《帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)蝸桿 機(jī)電一體化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì) 畢業(yè)論》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)蝸桿 機(jī)電一體化專業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì) 畢業(yè)論（36頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、瀘 州 職 業(yè) 技 術(shù) 學(xué) 院 畢 業(yè) 論 文 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿） 學(xué)生姓名 所 在 系 機(jī)械工程系 班 級 09級機(jī)電3班 專 業(yè) 機(jī)電一體化 指導(dǎo)教師 李潔 2011年11月28日 指導(dǎo)教師評閱書 指導(dǎo)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(dǎo)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(xué)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(xué)系意見： 系主任： （簽名） 年 月 日 摘要 隨著機(jī)械行業(yè)的發(fā)展，機(jī)械行業(yè)已經(jīng)發(fā)展到各個(gè)行業(yè)，機(jī)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(jī)械產(chǎn)品所產(chǎn)生的利益鏈已遍布全世界的各個(gè)角落 無論多么先進(jìn)的機(jī)械產(chǎn)品它都離不開傳動(dòng)。正如同行業(yè)中把機(jī)械傳動(dòng)分為四大部分：動(dòng)力原件、執(zhí)行原件、傳動(dòng)原件、操作控制原件。可見機(jī)械傳動(dòng)是組成機(jī)械的必要條件。 本文將詳細(xì)說明此機(jī)械傳動(dòng)的各個(gè)方面。因?yàn)樾枰粋€(gè)帶式傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)需要運(yùn)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(hù)時(shí)間少周期長所以必須保證機(jī)械不出現(xiàn)故障安全第一 首先從安全考慮，為了保證機(jī)械傳動(dòng)中不出現(xiàn)事故把主要的傳動(dòng)裝置安裝在箱體內(nèi)，能保證安全的前提下還能起到保護(hù)零件。 關(guān)鍵字 帶式傳動(dòng)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(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿）4 1.4 本章小節(jié)4 第二章傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)5 2.1 確定傳動(dòng)方案5 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇6 2.3 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比7 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)7 2.5 小結(jié)8 第三章齒輪的設(shè)計(jì)9 3.1高速級渦輪蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算9 3.2低速級齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算12 3.3小結(jié)16 第四章軸的設(shè)計(jì)17 4.1蝸輪軸的設(shè)計(jì)17 軸承的選擇22 軸的強(qiáng)度計(jì)算23 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度25

5、4.4小結(jié)32 第五章箱體設(shè)計(jì)33 5.1箱體設(shè)計(jì)33 5.3小結(jié)35 第六章密封與潤滑36 總結(jié)37 參考文獻(xiàn)1 38 第一章緒論 1.1 論文背景 20世紀(jì)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(dòng)力與運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)中，減速機(jī)的應(yīng)用范圍相當(dāng)廣泛。幾乎在各式機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機(jī)車，建筑用的重型機(jī)具，機(jī)械工業(yè)所用的加工機(jī)具及自動(dòng)化生產(chǎn)設(shè)備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等。其應(yīng)用從大動(dòng)力的傳輸工作，到小負(fù)荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機(jī)的應(yīng)用，且在工業(yè)應(yīng)用上，減速機(jī)具有減速及增加

6、轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應(yīng)用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設(shè)備。 減速器是一種相對精密的機(jī)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(jī)，在礦山的井下巷道礦井地面運(yùn)輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應(yīng)用帶式輸送機(jī)。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(jī)

7、和刮板輸送機(jī)的雛形。各種工業(yè)企業(yè)在沒有輸送機(jī)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(jī)機(jī)身可以很方便的伸縮，設(shè)有儲帶倉，機(jī)尾可隨采煤工作面的推進(jìn)伸長或縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，可不設(shè)基礎(chǔ)，直接在巷道底板上鋪設(shè)，機(jī)架輕巧，拆裝十分方便。當(dāng)輸送能力和運(yùn)距較大時(shí)，可配中間驅(qū)動(dòng)裝置來滿足要求。根據(jù)輸送工藝的要求，可以單機(jī)輸送，也可多機(jī)組合成水平或傾斜的運(yùn)輸系統(tǒng)來輸送物料。 隨著科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展，輸送機(jī)受到機(jī)械制造、電機(jī)、化工和冶金工業(yè)技術(shù)進(jìn)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(yùn)，成為物料搬運(yùn)系統(tǒng)機(jī)械化和自動(dòng)化不可缺少的組

8、成部分。這些特性大大減輕了人的勞動(dòng)，通用性好，環(huán)境適應(yīng)性強(qiáng)，也為個(gè)人和工廠生產(chǎn)節(jié)約了大量的時(shí)間。 1.3 論文的主要內(nèi)容 本論文的主要內(nèi)容是如何設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（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(diǎn)及結(jié)構(gòu)作了簡要敘述，也對本設(shè)計(jì)的應(yīng)用及概況進(jìn)行了說明。 第二章傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 2.1確定傳動(dòng)方案 （一）、設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿） （二）、傳動(dòng)方案： 所選傳動(dòng)方案如下圖所示： 1、 電動(dòng)機(jī) 2、聯(lián)軸器 3、減速器 4、聯(lián)軸器 5、傳動(dòng)帶 6、滾筒 （三） 、原始數(shù)據(jù)：

9、 已知條件 傳動(dòng)帶工作拉力F/kN 傳動(dòng)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(yùn)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(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 2.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇 根據(jù)動(dòng)力源和工作的條件，選用Y系列三相異步電機(jī) 2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇 工作機(jī)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(jī)傳動(dòng)效率 為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率Pd,需確定傳動(dòng)效率η設(shè)各傳動(dòng)效率分別為η1(彈性聯(lián)軸器)、η2（蝸桿傳動(dòng)）、η3（滾動(dòng)軸承）、η4（圓柱齒輪傳動(dòng)） η =η12×η2×η33×η42 η=0.992 ×0.80×0.983×0.97=0.716 電機(jī)所需的工作功率： Pd=Pw/η=8.33/0.716=11.63KW 由表12-1選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為15kW 3、電動(dòng)機(jī)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(dòng)比i=nm/nw,,其中nm為電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速。 現(xiàn)將兩種電動(dòng)機(jī)有關(guān)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(dòng)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(dòng)比過大，為了合理的分配傳動(dòng)比，提到傳動(dòng)效率決定選擇Y180L-6 4、電動(dòng)機(jī)型號的選擇 根據(jù)電動(dòng)機(jī)動(dòng)率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號為Y180L-6，查表17-1可知電動(dòng)機(jī)的機(jī)座中心高為180mm, 2.3 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比 現(xiàn)總傳動(dòng)比i

12、=15.7,為了提高傳動(dòng)效率，低速級圓柱齒輪傳動(dòng)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(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1、各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)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(jì)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(jì)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(yùn)動(dòng)和動(dòng)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(dòng)比i1=20.12,i2=0.78 2.5小結(jié) 本章主要介紹了傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，其中包括電動(dòng)機(jī)的選擇、傳動(dòng)比的分配及傳動(dòng)裝置動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 第三章 齒輪的設(shè)計(jì) 3.1高速級渦輪蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1） 選擇蝸桿傳動(dòng)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(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞輕度，傳動(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)》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(dòng)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(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動(dòng)中心距a的比值d1/a=0.35，從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖11-18中可查得Zρ=2.9. 5）確定許用接觸應(yīng)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(jī)械設(shè)計(jì)》表11-7中查得蝸桿的基本許用應(yīng)力[σH]=268Mpa. 使用壽命Lh=300×8×8=19200h 應(yīng)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(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》表11-2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸桿分度圓直徑d1=63mm.

18、這時(shí)d1/a=0.39,從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖11-18中可查得接觸系數(shù)Z1ρ=2.76，因?yàn)閆1ρ

19、； 驗(yàn)算傳動(dòng)比i= Z2/ Z1=41/2=20.5,這時(shí)傳動(dòng)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(qiáng)度 σF=1.53KT2/d1d2m=YFa2Yβ≤[σF] 當(dāng)量齒數(shù)zr2=z2/cos3γ=41/(cos11.31°)=43.48 根據(jù)x2=-0.1032, zr2=43.48,從《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(yīng)力[σF]= [σF] 1·Km 從《機(jī)械設(shè)計(jì)》表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蝸輪的基本許用應(yīng)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(qiáng)度滿足。 （6）驗(yàn)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(dòng)速度vs有關(guān)。 Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×63×960/60×1000cos11.31°=3.229m/s 從《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jì)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(qiáng)度 對于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿配對時(shí)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(shí)際轉(zhuǎn)矩T2=637622N·mm 許用接觸應(yīng)力 [σH]=216.46Mpa 校核蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度 σH=ZeZ′ρ(KT2/a3)?=160×2.74(1.05×637622/1603)?Mpa=177.242Mpa<[σH]=216.46Mpa 即齒面強(qiáng)度足夠。 （8） 熱平衡校核，初步估計(jì)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(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)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(biāo)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(gè)）。 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(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)方案，選斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。 3）材料選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算數(shù)值 1、 試選載荷系數(shù)Kt=1.6 2、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》表6-9款系數(shù)φd=1 6、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(qiáng)度極限σHLIM1=550Mpa；接觸疲勞強(qiáng)度極限σHLIM2=390Mpa. 8、 計(jì)算應(yīng)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(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(jì)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(jì)算圓周速度v。 V=3.14×dn/60000=3.14×117.855×47.93/60000m/s=0.296m/s 因?yàn)椋郑迹秏/s，故?。讣壘群线m。 3、計(jì)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(yuǎn)=2.25m nt=2.25×4.76mm=10.71mm b/h=117.855/10.71=11。 5、 計(jì)算縱向重合度εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318×1×24×tanβ14°=1.903。 6、 計(jì)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(dòng)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(shí)： 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(jī)械設(shè)計(jì)》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(shí)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(jì)算模數(shù)mn=d1cos2β/z1=129.14×cos14°/24mm=5.22mm (3) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) mt≥(2KT1YβCOS2βYFAYSA/ψDZ21εa) 1) 確定計(jì)算參數(shù) 1、計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》表查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88。 3、 計(jì)算當(dāng)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(yīng)力校正系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表查得YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。 5、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(qiáng)度極限σFE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=325Mp

31、a. 6、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95，KFN2=0.96 7、 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)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(jì)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(jì)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(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。故可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.42mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn=3.5mm，而按接觸強(qiáng)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(shí)際傳動(dòng)比i2=z2/z1=75/36=2.083,與原傳動(dòng)比基本一致。 （4） 幾何尺寸計(jì)算 1） 中心距計(jì)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(jì)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(jì)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(shè)計(jì) 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(yàn)公式和后續(xù)設(shè)計(jì)的中間軸配合段直徑計(jì)算，齒輪傳動(dòng)的尺寸見下表： 名稱 計(jì)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(dòng)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(shè)計(jì)及其計(jì)算。 第四章 軸的設(shè)計(jì) 4.1蝸輪軸的設(shè)計(jì) （1）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 因?yàn)闉槠胀ㄓ猛局行」β蕼p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(jī)械設(shè)計(jì)》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(jì)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(shè)計(jì)（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(dòng)軸承，因軸承同時(shí)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(shè)計(jì)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(dòng)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(qiáng)度計(jì)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(gè)平面力系：則2） 求兩軸承的計(jì)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(yīng)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?yàn)楣蔢=0.4,? ?Y=1.9; ,??故X=1,? ? Y=0; 因軸承運(yùn)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(yàn)算軸承壽命 因?yàn)镻2＜P1，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)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(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)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(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)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(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力為 已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表0.6