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1、目錄 第一章 緒論 1 1.1電風扇的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2電風扇搖頭裝置的組成、分類與應用 1 1.3電風扇搖頭裝置和電風扇的發(fā)展前景 2 第二章 電風扇的總體設計 3 2.1傳動方案擬定 3 2.1.1.主要的運動要求 3 2.1.2.功能分解 4 2.2總體傳動方案設計 4 2.3原動件的選擇 6 2.3.1電動機的額定參數(shù) 6 2.3.2電動機的能效值要求 7 2.3.3符合噪音要求 7 2.4傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 7 2.5傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 8 第三章 轉動零件的設計 10 3.1四桿構設計 10 3.2蝸輪蝸桿設

2、計 11 3.2.1蝸桿的設計 11 3.2.2校核蝸輪蝸輪的設計 13 3.3直齒圓柱齒輪的設計 15 3.4軸的設計和校核計算 20 3.4.1I軸的設計 20 3.4.2軸的設計 25 3.4.3軸3設計： 26 3.5軸承壽命的驗算 28 3.5.1Ⅰ軸上軸承的壽命驗算 28 3.5.2II軸上軸承的壽命驗算 29 3.5.3Ⅲ軸上軸承的壽命驗算 29 3.5鍵強度的校核計算 29 3.61Ⅰ軸上鍵的選擇 30 3.6.2Ⅱ軸上鍵的選擇 30 3.63Ⅱ軸上鍵的選擇 30 第四章 減速器箱體及附件的設計 31 4.1箱體設計 31 4.1.1箱體的主

3、要尺寸如下 31 4.1.2潤滑 32 4.2附件的設計 32 總結 33 參考文獻 34 致謝 35 本設計所需圖紙請聯(lián)系QQ380752645 加Q時請說明是一柱香推薦 - 35 - 第一章 緒論 1.1電風扇的發(fā)展現(xiàn)狀 近年來，風扇行業(yè)發(fā)生了諸多變化。從早些年空調迅速普及，風扇被稱為“夕陽產(chǎn)業(yè)”，將逐步被淘汰，到現(xiàn)在隨著人們節(jié)能環(huán)保意識的增強，對于自然采風的健康方式也日漸認同，風扇又重新?lián)碛辛酥覍嵉氖褂萌巳骸?009年，中華環(huán)保聯(lián)合會號召人們在世界環(huán)境日“多用一天風扇”，也標志著風扇回歸主流。中國市場的機會與空間，越來越多地受到來自眾多國

4、內小家電企業(yè)的關注和青睞。同時，中國市場也為小家電企業(yè)的發(fā)展提供了充足的空間與動力。多年來，國內眾多小家電企業(yè)仍停留于產(chǎn)品組裝、拼裝的發(fā)展階段，普遍看重短期利益，缺乏自主創(chuàng)新的膽略。所以，國內小家電市場上產(chǎn)品種類少、更新速度慢、新功能產(chǎn)品少、高技術含量與高附加值產(chǎn)品少。這一現(xiàn)狀直接阻礙了小家電產(chǎn)業(yè)的技術升級換代，特別是在產(chǎn)品技術創(chuàng)新和中高端產(chǎn)品的競爭上，國內企業(yè)的實力整體較弱，最終淪落為全球小家電產(chǎn)業(yè)的生產(chǎn)大車間。為更好地刺激市場需求，拉動金融風暴下國內市場的增長，2009年以來，眾多國內小家電企業(yè)便陸續(xù)實施了積極的價格擴張策略。通過價格風暴，把高檔產(chǎn)品價格降到了同行中低檔產(chǎn)品的價格水平，以更

5、先進的技術和功能、更實惠的價格體系，有力地刺激市場需求。特別是在當前市場環(huán)境下，通過以“時間換空間”的操作策略，直接推動產(chǎn)業(yè)升級、產(chǎn)品換代，鞏固其行業(yè)領先地位，對整個小家電市場同樣具有極大的提振作用。 1.2電風扇搖頭裝置的組成、分類與應用 電風扇搖頭裝置主要為了避免為頂扇扁葉旋轉所產(chǎn)生的強制氣流不停地集中吹向一個方向給人造成不適,同時也為了增大氣流的吸拂面秘,使室內空氣循環(huán)更好。頂扇裝置360度回轉搖頭機構.搖頭裝置由減速機構和連稈機構兩部分組成. 它主要由橫軸斜齒輪蝸桿,雙聯(lián)斜齒輪,右旋抖齒輪組件,蝸桿軸承,斜齒輪蓋,雙聯(lián)齒輪軸,齒輪箱體,齒輪箱蓋等組成.右旋斜齒輪上的軸套伸出電機后

6、罩殼外部,并裝有連稈,連桿另一端則安裝在頂扇底座中心.頂扇之所以能搖頭,是因為風扇機頭上附加有連桿機構,使電機在旋轉的同時,完成一個以底座中心為圓心的360度搖擺角度送風動作,這種動作的力學原理即是勻速圓周運動的向心加速度.送風范圍選擇如需要改變扇風范圍,可將扇頭尾部搖擺式的連桿片,按需手動其長短來選擇搖擺角度的扇風面,當頂扇作360度回轉搖擺運動受阻時,就不能繼續(xù)搖擺,受阻時間長了就會使斜齒輪損壞.目前,頂扇的斜齒輪均采用塑料壓注成型,不能經(jīng)受過大的外力摩擦,因此,在右旋斜齒輪頂部安裝了4粒直徑為4毫米的鋼珠和小彈簧,并與齒輪軸套組成一個保護裝置,當頂扇搖擺受阻時,扇頭雖不搖擺了,但轉子軸仍

7、然帶動齒輪轉動,這時附加在右旋斜齒輪上的鋼珠馬上會打滑,并發(fā)出聲響,并由齒輪軸套起到離合作用,從而保護了頂扇搖頭機構,使頂扇搖擺受阻時也不至于損壞齒輪. 搖頭機構常見的搖頭機構有搖頭機構有杠桿式、滑板式和和撳拔式等。電機通過齒輪和蝸輪、蝸桿的減速后以雙搖桿機構的連桿作為主動件，則其中一個連架桿的擺動即實現(xiàn)風扇的左右擺動，機架可取80～90mm。仰俯機構可采用連桿機構、凸輪機構等實現(xiàn)。也可以采用空間連桿機構直接實現(xiàn)風扇的左右搖擺和上下仰俯的符合運動。搖頭裝置還可以應用于其他用途，例如安裝在攝像頭中監(jiān)視四周的動靜；應用于燈光效果；還可以在機械手中等等。 1.3電風扇搖頭裝置和電風扇的發(fā)展前景　

8、　 電風扇廣泛應用于機械和生活，。建國以來我國的工業(yè)生產(chǎn)水平突飛猛進，生活水平日益提高直接帶動了給電風扇的生產(chǎn)發(fā)展，可以說給電風扇是一個朝陽行業(yè)，就目前為止還有很大的發(fā)展空間。當然，隨著工業(yè)自動化水平的提高，企業(yè)生產(chǎn)同時對電風扇各方面的性能、自動化程度和生產(chǎn)能力等提高了要求。目前電風扇發(fā)展總趨勢是發(fā)展重點趨向于能耗低、自重輕、結構緊湊、占地空間小、效率高、外觀造型適應環(huán)境和操作人員心理需求。根據(jù)不同的應用要求，發(fā)展了許多新穎獨特的電風扇：聲控電風扇、冷氣電風扇、無噪聲電風扇、燈頭電風扇、四季電風扇、火柴盒電風扇、模糊微控電風扇、防傷手指電風扇。所以對搖頭裝置來說是個很大的挑戰(zhàn)和機遇。搖頭裝置

9、向尖端發(fā)展，根據(jù)不同的要求設計搖頭裝置的性能：1過保險機構與主動輪配合，當出現(xiàn)過載時，主動輪與過載保險記過分離，由從動輪不在轉動，減少了磨損，故它不僅過載時，能防止從動輪轉動，而且減少從動輪磨損，延長了使用壽命；2人們早已期望使用搖頭角度可調的電風扇，但是不同程度存在結構復雜、調節(jié)不便等缺點，至今未能廣泛應用，即可搖頭角度調節(jié)，又可無極調節(jié)或分檔調節(jié)，調節(jié)范圍在0°~120°，是人們現(xiàn)在生活的需求。 第二章 電風扇的總體設計 2.1傳動方案擬定 2.1.1.主要的運動要求 1)風扇左右擺動和上下仰俯運動要協(xié)調一

10、致，風扇左右擺動到兩端時，風扇要快速回轉，即要有急回作用，行程速比系數(shù)要在1.025左右。 2)為了提高風扇的使用效率，在工作行程時，擺動速度要平穩(wěn)，運動到中間階段扇頭應近似勻速運動。 3)曲柄轉速為，電風扇擺角在95°左右，仰角在20°左右，機構選型 表2.1 臺式電風扇擺頭機構設計數(shù)據(jù) 方案號 電風扇搖擺轉動 電風扇仰俯轉動 擺角ψ/( °) 急回系數(shù)K 仰角φ/( °) A 80 1.01 10 B 85 1.015 12 C 90 1.02 15 D 95 1.025 20 E 100 1.

11、03 22 F 105 1.05 25 選擇方案F 2.1.2.功能分解 按工藝動作可分為搖頭機構:控制電風扇的左右擺動， 搖頭機構常見的搖頭機構有杠桿式、滑板式和撳拔式等。電機通過齒輪和蝸輪、蝸桿的減速后以雙搖桿機構的連桿作為主動件，則其中一個連架桿的擺動即實現(xiàn)風扇的左右擺動，機架可取80～90mm。 2.2總體傳動方案設計 方案一 搖頭電風扇的左右擺動：由電機經(jīng)帶轉動后帶動蝸輪蝸桿，再通過一級齒輪帶動搖桿機構實現(xiàn)左右擺動。 方案二 搖頭電風扇的左右擺動：由電機經(jīng)帶轉動后帶動蝸輪蝸桿，直接通過蝸輪帶動搖桿機構實現(xiàn)左右擺動。 方案三 搖頭電風扇的左右擺動：由電動

12、機經(jīng)齒輪傳動后帶動錐齒輪的高速旋轉，再通過一級齒輪帶動搖桿機構實現(xiàn)左右擺動。 方案四 搖頭電風扇的左右擺動：由電動機經(jīng)齒輪傳動后帶動錐齒輪的高速旋轉，直接帶動搖桿機構實現(xiàn)左右擺動。 1）第一級減速機構選用 圖2.1：錐齒輪減速機構 圖.2.2：蝸桿減速機構 由于蝸桿蝸輪嚙合齒輪間的相對滑動速度較大,摩擦磨損大,傳動效率較低,易出現(xiàn)發(fā)熱現(xiàn)象,常需要用較貴的減磨耐磨材料來制造蝸輪,制造精度要求高，刀具費用昂貴，成本高,但其傳動

13、比大一班i=5~80,,傳動平穩(wěn)，噪音低。錐齒輪可以用來傳遞兩相交的運動，相比蝸桿蝸輪成本較低。所以在此我們選蝸輪蝸桿，重要一點是他的傳動比大，可以少用減速機構，費用也會相對降低。 2）搖頭機構選用 圖1.3 方案一 圖1.4方案二 要實現(xiàn)扇頭的左右搖擺運動有很多種運動方式可以選擇,例如我們可以選用凸輪機構,多桿機構,滑塊機構齒輪機構等.但四桿機構更容易制造,制造精度要求也不是很高,并且四桿機構能實現(xiàn)擺幅也更廣更容易實現(xiàn),最重要的是它的制造成本比較低.所以首選四桿機構.從以上兩個簡圖中我們不難看出方案一比方案二多了一個齒輪

14、盤,由于連續(xù)本題目，加一級蝸輪蝸桿傳動比還是過大，且搖桿的原動點在齒輪的軸上運動比較平穩(wěn)點，所以選用方案一比較好. 所以選總體方案一，如圖1.5： 圖1表示電風扇左右搖頭裝置的機構簡圖，其傳動部分由電動機經(jīng)蝸桿和蝸輪傳動，由此帶動小齒輪，大齒輪運動，通過大齒輪帶動連桿AB做周轉運動，連桿AB連接搖桿AD和BC，由四桿機構AB—BC—CD—DA帶動電風扇左右擺動； 圖1.5 2.3原動件的選擇 已知電風扇葉片直徑為300mm，電動機轉速為1450r/min. 2.3.1電動機的額定參數(shù) a)額定單相電壓為220v,額定頻率為50Hz； b)優(yōu)先額定輸入功率（W）：30、35、

15、40、50、60、70、90； c)優(yōu)先電動機配套的扇葉直徑（mm）：200、230、250、300、400、450 d)電動機在所配扇葉散熱條件下為連續(xù)工作制、 2.3.2電動機的能效值要求 電動機在額定運行時的輸出功率應符合表2的輸出風量與表3的能效值要求。 表2.2功率因數(shù)的保證值 電動機配套的扇葉直徑/mm 電動機轉速/ (r/min) 功率因數(shù)cos 電容運轉異步電動機 罩極異步電動機 230 3000 0.85 0.57 300

16、0 0.85 0.59 250 1500 0.85 --- 300 1500 0.85 --- 350 1500 0.85 --- 所以選定電風扇電動機的轉速為1500r/min 表2.3 電氣性能保證值的容差 序號 名 稱 容 差 1 功率因素 -（1-cos）/6 2.3.3符合噪

17、音要求 電動機在空載時的噪聲聲功率應不大于表3定的值， 表2.4 電動機噪音限值 扇片規(guī)格/min 噪聲聲功率/dB(A) 300 53 所以選電風扇空載時的功率小于53W，但空載時的功率一般為額定功率的50%左右，所以選定電風扇的額定功率為60W。 轉矩為 0.382(Nm) 2.4傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 具體分配傳動比時，應注意以下幾點： a. 各級傳動的傳動比最好在推薦范圍內選取，對減速傳動盡可能不超過其允許的最大值。 b. 應注意使傳動級數(shù)少﹑傳動機構數(shù)少﹑傳動系統(tǒng)簡單

18、，以提高和減少精度的降低。 c. 應使各級傳動的結構尺寸協(xié)調﹑勻稱利于安裝，絕不能造成互相干涉。 d. 應使傳動裝置的外輪廓尺寸盡可能緊湊。 已知要求電扇電動機轉速=1500r/min，電扇搖頭周期T=10s。電扇一分鐘轉次 由電風扇搖頭周期為T=10s,求得大齒輪的轉速。 根據(jù)電動機滿載轉速=1500r/min及工作轉速,可得傳動裝置所要求的總傳動比 可得=243。從而設計齒輪間的傳動比為4，渦輪渦桿的傳動比為61。 4 2.5傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 計算 各軸運動和動力參數(shù)時，先將傳動裝置中各軸由高

19、速軸到低速軸依次編號為電動機軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸…… 、…——相鄰兩軸的傳動比輸出； 、…——相鄰兩軸的傳動效率 、 …——各軸的輸入功率 （KW） 、 …——各軸的輸入轉矩(Nm) 、…——各軸的轉速（r/min） =4 =6 電機與主軸的傳動效率分別為 =0.86 =0.98 各軸的輸出功率為 ==60(W) ==600.86=51.6(W) ==51.60.98=50.57(W) 各軸的輸入轉矩 首先 =9550=0.382 (Nm) 所以有 ==0.38

20、2610.86=20（Nm） ==19.740.98=77.22（Nm） 軸的轉速為 =1500(r/min) ==1500/60=25 (r/min) = ==25/4=6.25 (r/min) 第三章 轉動零件的設計 3.1四桿構設計 1)由速比系數(shù)K計算極位角θ。由式知 ， 其中K=1.05,求得=4.4 2)選擇合適的比例尺，作圖求搖桿的極限位置。取搖桿長度lCD除以比例尺得圖中搖桿長CD，以CD為半徑、任定點D為圓心、任定點C1為起點做弧C，

21、使弧C所對應的圓心角等于或大于最大擺角，連接D點和C1點的線段C1D為搖桿的一個極限位置，過D點作與C1D夾角等于最大擺角的射線交圓弧于C2點得搖桿的另一個極限位置C2D。如圖3.1 3)求曲柄鉸鏈中心。過C1點在D點同側作C1C2的垂線H，過C2點作與D點同側與直線段C1C2夾角為（900－θ）的直線J交直線H于點P，連接C2P，在直線段C2P上截取C2P/2得點O，以O點為圓點、OP為半徑，畫圓K ，在C1C2弧段以外在K上任取一點A為鉸鏈中心。 4)求曲柄和連桿的鉸鏈中心。連接A、C2點得直線段AC2為曲柄與連桿長度之和，以A點為圓心、AC1為半徑作弧交AC2于點E，可以證明曲柄長度

22、AB = C2E/2，于是以A點為圓心、C2E/2為半徑畫弧交AC2于點B2為曲柄與連桿的鉸接中心。 圖3.1：按行程速比系數(shù)設計四桿機構 5)計算各桿的實際長度。分別量取圖中AB2、AD、B2C2的長度，計算得： 曲柄長 lAB =AB2，連桿長 lBC =B2C2 ，機架長 lAD =AD。 設LCD=20mm 則LAB=15mm LBC=55mm LAD=55mm 6）由 可知：傳動角最小 保證了機構傳動良好 采用轉機架法，最短桿AB與最長桿的長度之和小于其余兩桿的長度之和，且以最短桿AB的對邊桿CD為機架,所構

23、成的機構為雙搖桿機構。 簡化圖如圖3.2， 圖3.2 3.2蝸輪蝸桿設計(壽命5000h) 3.2.1蝸桿的設計 1)傳動的類型，精度等級和材料 考慮到傳動功率不大，傳速較低，選用ZA蝸桿傳動，精度8c GB10089-1988。 蝸桿用滲碳鋼,表面淬火，硬度為45~50HRC；表面粗糙度。蝸輪輪緣 選用甲醛共聚高分子材料奪鋼（Duracon）鑄造。 2）選擇蝸桿、蝸輪的齒數(shù) 因為傳動比i=61；參考16.5-5， 取。 3）確定許用應力 由表16.5-24查得蝸桿齒面硬度、許用彎曲應力。按圖16.5-2查得 在查圖16.5-3，采用噴油潤滑，得=0.98。

24、輪齒應力循環(huán)次數(shù) =60255000=7.2 查圖6.5-4得 4）接觸強度設計 m 載荷系數(shù)取K=1.2 蝸輪軸的轉矩 T 代入上式 查表16.5-4，接近于m=42.2mm的是51.2 相應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 蝸輪分度圓直徑d=1.661=97.6mm 導程角=4.57 5）求蝸輪的圓周速讀，并校核效率 實際傳動比 i= 24.

25、6r/min 蝸輪的圓周速度 0.13m/s 已知a= 63mm,m=1.6, =1, =61, =+0.125, =, =24.48mm , =100mm 。 則12.5 mm 取=40mm ==100mm 取=16mm 3.2.2校核蝸輪蝸輪的設計 1）蝸輪分度圓上的切向力（即蝸桿的軸向力） （1） ：蝸桿的軸向力 :蝸桿的徑向力 r：蝸桿的分度圓半徑,d=1.661=97.6mm T：作用于蝸桿上的扭矩, =0.382 (Nm) ：蝸桿節(jié)圓柱的升角,=4.57&#

26、176; ： :蝸桿和蝸輪之間的動摩擦系數(shù)，當金屬與“奪鋼”結合時，動摩擦系數(shù)為 0.15 ：蝸桿的法向壓力,蝸桿的壓力角又分為端面壓力角和與軸向垂直的平面壓力角，他們的關系如下 tan=costan 的標準值為20°， 所以=arctan(cos.tan) =arctan(cos4.57°tan20°)=20° = 求得 =9.09° 求得 =0.16N 2）蝸輪的剪切強度 蝸輪的場合，造成齒斷裂的原因有兩種，及彎曲負載使齒斷裂和由于蝸桿的軸向力引起

27、的齒斷裂。 蝸輪的剪切強度可以根據(jù)白金漢式來計算。 :許用剪切強度N（kgf） :許用剪切應力Mpa(kgf/mm) A:輪的齒根的斷面積 運用下式可以得到近似值 表3.2.1 壓力角 A 20° 0.70. 這里，:節(jié)距 :齒根圓的弧長 = 這里，：蝸桿的分度圓直徑mm :輪的齒根高=0.368 2:輪兩邊的夾角（°）

28、 (=1, =0.2) =/0.368=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直齒圓柱齒輪的設計 1）設計已知：齒數(shù)比i=3.9；小齒輪轉速n2=25r/min ；輸入功率P=50.1kw ；傳遞的轉矩T=20 N·m ；使用壽命5000h；連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)。由傳動方案

29、選用直齒齒輪傳動 2）壓力角和齒數(shù)的選擇 選用標準齒輪的壓力角，即 。 選小齒輪齒數(shù) ，則大齒輪齒數(shù)z=420=80 3）塑料制造齒輪是為了有效地利用塑料的耐磨損性，無潤滑運行及噪音小等優(yōu)點，塑料不但可以使產(chǎn)品輕量化，而且由于它是一次成型從而大大地降低生產(chǎn)成本。因此甲醛共聚高分子“奪鋼”(Duracon)材料可以用于制造齒輪，蝸輪。本兩個齒輪采用“奪鋼”制造。 4）根據(jù)路易斯工程式來設計齒根強度 假設在齒頂上受到法向負載時(路易斯方式的最壞狀態(tài)，在其齒根上產(chǎn)生的彎曲應力最大，但是，齒形系數(shù)一般為節(jié)點附近的值。 a)對于精度較高，特別是齒形已被修正過的齒輪來說，齒頂上受全負載的假設

30、是不成立的。 b)不考慮半徑方向產(chǎn)生的作用與齒根上的剪切應力。 c)不考慮轉角部分的應力集中。 d)由拋物線和齒形的切點所引起的危險斷面與實例是否一致還不能確定。另外i，也不易求出此點的齒厚。 e)沿著齒間100%的齒合，這是一種非常理想的狀態(tài)，但在實際中必須考慮加工誤差，齒間的有效度。 作用于齒上的切向負載，傳遞扭矩和傳遞馬力的切向負載P，傳動扭矩T，用 （1）和（2）來表示。 （1） （2） 式中： ：彎曲應力Mpa

31、 b:齒距mm :在節(jié)點附近的齒形系數(shù)，“標準模數(shù)” 表3-3-1 齒形的系數(shù)“標準模數(shù)”（在節(jié)點附近受到負載時的值） 14° 20°標準 20°低齒 20 0.48 0.543 0.628 所以 =0.543 5)最大許用彎曲應力 “奪鋼”齒輪的許用彎曲應力取決于運轉條件，它還隨齒（模數(shù)）的大小而變化。 這里，在圖2-2所示的標準條件下，以通過使用所得到的彎曲應力為基礎，當與運轉條件不相同時，則可用(2)式來加以修正

32、 (3) :使用狀態(tài)系數(shù)（參照表3-3-2） 表3-3-2使用狀態(tài)系數(shù) 負載的種類 一天的運轉時間 24小時 8~10小時 3小時 0.5小時 均一時 1.25 1.00 0.8 0.5 受到輕微沖擊時 1.50 1.25 1.00 0.8 受到中等沖擊時 1.75 1.5 1.25 1.00 受到大的沖擊時 2.00 1.75 1.50 1.25 電風扇

33、搖頭均一時，一天一般運轉8~10個小時，可得 =1 ：從圖2-2上求得在標準條件下的最大彎曲許用應力 Mpa 圖3.3.1 輪齒應力循環(huán)次數(shù) =60255000=7.2 可得=1.4 ：溫度系數(shù) ：溫度系數(shù)在環(huán)境溫度較高的情況下必須對溫度進行修正。由于與齒輪的動態(tài)齒強度相關的平面彎曲疲勞強度的溫度特性和一般的靜態(tài)彎曲強度有著良好關系，故可以通過彎曲強度~溫度的關系來進行修正。電風扇在搖頭時由于受到摩擦加熱，溫度在60°左右，根據(jù)圖2-2可求得 圖3.3.2 圖3.3.4“奪鋼”的彎

34、曲強度的溫度依存性 可得=0.65 ：潤滑系數(shù) 用潤滑劑最初潤滑時：=1 ：材質系數(shù) 兩個齒輪都是塑料做的，所以是 “奪鋼”—“奪鋼”組合時： =0.75 :速度修正系數(shù) 圖3.3.3 齒輪圓柱速度(m/s) 小齒輪：可估計得=1.38；大齒輪: 可估計得=1.38 :材料強度的修正系數(shù) 表3.3.3材料強度的修正系數(shù) 品級 M25 1.2 將以上值代入（3）式得： 大小齒輪的相等

35、 圖3.3.4 根據(jù)最大許用彎曲應力（）計算出最大許用扭矩（T）的計算圖表 由圖3.3.4得 =2N.m =8.8N.m =40mm,=160mm,b=6.24mm; m=b/=2; =/=40/20=2 =/=160/80=2 由于大小齒輪的模數(shù)要相等才能嚙合，m===2,所以設計合理。 6）、計算中心距  ； 7）、取 計算齒輪寬度 ； 為了補償齒輪軸向未知誤差，應使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，一般B1=B2+（5~10）mm 取B2=32,B1=38。 表3.3.4 直齒輪參數(shù)表 名稱 齒數(shù) 模

36、數(shù) 分度圓 齒頂高 齒根高 齒頂圓 齒根圓 直齒輪4 80 2mm 160mm 2mm 2.5mm 164mm 155mm 直齒輪3 20 2mm 40mm 2mm 2.5mm 44mm 35mm 3.4軸的設計和校核計算 3.4.1I軸的設計 1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為Q235-A。根據(jù)表15-3，取=100，于是由以下公式得 ==100=2.7（mm） ,取17 mm. 2）軸的結構設計 （1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐棍子軸承30203，其尺寸為dD

37、T=15mm40mm8mm,用套筒進行定位，套筒長=3mm,同時軸的末端留下1mm長，故=15mm；而=8+2-0.5-1=9.5mm； （2）滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得軸承30203型軸承的定位軸肩h=1.5mm,軸環(huán)寬度b1.4h=3因此，取=15+23=18mm, =3mm; （3)接電動機，=7.9，=54，電動機距離蝸輪10mm; （4)蝸輪寬度為40mm，可得mm; （5)取==15.8，取=16mm; （6）滾動軸承采用軸肩定位。由手冊上查得軸承30203型軸承的定位軸肩h=1mm,軸環(huán)寬度b1.4h=3因此，取=15+23=17.8mm, =3mm; （

38、7）由手冊上查得軸承30203型軸承,dB=16.88,軸與軸承的間隙 1mm，得16.8mm，=8-1=7mm； （8）=15.8mm,=43mm;采用套筒定位，套筒的厚度為1.1； （9）因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐棍子軸承30203，其尺寸為dDT=15mm40mm8mm,用套筒進行定位，套筒長=3mm,同時軸的末端留下1mm長，故=15mm；而=8+3-0.5-1=9.5mm； （10）接風扇葉，=14mm,=25.5.查表得接風扇的鍵的公稱尺寸為bh=5mm5mm,長度為L=12mm，軸深度3mm，轂深度2.3mm。 此軸完成。 圖3.4.1.1

39、 則箱體內總長度為 =187mm 則軸總長度為 L=210.25 mm 3)軸上零件的周向定位 由的查表得平鍵的尺寸，鍵槽用鍵槽銑刀加工，滾動軸承是由過渡配合來保證的，此處選用直徑公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端的倒角為145，各軸肩出的圓角半徑見圖圖4-1。 5）求軸上的載荷 （1）軸的結構簡圖和受力分析見圖4-2 （2）I軸上的功率=60W、轉速n=1500r/min、轉矩=0.382Nm，=20 Nm。 （3）蝸桿分度圓直徑為=40 mm，蝸輪的分度圓直徑=97.6 mm。 （4）求作用在齒輪上的力和彎矩 圓周

40、力 =2/=20.382/40=0.0382（N） 軸向力 =2/=220/97.6=0.409（N） 徑向力 =tan20=0.149 tan20=0.149 (N) （5）對圖6-5b有 += -（+）=0 由圖 4-1知=82 mm , =96mm 把數(shù)據(jù)代如以上兩式求得 =0.019N =0.016N。 于是求得彎矩為 = =0.01982=1.62（Nmm） 所作彎矩圖見圖6-5c。 對圖6-5d有 +=

41、 -（+）=0 把數(shù)據(jù)代入以上兩式求得 = 0.0745N =0.07 N ==0.049 （Nmm） 于是求得彎矩為 ==0.075482=6.33（Nmm） =-=5（Nmm） 所作彎矩圖見圖6-5e。 （6）求出軸的總彎矩 M===6.5（Nmm） 所作彎矩圖見圖4-2。 軸的扭矩= 0.382 Nm 載 荷 水 平 面 H 垂 直 面

42、V 反 支 力 F =0.019N , =0.016N = 0.0705N =0.07N 彎 矩 M = 1.62 Nmm = 6.33 Nmm = 5 Nmm 總 彎 矩 M= = 6.5 Nmm 扭 矩 T = 0.382 Nmm 所作彎矩圖見圖3.4.2 圖3.4.2 6）按彎扭組合校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)[2]中公式15-5及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，

43、扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取， =0.5  由Q235-A查[2]表15-1得許用彎曲應力 ，顯然＜，故安全。 7）精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 只需校核VII左側即可。 （2）截面VII左側 抗彎截面系數(shù) W=0.1d=0.115=390 mm 抗扭截面系數(shù) =0.2d=0.240=76 mm 截面Ⅳ左側的彎矩為 M=6.5=3（Nmm） 截面Ⅳ上的扭矩為 = 0.382 Nmm 截面上的彎曲應力 ==3/390=0.01(MPa) 截面上的扭轉切應力 =/

44、=0.382/76=0.005（MPa） 軸的材料為45鋼，調質處理由表15-1查得=400Mpa,=170 Mpa ,=105Mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=1.6/40=0.13，D/d= 45/40= 2.8，徑插值后查得 =1.42 =1.46 又由附圖3-1查得軸材料的敏性系數(shù)為 =0.82 =0.85 故有效應力集中系數(shù)為 =1+（-1）=1+0.82（1.42-1）=1.34 =1+（-1）=1+0.85（1.46-1）=1.3

45、9 又附圖3-2查得尺寸系數(shù)=1，由附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)=1。 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)為 ==0.95。 周表面未經(jīng)硬化，即=1，軸的綜合系數(shù)為 =+-1=1.34/1+1/0.95-1=0.34 =+-1=1.39/1+1/0.95-1=0.44 又由3-1和3-2得碳鋼的特性系數(shù) =0.1~0.2， 取=0.1 =0.05~0.1，取=0.05 所以在截面Ⅳ左側的安全系數(shù)為 =/(+)=170/(0.340.1+0.10)=500 =/(+) =105/(0.440.005/

46、2+0.050.005/2)=857 =/ =500857/=43>>1.5 故知其安全。 3.4.2軸的設計 1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為Q235-A。根據(jù)表15-3，取=100，于是由以下公式得 ==100=2.5（mm） ,取15mm. 2）軸的結構設計 （1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐棍子軸承30203，其尺寸為dDT=15mm40mm8mm,用套筒進行定位，套筒長=50mm,齒輪下周的間隙為1mm,同時軸的末端留下1mm長，故=15mm；而=8+50+1-1-0.5=57

47、.5mm； （2）蝸輪寬度為16mm, 齒輪下軸的間隙為1mm，則=16-1=15mm,取安裝蝸輪處的軸段的直徑為=18mm,查表得鍵bh=44,長度L=8mm,軸深3mm，轂深2.8； （3） 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度為h>0.07d,故取h=2mm,,則軸環(huán)處的直徑=22mm，軸環(huán)寬度b1.4h,由于軸肩后面還要加個齒輪，厚度要加大點，取=3mm。 （4）齒輪寬度為38mm，齒輪下軸的間隙為1mm，則38-1=37mm，取安裝齒輪處的軸段的直徑=18mm，查表得鍵bh=66, 長度L=14mm,軸深3mm，轂深2.8； （5）故選用單列圓錐滾子軸承30203，用套筒進行

48、定位，套筒長=9mm,齒輪下周的間隙為1mm,同時軸的末端留下1mm長，故==15mm；而=1+9+8-1-0.5=16.5mm； 此軸完成，軸點另一端接著電動機的軸 則箱體內總長度為 =120mm 則軸總長度為 L=129 mm 3）軸上零件的周向定位 為了保證齒輪與軸；配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，蝸輪與軸的配合為；滾動軸承是由過渡配合來保證的，此處選用直徑公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端的倒角為145，各軸肩出的圓角半徑見圖圖4-3 圖3.4

49、.3 3.4.3軸3設計： 1)初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為Q235-A。根據(jù)表15-3，取=100，于是由以下公式得 ==100=2.5（mm） ,取15mm. 2）軸的結構設計 （1）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受有徑向力，故選用深溝球軸承6000，其尺寸為dDT=10mm26mm8mm,用套筒進行定位套筒長9mm，軸的末端留下1mm，齒輪間間隙為1mm，故=10mm；而=8+9-1+1=17mm； （2）齒輪寬度為38mm, 齒輪下軸的間隙為1mm，則=38-1=37mm,低直徑為=12mm；查表得鍵bh=44, 長度L=14mm,軸深

50、2.5mm，轂深1.8； （3) 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度為h>0.07d,故取h=2.75mm,,則軸環(huán)處的直徑=17.5mm，軸環(huán)寬度b1.4h,=4mm； （4) 22mm，=12mm； 5)此處為曲軸，適用范圍為: 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,的范圍； 取r=1mm,s=2mm,b=20mm,t=5mm;取LP=5mm; 則=5+5+5=15mm; （5）由于軸3和軸2的位置要相對稱可得=12mm, =28mm; （6）因軸承主要受有徑向力，故dD

51、T=10mm26mm8mm，軸后留1mm的空隙，故=10mm,=8-1=7mm. 此軸完成 3）軸上零件的周向定位 為了保證齒輪與軸；配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承是由過渡配合來保證的，此處選用直徑公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端的倒角為145，各軸肩出的圓角半徑見圖圖4.3.4； 圖4.3.4 3.5軸承壽命的驗算 3.5.1Ⅰ軸上軸承的壽命驗算 1）軸上只受到徑向載荷 徑向載荷 = ==0.12（N）

52、 = ==0.11（N） 取=0.12N 2）軸承的內部軸向力為 S=/2Y 查表20.3-6中得Y=0.4cot15°=0.1（15°為圓柱的傾斜度） 得S=0.6N 3)驗算軸承的壽命 所以按軸承1的受力大小驗算，所選用的軸承為30203，由表13-2查得基本額定動載荷C=20.8kN。 =3.510>=50000 3600=1.810 故所選軸承滿足壽命要求。 3.5.2II軸上軸承的壽命驗算 軸承2的受力比軸承1的受力稍微大點，仍然可選用軸承30203 軸2上的受力稍微比軸1大一點，但

53、是它的轉速比較低，用軸1的方法預算得軸承2壽命遠比軸1的大，所以可選軸承滿足壽命要求。 3.5.3Ⅲ軸上軸承的壽命驗算 軸承3所受到的軸向力為==tan =0.96N 所以其當量動載荷為 ==0.96N 所以選用的軸承為6000，由表13-2查得基本額定動載荷C=4.58kN。 =13.510>=50003600=1.810 故所選軸承滿足壽命要求。 3.5鍵強度的校核計算 由前面可得各軸的扭矩 =9550=0.382 (Nm) ==0.382610.86=20（Nm） ==19.740

54、.98=77.22（Nm） 3.61Ⅰ軸上鍵的選擇 Ⅰ軸上所選用的鍵的截面尺寸為bh=5 mm5 mm，長度L為12mm。鍵、軸和輪轂的材料都是乙縮醛，由查得許用加壓應力=100~120MPa，取其最大值，=120MPa。鍵的工作長度為l=L-b=12-5=7 (mm),鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.55=2.5（mm）鍵的工作長度為l=L-b=12-5=7(mm),于是有 == =4MPa<=120MPa 故所選的鍵符合強度要求。 3.6.2Ⅱ軸上鍵的選擇 Ⅱ軸上蝸輪定位的鍵為bh=4 mm4 mm，長度L=8mm,工作長度為l=L-b=8-4=4。鍵

55、與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.58=4 (mm) ,于是有 ===98(MPa) <=120MPa 故所選的鍵符合強度要求。 II軸上小齒輪上定位的鍵為bh=6mm6mm，長度L=14mm。工作長度為l=L-b=14-6=8mm。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.56=3.0(mm)，于是有 == = 92(MPa)<=120MPa 故可知兩個鍵都符合強度要求。 3.63Ⅱ軸上鍵的選擇 Ⅱ軸上大齒輪定位的鍵為bh=4 mm4 mm，長度L=14mm,工作長度為l=L-b=14-4=10。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.54=2 (m

56、m) ,于是有 ===99(MPa) <=120MPa 故所選的鍵符合強度要求。 第四章 減速器箱體及附件的設計 4.1箱體設計 4.1.1箱體的主要尺寸如下 箱座壁厚 2 mm 箱蓋壁厚 2mm 軸承蓋螺釘直徑、個數(shù) 3mm、43 箱蓋和箱座連接螺栓直徑、個數(shù) 5mm 4個 大小齒輪分別距上、右兩面的距離l1l2 92mm67mm 蝸桿距在前后，左右面的中心 外箱壁至外凸緣

57、距離 2mm 內壁至內凸緣距離 10 mm 左右兩面倒圓角直徑 120 mm 箱蓋和箱座連接凸臺長、厚 10mm5mm 缺口RL 60 mm67mm 箱蓋和箱座連接螺孔分別對外表面距離 5mm5mm 大軸承蓋螺釘孔對其孔軸的距離 20mm 小軸承蓋螺釘孔對其孔軸的距離 15mm 4.1.2潤滑 用潤滑油最初潤滑。 4.2附件的設計 一個底盤，直徑300mm，錐度為160° 下支撐管=20mm70mm 控制器abc=50mm36mm63mm 上支撐管=20mm10

58、0mm 支撐板xyz=40mm130mm5mm,支撐板上一螺釘孔距離左前兩邊的距離為8mm31mm，另一孔距離左前兩邊距離為28mm30mm 總結 這次設計經(jīng)歷了一個多星期，在這段時間里是我各個方面都得到了訓練，對機械原理了解的跟深入了，使我們的閱歷增加了很多。擺脫了我們以往只能在書本上學習的范疇而是自己親手設計實驗出來的。 這次設計使我們明白想要做好課程設計必須要有深厚的基礎，不然做起倆真是很麻煩，設計剛開始時因為

59、基礎不牢固我們走了很多的彎路，這次設計過成功后，我仿佛經(jīng)過一次長途旅程到達終點，感覺眼前一亮，特別的舒服啊。這次設計讓我明白干任何事都要有耐心，要仔細，課程設計有很多次讓我感到心煩，但我們還是堅持下來了。 短短一周課程設計，使我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識是真正如此的缺乏，自己綜合應用所學的專業(yè)知識能力是如此的不足，以后我會更加努力的學習的。機械原理課程設計是使我們較全面系統(tǒng)的掌握和深化機械原理課程的基本原理和方法的重要環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)我們學生機械運動方案設計創(chuàng)新設計和應用計算機對工程實際中各種機構進行分析和設計能力的一門課程。 經(jīng)過這幾天設計的學習，讓我們初步了解了機械設計的全過程，可以初步的進行

60、機構選型組合和確定運動方案；使我們將機械原理課程各章的理論和方法融會貫通起來，進一步鞏固和加深了所學的理論知識 ；并對動力分析與設計有了一個較完整的概念；提高了運算繪圖遺跡運用計算機和技術資料的能力；培養(yǎng)了我們學生綜合運用所學知識，理論聯(lián)系實際，獨立思考羽分析問題的能力和創(chuàng)新能力。 在這幾天的機械設計中，我們深感自己的不足，認識到了理論與實際之間的差別，只有理論與實際相結合，充分發(fā)展多動手，多加進行鍛煉，才能終有所得。 機械原理課程設計結合一種簡單機器進行機器功能分析、工藝動作確定、執(zhí)行機構選擇、機械運動方案評定、機構尺寸綜合、機械運動方案設計等，使我們學生通過一臺機器的完整的運動方案設計

61、過程，進一步鞏固、掌握并初步運用機械原理的知識和理論，對分析、運算、繪圖、文字表達及技術資料查詢等諸方面的獨立工作能力進行初步的訓練，培養(yǎng)理論與實際相結合、應用計算機完成機構分析和設計的能力，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新能力。機械原理課程設計在機械類學生的知識體系訓練中，具有不可替代的重要作用。 參考文獻 [1] 申永勝主編.機械原理教程[M]..北京：清華大學出版社，1998 [2] 濮良貴 紀名剛 主編. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社， 2003.5 : [3] 陳國威等.機械設計手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社，1992 [4] 鄭文緯 吳

62、克堅 主編.機械原理.北京：高等教育出版設，1996 [5] 電動機搖頭裝置結構原理-世紀起期. w/199201/1979802.htm [6] 機械設計手冊編委會編著.機械設計手冊3—版.北京：機械工業(yè)出版社， [7] 鐘日銘編著.機械設計實例教程.北京：清華大學出版社，2007.3 [8] 材料力學I/劉鴻文主編. —北京：高等教育出版社，2004.1 [9] 趙大興主編.工程圖學?！本焊叩冉逃霭嫔?，2006 [10] 楊世明主編.機械設計.—北京：電子工業(yè)出版社，2007.3. [11] 王少懷主編.機械設計師手冊.—北京：電子工業(yè)出版社，2006.7 [12] 機械工程師手冊編委會編—3版，機械工程師手冊.—北京：機械工業(yè)出版社，2007.1