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1、 黄石理工学院 毕业设计（论文）1自 动 焊 接 系 统小车行走机构设计一一. . 传动方案的确定传动方案的确定1. 采用尽可能短的运动链,以利于提高传动效率和传动精度。2. 恰当选用原动机的类型、运动参数和功率等。3. 合理选择传动的类型机器组合方式，合理安排传动机构的顺序，以充分发挥各种传动类型的优势。4. 合理分配传动比。各种传动均有一个合理使用，一般不应超过。5. 保证机械的安全运转。二选择电动机选择电动机1选择电动机的类型本设计采用三相交流异步电动机2确定电动机的转速同一功率的异步电动机有 3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min 等几种同步转速。
2、一般选择 1500r/min 和 1000r/min 这两挡的电动机。本设计采用 1500r/min 的电动机。3确定电动机的功率和型号选择电动机的型号 Y100L-4，功率 2.2kw(1)计算工作机所需功率 Pww9550ww wTnPTw-工作机转矩 NmNw-工作机转速 r/minw工作机效率 90%(2)计算电动机所需功率 Po=0.36kw0wPP-由发动机至工作机的传动装置总效率=123456 黄石理工学院 毕业设计（论文）2离合器传动效率 取 99%1圆锥滚子轴承传动效率 取 99%2蜗杆传动效率 取 75%3圆锥滚子轴承传动效率 取 99%4圆锥齿轮传动效率 取 95%5圆锥
3、滚子轴承效率 取 99%62传动比的计算与分配 (1)计算总传动比=62801500*20 15i因为 i 太大，故本设计选用一个减速电机。 它的速比为 150，功率 2.2kw即 转速 n=10r/min1500 150则 i=41.9310*20 15(2)传动比的分配=30 =1.41i2i3.计算减速器各轴的运动参数 若：传动装置各轴由高速至低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴，并设 各轴的转速 r/min1n2n3n各轴的输入功率 kw1P2P3P各轴的转矩 Nm1T2T3T相邻两轴间的传动效率011223相邻两轴传动比0i1i2i(1)各轴转速=101wnn=0.3331 2 11
4、0 30nni黄石理工学院 毕业设计（论文）32 3 20.3330.2381.4nni(2)各轴功率100121 1232232.1781.6171.521PPPPPP(3)各轴转矩1 1 195502079.9PTn=46373.42 2 29550PTn=61031.73 3 39550PTn四轴系零件的初步选择轴系零件的初步选择 初估轴径3Pdcn上述计算出的轴径一般指的是传递转矩轴段的最小轴径，但对于中间轴可作为轴承处的轴径，初估轴径并不一定是轴的真实值。具体数值还需要视轴的结构而定，但轴的最小直径不能小于 d 。五蜗杆蜗轮的设计蜗杆蜗轮的设计1选择材料蜗杆采用 45 钢，表面淬火，
5、硬度为 45-55HRC，蜗轮材料采用,10unZC SP砂模铸造。2确定主要参数，1z2z11z 230z 3按齿面接触强度设计 (1)作用在蜗轮上的转矩 T按 估取 则11z 0.7黄石理工学院 毕业设计（论文）4=4.368*61 1 19.55*10 *PTTiin62.1789.55*10 *30*0.710710(2)确定载荷系数 K查表 5-4 选取 （机械设计）1AK (3)确定许用接触应力H查表 6-5 得基本许用接触应力200HaMP应力循环次数 =2.4*2106060*1200030nNn t510则寿命系数=1.5937 8 510 2.4*10Nz故许用应力=318
6、.79 HNHzaMP(4)由于铜蜗轮与钢蜗杆相配合，得160EazMP(5)确定模数及蜗杆直径22 12 29E A Hzm dk Tz2 71609*1*4.368*10 *30*318.79=54977查表 6-1 取2 135840m d 则 m=16 =140 mm1d11z 230z Q=8.75 =480 mm22dmz(6)确定中心距 a=310 mm22maqz(7)计算蜗杆分度圆圆柱导程角=11arctanarctan8.75z q03 824“(8)热平衡计算1）滑动速度黄石理工学院 毕业设计（论文）5=2.36 m/s1 1*140*10 60*1000*cos60*1
7、000*cosad nv 2)当量摩擦角v查表 6-10 得00 0021 432* 2.3621 4745“2.52v3)总效率 由式 6-22 得=0.8550tan0.10.95*0.95*tantan4 569“v4蜗杆蜗轮的几何尺寸名 称 符 号公式及结果 蜗杆分度圆直径 1d1140dmm蜗杆齿顶高 1ah=16mm* 1aahh m蜗杆齿根高 1fh=20mm* 1fachhhm顶隙C=3.2mm*Cc m蜗杆齿顶圆直径 1ad=172mm1112aaddh蜗杆齿根圆直径 1fd=100mm1112faddh蜗杆轴向齿距 xP=50.24mmxPm蜗杆齿宽 1b=156mm128
8、0.06bmz蜗轮分度圆直径 2d=480mm22dmz蜗轮齿顶高 2ahmm216ah黄石理工学院 毕业设计（论文）6蜗轮齿根高 2fh=20mm2fh蜗轮喉圆直径 2ed=512mm222eaddm蜗轮齿宽 2b=105mm210.75abd中心距aa=310mm六直齿锥齿轮的设计直齿锥齿轮的设计1选择材料及确定许用应力小齿轮用 调质，齿面硬度为 260HB40nM B大齿轮用，调质，齿面硬度为 225HB35ZGSiMn查机械设计简明手册 图 6-12 得lim1700HaMPlim2540HaMP1.1HS1lim17006361.1H Ha HMPS lim2 25404911.1H
9、 Ha HMPS查机械设计简明手册 图 6-13 得lim1240FaMPlim2180FaMPFS1.3=185Flim1 F1 F240 S1.3aMP=138Flim2 F2 F180 S1.3aMP黄石理工学院 毕业设计（论文）72按齿面接触强度设计13e122d1172 1 0.5RRHkTi 1321951HkTu4.856*1T 310查机械设计简明手册 表 6-35 取载荷系数 K=1.2查机械设计简明手册 表 6-30 取齿宽系数=0.3R取小值代入， 故取=491 H HaMP=79.08mm33121.2*4.856*101951 1.4* 491ed取180edmm若取
10、，则1130(16 30)zz=1.4*20=4221zuz模数 =2.4911edmz由机械设计简明手册 表 6-29 得 标准取 m=2 3.验算齿根弯曲强度 AVFFt FFSKLSF nmK K KKFY Y Y Ybm 使用系数，见表 6-35。 取=1.2AKAK动载荷系数，根据精度等级和中点圆周速度，见图VK1 1 60 1000m md nv 6-10。齿向载荷系数，当有效工作宽大与 0.85b, =1.5FKFK端面载荷系数，查表 6-37。FK 齿根抗弯强度重合系数，当时，Y01V黄石理工学院 毕业设计（论文）8；0.750.750.250.625VVVY 锥齿轮系数，。K
11、Y2114bm K bmlbYbl载荷分配系数，。LSY2 LSLSYZ齿根弯曲许用应力，式中，为齿轮材料的弯FminFE F FSFE曲疲劳强度基本值，见图 6-13；为齿根弯曲强度安全系数，见表 6-minFS40。11.2 1.1 1.5 1.0 24.16 0.625 1 110 1.6F =0.64351F21.2 1.1 1.5 1.0 34.19 0.625 1 110 1.6F =0.9722， 安全。2F4直齿锥齿轮的几何尺寸的计算名称符号公式和结果 当量齿数 vz，1 1 136.86cosvzz2 2 272.29cosvzz当量齿数比 vu=1.96221v v vzu
12、uz分度圆锥角 1 1 2arctanz z2190o黄石理工学院 毕业设计（论文）9分度圆直径d 180dmm2112dmm齿顶高 ah122aahhmm齿根高 fh122.4ffhhmm齿高h 124.4hhmm顶隙CC=0.2m=0.2mm 齿顶圆直径 ad=83.26mm112cosaddm=114.33mm2222cosaddm齿根圆直径 fd=76.09mm1112cosfddm=109.67mm2222cosfddm锥距R=68.8mm22 121 2Rdd齿宽bb=10mm 齿宽系数 R0.3R压力角20o七轴的设计轴的设计I 轴的设计根据减速器的简图确定轴上主要零件的分布，进
13、行轴的结构设计。1选择材料，确定许用应力材料选用 45 钢，正火处理。查表 7-1，材料的强度极限=600BaMP查表 7-2，对称循环状态下许用应力=551baMP2计算基本直径mind黄石理工学院 毕业设计（论文）10查表 7-11 得 C=11040mm33110PPdCnn由于安装离合器处有键，故轴需加大 4-5%则mm42d 取min45dmm3绘制结构简图4各零件装配方案及固定方式由于设计原因，此减速装置没有上箱盖， 故此轴从左到右装入。左轴承由左装入，右边轴肩，左边轴承盖进行轴向固定右轴承由右装入，左边轴肩，右边轴承盖进行轴向固定5确定各轴段尺寸(1)确定各轴段直径段： 估算；1
14、45d段： 与轴承（圆锥滚子轴承 30209）配合252d段： 大与380d52段： 蜗杆齿顶圆直径 4172d段： 小于5100d172段： 与轴承（圆锥滚子轴承 30216）配合684d(2)确定轴上个轴段长段：155lmm段： （轴承+轴承盖+外伸）268lmm黄石理工学院 毕业设计（论文）11段： （蜗轮分度圆直径-蜗杆分度圆直径）-轴3172lmm1 21 2 承）段： （蜗杆齿宽）4120lmm段：544lmm段： （2 个轴承宽）660lmm总轴长 123456Lllllll=619mm (3)各支撑点间距离合器到左轴承 85.5ABLmm左轴承到蜗杆 241BCLmm蜗杆到右轴承 234CDLmm6校核轴的强度 (1)受力分析1 轴上的扭矩：12079.9TN mg蜗杆圆周力： =8666N;32 222 2079.9 10 480tTFd径向力： =3154N;22tan8666 ta
