本科毕业论文---蜗轮齿轮二级减速器设计.doc

燕山大学
机械设计课程设计说明书

题目： 蜗轮-齿轮二级减速器

学院（系）： 机械工程学院
年级专业： 锻压2班
学 号：
学生姓名：
指导教师：

第 31 页 共 30页

燕山大学课程设计说明书

目 录
一、传动方案拟定
二、电动机的选择
三、计算总传动比及分配各级的传动比
四、运动参数及动力参数计算
五、传动零件的设计计算
六、轴的设计计算
七、滚动轴承的选择及校核计算
八、键联接的选择及计算
九、联轴器的选择
十、箱体及附件设计
十一、密封和润滑选择
十二、拆装和调整说明
十三、减速箱的附加说明
十四、设计小结
十五、参考资料

设计及计算过程
结果

1. 原始数据
(1)输送带拉力 1840N
(2)输送带速度 0.39m/s
(3)滚筒直径 330mm
2. 工作条件
连续单向运转，载荷平稳，使用年限八年，一班制工作，生产批量大批量，运输带速度允许误差±5%
3. 机械课程设计内容
计算及设计工作：
1.电机选择、传动方案的拟定
2.运动和动力参数计算
3.传动、轴系零件设计（带传动计算、齿轮强度计算、轴强度计算、轴
承寿命计算、键强度计算）
4.选择联接件、键、轴承、密封件
5.装配图、零件图绘制
6.绘图工作
①减速器装配图1张（A0图纸）；
②零件图2张（A3图纸，高速轴、端盖、低速大齿轮）
③ 设计计算说明书1份，（20页）
7说明书
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1）工作条件：使用年限8年，工作为一班工作制，载荷平稳，环
境清洁。

（2）原始数据：滚筒圆周力F=1840N；带速v=0.39m/s；滚筒直径
D=330mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（P44)
2、电动机功率选择：
（1）卷筒功率

传动装置的总效率：
2个联轴器效率 η1
1个涡轮传动效率η2
1个齿轮传动效率η3
4个轴承传动效率η4

（2） 电机所需的工作功率：

=(1840×0.39)/(1000×0.7015)
=1.076kW

（3）确定电动机转速：
计算卷筒工作转速：

=(60×1000×0.39)/(π×330)
=22.58r/min

4、确定电动机型号
电动机转速范围由指导手册表2-2的，i=15~60
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L-6。
其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速940r/min，额定转矩2.0

电动机型号
额定功率
（Kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）

Y100L-6
1.5
1000
940
2.0
2.2

三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比： i总=n电动/n筒=940/22.58=41.63 r/min
2、分配各级传动比（查指导手册P12)
（1） 蜗杆-齿轮式
=（0.04~0.07）×41.63
=1.67~2.91
（2） 取齿轮i齿轮=2.4（低速级减速器i=合理）
（3） ∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮=41.63/2.4=17.34
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=940 r/min
nII=nI/i带=940/15=54.20 r/min
nIII=nII/i齿轮=54.20/2.4=22.5r/min
nIII=n卷=22.5r/min
2、 计算各轴的功率（kW）
PI=P工作 ×η1= 1.059 kW
PII=PI×η2η4=1.059×0.98×0.8=0.83 kW
PIII=PII×η3η4= 0.83×0.97×0.98= 0.788kW
P卷=PⅢ×η1η4=0.79×0.99×0.98=0.766kW
3、计算各轴扭矩（N·m）
Td=9.55×103Pd/nm=9.55×103×1.067/940
=10.84 N·m
TI=9.55×103PI/nI=9.55×103×1.059/940
=10.76 N·m
TII=9.55×103PII/nII=9.55×103×0.83/54.20
=146.2N·m
TIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×0.708/22.5
=300.5 N·m
TⅣ=9.55×103PⅣ/nⅣ=9.55×103×0.687/22.5
=291.59 N·m

五、传动零件的设计计算
1、蜗轮蜗杆的传动计算
①根据GB/T 10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
.选择材料、精度等级和蜗杆头数
②材料：蜗杆 :45钢，表面淬火处理,45~55HRC,初选8级精度； 蜗轮：铸铝青铜ZcuAl9Fe4Ni4Mn2，砂型铸造。轮芯用灰铸铁HT200制造。
精度等级：初选取8级
③选取蜗杆头数
Z1=2,i1=17.34

实际齿数比
齿数误差
由于0.9%＜5%,所以在误差允许范围内.
2、 初定模数m，蜗杆直径系数q，蜗杆中圆直径d1

①查书P110得，
②
KA:由P109表7-6得，KA=0.8~1.25.取KA=1
KV:估计V2＜3m/s此时，KV=1~1.1取KV=1
Kβ：载荷是平稳的，Kβ=1
代入=1×1×1=1
③TII=146.2N·m
④查P111表7-7得，
⑤
⑥N2=60n2t2=60×47×（6×300×8）=4.06×107＜25×107
查书P104表7-2得，MPa
⑦代入
9.26×0.8×166.2×103×（155/166.2×35）2=874≤1000
当m=5，q=8.00，d1=40，m3q=1000

3、 确定传动尺寸
①中心距：a=m/2(q＋Z2)=2.5×（8＋35）=107.5mm
圆整中心距为a，108mm，变位系数X=（a，_a)/m=0.1
②头数z1=2，直径系数q=8；齿顶圆直径da1=48mm；分度圆导程角γ=14.03°；蜗杆轴向齿厚Sa=1/2πm=7.85
③蜗轮齿数 z2=35，
蜗轮中圆直径d1=40，蜗轮直径d2=mZ2=5×35=175mm
蜗轮齿根圆直径
df2=d2-2×hf2=175-2×4×（1+0.2）=165.4mm
蜗轮齿宽b2=2m（0.5＋）=35
④确定精度等级
涡轮圆周速度V2
V2=πn2d2/60×1000=0.4304m/s,
VS=V2/sinγ=0.4304/sin(14.03°）=1.775m/s,
因此KV=1.，
VS=0.4304/0.2424=1.775m/s，取当量摩擦角φv=2°
故初选8级精度等级合适。
⑤校核齿根弯曲疲劳强度
1.当量齿数 zv=z2/cos3γ=45.964
由此，查表可得齿形系数YF=1.743
2.螺旋角系数 Yβ=1-γ/140°=0.92
3.许用弯曲应力 =30.69MPa
4.弯曲应力
=9.950MPa＜满足弯曲强度
5. 验算效率
啮合效率：
搅油效率：
滚动轴承效率：
复核

747<1000 安全
6、热平衡计算
t =t0＋1000（1-η）/Kd A
①蜗杆轴传递效率P1=1.059kW
②箱体的散热系数，则Kd=14~17.45w/（m2℃），取Kd=15w/（m2℃）
③A=0.33(a，/100）1.75=0.3775mm2
④蜗杆传动总效率η=（0.95-0.96)tanγ/tan（γ＋）
=0.955×tan14.03/tan（14.03＋2）
=0.79
⑤工作油温t=t0＋1000（1-η）P1/KdA
=20＋1000×1.033×（1-0.79）/17×0.36
=60.℃＜75℃ 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（调质、正火）硬度为200HBS。
△HB=240-200=40HBS
2. 选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿z2=i×z1=72,
传动比是2.4,实际传动比i=2.4
△i=0 符合要求
3.选取螺旋角。初选螺旋角β=10°，
齿宽系数 取Φd=0.8
4.按齿面接触疲劳强度设计
1.确定小齿轮分度圆直径

确定公式内各计算数值
a.使用系数 查表取KA=1.0
b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=1.2m/s
查书P82图6-11取 KV=1.07
齿间载荷分配系数
a端面重合度

b轴向重合度

c总重合度
d查书图6-13的Kα=1.46,
由Φd=0.8查书P85图6-17得Kβ=1.07
则K=KA·KV·Kα·Kβ=3.05
e材料的弹性影响系数 查表得 ZE=189.8
f 齿向区域系数 查图取 ZH=2.38
g重合度系数
h螺旋角系数

i接触疲劳强度极限
查图取 σHLim1=600MPa
σHLim2=470MPa
j 应力循环次数

查表得6-25接触疲劳寿命系数KHN1=1.05
KHN2=1.12 SH=1
k计算接触疲劳许用应力
取安全系数SH=1(失效概率为1%)，则

2.计算
a试算小齿轮分度圆直径d1

b校核圆周速度

c.修正载荷系数 vz1/100=0.051m/s
查图6-11（b）取KV’=1.005，则
d.校正分度圆直径

3确定主要参数
a计算法向模数
取mn=3
b计算中心距
取圆整160
c修正螺旋角
故设计合理，不需再做修正
d计算分度圆直径

e计算齿宽
，圆整55mm
取60
则取b1=60mm，b2=55mm
f校核齿根弯曲疲劳强度

1计算重合度系数

2计算螺旋角系数

3计算当量齿数

4查取齿形系数 YFa1=2.5，YFa2=2.18
查取应力集中系数 YSa1=1.63，YSa2=1.79
计算弯曲疲劳许用应力
［σF］=KFN·σFLim/SH
a弯曲疲劳极限应力
小齿轮240HBS查书6-28（c）σFlim1=510MPa，
大齿轮200HBS查书6-28（b）σFlim2=400MPa
b查取寿命系数查书6-26得 KFN1=KFN2=1
c安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)
则 ［σF1］=1×510/1=510MPa
［σF2］=1×400/1=400MPa
5计算弯曲应力

设计尺寸符合要求
六、轴的设计和计算
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：
考虑到各轴均有弯矩，取C=118，初算各轴头直径

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及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm，d2 =30mm，d3=38mm。
2.轴的结构设计
蜗杆轴结构

Ⅰ轴（蜗杆）的初步设计如下图：

蜗杆轴结构
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（3~8）mm，否则可取（1~3）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。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（1~3）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。
输出轴的设计计算
（1）输出轴上的功率，转速和转矩：
PⅡ=0.830kw , nⅡ=54.20r/min ,TⅡ=146.2N m
（2）初步确定轴径的最小直径
选用钢，硬度200HBS
根具文献[1]P370中（15-2）式，并查文献[1]P370表15-3，取C=112

选d2=30mm

Ⅱ涡轮轴结构
（1）轴上的零件定位，固定和装配
蜗轮蜗杆二级减速装置中，按照方案图纸，将蜗轮安装在箱体靠上，蜗轮一面用轴肩定位，另一面用轴端盖定位，轴向采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度

I段：dⅠ=30mm。初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7206C型角接触球轴承，考虑到轴承右端用挡油环定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=10mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=15mm。已知所选轴承宽度B=16mm ,lⅠ=10+15+16+2~5=45mm。
II段：dⅡ= dⅠ+2h=32mm，安张齿轮段，小齿轮齿宽83mm，取lⅡ=78mm。
Ⅲ段：，轴肩高为3mm,dⅢ=38mm,轴段长为
lⅢ=30mm。
Ⅳ段：为安装蜗轮轴段，dⅣ=32mm，蜗轮齿宽
mm, 取lⅣ=48mm。
V段：Ⅰ-V段右端为挡油环的轴向定位
dⅤ=30mm，lⅤ=50mm。

蜗轮轴结构
轴上零件的轴向定位
（3）蜗轮、轴的定位均采用平键连接。按 dⅡ= dⅠ+2h=32mm 由文献[1]P106表6-1查得平键截面10×8×70，键槽用铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合；滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为f6。
Ⅲ大齿轮轴
（1）确定轴的各段直径和长度
I段：dⅠ=40mm。按照键选着轴段长 lⅠ=68mm。
II段：dⅡ= 45mm，安张穿透端盖总长26.8mm，伸出的轴段长18.2mm ,则取lⅡ=26.8+18.2=45mm。
Ⅲ段：dⅢ=50mm，初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7210C型角接触球轴承，挡油环长度25mm。已知所选轴承宽度B=20mm，lⅢ=45mm。
Ⅳ段:轴肩高h=3，dⅣ=56mm，
取lⅣ=91.7mm。
V段：dⅤ=52mm,齿轮宽度b1=77mm,取
lⅤ=78mm。
Ⅵ段： dⅥ=50mm, 挡油环长度24.5mm,轴承宽度20mm,取lⅥ=46.5mm

（3）轴上零件的周向定位
大齿轮、轴的定位均采用平键连接。 由文献[1]P106表6-1查得平键截面16×10×60，键槽用铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为f6。
Ⅲ轴的弯扭合成强度计算
由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=45mm，查《机械设计课程设计指导手册》得到应该使用的轴承型号为7209C，D=85mm，B=19mm，a=18.2mm（轴承的校核将在后面进行）。
圆周力
径向力
轴向力

Ⅲ轴受力如图：

L1=61 L2=151

画出水平弯矩MH图，垂直面弯矩Mv图和合成弯矩图。

判断危险截面
初步分析齿轮轴面有较大应力集中。
（1） 材料选用45钢调质，σb=650MPa，σs=360MPa，
插值法查得得疲劳极限
σ-1=0.45σb=0.45×650=293MPa，
σ0=0.81σb=0.81×650=527MPa
τ-1=0.26σb=0.26×650=169MPa
τ0=0.5σb=0.5×650=325MPa
由式，得
，
（2） 求危险截面的应力

（3） 求截面的有效应力集中系数
因在此截面处有轴颈变化，过渡圆角半径r=1mm，其应力集中可由表10-9查的，。由查得，。求表面状态系数及尺寸系数 。由表10-3查的。由表10-13查的，。
求安全系数：（设无限寿命）

大于1.5，故根据校核，截面足够安全。

六．滚动轴承的选择计算
由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。现计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。
轴承型号为7209C，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷Cr=38500N，基本额定静载荷Cor=28500N，采用脂润滑nlim=6300r/min。
1. 计算内部轴向力 受力如图

由查表得：,由插值法求得。
计算内部轴向力:

2. 计算单个轴承的轴向载荷
比较S1+FA与S2的大小
S1+FA=836.35+482.63=1318.98N> S2
由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。
则 Fa1=S1=836.35N，Fa2=S1+FA=1318.98N
3. 计算当量载荷
P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.5

4.计算寿命
取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式

大于12000h，符合要求。
5 静载荷验算
查表得X0=0.5，Y0=0.38，则
P01= X0R1+Y0Fa1=0.5×2090.87＋0.38×836.35=1363.25N
因P01< Fr1，故取P01= R1=579.3N<<C。
P02=X0R2+Y0Fa2=
0.5×2020.27＋0.38×1318.98=1511.35N<<C
6极限速度验算

查图得f11=1，f12=1,
tanβ1=Fa1/Fr1=0.410，tanβ2= Fa2/Fr2=0.494
查图得f21=0.998，f22=0.996，则
f11f21nlim=1×0.99×6300=6237r/min>n
f12f22nlim=1×0.99×6300=6237r/min>n
故选用7209C型向心球轴承符合要求

八．键连接的选择
1、键连接的选择
Ⅰ轴键槽部分的轴径为24mm
键 A10×40 普通圆头平键
Ⅱ轴左右两端键槽部分的轴径为38mm
蜗轮 键 A10×40 普通圆头平键
小斜齿轮 键 A12×70 普通圆头平键
Ⅲ轴输出端键槽部分的轴径为40mm键
键 A10×72 普通圆头平
大斜齿轮端键槽部分的轴径为50mm
键 A14×60 普通圆头平键
键的校核
以大齿轮上键的校核为例
键长L=60mm，键宽b=14mm，
键的接触长度 L＇=L-b=60-14=46mm。取连接键的许用应力
。则键传递的扭矩为
所以键的强度符合要求。
九． 联轴器的选择
1.考虑到联轴器的可靠性和工作环境，选择由金属原件制成的不需润滑的联轴器。
2.在满足使用性能的前提下，应选用装拆方便，维护简单、成本低的联轴器。
3.弹性柱销联轴器具有良好的综合性能，适宜用于一般的中小功率传动，选择弹性柱销联轴器。
十． 减速器附件的选择
1.窥视孔盖 窥视孔盖的规格为140×100mm。箱体上开窥
视孔处设有凸台10mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A，用6个M6螺栓紧固。
2.通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对
密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到室内的工作环境，选用不带金属滤网的通气器。
3.启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃
或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。
4.定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配
精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=6mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。
5.吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上铸出吊环并在箱座上铸出吊钩。
6.油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定
之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的焊接管状油标尺。
7.放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减
速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。
十一. 密封和润滑说明
1．润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<2m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=70mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。
2．密封说明在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。
十二．拆装和调整说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为。
在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。
十三． 减速箱体的附加说明
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。

十四．心得小结
机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识，经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的。但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。
在开始，我由于事务耽误了几天，回来后火急火燎的把图画好了，但是画的规格根本不相符，导致老师在第一次画图中给了一个“太差”，于是我连夜加班加点把图修改，修正。机械设计是到目前最疲劳的课程了，经常连夜加班到一点，也因为好多小问题不会虚心请教，大家一起解决，经过大家不懈的努力，在最后终于解决了所有的问题，如期交稿，画二维，三维图真是一场疲劳战，不停地修改，不停的修改细节，机械设计课程设计虽然与真正的机械设计有所差别，但是它们的设计过程是一样的，任何一个地方都不允许有差错，如在三维装配中一个零件装错，整个机器就不会运动起来。它不仅让我们温习了旧知识和学习了一些新的知识、技巧，而且还培养和锻炼了我们认真、严谨的做事态度。机械设计课程设计是一个相对较长的项目，也锻炼了我们的耐性。在初次设计中，错误是难免的，关键是要积极的改正，要不厌其烦的改正。经过一个月的课程设计，自己感觉很有收获，在软件的熟练运用上有很大的提高。
同时，经过两天的拆装实验不仅使我了解了发动机的工作原理和所学过的很多东西在机械中的巧妙应用，而且使我对机械有了更浓重的兴趣，并加深了我对所学知识的理解，对我以后的实践设计提供了很大的帮助。
最后感谢老师最后一个月的辛勤指导，不厌其烦的指出我们错误，帮助我们修改，起早贪黑的，感谢老师。
十五．参考资料
《机械设计》 许立忠 周玉林 主编 中国标准出版社 2009年
《机械设计课程设计图册》龚桂义 主编 高等教育出版社 2011年
《机械设计课程设计指导手册》 韩晓娟 主编 中国标准出版社 2008年
《画法几何与机械制图》 贾春玉 张树存 主编中国标准出版社 2011年
《互换性与测量技术基础》 邵晓荣 张艳 主编 中国标准出版社 2011年

附录：

F=1840N
v=0.39m/s
D=330mm

n总=
22.58r/min
P工作=
1.076kW
n总=
0.7015

电动机型号
Y100L-6

nI=970r/min
nII=321.19r/min
nIII=107r/min

PI=1.059 kW
PII=0.83 kW
PIII=0.788 kW
P卷=
0.766kW

Td=10.84 N·m
TI=10.76 N·m
TII=146.2N·m
TIII=300.5 N·m
TⅣ=
291.59 N·m

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
ZcuAl9Fe4Ni4Mn2

=1
=1
Kβ=1
K=1
N2=
4.0×107

Z1=30
Z2=72
β=19°

t =60℃
蜗轮-蜗杆的设
计合理

K=3.05
ZE=189.8
ZH=2.38
SH=1
KHN2=1.12

d1=66.23mm

KV’=1.01
K’=1.59
d1’=61.83mm

mn=
3
a=
160mm

d2=
225.8mm
b1=60mm
b2=55mm

Y=
0.710
Y=
0.74

YFa1=
2.5
YFa2=
2.18
YSa1=
1.63
YSa2=
1.79
σFlim1
=510MPa
σFlim2
=400MPa
KFN1=KFN2=1
SH=1
［σF1］=
5100MPa
=400MPa

斜齿轮的设计合理

d1=24mm
d2=30mm
d3=38mm

轴设计合理

轴承的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第159页~第173页

R1=888.6N
R2=1298.5N
S1=355.3N
S2=519.4N

Fa1= 836.35N
Fa2 =1318.98N
fP=1.5
X=0.44
Y=1.35
P1=
2049.0N
P2=
2669.5N

燕山大学 《机械设计》 课程设计综评

项目
细则
成绩
平时成绩
(30分)
出勤
(15分)
(A)全勤

(B)缺勤不多于2次
(C)缺勤不多于5次
(D)缺勤5次以上的
态度
(15分)
(A)积极

(B)比较积极
(C)一般
(D)不积极
图面成绩
(50分)
结构
(10分)
合理

比较合理
图面
质量
(40分)
优

良
中
及格
不及格
答辩成绩
(20分)

优

良
中
及格
不及格
总成绩

答辩小组成员签字

年 月 日