蝸輪蝸桿二級減速器二級項目設計說明書-燕山大學.doc

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燕山大學 機械設計課程設計說明書 題目： 蝸桿-齒輪二級減速器 學院（系）： 機械工程學院 年級專業(yè)： 15級模具1班 學 號： 110111111111 學生姓名： 望鄉(xiāng)人 指導教師： 白老師 目 錄 一.傳動方案的擬定………………………………………………1 二．電動機的選擇及傳動比確定………………………………………1 1．性能參數(shù)及工況……………………………………………1 2．電動機型號選擇……………………………………………1 三．運動和動力參數(shù)的計算………………………………………3 1.各軸轉速………………………………………………………3 2.各軸輸入功率…………………………………………………3 3.各軸輸入轉距…………………………………………………3 四．傳動零件的設計計算……………………………………………4 1．蝸桿蝸輪的選擇計算…………………………………………4 2．斜齒輪傳動選擇計算…………………………………………8 五．軸的設計和計算………………………………………………13 1.初步確定軸的結構及尺寸………………………………………13 2．3軸的彎扭合成強度計算……………………………………17 六．滾動軸承的選擇和計算………………………………………21 七．鍵連接的選擇和計算…………………………………………22 八、聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………22 九．減速器附件的選擇……………………………………………23 十．潤滑和密封的選擇……………………………………………24 十一．拆裝和調整的說明…………………………………………24 十二.主要零件的三維建模…………………………………………24 十三.設計小結………………………………………………………28 十四．參考資料……………………………………………………29 設計及計算過程 結果 一.傳動方案的擬定 本設計要求設計一臺應用于帶式輸送機上的二級減速器，原動機為三相異步電動機，工作機為卷筒。輸送機多用在室內，選用閉式齒輪傳動，對于傳動比較大的減速器，利用蝸輪蝸桿的大傳動比可以使減速器尺寸結構緊湊，為提高承載能力和傳動效率將蝸輪蝸桿傳動布置在高速級，低速級用斜齒輪傳動，可提高減速器的平穩(wěn)性。初步估算蝸桿分度圓圓周速度，v 4~5 m/s，采用蝸桿下置。整體結構如圖1所示： 圖1 減速器機構簡圖 二．電動機的選擇及傳動比確定 1．性能參數(shù)及工況 運輸機皮帶牽引力：F=2287N 運輸機皮帶作速度：V=0.31m/s 滾筒直徑：D=0.41m 使用地點：室內 生產批量：大批 載荷性質：平穩(wěn) 使用年限：五年一班 2．電動機型號選擇 根據(jù)室外使用條件，選擇Y系列三相異步電動機。 運輸機所需工作功率： 聯(lián)軸器效率η1=0.99，軸承效率η2=0.99 ，一對斜齒輪嚙合傳動效率η3=0.97，蝸輪蝸桿嚙合傳動效率η4=0.8，卷筒的效率η5=0.96可得減速器總效率為 電動機所需功率 卷筒輪轉速 蝸桿—齒輪減速器總傳動比合理范圍為: i總 =60~90 所用電機轉速范圍 選取Y100L-6型號的電機，主要性能參數(shù)如表1： 表1 Y100L-6型電機性能參數(shù) 電動機型號 額定功率（Kw） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） Y100L-6 1.5 1000 940 2.0 2.2 總傳動比為 齒輪傳動比i2=（0.04~0.07）i總，所以齒輪傳動比范圍為 根據(jù) ，則，蝸桿取兩頭，則傳動比在15~32范圍內。可取i蝸=20， 三．運動和動力參數(shù)的計算 設電機軸為0軸，蝸桿為1軸，蝸輪軸為2軸，齒輪軸為3軸,卷筒軸為4軸。 1.各軸轉速 n0=n1=nm =940 r / min n2=nm / i1= 940/20= 47 r / min n3=n4=n2 / i2= 47/3.25= 14.45r / min 2.各軸輸入功率： P0=1.0108Kw P1=P0η1=1.01080.99=1.00Kw P2=P1η2η4=1.000.990.80=0.79Kw P3=P2η2η3=0.790.990.97=0.76Kw P4=P3η1η2=0.760.990.99=0.75Kw 3.各軸輸入轉距： T0=9550P0/nm=95501.0108/940=10.27 Nm T1=9550P1/n1 =95501.00/940=10.17 Nm T2=9550P2/n2=95500.79/47=161.04 Nm T3=9550P3/n3 =95500.76/14.45=502.99 Nm T4=9550P4/n4 =95500.74/14.45=492.99 Nm 表2 運動及動力參數(shù) 軸號 功率P（Kw） 轉矩T(Nm) 轉速n（r/min) 傳動比i 電機軸 1.0108 10.27 940 ------------ 1軸 1.00 10.17 940 20 2軸 0.79 161.04 47 3.25 3軸 0.76 502.99 14.45 ----------- 卷筒軸 0.75 492.99 14.45 四．傳動零件的設計計算 1．蝸桿蝸輪的選擇計算 （1）選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度等級 考慮到蝸桿傳遞功率不大，速度不高，故蝸桿選45號鋼，調質處理，HB=240，選用普通的阿基米德蝸桿。初步估計蝸桿相對滑動速度 故蝸輪齒冠選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl，砂型鑄造σb=220MPa，σs=140MPa。蝸輪輪心選用Q235，砂模鑄造。 選用8級精度。 （2）確定蝸桿頭數(shù)和蝸桿齒數(shù) 根據(jù)蝸輪蝸桿傳動比i1=20，選取蝸桿頭數(shù)Z1=2，則蝸輪齒數(shù)Z2=i1Z1=220=40 （3）按齒面接觸疲勞強度進行計算 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設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。 計算公式 載荷系數(shù)K=KAKβKV =1 x1.05 x1=1.05 查機械設計課本表7-6得載荷平穩(wěn)KA =1，設載荷為變載荷，則Kβ=1，設蝸輪圓周速度v2≤3m/s，KV =1.05 查機械設計課本表7-7得 9.47cosγ=9.26 彈性系數(shù) ZE= 155 由表7-9得應力循環(huán)次數(shù) N=60nt=60 4730085=4.17107 將數(shù)據(jù)代入上式可得 查機械設計課本表7-4，取 m3q=1000mm3，m=5，d1=40mm，q=8 (4).計算蝸輪圓周速度、相對滑動速度、傳動效率 蝸輪圓周速度 相對滑動速度 其中 嚙合效率 其中當量摩擦角ψv由Vs查機械設計課本表7-10得 攪油效率η2取為0.99，滾動軸承效率η3取為0.99/對。 總效率 η=η1η2η3=0.83830.990.99=0.82 (5)復核m3q （6）計算中心距 蝸輪分度圓直徑 傳動中心距 （7）校核蝸輪齒根抗彎疲勞強度 蝸輪齒根抗彎校核公式 K、T2、m、和d1、d2同前，當量齒數(shù) Zv=Z2/cos3γ=41.52 查機械設計課本表7-8得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力計算公式 其中 將數(shù)據(jù)代入許用彎曲應力計算公式得 齒根彎曲應力 蝸輪齒根滿足彎曲疲勞強度。 (8)熱平衡核算 減速器潤滑油工作油溫 其中室溫t0=20℃，η=0.82，P1=1.0Kw，考慮到減速器用于室外取Kd=15W/（m2℃） 箱體散熱面積 則工作油溫為 油溫滿足溫度要求。 （9）計算蝸桿傳動其他尺寸 齒頂高 全齒高 1）、蝸桿 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺旋部分 取b1=64mm 蝸桿軸向齒距 蝸桿螺旋線導程 2）、蝸輪 喉圓直徑 齒根圓直徑 蝸輪外徑 喉圓母圓半徑 齒寬 取 2．斜齒輪傳動選擇計算 （1）選擇材料、熱處理方式及精度等級 對于一般動力傳遞，選用8級精度斜齒輪，小齒輪材料為45鋼，調質處理，齒面硬度為HB3=240，大齒輪材料為45鋼，正火處理，齒面硬度為HB4=200，HB3-HB4=40，熱處理方式合適。 （2）初步確定大小齒輪齒數(shù) 根據(jù)小齒輪齒數(shù)推薦范圍20~40，取Z3=30，則大齒輪齒數(shù)為 取Z4=98，則實際傳動比為 傳動比誤差 在允許的范圍內。 (3)初算傳動主要尺寸 對于閉式軟齒面齒輪，按接觸疲勞強度設計 1)確定載荷系數(shù) 查機械設計課本表6-4，考慮微振工況取 KA=1 查機械設計課本圖6-11b取 KV=1.01 初步取螺旋角=15, 端面重合度 軸向重合度 其中查機械設計課本表6-7取 總重合度 查機械設計課本圖6-13取 查機械設計課本圖6-17取 則 2)材料的彈性系數(shù) 查機械設計課本表6-5得 ZE=189.8 3)節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由=15 ，查機械設計課本表6-19取 ZH=2.42 4）重合度系數(shù) 其中>1，取=1，則 5）螺旋角系數(shù) 6）接觸疲勞強度極限 查機械設計課本圖6-27(c)取 σHlim3=590MPa 查圖6-27（b）取 σHlim4=470MPa 7）計算應力循環(huán)次數(shù) 查機械設計課本圖6-25得 接觸疲勞壽命系數(shù) KHN3=1.25， KHN4 =1.3 8）計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù)S=1(失效概率為1%) 取 9)試算小齒輪分度圓直徑d1 （4）確定傳動尺寸 1）校核圓周速度 2）修正載荷系數(shù) 查機械設計課本圖6-11b得 3）校正分度圓直徑 4）確定模數(shù) 計算法向模數(shù) 取標準值 5）計算中心距 圓整取 a=165mm 6）按圓整后的中心距修正螺旋角 值改變不大，故不必對相關參數(shù)進行修正 7）確定傳動尺寸 8)計算齒寬 圓整取b4=63mm，b3=70mm （5）校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度校核公式 1）計算重合度系數(shù) 2）計算螺旋角系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4) 查取齒形系數(shù) 查機械設計課本圖6-21得 YFa3=2.55，YFa4=2.18 5）查取應力集中系數(shù) 查機械設計課本圖6-22得 YSa3=1.62，YSa4=1.82 6）查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù) 查機械設計課本圖6-28b。6-28c得 σFlim3=450MPa，σFlim4=390MPa 查機械設計課本圖6-26得壽命系數(shù) KFN1=KFN2=1 7）計算彎曲疲勞許用應力 ［σF］=KFNσFlim/S 取安全系數(shù) S=1 (取失效概率為1%) 則 8）計算彎曲應力 齒根彎曲疲勞強度滿足條件。 （6）計算齒輪傳動其他尺寸 端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 齒頂隙 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 五．軸的設計和計算 1.初步確定軸的結構及尺寸 （1）蝸桿軸設計及計算 下圖是蝸桿軸與蝸桿材料一致選擇45號鋼調質處理，HB=240，考慮到蝸桿為下置，有軸向力，所以選用一對角接觸軸承，一個深溝球軸承，一端固定，一段游動，稀油潤滑，橡膠密封。軸的結構設計如下圖 圖2 蝸桿軸的結構設計 1）初算軸頭 按需用切應力初算d1 d1段直接與電機相連，不受彎矩，查機械設計課本表10-2取c=112則 軸頸上有單鍵，軸頸虛增大3%，d1=11.41.03=11.74 考慮到蝸桿軸剛度較小，需增大軸徑，取d1=18mm 查《機械設計指導手冊》126頁選取LT2型聯(lián)軸器 l1=42mm 2）計算d2、l2 該段軸與聯(lián)軸器想連，起定位作用，但不承受軸向力，且需要考慮密封圈內徑為標準值，所以取d2=20mm，l2需伸出端蓋15~20mm，由作圖決定，作圖后的l2=40mm。 3）計算d3、l3 該段與圓螺母配合，考慮圓螺母的標準值。 所以取d3=25mm，l3=17. 4）計算d4、l4 該段與軸承配合，所以選取d4=30mm，選取7206C軸承，長度l4為兩個軸承寬度16mm，考慮到還需添加套筒和濺油板，故l4=53mm 5）計算d5、l5 該段主要是固定濺油板所以取d5=36，其厚度為10，所以取l5=5 6）計算d6、l6 該段為軸向固定濺油板，所以取d6=41mm，長度取5mm。 7）計算d7、l7 該段為過渡段，取d7=34mm，l7由作圖決定，取40mm。 8）計算d8、l8 該段與軸承配合，所以選取d8=30mm，選取6206軸承，長度l8為軸承寬度16mm，考慮到還需添加套筒和濺油板，故l8=32mm. （2）2軸設計計算 選用45號鋼調質處理，HB=240，軸的結構設計如圖3所示。 圖3 軸2結構設計 1）初算軸頭 按需用切應力初算d2 d2段與蝸輪配合，受彎矩，查機械設計課本表10-2取 c=112則 考慮到軸上有單鍵，需增大軸徑3%， d2=28.69x1.03=29.55mm 考慮到軸承內徑為標準值，取d2=35mm l2取決于蝸輪輪轂寬度，蝸輪輪轂寬度取 L=1.2d2=1.2x35=42mm 取L=42mm，考慮到軸肩定位，所以取l2=42-2=40mm 2）計算d1、l1 該段軸與軸承配合，所以取d1=30mm，選取軸承6206， 考慮到脂潤滑，軸承內側斷面距箱體內壁為8~12mm，取10mm，齒輪斷面距離箱體內壁取25mm，在考慮軸肩定位2mm，所以 l1=16+10+27+2=55mm。 3）計算d3、l3 d3與d2的過渡軸肩為定位軸肩承受軸向力，所以取d3=d2+5=40mm，l3的長度影響到蝸桿軸承座與大齒輪是否干涉，由作圖決定。 4）計算d4、l4 d3到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取d4= d3-5=35mm，長度由小齒輪寬度減去1~3mm的定位距離來確定，l4=67 5)計算d5，l5 該段與軸承配合，取d5=30mm，l5=42mm （3）3軸設計計算 軸的材料選用常用的45鋼，調質處理HB=240 軸的結構設計如下圖 圖4 軸3的結構設計 1）初算軸頭 按需用切應力初算d1 d1段直接與聯(lián)軸器相連，不受彎矩，查機械設計課本表10-2取c=112則 考慮到軸上有鍵槽，需增大軸徑，取d1=41.961.03=43.22mm d1段軸不受彎矩，且考慮到與聯(lián)軸器配合取d1=45mm 查《機械設計指導手冊》126頁選取LT7型聯(lián)軸器 取l1=82mm 2）計算d2、l2 該段軸與聯(lián)軸器相連，起定位作用，但不承受軸向力，且需要考慮密封圈內徑為標準值，所以取d2=48mm，l2需伸出端蓋15~20mm，由作圖決定，作圖后的l2=51mm。 3）計算d3、l3 d3段與軸承配合，所以選取d3=50mm，選取6210軸承，長度l3為軸承寬度20mm，甩油板伸出箱體內壁1~3mm，取2mm，所以l3=20+7+2=29mm 4）計算d4、l4 d5到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取d4= d3+5=55mm，長度由作圖決定，得l4=90mm。 5）計算d5、l5 d5到d4過渡軸肩為定位軸肩并且承受軸向力，所以取d5= d4+5=60mm，長度由作圖決定，得l5=10mm。 6）計算d6、l6 大齒輪要和小齒輪嚙合傳動所以，大齒輪的位置由小齒輪來確定，通過作圖可得d6=55mm，l6=60mm 7)計算d7，l7 該段和d3一樣都是與軸承配合所以d7=d3=50mm，長度l7=45mm 2．3軸的彎扭合成強度計算 1）計算大斜齒輪受力 2）計算軸承支反力 水平面： 豎直面： 畫出水平彎矩Mxy圖，垂直面彎矩Mxz圖和合成彎矩圖，分析圖5至圖10可知在合成彎矩最大處最危險。 軸的結構尺寸，及受力分析如下列圖所示： 圖5 軸3結構尺寸 圖6 軸3受力圖 水平面受力圖 圖7 水平面彎矩圖 豎直面受力圖 圖8 垂直面彎矩圖 圖9 合成彎矩圖 圖10 軸3扭矩圖 4)計算軸的安全系數(shù) 軸選用45號鋼， 對稱循環(huán)疲勞極限 脈動循環(huán)疲勞極限 由式 得 由圖9和圖10可得危險截面處彎矩M=209876Nmm。 最大轉矩為T=502990 Nmm。 在該截面上有無軸直徑變化，有鍵連接，其應力集中可在表10-10由查得=1.62。 表面狀態(tài)系數(shù) （Ra=3.2，σb=650MPa） 對于碳鋼其尺寸系數(shù) 安全系數(shù)： 綜合安全系數(shù) 根據(jù)校核，危險截面足夠安全 六．滾動軸承的選擇和計算 該傳動裝置采用蝸輪-蝸桿—斜齒輪傳動，輸出軸采用深溝球軸承，軸承型號為6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本額定動載荷 Cr=35100N，基本額定靜載荷 C0r=23200N 由表11-6，i=1，F(xiàn)a=1144.04N,C0r=23200N,所以Fa/ C0r=0.05,并且Fa/Fr=0.73，可查得X=0.56，Y=1.71。 又由表11-7，查得載荷系數(shù)fp=1.1 所以 折合為年為250年,大于工作要求5年，故選用6210型深溝球軸承符合要求。 七．鍵連接的選擇和計算 1軸鍵槽部分的軸徑為18mm，所以選擇普通圓頭平鍵 鍵 A632 GB/T 1095-2003，材料為Q255A 2軸兩端鍵槽部分的軸徑為35mm，所以選擇普通圓頭平鍵 蝸輪 鍵 A1032 GB/T 1095-2003，材料為Q255A 小齒輪 鍵 A1050 GB/T 1095-2003，材料為Q255A 3軸外伸部分的軸徑為45mm，所以選擇普通圓頭平鍵 鍵 A1470 GB/T 1095-2003，材料為Q255A 大齒輪處軸徑為55mm，所以選擇普通圓頭平鍵 鍵 A1645 GB/T 1095-2003，材料為Q255A 校核 由于靜連接，取， 輸出軸，聯(lián)軸器段鍵的接觸長度 能傳遞的轉矩為： 輸出軸，大齒輪配合段鍵的接觸長度 能傳遞的轉矩為： 校核通過 結論：鍵安全 八、聯(lián)軸器的選擇 1.電動機與輸入軸之間： 為了減小啟動轉矩，減小轉動慣量和良好的減震性能，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查得軸外伸直徑D=18mm，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑d=18mm，半聯(lián)軸器長度L=42mm，。額定轉矩為160N.m 2.輸出軸與卷筒軸之間： 選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630N.m，半聯(lián)軸器的孔徑d1=45,半聯(lián)軸器長度L=82mm。 3.、聯(lián)軸器校核 結論，聯(lián)軸器安全。 九．減速器附件的選擇 窺視孔蓋 窺視孔蓋的規(guī)格為140100mm。箱體上開窺視孔處設有凸臺5mm，一邊機械加工支撐蓋板的表面，并用墊片加強密封，蓋板材料為Q235A鋼，用8個M6螺栓緊固。 通氣器 減速器運轉時，箱體內溫度升高，氣壓加大，密封不利，故在窺視孔蓋上安裝通氣器，使箱體內熱膨脹氣體自由逸出，以保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能。選用帶金屬濾網(wǎng)的通氣器。 啟蓋螺釘 在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠，為了便于開蓋故設有啟蓋螺釘。其螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形，以免破壞螺紋。 定位銷 為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體連接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷，兩銷盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的直徑為d=8mm，長度為30mm。 吊環(huán)和吊鉤 為了便于拆卸和搬運，在箱蓋鑄出吊環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤。 油標尺 油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。先確定油面面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標尺應足夠長，保證在油液中。采用帶有螺紋部分的桿式油標尺。 放油螺塞 放油孔的位置應在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁要有凸臺，經(jīng)機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封。 十．潤滑和密封的選擇 潤滑說明 因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度v<12m/s，故蝸桿采用浸油潤滑；大、小斜齒圓柱齒輪采用浸油潤滑，因大齒輪浸不到油，所以加裝帶油輪；潤滑油使用50號機械潤滑油。蝸桿軸的軸承采用稀油潤滑，其他軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v<1500r/min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。 密封說明 在試運行過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何墊片。軸伸處密封應涂以潤滑脂。 十一．拆裝和調整的說明 在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，蝸桿副傳動按齒高接觸斑點不小于55%，按齒長接觸斑點不小于50%，當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。 十二.主要零件的三維建模 十三.設計小結 轉眼間我們的課設基本上結束，回想當初剛拿到設計書的時候，一臉茫然，不知道從何下手，后來課程進行到一定程度的時候才對課設有了大致的了解。深入接觸才知道并沒有那么簡單，他涉及到各種知識，如畫法幾何，機械制圖，機械設計，互換性原理基礎等等。每一步都要自己來做，每一個尺寸都要有根有據(jù)，否則就要出現(xiàn)錯誤，更改是牽一發(fā)而動全身。我認為這次課設不僅僅是一次任務，更是對我們以后工作的一次錘煉，我們在這次課設中，獨立自主認真設計，我們學習了知識，也收獲了嚴謹，認真，耐心，總之收獲了很多很多。這次課設雖說是獨立自主，但是我們還是有很多東西都不知道，所以老師，還有一些同學都給了我一定的指導，這些指導都是比較珍貴的，在這里我要感謝所有幫助過我的每一個人。最后，浪費課設就是浪費未來的事業(yè)，珍惜以后的每一次學習機會。 十四．參考資料 許立中，周玉林．機械設計．北京：中國標準出版社，2009 韓曉娟．機械設計課程設計指導手冊．北京：中國標準出版社，2008 龔溎義，潘沛霖．機械設計課程設計圖冊．北京：高等教育出版社，2006 成大先．機械設計手冊．北京：化學工業(yè)出版社，2007 邵曉榮，曲恩．互換性與測量技術基礎．北京：中國標準出版社，2007 F=2287N V=0.31m/s D=0.41m Pw=0.709Kw η總=0.7014 P電=1.01Kw n卷=14.45 r/min 電動機型號Y100L-6 n0=1000 r/min nm=940 r/min i總=65.05 i蝸=20 i齒=3.25 n1=940 r / min n2=47r/ min n3=14.45 r/ min P1=1.00Kw P2=0.79Kw P3= 0.76Kw P4= 0.75Kw T0=10.27 Nm T1==10.17 Nm T2==161.04 Nm T3=502.99 Nm T4=492.99 Nm 蝸輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自《機械設計》第102頁~113頁 蝸桿材料用45鋼，蝸輪選用鑄造錫青銅ZCuSn10Pl蝸桿傳動精度8級 Z1=2 Z2=40 K=1.05 KA=1 Kβ=1.05 Kv=1 ZE=155 m3q=1084.63 mm3，m=5，d1=40mm，q=8 η=0.82 =200mm =120mm 蝸輪齒根滿足彎曲疲勞強度 油溫滿足溫度要求 齒輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自《機械設計》第75頁~100頁 Z3=30 Z4=98 KA=1 KV=1.01 ZE=189.8 ZH=2.42 N3=3.38107 N4=1.04107 a=165mm d1=77.81mm d2=254.18mm b3=70mm b4=63mm Y=0.696 Y=0.736 zV3=33.50 zV4=109.44 YFa3=2.55 YFa4=2.18 YSa3=1.62 YSa4=1.82 KFN1=KFN2=1 S=1 齒根彎曲疲勞強度滿足條件 軸的計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自《機械設計》第137頁~第157頁 軸的材料選用常用的45鋼，調質處理 d1=18mm l1=42mm d2=20mm （l2 =40mm） d3=25mm l3=17mm d4=30mm l4=53mm d5=36mm l5=5mm d6=41mm l6=5mm d7=34mm l7=40mm d8=30mm l8=32mm d2=35mm l2=40mm d1=30mm l1 =55mm d3=40mm d4=35mm l4=67mm d5=30mm l5=42mm d1=45mm l1=82mm d2=48mm l2=51mm d3=50mm l3=29mm d4=55mm l4=90 mm d5==60mm l5=10mm d6=55mm l6=60mm d7=50mm l7=45mm Ft=4139.31N Fa=1563.07N Fr=1144.04N R’A=1801.9N R’B=238.97N RA=2930.97N RB=1208.03N M=209876 Nmm T=502990 Nmm σ=14.74MPa σm=0 τ=16.45MPa =1.62 β=0.92 3軸設計合理 軸承的計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自《機械設計》第159頁~第173頁 Fa= 1144.04N X=0.56，Y=1.71 fP=1.1 選用6210型軸承符合要求 燕山大學 《機械設計》 課程設計綜評 項目 細則 成績 平時成績 (30分) 出勤 (15分) (A)全勤 (B)缺勤不多于2次 (C)缺勤不多于5次 (D)缺勤5次以上的 態(tài)度 (15分) (A)積極 (B)比較積極 (C)一般 (D)不積極 圖面成績 (50分) 結構 (10分) 合理 比較合理 圖面 質量 (40分) 優(yōu) 良 中 及格 不及格 答辯成績 (20分) 優(yōu) 良 中 及格 不及格 總成績 答辯小組成員簽字 年 月 日