机械方案课程方案系列-长安大学-二蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器

长安大学机械设计课程设计说明书学院：机电工程学院专业：车辆工程班级：车辆 0602学号：2006030206长安大学目 录一、设计任务书-----------------------------------------1二、传动方案分析 ---------------------------------------2三、电动机的选择计算 -----------------------------------3四、总传动比的确定和各级传动比的分配 -------------------3五、运动和动力参数的计算 -------------------------------3六、传动零件的设计 -------------------------------------4七、轴的设计和计算 ------------------------------------11八、滚动轴承的选择和计算 ------------------------------16九、键连接的选择和计算 --------------------------------19十、联轴器的选择和计算 --------------------------------20十一、润滑和密封的说明 --------------------------------21十二、拆装和调整的说明 --------------------------------21十三、减速箱体的附件的说明 ----------------------------21十四、设计小节----------------------------------------21十五、参考资料----------------------------------------22-1-长安大学二、传动方案分析1．蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。2．斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。3．圆锥齿轮传动圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要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，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。4．链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，蜗杆传动—斜圆柱齿轮传动—圆锥齿轮传动—链式传动，这样的传动方案是比较合理的。-2-长安大学计 算 及 说 明 结 果三．电动机选择计算1．原始数据如下：①运输链牵引力 F=6000N②运输链工作速度 V=0.15m/s③运输链齿数 Z=16④运输链节距 P=1002．电动机型号选择运输链所需功率Fv60000.15Pw0.9kwP0.9kw10001000取η1=0.99（连轴器）,η2=0.98（轴承）,η3=0.97（斜齿轮）,η4=0.72（蜗杆）,η5=0.93（圆锥齿轮）；ηa=η1×(η2)3×η3×η4×η5=0.605电动机功率Pd=Pw/ηa=1.488kw运输链链轮节圆直径Dp100512mmsin(180/z)sin(180/16)链轮转速n601000v6010000.15D5.6r/min3.14512取圆锥齿轮传动比i1’=2~4;蜗杆传动比i2’=60~90则电动机总传动比为ia’=i1’×i2’=120~360故电动机转速可选范围是nd’=ia’×n=(120~360)5×.6=670~2012r/min故选电动机型号为Y90L-4主要参数：1500/min;24ndrDmm四．总传动比确定及各级传动比分配由电动机型号查表得 nm=1440r/min；ia=nm/n=1440/5.6=257取蜗杆传动比i1=31；直齿圆柱齿轮传动比i2=0.05（ia/i3）=3；圆锥齿轮传动比i3=2.77五．运动和动力参数的计算设蜗杆为1轴，蜗轮轴为 2轴，圆柱齿轮轴为 3轴,链轮轴为 4轴，1.各轴转速：n1=nm/i1=1440/31=46.45r/min

0.605Pd1.488kw512mmn5.6r/min电动机型号 Y90L-4nd1500r/minD24mmnm1440r/minia257i131;i23i32.77n1=46.45r/minn2=15.48r/min-3-长安大学n2=nm/i2=46.45/3=15.48r/minn3==5.59r/minn3=nm/i3=15.48/2.77=5.59r/min2.各轴输入功率：×η=1.488×0.99=1.473kwP1=1.473kwP1=Pd01P2=P1×η02=1.473×0.98×0.72=1.039kwP2=1.039kw×η=1.039×0.98×0.72=0.988kwP3=0.988kwP3=P234×η==0.988×0.98×0.97=0.900kwP4=0.900kwP4=P3453.各轴输入转距：Td=9550×Pd/nm=9550×1.488/1440=9.868N·mTd=9.868N·mT1=Td×η01=9.868×0.99=9.77N·mT1=9.77N·mT2=T1×i1×η12=9.77×31×0.98×0.72=213.7N·mT2=213.7N·mT3=T2×i2×η34=213.7×3×0.98×0.97=609.43N·mT3=609.43N·m×ηT4=1538.55N·mT4=T3×i345=609.43×2.77×0.98×0.93=1538.55N·m运动和动力参数计算结果整理于下表：效率P(kw) 转距T(N·m) 转 速 传 动 效率轴名 输入 输出 输入 输出 n(r/min) 比 ηi电动机轴 1.488 9.87 1440.00 1.00 0.99一轴1.4731.4449.7709.571440.0031.0 0.71二轴1.0931.018213.7209.446.453.00 0.95三轴0.9880.968609.4597.215.482.77 0.91四轴0.9000.8821538.61507.85.59六．传动零件的设计计算1．蜗杆蜗轮的选择计算(1).选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆 (ZI)。(2).选择材料蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁 HT100制造。

蜗杆材料用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜-4-长安大学(3).按齿面接触疲劳强度进行计算铸造。轮芯用灰铸铁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HT100制造。劳强度。传动中心距601000v6010000.155.6r/minnD3.14512n5.6r/min①确定作用在蜗轮上的转距T2z1=1，η=0.7,则T2 2.12105NmmT29.55106P29.55106P1.4730.79.551062.1210N·m15n2n1/i121440/31m②确定载荷KK1.21因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1，《机械设计》250页查表11-5取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取KV=1.05；则ZE=160MPa1/2K=KA×KβKV=1.15×1×1.05≈1.21×ρ=2.9Z③确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE=160MPa1/2④确定接触系数 Zρ先假设分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-18中查得Zρ=2.92.01108⑤确定许用接触应力[σH]9N根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[σH]’=268MPaKHN0.687601144072002.01108应力循环次数N60jn2Lh31[H]184.12MPa寿命系数KHN81070.6872.01105a99.34mm-5-长安大学则[H]KHN[H]'0.687268184.12MPa⑥计算中心距a31.211.471051602.999.34mm184.12取a100mm,i31,从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径。这时d1/a0.5，a100mm从图11-18中查得Z'2.37，因Z'Z，因此以上计算结果可用。(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸①蜗杆轴向齿距pa=15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径d=60mm；分度圆导a1程角5o42'38"；蜗杆轴向齿厚sa1m7.85mm2②蜗轮蜗轮齿数z2=31；变位系数x2=-0.5；验算传动比i=z2/z1=31；传动比误差为0蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×31=155mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2×ha2=155+2×5=165mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×hf2=155-2×1.2×5=143mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a-0.5da2=100×-0.5×165=17.5mm(5).校核齿根弯曲疲劳强度F1.53KT2YFa2Y[F]d1d2m当量齿数Z231ZV231.47cos3cos(5o42'38")由此，查表11-19可得齿形系数Y3.3。Fa2螺旋角系数Y15.71O0.9592140O

pa=15.7mm;q=10;da1=60mm;=542'38"sa=7.85mmd2=155mmda2=165mmdf2=143mmrg2=17.5mmZV2 31.47YFa2 3.3-6-长安大学许用弯曲应力[F][F]'KFNY0.9592从表11-8中查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力 [ F]'=56MPa寿命系数KFN91060.5151052.01[H]560.51528.84MPaKFN0.5151.531.052.01105[H]28.84MPaF3.30.959227.82MPa50155527.82MPaF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/T10089—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8fGB/T10089—1988。(7).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率Pf(1)，则产生的热流量为11000P(1)PP——蜗杆传递的功率以自然方式 2 dS(to ta)d——箱体的表面传热系数，可取 d 15W/(m2 C)；S——内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2；取S=0.5m2tO——油的工作温度，可取 [tO] 65C；ta——周围空气的温度，常温情况可取 ta 20C；按热平衡条件 1 2，可求得在即定工作条件下的油温tOta1000P(1)201000(10.72)57.3C<[tO]dS150.5满足温度要求。-7-长安大学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7级精度。②材料选择。有表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。③选小齿轮齿数z24,大齿轮齿数z72,12④选取螺旋角。初选螺旋角14o。z124,z272,(2).按齿面接触疲劳强度设计14o32KtT1u1ZHZE2d1tudH①确定公式内各计算数值a.试选Kt 1.6b.由图10-30选取区域系数 ZH=2.433c.由图10-26查得a10.77,a20.88,则aa1a21.65d.小齿轮传递转距T195.5105P1/n195.51051.0392.136105N·mm46.45e.由表10-7选取齿宽系数d1f.由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/2g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 600MPah.应力循环次数N60n1jLh6046.4516300152.01108i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN=1.07j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1[KHNHlim1.07600h]S642MPa1②计算iu

Kt 1.6ZH=2.433aa1a21.65T12.136105N·mm1ZE 189.8MPa1/2Hlim 600MPaN 2.01 108KHN=1.07-8-长安大学a.试算小齿轮分度圆直径dt1，代入[H]中较小的值21.62.13610542.43189.82d1t65.81mm311.653642b.计算圆周速度vd1tn123.141665.8146.450.16m/s601000601000c.计算齿宽b及模数mntbdd1t165.8165.81mmmntd1tcos65.81cos14o2.66mmz124h2.25mnt2.252.665.985mmb/h65.81/5.98511.00d.计算纵向重合度0.318dz1tan0.318124tan141.903e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA1根据v=0.16m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV1，故KH1.120.18(10.6d2)d20.23103b1.120.18(10.16)0.2310365.811.42由表10-13查得KF1.35由表10-3查得KHKF1.1故载荷系数 K KA KV KH KH 11.11.42 1.56按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

[ h] 642MPad1t 65.81mmv 0.16m/s65.81mmmnt2.66mmh5.985mmb/h 11.001.903KH 1.42KF 1.35KH KF 1.1-9-长安大学dd3K/K65.813K1.56t1.56/1.665.26mm11tg.计算模数mnd1tcosd165.26mn65.26cos14z12.64mm24(3).按齿根弯曲强度设计mn 2.64mm2KTYcos2YFaYSamn13dz12[F]①确定计算参数a.计算载荷系数K KA KV KH KH 11.11.35 1.485b.根据纵向重合度1.093，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88K1.485c.计算当量齿数zV1z12426.27cos3cos314zV2z27278.82cos3cos314zV126.27d.查取齿形系数zV278.82由表10-5查得Y2.592,Y2.24,Y1.596,Y1.75Fa1Fa2Sa1Sa2e.计算大、小齿轮的 YFaYSa并加以比较[F]YFa1YSa12.5921.596[F]10.01363303.57YFa2YSa22.241.75[F]20.01641238.86大齿轮的数值大。-10-长安大学②设计计算mn321.4852.1361050.88cos2142120.016412.08mm1.65因此取mn3mm，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d1 d1t65.26mm mn 3mmz1d1cos65.26cos1421.11d1d1t65.26mmmn3取z121，则z2uz132163(4).几何尺寸计算z121①计算中心距z263(z1z2)mn(2163)3a129.86mm2cos2cos14将中心距圆整为130mm②按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z1z2)mnarccos(2163)3a130mm1415'0"2a2130因β值改变不多，故,K,ZH等值不必修正。1415'0"③计算大、小齿轮的分度圆直径d1z1mn21565.000mmcoscos1415'd2z2mn635195.000mmcoscos1415'd165mm④计算齿轮宽度d2195mmbdd116565mm所以取B265mm;B170mm。B265mm七．轴的设计和计算B170mm-11-长安大学1.初步计算轴径轴的材料选用常用的 45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式为：dA3Pn1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。d1A13P111031.47311.08mmn11440d2A2P212031.03933.81mm346.45n2d3A3P311030.98843.96mm315.48n3考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm取d2=35mm；d3=45mm2．轴的结构设计1轴的初步设计如下图：联轴器 端盖 并列向心轴承 滚动轴承装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右端只安装轴承和轴承座。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时， 直径变化值要大些，可取（ 6~8）mm，否则可取（ 4~6）mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的， 而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端

轴的材料选用常用的钢d1 24mmd2 35mmd3 45mm-12-长安大学面应留有距离 L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用， 一般可取 L=（1~3）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。轴的初步设计如下图：滚动轴承 斜齿轮 滚动轴承 端盖 圆锥齿轮装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。尺寸设计准则同 1轴轴的初步设计如下图：角接触球轴承 轮齿 蜗轮 角接触球轴承装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖。尺寸设计准则同 1轴3．2轴的弯扭合成强度计算由2轴两端直径d=35mm，查《机械零件手册》得到应该使用的轴承型号为7207C，D=72mm，B=17mm，a=15.7mm（轴承的校核将在后面进行） 。(1).求作用在齿轮上的力，蜗轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图-13-长安大学齿轮上的作用力：2T12213.71000Ft1508548Nd1tanntan20Fr1Ft1cos18548cos1415'3210NFa1 Ft1tan1 8548 tan1415' 2171N蜗轮对轴的作用力：2T22213.71000Ft21552757.3Nd2FFtann2757.3tan201008.6Nr2t2cos2cos542'38"Fa2Ft2tan21008.6tan542'38"275.7N再由下图求出轴承对轴的作用力F'NV1Fa1Fa20F'NV11895.3NFNV1Ft1Fr2FNV20FNV1(L1L2L3)Ft1(L2L3)Fr2L3Fa2r20FNV16251.6N;FNV21287.8NFNH1 Fr1Ft2FNH20FNH1(L1L2L3)Fa1r1Fr1(L2L3)Ft2L30FNH11347.9N;FNH21800.6N作出2轴的力学模型，如下图再计算出各个作用点处的弯距和扭距MV1 FNV1 L1 6251.6 49.3/1000 308.2NmMV21 FNV2L3 1287.840.3/1000 51.9Nm

d=35mmD=72mmB=17mmFt1 8548NFr1 3210NFa1 2171NFt2 2757.3NFr2 1008.6NFa2 275.7NF'NV1 1895.3NFNV1 6251.6NFNV2 1287.8NFNH1 1347.9N-14-长安大学MV22FNV2L3Fa2r2(1287.840.3275.7155)/100094.63NmFNH21800.6NMH11FNH1L11347.949.3/100066.5NmMH12MH11Fa1r166.5(217165)/1000MV1308.2Nm207.57NmMH2FNH2L31800.640.3/1000MV251.9Nm72.6NmM1122315.3NmMH166.5NmMV1MH11M1222371.6NmMH272.6NmMV1MH12M212288.4NmM1315.3NmMV21MH2M2222119.0NmM288.4NmMV22MH28548652757.3155T128.2NmTFt1r1Ft2r21000128.2Nm弯距图和扭距图如下：-15-长安大学15.7 49.3 93L1 L2Ft1Fr1a1F'NV1FNV1 FNH1 Fa2Ft1Fa1F'NV1Fa2FNV1MV1Fr1Fa1F'NV1 Fa2FNH1MH12M12轴的受力分析及弯距、扭距图

40.3 15.7L3FNV2 FNH2Fr2 Ft2FNV2Fr2MV22MVFt1 FNH2MH2MHM22MTTW2.75105-16-长安大学(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力ca24()2（因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数α）取0.3d3653抗弯截面系数W0.1d30.12.75105321000截面上的弯曲应力M12371.611.5MPaW2.75105截面上的扭转切应力TT128.22.33MPaWT2W22.75105轴的弯扭强度条件为ca[1]查表15-1得[1]60MPa所以ca11.524(0.32.33)211.6MPa[1]符合弯扭强度条件八．滚动轴承的选择计算1．1轴上的轴承的选择和寿命计算左端采用双列角接触球轴承，根据轴直径 d=45mm，选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数如下： D=85mm;B=19mm;a=18.2mm基本额定静载荷Co=27.2kN基本额定动载荷C=38.5kN极限转速Vmax=6700r/min右端采用深沟球轴承，根据轴直径 d’=45mm，选择深沟球轴承代号为 6209，主要参数如下： D=85mm;B=19mm基本额定静载荷 Co=20.5kN基本额定动载荷 C=31.5kN

11.5MPa2.33MPa[ 1] 60MPaca 11.6MPaD=85mm;B=19mma=18.2mmCo=27.2kNC=38.5kNVmax=6700r/minD=85mm;B=19mmCo=20.5kNC=31.5kNVmax=7000r/min-17-长安大学极限转速 Vmax=7000r/min因1轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力FaFa2275.7N该轴承所受的径向力约为F1F11008.6252.2Nr4r24查表13-5得双列角接触球轴承判断系数e=0.8Fa/Fr1.09e所以X0.63;Y1.24当量动载荷P1XFrYFa0.63252.21.24275.7500.8N深沟球轴承所受的径向力约为F'1F1008.6504.3Nr2r22当量动载荷P2Fr'504.3N所以P1P2，应用P2核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数3106C10638.51033轴承计算寿命Lh605.15105h60nP1440504.3减速器设计寿命 L 15 30016 7.2104h所以 Lh L满足寿命要求2．2轴上轴承的选择计算(1).轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径 d=35mm，选用深沟球轴承的型号为 7207C，

P 500.8N1P2 504.3N轴轴承计算寿命Lh 5.15105hL 7.2104hD=72mm；B=17mma=15.7mmCo=20kNC=30.5kNVmax=11000r/min-18-长安大学主要参数如下：D=72mm；B=17mm；a=15.7mm基本额定静载荷Co=20kN基本额定动载荷C=30.5kN极限转速Vmax=11000r/min(2).寿命计算FaeF'NV11895.3NFr12222FNV1FNH16251.61347.9Fr2FNV22FNH221287.821800.62Fa2Fd20.68Fr21505.3NFa1FaeFd21859.31505.33364.6N查表13-5得Fa1/Fr10.53e;Fa2/Fr20.68eX1 X2 0.44;Y1 Y2 1.0P1P2所以P1XFr1YFa15922.7N106C10630.5103轴承计算寿命LhP6046.455922.760n减速器设计寿命 L 7.2104h所以 Lh L满足寿命要求。(3).静载荷计算

6395.3N2213.7N34.9 105h

Fae1895.3NFr16395.3NFr22213.7NFa21505.3NFa13364.6N轴轴承计算寿命Lh 4.9105hPo 6395.3N查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷Po Fr1 6395.3N因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数 So 1.0所以6395.31.06.4020PoSokNCokN满足强度条件-19-长安大学(4).极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速 vmax v 1440r/min都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。九、键连接的选择和计算1．键的选择1轴键槽部分的轴径为 24mm，所以选择普通圆头平键键8 7,b 8mm,h 7mm,L 32mm3轴左端键槽部分的轴径为 50mm，所以选择普通圆头平键键14 9,b 14mm,h 9mm,L 50mm右端选择与左端相同的键键14 9,b 14mm,h 9mm,L 50mm2轴键槽部分的轴径为 43mm，所以选择普通圆头平键键128,b12mm,h8mm,L45mm2．键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为2T103P]P[kld查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100~120MPa，所以取[P]120MPaP1 9.7MPa(1).1轴上键的强度计算T1 9.77Nmk1 0.5h1 3.5mml1 L1 b1 24mm29.77103P]所以P1249.7MPa[3.524-20-长安大学满足强度条件(2).2轴上键的强度计算P2 75.3MPaT2 213.7Nmk2 0.5h2 4mml2L2b233mm2213.7103P]所以P243375.3MPa[43满足强度条件(3).3轴左端键的强度计算T31609.4NmP31101.5MPak310.5