說明書題 目：可折疊式抹灰機的設計 學生姓名：學 號：專 業(yè)：班 級：指導教師：摘要針對目前抹灰機效率低等問題，本論文設計了一種新型的可折疊式抹灰機，文中簡要的概述了抹灰機目前的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢。對抹灰機進行了系統(tǒng)的方案確定，根據(jù)機械設計的一般步驟，對抹灰機上的主要零部件進行了設計計算及其校核。設計過程中對抹灰機的工作零件和支架都進行了必要的校核計算。本論文也詳細的介紹了抹灰機的工作原理。抹灰機的底座上裝有輪子，抹灰裝置在升降架上上下移動，人力推動機器移動，實現(xiàn)自動抹灰。該抹灰機簡單高效，解決了工人操作的一些不利問題。關鍵詞：抹灰機，抹灰機械，升降架，減速器，設計。全套圖紙加 Q 11970985 或 197216396第 2 頁AbstractAiming at the low efficiency plastering machine, in this thesis, a new folding machine plastering, this paper briefly outlines the plastering machine current situation and development trend. Plastering machine for a systematic program to determine, general procedure mechanical design, the main components plastering machine has been designed to calculate and check. The design process of plastering machine working parts and brackets have carried out the necessary checking calculation. The paper also describes in detail the working principle plastering machine. Plastering machine with wheels on the base, plastering means a crane to move up and down, promote human machine moves, automatic plastering. The plastering machine is simple and efficient, to solve a number of adverse actions of works. Keywords: plastering machine, plastering machine, lifting frame, reducer, design。第 1 頁目錄第一章 緒論 .11.1 課題背景 .11.2 抹灰機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 .11.3 本課題研究的內(nèi)容 .2第二章 方案擬定 .32.1 分析并確定傳動方案 .32.2 選擇減速器的電動機 .52.2.1 選擇電動機的類型 52.2.2 選擇電動機的功率 52.2.3 選用電動機 52.3 選擇外部電動機 .6第三章 減速器各零部件的設計計算 .73.1 減速器的傳動比的分配和轉速的設計及校核 73.2 減速器各軸的轉速、功率及其轉矩的設計計算 .73.2.1 減速器各軸的轉速 .73.2.2 減速器各軸的輸入功率 .73.2.3 減速器各軸的輸入轉矩 .73.3 蝸輪蝸桿的設計計算 83.3.1 選擇蝸桿的傳動類型 .83.3.2 選擇材料 .83.3.3 按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算 83.3.4 蝸桿和渦輪的主要參數(shù)以及幾何尺寸 93.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度 .113.3.6 驗算效率 11??3.3.7 蝸輪和蝸桿的結構設計計算 123.3.8 熱平衡校核 123.4 齒輪的設計計算 .12第 2 頁3.4.1 選擇齒輪的材料 123.4.2 按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算 .123.5 蝸桿軸的設計計算 .163.5.1 根據(jù)扭矩初算軸的直徑 163.5.2 軸的結構設計計算 163.6 輸出軸（蝸輪軸）的設計計算 .183.6.1 輸出軸的功率、轉速以及轉矩 183.6.2 求蝸桿上的作用力 183.6.3 初步確定蝸輪軸的最小直徑 183.6.4 蝸輪軸的結構設計計算 183.6.5 按照疲勞強度條件進行精確校核 .22第四章 卷筒、鋼絲和滑輪的選擇 .254.1 滑輪幾何尺寸的設計計算 .254.2 鋼絲繩的選取 .254.3 鋼絲繩的尺寸設計計算 .254.4 卷筒的規(guī)格 .25第五章 標準件的選取 .265.1 滾動軸承的選取 .265.2 鍵的選取及校核的設計計算 .26第六章 螺桿與 V 帶的設計計算 .296.1 螺桿的設計 296.1.1 材料的選擇 .296.1.2 按照耐磨性計算螺桿中徑 .296.1.3 驗算自鎖性 .296.1.4 螺桿強度的驗算 .296.1.5 螺母螺紋牙強度的驗算 .296.1.6 螺桿的穩(wěn)定性驗算 .306.1.7 螺旋傳動的剛度校核 .306.2 V 帶及帶輪的設計計算 31第 3 頁6.2.1 確定計算功率 Pca316.2.2 選擇 V 帶 .316.2.3 確定 V 帶輪的直徑 dd1 和 dd2 .316.2.4 驗算帶速 .316.2.5 確定中心距 a 316.2.6 驗算包角 α1.326.2.7 確定帶的根數(shù) .326.2.8 求初拉力 .326.2.9 求壓軸力 326.2.10 V 帶輪的結構設計 .32第七章 機架、箱體及各附件的選擇 .347.1 尺寸外形 .347.2 機架的設計 .347.2.1 機架的設計準則 347.2.2 機架設計的一般要求 347.2.3 機架的材料 357.3 箱體的設計 .357.4 附件的選擇 .357.4.1 軸承端蓋的選擇 357.4.2 箱體上的檢查孔和檢查孔蓋的選擇 .367.4.3 通氣器的選擇 367.4.4 油標的選擇 367.4.5 放油孔和螺塞的選擇 367.5 潤滑與密封的設計 .367.5.1 滾動軸承的潤滑設計 367.5.2 密封裝置的選取 367.6 支架的設計及校核 .377.7 車輪和支撐桿的設計計算 37第八章 一般的抹灰機對材料的要求 .38第 4 頁8.1 抹灰機抹灰的主要材料和機具 .388.1.1 水泥 388.1.2 細骨料 388.1.3 石灰膏 388.1.4 磨細生石灰粉 388.1.5 磨細粉煤灰 388.1.6 其他的摻合料 388.1.7 主要的機具 388.2 作業(yè)條件 .398.3 操作工藝 .408.3.1 基層是混凝土的墻面 408.3.2 基層為加氣混凝土的砌塊 418.4 天棚抹水泥砂漿的工藝流程 .418.4.1 工藝流程 418.4.2 內(nèi)墻表面抹水泥混合砂漿的工藝流程 .428.5 冬、雨期施工 .438.6 質(zhì)量標準 .448.6.1 施工時抹灰工程的一般規(guī)定 448.6.2 抹灰質(zhì)量的一般標準 458.7 成品的保護 478.8 應該注意抹灰的質(zhì)量問題 478.8.1 裂縫、 空鼓以及爛根 478.8.2 滴水線或者滴水槽不符合設計的要求 488.8.3 分格條和滴水槽等處拿起分格條以后不美觀、不整齊 .488.8.4 窗臺吃口 488.8.5 墻體表面接槎不平、表面顏色不一致 .48結束語 .49致謝 .50參考文獻 .51第 5 頁第 6 頁第 1 頁第一章 緒論1.1 課題背景在目前的建筑行業(yè)的室內(nèi)抹灰工程中，室內(nèi)和頂棚的墻體抹灰這一必要的工序，多年以來都是由人工操作的，既浪費時間又不省力，在施工時，抹灰的質(zhì)量很難控制，表面平整度參差不齊，這與工人的技術水平有很大的關系。到現(xiàn)在為止，市場上很少有自動型的抹灰機的成熟的產(chǎn)品。本設計為一種新型的自動抹灰裝置，可用于工業(yè)和民用建筑的室內(nèi)抹灰裝修工程，它既可以抹水泥砂漿和麻刀白灰，又可以抹室內(nèi)天棚、墻面、墻裙和打底。該抹灰裝置能夠自動抹灰、自動壓光、上下自動升降、薄厚可調(diào)、工作時速度快、質(zhì)量好、工作效率高、使用方便。對于手工操作的工人，勞動強度大、操作工序比較多。不管是屋內(nèi)天棚還是墻壁抹灰等都需要搭腳手架、跳板和高凳等設備，給工人施工帶來很大不便，并且生產(chǎn)效率較低，而該抹灰機解決了傳統(tǒng)抹灰作業(yè)中的墻面找平、貼餅、補空填平、去除多余的部分、回收落在地上的灰漿、搭架子、高空作業(yè)等諸多的問題，他的出現(xiàn)標志著由工人進行手工抹灰的時代的結束，是建筑行業(yè)中一次歷史性的飛躍，必定會將產(chǎn)生巨大的經(jīng)濟利益，在人類社會中也必定會將產(chǎn)生巨大的社會利益。1.2 抹灰機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢目前，市場上銷售的抹灰機主要由抹灰機外部的支撐結構、內(nèi)部的抹灰結構和整個機器的橫向移動結構等三部分組成。抹灰機外部的支撐結構主要由固定機器上支桿用的底座、支桿和枝干上的梁架等三部分組成。在支桿的最上端安裝有液壓桿，當液壓桿向上伸長時就可以觸及房頂。抹灰機內(nèi)部的抹灰結構構主要由移動的底盤、抹灰機的抹灰裝置和立式的齒條支桿等零件組成。抹灰機的橫向移動結構主要由安裝在支桿上端的齒輪齒條機構、絲杠、位于地面上的導軌和導軌上的抹灰機構的底座等組成。近年來，為了解決由人工操作作業(yè)所面臨的許多的不利問題，國內(nèi)和國外都研發(fā)第 2 頁出了一些抹灰用的產(chǎn)品，這些產(chǎn)品中最具有代表性的有兩類產(chǎn)品，這兩類產(chǎn)品是：一種產(chǎn)品是灰漿噴涂機，由于施工時每個灰漿顆粒大小都不等的原因，這種產(chǎn)品在工作時噴涂的墻體表面的厚度明顯不均勻，噴涂完成后仍然需要人工去抹平，說以，這種產(chǎn)品的工作效率較低，精裝修時很少采用。另一種產(chǎn)品是半自動抹灰機，這種抹灰機雖然能夠較好地完成大面積墻壁的抹灰工作，但是卻始終沒有辦法解決靠近尾頂和地面的墻體陰角這部分的作業(yè)，這一部分的所有工作仍然需要工人去完成，這不僅降低了抹灰機抹灰的工作效率，也導致了工人與機器抹灰的墻面的交界處將產(chǎn)生很明顯的差異，嚴重影響了施工的質(zhì)量。由于抹灰機的執(zhí)行機構和抹灰機的抹灰裝置的操作方式的不同，一般情況下，抹灰機可以分為兩類：一類是手持式的抹灰機，這種抹灰機的特點是抹灰裝置沒有直接安裝在機器上，而是由工人用手掌控。抹灰裝置既可以沿著墻面高度的方向上下移動，又可以沿著墻面寬度的方向左右移動。抹灰裝置與墻面厚度方向上的抹灰厚度完全由操作人工掌控。另一類是機械式的抹灰機，這種抹灰機的特點是將抹灰裝置直接安裝在機器的立柱上，立柱則固定在抹灰機的底盤上，整臺抹灰機是一個固定的剛性整體。抹灰裝置借助于升降架可以在立柱上上下移動。根據(jù)發(fā)表的專利，抹灰裝置又可以分為兩類:一類是旋轉式的抹灰裝置，這類裝置的特點是它借助于旋轉的抹灰盤將灰漿管噴出的灰漿壓到墻面上并進行墻面抹平。另一類是平移式的抹灰裝置，這類裝置的特點是它借助于移動的抹灰盤將灰漿管噴出的灰漿壓到平面上，并進行墻面抹平。抹灰盤和盤體之間并沒有相對移動，這類抹灰機的結構相對來說比較簡單。通過在實際的使用過程中發(fā)現(xiàn)上述的設計依然出在著許多缺點：使用手持式的抹灰機的勞動強度依然較大，并且不能起到降低工人勞動強度的作用，而且抹灰機的抹灰質(zhì)量很難控制。使用機械式的抹灰機的平整度和墻面光澤度都達不到要求，容易產(chǎn)第 3 頁生脈動現(xiàn)象，并且有較大的噪聲。為了解決上述提到的一些問題，特制的研究了本課題所設計的可折疊式抹灰機。1.3 本課題研究的內(nèi)容該論文所設計的主要內(nèi)容由兩部分組成，第一部分是傳動部分（減速器的概述） ，該部分包括：1.蝸輪蝸桿的設計及校核。2．卷筒、鋼絲和滑輪的設計及校核。3.滾動軸承、鍵等標準件的設計及校核。4.軸的設計及校核。5.螺桿和 V 帶的設計及校核。6.箱體及各附件的選擇。第二部分是抹灰機構，該部分包括：1.抹灰裝置的設計及校核。2.支架的設計及校核。3.車輪和支撐桿的設計。第 4 頁第二章 方案擬定2.1 分析并確定傳動方案本設計的抹灰機是可折疊式抹灰機，它是通過電動機來帶動減速器以實現(xiàn)機器的減速效果，然后來帶動卷筒系統(tǒng)以使抹灰裝置上下移動，來完成抹灰機的抹灰工作。為了使機器的結構簡單、緊湊，本次設計所使用的減速器是一級蝸輪蝸桿減速器。由于工作時的抹灰裝置的回程速度遠遠大于工作時的速度，因此，選用可以調(diào)節(jié)速度的電動第 5 頁機。2.2 選擇減速器的電動機2.2.1 選擇電動機的類型估取 ,因此選用 Y 系列三相異步電動機。????????=0.25?? /??第 6 頁2.2.2 選擇電動機的功率估取抹灰裝置 55Kg，活動導軌 25Kg，電動機和減速器 90Kg。（式 2.1）??牽 =（ 55+25+90） ×9.8=1666??(式 2.2) ??=0.25??/??（式η ??=??1×??32×??3×??42.3）η 1聯(lián)軸器 =0.98 η 2蝸桿傳動軸承 =0.99η 3蝸桿傳動 =0.4 η 4齒輪齒條傳動 =0.97(式 2.4)η =0.98×0.993×0.4×0.97=0.37輸出功率 （式 2.5）????=??×??1000η =1666×0.251000×0.37 =1.13????2.2.3 選用電動機考慮到使電動機的重量最小，所以選取 Y90S-2 型號的電動機。Y90S-2 型號的電動機的參數(shù)如下：表 2.1 電動機的選擇額定功率（KW） 額定轉速（r/min） 滿載轉速（r/min）1.5 2840 26502.3 選擇外部電動機(式 2.6)??牽 =600?? ??=0.25?? /??第 7 頁(式 2.7)????=??×??1000 =600×0.251000 =0.15????（式 2.8）????=????η = 0.1578% =0.19????因此選用 Y90S-2 型號的電動機，額定功率為 1.5KW表 2.2 選擇電動機額定功率（KW） 額定轉速（r/min） 滿載轉速（r/min）1.5 2840 2650第 8 頁第三章 減速器各零部件的設計計算3.1 減速器的傳動比的分配和轉速的設計及校核選用一級蝸輪蝸桿減速器并且要求減速器自鎖，自鎖時 而且要求蝸輪的??1=1，齒數(shù)大于 29，即 .??=??2??1 291 =29蝸輪軸轉速 (式 3.1)??0.25×1000×603.14×97.9 =48.8????由《機械設計》 （濮良貴、陳國定著）表 11-2，得蝸桿分度圓直徑為 50mm，模數(shù)為 5，蝸輪齒數(shù)為 30.蝸輪轉速 （式 3.2） 傳動min/5.9014.3625601rDvn??????比 ，不妨取 i=30。則蝸輪的實際轉速為7.295.840?i(式 3.3） 。min/.in/3rrnw驗算轉速誤差轉速誤差（式 3.4）%54.05.97?????nww第 9 頁所以，合理。3.2 減速器各軸的轉速、功率及其轉矩的設計計算3.2.1 減速器各軸的轉速蝸桿軸 （式 3.5）2840r/minI?n渦輪軸 （式 3.6）i/7.9?3.2.2 減速器各軸的輸入功率蝸桿軸 P 1=Pd·η 1=1.13×0.98=1.1KW （式 3.7）渦輪軸 T 1=Td·η 2·η 3=1.1×0.99×0.4=0.44KW （式 3.8）3.2.3 減速器各軸的輸入轉矩電動機的輸入轉矩 Td=9550×Pd/n 滿 =9550×1.13/2840=3.8N·m （式 3.9）蝸桿軸 T 1=Td·η 1=3.8×0.98=3.72N·m （式 3.10）減速器各軸的各參數(shù)的計算結果列于下表中：表 3.1 轉動參數(shù)參數(shù) 電動機軸 蝸桿軸 渦輪軸轉速(r/min) 2640 2840 94.7輸入功率（KW） 1.13 1.1 0.44輸入轉矩(N m)? 3.8 3.72 44.19傳動比 1 30第 10 頁效率 0.98 0.373.3 蝸輪蝸桿的設計計算3.3.1 選擇蝸桿的傳動類型根據(jù) GB/T10085-1988，選用漸開線蝸桿 ZI，因為其效率相對來說比較高。3.3.2 選擇材料蝸桿選用 45 號鋼，經(jīng)過調(diào)質(zhì)熱處理，蝸桿的螺旋齒面要求淬火處理，齒面硬度為45～55HRC，渦輪選用鑄錫磷青銅 2CuSn10P1，采用金屬模鑄造，為了節(jié)省價格昂貴的有色金屬，僅僅齒圈采用青銅制造，而輪芯擇則采用灰鑄鐵 HT100 制造。3.3.3 按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算按照閉式蝸桿傳動的設計準則進行蝸輪蝸桿傳動的設計計算，先按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算，再按照校核齒根彎曲疲勞強度設計計算，由式（11-10）得，， （式 3-11） 。??2212480???????HzKTdm?(1) 先確定作用在渦輪上的轉矩 T2由于是單頭蝸桿，取 Z1=1，估取效率 η=0.7，則：（式 3.12）mNinPnPT?? ?????796 30/2847.15.9/05.905. 61622 ?（2）確定載荷系數(shù) K因為工作時的載荷比較穩(wěn)定，因此，可以選取載荷分布不均勻系數(shù) Kβ =1；由表11-5 可選取使用系數(shù) KA=1.15.因為要求工作時的轉速不高，工作的沖擊力不大，因此，選取動載荷系數(shù) Kv=1.05.則 K=KAKβ KV=1.15×1×1.05=1.21（式 3.13）（3）確定彈性影響系數(shù) ZE第 11 頁因為選取的是鑄錫磷青銅渦輪，并且與鋼蝸桿相互匹配，因此 ZE=160MPa1/2。（4）確定渦輪的齒數(shù) Z2Z2=Z1×i=1×30=30（5）確定許用接觸應力[ ]H?由于選取的渦輪的材料為鑄錫磷青銅 2CuSn10P1，采用金屬模鑄造的鑄造方法，蝸桿的螺旋齒面硬度大于 45HRC，因此，從表 11-7 中可查得渦輪基本許用應力[ ]/為H?268MPa。估取壽命 為 12000h，則應力循環(huán)次數(shù)???N=60jn2Lh=60×1×2840×12000/30=6.82×107(式 3.14).壽命系數(shù) (式 3.15） ，則786.0182.67??HNK（式 3.16）????MPa21/???（6）確定中心距（式 3.17） ，因為 Z1=1，并且要求自33212 8.513048796. mdm?????????鎖，故從表 11-2 中取模數(shù) m=4mm，蝸桿的分度圓直徑 d1=70mm，所以（式 3.18）ma952421???3.3.4 蝸桿和渦輪的主要參數(shù)以及幾何尺寸（1）蝸桿蝸桿的軸向齒距 （式 3.19）mmPa56.124.3????蝸桿的直徑系數(shù) （式 3.20）dq7.1蝸桿的齒頂圓直徑 （式 3.21）haa 79412*1????第 12 頁蝸桿的齒根圓直徑 （式 3.22）mcmhdaf 61)425.01(7)(2*1 ????????分度圓導程角 /83。?蝸桿的軸向齒厚 （式 2.23）Sa 28.641.5021????（2） 蝸輪蝸輪的分度圓直徑 (式 3.24)mzd120342??蝸輪的喉圓直徑 (式.3.25)haa 8*2??蝸輪的齒根圓直徑 (式 3.26)mdff 4.102.102 ???蝸輪的咽喉母圓直徑 (式 3.27)arg 5.38.9522?圖 3.1 蝸輪簡圖第 13 頁圖 3.2 蝸桿簡圖3.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度(式 3.28)??FFaFYmdKT?????2153.當量齒數(shù) (式 3.29）30.42.(32?）。COSZv?根據(jù) ZV2=30.14，從圖 11-17 中可以查得齒形系數(shù) YFa2=2.51螺旋角系數(shù) （式 3.30）0.97143.2-0???。 。。??Y許用彎曲應力 （式 3.31）??FNFK?/?從表 11-8 中可以查得由 2CuSn10P1 材料制造的渦輪的許用彎曲應力[ ]/=26MPa?壽命系數(shù) （式 3.32）62.018.697??FNK[ ]=56×0.626=35.056MPa?（式 3.33）MPaF3.4120796.53???第 14 頁彎曲強度滿足。3.3.6 驗算效率 η（式 3.34）η =（ 0.95~0 .96）tanγtan(γ +φ ??) 已知 ,γ =3°13'28“=3.22°φ ??=tan-1????與相對滑動速度 有關???? ????（式 3.35）????=π ??1??160×1000×cosγ = π ×71×284060×1000×cos3.22° =10.57??/??由表 11-8，用插值法查得 ???? =0.0158 φ ?? =0.5346帶入上式，得 ， 大于原估計值，因此不用重算。η =0.753.3.7 蝸輪和蝸桿的結構設計計算蝸桿與軸設計成一體，形成蝸桿軸。蝸輪則采用整體的形式，用鑄造方法制成，具體的尺寸見零件圖。3.3.8 熱平衡校核估算散熱面積 A（ 式 3.36）??=0.33×（α100） 2 =0.33×（ 95100） 2 =0.3??2估取周圍空氣的溫度 。??=20℃散熱系數(shù) K，從 中選取 K=16W/??=14~17.5 ??2熱平衡校核由式（式 3.37）??1=1000??1（ 1-n）???? +??=1000×1.13×（ 1-0.75）16×0.3 +20=78.85℃85℃第 15 頁因此，符合條件。3.4 齒輪的設計計算3.4.1 選擇齒輪的材料齒輪材料為 45 號鋼，經(jīng)過調(diào)制熱處理，齒面硬度為 240HBS，7 級精度。選擇齒輪的齒數(shù) Z1=18.圖 3.2 齒輪結構簡圖3.4.2 按照齒面接觸疲勞強度進行設計計算由式 10-11 計算，即（式 3.38）d1t≥ 2.323KHt?T?d ×u+1u ×（ ZE[σ H]） 2（1）試著確定各計算值1)試選 =1.3，由表 10-7 選取齒寬系數(shù) 。KHt ?d=0.92）由表 10-5 可以查得材料影響系數(shù) 。ZE=189.8MPa123）由圖 10-25d 可以查得：齒條的接觸疲勞強度極限為 600MPa。第 16 頁齒輪的接觸疲勞強度極限為 550MPa。4）計算齒輪的轉矩 ??=9.55×106????=9.55×106×0.4494.7（式 3.39）=44372N?m25)計算應力系數(shù)估取壽命 ，Ln=12000h（式 3.40）N=60njLn=60×94.7×12000=6.82×1076)由圖 10-23 查取得，接觸疲勞壽命系數(shù)： KHN1=0.97KHN2=0.977）計算齒輪的接觸疲勞許用應力 。[σ H]估取齒輪的失效概率為 ，安全系數(shù) S 為 1，根據(jù)式（10-14）得，1%（式 3.41）[σ H]1=KHN1?σ HLim1S =0.97×6001 =582MPa（式 3.42）[Σ H]2=KHN2?σ HLim2S =0.97×5501 =533.5MPa8）計算齒輪的分度圓直徑，取 和 中的較小值，代入，得，[σ H]1 [σ H]2D1t≥ 2.323KHT×T?d ×u+1u ×（ ZE[σ H]） 2=2.32×31.3×4.4×1040.9 ×（ 189.8533.5） 2（式 3.43）=46.49mm9）計算圓周速度 V（式 3.44）V=π d1tn60×1000=π ×46.49×94.760×1000=0.23m/s第 17 頁10) 計算尺寬 b（式 3.45）b=?d?d1t=0.9×46.46=41.84mm11）計算尺寬 b 和齒高 h 之比bh模數(shù) （式 3.46）m=d1tZ=46.4918=2.58mm齒高 （式 3.47）h=2.25m=2.25×2.58=5.81mm（式 3.48）bh=41.845.81=7.212）計算載荷系數(shù) KH由表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1根據(jù) V=0.23m/s,7 級精度，由圖 10-8 可以查得動載荷系數(shù) KV=1.03查表 10-3 得，直齒輪， KHα =KFα =1.1由表 10-4，用插值法查得 KHβ =1.326根據(jù) 查圖得bh=7.2，KHβ =1.326 KFβ =1.38（式 3.49）KH=KA×KV×KHα ×KHβ =1×1.03×1.1×1.326=1.513）按照實際載荷系數(shù)計算齒輪的分度圓直徑，由式（10-12）得，（式 3.50）d1=d1t3KHKHT=46.49×31.51.3=48.76mm14）計算模數(shù)（式 3.51）m=d1Z=48.7618mm=2.7m（2）按照齒根彎曲疲勞強度進行設計計算第 18 頁彎曲疲勞強度的設計計算公式為（式 3.52）m≥ 32KT?dZ2×（ YFaYSa[σ F]）試確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值1）由圖 10-24C 查得，齒條的齒根彎曲疲勞極限為 σ Flim1=500MPs齒輪的齒根彎曲疲勞極限為 σ Flim2=380MPa2）由圖 10-22 查得，彎曲疲勞壽命系數(shù) ，KFN1=0.92KFN2=0.943）計算齒輪的彎曲疲勞許用應力選用彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，根據(jù)式（10-14）得，（式 3.53）[σ F]1=KFN1?σ Flim1S =0.92×5001.4MPs=328.57MPa（式 3.54）[σ F]2=KFN2?σ Flim2S =0.94×3801.4MPa=255.14MPa4）計算載荷系數(shù) K。查表 10-3 得，載荷分配系數(shù) KFα =1.1查圖 10-13 得， KFβ =1.33（式 3.55）K=KAKVKFαKFβ =1×1.03×1.1×1.33=1.515)確定齒形系數(shù)由圖 10-7 查得齒形系數(shù) ， 。YFa1=2.43YFa2=2.166)確定應力修正系數(shù)由圖 10-18 查得應力修正系數(shù) ，Ysa1=1.47Ysa2=1.81第 19 頁7)計算 并加以比較YFa?Ysa[σ F]齒條：YFa1?Ysa1[σ F]1 =2.43×1.47328.57=0.011齒輪：YFa2?Ysa2[σ F]2 =2.16×1.81255.14=0.015齒輪的數(shù)值比較大。齒輪的設計計算 （式 3.56）m≥32×1.51×4.4×1040.9×182 ×0.015=1.9mm分析計算的結果：按照齒面接觸疲勞強度計算出的模數(shù) m 大于按照齒根彎曲疲勞強度計算出的模數(shù) m，因為決定齒輪模數(shù) m 大小的主要因素是彎曲疲勞強度掌控的承載能力的大小，而齒面接觸疲勞強度掌控的承載能力的大小，僅僅和齒輪的直徑有關?？梢赃x取按照彎曲疲勞強度所計算出的模數(shù) m=2.7mm，并且就近圓整為標準值 m=3mm，按照接觸疲勞強度所計算出的齒輪的分度圓直徑 ，計算出齒輪的齒數(shù)d1=46.49mmZ=d1m=46.463 =15 .5≈ 16（3）齒輪幾何尺寸的計算1）齒輪圓直徑的計算 （式 3.57）mZ=3×16=48mm2）齒輪寬度的計算 （式 3.58）b=?d?d=0.9×48=43.2mm第 20 頁圖 3.3 齒輪齒條的結構簡圖3.5 蝸桿軸的設計計算3.5.1 根據(jù)扭矩初算軸的直徑選用 45 號鋼（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度為 217 255HBS。~選取 A0=126（式 3.59）d≥ A03pn=126×3 1.12840=11.6mm考慮到蝸桿軸上有鍵槽，故將其直徑增大 ，則，7%（式 3.60）d=11.6×（1 +7%）mm=13mm因此，選擇 d=13mm。3.5.2 軸的結構設計計算