目 錄一、傳動方案分析-2二、電動機的選擇計算-3三、總傳動比的確定和各級傳動比的分配-3四、運動和動力參數(shù)的計算-3五、傳動零件的設(shè)計-4六、軸的設(shè)計和計算-11七、滾動軸承的選擇和計算-16八、鍵連接的選擇和計算-19九、聯(lián)軸器的選擇和計算-20十、潤滑和密封的說明-21十一、拆裝和調(diào)整的說明-21十二、減速箱體的附件的說明-21十三、設(shè)計小節(jié)-21十四、參考資料-22 一、傳動方案分析1蝸桿傳動蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率的場合。采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較高的相對滑動速度，可將蝸桿傳動布置在高速級，以利于形成潤滑油膜，可以提高承載能力和傳動效率。因此將蝸桿傳動布置在第一級。2斜齒輪傳動斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此將斜齒輪傳動布置在第二級。3圓錐齒輪傳動圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模熟的圓錐齒輪，只有在需要改變軸的布置方向時采用，并盡量放在高速級和限制傳動比，以減小圓錐齒輪的直徑和摸數(shù)。所以將圓錐齒輪傳動放在第三級用于改變軸的布置方向。4鏈?zhǔn)絺鲃渔準(zhǔn)絺鲃舆\轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，應(yīng)布置在低速級。所以鏈?zhǔn)絺鲃硬贾迷谧詈?。因此，蝸桿傳動斜圓柱齒輪傳動圓錐齒輪傳動鏈?zhǔn)絺鲃?，這樣的傳動方案是比較合理的。 計 算 及 說 明二電動機選擇計算1原始數(shù)據(jù)如下：運輸鏈牽引力F=7500N運輸鏈工作速度V=0.17m/s滾筒直徑D=300mm2電動機型號選擇所需功率KW取1=0.99（連軸器）,2=0.98（軸承） ,3=0.97（齒輪）,4=0.72（蝸桿）,5=0.93（鏈傳動）；a=1( 2)3 3 45=0.605電動機功率 Pd=Pw / a=2.1 kw鏈輪節(jié)圓直徑 鏈輪轉(zhuǎn)速 取齒輪傳動比i1=24 ; 蝸桿傳動比i2=6090則電動機總傳動比為 ia=i1i2=120360故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍是nd=ian=(120360)5.6=6702012 r / min故選電動機型號為Y90L-4主要參數(shù)：三總傳動比確定及各級傳動比分配 由電動機型號查表得nm=1440 r / min；ia=nm / n=1440 / 5.6=257取蝸桿傳動比i1=31；齒輪傳動比i2=0.05（ia / i3）=3；四運動和動力參數(shù)的計算設(shè)蝸桿為1軸，蝸輪軸為2軸，圓柱齒輪軸為3軸,鏈輪軸為4軸，1.各軸轉(zhuǎn)速：n1=nm / i1=1440 / 31 =46.45 r / minn2=nm / i2=46.45 / 3= 15.48 r / minn3=nm / i3=15.48 / 2.77=5.59 r / min2.各軸輸入功率：P1=Pd01=2.10.99=1.473kwP2=P102=1.4730.980.72=1.039kwP3=P234=1.0390.980.72=0.988kwP4=P345=0.9880.980.97=0.900kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)距：Td=9550Pd/nm=95502.1/1440=9.868NmT1=Td01=9.8680.99=9.77 NmT2=T1i112=9.77310.980.72=213.7 NmT3=T2i234=213.730.980.97=609.43 NmT4=T3i345=609.432.770.980.93=1538.55 Nm運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名效率P(kw)轉(zhuǎn)距T(Nm)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率 輸入輸出輸入輸出電動機軸2.1 9.87 1440.001.00 0.99 一軸1.473 1.444 9.770 9.57 1440.0031.0 0.71二軸1.093 1.018 213.7209.446.453.00 0.95 三軸0.988 0.968 609.4597.2 15.482.77 0.91 四軸0.900 0.882 1538.61507.85.59五傳動零件的設(shè)計計算1蝸桿蝸輪的選擇計算(1).選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)GB/T 100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)。(2).選擇材料 蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬膜鑄造。輪芯用灰鑄鐵HT100制造。(3).按齒面接觸疲勞強度進行計算根據(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。傳動中心距確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)距 T2 z1=1，=0.7 ,則Nmm確定載荷K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)K=1，機械設(shè)計250頁查表11-5取KA=1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取KV=1.05；則 K=KAKKV =1.1511.051.21確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa1/2確定接觸系數(shù)Z 先假設(shè)分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，從圖11-18中查得Z=2.9確定許用接觸應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬鑄造膜，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H=268MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 計算中心距 取從表11-2中查得m=5，蝸桿分度圓直徑。這時，從圖11-18中查得2.37，因，因此以上計算結(jié)果可用。(4).蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 蝸桿軸向齒距 =15.7mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑 =60mm；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚 7.85mm蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=31；變位系數(shù)x2=-0.5；驗算傳動比i = z2/z1=31；傳動比誤差為0蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=531=155mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=155+25=165mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=155-21.25=143mm蝸輪咽喉母圓半徑 rg2= a-0.5da2=100-0.5165=17.5mm(5).校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 由此，查表11-19可得齒形系數(shù)。螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù) 滿足彎曲強度。(6).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，屬于通用機械減速器，從GB/T 100891988 圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T 100891988。(7).熱平衡核算。由于摩擦損耗的功率，則產(chǎn)生的熱流量為P蝸桿傳遞的功率以自然方式箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取；S內(nèi)表面能被論化油所飛濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積，單位為m2；取S=0.5 m2油的工作溫度，可取；周圍空氣的溫度，常溫情況可??；按熱平衡條件，可求得在即定工作條件下的油溫< 滿足溫度要求。2斜齒輪傳動選擇計算(1).選精度等級、材料及齒數(shù)運輸機一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。材料選擇。有表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)選取螺旋角。初選螺旋角。(2).按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a.試選b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉(zhuǎn)距 Nmme.由表10-7選取齒寬系數(shù)f.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)g.由圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限h.應(yīng)力循環(huán)次數(shù) i.由表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN=1.07j.計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1 計算a.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b.計算圓周速度 c.計算齒寬b及模數(shù) d.計算縱向重合度 e.計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.16m/s，7級精度，有圖10-8查得動載荷系數(shù)，故 由表10-13查得由表10-3查得 故載荷系數(shù) f.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 g.計算模數(shù) (3).按齒根彎曲強度設(shè)計 確定計算參數(shù)a.計算載荷系數(shù) b.根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c.計算當(dāng)量齒數(shù) d.查取齒形系數(shù)由表10-5查得 e.計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計計算 mm因此取，可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒面接觸疲勞強度取 取，則(4).幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為130mm按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故等值不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 所以取。六軸的設(shè)計和計算1.初步計算軸徑軸的材料選用常用的45鋼當(dāng)軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為： 1，3軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取較大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 考慮到1軸要與電動機聯(lián)接，初算直徑d1必須與電動機軸和聯(lián)軸器空相匹配，所以初定d1=24mm取d2 =35mm；d3 =45mm2蝸桿軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1軸的初步設(shè)計如下圖：裝配方案是：套筒、左端軸承、端蓋、聯(lián)軸器依次從軸的左端向又端安裝，右端只安裝軸承和軸承座。軸的徑向尺寸：當(dāng)直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時，直徑變化值要大些，可?。?8）mm，否則可?。?6）mm軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關(guān)，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應(yīng)留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸起到軸向固定作用，一般可取L=（13）mm。軸上的鍵槽應(yīng)靠近軸的端面處。 3軸的初步設(shè)計如下圖：裝配方案：左端從左到右依次安裝斜齒輪、套筒和滾動軸承，右端從右到左依次安裝套筒、滾動軸承、端蓋和圓錐齒輪。尺寸設(shè)計準(zhǔn)則同1軸 2軸的初步設(shè)計如下圖：裝配方案：左端從左到右依次安裝套筒、滾動軸承，右端從右到左依次安裝蝸輪、套筒、滾動軸承和端蓋。尺寸設(shè)計準(zhǔn)則同1軸32軸的彎扭合成強度計算由2軸兩端直徑d=35mm，查機械零件手冊得到應(yīng)該使用的軸承型號為7207C，D=72mm，B=17mm，a=15.7mm（軸承的校核將在后面進行）。(1).求作用在齒輪上的力，蝸輪、軸承對軸的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪上的作用力：蝸輪對軸的作用力：再由下圖求出軸承對軸的作用力 作出2軸的力學(xué)模型，如下圖再計算出各個作用點處的彎距和扭距彎距圖和扭距圖如下： 軸的受力分析及彎距、扭距圖(2).校核軸的強度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪軸的輪齒處存在危險截面，因此在該處計算應(yīng)力 （因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對稱循環(huán)應(yīng)力，故引入折合系數(shù)）取抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的彎扭強度條件為 查表15-1得 MPa所以 符合彎扭強度條件七滾動軸承的選擇計算11軸上的軸承的選擇和壽命計算左端采用雙列角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為7209C，主要參數(shù)如下：D=85mm;B=19mm;a=18.2mm基本額定靜載荷 Co=27.2 kN基本額定動載荷 C =38.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=6700 r / min右端采用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d =45mm，選擇深溝球軸承代號為6209，主要參數(shù)如下： D=85mm;B=19mm基本額定靜載荷 Co=20.5 kN基本額定動載荷 C =31.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=7000 r / min因1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查表13-5得雙列角接觸球軸承判斷系數(shù) e =0.8所以 當(dāng)量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為 當(dāng)量動載荷所以 ，應(yīng)用核算軸承的壽命因為是球軸承，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22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d=35mm，選用深溝球軸承的型號為7207C，主要參數(shù)如下： D=72mm；B=17mm；a=15.7mm基本額定靜載荷 Co=20 kN基本額定動載荷 C =30.5 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=11000 r / min(2).壽命計算查表13-5得 所以 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，所以取靜強度安全系數(shù)所以 滿足強度條件(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。八、鍵連接的選擇和計算1鍵的選擇1軸鍵槽部分的軸徑為24mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵3軸左端鍵槽部分的軸徑為50mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵右端選擇與左端相同的鍵鍵2軸鍵槽部分的軸徑為43mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2鍵的強度計算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為 查表6-2得，鋼材料在輕微沖擊下的許用擠壓應(yīng)力為100120MPa，所以取 (1).1軸上鍵的強度計算 所以 滿足強度條件(2).2軸上鍵的強度計算 所以 滿足強度條件(3).3軸左端鍵的強度計算 所以 滿足強度條件右端鍵的強度計算 所以 滿足強度條件九聯(lián)軸器的選擇計算1計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取 2型號選擇根據(jù)計算轉(zhuǎn)距選擇撓性聯(lián)軸器HL2-Y型主要參數(shù)如下：公稱扭距 （滿足要求）許用轉(zhuǎn)速 （滿足要求）軸孔直徑 軸孔長度 十潤滑和密封說明1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齒圓柱齒輪采用飛濺潤滑；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉(zhuǎn)速v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。2密封說明在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑脂。十一拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。當(dāng)軸直徑為3050mm時，可取游隙為4070mm。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點，側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當(dāng)傳動側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。十二減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。十三設(shè)計小結(jié)設(shè)計是一項艱巨的任務(wù)，設(shè)計是要反復(fù)思考、反復(fù)修改，設(shè)計是要以堅實的知識基礎(chǔ)為前提的，設(shè)計機械的最終目的是要用于實際生產(chǎn)的，所以任何一個環(huán)節(jié)都馬虎不得，機械設(shè)計課程設(shè)計讓我又重溫了一遍學(xué)過的機械類課程的知識。經(jīng)過多次修改，設(shè)計的結(jié)果還是存在很多問題的，但是體驗了機械設(shè)計的過程，學(xué)會了機械設(shè)計的方法，能為以后學(xué)習(xí)或從事機械設(shè)計提供一定的基礎(chǔ)。十四參考資料1機械設(shè)計濮良貴 紀(jì)名剛 主編，高等教育出版社，2005年。2機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書龔義 主編，高等教育出版社，2005年。3.機械零件手冊周開勤 主編，高等教育出版社，2005年。4機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊龔義 主編，高等教育出版社，2004年。- 25 -