电风扇摇头装置设计

1、目录第一章 绪论11.1电风扇的发展现状11.2电风扇摇头装置的组成、分类与应用11.3电风扇摇头装置和电风扇的发展前景2第二章 电风扇的总体设计32.1传动方案拟定32.1.1.主要的运动要求32.1.2.功能分解42.2总体传动方案设计42.3原动件的选择62.3.1电动机的额定参数62.3.2电动机的能效值要求72.3.3符合噪音要求72.4传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配72.5传动装置运动和动力参数的计算8第三章 转动零件的设计103.1四杆构设计103.2蜗轮蜗杆设计113.2.1蜗杆的设计113.2.2校核蜗轮蜗轮的设计133.3直齿圆柱齿轮的设计153.4轴的设计和校核

2、计算203.4.1i轴的设计203.4.2轴的设计253.4.3轴3设计：263.5轴承寿命的验算283.5.1轴上轴承的寿命验算283.5.2ii轴上轴承的寿命验算293.5.3轴上轴承的寿命验算293.5键强度的校核计算293.61轴上键的选择303.6.2轴上键的选择303.63轴上键的选择30第四章 减速器箱体及附件的设计314.1箱体设计314.1.1箱体的主要尺寸如下314.1.2润滑324.2附件的设计32总结33参考文献34致谢35本设计所需图纸请联系qq380752645加q时请说明是一柱香推荐- 35 -第一章 绪论1.1电风扇的发展现状近年来，风扇行业发生了诸多变化。从早

3、些年空调迅速普及，风扇被称为“夕阳产业”，将逐步被淘汰，到现在随着人们节能环保意识的增强，对于自然采风的健康方式也日渐认同，风扇又重新拥有了忠实的使用人群。2009年，中华环保联合会号召人们在世界环境日“多用一天风扇”，也标志着风扇回归主流。中国市场的机会与空间，越来越多地受到来自众多国内小家电企业的关注和青睐。同时，中国市场也为小家电企业的发展提供了充足的空间与动力。多年来，国内众多小家电企业仍停留于产品组装、拼装的发展阶段，普遍看重短期利益，缺乏自主创新的胆略。所以，国内小家电市场上产品种类少、更新速度慢、新功能产品少、高技术含量与高附加值产品少。这一现状直接阻碍了小家电产业的技术升级换代

4、，特别是在产品技术创新和中高端产品的竞争上，国内企业的实力整体较弱，最终沦落为全球小家电产业的生产大车间。为更好地刺激市场需求，拉动金融风暴下国内市场的增长，2009年以来，众多国内小家电企业便陆续实施了积极的价格扩张策略。通过价格风暴，把高档产品价格降到了同行中低档产品的价格水平，以更先进的技术和功能、更实惠的价格体系，有力地刺激市场需求。特别是在当前市场环境下，通过以“时间换空间”的操作策略，直接推动产业升级、产品换代，巩固其行业领先地位，对整个小家电市场同样具有极大的提振作用。 1.2电风扇摇头装置的组成、分类与应用电风扇摇头装置主要为了避免为顶扇扁叶旋转所产生的强制气流不停地集中吹向一

5、个方向给人造成不适,同时也为了增大气流的吸拂面秘,使室内空气循环更好。顶扇装置360度回转摇头机构.摇头装置由减速机构和连秆机构两部分组成. 它主要由横轴斜齿轮蜗杆,双联斜齿轮,右旋抖齿轮组件,蜗杆轴承,斜齿轮盖,双联齿轮轴,齿轮箱体,齿轮箱盖等组成.右旋斜齿轮上的轴套伸出电机后罩壳外部,并装有连秆,连杆另一端则安装在顶扇底座中心.顶扇之所以能摇头,是因为风扇机头上附加有连杆机构,使电机在旋转的同时,完成一个以底座中心为圆心的360度摇摆角度送风动作,这种动作的力学原理即是匀速圆周运动的向心加速度.送风范围选择如需要改变扇风范围,可将扇头尾部摇摆式的连杆片,按需手动其长短来选择摇摆角度的扇风面

6、,当顶扇作360度回转摇摆运动受阻时,就不能继续摇摆,受阻时间长了就会使斜齿轮损坏.目前,顶扇的斜齿轮均采用塑料压注成型,不能经受过大的外力摩擦,因此,在右旋斜齿轮顶部安装了4粒直径为4毫米的钢珠和小弹簧,并与齿轮轴套组成一个保护装置,当顶扇摇摆受阻时,扇头虽不摇摆了,但转子轴仍然带动齿轮转动,这时附加在右旋斜齿轮上的钢珠马上会打滑,并发出声响,并由齿轮轴套起到离合作用,从而保护了顶扇摇头机构,使顶扇摇摆受阻时也不至于损坏齿轮.摇头机构常见的摇头机构有摇头机构有杠杆式、滑板式和和揿拔式等。电机通过齿轮和蜗轮、蜗杆的减速后以双摇杆机构的连杆作为主动件，则其中一个连架杆的摆动即实现风扇的左右摆动，

7、机架可取8090mm。仰俯机构可采用连杆机构、凸轮机构等实现。也可以采用空间连杆机构直接实现风扇的左右摇摆和上下仰俯的符合运动。摇头装置还可以应用于其他用途，例如安装在摄像头中监视四周的动静；应用于灯光效果；还可以在机械手中等等。1.3电风扇摇头装置和电风扇的发展前景电风扇广泛应用于机械和生活，。建国以来我国的工业生产水平突飞猛进，生活水平日益提高直接带动了给电风扇的生产发展，可以说给电风扇是一个朝阳行业，就目前为止还有很大的发展空间。当然，随着工业自动化水平的提高，企业生产同时对电风扇各方面的性能、自动化程度和生产能力等提高了要求。目前电风扇发展总趋势是发展重点趋向于能耗低、自重轻、结构紧凑

8、、占地空间小、效率高、外观造型适应环境和操作人员心理需求。根据不同的应用要求，发展了许多新颖独特的电风扇：声控电风扇、冷气电风扇、无噪声电风扇、灯头电风扇、四季电风扇、火柴盒电风扇、模糊微控电风扇、防伤手指电风扇。所以对摇头装置来说是个很大的挑战和机遇。摇头装置向尖端发展，根据不同的要求设计摇头装置的性能：1过保险机构与主动轮配合，当出现过载时，主动轮与过载保险记过分离，由从动轮不在转动，减少了磨损，故它不仅过载时，能防止从动轮转动，而且减少从动轮磨损，延长了使用寿命；2人们早已期望使用摇头角度可调的电风扇，但是不同程度存在结构复杂、调节不便等缺点，至今未能广泛应用，即可摇头角度调节，又可无极

9、调节或分档调节，调节范围在0120，是人们现在生活的需求。第二章 电风扇的总体设计2.1传动方案拟定2.1.1.主要的运动要求1)风扇左右摆动和上下仰俯运动要协调一致，风扇左右摆动到两端时，风扇要快速回转，即要有急回作用，行程速比系数要在1.025左右。2)为了提高风扇的使用效率，在工作行程时，摆动速度要平稳，运动到中间阶段扇头应近似匀速运动。3)曲柄转速为，电风扇摆角在95左右，仰角在20左右，机构选型表2.1 台式电风扇摆头机构设计数据方案号电风扇摇摆转动电风扇仰俯转动摆角/( )急回系数k仰角/( )a801.0110b851.01512c901.0215d951.02520e1001.

10、0322f1051.0525选择方案f2.1.2.功能分解按工艺动作可分为摇头机构:控制电风扇的左右摆动，摇头机构常见的摇头机构有杠杆式、滑板式和揿拔式等。电机通过齿轮和蜗轮、蜗杆的减速后以双摇杆机构的连杆作为主动件，则其中一个连架杆的摆动即实现风扇的左右摆动，机架可取8090mm。2.2总体传动方案设计方案一 摇头电风扇的左右摆动：由电机经带转动后带动蜗轮蜗杆，再通过一级齿轮带动摇杆机构实现左右摆动。方案二 摇头电风扇的左右摆动：由电机经带转动后带动蜗轮蜗杆，直接通过蜗轮带动摇杆机构实现左右摆动。方案三 摇头电风扇的左右摆动：由电动机经齿轮传动后带动锥齿轮的高速旋转，再通过一级齿轮带动摇杆机

11、构实现左右摆动。方案四 摇头电风扇的左右摆动：由电动机经齿轮传动后带动锥齿轮的高速旋转，直接带动摇杆机构实现左右摆动。1）第一级减速机构选用 图2.1：锥齿轮减速机构图.2.2：蜗杆减速机构由于蜗杆蜗轮啮合齿轮间的相对滑动速度较大,摩擦磨损大,传动效率较低,易出现发热现象,常需要用较贵的减磨耐磨材料来制造蜗轮,制造精度要求高，刀具费用昂贵，成本高,但其传动比大一班i=580,传动平稳，噪音低。锥齿轮可以用来传递两相交的运动，相比蜗杆蜗轮成本较低。所以在此我们选蜗轮蜗杆，重要一点是他的传动比大，可以少用减速机构，费用也会相对降低。2）摇头机构选用 图1.3 方案一 图1.4方案二要实现扇头的左右

12、摇摆运动有很多种运动方式可以选择,例如我们可以选用凸轮机构,多杆机构,滑块机构齿轮机构等.但四杆机构更容易制造,制造精度要求也不是很高,并且四杆机构能实现摆幅也更广更容易实现,最重要的是它的制造成本比较低.所以首选四杆机构.从以上两个简图中我们不难看出方案一比方案二多了一个齿轮盘,由于连续本题目，加一级蜗轮蜗杆传动比还是过大，且摇杆的原动点在齿轮的轴上运动比较平稳点，所以选用方案一比较好.所以选总体方案一，如图1.5：图1表示电风扇左右摇头装置的机构简图，其传动部分由电动机经蜗杆和蜗轮传动，由此带动小齿轮，大齿轮运动，通过大齿轮带动连杆ab做周转运动，连杆ab连接摇杆ad和bc，由四杆机构ab

13、bccdda带动电风扇左右摆动；图1.52.3原动件的选择已知电风扇叶片直径为300mm，电动机转速为1450r/min.2.3.1电动机的额定参数a)额定单相电压为220v,额定频率为50hz；b)优先额定输入功率（w）：30、35、40、50、60、70、90；c)优先电动机配套的扇叶直径（mm）：200、230、250、300、400、450d)电动机在所配扇叶散热条件下为连续工作制、2.3.2电动机的能效值要求电动机在额定运行时的输出功率应符合表2的输出风量与表3的能效值要求。 表2.2功率因数的保证值电动机配套的扇叶直径/mm电动机转速/(r/min) 功率因数cos电容运转异步电动

14、机罩极异步电动机 230 3000 0.85 0.57 3000 0.85 0.59 250 1500 0.85 - 300 1500 0.85 - 350 1500 0.85 -所以选定电风扇电动机的转速为1500r/min 表2.3 电气性能保证值的容差序号 名 称 容 差 1 功率因素 -（1-cos）/6 2.3.3符合噪音要求电动机在空载时的噪声声功率应不大于表3定的值，表2.4 电动机噪音限值 扇片规格/min 噪声声功率/db(a) 300 53所以选电风扇空载时的功率小于53w，但空载时的功率一般为额定功率的50%左右，所以选定电风扇的额定功率为60w。转矩为0.382(nm)

15、2.4传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 具体分配传动比时，应注意以下几点：a. 各级传动的传动比最好在推荐范围内选取，对减速传动尽可能不超过其允许的最大值。b. 应注意使传动级数少传动机构数少传动系统简单，以提高和减少精度的降低。c. 应使各级传动的结构尺寸协调匀称利于安装，绝不能造成互相干涉。d. 应使传动装置的外轮廓尺寸尽可能紧凑。已知要求电扇电动机转速=1500r/min，电扇摇头周期t=10s。电扇一分钟转次 由电风扇摇头周期为t=10s,求得大齿轮的转速。根据电动机满载转速=1500r/min及工作转速,可得传动装置所要求的总传动比 可得=243。从而设计齿轮间的传动比为4，

16、涡轮涡杆的传动比为61。 42.5传动装置运动和动力参数的计算 计算 各轴运动和动力参数时，先将传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机轴、轴、轴 、相邻两轴的传动比输出； 、相邻两轴的传动效率 、 各轴的输入功率 （kw）、 各轴的输入转矩(nm) 、各轴的转速（r/min）=4 =6 电机与主轴的传动效率分别为 =0.86 =0.98各轴的输出功率为 =60(w) =600.86=51.6(w)=51.60.98=50.57(w)各轴的输入转矩 首先 =9550=0.382 (nm) 所以有 =0.382610.86=20（nm） =19.740.98=77.22（nm）轴的转速为

17、=1500(r/min)=1500/60=25 (r/min)=25/4=6.25 (r/min) 第三章 转动零件的设计3.1四杆构设计1)由速比系数k计算极位角。由式知 ，其中k=1.05,求得=4.42)选择合适的比例尺，作图求摇杆的极限位置。取摇杆长度lcd除以比例尺得图中摇杆长cd，以cd为半径、任定点d为圆心、任定点c1为起点做弧c，使弧c所对应的圆心角等于或大于最大摆角，连接d点和c1点的线段c1d为摇杆的一个极限位置，过d点作与c1d夹角等于最大摆角的射线交圆弧于c2点得摇杆的另一个极限位置c2d。如图3.13)求曲柄铰链中心。过c1点在d点同侧作c1c2的垂线h，过c2点作与

18、d点同侧与直线段c1c2夹角为（900）的直线j交直线h于点p，连接c2p，在直线段c2p上截取c2p/2得点o，以o点为圆点、op为半径，画圆k ，在c1c2弧段以外在k上任取一点a为铰链中心。4)求曲柄和连杆的铰链中心。连接a、c2点得直线段ac2为曲柄与连杆长度之和，以a点为圆心、ac1为半径作弧交ac2于点e，可以证明曲柄长度ab = c2e/2，于是以a点为圆心、c2e/2为半径画弧交ac2于点b2为曲柄与连杆的铰接中心。 图3.1：按行程速比系数设计四杆机构5)计算各杆的实际长度。分别量取图中ab2、ad、b2c2的长度，计算得：曲柄长lab =ab2，连杆长lbc =b2c2 ，

19、机架长 lad =ad。设lcd=20mm则lab=15mmlbc=55mmlad=55mm6）由可知：传动角最小保证了机构传动良好采用转机架法，最短杆ab与最长杆的长度之和小于其余两杆的长度之和，且以最短杆ab的对边杆cd为机架,所构成的机构为双摇杆机构。简化图如图3.2，图3.23.2蜗轮蜗杆设计(寿命5000h)3.2.1蜗杆的设计1)传动的类型，精度等级和材料考虑到传动功率不大，传速较低，选用za蜗杆传动，精度8c gb10089-1988。蜗杆用渗碳钢,表面淬火，硬度为4550hrc；表面粗糙度。蜗轮轮缘选用甲醛共聚高分子材料夺钢（duracon）铸造。2）选择蜗杆、蜗轮的齿数因为传

20、动比i=61；参考16.5-5，取。3）确定许用应力由表16.5-24查得蜗杆齿面硬度、许用弯曲应力。按图16.5-2查得在查图16.5-3，采用喷油润滑，得=0.98。轮齿应力循环次数 =60255000=7.2查图6.5-4得4）接触强度设计 m载荷系数取k=1.2蜗轮轴的转矩t代入上式 查表16.5-4，接近于m=42.2mm的是51.2 相应m=1.6mm,d=20mm.查表16.5-6，按i=61,m=1.6mm,dmm,其a=63mm,z=61,z=1,x=+0.125蜗轮分度圆直径d=1.661=97.6mm导程角=4.57 5）求蜗轮的圆周速读，并校核效率实际传动比 i= 24

21、.6r/min蜗轮的圆周速度0.13m/s已知a= 63mm,m=1.6, =1, =61, =+0.125, =,=24.48mm , =100mm 。则12.5mm取=40mm=100mm取=16mm3.2.2校核蜗轮蜗轮的设计1）蜗轮分度圆上的切向力（即蜗杆的轴向力） （1）：蜗杆的轴向力:蜗杆的径向力 r：蜗杆的分度圆半径,d=1.661=97.6mm t：作用于蜗杆上的扭矩, =0.382 (nm) ：蜗杆节圆柱的升角,=4.57：:蜗杆和蜗轮之间的动摩擦系数，当金属与“夺钢”结合时，动摩擦系数为0.15：蜗杆的法向压力,蜗杆的压力角又分为端面压力角和与轴向垂直的平面压力角，他们的关

22、系如下 tan=costan的标准值为20， 所以=arctan(cos.tan) =arctan(cos4.57tan20)=20 =求得 =9.09求得=0.16n2）蜗轮的剪切强度蜗轮的场合，造成齿断裂的原因有两种，及弯曲负载使齿断裂和由于蜗杆的轴向力引起的齿断裂。蜗轮的剪切强度可以根据白金汉式来计算。 :许用剪切强度n（kgf）:许用剪切应力mpa(kgf/mm)a:轮的齿根的断面积运用下式可以得到近似值 表3.2.1 压力角 a20 0.70.这里，:节距:齿根圆的弧长 =这里，：蜗杆的分度圆直径mm:轮的齿根高=0.3682:轮两边的夹角（） (=1, =0.2) =/0.368=

23、1.72/0.368=4.67=43 =5.6 a=0.70.= n/mm =0.0382=0.456n =0.456n=0.16n合理。3.3直齿圆柱齿轮的设计1）设计已知：齿数比i=3.9；小齿轮转速n2=25r/min ；输入功率p=50.1kw ；传递的转矩t=20 nm ；使用寿命5000h；连续单向运转，载荷平稳。由传动方案选用直齿齿轮传动2）压力角和齿数的选择选用标准齿轮的压力角，即 。选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数z=420=803）塑料制造齿轮是为了有效地利用塑料的耐磨损性，无润滑运行及噪音小等优点，塑料不但可以使产品轻量化，而且由于它是一次成型从而大大地降低生产成本。因此甲醛

24、共聚高分子“夺钢”(duracon)材料可以用于制造齿轮，蜗轮。本两个齿轮采用“夺钢”制造。4）根据路易斯工程式来设计齿根强度假设在齿顶上受到法向负载时(路易斯方式的最坏状态，在其齿根上产生的弯曲应力最大，但是，齿形系数一般为节点附近的值。a)对于精度较高，特别是齿形已被修正过的齿轮来说，齿顶上受全负载的假设是不成立的。b)不考虑半径方向产生的作用与齿根上的剪切应力。c)不考虑转角部分的应力集中。d)由抛物线和齿形的切点所引起的危险断面与实例是否一致还不能确定。另外i，也不易求出此点的齿厚。e)沿着齿间100%的齿合，这是一种非常理想的状态，但在实际中必须考虑加工误差，齿间的有效度。作用于齿上

25、的切向负载，传递扭矩和传递马力的切向负载p，传动扭矩t，用（1）和（2）来表示。 （1） （2）式中： ：弯曲应力mpa b:齿距mm :在节点附近的齿形系数，“标准模数”表3-3-1 齿形的系数“标准模数”（在节点附近受到负载时的值）14 20标准20低齿20 0.48 0.543 0.628所以 =0.5435)最大许用弯曲应力 “夺钢”齿轮的许用弯曲应力取决于运转条件，它还随齿（模数）的大小而变化。这里，在图2-2所示的标准条件下，以通过使用所得到的弯曲应力为基础，当与运转条件不相同时，则可用(2)式来加以修正 (3):使用状态系数（参照表3-3-2）表3-3-2使用状态系数 负载的种类

26、 一天的运转时间 24小时 810小时 3小时0.5小时均一时 1.25 1.00 0.8 0.5受到轻微冲击时 1.50 1.25 1.00 0.8 受到中等冲击时 1.75 1.5 1.25 1.00受到大的冲击时 2.00 1.75 1.50 1.25电风扇摇头均一时，一天一般运转810个小时，可得 =1：从图2-2上求得在标准条件下的最大弯曲许用应力 mpa 图3.3.1轮齿应力循环次数 =60255000=7.2可得=1.4：温度系数：温度系数在环境温度较高的情况下必须对温度进行修正。由于与齿轮的动态齿强度相关的平面弯曲疲劳强度的温度特性和一般的静态弯曲强度有着良好关系，故可以通过弯

27、曲强度温度的关系来进行修正。电风扇在摇头时由于受到摩擦加热，温度在60左右，根据图2-2可求得 图3.3.2图3.3.4“夺钢”的弯曲强度的温度依存性可得=0.65：润滑系数用润滑剂最初润滑时：=1：材质系数两个齿轮都是塑料做的，所以是“夺钢”“夺钢”组合时： =0.75:速度修正系数 图3.3.3 齿轮圆柱速度(m/s)小齿轮：可估计得=1.38；大齿轮: 可估计得=1.38:材料强度的修正系数 表3.3.3材料强度的修正系数 品级 m25 1.2将以上值代入（3）式得：大小齿轮的相等 图3.3.4 根据最大许用弯曲应力（）计算出最大许用扭矩（t）的计算图表 由图3.3.4得=2n.m =8

28、.8n.m =40mm,=160mm,b=6.24mm;m=b/=2;=/=40/20=2=/=160/80=2由于大小齿轮的模数要相等才能啮合，m=2,所以设计合理。 6）、计算中心距； 7）、取计算齿轮宽度；为了补偿齿轮轴向未知误差，应使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b2+（510）mm取b2=32,b1=38。表3.3.4 直齿轮参数表名称齿数模数分度圆齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆直齿轮4802mm160mm2mm2.5mm164mm155mm直齿轮3202mm40mm2mm2.5mm44mm35mm3.4轴的设计和校核计算3.4.1i轴的设计 1)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为

29、q235-a。根据表15-3，取=100，于是由以下公式得 =100=2.7（mm） ,取17 mm. 2）轴的结构设计 （1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥棍子轴承30203，其尺寸为ddt=15mm40mm8mm,用套筒进行定位，套筒长=3mm,同时轴的末端留下1mm长，故=15mm；而=8+2-0.5-1=9.5mm；（2）滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得轴承30203型轴承的定位轴肩h=1.5mm,轴环宽度b1.4h=3因此，取=15+23=18mm, =3mm;（3)接电动机，=7.9，=54，电动机距离蜗轮10mm;（4)蜗轮宽度为40mm，可得m

30、m;（5)取=15.8，取=16mm; （6）滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得轴承30203型轴承的定位轴肩h=1mm,轴环宽度b1.4h=3因此，取=15+23=17.8mm, =3mm; （7）由手册上查得轴承30203型轴承,db=16.88,轴与轴承的间隙 1mm，得16.8mm，=8-1=7mm；（8）=15.8mm,=43mm;采用套筒定位，套筒的厚度为1.1；（9）因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥棍子轴承30203，其尺寸为ddt=15mm40mm8mm,用套筒进行定位，套筒长=3mm,同时轴的末端留下1mm长，故=15mm；而=8+3-0.5-1=9.5mm；（1

31、0）接风扇叶，=14mm,=25.5.查表得接风扇的键的公称尺寸为bh=5mm5mm,长度为l=12mm，轴深度3mm，毂深度2.3mm。此轴完成。 图3.4.1.1则箱体内总长度为=187mm则轴总长度为l=210.25 mm3)轴上零件的周向定位 由的查表得平键的尺寸，键槽用键槽铣刀加工，滚动轴承是由过渡配合来保证的，此处选用直径公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端的倒角为145，各轴肩出的圆角半径见图图4-1。 5）求轴上的载荷 （1）轴的结构简图和受力分析见图4-2（2）i轴上的功率=60w、转速n=1500r/min、转矩=0.382nm，=20 nm。 （3

32、）蜗杆分度圆直径为=40 mm，蜗轮的分度圆直径=97.6 mm。（4）求作用在齿轮上的力和弯矩圆周力 =2/=20.382/40=0.0382（n） 轴向力 =2/=220/97.6=0.409（n）径向力 =tan20=0.149 tan20=0.149 (n) （5）对图6-5b有 += -（+）=0由图 4-1知=82 mm , =96mm把数据代如以上两式求得 =0.019n =0.016n。于是求得弯矩为 = =0.01982=1.62（nmm） 所作弯矩图见图6-5c。 对图6-5d有 += -（+）=0 把数据代入以上两式求得 = 0.0745n =0.07 n =0.049

33、（nmm）于是求得弯矩为 =0.075482=6.33（nmm） =-=5（nmm）所作弯矩图见图6-5e。（6）求出轴的总弯矩 m=6.5（nmm） 所作弯矩图见图4-2。 轴的扭矩= 0.382 nm 载 荷 水 平 面 h 垂 直 面 v 反 支 力 f =0.019n , =0.016n= 0.0705n =0.07n 弯 矩 m = 1.62 nmm= 6.33 nmm= 5 nmm 总 弯 矩m= = 6.5 nmm 扭 矩 t = 0.382 nmm所作弯矩图见图3.4.2 图3.4.26）按弯扭组合校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）

34、的强度。根据2中公式15-5及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，=0.5由q235-a查2表15-1得许用弯曲应力 ，显然，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面只需校核vii左侧即可。 （2）截面vii左侧 抗弯截面系数 w=0.1d=0.115=390 mm 抗扭截面系数 =0.2d=0.240=76 mm 截面左侧的弯矩为 m=6.5=3（nmm）截面上的扭矩为 = 0.382 nmm 截面上的弯曲应力 =3/390=0.01(mpa) 截面上的扭转切应力 =/=0.382/76=0.005（mpa） 轴的材料为45钢，调质处理由表15-1查得=4

35、00mpa,=170 mpa ,=105mpa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因r/d=1.6/40=0.13，d/d= 45/40= 2.8，径插值后查得 =1.42 =1.46 又由附图3-1查得轴材料的敏性系数为 =0.82 =0.85 故有效应力集中系数为 =1+（-1）=1+0.82（1.42-1）=1.34 =1+（-1）=1+0.85（1.46-1）=1.39 又附图3-2查得尺寸系数=1，由附图3-3查得扭转尺寸系数=1。 轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为 =0.95。 周表面未经硬化，即=1，轴的综合系数为 =+-1=1.34/1+1

36、/0.95-1=0.34 =+-1=1.39/1+1/0.95-1=0.44 又由3-1和3-2得碳钢的特性系数 =0.10.2， 取=0.1 =0.050.1，取=0.05 所以在截面左侧的安全系数为=/(+)=170/(0.340.1+0.10)=500 =/(+) =105/(0.440.005/2+0.050.005/2)=857 =/ =500857/=431.5 故知其安全。 3.4.2轴的设计1)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为q235-a。根据表15-3，取=100，于是由以下公式得 =100=2.5（mm） ,取15mm. 2）轴的结构设计 （1）初步选择滚动轴承。因轴承

37、同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥棍子轴承30203，其尺寸为ddt=15mm40mm8mm,用套筒进行定位，套筒长=50mm,齿轮下周的间隙为1mm,同时轴的末端留下1mm长，故=15mm；而=8+50+1-1-0.5=57.5mm；（2）蜗轮宽度为16mm, 齿轮下轴的间隙为1mm，则=16-1=15mm,取安装蜗轮处的轴段的直径为=18mm,查表得键bh=44,长度l=8mm,轴深3mm，毂深2.8；（3） 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度为h0.07d,故取h=2mm,则轴环处的直径=22mm，轴环宽度b1.4h,由于轴肩后面还要加个齿轮，厚度要加大点，取=3mm。（4）齿轮宽度为3

38、8mm，齿轮下轴的间隙为1mm，则38-1=37mm，取安装齿轮处的轴段的直径=18mm，查表得键bh=66, 长度l=14mm,轴深3mm，毂深2.8；（5）故选用单列圆锥滚子轴承30203，用套筒进行定位，套筒长=9mm,齿轮下周的间隙为1mm,同时轴的末端留下1mm长，故=15mm；而=1+9+8-1-0.5=16.5mm；此轴完成，轴点另一端接着电动机的轴则箱体内总长度为=120mm则轴总长度为l=129 mm3）轴上零件的周向定位 为了保证齿轮与轴；配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为，蜗轮与轴的配合为；滚动轴承是由过渡配合来保证的，此处选用直径公差为m6。4）确定轴上圆角和

39、倒角尺寸参考表15-2，取轴端的倒角为145，各轴肩出的圆角半径见图图4-3 图3.4.33.4.3轴3设计：1)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为q235-a。根据表15-3，取=100，于是由以下公式得 =100=2.5（mm） ,取15mm. 2）轴的结构设计 （1）初步选择滚动轴承。因轴承主要受有径向力，故选用深沟球轴承6000，其尺寸为ddt=10mm26mm8mm,用套筒进行定位套筒长9mm，轴的末端留下1mm，齿轮间间隙为1mm，故=10mm；而=8+9-1+1=17mm；（2）齿轮宽度为38mm, 齿轮下轴的间隙为1mm，则=38-1=37mm,低直径为=12mm；查表得键b

40、h=44, 长度l=14mm,轴深2.5mm，毂深1.8；（3) 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度为h0.07d,故取h=2.75mm,则轴环处的直径=17.5mm，轴环宽度b1.4h,=4mm；（4) 22mm，=12mm；5)此处为曲轴，适用范围为:8d/r27;-0.3s/d0.3;1.33b/d2.1;0.36t/d0.56;由于d=12mm;可求得r,s,b,t,的范围；取r=1mm,s=2mm,b=20mm,t=5mm;取lp=5mm;则=5+5+5=15mm;（5）由于轴3和轴2的位置要相对称可得=12mm, =28mm;（6）因轴承主要受有径向力，故ddt=10mm26mm8mm

41、，轴后留1mm的空隙，故=10mm,=8-1=7mm.此轴完成3）轴上零件的周向定位 为了保证齿轮与轴；配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承是由过渡配合来保证的，此处选用直径公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端的倒角为145，各轴肩出的圆角半径见图图4.3.4； 图4.3.43.5轴承寿命的验算 3.5.1轴上轴承的寿命验算 1）轴上只受到径向载荷 径向载荷 = =0.12（n） = =0.11（n） 取=0.12n2）轴承的内部轴向力为 s=/2y查表20.3-6中得y=0.4cot15=0.1（15为圆柱的倾斜度） 得s=0.6n3)验算轴承的寿命

42、 所以按轴承1的受力大小验算，所选用的轴承为30203，由表13-2查得基本额定动载荷c=20.8kn。 =3.510=50000 3600=1.810故所选轴承满足寿命要求。 3.5.2ii轴上轴承的寿命验算轴承2的受力比轴承1的受力稍微大点，仍然可选用轴承30203 轴2上的受力稍微比轴1大一点，但是它的转速比较低，用轴1的方法预算得轴承2寿命远比轴1的大，所以可选轴承满足寿命要求。3.5.3轴上轴承的寿命验算 轴承3所受到的轴向力为=tan =0.96n所以其当量动载荷为 =0.96n 所以选用的轴承为6000，由表13-2查得基本额定动载荷c=4.58kn。 =13.510=50003

43、600=1.810故所选轴承满足寿命要求。3.5键强度的校核计算 由前面可得各轴的扭矩 =9550=0.382 (nm) =0.382610.86=20（nm） =19.740.98=77.22（nm） 3.61轴上键的选择轴上所选用的键的截面尺寸为bh=5 mm5 mm，长度l为12mm。键、轴和轮毂的材料都是乙缩醛，由查得许用加压应力=100120mpa，取其最大值，=120mpa。键的工作长度为l=l-b=12-5=7 (mm),键与轮毂键槽的接触高度k=0.55=2.5（mm）键的工作长度为l=l-b=12-5=7(mm),于是有 = =4mpa=120mpa 故所选的键符合强度要求。

44、 3.6.2轴上键的选择 轴上蜗轮定位的键为bh=4 mm4 mm，长度l=8mm,工作长度为l=l-b=8-4=4。键与轮毂键槽的接触高度k=0.58=4 (mm) ,于是有 =98(mpa) =120mpa 故所选的键符合强度要求。ii轴上小齿轮上定位的键为bh=6mm6mm，长度l=14mm。工作长度为l=l-b=14-6=8mm。键与轮毂键槽的接触高度k=0.56=3.0(mm)，于是有 = = 92(mpa)=120mpa 故可知两个键都符合强度要求。3.63轴上键的选择轴上大齿轮定位的键为bh=4 mm4 mm，长度l=14mm,工作长度为l=l-b=14-4=10。键与轮毂键槽的接触高度k=0.54=2 (mm) ,于是有 =99(mpa) =120mpa 故所选的键符合强度要求。第四章 减速器箱体及附件的设计 4.1箱体设计4.1.1箱体的主要尺寸如下箱座壁厚2 mm箱盖壁厚 2mm轴承盖螺钉直径、个数 3mm、43箱盖和箱座连接螺栓直径、个数 5mm 4个大小齿轮分别距上、右两面的距离l1l2 92mm67mm蜗杆距在前后，左右面的中心 外箱壁至外凸缘距离 2mm内壁至内凸缘距离10 mm 左右两面倒圆角直径 120 mm箱盖和箱座连接凸台长、厚 10mm5mm缺口rl 60 mm67mm箱盖和箱座连接螺孔分别对外表