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PAGEPAGE27機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 題目專業(yè)班級學(xué)號學(xué)生姓名指導(dǎo)教師南昌大學(xué)科技學(xué)院2011年12月機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書專業(yè)班級學(xué)生姓名學(xué)號指導(dǎo)教師題目設(shè)計電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置傳動系統(tǒng)圖：原始數(shù)據(jù)：鋼繩拉力鋼繩速度卷筒直徑工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，使用期限10年，運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%要求完成：1.減速器裝配圖1張（A2）。2.零件工作圖2張（箱體和軸）。3.設(shè)計說明書1份。開始日期年月日完成日期年月日目錄1．電機(jī)選擇 12．選擇傳動比 32.1總傳動比 32.2減速裝置的傳動比分配 33．各軸的參數(shù) 43.1各軸的轉(zhuǎn)速 43.2各軸的輸入功率 43.3各軸的輸出功率 43.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 43.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 53.6各軸的運(yùn)動參數(shù)表 64.蝸輪蝸桿的選擇 74.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 74.2選擇材料 74.3按計齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算進(jìn)行設(shè) 74.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 84.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 94.6驗算效率 104.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 105．圓柱齒輪的設(shè)計 115.1材料選擇 115.2按齒面接觸強(qiáng)度計算設(shè)計 115.3計算 125.4按齒根彎曲強(qiáng)度計算設(shè)計 135.5取幾何尺寸計算 146．軸的設(shè)計計算 166.1蝸桿軸 166.1.1按扭矩初算軸徑 166.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計 166.2蝸輪軸 176.2.1輸出軸的設(shè)計計算 176.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 186.3蝸桿軸的校核 196.3.1求軸上的載荷 196.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度 226.4蝸輪軸的強(qiáng)度校核 246.4.1精度校核軸的疲勞強(qiáng)度 256.4.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度 277.滾動軸承的選擇及校核計算 307.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算 307.2蝸桿軸上軸承的選擇計算 318.鍵連接的選擇及校核計算 358.1輸入軸與電動機(jī)軸采用平鍵連接 358.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 358.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接 359．聯(lián)軸器的選擇計算 379.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器 379.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器 3710.潤滑和密封說明 3910.1潤滑說明 3910.2密封說明 3911．拆裝和調(diào)整的說明 4012．減速箱體的附件說明 4113.設(shè)計小結(jié) 4214．參考文獻(xiàn) 431．電機(jī)選擇工作機(jī)所需輸入功率：所需電動機(jī)的輸出功率：傳遞裝置總效率：式中：：蝸桿的傳動效率：每對軸承的傳動效率：直齒圓柱齒輪的傳動效率：聯(lián)軸器的效率：卷筒的傳動效率所以故選電動機(jī)的額定功率為考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸重量及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號為：的電動機(jī)。2．選擇傳動比2.1總傳動比2.2減速裝置的傳動比分配3．各軸的參數(shù)將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸II軸III軸IV軸：、、、、依次為電動機(jī)與I軸I軸與II軸II軸與III軸III軸與V軸的傳動效率則：3.1各軸的轉(zhuǎn)速Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.2各軸的輸入功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.3各軸的輸出功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī)Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.6各軸的運(yùn)動參數(shù)表表3.1各軸的運(yùn)動參數(shù)表軸號功率轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸1軸2軸3軸卷軸4.蝸輪蝸桿的選擇功率P=傳動比i=轉(zhuǎn)速n=4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T10085—1998選擇ZI4.2選擇材料蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造4.3按計齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算進(jìn)行設(shè)（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計進(jìn)行計算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計進(jìn)行設(shè)計，再校對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)[1]P254式（11-12），傳動中心距由前面的設(shè)計知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2，按Z=2,估取，則：計算轉(zhuǎn)矩T2：（2）確定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則（3）確定彈性影響系數(shù)因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有（4）確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和中心距的比值，從文獻(xiàn)[1]P253圖11-18中可查到（5）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻(xiàn)[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則（6）計算中心距:取a=160mm，由i=30，則從文獻(xiàn)[1]P245表11-2中查取，模數(shù)m=蝸桿分度圓直徑d=從圖中11-18中可查，由于＜，即以上算法有效。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）蝸桿軸向尺距=直徑系數(shù)q==齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓導(dǎo)程角蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪蝸輪齒數(shù),變位系數(shù)：驗算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內(nèi)。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=螺旋角系數(shù)：許用彎曲應(yīng)力：從文獻(xiàn)[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]=壽命系數(shù)可以得到：因此彎曲強(qiáng)度是滿足的。4.6驗算效率已知；；與相對滑動速度有關(guān)。從文獻(xiàn)[1]P264表11-18中用差值法查得：代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。4.7精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8fGB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細(xì)情況見零件圖。5．圓柱齒輪的設(shè)計P=V=i=5.1材料選擇（1）小齒輪的材料為40，硬度為280,大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240,二者之差為40。（2）精度等級選8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)（4）選壓力角為5.2按齒面接觸強(qiáng)度計算設(shè)計按式（10-21）試算，即（1）確定公式中的各參數(shù)①試選載荷系數(shù)②計算小齒輪的傳遞扭矩③由文獻(xiàn)[1]P205表10-7選齒寬系數(shù)④由文獻(xiàn)[1]P201表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)⑤由文獻(xiàn)[1]P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑥由文獻(xiàn)[1]P206式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。⑦由文獻(xiàn)[1]P207圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。⑧計算疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)，由文獻(xiàn)[1]P205式（10-12）得5.3計算（2）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值（2）計算圓周速度（3）計算齒寬（4）齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)計算出來的速度，7級精度，由文獻(xiàn)[1]P194圖10-8查的動載荷系；直齒輪，。由文獻(xiàn)[1]P193表10-2查的使用系數(shù)：由文獻(xiàn)[1]P196表10-4用插值法6級精度，小齒輪相對支撐對稱分布查文獻(xiàn)[1]P198圖10-13得；故載荷系數(shù)（6）按實際載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)[1]P204式（10-10）得、（7）計算摸數(shù)5.4按齒根彎曲強(qiáng)度計算設(shè)計由文獻(xiàn)[1]P201式（10-5）得彎曲強(qiáng)度計算設(shè)計（1）公式內(nèi)容的各計算值①由文獻(xiàn)[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；②由文獻(xiàn)[1]P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)③計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)由文獻(xiàn)[1]P205式（10-12）得④計算載荷系數(shù)⑤查齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)[1]P200表10-5查的⑥查取應(yīng)力校正值系數(shù)。由文獻(xiàn)[1]P200表10-5查的⑦計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的值大（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.5取幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距圓整取a=（3）計算齒輪寬度6．軸的設(shè)計計算6.1蝸桿軸蝸桿上的功率P轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩分T別如下：P=N=T=6.1.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)值，硬度為根據(jù)文獻(xiàn)式，并查教材表15-3，取考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則：因此選6.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻(xiàn)[1]P351表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機(jī)連接處電動機(jī)輸出軸的直徑查文獻(xiàn)[3]P172表13-10選用HL6型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。表6.1蝸桿軸聯(lián)軸器參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為端：因為定位銷鍵高度h=因此。軸承端蓋的總長為,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為所以，段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=44，查文獻(xiàn)[3]選用7209AC型號滾子承角接觸球軸承一端用油環(huán)定位（寬度為mm），油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。段：直徑軸環(huán)寬度b,在滿足強(qiáng)度下，又要節(jié)省材料取軸肩寬度為V段：由前面的設(shè)計知蝸桿的分度圓直徑齒頂圓直徑蝸輪的喉圓直徑。查文獻(xiàn)[1]P250表11-4材料變形系數(shù)所以蝸輪齒寬綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離（3）軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)[1]P106表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）參考文獻(xiàn)[1]P365表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為1~26.3蝸桿軸的校核6.3.1求軸上的載荷蝸桿軸上的載荷載荷HV支反力N彎矩M總彎矩M扭矩T=（1）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)[1]P373式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：，故安全。6.3.2精度校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險截面截面II、III、IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面V左右即可。（2）截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩截面E上扭矩軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)[1]P362表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)[1]P40附表3-2查取，因，,又由文獻(xiàn)[1]P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)[1]P42附圖3-2尺寸系數(shù)文獻(xiàn)[1]P44附圖3-4軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由文獻(xiàn)[1]P39表3-1與文獻(xiàn)[1]P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)（3）截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)[1]P373表15-4中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由文獻(xiàn)[1]P43附表3-8用插值法求出并取=，故按磨削加工，文獻(xiàn)[1]P44附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)[1]P25式（3-12）和文獻(xiàn)[1]P25式（3-12a）故得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)[1]P39附表3-1與文獻(xiàn)[1]P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù)??；，取計算安全系數(shù)故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。本設(shè)計因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此蝸桿軸的設(shè)計即告結(jié)束。7.滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：7.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算（1）軸承的選擇采用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑，選擇角接觸球軸承的型號為主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速（2）壽命計算因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力該軸承所受的徑向力約為對于型軸承，按文獻(xiàn)[1]P322表13-7軸承派生軸向力，其中為文獻(xiàn)[1]P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，查文獻(xiàn)[1]P321表13-5得角接觸球軸承判斷系數(shù)當(dāng)量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為當(dāng)量動載荷因為是球軸承，所以取指數(shù)軸承計算壽命減速器設(shè)計壽命所以滿足壽命要求。7.2蝸輪軸上軸承的選擇計算（1）軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑，選用軸承主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速（2）壽命計算按文獻(xiàn)[1]P322表13-7軸承派生軸向力其中為文獻(xiàn)[1]P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算：按文獻(xiàn)[1]P322式（13-11）得由文獻(xiàn)[1]P321表13-5進(jìn)行插值計算，得，。再計算：兩次計算的值相差不大，因此可以確定，，，。（3）軸承當(dāng)量動載荷、因為由文獻(xiàn)[1]P321表13-5分別進(jìn)行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1對軸承2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按文獻(xiàn)[1]P319表13-6，，取。則：軸承計算壽命減速器設(shè)計壽命所以滿足壽命要求。（3）靜載荷計算查機(jī)械零件手冊可知，角接觸球軸承當(dāng)量靜載荷因載荷穩(wěn)定，無沖擊，所以取靜強(qiáng)度安全系數(shù)所以滿足強(qiáng)度條件（4）極限工作轉(zhuǎn)速計算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求8.鍵連接的選擇及校核計算8.1輸入軸與電動機(jī)軸采用平鍵連接根據(jù)軸徑查文獻(xiàn)[2]P123可選用A型平鍵，得即：鍵8×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]P106表6-2查的許用應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻(xiàn)[1]P106式（6-1）得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計要求。8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)[2]P123可選用A型平鍵，得：即：鍵20×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]P106表6-2查的許用應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度由文獻(xiàn)[1]P106式（6-1）得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計要求。8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接查文獻(xiàn)[1]P123可選用A型平鍵得即：鍵16×70GB/T1096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]P106表6-2查的許用應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯(lián)軸器接觸高度由文獻(xiàn)[1]P106式（6-1）得：所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計要求。9．聯(lián)軸器的選擇計算9.1與電機(jī)輸出軸的配合的聯(lián)軸器（1）計算聯(lián)軸器的計算