二级蜗杆齿轮减速器设计_机械设计课程设计说明书(编辑修改稿)

二级蜗杆齿轮减速器设计_机械设计课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

转速 n /(r min) 传动比 i 效率  电机轴 1.` 1400 1 轴 1400 运动和动力参数 渐开线蜗杆 蜗杆用 45钢 蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10P1 燕山大学 机械设计课程设计 5 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).初选材料、精度等级和蜗杆头数 蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，调质处理，蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10P1，沙模铸造。 轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 精度等级：初选 9 级 蜗杆头数 Z1=2 Z2=i Z1=18 2=36 (3).按齿面接触疲劳强度进行设计 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。  23 229 .4 7 c o s EHZm q kT Z   18 2 轴 3 轴 卷筒轴 KA=1 KV= ZE=155MPa1/2 Z1=2 Z2=36 燕山大学 机械设计课程设计 6   = 由 Z1=2 得。  确定载荷 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 Kβ =1，由于所选用为电动机，《机械设计》查表 64 取 KA=1，取 KV=，预估 v2 3m/s；则 K=KAKβ KV =11=  确定作用在蜗轮上的转距 T2=99540N/mm  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=155MPa1/2  确定许用接触应力 [σ H]= 78210(0 .7 5 ~ 0 .9 ) b N 根据蜗轮材料为铸锡青铜 ZCuSn10P1，砂模铸造，可查得b =220MPa 应力循环次数 2 7226 0 t 6 0 7 7 . 7 8 6 3 0 0 1 8 6 . 7 2 1 0Nn         则 78710[ ] 0 . 8 2 2 0 1 3 06 . 7 2 1 0H M P a       3 2 3 2221509 . 4 7 c o s ( ) 9 . 2 6 1 . 1 9 9 . 5 4 1 0 ( ) 1 0 4 13 6 1 3 0HEZm q K T z       取 cos   ,查表得b =220MP 3mq=1250 a=115mm 9 级精度合适 燕山大学 机械设计课程设计 7 3 111 2 5 0 , 5 , 1 0 , 2 , 5 0m q m m m q z d     (4). 传动基本尺寸确定 =mZ2=536=180mm =1/2（ d1+d2） =1/2（ 50+180） =115 3. 111 2t a n t a n 11 .31 11 18 39。 35 10Zq     V2= 22 8 7 . 5 1 6 0 0 . 7 3 3 / 1 . 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0nd m s m s      滑动速动 2 / si n 4. 67 5svv  初选 9 级精度合适 （ 5）复核 m3q   啮合效率 1 t a n t a n 1 1 . 3 1 0 . 8 7 2t a n ( ) t a n ( 1 1 . 3 1 1 . 3 0 )ooov    取 23  其中  2 为滚动轴承效率，  5 为搅油效率 则 = 1 2 3= = 则  232229. 47 c os0. 83 3 15 59. 47 c os 11 .3 1 1. 1 ( 88 48 0 ) ( )0. 75 32 13 6. 6813 97 15 75EHZm q k TZ       应力无问题，不必再修正。  m=4mm d1=50m q= 燕山大学 机械设计课程设计 8 （ 6） .校核齿根弯曲疲劳强度 2121 .6 4 []F F FKT YYd d m   当量齿数 23 36 33 .22c os c os 11 .31V oZZ    由此，查表可得齿形系数 。  螺旋角系数 1 / 1 4 0 1 1 1 . 3 1 / 1 4 0 0 . 9 3 6Y        许用弯曲应力 69269710[ ] ( 5 8 ) 510( 5 14 0 8 22 0) 5 6 1032 .53F s b NM P a         sb由表 72 查得 s =140MPa b =220MPa 是蜗杆硬度  45HRc 时所乘的系数  1 . 6 4 1 . 1 8 8 4 8 0 1 . 9 1 0 . 9 3 66 3 1 6 0 51 1 . 4 2 1 M P a 3 2 . 5 3 M P a =FF   满足弯曲强度。 (7).热平衡核算。 由于摩擦损耗的功率 (1 )fPP，则产生的热流量1 1000 (1 )HP s =140MPa b =220MPa 燕山大学 机械设计课程设计 9 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20()dH k A t t dk —— 箱体的散热系数，可取 215 / ( )dk W m C ； 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； Ot —— 周围空气的温度，常温情况可取 0 20tC； 按热平衡条件 12HH ，可求得在即定工作条件下的油温 10 1 0 0 0 ( 1 ) 1 0 0 0 ( 1 0 . 8 4 0 ) 1 . 0 8 92 0 4 7 . 5 91 5 0 . 4 2 1dPt t CkA          80oC 满足温度 要求。 （ 8）蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 ①蜗杆 轴向齿距 xp =；直径系数 q=10；齿顶圆直径 1ad =60mm；分度圆导程角 11 1839。 35o  ；蜗杆轴向齿厚 12asm ②蜗轮 蜗轮齿数 z2=36；变位系数 x2=0； 验算传动比 i = z2/z1=36/2=18；传动比误差为 0 蜗轮分度圆直径 d2=mz2=536=180mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2m(ha*+x)=180+251=190mm 蜗轮齿根圆直径 df2=d22m(ha*x+c*)=18025=167mm xp = q=10 1ad =60mm 111839。 35o 12asm z2=36 d2= 180mm a=115  435mm 111839。 35o  9 级精度，侧隙种类为f， 初选 8 级精度 Z1=20 Z2= 91 燕山大学 机械设计课程设计 10 齿宽 b2=2m(+ 1q )=25(+ 11 )= 中心距 a=115 导程角 111839。 35o  (9). 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 9 级精度，侧隙种类为 f，标注为9f GB/T 10089— 1988。 2．齿轮传动选择计算 (1).初选传动类型、精度等级、材料和热处理方式及部分参数 1． 传动类型：斜齿圆柱齿轮传动 2 .精度等级：运输机一般工作机器，速度不高，故初选 8 级精度。 3. 材料选择和热处理方式。 由表选择小齿轮材料为 45 钢 （调质），硬度为 250HBS，大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 50HBS。 4. 选取齿数 小齿轮齿数初选 Z1=20 大齿轮齿数 Z2=iZ1=20=91 5. 选取螺旋角。  =8~25 初选螺旋角 14o。 6. 齿宽系数 取 d = (2).按齿面接触疲劳强度设计  2131 2 1 EHdHZ Z Z ZKT udu   ① 确定公式 内各计算数值 初选螺旋角14o KA= KV= K = 燕山大学 机械设计课程设计 11 计算载荷系数 K=KAKVKK 使用系数 KA= 动载荷系数 : 8 级精度，估计 v=4m/s vZ1//100= 查表 Kv= 齿间载荷分配系数 K = 端面重合度  12o111. 8 8 3. 2 c os1. 8 8 3. 2 1 / 20 1 / 91 c os 14ZZ     轴向重合度 1b s in ta n0 .8 2 0 ta n 1 4 1 .2 7dnoZm 总重合度        齿向载荷分布系数 k =  K=KAKVKK= ② 计算 EHZ Z ZZ 弹性系数 EZ = MPa 节点区域系数 HZ = 重合度系数 k = EZ =MPa HZ = lim1H =600MPa 燕山大学 机械设计课程设计 12  4 13Z      因  1 取  =1 11 0 .7 8 31 .6 5Z    螺旋角系数 c o s c o s 1 4 0 . 9 8 5oZ      EHZ Z ZZ =   = ③ 计算接触疲劳许用应力 lim[] HN HHHK   接触疲劳强度极限 lim1lim2HH lim1H =600MPa lim2H =390MPa 寿命系数 KHN1= KHN2=1 N1=60n2jLn=60  1 (8 300 6)= 107 N2=60n3jLn= 107 ④ 取安全系数 SH=1，取失效概率为 1%   1 l im 112 l im 22726640H N HHHH N HHHK M PaSK M PaS     12m i n 6 4 0H H H M P a     ⑤ 试算小齿轮分度圆直径 1d ，代入 []H lim2H =390MPa SH=1 失效概率为1% 39。