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机械毕业设计全套

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JX04-026@A272F系列并条机车尾箱设计,机械毕业设计全套

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课题简介 A272F 系列高速并条机适应于 75mm 以下的纤维的纯纺与混纺，在纺纱工艺过程中，位于梳棉工序之后，梳棉纤维条通过本机 4根罗拉不同转速之差产生的牵伸力并合与牵伸，能够提高纤维的条长片段均匀度、纤维的伸直度，使不同品质纤维的混合更趋均匀，为获得良好的细纱创造必要的条件。 3100型号的车尾箱是陕西宝鸡宝成纺织机械厂的产品，年产量1000台，车尾箱是 A272F 系列高速并条机的主要变速机构之一，它是供给给棉 2;3罗拉的减速装置 ,要求一个输入三个输出 ,通过按一定的速比排布的齿轮及其他结构将输入轴压辊经车 尾箱的变速，传递给各工作主轴，使其获得一定的动力、转速和方向。 由于罗拉的转速直接关系到棉条所受牵伸力的大小 ,影响着产品的质量 ,因此车尾箱的传动精度要求较高 .生产批量大。针对生产现状和要求设计 3100型号的车头箱。 由被加工零件的不同，并条机设计方案各异，其车尾箱可以垂直或水平安装。该设计的车尾箱是水平安装在 A272F 高速并条机左侧上方的。 车尾箱的动力来自车头箱传递的压辊轴 ,车头箱控制着 1,4 罗拉 .2,3 罗拉排布在 1,4 罗拉的中间其结构示意如图所示 : nts 二 .设计传 动方案 方案一 : 图一方案二： 图二 比较方案： 方案一结构简单，适合于繁重恶劣条件下长期工作。使nts用维护方便，但结构尺寸较大，不易达到较好的降速效果。 方案二结构紧凑，能够产生较大的降速比，但传动效率 低使用寿命短 由于罗拉工作条件的限制 ,尺寸不易过大 ,因此采用 方案二 三、原始数据及已知条件 已知：电机 FE 132M-4/8-B 1470/730r/min 输入轴压辊转速 ny=1470r/min;Ty=2.6N M; 罗拉 2 的转速 nL2=357r/min;TL2=5.3N M; 罗拉 3 的转速 nL3=357r/min;TL2=5.3N M; 清洁装置的输出轴 nq=26.8r/min Tq=35.6N M; nts第 1 页 共 33 页 1 XXX 大 学 毕 业 设 计 设计题目： A272F 系列高速并条机 车尾箱的设计 系 别：机械工程系 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导老师： 完成时间： nts第 2 页 共 33 页 2 目录 一、 毕业设计的目的 3 二、课题简介 4 三 、 原始数据及已知条件 -5 四 、 设计传动方案 6 五 计算总传动比和分配各级传动比 7 六 .计 算传动装置和动力参数 -8 七、 圆柱齿轮的传动设计计算 11 八、 蜗轮 蜗杆的设计 19 九、 设计锥齿轮 22 十、 箱座 箱盖的设计 25 十一、 轴的设计 26 十二、 轴承寿命计算 - 28 十三、 选用键校核强度 29 十四 、 参考文献 30 十五、 毕业设计小结 31 nts第 3 页 共 33 页 3 一、毕业设计的目的 毕业设计是学生完成本专业的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论 .基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练，这对学生即将从事的有关技术工作和未来的开拓具有一定意义，其主要目的是： 1、学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。 2、学生树立正确的设计思路，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序 .规范和方法 。 3、学生正确使用技术资料 .国家标准，有关手册 .图册等工具书。进行设计计算 .数据处理 .编写技术文件等方面的工作能力。 4、 学生今昔功能调查研究。面向实际。面向生产。向工人和工程技术人员学习的基本工作态度 .工作作风和工作方法。 nts第 4 页 共 33 页 4 二、课题简介 A272F系列高速并条机适应于 75mm以下的纤维的纯纺与混纺，在纺纱工艺过程中，位于梳棉工序之后，梳棉纤维条通过本机 4 根罗拉不同转速之差产生的牵伸力并合与牵伸，能够提高纤维的条长片段均匀度、纤维的伸直度，使不同品质纤维的混合更 趋均匀，为获得良好的细纱创造必要的条件。 3100型号的车尾箱是陕西宝鸡宝成纺织机械厂的产品，年产量 1000 台，车尾箱是 A272F 系列高速并条机的主要变速机构之一，它是供给给棉 2;3 罗拉的减速装置 ,要求一个输入三个输出 ,通过按一定的速比排布的齿轮及其他结构将输入轴压辊经车尾箱的变速，传递给各工作主轴，使其获得一定的动力、转速和方向。 由于罗拉的转速直接关系到棉条所受牵伸力的大小 ,影响着产品的质量 ,因此车尾箱的传动精度要求较高 .生产批量大。针对生产现状和要求设计 3100 型号的车头箱。 由被加工零件的不同，并条 机设计方案各异，其车尾箱可以垂直或水平安装。该设计的车尾箱是水平安装在 A272F 高速并条机左侧上方的。 车尾箱的动力来自车头箱传递的压辊轴 ,车头箱控制着1,4罗拉 .2,3罗拉排布在 1,4罗拉的中间其结构示意如图所示 : nts第 5 页 共 33 页 5 三、原始数据及已知条件 已知：电机 FE 132M-4/8-B 1470/730r/min 输入轴压辊转速 ny=1470r/min;Ty=2.6N M; 罗拉 2 的转速 nL2=357r/min;TL2=5.3N M; 罗拉 3 的转速 nL3=357r/min;TL2=5.3N M; 清洁装置的输出轴 nq=26.8r/min Tq=35.6N M; 本机总牵伸的调节范围 5 12 倍 ,后区牵伸的调节范围1.2 2.0倍 ,中区是 1.018倍的固定牵伸 ,后区牵伸倍数的调节以改变主牵伸倍数来实现 .即 : 后区牵伸倍数 =总牵伸倍数 /1.018主牵伸倍数 压辊输出速度 v= d nD0/1000 d0 式中 :n 电机的转速 (1450转 /分 ) d 压辊直径 (51 毫米 ) nts第 6 页 共 33 页 6 D0 电动机皮带轮直径 (毫米 ) d0 压辊传动昼皮带轮直径 (毫米 ) 四 .设计传动方案 方案一 : 图一方案二： 图二比较方案： 方案一结构简单，适合于繁重恶劣条件下长期工作。使用维护方便，但结构尺寸较大，不易达到较好的降速效果。 方案二结构紧凑，能够产生较大的降速比，但传动效nts第 7 页 共 33 页 7 率 低使用寿命短 由于罗拉工作条件的限制 ,尺寸不易过大 ,因 此采用方案二 五计算总传动比和分配各级传动比 (1) 总传动比 i1=ny/nL2=1470/357=4 i2=ny/nL2=1470/357=4 i3=ny/nq=1470/76.8=31.4 (2)分配各级传动装置传动比 第一级传动 : i1（ 1） =3.4 i1（ 2） =1.2 i1= i1（ 1） i1（ 2） =4 第二级传动 : i2（ 1） =3.4 i1（ 2） =1.2 i2（ 3） =1.6 i2（ 4） =0.6 i2= i2（ 1） i1（ 2） i1（ 3） i1（ 4） =4 第三级传动 : i3（ 1） =1 i3（ 2） =32 i3（ 3） =0.57 i3= i3（ 1） i3（ 2） i3（ 3） =31.4 nts第 8 页 共 33 页 8 六 .计算传动装置和动力参数 (1) 计算各轴转速 轴 :n =1470r/min 轴 :n = n /i1（ 1） =1470/3.4=439 r/min 轴 :n = n /i1（ 2） =439/1.2=357 r/min 轴 :n = n /i3（ 2） =357/1.6=223 r/min 轴 :n = n /i4（ 2） =223/0.6=357 r/min 轴 :n = n /i3（ 1） =1470/1= 1470 r/min 轴 :n = n /i3（ 2） =1470/32=46 r/min 轴 :n = n /i3（ 2） =46/0.57=76.8 r/min （） 计算各轴的功率 1. 输出轴的功率 根据公式 T=9550 p/n 得 p=nT/9550(机械设计教材 p116 查得 ) pL2=nL2 TL2/9550=357 5.3/9550=0.2KW PL3=nL3 TL3/9550=357 5.3/9550=0.2KW pq=nq Tq/9550=76.8 12.4/9550=0.1KW 2.其他各轴的功率 由机械传动设计手册上册 p21表 - -查得 0.95（锥齿轮的传动效率） 2= 0.97(圆柱直齿轮的传动效率 ) 0.75（蜗杆蜗伦的传动效率） p =py=0.6kw p =pL2=0.2kw p =pL3=0.2kw nts第 9 页 共 33 页 9 p =pq=0.1kw p =p5/2=0.2/0.97=0.206kw p =(p3+p4)/ 2=(0.2+0.2)/0.97=0.42kw p =p8/ =0.1/0.75=0.13kw p =p7/ =0.13/0.95=0.37kw 3.计算各轴的扭矩 由上公式 T=9550 p/n 及已知条件各轴的功率和转速 得每一根轴的扭矩为如下 : T =9550 p1/n1=9550 0.6/1470=3.8N M T =9.3 N M T =5.3 N M T =8.8 N M T =5.4 N M T =2.4 N M T =21.3 N M T =12.4 N M 将计算数值列表如下 表 1-1 轴号 功率 (kw) 转矩 (N M) 转速(r/min) 传动比 效率 0.6 3.8 1470 1 0.97 0.42 9.3 432.3 1.2 0.97 0.2 5.3 357 1.6 0.97 0.206 . 8.8 223 0.6 0.97 0.2 5.4 357 nts第 10 页 共 33 页 10 表 1-2 轴号 功率 (kw) 转矩 (N M) 转速(r/min) 传动比 效率 0.6 3.8 1470 1 0.97 0.37 2.4 1470 32 0.95 0.103 21.3 46 0.57 0.75 0.1. 12.4 76.8 七 . 圆柱齿轮的传动设计计算 1. 选择齿轮材料及热处理方法 减速器为一般机器 ,没有特殊要求 ,从降低成本减少结构尺寸和易于取材的原则出发决定齿轮用 HT200 材料 .为170230HBS(机械设计手册上 p456 表 3-4-60)_ (1) 计算许用接触应力 H 小齿轮的接触疲劳强度为 200Mpa(教材 机械设计p250) Hlim=350 Mpa 齿轮为一般传动效果因此 SHmin=1 许用接触应力 H =200 Mpa/1=200 Mpa,许用弯曲应力为 F1= Flim/SFmin=200 Mpa (2) 按接触疲劳强度计算 d 3 590/ H 2 kT1(i+1)/ di nts第 11 页 共 33 页 11 d 为齿轮的分度圆直径 (机械设计手 册上 p381 表 3-4-1) 传递转矩 T:由上数值表查得 载荷系数 k:因载荷有轻微冲击 ,齿轮轴承对称布置由表 6-6 取 k=1.35 齿宽系数 :轮为悬齿臂布置 ,硬齿面 . 在一对啮合的齿轮中较大的齿轮 d=0.25,较小的齿轮取 d=0.2 许用接触应力 H: H=150 Mpa 由此将数据代入上式求得各轴的应取的最小的直径为如 :下 : d1 d2 d3分别表示齿轮 z1 z2 z3的直径 d1 3 590/200 2 1.35 3.8(1+1)/ 0.25 1 =70mm 同理求得其他轴的最小直径的 d2 36 d6 45 d7 85 d8 62 d10 43 d11 51 d12 60 d13 52 nts第 12 页 共 33 页 12 2. 确定齿轮的参数及主要尺寸 A:确定齿轮 z1 z2 的参数 (1) 齿数 z1取 34 z2=iz1=1 34=34 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d1 cos /z1=65 cos15 /34=2 取标准值 mn=2 (3) 中心距 a= mn(z1+z2)/2 cos =2(34+34)/2 cos15 =70.4 为 了便于测量 a 取 70,则实际螺旋角 =arccos mn(z1+z2)/2a= arccos 2(34+34)/2 70=13.72 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :d1= (mn / cos ) z1 =(2 / cos13.72 ) 34=70 d2=(mn / cos ) z2 =(2 / cos13.72 ) 34=70 齿顶圆直径 :da1=d1+2 mn=70+2 2=74 da2=d2+2 mn=70+2 2=74 b= d d1=0.25 70=17.5 取整 b=18mm 验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT1 cos /b mnd1) YFS F (教材机械设计 p260式 6-43) nts第 13 页 共 33 页 13 当量齿数 ZV: ZV1=ZV2= Z1/ cos3 =34/ cos313.72 =36.9 复合齿形系数 YFS:根据 ZV1,ZV2查图 6-29得 YFS=5 F1=(1.6 1.35 3.8 cos313.72 5)/(18 2 70) =16 Mpa F F2 F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 v= d1n1/60 1000=3.14 70 1470/6000 =5.38m/s 由表 6-4确定三个公差组均为 8级精度 .齿厚上偏差为 H,下偏差为 k B. 确定齿轮 z6 z7 的参数 (1)齿数 z6取 23 z7=iz6=1.2 23=77 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d6 cos /z6=40 cos15 /23=1.6 取标准值 mn=2 (3) 中心距 a= mn(z6+z7)/2 cos =2(23+77)/2 cos15 =104 为了便于测量 a 取 104,则实际螺旋角 =arccos mn(z6+z7)/2a= arccos 2(23+77)/2 104=16 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :d6= (mn / cos ) z6 =(2 / cos16 ) 23=48mm d7=(mn / cos ) z7 =(2 / cos15 ) 77=160mm nts第 14 页 共 33 页 14 齿顶圆直径 :d6a1=d6+2 mn=48+2 2=52 d7a2=d7+2 mn=160+2 2=164 b6= d d6=0.5 48=24 取整 b=18mm b7= d d7=0.2 160=30mm 验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT1 cos /b mnd1) YFS F (教材机械设计 p260式 6-43) 当量齿数 ZV: ZV6= Z6/ cos3 =23/ cos316 =26.1 ZV7= Z1/ cos3 =77/ cos316 =87.3 复合齿形系数 YFS:根据 ZV6,ZV7查图 6-29得 YFS6=5 YFS7=4 F1=(1.6 1.35 3.9 103 cos316 5)/(18 2 48) =23Mpa F F2=(1.6 1.35 9.3 103 cos316 4)/(18 2 160) =13.4 F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 V6= d6n /60 1000=3.14 48 1470/60000 =3.7m/s V7= d7n /60 1000=3.14 160 1432.3/60000 =3.6m/s 由表 6-4确定三个公差组均为 8级精度 .齿厚上偏差为 H,下偏差为 k C. 确定齿轮 z8 z9 的参数 (1)齿数 z8取 61 z8=iz9=1.2 61=75 nts第 15 页 共 33 页 15 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d8 cos /z8=80 cos15 /61=1.74 取标准值 mn=2 (3) 中心距 a= mn(z8+z9)/2 cos =2(61+75)/2 cos15 =140.7 为了便于测量 a 取 140,则实际螺旋角 =arccos mn(z8+z9)/2a= arccos 2(61+75)/2 140=13.7 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :d8= (mn / cos ) z6 =(2 / cos13.7 ) 61=126mm d7=(mn / cos ) z7 =(2 / cos15 ) 77=160mm 齿顶圆直径 :d8a1=d8+2 mn=126+2 2=130mm d9a2=d9+2 mn=154+2 2=158mm b8= d d8=0.25 126=30mm b9= d d9=0.2 156=30mm 验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT cos /b mnd) YFS F (教材机械设计 p260式 6-43) 当量齿数 ZV: ZV8= Z8/ cos3 =61/ cos313.7 =66.3 ZV8= Z9/ cos3 =75/ cos313.7 =81.5 复合齿形系数 YFS:根据 ZV8,ZV9查图 6-29得 YFS6=5 YFS7=4 F1=(1.6 1.35 9.3 103 cos313.7 5)/(18 2 126) nts第 16 页 共 33 页 16 =20.3Mpa F F2=(1.6 1.35 5.3 103 cos313.7 4)/(18 2 160) = 7.3 F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 V8= d8n /60 1000 =3.14 126 1470/60000 =9.6m/s V9= d7n /60 1000=3.14 160 1432.3/60000 =12 由表 6-4 确定三个公差组均为 8 级精度 .齿厚上偏差为 H,下偏差为 k D. 确定齿轮 z10 z11 的参数 (1)齿数 z10 取 37 z11=iz10=1.6 61=59 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d10 cos /z10=50 cos15 /37=1.6 取标准值 mn=2 (3) 中心距 a= mn(z10+z11)/2 cos =2(37+59)/2 cos15 =100 为了便于测量 a 取 100,则实际螺旋角 =arccos mn(z10+z11)/2a= arccos 2(37+59)/2 100=16.2 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :d10= (mn / cos ) z10 =(2 / cos16.2 ) 37=78mm d11=(mn / cos ) z11 nts第 17 页 共 33 页 17 =(2 / cos15 ) 59=122mm 齿顶圆直径 :d10a1=d10+2 mn=78+2 2=82mm d11a2=d11+2 mn=122+2 2=126mm b10= d d8=0.25 78=20mm b11= d d9=0.2 126=25mm 验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT cos /b mnd) YFS F (教材机械设计 p260式 6-43) 当量齿数 ZV: ZV8= Z8/ cos3 =61/ cos313.7 =66.3 ZV8= Z9/ cos3 =75/ cos313.7 =81.5 复合齿形系数 YFS:根据 ZV8,ZV9查图 6-29得 YFS6=5 YFS7=4 F1=(1.6 1.35 9.3 103 cos313.7 5)/(18 2 126) =20.3Mpa F F2=(1.6 1.35 5.3 103 cos313.7 4)/(18 2 160) = 7.3 F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 V8= d8n /60 1000 =3.14 126 1470/60000 =9.6m/s V9= d7n /60 1000=3.14 160 1432.3/60000 =12 由表 6-4 确定三个公差组均为 8 级精度 nts第 18 页 共 33 页 18 E. 确定齿轮 z12 z13 的参数 (1)齿数 z12 取 47 z13=iz12=0.6 47=30 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d12 cos /z12=60 cos15 /47=1.2 取标准值 mn=1.5 (3) 中心距 a= mn(z12+z13)/2 cos =2(47+30)/2 cos15 =60 为了便于测量 a 取 60,则实际螺旋角 =arccos mn(z10+z11)/2a= arccos 1.5(37+59)/2 60=15.7 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :d12= (mn / cos ) z12 =(2 / cos15.7 ) 47=73mm d12 取 76 d13=(mn / cos ) z13 =(1.5 / cos15.7 ) 37=58mm d13 取 60 齿顶圆直径 :d12a1=d10+2 mn=76+2 1.5=81mm d13a2=d13+2 mn=64+2 1.5=67mm b12= d d8=0.2 80=16mm b13= d d9=0.25 64=16mm 验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT cos /b mnd) YFS F (教材机械设计 p260式 6-43) nts第 19 页 共 33 页 19 当量齿数 ZV: ZV8= Z8/ cos3 =61/ cos313.7 =66.3 ZV8= Z9/ cos3 =75/ cos313.7 =81.5 复合齿形系数 YFS:根据 ZV8,ZV9查图 6-29得 YFS6=5 YFS7=4 F1=(1.6 1.35 9.3 103 cos313.7 5)/(18 2 126) =20.3Mpa F F2=(1.6 1.35 5.3 103 cos313.7 4)/(18 2 160) = 7.3 F 因此弯曲强度足够 表 1-3 齿轮号 分度圆直径 模数 螺旋角 齿宽 齿顶圆直径 齿宽系数 齿数 1 70 2 13.7 18 74 0.25 34 2 70 2 13.7 18 74 0.25 34 6 48 2 16 24 52 0.25 23 7 160 2 16 30 164 0.2 77 8 126 2 13.7 30 130 0.25 61 9 154 2 13.7 30 158 0.2 75 10 78 2 16.2 20 82 0.25 37 11 122 2 16.2 25 124 0.2 59 12 76 1.5 15.7 16 80 0.2 47 13 54 1.5 15.7 16 64 0.25 30 nts第 20 页 共 33 页 20 八 .蜗轮 蜗杆的设计 1. 选择材料 由于蜗杆转速较高 ,蜗杆选用 40cr 表面淬火 ,蜗轮采用在 zCuSn10Pb1砂型铸造 2. 确定蜗杆头数及蜗轮齿数 由表 1-3查得 ,按 i=32 取 z1=1 则 z2=iz1=32 1=32 3. 按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计 (1) 确定作用在蜗轮上的转矩 T =21.3 N M; (2) 确定载荷系数表 9-5 KA =1 假设 v23m/s,见 9-4 Kv=1.1 载荷平稳 K =1 K= KA KvK =1 1.1 1=1.1 (机械零件 p159) (3) 确定许用接触应力 1)由表 9-6 查得 基本接触应力 H=200N/mm2 (机械零件 p160) 2)应力循环次数 N2=60nLn=60 46 1 12000=3.3 107 3)寿命系数 Zn=8 107/3.3 107=0.86 H=Zn H=0.86 200=172N/ mm2 4）计算 m3 q KT2480/Z 蜗 2 =1.1 21.3 106（ 480/32 172） 2=8970 根据 m3 q=9000 由 9-1 查得 m=2 q=9.6 d1=28 d 蜗 =2 32=64 nts第 21 页 共 33 页 21 (机械零件 p160) 5)蜗杆导程角 r=arctan(z 杆 m)/d1= arctan1 2/28=7.2 6）滑动速度 V6= d 杆 n 杆 /60 1000 cos =3.14 28 1470/60 1000 cos7.2 =2.5m/s 7)验算效率 =0.95 tan /tan( V+ ) =0.95 tan7.2 / tan(7.2 +1.7 )=70% (机械零件表 9-10) 总效率 =70%与估计的相差无几 适合 (4) 验算蜗轮弯曲强度 1） a.确定许用弯曲应力 (机械零件表 9-9)查得 0F=64 b. 寿命系数 YN=9 106 /N=YN=9 106 /3.3 107=0.67 F= YN 0F=0.67 64=43.3 N/ mm2 2） 齿形系数 YF 按当量齿数 ZV2= Z 蜗 / cos3 =32/ cos37.2 =33 (机械零件表 9-8) 查得 YF=2.44 3） 螺旋角系数 Y Y = 1-7.2/140=0.95 F=1.64kT2/ d 蜗 d 杆 m =1.64 1.1 21.3 103 2.24 0.95/28 64 2 =22.8 N/ mm2 F 所以 43.3 N/ mm2弯曲强度足够 nts第 22 页 共 33 页 22 (5) 蜗杆 蜗轮各部分尺寸的 计算按 机械零件表 9-3 1） 中心距： a=0.5m(q+ Z 蜗 )=0.5 2(9.6+32)=45 2） 蜗杆 齿顶高 ha1= ha* m=1 2=2mm 齿全高 h1=2 ha* m+c=2 1 2+0.2 2=4.4mm 齿顶圆直径 da1=d 杆 +2 ha* m=26+2 1 2=30mm 齿根圆直径 df1=d1-2 ha* m-2c=26-2-0.8=23.2mm 蜗杆罗纹部分长度 按 机械零件表 9-4 b1 (11+0.06 Z 蜗 ) m=(11+0.06 32) 2=25.8mm 取 b=26 蜗杆轴向齿距 px= m=3.14 2=6.28mm 蜗杆螺旋线导程 pz= z 杆 px=1 6.28=6.28mm 3） 蜗轮 喉圆直径 da2=（ Z 蜗 +2 ha*） m=(32+2 1) 2=68mm 齿根圆直径 df2= d 蜗 -2 ha* m-2c =64-2 1 2-2 0.4=59.2 外圆直径 de2= da2+1.5m=68+1.5 2=71 齿宽 b2=2m(0.5+ q+1)=2 2(0.5+ 9.6+1) =15mm 齿宽角 Q=2arcsinb2/ d 杆 =2arcsin15/28=65 轮缘宽度 b 0.75 da1=0.75 .30=22.5mm (6) 热平衡计算 取室温 t0=20 c t1=70 c kS=14w/( m2 c) 由 nts第 23 页 共 33 页 23 机械零件式 9-11 得所需最小面积 A=1000（ 1- ） P1/ kS(t1-t0) =1000 0.75 0.37/14 (70-20)=0.39 m2 九设计锥齿轮 1 选齿轮精度等级，材料和齿数 （） 直齿圆锥齿轮加工多为刨齿，选用 8级精度 （） 小齿轮选用 40cr，调质，硬度 241286HBS，大齿轮用355iMn, 调质 ,硬度 220269HBS。计算时小齿轮取 270HBS，大齿轮取 240 HBS （） 选大齿轮齿数 Z4=36 Z5= Z4 i =36 0.57=21 2 齿面接触疲劳强度设计 dt 2 4Kt1/ R 1-0.5 R 2 u ZE ZH/ H 2 机械零件式 8-22 p22 (1) 考虑载荷中有中等冲击，试取载荷系数 Kt=1.6 (2) 大齿轮传递的扭矩 由上表 1-2 查得 T=21.3N M (3) 取齿宽系数 R=0.3 (4) 由机械零件表 8-6 查得弹性系数 ZE=189.8 N/ mm3 (5) 节点区域系数 ZE=2.5 (6) 接触疲劳强度由机械零件图 8-15 C 查得 Hlim=720N/ mm2 1） Hlim2=670 N/ mm2 2） 寿命系数 ZN1= ZN2=1 （由于齿轮是悬臂布置） 3） 接触安全系数 SH=1 nts第 24 页 共 33 页 24 H1= Hlim1 ZN1/SH=720 1/1=720N/ mm2 H2= Hlim2 ZN2/SH=670 1/1=670N/ mm2 (7) 计算大锥齿轮 d4 3 4Kt1/ R 1-0.5 R 2 u ZE ZH/ H 2 =3 4 1.6 2.13 104/0.3 1-0.5 0.3 2 0.57 189.9 2.5/670 2=34.5 取整 d4=35 (8) 圆周速度 VM1 dm1=d1(1-0.5 R)=35 (1-0.5 0.3)=26.25mm vm1= dmn1/60 1000= 26.25 46/60 1000=0.06m/s (9) 计算载荷系数 K 1） 据 机械零件 表 8-4 KA=1.25 2） 按 vmz1/100=0.06 36/100=0.2 由机械零件图 8-11曲线 Ib 得 k =1.05 k=kA kvk =1.25 1 1.05=1.51 与试取的 1.6相近不再修正 3 几何尺寸的计算 （） 大湍模数 m=d4/z1=35/36=0.97 取标准值 m=1 （） 分度圆直径 d1=mz1=1 36=36mm d2= mz2=1 21=21mm （） 分度圆锥角 2=arctani=arctan0.57 =29.6 1=90- 2=90-29.6=60.4 （） 锥矩 R=m/2 Z42+ Z52=1/2 362+ 212=21mm nts第 25 页 共 33 页 25 （） 齿宽 b= R R=0.3 21=6.3 取 b=7mm 4 校核齿根弯曲疲劳强度 F=4KT/ R 1-0.5 R 2 Z42 m3 i2+1 YFa YSa F 1) 计算当量齿数 ZV4= Z4/cos 1=36/cos60.4 =7.2 2) 机械零件由表 8-5，得齿形系数 YFa1=2.24 YFa2=2.65 3) 机械零件由表 8-5，得应力系数 YSa1=1.75 YSa1=1.58 4) 许用弯曲应力 a 查图 8-14 Flim1=590 N/ mm2 b 由上 N/ mm2 YN1 =YN2=1 C 弯曲安全系数 SF=1.4 F1= Flim1 YN1/ SF=590 1/1.4=421 N/ mm2 F2= Flim2 YN2/ SF=580 1/1.4=414 N/ mm2 5) 校核计算 F1=4KT1/ R 1-0.5 R 2 Z42 m3 i2+1 YFa YSa =4 1.5 2.13 104/0.3（ 1-0.5 0.3） 2 362 10.572+1 2.24 1.75=155 N/ mm2 F F2= F1 YS1 YS2/ YFa1 YSa1=155 1.25 2.65 1.58/2.24 1.75=165 N/ mm2 F2 nts第 26 页 共 33 页 26 十箱座 箱盖的设计（机械设计手册 3 p25-31） 箱座 箱盖的材料均用 H200 铸造而成 其结构尺寸如下 箱座壁厚 : =0.025a+1=0.025 243+1 8 取 =8mm 箱座凸缘厚度： b=1.5 =1.5 8=12mm 地脚螺旋直径： df=(1.52) =2 8=16mm 加强肋厚度： m=(0.8 8)=6.4 取 7 箱体形状和尺寸按国家标准 GB3668-83和实际设计情况选择 箱体长度 L=L1+L2+L3+L4 L1 为最大中心距 L1=180 L2 为壁厚 L2=8+8=16 L3 左端台座长度 L3=140 L4 右端台座长度 L4=185 初步确定 L=180+16+140+185=550 nts第 27 页 共 33 页 27 十一 轴的设计（以第轴为例）资料 机械设计手册 3 （ 1）选择轴的材料及热处理方法，因该轴是悬臂机构，故选用 45调质 -1b=55Mpa (2) 按扭转强度估算最小直径。由教材 机械设计式 8-2 表 8-11查得 c=126103 取 c=120 可得 d c3 p/n=1203 0.42/432.3=14.68mm 考虑此轴头上有键槽，将轴劲增大 5%，即 d=14.68 1.05=15.4 校核为 20mm 图三 1) 确定轴的各段直径，根据轴各段直径的确定原则，从最小直径且与轴承标准相符，安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值故d1=20mm轴段 2是为限轴承的位置 d2=24mm轴段 3安装轴承 d3=20 2) 确定各轴段的长度 (3) 按扭矩和弯曲组合进 行强度校核 (4) 绘制受力图 nts第 28 页 共 33 页 28 求水平面的支反力及弯矩 图四 求支反力 FHA= FHC= Fr2+ Fr1 FHC= FHA+ FHA Ft1=2T1/d1=2 9.3/0.16=116N Ft2=2T2/d2=2 9.3/0.126=147N 轴向力 Fa= tan 1Ft1+ Ft2 tan 2=116 tan16 +147 tan13.7 =33.2+36=69.2N 径 向力 Fr1= Ft1 tan n/ cos ( n 为压力角 ) =116 tan20 /cos16 =44N Fr2= Ft2 tan n/ cos ( n 为压力角 ) =147 tan20 /cos13.7 =55N A 左 MHA= Fr1 L1+ Fr2 L2=44 0.067+55 0.029=4.7N M A 右 MHA=99 0.042=4.1 求垂直平面力的支反力及弯矩 A 左侧弯矩 MA左 = Ft1 L1+ Ft2 L2=116 0.067+147 0.067=12 N M A 右侧弯矩 MA右 =（ 116+147） 42=11 N M nts第 29 页 共 33 页 29 左侧合成弯矩 MA左 = MHA2+ M2右 = 4.72+ 122=13 N M MA右 = MHC2+ M2右 = 112+4.12=12 N M 求弯曲折算系数 d=0.6，危险截面在 A处 Mec= M 左 2+（ t） 2右 = 132+（ 0.6 9.3） 2=13.2 N M 计算危险截面处轴径 d 3 13.2 103/0.1 55=15mm 此处直径为 20mm 故强度足够，以原结构设计为基准 十二 .轴承寿命计算（ 机械设计手册