 1.2.2動力裝置 考慮到包樹過程負載較小，所需轉速也不大，以及室外使用等因素，動力裝置采用由蓄電池驅動的直流電機，配合減速換向裝置使用。動力裝置主要參數(shù)如表1所示： 表1 動力裝置主要參數(shù) 額定電壓 額定電流 額定功率 轉速 24V 5A 120W 220r/min 1.2.3傳動機構 傳動機構主要將動力傳給包樹執(zhí)行機構，由同步帶輪、同步帶、張緊裝置、摩擦輪組成，帶傳動機構用于實現(xiàn)相對較遠距離的動力傳送，摩擦輪壓緊轉盤，將動力傳送給轉盤，其機構運動簡圖如圖2： 圖2 主運動機構簡圖 1.2.4執(zhí)行機構 包樹執(zhí)行機構由轉盤及導軌，排線裝置，儲繩裝置三大部分組成，共同完成了包樹功能。其中排線裝置和儲繩裝置要成對使用，筆者建議采用兩對，不僅使效率提高一倍，還充分利用了轉盤上的空間，另外還能平衡負載，防止轉盤傾覆；減小轉動不平衡量，減小振動。具體如圖3所示。 因為大部分樹均為豎直生長，所以包樹機需有一缺口以方便樹木進入到轉盤中央，同時為使機器能平穩(wěn)運行，不致產(chǎn)生過大噪音和摩擦，應采用導軌引導。導軌及轉盤缺口處應采用平滑過渡以避免過大剛性沖擊。 排線裝置主要為保證繞繩緊密，排列有序，避免每匝繩之間有過大間隙，確保能起到保溫保濕效果。排線裝置的核心部件為光桿、固定齒輪（參見圖1）、排線齒輪、絲桿和螺母，絲桿底端的排線齒輪，可帶動絲桿轉動，并與底座齒輪間歇嚙合。光桿固定在轉盤上，絲桿在轉盤上可自由轉動，螺母與絲桿配合，且被光桿約束，只能上下移動。整個裝置隨轉盤一起運動，轉盤每旋轉一周，齒輪和絲桿也通過與另外兩個齒輪嚙合傳動，使絲桿被帶動旋轉特定角度，進而實現(xiàn)螺母上升（或下降）一定距離，保證草繩逐漸上升（或下降）。 轉盤及導軌 儲繩裝置 排線裝置 圖3 執(zhí)行機構效果圖 繞線機構主要是為了實現(xiàn)將繞有繩子的線筒置于轉盤上，為排線機構連續(xù)提供繩子，同時避免繩子纏死和打結。線筒軸置于轉盤上，并可在轉盤上自由轉動，線筒拆卸方便，并可固定在線筒軸上。當繩子用完后，更換線筒即可。同時包樹的松緊可通過改變繩子與導線孔的摩擦及線筒轉動的摩擦進行調節(jié)。 2. 產(chǎn)品功能及特色 (1)目前市場上還沒有能給未挖起的樹木纏繞草繩的機械裝置。而此機器采用了特殊設計的轉盤實現(xiàn)了此功能,樹可以通過轉盤上的缺口直接進入轉盤的中心，因此可以用于已經(jīng)植好的樹木。為了傳動這個轉盤，此機器采用“兩點傳動”的方式——兩個摩擦輪在不同位置同時和轉盤接觸，從而保證在任何時間，至少有一個摩擦輪帶動轉盤。 (2)此機器采用了專門的排線裝置，不僅可以保證草繩纏繞的緊密度，還能在保證纏線緊密地前提下對一定范圍內任意直徑的樹木進行纏繞。 (3)此機器采用了專門的儲繩裝置，此裝置可以作為草繩的儲存和供給機構，減少了對繩子的限制。 (4)通過采用多對排線機構和繞線機構，可使效率成倍提高。 (5)可以正反轉,包樹時，若第一棵從下往上包，下一棵則可從上往下包，以提高效率。 (6)通過調節(jié)K2和K3的高度，即可實現(xiàn)包樹高度的可控。 (7)該設計結構簡單,效率高 (660mm/min),體積小(1000750800mm3),重量輕(25～35kg),方便操作,適合所有圓林養(yǎng)護人員使用。 第3章 自動包樹機傳動部分的計算 3.3 電機的選取 （1）粗略計算驅動電機的功率 已知重量為m=100kg g=10N/kg 總重力G1=mg=1000N 1）驅動功率計算 則工件受到的摩擦力為： 則移行電機所需牽引力為： 假設直徑R=125mm 假設轉速na=61rpm 速度vω=πRna=π0.12561=24m/min 設功率安全系數(shù)為1.2，驅動裝置的效率為0.8，則需要的驅動功率為： 2）電動機至的總效率η ηc—聯(lián)軸器效率，ηc=0.99 ηb—對滾動軸承效率，ηb=0.99 ηv—帶效率，ηv=0.94 ηcy—效率，ηcy=0。96 估算傳動系統(tǒng)總效率 η=ηvηbηcηcy=0.940.990.990.96=0.88 3） 所需電動機的功率Pd（kw） Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw （1） 基于電動機的以上特點，本文選用作為北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機輸送機床的驅動裝置。 圖3.4是北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據(jù)。 圖3.4 110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據(jù) 所以根據(jù)計算所得數(shù)據(jù)選擇110BYG350DH-SAKRMA型號的電機，圖3.5是110BYG系列混合式步進電機的型號說明。 圖3.5 110BYG系列混合式步進電機的型號說明 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸，如圖3.6所示。 圖3.6 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸 110BYG系列混合式步進電機的矩頻特性曲線，如圖3.7所示。 圖3.7 110BYG350DH型電機矩頻特性曲線 4.1 確定傳動裝置效率 由下列要求致動器的效率： （1）在這一問題的產(chǎn)量較低是相關的一對軸承。 （2）同類型的活動千萬不要錯過，你需要采取一些具有傳輸效率占到副或機構。 （3）驅動蝸桿和第一對頂部的蝸桿Z1的效率，這是經(jīng)過一番初步選舉估計第一效率，而且必須。 此外，蝸桿傳動效率高，不包括一對承載蝸桿軸的效率，因此，在蝸桿軸的計算的總效率將不再返回低計數(shù)。 每個驅動機制，磨損的效率： 法蘭效率： 一級環(huán)面蝸桿傳動效率: 一對滾動軸承傳動效率： 凸緣聯(lián)軸器效率： ——從電動機至工作機主動軸之間的總效率故傳動裝置總效率： ＝， 4.2 蝸桿傳動設計計算 4.2.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 1.設得蝸桿傳動的形式： 使用準平行環(huán)面蝸桿傳動. 2.設出蝸桿、蝸輪材料，設出許用應力 考慮蝸輪傳動，讓我們想想功率傳輸，而不是速度，這些期望效率高，相應的參考表5-2中，由于優(yōu)異的耐磨性，蝸桿選擇40Cr鋼，按照適度要求一些溫暖的牙齒表面變得如此：為了挽救加強貴金屬，磷青銅鑄ZQSn10-1，金屬鑄造，選擇HB265285蝸桿，只有錫的磷青銅齒圈，灰鑄鐵HT100鋼產(chǎn)量輪轂中心。 按照相關引用書本表格5－3設得蝸輪材質的許用接觸應力式子是： [] =190 按照相關引用書本表格5－5找到并設得蝸輪材料的許用彎曲應力： []=44 4.2.2 確定蝸桿頭數(shù)Z及蝸輪齒數(shù)Z 按照相關引用書本表格5－6， 設得Z＝1 則Z＝Zi＝150＝50 設得值Z＝50 4.2.3 驗算的速度 實際傳動比： i＝50/1 舉升速度： = 速度誤差： ％＝％＝0.78％<5%，合適。 4.2.4 確定蝸桿蝸輪中心距a 1.確定蝸桿的計算功率 式子里， K——使用場合系數(shù)，每天工作一小時,輕度震動從書本上找到相關數(shù)據(jù)并設得：K＝0.7； K——制造精度系數(shù)，設得7級，找到并設得：K＝0.9； K——材料配對系數(shù)，齒面滑動速度 < 10，從相關引用書本找到參數(shù)并并設得：K＝0.85。 代到數(shù)據(jù)得出： ＝KW 按照相關引用書本表格25－22a，以等于或略大于蝸桿計算功率所對應的中心距作為合理的設得數(shù)據(jù)值，找出并設得蝸桿的中心距：a＝100mm. 由于準平行二次包絡環(huán)面蝸桿為新型得蝸桿,接觸面大,導程角,它的值穩(wěn)定且一定是它的優(yōu)勢,潤滑好,接觸面大應直接根據(jù)“原始型”傳動蝸桿設計參數(shù)。 4.2.5 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計 準平行二次包絡環(huán)面蝸桿的幾何參數(shù)以及尺寸計算表： 1.中心距：從相關引用書本找出數(shù)據(jù)，設得數(shù)據(jù)a=100mm。 2.齒數(shù)比：u＝＝50 3.蝸輪齒數(shù)：從相關引用書本找出數(shù)據(jù)，并設得。 4.蝸桿頭數(shù)：從相關引用書本找出數(shù)據(jù)，設得數(shù)據(jù) 5.蝸桿齒頂圓直徑：找到相關引用書本表格2.5－16，設得數(shù)據(jù) =45mm 6.蝸輪輪緣寬度：找到相關引用書本表格2.5－16，設得數(shù)據(jù)b=28mm 7.蝸輪齒距角：＝ 8.蝸桿包容蝸輪齒數(shù)：K＝=5 9.蝸輪齒寬包角之半：＝0.5（K－0.45）= 10.蝸桿齒寬：找到相關引用書本表格2.5－16，設得數(shù)據(jù) =53mm 11.蝸桿螺紋部分長度：找到相關引用書本表格2.5－16，設得數(shù)據(jù)=59mm 12.蝸桿齒頂圓弧半徑：找到相關引用書本表格2.5－16，設得數(shù)據(jù)R=82mm 13.成形圓半徑：找到相關引用書本表格2.5－16，設得數(shù)據(jù)=65mm 14.蝸桿齒頂圓最大直徑：找到相關引用書本表格，2.5－16，設得數(shù)據(jù)=53.8mm. 15.蝸輪端面模數(shù)：m＝=mm 16.徑向間隙：=0.5104mm 17.齒頂高：h=0.75 m=2.233mm 18.齒根高：h= h+ C=2.7434mm 19.全齒高：h= h+ h=4.9764mm 20.蝸桿分度圓直徑：＝（0.624＋）a ＝40.534mm 21.蝸輪分度圓直徑：＝2a－＝159.466mm 22.蝸輪齒根圓直徑：d＝－2 h=153.9792mm 23.蝸桿齒根圓直徑：d＝－2 h=35.05， 判斷：因為=28.12mm,滿足要求 24.蝸輪喉圓直徑：d＝＋2 h=163.932mm 25.蝸輪齒根圓弧半徑：=82.475mm 26.蝸桿螺紋包角之半： == 27.蝸輪喉母圓半徑：= = =25.88mm 28.蝸輪外緣直徑：從圖設出=164.95mm 29.蝸桿分度圓導程角：＝ = 30.蝸桿平均導程角：＝ 31.分度圓壓力角：= 32.蝸桿外徑處肩帶寬度： 取3mm 33.蝸桿螺紋兩端連接處直徑：=35mm 34.蝸輪分度圓齒厚： 把數(shù)據(jù)代到下面式子得 5.508mm 35.齒側隙：找到表格4-2-6得 36.蝸桿分度圓齒厚：=4.2984 37.蝸桿分度圓法向齒厚：=4.285 38.蝸輪分度圓法向齒厚：=5.49 39.蝸輪齒冠圓弧半徑：=19.2775 40.蝸桿測量齒頂高： =2.2035 41.蝸桿測量齒頂高： =2。185 4.3 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 蝸輪強度，主要是，通過蝸輪齒面的有限暖根剪切強度和粘合劑的影響。允許發(fā)射功率為中心，因為它決定著距離，如果，請檢查牙齒剪路線。 變形以下，所以，以增加蝸輪，蝸輪的軸向位移和電阻都集中在齒2-3的負載。由于蝸輪的齒的變形，負載導致在牙齒，卸載，所得，所以根尖的高度的不均勻分布切換的組合效果的方向。因此，破碎蝸輪齒主要由剪切強度缺乏齒的原因的控制： 式子里， —— 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷; —— 蝸輪包容齒數(shù) —— 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數(shù); ——蝸輪齒根受剪面積; 公式子里，各參數(shù)的計算： 1.的計算 = ——作用在蝸輪輪齒上的圓周力， ——蝸桿喉部螺旋升角 ，4.5 —— 當量齒厚， 滑動速度 = =2.01m/s 按照滑動速度找出相關引用書本3－3－9得 將把數(shù)據(jù)代到下面式子得： =N 2.算出得到： = 5 3.蝸輪齒根受剪面積 —— 蝸輪齒根圓齒厚； 由上可知： —— 蝸輪端面周節(jié)； —— 蝸輪理論半包角； —— 蝸輪分度圓齒厚所對中心角。 把數(shù)據(jù)代到下面式子得： =7.03mm 由上可得： 對于錫青銅齒圈 設得 找到書本設得鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度=225MPa ， 則 < 4.4 軸的結構設計 4.4.1 蝸桿軸的設計 1.設出軸的材質 按照相關引用書本表格6－1設出45號鋼，調質。 2.最小軸徑的預設 按照相關引用書本表格6－2，取 ＝105，根據(jù) 公式 ㎜ 式子里， —— 軸的轉速 ，940r/min —— 軸傳遞的功率 , 1.47kw —— 算出截面處的軸的直徑， mm 把數(shù)據(jù)代到式子算出： =12.2mm 輸出軸的最小直徑是按照聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時設得數(shù)據(jù)聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉距，找到表格15—3，考慮到轉距變化很小，故取Ka=1.3，則 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準手冊（GB5843-86）設出YL4型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑=22mm，故取 =22mm，半聯(lián)軸器的長度L=52mm。 3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經(jīng)在前面分析比較，現(xiàn)設出請參請參見圖的裝配方案。 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端制 出一軸肩，故取=28mm，左端用軸端擋定位，按軸端直徑 取擋圈直徑D=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=52mm,保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，故取=50mm. 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，故設出單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) =28mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步設得數(shù)據(jù)標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為dDT=357218.25mm， 故==35mm。 3) 已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑=45mm，最大齒頂圓直徑=53.8mm，蝸桿螺紋部分長度L=59mm，蝸桿齒寬=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。 4) 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。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)軸的右端面間的距離l=20 mm， 故取=40mm. 5) 為避免蝸輪與箱體內壁干涉，應取箱體內壁凸臺之間距離略大于蝸輪的最大直徑，取內壁距離=175mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離， S，取S=8mm（請參請參見圖）。 6）在3-4和7-8軸段應各裝一個濺油輪，形狀請參請參見圖，取其長度L=27.75mm。 所以，可求得： mm， 33.75mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4 軸上零件的周向定位 ； 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接。按由手冊找到并設得平鍵截面為mm(GB／T1095--1979)，鍵槽用鍵 槽銑刀加工，長為45mm(標準鍵長見GB／T1096--1979)，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑請參請參見圖5-1 圖5-1軸肩處的圓角半徑 4.4.2 蝸輪軸的設計 1. 設出軸的材質 按照相關引用書本表格6－1設出45號鋼，調質。 =650 2.軸徑的預設 按照相關引用書本表格6－2，設A＝112，按式子， ， 式子里， —— 軸的轉速 ，18.8r/min —— 軸傳遞的功率 , 0.97kw —— 算出截面處的軸的直徑， mm 把數(shù)據(jù)代到式子算出： mm 輸出軸的最小直徑明顯是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，所以設得數(shù)據(jù)聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器計算轉距，找到表格15—3，考慮到轉距變化很小，故取Ka=1.3，則式子是： 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，找到相關書本并設出YL11型凸緣聯(lián)軸器，數(shù)據(jù)如下： 半聯(lián)軸器的孔徑是：=50mm，設得=50mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm。 3.根據(jù)段落的直徑和長度的要求，確定所述軸的軸向位置 組件程序的軸組件的詳細描述：分析當前組的問題，進行了比較顯示在前面，是當前的裝配程序。 1）為了滿足一半的耦合的要求軸向定位的，因為她選擇，有一個從一個右肩制成的1-2軸部=55mm，設得=110mm。 2）預設滾動軸承，參照要求并根據(jù) =55mm，找到，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，它的尺寸dDT= 6011023.75mm，所以==60毫米，而=23.75毫米。 3) 設蝸輪處的軸段為65毫米， 前面已經(jīng)了解， 蝸輪輪緣寬度為28毫米，所以可取蝸輪輪轂寬度為52毫米，根據(jù)需要，4-5段的尺寸要比輪轂寬度小，所以設為50毫米。 4）軸肩高度0.07d， 設為為6毫米； 軸環(huán)處直徑為77毫米， 軸環(huán)寬度，設 為12毫米， 為12毫米， 為68毫米。 5) 軸承的總寬度（可以是齒輪單元和設計，軸承帽結構）28毫米已被損壞。簡要地蓋分解軸承根據(jù)該距離來潤滑脂添加到軸承的要求，覆蓋的右端面之間的耦合的外周端面的一半l為22毫米， 所以設得為50毫米。 6)設蝸輪距箱體內壁之距離a為16毫米．因誤差的存在，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，設定： s=8mm（請參請參見圖），則 =2+16+8+23.75=49.75mm， 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4.軸上零件的周向定位 蝸輪，半聯(lián)軸器和軸的周向定位是通過平健聯(lián)接。本文設得軸的直徑尺寸公差為m6。 5.設出軸上圓角以及倒角尺寸。設得軸端倒角是2，各軸肩處的圓角半徑請參請參見圖5-2。 圖5-2各軸肩處的圓角半徑 4.5 軸的校核 4.5.1 蝸桿軸的強度校核 1．制定軸的草圖 在確定軸承支點位置時，從相關引用書本設得a值，單列圓錐滾子軸承，30207型設值，a=16mm，所以，作為簡支梁的軸的支撐跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．算出軸所承受得力： =736.67N， =6179.88N， 3．算出支點反力： 水平反力： 垂直反力： 4．算出彎矩，畫出彎矩圖： 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩 5．扭矩圖： 按照相關引用書本表格6－18 找到并設得折算系數(shù) 6．校核軸的強度 從相關引用書本表格15-1找到并設得： ，強度足夠。 請參見圖5-3。 圖5-3 軸的強度 4.5.2 蝸輪軸的強度校核 1．制定軸的草圖 在設出軸承支點位置時，從相關引用書本設得a值，對于30212列圓錐滾子軸承，a=22mm，作為簡支梁的軸的支撐跨距式子是： =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．算出軸所承受得力 =6179.88N， =736.67N， 3．算出支點反力： 水平反力： 垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩： 5．扭矩圖 按照相關引用書本表格6－18 找到并設得折算系數(shù) 6．校核軸的強度 從相關引用書本表格15-1找到并設得： ， ，強度足夠。 請參見圖5-4。 圖3-6軸的強度 4.6 滾動軸承的選擇及校核 4.6.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 1．軸承的徑向載荷式子如下： 2．派生軸向力的計算 從相關引用書本設出，，圓錐滾子軸承30207型的派生軸向力式子是： α=14o02，10，， 找到表格d=35mm時，e=0.37，y=1.6； 故 所以，軸承2受壓。 則： 3．算得當量動載荷 所以，對于軸承1. x=1 ， y=0 對于軸承2 x=0.4 ， y=1.6 4．驗證軸承壽命 從相關引用書本設出，c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故，經(jīng)以上驗證，軸承壽命合格 。 4.6.2 蝸輪軸上軸承的校核 1．求徑向載荷 2．算得派生軸向力 從相關引用書本設出，，圓錐滾子軸承30212型的派生軸向力式子如下： ， y=1.5 故 ： 則：軸承2受壓 所以， 3．算得當量動載荷 所以，對于軸承1：x=1 ，y=0 對于軸承2：x=1 ，y=0 4．驗證軸承壽命 查手冊 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 所以經(jīng)以上驗證，軸承的壽命是合格的。 4.7 鍵聯(lián)接的強度校核 4.7.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接 按照相關引用書本表格8－1 設出普通平鍵： 87mm， 取L＝45mm。 按照相關引用書本表格8－7 找到并設得， 鍵的工作長度 l＝L－b＝45－8＝37mm， 鍵的工作高度 k＝＝3mm。 按照相關引用書本表格8－8 找到并設得， 鍵聯(lián)接的許用壓力 ， 所以，，所選平鍵合適。 4.7.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接 按照相關引用書本表格8－1 設出普通平鍵 1811mm， 取L＝45mm 按照相關引用書本表格8－7 找到并設得 鍵的工作長度 l＝L－b＝45—18=27mm 鍵的工作高度 k＝＝5.5mm 由書表8－8 找到并設得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以，，所選平鍵合適。 3.2.1同步帶介紹 同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形同步帶輪的齒槽嚙合進行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與同步帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。 同步帶傳動（見圖3-1）時，傳動比準確，對軸作用力小，結構緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,對于要求同步的傳動也可用于低速傳動。 圖3-1 同步帶傳動 同步帶傳動是由一根內周表面設有等間距齒形的環(huán)行帶及具有相應吻合的輪所組成。它綜合了帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動各自的優(yōu)點。轉動時，通過帶齒與輪的齒槽相嚙合來傳遞動力。 同步帶傳動具有準確的傳動比，無滑差，可獲得恒定的速比，傳動平穩(wěn)，能吸振，噪音小，傳動比范圍大，一般可達1:10。允許線速度可達50M/S，傳遞功率從幾瓦到百千瓦。傳動效率高，一般可達98%，結構緊湊，適宜于多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可在不允許有污染和工作環(huán)境較為惡劣的場所下正常工作。 本產(chǎn)品廣泛用于紡織、機床、煙草、通訊電纜、輕工、化工、冶金、儀表儀器、食品、礦山、石油、汽車等各行業(yè)各種類型的機械傳動中。同步帶的使用，改變了帶傳動單純?yōu)槟Σ羵鲃拥母拍?，擴展了帶傳動的范圍，從而成為帶傳動中具有相對獨立性的研究對象，給帶傳動的發(fā)展開辟了新的途徑。 3.2.2 同步帶的特點 (1)、傳動準確，工作時無滑動，具有恒定的傳動比； (2)、傳動平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低； (3)、傳動效率高，可達0.98，節(jié)能效果明顯； (4)、維護保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護費用低； (5)、速比范圍大，一般可達10，線速度可達50m/s，具有較大的功率傳遞范圍，可達幾瓦到幾百千瓦； (6)、可用于長距離傳動，中心距可達10m以上。 3.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種： (1)、同步帶的承載繩斷裂破壞 同步帶在運轉過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應力作用，也會產(chǎn)生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。 圖3-2 同步帶承載繩斷裂損壞 (2)、同步帶的爬齒和跳齒 根據(jù)對帶爬齒和跳齒現(xiàn)象的分析，帶的爬齒和眺齒是由于幾何和力學兩種因素所引起。因此為避免產(chǎn)生爬齒和跳齒，可采用以下一些措施： 1、控制同步帶所傳遞的圓周力，使它小于或等于由帶型號所決定的許用圓周力。 2、控制帶與同步帶輪間的節(jié)距差值，使它位于允許的節(jié)距誤差范圍內。 3、適當增大帶安裝時的初拉力開。，使帶齒不易從輪齒槽中滑出。 4、提高同步帶基體材料的硬度，減少帶的彈性變形，可以減少爬齒現(xiàn)象的產(chǎn)生。 (3)、帶齒的剪切破壞 帶齒在與同步帶輪齒嚙合傳力過程中，在剪切和擠壓應力作用下帶齒表面產(chǎn)生裂紋此裂紋逐漸向齒根部擴展，并沿承線繩表面延件，直至整個帶齒與帶基體脫離，這就是帶齒的剪切脫落（見圖3-3）。造成帶齒剪切脫落的原因大致有如下幾個： 1、同步帶與同步帶輪問有較大的節(jié)距差，使帶齒無法完全進入輪齒槽，從而產(chǎn)生不完全嚙合狀態(tài)，而使帶齒在較小的接觸面積上承受過大的載荷，從而產(chǎn)生應力集中，導致帶齒剪切損壞。 2、帶與同步帶輪在圍齒區(qū)內的嚙合齒數(shù)過少，使嚙合帶齒承受過大的載荷，而產(chǎn)生剪切破壞。 3、同步帶的基體材料強度差。 為減少帶齒被剪切，首先應嚴格控制帶與同步帶輪間的節(jié)距誤差，保證帶齒與輪齒能正確嚙合；其次應使帶與同步帶輪在圍齒區(qū)內的嚙合齒數(shù)等于或大于6，此外在選材上應采用有較高勿切韌擠壓強度的材料作為帶的基體材料。 圖3-3 帶齒的剪切破壞 (4)、帶齒的磨損 帶齒的磨損（見圖3-4）包括帶齒工作面及帶齒齒頂因角處和齒谷底部的廓損。造成磨損的原因是過大的張緊力和忻齒和輪齒間的嚙合干涉。因此減少帶齒的磨損，應在安裝時合理的調整帶的張緊力；在帶齒齒形設計時，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時輪齒的擠壓和刮削；此外應提高同步帶帶齒材料的耐磨性。 圖3-4 帶齒磨損 (5)、同步帶帶背的龜裂(圖3-5) 同步帶在運轉一段時期后，有時在帶背會產(chǎn)生龜裂現(xiàn)象，而使帶失效。同步帶帶背產(chǎn) 生龜裂的原因如下， 1、帶基體材料的老化所引起； 2、帶長期工作在道低的溫度下，使帶背基體材料產(chǎn)生龜裂。 圖3-5 同步帶帶背龜裂 防止帶背龜裂的方法是改進帶基體材料的材質，提向材料的耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。 3.2.4 同步帶傳動的設計準則 據(jù)對同步帶傳動失效形式的分析，可知如同步帶與同步帶輪材料有較高的機械性能，制造工藝合理，帶、輪的尺寸控制嚴格，安裝調試也正確，那么許多失效形式均可避免。因此，在正常工作條件下，同步帶傳動的主要失效形式為如下三種； (1)同步帶的承載繩疲勞拉斷； (2同步帶的打滑和跳齒； (3)同步帶帶齒的磨損。 因此，同步帶傳動的設計淮則是同步帶在不打滑情況下，具有較高的抗拉強度，保證承線繩不被拉斷。此外，在灰塵、雜質較多的工作條件下應對帶齒進行耐磨性計算。 3.2.5 同步帶分類 同步帶齒有梯形齒和弧齒兩類，弧齒又有三種系列：圓弧齒(H系列又稱HTD帶)、平頂圓弧齒(S系列又稱為STPD帶)和凹頂拋物線齒（R系列)。 梯形齒同步帶 梯形齒同步帶分單面有齒和雙面有齒兩種，簡稱為單面帶和雙面帶。雙面帶又按齒的排列方式分為對稱齒型（代號DA)和交錯齒型(代號DB〕。 梯形齒同步帶有兩種尺寸制：節(jié)距制和模數(shù)制。我國采用節(jié)距制，并根據(jù)ISO 5296制訂了同步帶傳動相應標準GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。 弧齒同步帶 弧齒同步帶除了齒形為曲線形外，其結構與梯形齒同步帶基本相同，帶的節(jié)距相當，其齒高、齒根厚和齒根圓角半徑等均比梯形齒大。帶齒受載后，應力分布狀態(tài)較好，平緩了齒根的應力集中，提高了齒的承載能力。故弧齒同步帶比梯形齒同步帶傳遞功率大，且能防止嚙合過程中齒的干涉。 弧齒同步帶耐磨性能好，工作時噪聲小，不需潤滑，可用于有粉塵的惡劣環(huán)境。已在食品、汽車、紡織、制藥、印刷、造紙等行業(yè)得到廣泛應用。 3.4 同步帶傳動計算 3.4.1 同步帶計算選型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7； 表2.工作情況系數(shù) 1. 確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd和小同步帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2 表3-2-2 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 3) 選擇小同步帶輪齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。 查得小同步帶輪最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34故大同步帶輪齒數(shù)為：z2=iz1=1z1=34。 故z1=34，z2=34。 4） 確定同步帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2 小同步帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.0034/3.14≈86.53mm 大同步帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2