1、长安大学 机械设计课程设计说明书学院：机电工程学院专业：车辆工程班级：车辆 0602学号：2006030206长安大学 - 1 -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、总传动比的确定和各级传动比的分配-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长安大学 - 2 -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
2、，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。3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，只有在需要改变轴的布置方向时采用，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改变轴的布置方向。4链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传
3、动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。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。长安大学 - 3 -计 算 及 说 明三电动机选择计算1原始数据如下：运输链牵引力 F=6000N运输链工作速度 V=0.15m/s运输链齿数 Z=16运输链节距 P=1002电动机型号选择运输链所需功率 60.15.91wFvPkw取 1=0.99（连轴器） ,2=0.98（轴承） ,3=0.97（斜齿轮）,4=0.72 （蜗杆）,5=0.93（圆锥齿轮） ；a=1( 2)3 3 45=0.605电动机功率 Pd=Pw / a=1.488 kw运输链链轮节圆直径 1052
4、sin(18/)sin(8/6)pDmz链轮转速 60./in3.4vr取圆锥齿轮传动比 i1=24 ; 蜗杆传动比 i2=6090则电动机总传动比为 ia=i1i2=120360故电动机转速可选范围是 nd=ian=(120360)5.6=6702012 r / min故选电动机型号为 Y90L-4主要参数： 150/mi;24drD四总传动比确定及各级传动比分配由电动机型号查表得 nm=1440 r / min；ia=n m / n=1440 / 5.6=257取蜗杆传动比 i1=31；直齿圆柱齿轮传动比 i2=0.05（ia / i3）=3；圆锥齿轮传动比 i3=2.77五运动和动力参数
5、的计算设蜗杆为 1 轴，蜗轮轴为 2 轴，圆柱齿轮轴为 3 轴,链轮轴为 4 轴，1.各轴转速：n1=nm / i1=1440 / 31 =46.45 r / min结 果0.9wPk0.65148adPkw2Dm5.6/inr电动机型号 Y90L-4150/min24/i7danrDi123;.in1= 46.45 r / minn2= 15.48 r / min长安大学 - 4 -n2=nm / i2=46.45 / 3= 15.48 r / minn3=nm / i3=15.48 / 2.77=5.59 r / min2.各轴输入功率：P1=Pd01=1.4880.99=1.473kwP
6、2=P102=1.4730.980.72=1.039kwP3=P234=1.0390.980.72=0.988kwP4=P345=0.9880.980.97=0.900kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nm=95501.488/1440=9.868NmT1=Td01=9.8680.99=9.77 NmT2=T1i112=9.77310.980.72=213.7 NmT3=T2i234=213.730.980.97=609.43 NmT4=T3i345=609.432.770.980.93=1538.55 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：效率 P(kw) 转距 T(Nm)轴名 输入
7、 输出 输入 输出转速n(r/min)传动比i效率 电动机轴 1.488 9.87 1440.00 1.00 0.99 一轴 1.473 1.444 9.770 9.57 1440.0031.0 0.71二轴 1.093 1.018 213.7 209.4 46.453.00 0.95 三轴 0.988 0.968 609.4 597.2 15.48四轴 0.900 0.882 1538.6 1507.8 5.592.77 0.91 六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 100851988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆(ZI) 。(2).选择材料蜗杆传动
8、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。(3).按齿面接触疲劳强度进行计算n3= =5.59 r / minP1= 1.473kwP2= 1.039kwP3= 0.988kwP4= 0.900kwTd=9.868NmT1= 9.77 NmT2= 213.7 NmT3= 609.43 NmT4= 1538.55 Nm蜗杆材料用 45 钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜长安大学 - 5 -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。传动中心距 6010.15.6/mi
9、n3.42vnrD确定作用在蜗轮上的转距 T2z1=1，=0.7 ,则 66 5212 62.4730.9.5109.509512.0/PTnniNmm确定载荷 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 K =1， 机械设计250 页查表 11-5 取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取 KV=1.05；则K=KAK KV =1.1511.051.21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=160MPa1/2确定接触系数 Z先假设分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.35，从图 11-18 中查得Z =2.9确定许用接触应力 H9根据蜗轮材料
10、为铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 H=268MPa应力循环次数 821406072.103hNjnL寿命系数 785.68.HNK则 0.214.HMPa计算中心距536.91.2470.341842a m取 从表 11-2 中查得 m=5，蜗杆分度圆直径。这时 ，10,ami 1/0.5da铸造。轮芯用灰铸铁HT100 制造。.6/minr52.10TNm1.2KZE=160MPa1/2Z=2.9 82.01N.67HNK184.2MPa9.3m长安大学 - 6 -从图 11-18 中查得 2.37，因 ，因此
11、以上计算结果可用。ZZ(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆轴向齿距 =15.7mm；直径系数 q=10；齿顶圆直径 =60mm；分度圆导ap 1ad程角 ；蜗杆轴向齿厚 7.85mm54238“o12asm蜗轮蜗轮齿数 z2=31；变位系数 x2=-0.5；验算传动比 i = z2/z1=31；传动比误差为 0蜗轮分度圆直径 d2=mz2=531=155mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=155+25=165mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=155-21.25=143mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5da2=100-0.5165=17.5mm(5).校核齿根弯曲疲
12、劳强度21.53FFaFKTYdm当量齿数 2331.47cos(548“)VoZ由此，查表 11-19 可得齿形系数 。2.FaY螺旋角系数 5.710.94OY许用弯曲应力 FFNK从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用应力 =56MPaF寿命系数 69510.2.FN.8.4HMPa10ama1a p=5.7m;q0;d64238“s=7.5d2=155mm da2=165mmdf2=143mm rg2= 17.5mm231.47VZ2.FaY0.95长安大学 - 7 -51.5302.13.0927.8MPaF满足弯曲强度。(6).精度等级公差和表面粗糙度的
13、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 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f GB/T 100891988。(7).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率 ，则产生的热流量为(1)fP10()PP蜗杆传递的功率以自然方式 2()doaSt箱体的表面传热系数，可取 ；d 215/()dWmCS内表面能被论化油所飞溅到，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；取 S=0.5 m2油的工作温度，可取 ；Ot 65Ot周围空气的温度，常温情况可取 ；at 20atC按热平衡条件 ，可求得在即定工作条件下的油温1
14、2 0()10(.72)25.3OadPt CSOt满足温度要求。2斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。材料选择。有表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数 大齿轮齿数124,z27,z0.51FNK28.4HMPa7.F长安大学 - 8 -选取螺旋角。初选螺旋角 。14o(2).按齿面接触疲劳强度设计21312tHEtdKTZu确定公式内各计算数值a.试选 .6tb.由图 10-30 选取区域系数 ZH=
15、2.433c.由图 10-26 查得 则120.7,.8,aa12.65aad.小齿轮传递转距Nmm55511.0399./9.1046TPne.由表 10-7 选取齿宽系数 df.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1/289.EZMPag.由图 10-21d 查得齿轮的接触疲劳强度极限 lim60Hh.应力循环次数 81604.51352.10hNnjLi.由表 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN=1.07j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数 S=1lim1.076 42HNh MPaS计算 iua.试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH25312.604.3189.6
16、5.1td mb.计算圆周速度124,z7,o1.6tKZH=2.43312.5aaNm1.360Tmd1/289.EZMPalim60H82.1NKHN=1.07642hMPa长安大学 - 9 -123.465.81.40.6/600tdnv msc.计算齿宽 b 及模数 ntm115.86.1coscos42.62.2.5.98/658/910dttntnt mzhmbd.计算纵向重合度 10.38tan0.31824tan1.903dz e.计算载荷系数 K由表 10-2 查得使用系数 A根据 v=0.16m/s，7 级精度，有图 10-8 查得动载荷系数 ，故 1VK2331.208(1.6)0.58.4HdKb由表 10-13 查得 1.35F由表 10-3 查得 .HK故载荷系数 1.421.56AVHKf.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径331/65.8./.ttd mg.计算模数 nm1cos65.2cos142.6tndz165.8tdm0./vs65.812.9/0ntbmh1.9031.42HK.35F1.HK.56
