加熱爐裝料機

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1、《機械設計》課程設計說明書 目 錄 第一章設計任務 3 1.1 設計題目 3 1.2 設計背景 3 1.3 設計任務 3 1.4 設計方案 3 第二章 機械裝置的運動和動力參數(shù)計算 5 2.1 電動機的選擇 5 2.2 電動機的安裝尺寸及外形 5 2.3 傳動比的確定 6 2.4 運動和動力參數(shù)的確定 6 第三章蝸桿和蝸輪的設計 8 3.1 蝸桿蝸桿傳動設計計算 8 3.2 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 9 3.3 校核齒根彎曲疲勞強度 9 第四章 軸的設計及校核 12 4.1 蝸桿軸的設計 12 4.2 蝸輪軸

2、的設計 13 4.3 軸的校核 14 第五章齒輪的計算 19 31 第六章箱體的設計 23 設計小結與心得體會 27 參考文獻 28 第1章設計任務 1.1 設計題目 加熱爐裝料機 圖1.1 加熱爐裝料機 1.2 設計背景 (1)題目簡述 該機器用于向加熱爐內(nèi)送料。裝料機由電動機驅動，通過傳動裝 置是裝料機推桿做往 復移動，將物料送入加熱爐內(nèi)。 (2)使用狀況 室內(nèi)工作，需要5臺，動力源為三相交流電動機，電動機單向轉動，載荷較平穩(wěn)，轉速 誤差＜4%;使用期限為10年，每年工作250天，每天工作16小時，大修期為3年。 (3)生產(chǎn)狀況

3、 中等規(guī)模機械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。 1.3 設計參數(shù) 已知參數(shù)：推桿行程200mm 表1.1設計參數(shù) 數(shù)據(jù)編號 1 2 3 4 5 電動機所需功率/kW 2 2.5 1 2.8 3 :3.4 推桿工作周期/s 4.3 3.7 3.3 3 2.7 1.4 、設計任務 1)設計總體傳動方案，畫總體機構簡圖，完成總體方案論證。 2)設計主要傳動裝置，完成主要傳動裝置的裝配圖。 3)設計主要零件，完成兩張零件工作圖。 4）編寫設計說明書 1——電動機 2——聯(lián)軸器 3——蝸桿減速器 4——箱體 5 齒輪減速器 6——

4、擺桿 方案如下： 圖1.1 設計方案 電動機所需功率：p=2kw 第二章機械裝置的運動和動力參數(shù)計算 2.1、電動機的選擇 1 .）電動機的類型 按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機，電壓 380M 2 .）選擇電動機的容量 因為電動機所需功率已給出既p=2kw 所以查《機械設計綜合課程設計》表 6-164可選用Y112M-6 表2-1電動機參數(shù)表 電動機型號 額定功率 同步轉速/滿載轉 電動機質量 最大轉距 堵轉轉距 /kw 速 nm/ (r/min) /kg 額定轉距 額定轉距 Y112M-6 2.2kw 940 中

5、 2.0 2.0 2.2、 電動機的安裝尺寸及外形尺寸 根據(jù)題目的實際情況，可采用機座帶座腳，端蓋無凸緣 Y系列電動機，該電動機的安裝 尺寸及外形尺寸查《機械設計綜合課程設計》表 6-166可列出下表。 表2-2電動機的安裝尺寸及外行尺寸（mm） 機座號 級數(shù) A B C D E F 112M 6 190 140 70 28 +0.009 -0.004 60 8 續(xù)表 G H K AB AC AD HD BB L 24 112 12 245 230 190 265 180 400 電動機的安裝尺寸和外形尺

6、寸的大體示意圖如下圖所示 安裝尺寸和外形尺寸的大體示意圖 圖2-1電動機的 2.3、 傳動比的確定 總傳動比 i巧 nm 940 心 nw 14 67 因運輸帶速度允許有誤差 4%則 i 67 2.68 分配傳動比 i總 估取: io 22 則 i 總 ioii 66 2.4、 運動和動力參數(shù)計算 滾動軸承： o 0.99 聯(lián)軸器： 1 0 . 99 蝸輪蝸桿： 2 0.75 齒輪: 3 0 .98 運動和動力參數(shù)計算：

7、 0軸（電動機軸）： P0 2 kw nO nm 940 rmin P0 2 T0 9550 0 9550 — n0 940 按《機械設計綜合課程設計》表 確定各部分的效率: 2-5 20 .32 N ? M 1軸（蝸桿軸）：  Pir po i 2 0.99 1.98kw Pic Pir 0 1.98 0.99 1.96 kw ni no 940 rmin T1r 9550 立 20.12 kw ni T1c 9550 型 19.91kw ni 2軸（渦輪軸）： P2r Pic 2

8、 1 .47 kw 42 .72 0 1 .47 0.99 1 .46 kw T2r 9550 P 2r 328 .62 kw n2 rmin T1 c 9550 匕^ 326 . 38 kw c n2 3軸（齒輪軸）： P 3r P2c 3 1 .46 0.98 1 .43 kw P 3c P 2r 0 1 .43 0 .99 1 .42 kw n3 n2 ii 14 .24 r min T3r 9550 P 3r 959 .02 kw

9、n3 T3c 9550 P 3c 952 .32 kw n3 0.99。 各軸的輸出功率或輸出轉矩分別為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘軸承效率 運動和動力參數(shù)的計算結果匯總如下： 表2-3運動和動力參數(shù)匯總 軸名 功率r/k抑 轉矩T/N* H 轉速 傳動比i 效率n 輸入 輸出 輸入 輸出 。軸 2 2D. 32 940 1軸 1.98 1,96 20.12 19.91 940 。取 2軸 1.47 1. 4E 328. &2 326. 3S 42, 72 22 0.

10、 74 3軸 1.43 L 42 S69. 02 熊工32 11. 24 3 0. 9? 第三章蝸桿和蝸輪的設計 3.1、蝸桿蝸桿傳動設計計算 1）、選擇蝸桿傳動類型： 由以上分析可知：輸入功率 P=2kw, n1 940 r/min , i=22。 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線渦輪蝸桿（ZI）。 2）、選擇材料 考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度是中等，故蝸桿用 45鋼，因希望效率高些，耐磨 性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 45~55HRC蝸輪用鑄造錫磷青銅 ZCuSn10P1 砂模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒面用青銅制造，

11、而輪芯用鑄鐵 HT100鑄造。 3）、按齒面接觸疲勞強度進行設計 設計，再校核齒根彎 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 曲疲勞強度，傳動中心距： （1）由表3-1可知作用在蝸輪上的轉矩T2r 328 N ? M （2）確定載荷系數(shù)K 因工作中有輕微的振動，故取載荷分布不均系數(shù) K 1.45；由主教材表11-5選取 Ka 1.05;由于轉速中等，沖擊不大，可取動載荷系數(shù) Kv 1.15;則： K Ka?K ?Kv 1.15 1.45 1.05 1.21 （3）確定彈性系數(shù)Ze 因為選用的是鑄造錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故： ZE =160MPa1，，2o

12、 4）、確定接觸系數(shù)Z 先假設蝸桿的分度圓直徑于傳動比的比值 dja 0.35,從主 教材圖11-18中可查的 Z =2.9。 5）、確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪的材料為鑄造錫磷青銅 ZCuSn10P1砂模鑄造， 查表 11-7中查的渦輪的基本許用壓力 H 180MPa 應力循環(huán)次數(shù)：N 60njLh n=42.73 ; j=1 ; Lh 10 250 16 40000h 所以 N 60 42.73 1 40000 1.026 108; 壽命系數(shù): KHN {IO_ 0.75 ； H H KHN 56 0.75 42MPa 6）、計算中心距 a 3 1.21 328620

13、 (160 2.9)2 138.25 180 取中心距a=160mm因i=22，故從主教材表11-2取模數(shù)m=6.3,蝸桿的分度圓直d1 63mm 3.2、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸: 1）蝸桿軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 Pa m 17.78mm a q d1m 10mm I I - I* 4 4 — 4 — da1 d1 2ham 63 2 1 6.3 75.6mm a i i a _ _ _ . _ * * 、 4 —— 一 df1 d1 2( ham cm) 47.25 tan z1 — 0.2; 11.320

14、 q 10 m， Sa 9.89mm 2 2）蝸輪：齒數(shù)Z2 41;變位系數(shù)：X2 0.1032； 蝸輪分度圓直徑 d2 mz2 258.3mm 蝸輪喉圓直徑 da? d2 2ha, 258.3 2 5.65 269.6mm a2 2 a2 蝸輪齒頂高 * ha2 m(ha X2) 5.65mm 蝸輪齒根圓直徑 df2 d2 2hf2 241.24mm A t-t ，.人 r J r I —■ ? * ■ . * I . . 蝸輪齒根局 hf m(ha X2 c ) -(d2 df ) 8.53mm 2 2 2 1 蝸輪咽喉母半徑 rg2 a ida2

15、160 - 269.6 25.2 3.3、 校核齒根彎曲疲勞強度 1.53kT2 d2dlm YFa2Y [f] 當量齒數(shù) Zv2 ——41—3 43.48 cos (cos11.32 ) 根據(jù)X2 -0.132, Zv 43.48;從主教材圖11-19中可查得齒形系數(shù)Yf 2.49 v2 a2 螺旋角系數(shù) Y 1-- 1 口32- 0.9192 140 140 許用彎曲應力 [f] [ f] ?kFN 從主教材表11-8中查得由鑄造錫磷青銅ZCuSn10P1基本許用彎曲應力 F 56MPa 壽命系數(shù) Kfn 9 106 ：1.026 108 0.5

16、9 [F] 56 0.59 33.04MP F 1.53 KT2 1.53 1.21 328620 2.49 0.9192 13.58 [ F] d1d2m 63 258.3 6.3 所以強度是滿足的。 蝸桿外形圖 罟百涔 J - 圖3.2蝸輪圖 3.4、 熱平衡校核 蝸桿傳動由于效率低，所以工作是發(fā)熱量大，在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時 散掉，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至膠合。所以，必須采取 冷卻措施。 常采用的冷卻措施有： 1、加散熱片以增大散熱面積。 2、在蝸桿軸端加裝風扇以加速空氣的流通。 3、在傳動箱內(nèi)裝循環(huán)

17、冷卻管路。 3.5、 效率的校核 (0.95 0.96)—tan—— tan( v) 已知 11.32 , v arctan fv , %與相對滑動速度Vs有關。 dm 60 1000 cos 63 940 60 1000 cos11.32 3.16ms 0.81,大于估計值,因此 從表11-18中用插值法查的fv 0.0338; v 1 85;代入式中的 不用重算 第四章 軸的設計及校核 4.1、 蝸桿軸的設計 1、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由表3-1可知： P 1.98kW n1 940 r/m.n T1 20.12kN 2、求作用在齒

18、輪上的力 Fti Fai 2Ti di 2 20.12 63 0.64kN Fr1 Fr2 Ft2tana 0.92kN Fa1 Ft2 2T2 2 328.62 d2 258.3 2.54kN 3、初步確定軸的最小直徑 先按主教材式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據(jù)主教 材表15-3,取Ao 112于是得: dmin A03 P1 14.36mm 號n1 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處，軸的直徑 d1,為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器的孔 徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉

19、矩Tca kAT1 ,查主教材表14-1考慮轉矩變化很小故取kA =1.3則： Tea kaT1 1.3 20.12 26.16N ?M 按照計算轉矩Tca應該小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計綜合課程設計》表 6-100選 ca 用彈性柱銷聯(lián)軸器：LT4聯(lián)軸器= ZC24 44。聯(lián)軸器的公稱轉矩為63N.M.孔徑d2 28mm, JB25 62 故取d2 28mm。聯(lián)軸器的長度為62mm聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 40mm 4、軸的結構設計 (1)、為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，左端需制出一軸問故 d2 32mm,為了保證軸端擋圈只 壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上故11 60mm

20、 (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，故選用單列圓錐滾子軸承。 參照d2 32mm 0由《機械設計綜合教程設計》選取 0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐 滾子軸承32208,起尺寸由手冊上查得32208型軸承的定位軸間高度好為7mm因此 d4 47 mm。 (3)考慮到軸承端蓋的寬度取l2 50mm (4)軸上零件的周向定位，采用平鍵連接，查主教材表6-1選用平鍵為bxh=6x6,長度為40mm (5)確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考主教材表15-2,取軸端倒角為45度，各軸間處的圓角半徑如圖 11U 圖4.1 蝸桿軸 4.2、 蝸輪軸的設計

21、 1、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由表3-1可知： p2 1.47kW n2 42.72 rmin T2 328.62N ?M 2、求作用在齒輪上的力 Ft2 Fa1 2.54kN Fr2 Fr1 Ft2 tan a 0.92kW Fa2 Ft1 0.64kW 3、初步確定軸的最小直徑 先按主教材式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據(jù)主教 材表15-3,取A。112于是得： dmin 18.45mm 4、軸的設計尺寸如圖: 圖4.2 蝸輪軸 5、軸承的類型的選擇： 初步選擇滾動軸承，由《機械設計綜合教程設計》選

22、取 0基本游隙組、標準精度級的單列圓 錐滾子軸承參照工作要求，取單列圓錐滾子軸承型號為： 32208. 5、軸上零件的周向定位，采用平鍵連接，查主教材表6-1選用平鍵為bxh=6x6,長度為40mm 6、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考主教材表15-2,取軸端倒角為45度,各軸間處的圓角半徑如圖。 4.3、 軸的校核 1、做出軸的計算簡圖如下： 根據(jù)前面的分析，我們可以分析出： T 20.12N ?M Fa 2.54kN Ft 0.92 kN Ft 0.64 kN M h 55 .2N ?M Fnvi 0.64kN Fnv2 0.64kN Fnhi Fnh 2 0.46

23、kN M 67.24N?M 2、做出彎矩圖、扭矩圖如下: Mu 圖4.3彎矩扭矩圖 3、校核軸的強度： 水平面力和力矩: FNH1 FNH 2 FNH 1 FNH 2 可得：MH Ft 0.64kN 互 0.32kN 2 FNH1 L 0.32 120 38.4N?M 豎直平面內(nèi)的力和力矩 Fnvi FnV2 Fr 0.92kN F. …. Fnvi Fnv2 00.46kN 2 可得：MH Fnh1 L 0.46 120 55.2N ?M 總彎矩 M M； M； 67.24N?M 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸

24、上承受的最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。 根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取 a 0.6,軸得計算應力： M2 (a )2 8.4 W 0.1d3 前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查的 因此， 4、按疲勞強度條件進行精確校核 這種校荷計算的實質在于確定變應力情況下軸的安全程度。在已知軸的外形、尺寸及載 荷的基礎上，即可通過分析確定出一個或幾個危險截面，按主教材式（ 3-35）求出計算安全 系數(shù)Sca并應使其稍微大于或至少等于設計安全系數(shù) S,即： S ?S S2 S2 軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得 b 640MP

25、a 1 275MPa 1 155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按附表3-2查得 1.5, 1.3又 由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q 1.5,q 0.85 故有效應力集中系數(shù)按（附3-4）為: K 1 q ( 1) 1 0.82 (1.5 1) 1.41 K 1 q ( 1) 1 0.85 (1.30 1) 1.255 由附圖3-2知尺寸系數(shù) 0.6,由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)z 0.8軸按磨削加工，由 附圖3-4得表面質量系數(shù)為： z 0.92 軸按磨削加工，由附圖 3-4得表面質量系數(shù)為 0.92,軸未經(jīng)表面強化處理即

26、 q 1,按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)為 故的綜合系數(shù)為: 1.41 1 0.6 0.92 1 2.44 1 , 1.255 1 , —1 1 0.8 0.92 1.66 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù): 0.1 0.2，取 0.1 0.05 0.1，取 0.05 于是計算安全系數(shù)Sca,按式15-7及15-8則得  275 M 1.41 1.54 0.1 -S 126.65 0 S ?S S2 155 1.66 23 2 126.65 7.88 0.05 23 2 7.88 ..126.652 7.882 7.8

27、7 S 1.5 故可知其安全。 5、鍵的校荷 1)蝸輪軸上的校核 平鍵截面b h 6 6, l 36mm鍵的工作長度l L 36mm,鍵軸和輪轂的材料都是鋼。 由表6-2查得許用擠壓應力 p 100 : 120MPa ,取其平均值 p 110MPa鍵與輪轂鍵槽的 接觸高度K 0.5h 0.5 6 3mm由式6-1可得: 2 328.62 0.304 [ p] 110MPa 3 36 20 p 2T kld 可見聯(lián)接的擠壓強度合適 6、滾動軸承的確定與校核 工作期限為十年，每年工作250天；大修期為三年，軸承的壽命：Lh 10 250 16 40000h

28、 軸承上所承受的徑向力FrA 512N,F舊512N軸向力F% 1.27kN。 軸承的工作轉速為940r/in ,軸的直徑為40mm,初選圓錐滾子軸承32208,由《機械 設計綜合課程設計》表6 - 67知基本額定動載荷Cr 77.8kN基本額定靜載荷 Cor 97.2kN 。 根據(jù)主教材表13-7知，派生的軸向力的計算公式：Fd Fr/(2Y) Fa Fa 1270 Fr1 Fr2 512 查主教材表13-5知Y=1.4, X=0.4 512 Fd1 Fd2 182.86N 2 1.4 Fd1 Fa Fd2 Fa1 Fa Fd2 1452.86N Fa2 Fd2

29、 512N 徑向當量載荷計算公式 P fp(XFr YFa) pi 4082N P2 2867.2 N 由主教材表13-6知載荷系數(shù)fP 1.2: 1.8,取fP 1.3 ,由主教材表13-4知溫度系數(shù) fT 1.0,（軸承工作溫度 150）;對于滾子軸承 10/3 所以軸承的基本額定動載荷為: Ca fpPA 60nLh 10 ( ( / 八6 ) ft 106 1.3 2867.2 10 60 940 40000、3 )3 106 8.498kN 77.8KN 32208 型軸承 能滿足工作要求。 驗算該軸承壽命, 根據(jù)式 Lh

30、106 60n (fC) 106 60 940 10 .1 8.498 3 5 ‘ ( )3 2.07 10 h Lh 0.512 高于預期壽命，即滿足設計要求 第五章齒輪的計算 1、選定齒輪類型精度等級、材料及齒數(shù)。 （1）、根據(jù)傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）、加熱爐裝料機為一般工作機，速度不高，故選用 7級精度。 （3）、材料的選擇：由表（10-1）選擇小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280HBs大齒輪材 料為45鋼（調質），硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS （4）、選小齒輪齒數(shù) 乙 24,大齒輪齒數(shù)Z2 72. 2、

31、按齒面接觸強度設計 由主教材公式（10-9a）進行試算： d1t 2.323/kTL?U-J（-Z^）2 3.29 105 N?M ,d u [ h]， （1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。 1）試選載荷系數(shù)Kt 1.3。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩： 5 95.5 105 出 Ti 5 95.5 105 1.47 42.72 3.29 105 N?M 3）查表（10-7）選取齒寬系數(shù)d 1。 1 4）由表（10-6）查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa2。 5）查圖（10-21d）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hm 600MPa ；

32、大齒輪的接 觸疲勞強度極限HHm2 550MPa。 6）由公式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1 60nl jLh 60 N2 42.27 1 (250 16 10) 1.03 108 1.03 108 3.2 3.2 107 7）查圖（10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni 1.15； Khn2 1.25。 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%安全系數(shù)S 1,由公式10-12得 [h]i KHN1 lim1 1.15 600MPa 690MPa S K [h]2 1.25 550MPa 687.5MPa S (2)計算 1)試算小齒輪

33、分度圓直徑d1t,代入 H中較小的值 d1t 2.323 2 KTi u 1 Ze 2.323 _5 1.3 3.29 105 4(189.8 3 687.5 2 )mm 81.53mm 2) 計算圓周速度v dm 60 1000 81.53 42.72 m / s 0.18m / s 60 1000 3) 計算齒寬b 。 d d〔t 81.53mm 4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt d〔t 噌mm 34mm 24 齒高 2.25mt 2.25 3.4mm 7.65mm 81.53 10.66 7.6

34、5 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v 0.18m/s, 7級精度, 查圖 10-8得動載系數(shù)Kv 1.05 ； 直齒輪，Kh Kf 1； 查表(10-2)得使用系數(shù)Ka 1 ; 查表(10-4)用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， Kh 1.423o 由b 10.66, Kh 1.423查圖得Kf 1.35；故載荷系數(shù) h K KaKvKh Kh 1.05 1 1 1.423 1.494 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度直徑，由公式 (10-10a)得 」 , K 1.494 … d1 d1t 3 81.53 3 85.4mm :Kt ,

35、 1.3 7）計算模數(shù)m di 85.4 - 3.558mm z1 24 3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式（10-5）: 2KT1 YFaYsa 2 dZi （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa ;大齒輪的彎曲強度極限 fe2 380MPa ; 2）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kn1 0.91, Kn2 0.98 ; 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S 1.4,由公式得 KFN1 FE1 0.91 500 [F 11 325MPa F1 S 1.4 [f]2 Kfn2 fe

36、1 0.98 380 1.4 266MPa 4)計算載荷系數(shù)K o K KaKvKf KF 1 1.05 1 1.35 1.4175 5）查取齒形系數(shù)。 查表查得 YFa1 2.65; YFa2 2.236。 6）查取應力校正系數(shù)。 查表查得 Ysa1 1.58； Ysa2 1.752 7）計算大、小齒輪的YaYa并加以比較 F YFa1YSa1 [F]1 2.65 1.58 325 0.01288 YFa 2YSa2 2..236 L752 0.014727 266 顯然：大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 3 2 1.4175 3.29 10

37、5 1 242 0.014727 2.88mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)， 由于齒輪模數(shù)m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(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.88 并就近圓整為標準值m=3mm按接觸強度算得的分度圓直徑d1 81.53mm ,算出小齒輪齒數(shù) 曳 81.53 m1 3 大齒輪齒數(shù) z2 3 27 81 這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并 做到結構緊湊，避免浪費。 1.幾何尺寸計算

38、(1)計算分度圓直徑 d1 z1m 27 3 81mm d2 z2m 81 3 243mm (2)計算中心距 d1 d2 a 2 81 243 3 162mm (3)計算齒輪寬度 b dd1 1 81mm 81mm 取 B2 81mm , B1 85mm。 第六章箱體的設計 6.1、箱體 1、箱體尺寸計算 表6-1 名稱 符號 蝸桿減速器的尺寸關系及結果 箱座壁厚 =10mm 箱蓋壁厚 1 1 0.85 0.85 10 8.5mm 箱座凸緣厚度 b b 1.5 1.5 10 15mm 箱蓋凸緣厚度 b b1 1.5 1

39、 1.5 8.5 12.75mm 箱座底凸緣厚度 b2 b2 2.5 2.5 10 25mm 地腳螺栓直徑 df df 0.036a 12 0.036 160 12 17.76mm 地腳螺栓數(shù)目 n n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 d1 0.75df 0.75 17.76 13.32mm 箱蓋箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 d2 ：0.5~0.6)df 8~11mm，取 d2 10mm 聯(lián)接螺栓的間距 l l 150 ~ 200mm, 軸承端蓋螺釘直徑 da d3 (0.4 ~ 0.5)d f 8~11mm,取d3 10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4

40、d4 (0.3 ~ 0.4)d f 5~7mm,取 d4 6mm 定位銷直徑 d d (0.7 ~ 0.8)d2 7~8mm,Wd 8mm 螺栓扳手 空間與凸 緣寬度 安裝螺栓直徑 dx M8 M10 M12 M20 至外箱壁距離 Gmin 13 16 18 26 至凸緣邊距離 C2min 11 14 16 24 沉頭座直徑 Dcmin 20 24 26 40 軸承旁凸臺半徑 R R1 c2 24mm 凸臺高度 h h 10mm  外箱壁至軸承座端面距離 11 11 c1 c2 (5 ~ 8mm) 55mm 蝸輪外

41、圓與內(nèi)壁品喃 1 1 1.2 1.2 12 14.4mni 取 1 30mm 蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離 2 2 12mm,取 2 20mm 箱蓋、箱座肋厚 m1 m1 0.85 1 9.35 mm,取 m1 10mm m 0.85 10.2mm,取 m 10mm 軸承端蓋外徑 D1 D2 D (5 : 5.5)d3 130 10 5 180mm 軸承端蓋凸緣厚度 t t (1.0 ~1.2)d3 10 ~ 12mm,取t 10mm 軸承為螺栓距離 S S D2 150mm 箱體附件的設計 1、視孔和視孔蓋 該視孔蓋采用軋制鋼板制作，其示意圖如下圖所示

42、 視孔和視孔蓋以及通氣孔的簡意圖 圖6-1 取窺視孔蓋上的螺紋緊固件的直徑為 M6,即d4 6mm,取A=120mm。 A A 5~6 d4 150 5~6 6 180~186mm，取 A 185mm； a 1nA 1 A2 — A A - 150 185 167.5mm; 2 2 12 B 旦 5~6 d4 155 5~6 6 119~125mm, MB 120mm; 口 箱體頂部寬 15~20 210 21 2 8 15~20 153~158mm，取 B 155mm -1 - - 1 , B2 B B1 155 120 137.5mm 2 2 2、通氣器

43、 直徑d取為M 33 2,則相應系數(shù)為: D 54mm, D1 36.9mmL 36mm, l 20mm, a 4mm,d18mm 3、軸承端蓋 a、蝸桿上的軸承端蓋，選用凸緣式軸承蓋。 圖 11-2 由前面的計算知，軸承外徑 D=120mm。螺栓直徑選為M10,所以 d0 d3 1 10 1 11mm D0 D 2.5d3 120 2.5 10 145mm D2 D0 2.5d3 145 2.5 10 170mm e 1.2d3 1.2 10 12mm 0 e 12,取 e1 15mm D4 D 10~15 120 10~15 105~110mm,取 D4 11

44、0mm m e1 15mm, 取 m=21mm b、蝸桿上的軸承端蓋，選用凸緣式軸承蓋。 由前面的計算知，軸承外徑 D=100mm。螺栓直徑選為M8,所以 d0 d3 1 8 1 9mm D0 D 2.5d3 100 2.5 8 120mm D2 D0 2.5d3 120 2.5 8 140mm e 1.2d3 1.2 8 9.6mm e1 e 9.6mm, 取 e 10mm D4 D 10~15 100 10~15 85 ~ 90mm, 取 D4 90mm m K B 42 8 21 29mm,取 m=21mm ⑷油標 如圖桿式油標，螺紋直徑選為 M16,則相應系數(shù)為: 尺寸：d2 16mm d3 6mm h 35mm a 12mmb 8mmc 5mm D 26mm D1 22mm