机械毕业设计（论文）-果蔬大棚电动卷帘机设计【全套图纸】.doc

果蔬大棚电动卷帘机果蔬大棚电动卷帘机 摘摘 要要 果蔬大棚卷帘机是今后大棚种植必需的机械装备和发展方向，它改变了传统 人工卷帘操作的方法，比人工操作提高效率十几倍以上，解决了每天卷放草帘的 劳动强度，改善了严冬露天操作的环境，重要的是缩短了卷、放草帘所消耗的时 间,延长了光照时间.大大提高了劳动效率和经济效益. 现今市场上主要供应的是一种是走动式卷帘机这种卷帘机利用卷帘机的动力上 下自由卷放草帘子，不必受大棚坡度大小的限制。但这种卷帘机结构复杂，稳定 性差，寿命低，且不适合长度过大的大棚。 本课题所设计的是一种固定式卷帘机，它模拟人工操作,通过缠绕在绳上的绳 子的拉紧和放松,实现草帘的卷收和铺放。 其主要机构包括电动机、减速机、卷帘装置等。本课题着重对卷帘机的减速 机及卷帘装置进行设计，使其在压低成本的前提下满足普通斜坡式大棚的要求。 关键词：卷帘机，减速机，传动比，抗弯强度 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 FRUITS AND VEGETABLES BIG AWNING ELECTRICALLY OPERATED VOLUME CURTAIN MACHINE Abstract：The fruits and vegetables big awning volume curtain machine will be the next big awning planter essential machinery equipment and the development direction, it changed the traditional artificial volume curtain operation method, will enhance above efficiency several times compared to the manual control, solved the daily volume to graze animals the curtain the labor intensity, improved the severe winter open-air operation environment, more importantly reduced the volume, has grazed animals the time which the curtain consumed,Lengthened the illumination time.Enhanced the labor efficiency and the economic efficiency greatly. Nowadays in the market the main supply is one kind is takes a walk about the type volume curtain machine this kind of volume curtain machine use volume curtain machine power the free volume to graze animals the curtain screen, does not need to receive the big awning slope size the limit. But this kind of volume curtain machine structure is complex, the stability is bad, the life is low, also does not suit the length oversized big awning. What this topic designs is one kind of stationary volume curtain machine, it simulates the manual control,Through winding on rope string tautness and relaxation,The realization grass curtain volume receives and sets. Its main organization including electric motor, speed reducer, volume curtain installment and so on. This topic emphatically carries on the design to the volume curtain machine speed reducer and the volume curtain installment, causes it in to reduce the cost under the premise to satisfy the ordinary pitch type big awning the request. Key word Volume curtain machine，Speed reducer，Velocity ratio，Bending strength. 第 I 页 共 II 页 目 录 1 绪论.1 1.1 本课题研究意义.1 1.2 本课题的研究现状.1 1.3 设计任务与要求.3 1.4 拟解决的关键问题.3 1.5 拟采用的研究手段.4 2 传动装置的总体设计.4 2.1 确定传动方案.4 2.2 电动机的选择.4 2.3 计算总传动比和分配各级传动比.5 2.4 计算传动装置的运动和动力参数.5 3 传动机构及零件的设计计算.6 3.1 带传动的设计计算.6 3.2 减速器的设计计算.7 3.2.1 蜗轮蜗杆的设计计算.7 3.2.2 蜗杆的设计.10 3.2.3 齿轮的设计计算.17 3.2.4 传动轴的设计.22 3.2.5 输出轴的设计.29 3.2.6 箱体的设计.36 3.3 卷动机构的设计.38 3.3.1 卷绳管的设计计算.38 3.3.2 绞盘的设计计算.41 3.3.3 滑动轴承的设计.43 3.3.4 法兰连接的设计.43 4 结论.46 参考文献.47 第 II 页 共 II 页 致谢.49 外文文献原文 译文 第 1 页 共 49 页 1 1 绪论绪论 1.11.1 本课题研究意义本课题研究意义 随着城乡人民生活水平的提高，冬季栽培鲜菜、鲜果的温室大棚蓬勃发展， 其规模越来越大。但是，在温室大棚作业中，卷铺草帘是最费时费工的主要作业 环节之一，尤其在严寒冬季的凌晨和傍晚，在寒风刺骨的恶劣条件下，农民站在 大棚顶上从事着艰苦笨重的草帘卷铺劳动，情况可想而知。对于一个长 80 米大棚 来说，每天都要在早上拉启、傍晚放下，各要用大约 40 分钟左右。严格的来说， 冬天里的阳光和温度是“果蔬大棚”中作物正常生长所依赖的珍贵资源。农民要争 分夺秒，辛苦是可想而知的1。但这仍然解决不了问题， 由于“果蔬大棚”保温帘 开启和关闭时间相对集中，引起的劳力不足和耗用时间过长，已经严重制约了“果 蔬大棚”的产量效益和发展空间。 电动卷帘机的出现则彻底解决了人工卷铺帘子带来的一系列不便。使用电动 卷帘机，可随时启动，延长了光照时间，增加了光合作用，更重要的是节省劳动 时间，减轻了劳动强度。日光温室在深冬生产过程中，每一千平方米温室人工控 帘约需 1.5 小时，而卷帘机只需 5 分钟左右，太阳落山前，人工放帘需用约 1 小 时左右，由此看来，每天若用卷帘机起放帘子，比人工节约近 2 小时的时间。同 时延长了室内宝贵的光照时间，增加了光合作用时间 。另外，使用电动卷帘机对 草帘、棉帘保护性好，延长了草帘、棉帘的使用寿命，既降低生产成本，同时因 其整体起放，其抗风能力也大大增强。总体上可使农民能比较轻松地用更多的精 力提高对蔬菜进行管理，提高品质、扩大规模2。 因此，开发经济、实用的电动卷帘机是一项很好的研究课题。 1.21.2 本课题的研究现状本课题的研究现状 目前国内生产的卷帘机主要有两种工作方式3：一种是固定式，卷帘机固定 在大棚后墙的砖垛上，它模拟人工操作，通过缠绕在轴上的绳子的拉紧和放松。 利用机械动力把草帘子卷上去，利用大棚的坡度和草帘子的重量往下滚放草帘子。 该种型号的卷帘机造价较高，大棚要有一定的坡度，如果棚面坡度太平，草帘子 滚不下来，当风大时容易乱绳并影响工作，且安装复杂。另一种是走动式，这种 卷帘机由悬臂杆、支撑杆、电机、减速机构和卷帘轴等组成。其工作方式是采用 第 2 页 共 49 页 机械手的原理，利用卷帘机的动力上下自由卷放草帘子，不必受大棚坡度大小的 限制。但存在以下不足，悬臂杆和支撑杆稳定性差，对草帘整体弯度要求较高， 不易满足长度较大的大棚，且其卷帘轴被焊接成整体构件，拆装不方便。 对于较常见的 80 米长的果蔬大棚，通过文献检索，有一些满足要求的卷帘机 械，现将代表性的结构特点分析如下。 图 14是一种卷帘机的使用状态示意图，该卷帘机采用固定式结构，主要由工 作电机及固定机构，减速机，卷绳管，卷帘绳，螺栓，轴承等组成。其工作原理 为电机通过减速箱减速，使输出轴与卷绳管连接，带动卷绳管转动，卷绳管与卷 帘绳一端固定，电机工作，卷绳管带动卷帘绳卷起，卷帘绳带动草帘卷起，完成 卷的过程。电动反转，卷帘在自身重力作用下沿绳放下，完成放的过程。其中卷 帘机的电机和减速机分别固定在一电机支杆上，电机支杆的下端固定在温室的墙 上。大棚卷帘机包括多个卷绳管支承机构，卷绳管直接与减速箱的输出轴相连。 卷绳管通过支架固定。支架通过螺栓固定在大棚的顶墙上。卷帘绳一端套在卷绳 轴上，另一端绕过卷轴大棚顶端。其中电机通过减速机予以减速，带动整体。优 点：结构简单，以电机驱动，卷帘卷起速度快，省工省力，适合大面积作业。 图 1.1 一种卷帘机的使用状态示意图 大棚顶端三角支架的结构图如图 2 所示，卷绳轴顶端支承机构的竖支杆的下 端固定在横支板上，斜支杆的两端分别与竖支杆和横支杆连接，横支杆可固定在 温室大棚的墙体上，如此三个支板形成三角形支承，大大加强了支板的支承能力 和安全性。 第 3 页 共 49 页 图 1.2 卷绳轴顶端三角支架的结构图 经过上述分析，为了适应农业上的需要，本课题要设计一种操作简单，经济 实用的卷帘机。此款卷帘机结构要合理，维修要方便，能在北方恶劣的环境下长 期工作。此款卷帘机依靠电力采用电机驱动。经过减速机降速，将扭矩传输给卷 动机构。卷动通则带动草帘完成卷帘，放帘作业。卷帘机通过控制电机正反转， 完成卷帘，放帘作业。其操作方式为固定式，可降低对大棚结构的要求，适应绝 大多数农民的需要,具有广阔的市场。 1.31.3 设计任务与要求设计任务与要求 1)利用电机作动力，经减速机降速，通过控制电机正反转，完成卷帘、放帘 作业。 2)用于长度在 80 米以内的常用形状的温室大棚。 3)需在 5 分钟内完成卷、放帘作业。结构合理、成本较低。 4)电动机功率为 1.1KW，经减速机减速后降为 1.6e/min。 1.41.4 拟解决的关键问题拟解决的关键问题 1.电机与减速箱的固定及稳定性问题 由于卷帘机要在露天的状态下作业，因此电机和减速机一定要固定好。经过 分析可将电机和减速机分别固定在一个电机支杆上。电机支杆则固定在温室的后 墙上。另外减速机的两端输出轴分别和一个与之相对应的卷绳管相连接。卷绳管 可通过多哥支架固定。支架则固定在温室后墙的顶部。 2.减速箱内部结构及配合 根据课题需要采用的电动机功率为 1.1 千瓦，减速机降速后速度为 1.6r/min。要在五分钟内完成作业。考虑到所需扭矩的大小，又要尽可能减小减 第 4 页 共 49 页 速机的尺寸和自重。所以本款卷帘机拟采用两级传动结构，第一级是蜗轮蜗杆传 动结构，转速高、受力小、效率损毫小，第二级是齿轮传动结构。并且减速机有 二个输出轴，二个输出轴分别和与二个输出轴相对应的卷绳管的一端连接。 3.卷绳管与支架之间的嵌套 支架上端固定有卷绳管支承环，支架与支承环之间可通过螺栓连接或焊接。 另外支承环内嵌有轴承，卷绳管可嵌套在轴承内。通过螺栓可减少滚动摩擦。 1.51.5 拟采用的研究手段拟采用的研究手段 首先通过查找和收集资料，对设计有一个初步的了解，然后运用力学，机械 原理，机械设计与数学等知识确定箱体的位置，计算出减速箱的传动关系。根据 切削加工的知识及材料的力学性能确定卷绳管的长度直径及机构的材料构成。通 过实际考察草帘的大小重量及尺寸，绳的长度及扭矩。用 CAD 制图，并分析图纸 总结出现的情况和结果。 第 5 页 共 49 页 2 2 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 2.12.1 确定传动方案确定传动方案 卷帘机是在户外作业根据课题需要采用的电动机功率为 1.1 千瓦，减速机降 速后速度为 1.6 转/分。要在五分钟内完成作业。考虑到所需扭矩的大小，又要尽 可能减小减速机的尺寸和自重。所以本款卷帘机拟采用两级传动结构，第一级是 蜗轮蜗杆传动结构，转速高、受力小、效率损毫小.第二级是齿轮传动结构传动平 稳,效率高.并且减速机有二个输出轴，二个输出轴分别和与二个输出轴相对应的 卷绳管相连接,这样可以减小负载,增大转矩.卷帘机的传动方案见下图 2.1。 图 2.1 卷帘机传动方案简图 1电动机 2V 带轮 3减速机 4卷绳管 2.22.2 电动机的选择电动机的选择 卷帘机每天的工作时间是在早上和傍晚，且工作时间不到十分钟，工作时间 相比较很短。因此不用考虑电动机的发热与升温。其负载是均匀增大的且转速稳 定，故可忽略电动机的震动与变速。 主要影响电动机寿命的因素是功率、转速及环境因素。应技术要求电动机的 输出功率为 1.1KW,减速机降速后速度为 1.6r/min.因此尽量选择要具有较底转速 的电动机.此外考虑到电动机式户外作业,它还要具有防雨，防尘等功能5。 第 6 页 共 49 页 综合考虑各种因素,所选择的电动机为一款齿轮减速电动机型号 YCJ71 配用 电机 90SF1-4 输出功率 1.1KW,输出转速 240r/min，输出转矩 42N/m ,极数 4，电 动机的安装型式为 B3 基本安装型5. 2.32.3 计算总传动比和分配各级传动比计算总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比为 (2.1) 150 6.1 240 w m n n i 分配结果为第一级蜗轮蜗杆传动比为 30。第二级齿轮传动比为 5。 2.42.4 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速 (2.2)min/240 1 rnn w (2.3)min/8 30 240 1 1 2 r i n n (2.4)min/6 . 1 5 8 2 2 3 r i n n 2.各轴功率 依次为电动机与蜗杆，蜗杆与传动轴，传动轴与输出轴之间的传动效 12 , w 率。根据手册取5=0.97，=0.7，=0.99。，依次为蜗杆，传动 w 1 2 1 P 2 P 3 P 轴和输出轴上的输入功率 =1.067KW (2.5) 1 PP w =1.0670.7=0.7469KW (2.6) 2 PP w 1 =0.74690.99=0.7394KW (2.7) 3 PP w 1 2 3.各轴转矩 =9550000=9550000=43770 Nmm (2.8) 1 T 1 1 n p1.0674 240 =9550000=9550000Nmm=919187Nm (2.9) 2 T 2 2 n P0.7469 240/30 第 7 页 共 49 页 =9550000=9550000=4549978 Nmm (3.0) 3 T 3 3 n p0.7394 1.6 3 3 传动机构及零件的设计计算传动机构及零件的设计计算 3.13.1 带传动的设计计算带传动的设计计算 已知电动机功率 1.1KW，转速 240r/min,传动比 i=1 1.确定计算功率 ca P 查得工作情况系数 =1.0,故=1.1KW A K ca P A KP 2.选取 V 带带型6 根据,n 确定选取 SPZ 型。 ca P 3.确定带轮基准直径 查表取主动轮直径 mmda63 1 则从动轮直径 =63mm 12aa iddmm 验算带得速度 =0.79 (3.1) 100060 11 nd v a sm/sm/35 带得速度合适 4.确定 V 带的基准长度和传动中心距根据 (3.2)(2)(7 . 0 21021aaaa ddadd 初步确定中心距mma200 0 计算带所需要的基准长度 =2 (3.3) 1 D Lmmdda aa 598)( 2 2 210 圆整厚取带的基准长度mmLd630 计算实际中心距 (3.4)mm LL aa dd 216 2 1 0 第 8 页 共 49 页 5.计算 V 带的根数 (3.5) L ca KKPP P z )( 00 由 ,.得 min/240 1 rn mmda63 1 1iKWP35 . 0 0 0 0 P 查表得 ,.则1 a K82 . 0 L K =3.8 (3.6) L ca KKPP P z )( 00 取 Z=4 根 6.计算预紧力 0 F (3.7)Nqv Kvz P F ca 261) 1 5 . 2 (500 2 0 7.计算作用在轴上的压轴力 (3.8)NZFFP2088 2 sin2 1 0 至此带轮的计算设计已经完成，其具体结构见零件图。 3.23.2 减速器的设计计算减速器的设计计算 3.2.1 蜗轮蜗杆的设计计算 1.选择蜗杆传动 根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）. 2.选择材料 考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用 45 钢；因希望 效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用 铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属降低成本，仅齿 圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造7。 3.按齿面接触疲劳强度进行设计8 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿 根弯曲疲劳强度。传动中心距 第 9 页 共 49 页 (3.9) 3 2 2 ) ( H EZ Z KT 1)确定作用在蜗轮上的转矩,根据式 2.9 得 2 T =919187Nmm 2 T 2)确定载荷系数 K 因工作载荷均匀增加，故取载荷分布不均系数=1.1，由手册选取使用系 K 数=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷=1.05；则 A K V K =1.11.051.151.32 (3.10)K K V K A K 3)确定弹性影响系数 E Z 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160MPa E Z 2/1 4)确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值/=0.35，可查得=2.9 1 d 1 d Z 5)确定许用接触应力 H 根据蜗轮的材料为铸锡磷青铜，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可 查的蜗轮的基本许用应力=268MPa H 应力循环次数 =6015365=109500 (3.11) h LjnN 2 60 寿命系数 =1.75 (3.12) 87 109500/10 HN K 则 =279MPa (3.13) H HN K H 6)计算中心距 mm=149.7mm (3.14) 3 2 ) 279 9 . 2160 (91918732 . 1 第 10 页 共 49 页 取中心距=160mm，因 i=30,故查表取模数=8mm,蜗杆的分度圆直径=80mm.m 1 d 这时/=0.5 则可查得接触系数=2.3，因为因此以上结果可用。 1 d Z Z Z 4.蜗杆与蜗轮得主要参数与几何尺寸 1)蜗杆 轴向齿距=25.12mm;直径系数=10;齿顶圆直径=96mm;齿根圆直径 a Pq 1a d =63.5mm；分度圆导程角=5 42，38。 。；蜗杆轴向齿厚=12.56mm. 1f d a s 2)蜗轮 蜗轮齿数=31；变位系数=-0.500 2 z 2 x 验算传动比 i=31,这时得传动比误差为（30-29）/31=3.22%是允许的。 1 2 z z 蜗轮分度圆直径 =248mm (3.15) 2 d 2 mz 蜗轮喉圆直径 +2=248+28=264mm (3.16) 2a d 2 d 2a h 蜗轮齿根圆直径 =248-214=220mm (3.17) 222 2 ff hdd 蜗轮咽喉母圆半径 =160-0.5264=28mm (3.18) 22 2 1 ag dar 5)校核齿根弯曲疲劳强度 (3.19) 53.1 2 21 2 FFaF YY mdd KT 当量齿数 (3.20)12.29 )38425(cos 31 cos 33 2 2 Z ZV 则可查出齿型系数=2.7 2Fa Y 螺旋角系数 =1-=1-=0.9643 (3.21) Y 140 140 38425 许用弯曲应力 = (3.22) F F FN K 查手册知铸锡磷青铜 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力8 F =56MPa 第 11 页 共 49 页 寿命系数 =1.27 FN K 9 6 109500 10 =560.8316=46.57MPa F =30.45MPa F 9643 . 0 7 . 2 824880 91918732 . 1 53 . 1 弯曲强度是满足得。 6)精度等级公差和表面粗糙度得确定9 考虑到所设计得蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f GB/T 100891988。然后由手册查的要求得公差项目及表面粗糙度。详细数据见 零件图。 7)热平衡核算 此机构每天得工作时间不超过十分钟，工作时间短。蜗轮蜗杆在工作中产生 得热量少，对机构不产生影响。故不考虑热平衡计算。 3.2.2 蜗杆的设计 1.确定蜗杆上的功率转速和转矩 1 P 1 n 1 T 根据已知=1.067KW,=240r/min,=43770 Nmm 1 P 1 n 1 T 2.初步确定蜗杆的最小直径。 选取蜗杆的材料为 45 钢，调制处理。查表取=112，于是 0 A (3.23) 1 3 3 min0 1 1.067 11218.6 240 P dAmmmm n 蜗杆的最小直径显然是与 V 带轮的联接处的直径，但如果环境允许的话，蜗 杆可以直接与电机轴连接，这样就减少了 V 带轮，降低了成本。因此考虑的它的 通用性，可适当增大蜗杆的直径来适应多种选择。蜗杆与电机轴直接连接时，蜗 杆的最小直径显然时安装联轴器处的直径为了使所选的直径与联轴器得 III d III d 孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。考虑到联轴器要与电机轴相联，因此 联轴器的孔径为 28mm.计算联轴器的转矩10 (3.24)56901437703 . 1 1 TKT ACA 第 12 页 共 49 页 查手册选用 HL2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000Nmm.故28mm, III d 半联轴器的长度62mm,半联轴器长度与蜗杆配合的长度=44mm。 1 L 3.蜗杆的结构设计 1)拟定蜗杆上零件的装配方案 如图所示 图 3.1 蜗轮的结构与装配图 2)根据蜗杆定位的要求确定蜗杆的各段直径和长度 (1)为了满足半联轴器的轴向定位要求I-II 蜗杆段右端需制出一铀肩，故 取 II-III 段的直径 34mm,左端用轴端挡圈定位按轴端直径取挡圈直径 D=35mm。 半联轴器与蜗杆配合的毂孔长度 L1=44mm 以 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联铀 器上而不压在蜗杆的端面上，故 III 段的长度应比略短一些，现取=42mm 1 L III L (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，考虑到蜗杆 左侧所受的载荷较大，故蜗杆左侧选用双列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =38mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的双列圆锥 IIIIV d 滚子轴承 30208，尺寸为 dDT=40mm80mm19.75mm。右侧滚动轴承选择角接 触轴承 7008AC，尺寸为 dDT=40mm68mm15mm (3)取挡油环的长度为 12mm,则=20+20+12=52mm，因为轴承左侧要用圆螺 IV V L 母定位，故的长度应略短于 52mm，取=51mm.同理=23mm。 IV V L IV V L VIIIIX L 第 13 页 共 49 页 (4)取 =50mm.轴承端盖的总宽度为 15mm(由减速器及轴承端盖的 V VIVII VIII LL 结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的 外端面与半联铀器右端面间的距离 L=10mm,故取=24mm.至此，已经初步确定 IIIII L 了轴的各段直径和长度。 3)蜗杆上零件的周向定位 半联轴器与蜗杆的周向定位均采用平键联接。半联轴器与蜗杆的联接，选用 平健为 8mm7mm32mm,键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与蜗杆的配合为 H7/k6。 滚动轴承与蜗杆的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选蜗杆的直径尺寸公差为 m6。 4)确定蜗杆上圆角和倒角尺寸 取蜗杆端倒角为 245，各轴肩处的圆角半径见零件图。 4.求蜗杆上的载荷11 首先根据蜗杆的结构图作出蜗杆的计算简图。在确定轴承的支点位置时，从 手册中查取 a 值.对于 30208 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=15.3mm。因此， 作为简支梁的蜗杆的支承跨距L2+L3=33.95+33.95=67.9mm.根据蜗杆的计算简图 作出蜗杆的弯矩图和扭矩图 第 14 页 共 49 页 图 3.2 蜗轮的载荷分析图 从蜗杆的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是蜗杆的危险截面。 现将计算出的截面 c 处的MH MV 以及 M 的值列于表 3.1。 表 3.1 蜗轮的扭矩和弯矩 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F =729.3N =364.6 1NH F 2NH F =1024N =-42N 1NV F 2NV F 弯矩 M =47243.4Nmm H M=74826Nmm V M 总弯矩 =88623NmmM 扭矩 T =43770Nmm 3 T 4.按弯扭合成应力校核蜗杆的强度 进行校核时，通常只校核蜗杆上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 c) 第 15 页 共 49 页 的强度。则由式及上表中的数值，并取=0.6 蜗杆的计算应力12 (3.25)MPaMPa W TM ca 7 . 8 961 . 0 )437706 . 0(88623)( 3 222 3 2 1 前已经选定蜗杆的材料为 45 钢、调质处理由手册查得=60MPa，因此 1 故安全。 ca 1 5.精确校核蜗杆的疲劳强度 1)判断危险截面 截面 A，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集 中均将削弱轴的疲劳强度，但由于蜗杆的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定 的，所以 A，B 均无需校核。 从应力集中对蜗杆的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应 力集中最严重；从受载的情况来看。截面 C 上的应力最大：截面 IV 的应力集中的 影响和截面 V 的相近但截面 V 不受扭矩作用，同时轴径也较大。故不必作强度 校核.截面 C 上虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应人集中均 在两端)。而且这里蜗杆的直径较大，放截面 C 也不必校核。因为键槽的应力集中 系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面 V 左右两端即可13. 2)截面 V 右侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1963=88473.6mm3 (3.26) 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2963=176947.2mm3 (3.27) 截面 IV 左侧的弯矩 M 为 M=8862374498.7 Nmm (3.28) 96 3 . 1596 截面 V 上的扭矩 T2 =43770 Nmm 截面上的弯曲应力 =0.84MPa (3.29) b 6 . 88473 7 . 74498 W M 截面上的扭转切应力 (3.30) MPa W T T T 248 . 0 2 . 176947 43770 2 第 16 页 共 49 页 蜗杆的材料为 45 钢,调质处理.由手册知 .155,275,640 11 MPaMPaMPa B 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按手册查取,因 r/d=2/55=0.036,D/d=60/55=1.09 可查得 =2.0 =1.31 又因蜗杆的材料的敏性系数为 82 . 0 q85 . 0 q 有效应力集中系数为 ( -1)=1+0.82(2-1)=1.82 (3.31)1 k q (-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26 (3.32)1 k q 查手册知尺寸系数=0.67，扭转尺寸系数 =0.82 蜗杆按磨削加工，则其表面系数为 =0.92 蜗杆未经表面强化处理,即=1 ,则综合系数值为 q (3.33)80 . 2 1 1 k K (3.34)62. 11 1 k K 碳钢的特性系数 =0.1,=0.05 计算安全系数值得 ca S (3.35) 119 1 ma K S (3.36) 2.61 1 ma K S =S=1.5 (3.37) ca S8.51 22 SS SS 故可知其安全. 第 17 页 共 49 页 3)截面 IV 左侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1603=21600mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2603=43200mm3 弯矩 M 为 M=8862366467 Nmm 60 3 . 1560 弯曲应力为 =3.07MPa b b 21600 66467 W M 截面上的扭转切应力 MPa W T T T 01 . 1 43200 43770 2 过盈配合处得值,用插入法求出,并取=0.8 于是得 /k /k /k =3.16 =2.53 /k /k 轴按磨削加工 则其表面系数为 =0.92 故得综合系数为 25 . 3 1 1 k K 62 . 2 1 1 k K 计算安全系数值得 ca S 75.21 1 ma K S 6.51 1 ma K S =S=1.5 ca S85.17 22 SS SS 故该轴在截面 V 左侧的强度也是足够的. 本题因无大的瞬时过载及严重的应 力循环不对称性，故可略去静强度校核.至此,轴的设计计算即告结束. 3.2.3 齿轮的设计计算 第 18 页 共 49 页 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数14. 1）考虑到斜齿轮传动可以获得较小的传动几何尺寸，而且具有较大的承载能 力。因此方案采用斜齿圆柱齿轮传动。 2）减速机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 3)材料选择。由手册选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮 材料为 45 钢(调质)硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS11。 4)选小齿轮齿数为 Z1=20、大齿轮齿数 Z2=U Z1=520=100 5）选取螺旋角。初选螺旋角=14 2按齿面接触强度设计 由设汁计算公式计算即 (3.38) 3 21 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d 1)确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数 1.6 t K (2)计算小齿轮传递的转矩 =919187N 2 T (3)查表选取齿宽系数 1 d (4)由表查得材料的弹性影响系数=189.8MPa E Z 2/1 (5)按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触 1limH 疲劳强度极限=550MPa。 2limH (6)选取区域系数 =2.433 H Z (7)查得 =0.719 ，=0.865, =+=1.584 1a 2a a 1a 2a (8)计算应力循环次数 N1 =60njL=6051365=109500 N2 =1095005=21900 第 19 页 共 49 页 (9)接触疲劳寿命系数 1 . 1 1 HN K3 . 1 2 HN K （10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，安全系数 S=1， (3.39)MPa S K HHN H 6606001 . 1 1lim1 1 (3.40)MPa S K HHN H 7155503 . 1 2lim2 2 接触许用应力 =（ 1+2）/2=（660+715）/2MPa =687.5MPa H H H 2）计算 (1)计算小齿轮分度圆直径由计算公式得 t d1 (3.41) t d1mmmm 6 . 98) 5 . 687 8 . 189433 . 2 ( 5 6 584 . 1 1 9191876 . 12 3 2 (2)计算圆周速度 (3.42)sm nd v t /04 . 0 100060 5 6 . 98 100060 11 (3)计算齿宽 b 及模数 nt m =198.6=98.6mm (3.43)b d t d1 = (3.44) nt mmmZd t 98 . 3 24/97 . 0 6 . 98/cos 11 =2.25=2.253.98=8.955mm (3.45)h nt m b/h=98.6/8.955=11.01 (3.46) (4)计算纵向重合度 =0.318Z1tan=0.318120tan14=1.58 (3.47) d (5)计算载荷系数K 已知使用系数=1 根据 v =0.04m/s 7 级精度,查的动载系数 A K01 . 1 V K =1.01+0.18（1+0.6 2）2+0.230.001b=1.01+0.18（1+0.61） H K d d 第 20 页 共 49 页 +0.230.00198.6=1.3966 (3.48) 查得 =1.35 F K 查得 =1.2 故载荷系数 Ha K Fa K =11.011.21.3966=1.69 (3.49)K A K V K Ha K H K (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =98.6=100.4mm (3.50) 1 d 3 1 / tt KKd 3 6 . 1/69 . 1 (7)计算模数 =4.87mm (3.51) n m 20 14 4 . 100cos 1 1 COS Z d 3.按齿根弯曲强度设计 (3.52) 3 2 1 2 1 cos2 H SaFa d n YY Z YTK m 1)确定计算参数 (1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极MPa FE 500 1 限 MPa FE 380 2 (2)查得弯曲疲劳寿命系数 85 . 0 1 FN K88 . 0 2 FN K (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1 = F MPa S K FEFN 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 2 = F MPa S KFN 86.238 4 . 1 38088 . 0 22 (4)计算载荷系数 =11.011.21.35=1.64K A K V K Fa K F K (5)根据纵向重合度 =1.58，查得螺旋角影响系数 第 21 页 共 49 页 =0.88 Y (6)计算当量齿数 (3.53) 9 . 21 14cos 20 cos 33 1 1 Z ZV (3.54) 5 . 109 14cos 100 cos 33 21 2 Z ZV (7)查取齿型系数得 , 72.2 1 Fa Y18.2 2 Fa Y (8)查取应力校正系数 57.1 1 Sa Y79.1 2 Sa Y (9)计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y (3.55)01406. 0 57.303 57 . 1 72 . 2 1 11 F SaFaY Y (3.56) 01633 . 0 86.238 79 . 1 18 . 2