1、小型蝸桿燈具提升機畢業設計（論文）開題報告任務書畢業設計論文 畢業設計（論文）開題報告 課題名稱： 小型蝸桿燈具提升機 專 業： 機電一體化 班 級： xxx 姓 名： 學 號： xxxxxx 指導教師： 20xx 年 xx 月 xx 日 畢業設 計開題報告 1、課題研究的現狀和意義 本次畢業設計的主要任務是設計舞臺上用于提升燈具的小型提升機，主要局部是減速器，由于其具有結構簡單、制造容易、維護方便、工作可靠等特點。所以國內外在舞臺燈光的升降調節中都廣泛地采用這種設備。為了提高提升機的使用效果，許多國家都在減速器結構上做了改良和開展。下面介紹幾種蝸桿減速器。 一、直廓環面蝸桿 其蝸桿軸線平面內

2、理論齒廓為直線的蝸桿傳動，俗稱“球面蝸桿傳動”。它始于 1921 年的美國造船業，50 年代在我國得到推廣應用，經過 40 年的研究和開展，這種蝸桿的最大中心距可到達 1200mm，最少齒數比為 5，蝸桿頭數可達 6 最高傳動效率可達 94%。但這種蝸桿制造工藝比擬復雜，不易獲得高精度的傳動。 二、二次包絡環面蝸桿 特點是：工藝性好，可到達較高精度，多用于精密傳動裝置，齒面粗糙度較小，承載能力大，嚙合效率高，在我國廣泛應用 2、課題要解決的問題或研究的根本內容 1 能夠掌握設計計算的根本原理和方法,提高設計計算的能力. 2 加深領會計算的根本理論和深化所學的理論知識. 3 樹立正確的設計思想，

3、為以后在工作中遇到相關問題提供解決依據. 通過本次畢業設計，能使我們把先修的根底和專業根底課程中所獲得的理論知識在實際的設計工作中綜合地加以應用，通過畢業設計之后能夠熟練應用有關參考資料、計算圖表、手冊；熟悉有關的國家標準和部頒標準，為以后成為優秀的技術人員打下良好的根底。 3、課題研究擬采用的手段和工作路線 1.做一些大致了解,初步有個簡單的構思 2.仔細觀察原裝置的結構形狀 3.從實際出發,用cad畫簡單的結構圖 4.看看顧客或個人對此裝置的認可程度 5.查閱相關資料 6.從中發現缺乏之處,并一一紀錄. 7.結合所查找到的資料,并結合實際,計算出所必須要的一些數值 8.一份比擬完整的說明書

4、 9.做最后的總結工作,好說明書和圖紙 4、課題研究進程方案 1. 第一周查找機械類相關題目 2. 第二周上交開題報告，申請開題 3. 第三、四兩周畫總裝配圖和零件圖，交老師處審查 4. 第五周查閱相關資料，并做紀錄 5第六七兩周結合所查資料，寫計算說明書，交老師處商討具體情況。缺乏之處，加以修改。 6第八周做最后的總結和工作，把圖紙和說明書一起交老師處，做進一步修改，并準備辯論 5、課題成果 論文 圖紙 產品或作品 應用程序 其它： 指導教師意見： 指導教師（簽名）： 年 月 日 教研室主任意見： 教研室主任（簽名）： 年 月 日 畢業設計（論文）任務書 課題名稱： 小型蝸桿燈具提升機 專

5、業： 機電一體化 班 級： xx 姓 名： 學 號： xxx 指導教師： 20xx 年 xx 月 xx 日 畢業設計（論文）任務書 1、課題內容與要求 一 一 設計條件 1 對一定質量的重物提起或落下。 2 提升線速度約為 810m/min。 3 提升燈具質量約為 500kg。 4 采用一級變速。 5 所選電動機轉速約為 9101000r/min。 6 批量條件：小批量。 7 制造條件：一般制造條件，小型工廠生產。 8 保險系數 1.25 二 二 設計要求 （一）運轉定性 1 軸承有一定的潤滑性。 2 主要零部件不易損壞。 3 對提升線速度有一定的要求。 4 環境的機械傳動平穩，支撐零件具有足

6、夠的剛度，無明顯的振動 。 （二）無害性 1 工作時噪聲低于標準規定的水平。 2 軸承無漏油現象。 3 盡量減少各種振動和沖擊。 （三）技術經濟性 1 結構簡單，減輕自重，減少制造本錢，系列化。 2 采用較高的傳動系統。 （四）結構工藝性 1 無特殊加工的零部件。 2 結構易于拆裝，運貨。 （五）造型藝術性 1 外觀造型新穎。 2 尺寸比例符合美觀規律。 3 外觀，結構，材料的選擇和外表處理協調。 （六）設計標準性 1 零部件盡量采用標準件。 2 技術參數符合優先數系。 2、課題參考文獻 機械工程手冊第二版（傳動設計卷） 機械工業出版社 實用機械設計手冊 吳相憲 王正為 黃玉堂 主編 中國礦業

7、大學出版社 機械設計 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 機械設計課程設計 華中理工大學 王昆 同濟大學 何小柏 高等教育出版社 齒輪手冊 機械工業出版社 3、課題任務進度安排 1. 第一、二兩周做開題報告 2. 第三、四兩周畫裝配總圖和各零件圖 3. 第五、六兩周做各零件的力、力矩、功率等的計算 4. 第七周做圖和計算的總結 5. 第八周做總體設計的總結 教研室主任意見： 教研室主任（簽名）： 年 月 日 畢業設計（論文） 課題名稱： 小型蝸桿燈具提升機 系 部： 汽機系 專 業： 機電一體化 班 級： xx 姓 名： 學 號： 指導教師： 完成時間 20xx 年 xx 月 xx 日 目

8、目 錄 前 前 言. 1 第一章 設計任務書及要求. 2 第二章 方案設計. 3 第三章 電動機的選擇與計算. 4 第四章 傳動裝置的傳動比及動力參數計算 .5 第五章 減速器部件的選擇計算 6 §1 蝸桿傳動設計計算7 §2 環面蝸輪蝸桿校核計算.8 §3 軸的結構設計.9 §4 軸的校核.10 §5 滾動軸承的選擇及校核.11 §6 箱體結構尺寸及說明12 參考資料. 1 . 前 前 言 畢業設計是對大學期間所學知識的一次總的檢驗和穩固，是一次很好的理論聯系實際的時機，相 比以前的幾次課程設計，畢業設計對所學根底知識和專業知識的涉

9、及面更加廣泛，是知識與實踐的有機結合。做好畢業設計可以為以后的工作打下堅實的根底，因此具有很重要的意義。 本次畢業設計的主要任務是設計舞臺上用于提升燈具的小型提升機，因此畢業設計說明書對小型提升機做了系統的的設計與介紹。小型提升機主要局部是減速器，它在舞臺燈光的升降調節中有著重要的作用，應用范圍相當廣泛。設計小型提升機時，在保證得到所要求的提升性能的同時，其平安性至為重要。在這次設計中，我查閱了大量的參考資料，在畢業實習中看到了提升機，并請教老師，積累了一些小型提升機設計方面的知識，并在此根底上盡量做到優化設計。 小型提升機結構簡單，平安可靠。各種不同型號的提升機，雖經長期實踐不斷改良，但其工

10、作原理和結構大同小型，而其工作性能的好壞卻相差較大。小型提升機的技術性能主要取決于減速器的性能，電動機的選擇和滾筒的選擇。 由于本人水平有限，時間倉促，設計中難免有不少缺點和錯誤，懇切的希望 老師提出珍貴意見，給予批評指正！ 第一章 設計任務書及要求 提升機的作用是將一定的質量的重物以一定的速度提起或落下，在提升過程中必須保證平安性。近年來廣泛應用于各個生產部門中，在國民經濟中占有較重要的地位。 一 一 設計條件 1 對一定質量的重物提起或落下。 2 提升線速度約為 810m/min。 3 提升燈具質量約為 500kg。 4 采用一級變速。 5 所選電動機轉速約為 9101000r/min。

11、6 批量條件：小批量。 7 制造條件：一般制造條件，小型工廠生產。 8 保險系數 1.25 二 二 設計內容 1 設計方案的選擇與計算。 2 總體結構的設計，成套圖紙及說明書。 三 三 設計關鍵 1 選擇適宜的減速機構。 2 設計適合小廠生產的零部件。 3 必須保證產品的平安性。 第二章 方案設計 小型提升機的主要局部是原動機和工作機之間的減速機構，通常的減速機構主要有齒輪減速器和蝸輪蝸桿減速器 一 減速器的作用 減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，二者的設計、制造和使用特點各不相同。 二 蝸桿減速器的

12、特點 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸之間傳遞運動和動力的一種機構，兩軸交錯的夾角可為任意值，常用的為 90 度，這種傳動由于具有下述特點，故應用頗為廣泛。 1 當使用單頭蝸桿時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過了一個齒距，因而能實現大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比 i=5-80;在分度機構或手動機構中，傳動比可達 300；假設只傳遞運動，傳動 比可達 1000。由于傳動比大，零件數目又少，因而結構很緊湊。 2 在桿蝸傳動中，由于蝸桿齒是連續不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入 嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩，噪聲低。 3 當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸

13、桿傳動更具有自鎖性。 根據蝸桿分度曲面的形狀，蝸桿傳動可以分成三大類：圓柱蝸桿傳動、環面蝸桿傳動、錐蝸桿傳動。 準平行嚙合線二次包絡環面蝸桿是河南省焦作市科林齒輪的一項科研成果。蝸輪滾刀是可鏟背可磨削的，蝸輪齒面沒有脊線，運動不會產生干預。工裝和理論相吻合。 四 選定設計方案 根據設計要求并結合以上分析，我們在設計中采用準平行嚙合線環面蝸桿減速器。 具體設計方案是：選用的電動機輸出轉速是 940r/min，由凸緣聯軸器將電動機軸和準平行嚙合線環面蝸桿減速器的輸入軸相聯接，經過減速器的減速，電動機輸出的轉速降為 18.8r/min，再有凸緣聯軸器將減速器的輸出軸與滾筒軸聯接，將減速器輸出軸的轉速

14、傳給滾筒，滾筒轉動帶動繞在其上面的鋼絲繩旋轉，由鋼絲繩提起具有一定質量的燈具。 第三章 電動機的選擇 一 一 初選電動機類型和結構型式 y 系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，由于其結構簡單、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。對于經常起動，制動正反轉的機械，如起重、提升設備，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大過載能力，應選用冶金及起重用三相異步電動機 yz 型(籠型)或 yzr 型(繞線型)。 電動機的容量(功率)選擇的是否適宜，對電動機的正常工作和經濟性都有影響。容量選得

15、過小，不能保證工作機正常工作，或使電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，那么電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經常不滿載運行，其效率和功率因數較低，增加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據電動機運行時的發熱條件來決定。 由以上的選擇經驗和要求，我選用： 三相交流電 y 系列籠型三相異步交流電動機。 二 電動機的容量 1 確定提升機所需的功率 p? 由滾筒圓周力 f 和滾筒速度 v,得 "1000wfvp ? 其中： f g mg ? ? （n） m提升重量，m=450kg， 450 9.8 4410 f ? ? ? n 90.15 /60v m s ? ?

16、 s 帶入數據得 "wp =4410 0.150.66151000? kw "1.25 0.6615 1.25 0.8269w wp p ? ? ? ? ? kw 2 2 確定傳動裝置效率 傳動裝置的效率由以下的要求： (1) 軸承效率均指一對軸承而言。 (2) 同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率，不要 漏掉。 (3) 蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數 z 1 有關，應先初選頭數后， 然后估計效率。 此外，蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效 率，因此在總效率的計算中蝸桿軸上軸承效率不再計入。 各傳動機構和軸承的效率為： 法蘭效率： 10.98 ? ? 設計中，電動機

17、與減速器相連的法蘭，相當于一個 凸緣聯軸器 一級環面蝸桿傳動效率: 7 . 02? ? 一對滾動軸承傳動效率：30.98 ? ? 凸緣聯軸器效率： 98 . 04? ? ? 從電動機至工作機主動軸之間的總效率 故傳動裝置總效率： 21 2 3 4? ? ? ? 20.98 0.7 0.98 0.98 0.646 ? ? ? ? ， 電動機的輸出功率dp 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率 dp wp? 那么，dp wp?0.8268751.30.646? kw 3 3 電動機的技術數據 根據計算的功率可選定電動機額定功率，取同步轉速 1000 min r ，6 級 由簡明機械設計手冊選用

18、y100l6 三相異步電動機， 其主要參數如下 電動機額定功率： 0 p =1.5kw； 電動機滿載轉速： n =940 min r 電 流 ： i=5.6a 第四章 傳動裝置的傳動比 及動力參數計算 一 總傳動比及滾筒初定 由于選定轉速比為：i50/1 所以滾筒轉速 n ? 940/50=18.8 min r 從而，滾筒直徑： d1000vn?9 1000152.4618.8? mm， 圓整為 155 mm 二 傳動裝置運動參數的計算 1 1 各軸功率計算 1p 0p1? = 1.5 0.98 1.47 ? ? kw 2 1p p ?2?23? = ? ?21.47 0.7 0.98 0.9

19、7 ? ? ? kw 2 2 各軸轉速的計算 n 1 940minr， n 2 n滾筒 940/50=18.8min r 3 3 各軸輸入扭矩的計算 1t11p 1.479550 9550 14.93n 940? ? ? ? ? n。m 2t22p 0.979550 9550 492.74n 18.8? ? ? ? ? n.m 各參數列表如圖： 軸 名 功率 kw 轉速 min r 扭矩 n.m 蝸桿軸 1.47 940 14.93 蝸輪軸 0.97 18.8 492.74 第五章 減速器部件的選擇計算 § 1 蝸桿傳動設計計算 一 一 選擇蝸桿、蝸輪材料 1 1. . 選擇蝸桿傳動

20、的類型 采用準平行環面蝸桿傳動. 2 2. . 選擇蝸桿、蝸輪材料，確定許用應力 考慮蝸桿傳動中，傳遞的功率不大，速度只是中等，根據 機械零件課程設計表 52，蝸桿選用 40cr，因希望效率 高些，耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求：調質 hb265 285.蝸輪 選用鑄錫磷青銅 zqsn10-1，金屬模鑄造，為了節約貴重有色金 屬，僅齒圈用錫磷青銅制造，輪芯用灰鑄鐵 ht100 制造 由機械零件課程設計表 53 查得蝸輪材料的許用接 觸應力 h? =190n/mm 由機械零件課程設計表 55 查得蝸輪材料的許用彎 曲應力 f? =44n/mm 二 確定蝸桿頭數 z z 1 及蝸輪齒數 z z2 由機

21、械零件課程設計表 56， 選取 z 1 1 那么 z 2 z 1 ·i1×5050 故取 z 2 50 三 驗算滾筒的速度 實際傳動比 i50/1 工作機滾筒轉速 n 滾筒 940/50=18.8 min r 鋼絲繩的提升速度 v? =3.14 d n 3.14 18.81000 1000? ? ? = 8.93 m/s 速度誤差 v vv? 8 8.9380.78<5%，適宜 四 確定蝸桿蝸輪中心距 a 1. 確定蝸桿的計算功率c1p 1 ac1pkpk?f mp（ k ） 式中 ka 使用場合系數，每天工作一小時,輕度震動 由機械工程手冊查得：k a 0.7； k

22、 f 制造精度系數，取 7 級精度， 查得：k f 0.9； k mp 材料配對系數，齒面滑動速度 < 10 由機械工程手冊查得：k mp 0.85。 代入數據得 1 ac1pkpk?f mp（ k ）1.47 0.701.350.90 0.85?kw 以等于或略大于蝸桿計算功率1 cp 所對應的中心距作為 合理的選取值根據機械工程手冊/傳動設計卷（第二版） 表 2·522a，選取蝸桿的中心距：a100mm. a100mm 由于準平行二次包絡環面蝸桿為新型得蝸桿,它的優點 是:接觸面大,導程角 ? ,它的值穩定且 ? 一定,那么潤滑好,接. 觸面大應直接根據“原始型”傳動蝸桿設

23、計參數。 五 蝸桿傳動幾何參數設計 準平行二次包絡環面蝸桿的幾何參數和尺寸計算表 1.中心距：由機械工程手冊/傳動設計卷（第二版） 標準選取 a=100mm 2.齒數比：u21zz50 3.蝸輪齒數：由機械工程手冊/傳動設計卷（第二版） 選取250 z ? 4.蝸桿頭數：由機械工程手冊/傳動設計卷（第二版） 選取 11 z ? 5.蝸桿齒頂圓直徑：機械工程手冊/傳動設計卷（第二版）表 2.516 選取 1 a d =45mm 6.蝸桿齒寬：機械工程手冊/傳動設計卷（第二版）表 2.516 選取 1b =53mm 7.蝸桿螺紋局部長度：機械工程手冊/傳動設計卷（第二版）表 2.5 16，選取 l

24、 =59mm 8.蝸桿齒頂圓弧半徑：機械工程手冊/傳動設計卷（第二版）表 2.5 16，選取 r1 a=82mm 9.蝸桿齒頂圓最大直徑：機械工程手冊/傳動設計卷（第二版）表 2.516，選取1 ed =53.8mm 10.蝸輪端面模數：m t *2122aah zd a?=1553.1848.6? mm 11.徑向間隙： 0.16tc m ? =0.5104mm 12.齒頂高：h a =0.75 m t =2.233mm 13.齒根高：hf= h a + c=2.7434mm 14.全齒高：h= h a + hf=4.9764mm 15.蝸桿分度圓直徑：1d （0.6242.02i）a875

25、 . 0 40.534mm 16.蝸輪分度圓直徑：2d 2a1d 159.466mm 17.蝸輪齒根圓直徑：d2 f2d 2 hf=153.9792mm 18.蝸桿齒根圓直徑：d1 f1d 2 hf=35.05， 判斷：因為0.87512fad ? =28.12mm,滿足要求 19.蝸輪齒根圓弧半徑：110.5f fr a d ? ? =82.475mm 20.分度圓壓力角：2sin( )bdarcd? ? = 24 21 蝸桿分度圓齒厚：1 2 2s p s j ? ? ? =4.2984 22.蝸桿分度圓法向齒厚：1 1 cos n ms s r ? =4.285 23.蝸輪分度圓法向齒厚

26、：2 2 cos n ms s r ? =5.49 § 2 環面蝸輪蝸桿校核計算 環面蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪 切強度的限制。因而假設許用傳動功率確定中心距，那么然后校核 蝸輪齒根剪切強度。 由于軸承變形增加了蝸桿軸向位移，使蝸輪承受的載荷集 中在 23 個齒上。而且，由于蝸輪輪齒的變形，造成卸載， 引起載荷沿齒高方向分布不均，使合力作用點向齒根方向偏移。 因而，蝸輪斷齒主要由于齒根剪切強度缺乏造成的 校核： ? ?"cf pfz a k? ? ? ? 其中 cf 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷; " z 蝸輪包容齒數 fa 蝸桿與蝸輪

27、嚙合齒間載荷分配系數; pk 蝸輪齒根受剪面積; 公式中各參數的計算 1.cf 的計算 cf = ? ?22 2 tan(")mf f r ? ? ? 2f 作用在蝸輪輪齒上的圓周力，222td mr 蝸桿喉部螺旋升角 ，4.5 " p 當量齒厚， 滑動速度1 119100cossmd nvr? =40.5 94019100 4.498 cos? =2.01m/s 根據滑動速度sv 查機械設計手冊 339 得 " 2 58" ? ? 將數據帶入公式得 3 26.18 10 1 (4.5 2.58 )cf tan ? ? ? ? ? 2.計算得 "

28、; z = 5 3.蝸輪齒根受剪面積 22cosf fmba sr? 2 fs 蝸輪齒根圓齒厚； 2 2 0 2cos 2 tan( )2xf m fps r h a ? ? ? ? 由上可知 xp 蝸輪端面周節； 10.01xp ? 0a 蝸輪理論半包角； 24 2? 蝸輪分度圓齒厚所對中心角。 7.23.62 2? ? ? 數據帶入公式得 210.01 cos4.52 2.7434tan(24 3.6 )2fs ? ? ? ? ? =7.03mm 由上可得 2287.03 197.45cos4.5fa mm ? ? ? 36.2275 1012.6165 0.5 197.45mpa ? ?

29、 ? 對于錫青銅齒圈 ? ? ? 取 0.5b? 查手冊取鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度b? =225mpa ? ? 0.5 112.5 b mpa ? ? ?， ? ? 112.5mpa ? ? 那么 ? < ? ? ? § §3 軸的結構設計 一 蝸桿軸的設計 1. 軸的材料選擇 由機械零件課程設計表 61 選用 45 號鋼，調質。 2. 最小軸徑的初步計算 由機械零件課程設計表 62，取 0a 105，根據 公式 13min 01pd an? 其中 1n 軸的轉速 ，940r/min 1p 軸傳遞的功率 , 1.47kw mind 計算截面處的軸的直徑， mm

30、將數據代入公式得 3min1.47105940d ? ? =12.2mm 輸出軸的最小直徑是按照聯軸器處軸的直徑1 2d?，為了 使所選的軸的直徑 d ? 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選 取聯軸器的型號。 聯軸器的計算轉距1 ca at k t ? ，查表 153，考慮到轉距 變化很小，故取 ka=1.3，那么 1.3 14.93 19.409cat n m ? ? ? 按照計算轉距cat 應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準手 冊（gb5843-86）選用 yl4 型凸緣聯軸器，半聯軸器的孔徑 1d =22mm，故取 1 2d?=22mm，半聯軸器的長度 l=52mm。 3 3 軸上零件的周

31、向定位 ； 半聯軸器與軸的周向定位均采用平健聯接。按1 2d?由手冊 查得平鍵截面為 8 7 b h ? ? ? mm(gbt1095-1979)，鍵槽用鍵 8 7 b h ? ? ? mm 槽銑刀加工，長為 45mm(標準鍵長見 gbt1096-1979)，半聯 l=45mm 軸器與軸的配合為 h7k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡 配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 二 蝸輪軸的設計 1. 軸的材料選擇 由機械零件課程設計表 61 選用 45 號鋼，調質 b? =6502nmm 2. 軸徑的初步計算 由機械零件課程設計表 62，取 a112，根據公式 23min 02pd a

32、n? ， 其中 2n 軸的轉速 ，18.8r/min 2p 軸傳遞的功率 , 0.97kw mind 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 233min 020.97112 41.718.8pd an? ? ? ? mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑1 2d?，故 需選取聯軸器型號。 聯軸器計算轉距2 ca at k t ? ，查表 153，考慮到轉距 變化很小，故取 ka=1.3，那么 1.3 492.74 640.56cat n m ? ? ? 按照計算轉距cat 應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 手冊（gb5843-86）選用 yl11 型凸緣聯軸器，半聯軸器的

33、孔徑 1d =50mm，故取1 2d?=50mm，半聯軸器的長度 l=112mm。 § §4 軸的校核 一 一 蝸桿軸的強度校核 1 計算作用在軸上的力 13112 2 14.93 1040.534ttfd? ? ? =736.67n， 13222 2 492.74 10159.466atfd? ? ? =6179.88n， 2 16179.88 24 2751.46r af f tg tg n ? ? ? ? ? 2 校核軸的強度 由機械設計表 15-1 查得： 1 70mpa ? ? ? 21 12 23( )xx62.68 8808.70.1 35.04746.59c

34、am twmpa? 1 ca? ? ? ? ，強度足夠。 簡圖如下。 f nh2m vtmf a1f nv1f nh1l 1f nh1 f nv1af a1f r1f nv2f t1l 2m hf nh2b f t1f r1 f nv2 二 蝸輪軸的強度校核 1 計算作用在軸上的力 2 1 t af f ? =6179.88n， 2 1 a tf f ? =736.67n， 2 12751.46r rf f n ? ? 2 校核軸的強度 由機械設計表 15-1 查得： 1 60mpa ? ? ? ， 22 22 23( )188897.5 290716.60.1 6512.6cam twmpa

35、? 1 ca? ? ? ? ，強度足夠。 簡圖如下頁。 f nv1 f nh1 f nv2 f nh2a bf a2f r2f t2l 1 l 2f nh1 f nh2f t1f nv1f nv2f a1f r1m hm vmt § §5 滾動軸承的選擇及校核 一 一 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 1 軸承的徑向載荷的計算 2 21 12 2368.335 xx.382049.75ra nh nvf f fn? ? ? 2 22 22 2368.335 735.08822.2rb nh nvf f fn? ? ? 2 2 校核軸 承的壽命 查手冊得 c=51.5kn =10/

36、3 n=940r/min 66 310/310( )6010 51.5 10( )60 940 11241.5682831hcln ph? ? 故 此軸承的壽命滿足要求 二 二 蝸輪軸上軸承的校核 1 求徑向載荷 2 21 12 22634.98 452.472673.55ra nh nvf f fn? ? ? 2 22 22 23544.9 2298.994225.12rb nh nvf f fn? ? ? 2 校核軸承的壽命 查手冊 c=97.8kn ，=10/3 ，n=18.8r/min 66 310/310( )6010 97.8 10( )60 18.8 4225.1231334559hcln ph? ? 故 此軸承壽命滿足要求