【正文】 用的傳動比范圍內。方案三是采用圓柱齒輪和渦輪蝸桿傳動，圓柱齒輪傳動的輸出軸連接絲桿，渦輪蝸桿傳動的輸出軸連接箱頂限位開關用絲桿。根據以上的三種方案的機構簡圖和各種傳動形式的優(yōu)缺點歸納以及初步計算結果，對以上的三種方案進行分析：方案一中，帶傳動不能保證穩(wěn)定的傳動比，而且由初步計算可知此方案不符合經濟性和合理性，故方案一不合適。綜上所述，方案二不如方案三優(yōu)越。2洗模機專用減速器的傳動件設計過程根據洗模機專用減速器技術協議可以得出洗模機專用減速器的工作要求為：工作環(huán)境溫度0176。C，頻繁正反轉，頻繁啟制動。故箱頂需設計一個限位開關用絲桿，假設限位開關用絲桿的有效長度為100mm，選用公稱直徑為 D2=14mm，螺距P2=1mm，則限位開關用絲桿的轉速為N2=60r∕=20N,則減速器最終輸出功率為P工作=FV∕1000=.由以上的計算可知，絲桿的輸出功率為P工作=從電動機到噴頭用絲桿的總效率：從電動機到限位開關用絲桿的總效率：聯軸器傳動效率為：，一對深溝球軸承的傳動效率為：圓柱直齒輪的（假設制造精度為8級）的傳動效率為：渦輪蝸桿的傳動效率為：則從電動機到噴頭用絲桿的總效率為：從電動機到限位開關用絲桿總效率為：所以電動機輸出功率由計算可知噴頭用絲桿的轉速,限位開關用絲桿的轉速,則渦輪蝸桿傳動的傳動比為i2=N1/N2=6,而圓柱直齒輪的最佳傳動比范圍為i1=3~,：表21電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速質量YGa112L141500r∕min1410r∕min57kg該電機的尺寸表如表22表22項目ABCDEFGGDH尺寸(mm)19015970328010278112絲桿的轉速及絲桿的受力分析：由洗模機專用減速器設計的技術協議可知，噴頭用絲桿的有效長度為900mm，而絲桿上的銅螺母來回時間分別為25s，則螺母運行速度為V=36mm∕s，測得絲桿公稱直徑D1=32mm，螺距P1=6，則絲桿需要達到的轉速為N1=360r∕，就必須讓限位開關用絲桿和噴頭用絲桿之間存在一定的關系。低速級大齒輪直接影響減速器的尺寸和重量，減小低速級傳動比，即減小了低速級大齒輪及包容它的機體的尺寸和重量。故在滿足強度的條件下，末級傳動比小較合理。僅滿足于強度能通得過，而不追求各級大致等強度常常會造成承載能力和使用壽命的很大浪費。當a和i設置較密時，較易實現各級等強度分配；a和i設置較疏時，難以全部實現等強度。和強度相比，各級大齒輪浸油深度相近是較次要分配的原則，即使高速級大齒輪浸不到油，由結構設計也可設法使其得到充分的潤滑。小圓柱直齒輪選用45號鋼，調質處理，HB=217～255，大圓柱直齒輪選用45號鋼，正火處理，HB=169～217，因是機床用齒輪，選擇8級精度。則齒數比渭=i1,=.(3)按齒面接觸強度設計小齒輪分度圓直徑 ,式中渭=i1,=，因軸承相對齒輪為非對稱布置，查表選齒寬系數蠁d=,轉矩,查表得載荷系數K=,許用應力,根據齒輪的材料及硬度范圍可查得：蟽Hlim1=580MPa,蟽Hlim2=：查圖可知ZNT1= ,ZNT2= ,則 ,其中SN= ,則,將以上的數代入小分度圓的計算公式中，可得出d1鈮? ,則模數mm查表取標準模數m= .(4)校核齒根彎曲疲勞強度確定有關參數和系數： 取b2=30mm b1=35mm根據齒數Z1=24 Z2=95查表得齒形系數YFa和應力修正系數YSa如下:YFa1= YFa2= YSa1= YSa=查圖得：YNT1= YNT2= 試驗齒輪應力修正系數YST=2 按一般可靠度選取安全系數SF=SN=校核兩齒輪的需用彎曲應力：(5)計算齒根傳動中心距a=m2Z1+Z2=+95=查表可知，大齒輪適合選用8級或者9級精度的齒輪，此處選擇8級精度。此時蝸桿圓柱異程角 .(6)校核彎曲強度 ①渦輪齒形系數當量齒數 ，查圖可以得出齒形系數YFa2= .②渦輪齒根彎曲應力說明渦輪彎曲強度足夠，渦輪蝸桿傳動設計合理。(2）確定軸最小端直徑P1= , ,n1=1410rmin ,查表取C=118 .按扭轉強度估算軸最小端直徑： .由于該軸有鍵槽，故軸的最小直徑應加大5%~7% ，即 ,又因為齒輪輸入軸與電動機軸相連，為使所選的軸的直徑d1與聯軸器的孔相適應，需同時選擇聯軸器型號，此處選擇套筒聯軸器，=12mm .（3）齒輪輸入軸的結構設計①軸上零件的定位、固定和裝配。緊挨著軸肩設計齒輪軸部分，最后根據箱體的大小設計左邊的軸承軸肩長度。齒輪輸入軸的基本結構如圖21：圖21②確定軸各段直徑和長度。故右起第二段軸徑d2=17mm ,L2應比軸承的寬度大，取L2=20mm ,右起第三段緊挨軸承，軸徑應與軸承的安裝相關聯，故第三段軸徑d3=da= ,取L3=18mm .第四段即齒輪軸，齒寬b1=35mm,分度圓直徑d1=:,其中ha*=,其中ha*=1,c*=,第四段總長度L4=，故d5=da=,第五段上為安裝任何零件，根據箱體大小暫定第五段長度L5=140mm。轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取偽=，截面C處的當量彎矩為： .校核危險截面C的強度： .強度足夠。（2）確定軸最小端直徑P2= , ，n2=360rmin ,查表取C=118按扭轉強度估算軸最小端直徑： ，由于該軸有鍵槽，故該軸直徑應加大5%~7% ，則 ，故取d1=17mm 。在本次設計中齒輪輸出軸的最小直徑一端安裝軸承，與軸承內圈配合，軸承的左端以軸肩定位。在大齒輪的左面設計軸肩結構，軸肩結構后根據蝸桿的各個尺寸要求設計蝸桿軸部分，蝸桿軸設計完成后設計齒輪輸出軸與絲桿的連接部分，法蘭軸承套與箱體連接塊連接，使得箱體與法蘭軸承套的相對位置固定，再設計一個輸出軸防護套與法蘭軸承套連接，使齒輪輸出軸與絲桿相連。齒輪輸出軸的基本結構如圖22：圖22②確定軸各段直徑和長度。第一段的長度應比軸承的寬度大，故取d1=17mm ,L1=15mm 。第三段安裝套筒，若第三段制成光滑軸，則套筒會移動進而導致齒輪的定位松動，則第三段應制作螺紋，制作M24的螺紋，安裝兩個螺母取L3=31mm 。（4）按彎扭合成強度校核軸的強度分度圓直徑d2=,轉矩T2=,則作用在齒輪上的圓周力,徑向力Fr=Fttan偽==,兩軸承相對于齒輪不是對稱布置，LA=180mm,LB=，故軸向力Fa=0 .軸承相對于渦輪不是對稱布置，LA,=91mm,LB,=183mm .則軸承支反力如下：水平面支反力分別為：, .垂直面支反力分別為：, .估計齒輪輸出軸有兩個較危險截面，即截面D和截面E. 右起第四段即安裝大齒輪軸部分D處彎矩：水平面彎矩如下：D處左側水平面的彎矩：,D處右側水平面彎矩：垂直面彎矩如下：D處左側垂直面彎矩：,D處右側垂直面彎矩：危險截面D左側合成彎矩： 。右起第八段即蝸桿軸部分E處彎矩如下：水平面彎矩分別為：E處左側水平面的彎矩：,E處右側水平面彎矩：垂直面彎矩分別為：E處左側垂直面彎矩：,E處右側垂直面彎矩：危險截面E右側合成彎矩：ME=MAH2+MAV2=+?. 。、計算及校核（1）選材：由于傳遞功率小，轉速不高，故選用45鋼，調質處理，查表可知：硬度HB=217~255 ,抗拉強度蟽b=650MPa ，疲勞極限蟽1=300MPa ,屈服極限蟽s=360MPa 。第一段安裝軸承，初選軸承6006，則第一段直徑d1=30mm,第一段應長度比軸承的寬度大，故取L1=20mm .（3）齒輪輸出軸的結構設計①軸上零件的定位、固定和裝配。緊挨軸肩的是安裝渦輪時需要設計的軸肩，緊接著是安裝渦輪的軸段，與渦輪緊挨著的是套筒，用于渦輪的定位。減速器外部渦輪輸出軸與銅螺母連接，應設計一段螺紋。右起第一段上安裝有軸承，軸與軸承內圈配合，初選軸承6006，內圈直徑為30mm，寬度13mm。右起第二段與軸承的安裝關聯故d2=da=36mm ,L2=44mm .第三段用于渦輪的定位，軸徑由渦輪的大小確定，取d3=48mm ,L3=5mm .第四段安裝渦輪，d4=40mm ,L4=47mm .第五段安裝套筒，若設計成光滑軸形式則套筒會滑動，進而影響渦輪的定位，故將第五段設計成螺紋形式，套筒采用螺母式套筒，取第五段螺紋公稱直徑d5=M36mm ,長度L5=26mm 。第一段的長度應比軸承的寬度大，而且應該根據箱體的大小以及與渦輪輸出軸與外部的連接相關，故取d8=30mm ,L8=60mm 。第十段取d10=10mm ,L10=16mm .由上述計算可算得軸總長度為300mm，軸支撐跨距為L=180mm 。轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取偽=，截面F處的當量彎矩為： .校核危險截面F的強度： .強度足夠。軸承在正常的條件下使用，內圈、外圈和滾動體上的接觸應力都是變化的，工作一定時間后，接觸表面就可能發(fā)生疲勞點蝕，以造成疲勞剝落。此外軸承還有膠合、燒傷、套圈斷裂、滾動體壓碎、保持架磨損和斷裂、銹蝕等失效形式，在正常的使用條件下，這些失效是可以避免的，因此稱之為非正常失效。初選軸承6003，根據減速器工作條件預計需要的軸承壽命： .而軸承壽命與基本額定動載荷關系可表示如下： , 查表得,P2=XFt+YFa,因此處選擇的是深溝球軸承所以Fa=0,則P2== ,則齒輪輸出軸的軸承基本額定壽命為： ,故齒輪輸出軸軸承選用6003合理。在此次設計中統(tǒng)一選用圓頭普通平鍵