【文章內(nèi)容簡介】 8fGB/T100891988。 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 個）。 蝸輪蝸桿的配合面表面粗糙度， Ra 的上限值取 ,用去除材料的方法獲得表面粗糙度。 齒輪 傳動的設(shè)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 1009588）。 3）材料選擇。由《機械設(shè)計》表 64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= 24=,取 Z2=比 U=51/24=。 5）初選螺旋角β =14176。 （ 2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由 設(shè)計計算公式（ 628） dif≥ 2(KT1(u+1)ZE2/φ du[? H]2)1/3 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) Kt= 由《機械設(shè)計》表 65 選取區(qū)域系數(shù) ZH=. 同理查得ε α 1=，ε α 2=；則ε α 1+ε α 2=。 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 12 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=T2==614 = 由 《機械設(shè)計》 表 69 款系數(shù) φ d=1 由《機械設(shè)計》表 66 料的彈性影響系數(shù) ZE= 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限? HLIM1=550Mpa；接觸疲勞強度極限? HLIM2=390Mpa. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n2jLh= 107 N1=N1/u= 107 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=,KHN2= 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為 1%，安全 系數(shù) S=1. [? H]1=KHN1? HLIM1/S= 550(MPa)=539Mpa [? H]2=KHN2? HLIM1/S= 550(MPa)= [? H]=[? H]1+[? H]2/2=539+2）計算 試算小齒輪分度圓直徑 dd1， dd1≥ 2(KtT1(u+1)/φ dε α u[ZHZε /? H]2)1/3 =[2 105(+1)/ ( )2]1/3 = 計算圓周速度 v。 V= dn/60000= 因為Ｖ＜６ m/s，故?。讣壘群线m。 計算齒寬 b及模數(shù) mnt。 b=φ dd1t=1 = m nt =d1tcos14176。 /Z=176。 /24mm= 齒高 h= nt= = b/h=。 計算縱向重合度ε β = dz1tanβ = 1 24 tanβ 14176。=。 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 13 計算載荷系數(shù) K 由 表 查得 ：使 用系 數(shù) KA=1。 根據(jù) v=,8 級 精度 。動 載荷 系 數(shù)KV=。KHA=KFA=。得 8級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對支承非對稱布置時： KHβ =+(1+ 2D)ψ 2D+ 103 = 根據(jù) b/h=1 KHβ =，由《機械設(shè)計》查表得 KHβ =。故載荷系數(shù) K=KAKVKHβ=1 =. 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= ()1/3= 計算模數(shù) mn=d1cos2β /z1= cos14176。 /24mm= (3)按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 mt≥ (2KT1Yβ COS2β YFAYSA/ψ DZ21ε a) 1)確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFAKFβ =1 = 根據(jù)縱向重合度ε β =，從《機械設(shè)計》表查得螺旋角影響系數(shù) Yβ =。 計 算當(dāng)量齒數(shù) ZV1=Z1/cos3β =24/cos314176。 = ZV2=Z2/cos3β =51/cos314176。 =。 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由《機械設(shè)計》表查得 YFA1=， YFA2=， YSA1=， YSA2=。 由《機械設(shè)計》圖 1020 和圖 1020b按齒面硬度分別查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限? FE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限? FE2=325Mpa. 由《機械設(shè)計》圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=， KFN2= 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= [? F]1=KFN1? FE1/S= [? F]2=KFN2? FE2/S= 計算大小齒輪的 [? F]并加以比較 YFA1YSA1/[ ? F]1= 。YFA2YSA2/[ ? F]2= ,大齒輪的數(shù)值大。 2） 計算（按大齒輪） 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 14 mt≥ [2KT1Yβ cos2β YFAYSA/ψ dz12ε a[? F]]1/3=[2 103 cos214176。 242 ]1/3= 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(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù) 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 mn=，而按接觸強度算得的分度圓直徑 d1= 重新修正齒輪齒數(shù)， z1=d1cosβ /mn= cos14176。/=, 取 z1=36, 則 z2=i2z1= 36=, 取 z2=75. 實 際 傳 動 比i2=z2/z1=75/36=,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) 176。 =,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) 200=176。 =13176。 46′ 19″ 3）計算大小齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/cosβ =36 176。 46′ 19″ = d2=z2mn/cosβ =75 176。 46′ 19″ = 4） 計 算 齒 輪 寬 度 b= Φ dd1=1 =, 取 b=130mm, 則：B2=130mm,B1=135mm. 5） 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)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 法面壓力角 An 20176。 螺旋角 β 13176。 46′ 19″ 齒數(shù) z1 z2 36 75 傳動比 i2 分度圓直徑 d1 d2 齒頂圓直徑 da1 da2 齒根圓直徑 df1 dd2 中心距 a 200 齒寬 B1 B2 135 130 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 15 本章主要介紹了高速、低速齒輪的設(shè)計及其計算 。 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 16 第四章 軸的設(shè)計 （ 1） 選擇軸的材料 ，確定許用應(yīng)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(shè)計》 表 可知： ? b=600MPa [? ]b1=55Mpa （ 2）蝸輪 軸上的功率 PI = 轉(zhuǎn)速 n1=960r/min 轉(zhuǎn)矩 T1= N?㎜ 轉(zhuǎn)距 T2 ＝ 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＝ ㎜ 而 Ft1= Fa2=2T1 / d1 = N Fa1= Fr2=2T2 / d2= Fr1=Fr2tan α=tan20o= （ 4） 初步確定軸的最小直徑 ，取 A0 =112，于是得 dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112()1/3= 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA= Tc= KA T1=103 =171750N?㎜ 選用 LT 3 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 dIII=20 ㎜ ,半聯(lián) 軸器長度 L＝ 52 ㎜，半聯(lián)軸器瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 17 與配合的轂孔長度 L1＝ 38 ㎜ 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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， III軸段右端需制定一軸 肩，軸肩高度h=, dIIIII=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)軸器而不壓在軸的端面上，故 III段的長度略短一些，現(xiàn)取 LIII =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) dIIIII＝ 25mm,選取 32306，其尺寸 d D T=30 72 27 故dIIIIV=dVIV=30 ㎜ ,而 LIIIIV=LVIIVIII=50mm,軸肩高度 h=3mm,因此 dIVV =dVIVII=36 ㎜ 3）取蝸桿軸軸段直徑 dVVI= ㎜ ,蝸桿齒寬 b1 ≥ (+z1)m=79 ㎜ ,經(jīng)磨削后b1 ＝ 79+25=104 ㎜ ,即 LVVI＝ 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)計而定，根據(jù)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 LIIIII =40mm 5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取 lIvV = LVIVII=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瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻 18 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 152取軸端倒角 145 ?。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 137，軸承的派生軸向力 ， 其中， Y 是對應(yīng)表 135 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=， Y=。 因此可得 按式（ 13— 11）得 Fa1= Fd2+ Fa1= Fa21= Fd2= 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文