燕山大学机械设计课程设计说明书题蜗杆- 齿轮二级减速目录错误！未找到引用源。

电动机选择计算1．原始数据① 运输链牵引力 F=2252N ② 运输链工作速度 V=0.37m/s③ 滚筒直径 D=0.36m 2 ．电动机型号选择 ⑴运输链所需功率，取FV 1000ηw2252 0.37 1000 0.960.87kWP w =0.87kW取 η1=0.99 （联轴器 轮）, η4=0.98（轴承））, η2=0.97（齿轮 ） , η3=0.8 （蜗 ηa =0.7 则传动装置总效率 ηa =η1 2 ×η2 × 3η× 4η4 =0.7⑵电动机功率P d =P w /ηa =0.87/0.70=1.24kW⑶卷筒轮转速60V 60 0.37蜗杆—齿轮减速器推荐传动比为 i ' =15~60故电动机转速可选范围n 'd =i '×n=（15~60） ×19.6=294~1176r / min 则符合这一范围的同步转速为综合考虑选电动机型号为 Y100L-6 ，主要性能如下表： P d =1.24kW n=19.6r/m电动机型号 Y100L-6 n d =1000r/m i n n m =940r/mi np 2 p 1× 12=p 1 2 3 1.23 ×0.8 ×0.98=0.96kWP 4= 0.88kW p 3 p 2 23 p 22 3 =0.96 ×0.97 ×0.98=0.91kWp4p 3 34 p 3 1 3=0.91 ×0.99 ×0.98=0.88kW3.各轴输入转距： T d =9550×P d /n m =9550×1.24/940=12.6N ·mT 1=T d ×η01=T d 1 12.6 ×0.99=12.47 N·mT 2=T 1×i 1×η12=12.47 ×20×0.98 ×0.8=195.5N· mT 3=T 2×i 2× 23 =195.5 ×2.5 ×0.97 ×0.98=464.6 N ·mT 4=T 3× 34 =464.6 ×0.98 ×0.99=450.75 N ·m运动和动力参数计算结果整理于下 1.00 202.5 1.00传动比i 效率η 0.99 0.784 0.95 0.97T d =12.6 N ·m T 1=12.47 N ·mT 2 195.5NT 3 464.6NT 4 450.75N① 查表得： 9.47cosγ =9.26 ② 确定载荷： K=K A · K β·K V中等冲击 K A =1 载荷平稳 K β=1预估 v 2≤3m/s ，取 K v =1.05四．传动零件的设计计算相对滑动速度 V=2.8m/s 1．蜗杆蜗轮的选择计算 (1).选择蜗杆的传动类型根据 GB/T 10085— 1988的推荐 ,采用渐开线蜗杆(ZI)。

(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数 材料：蜗杆 :45 钢，调质处理； 蜗轮：铸铝青铜 ZcuAl9Fe4Ni4Mn2 ，金属膜铸 造。

轮芯用灰铸铁 HT100 制造。

精度等级：初选取 8 级 蜗杆头数： z 1=2(由 i=20 取) 则 z 2=iz 1=40 传动比误差为20 19.1819.182.3%<3%(3).按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则 ,先按齿面接触疲劳强度进行 设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度。

计算公式m 3q 9.47cos kT 2(ZE蜗轮计算公式和有关数据皆引自 《机械设 计》第 102页~115页 蜗杆材料用 45钢，蜗轮 用铸铝青铜ZcuAl9Fe4 Ni4Mn2z 1=2 z 2=40则K=1.25×1.1 ×1.05=1.155③ 作用在蜗轮上的转距T2 =1.96 1×05N · mm④ 查表得Z E=155 MPa⑤ 查表得b=400MPa⑥ 应力循环次数：940 7N2 60n2l2 60 365 8 8 6.6 107 i则H 300 25V S 230MPa⑦ 计算m3qm3q≥ 9.26 ×1.05 ×1.96 ×105×( 155 )2=59540 230查表取m3q=640则m=4，d1=40mm，q=10(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸① 中心距1a d1 d2 100mm2变位系数为x a' a /m 0② 蜗杆头数z1=2，直径系数q=10；齿顶圆直径d a1d12ha*m 48 ；分度圆导程角γ= arctan z111.31 ；q1蜗杆轴向齿厚s a m 6.28mm2③ 蜗轮K A=1Kβ=1K v=1.05K=1.1555T2 1.96 105 N·mmZ E=155MPab=400MP aN2=6.6×107230MPa m3q=640 m=4 d1=40mmq=10a=100x=0z1=2d a1=48mm11018'36 "s a=6.28mm2蜗轮齿数z2=40；蜗轮分度圆直径d2=m×z2=4×40=160mm蜗轮齿顶圆直径d a2=d2+2×h a2=160+2×4=168mm蜗轮齿根圆直径d f2=d2-2×h f2=160-2×4×(1+0.25)=150mm④ 确定精度等级π n2d2 3.14 47 160v2 2 2 0.39m / s 3m/s2 60 1000 60 1000故初选8 级精度等级合适。

⑤ 复核m3q滑动速度：v s v2 /sin 1.99m / s查表取v2o啮合效率 1 tan /sin v 0.87取搅油效率为η 2=0.99，滚动轴承效率为η3=0.99 则总效率为η=η1·η 2·η3=0.844则m3q 9.47cos11.31o1.155 1.96 105 0.844 1550.8 40 230629.5640 629.5误差 1.64% 3%640故无应力问题，不必再做修正。

(5).校核齿根弯曲疲劳强度F 1.64KT2 Y F Y [ F ]d1d2md2=160mmd a2=168mmd f2=150mmv 2ovz v=42.5其中 t0=20℃， η =0.844， P 1=1.23Kw ，取K d =15W/ m 2·℃) 箱体面积则工作油温为1000 (1 0.844) 1.23t 20 58.7 C 70 C15 0.33满足温度要求。

2．斜齿轮传动选择计算 (1).选精度等级、材料及齿数① 运输机一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度② 螺旋角系数 Y β=1-γ/140O=0.92③ 许用弯曲应力Y β=0.92④ 弯曲应力F0.16 b 910 0.16 400 9 10 7 55MPa N 26.6 10751.64 1.155 1.96 10540 160 41.72 0.92 22.9MPa<26MPa满足弯曲强度。

(6).精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速 器，从 GB/T 10089—1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精 度，侧隙种类为 f ，标注为 8f GB/T 10089—1988。

(7).热平衡核算。

1000P(1 )K d At pF=55MPaF22.9MP1.75A 0.331000.33蜗轮-蜗杆 的设计合理 齿轮计算公 式和有关数 据皆引自 《机械设0.33m 20 11② 材料选择。

选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS ，大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 200HBS 。

HB 1 HB 2 40HBS 合适③ 选小齿轮齿数 z 1=25，大齿轮齿 z 2=63④ 选取螺旋角。

初选螺旋角 β=10o⑤ 齿宽系数 取 d 1（2）.按齿面接触疲劳强度设计1）确定小齿轮分度圆直径①确定公式内各计算数值a. 使用系数 查表取 K A =1.25b. 动载系数 预估 v=4m/s ，则 vZ 1/100=1m/s 查图取 K V =1.07c. 齿间载荷分配系数端面重合度轴向重合度bsinm nd Z1tan 1.4总重合度 3.07K 1.42 K β=1.18 K=2.24计》第 75 页~100页z 1=25 z 2=63 u' 632.52 25u' u0.8% 5% β=10oK A =1.25 K V =1.073.562.5MPa故 min H1， H 2 562.5MPa查图取 K 1.42d.齿向载荷分布系数 查图取 K β=1.18 则 K=K A ·K V ·K α·K β=2.24e.材料的弹性影响系数 查表得 Z E =189.8 f. 齿向区域系数 查图取 Z H =2.46 g.重合度系数 Z 1/1/1.67 0.77h.螺旋角系数 Zcos 0.99则 Z H Z E Z Z 189.8 2.46 0.77 0.99 356i.接触疲劳强度极限查图取 σ Hlim1 =550MPaσ Hlim2 =450MPaj. 应力循环次数N 1 60n 1 jL h 60 47 1 8 365 8 6.59 107N 2=N 1/i=2.6×107查表得 接触疲劳寿命系数 K HN1=1.03Z E =189.8 Z H =2.46 Z Ε=0.77 Z 0.99Hlim1550MPaHlim2450MPaN 1=6.59 ×107 N 2=2.6 × 107K HN1 K HN2 1.0S H =1K HN2 =1.25k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数 率为 1%)S H =1(失效概H1则H1 K HN S 1HH lim1 566.5MPaH2H2562.5MP燕山大学课程设计说明书b.校核圆周速度d1n2v 1 2 0.2m/ s 4m /s60 1000c.修正载荷系数vz1/100=0.05m/s 取K V '=1.0，1d.校正分度圆直径2）确定主要参数查表取标准值m n=4mm② 计算中心距a m n Z1 Z2 178.7mm 2cos圆整取a=180mm③修正螺旋角K ' K K V V'K 1.011.072.24 2.1d1'7=7.2mm① 计算法向模数m n d1 ' cos /z1 3.04arccos m n Z1 Z22a12o2'8''将12o2'8 ''带入上述过程进行计算得m n'=30.8mm<4mm②计算a. 试算小齿轮分度圆直径d1=78mmd12 2.24 1.95 1051.03.52 356 22.52 562.578.8mmK V'=1.01K'=2.1m n=4mma=180mm12o2'8"3m n' =30.8mm<4mm故设计合理，不需再做修正④ 计算分度圆直径d1m n Z1102mmcosd2m n Z2257.7mmcos⑤ 计算齿宽 b d d1 67mm则取b1=74mm，b2=67mm 3）校核齿根弯曲疲劳强度F1YFa1YSa1Y YF1 bd1mnF 2YFa 2YSa2Y YF 2 bd1m n① 计算重合度系数Y 0.250.750.250.750.701.67② 计算螺旋角系数12.04oY 1 o 1 1.4 o 0.86120o120o③ 计算当量齿数zV1 z1 25z V 2 z2 63④ 查取齿形系数Y Fa1=2.6，Y Fa2=2.26 d1=102mm d2=257.7m mb1=74mmb2=67mmY =0.7Y =0.86z V1 =25z V2 =63Y Fa1=2.6 Y Fa2=2.26 Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.72 Flim2 450MPa⑤查取应力集中系数Y Sa1=1.58，Y Sa2=1.72 Flim1 390MPa⑥计算弯曲疲劳许用应力[σF]=K FN·σFlim/S H K FN1=K FN2 =a. 弯曲疲劳极限应力σ Flim1=450MPa ，σ1Flim2 =390MPa S H=1b. 查取寿命系数K FN1=K FN2=1 [ F1] 450MPac. 安全系数1%)S H=1 (取失效概率为[ F2] 390MPa 则[σF1]=1×450/1=450MPa[σF2]=1×390/1=390MPaσ⑦计算弯曲应力1=71.7MPa2 2.24 195.5101 2.6 1.58 0.7 0.86174 102 471.7MPa F1 σ2=30MPa3斜齿轮的设2 2.24 195.5 2.26 1.72 0.7 0.86 计合理2267 257.7 430MPa F 2故设计合理。