机械设计课程设计说明书——闸门启闭机.doc

目 录
一、设计题目 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -2
二、系统总体方案确定
1.人字闸门启闭机功能分析 - - - - - - - - - - - - - - - - - -4
2.执行机构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -4
3.传动机构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -5
三、执行机构的尺寸设计和运动分析
1.执行机构的尺寸设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6
2.执行机构的运动分析 - - - - - - - - - - - - - - - - - - -8
四、传动机构的分析和传动件的工作能力计算
1.电动机选择 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -19
2.计算传动装置传动比，并分配各级传动比 - - - - - - - - - - -20
3.计算传动装置的运动和动力参数 - - - - - - - - - - - - - - -20
4.蜗轮蜗杆的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - -22
5.开式斜齿轮的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - -25
6.开式锥齿轮的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - -30
五、减速器结构设计
1.蜗杆轴的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -33
2.蜗轮轴的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -35
3.轴的校核和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -37
4.轴承的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -40
5.键连接的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -41
6.联轴器的选择 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -43
7.减速器的部分结构尺寸计算 - - - - - - - - - - - - - - - - -43

一、设计题目
设计题目——闸门启闭机
1. 机器的用途及功能要求
闸门是水工建筑的重要组成部分，其作用是封闭水工建筑物的孔口，并能够按需要全部或部分开放孔口，以便调节水位，泄放流量，放运船只，排除沉沙、冰块等漂浮物。人字闸门是一种在船闸上广泛应用的转动式平面闸门（如图所示），由左右两扇门叶组成。门叶支承在门轴柱底部的底枢上，门轴柱顶部设有顶枢以防门叶倾倒，底枢中心与顶枢中心的连线即为门叶的转动轴。当闸门全开时，两扇门叶分别隐靠在闸墙边的门龛中（与船闸的横轴线垂直）；闸门关闭时，两扇门叶在水压力作用下于接缝柱处互相挤紧，且分别与闸门的横轴线成夹角θ。门叶的开启与关闭由启闭机控制。
船闸人字闸门在静水中启闭。启闭机一般由动力装置、传动装置、执行机构、制动装置以及控制系统等组成。一般情况下，启闭机布置在闸墙顶部靠近门龛处，其执行机构与门叶的顶部相联结，启闭力作用在门叶顶部。 人字闸门

2. 设计要求和原始数据
设计原动机为电动机，执行机构为四杆机构的人字闸门启闭机。
⑴ 结构简单可靠，便于维护和修理；
⑵ 在开启的初始阶段和关闭的结束阶段，闸门的速度应接近于零；
⑶ 启闭机要受力状态良好，执行机构应满足最小传动角γmin≥40°；
⑷ 传动装置设计要合理，体积大小应适中；
⑸ 机器使用寿命10年（每年按300天计算），每日三班制工作，每小时开启次数不超过2次。机器工作时不逆转，允许曲柄转速有±5%的误差，载荷基本平稳，起动载荷为名义载荷的2倍。
⑹ 设计原始数据如下：
方 案 号
4－1
4－2
4－3
4－4
4－5
4－6
门叶尺度H×L (高×宽) (m)
6.7×4.0
4.9×3.0
5.9×3.6
5.7×3.5
4.5×2.8
4.7×2.9
水位差ΔH (m)
0.05
0.15
0.05
0.1
0.2
0.15
门叶与横轴线夹角θ°
22.5
22
21
22
21
22.5
闸门开启总时间t0 (秒)
30
25
21
19
17
15

3. 设计内容
⑴ 选择执行机构的型式，计算机构自由度，确定构件尺寸；
⑵ 确定总体设计方案，包括传动系统中各传动的类型、传动路线、总传动比及传动比分配；
⑶ 用电算法作执行机构的运动分析。取等步长，计算闸门在开启过程中10个位置（包括起、终点）上的角位移、角速度和角加速度，以及闸门的平均角速度ωm、最大角速度ωmax和最小角速度ωmin；
⑷ 计算闸门的开启力矩（即载荷），选择电动机；
⑸ 对传动系统中各级传动进行工作能力计算；
⑹ 进行减速器的结构设计。

4. 提交的设计结果
⑴ 启闭机总体设计方案，包括完整的传动路线图，按比例绘制的执行机构运动简图，要表达清楚各传动件及执行机构和原动机的空间位置关系；（2号图纸）
⑵ 闸门开启过程的角位移、角速度、角加速度线图；（3号图纸）
⑶ 减速器装配图一张；（1：1，0号图纸）
⑷ 减速器零件工作图若干张；（1：1）
⑸ 设计计算说明书，内容包括：
* 设计题目、要求和原始数据；
* 执行机构的运动设计，包括数学模型、程序框图及文本、计算过程和结果；
* 原动机选择、传动比分配过程，各轴的运动和动力参数计算过程和结果；
* 各级传动工作能力计算过程；
* 减速器中轴、轴承、键联结、联轴器的选择及计算。

5. 有关计算公式
（1） 闸门开启总阻力矩M
M = M1+M2 (N.m)
式中，
M1为静水压力的阻力矩， M1=0.25HL2ΔH× (N.m)
M2为风压阻力矩， M2=0.01HL2sinβ× (N.m)
β—闸门关闭时与闸墙的夹角（度）， β=90°－θ
（2） 电动机功率
P = Mω/ (1000η) (kw)
M — 闸门开启总阻力矩 (N.m)
ω — 闸门开启时的角速度（1/s）
η — 启闭机的总效率（其中，执行机构的效率取为0.95）

计算过程与说明
结果
二、系统总体方案确定
1.人字闸门启闭机功能分析
船闸人字闸门在静水中启闭。启闭机一般由动力装置、传动装置、执行机构、制动装置以及控制系统等组成。一般情况下，启闭机布置在闸墙顶部靠近门龛处，其执行机构与门叶的顶部相联结，启闭力作用在门叶顶部。启闭机要求结构简单可靠，便于维护和修理；在开启的初始阶段和关闭的结束阶段，闸门的速度应接近于零；启闭机要受力状态良好；传动装置设计要合理，体积大小应适中。
2.执行机构设计
2.1拟执行机构方案设计、比较和分析

方案比较和分析如下

方案号

主
要
性
能
特
性

1
2
3
4
运动变换
满足
满足
满足
满足
急回特性
无
无
无
无
一级传动角
较大
较小
较大
小
二级传动角
---
---
大
---
工作平稳性
平稳
一般
一般
冲击
磨损与变形
一般
强
一般
剧烈
效率
高
高
低
较高
复杂性
简单
一般
复杂
最简单
加工装配难度
易
易
较难
较难
成本
低
一般
高
一般
运动尺寸
小
小
大
大

由上表分析，并进行综合考虑最终选取执行机构方案1
3.传动机构设计
3.1拟传动方案的设计、比较和分析

方案（1） 二级圆柱齿轮传动，结构简单，应用广泛。承载能力和速度范围大，传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。制造安装精度要求高、噪声较大，齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，成本较高。
方案（2） 带传动与一级圆柱齿轮传动，带传动承载能力较小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳，能缓冲减震；一级圆柱齿轮传动，传动比小，效率较高，工艺简单，精度易于保证。
方案（3） 锥齿轮传动与一级圆柱齿轮传动组合，锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，所以只有在需改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比。
方案（4）一级蜗杆传动与开式圆柱圆锥齿轮组合，一级蜗杆传动结构简单、尺寸紧凑，但效率较低，适用于载荷较小，间歇工作场合，开始齿轮较闭式齿轮制造和安装成本都低，且各级组合使用可以得到很大传动比。
3.2最终选取执行机构方案
根据执行机构实际工作情况，选取方案（4）作为最后传动方案。一级蜗杆减速器结构简单，尺寸紧凑与开式齿轮组合可以得到需要的传动比，适合闸门启闭机的工作情况。
三、执行机构的尺寸设计和运动分析
1.执行机构的尺寸设计
1.1计算平面四杆机构的极位夹角
由设计题目工作要求，在开启的初始阶段和关闭的结束阶段，闸门的速度应接近于零，因此可知极位夹角
1.2计算摇杆最大摆角
执行机构中，闸门作为曲柄摇杆机构中的摇杆，已知门叶与横轴线夹角，则摇杆最大摆角
1.3计算并设计各杆长度
设
已知：闸门长度的一半为摇杆的长度，
许用压力角
由下图可知当极位夹角时，有以下几何条件：

a、c已知，设计机架长度d就能计算出连杆长度b，取d=3
经过计算，参数均满足构成曲柄的存在条件：a为最小值；。也满足压力角的要求，。

a(m)
b(m)
c(m)
d(m)
最小传动角
1.1184
2.5002
2
3
52
考虑最小传动角的大小，最终决定采用第三方案
∴
2.执行机构的运动分析
2.1计算曲柄的角速度
由设计题目的已知条件，闸门开启时间
曲柄角速度
2.2计算曲柄的初位角

如上图，建立以A为原点，x轴的正向与AD线一致的直角坐标系。
在曲柄的上极限位置，根据余弦定理可以求得曲柄的初位角

2.3对平面四杆机构进行运动分析
位移分析：

由封闭矢量多边形ABCD可得
AB+BC=AD+DC
（1）
将式（1）的实部和虚部分别相等可得：
（2）
（3）
令：

解得：
（4）
（5）
式（4）中的，表示给定时，可能有两个值，编程
时在的循环中，每次都由和算出两个值T1和T2。
将他们分别与前一步的比较，哪个更接近，哪个就是合适的，即如果，则令；否则，。
速度分析：
将式（1）对时间求导可得：
（6）
将式（6）的实部和虚部分别相等可解得：
（7）
（8）
加速度分析：
将式（6）对时间再求导可得：
（9）
将式（9）的实部和虚部分别相等可解得：
（10）
（11）
2.4电算法分析执行机构
要求
用电算法作执行机构的运动分析。取等步长30度，计算闸门在开启过程中12个位置（包括起、终点）上的角位移、角速度和角加速度，以及闸门的平均角速度ωm、最大角速度ωmax和最小角速度ωmin ，绘出闸门开启过程的角位移、角速度、角加速度线图。
程序框图

一． 取等步长30度，计算闸门在开启过程中12个位置（包括起、终点）上的角位移、角速度和角加速度
程序和计算结果
a=1.1184;
b=2.5;
c=2;
d=3;
pi=3.141593;
W1=0.165;
k=180/pi;
r=(b*b-c*c-(d-a)*(d-a))/(2*c*(d-a));
p3=atan(sqrt(1-r*r)/r);
if p3<0 p3=p3+pi;
end
for p1=28.9/k:pi/6:2*pi+28.9/k
t=d*d+c*c+a*a-b*b;
A=-sin(p1);
B=d/a-cos(p1);
C=t/(2*a*c)-d/c*cos(p1);
t1=2*atan((A+sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C));
t2=2*atan((A-sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C));
if(abs(t1-p3)<abs(t2-p3))
p3=t1;
else
p3=t2;
end
p2=atan((c*sin(p3)-a*sin(p1))/(d+c*cos(p3)-a*cos(p1)));
P1=p1*k;
P2=p2*k;
P3=p3*k;
W2=-a*sin(p1-p3)*W1/(b*sin(p2-p3));
W3=a*sin(p1-p2)*W1/(c*sin(p3-p2));
E2=(a*W1*W1*cos(p1-p3)+b*W2*W2*cos(p3-p2)-c*W3*W3)/(b*sin(p3-p2));
E3=(a*W1*W1*cos(p1-p2)+b*W2*W2-c*W3*W3*cos(p3-p2))/(c*sin(p3-p2));
result=[P1 P2 P3 W2 W3 E2 E3]
end
result =

28.9000 35.7176 89.7456 -0.0797 -0.0135 0.0118 0.0283

result =

58.9000 24.5043 94.2290 -0.0455 0.0556 0.0087 0.0150

result =

88.9000 18.3685 107.6350 -0.0237 0.0870 0.0055 0.0057

result =

118.9000 15.5397 124.4680 -0.0076 0.0949 0.0052 -0.0006

result =

148.9000 15.8520 140.9286 0.0125 0.0824 0.0080 -0.0077

result =

178.9000 20.8067 152.9508 0.0436 0.0464 0.0107 -0.0139

result =

208.9000 31.5022 157.4858 0.0713 0.0052 0.0057 -0.0109

result =

238.9000 45.4173 155.7026 0.0781 -0.0229 -0.0012 -0.0075

计算结果：

result =

268.9000 58.6781 149.4208 0.0643 -0.0464 -0.0078 -0.0080

result =

298.9000 67.3257 138.4074 0.0261 -0.0764 -0.0168 -0.0111

result =

328.9000 66.2616 121.1964 -0.0419 -0.1118 -0.0242 -0.0085

result =

358.9000 52.6652 100.5337 -0.0975 -0.1004 -0.0056 0.0190

result =

388.9000 35.7176 89.7456 -0.0797 -0.0135 0.0118 0.0283

二． 绘出闸门开启过程的角位移、角速度、角加速度线图。
程序和结果：
a=1.1184;
b=2.5;
c=2;
d=3;
pi=3.141593;
W1=0.165;
k=180/pi;
r=(b*b-c*c-(d-a)*(d-a))/(2*c*(d-a));
p3=atan(sqrt(1-r*r)/r);
if p3<0 p3=p3+pi;
end
syms p1;
t=d*d+c*c+a*a-b*b;
A=-sin(p1);
B=d/a-cos(p1);
C=t/(2*a*c)-d/c*cos(p1);
p2=atan((c*sin(p3)-a*sin(p1))/(d+c*cos(p3)-a*cos(p1)));
p3=2*atan((A+sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C));
P1=p1*k;
P2=p2*k;
P3=p3*k;
W2=-a*sin(p1-p3)*W1/(b*sin(p2-p3));
W3=a*sin(p1-p2)*W1/(c*sin(p3-p2));
E2=(a*W1*W1*cos(p1-p3)+b*W2*W2*cos(p3-p2)-c*W3*W3)/(b*sin(p3-p2));
E3=(a*W1*W1*cos(p1-p2)+b*W2*W2-c*W3*W3*cos(p3-p2))/(c*sin(p3-p2));

figure(1);
subplot(111);
m=28.9/k;n=2*pi+m;
ezplot(P2,[m,n]);
grid on;
title ('连杆角位移P2线图');
xlabel('曲柄角位移P1'), ylabel('连杆角位移P2');

figure(2);
subplot(111);
m=28.9/k;n=2*pi+m;
ezplot(P3,[m,n]);
grid on;
title ('摇杆角位移P3线图');
xlabel('曲柄角位移P1'), ylabel('摇杆角位移P3');

figure(3);
subplot(111);
m=28.9/k;n=2*pi+m;
ezplot(W2,[m,n]);
grid on;
title ('连杆角速度W2线图');
xlabel('曲柄角位移P1'), ylabel('连杆角速度W2');

figure(4);
subplot(111);
m=28.9/k;n=2*pi+m;
ezplot(W3,[m,n]);
grid on;
title ('摇杆角速度W3线图');
xlabel('曲柄角位移P1'), ylabel('摇杆角速度W3');

figure(5);
subplot(111);
m=28.9/k;n=2*pi+m;
ezplot(E3,[m,n]);
grid on;
title ('摇杆角加速度E3线图');
xlabel('曲柄角位移P1'), ylabel('摇杆角加速度E3');

figure(6);
subplot(111);
m=28.9/k;n=2*pi+m;
ezplot(E2,[m,n]);
grid on;
title ('连杆角加速度E2线图');
xlabel('曲柄角位移P1'), ylabel('连杆角加速度E2');
[W2max,tp]=max(W2)
闸门角位移、角速度、角加速度线图

三．最大角速度ωmax和最小角速度ωmin
程序和结果：
a=1.1184;
b=2.5;
c=2;
d=3;
pi=3.141593;
W1=0.165;
k=180/pi;
r=(b*b-c*c-(d-a)*(d-a))/(2*c*(d-a));
p3=atan(sqrt(1-r*r)/r);
if p3<0 p3=p3+pi;
end
M=[];
i=1;
for p1=28.9/k:pi/100:2*pi+28.9/k
t=d*d+c*c+a*a-b*b;
M(i)=abs(W3);
i=i+1;
A=-sin(p1);
B=d/a-cos(p1);
C=t/(2*a*c)-d/c*cos(p1);
t1=2*atan((A+sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C));
t2=2*atan((A-sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C));
if(abs(t1-p3)<abs(t2-p3))
p3=t1;
else
p3=t2;
end
p2=atan((c*sin(p3)-a*sin(p1))/(d+c*cos(p3)-a*cos(p1)));
P1=p1*k;
P2=p2*k;
P3=p3*k;
W2=-a*sin(p1-p3)*W1/(b*sin(p2-p3));
W3=a*sin(p1-p2)*W1/(c*sin(p3-p2));
E2=(a*W1*W1*cos(p1-p3)+b*W2*W2*cos(p3-p2)-c*W3*W3)/(b*sin(p3-p2));
E3=(a*W1*W1*cos(p1-p2)+b*W2*W2-c*W3*W3*cos(p3-p2))/(c*sin(p3-p2));
end
[value1,index1]=max(M)
[value2,index2]=min(M)
计算结果：
value1 =0.1106
index1 =171
value2 = 0
index2 =1

四、传动机构的分析和传动件的工作能力计算
1.电动机选择
1.1传动机构的效率计算
根据初步确定的由蜗轮蜗杆减速器、开式斜齿圆柱齿轮、开式锥齿轮和联轴器组成的传动机构计算传动系统的效率，如下图所示

由上图可知，传动系统的总效率

式中：
为蜗轮蜗杆减速器效率，根据文献[3]中表10-1，选择；
为一对滚动(滚子)轴承的传动效率，根据文献[3]中表10-1，选择；
为一对开式斜齿圆柱齿轮相啮合的效率，根据文献[3]中表10-1，
选择；
为联轴器的传动效率，选择齿式联轴器，根据文献[3]中表10-1，
选择；
为一对开式锥齿轮相啮合的效率，根据文献[3]中表10-1，
选择；
为执行机构的效率，由设计题目的已知条件
因此，
1.2计算电机的输出功率
根据设计题目的已知公式和执行机构的运动分析结果
进行计算。

1.3选择电机
原动机采用三相异步异步电机（Y系列）。根据电机的输出功率，选择额定功率略大于输出功率的电机。根据文献[3]中表10-2选用Y132-S6型三相异步电机。其技术参数如下：
额定功率
同步转速
满载转速
外形和安装尺寸

2.计算传动装置传动比，并分配各级传动比
2.1确定总传动比
已知电机满载转速，执行机构中曲柄转速

2.2分配传动装置传动比

式中分别为蜗杆减速器、开式斜齿齿轮和开式锥齿齿轮的传动比。根据文献[3]中表2-4和表2-5和相关公式选取传动比
，取
对于开式齿轮，所以取
计算传动比误差，在误差范围内，设计可用。
3.计算传动装置的运动和动力参数
各轴转速

各轴输入功率

各轴输入转矩

列表

转速n
(r/mim)
功率P
(kw)
转矩T
(N·m)
传动比i
效率
电机轴

960
2.693
26.789
1
0.99
Ⅰ轴
960
2.666
26.521
40
0.98*0.73
Ⅱ轴
24
1.905
758.031
5.1
0.98*0.73
Ⅲ轴
4.74
1.773
3572.184
3
0.98*0.93
Ⅳ轴
1.58
1.615
9761.551
工作机轴
1.58
1.567
9489.557
1
0.98*0.99

4.蜗轮蜗杆的设计和计算
已知：蜗杆转速，输入功率，输入转矩，传动比为40。
4.1选择材料
查文献[1]中表19-5与表19-6，蜗杆选用45钢表面淬火，表面硬度（45-55）HRC；蜗轮选用ZCuSn10Pb1砂型铸造，

4.2确定
查文献[1]中表19-3确定蜗杆头数，则

4.3蜗轮工作转矩
有功率转矩表可知：
4.4确定载荷系数K
由文献[1]表19-7查取工作情况系数
初设蜗轮圆周速度 ，取动载荷系数 ，因载荷较平稳取 齿向载荷分布系数
故
4.5确定蜗轮许用接触应力
由文献[1]表19-8，蜗轮材料，砂型铸造，蜗轮齿面硬度大于45HRC，得
4.6接触疲劳强度计算
由文献[1]得公式

查文献[1]图19-6，取得；表18-9，得弹性系数。

查文献[1]中表19-2取，
4.7计算圆周速度和滑动速度
圆周速度
蜗杆分度圆柱导程角
滑动速度
由于，故选取可用，蜗轮材料选取ZCuSn10Pb1砂型铸造可用
4.8传动效率计算
由文献[1]表19-12可知，时，当量摩擦角
啮合效率
轴承效率
搅油效率
蜗杆传动的效率与初定效率相近，前确定的参数可用
4.9蜗杆传动主要几何尺寸计算
中心距
分度圆直径 与初设相符合

蜗杆顶圆直径
蜗轮喉圆直径
4.10蜗轮弯曲疲劳强度验算
由文献[1]可知
蜗轮当量齿数
由文献[1]表19-10选取蜗轮齿形系数
螺旋角系数
故

由文献[1]表19-11确定许用弯曲应力
蜗轮材料为ZCuSn10Pb1,单侧工作,砂型铸造,取
则 。
4.11热平衡计算
由文献[1]可知
箱体通风条件适中，取表面传热系数
估算箱体散热面积由文献[1]查得，式

故
4.12蜗杆其他尺寸
齿根圆直径

4.13蜗轮其他尺寸
齿根圆直径

外圆直径
蜗轮齿宽 ，取B=50mm

5.开式直齿圆柱齿轮的设计计算
已知：小齿轮转速，输入功率，输入转矩，传动比为5.1。
设计为开式齿轮，则两齿轮设计时应首先按轮齿的抗弯曲疲劳强度条件，计算齿轮的分度圆直径及其主要几何参数，再校核齿面接触疲劳强度,开式传动主要失效形式是齿面磨粒磨损和齿轮的弯曲疲劳折断，因此，开式齿轮不必进行齿面静强度校验。
5.1选材料确定初步参数
（1）选材料 由文献[1]表18-6
小齿轮和大齿轮均取材料40Cr表面淬火齿面硬度48-55HRC，平均取齿面硬度为50HRC
（2）初选齿数 取小齿轮齿数，则大齿轮齿数

（3）齿数比

验算传动比误差，，允许
（4）选择齿宽系数 参照文献[1]表18-12，取齿宽系数=0.25，初估小齿轮直径，则齿宽
齿轮圆周速度

参照文献[1]表18-3，选择精度等级8级
（5）小齿轮转矩
（6）确定重合度
初估计螺旋角
初依据文献[1]中式（18-29）及表8-5中公式
1)端面重合度

2）纵向重合度

3）总重合度

（7）确定载荷系数、
由已知条件查文献[1]表18-7，取使用系数
由文献[1]图18-14，取动载系数.03
由文献[1]图18-16，取齿向载荷分布系数
根据条件

查文献[1]表18-8，齿间载荷分布系数
由文献[1]式（18-9）得

5.2齿根抗弯疲劳强度计算
（1）求许用弯曲应力
总工作时间

弯曲应力循环次数，因工作时载荷平稳，由文献[1]式（18-17）

由文献[1]图18-25，取寿命系数
由文献[1]图18-8a，取极限应力

由文献[1]图18-26，取尺寸系数
由文献[1]表18-11，取安全因数
由文献[1]式（18-21），许用弯曲应力

（2）齿形系数、
当量齿数

由文献[1]图18-23，取，
（3）应力修正系数、
由文献[1]图18-24，取，
（4）重合度系数
端面压力角

基圆螺旋角

由文献[1]式（18-33）可得当量齿轮端面重合度

由文献[1]式（18-33）可得重合度系数

（5）螺旋角系数
由文献[1]图18-28取螺旋角系数=0.93
（6）求所需模数m
由于

所以，取进行计算。
由文献[1]式（18-31）

因为是开式齿轮，磨损较严重，模数要适当增大（10%-20%）
所以，取mm
（5）确定中心距、模数等主要几何参数
中心距
取圆整
螺旋角
分度圆直径

初估小齿轮直径，基本接近，参数可用。
初估齿轮圆周速度

取8级精度可用

取大齿轮齿宽
小齿轮齿宽
5.3齿面接触疲劳强度验算
（1）确定许用接触应力
1）寿命系数

接触寿命系数
2)接触疲劳极限
文献[1]图18-4a
3）安全因数
参照文献[1]表18-11，取安全因数
4)许用接触应力
文献[1]式18-26
5）弹性系数

6）节点区域系数

7)重合度系数

8)螺旋角系数

9）校核齿面接触疲劳强度

齿面强度足够

6.开式锥齿轮的设计和计算
已知：小齿轮转速，输入功率，输入转矩，传动比为3。
设计为开式锥齿轮 ，两齿轮均采用硬齿面，则两齿轮设计时应按轮齿的抗弯曲疲劳强度条件，计算齿轮的分度圆直径及其主要几何参数，再校核齿面接触疲劳强度。
6.1选材料确定初步参数
（1）选材料 由文献[1]表18-6
小齿轮和大齿轮均取材料40Cr表面淬火，齿面硬度48-55HRC，平均取齿面硬度为50HRC。
（2）初选齿数 取小齿轮齿数，则大齿轮齿数

（3）齿数比

验算传动比误差，，允许
（4）选择齿宽系数 参照文献[1]，取齿宽系数
初估小齿轮平均直径， 齿轮圆周速度

参照文献[1]表18-3，选择精度等级8级
（5）小齿轮转矩
（6）确定载荷系数
由已知条件查文献[1]表18-7，取使用系数
由文献[1]图18-14，取动载系数
由文献[1]，由于两端都是悬臂，则齿向载荷分布系数
，取
由文献[1]式（18-46）得

6.2齿根抗弯疲劳强度计算
（1）求许用弯曲应力
总工作时间

弯曲应力循环次数，因工作时载荷平稳，由文献[1]式（18-17）

由文献[1]图18-25，取寿命系数，
由文献[1]图18-9，取极限应力

由文献[1]图18-26，初估，取尺寸系数
由文献[1]表18-11，取安全因数

（2）齿形系数、
由文献[1]图18-23，取，
（3）应力修正系数、
由文献[1]图18-24，取，
（4）求所需模数m
由于

所以，取进行计算。
由文献[1]式（18-19）

取，满足初始条件。
（5）确定中心距、模数等主要几何参数
分度圆直径

初估齿轮圆周速度

取8级精度可用

6.3齿面接触疲劳强度校验
（1）弹性系数
由文献[1]表（18-9）
（2）节点区域系数

（3）求许用接触应力
查文献[1]由表18-11,取安全因数
由文献[1]图18-13，取极限应力

由文献[1]图18-17,取寿命系数

（4）齿面接触疲劳强度

五．减速器结构设计
1.蜗杆轴的结构设计

1.1估算最小轴径
初选蜗杆轴的材料为45钢，由文献[1]表（20-3）查得C=118-106，由转矩估算最小轴径，因设计中有单键槽，轴颈增大5%-7%，由文献[1]式（20-3），按条件取C=118，轴颈增大6%。

1.2设计蜗杆轴各段直径
初选蜗杆轴轴承型号30209，圆锥滚子轴承，内径
轴段（1）估算直径为35mm，因其与联轴器有配合关系，选用凸缘联轴器YL7型，电机伸出轴长度80mm，直径38mm，故按联轴器标准尺寸系列选取其直径
轴段（1）、（2）间为定位轴肩，故轴肩高度

取h=4mm，则
轴段（3）为轴径，其直径符合轴承内径标准，且因轴段（2）、（3） 间的轴肩是为便于安装而设置的非定位轴肩，故不宜比大太多。由此可选定，初选轴承可用。
轴段（4）起固定挡油环的作用，故应根据能稳定的固定挡油环来选定，取
轴段（5）根据蜗杆齿根圆选取，为便于加工同时考虑强度要求，选取
轴段（6）与轴段（4）相同作用，为便于加工故取相同直径
轴段（7）为轴径，直径应与相同
1.3蜗杆轴各段轴的长度设计
轴段（1）的长度取决于与联轴器的配合长度。查文献[2]中按联轴器标准尺寸系列，取
轴段（2）的长度由减速器结构尺寸确定
轴段（3）的长度应与轴承宽度基本相等。由文献[4]知30209轴承的宽度，考虑挡油环的厚度，故取。
轴段（4）的长度可按轴环的经验尺寸来确定，即
，取
轴段（5）的长度由减速器结构确定
轴段（6）的长度与轴段（4）相同
轴段（7）的长度与轴段（3）相同
2.蜗轮轴的设计和计算

2.1估算最小轴径
初选蜗轮轴的材料为45钢，由文献[1]，查得C=118-106，由转矩估算最小轴径，由文献[1]查得公式

由于轴段有两个键槽，轴径应增大（10%-15%），故

2.2设计蜗轮轴各段直径
初选蜗轮轴轴承型号30213，圆锥滚子轴承，内径
轴段（1）估算轴径为52mm，因其与开式齿轮有配合关系，故按标准尺寸系列选取轴段（1）的直径
轴段（1）、（2）间为定位轴肩，故轴肩高度

取h=5mm，则
轴段（3）为轴径，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段（2）、（3）间的轴肩是为便于轴承安装而设置的非定位轴肩，故不宜比大太多。由此可选定
轴段（4）为