1、目錄第一章 緒論11.1電風扇的發展現狀11.2電風扇搖頭裝置的組成、分類與應用11.3電風扇搖頭裝置和電風扇的發展前景2第二章 電風扇的總體設計32.1傳動方案擬定32.1.1.主要的運動要求32.1.2.功能分解42.2總體傳動方案設計42.3原動件的選擇62.3.1電動機的額定參數62.3.2電動機的能效值要求72.3.3符合噪音要求72.4傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配72.5傳動裝置運動和動力參數的計算8第三章 轉動零件的設計103.1四桿構設計103.2蝸輪蝸桿設計113.2.1蝸桿的設計113.2.2校核蝸輪蝸輪的設計133.3直齒圓柱齒輪的設計153.4軸的設計和校核

2、計算203.4.1i軸的設計203.4.2軸的設計253.4.3軸3設計：263.5軸承壽命的驗算283.5.1軸上軸承的壽命驗算283.5.2ii軸上軸承的壽命驗算293.5.3軸上軸承的壽命驗算293.5鍵強度的校核計算293.61軸上鍵的選擇303.6.2軸上鍵的選擇303.63軸上鍵的選擇30第四章 減速器箱體及附件的設計314.1箱體設計314.1.1箱體的主要尺寸如下314.1.2潤滑324.2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電風扇的發展現狀近年來，風扇行業發生了諸多變化。從早

3、些年空調迅速普及，風扇被稱為“夕陽產業”，將逐步被淘汰，到現在隨著人們節能環保意識的增強，對于自然采風的健康方式也日漸認同，風扇又重新擁有了忠實的使用人群。2009年，中華環保聯合會號召人們在世界環境日“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內小家電企業的關注和青睞。同時，中國市場也為小家電企業的發展提供了充足的空間與動力。多年來，國內眾多小家電企業仍停留于產品組裝、拼裝的發展階段，普遍看重短期利益，缺乏自主創新的膽略。所以，國內小家電市場上產品種類少、更新速度慢、新功能產品少、高技術含量與高附加值產品少。這一現狀直接阻礙了小家電產業的技術升級換代

4、，特別是在產品技術創新和中高端產品的競爭上，國內企業的實力整體較弱，最終淪落為全球小家電產業的生產大車間。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便陸續實施了積極的價格擴張策略。通過價格風暴，把高檔產品價格降到了同行中低檔產品的價格水平，以更先進的技術和功能、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境下，通過以“時間換空間”的操作策略，直接推動產業升級、產品換代，鞏固其行業領先地位，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生的強制氣流不停地集中吹向一

5、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,雙聯斜齒輪,右旋抖齒輪組件,蝸桿軸承,斜齒輪蓋,雙聯齒輪軸,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

6、,當頂扇作360度回轉搖擺運動受阻時,就不能繼續搖擺,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風扇的左右擺動，

7、機架可取8090mm。仰俯機構可采用連桿機構、凸輪機構等實現。也可以采用空間連桿機構直接實現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展前景電風扇廣泛應用于機械和生活，。建國以來我國的工業生產水平突飛猛進，生活水平日益提高直接帶動了給電風扇的生產發展，可以說給電風扇是一個朝陽行業，就目前為止還有很大的發展空間。當然，隨著工業自動化水平的提高，企業生產同時對電風扇各方面的性能、自動化程度和生產能力等提高了要求。目前電風扇發展總趨勢是發展重點趨向于能耗低、自重輕、結構緊湊

8、、占地空間小、效率高、外觀造型適應環境和操作人員心理需求。根據不同的應用要求，發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和機遇。搖頭裝置向尖端發展，根據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、調節不便等缺點，至今未能廣泛應用，即可搖頭角度調節，又可無極

9、調節或分檔調節，調節范圍在0120，是人們現在生活的需求。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調一致，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，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據方案號電風扇搖擺轉動電風扇仰俯轉動擺角/( )急回系數k仰角/( )a801.0110b851.01512c901.0215d951.02520e1001.

10、0322f1051.0525選擇方案f2.1.2.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風扇的左右擺動，機架可取8090mm。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左右擺動。方案二 搖頭電風扇的左右擺動：由電機經帶轉動后帶動蝸輪蝸桿，直接通過蝸輪帶動搖桿機構實現左右擺動。方案三 搖頭電風扇的左右擺動：由電動機經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

11、構實現左右擺動。方案四 搖頭電風扇的左右擺動：由電動機經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,易出現發熱現象,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,但其傳動比大一班i=580,傳動平穩，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方案二要實現扇頭的左右

12、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擺幅也更廣更容易實現,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盤,由于連續本題目，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

13、bccdda帶動電風扇左右擺動；圖1.52.3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a)額定單相電壓為220v,額定頻率為50hz；b)優先額定輸入功率（w）：30、35、40、50、60、70、90；c)優先電動機配套的扇葉直徑（mm）：200、230、250、300、400、450d)電動機在所配扇葉散熱條件下為連續工作制、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cos電容運轉異步電動

14、機罩極異步電動機 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)

15、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. 應注意使傳動級數少傳動機構數少傳動系統簡單，以提高和減少精度的降低。c. 應使各級傳動的結構尺寸協調勻稱利于安裝，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，

16、渦輪渦桿的傳動比為61。 42.5傳動裝置運動和動力參數的計算 計算 各軸運動和動力參數時，先將傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機軸、軸、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 =0.382610.86=20（nm） =19.740.98=77.22（nm）軸的轉速為

17、=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k計算極位角。由式知 ，其中k=1.05,求得=4.42)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，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3.13)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

18、d點同側與直線段c1c2夾角為（900）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 ，

19、機架長 lad =ad。設lcd=20mm則lab=15mmlbc=55mmlad=55mm6）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,所構成的機構為雙搖桿機構。簡化圖如圖3.2，圖3.23.2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4550hrc；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、蝸輪的齒數因為傳

20、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。輪齒應力循環次數 =60255000=7.2查圖6.5-4得4）接觸強度設計 m載荷系數取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

21、.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12.5mm取=40mm=100mm取=16mm3.2.2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) ：蝸桿節圓柱的升角,=4.57：:蝸桿和蝸輪之間的動摩擦系數，當金屬與“奪鋼”結合時，動摩擦系數為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

22、系如下 tan=costan的標準值為20， 所以=arctan(cos.tan) =arctan(cos4.57tan20)=20 =求得 =9.09求得=0.16n2）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的齒斷裂。蝸輪的剪切強度可以根據白金漢式來計算。 :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 a20 0.70.這里，:節距:齒根圓的弧長 =這里，：蝸桿的分度圓直徑mm:輪的齒根高=0.3682:輪兩邊的夾角（） (=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直齒圓柱齒輪的設計1）設計已知：齒數比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 nm ；使用壽命5000h；連續單向運轉，載荷平穩。由傳動方案選用直齒齒輪傳動2）壓力角和齒數的選擇選用標準齒輪的壓力角，即 。選小齒輪齒數 ，則大齒輪齒數z=420=803）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點，塑料不但可以使產品輕量化，而且由于它是一次成型從而大大地降低生產成本。因此甲醛

24、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，在其齒根上產生的彎曲應力最大，但是，齒形系數一般為節點附近的值。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是不成立的。b)不考慮半徑方向產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，但在實際中必須考慮加工誤差，齒間的有效度。作用于齒上

25、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 b:齒距mm :在節點附近的齒形系數，“標準模數”表3-3-1 齒形的系數“標準模數”（在節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 =0.5435)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）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 (3):使用狀態系數（參照表3-3-2）表3-3-2使用狀態系數 負載的種類

26、 一天的運轉時間 24小時 810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電風扇搖頭均一時，一天一般運轉810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輪齒應力循環次數 =60255000=7.2可得=1.4：溫度系數：溫度系數在環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彎曲強度有著良好關系，故可以通過彎

27、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，根據圖2-2可求得 圖3.3.2圖3.3.4“奪鋼”的彎曲強度的溫度依存性可得=0.65：潤滑系數用潤滑劑最初潤滑時：=1：材質系數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 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 表3.3.3材料強度的修正系數 品級 m25 1.2將以上值代入（3）式得：大小齒輪的相等 圖3.3.4 根據最大許用彎曲應力（）計算出最大許用扭矩（t）的計算圖表 由圖3.3.4得=2n.m =8

28、.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+（510）mm取b2=32,b1=38。表3.3.4 直齒輪參數表名稱齒數模數分度圓齒頂高齒根高齒頂圓齒根圓直齒輪4802mm160mm2mm2.5mm164mm155mm直齒輪3202mm40mm2mm2.5mm44mm35mm3.4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

29、q235-a。根據表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+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m

30、m;（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,軸環寬度b1.4h=3因此，取=15+23=17.8mm, =3mm; （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；（1

31、0）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則箱體內總長度為=187mm則軸總長度為l=210.25 mm3)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

32、）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把數據代如以上兩式求得 =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 += -（+）=0 把數據代入以上兩式求得 = 0.0745n =0.07 n =0.049

33、（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 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3.4.26）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）

34、的強度。根據2中公式15-5及上表的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，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 w=0.1d=0.115=390 mm 抗扭截面系數 =0.2d=0.240=76 mm 截面左側的彎矩為 m=6.5=3（nmm）截面上的扭矩為 = 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 =/=0.382/76=0.005（mpa） 軸的材料為45鋼，調質處理由表15-1查得=4

35、00mpa,=170 mpa ,=105mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表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為 =0.82 =0.85 故有效應力集中系數為 =1+（-1）=1+0.82（1.42-1）=1.34 =1+（-1）=1+0.85（1.46-1）=1.39 又附圖3-2查得尺寸系數=1，由附圖3-3查得扭轉尺寸系數=1。 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數為 =0.95。 周表面未經硬化，即=1，軸的綜合系數為 =+-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得碳鋼的特性系數 =0.10.2， 取=0.1 =0.050.1，取=0.05 所以在截面左側的安全系數為=/(+)=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

37、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=57.5mm；（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h0.07d,故取h=2mm,則軸環處的直徑=22mm，軸環寬度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3

38、8mm，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 mm3）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

39、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3.4.33.4.3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b

40、h=44, 長度l=14mm,軸深2.5mm，轂深1.8；（3) 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度為h0.07d,故取h=2.75mm,則軸環處的直徑=17.5mm，軸環寬度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ddt=10mm26mm8mm

41、，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4.3.43.5軸承壽命的驗算 3.5.1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） = =0.11（n） 取=0.12n2）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=0.6n3)驗算軸承的壽命

42、 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。3.5.3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=50003

43、600=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） =19.740.98=77.22（nm） 3.61軸上鍵的選擇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=100120mpa，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。

44、 3.6.2軸上鍵的選擇 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。3.63軸上鍵的選擇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 (mm) ,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 3mm、43箱蓋和箱座連接螺栓直徑、個數 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