機械設(shè)計課程設(shè)計-一級蝸輪蝸桿減速器設(shè)計P=3500 n=9.3

1、機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書全套圖紙加V信 153893706或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書.4第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).7第五部分 蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算.8第六部分 開式齒輪傳動的設(shè)計.15第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計.20 7.1 蝸桿軸的設(shè)計.20 7.2 輸出軸的設(shè)計.24第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.29 8.1 蝸桿軸鍵選擇與校核.29

2、8.2 輸出軸鍵選擇與校核.30第九部分 軸承的選擇及校核計算.30 9.1 蝸桿軸的軸承計算與校核.30 9.2 輸出軸的軸承計算與校核.31第十部分 聯(lián)軸器的選擇.32第十一部分 減速器的潤滑和密封.33 11.1 減速器的潤滑.33 11.2 減速器的密封.33第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.34設(shè)計小結(jié).36參考文獻.37第一部分 設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計一級蝸輪蝸桿減速器，初始數(shù)據(jù)P = 3500w，n = 9.3r/m，設(shè)計年限（壽命）：8年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總

3、體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計6. 開式齒輪傳動的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、減速器、開式齒輪、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：根據(jù)任務(wù)書要求，將開式齒輪設(shè)置在低速級。選擇傳動方案為電動機-一級蝸輪蝸桿減速器-開式齒輪傳動-工作機。二. 計算傳動裝置總效率ha=h1h23h3h4h5=0.99×0.983

4、15;0.8×0.95×0.96=0.68h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為蝸桿傳動的效率,h4為開式齒輪傳動的效率,h5為工作機的效率。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇工作機的轉(zhuǎn)速n:n=9.3r/min工作機的功率Pw:Pw = 3.5 KW電動機所需工作功率為:Pd=Pwa=3.50.68=5.15Kw工作機的轉(zhuǎn)速為:n = 9.3 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，開式齒輪的傳動比i1=35，一級蝸輪蝸桿減速器傳動比i2=1040，則總傳動比合理范圍為ia=30200，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (30200)&#

5、215;9.3 = 2791860r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和開式齒輪、減速器的傳動比，選定型號為Y160M2-8的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm600×385254×21015mm42×11012×373.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機

6、主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nmn=7209.3= 77.42（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i×ik 式中ik、i分別為開式齒輪傳動和蝸桿減速器的傳動比。為使開式齒輪外廓尺寸不致過大，初步取ik=3.5，則蝸桿減速器傳動比為:i=iaik=77.423.5=22.12第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:蝸桿軸：nI= nm=720rmin輸出軸：nII=nIi=72022.12=32.55rmin開式小齒輪軸：nIII= nII=32.55rmin工作機軸：nIV=nIIIik=32.553.5=9.3rmin（2)各軸輸入功率:蝸桿軸：PI= P

7、d×1=5.15×0.99=5.1Kw輸出軸：PII= PI×2×3=5.1×0.98×0.8=4Kw開式小齒輪軸：PIII= PII=4Kw工作機軸：PIV= PIII×2×4=4×0.98×0.95=3.72Kw則各軸的輸出功率：蝸桿軸：PI'= PI×2=5.1×0.98=5Kw輸出軸：PII'= PII×2=4×0.98=3.92Kw開式小齒輪軸：PIII'= PII'=3.92Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動機軸的輸出

8、轉(zhuǎn)矩:Td=9550×Pdnm=9550×5.15720=68.31Nm蝸桿軸：TI=9550×PInI=9550×5.1720=67.65Nm輸出軸：TII=9550×PIInII=9550×432.55=1173.58Nm開式小齒輪軸：TIII=9550×PIIInIII=9550×432.55=1173.58Nm工作機軸：TIV=9550×PIVnIV=9550×3.729.3=3820Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：蝸桿軸：TI'= TI×2=67.65×0.98=66.3N

9、m輸出軸：TII'= TII×2=1173.58×0.98=1150.11Nm開式小齒輪軸：TIII'= TII'=1150.11Nm第五部分 蝸輪蝸桿傳動的設(shè)計計算1.選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。2.選擇材料及精度等級 考慮蝸桿的功率和速度，蝸桿采用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，硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。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HT100制造。選用8級精度。3.按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計

10、根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-10）m2d1KT2480Z2H2（1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 根據(jù)第四部分計算T2=9.55×103P2n2=9.55×103×432.55=1173.58Nm（2）確定載荷系數(shù)K 根據(jù)減速器工作條件，取載荷分布不均系數(shù)Kb = 1；由表11-5選取使用系數(shù)KA = 1；根據(jù)減速器工作條件可取動載系數(shù)KV = 1.05；則：K=KAKKV=1×1×1.05=1.05（3）確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE = 16

11、0 MPa1/2（4）確定蝸桿頭數(shù)Z1和蝸輪齒數(shù)Z2 根據(jù)傳動比選擇蝸桿頭數(shù)Z1 = 2，則蝸輪齒數(shù)Z2 = Z1×i1 = 44.24，取Z2 = 44（5）確定許用接觸應(yīng)力sH 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力sH = 268 MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60n2jLh=60×32.55×1×8×2×8×300=7.5×107壽命系數(shù)：KHN=8107N=81077.5×107=0.7774則：H=KHN×H'=0.

12、7774×268=208MPa（6）計算m2d1值m2d1KT2480Z2H2=1.05×1173.58×1000×48044×2082=3389.63mm3因Z1 = 2，故從表11-2中取模數(shù)m = 8 mm，蝸桿分度圓直徑d1 = 80 mm。4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）中心距a=d1+d22=80+8×442=216mm（2）蝸桿軸向齒距：pa=m=×8=25.12mm直徑系數(shù)：q=d1m=808=10齒頂圓直徑：da1=d1+2ha*m=80+2×1×8=96mm齒根圓直徑：df1=

13、d1-2ha*+c*m=80-2×1+0.2×8=60.8mm分度圓導(dǎo)程角：=11.31°=11°18'36蝸桿軸向齒厚：sa=0.5m=0.5××8=12.56mm蝸桿寬度：b111+0.06×Z2m+25=11+0.06×44×8+25=134mm（3）蝸輪蝸輪分度圓直徑：d2=mZ2=8×44=352mm蝸輪喉圓直徑：da2=d2+2ha*m=352+2×1×8=368mm蝸輪齒根圓直徑：df2=d2-2ha*+c*m=352-2×1+0.2×

14、;8=332.8mm蝸輪咽喉母圓半徑：rg2=a-0.5da2=216-0.5×368=32mm蝸輪寬度：B0.75da1=0.75×9672mm蝸輪頂圓直徑：de2da2+1.5m=368+1.5×8380mm5.校核齒根彎曲疲勞強度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=Z2cos3=44cos11.31°3=46.66根據(jù)Zv2 = 46.66，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2 = 2.38螺旋角系數(shù)：Y=1-140°=1-11.31°140°=0.9192許用彎曲應(yīng)力： 從表11-8中查得鑄錫

15、磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力F = 56 MPa壽命系數(shù)：KFN=9106N=91067.5×107=0.619F=F'×KFN=56×0.619=34.664MPaF=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.53×1.05×1173.58×100080×352×8×2.38×0.9192=18.309MPa34.664MPa彎曲強度是滿足的。6.驗算效率相對滑動速度：Vs=d1n160×1000cos=×80×72060×

16、1000cos11.31°=3.074ms從表11-18中用插值法查得fv = 0.0277、v = 1.5875；已知 = 11°1836 = 11.31°代入下式中得：=0.96×tantan+v=0.96×tan11.31°tan11.31°+1.5875°=0.847.熱平衡核算 取油溫t0 = 70，周圍空氣溫度ta = 20，通風(fēng)良好，取d = 15 W/(m2·)，傳動效率為 = 0.84，則散熱面積S為S=1000P11-dt0-ta=1000×5.1×1-0.8415

17、×70-20=1.09m2主要設(shè)計結(jié)論 模數(shù)m = 8 mm，蝸桿分度圓直徑d1 = 80 mm，蝸桿頭數(shù)Z1 = 2，蝸輪齒數(shù)Z2 = 44，中心距a = 216 mm。蝸桿材料用45鋼，齒面淬火；蝸輪材料用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。其他重要齒輪參數(shù)總結(jié)和計算名稱代號計算關(guān)系式取值蝸桿直徑系數(shù)qq = d1/m10蝸桿軸向齒距papa = ×m25.12mm蝸桿導(dǎo)程pzpz = ×m×Z150.24mm蝸桿分度圓直徑d1d1 = m×q80mm蝸桿齒頂圓直徑da1da1 = d1+2×ha×m96mm蝸桿齒

18、根圓直徑df1df1 = d1-2×(ha+c)×m60.8mm蝸桿導(dǎo)程角tan =mZ1/d1 = Z1/q11°1836蝸桿齒寬b1b1(11+0.06×Z2)×m+25134mm蝸輪分度圓直徑d2d2 =m×Z2352mm蝸輪喉圓直徑da2da2 =d2+2×ha×m368mm蝸輪齒根圓直徑df2df2 =d2-2×(ha+c)×m332.8mm蝸輪咽喉母圓半徑rg2rg2 =a-0.5×da232mm蝸輪寬度BB0.75da172mm蝸輪頂圓直徑de2de2da2+1.5

19、15;m380mm第六部分 開式齒輪傳動的設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 25，大齒輪齒數(shù)z2 = 25×3.5 = 87.5，取z2= 88。（4）初選螺旋角b = 14°。（5）壓力角a = 20°。2.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）由式試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KFt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T4 = 1173.58 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。計算彎

20、曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°) = 29.683°aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos88×cos20.561°/(88+2×1×cos14

21、6;) = 23.641°端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 25×(tan29.683°-tan20.561°)+88×(tan23.641°-tan20.561°)/2 = 1.653軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 1×25×tan(14°)/ = 1.984基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan14°×cos20.561°) = 13.14

22、1°當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.653/cos213.141°= 1.743重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.743 = 0.68計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.984× = 0.769計算當(dāng)量齒數(shù)ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos314° = 27.364ZV2 = Z2/cos3b = 88/cos314° = 96.323由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.

23、62 YSa2 = 1.8計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×32.55×1×8×300×2×8 = 7.5×107大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 7.5×107/3.5 = 2.14×107由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.9、KFN2 = 0.93取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 321

24、.43 MPasF2 = = = 252.43 MPa = = .0129 = = .0158因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 = = .01582）試算齒輪模數(shù) = 3.602 mm（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vd1 = mntz1/cosb = 3.602×25/cos14°= 92.804 mmv = = = .16 m/s齒寬bb = = = 92.804 mm齒高h及寬高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×3.602 = 8.104 mmb/h = 92.804/8.104 = 1

25、1.452）計算實際載荷系數(shù)KF由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = .16 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.02。齒輪的圓周力Ft1 = 2T4/d1 = 2×1000×1173.58/92.804 = 25291.582 NKAFt1/b = 1×25291.582/92.804 = 272.53 N/mm > 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.171，結(jié)合b/h = 11.45查圖，得KFb = 1.141。則載荷系數(shù)為：KF = KAKV

26、KFaKFb = 1×1.02×1.4×1.141 = 1.6293）可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn = = = 3.624 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 4 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a = = = 232.911 mm中心距圓整為a = 235 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 15.916°即：b = 15°5458（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 103.982 mmd2 = = = 366.017 mm（4）計算齒輪寬度b = sd×d1 = 1×103.982 =

27、 103.982 mm取b2 = 104 mm、b1 = 109 mm。4.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 88，模數(shù)m = 4 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 15.916°= 15°5458，中心距a = 235 mm，齒寬b1 = 109 mm、b2 = 104 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m4mm4mm齒數(shù)z2588螺旋角左15°5458右15°5458齒寬b109mm104mm分度圓直徑d103.982mm366.017mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250

28、.25齒頂高ham×ha4mm4mm齒根高hfm×(ha+c)5mm5mm全齒高hha+hf9mm9mm齒頂圓直徑dad+2×ha111.982mm374.017mm齒根圓直徑dfd-2×hf93.982mm356.017mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7.1 蝸桿軸的設(shè)計1.蝸桿軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 5.1 KW n1 = 720 r/min T1 = 67.65 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知蝸桿的分度圓直徑為:d1 = 80 mm 蝸輪的分度圓直徑為:d2 = 352 mm 則:Ft=2T1d1=2×1

29、000×67.6580=1691.2NFa=2T2d2=2×1000×1173.58352=6668.1NFr=Fa×tan=6668.1×tan20°=2425.7N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin=A0×3P1n1=112 ×35.1720=21.5mm 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考

30、慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT1=1.3×67.65=87.9Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時考慮電機軸直徑42mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為35 mm故取d12 = 35 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L

31、= 60 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器轂孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T = 45×85×20.75 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為2，則l34 = l78 = 20.75+2 = 22.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩

32、高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于蝸桿和蝸桿軸是一體軸。所以l56 = b1 = 134 mm，d56 = da1 = 96 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取蝸輪頂圓距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 2 mm，取蝸桿軸安裝軸承處箱體內(nèi)凸臺距箱體內(nèi)壁距離為t，取t = 10+T+2 = 10+20.75+2 = 32.75 mm，則l45 = l67 = (2×+de2-2×t

33、-b1-2×(da1-d45)/4)/2 = (2×16+380-2×32.75-134-2×(96-52)/4)/2 = 95.25 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖: 根據(jù)30209軸承查手冊得a = 18.6 mm 第一段軸中點距左支點距離L1 = (58/2+50+18.6)mm = 97.6 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (134/2+22.75+95.25+(96-52)/4-18.6)mm = 177.4 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (134/2+22.75+95.25+(96

34、-52)/4-18.6)mm = 177.4 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力：FNH1=FtL2L2+L3=1691.2×177.4177.4+177.4=845.6NFNH2=FtL3L2+L3=1691.2×177.4177.4+177.4=845.6N垂直面支反力：FNV1=FrL2+Fa×d12L2+L3=2425.7×177.4+6668.1×802177.4+177.4=1964.6NFNV2=Fr-FNV1=2425.7-1964.6=461.1N右側(cè)軸承1的總支承反力：FH1=FNH12+FNV12=845.62+1964

35、.62=2138.85N左側(cè)軸承2的總支承反力：FH2=FNH22+FNV22=845.62+461.12=963.15N3）計算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：蝸桿受力點截面C處的水平彎矩：MCH=FNH1L3=845.6×177.4=150009.44Nmm4）計算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：蝸桿受力點C處左側(cè)的垂直彎矩：MCV左=FNV2L2=461.1×177.4=81799.14Nmm蝸桿受力點C處右側(cè)的垂直彎矩：MCV右=FNV1L3=1964.6×177.4=348520.04Nmm5）計算合成彎矩并繪制彎矩圖：蝸桿受力點C處左側(cè)的合成彎矩：MC左=MCH2

36、+MCV左2=150009.442+81799.142=170862.32Nmm蝸桿受力點C處右側(cè)的合成彎矩：MC右=MCH2+MCV右2=150009.442+348520.042=379432.54Nmm6）繪制扭矩圖T=T1=67650Nmm7）計算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面A處的當(dāng)量彎矩：MVA=MA2+T12=02+0.6×1000×67.652=40590Nmm截面B處的當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T12=02+0.6×1000×67.652=40590Nmm截面C處左側(cè)的當(dāng)量彎矩：MVC左=MC左2+T12=170862.322+0.6

37、5;1000×67.652=175617.43Nmm截面C處右側(cè)的當(dāng)量彎矩：MVC右=MC右2+T12=379432.542+0.6×1000×67.652=381597.43Nmm截面D處的當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T12=02+0.6×1000×67.652=40590Nmm8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度： 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）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a = 0.6，則軸的計算應(yīng)力：ca=McaW=M12+T12W=170862.3

38、22+0.6×67.65×100020.1×803=3.4MPa-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 輸出軸的設(shè)計1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4 KW n2 = 32.55 r/min T2 = 1173.58 Nm2.求作用在蝸輪上的力 已知蝸桿的分度圓直徑為:d1 = 80 mm 已知蝸輪的分度圓直徑為:d2 = 352 mm 則:Ft=2T2d2=2×1000×1173.58352=6668.1NFa=2T1d1=2×10

39、00×67.6580=1691.2NFr=Ft×tan=6668.1×tan20°=2425.7N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin=A0×3P2n2=112 ×3432.55=55.7mm 輸出軸的最小直徑是安裝開式小齒輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 58 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足開式小齒輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d

40、23 = 63 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 68 mm，為保證開式小齒輪定位可靠，取l12 = 109 - 2 = 107 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 63 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30213，其尺寸為d×D×T = 65mm×120mm×24.75mm，故d34 = d67 = 65 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 24.75+15 = 39.75 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得302

41、13型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 74 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 70 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。取蝸輪輪轂的寬度為L = 89 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 87 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與外齒輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取蝸輪輪轂端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 24.75 mm，則l34 =

42、T+s+2 = 24.75+8+16+2 = 50.75 mml56 = s+T-l67 = 8+16+24.75-39.75 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖: 根據(jù)30213軸承查手冊得a = 23.8 mm 齒寬中點距左支點距離L1 = (89/2+9+39.75-23.8)mm = 69.4 mm 齒寬中點距右支點距離L2 = (89/2-2+50.75-23.8)mm = 69.4 mm 第一段受力中點距右支點距離L3 = (107/2+50+23.8)mm = 127.3 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力：FNH1=F

43、rL1+Fa×d22L1+L2=2425.7×69.4+1691.2×352269.4+69.4=3357.31NFNH2=Fr-FNH1=2425.7-3357.31=-931.61N垂直面支反力：FNV1=FtL1L1+L2=6668.1×69.469.4+69.4=3334.05NFNV2=FtL2L1+L2=6668.1×69.469.4+69.4=3334.05N右側(cè)軸承1的總支承反力：FH1=FNH12+FNV12=3357.312+3334.052=4731.53N左側(cè)軸承2的總支承反力：FH2=FNH22+FNV22=-931.

44、612+3334.052=3461.76N3）計算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：截面A處和B處的水平彎矩：MAH=MBH=0齒輪所在軸截面C右側(cè)在水平面上所受彎矩：MCH右=FNH1L1=3357.31×69.4=232997.31Nmm齒輪所在軸截面C左側(cè)在水平面上所受彎矩：MCH左=FNH1L1-Fa×d22=3357.31×69.4-1691.2×3522=-64653.89Nmm截面D在水平面上所受彎矩：MDH=04）計算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：截面A在垂直面上所受彎矩：MAV=0截面B在垂直面上所受彎矩：MBV=0齒輪所在軸截面C在垂直面上所受彎

45、矩：MCV=FNV1L1=3334.05×69.4=231383.07Nmm截面D在垂直面上所受彎矩：MDV=05）計算合成彎矩并繪制彎矩圖：截面A處的合成彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處的合成彎矩：MB=MBH2+MBV2=02+02=0Nmm齒輪所在截面C處的合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=(2+231383.072=231383.07Nmm截面D處的合成彎矩：MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm6）繪制扭矩圖T=T2=1173580Nmm7）計算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面A處的當(dāng)量彎矩：MVA=MA2+T22=02+0.6×10

46、00×1173.582=704148Nmm截面B處的當(dāng)量彎矩：MVB=MB2+T22=02+0.6×1000×1173.582=704148Nmm截面C處的當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+T22=231383.072+0.6×1000×1173.582=741189.94Nmm截面D處的當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+T22=02+0.6×1000×1173.582=704148Nmm8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度： 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）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方

47、向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a = 0.6，則軸的計算應(yīng)力：ca=McaW=M12+T22W=231383.072+0.6×1173.58×100020.1×703=21.6MPa-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為

48、:T=0.25hl'dF=0.25×8×40×35×1201000=336NmTT1，故鍵滿足強度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與蝸輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 20mm×12mm×80mm，接觸長度:l' = 80-20 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'dF=0.25×12×60×70×1201000=1512NmTT2，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與開式小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b

49、×h×l = 16mm×10mm×100mm，接觸長度:l' = 100-16 = 84 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'dF=0.25×10×84×58×1201000=1461.6NmTT2，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh=8×2×8×300=38400h9.1 蝸桿軸的軸承計算與校核1）初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1

50、，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×2425.7+0×6668.1=2425.7N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P×10360n1Lh106=2425.7×10360×720×38400106=22428N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30209軸承，Cr = 67.8 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n1CP103=10660×72067.8×10002425.7103=1.53×106hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當(dāng)量動

51、載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×2425.7+0×1691.2=2425.7N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P×10360n2Lh106=2425.7×10360×32.55×38400106=8858N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30213軸承，Cr = 120 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n2CP103=10660×32.55120×10002425.7103=

52、2.28×108hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T1=67.65Nm由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT1=1.3×67.65=87.9Nm2.型號選擇 選用LT5型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 125 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 4600 r/min，軸孔直徑為35 mm，軸孔長度為60 mm。Tca=87.9NmT=125Nmn1=720rminn=4600rmin聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大

53、小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。2

54、）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = .65 m/s 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作

55、，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1 減速器附件的設(shè)計與選取1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計算如下：查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 42.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器