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 - - - - - - - - - - - - - - - - - -42.执行机构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -43.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 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 62.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 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -192.计算传动装置传动比，并分配各级传动比 - - - - - - - - - - -203.计算传动装置的运动和动力参数 - - - - - - - - - - - - - - -204.蜗轮蜗杆的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - -225.开式斜齿轮的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - -256.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 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -332.蜗轮轴的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -353.轴的校核和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -374.轴承的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -405.键连接的设计和计算 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -416.联轴器的选择 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -437.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。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。 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，执行机构应满足最小传动角min40； 传动装置设计要合理，体积大小应适中； 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。 设计原始数据如下：方 案 号414243444546门叶尺度HL (高宽) (m) 6.74.04.93.05.93.65.73.54.52.84.72.9水位差H (m)0.050.150.050.10.20.15门叶与横轴线夹角22.52221222122.5闸门开启总时间t0 (秒)3025211917153. 设计内容 选择执行机构的型式，计算机构自由度，确定构件尺寸； 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； 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m、最大角速度max和最小角速度min； 计算闸门的开启力矩（即载荷），选择电动机； 对传动系统中各级传动进行工作能力计算； 进行减速器的结构设计。4. 提交的设计结果 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） 闸门开启过程的角位移、角速度、角加速度线图；（3号图纸） 减速器装配图一张；（1：1，0号图纸） 减速器零件工作图若干张；（1：1） 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MM = M1+M2 (N.m)式中， M1为静水压力的阻力矩， M1=0.25HL2H (N.m) M2为风压阻力矩， M2=0.01HL2sin (N.m)闸门关闭时与闸墙的夹角（度）， =90（2） 电动机功率 P = M/ (1000) (kw) M 闸门开启总阻力矩 (N.m) 闸门开启时的角速度（1/s） 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1234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13.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1.11842.50022352 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m、最大角速度max和最小角速度min ，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 p30 p3=p3+pi;endfor p1=28.9/k:pi/6:2*pi+28.9/kt=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;elsep3=t2;endp2=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 E3endresult = 28.9000 35.7176 89.7456 -0.0797 -0.0135 0.0118 0.0283result = 58.9000 24.5043 94.2290 -0.0455 0.0556 0.0087 0.0150result = 88.9000 18.3685 107.6350 -0.0237 0.0870 0.0055 0.0057result = 118.9000 15.5397 124.4680 -0.0076 0.0949 0.0052 -0.0006result = 148.9000 15.8520 140.9286 0.0125 0.0824 0.0080 -0.0077result = 178.9000 20.8067 152.9508 0.0436 0.0464 0.0107 -0.0139result = 208.9000 31.5022 157.4858 0.0713 0.0052 0.0057 -0.0109result = 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 -0.0080result = 298.9000 67.3257 138.4074 0.0261 -0.0764 -0.0168 -0.0111result = 328.9000 66.2616 121.1964 -0.0419 -0.1118 -0.0242 -0.0085result = 358.9000 52.6652 100.5337 -0.0975 -0.1004 -0.0056 0.0190result = 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 p30 p3=p3+pi;endsyms 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max和最小角速度min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 p30 p3=p3+pi;endM=;i=1;for p1=28.9/k:pi/100:2*pi+28.9/kt=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;elsep3=t2;endp2=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);endvalue1,index1=max(M)value2,index2=min(M)计算结果：value1 =0.1106index1 =171value2 = 0index2 =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(Nm)传动比i效率电机轴9602.69326.78910.99轴9602.66626.521400.98*0.73轴241.905758.0315.10.98*0.73轴4.741.7733572.18430.98*0.93轴1.581.6159761.551工作机轴1.581.5679489.55710.98*0.994.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=50mm5.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18-4a3）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