蜗轮蜗杆减速器

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1、机械设计课程设计2010-2011 第 2 学期姓名：冉毅班级：机械设计一班指导教师：罗红成绩：需要图纸 &u k=2265702539 下载或者请发到邮箱450000272qq.Com日期：2011年4月摘要这篇课程设计的论文主要阐述的是一套系统的关于蜗轮蜗杆减速器的设计方法。 下置式蜗轮蜗杆是减速器的一种形式，它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小， 润滑条件好等优点，适用于传动VW4-5 m/s。在论文中，首先，对此次课程设计要求作了简单的介绍，接着阐述了蜗轮蜗杆的 结构和条件。然后对其结构粗设计，接着就按课程设计准则和设计理论进行尺寸的计 算和校核。代表着减速器的一般过程。对其他的蜗轮

2、蜗杆的设计工作也有一定的价值。目前，在蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍 有较大的差距。国内在设计制造蜗轮蜗杆减速器的过程中存在着很大程度的缺点，问 题如：轮齿根切；蜗杆毛坯的正确设计；刚度的条件；蜗轮蜗杆的校核。关键词：滚子轴承、蜗轮蜗杆减速器、蜗杆、蜗轮、键、联轴器ABSTRACTThis article mainly elaborates the course design of the paper was a system abo ut worm reducer design met hod. Undernea th type worm is a form

3、of speed reducer, and the worm compared with style reducer placed on small, stirring oil loss as well as good lubrication condition, suitable for transmission V acuities 4-5 m/s.In the paper, firstly, to the curriculum design requirements made simple introduction, then expounds the structure of worm

4、 and condition. Then the structure design, then press coarse curriculum design standards and design theory to calculate and check the size of. Represents the general process of speed reducer. To the rest of the worm design work also has a certain value.At present, in the worm reducer design, manufac

5、turing and application, compared with domestic and foreign advanced level are still big gap. Domestic in designing and manufacturing process of worm gear reducer exist in large degree of faults, questions like: wheel dedendum cut; The correct design; worm blank Stiffness conditions; Worm dynamicrigi

6、dity.KEY WORDS: Roller bearings, worm reducer, worm and worm and key, coupling目录1、 机械设计课程设计任务书（1）2、传动方案的拟定与分析（2）3电动机的选择及传动比（2）3.1、电动机类型的选择（2）3.2、电动机功率选择（2）3.3、确定电动机转速（3）3.4、总传动比（4）4、运动学与动力学计算（5）4.1、蜗杆蜗轮的转速（5）4.2、功率（5）4.3、转矩（5）5、传动零件设计计算（6）5.1、选择蜗杆传动类型（6）5.2、选择材料（6）5.3、 按齿面接触疲劳强度进行设计（6）5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数

7、与几何尺寸（7）5.5、校核齿根弯曲疲劳强度（8）5.6、验算效率（9）5.7、 精度等级公差和表面粗糙度的确定（9）5.8 热平衡核算0（9）6、 轴的设计计算及校核（10）6.1、连轴器的设计计算（10）6.2、输入轴的设计计算（10）6.3、输出轴的设计计算（13）7、轴承的校核（15）7.1、计算输入轴轴承（15）7.2、计算输出轴轴承（18）8、联轴器及键等相关标准的选择（19）8.1、 连轴器与电机连接采用平键连接（19）8.2、 输入轴与联轴器连接采用平键连接（19）8.3、 输出轴与联轴器连接用平键连接（20）8.4、输出轴与涡轮连接用平键连接（20）9、 减速器结构与润滑的概

8、要说明（20）9.1、箱体的结构形式和材料（20）9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系（20）9.3、齿轮的润滑（21）9.4、滚动轴承的润滑（21）9.5、密封（22）9.6、注意事项（22）10、设计小结（23）11、参考资料（23）专业班级机械设计班学生姓名冉毅学号08120420课题名称一级蜗轮蜗杆减速器设计 起止时间课题类型工程设计课题性质真实一、原始数据已知条件输送带拉力F/kN输送带速度V/(m/s)滚筒直径(mm)数据2.51.18280工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳,空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温 度35度。使用期限8年，检修间隔期为：四年一次大修，两年一次

9、中修，半年一次 小修。小批量生产，运输带速度允许误差为土 5%。设工作机效率nw=0.96。二、基本要求1、完成装配图一张、零件图两张（齿轮、轴各一）2、编写设计说明书一份（按毕业设计论文格式打印）3、自制文件带装好全部文件，写上学好、姓名二、传动方案的拟定与分析1 -电动机2 联轴器4-联轴器3 单级蜗杆减速器5_卷筒6_运输带拟 定 与分 析图一由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。 它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用 于传动VW4-5 m/s，这正符合本课题的要求。三、电动机的选择及传动比3.1、电动机类型的选择按工作要求和条件，选择全封闭

10、自散冷式笼型三相异步电动机，电 压380V,型号选择Y系列三相异步电动机。3. 2、电动机功率选择(1)电动机输出功率:耳akwFV 2 5 *103 *1 18工作机所需的功率：P = 3.073 kww 1000 耳 1000 * 0.96w(2 )电动机至工作机之间的总效率：总效率按下式计算:耳=0.7685a耳 =耳 2 耳 耳 2 = 0.99 2 * 0.8 * 0.99 2 = 0.7685a联 涡 滚闭式圆柱齿轮n齿=0.96-0.99,圆锥齿 n =0.94-0.9&双头蜗轮副齿电 动 机 的 选 择 及 传 动 比n =0.75-0.82， 蜗n =0.940.97, n

11、=0.98-0.995,V带滚n =0.990.995,=0.99弹联齿联则有p =叮=3.0734kwd耳0.7685a3.3、确定电动机转速卷筒轴的工作转速60 * 1000 V 6*104 *1.18兀D3.14 * 280蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=1040，电动机的转速的范围 因为 N=(1040)*n= (1040) *80.53=805.33221.2r/min对Y系列电动机，通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动 机，如无特殊需要，不选用低于750rpm的电动机配合计算出的容量，由表 查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见表1：方案电动机型号额

12、定 功率kw电动机转速r/min同步转速满载转速1Y132M1-6410009602Y112M-4415001440pd4kwn = 80.53 Jwmin综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可知 电动机型号: 方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定 Y132M16 功率P = 4kw，满载转速n二960r/min。舟D口图二垃 *匕1电 动 机 的 选 择 及 传 动 比机型HABCDEFXGDGY132M13221617889388010X833Kbb1b2hAABBHAL1122802101353156023818515表21234、总传

13、动比 计算总传动比和各级传动比的分配(1) 计算总传动比：.n960i = m = 11 .92 u 12n80.53w(2) 各级传动比的分配由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。1),若选择头数为2,则有z = 24查表知最接近29，超过229 - 24了 5%(5 %242)，若选择头数为4:有z2 = 48查表知最接近为48,而4个头的耳蜗-0.9则需要返回重算耳 =耳 2 耳 耳 2 = 0.99 2 * 0.9 * 0.99 2 = 0.8645a联蜗滚P =匕厂=丄出73= 3.555小于4kw,即选择4头蜗杆，Z=48齿，d 耳 0.8645am=63，q=1

14、0，中心距a=180，分度圆导程角21 48、05四、动力学参数计算4.1、蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同96080 .53 - 80 亠 亠蜗轮转速：n =80.贝U在5%内12/min 80 .53滚筒的转速和蜗轮的转速相同4.2、功率：蜗杆的功率：P=3.555*0.99=3.519KW蜗轮的功率：P=3.519*0. 90*0.99=3.136kW滚筒的功率：P=3.136*0.99*099=3.076kW4.3、转矩：电动机转T = 9.55 *106 *和=9.55 *106 * 3.555 = 3.536 x 10 4Nmmd1n960m蜗杆转矩T = T *耳

15、=3.536 *0.99 = 3.50 x 10 4Nmmd2dl 联蜗轮转矩Td3滚筒转矩T=9.55 * 10 6 * Z轮=3 .7436 x 10 5 Nmmn轮二 9.55 * 10 6-筒 二 3.6684 x 10 5 Nmmn表3:筒参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min9609608080功率P/kw3.5553.5193.1363.076转矩N.m35.3635.0374.36366.8传动比i12效率0.990.890.98传 动 零 件 的 设 计 计五、传动零件的设计计算51、选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。5.2、选择材料

16、考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等，故蜗杆采用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4555HRC。蜗 轮用铸锡磷青铜ZCuSnlOPl,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制造。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。由教材【1】P254式(1112),传动中心距1Z Za ”KT2(口)2H(1) 确定作用在蜗杆上的转矩T =35.0 Nm2(2) 确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数 K =1;由

17、教材P253表115选取使用系数K = 1.0由于转速不高，冲击 0A不大,可取动载系数K = 1.05 ；则由教材P252vK=K K nK = 1.0 x 1 x 1.05 沁 1.05A0v(3) 确定弹性影响系数zE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Z =160MP a:。E(4) 确定接触系数ZP先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值厶=0.35从教材1aP253图1118中可查得z =2.9。P(5) 确定许用接触应力L H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面 硬度45HRC，可从从教材【1】P254表11 7查得蜗轮的基本许用应力In =

18、268 MP a。由教材【1】P254应力循环次数HN = 60 jn L = 60 * 1 * 80 *( 360 * 8 * 8 * 2) = 2.212 x 10 8轮hK=1.05寿命系数KHN10 7=0.6792.212 *10 8则 L = K * L = 0.679 *268 = 182 MpaHHNH(6)计算中心距a = *1.05 * 374360160 *2.9* ()2 = 136 .707 mm182(6)取中心距a=180mm,因i=12,故从教材【1】P245表112中取模 数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径d =63mm这时件=0.35从教材【1】P253图1a

19、Z，因此以上计算结果可P1118中可查得接触系数z =2.9因为zPP杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸5. 4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向尺距P = n m = 3.14 x 6.3 = 19.792 mm；直径系数q = g ；a齿顶圆直径d3 + 2 x 1 x 6.3 = 75.6 mm ；a 11a齿根圆直径 d = d 一 2 (h * m + c )= 47.25 mm ；f 11a蜗杆齿宽 B1=(9.5+0.09z )m+25=112mm 2n m 3.14 x 6.32蜗杆轴向齿厚Sa 2=9.896 mm ；分度圆导程角P = 19.792ad = 75.6mma1

20、d = 4725nmf 1Y = 21 48 05 ;蜗轮蜗轮齿数48;变位系数x2 0-4286mm;演算传动比i = rz148=12 mm,4这时传动误差比为，12 11.92x 100% = 0.6% 5%11.92是允许的。蜗轮分度圆直径d = mz2=6.3 x 48 = 302.4 mm2d 2 = 302.4 mmd = 315 mm a 2d = 281.25f 2蜗轮喉圆直径d = d + 2 h =315mma 22a 2蜗轮齿根圆直径d= d - 2h = 281.25 mmf 22f 2蜗轮咽喉母圆半径r = a - - d = 180 -丄*315 = 22.5 m

21、mg2 a 22具体数据如下：(参考文献【2】29图和文献【3】P238的经验公式) 表4：r 22.5g 2Z 60 v 2Y 2.55Fa 2d3= (1.61.8) d99112mm取 100mme=2-3mmmmn=23mml= (1.21.8) d75112mm 取 90mma=b=2m12.6mmD =d +me2a2321.3mmd4= (1.2-1.5) m7.569.45mm 取8 mmB 10mm10.71mm 取 10mmR1=0.5 (d1+2.4m)45.36mm1 = (23) d411624mm 取 20mmR2=0.5 (d1-2m)31.5mmd5=d2-2.

22、4m-2a262mmD0=0.5 (d5-2b+d3)168.4mmB2=0.67 d al50.06mm取 50mm由以后的设计知：其中d=62mm蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮米用 齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定， 螺钉选6个5.5、校核齿根弯曲疲劳强度1.53 KT1G =2 Y Y 丘Fd d m Fa 2 0F1 2Z48当量齿数Z 2 60V2 cos 3 Y(cos 21。4805)3根据X - -0.4286 , Z - 60从教材【1】P255图1119中可查得齿2V2形系数Y 2.55Fa 2螺旋角系数Y 1 -

23、 Y 1 - 0.84430140 。140从教材P25知许用弯曲应力7-7 KFFFN从教材【1】P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许 用弯曲应力7=56MPaF由教材P255寿命系数KFnb f = 56 *0.5489 = 30.74Mpa10 6I 10 62.212 *10 8=0.5489b f = 30 .74 Mpa验算效率n热平衡核算1.53 *1.05 * 374360b =*2.55 *0.8443 = 10 .79 Mpa 56Mpa 可见弯曲F 63 * 302 .4 * 63 强度是满足的。5. 6、验算效率耳tan 丫n = V0.950.9

24、6 丿 7、tan W+甲丿v已知 y = 21。48 05 ”；申=arctan f ； f 与相对滑动速度V有关。vvvss 60 *1000cos y3.14 *63 *960=3.41 m/s60 *1000 * cos21。48 05 从教材P【l】264表1118中用插值法查得f =0.0264, = 1。30代vV入式中得n =0.884,大于原估计值，因此不用重算。5.7、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/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，则隙种类为f, 标注为8f GB/T100891988。然后

25、由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿 厚公差为t =71m,蜗轮的齿厚公差为t =130m;蜗杆的齿面和顶s1s 2圆的表面粗糙度均为1.6m,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6 m和3.2m。初步估计散热面积：S = 0.33r a 1.75=0.33r 180 1.75=0.92:100 J:100 J取t （周围空气的温度）为20c 。5.8.热平衡核算aa = (8.15 17.45) w / (m2 c), a 取 17 w / (m2 c) dt （油的工作温度）=t。I1000 p (1n )1000 x 4.3366 x (1 - 0.824)+ = 20 +a Sd17 x

26、 0.92=68.8。c = A。齐一=115 * 3= 17.73 mmn960考虑有键槽，将直径增大5%,则d=17.73* (1+5%) mm=18.6mm 标准孔径d=30mm，即轴伸直径为30mm，高速轴为了隔离振动与冲击, 选用有弹性柱销连轴器，一边连38mm 一边连30mm的只有LX3满足要求。输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217255HBS)根据教材【1】P370页式(15-2)，表(15-3)取 A0=115T = 53 NcalT = 561 .5Nca2d=30mmL =80mm轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴 器，由转速和转矩得T

27、c=KT=1.5X9.550X 10 6 X 3.136/80=561.4Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ43841997,标准孔径d=45mm, 许用应力为800许用转速250。参考【3】P154表5：型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX31250N.m475030mm 和 3882mm无弹性挠性800N.m25045mm90mm2、载荷计算公称转矩T1=35.36, T2=374.36。由书中表14-1查得k =1.5, A输入轴T = K *T = 1.5*35.36=53.04N.m1250N.m 满足要求；caa输出轴T = K *T = 1.5*374.36=5

28、61.54N.mB1(由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm,55则做成齿轮轴)6 段：直径 d = d=48mm 长度 L =80mm6 67 段：直径 d =d =40mm 长度 L =L =20mm73731M5图三初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm,宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L二L +L +L +2(t-a)+2* (挡油环465壁2mm)=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=(0.91.1) da1= (272.2332.6) mm,则 290mm 满足要求。(3)按弯矩复合强度计算 求小齿轮分度圆直径：已知d =0.063

29、m d =302.4mm=0.3024m 求转矩：已知T =374.28Nm 1 T =35.0Nm2 1 求圆周力：Ft根据教材P252 (10-3)式得：F = F =2T/d=2*35/0.063=1111.11Nt1a21 1F = F =2T /d =2*374.28/0.3024N=2475.4Nt2al2 2 求径向力Fr根据教材【1】P252 (10-3)式得：Fr= f tan a =2475.4 Xtan200=901N12 因为该轴两轴承对称，所以：L=L=145mmAB1、绘制轴的受力简图2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：Ld63F * 一 F * 901 * 145

30、一 2475 .4 * F =22 =2 = 181.6 N幼L290F = F -F = 901-181.6 = 719 .4Nr2vrer1vd2=35mmL =50 mm2d3=40mmL =18mm3d4=48mmL =80mm4d5=76mmL =120mm5d/=48mm6L =80mm6d7=40mmL =20mm7F = Frlhr2hF 1111.1tr = 555 .6N2 2由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为:M =F L=555.6 X 145 X -3 =80.5N mC2 rh3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：M 二d*F/2=1111

31、.1*63* 10-3 /2=35N mC1t4、绘制合弯矩图M = (M 2+M(35 280.52 )1/2=87.8N mMC=87.8NmC C1 C25、绘制扭矩图转矩：T= T=35.0N mI图四由教材P373式（15-5） =+（G 抽经判断轴所受caW-1扭转切应力为脉动循环应力，取a =0.6,输出轴的设计计算1 ；ZXVM2 +( aT )V87800 2 +(0.6*35000 J2Q =13=/、= 2.06 MpcaW0.1*(76 J3前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P362表15-1查得 In = 60MP a，因此q In ，故安全。-ica-1该轴

32、强度足够。63、输出轴的设计计算轴的结构设计：(1) 轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分 布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过 渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过 盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承从右面装 入。(2) 确定轴的各段直径和长度1、段：直径d =45mm2、段：由教材 P364 得：h=0.07 d =0.08X45=3.6mm1直径d-d+2h-45+2X3.6-52mm，该直径处安装密封毡圈，杳参考文2 1献知标准直径可选55mm或50mm，但应大于52m

33、m取d2=55mm。2、段：直径d =60mm，由GB/T297-1994初选用30212型单列圆锥3滚子轴承，其内径为60mm， T为23.75mm， B=22mm。4、段：由参考文献2图 35 知：d =d +2=60+2=62mm，435、段:起定位作用，h=0.08 d =0.08X 62=5mm 直径 d =d +2*5=72mm4546、段:d=606()C)1a345 6图五1、从前面所选取联轴器知长度取L -90mm2、经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm，轴长度取L -50 mm23、由B-22mm，轴承 离箱体内壁10mm，蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm， 再加上与蜗

34、轮轮毂端面间隙2mm，得L -46mm(安装套筒定位)34、 由轮毂的宽度L-90mm则此段长度要比L小2mm，取L -88mm45、轮毂离箱体内壁12mm，不能干扰挡油环的安装需小于12mm，取L -8mm56、由于轮是对称装置的，即在箱体中心，经过计算L-36mmn = 2.06 Mp acd=45mm d2=55mm d3=60mmd4=62mmd5=72mm d-60mm6L-90mm1L-50 mm2L-46mm3L-88mm4L -8mm5L =36mm6由上述轴各段长度及正装T=23.75mm, a=22.4可由L= (L+2) +L + (套45筒长)+2(T-a)算得轴支承受

35、力跨距L=136.7mm取138计算。(3) 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d=302.4mm2 求转矩：已知T= T =374.28Nm2 II 求圆周力Ft：根据教材P198 (10-3)式得F =2475.4 N12F =2T /d =2475.4NF =1111.1Nt22 2a2 求径向力Fr：根据教材P198 (10-3)式得Fr= f tan a =2475.4Xtan2Oo=9OlNFr=901N1、Frlv12T两轴承对称则L =L =69mmMV图六JhrMH求支反力 Fay、Fby、Faz、F,dL302.4F * F *1111 .1* 901 *69a 2r

36、2 = 2=766 .9N138138F = F -F = 901 -766.9 = 134 .1Nr2vre r1vF 2475.4F = F = p = 1237 .7Nr1hr2h222、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为M =F L=1237.7X69X 10 -3 =85.4N mC2 rh3、截面C在水平面弯矩为M 二d*F /2=2475.4*302.4* 10 -3 /2=374.3N mC1t4、计算合成弯矩=(M 2+M 2) 1/2= (85.42+374.32)1/2=384N m:C1 C2M：C5、校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373

37、式(15-5) o =M 2 + (aT)2ccalo 经判断轴所受-1MC1=85.4NmMC2=374.3NmMC=384Nm扭转切应力为对称循环变应力，取a =1,cavM2 + (aT)2v384000 2 +*374280)20.1*(6222 .47 Mpao = 22 .47 Mpa ca前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材【1】P362表15-1查 得= 60MP a，因此o to ，故安全。-1ca-1此轴强度足够滚动轴 承 的 选 择 及 校 核 计七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16X365X8=46720小时。7.1、计算输入轴轴承初选两轴

38、承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承 轴1 30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)表6：轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本额定/kNdDTa 受力 点eY动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.5103130Ft 90图七(1)求两轴承受到的径向载荷F和Fr 1r 2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的f为通过另加转矩而平移到指定轴线；图(1)t中的F亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知

39、：aF = 2475.4 NF = 901 N F = 1111.1 Nalr1t1F = 181.6NF = 719 .4N F = 555 .6Nr1vr2vrlhF = (F )2 +(F D = v181 .62 + 555.62 = 584 .5Nr1r1vr1hF = v(F )2 +(F )2 =、719.42 + 555.62 = 909 Nr2r2vr2h(2)求两轴承的计算轴向力F和Fa 1a 2对于30208型轴承，按教材P322表13-7 F =异,其中，e为教材P321d 2Y表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算F 584.5F = 丁 = 182 .6Nd1

40、 2Y 2*1.6F 909F = 丁 = 284 Nd2 2Y 2*1.6按教材P322式(13-11a)F = F + F = 2475 .4 + 284 = 2759 .4N a1aed2F = f =284Na2d 2(3) 求轴承当量动载荷p和p1 2因为肖Fr12759.4584.5F284a =F909r2=0.312 e由教材【1】P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数 和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2X =0.40, y =1.61 1X =1, Y =02 2F = 182.6Nd1F = 284 Nd2F = 2759 .4Na1F = 284Na2因轴承

41、运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, f = 1.0 1.2，取Pf = 1.1。则由教材 P320 式(13-8a)PP = f(X F + YF ) = 1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KN1 p 1 r11 a1P = 5110 N1P = 1000 N2P = f(X f + y F )=1.1 *1*909=1000Np，所以按轴承1的受力大小验算1 2106L =r c 10 646720h 故所选轴承132图八初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基基本额定静载荷C =10KNor本额定动载荷C(1)求两轴承

42、受到的径向载荷F和Fr 1r 2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的f为通过另加转矩而平移到指定轴线；图(1)t中的F亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析a矢口： F = 2475.4 NF = 901 N F = 1111 .1 NF = 766 .9 NF = 134 .1NF = F = 1237 .7 Nr1vr2vr1hr2ht2r 2a 2Fr1r1v=.；（F ）2 +（F ）2 = ；766 .92 + 1237 .7 = 1289 .5Nr1hFr2= （F ）2 +（F 1 = V134 .12 + 1237.7

43、 2 = 1245 Nr2vr2h(2)求两轴承的计算轴向力F和F对于30213型轴承，按教材P322表13-7 f =卑，其中，e为教材P321d 2Y表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算1289.5F = 429 .8Nd1 2Y 2*1.5F1245F = = 415 Nd2 2Y 2*1.5按教材P322式(13-lla)F = F + F = 1111 .1 + 415 = 1526 Nalaed2F 二 f =415Na2d 2(3) 求轴承当量动载荷p和p1 2F1526F415aT = e= 0.334 eF1289.5F1245r1r2对轴承 1 X =0.4, Y =

44、1.51 1对轴承2 x =1 Y =02 2因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, f = 1.0 1.2，取Pf = 1.1。则由教材 P320 式(13-8a)PP = f(X F + YF ) = 1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N121KN1 p1 r11 a1p = f (x F + Y F ) = 1.1*1* 1245=1369.5Np，所以按轴承1的受力大小验算1 2由教材P319式(13-5)10 6 (C 10 6(121000 ) 3士右餌涉柚L =r =3 = 41127439 h 46720h 故所选轴h 60 n 1

45、P 丿60 *80 I 3085 .5 丿 1丿承满足寿命要求F- = 429 .8N d1F = 415 Nd2F = 1526 Na1F = 415N a2P = 3085 .5N1P = 1369 .5N2键 及 联 轴 口口器连 接 的 选 择 及 校 核 计八、键及联轴器连接的选择及校核计算8.1、连轴器与电机连接采用平键连接查表 P174 的 Y132M 轴径 d =38mm, E=80mm 取 L =50mm1电机查参考文献5P140选用A型平键，得：b=10 h=8 L-50即：键 A10X50 GB/T1096-2003T20000N m根据教材P106式6-1得a =2T/

46、dhl=2X20000/ (10X8X50) =10Mpao (110Mpa)P2p8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径 d =30mm L =80mm T=35.0N m2 1查手册选A型平键，得：b=8 h=7 L=70轴槽深t=4.4mm，轮毂 槽深 t =3.3mm1即：键 A8X70 GB/T1096-2003a =2T/dhl=2X35000/ (30X7X70) =4.76Mpaa (110Mpa)8.3、 输出轴与联轴器连接用平键连接P轴径 d =45mm L =90mmT=374.28N.m查手册P51选用A型平键，得:b=14 h=9 L=80 轴槽深t=5.5mm,

47、轮毂槽深t =3.8mm1即：键 A18X80GB/T1096-2003根据教材P106 (6-1)式得a =2T/dhl=2X374280/ (45X9X80) =23.1Mpaa (110Mpa)pp8.4输出轴与涡轮连接用平键连接轴径 d =62mm L =88mmT=374.28N.m42查手册P51选用A型平键，得:b=18 h=11L=80 轴槽深t=7mm，轮毂槽深t =4.4mm1根据教材P106 (6-1)式得a =2T/dhl=2X374280/ (62X 11X80) =13.7Mpaa (110Mpa)亠pp表7：键 A10X50GB/T1096-2003a p=10M

48、pa键 A8X70GB/T1096-2003a p=4.76Mpa键 A14X80GB/T1096-2003a p=23.1Mpa键 A18X80GB/T1096-2003a p=13.7Mpa名称键宽b键高h键长L轴槽深t毂槽深t1连电机轴1085053.3输入轴87704.43.3输出轴149805.53.8轮处18118074.4速 器 结 构 与 润 滑 的Il 1概九、减速器结构与润滑的概要说明9.1、箱体的结构形式和材料米用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=lm/s 1.2615蜗轮轮毂端面与内机壁距离A212机盖 机座肋厚m、mim 宀0.855iim a 0.85 58.58.5轴

49、承端盖凸缘厚度e(11.2) d312外机壁到轴承端面的距离Lic1+c2+(5-8)48蜗轮离顶壁距离SSS2m+D +de2a2215.6 取18mm9. 3、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12m/s,所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿 轮浸入油面高度约0.7个齿咼，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高 度约为1个齿高(不小于10mm), 1/6齿轮。9.4、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度V$1.52m/s所以采用飞溅润滑，在轴承内侧加一个挡油环，宽为 + 5 一L5=14mm2 19.5、密封轴承盖上均装垫片，参考文献3P165矢知输入轴处d1=34mm， D=47m

50、m；输出轴d1=54mm， D=71mm。透盖上装密封圈。9.6、注意事项(1) 装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油 浸蚀的涂料；(2) 齿轮啮合则隙用铅丝检验，高速级则隙应不小于0.211mm，低 速级则隙也不应小于0.211mm；(3) 齿轮的齿则间隙最小=0.09mm，齿面接触斑点高度45%，长 度60%；(4) 30212和30208型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.10 0.15mm ；用润滑油润滑；(5) 减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；(6) 减速器外表面涂灰色油漆；(7) 按减速器的实验规程进行试验。(8) 最低浸油一个齿咼，最咼浸油面比最低浸油面咼出10mm设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，共修改了 四次。还是感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能 学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在