树木保暖机械的设计毕业设计说明书

毕业设计 树木保暖机械的设计 71 摘要 本课题来源于生产实际,目前，我国正在大力加强植树造林建设，特别是江苏沿海地区，政府部门每年都规划植树造林，然而植树造林存在一个问题，需要大量的人力来投入，而现在，国家倡导绿色造林，为了更有效的植树造林,出现了树木保暖机，也即为树木保暖机。 整机结构主要由电动机、机架、传动带、蜗杆减速器构成。由电动机产生动力通过同步同步带轮减速器将需要的动力传递到同步同步带轮上，同步同步带轮1带动带同步同步带轮2，从而带动整机装置运动. 本论文研究内容摘要： (1) 自动包树机总体结构设计。 (2) 自动包树机工作性能分析。 (3)电动机的选择。 (4)对自动包树机的传动系统、执行部件及机架设计。 (5)对设计零件进行设计计算分析和校核。 (6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。 关键词：自动包树机，结构设计，树木保暖机 Abstract Keywords: 目 录 摘要 I Abstract II 第1章 绪论 5 第1章 绪论 5 第2章 自动包树机方案设计 8 2.1 动力系统选择依据 8 2.2 常见机构的特点和应用 8 2.3 传动机构的确定 11 1. 总体方案设计 11 2. 产品功能及特色 15 第3章 自动包树机传动部分的计算 16 3.3 电机的选取 16 4.1 确定传动装置效率 19 4.2 蜗杆传动设计计算 20 4.2.1 选择蜗杆、蜗轮材料 20 4.2.2 确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z 20 4.2.3 验算的速度 20 4.2.4 确定蜗杆蜗轮中心距a 20 4.2.5 蜗杆传动几何参数设计 21 4.3 环面蜗轮蜗杆校核计算 23 4.4 轴的结构设计 25 4.4.1 蜗杆轴的设计 25 4.4.2 蜗轮轴的设计 28 4.5 轴的校核 31 4.5.1 蜗杆轴的强度校核 31 4.5.2 蜗轮轴的强度校核 34 4.6 滚动轴承的选择及校核 37 4.6.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 37 4.6.2 蜗轮轴上轴承的校核 39 4.7 键联接的强度校核 40 4.7.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 40 4.7.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 41 所以，，所选平键合适。 41 3.2.1同步带介绍 41 3.2.2 同步带的特点 42 3.2.3 同步带传动的主要失效形式 42 3.2.4 同步带传动的设计准则 45 3.2.5 同步带分类 45 3.4 同步带传动计算 46 3.4.1 同步带计算选型 46 3.4.2 同步带的主要参数（结构部分） 49 3.4.3 同步带的设计 51 3.4.4 同步同步带轮的设计 51 第5章 绳子缠绕提升部分设计计算 52 5.1 精度的选择 52 5.2丝杠导程的确定 52 5.3 最大工作载荷的计算 52 5.4 最大动载荷的计算 53 5.5 滚珠丝杠螺母副的选型 53 5.6 滚珠丝杠副的支承方式 54 5.7 传动效率的计算 54 5.8 刚度的验算 54 5.9 稳定性校核 55 5.10 临界转速的验证 56 3.3.2 初步计算齿轮主要参数 57 3.3.3 按弯强度曲初算模数m 60 3.3.4 齿轮疲劳强度校核 61 结 论 68 参考文献 69 致 谢 70 第1章 绪论 第1章 绪论 2 3 在国家“十二五”规划中，提出了生态文化是中华传统文化、和谐文化的重要组成 部分，是支撑生态文明的基础。国家林业局第七次全国森林资源清查结果显示，全国森 林面积达到 1.95 亿 hm ，森林覆盖率达到 20.36%，森林蓄积量为 137.21 亿 m 。从以 上统计数字可以看出，我国森林资源的平均水平依然很低，虽然我国的森林面积居世界 第五位， 但森林覆盖率只相当于世界森林覆盖率（31.7%）的 64%；全国人均森林面积 相当于世界人均水平的 25%。另外， 我国的森林质量不高， 单位面积森林蓄积量仅为 世界平均水平的 84.8%。为了进一步提高我国的森林覆盖率及生态环境，发展生态文化， 需要开展大规模的造林工程，大面积地进行植树造林活动。人工造林投入大、产出少、 用工多，效率低、速度慢、劳动强度大，而使用机械造林则可以解决这些问题。造林机 械化是造林工程的发展方向，而要进行机械化造林就必须有配套的造林机械。 第2章 自动包树机方案设计 2.1 动力系统选择依据 驱动机构主要有液压驱动、气动驱动、电动驱动和机械驱动等形式。 液压驱动具有体积小、出力大、控制性能好、动作平稳等特点，它利用油缸、马达加上齿轮、齿条实现直线运动；利用摆动油缸、马达与减速器、油缸与齿条、齿轮或链条、链轮等实现回转运动。液压驱动具有润滑性能好、寿命长的特点，结构紧凑，刚性好。定位精度高，克实现任意位置开停。有很多专业机械手能直接利用主机的液压系统。但缺点是需要配备压力源，系统复杂成本较高。 气动驱动结构简单、造价低廉。气源方便，所需的压缩气源一般工厂都有，并且无污染，一般采用的压力0.4-0.6MPa,最高可达1MPa。缺点是出力小，体积大。由于空气的可压缩性大，很难实现中间位置的停止，只能用于点位控制，而且润滑性较差，气压系统容易生锈。 机械式用于简单的场合。 电动由于减速和回转运动变往复运动机构，该机构适用于无污染，有电就可以工作，操作简单方便，在工作场合只需要接通电源即可工作，而工作场合在各个大楼区域，很容易找到电源。 根据上述说明最终选择电动机的作为机构的动力源。 2.2 常见机构的特点和应用 类型 特点 应用 连杆机构 结构简单，制造容易，工作可靠，传动距离较远，传递载荷较大，可实现急回运动规律，但不易获得匀速运动或其他任意运动规律，传动不平稳，冲击与振动较大。 用于从动件行程较大或承受重载的工作场合，可以实现移动、摆动等复杂的运动规律或运动轨迹。 凸轮机构 结构紧凑，工作可靠，调整方便，可获得任意运动规律，但动载荷较大，传动效率较低。 用于从动件行程较小和载荷不大以及要求特定运动规律的场合。 非圆齿轮机构 结构简单，工作可靠，从动件可实现任意转动规律，但齿轮制造较困难 用于从动件作连续转动和要求有特殊运动规律的场合。 槽轮间歇机构 结构简单，从动件转位较平稳，而且可实现任意等时的单向间歇转动，但当拨盘转速较高时，动载荷较大 常用作自动转位机构，特别适用于转位角度在45以上的低速传动。 凸轮式间歇机构 结构较简单，传动平稳，动载荷较小，从动件可实现任何预期的单向间歇转动，但凸轮制造困难 用作高速分度机构或自动转位机构。 不完全齿轮机构 结构简单，制造容易，从动件可实现较大范围的单向间歇传动，但啮合开始和终止时有冲击，传动不平稳 多用作轻工机械的间歇传动机构 螺旋机构 传动平稳无噪声，减速比大；可实现转动与直线移动，传动平稳无噪声，互换；滑动螺旋可做成自锁螺旋机构；工作速度一般很低，只适用于小功率传动 多用于要求微动或增力的场合，如机床夹具以及仪器、仪表，还用于将螺母的回转运动转变为丝杆的直线运动的装置。 摩擦轮机构 有过载保护作用；轴和轴承受力较大，工作表面有滑动，而且磨损较快；高速传动时寿命较低 用于仪器及手动装置以传递回转运动。 圆柱齿轮机构 载荷和速度的许用范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高；制造和安装精度要求较高，精度低时传动噪声较大，无过载保护作用；斜齿圆柱齿轮机构运动平稳，承载能力强，但在传动中会产生轴向力，在使用时必须安装推力轴承或角接触轴承 广泛应用于各种传动系统，传递回转运动，实现减速或增速、变速以及换向等。 齿轮齿条机构 结构简单，成本低，传动效率高，易于实现较长的运动行程；当运动速度较高或为提高运动平稳性时，可采用斜齿或人字齿条机构 广泛应用于各种机器的传动系统，变速操纵装置，自动机的输送、转向、进给机构以及直动与转动的运动转换装置 圆锥齿轮机构 用来传递两相交轴的运动；直齿圆锥齿轮传递的圆周速度较低，曲齿用于圆周速度较高的场合 用于减速、转换轴线方向以及反向的场合，如汽车、拖拉机、机床等。 螺旋齿轮机构 常用于传递既不平行又不相交的两轴之间的运动，但其齿面间为点啮合，且沿齿高和齿长方向均有滑动，容易磨损，因此只宜用于轻载传动 用于传递空间交错轴之间的运动。 蜗轮蜗杆机构 传动平稳无噪声，结构紧凑，传动比大，可做成自锁蜗杆；自锁蜗杆传动的效率很低，低速传动时磨损严重，中高速传动的蜗轮齿圈需贵重的减摩材料(如青铜)，制造精度要求较高，刀具费用昂贵 用于大传动比减速装置(但功率不宜过大)、增速装置、分度机构、起重装置、微调进给装置、省力的传动装置 行星齿轮机构 传动比大，结构紧凑，工作可靠，制造和安装精度要求高，其他特点同普通齿轮传动；主要有渐开线齿轮、摆线针轮、谐波齿轮3种齿形的行星传动 常作为大速比的减速装置、增速装置、变速装置，还可实现运动的合成与分解。 带传动机构 轴间距离较大，工作平稳无噪声，能缓冲吸振，摩擦式带传动有过载保护作用；结构简单，安装要求不高，外廓尺寸较大；摩擦式带传动有弹性滑动，不能用于分度系统；摩擦易起电，不宜用于易燃易爆的场合；轴和轴承受力较大，传动带寿命较短 用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。 链传动机构 轴向距离较大，平均传动比为常数，链条元件间形成的油膜有吸振能力，对恶劣环境有较强的适应能力，工作可靠，轴上载荷较小；瞬时运转速度不均匀，高速时不如带传动平稳；链条工作时因磨损伸长后容易引起共振，一般需增设张紧和减振装置。 用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。 2.3 传动机构的确定 根据上述表格和任务书条件，初步选择涡轮蜗杆传动机构。但是由于上升过程中不得出现打滑和倒退现象，减速比比较大。最终涡轮蜗杆传动机构确定传动机构。 1. 总体方案设计 在生长于地面的树木不动的情况下，要对树干部分缠绕草绳，就必须使草绳圈围绕树干作圆周运动，同时绳圈自身要能自转，这样才能保证草绳源源不断地绕在树干上，且不会发生干涉、打结现象。另外，要使草绳能紧密的缠绕在树干上，还必须保证草绳在缠绕过程中能稳定上升，不出现重叠或缝隙。事实上，只要草绳在每圈上升一个绳径(d)的距离，并不需要匀速上升，后面的草绳便会在前面缠绕的草绳的导引下实现紧密排列。针对以上两点，我，们设计了如图1的自动包树机。包树机主要由底板机架、动力装置、传动机构、执行机构以及控制装置五部分组成，能适应不同胸径的树木，并且草绳缠绕的紧密度与高度在一定范围内可调。 图1 包树机主体效果图 1.手推柄 2.张紧轮 3.轴承座 4.轴 5.摩擦轮 6.张紧螺钉 7.储绳筒 8.丝杠1 9.螺母及滑块1 10.光轴 11.导绳杆 12.固定齿轮1 13.转盘 14.固定贴板 15.导轨 16. 丝杠2 17. 螺母及滑块2 18. 固定齿轮2 19.排线齿轮 20.轴 21.调整块 22.螺钉 23.支架 24.底板 25.车轮 26.从动同步带轮 27.张紧螺母 28.张紧轮支架 29.普通V带 30.减速器 31.蓄电池 32.螺栓 33.直流电机 34.主动同步带轮 1.1工作原理及过程 如图1，包树前，先将草绳圈置于储绳筒上。然后推动小车，使树木通过转盘及导轨的缺口进入到转盘中央。再将最外面的绳头穿过导绳孔,系在树干上。工作时，直流电机通过减速器带动主动同步带轮，进而通过带传动将动力传递到两同步摩擦轮，从而带动执行机构实现包树功能。 包树时，转盘带着储绳筒绕树作圆周运动，同时储绳筒在草绳的牵引下不断自转，不断给绳，从而使草绳源源不断地缠绕在树干上。当排线齿轮碰到固定齿轮1时，会有一段啮合区，从而转动丝杠。由于排线螺母被滑块约束，其自身不能自转，于是在齿轮啮合过程中沿着丝杠上升半个绳径（d/2）的距离。同理，在碰到固定齿轮2时又上升半个绳径(d/2)距离。如此往复，在每圈中缠绕过程中都能上升一个绳径(d)的距离，从而实现紧密排列。到达预定的极限位置时，螺母便会触动极限开关，电路便自动断开，包树结束。 包树结束时，只需将草绳剪断，打个结即可。接着就可以退出小车，反方向缠绕下一棵树。 1.2主要组成部分 1.2.1底板机架 底板机架的主要功能为固定和连接其它四个功能装置，还可以通过它方便的移动包树机。其大小及结构主要由上面的主体机构决定，效果图如图2所示。 1.2.2动力装置 考虑到包树过程负载较小，所需转速也不大，以及室外使用等因素，动力装置采用由蓄电池驱动的直流电机，配合减速换向装置使用。动力装置主要参数如表1所示： 表1 动力装置主要参数 额定电压 额定电流 额定功率 转速 24V 5A 120W 220r/min 1.2.3传动机构 传动机构主要将动力传给包树执行机构，由同步带轮、同步带、张紧装置、摩擦轮组成，带传动机构用于实现相对较远距离的动力传送，摩擦轮压紧转盘，将动力传送给转盘，其机构运动简图如图2： 图2 主运动机构简图 1.2.4执行机构 包树执行机构由转盘及导轨，排线装置，储绳装置三大部分组成，共同完成了包树功能。其中排线装置和储绳装置要成对使用，笔者建议采用两对，不仅使效率提高一倍，还充分利用了转盘上的空间，另外还能平衡负载，防止转盘倾覆；减小转动不平衡量，减小振动。具体如图3所示。 因为大部分树均为竖直生长，所以包树机需有一缺口以方便树木进入到转盘中央，同时为使机器能平稳运行，不致产生过大噪音和摩擦，应采用导轨引导。导轨及转盘缺口处应采用平滑过渡以避免过大刚性冲击。 排线装置主要为保证绕绳紧密，排列有序，避免每匝绳之间有过大间隙，确保能起到保温保湿效果。排线装置的核心部件为光杆、固定齿轮（参见图1）、排线齿轮、丝杆和螺母，丝杆底端的排线齿轮，可带动丝杆转动，并与底座齿轮间歇啮合。光杆固定在转盘上，丝杆在转盘上可自由转动，螺母与丝杆配合，且被光杆约束，只能上下移动。整个装置随转盘一起运动，转盘每旋转一周，齿轮和丝杆也通过与另外两个齿轮啮合传动，使丝杆被带动旋转特定角度，进而实现螺母上升（或下降）一定距离，保证草绳逐渐上升（或下降）。 转盘及导轨 储绳装置 排线装置 图3 执行机构效果图 绕线机构主要是为了实现将绕有绳子的线筒置于转盘上，为排线机构连续提供绳子，同时避免绳子缠死和打结。线筒轴置于转盘上，并可在转盘上自由转动，线筒拆卸方便，并可固定在线筒轴上。当绳子用完后，更换线筒即可。同时包树的松紧可通过改变绳子与导线孔的摩擦及线筒转动的摩擦进行调节。 2. 产品功能及特色 (1)目前市场上还没有能给未挖起的树木缠绕草绳的机械装置。而此机器采用了特殊设计的转盘实现了此功能,树可以通过转盘上的缺口直接进入转盘的中心，因此可以用于已经植好的树木。为了传动这个转盘，此机器采用“两点传动”的方式——两个摩擦轮在不同位置同时和转盘接触，从而保证在任何时间，至少有一个摩擦轮带动转盘。 (2)此机器采用了专门的排线装置，不仅可以保证草绳缠绕的紧密度，还能在保证缠线紧密地前提下对一定范围内任意直径的树木进行缠绕。 (3)此机器采用了专门的储绳装置，此装置可以作为草绳的储存和供给机构，减少了对绳子的限制。 (4)通过采用多对排线机构和绕线机构，可使效率成倍提高。 (5)可以正反转,包树时，若第一棵从下往上包，下一棵则可从上往下包，以提高效率。 (6)通过调节K2和K3的高度，即可实现包树高度的可控。 (7)该设计结构简单,效率高 (660mm/min),体积小(1000750800mm3),重量轻(25～35kg),方便操作,适合所有圆林养护人员使用。 第3章 自动包树机传动部分的计算 3.3 电机的选取 （1）粗略计算驱动电机的功率 已知重量为m=100kg g=10N/kg 总重力G1=mg=1000N 1）驱动功率计算 则工件受到的摩擦力为： 则移行电机所需牵引力为： 假设直径R=125mm 假设转速na=61rpm 速度vω=πRna=π0.12561=24m/min 设功率安全系数为1.2，驱动装置的效率为0.8，则需要的驱动功率为： 2）电动机至的总效率η ηc—联轴器效率，ηc=0.99 ηb—对滚动轴承效率，ηb=0.99 ηv—带效率，ηv=0.94 ηcy—效率，ηcy=0。96 估算传动系统总效率 η=ηvηbηcηcy=0.940.990.990.96=0.88 3） 所需电动机的功率Pd（kw） Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw （1） 基于电动机的以上特点，本文选用作为北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机输送机床的驱动装置。 图3.4是北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机的技术数据。 图3.4 110BYG系列混合式步进电机的技术数据 所以根据计算所得数据选择110BYG350DH-SAKRMA型号的电机，图3.5是110BYG系列混合式步进电机的型号说明。 图3.5 110BYG系列混合式步进电机的型号说明 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸，如图3.6所示。 图3.6 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸 110BYG系列混合式步进电机的矩频特性曲线，如图3.7所示。 图3.7 110BYG350DH型电机矩频特性曲线 4.1 确定传动装置效率 由下列要求致动器的效率： （1）在这一问题的产量较低是相关的一对轴承。 （2）同类型的活动千万不要错过，你需要采取一些具有传输效率占到副或机构。 （3）驱动蜗杆和第一对顶部的蜗杆Z1的效率，这是经过一番初步选举估计第一效率，而且必须。 此外，蜗杆传动效率高，不包括一对承载蜗杆轴的效率，因此，在蜗杆轴的计算的总效率将不再返回低计数。 每个驱动机制，磨损的效率： 法兰效率： 一级环面蜗杆传动效率: 一对滚动轴承传动效率： 凸缘联轴器效率： ——从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率： ＝， 4.2 蜗杆传动设计计算 4.2.1 选择蜗杆、蜗轮材料 1.设得蜗杆传动的形式： 使用准平行环面蜗杆传动. 2.设出蜗杆、蜗轮材料，设出许用应力 考虑蜗轮传动，让我们想想功率传输，而不是速度，这些期望效率高，相应的参考表5-2中，由于优异的耐磨性，蜗杆选择40Cr钢，按照适度要求一些温暖的牙齿表面变得如此：为了挽救加强贵金属，磷青铜铸ZQSn10-1，金属铸造，选择HB265285蜗杆，只有锡的磷青铜齿圈，灰铸铁HT100钢产量轮毂中心。 按照相关引用书本表格5－3设得蜗轮材质的许用接触应力式子是： [] =190 按照相关引用书本表格5－5找到并设得蜗轮材料的许用弯曲应力： []=44 4.2.2 确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z 按照相关引用书本表格5－6， 设得Z＝1 则Z＝Zi＝150＝50 设得值Z＝50 4.2.3 验算的速度 实际传动比： i＝50/1 举升速度： = 速度误差： ％＝％＝0.78％<5%，合适。 4.2.4 确定蜗杆蜗轮中心距a 1.确定蜗杆的计算功率 式子里， K——使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动从书本上找到相关数据并设得：K＝0.7； K——制造精度系数，设得7级，找到并设得：K＝0.9； K——材料配对系数，齿面滑动速度 < 10，从相关引用书本找到参数并并设得：K＝0.85。 代到数据得出： ＝KW 按照相关引用书本表格25－22a，以等于或略大于蜗杆计算功率所对应的中心距作为合理的设得数据值，找出并设得蜗杆的中心距：a＝100mm. 由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆,接触面大,导程角,它的值稳定且一定是它的优势,润滑好,接触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。 4.2.5 蜗杆传动几何参数设计 准平行二次包络环面蜗杆的几何参数以及尺寸计算表： 1.中心距：从相关引用书本找出数据，设得数据a=100mm。 2.齿数比：u＝＝50 3.蜗轮齿数：从相关引用书本找出数据，并设得。 4.蜗杆头数：从相关引用书本找出数据，设得数据 5.蜗杆齿顶圆直径：找到相关引用书本表格2.5－16，设得数据 =45mm 6.蜗轮轮缘宽度：找到相关引用书本表格2.5－16，设得数据b=28mm 7.蜗轮齿距角：＝ 8.蜗杆包容蜗轮齿数：K＝=5 9.蜗轮齿宽包角之半：＝0.5（K－0.45）= 10.蜗杆齿宽：找到相关引用书本表格2.5－16，设得数据 =53mm 11.蜗杆螺纹部分长度：找到相关引用书本表格2.5－16，设得数据=59mm 12.蜗杆齿顶圆弧半径：找到相关引用书本表格2.5－16，设得数据R=82mm 13.成形圆半径：找到相关引用书本表格2.5－16，设得数据=65mm 14.蜗杆齿顶圆最大直径：找到相关引用书本表格，2.5－16，设得数据=53.8mm. 15.蜗轮端面模数：m＝=mm 16.径向间隙：=0.5104mm 17.齿顶高：h=0.75 m=2.233mm 18.齿根高：h= h+ C=2.7434mm 19.全齿高：h= h+ h=4.9764mm 20.蜗杆分度圆直径：＝（0.624＋）a ＝40.534mm 21.蜗轮分度圆直径：＝2a－＝159.466mm 22.蜗轮齿根圆直径：d＝－2 h=153.9792mm 23.蜗杆齿根圆直径：d＝－2 h=35.05， 判断：因为=28.12mm,满足要求 24.蜗轮喉圆直径：d＝＋2 h=163.932mm 25.蜗轮齿根圆弧半径：=82.475mm 26.蜗杆螺纹包角之半： == 27.蜗轮喉母圆半径：= = =25.88mm 28.蜗轮外缘直径：从图设出=164.95mm 29.蜗杆分度圆导程角：＝ = 30.蜗杆平均导程角：＝ 31.分度圆压力角：= 32.蜗杆外径处肩带宽度： 取3mm 33.蜗杆螺纹两端连接处直径：=35mm 34.蜗轮分度圆齿厚： 把数据代到下面式子得 5.508mm 35.齿侧隙：找到表格4-2-6得 36.蜗杆分度圆齿厚：=4.2984 37.蜗杆分度圆法向齿厚：=4.285 38.蜗轮分度圆法向齿厚：=5.49 39.蜗轮齿冠圆弧半径：=19.2775 40.蜗杆测量齿顶高： =2.2035 41.蜗杆测量齿顶高： =2。185 4.3 环面蜗轮蜗杆校核计算 蜗轮强度，主要是，通过蜗轮齿面的有限暖根剪切强度和粘合剂的影响。允许发射功率为中心，因为它决定着距离，如果，请检查牙齿剪路线。 变形以下，所以，以增加蜗轮，蜗轮的轴向位移和电阻都集中在齿2-3的负载。由于蜗轮的齿的变形，负载导致在牙齿，卸载，所得，所以根尖的高度的不均匀分布切换的组合效果的方向。因此，破碎蜗轮齿主要由剪切强度缺乏齿的原因的控制： 式子里， —— 作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷; —— 蜗轮包容齿数 —— 蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数; ——蜗轮齿根受剪面积; 公式子里，各参数的计算： 1.的计算 = ——作用在蜗轮轮齿上的圆周力， ——蜗杆喉部螺旋升角 ，4.5 —— 当量齿厚， 滑动速度 = =2.01m/s 按照滑动速度找出相关引用书本3－3－9得 将把数据代到下面式子得： =N 2.算出得到： = 5 3.蜗轮齿根受剪面积 —— 蜗轮齿根圆齿厚； 由上可知： —— 蜗轮端面周节； —— 蜗轮理论半包角； —— 蜗轮分度圆齿厚所对中心角。 把数据代到下面式子得： =7.03mm 由上可得： 对于锡青铜齿圈 设得 找到书本设得铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度=225MPa ， 则 < 4.4 轴的结构设计 4.4.1 蜗杆轴的设计 1.设出轴的材质 按照相关引用书本表格6－1设出45号钢，调质。 2.最小轴径的预设 按照相关引用书本表格6－2，取 ＝105，根据 公式 ㎜ 式子里， —— 轴的转速 ，940r/min —— 轴传递的功率 , 1.47kw —— 算出截面处的轴的直径， mm 把数据代到式子算出： =12.2mm 输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时设得数据联轴器的型号。 联轴器的计算转距，找到表格15—3，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则 按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手册（GB5843-86）设出YL4型凸缘联轴器，半联轴器的孔径=22mm，故取 =22mm，半联轴器的长度L=52mm。 3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 拟订轴上零件的装配方案：本题的装配方案已经在前面分析比较，现设出请参请参见图的装配方案。 1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端制 出一轴肩，故取=28mm，左端用轴端挡定位，按轴端直径 取挡圈直径D=30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=52mm,保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，故取=50mm. 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，故设出单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 =28mm，由轴承产品目录中初步设得数据标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为dDT=357218.25mm， 故==35mm。 3) 已求得蜗杆喉部齿顶圆直径=45mm，最大齿顶圆直径=53.8mm，蜗杆螺纹部分长度L=59mm，蜗杆齿宽=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。 4) 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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轴的右端面间的距离l=20 mm， 故取=40mm. 5) 为避免蜗轮与箱体内壁干涉，应取箱体内壁凸台之间距离略大于蜗轮的最大直径，取内壁距离=175mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离， S，取S=8mm（请参请参见图）。 6）在3-4和7-8轴段应各装一个溅油轮，形状请参请参见图，取其长度L=27.75mm。 所以，可求得： mm， 33.75mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4 轴上零件的周向定位 ； 半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。按由手册找到并设得平键截面为mm(GB／T1095--1979)，键槽用键 槽铣刀加工，长为45mm(标准键长见GB／T1096--1979)，半联轴器与轴的配合为H7／k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径请参请参见图5-1 图5-1轴肩处的圆角半径 4.4.2 蜗轮轴的设计 1. 设出轴的材质 按照相关引用书本表格6－1设出45号钢，调质。 =650 2.轴径的预设 按照相关引用书本表格6－2，设A＝112，按式子， ， 式子里， —— 轴的转速 ，18.8r/min —— 轴传递的功率 , 0.97kw —— 算出截面处的轴的直径， mm 把数据代到式子算出： mm 输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径，所以设得数据联轴器型号。 联轴器计算转距，找到表格15—3，考虑到转距变化很小，故取Ka=1.3，则式子是： 按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，找到相关书本并设出YL11型凸缘联轴器，数据如下： 半联轴器的孔径是：=50mm，设得=50mm，半联轴器的长度L=112mm。 3.根据段落的直径和长度的要求，确定所述轴的轴向位置 组件程序的轴组件的详细描述：分析当前组的问题，进行了比较显示在前面，是当前的装配程序。 1）为了满足一半的耦合的要求轴向定位的，因为她选择，有一个从一个右肩制成的1-2轴部=55mm，设得=110mm。 2）预设滚动轴承，参照要求并根据 =55mm，找到，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，它的尺寸dDT= 6011023.75mm，所以==60毫米，而=23.75毫米。 3) 设蜗轮处的轴段为65毫米， 前面已经了解， 蜗轮轮缘宽度为28毫米，所以可取蜗轮轮毂宽度为52毫米，根据需要，4-5段的尺寸要比轮毂宽度小，所以设为50毫米。 4）轴肩高度0.07d， 设为为6毫米； 轴环处直径为77毫米， 轴环宽度，设 为12毫米， 为12毫米， 为68毫米。 5) 轴承的总宽度（可以是齿轮单元和设计，轴承帽结构）28毫米已被损坏。简要地盖分解轴承根据该距离来润滑脂添加到轴承的要求，覆盖的右端面之间的耦合的外周端面的一半l为22毫米， 所以设得为50毫米。 6)设蜗轮距箱体内壁之距离a为16毫米．因误差的存在，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，设定： s=8mm（请参请参见图），则 =2+16+8+23.75=49.75mm， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.轴上零件的周向定位 蜗轮，半联轴器和轴的周向定位是通过平健联接。本文设得轴的直径尺寸公差为m6。 5.设出轴上圆角以及倒角尺寸。设得轴端倒角是2，各轴肩处的圆角半径请参请参见图5-2。 图5-2各轴肩处的圆角半径 4.5 轴的校核 4.5.1 蜗杆轴的强度校核 1．制定轴的草图 在确定轴承支点位置时，从相关引用书本设得a值，单列圆锥滚子轴承，30207型设值，a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．算出轴所承受得力： =736.67N， =6179.88N， 3．算出支点反力： 水平反力： 垂直反力： 4．算出弯矩，画出弯矩图： 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩 5．扭矩图： 按照相关引用书本表格6－18 找到并设得折算系数 6．校核轴的强度 从相关引用书本表格15-1找到并设得： ，强度足够。 请参见图5-3。 图5-3 轴的强度 4.5.2 蜗轮轴的强度校核 1．制定轴的草图 在设出轴承支点位置时，从相关引用书本设得a值，对于30212列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑跨距式子是： =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．算出轴所承受得力 =6179.88N， =736.67N， 3．算出支点反力： 水平反力： 垂直反力： 4．计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩： 5．扭矩图 按照相关引用书本表格6－18 找到并设得折算系数 6．校核轴的强度 从相关引用书本表格15-1找到并设得： ， ，强度足够。 请参见图5-4。 图3-6轴的强度 4.6 滚动轴承的选择及校核 4.6.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核 1．轴承的径向载荷式子如下： 2．派生轴向力的计算 从相关引用书本设出，，圆锥滚子轴承30207型的派生轴向力式子是： α=14o02，10，， 找到表格d=35mm时，e=0.37，y=1.6； 故 所以，轴承2受压。 则： 3．算得当量动载荷 所以，对于轴承1. x=1 ， y=0 对于轴承2 x=0.4 ， y=1.6 4．验证轴承寿命 从相关引用书本设出，c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故，经以上验证，轴承寿命合格 。 4.6.2 蜗轮轴上轴承的校核 1．求径向载荷 2．算得派生轴向力 从相关引用书本设出，，圆锥滚子轴承30212型的派生轴向力式子如下： ， y=1.5 故 ： 则：轴承2受压 所以， 3．算得当量动载荷 所以，对于轴承1：x=1 ，y=0 对于轴承2：x=1 ，y=0 4．验证轴承寿命 查手册 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 所以经以上验证，轴承的寿命是合格的。 4.7 键联接的强度校核 4.7.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 按照相关引用书本表格8－1 设出普通平键： 87mm， 取L＝45mm。 按照相关引用书本表格8－7 找到并设得， 键的工作长度 l＝L－b＝45－8＝37mm， 键的工作高度 k＝＝3mm。 按照相关引用书本表格8－8 找到并设得， 键联接的许用压力 ， 所以，，所选平键合适。 4.7.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 按照相关引用书本表格8－1 设出普通平键 1811mm， 取L＝45mm 按照相关引用书本表格8－7 找到并设得 键的工作长度 l＝L－b＝45—18=27mm 键的工作高度 k＝＝5.5mm 由书表8－8 找到并设得键联接的许用压力 所以，，所选平键合适。 3.2.1同步带介绍 同步带是综合了带传动、链条传动和齿轮传动的优点而发展起来的新塑传动带。它由带齿形的一工作面与齿形同步带轮的齿槽啮合进行传动，其强力层是由拉伸强度高、伸长小的纤维材料或金属材料组成，以使同步带在传动过程中节线长度基本保持不变，带与同步带轮之间在传动过程中投有滑动，从而保证主、从动轮间呈无滑差的间步传动。 同步带传动（见图3-1）时，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用温度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,对于要求同步的传动也可用于低速传动。 图3-1 同步带传动 同步带传动是由一根内周表面设有等间距齿形的环行带及具有相应吻合的轮所组成。它综合了带传动、链传动和齿轮传动各自的优点。转动时，通过带齿与轮的齿槽相啮合来传递动力。 同步带传动具有准确的传动比，无滑差，可获得恒定的速比，传动平稳，能吸振，噪音小，传动比范围大，一般可达1:10。允许线速度可达50M/S，传递功率从几瓦到百千瓦。传动效率高，一般可达98%，结构紧凑，适宜于多轴传动，不需润滑，无污染，因此可在不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作。 本产品广泛用于纺织、机床、烟草、通讯电缆、轻工、化工、冶金、仪表仪器、食品、矿山、石油、汽车等各行业各种类型的机械传动中。同步带的使用，改变了带传动单纯为摩擦传动的概念，扩展了带传动的范围，从而成为带传动中具有相对独立性的研究对象，给带传动的发展开辟了新的途径。 3.2.2 同步带的特点 (1)、传动准确，工作时无滑动，具有恒定的传动比； (2)、传动平稳，具有缓冲、减振能力，噪声低； (3)、传动效率高，可达0.98，节能效果明显； (4)、维护保养方便，不需润滑，维护费用低； (5)、速比范围大，一般可达10，线速度可达50m/s，具有较大的功率传递范围，可达几瓦到几百千瓦； (6)、可用于长距离传动，中心距可达10m以上。 3.2.3 同步带传动的主要失效形式 在同步带传动中常见的失效形式有如下几种： (1)、同步带的承载绳断裂破坏 同步带在运转过程中承载绳断裂损坏是常见的失效形式。失效原因是带在传递动力过程中，在承载绳作用有过大的拉力，而使承载绳被拉断。此外当选用的主动捞轮直径过小，使承载绳在进入和退出带抡中承受较大的周期性的弯曲疲劳应力作用，也会产生弯曲疲劳折断(见图3-2)。 图3-2 同步带承载绳断裂损坏 (2)、同步带的爬齿和跳齿 根据对带爬齿和跳齿现象的分析，带的爬齿和眺齿是由于几何和力学两种因素所引起。因此为避免产生爬齿和跳齿，可采用以下一些措施： 1、控制同步带所传递的圆周力，使它小于或等于由带型号所决定的许用圆周力。 2、控制带与同步带轮间的节距差值，使它位于允许的节距误差范围内。 3、适当增大带安装时的初拉力开。，使带齿不易从轮齿槽中滑出。 4、提高同步带基体材料的硬度，减少带的弹性变形，可以减少爬齿现象的产生。 (3)、带齿的剪切破坏 带齿在与同步带轮齿啮合传力过程中，在剪切和挤压应力作用下带齿表面产生裂纹此裂纹逐渐向齿根部扩展，并沿承线绳表面延件，直至整个带齿与带基体脱离，这就是带齿的剪切脱落（见图3-3）。造成带齿剪切脱落的原因大致有如下几个： 1、同步带与同步带轮问有较大的节距差，使带齿无法完全进入轮齿槽，从而产生不完全啮合状态，而使带齿在较小的接触面积上承受过大的载荷，从而产生应力集中，导致带齿剪切损坏。 2、带与同步带轮在围齿区内的啮合齿数过少，使啮合带齿承受过大的载荷，而产生剪切破坏。 3、同步带的基体材料强度差。 为减少带齿被剪切，首先应严格控制带与同步带轮间的节距误差，保证带齿与轮齿能正确啮合；其次应使带与同步带轮在围齿区内的啮合齿数等于或大于6，此外在选材上应采用有较高勿切韧挤压强度的材料作为带的基体材料。 图3-3 带齿的剪切破坏 (4)、带齿的磨损 带齿的磨损（见图3-4）包括带齿工作面及带齿齿顶因角处和齿谷底部的廓损。造成磨损的原因是过大的张紧力和忻齿和轮齿间的啮合干涉。因此减少带齿的磨损，应在安装时合理的调整带的张紧力；在带齿齿形设计时，选用较大的带齿齿顶圆角半径，以减少啮合时轮齿的挤压和刮削；此外应提高同步带带齿材料的耐磨性。 图3-4 带齿磨损 (5)、同步带带背的龟裂(图3-5) 同步带在运转一段时期后，有时在带背会产生龟裂现象，而使带失效。同步带带背产 生龟裂的原因如下， 1、带基体材料的老化所引起； 2、带长期工作在道低的温度下，使带背基体材料产生龟裂。 图3-5 同步带带背龟裂 防止带背龟裂的方法是改进带基体材料的材质，提向材料的耐寒、耐热性和抗老化性能，此外尽量避免同步带在低温和高温条件下工作。 3.2.4 同步带传动的设计准则 据对同步带传动失效形式的分析，可知如同步带与同步带轮材料有较高的机械性能，制造工艺合理，带、轮的尺寸控制严格，安装调试也正确，那么许多失效形式均可避免。因此，在正常工作条件下，同步带传动的主要失效形式为如下三种； (1)同步带的承载绳疲劳拉断； (2同步带的打滑和跳齿； (3)同步带带齿的磨损。 因此，同步带传动的设计淮则是同步带在不打滑情况下，具有较高的抗拉强度，保证承线绳不被拉断。此外，在灰尘、杂质较多的工作条件下应对带齿进行耐磨性计算。 3.2.5 同步带分类 同步带齿有梯形齿和弧齿两类，弧齿又有三种系列：圆弧齿(H系列又称HTD带)、平顶圆弧齿(S系列又称为STPD带)和凹顶抛物线齿（R系列)。 梯形齿同步带 梯形齿同步带分单面有齿和双面有齿两种，简称为单面带和双面带。双面带又按齿的排列方式分为对称齿型（代号DA)和交错齿型(代号DB〕。 梯形齿同步带有两种尺寸制：节距制和模数制。我国采用节距制，并根据ISO 5296制订了同步带传动相应标准GB/T 11361～11362-1989和GB/T 11616-1989。 弧齿同步带 弧齿同步带除了齿形为曲线形外，其结构与梯形齿同步带基本相同，带的节距相当，其齿高、齿根厚和齿根圆角半径等均比梯形齿大。带齿受载后，应力分布状态较好，平缓了齿根的应力集中，提高了齿的承载能力。故弧齿同步带比梯形齿同步带传递功率大，且能防止啮合过程中齿的干涉。 弧齿同步带耐磨性能好，工作时噪声小，不需润滑，可用于有粉尘的恶劣环境。已在食品、汽车、纺织、制药、印刷、造纸等行业得到广泛应用。 3.4 同步带传动计算 3.4.1 同步带计算选型 设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下： 式中 ——需要传递的名义功率 ——工作情况系数，按表2工作情况系数选取=1.7； 表2.工作情况系数 1. 确定带的型号和节距 可根据同步带传动的设计功率Pd和小同步带轮转速n1，由同步带选型图中来确定所需采用的带的型号和节距。 其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2 表3-2-2 选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm 3) 选择小同步带轮齿数z1，z2 可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。 查得小同步带轮最小齿数14。 实际齿数应该大于这个数据 初步取值z1=34故大同步带轮齿数为：z2=iz1=1z1=34。 故z1=34，z2=34。 4） 确定同步带轮的节圆直径d1，d2 小同步带轮节圆直径d1=Pbz1/π=8.0034/3.14≈86.53mm 大同步带轮节圆直径d2=Pbz2