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步进
送料机
传动系统
设计
三维
仿真
- 资源描述：
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步进送料机传动系统设计（带三维图及仿真）本次设计题目为步进送料传动系统机设计。步进送料机是输送机的一种，能够实现间歇工作的输送工件，其应用非常广泛。步进送料整机也相对比较复杂，所以对其进行简化，在能实现步进送料功能的前提下，对步进送料机中的电动机、减速器进行分析与三维建模。 本次设计要求：（1）根据步进送料机械运动周期以及传动阻力确定出电机功率及转速，从而选择电机型号；（2）利用确定出的电机转速确定出整机传动比，从而设计出二级圆柱齿轮减速箱；（3）使用solidwork软件画出步进送料整机三维图；（4）在ansys里进行强度校核。 按照以上4点要求完成此次课程设计。
- 内容简介：
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机械设计课程设计 步进送料机传动系统设计 绪 论 . 1 一 . 总方案的拟定 . 2 计参数 . 2 体方案分析 . 2 计方法 . 3 部件来源 . 3 二传动装置总体设计计算 . 3 机的选取 . 3 动比分配 . 5 . 5 三结构设计 . 7 轮的设计 . 7 速器的设计 . 9 轮的设计 . 9 的设计 . 20 轴器的选取 . 25 四 关键零件的校核 . 25 速齿轮对中小齿轮的强度校核 . 25 速箱输入轴的强度校核 . 27 五设计总结 . 28 六参考文献 . 29 第 1 页 绪 论 本次设计题目为步进送料传动系统机设计。步进送料机是输送机的一种，能够实现间歇工作的输送工件，其应用非常广泛。步进送料整机也相对比较复杂，所以对其进行简化，在能实现步进送料功能的前提下，对步进送料机中的电动机、减速器进行分析与三维建模。 本次 设计要求：（ 1）根据步进送料机械运动周期以及传动阻力确定出电机功率及转速，从而选择电机型号；（ 2）利用确定出的电机转速确定出整机传动比，从而设计出二级圆柱齿轮减速箱；（ 3）使用 件画出步进送料整机三维图；（ 4）在 进行强度校核。 按照以上 4 点要求完成此次课程设计。 第 2 页 一 . 总方案的拟定 计参数 对整个送料机的传动进行分析，对动力进行选型，减速机进行详设计考虑传动系统在整个机器上的安装，每个零件移动时间 s,运动距离 a=400歇时间 s。 表一 方案号 A（ c（ b（ s） s） B 400 20 50 2 4 图 1 体方案分析 由已知参数要选取电机，设计减速装置，设计出的传动系统见图如图所示： 第 3 页 图 2 由电机提供原动力，电机输出的动力，经过带轮传到减速器的输入轴，再经过二级减速器后，通过联轴器供给工作装置。 计方法 先通过计算 设计出带轮，减速器中个级减速齿轮的相关参数，以及轴的设计，轴承，联轴器等的选取。再用 部件的建模，用 行有限元分析。 部件来源 对于电机只是选择合适的型号，就可以购买，而减速箱箱体就可以通过设计后进行制造，同时，齿轮以及齿轮轴的也可通过制造加工得到。轴承，皮带，联轴器的标准件也可以通过购买得到。 二传动装置总体设计计算 机的选取 加工过程要求若干个相同的被输送的工件间隔相等的距离 400导轨上向左依次间歇移动，即每个零件耗时 2s 移动距离 a 后间歇时间 s。 送 第 4 页 料机曲柄工作转速 126 0 / ( ) 1 0 / m i nn t t r 。每次送 8 块料，共重约 300铜块与钢之间的摩擦系数约为 且一次可以运输可求得连杆工作时所需的功率。其中： F 为所受阻力， v 是输送机构的速度。代入功率公式即可求出工作所需功率： 3 0 0 9 . 8 0 . 1 8 21 . 0 5 8 41 0 0 0 1 0 0 0w k w 电动机功率确定：其中，一个弹性联轴器的效率4对滚动轴承的效率为2二级齿轮减速器中包含三对滚动轴承，闭式传动齿轮的效率为38级精度），共有两对齿轮啮合传动。 ,则传动装置的总效率为： 320 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 4 0 . 8 2 。因此，工作机所需电动机的功率为： 1 . 0 5 8 4 1 . 2 90 . 8 2P wP k 由机械原理设计手册可选电动机的额定功率为 电动机型号的选择 由经济 性和额定功率可选择电动机型号为： 同步转速为 1000r/载转矩为 940r/机具体参数如表 1。 第 5 页 图 3 动比分配 总传动比为 94010 94 按机械设计手册上可以取带传动的传动比 3 ,则减速器的总传动比为94 2 6 3 。 且根据机械设计手册要求，减速器传动比为 840，且必须满足齿轮间传动 比为 36。 二级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为： 1 1 . 3 1 . 3 2 6 . 8 6 5 . 8 低速级的传动比为 2 12 6 . 8 6 4 . 65 . 8ii i 所得12, 图 4 （ 1）各轴转速 设电动机轴为 0 轴，减速器的高速轴为 1 轴，中间轴为 2轴，低速轴为 3 轴，联轴器的输出轴为 4 轴。 如图所示的 V 带 各轴的转速为 第 6 页 00131212329 4 0 / m i 8 / m i 52684 6 . 2 / m i 84 6 . 21 0 / m i 6 （ 2）各轴输入功率 按电动机输出功率 01 0 12 1 2 33 2 2 34 3 2 41 . 2 91 . 2 9 0 . 9 4 1 . 2 1 2 61 . 2 1 1 2 6 0 . 9 8 0 . 9 7 1 . 1 5 31 . 1 5 3 0 . 9 8 0 . 9 7 1 . 0 9 61 . 0 9 6 0 . 9 8 0 . 9 9 1 . 0 6 3 k k k k k w （ 3）各轴输入转矩 0001112223334441 . 2 99 5 5 0 9 5 5 0 1 3 . 1 0 6 2 1 2 69 5 5 0 9 5 5 0 4 3 . 2 1 5 39 5 5 0 9 5 5 0 2 3 8 . 3 4 . 21 . 0 9 69 5 5 0 9 5 5 0 1 0 4 6 . 6 8 0 6 39 5 5 0 9 5 5 0 1 0 1 5 . 1 6 5 将上述运动和动力参数的计算结果列入下表 表 2 各轴的运动和动力参数 轴 名 转 速n（ r/ 功 率 P(转 矩T（ 0 轴 940 轴 268 轴 轴 10 轴 10 第 7 页 三结构设计 轮的设计 1）确定计算功率 由机械设计手册，查得工作情况系数 ，故， 1 . 2 1 . 5 1 . 8c a P k w 。 2）选择 V 带的带型 根据 11 . 8 , 9 4 0 / m i k w n r，查机械设计书上 8，可知选用 Z 型 V 带。 3)确定带轮的基准直径 验算带速 v 。 （ 1）初选小带轮的基准直径 1查书上表 8表 8小带轮的基准直径 1 112dd m m 。 （ 2）验算带速 v ， 1111 1 2 9 4 0 5 . 5 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 因为 15 / 3 0 /m s v m s ，故带速合适。 （ 3）计算大带轮的基准直径。 21 3 . 5 1 1 2 3 9 2i d m m 根据表 8标准值为 400 4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 （ 1 ）由 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d ， 可 以 初 定 中 心 距0 400a m m 。 （ 2）计算带所需的基准长度 2210 0 1 202()2 ( )24( 4 0 0 1 1 2 )2 4 0 0 (1 1 2 4 0 0 ) 8 5 6 . 0 92 4 4 0 0d a d 由表 8带的基准长度 920dL m m 。 第 8 页 （ 3）计算实际中心距 a。 00 9 2 0 8 5 6 . 0 94 0 0 4 3 222a m m m i n 0 . 0 1 5 4 3 2 0 . 0 1 5 9 2 0 4 1 8 . 2da a L m m m a x 0 . 0 3 4 3 2 0 . 0 3 9 2 0 4 5 9 . 6da a L m m 因此，中心距的变化范围为 5）验算小带轮上的包角 1 。 000 0 0 01 2 15 7 . 3 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 8 0 ( 4 0 0 1 1 2 ) 1 3 8 . 7 1 2 0400a 6）计算带的根数 z。 （ 1）计算单根 V 带的额定功率 由 1 110dd m m 和 1 9 4 0 / m i ，查表 8 用 插 表 法 可 得0 1 P ,根据 0 9 4 0 / m i ， 和 Z 型带，查表 8，0 0 P 。查表 8 ,表 8 ，于是，00( ) ( 1 . 1 4 0 . 0 2 ) 0 . 8 8 5 1 . 0 4 1 . 0 6 8 P K K k w (2)计算 V 带的根数 z。 1 . 8 1 . 6 91 . 0 6 8 ，取 2 根。 7）计算单根 V 带的初拉力 0F 。 由表 8 Z 型带的单位长度质量 0 . 0 6 0 /q k g m ，所以有， 220 ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 8 8 5 ) 1 . 85 0 0 5 0 0 0 . 0 6 5 . 5 1 1 5 10 . 8 8 5 2 5 . 5 1q v NK z v 8）计算压轴力 8 . 72 s i n 2 2 1 5 1 s i n 5 6 5 . 222pF z F N 第 9 页 因此选用 Z 型普通 V 带 2 根，带基准长度为 920轮基准直径121 1 2 , 4 0 0m m d m m，中心距范围为 速器的设计 轮的设计 速齿轮对的设计 度等级和材料及齿数 （ 1）根据要求可以选用直齿圆柱齿轮 。步进送料机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 7 级精度。 （ 2）材料的选取。查机械设计手册可选择小齿轮材料为 40调质处理，硬度为 280齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为 248者材料相差 40 （ 3 ） 选 择 小 齿 轮 齿 轮 为 1 24z , 大 齿 轮 的 齿 数 为2 1 1 5 . 8 2 4 1 3 9 . 2z i z ，取 2 140z 。 （ 1）由公式试算小齿轮分度圆直径。 21312 1. . ( ) Z 确定公式中的各参数值 试选 。 由上面计算可知小齿轮传递的转矩为 31 4 3 . 2 1 0 m m 。 由机械设计课本表 10取齿宽系数 1d 。 由图 10得区域系数 。 由表 10得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 . 8 P a 。 计算接触疲劳强度用重 合度系数 Z 。 第 10 页 * 0 01 1 1a r c c o s c o s / ( 2 ) a r c c o s 2 4 c o s 2 0 / ( 2 4 2 1 ) 2 9 . 841aa z z h * 0 02 2 2a r c c o s c o s / ( 2 ) a r c c o s 1 4 0 c o s 2 0 / ( 1 4 0 2 1 ) 2 2 . 1 1 1z z h ,1 1 2 20 0 0 0 ( t a n t a n ) ( t a n t a n ) / 2 2 4 ( t a n 2 9 . 8 4 1 t a n 2 0 ) 1 4 0 ( t a n 2 2 . 1 1 1 t a n 2 0 ) / 2 1 . 7 4 4a a 4 1 . 7 4 44 0 . 8 6 73 3Z 计算接触疲劳许用应力 H 。 由图 10 d ） 查 得 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 分 别 为l i m 1 l i m 26 0 0 , 5 5 0 a M P a。由此可以计算应力循环次数： 81187216 0 6 0 2 6 8 1 ( 1 0 3 0 0 1 2 ) 5 . 7 9 1 0/ 5 . 7 9 1 0 / ( 1 4 0 / 2 4 ) 9 . 9 2 6 1 0hN n j u 由 机 械 设 计 书 上 图 10 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数121 . 0 3 , 1 . 1 3H N H ， 取 失 效 概 率 为 1% ， 安 全 系 数 S=1 ， 所 以 ， 得 到1 l i m 112 l i m 221 . 0 3 6 0 0 6 1 811 . 1 3 5 5 0 5 6 51H N 取 1H 和 2H 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2 5 6 5 P a 试计算小齿轮的分度圆直径 第 11 页 21313232 1. . ( )2 1 . 3 4 3 . 2 1 0 (1 4 0 / 2 4 ) 1 2 . 5 0 . 8 6 7 1 8 9 . 8. . ( ) 4 1 . 1 6 51 (1 4 0 / 2 4 ) 5 6 5 Z （ 2）调整小齿轮分度圆直径 1) 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v 。 11 4 1 . 1 6 5 2 6 8 0 . 5 7 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿宽 b。 1 1 4 1 . 8 0 9 4 1 . 1 6 5d m m 计算实际载荷系数 由表 10得使用系数 1 。 根据 0 8 /v m s ， 7 级精度，由图 10得动载系数 。 齿轮的圆周力。 331 1 12 / 2 4 3 . 2 1 0 / 4 1 . 1 6 5 2 . 0 9 9 1 0 d N 31 / 1 2 . 0 9 9 1 0 / 4 1 . 1 6 5 5 0 . 9 9 / 1 0 0 / b N m m N m m 查表 10齿间载荷分配系数 。 由表 10插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载 荷 系 数 分 布 1 7 。 由 此 ， 得 到 实 际 载 荷 系 数1 1 . 1 1 . 2 1 . 4 1 7 1 . 8 7 0H A V H K K K 按实际载荷系数算得的分度圆直径 3311 1 . 8 7 04 1 . 1 6 5 4 6 . 4 6 91 . 3d m 及相应的齿轮模数 11/ 4 6 . 4 6 9 / 2 4 1 . 9 3 6m d z m m 按齿根弯曲疲劳强度设计 第 12 页 试算模数，即 13 212 . ( )F t F a s Y Y 确定公式中的各参数值 试选 。 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 81 . 7 4 4Y 计算Fa 图 10得 齿形系数 122 . 6 5 , 2 . 1 5F a F 由图 10得应力修正系数 121 . 5 8 , 1 . 8 2 5s a s 。 由图 10 得 小齿轮和 大齿 轮的 齿根弯曲 疲劳 极限 分别为l i m 1 l i m 25 0 0 , 3 8 0 a M P a。 由图 10得弯曲疲劳寿命系数 120 . 8 5 , 0 . 8 8F N F 。 取弯曲疲劳安全系数 ， 1 l i m 112 l i m 221112220 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 40 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 42 . 6 5 1 . 5 80 . 0 1 3 8 3 0 3 . 5 72 . 1 5 1 . 8 2 50 . 0 1 6 4 2 3 8 . 8 6F N a s a s 因 为 大 齿 轮 的Fa 于 小 齿 轮 ， 所 以 取2222 . 1 5 1 . 8 2 5 0 . 0 1 6 4 2 3 8 . 8 6F a s a F a s Y Y 。 试算模数 第 13 页 31 332212 2 1 . 3 4 3 . 2 1 0 0 . 6 8. ( ) 0 . 0 1 6 4 1 . 2 9 6 1 2 4F t F a s Y Y Ym m （ 2）调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v 。 11 1 . 2 9 6 2 4 3 1 . 1 0 4td m z m m 11 3 1 . 1 0 4 2 6 8 0 . 4 3 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿宽 b。 1 1 3 1 . 1 0 4 3 1 . 1 0 4db d m m 宽高比 / *( 2 ) ( 2 1 0 . 2 5 ) 1 . 2 9 6 2 . 9 1 6h c m / 3 1 . 1 0 4 / 2 . 9 1 6 1 0 . 6 6 7 计算实际载荷系数 根据 0 6 /v m s ， 7 级精度，由图 10得动载系数 1 。 由33111312 2 4 3 . 2 1 02 . 7 7 8 1 0 ,3 1 . 1 0 41 2 . 7 7 8 1 08 9 . 3 / 1 0 0 /3 1 . 1 0 4m m N m 查表 10齿间载荷分配系数 。 由表 10得； ，结合 / 1 0 7查图 10 。则有 1 1 1 . 4 1 . 3 2 1 . 8 4 8F A V F K K K 。 按实际载荷系数算得的齿轮模数 33 1 . 8 4 81 . 2 9 6 1 . 4 5 71 . 3m m 第 14 页 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度 所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 机械设计手册可知，可选第一系列模数为 接触疲劳强度算得的分度圆直径 1 4 6 9d m m ，算得小齿轮齿数11 / 4 6 . 4 6 9 / 1 . 5 3 0 . 9 8z d m 。 取 1 31z ，则大齿轮齿数 2 1 1 3 1 5 . 8 1 7 9 . 8z z i ，取 2 180z 。 1z 互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算 计算分度圆直径 11223 1 1 . 5 4 6 . 51 8 0 1 . 5 2 7 0d z m m md z m m m 计算中心距 12( ) / 2 ( 4 6 . 5 2 7 0 ) / 2 1 5 8 . 2 5a d d m m 计算齿轮宽度 1 1 4 6 . 5 4 6 . 5db d m m 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略 为 加 宽 （ 5 ， 即1 ( 5 1 0 ) 4 6 . 5 ( 5 1 0 ) 5 1 . 5 5 6 . 2b b m m ，取 154b ，2 。 速级齿轮传动的设计 度等级和材料及齿数 （ 1）根据要求可以选用直齿圆柱齿轮。步进送料机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 7 级精度。 （ 2）材料的选取。查机械设计手册可选择小齿轮材料为 40调质处理，硬度为 250齿轮材料为 45 钢，调质正火，硬度为 200者材料相差 50 （ 3）选择小齿轮齿 轮为 1 24z ,大齿轮的齿数为 第 15 页 2 2 1 4 . 6 2 4 1 1 0 . 4z i z ，取 2 111z 。 （ 1）由公式试算小齿轮分度圆直径。 21312 1. . ( ) Z 确定公式中的各参数值 试选 。 由上面计算可知小齿轮传递的转矩为 31 2 3 8 . 3 4 1 0 m m。 由机械设计课本表 10 取齿宽系数 1d 。 由图 10得区域系数 。 由表 10得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 . 8 P a 。 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 。 * 0 01 1 1a r c c o s c o s / ( 2 ) a r c c o s 2 4 c o s 2 0 / ( 2 4 2 1 ) 2 9 . 841aa z z h * 0 02 2 2a r c c o s c o s / ( 2 ) a r c c o s 1 1 1 c o s 2 0 / ( 1 1 1 2 1 ) 2 2 . 6 1 6z z h ,1 1 2 20 0 0 0 ( t a n t a n ) ( t a n t a n ) / 2 2 4 ( t a n 2 9 . 8 4 1 t a n 2 0 ) 1 1 1 ( t a n 2 2 . 6 1 6 t a n 2 0 ) / 2 1 . 7 3 0a a 4 1 . 7 3 04 0 . 8 7 03 3Z 计算接触疲劳许用应力 H 。 由图 10 d ） 查 得 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 分 别 为l i m 1 l i m 26 0 0 , 4 8 0 a M P a。由此可以计算应力循环次数： 71177216 0 6 0 4 6 . 2 1 ( 1 0 3 0 0 1 2 ) 9 . 9 8 1 0/ 9 . 9 8 1 0 / ( 1 1 1 / 2 4 ) 2 . 1 6 1 0hN n j u 第 16 页 由 机 械 设 计 书 上 图 10 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数121 . 1 4 , 1 . 2 2H N H ， 取 失 效 概 率 为 1% ， 安 全 系 数 S=1 ， 所 以 ， 得 到1 l i m 112 l i m 221 . 1 4 6 0 0 6 4 811 . 2 2 4 8 0 5 8 5 . 61H N 取 1H 和 2H 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2 5 8 5 . 6 P a 试计算小齿轮的分度圆直径 21313232 1. . ( )2 1 . 3 2 3 8 . 3 4 1 0 (1 1 1 / 2 4 ) 1 2 . 5 0 . 8 7 0 1 8 9 . 8. . ( ) 7 2 . 0 8 21 (1 1 1 / 2 4 ) 5 8 5 . 6 Z （ 2）调整小齿轮分度圆直径 1) 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v 。 11 7 2 . 0 8 2 4 6 . 2 0 . 1 7 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿宽 b。 1 1 7 2 . 0 8 2 7 2 . 0 8 2d m m 2）计算实际载荷系数 由表 10得使用系数 1 。 根据 0 4 /v m s ， 7 级精度，由图 10得动载系数 。 齿轮的圆周力。 331 1 12 / 2 2 3 8 . 3 4 1 0 / 7 2 . 0 8 2 6 . 6 1 3 1 0 d N 31 / 1 6 . 6 1 3 1 0 / 7 2 . 0 8 2 9 1 . 7 4 / 1 0 0 / b N m m N m m 查表 10齿间载 荷分配系数 。 第 17 页 由表 10插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载 荷 系 数 分 布 1 4 。 由 此 ， 得 到 实 际 载 荷 系 数1 1 . 0 1 1 . 2 1 . 4 2 4 1 . 7 2 6H A V H K K K 按实际载荷系数算得的分度圆直径 3311 1 . 7 2 67 2 . 0 8 2 7 9 . 2 2 41 . 3d m 及相应的齿轮模数 11/ 7 9 . 2 2 4 / 2 4 3 . 3 0 1m d z m m (1)试算模数，即 13 212 . ( )F t F a s Y Y 1)确定公式中的各参数值 试选 。 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 8 41 . 7 3 0Y 计算Fa 图 10得齿形系数 122 . 6 5 , 2 . 1 8F a F 由图 10得应力修正系数 121 . 5 8 , 1 . 8 0 1s a s 。 由图 10b 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为l i m 1 l i m 25 0 0 , 3 5 0 a M P a。 由图 10得弯曲疲劳寿命系数 120 . 9 , 0 . 9 5F N F 。 取弯曲疲劳安全系数 ， 第 18 页 1 l i m 112 l i m 221112220 . 9 5 0 0 3 2 1 . 4 2 91 . 40 . 9 5 3 5 0 2 3 7 . 51 . 42 . 6 5 1 . 5 80 . 0 1 3 3 2 1 . 4 2 92 . 1 8 1 . 8 0 10 . 0 1 6 5 2 3 7 . 5F N a s a s 因为大齿轮的Fa 于小齿轮，所以取 2220 . 0 1 6 5 F a s a F a s Y Y。 2)试算模数 31 332212 2 1 . 3 2 3 8 . 3 4 1 0 0 . 6 8 4. ( ) 0 . 0 1 6 5 2 . 2 9 8 1 2 4F t F a s Y Y Ym m （ 2）调整齿轮模数 1)计算 实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v 。 11 2 . 2 9 8 2 4 5 5 . 1 5 2td m z m m 11 5 1 . 1 5 2 4 6 . 2 0 . 1 2 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿宽 b。 1 1 5 5 . 1 5 2 5 5 . 1 5 2db d m m 宽高比 / *( 2 ) ( 2 1 0 . 2 5 ) 2 . 2 9 8 5 . 1 7 1h c m / 5 5 . 1 5 2 / 5 . 1 7 1 1 0 . 6 6 6 2)计算实际载荷系数 根据 0 4 /v m s ， 7 级精度，由图 10得动载系数 1 。 第 19 页 由33111312 2 2 3 8 . 3 4 1 08 . 6 4 3 1 0 ,5 5 . 1 5 21 8 . 6 4 3 1 01 5 6 . 7 / 1 0 0 /5 5 . 1 5 2m m N m 查表 10 。 由表 10得； 1 8 ，结合 / 1 0 6查图 10 。则有 1 1 1 . 1 1 . 3 2 1 . 4 5 2F A V F K K K 。 3)按实际载荷系数算得的齿轮模数 33 1 . 4 5 22 . 2 9 8 2 . 3 8 41 . 3m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 机械设计手册并就近圆整为标准值 m=接触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径 1 7 9 4d m m ， 算 出 小 齿 轮 齿 数11 / 7 9 . 2 2 4 / 2 . 5 3 1 . 6 9z d m 。取 1 32z 。 则 大 齿 轮 齿 数2 2 1 4 . 6 3 2 1 4 7 . 2z i z ，取 2 147z ， 1z 和 2z 互为质数。 （ 1）计算分度圆直径 11223 2 2 . 5 8 01 4 7 2 . 5 3 6 7 . 5d z m m md z m m m （ 2）计算中心距 12( ) / 2 ( 8 0 3 6 7 . 5 ) / 2 2 2 3 . 7 5a d d m m （ 3）计算齿轮宽度 1 1 8 0 8 0db d m m 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（ 5即 1 ( 5 1 0 ) 8 0 ( 5 1 0 ) 8 5 9 0b b m m ，取1 88b ， 2 80b b m m 。 计算所得减速器直齿轮参数： 第 20 页 表 3 减速器直齿轮参数 传动类型 模数 齿数 直径 中心距 齿宽 高速级齿轮 1 4 180 270 数级齿轮 2 80 8 147 0 的设计 间轴的设计 1、轴的选材、热处理 由于轴的荷载是变荷载或变应力，所以材料应具有较好的强度和韧性；对步进送料机器来说受力不大，所以减速箱轴只需要选择普通材料即可。因此选择45 号钢，热处理使用正火、调质处理。 2、初选轴的最小直径 根据选取轴的材料为 45 号钢，调质处理，查机械设计课本表 15，考虑到 轴 端 只 承 受 转 矩 ， 故 取 ， 0 112A ， 于 是 得 ：2 33m i n 021 . 1 5 31 1 2 3 2 . 7 34 6 . 2 m 。考虑到该段开键槽的影响 ,单键轴径增大 5%,于是有： m i n 3 2 . 7 3 1 . 0 5 3 4 . 3 6 7d m m 。 3、轴的结构设计 根据结构使用要求，将中间轴设计成阶梯轴，共分 5 段，其中第、 段装齿轮，如图所示： 第 21 页 图 5 （ 1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件 安装顺序，从开始处设计。 （ 2）轴承的选择与轴段 1 和轴段 5 的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑有齿轮的轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段 1 和轴段 5 上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为 6007，得轴承内径为 35径 62度 14故取该段轴的直径为 35足轴的最小直径的要求。 通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，即 6007，则轴 1 段和轴 5 段的直径均为 35 （ 3）轴段 2 和轴段 4 的设计 轴段 2上安装与高速级连接的大齿轮，轴段 4上 安装与低速级连接的小齿轮，为了便于安装，轴段 2 和轴段 4 的直径应略大于轴段 1 和轴段 5，可分别初定为50 45 大齿轮的轮毂宽度范围为 大齿轮的齿轮宽度为 54其轮毂宽度 56左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于小齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，小齿轮的齿轮宽度为 88使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 2 和轴段 4 的长度应比相应齿轮的轮毂要短，故分别取为 546 （ 4）轴段 3 的设计 该 段 位 中 间 轴 上 的 两 个 齿 轮 提 供 定 位 ， 其 轴 肩 高 度 范 围 为m i n( 0 . 0 7 0 . 1 )，取其高度为 3轴段 3 的直径为 38度为15 （ 5）轴段 1 及轴段 5 的长度 轴承采用脂润滑，需要用挡环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，取封油环端面到到内壁距离为 2承内端面距箱体内壁的距离取为 14间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段 1 的长度为： 1 1 4 1 4 2 3 0L m m 。轴 5 的长度为 5 1 4 1 4 2 2 0L m m 。 第 22 页 4、键连接 两个齿轮与轴
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