畢業(yè)設計---帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）

1、<p><b>　　畢 業(yè) 論 文</b></p><p>　　帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）</p><p>　　2011年11月28日</p><p>　學生姓名</p><p>　所 在 系機械工程系</p><p>　班 級</p><p>　專

2、 業(yè)機電一體化</p><p>　指導教師</p><p><b>　　指導教師評閱書</b></p><p>　指導教師評語：</p><p>　建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格（在所選等級前的□內畫“√”）</p><p>　指導教師：

3、 （簽名） 單位：（蓋章）年 月 日</p><p><b>　　評閱教師評閱書</b></p><p>　　教研室（或答辯小組）及教學系意見</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　隨著機械行業(yè)的發(fā)展，機械行業(yè)已經發(fā)展到各個行業(yè)，機械行業(yè)的

4、迅速發(fā)展為人類社會注入了力量。從日常生活到航天從農用到軍用機械產品所產生的利益鏈已遍布全世界的各個角落</p><p>　　無論多么先進的機械產品它都離不開傳動。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。</p><p>　　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)

5、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故障安全第一</p><p>　　首先從安全考慮，為了保證機械傳動中不出現事故把主要的傳動裝置安裝在箱體內，能保證安全的前提下還能起到保護零件。</p><p>　　關鍵字 帶式傳動裝置 蝸輪蝸桿 </p><p><b>　　目錄</b></p>&

6、lt;p><b>　　目錄1</b></p><p><b>　　第一章 緒論3</b></p><p>　　1.1 論文背景3</p><p>　　1.2 論文研究的意義3</p><p>　　1.3 論文的主要內容4</p><p>　　本論文的主要內容是

7、如何設計帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）4</p><p>　　1.4 本章小節(jié)4</p><p>　　第二章 傳動裝置的總體設計5</p><p>　　2.1 確定傳動方案5</p><p>　　2.2 電動機的選擇6</p><p>　　2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比7</p><

8、;p>　　2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數7</p><p><b>　　2.5 小結8</b></p><p>　　第三章 齒輪的設計9</p><p>　　3.1高速級渦輪蝸桿傳動的設計計算9</p><p>　　3.2低速級齒輪傳動的設計計算12</p><p><

9、;b>　　3.3小結16</b></p><p>　　第四章 軸的設計17</p><p>　　4.1蝸輪軸的設計17</p><p>　　4.2.1軸承的選擇22</p><p>　　4.2.2軸的強度計算 23</p><p>　　4.2.3精確校核軸的疲勞強度25</p>

10、<p><b>　　4.4小結32</b></p><p>　　第五章 箱體設計33</p><p>　　5.1箱體設計33</p><p><b>　　5.3小結35</b></p><p>　　第六章 密封與潤滑36</p><p><b

11、>　　總結37</b></p><p>　　參考文獻 1 38</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p><b>　　1.1 論文背景</b></p><p>　　20世紀70－80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。

12、目前用于傳遞動力與運動的機構中，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轉矩功能。因此廣泛應用在速度與扭矩的轉換設備。</p><p>　　減速器是一種

13、相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。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。</p><p>　　1.2 論文研究的意義</p><

14、p>　　在現代化的各種工業(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、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。古代中國的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機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，結構緊湊，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

15、送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統來輸送物料。 </p><p>　　隨著科學技術的飛速發(fā)展，輸送機受到機械制造、電機、化工和冶金工業(yè)技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發(fā)展到完成在企業(yè)內部、企業(yè)之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。這些特性大大減輕了人的勞動，通用性好，環(huán)境適

16、應性強，也為個人和工廠生產節(jié)約了大量的時間。</p><p>　　1.3 論文的主要內容</p><p>　　本論文的主要內容是如何設計帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）</p><p><b>　　1.4 本章小節(jié)</b></p><p>　　本章主要介紹了論文背景、論文研究的意義和主要內容，對減速器的優(yōu)點及結構作了簡要敘

17、述，也對本設計的應用及概況進行了說明。</p><p>　　第二章 傳動裝置的總體設計</p><p>　　2.1 確定傳動方案</p><p><b>　?。ㄒ唬⒃O計題目：</b></p><p>　　帶式運輸機傳動裝置設計（蝸桿）</p><p><b>　?。ǘ?、傳動方案：&l

18、t;/b></p><p>　　所選傳動方案如下圖所示：</p><p>　　電動機 2、聯軸器 3、減速器 4、聯軸器 5、傳動帶 6、滾筒</p><p><b>　　、原始數據：</b></p><p>　　(四)、工作條件與技術要求</p><p>　　使用折舊期：8

19、年；工作情況：兩班倒，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；工作環(huán)境：室內，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；制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。</p><p>　　2.2 電動機的選擇</p><p>　　1、電動機類型的選擇</p><p>　　根據動力源和工作的條件，選用Y系列三相異步電機 </p>

20、<p>　　2 電動機功率的選擇</p><p>　　工作機所需的有效功率為:Pw=Fv/1000ηw=5000×1.6/1000×0.96=8.33Kw</p><p>　　其中ηw為工作機傳動效率</p><p>　　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(彈性聯軸器)、η2（蝸桿傳動）、η3（滾動軸承）

21、、η4（圓柱齒輪傳動）</p><p>　　η = η12 ×η2 ×η33 ×η42</p><p>　　η=0.992 ×0.80×0.983×0.97=0.716</p><p>　　電機所需的工作功率：</p><p>　　Pd=Pw/η=8.33/0.716=11.63KW

22、</p><p>　　由表12-1選取電動機的額定功率為15kW</p><p>　　3、電動機轉速的選擇</p><p>　　選用常用同步轉速1000r/min和1500r/min兩種作對比：</p><p>　　工作轉速nW =60×1000V/πD</p><p>　　=60000×1.6/3

23、.14×500=61.14r/min</p><p>　　總傳動比i=nm/nw,,其中nm為電動機的滿載轉速。</p><p>　　現將兩種電動機有關數據列于下表比較：</p><p>　　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</p><p>　　4、電動機型號的選擇<

24、/p><p>　　根據電動機動率和同步轉速，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,</p><p>　　2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比</p><p>　　現總傳動比i=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.

25、12</p><p>　　2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數</p><p><b>　　1、各軸轉速的計算</b></p><p>　　nm=960r/min</p><p>　　n1=nm=960r/min</p><p>　　n2=n1/i1=960/20.12=47.71r/min<

26、;/p><p>　　n3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/min</p><p>　　n4=n3=61.16r/min</p><p>　　2、各軸輸入功率計算</p><p>　　Pd=11.63Kw</p><p>　　P1=pdη1=11.63×0.99=11.51kW</p>

27、<p>　　P2=p1η2η3=11.51×0.80×0.98=9.02kW</p><p>　　P3=p2η3η4=9.02×0.98×0.97=8.57kW</p><p>　　P4=p3η1η3=8.57×0.99×0.98=8.31Kw</p><p>　　3、各軸的輸入轉矩計算<

28、/p><p>　　Td=9550pd/nm=9550×11.63/960N·m=115.69N·m</p><p>　　T1=9550p1/n1=9550×11.51/960N·m=114.50N·m</p><p>　　T2=9550p2/n2=9550×9.02/47.71N·m=18

29、05.5N·m</p><p>　　T3=9550p3/n3=9550×8.57/61.16N·m=1338.18N·m</p><p>　　T4=9550p4/n4=9550×8.31/61.16N·m=1297.58N·m</p><p>　　將各軸的運動和動力參數列于下表：</p>

30、;<p>　　其中，傳動比i1=20.12,i2=0.78</p><p><b>　　2.5 小結</b></p><p>　　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的計算</p><p>　　第三章 齒輪的設計</p><p>　　3.1高速級渦輪蝸桿傳動的

31、設計計算</p><p><b>　　選擇蝸桿傳動類型</b></p><p>　　根據GB/T10085-1988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。</p><p>　　（2）齒輪材料，熱處理及精度</p><p>　　蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為45-55HRC</p><p>

32、;　　渦輪：鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100</p><p>　　（3）按齒面接觸疲勞強度進行設計</p><p>　　根據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：</p><p>　　α≥KT2(ZεZρ/[σH])1/3 </p><p>　　確定作用在渦

33、輪上的轉矩T2</p><p>　　按Z1=2，估取效率η=0.8，則</p><p>　　T2=9.55×106P2/n2=9.55×106Pη/(n1/i1)=9.55×106×4×0.8/960/20.03=637622N·mm</p><p><b>　　2）確定載荷系數K</b&g

34、t;</p><p>　　取載荷分布不均系數Kβ=1；《機械設計》表11-5選取使用系數KΑ=1;由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數KV=1.05；則</p><p>　　K=KAKβKV=1×1×1.05</p><p>　　3）確定彈性影響系數ZE</p><p>　　因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=1

35、60MPa ½。</p><p>　　4）確定接觸系數Zρ</p><p>　　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.</p><p>　　5）確定許用接觸應力 [σH]</p><p>　　根據蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面

36、硬度﹥45HRC，可從表《機械設計》表11-7中查得蝸桿的基本許用應力[σH]=268Mpa.</p><p>　　使用壽命Lh=300×8×8=19200h</p><p>　　應力循環(huán)次數N=60jn2Lh=60×1×47.93×19200×5.52×107</p><p>　　壽命系數KHn

37、=[107/5.52×107]1/8=0.8077</p><p>　　則[σH]=KHn·[σH]1=0.8077×268Mpa=216.46Mpa</p><p><b>　　6）計算中心距</b></p><p>　　a≥{1.05×637622×(160×2.9/216.46)

38、2 }1/3mm=145.438mm</p><p>　　取中心距a=160mm,因i1=20.12，從《機械設計》表11-2中取模數m=6.3mm,</p><p>　　蝸桿分度圓直徑d1=63mm.這時d1/a=0.39,從《機械設計》圖11-18中可查得接觸系數Z1ρ=2.76，因為Z1ρ<Zρ，因此以上計算結果可用。</p><p>　?。?）蝸桿與蝸

39、輪的主要設計參數于幾何尺寸</p><p><b>　　1）蝸桿</b></p><p>　　軸向齒距Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm</p><p>　　直徑系數q=d1/m=63/6.3=10</p><p>　　齒頂圓直徑da1=d1+2ha*×m=63+2×1×

40、;6.3=75.6mm</p><p>　　齒根圓直徑df1=d1-2m(ha*+c*)=63-2×6.3×(1+0.2)=47.88mm</p><p>　　分度圓導程角γ=11°18′36″</p><p>　　蝸桿軸向齒厚sa=πm=9.896mm</p><p><b>　　2）蝸輪</b

41、></p><p>　　蝸輪齒數Z2=41；變位系數X2=-0.1032；</p><p>　　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。</p><p>　　蝸輪分度圓直徑d2=mz2=6.3×41mm=258.3mm</p><p>

42、;<b>　　蝸輪喉圓直徑為：</b></p><p>　　Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=[258.3+2×6.3×(1-0.1032)]mm=269.6mm</p><p><b>　　蝸輪齒根圓直徑為：</b></p><p>　　Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=[2

43、58.3-2×6.3×(1+0.1.32+0.2)]mm=241.88mm</p><p>　　蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-1/2da2=(160-1/2×269.6)mm=25.2mm</p><p>　　(5)校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　σF=1.53KT2/d1d2m=YFa2Yβ≤[σF]</p>&

44、lt;p>　　當量齒數zr2=z2/cos3γ=41/(cos11.31°)=43.48</p><p>　　根據x2=-0.1032, zr2=43.48,從《機械設計》圖11-19中可查得齒形系數YFa2=2.46</p><p>　　螺旋角系數 Yβ=1-（11.31°/140°）=0.9192</p><p>　　許用彎曲

45、應力[σF]= [σF] ¹·Km</p><p>　　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</p><p>　　KFN=(106/5.52×107)1/9=0.64</p><p>　　壽命系數[σF]=56×0.64Mpa=35.84Mpa</p>

46、<p>　　σF=1.53×1.05×637622/63×258.3×6.3×2.46×0.9192Mpa=22.59Mpa</p><p><b>　　彎曲強度滿足。</b></p><p><b>　　（6）驗算效率η</b></p><p>　　η

47、=（0.95~0.96）tanγ/tan(γ+ψγ)</p><p>　　已知γ=11°18′36″=11.31°；ψγ=arctanfv;fv與相對滑動速度vs有關。</p><p>　　Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×63×960/60×1000cos11.31°=3.229m/s</p>

48、<p>　　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。</p><p>　　蝸桿速度v=πd1n/60×1000=π×63×960/60×1000=3.17m/s</p><p>　　校核蝸桿的齒面接觸強度</p><

49、p>　　對于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿配對時材料彈性系數Ze=160MP2</p><p>　　接觸系數Z′ρ=2.74</p><p>　　載荷系數K=1.05（載荷平穩(wěn)）</p><p>　　蝸輪實際轉矩T2=637622N·mm</p><p>　　許用接觸應力 [σH]=216.46Mpa</p><p

50、>　　校核蝸輪齒面接觸疲勞強度</p><p>　　σH=ZeZ′ρ(KT2/a3)½=160×2.74(1.05×637622/1603)½Mpa=177.242Mpa<[σH]=216.46Mpa</p><p><b>　　即齒面強度足夠。</b></p><p>　　熱平衡校核，初步估

51、計散熱面積A</p><p>　　估算箱體的散熱面積：</p><p>　　S=1000P(1-η)/ad(t0-ta)=1000×3.932×(1-0.894)/15×(65-20)=0.617m2</p><p>　　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)鳠嵯禂担?5W/(m2·K);t0為油的工作

52、溫度，取65度；ta為周圍空氣溫度，取20度。</p><p>　　精度等級公差和表面粗糙度的確定</p><p>　　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，側隙種類為f,標注為8fGB/T10089-1988。</p><p>　　蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心

53、采用H7/S6配合，并加抬肩和螺釘固定（螺釘選用6個）。</p><p>　　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。</p><p>　　3.2低速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數</p><p>　　1）按圖所示的傳動方案，選斜齒圓柱齒輪傳動。2）

54、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。</p><p>　　3）材料選擇。由《機械設計》表6-4選擇小齒輪材料為45鋼（調制），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。</p><p>　　4）選小齒輪齒數Z1=24，則大齒輪齒數Z2=i2Z1=2.09×24=50.16,取Z2=51.齒數

55、比U=51/24=2.125。</p><p>　　5）初選螺旋角β=14°。</p><p>　?。?）按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　由設計計算公式（6-28）</p><p>　　dif≥2(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3</p><p>　　1)確定公式內的各計算數值&l

56、t;/p><p>　　試選載荷系數Kt=1.6</p><p>　　由《機械設計》表6-5選取區(qū)域系數ZH=2.433.</p><p>　　同理查得εα1=0.770，εα2=0.84；則εα1+εα2=1.61。</p><p><b>　　小齒輪傳遞的轉矩</b></p><p>　　T1=T2

57、=614.28N.m=614×103N.m=6.1428×105N.m</p><p>　　5、由《機械設計》表6-9款系數φd=1</p><p>　　由《機械設計》表6-6料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2</p><p>　　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=390Mp

58、a.</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數</b></p><p>　　N1=60n2jLh=5.521536×107</p><p>　　N1=N1/u=2.598×107</p><p>　　9、查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.98,KHN2=1.08</p><p&

59、gt;　　10、計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1.</p><p>　　[σH]1=KHN1σHLIM1/S=0.98×550(MPa)=539Mpa</p><p>　　[σH]2=KHN2σHLIM1/S=1.08×550(MPa)=421.2Mpa</p><p>　　[σH]=[σH]1+[σH]2/2=539+42

60、1.2/2Mpa=480.1Mpa</p><p><b>　　2）計算 </b></p><p>　　1、試算小齒輪分度圓直徑dd1，</p><p>　　dd1≥2(KtT1(u+1)/φdεαu[ZHZε/σH]2)1/3</p><p>　　=[2×1.6×6.1428×105(2

61、.125+1)/1.633×2.125(2.433×189.8/480.1)2]1/3</p><p>　　=117.855mm</p><p>　　2、計算圓周速度v。</p><p>　　V=3.14×dn/60000=3.14×117.855×47.93/60000m/s=0.296m/s</p>

62、<p>　　因為Ｖ＜６m/s，故?。讣壘群线m。</p><p>　　3、計算齒寬b及模數mnt。</p><p>　　b=φdd1t=1×117.855mm=117.855mm</p><p>　　m nt =d1tcos14°/Z=117.855cos14°/24mm=4.76mm</p><p>

63、;　　4、齒高h=2.25m nt=2.25×4.76mm=10.71mm</p><p>　　b/h=117.855/10.71=11。</p><p>　　計算縱向重合度εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318×1×24×tanβ14°=1.903。</p><p><b>　　計算載荷系數K<

64、;/b></p><p>　　由表查得：使用系數KA=1;根據v=0.296m/s,8級精度。動載荷系數KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得8級精度、調質小齒輪相對支承非對稱布置時：</p><p>　　KHβ=1.15+0.18(1+0.6ψ2D)ψ2D+0.31×10-3×70.557=1.46</p><p>　　根據b/h=1

65、1、KHβ=1.46，由《機械設計》查表得KHβ=1.4。故載荷系數K=KAKVKHβ=1×1.03×1.4×1.46=2.105.</p><p>　　按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑</p><p>　　d1=dif(K/KT)1/3=117.855×(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm</p><p>

66、　　計算模數mn=d1cos2β/z1=129.14×cos14°/24mm=5.22mm</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　　mt≥(2KT1YβCOS2βYFAYSA/ψDZ21εa)</p><p><b>　　確定計算參數</b></p><p><b>

67、　　1、計算載荷系數</b></p><p>　　K=KAKVKFAKFβ=1×1.03×1.4×1.4=2.0188</p><p>　　根據縱向重合度εβ=1.903，從《機械設計》表查得螺旋角影響系數Yβ=0.88。</p><p><b>　　計算當量齒數</b></p><

68、p>　　ZV1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27 ZV2=Z2/cos3β=51/cos314°=55.83。</p><p>　　查取齒形系數及應力校正系數</p><p>　　由《機械設計》表查得YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。</p><p>　　由《

69、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=325Mpa.</p><p>　　由《機械設計》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.95，KFN2=0.96</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4</p><p>　　[σF]1=

70、KFN1σFE1/S=257.857Mpa</p><p>　　[σF]2=KFN2σFE2/S=222.857Mpa</p><p>　　計算大小齒輪的[σF]并加以比較</p><p>　　YFA1YSA1/[σF]1=2.592×1.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/[σF]2=2.319×1.717/222.857=0

71、.018,大齒輪的數值大。</p><p><b>　　計算（按大齒輪）</b></p><p>　　mt≥[2KT1Yβcos2βYFAYSA/ψdz12εa[σF]]1/3=[2×2.0188×6.1428×103×0.88×cos214°×0.018/1×242×1.61]

72、1/3=3.42mm</p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數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，z1=d1cosβ/mn=129

73、.14×cos14°/3.5=35.8,取z1=36,則z2=i2z1=2.09×36=75.24,取z2=75.實際傳動比i2=z2/z1=75/36=2.083,與原傳動比基本一致。</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p>　　中心距計算a=(z1+z2)mn/2cosβ=(36+75)×3.5/2

74、cos14°=200.26mm,將中心距調整為200mm.</p><p>　　調整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　Β=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)×3.5/2×200=13.772°=13°46′19″</p><p>　　3）計算大小齒輪的分度圓直徑</p>

75、;<p>　　d1=z1mn/cosβ=36×3.5/cos13°46′19″=129.73</p><p>　　d2=z2mn/cosβ=75×3.5/cos13°46′19″=270.27</p><p>　　計算齒輪寬度b=Φdd1=1×129.73=129.73mm,取b=130mm,則：B2=130mm,B1=135

76、mm.</p><p><b>　　齒輪結構設計</b></p><p>　　小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，齒輪傳動的尺寸見下表：</p><p><b>　　3.3小結</b></p><p>　　本章主要介紹了高

77、速、低速齒輪的設計及其計算。</p><p><b>　　第四章 軸的設計</b></p><p><b>　　4.1蝸輪軸的設計</b></p><p>　　（1）選擇軸的材料，確定許用應力</p><p>　　因為為普通用途中小功率減速器，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。故選軸的材料45號鋼，調質處理。查

78、《機械設計》表9.1可知：</p><p>　　σb=600MPa [σ]b-1=55Mpa</p><p>　?。?）蝸輪軸上的功率PI =11.51kw </p><p>　　轉速 n1=960r/min</p><p>　　轉矩T1=114.50 N?㎜</p><p>　　轉距T2 ＝

79、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㎜</p><p>　　蝸輪分度圓直徑 d2＝258.3㎜而Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 N</p><p>　　Fa1= Fr2=2T2 / d2=8.4N</p><p>　　Fr1=Fr2tan α=8.4×tan20o=3.05N&l

80、t;/p><p>　　（4）初步確定軸的最小直徑，取A0 =112，于是得</p><p>　　dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112×(11.51/960)1/3=38.5mm</p><p>　　計算聯軸器的轉矩，取 KA=1.5Tc= KA T1=1.5×114.5×103 =171750N?㎜選用LT3彈性套柱銷聯軸器

81、，其公稱轉矩為315000N?㎜。半聯軸器的孔徑dI＝20㎜，故取dI-II=20㎜,半聯軸器長度L＝52㎜，半聯軸器與配合的轂孔長度 L1＝38㎜4.1.1軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案</p><p>　　（2）根據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

82、軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=30mm,半聯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軸器而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度略短一些，現取LI-II =36mm2）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dII-III＝25mm,選取32306，其尺寸d×D×T=30×72×27 故dIII-IV=dV-IV=30㎜,而LI

83、II-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構設計而定，根據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軸器左端面間的距離15mm，故LII-I</p

84、><p>　　對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力，</p><p>　　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</p><

85、;p>　　Fa21= Fd2=135.3N</p><p>　　因為 故X=0.4,   Y=1.9;,   故X=1,    Y=0;因軸承運轉過程中載荷較平穩(wěn)，查表，fp =1.1。則P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7899.9NP2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N 3） 驗算軸承壽命因

86、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。首先根據軸的結構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，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。</p><p>　　4）按彎扭合成應力校核

87、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。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應變。應取a=0.6 ，軸的計算應力為</p><p>　　已知選用軸的材料為45鋼，調質處理，查表0.6得[σ-1]=60MPa。因此σca ＜σ-1，故安全。4.2蝸桿軸的設計計算1.蝸桿軸上的功率PII=9.02kw ，</p><

88、p>　　轉速 nII=47.71r/min ，轉矩 TII＝1805N?㎜ 軸III上的功率PIII=8.57kw,轉速NIII=61.16r/min  ，轉矩TIII＝1338.18㎜</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力蝸輪：Fa2= Ft1=2T1 /d1=2×114.5/63=3.63N</p><p>　　Ft2=

89、 Fa1=2T2 /d2=2×1085.5/302.4=7.19N</p><p>　　Fr2= Fr1= Ft2 tan α=7.19 ×tan 200=2.61N</p><p>　　小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mm</p><p>　　Ft3= Ft3=2T3 /d2齒=2×1338.18/270.

90、27=9.9NFr3= Fr4= Ft3 tan α/ =9.9×tan 200/ =3.5N </p><p>　　Fa3= Fa4= Ft3 tan 14?8′28"=3.5×tan 14?8′28" =109N </p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑，取A0=112dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112×

91、;(4.14/38)1/3=53.4mm</p><p>　　4.2.1軸承的選擇1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據dI-II =50mm,選取7310B，其尺寸d×D×B=50mm×110mm×27mm 故dI-II 

92、60;= dv-vI =50㎜,（2）取安裝齒輪處的軸段直徑dII-III = dIV-V =55mm,齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，蝸輪寬度B≤0.75da1 =0.75×75.6=56.7㎜，取其寬度為56㎜，故取LII-III =52mm,小齒輪B2 =106㎜,故取LIV-V =102mm,齒輪采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm, dIII-IV =65mm,

93、LIII-IV =40㎜（3）為了保證蝸輪蝸桿、直齒的嚙合，取蝸輪端面到內機壁的距離a1=22mm ；為了保證直齒的嚙合，取小齒輪端面到內機壁的距離a2=9mm ；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△2 ,取△2=10mm，已知滾動軸承寬度B=</p><p>　　（5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45?。各軸肩處的圓角半徑取R2。4.2.2軸的

94、強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1 和 Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則Fr1V=2824.8N Fr2V=1629.2N</p><p>　　Fr1H=6128.7N Fr2H=-993.5N </p><p>　　Fr1=( Fr1V 2+Fr1H2)1/2= (2824.8 2+6128.72)1/2 =6728.4N

95、 </p><p>　　Fr1=( Fr2V 2+Fr2H2)1/2= (1629.2 2+6128.72)1/2 =1908N （2） 求兩軸承的計算軸向力Fa1 和Fa2及軸上軸向力對于角接觸球軸承7310B，按查表，軸承的派生軸向力Fd= 1.14 Fr,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7310B的基本額定載荷C=68200N, Co  =48

96、000N。e=1.14，Fac=Fa3-Fa2=1265.7N因此可得  Fd1= 1.14 Fr=7693N</p><p>　　Fd2= 1.14 Fr2=2175N</p><p>　　所以 Fa1= Fd1=7693N</p><p>　　Fd2= Fd1-Fac=6227.3N</p><p>　　因為Fa

97、1/ Fr1= 1.14≤e;故X=1, Y=0；Fa2/ Fr2= 3.37≤e,  故X=0.35,Y=0.57；因軸承運轉過程中載荷較平穩(wěn)，按表13—6，fp =1.1。則P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432NP2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=4764.5N（3） 驗算軸承壽命因為P1 ＞P2 ，所以按軸承1的的受力大小驗算Lh=106/60n(C/ P1)Z=138

98、250h＞19200h     故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據軸的結構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。對于角接觸球軸承7310B，由手冊中查得a=47.5mm。因此，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中</p><p>　　6）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

99、扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應變。應取a=0.6 ，軸的計算應力為</p><p>　　已知選用軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[σ-1 ]=60MPa。因此σca ＜[σ-1]， ，故安全。4.2.3精確校核軸的疲勞強度1判斷截面II左右兩側為危險截面2、截面II左側抗彎截面系數W=0.1d3 =0.1×5

100、0 3=12500mm3 抗扭截面系數W =0.2 d 3=0.2×50 3=25000 mm 3截面II左側的彎矩M為M=111579.6×24/52=51498.3N?mm截面II上的扭矩T=441280N?mm截面上的彎曲應力σ=M/W=13.9Mpa截面上的扭轉切應力t= T/ Wt =209000/18225=4.12Mpa軸的材料為45鋼，調質處理。查表15-1得σH=640Mpa, σ-1

101、=275Mpa, t-1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數σa 及σr按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,,經插值后可查得ca=2.0，σr =1.36軸的材料的敏性系數為qσ =0.82   q r=0.85故有效應力集中系數為kt =1+ qr (σσ-1)=1.82  </p><p>　　S=1.5故可知其安全

102、③截面II右端  抗彎截面系數W=0.1d3 =0.1×553 =16638mm3   抗扭截面系數W =0.2 d 3=0.2×55 3=33275mm 3彎矩M及彎曲應力為：  M=51498.3N?mm                

103、    σb=M/W=113.9Mpa扭矩T及扭轉切應力為：T=441280N?mm                     t= T / W =4.12Mpa過盈配合處的k / §σ，用插值法求出，并取kt /§r =0.8 kc/§

104、;σ  ，得</p><p>　　kσ/§σ=3.16    k r/§r=0.8 kσ/§σ=2.53軸按磨削加工，得表面質量系數為σ= r =0.92故得綜合系數為：Kσ= kσ/ §σ+1/ σ-1=3.25       Kr = kr /§r +1/r -1=2.62因

105、此，軸在截面IV右側的安全系數為：            S 1=σ-1 /（Kσσa  +§σ  σa）=6.09                S2 =t-1 /（Krta  +﹠r

106、tm  ）=15                 S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ） =6.05,</p><p>　　S=1.5故該軸在截面II右側的強度也足夠4.3齒輪軸的設計計算1.齒輪軸上的功率PIII

107、=8.57kw ，</p><p>　　轉速 nIII=61.16r/min ，</p><p>　　轉矩 TIII＝1338.18N?㎜ 2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mm</p><p>　　Ft4= Ft3=2T3 /d2齒=2×1338.1

108、8/270.27=9.9NFr4= Fr3= Ft3 tan α/ =9.9×tan 200/ =3.5N </p><p>　　Fa4= Fa3= Ft3 tan 14?8′28"=9.9×tan 14?8′28" =109N </p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑，取A0=112dmin= A0(P3/ n3)1/3= 11

109、2×(3.98/76)1/3=41.9mm</p><p>　　計算聯軸器的轉矩，取 KA=1.3Tc= KA T3=1.3×56×104 =728000N?㎜選用HL7彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為63000N?㎜。半聯軸器的孔徑dI＝70㎜，故取dI-II=70㎜,半聯軸器長度L＝142㎜，半聯軸器與配合的轂孔長度 L1＝107㎜4軸的機構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案

110、如圖所示的裝配方案</p><p>　　（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,DII-III =76mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯軸器與軸配合的孔長度L1 =112mm,故I-II段的長度略短一些，現取LI-II=108mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用

111、，故選用角接觸球軸承，根據dII-III=76㎜,選取7016AC軸承，其尺寸d×D×B= 80mm×125mm×22mm故dIII-IV＝dVII-VIII =80㎜3）取安裝大齒輪處的軸段直徑dVI-VII=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，其寬度為100㎜，故取LV-VI =96mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=6

112、mm, dV-VI=87mm, LV-VI=9㎜4）軸承端蓋的總寬度為47mm，由減速器及軸承端蓋的結構設計而定，根據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軸器左端面間的距離15mm，故LII-III =</p><p>　　至此已初步確定軸的各段直徑和長度。6）軸上零件的周向定位為了保證半聯軸器與軸的連接，按軸的最小直徑查得平鍵截面 b×h=18mm×11mm ，

113、長為L=90mm ，半聯軸器與軸的配合為;按軸的直徑查得平鍵截面 b×h=20mm×12mm ，長為L=80mm ，半聯軸器與軸的配合為，所以滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的</p><p>　　7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45?。各軸肩處的圓角半徑取R2。8）精確校核軸的疲勞強度1、判斷截面VII左右兩側為危險截面2、截面VII右側抗彎截面系數

114、W=0.1d 3=0.1×703 =34300mm 3抗扭截面系數Wt =0.2 d3 =0.2×50 3=68600 mm3 截面VII右側的彎矩M為M=[510009.7×(86-48)]/86=225353.13N?mm截面VII上的扭矩T=1270000N?mm截面上的彎曲應力σb=M/W=6.57Mpa截面上的扭轉切應力tT= T/ W t=209000/18225=18.51Mpa軸

115、的材料為45鋼，調質處理。查表15-1得σH=640Mpa, σ-1=275Mpa, σ-1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 aσ及ar 按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,,經插值后可查得aσ=2.0，ar =1.32軸的材料的敏性系數為qσ =0.82   q r=0.85故有效應力集中系數為kt =1+ qr (σσ-1)=1.8</p>

116、;<p>　　由尺寸系數 §σ=0.68.§r =81軸按磨削加工，可得表面質量系數σ= r =0.92軸未經表面強化處理，即q =1，則得綜合系數為       Kσ= kσ/ §σ+1/ σ-1=2.76</p><p>　　Kr = kr /§r +1/r -1=1.66  碳鋼的特性系

117、數﹠1 =0.1~0.2，取﹠1 =0.1                 ﹠2=0.05~0.1，取﹠r=0.05計算安全系數S 值，則得：                 S 1=σ-1 /

118、（Kσσa  +§σ  σa）=14.42                S2 =t-1 /（Krta  +﹠rtm  ）=9.97             

119、60;  S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ）1/2 =8.1</p><p>　　S=1.5故可知其安全③截面VII左端 抗彎截面系數W=0.1d3 =0.1×753=42188mm3 抗扭截面系數WT =0.2 d 3=0.2×75 3=84375mm 3彎矩M及彎曲應力為：M=225353.1

120、N?mm                   σb=M/W=5.34Mpa扭矩T及扭轉切應力為：T=12700000N?mm                     

121、;  tT = T2 / WT =15Mpa過盈配合處的k / §σ，用插值法求出，并取kt /§r =0.8 kc/§σ  ，得</p><p>　　kσ/§σ=3.16    k r/§r=0.8 kσ/§σ=2.53軸按磨削加工，得表面質量系數為σ= r =0.92故得綜合系數為

122、：Kσ= kσ/ §σ+1/ σ-1=3.25       Kr = kr /§r +1/r -1=2.62因此，軸在截面IV右側的安全系數為：            S 1=σ-1 /（Kσσa  +§σ  σa

123、）=15.1                S2 =t-1 /（Krta  +﹠rtm  ）=7.74           S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ） =6.97

124、, S=1.5</p><p><b>　　4.4小結</b></p><p>　　本章主要介紹了蝸輪軸、蝸桿軸、齒輪軸的設計、計算及校核</p><p><b>　　第五章 箱體設計</b></p><p><b>　　5.1箱體設計</b></p>&

125、lt;p>　　5.2其他附件的選擇1．視孔蓋  選用A=140mm的視孔蓋。2．通氣器選用簡易通氣器M20×1.53．油面指示器根據指導書表14.13，選用桿式油標M204．油塞根據指導書表14.14，選用M20×1.5型油塞和墊片5．起吊裝置根據指導書，箱蓋選用吊耳d=16mm6．定位銷根據指導書表11.30，選用銷GB/T 117-2000 A8×35

126、7．起蓋螺釘選用螺釘M12×30</p><p><b>　　5.3小結</b></p><p>　　本章主要介紹了箱體的設計 </p><p>　　第六章 密封與潤滑1．齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級蝸桿浸油深度30~50mm，取深h=32mm。根據指導書表16-1，選用全損耗系統用油 L