本科畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)題目：5T 機(jī)動(dòng)絞磨機(jī)變速器減速器設(shè)計(jì)院 （系）： 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 學(xué) 生： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 摘 要在論文中，首先，對(duì)絞磨機(jī)作了簡單的介紹，接著，闡述了絞磨機(jī)的設(shè)計(jì)原理和理論計(jì)算。然后按照設(shè)計(jì)準(zhǔn)則和設(shè)計(jì)理論設(shè)計(jì)了絞磨機(jī)變速器減速器。接著對(duì)變速器減速器的部件組成進(jìn)行了尺寸計(jì)算和校核。該設(shè)計(jì)代表了絞磨機(jī)設(shè)計(jì)的一般過程。對(duì)其他的絞磨機(jī)的設(shè)計(jì)工作也有一定的價(jià)值。本論文研究內(nèi)容摘要：(1) 絞磨機(jī)總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。(2) 絞磨機(jī)工作性能分析。(3)柴油機(jī)的選擇。(4)對(duì)絞磨機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機(jī)架設(shè)計(jì)。(5)對(duì)設(shè)計(jì)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算分析和校核。(6)運(yùn)用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)，對(duì)設(shè)計(jì)的零件進(jìn)行三維建模。(7)繪制整機(jī)裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計(jì)零件的零件圖。關(guān)鍵詞：絞磨機(jī)減速器；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；三維建模, 滾動(dòng)軸承AbstractIn the paper, first, the cutter mill gave a brief introduction, then, he describes the cutter mill design principles and theoretical calculations. Then follow the design criteria and design theory designed cutter mill transmission gear unit. Then the components of the transmission gear unit size was calculated and checked. The design represents the general process of mill cutter design. For other cutter mill design work also has some value.This thesis Abstract:(1) cutter mill overall structural design.(2) cutter mill performance analysis.Select (3) diesel engine.(4) Transmission of the cutter mill, the execution unit and rack design.(5) Calculation of design parts design analysis and verification.(6) the use of computer-aided design, the design of the parts three-dimensional modeling.(7) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing.Keywords: cutter mill reducer; structural design; 3D modeling, Rolling IV目 錄摘 要 IIAbstract.III第 1 章 緒論.11.1 絞磨機(jī)概況 11.2 絞磨機(jī)減速器概述 2第 2 章 總體方案設(shè)計(jì).92.1 傳動(dòng)方案 .92.2 確定傳動(dòng)比 .102.3 傳動(dòng)比分配 11第 3 章 變速箱傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算.123.1 變速箱傳動(dòng)方案 123.2 軸 I 上的一對(duì)齒輪的計(jì)算 123.3 齒輪的校核 153.4 軸的校核 163.5 軸承的選擇 173.6 軸承的校核 183.7 傳動(dòng)軸 II 各主要零件的設(shè)計(jì) .193.7.1 軸徑的估算 .193.7.2 齒輪的校核 .193.7.3 傳動(dòng)軸的校核 .203.7.4 軸承的校核 .213.8 傳動(dòng)軸 III 各主要零件的設(shè)計(jì) 223.8.1 軸徑的估算 .223.8.2 齒輪的校核 .223.8.3 傳動(dòng)軸的校核 .233.8.4 軸承的校核 .243.9 傳動(dòng)軸 IV 各主要零件的設(shè)計(jì) .25V3.9.1 軸徑的估算 .253.9.2 齒輪的校核 .253.9.3 傳動(dòng)軸的校核 .263.9.4 軸承的校核 .273.10 傳動(dòng)軸 V 各主要零件的設(shè)計(jì) .283.10.1 軸徑的估算 .283.10.2 齒輪的校核 .283.10.3 傳動(dòng)軸的校核 .283.10.4 軸承的校核 .303.11 傳動(dòng)軸 VI 各主要零件的設(shè)計(jì) .303.11.1 軸徑的估算 .303.11.2 主軸上一對(duì)齒輪的計(jì)算 .313.11.3 齒輪的校核 .343.11.4 傳動(dòng)軸的校核 .343.12 鍵的校核 363.13 潤滑與密封 .363.14 聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算 .37總論.38參考文獻(xiàn).40致 謝.411第 1 章 緒論1.1 絞磨機(jī)概況絞磨槽是用來直接和鋼絲繩連接的牽引槽，以汽油機(jī)或柴油機(jī)、柴油機(jī)作為動(dòng)力，經(jīng)過變速箱的變速來達(dá)到要求的轉(zhuǎn)速，整機(jī)坐落于鋼結(jié)構(gòu)上，穩(wěn)固且移動(dòng)方便。機(jī)動(dòng)絞磨機(jī)由滾筒輪、變速箱、柴油機(jī)或汽油機(jī)和底座框架組成，機(jī)動(dòng)絞磨工作原理：絞磨機(jī)的分類汽油機(jī)動(dòng)絞磨機(jī)，柴油機(jī)動(dòng)絞磨機(jī)，拖拉機(jī)絞磨機(jī)（泰山280、500 型改裝而成）絞磨機(jī)的型號(hào)：3T 5T 5T操作方法：1、 機(jī)械開機(jī)前，請(qǐng)先打開絞磨機(jī)傳動(dòng)離合器，把前后變擋桿撥至空擋的位置，然后才能開機(jī)運(yùn)行。2、 在撥動(dòng)離合器時(shí)，動(dòng)作應(yīng)快捷干脆，否則聯(lián)鎖剎車不起作用，形成增加自動(dòng)剎車棘爪的沖擊力。在開機(jī)時(shí)不宜過于用力，至皮帶輪能帶動(dòng)輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)不致走滑為宜。3、 換檔時(shí)必須打開傳動(dòng)離合器，否則有可能損壞齒輪，變檔后應(yīng)該檢查變檔過程是否牢合，以防發(fā)生跳擋亂擋的現(xiàn)象。4、 變擋過程當(dāng)中，若出現(xiàn)變擋入擋困難時(shí)，不可強(qiáng)行換擋，可使用手搖裝置幫助入擋，具體做法：用扳手撥動(dòng)手搖裝置，使其旋轉(zhuǎn)一個(gè)角度，即可入擋。5、卷筒上的允許負(fù)荷是 HB-3T：慢轉(zhuǎn)時(shí) 3000 公斤，絞磨機(jī)的維修和安全使用為了保持絞磨機(jī)的正常運(yùn)行，延長絞絞磨機(jī)的使用壽命，必須加強(qiáng)對(duì)絞磨機(jī)的維護(hù)和保養(yǎng)。操作者必須了解整套機(jī)械的結(jié)構(gòu)、性能，熟練地掌握使用方法。1、 卷筒上的允許負(fù)荷是 3T：慢轉(zhuǎn)時(shí) 3000 公斤，快轉(zhuǎn)時(shí) 1800 公斤；5T 慢轉(zhuǎn)時(shí)5000 公斤，快轉(zhuǎn)時(shí) 2500 公斤，不得超負(fù)荷運(yùn)行。2、 變速齒輪箱內(nèi)必須保持 1/4 之潤滑機(jī)油。3、 為防止跳擋現(xiàn)象，在撥擋叉內(nèi)裝有彈簧鋼珠作為變檔定位之作用。因此，在使用時(shí)，要注意檢查彈簧鋼珠是否頂牢。如不牢，必須更換彈簧后方可使用。4、 對(duì)自動(dòng)剎車和聯(lián)鎖剎車應(yīng)經(jīng)常檢查膠木的磨損狀況，自動(dòng)剎車齒輪旋轉(zhuǎn)及回松間隙為 0.5 毫米，大于 1 毫米必須更換膠木，否則易造成剎車失靈而發(fā)生事故。5、 自動(dòng)剎車裝置在變速齒輪箱內(nèi)，在起吊時(shí)，自動(dòng)剎車齒輪發(fā)出“篤、篤、篤”2響聲，證明速齒工作正常，回松時(shí)則沒有此響聲。6、 機(jī)座的錨固方法：靠卷筒兩側(cè)的軸承支座（有兩個(gè)孔）為錨固點(diǎn)，不能以其它位置作為錨固點(diǎn)。7、 卷筒軸承座的鎖釘，必須與相應(yīng)的孔配合，禁止使用其它螺絲代替鎖釘。8、 變速齒輪箱外殼是鋁合金鑄成，其上的螺絲不宜過緊和不必要拆裝，更不能用錘敲擊。9、 本機(jī)經(jīng)長途運(yùn)輸后，必須進(jìn)行詳細(xì)的檢查，各部件緊固螺絲有無松動(dòng)，潤滑油是否正常。10、 原動(dòng)機(jī)是汽油、柴油機(jī)、均可按該機(jī)的使用規(guī)范要求進(jìn)行。11、 每次使用機(jī)器前，應(yīng)檢查機(jī)身有無雜物，周圍有無影響機(jī)器正常運(yùn)轉(zhuǎn)的障礙，同時(shí)應(yīng)檢查各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，一切正常后，方可使用。12、 機(jī)器每次使用完畢后，應(yīng)及時(shí)清除機(jī)器上的灰塵、油污等臟物，所有清潔工作應(yīng)在機(jī)器停止運(yùn)轉(zhuǎn)后進(jìn)行。1.2 絞磨機(jī)減速器概述1、減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設(shè)計(jì)、制造和使用特點(diǎn)各不相同。20 世紀(jì) 70－80 年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。 其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器；齒輪—蝸桿減速器；行星齒輪減速器。 2、一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、絞磨機(jī)減速器、行星摩擦式機(jī)械無級(jí)變速機(jī)等等。1）圓柱齒輪減速器 單級(jí)、二級(jí)、二級(jí)以上二級(jí)。布置形式：展開式、分流式、同軸式。 2）圓錐齒輪減速器 用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。 3）蝸桿減速器 主要用于傳動(dòng)比 i10 的場合，傳動(dòng)比較大時(shí)結(jié)構(gòu)緊湊。其缺點(diǎn)是效率低。目前廣泛應(yīng)用阿基米德蝸桿減速器。 4）齒輪—蝸桿減速器 3若齒輪傳動(dòng)在高速級(jí)，則結(jié)構(gòu)緊湊； 若蝸桿傳動(dòng)在高速級(jí)，則效率較高。 5）行星齒輪減速器 傳動(dòng)效率高，傳動(dòng)比范圍廣，傳動(dòng)功率 12W~50000KW，體積和重量小。 3、 常見減速器的種類 1） 減速器 的主要特點(diǎn)是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動(dòng)效率不高，精度不高。2） 諧波減速器的諧波傳動(dòng)是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的，體積不大、精度很高，但缺點(diǎn)是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉(zhuǎn)速不能太高。 3） 行星減速器其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。但價(jià)格略貴。 減速器: 簡言之，一般機(jī)器的功率在設(shè)計(jì)并制造出來后，其額定功率就不在改變，這時(shí)，速度越大，則扭矩（或扭力）越??；速度越小，則扭力越大。目的：隨著科技高速發(fā)展，減速器技術(shù)逐步向小型化、高速化、低噪聲、高可靠度的方向發(fā)展，微小型減速器在國防及工業(yè)生產(chǎn)中越來越得到廣泛的應(yīng)用。本文為適應(yīng)這一發(fā)展趨勢(shì)開發(fā)出可應(yīng)用在航空航天等領(lǐng)域的絞磨機(jī)減速器傳動(dòng)。該減速器具有重量輕、體積小、結(jié)構(gòu)簡單緊湊、傳動(dòng)效率高、潤滑性能好、能自鎖等優(yōu)點(diǎn)，在國防、冶金礦山、石油化工、汽車等生產(chǎn)部門有著廣闊的應(yīng)用前景。而目前在我國，絞磨機(jī)減速器傳動(dòng)作為一種傳動(dòng)形式，對(duì)其進(jìn)行一系列系統(tǒng)、深入的理論研究。意義：隨著科技的高速發(fā)展，現(xiàn)代機(jī)械逐步向高速、精密、等方向發(fā)展，而減速器作為現(xiàn)代機(jī)械中的關(guān)鍵傳動(dòng)部件，也隨之對(duì)其提出了更高的要求。當(dāng)今世界各國減速器技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是小型化、輕量化、高速化、低噪聲和高可靠度。減速器的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國家的工業(yè)水平。因此，開拓和發(fā)展減速器技術(shù)在我國有著廣闊的前景。絞磨機(jī)減速器是為適應(yīng)現(xiàn)代機(jī)械的高速發(fā)展而成功開發(fā)的齒輪傳動(dòng)，因其獨(dú)特的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使之具有傳統(tǒng)齒輪傳動(dòng)不可比擬的優(yōu)越性能，在一定的工作條件下，是傳統(tǒng)齒輪傳動(dòng)理想的替代產(chǎn)品。本課題研究的減速器具有重量輕、 體積小、結(jié)構(gòu)簡單緊湊、4傳動(dòng)效率高、傳動(dòng)誤差小、潤滑性能好、性能價(jià)格比高、防止逆?zhèn)鲃?dòng)等優(yōu)點(diǎn)，它可廣泛應(yīng)用于國防、冶金礦山、石油 化工、汽車、電子儀表、建筑工程、機(jī)床、鍋爐等生產(chǎn)部門。將產(chǎn)品國產(chǎn)化后，加工成本低于同類進(jìn)口減速器產(chǎn)品價(jià)格的一半，具有很高的應(yīng)用價(jià)值和廣闊的應(yīng)用前景。（二）國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1.國外減速器現(xiàn)狀減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機(jī)械傳動(dòng)裝置。當(dāng)前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢(shì)，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動(dòng)形式仍以定軸齒輪傳動(dòng)為主，體積和重量問題，也未解決好。日本住友重工研制的 FA 型高精度減速器，美國 Alan-Newton 公司研制的 X-Y 式減速器，在傳動(dòng)原理和結(jié)構(gòu)上與此類似或相近，都為目前先進(jìn)的齒輪減速器。除了不斷改進(jìn)材料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動(dòng)原理和傳動(dòng)結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新，平動(dòng)齒輪傳動(dòng)原理的出現(xiàn)就是一例，減速器與柴油機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號(hào)的產(chǎn)品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機(jī)器人等領(lǐng)域中，微型發(fā)動(dòng)機(jī)已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動(dòng)機(jī)的尺寸在納米級(jí)范圍，如能輔以納米級(jí)的減速器，則應(yīng)用前景遠(yuǎn)大。國內(nèi)減速器現(xiàn)狀國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw 以上） ，多從國外（如丹麥、德國等）進(jìn)口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動(dòng)、擺線針輪傳動(dòng)、諧波傳動(dòng)等減速器具有傳動(dòng)比大，體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點(diǎn)。但受其傳動(dòng)的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動(dòng)的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動(dòng)比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動(dòng)齒輪傳動(dòng)的減速器，它可實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重5量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學(xué)研制成功的“內(nèi)平動(dòng)齒輪減速器”不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點(diǎn)外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點(diǎn)，處于國內(nèi)領(lǐng)先地位。國內(nèi)有少數(shù)高等學(xué)校和廠礦企業(yè)對(duì)平動(dòng)齒輪傳動(dòng)中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動(dòng)減速器開展了一些工作。（二）減速器的作用減速器在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，二者的設(shè)計(jì)、制造和使用特點(diǎn)各不相同。70～80 年代，世界減速器技術(shù)有了很大發(fā)展。通用減速器體現(xiàn)以下發(fā)展趨勢(shì)：（1）高水平、高性能。（2）積木式組合設(shè)計(jì)?；緟?shù)采取優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊、零件通用性和互換性強(qiáng)、系列容易擴(kuò)充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。（3）形式多樣化、變型設(shè)計(jì)多。擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動(dòng)支承底座、柴油機(jī)與減速機(jī)一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴(kuò)大使用范圍。促進(jìn)減速器水平提高的主要因素有：6（1）硬齒面技術(shù)的發(fā)展和完善，如大型磨齒技術(shù)、滲碳淬火工藝、齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法、修形技術(shù)、變形及三、優(yōu)化設(shè)計(jì)方法、齒根強(qiáng)化及其元化過渡、新結(jié)構(gòu)等。（2）用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件，材料和熱處理質(zhì)量控制水平高。（3）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)更合理。（4）加工精度提高到 ISO5-6 級(jí)。（5）軸承質(zhì)量和壽命提高。（6）潤滑油質(zhì)量提高。齒輪減速器的特點(diǎn)齒輪傳動(dòng)是機(jī)械傳動(dòng)中重要的傳動(dòng)之一，形式很多，應(yīng)用廣泛，傳遞的功率可達(dá)近十萬千瓦，圓周速率可達(dá) 200m/s。齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)主要有：1 效率高 在常用的機(jī)械傳動(dòng)中，以齒輪傳動(dòng)效率最高。如一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)的效率可達(dá) 99℅。2 結(jié)構(gòu)緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動(dòng)所需的空間尺寸一般比較小。3 工作可靠，壽命長 設(shè)計(jì)制造正確合理，使用維護(hù)良好的齒輪傳動(dòng)，工作可靠，壽命可長達(dá)一，二十年，這也是其它機(jī)械傳動(dòng)所不能比擬的。4 傳動(dòng)比穩(wěn)定 傳動(dòng)比穩(wěn)定是對(duì)傳動(dòng)性能的基本要求。齒輪傳動(dòng)能廣泛應(yīng)用，也是因?yàn)榫哂羞@一特點(diǎn)。但是齒輪傳動(dòng)的制造及安裝精度要求高，價(jià)格昂貴，且不宜用于傳動(dòng)距離過大的場合。蝸桿減速器的特點(diǎn)蝸桿傳動(dòng)是在空間交錯(cuò)的兩軸之間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的一種機(jī)構(gòu)，兩軸交錯(cuò)的夾角可為任意值，常用的為 90 度，這種傳動(dòng)由于具有下述特點(diǎn)，故應(yīng)用頗為廣泛。1 當(dāng)使用單頭蝸桿時(shí)，蝸桿旋轉(zhuǎn)一周，蝸輪只轉(zhuǎn)過了一個(gè)齒距，因而能實(shí)現(xiàn)大的傳動(dòng)比。在動(dòng)力傳動(dòng)中，一般傳動(dòng)比 I=5-80;在分度機(jī)構(gòu)或手動(dòng)機(jī)構(gòu)中，傳動(dòng)比可達(dá)300；若只傳遞運(yùn)動(dòng)，傳動(dòng)比可達(dá) 1000。由于傳動(dòng)比大，零件數(shù)目又少，因而結(jié)構(gòu)很緊湊。2 在桿蝸傳動(dòng)中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進(jìn)入7嚙合及逐漸退出嚙合的，同時(shí)嚙合的齒對(duì)又較多，故沖擊載荷小，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低。3 當(dāng)蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當(dāng)量摩擦角時(shí)，蝸桿傳動(dòng)更具有自鎖性。4 蝸桿傳動(dòng)與螺旋齒輪傳動(dòng)相似，在嚙合處有相對(duì)滑動(dòng)。當(dāng)滑動(dòng)速度很大，工作條件不夠良好時(shí)，會(huì)產(chǎn)生較嚴(yán)重的磨擦和磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此磨損較大，效率低；當(dāng)蝸桿傳動(dòng)具有自鎖性時(shí)，效率僅為 0.4 左右。同時(shí)由于摩擦與磨損嚴(yán)重，常需耗用有色金屬制造蝸輪，以便與鋼制的蝸桿配對(duì)組合成減磨性良好的滑動(dòng)摩擦劑。根據(jù)蝸桿分度曲面的形狀，蝸桿傳動(dòng)可以分成三大類：圓柱蝸桿傳動(dòng)、環(huán)面蝸桿傳動(dòng)、錐蝸桿傳動(dòng)。蝸桿分度曲面是圓環(huán)內(nèi)表面的一部分，蝸桿軸線平面內(nèi)理論齒廓為直線的蝸桿傳動(dòng)稱為直廓環(huán)面蝸桿傳動(dòng)，俗稱“球面蝸輪傳動(dòng)”。它始于 1921 年的美國造船業(yè)，其代表產(chǎn)品是美國 CONE DRIVE，50 年代起在我國得到推廣應(yīng)用。與普通圓柱蝸桿傳動(dòng)相比，這種蝸桿同時(shí)包容齒數(shù)多，雙線接觸線形成油膜條件好，兩齒面接觸線誘導(dǎo)法曲率半徑大。因此，承載能力是相同中心矩普通蝸桿的 1.5～3 倍（小值適應(yīng)于小中心矩，大值適應(yīng)于大中心矩）。在傳遞同樣功率時(shí)，中心矩可縮小 20%-40%。由于性能優(yōu)良，美國、日本、俄羅斯等國都將這種傳動(dòng)作為動(dòng)力傳動(dòng)中的主要形式之一廣泛使用。美國生產(chǎn)產(chǎn)品系列中心矩為 15～1320㎜；速比為 5～343000；最高傳動(dòng)效率可達(dá) 97%。我國經(jīng)過 40 年的研究和發(fā)展，目前這種蝸桿的生產(chǎn)品種也十分可觀，最大中心矩可達(dá)到1200㎜；最少齒數(shù)比為 5；蝸桿頭數(shù)達(dá) 6；最高傳動(dòng)效率可達(dá) 94%。這種蝸桿傳動(dòng)分為“原始型”和“修整型”兩種。“原始型”直廓環(huán)面蝸桿的螺旋齒面的形成為：一條與成形圓相切、位于蝸桿軸線平面內(nèi)的直線，在繞成形圓的圓心作等角速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的同時(shí)，又與成形圓一起圍繞蝸桿的軸線作等角速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，這條直線在空間形成的軌跡曲面，就是直廓環(huán)面蝸桿的齒面。由于蝸桿齒面的發(fā)生線是直線刀刃，蝸桿螺旋面是直線刀刃形成的不可展直紋面而不是由包絡(luò)產(chǎn)生的，難以實(shí)現(xiàn)磨削，這種蝸桿制造鋼筋工藝比較復(fù)雜，不易獲得高精度的傳動(dòng)，這是直廓環(huán)面蝸桿傳動(dòng)的主要缺點(diǎn)?！靶拚汀敝崩h(huán)面蝸桿螺旋面的形成，基本上與“原始型”相同，不同之處在于加工時(shí)根據(jù)設(shè)計(jì)要求的修形曲線，將加工參數(shù)加以改變。一般常用的有：變位異速8修形和變速比修形兩種工藝方法。變位異速修形方法就是在加工蝸桿時(shí)，刀具位置及固定傳動(dòng)比不同于蝸桿副工作時(shí)的位置及速比。變速比修形方法則是加工時(shí)瞬時(shí)傳動(dòng)比按一定規(guī)律變化。用修形加工方法加工的蝸桿與由修形滾刀加工成的蝸輪組成“修整型”直廓環(huán)面蝸桿傳動(dòng)，消除了蝸輪齒面中部棱線接觸，不僅改善了裝配條件，減少了誤差敏感性，更重要的是：與“原始型”蝸桿傳動(dòng)比較，接觸區(qū)擴(kuò)大，形成油膜條件好，包容齒數(shù)間載荷有平均作用，因而其承載能力、嚙合性能和傳動(dòng)效率均較“原始型”高。準(zhǔn)平行嚙合線二次包絡(luò)環(huán)面蝸桿是河南省焦作市科林齒輪有限公司的一項(xiàng)科研成果。蝸輪滾刀是可鏟背可磨削的，蝸輪齒面沒有脊線，運(yùn)動(dòng)不會(huì)產(chǎn)生干涉。工裝和理論相吻合。和同類蝸桿相比，它還具有以下幾個(gè)特點(diǎn)：1 瞬時(shí)接觸線和相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度方向夾角穩(wěn)定，且接近 90 度。2 蝸輪齒面是用鏟背滾刀制造加工而成，因此蝸輪齒面接觸面大、質(zhì)量穩(wěn)定。3 同時(shí)參加嚙合的蝸輪齒數(shù)多，一般可達(dá) 為蝸桿齒數(shù)）。2(9Z4 蝸輪齒面無脊線，傳遞運(yùn)動(dòng)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生干涉。因此這種蝸桿傳動(dòng)承載功率大，動(dòng)壓油涵穩(wěn)定傳動(dòng)、噪聲低、平衡溫度低等特征。由以上分析可以看出，雖然普通齒輪減速器具有效率高，工作可靠，壽命長，傳動(dòng)比穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)，但是不具備設(shè)計(jì)條件中重點(diǎn)要求的自鎖性，所以不能選用；而準(zhǔn)平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器，它具有普通環(huán)面蝸桿減速器所不具備的很多優(yōu)點(diǎn)。二、傳動(dòng)方案分析1．蝸桿傳動(dòng)蝸桿傳動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，尺寸緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率的場合。采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動(dòng)，由于允許齒面有較高的相對(duì)滑動(dòng)速度，可將蝸桿傳動(dòng)布置在高速級(jí)，以利于形成潤滑油膜，可以提高承載能力和傳動(dòng)效率。因此將蝸桿傳動(dòng)布置在第一級(jí)。2．斜齒輪傳動(dòng)斜齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好，常用在高速級(jí)或要求傳動(dòng)平穩(wěn)的場合。因此將斜齒輪傳動(dòng)布置在第二級(jí)。3．圓錐齒輪傳動(dòng)9圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模熟的圓錐齒輪，只有在需要改變軸的布置方向時(shí)采用，并盡量放在高速級(jí)和限制傳動(dòng)比，以減小圓錐齒輪的直徑和摸數(shù)。所以將圓錐齒輪傳動(dòng)放在第三級(jí)用于改變軸的布置方向。4．鏈?zhǔn)絺鲃?dòng)鏈?zhǔn)絺鲃?dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動(dòng)，應(yīng)布置在低速級(jí)。所以鏈?zhǔn)絺鲃?dòng)布置在最后。因此，蝸桿傳動(dòng)—斜圓柱齒輪傳動(dòng)—圓錐齒輪傳動(dòng)—鏈?zhǔn)絺鲃?dòng)，這樣的傳動(dòng)方案是比較合理的。第 2 章 總體方案設(shè)計(jì)2.1 傳動(dòng)方案機(jī)器一般由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)、工作機(jī)組成。傳動(dòng)裝置在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并籍以改變運(yùn)動(dòng)的形式、速度大小和轉(zhuǎn)矩大小。傳動(dòng)裝置一般包括傳動(dòng)件（齒輪傳動(dòng)、帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)等）和支承件（軸、軸承和機(jī)體等）兩部分。它的重量和成本在機(jī)器中占很大的比例，其性能和質(zhì)量對(duì)機(jī)器的工作影響也很大。因此合理設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案具有重要意義。首先通過柴油機(jī)進(jìn)行動(dòng)力輸出，然后通過帶傳動(dòng)帶動(dòng)變速器，變速器通過聯(lián)軸器進(jìn)行減速器輸出 2 個(gè)軸，帶動(dòng)雙卷筒工作。本次設(shè)計(jì)為設(shè)計(jì)不變（或變化很?。┫麻L期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，只有所選柴油機(jī)的額功率 Ped 等于或稍大于所需的柴油機(jī)工作功率 Pd,即 Ped ≥P d ，柴油機(jī)在工作時(shí)就不10會(huì)過熱，通常就不必校驗(yàn)發(fā)熱和啟動(dòng)力矩。柴油機(jī)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算公式引自【1】第 12~20 頁柴油機(jī)所需工作功率按式（1）為kwwdP??由式 = kww10Fv因此 advP?10?設(shè)： ——為聯(lián)軸器的效率。 =0.99（ 有 1 個(gè)）1?聯(lián) 軸 器——對(duì)滾動(dòng)軸承效率。 =0.99（ 有 7 對(duì)）2 軸 承——為 7 級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率。 =0.98（ 有 4 對(duì)）3 ?齒 輪——滾筒效率。 =0.96（ 有 2 對(duì)）4?滾 筒——帶傳動(dòng)效率。 =0.96（ 有 1 對(duì)）5估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率： 75212345η=×η0.76?工作機(jī)所需的柴油機(jī)功率為：./4.38101076dFvPKW???其中 F=5t=50000N 卷筒工作速度 4.0m/min2.2 確定傳動(dòng)比卷筒工作轉(zhuǎn)速為： 6016014.0/6.25/min3.vn rDm??????11http://www.114pifa.com/p404/1562836.html2.3 傳動(dòng)比分配(1)總傳動(dòng)比（480)2601.74.5mani?(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比：取帶傳動(dòng)的減速比為 i1=3設(shè)定減速器的傳動(dòng)比為： i7=2那么分配到變速箱的傳動(dòng)比為 i=611.76/(2X3)=101.96當(dāng)變速箱輸出的速度為 8m/min，變速箱的傳動(dòng) i=4.08X5X5 當(dāng)變速箱輸出的速度為 10m/min，變速箱的傳動(dòng) i=4.08X5X4采用最后一級(jí)進(jìn)行換擋變速器12第 3 章 變速箱傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 變速箱傳動(dòng)方案如下圖：3.2 軸 I 上的一對(duì)齒輪的計(jì)算（1）由于的軸 I 轉(zhuǎn)速不是很高，運(yùn)作時(shí)比較平穩(wěn)，所以初選軸 I 與軸 II 相嚙合的一對(duì)齒輪中，小齒輪的齒數(shù)為 20，齒輪精度為 7 級(jí)，則與其相嚙合的大齒輪齒數(shù)1Z?為 取2104.82Zi??28（a）試選載荷系數(shù) .3tK（b）計(jì)算所傳遞的扭矩 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得 （3.30） ，且由以1T519.0PTn??上計(jì)算可知： r/min， kw260/3n?4.85P?∴ (Nmm)5 519.9.0.32/T???13（c）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-7，取得齒寬系數(shù) 1d??（d）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-6，得材料的彈性影響系數(shù)1289.EaZMP（e）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-21d，得 , lim160Pa?lim250?（f）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》式 10-13 得：（3.31）??916096028354.71hNnjL?????（3.32）924.71.3?（g）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-19，取 ，10.HNK20.95HN（h）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式 10-12 得：MPa （3.33）??1lim0.96540HNKS????MPa 2li2.7（3.34）(2)計(jì)算小齒輪分度圓直徑 ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得1td， ??21312.t Et dHKTZud????????????（3.35）代入 中較小的值??H?∴ (mm) （3.36）2531 1.08289.432. 73.59td???????????(a)計(jì)算圓周速度 V：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得： 160tdnV???（3.37）代入已計(jì)算的數(shù)據(jù)得(m/s)3.147.5982.173.6860V???14由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得：模數(shù) （3.39）16.582.4ttdMZ??∴ (d）計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù) ，齒輪精度為 7 級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì) 》圖 10-8 得 動(dòng)載系數(shù)3.1768/Vms?，又直齒輪 ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-2 得 使用系數(shù) ，.05vK1HFK?? 1.25AK?由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-4，用插值法得 7 級(jí)精度的小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，，由 ，及 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-13 得1.42H??10.67bh.835H? .3F?故載荷系數(shù) 1.2.01.42.869AvKK??????(e）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式 10-10a 得： （3.40） ，代入已有數(shù)據(jù)得：31ttd?(mm)31.8697.5.024d???(f）計(jì)算模數(shù) m ：（3.41）1.3.5924Z(3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式 10-5 得，彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 ??132FaSdYKTmZ?????????（3.42）（a) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-20c 查得彎曲強(qiáng)度極限 ，150FEMPa??240FEPa??（b)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，10.85FNK?20.8FN?（c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式4S10-12 得：(MPa) （3.43）??110.8530.574FNEKS????15(MPa) （3.44）??220.84261FNEFKS?????（d） 計(jì)算載荷系數(shù)：（3.45）.25.01.3.719AvF??????（e） 查取齒形系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-5 得齒形系數(shù) ，1.6FaY?2.5FaY（f） 查應(yīng)力校正系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 10-5 得應(yīng)力校正系數(shù) ， 1.8Sa21.6Sa?（g） 計(jì)算大、小齒輪的 ，并加以比較：??FaSY???12.651.80.1379307FaSY????2.4524aSF∴ 比較得大齒輪的數(shù)據(jù)大（h) 設(shè)計(jì)計(jì)算:由彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 （3.46） ，代入數(shù)據(jù)得：??132FaSdYKTmZ?????????，整圓成 ，查《實(shí)用機(jī)床53221.790.80.4.934m????2m?設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知，m 得取值從 0.75 開始，每隔 0.25 都有值可選，本人選擇 為軸3?I 與軸 II 相嚙合的那對(duì)齒輪的模數(shù)。則此時(shí)按 ,大、小齒輪的齒數(shù)分別為：3?基本組齒輪幾何尺寸見下表d1=3X20=60,d2=3X82=2463.3 齒輪的校核由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， ??FtaSKbmY??2tTd?（3.50）(1）對(duì)軸 I 上齒數(shù)為 51 的齒輪進(jìn)行校核16520.8321tTFd??∴ 51.869.4.968tKbm?又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： ??26.935.31.70FaSY???比較得： 故該齒輪符合要求。??FtaSbY?3.4 軸的校核對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 4 2()6dbNDdI??????（3.51）=4 2432.8(32.)(83.)7.10m???式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：= （Nmm） （3.52）41950(m)nPM???扭 447.295108.391056???式中 —該軸傳遞的最大功率（kw）;1—該軸的計(jì)算最小轉(zhuǎn)速（r/min） 。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力4328.39102.9610ND56tMP????扭（3.53）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP17()/cos()rtPgN??????（3.52）式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o；ρ—齒面摩擦角， ；5.72???β—齒輪的螺旋角；β＝0(N) 3.51.498rtP???（3.53）花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：(MPa) max28,()njy jyMDdlNK?????????（3.54）式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ） ；maxn Nm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm ） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8；(MPa)4228.3910.6220()57jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格3.5 軸承的選擇根據(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，可把軸承分為滑動(dòng)摩擦軸承（簡稱滑動(dòng)軸承）和滾動(dòng)摩擦軸承（簡稱滾動(dòng)軸承）兩大類。滾動(dòng)軸承由于摩擦系數(shù)小，起動(dòng)阻力小，而且它已標(biāo)準(zhǔn)化，選用、潤滑、維護(hù)都很方便，因此在一般機(jī)器中應(yīng)用較廣。滾動(dòng)軸承是現(xiàn)代機(jī)器中廣泛應(yīng)用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動(dòng)接觸來支承轉(zhuǎn)動(dòng)零件的。滾動(dòng)軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，并由專業(yè)工廠大量生產(chǎn)制造及供應(yīng)各種常用規(guī)格的軸承。滾動(dòng)軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動(dòng)容易等優(yōu)點(diǎn)。滾動(dòng)軸承由：內(nèi)圈、外圈、滾動(dòng)體、保持架等四部分組成，內(nèi)圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。通常是內(nèi)圈隨軸頸回轉(zhuǎn)，外圈固定，但也可用于外圈回轉(zhuǎn)而內(nèi)圈不動(dòng)，或是內(nèi)、外圈同時(shí)回轉(zhuǎn)的場合。當(dāng)內(nèi)、外圈相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，滾動(dòng)體即在內(nèi)、18外圈的滾道間滾動(dòng)。軸承內(nèi)、外圈上的滾道有限制滾動(dòng)體沿軸向位移的作用。選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮以下的因素：(1）軸承所受的載荷軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。對(duì)于純軸向載荷，一般用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力球軸承。對(duì)于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當(dāng)軸承在承受徑向載荷的同時(shí)，還有不打的軸向載荷時(shí)，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當(dāng)軸向載荷較大的時(shí)，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔(dān)徑向和軸向載荷。(2）軸承的轉(zhuǎn)速工作轉(zhuǎn)速對(duì)軸承也有一定的要求，球軸承與滾子軸承相比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時(shí)應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。高速時(shí)宜選用相同內(nèi)徑而外徑較小的軸承。外徑較大的軸承，宜用于低速重載的場合。(3）軸承的調(diào)心性能軸的中心線與軸承座的中心線不重合時(shí)，或因軸受力而彎曲或傾斜時(shí)，會(huì)造成軸承的內(nèi)、外圈軸線發(fā)生偏斜。滾子軸承對(duì)軸承的傾斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低于球軸承。(4）軸承的安裝和拆卸軸承在長軸上安裝時(shí)，為便于裝拆，可用內(nèi)圈孔為 1﹕12 的圓錐孔的軸承，用以安裝在緊定襯套上?？偵纤觯救诉x擇的軸承型號(hào)如下：軸 I 從左至右分別為深溝球軸承 61808(2 對(duì)) 61807（6 對(duì)）3.6 軸承的校核查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床 取值為????610hCLTnP?????????????T15000—20000 小時(shí)。式中 —額定壽命， —額定負(fù)載， —當(dāng)量動(dòng)載荷， ，對(duì)于球軸承10h P??壽 命 系 數(shù)19，對(duì)于滾子軸承 。3??103??由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得 hmdnTnThmdffCPC??（3.55）式中 —速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載nfTfhff荷較小時(shí) ，力矩載荷較大時(shí) ， —沖擊載荷因數(shù)1.5m?2m?d將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf???????軸 I 上的深溝球軸承的校核：(h)36 5103.82.56.721089.5041hL???????????∵ ∴ 故該軸承符合要求。??T?3.7 傳動(dòng)軸 II 各主要零件的設(shè)計(jì)3.7.1 軸徑的估算參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 3.10—2 得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手3(10~2)cPdn?冊(cè)》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35cn?由轉(zhuǎn)速圖可得： 123856i?∴ 轉(zhuǎn)速： (r/min)219.51207.8/ni?(r/min)218.69.43/i??效率： 查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 1.1—10 得：22??角接觸球軸承效率 =0.96 ，直齒圓柱齒輪效率 =0.981 2?功率： （kw ）2127.09.86.915P???由軸徑確定的公式可知：轉(zhuǎn)速越小軸徑越大，所以只要滿足轉(zhuǎn)速小的地方的軸徑20要求，整個(gè)軸都可以滿足要求。∴ (mm) 取 （mm）2332 6.91510520.367Pdn????min2d?3.7.2 齒輪的校核由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbmY??tTd?對(duì)軸 II 上齒數(shù)為 24 的齒輪進(jìn)行校核 426.75108tTFd??∴ 1.8962tKbm?又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： ??30.57.1528FaSY???比較得： 故該齒輪符合要求。?FtaSb?3.7.3 傳動(dòng)軸的校核對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 42()6dbNDdI??????=4 243283(6).5310m????式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：= (Nmm)429510nPM??扭 446.915950.807???式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的最小轉(zhuǎn)速（r/min） 。jn傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周21力 ：tP??4326.8102.710ND5tM????扭式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP(N)()/cos9rtPg?????式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。22()0.1[MTdm?????花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： max28()njy jyDdlNK?????????式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ） ；axnMNm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8；(MPa)4286.103.820(3)7jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格3.7.4 軸承的校核根據(jù)軸徑等要求，軸 II 所選的軸承 從左至右分別為圓錐滾子軸承 30305 (1 對(duì)) 30304（1 對(duì)）查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床 取值為????610hCLTnP?????????????T15000—20000 小時(shí)。式中 —額定壽命， —額定負(fù)載， —當(dāng)量動(dòng)載荷， ，對(duì)于球軸承10h P??壽 命 系 數(shù)22，對(duì)于滾子軸承 。3??103??由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得 hmdnTnThmdffCPC??式中 —速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載nfTfff荷較小時(shí) ，力矩載荷較大時(shí) ， —沖擊載荷因數(shù)1.5m?2md將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf????????軸 II 上的圓錐滾子軸承的校核：(h)106 35103.482.59.27.06hL???????????∵ ∴所選軸承符合要求。??T?3.8 傳動(dòng)軸 III 各主要零件的設(shè)計(jì)3.8.1 軸徑的估算參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 3.10—2 得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)3(10~2)cPdn?計(jì)手冊(cè)》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35cn?由轉(zhuǎn)速圖可得： min2358?∴ 轉(zhuǎn)速： （r/min）2396.703.86/i?效率： 查 《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 1.1—10 得：圓錐滾22???子軸承效率 =0.983功率： （kw ）23236.9150.8.96.508P??∴ （mm） 取 （mm）331057.3.dn???min32d?233.8.2 齒輪的校核由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbmY??2tTd?對(duì)軸 III 上齒數(shù)為 63 的齒輪進(jìn)行校核 425.1026tTFd??∴ 56.89.23.9tKbm?又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： ??6.6.25.817FaSY??比較得： 故該齒輪符合要求。?FtaSb?3.8.3 傳動(dòng)軸的校核對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 =42()6dbNDdI??????4 24368(3)(6).5310m????????式中 d—花鍵軸的小徑（mm） ；D—花軸的大徑（mm） ；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：= (Nmm)439510nPM??扭 4 46.50899511.037???式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的最小轉(zhuǎn)速（r/min） 。j傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 ：tP??43216.90.6710ND5tM????扭式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。24齒輪的徑向力 ： (N)rP()/cos902tg???????式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。22()0.1[MTdm?????花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： max28()njy jyDdlNK?????????式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ） ；axnMNm?D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm） ；L—花鍵工作長度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8；(MPa)42816.907.6520(3)jy jyMPa????????????故此花鍵軸校核合格。3.8.4 軸承的校核根據(jù)軸徑等要求，軸 III 所選軸承 從左至右分別為 30306 (1 對(duì)) 61806（1對(duì)） 30305（1 對(duì)）查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床 取值為????610hCLTnP?????????????T15000—20000 小時(shí)。式中 —額定壽命， —額定負(fù)載， —當(dāng)量動(dòng)載荷， ，對(duì)于球軸承10h P??壽 命 系 數(shù)，對(duì)于滾子軸承 。3??103??由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得 hmdnTnThmdffCC??式中 —速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載nfTfff25荷較小時(shí) ，力矩載荷較大時(shí) ， —沖擊載荷因數(shù)1.5mf?2mf?df將 代入 中得：nThmdfPC10hL610hmdhnTf???????軸 III 上深溝球軸承的校核：(h)36 510 3.42.52.1608.017hL???????????軸 III 上圓錐滾子軸承的校核：(h)106 3510 3.2.5.748.04hL???????????∵ ∴軸 III 上的軸承校核符合要求。??T?3.9 傳動(dòng)軸 IV 各主要零件的設(shè)計(jì)3.9.1 軸徑的估算參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 3.10—2 得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)3(10~2)cPdn?計(jì)手冊(cè)》表 1.1—10 得： =0.96 ， 取 V?帶 35cn?由轉(zhuǎn)速圖可得： min34802?∴ 轉(zhuǎn)速： (r/min)3467.91.52/i?效率： 231???功率： (kw)24346.50898096.P??∴ (mm) 取 (mm)344105.1.2dn?? min43d?3.9.2 齒輪的校核由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ，??FtaSKbY??2tTd?對(duì)軸 IV 上齒數(shù)為齒輪進(jìn)行校核