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辽宁工程技术大学

机械工程及自动化专业 综合课程设计说明书

设计题目: 系 专 部: 业:

蜗杆—圆柱齿轮减速器设计 信息工程系 机械工程及自动化 张 宇 1231020127 2015.12.21~2016.1.15 王宏健 马晓芳

学生姓名: 学 号:

起迄日期: 指导教师:

摘要
蜗杆—圆柱齿轮减速器,是一种动力传达机构,其利用齿轮的速度转换器,将电机的 回转数减速到所要的回转数,并得到较大转矩的装置。圆柱齿轮减速机是一种相对精密的 机械,使用它的目的是降低转速,增加转矩。圆柱齿轮减速器的齿轮采用渗碳、淬火、磨 齿加工,承载能力高、噪声低;主要用于带式输送机及各种运输机械,也可用于其它通用 机械的传动机构中。它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻等优点,用于 输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。圆柱齿轮减速器广泛应用于冶金、矿山、 起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。 关键词:齿轮;蜗杆;减速器;动力

I

Abstract
Two stage cylindrical gear reducer, is a kind of power transmission mechanism, which uses the gear speed converter, will reduce the number of motor rotation to the number of rotation, and get a larger torque device. Cylindrical gear reducer is a relatively precise machine, the use of its purpose is to reduce the speed, increase the torque. Cylindrical gears reduction gear using carburizing, quenching and grinding machining, the bearing capacity is high, the noise is low, mainly used for belt conveyor and various kinds of transport machinery, can also be used in other general mechanical transmission mechanism. The device has the advantages of high bearing capacity, long service life, small volume, high efficiency, light weight, etc., and is used for the transmission device which is arranged in the vertical direction of the input shaft and the output shaft. Cylindrical gear reducer is widely used in metallurgy, mining, lifting, transportation, cement, construction, chemical, textile, printing and dyeing, pharmaceutical and other fields. Key words: gear; worm; gear reducer; power

II

目录
引言 ........................................................................................................................... 1 1 原始数据 ............................................................................................................... 2 2 选择电动机 ........................................................................................................... 3 2.1 选择电动机系列 ................................................................................................ 3 2.2 选择电动机功率 ................................................................................................ 3 3 传动比分配 ........................................................................................................... 4 4 传动机动力参数计算 ........................................................................................... 5 5 蜗杆传动设计 ....................................................................................................... 7 5.1 选择蜗杆传动类型 ............................................................................................. 7 5.2 选择材料 ............................................................................................................ 7 5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 ........................................................................ 7 5.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩 T2 ......................................................................... 7 5.3.2 确定载荷系数 K ............................................................................................. 7 5.3.3 确定弹性影响系数 Z E .................................................................................... 7 5.3.4 确定接触系数 Zρ ............................................................................................. 7 5.3.5 确定许用接触应力 [? H ] .................................................................................. 7 5.3.6 计算中心距 ..................................................................................................... 8 5.4 蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸 .................................................................... 8 5.4.1 蜗杆 ................................................................................................................. 8 5.4.2 蜗轮 ................................................................................................................. 8 5.5 校核齿根弯曲疲劳强度 .................................................................................... 9

5.6 验算效率? ....................................................................................................... 10 6 齿轮设计 ............................................................................................................. 11 6.1 选择材料 .......................................................................................................... 11 6.2 按接触疲劳强度确定中心距 .......................................................................... 11 6.3 验算齿面接触疲劳强度 .................................................................................. 13 6.4 验算齿根弯曲疲劳强度 .................................................................................. 14 6.5 齿轮主要几何参数 .......................................................................................... 15 7 低速轴的校核计算 ............................................................................................. 17 7.1 弯矩受力计算 .................................................................................................. 17 7.1.1 轴上的扭矩 ................................................................................................... 18 7.1.2 作用在齿轮上的圆周力 Ft ........................................................................... 18 7.1.3 作用在齿轮上的径向力 Fr ........................................................................... 18 7.2 计算作用于轴上的支反力、弯矩 .................................................................. 18 7.2.1 求水平面的支反力 ....................................................................................... 18 7.2.2 求垂直面的支反力 ....................................................................................... 18 7.2.3 合成弯矩 ....................................................................................................... 19 7.3 校核轴的强度 .................................................................................................. 19 8 箱体结构的设计 ................................................................................................. 20 9 结论 ..................................................................................................................... 22 致谢 ......................................................................................................................... 23 参考文献 ................................................................................................................. 24

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引言
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动 和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否 合理将直接影响机器的工作性能、 重量和成本。 合理的传动方案除满足工作装置的功能外, 还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级 传动为蜗杆传动,第二级传动为二级斜齿圆柱齿轮减速器。

1

李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

1 原始数据
表 1-1 原始数据 Tab.2-1 Raw data 工作年限 Y/年 15 每年工作 天数 D/天 200 每天工作 时数 h/时 8 8.4 1.20 400 900 F/KN v(m/s) D/mm L/mm

2

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2 选择电动机
2.1 选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭式结构,电压 380V,Y 系列。

2.2 选择电动机功率
卷筒所需有效功率
Pw ? Fv 8400 ?1.2 ? ? 10.08(kW) 1000 1000

传动装置总效率
4 2 ?总 ? ?齿η蜗?承 ?联?卷 ? 0.97 ? 0.8 ? 0.994 ? 0.992 ? 0.96 ? 0.701

所需电动机功率

Pr ?

PW 10.08 ? ? 14.3(kW) ?总 0.70

则查表确定使用型号为 Y 系列三相异步电动机 Y180L-6 的电动机, P0 ? 15kW 。 确定电动机转速及滚筒轴转速

nM ? 970r/min
nW ? 60v 60 ? 1.2 ? ? 15.27r/s ? D ? ? 15
表 2-1 电动机参数 Tab.2-1 Motor parameters

电动机型号 Y180L-6

额定功率/kW 15

额定电流/A 9.4

转速/(r/min) 970

效率/% 84

3

李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

3 传动比分配
i总 ? nM 970 ? ? 63.815 nW 15.27

取 i蜗 ? 20 ,则

i齿 =

i总 63.815 ? ? 3.15 i蜗 20

表 3-1 传动比分配

Tab.3-1 Transmission ratio distribution 零件 传动比 总体 63.815 蜗杆 20 斜齿轮 3.15

4

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4 传动机动力参数计算
? ? P =14.3kW 0 ? ? 0 轴: ?n0 =nM =970r/min ? 3 ?T0 =9.55 P0 =9.55 14.3 ?10 =140.78(N ? m) ? n0 970 ? ? ? P =P ? 2 =14.3 ? 0.99 ? 0.99=14.01(kW) 1 0 联 ? ? Ⅰ轴: ?n1 =n0 =970r/min ? 14.01?103 1 ?T1 =9.55 P =9.55 =137.98(N ? m) ? n1 970 ?

? ? ?蜗?承 =14.01? 0.8 ? 0.99=11.08(kW) 1 ? P2 =P ? n 970 ? Ⅱ轴: ?n2 = 1 = =48.5(r/min) i蜗 20 ? ? P 11.08 ?103 ?T2 =9.55 2 =9.55 =2181.73(N ? m) n2 48.5 ? ? ? ? ? P3 =P2?齿?承 =11.08 ? 0.97 ? 0.99=10.64(kW) ? n 48.5 ? Ⅲ轴: ?n3 = 2 = =15.3(r/min) i 3.15 齿 ? ? P 10.64 ?103 ?T3 =9.55 3 =9.55 =6641.3(N ? m) n3 15.3 ? ?
? ? P =P? ? =10.64 ? 0.99 ? 0.99=10.01(kW) 4 3 联 承 ? ? Ⅳ轴: ?n4 =n3 =15.3r/min ? 3 ?T4 =9.55 P4 =9.55 10.01?10 =6248.07(N ? m) ? n4 15.3 ?

5

李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

表 4-1 传动机动力参数

Tab.4-1 Driving force parameter 零件 功率/kW 转速/rpm 转矩/N· m 0轴 14.3 970 140.78 Ⅰ轴 14.01 970 137.98 Ⅱ轴 11.08 45.8 2181.73 Ⅲ轴 10.64 15.3 6641.30 Ⅳ轴 10.01 15.3 6248.07

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5 蜗杆传动设计
5.1 选择蜗杆传动类型
根据 GB/T 10085—1988 的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。

5.2 选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用 45 钢;因希望效率高些,耐磨 性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 45~55HRC。涡轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1, 金属模铸造。 为了节约贵重的有色金属, 仅齿圈用青铜制造, 而轮芯用灰铸铁 HT100 铸造。

5.3 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。

5.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩 T2
z1 =2 ,? =0.8 , T2 =2181.73N ? m ? 2181730N ? mm

5.3.2 确定载荷系数 K
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数 Kβ =1 ;选取使用系数 K A =1.15 ;由于转速 不高,冲击不大,可取动载系数 K V =1.05 ;则

K ? KA Kβ KV =1.15 ?1?1.05 ? 1.21

5.3.3 确定弹性影响系数 Z E
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配,故
1 2

ZE ? 160MPa

5.3.4 确定接触系数 Zρ
先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值
d1 ? 0.35 ,查得 Zρ ? 2.9 。 a

5.3.5 确定许用接触应力 [? H ]
根据涡轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC, 查得蜗轮的许用应力 [? H ]' ? 268MPa 。

7

李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

应力循环次数

N ? 60 jn2 Lh ? 60 ?1? 200 ? 8 ? 48.3 ? 6.98 ?107
寿命系数

K HN ? 8


107 ? 0.623 6.98 ?107

[? H ] ? KHN ?[? H ]' ? 0.623? 268MPa=167.2MPa

5.3.6 计算中心距
a ? 3 KT2 ( Z E Zρ 160 ? 2.9 2 ) 2 ? 3 1.21? 2181730 ? ( ) mm ? 242.9mm [? H ] 167.2

取中心距 a ? 250mm ,因 i ? 20 ,故取模数 m ? 8mm ,蜗杆分度圆直径 d1 ? 80mm ,这 时
d1 28 ? ? 0.35 ,查得接触系数 Zρ ' ? 2.5 ,因为 Zρ ' ? Zρ ,因此以上计算结果可用。 a 80

5.4 蜗轮蜗杆的主要参数与几何尺寸
5.4.1 蜗杆
轴向齿距 P a ? ? ? m ? ? ? 8mm=25.13mm ; 直径系数 q ?
d1 80 ? ? 10 ; m 8

* 齿顶圆直径 da1 ? d1 ? 2ha1 ? d1 ? 2ha m ? 80 ? 2 ?1? 8mm=96mm ; * * 齿根圆直径 df1 ? d1 ? 2hf1 ? d1 ? 2(ha m ? ca m) ? 80 ? 2(8 ? 0.25 ? 8)mm=60.8mm ;

分度圆导程角 ? ? 11?18'36'' ;
1 1 蜗杆轴向齿厚 Sa ? ? m ? ? ? 8mm=10.048mm 。 2 2

5.4.2 蜗轮
蜗轮齿数 z2 ? 41; 变位系数 x2 ? ?0.5 ;

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验算传动比 i ?

20.5 ? 20 z2 41 ? 0.025 ? 2.5% ,是允许的; ? ? 20.5 ,这时传动比误差为 20 z1 2

蜗轮分度圆直径 d2 ? mz2 ? 8 ? 41mm ? 328mm ; 蜗轮喉圆直径
* da2 ? d2 ? 2ha2 ? d2 ? 2m(ha ? x2 ) ? 328 ? 2 ? 8(1? 0.1032) ? 344mm ;

蜗轮齿根圆直径
* df2 ? d2 ? 2hf2 ? d2 ? 2m(ha ? x2 ? c* ) ? 328 ? 2 ? 8(1 ? 0.1032 ? 0.25) ? 324.8mm

1 1 蜗轮咽喉母圆半径 rg2 ? a ? d a2 ? 328 ? ? 344 ? 156mm 。 2 2

5.5 校核齿根弯曲疲劳强度
?F ?
当量齿数
zv2 ? z2 41 ? ? 43.48 3 cos ? (cos11.31?)3

1.53KT2 YFa2Yβ ? [? r ] d1d 2 m

根据 x2 ? ?0.5 , zv2 ? 43.48 ,查得齿形系数 YFa2 ? 2.87 。 螺旋角系数
Yβ ? 1 ?

?
140?

? 1?

11.31? ? 0.9192 140?

许用弯曲应力

[? F ] ? [? F ]'? KFN
查表得 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 [? F ]' ? 56Mpa 。 寿命系数

KFN ? 9

106 ? 0.623 6.98 ?107

[? F ] ? 56 ? 0.612MPa=34.272MPa

?F ?

1.53 ?1.21? 2181730 ? 2.83 ? 0.9192MPa=32.51MPa 80 ? 328 ? 8

弯曲强度是满足的。
9

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5.6 验算效率?
? ? (0.95 ~ 0.96)
tan ? tan(? ? ?v )

已知 ? ? 11?18'36'' ? 11.31? ; ?v ? arctan f v ; f v 与相对滑动速度 vs 有关。
vs ?

60 ?1000cos ?

? d1n1

?

? ? 80 ? 970
60 ?1000 ? cos11.31?

? 4.14m/s

用插值法查得 f v ? 0.0248 , ?v ? 1.3748? ;代入式中得 ? ? 0.86 ,大于原估计值,因此 不用重算。

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6 齿轮设计
6.1 选择材料
表 6-1 斜齿轮材料选择 Tab.6-1 Helical gear material selection 零件 小齿轮 大齿轮 计算应力循环次数 N 材料 40Cr 45 热处理方法 调质 调质 力学性能 280HBS 240HBS

N1 ? 60n2 jLh ? 60 ?15.3?1?15 ? 200 ? 8 ? 2.2 ?107
N1 2.7 ?106 N2 ? ? ? 6.69 ?106 i 3.15

查表得 Z N1 =1.18, Z N2 =1.05。 求得 ZX1 ? ZX2 ? 1.0 取 SH min =1.0, Z W ? 1.0 , Z LVR =0.92。 根据齿面硬度 250HBS 和 162HBS,得 ?Hlim1 ? 690MPa , ?Hlim2 ? 440MPa 。 计算许用接触应力

[?H ]1 ?

690 ?Hlim1 ? 1.18 ? 1.0 ? 1.0 ? 0.92 ? 749.064MPa Z N1Z X1Z W Z LVR ? 1.0 SH min 440 ?Hlim2 ? 1.05 ? 1.0 ? 1.0 ? 0.92 ? 425.04MPa Z N2 Z X2 Z W Z LVR ? 1.0 SH min

[?H ]2 ?

因 [?H ]1 ? [?H ]2 ,计算中取 [?H ] ? [?H ]2 ? 425.04MPa 。

6.2 按接触疲劳强度确定中心距
小齿轮转矩 T2 ? 2181.73N ? m ? 2181730N ? mm 初选螺旋角 ? ? 13? 。得 Zβ ? cos ? ? cos13? ? 0.987

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初选 Kt Zε2t ? 1.0 ,得 ZE ? 189.8 MPa ,取 ?a =0.4。 端面压力角

? t ? arctan
基圆螺旋角

tan ? n tan 20? ? arctan( ) ? 20.4829? cos ? cos13?

?b ? arctan(tan ? cos?t ) ? arctan(tan13?? cos 20.4829?) ? 12.2035?
ZH ? 2 cos ? b 2 ? cos12.2035? ? ? 2.44 cos ? t sin ? t cos 20.4829? sin 20.4829?

计算中心距

a ? (u ? 1) 3

KT1 Z H Z E Z ? 2 ( ) 2?a u [?H ]

? (3.15 ? 1) 3

1.0 ? 2181730 2.44 ?188.9 ? 0.987 2 ( ) ? 328.18(mm) 2 ? 0.4 ? 4 425.04

取中心距 a ? 390mm 。
. 8, 取 标 准 模 数 0 .?0( 2 0 ). 0 0 7 ~ ? 0 . 0 2?)2 .37930~ 7 估 算 模 数 m?( 0 . 0 0 7 ~a mm

。 mn ? 4 m m 小齿轮齿数
z1 ? 2a cos ? 2 ? 390 ? cos13? ? ? 45.78 mn (u ? 1) 4 ? (3.15 ? 1)

z2 ? uz1 ? 3.15 ? 45.78 ? 144.09
取 z1 ? 45 , z2 ? 145 。 实际传动比 i实 =
z2 145 ? ? 3.37 ,传动比误差 z1 45
?i ? i理 ? i实 i理 ? 100%= 3.35 ? 3.37 3.35 ? 100% ? 0.60% ? 5%

在允许范围内。 修正螺旋角 ? = arccos
mn ( z2 ? z1 ) 4 ? (145 ? 45) ? arccos ? 13.0178? ? 13?29 '21'' 2a 2 ? 390
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与初选 ? ? 13? 接近, Z H , Zβ 可不修正。 齿轮分度圆直径

d1 ? mn z1 / cos ? ? 4 ? 45 / cos13.4892? ? 185.29mm d2 ? mn z2 / cos ? ? 4 ?145 / cos13.4892? ? 597.05mm
圆周速度
v?

? d1n1
60 ?1000

?

? ?185.29 ? 48.5
60 ?1000

? 0.47m/s

选取齿轮精度为 8 级。

6.3 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,取 KA ? 1.0 。 按 8 级精度和
vz1 0.47 ? 45 ? ? 0.211m/s ,得 K v =1.01。 100 100

齿宽 b ? ?a a ? 0.4 ? 290 ? 116mm 按 b/ d1 =116/132.660=0.874 ,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置,得

K? =1.07。
查表得 K? ? 1.2 。 载荷系数 K ? KA KV Kβ Kα ? 1.0 ?1.01?1.07 ?1.2 ? 1.297 。 计算重合度 ? α , ?β 。 齿轮齿顶圆直径
* da1 ? d1 ? 2ha mn ? 185.29 ? 2 ?1.0 ? 4 ? 193.29mm * da2 ? d2 ? 2ha mn ? 597.05 ? 2 ?1.0 ? 4 ? 605.05mm

端面压力角

? t ? arctan
齿轮基圆直径

tan ? n tan 20? ? arctan( ) ? 20.5207? cos ? cos13.4892?

db1 ? d1 cos ?t ? 185.29 ? cos 20.5207? ? 173.48mm

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db2 ? d2 cos ?t ? 597.05cos 20.5207? ? 559mm
端面齿顶压力角
?at1 ? arccos db1 124.242 ? arccos ? 26.3604? da1 138.660 d b2 559 ? arccos ? 22.49? da2 605.05

?at 2 ? arccos
?α ?

1 1 [ z1 (tan ? at1 ? tan ? t ) ? z2 (tan ? at 2 ? tan ? t )] ? (5.2136 ? 2.8853) ? 1.74 2? 2?

?β ?

b sin ? 156 ? sin13.4892? ? ? 2.98 ? mn ? ?3

zε ?

1



?

1 ? 0.75 1.74

zβ ? cos ? ? cos13.4892? ? 0.986
基圆螺旋角

?b ? arctan(tan ? cos?t ) ? arctan(tan13.4892?? cos 20.5207?) ? 12.88?
ZH ? ?H ? Z H Z E Z ε Zβ 2cos ? b 2 ? cos12.8864? ? ? 2.436 cos ? t sin ? t cos 20.5207? sin 20.5207? 2 KT1 u ? 1 bd12 u
2 ?1.27 ? 2181730 3.22 ? 1 156 ?185.292 3.22

? 2.436 ?188.9 ? 0.75 ? 2.94 ?

? 406.5MPa ? [?H ] ? 461.5MPa ,安全。

6.4 验算齿根弯曲疲劳强度
?Flim1 ? 414MPa , ?Flim2 ? 217MPa 。 YN1 ? YN2 ? 1.0 。
m ? 4 ? 5mm , YX1 ? YX2 ? 1.0 。

取 YST ? 2.0 , SFmin ? 1.4 。

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许用弯曲应力
[?F ]1 ?
290 ? 2.0 ?Flim1YST ? 1.0 ? 1.0 ? 414MPa YN1YX1 ? 1.4 SFmin 152 ? 2.0 ?Flim 2YST ? 1.0 ? 1.0 ? 217MPa YN2YX2 ? 1.4 SFmin

[?F ]2 ?

zv1 ? z1 / cos3 ? ? 45 / cos3 13.4892? ? 46.3 zv 2 ? z2 / cos3 ? ? 145 / cos3 13.4892? ? 149.26
得 YFa1 ? 2.41, YFa2 ? 2.21 ; 因 ?β ? 2.87 ? 1.0 , Yβ ? 1 ? ? β

YS a 1 ?1 . 6 , 9 YSa2 ? 1.86 。

?
120

? 1 ? 2.94 ?

13.7291 ? 0.66 。 120

Yε ? 0.25 ?
齿根弯曲应力
?F1 ?

0.75cos2 ?b 0.75 ? cos2 12.2035? ? 0.25 ? ? 0.79 ?α 1.74

2 KT1 2 ?1.27 ? 2181730 YFa1YSa1YεYβ ? ? 2.41?1.69 ? 0.79 ? 0.66 bd1mn 156 ?185.29 ? 4

? 101.78MPa<[? F ]1 ? 414(MPa) ,安全。
?F2 ? ?F1 YFa2YSa2 2.21?1.86 ? 101.78 ? ? 102.7MPa<[? F ]2 ? 217MPa YFa1YSa1 2.41?1.69

安全。

6.5 齿轮主要几何参数
z1 ? 45 , z2 ? 145 , u ? 3.15, mn ? 4mm

? ? 13.4892? , mt ? mn / cos ? ? 4 / cos13.4892? ? 4.118mm
d1 ? mn z1 / cos ? ? 4 ? 45 / cos13.4892? ? 185.29(mm) d2 ? mn z2 / cos ? ? 4 ?145 / cos13.4892? ? 597.05(mm)
* da1 ? d1 ? 2ha mn ? 185.29 ? 2 ?1.0 ? 4 ? 193.29(mm) * da2 ? d2 ? 2ha mn ? 597.05 ? 2 ?1.0 ? 4 ? 605.05(mm)

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李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器
* df1 ? d1 ? 2(ha ? c* )mn ? 185.29 ? 2 ? (1.0 ? 0.25) ? 4 ? 175.29(mm) * df 2 ? d2 ? 2(ha ? c* )mn ? 597.05 ? 2 ? (1.0 ? 0.25) ? 4 ? 587.05(mm)

a?

1 1 (d1 ? d 2 ) ? ? (185.29 ? 597.05) ? 391.17(mm) 2 2

齿宽 b2 ? b ? 156mm b1 ? b2 ? (5 ~ 10) ? 165mm 取

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辽宁工程技术大学课程设计

7 低速轴的校核计算
7.1 弯矩受力计算

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李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

7.1.1 轴上的扭矩
T ? 1508.25N ? m

n3 ? 14.31r/min

7.1.2 作用在齿轮上的圆周力 Ft
齿轮的分度圆直径 d2 ? 447.340mm
Ft ? 2T 2 ?1508.25 ? ? 6743.19N d1 447.34 ?10?3

7.1.3 作用在齿轮上的径向力 Fr
Fr ? Ft tan 20? ? 2454.32N

7.2 计算作用于轴上的支反力、弯矩
7.2.1 求水平面的支反力

?M
RH1 ?

H2

?0

Ft ? 98 ? 2247.73N 98 ? 196

?M
RH2 ?

H1

?0

Ft ?196 ? 4495.46N 98 ? 196

MaH ? 4495.46 ? 98 ?10?3 ? 440.56N ? m

7.2.2 求垂直面的支反力

?M
Rv1 ?

v2

?0

Fr ? 98 ? 818.11N 98 ? 196

?M
Rv2 ?

v1

?0

Fr ?196 ? 1636.21N 98 ? 196

M av ? 1636.21? 98 ?10?3 ? 160.35N ? m

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辽宁工程技术大学课程设计

7.2.3 合成弯矩
2 2 M a ? M av ? M aH ? 468.83N ? m

7.3 校核轴的强度
取 ? ? 0.3 ,抗弯截面模量 W ? 0.1d 3 ? 0.1? 0.073 ? 3.43 ?10?5 m3

M a2 ? (?T )2 468.832 ? (0.3 ?1508.25) 2 M ca ? ca ? ? ? ? 18.99MPa W W 3.43 ?10?5
[? ?1 ] ? 80MPa

? ca ? [? ?1 ] ? 80MPa ,满足要求。

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李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

8 箱体结构的设计
表 8-1 箱体结构主要参数

Tab.8-1 Main parameters of box structure 名称 下箱座壁厚 上箱盖壁厚 下箱座剖分面处凸缘厚度 上箱盖剖分面处凸缘厚度 地脚螺栓底脚厚度 箱座上的肋厚 箱盖上的肋厚 轴承旁联接螺栓(螺钉)直径 轴承旁联接螺栓通孔直径 轴承旁联接螺栓沉头座直径 代号 δ δ1 b b1 p m m1 d1 d1 ′ D0 c1 轴承旁凸台的凸缘尺寸(扳手空间) c2 上下箱联接螺栓(螺钉)直径 上下箱联接螺栓通孔直径 上下箱联接螺栓沉头座直径 d2 d2 ′ D3 c1 箱缘尺寸(扳手空间) c2 地脚螺栓直径 dΦ 16 M20 20 M12 13.5 26 20 尺寸

? ? 0.025a* ? 3 ? 8 ,取 ? ? 14

?1 ? 0.9? ? 8 ,取 ? ? 12 1
b ? 1.5? ,取 b ? 21

b1 ? 1.5?1 ,取 b ? 18 1
p ? 2.5? ,取 p ? 35

m ? 0.85? ,取 m ? 12
m1 ? 0.85?1 ,取 m1 ? 12
M16 17.5 32 24

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辽宁工程技术大学课程设计

地脚螺栓孔直径 地脚螺栓沉头座直径

dΦ′ DΦ L1

25 48 32 30 6 M8、M10 M6 取 h ? 60 64

底脚凸缘尺寸(扳手空间) L2 地脚螺栓数目 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺钉直径 轴承旁凸台高度 轴承座孔长度 大齿轮顶圆与箱体内壁间距离 齿轮端面与箱体内壁间距离 n d3 d4 h

?1
?2

17 15

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李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

9 结论
三周的课程设计结束了,虽然有点累却也感到很充实,作为一名机械工程及自动化的 学生,我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在大学生活里我们大多数接触的是专业 基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是理论知识,如何去面对现实中的各种机械设计?如何 把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢?这次课程设计就为我们提供了良好 的实践平台。 这次课程设计的主要内容是蜗杆—圆柱齿轮减速器进行设计,是较全面的机械设计知 识的综合运用,通过这次练习,使得我们对机械设计知识有了一个较为系统全面的认识, 加深了对所学知识的理解和运用,将原来看来比较抽象的内容实现了具体化,初步掊养了 我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用相关课程的理论,结合生产实际分析和解 决工程实际问题的能力,巩固、加深和扩展了有关方面的知识。在做本次课程设计的过程 中,我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善,更加 符合工程标准,一次次翻阅机械设计书是十分必要的,同时也是必不可少的。

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辽宁工程技术大学课程设计

致谢
经过三周的努力,课程设计圆满的完成了,在论文的写作过程中遇到了无数的困难和 障碍,都在同学和老师的帮助下度过了。尤其要强烈感谢我的指导老师—王宏健老师和马 晓芳老师,他们对我进行了无私的指导和帮助,不厌其烦的帮助进行论文的修改和改进。 在此向帮助和指导过我的各位老师表示最衷心的感谢。 感谢这篇论文所涉及到的各位学者。本文引用了数位学者的研究文献,如果没有各位 学者的研究成果的帮助和启发,我将很难完成本篇论文的写作。 感谢我的同学和朋友,在论文的撰写和排版过程中提供热情的帮助。 由于学术水平有限,所写论文难免有不足之处,恳请各位老师和学友批评指正。

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李壮:蜗杆—圆柱齿轮减速器

参考文献
[1] 巩云鹏、田万禄等. 机械设计课程设计 . 沈阳:东北大学出版社 2000 [2] 孙志礼,冷兴聚,魏严刚等. 机械设计. 沈阳:东北大学出版社 2000 [3] 刘鸿文. 材料力学. 北京:高等教育出版社 1991 [4] 哈尔滨工业大学理论力学教研组. 理论力学. 北京:高等教育出版社 1997 [5] 大连理工大学工程画教研室. 机械制图. 北京:高等教育出版社 1993 [6] 孙 桓,陈作模. 机械原理. 北京:高等教育出版社 2000 [7] 高泽远,王金. 机械设计基础课程设计.沈阳:东北工学院出版社 1987 [8] 喻子建,张磊,邵伟平,喻子建. 机械设计习题与解题分析.沈阳:东北大学出版社 2000 [9] 张玉,刘平. 几何量公差与测量技术 .沈阳:东北大学出版社 1999 [10] 成大先. 机械设计手册(减(变)速器.电机与电器). 北京:化学工业出版社 2000

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