二级蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器计算说明书讲解

计算说明书--22-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、总传动比确实定和各级传动比的安排 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。承受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，可以提高承载力量和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。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其次级。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，只有在需要转变轴的布置方向时承受，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转变轴的布置方向。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终。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。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Pw

Fv 60000.151000 1000

P 0.9kww取1=0.9〔圆锥齿轮；

连轴器

轴承〕

斜齿轮

蜗杆5=0.93a=1(23345=0.605

0.605a电动机功率 P=Pd w

/a=1.488kw

P 1.488kwd运输链链轮节圆直径 链轮转速 n

p 100 512mmsin(18/)sin(18/16)D 3.14512

D 512mm取圆锥齿轮传动比i=2~4;蜗杆传动比i=60~901 2则电动机总传动比为i=i=120~3601 2故电动机转速可选范围是n=i=(120~360)5.6=670~2023r/mind应选电动机型号为Y90L-4

电动机型号Y90L-4主要参数：主要参数：n 1500r/min;D24mmdnD1500r/min24mm四．总传动比确定及各级传动比安排由电动机型号查表得n=1440r/iia=n/n=1440/5.6=257ni1440r/min257mm ma取蜗杆传动比i=31；直齿圆柱齿轮传动比i=0.0〔ia/i=3；圆锥齿轮传动比1i=2.773

2 3i31;i31 2五．运动和动力参数的计算12341.各轴转速：m 1m 2m 3

i2.773n=46.45r/min1n=15.48r/min2n==5.59r/min3各轴输入功率：

×=1.4880.99=1.473kw

P=1.473kw1 d 01 1

×=1.4730.980.72=1.039kw

P=1.039kw2 1 02 2

×=1.0390.980.72=0.988kw

P=0.988kw3 2 34 3

×==0.9880.980.97=0.900kw

P=0.900kw4 3 45 4各轴输入转距：T

/n=95501.488/1440=9.868·m

T=9.868N·md dm dT=T

×=9.8680.99=9.77·m

T=9.77·m1 d 01 1T=T

iη

Nm

T=213.7·m2 1 1 12 2T=T

i

Nm

T=609.43·m3 2 2 34 3T=T

i

Nm

T=1538.55·m4 3 3 45 4运动和动力参数计算结果整理于下表：P(kw)P(kw)T(N·m)转速输入输出1.488输入输出9.87n(r/min)1440.001.4731.4449.7709.571440.001.0931.018213.7209.446.450.9880.968609.4597.215.480.9000.8821538.61507.85.59轴名 比 ηi电动机轴一轴二轴三轴

1.00 0.9931.0 0.713.00 0.952.77 0.91六．传动零件的设计计算蜗杆蜗轮的选择计算依据GB/T1008—1988(ZI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。

45轮用铸锡青铜

齿面接触疲乏强度进展计算

ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁劳强度。

HT100制造。传动中心距n601000v6010000.155.6r/minD 3.14512①确定作用在蜗轮上的转距T2z1==0.7

T 2.12105Nmm22T 9.55106P2

P 1.4730.79.55106 1

2.12105N·m2 n2m②确定载荷K

n/i 1 12

K1.21因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K=125011-5K=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取K=1.05；则A VK=KAKβKV=1.1511.≈1.21③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Z=160MPa1/2E④确定接触系数Zρ

Z=160MPa1/2EZρ=2.9ρN 2.01108ρ先假设分度圆直径d1

和传动中心距a的比值d

/a=0.311-18中查得Z=2.91⑤确定许用接触应力[σ]9H依据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1>45HRC，K

0.68711-7中查得蜗轮的根本许用应力[σH

=268MPa HN应力循环次数 N 60jnL2h

601

144072002.0110831

[]184.12MPaH寿命系数 KHN

1078

0.687

a99.34mm则 []K []”0.687268184.12MPaH HN H⑥计算中心距a31.211.47105

1602.9184.12

99.34mm取a100mmi31,11-2中查得m=5d1

/a0.5，

a100mm11-18中查得Z”2.37，因Z”Z，因此以上计算结果可用。①蜗杆pa

=15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径da1

=60mm；分度圆导

p=15.7mm;aq=10;程角 5o42”38“；蜗杆轴向齿厚s

1m7.85mm

d=60mm;a1a 2 =542”38“②蜗轮蜗轮齿数z2=31；变位系数x2=-0.5；验算传动比i=z2/z1=1传动比误差为0蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=155+25=165mm蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.a2=100-0.5165=17.5mm

s=7.85mmad2=155mmda2=165mmdf2=143mm

核齿根弯曲疲乏强度

rg2=17.5mm1.53KT2YY []F ddm12

Fa2 F当量齿数 Z Z2

31 31.47V2 cos3

cos(o42”38“)

Z 31.47V2由此，查表11-19可得齿形系数Y

YFa2

3.3螺旋角系数Y

5.7O 0.9592140O许用弯曲应力[][]”KF F FN11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的根本许用应力[]”=56MPaF

Y 0.9592寿命系数 KFN

1069

0.515

K 0.515FN[]560.51528.84MPaHF满足弯曲强度。

1.531.052.01105501555

3.30.959227.82MPa

[]28.84MPaH27.82MPaFGB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为，标注为8fGB/T1008198由于摩擦损耗的功率Pf

P(1)，则产生的热流量为1

1000P(1)P——蜗杆传递的功率以自然方式

2 d o a——箱体的外表传热系数，可取 d d

S——内外表能被论化油所飞溅到，而外外表又可为四周空气所冷却的箱体外表面积，单位为m2S=0.5m2t——油的工作温度，可取[tO

]65C；t——四周空气的温度，常温状况可取ta

20C；按热平衡条件

，可求得在即定工作条件下的油温1 2t 1000P(1)

201000(10.72)

O a S 150.5 Od满足温度要求。斜齿轮传动选择计算①运输机一般工作机器，速度不高，应选用7②材料选择。有表10-1选择小齿轮材料为40C〔调质，硬度为280HBS45〔调质〕240HBS40HBS③选小齿轮齿数z1

24,z2

72,

z24,z1

72,④选取螺旋角。初选螺旋角 14o。14o2KTu1ZZ2d 3 t1 H 1t ud H①确定公式内各计算数值Kt

1.610-30选取区域系数Z=2.433H0.77, 0.88,则 1.65a1 a2 a a1 a2小齿轮传递转距1.039

K 1.6tZ=2.433Ha a1

1.65T 95.5105P/n1 1

95.5105

46.45

2.136105N·mm

T 1由表10-7选取齿宽系数 1d 1d由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE

Z E10-21d查得齿轮的接触疲乏强度极限

600MPa

600MPa应力循环次数 N 60njL1 h

6046.4516300152.01108

N 2.01108由表10-19查得接触疲乏寿命系数KHN

=1.07

K=1.07计算接触疲乏许用应力，取安全系数S=1 HN[]K

HN

1.07600

642MPah S 1②计算iu

[]642MPah试算小齿轮分度圆直径d，代入[]中较小的值t1 H221.62.13610542.43189.811.653642d 3 1t

d 65.81mm计算圆周速度vdnv1t12

1t3.141665.8146.450.16m/s601000m计算齿宽b及模数 nt

601000 v0.16m/sb dd1tdm

165.8165.81mmcos

b65.81mmm 2.66mmnth5.985mmnt z 241

h2.25m 2.252.665.985mmnt计算纵向重合度0.318zd1

tan 0.318124tan141.903 1.903K由表10-2查得使用系数K 1Av=0.16m/s，710-8查得动载荷系数KV

1，故K 1.120.18(10.62)2 0.23103bH d d

K 1.421.120.18(10.16)0.231031.42由表10-13查得K 1.35F由表10-3查得K K 1.1H F

65.81

HK 1.35FK K 1.1H F故载荷系数 K K K K K 11.11.421.56A V H H

K1.56按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d d1 1t

3K/Kt

d 65.261计算模数mndm

cos 65.26cos14

m 2.64mmn z 24 n12KTYm 3 1

YYFaSan z2 []d1 F①确定计算参数计算载荷系数K K K KA V

K 11.11.351.485H

K1.485依据纵向重合度 1.093，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88计算当量齿数zV1zV1z1cos32426.27z26.27zV2z2cos37278.82zV278.82查取齿形系数由表10-5查得Y 2.592Y 2.24Y 1.596Y 1.75Fa1 Fa2 Sa1 Sa2计算大、小齿轮的

YYFaSa并加以比较[]FYYFa1

Sa1

1.596

0.01363[] 303.57F1YYFa2

Sa2

1.75

0.01641[] 238.86F2大齿轮的数值大。②设计计算m

21.4852.1361053

0.016412.08mmn 212

1.65

m 3mm因此取mn

3mm，可满足齿根弯曲疲乏强度。为满足齿面接触疲乏强度取 nd d1

d d1

65.26mmzdcos 65.26cos14z1

21.111 m 3n

z21取z1

21，则z2何尺寸计算

uz321631

1z 632①计算中心距(2163)3a 1 2 n

129.86mm2cos 2cos14130mm②按圆整后的中心距修正螺旋角

a130mm

(2163)3

1415”0“arccos1 2 n arccos 1415”0“2a 2130因β值转变不多，故 ,K,Z等值不必修正。H③计算大、小齿轮的分度圆直径d1d1zm1ncos215cos1415”65.000mmd65mmd2zm2ncos635cos1415”195.000mm1d195mm④计算齿轮宽度b d16565mmd1

B 65mm2B 70mm所以取B2

1

70mm。 1七．轴的设计和计算初步计算轴径45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：

轴的材料选用常用的45dA3Pn1，3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A15-3A=A=110，A=120。1 3 2P 1.473d A31 1103 11.08mm1 n1P3d A 32 n2P3d A 333 n3

14403120 1.03933.81mm346.453110 0.98843.96mm315.48考虑到1d必需与电动机轴和联轴器空相匹配，所1以初定d=24mm1d=35mm；d2

=45mm

d 24mm1d 35mm2轴的构造设计1

d 45mm3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。要大些，可取〔6~8〕mm，否则可取〔4~6〕mm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。轴的端面与零件端面应留有距离LL=〔1~3〕mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。3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。12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。13．22轴两端直径d=35mm，查《机械零件手册》得到应当使用的轴承型号为7207CD=72mm，B=17mm，a=15.7mm〔轴承的校核将在后面进展。

d=35mmD=72mm

作用在齿轮上的力，蜗轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图齿轮上的作用力：

B=17mm2T 2213.71000F 1 8548Nt1 d1

50 Ft1

8548NF Fr1

tanncos1

8548 tan20 3210Ncos1415”

F 3210Nr1F Fa1

tan1

8548tan1415”2171N

F 2171Na1蜗轮对轴的作用力：2TF 2t2 d2

2213.71000155tan

tan20

F 2757.3Nt2F Fr2

ncos2

2757.3 cos542”38“

F 1008.6Nr2F Ftan 1008.6tan542”38“275.7Na2 t2 2F 275.7N再由以下图求出轴承对轴的作用力 a2F” F FNV1 a1 a2F F F

F”NV1F 0

F”NV1

1895.3NNV1 t1F (LLNV1 1 2

r2 NV2L)F (L3 t1

L)F L3 r2

F r0a2 2F NV1 NV2

FNV1

6251.6NF F FNH1 r1

F 0NH2F (LLNH1 1

L)F r3 a1

F(Lr1

L)F L 03 t2 3

FNV2

1287.8NFNH1

NH2

FNH1

1347.9N2再计算出各个作用点处的弯距和扭距

F 1800.6NNH2M F LV1 NV1

6251.649.3/1000308.2Nm

M 308.2NmMV21

F LNV23

1287.840.3/100051.9Nm

V1M 51.9NmMV22

F LNV23

Fra22

V2M

66.5NmMH11M

F LNH1 1Fr

1347.949.3/100066.5Nm66.5(217165)/1000 207.57Nm

H1M 72.6NmH2H12M

H11FNH2

L3

1800.640.3/100072.6Nm

M 315.3Nm1M 88.4NmM M2 11 V1

2 315.3NmH11

2T128.2NmM M2 M 2 371.6Nm12 V1 H12M M 2 M 21 V21 H2

88.4NmM M 2 M 2 119.0Nm22 V22 H2T Fr

Fr

8548652757.3155128.2Nm1000弯距图和扭距图如下：15.7 49.3 93 40.3 15.7L1 L2 L3FFFF”NV1F”F

NV1

t1Fr1Fa1FNH1F

FNV2 FNH2FFa2FFFFr2 t2FFF”1NV1F”1F

NV1

t1 Fa

FFFa2FFFNV2r2MV1MMMV22MMVFNV1FNH1

r1FFa1F

FFFa2FFFt1 NH2MH2MMHMMH12MM12MM22MMTT轴的受力分析及弯距、扭距图由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危急截面，因此在该处计算应力2 4()2ca〔因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数α〕取 0.3d3 653抗弯截面系数 W 0.1 2.7510532 1000

W 2.75105截面上的弯曲应力

M 371.612

11.5MPaW 2.7510511.5MPa截面上的扭转切应力

T T 128.2

2.33MPaW 2W 105T

2.33MPa轴的弯扭强度条件为

[]ca 1查表15-1得

]60MPa1

[]60MPa1所以 11.52ca符合弯扭强度条件八．滚动轴承的选择计算1．1

4(0.32.332

11.6MPa [ ]1

11.6MPaca左端承受双列角接触球轴承，依据轴直径d=45mm，选择角接触球轴承的型号为7209CD=85mm;B=19mm;a=18.2mm

D=85mm;B=19mma=18.2mm根本额定静载荷

=27.2kNo

C=27.2kN根本额定动载荷 C=38.5kN

oC=38.5kN极限转速

max

=6700r/min

Vmax

=6700r/min右端承受深沟球轴承，依据轴直径d’=45mm6209，主要参数如下： D=85mm;B=19mmD=85mm;B=19mm根本额定静载荷

=20.5kNo

C=20.5kN根本额定动载荷 C=31.5kN

oC=31.5kN极限转速

max

=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F F 275.7Na a2

V =7000r/minmax该轴承所受的径向力约为F 1Fr 4r2

11008.6252.2N413-5得双列角接触球轴承推断系数e=0.8F/F 1.09ea r所以 X 0.63Y1.24当量动载荷P1

XFYFr a

0.63252.21.24275.7500.8N

P500.8N深沟球轴承所受的径向力约为 1F”1Fr 2r2

1008.62

504.3N当量动载荷P

504.3N2 rP 504.3N所以 P1

P，应用P2

核算轴承的寿命 2由于是球轴承，所以取指数 3轴承计算寿命

106 C 106 38.51033h 60nP 601440 504.3

5.15105h

轴轴承计算寿命L 5.15105hh减速器设计寿命 L15300167.2104h所以 L Lh

L7.2104h满足寿命要求2．2选择使用深沟球轴承，依据轴直径d=35mm，选用深沟球轴承的型号为7207C，主要参数如下： D=72mm；B=17mm；a=15.7mm根本额定静载荷 C=20kNo根本额定动载荷 C=30.5kN

D=72mm；B=17mma=15.7mmC=20kNo极限转速 V =11000r/minmax

C=30.5kN

命计算Fae

F”

V =11000r/minmaxF F 2 r1 NV1

2 6251.62 1347.92 NH1

F 1895.3NaeF F 2 r2 NV2

NH2

2 1287.82 1800.62

F 6395.3Nr1F 2213.7NF Fa2 d2

0.68Fr2

r2F 1505.3NF F Fa1 ae

1859.31505.33364.6N

a2F 3364.6Na1查表13-5得F/F 0.53e;F/F 0.68ea1 r1 a2 r2X X 0.44YY1 2 1

1.0P所以 1P1

P2XF YFr1 a1

5922.7N轴承计算寿命 L

106 C 106

30.51033

4.9105h

轴轴承计算寿命h 60nP 6046.455922.7减速器设计寿命所以LL减速器设计寿命所以LLh7.2L满足寿命要求。(3

L 4.9105hh查机械零件手册可知，角接触球轴承担量静载荷P Fo r1

P 6395.3N因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数So

1.0 o所以 PSoo

o

20kN满足强度条件(4以上所选各轴承的极限转速vmax

v1440r/min都成立，所以他们的极限工作转速肯定满足要求。九、键连接的选择和计算1．键的选择124mm，所以选择一般圆头平键键87,b8mmh7mmL32mm350mm，所以选择一般圆头平键键149,b14mmh9mmL50mm右端选择与左端一样的键键149,b14mmh9mmL50mm2轴键槽局部的轴径为43mm，所以选择一般圆头平键键128,b12mm,h 8mm,L45mm2．键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，一般平键联接的强度条件为2T103 []P kld P查表6-2得，钢材料在稍微冲击下的许用挤压应力为100~120MPa，所以取[]120MPaP(1).1轴上键的强度计算T 9.77Nm11

3.5mmLb1 1

24mm29.77103所以P1 3.52424

9.7MPa []P

9.7MPaP1满足强度条件(2).2轴上键的强度计算T 213.7Nm22

4mmL b2 2

33mm2213.7103所以P2 43343

75.3MPa []P

75.3MPaP2满足强度条件(3).3轴左端键的强度计算T 609.4Nm310.5h31

4.5mmL b31 31

36mm所以满足强度条件

2609.4103 101.5