蜗杆齿轮减速器课程设计说明书.doc

燕山大学
机械设计课程设计说明书

题目： 蜗杆-齿轮二级减速器

学院（系）：机械工程学院
年级专业： 12级机自卓工班
学 号： 120101040019
学生姓名： 王博皓
指导教师： 齐效文
教师职称： 教授

目录

一．传动方案分析 1
1．蜗杆传动 1
2．斜齿轮传动 1
二．电动机选择计算 1
1．原始数据 1
2．电动机型号选择 1
三．总传动比确定及各级传动比分配 2
四．运动和动力参数的计算 2
五．传动零件的设计计算 3
1．蜗杆蜗轮的选择计算 4
2．斜齿轮传动选择计算 8
六．轴的设计和计算 12
1.初步计算轴径 12
2．轴的结构设计 13
3．Ⅲ轴的弯扭合成强度计算 14
七．滚动轴承的选择计算 18
八．键连接的选择 19
九．联轴器的选择 20
十．减速器附件的选择 20
十一．润滑和密封说明 21
1．润滑说明 21
2．密封说明 21
十二．拆装和调整的说明 22
十三．减速箱体的附加说明 22
十四．设计小结 22
十五．爆炸视图 23
十六．参考文献..................................................................................................................26

燕山大学课程设计说明书
一．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。
因此，蜗杆传动—斜圆柱齿轮传动，这样的传动方案是比较合理的。
二．电动机选择计算
1．原始数据
①运输链牵引力F=1894N
②运输链工作速度V=0.38m/s
③滚筒直径 D=0.41m
2．电动机型号选择
运输链所需功率，取
PI =FV=1894×0.38=0.72Kw
取η1=0.99（连轴器）,η2=0.98（轴承） ,η3=0.97（斜齿轮）,η4=0.80（蜗杆）, η5=0.96（卷筒）,则ηa=η1×( η2)4 × η3× η4× η5=0.67
电动机功率
Pd=Pw / ηa=0.72/0.67=1.07 Kw
卷筒轮转速

综合考虑选电动机型号为Y100L-6，主要性能如下表：
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．总传动比确定及各级传动比分配
总传动比为
ia=
齿轮传动比i2=（0.06~0.07）ia =3.186~3.717
取i2=3.50，则蜗杆传动比

四．运动和动力参数的计算
设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。
1.各轴转速：
n1=nm =940r / min
n2=n1 / i1= 940/15.2= 61.8 r / min
n3=n2 / i2= 61.8/3.50=17.7 r / min
2.各轴输入功率：
P1=Pd×η01=1.07×0.99=1.06kw
P2=P1×η02=1.06×0.98×0.8=0.83kw
P3=P2×η34=0.83×0.97×0.98=0.79kw
P4=P3×η45==0.79×0.99×0.98=0.766kw
3.各轴输入转距：
Td=9550×Pd/nm=9550×1.07/940=10.87N·m
T1=9550×P1/n 1=9550×1.06/940=10.76 N·m
T2=9550×P2/n 2=9550×0.83/61.8=128.26 N·m
T3=9550×P3/n 3=9550×0.79/17.7=426.24N·m
T4=9550×P4/n 4=9550×0.766/17.7=413.02 N·m
运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴号
功率P（Kw）
转矩T(N·m)
转速n（r/min)
传动比i
效率η
电机轴
1.07
10.87
940
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.06
10.76
940
15.2
0.78
Ⅱ轴
0.83
128.26
61.8
3.50
0.95
Ⅲ轴
0.79
426.24
17.7
1.00
0.97
卷筒轴
0.766
413.02
17.7

五．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/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 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；
蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，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：z1=2（由i=15.2取i=15）
则z2= ia z1=30.4取z2=30

(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 

① 查表得：9.47cosγ=9.26
② 确定载荷：K=KA·Kβ·KV
由于所用为电动机，《机械设计》查表6-4取KA=1.0
因载荷工作性质微震，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1.2
预估v2≤3m/s，取Kv=1.05
则K=1×1.05×1.2=1.26
③ 确定作用在蜗轮上的转距T2 =1.283×105N·mm
④ 确定弹性系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配
查表得 ZE=155
⑤ 确定许用接触应力
根据蜗杆材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得=250MPa
⑥ 应力循环次数

则
⑦ 计算m3q
m3q≥9.26×1.26×1.283×105×()2=1532.4
⑧ 查表取 m3q=1575
则 m=5，d1=63mm，q=12.6
(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸
① 涡轮分度圆直径d2= m z2=5×30=150mm
取a=105

② 蜗杆
头数z1=2，直径系数q=12.6；齿顶圆直径=73mm；分度圆导程角γ= 9°1′9.56″；
③ 蜗轮
蜗轮齿数 z2=30；
蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×30=150mm
蜗轮喉圆直径 da2=d2+2×m×(+x) =150+2×5×（1-0.3）=157mm
蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×m×(-x+)=150-2×5×（1+0.3+0.25）=134.5mm
④ 确定精度等级

故初选8级精度等级合适；KV不变。
(4).校核齿根弯曲疲劳强度

① 当量齿数 zv=z2/cos3γ=32.82
由此，查110页表7-8可得齿形系数YF=1.92
② 螺旋角系数 Yβ=1-γ/140O=0.899
③ 许用弯曲应力

④ 弯曲应力

满足弯曲强度。
(5).精度等级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9级精度，蜗杆表面粗糙度为6.3，涡轮表面粗糙度为6.3。侧隙种类为f，标注为9f GB/T 10089—1988。

(6).热平衡核算。
由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量

P——蜗杆传递的功率
以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流量为
——箱体的散热系数，可取；
A——散热面积，箱内能溅到，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
t——油的工作温度；
按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温
滑动速度：
查112页表7-10取
啮合效率
取搅油效率为η2=0.99，滚动轴承效率为η3=0.99
则总效率为η=η1·η2·η3=0.92

其中=20℃，η=0.92，P1=1.077Kw，取Kd=15W/（m2·℃）
箱体面积

则工作油温为

满足温度要求。
2．斜齿轮传动选择计算
(1).初选传动类型、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（正火）硬度为190HBS。
③选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿z2=m×z1=70
④选取螺旋角。初选螺旋角β=10o。
⑤ 齿宽系数 取
⑥ 传动类型：斜齿圆柱齿轮传动
(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 KA=1.0 84页 表6-4
b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=0.84m/s
查图取 KV=1.07
c.齿间载荷分配系数
端面重合度

轴向重合度

总重合度 =2.83
查84页图6-13取齿间载荷分配系数
d.齿向载荷分布系数 查85页图6-17取 Kβ=1.06
则K=KA·KV·Kα·Kβ=1.59
e.材料的弹性影响系数 查87页表6-15得 ZE=189.8
f. 齿向区域系数 查图取 ZH=2.46 87页 表6-19
g.重合度系数
h.螺旋角系数
则
i.接触疲劳强度极限
查图取 σHlim1=550MPa
σHlim2=450MPa
j. 应力循环次数

N2=N1/i=7.12×107/3.5=2.04×107
查表得接触疲劳寿命系数 KHN1=1.03; KHN2 =1.1
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

故
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=0.04m/s 取KV’=1.00，则

d.校正分度圆直径

2) 确定主要参数
① 计算法向模数
查表取标准值 mn=4mm
② 计算中心距

圆整取 a=185mm
③ 修正螺旋角

将=13°21′带入上述过程进行计算得结果变化不大

故设计合理，不需再做修正
④ 计算分度圆直径

⑤ 计算齿宽 圆整得=85
则取b1=90mm，b2=85mm
3) 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=2.69，YFa2=2.23
⑤ 查取应力集中系数 YSa1=1.57，YSa2=1.72
⑥ 计算弯曲疲劳许用应力 ［σF］=KFN·σFlim/SH
a. 弯曲疲劳极限应力 σFlim1=450MPa，小齿轮调质
σFlim2=390Mpa，大齿轮正火
b. 查取寿命系数 KFN1=KFN2=1
c. 安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)
则 ［σF1］=1×420/1=450MPa
［σF2］=1×390/1=390MPa
⑦ 计算弯曲应力

故设计合理。
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：
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=28mm，d3=55mm，取d2 =40mm。
2．轴的结构设计
Ⅰ轴（蜗杆）的初步设计如下图：

装配方案是：左端，甩油环、套杯、左端轴承、止动垫片、圆螺母、密封圈、端盖、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，甩油环、止动垫片、圆螺母、右端轴承依次从轴的右端向左安装。
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。
Ⅱ轴的初步设计如下图：

装配方案是：左端，蜗轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。
尺寸设计准则同Ⅰ轴。
Ⅲ轴的初步设计如下图：

装配方案：右端，齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖、联轴器依次从轴的右端向左安装；左端，挡油板、左端轴承、端盖、调整垫片、密封圈依次从轴的右端向右安装。
尺寸设计准则同Ⅰ轴。
3．Ⅲ轴的弯扭合成强度计算
由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=55mm，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30205E，D=100mm，B=21mm，a=20.9mm（轴承的校核将在后面进行）。
a. 轴的结构

(单位N·mm)
（1） 计算大齿轮受力：
转矩 T3=426.24N·m

由此画出大齿轮轴受力图，见b图
（2） 计算轴承反力（c、e图）
水平面

垂直面

（3） 画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f)
和合成弯矩图（图g）。
（4） 画出轴的转矩T图（图h），T=426239.68N·mm
（5） 初步分析Ⅰ~Ⅲ三个截面有较大的应力和应力集中。现
对Ⅱ面将进行安全系数校核。
（6） 轴材料选用45钢调质，σb=650MPa，σs=360MPa，
查表得疲劳极限：
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
，
（7） 求截面Ⅱ的应力

（8） 求截面Ⅱ的有效应力集中系数
因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=5mm，其应力集中可由表查得D/d=70/60=1.17，r/d=5/60=0.08。由σb=650MPa查得kσ =1.58，kτ=1.22。
（9） 求表面状态系数β及尺寸系数εσ、ετ
查表得β=0.92，εσ=0.81、ετ=0.76。
（10） 求安全系数 设为无限寿命，kN=1

则综合安全系数为
>
故轴安全。
七．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，故选用圆锥滚子轴承。现计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。
轴承型号为30205E，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本额定动载荷 Cr=52800N，基本额定静载荷 Cor=40500N，采用油雾滑nlim=5600r/min。
1. 计算内部轴向力 受力如图i

查表得 S=0.7Fr（α=25o，e=0.7）

则 S1=0.7×2366.38=1656.47N
S2=0.7×775.85=543.09N
2. 计算单个轴承的轴向载荷
比较S1+FA与S2的大小
S1+FA=1656.47+684.02=2340.49N> S1
由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。
则 Fa1=S1=1656.47N，Fa2=S1+FA =2340.49N
3. 计算当量载荷
P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.2
e
查表得X1=1，Y1=0

查表得X2=0.41，Y2=0.87
则 P1=1.2(1×2366.38＋0×1656.47)=2839.65N
P2=1.5(0.41×775.85＋0.87×2340.49)=3531.48N
4. 计算寿命
取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式
因为是球轴承，取ε=3，则
>19200h
5. 静载荷验算
查表得X0=0.5，Y0=0.38，则
P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2366.38＋0.38×1656.47=1812.64N
因 P01< Fr1，故取 P01= Fr1=2366.38N<<C。
P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×775.85＋0.38×2340.49=1277.3N<<C
6. 极限速度验算

查图得f11=1，f12=1，tanβ1=Fa1/Fr1=0.70，tanβ2= Fa2/Fr2=3.01
查图得f21=1.05，f22=0.99，则
f11f21nlim=1×1.05×5600=5880r/min>n
f12f22nlim=1×0.99×5600=5544r/min>n
故选用7211C型向心球轴承符合要求。
八．键连接的选择
Ⅰ轴键槽部分的轴径为28mm，所以选择普通圆头平键
键 A8×35 GB/T 1095-2003
Ⅱ轴左两端键槽部分的轴径为55mm
左端 键 A16×60 GB/T 1095-2003
Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为60mm，所以选择普通圆头平键
键 A16×60 GB/T 1095-2003
右端键槽部分的轴径为40mm，所以选择圆头普通平键A12×70
Ⅲ轴左端键的校核：8级精度的齿轮要求一定的定心性，所以选
平键，由于是静联接，选用普通圆头平键。由手册可查的当d=（50
~58）时，键的刨面尺寸为：宽b=16mm，高h=10mm。参考毂长选
键长l=60mm。
键的接触长度。查表可得连接的许
用挤压应力（载荷微震，故取大值）由
式 得连接所能传递的转矩为
>426.24
所以键的选择符合要求。
九．联轴器的选择
减速器载荷平稳，因此选择刚性固定式联轴器——凸缘联轴器，这种联轴器机构简单、成本低，但对两轴的对中性要求高。
Ⅰ轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择HL1轴孔直径28mm轴孔长度44mm
Ⅲ 轴的联轴器选择HL4轴孔直径40mm，轴孔长度85mm

十．减速器附件的选择
1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为140×160mm。箱体上开窥
视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用2mm的垫片加强密封，盖板材料为45钢，用八个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。考虑到室内大批的工作环境，选用带螺纹连接铸成的通气器。
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=8mm，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，在箱盖上装有环首螺
钉或铸出吊环、吊钩，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杆式油标尺。注意油标不能浸油。
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5mm左右的凸台，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。
8．调整垫片组 调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为08F。
9．轴承盖 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150）。

十一．润滑和密封说明
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<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=80mm；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．拆装和调整的说明
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．设计小结
设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，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。
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，我深深的感受到了细节是决定成功的关键，在今后的学习、工作和生活中，一定要注意每一个细节。
同时，经过两天的拆装实验，我发现机械就在我们身边，从简单的一支笔到飞奔的汽车，无一不蕴含着机械的身影。在机械中无论一个零件有多么小，它都有自己的独特用处，都是必不可少的。就像人一样，无论你是多么的渺小，你都在为这个社会贡献着不可或缺的力量。当自己亲自把铣床拆下来又装好时，内心无比的兴奋，很有成就感。经过拆装实验，不仅使我了解了简单铣床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。
十五． 爆炸视图

十六．参考资料
1. 韩晓娟．机械设计课程设计指导手册．北京：中国标准出版社，2008
2. 许立忠，周玉林．机械设计．北京：中国标准出版社，2009
3. 龚溎义，潘沛霖．机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2006
4. 成大先．机械设计手册．北京：化学工业出版社，2007
5. 邵晓荣，张艳．互换性与测量技术基础．北京：中国标准出版社，2007

F=1894N
V=0.38m/s
D=0.41m

=0.72kw

ηa=0.67

Pd=1.07kw

n=17.7r/min

电动机型号Y100L-6
nd=1000r/minnm=940r/min

ia=53.1
i2=3.50

i1=15.2

n1=940r/min
n2=61.8r/min
n3=17.7r/ min

P1=1.06kw
P2= 0.83kw
P3= 0.79kw
P4= 0.766kw

Td=10.87N·m
T1=10.76 N·m
T2=128.26N·m
T3=426.24N·m
T4=413.02N·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，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1
z1=2
z2=30

KA=1.0
Kβ=1.2
Kv=1.05
K=1.26
T2=1.283×105
N·mm
ZE=155
b=250MPa
N2=4.87×107

156.48MPa

m3q=1532.4
m=5
d1=63mm
q=12.6

a=105

z1=2
da1=73mm

γ= 9°1′9.56″

z2=30
d2=150mm

da2=157mm

df2=134.5mm

zv=32.82
YF=1.92
Yβ=0.899

34.4MPa

7.45MPa

蜗轮-蜗杆的设计合理

Kd=15

0.94

0.92

齿轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第75页~100页
z1=20
z2=70
β=14o

KA=1.0

KV=1.07

=2.83

Kβ=1.06
K=1.59

ZE=189.8
ZH=2.46
ZΕ=0.78

N1=7.12×107
N2=2.04×107
KHN1=1.03
KHN2 =1.1
SH=1
566.5MPa
495MPa
495MPa

d1=66.45mm
V=0.215m/s
KV’=1.00

K’=1.91

d1’=64.97mm

mn=4mm

a=185mm

=13°21′4″

d1=82.22mm

d2=287.78mm

b1=90mm
b2=85mm

Y=0.716

Y=0.903

zV1=21.71
zV2=75.99
YFa1=2.69
YFa2=2.23
YSa1=1.57
YSa2=1.72

KFN1=KFN2=1
SH=1

σ1=36.06
MPa
σ2=32.74
MPa

斜齿轮的设计合理

轴的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第137页~第153页
轴的材料选用常用的45钢

d1=12.28mm
d2=28.04mm
d3 =41.86mm

d=55mm
D=100mm
B=21mm
a=20.9mm

Ft3=2882.14N

Fr3=1078.15N

Fa3=684.02N

R1’=389.86N

R2’=549.13N

R1”=2334.05N

R2”=548.09N

T=426239.68
N·mm

σ-1=293MPa
σ0=527MPa
τ-1=169MPa
τ0=325MPa

M3=117153.68
N·mm
σ=5.42MPa
σm=0
τ=9.87MPa

τa=4.93MPa

kσ =1.85
kτ=1.40

β=0.92
εσ=0.81
ετ=0.76

S=13.29

轴设计合理

轴承的计算公式和有关数据皆引《机械设计》第159页~第173页

Fr1=2366.38N

Fr2=775.85N

S1=1656.47N
S2=543.09N

Fa1=1656.47N
Fa2=2340.49N

fP=1.2

X1=1，Y1=0

X2=0.41
Y2=0.87

P1=2839.65N
P2=3531.48N

轴承选择合理

b=16
h=10
l=60

T=600000N·m

故键的选择合理

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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