第 1 頁 /共 52 頁 第 1 頁 /共 52 頁 目錄 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 . 3 計題目 . 3 計步驟 . 3 第二部分 選擇電動機 . 3 動機類型的選擇 . 3 定傳動裝置的效率 . 3 算電動機容量 . 4 定電動機功率及轉(zhuǎn)速 . 4 定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 . 5 第三部分 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) . 6 動機輸出參數(shù) . 6 速軸的參數(shù) . 6 間軸的參數(shù) . 6 速軸的參數(shù) . 7 作機軸的參數(shù) . 7 第四部分 開式圓 柱齒輪傳動設(shè)計計算 . 8 精度等級、材料及齒數(shù) . 8 定傳動尺寸 . 10 核齒面接觸疲勞強度 . 11 算齒輪傳動其它幾何尺寸 . 12 輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) . 13 第五部分 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算 . 13 擇蝸桿傳動類型 . 13 擇材料 . 13 齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 . 13 桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 . 14 核齒根彎曲疲勞強度 . 15 算效率 . 16 平衡計算 . 16 第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 . 16 精度等級、材料及齒數(shù) . 16 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 . 17 定傳動尺寸 . 19 核齒面接觸疲勞強度 . 20 算齒輪傳動其它幾何尺寸 . 22 輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) . 22 第七部分 軸的設(shè)計 . 23 速軸設(shè)計計算 . 23 間軸設(shè)計計算 . 28 速軸設(shè)計計算 . 35 第八部分 滾動軸承壽命校核 . 42 速軸上的軸承校核 . 42 第 2 頁 /共 52 頁 第 2 頁 /共 52 頁 間軸上的軸承校核 . 44 速軸上的軸承校核 . 45 第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 . 46 速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 . 46 間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 . 46 間軸與渦輪鍵連接校核 . 47 速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 . 47 速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 . 47 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 . 47 速軸上聯(lián)軸器 . 47 速軸上聯(lián)軸器 . 48 第 十一部分 減速器的密封與潤滑 . 48 速器的密封 . 48 輪的潤滑 . 49 承的潤滑 . 49 第十二部分 減速器的各部位附屬零件的設(shè)計 . 49 第十三部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 . 50 第十四部分 設(shè)計小結(jié) . 51 第十五部分 參考文獻 . 51 第 3 頁 /共 52 頁 第 3 頁 /共 52 頁 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 計題目 二級渦桿 力 F=80000N，速度 v=s，直徑 D=650天工作小時數(shù)： 24 小時，工作年限（壽命）： 15 年，每年工作天數(shù)： 300 天，配備有三相交流電源，電壓 380/220V。 計步驟 總體設(shè)計方案 第二部分 選擇電動機 動機類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V， Y 系列。 定傳動裝 置的效率 查表得： 第 4 頁 /共 52 頁 第 4 頁 /共 52 頁 聯(lián)軸器的效率： 1=承的效率： 2=式圓柱齒輪的效率： 4=式圓柱齒輪的效率： o=桿的效率： 3=作機的效率： w=算電動機容量 工作機所需功率為 定電動機功率及轉(zhuǎn)速 電動機所需額定功率 : 工作轉(zhuǎn)速： 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，開式圓柱齒輪傳動比范圍為： 2 5，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為： 20 80，因此理論傳動比范圍為： 40 400?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為 nd=40 400) 8行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為： 三相異步電動機，額定功率 1載轉(zhuǎn)速為30r/步轉(zhuǎn)速為 50r/ 方案 型號 額定功率 / 步 轉(zhuǎn) 速(r/滿載轉(zhuǎn)速(r/1 1 750 730 2 1 1000 970 3 1 1500 1460 第 5 頁 /共 52 頁 第 5 頁 /共 52 頁 4 1 3000 2930 電機主要尺寸參數(shù) 中心高 H 外形尺寸 L裝尺寸 A B 地腳螺栓孔直徑 K 軸伸尺寸 D E 鍵部位尺寸F G 180 710430 279279 8110 14定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （ 1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 工作機主動軸轉(zhuǎn)速 以計算出傳動裝置總傳動比為： （ 2）分配傳動裝置傳動比 取開式圓柱齒輪傳 動比： 高速級傳動比 則低速級的傳動比為 減速器總傳動比 第 6 頁 /共 52 頁 第 6 頁 /共 52 頁 第三部分 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 動機輸出參數(shù) 速軸的參數(shù) 間軸的參數(shù) 第 7 頁 /共 52 頁 第 7 頁 /共 52 頁 速軸的參數(shù) 作機軸的參數(shù) 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表 : 第 8 頁 /共 52 頁 第 8 頁 /共 52 頁 軸名 功率 P(轉(zhuǎn)矩 T(N轉(zhuǎn)速(r/傳動比 i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 30 1 軸 30 軸 軸 作機軸 四部分 開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計 算 精度等級、材料及齒數(shù) （ 1）由選擇小齒輪 40碳淬火），齒面硬度 55齒輪 40碳淬火），齒面硬度 55 2）選小齒輪齒數(shù) 0，則大齒輪齒數(shù) 1 i=20 4=81。 實際傳動比 i= 3）壓力角 =20。 （ 1）由式（ 10算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù) 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 第 9 頁 /共 52 頁 第 9 頁 /共 52 頁 計算 F 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 : 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= 兩者取較大值，所以 2）試算齒輪模數(shù) （ 2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度 第 10 頁 /共 52 頁 第 10 頁 /共 52 頁 齒寬 b 齒高 h 及齒寬比 b/h 2）計算實際載荷系數(shù) 圖得動載系數(shù) 表得齒間載荷分配系數(shù)： 表得齒向載荷分布系數(shù)： 表得齒向載荷分布系數(shù)： 際載荷系數(shù)為 3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 4）計算分度圓直徑 定傳動尺寸 （ 1）計算中心距 第 11 頁 /共 52 頁 第 11 頁 /共 52 頁 （ 2）計算小、大齒輪的分度圓直徑 （ 3）計算齒寬 取 85 80核齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度條件為 1） T、 d 和 前 由圖查取區(qū)域系數(shù) 查表得材料的彈性影響系數(shù) 由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 第 12 頁 /共 52 頁 第 12 頁 /共 52 頁 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力 故接觸強度足夠。 算齒輪傳動其它幾何尺寸 （ 1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 （ 2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 （ 3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 第 13 頁 /共 52 頁 第 13 頁 /共 52 頁 輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) 1 11 法面壓力角 n 20 20 法面齒頂高系數(shù) 面頂隙系數(shù) c* 數(shù) z 20 81 齒頂高 0 齒根高 0 分度圓直徑 d 220 891 齒頂圓直徑 42 913 齒根圓直徑 寬 B 185 180 中心距 a 556 556 第五部分 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算 擇蝸桿傳動類型 根據(jù) 10085推薦，采用漸開線蝸桿（ 擇材料 考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用 45 鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度未 45 55輪用鑄錫磷青銅 屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵 造。 齒面接觸疲勞 強度進行設(shè)計 （ 1）確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩 ，故取效率 =第 14 頁 /共 52 頁 第 14 頁 /共 52 頁 （ 2）確定載荷系數(shù) K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù) 1；由表 11取使用系數(shù) ；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù) ；則 （ 3）確定彈性影響系數(shù) 選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故 64 （ 4）確定渦輪齒數(shù) 5）確定許用接觸應(yīng)力 H 根據(jù)渦輪 材料為渦輪用鑄錫磷青銅 屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 45從表 11查得渦輪的基本許用應(yīng)力 H=268 故壽命系數(shù)為： （ 6）計算 m2 因 ，故從表 11取模數(shù) m=5桿分度圓直徑 0桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （ 1）中心距 （ 2）蝸桿 第 15 頁 /共 52 頁 第 15 頁 /共 52 頁 軸向齒距 徑系數(shù) q=10；齒頂圓直徑 0根圓直徑 8度圓導(dǎo)程 角 =11 1836；蝸桿軸向齒厚 3）渦輪 渦輪分度圓直徑 渦輪齒頂圓直徑 渦輪齒根圓直徑 渦輪咽喉母圓半徑 核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù) 圖 11可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表 11查得由 造的渦輪的基本許用應(yīng)力 F=56 壽命系數(shù) 第 16 頁 /共 52 頁 第 16 頁 /共 52 頁 彎曲 強度是滿足要求的。 算效率 已知 =11 1836； v=相對滑動速度 關(guān)。 代入得 =此不用重算。 平衡計算 取油溫 t=70，周圍空氣溫度 0，通風(fēng)良好，取 5W/(m2 )，散熱面積為： 第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 精度等級、材料及齒數(shù) （ 1）由選擇小齒輪 40碳淬火），齒面硬度 55齒輪 40碳淬火），齒面硬度 55第 17 頁 /共 52 頁 第 17 頁 /共 52 頁 （ 2）選小齒輪齒數(shù) 1，則大齒輪齒數(shù) 1 i=21 2。 實際傳動比 i= 3）初選螺旋角 =13。 （ 4）壓力角 =20。 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （ 1）由式（ 10算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù) 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 計算彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算 F 小齒 輪當(dāng)量齒數(shù)： 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)： 第 18 頁 /共 52 頁 第 18 頁 /共 52 頁 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 : 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= 兩者取較大值，所以 2）試算齒輪模數(shù) （ 2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度 第 19 頁 /共 52 頁 第 19 頁 /共 52 頁 齒寬 b 齒高 h 及齒寬比 b/h 2）計算實際載荷系數(shù) 圖得動載系數(shù) 表得齒間載荷分配系數(shù)： 表得齒向載荷分布系數(shù)： 表得齒向載荷分布系數(shù)： 際載荷系數(shù)為 3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 4）計算分度圓直徑 定傳動尺寸 （ 1）計算中心距 第 20 頁 /共 52 頁 第 20 頁 /共 52 頁 （ 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =13356 （ 3）計算小、大齒輪的分度圓直徑 （ 4）計算齒寬 取 5 0核齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度條件為 1） T、 d 和 前 由圖查取區(qū)域系數(shù) 查表得材料的彈性影響系數(shù) 由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 第 21 頁 /共 52 頁 第 21 頁 /共 52 頁 由公式可得螺旋角系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力 第 22 頁 /共 52 頁 第 22 頁 /共 52 頁 故接觸強度足夠。 算齒輪傳動其它幾何尺寸 （ 1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 （ 2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 （ 3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) 4 法面壓力角 n 20 20 法面齒頂高系數(shù) 面頂隙系數(shù) c* 旋 角 左 13 356 右 13 356 齒數(shù) z 21 92 齒頂高 0 齒根高 0 第 23 頁 /共 52 頁 第 23 頁 /共 52 頁 分度圓直徑 d 頂圓直徑 根圓直徑 寬 B 75 70 中心距 a 232 232 第七部分 軸的設(shè)計 速軸設(shè)計計算 （ 1）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 30r/率 傳遞的轉(zhuǎn)矩 2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用 45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 217 255用彎曲應(yīng)力為 =60 3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取 12。 由于最小軸段截面上要開 1 個鍵槽，故將軸徑增大 5% 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為 40取 0 （ 4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 為方便安裝和調(diào)整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序。 第 24 頁 /共 52 頁 第 24 頁 /共 52 頁 第 1 段： 010 2 段： 5肩）， 2 3 段： 8圓螺母連接螺紋）， 0 4 段： 5刀槽）， 5 段： 0軸承內(nèi)圈配合）， 6 6 段： 2肩）， 0 7 段： 8肩）， 0 8 段： 221 9 段： 0桿段）， 5 10 段： 221 11 段： 8肩）， 0 12 段： 2肩）， 0 13 段： 0軸承內(nèi)圈配合）， 1 14 段： 5刀槽）， 15 段： 8圓螺母連接螺紋）， 2 5）蝸桿的受力分析 如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 蝸桿所受的圓周力（ 蝸桿的分度圓直徑） 第 25 頁 /共 52 頁 第 25 頁 /共 52 頁 蝸桿所受的徑向力（ 渦輪的分度圓直徑） 蝸桿所受的軸向力 第一段軸中點到軸承中點距離 40承中點 到蝸桿中點距離 桿中點到軸承中點距離 所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān) 軸承 A 和軸承 B 在水平面內(nèi)的支承反力為： 軸承 A 在垂直面內(nèi)的支承反力為： 軸承 B 在垂直面內(nèi)的支承反力為： 軸承 A 的總支承反力為： 軸承 B 的總 支承反力為： 彎矩圖如圖所示： 在水平面上，蝸桿受力點截面 C 處彎矩為： 在垂直面上，蝸桿受力點截面 C 左側(cè)彎矩為： 第 26 頁 /共 52 頁 第 26 頁 /共 52 頁 在垂直面上，蝸桿受力點截面 C 右側(cè)彎矩為： 合成彎矩，蝸桿受力點截面 C 左側(cè)為 合成彎矩，蝸桿受力點截面 C 右側(cè)為 第 27 頁 /共 52 頁 第 27 頁 /共 52 頁 第 28 頁 /共 52 頁 第 28 頁 /共 52 頁 由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側(cè)為危險截面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) =當(dāng)量應(yīng)力為 查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限 B=640軸的許用彎曲應(yīng)力 60承基本額定動 載荷 承采用正裝。 要求壽命為 08000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 由計算可知，軸承 1 被“壓緊”，軸承 2 被“放松”。 查表得 ， 查表可知 ， 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 第 44 頁 /共 52 頁 第 44 頁 /共 52 頁 間軸上的軸承校核 軸承型號 內(nèi)徑 (外徑 (寬度 (基本額定動載荷 (72115 100 21 據(jù)前面的計算，選用 7211接觸球軸承，內(nèi)徑 d=55徑 D=100度B=21 r ， r；當(dāng) r承基本額定動載荷 承采用正裝。 要求壽命為 08000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 由計算可知，軸承 1 被“壓緊”，軸承 2 被“放松”。 查表得 ， ， ， 查表可知 ， 第 45 頁 /共 52 頁 第 45 頁 /共 52 頁 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 速軸上的軸承校核 軸承型號 內(nèi)徑 (外徑 (寬度 (基本額定動載荷 (72160 140 26 85 根據(jù)前面的計算，選用 7216接觸球軸承，內(nèi)徑 d=80徑 D=140度B=26 r ， r；當(dāng) r承基本額定動載荷 5承采用正裝。 要求壽命為 08000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 由計算可知，軸承 2 被“壓緊”，軸承 1 被“放松”。 第 46 頁 /共 52 頁 第 46 頁 /共 52 頁 查表得 ， ， ， 查表可知 ， 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶 入軸承壽命計算公式 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用 A 型鍵，查表得 b h=128 1096,鍵長 90 鍵的工作長度 l=8軸器材料為 45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力 p=120 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 選用 A 型鍵，查表得 b h=1811 1096,鍵長 56 鍵的工作長度 l=8速級小齒輪材料為 45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力 p=120 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 第 47 頁 /共 52 頁 第 47 頁 /共 52 頁 間軸與渦輪鍵連接校核 選用 A 型鍵，查表得 b h=1811 1096,鍵長 32 鍵的工作長度 l=4輪材料為 45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力 p=120 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 選用 A 型鍵，查表得 b h=2214 1096,鍵長 56 鍵的工作長度 l=4速級大齒輪材料為 45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力 p=120 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力 速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用 A 型鍵，查表得 b h=2012 1096,鍵長 125 鍵的工作長度 l=05軸器材料為 45，可求得