涡轮蜗杆减速器说明书

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1、懒设计说啾设计题目：矿用回柱绞车传动装学生姓名：王丽娟学生学号：03091358 (31)专业班级：电力学院热能 09-4班指导教师：周晓谋设计题目J.矿用回柱绞车传动装置设计1.设计条件(1)机器功用：煤矿井下回收支柱用的慢速绞车；(2)工作情况：工作平稳，间歇工作(工作于间歇时间比为 1:2),纯筒转 向定期变换；(3)运动要求：绞车绳筒转速误差不超过8%(4)工作能力：储备余量10%(5)使用寿命:10年；每年350天；每天8小时；(6)检修周期：一年小修，五年大修；(7)生产批量：小批生产；(8)生产厂型：中型机械厂。2 .原始数据题号钢缆牵引力(KN钢绳最大速 度(m/s)绳筒直径(

2、mm钢绳直径 (mrm最大缠绕层 数J8560.153001653 .设计任务(1)设计内容电动机选型；开式齿轮设计；减速器设计；联轴器选择设计；滚筒轴系设计；其他。(2)设计工作量减速器装配图1张；零件图两张(高速轴与低速齿轮)；设计计算说明书1份。4 .设计要求:J8蜗杆齿轮减速器(1)要求蜗杆减速器设计成：阿基米德蜗杆减速器(2)第一级开式齿轮与蜗杆传动合并设计成蜗杆一齿轮减速器设计计算依据和过程一、传动装置的设计1.分析传动装置的组成和特点，确定传动方案A - t n- x .M n-i 01n-E- 2 I二裴I2.电动机选择X(1)电动机输出功率计算若已知工作机上作用力F (N)和

3、线速度v(m /s )时：P =F v/1000 (kW)若已知工作机上的阻力T(Nm)和转速n (r/ min)时:P = Tn / 9550 (kW)F=56 KNV=0.15m/s本设计中：已知滚筒上钢缆的牵引力：F=56 KN钢缆的最大线速度：V=0.15m/s”的计算：查表9-1得卷筒：1 = 0.961 = 0.96滚动轴承：2 = 0.98（低速）梅花弹性联轴器：3 = 0.97（高速）挠性联轴器：4 = 0.99卷纯轮：5=0.95油池内油的飞溅和密封摩擦：。6 = 0.978级精度油润滑的齿轮传动：*17 = 0.97油润滑的双头蜗杆：8 = 0.80加工齿的开式齿轮传动（脂

4、润滑）：9=0.95二 = =niH 25 n 3。4刈 5 6 7Tl 8tl 9=0.57P = FV / (1000 ) = 14.74KW（2）确定电动机型号：电动机所需额定功率P和电动机输出功率P之间有以下关系:P - KP根据工作情况取K =1.3P - KP -1.3 14.74 =19.16 KW查表16-2得：综合选用电动机：Y180L-4型额定功率嗑=22KW满载华圻S n满=1470r/min3.传动比分配总传动比滚筒最大直径Dm=D+d绳父5 =300+16M5 = 380mm2 = 0.983 = 0.974 = 0.995=0.956 = 0.977 = 0.978

5、 = 0.809=0.95匚 0 0.57P =14.74KW嗑=22KWn 满=1470r/minn =7.54r/mini =194.96i1 =20i2 =3i3 =3.25n额=1470 r / minnI = 1470 r / min式中：D 纯筒直径；d绳钢绳,直径。滚筒的转速 一一 一n =601000 v / 二 Dm=60 m 1000 m 0.15 / （冗 X 380）=7.54 r / mini=n 额/n =1470/7.54 = 194.96传动比分配联轴器：i。=1蜗轮蜗杆：i =20（ZA闭式）齿轮传动比：i2b=0.05i =9.75外齿轮：i3 =3.254

6、.传动装置运动参数的计算减速器传动装置各轴从高速至低速依次编号为：I轴、II轴、III 轴。（1）各轴转速计算电动机轴转速：n额=1470 r/ min第 I 轴转速：n =门额/i0 =1470/1 =1470 r / min第 II 轴转速：ni =nii =1470/20 = 73.5r/min第 III 轴转速：niii =必 /2 =73.5/3 = 24.5 r/ min第 IV 轴转速：nIv =nm /n =24.5r / min ( n =1)卷筒轴转速： 常=nw/i3 =24.5/3.25 =7.54r/min电动机所需额定功率P和电动机输出功率P之间有以下关系:P _

7、KP根据工作情况取K =1.3P _ KP =1.3 14.74 =19.16 KW(2)各轴功率的计算电动机轴功率：P =19.16 kW第 I 轴功率：P =PV4 =19.160.980.99第 II 轴功率：P1 = P 乂2r(gZ =18.59 M0.98 X0.97 M0.80第 III 轴功率：Pu =Pu E2vl7 =14.14 父0.98Mo.97Mo.97第 IV 轴功率：Pv =岛 12Tl3 =13.040.980.97卷筒轴功率： PJ =Piv2 9 =12.40 0.98 0.95式中：卷筒：1 =0.96nII = 73.5r / minn川=24.5r /

8、 minniv - :r / minn筒=7.54r / minP-19.16KWP =18.59KWR =14.14KWPii =13.04 KWPv =12.40 KWPj =11.54KW滚动轴承：2 =0.98（低速）梅花弹性联轴器：3 =0.97（高速）挠性联轴器：4 =0.99卷纯轮：5=0.95油池内油的飞溅和密封摩擦：% =0.97 8级精度油润滑的齿轮传动：。7 =0.97油润滑的双头螺杆：8 =0.80加工齿的开式齿轮传动（脂润滑）：9=0.95（3）各轴扭矩的计算电动机轴扭矩T =9550 19.16 N m11470I轴扭矩Ti =9550PI/nI =9550 18.

9、59/1470T =124.47 N mII轴扭矩=9550Pl / 小=9550 14.14/73.5TI =120.77N mIII轴扭矩T川=9550 Pli /n* =9550父13.04/24.5TII =1837.24 N mIV轴扭矩TIV -9550PIV / nIV -9550 12.40/24.5卷筒轴扭矩T筒=9550 P筒 / n筒=9550 11.54/7.54TIII -5082.94 N mTIV =4833.47 N mT筒=14616.31 N m(4)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r / min)输出功率P(kV)输出扭矩T(N - m)传动比i效率n

10、电机轴147019.16124.47I147018.59120.7710.97II73.514.141837.24200.76III24.513.045082.9430.92IV24.512.404833.4710.95卷筒轴7.5411.5414616.313.250.93.、传动件设计计算1.蜗杆传动设计计算选用ZA闭式，i=20已知：蜗杆传递功率：P =18.59Kw,蜗杆转速：Q =1470 r/ min ,蜗轮转速：n2 =73.5r/min；(1)材料选择，确定许用应力：设=1230,滑动速度Vs =(二d1ni1)/(60 1000cos ) :0.079d1 10m/si=20

11、P=18.59Kwn1 = 1470 r / minn2 = 73.5r / min/ =1230Vs ： 10 m/s选择材料：蜗杆:45号钢表面淬火，表面硬度 HRC 45-50蜗轮：ZCuSn10Pb1(砂模铸造)蜗轮许用接触应力卜-H = K NH 、H t-.9h蜗轮的基本许用接触应力，由机械设计表7.6查得应力循环次数：N =60n2jLh=60 73.5 1 (10 350 8)接触强度的寿命系数KHN = 8.107. N = 8 107 (1.23 108)则蜗轮许用接触应力二h =KhnKh =0.7307 200蜗轮的许用弯曲应力：；-F = KFN - fOf蜗轮的基本

12、许用弯曲应力，由机械设计表7.6查得l：F 1 = 32 N/ mnn蜗杆：45号钢表面淬火表面硬度HRC 45-50蜗轮：ZCuSn10Pbi(砂模铸造)N =1.23 108KHN = 0.7307 H 1 = 200 N/ mm t H1 - 146.14N/mn2hF I - 32 N/ mn2弯曲强度的疲劳寿命系数KFN = 9 10 N = 9,10,(1.23 10 )= 0.5859则蜗轮的许用弯曲应力门=32 0.5859=18.74(2)齿面接触疲劳强度设计计算由机械设计式7-8 :m2d1 _10kT2(ZE)2z2、H 式中：蜗杆头数：4=2蜗轮齿数：z2 = iz1

13、= 20 2蜗轮转矩:T =1837.24N m载荷系数:K = KaKvK 一：查机械设计表7.8 ,使用系数：KA =1动载系数：KV =1.1齿向载荷分布系数：K： =1则有：K =1 1.1 1材料弹性系数：铸锡青铜ZE =155 N /m m2Kfn = 0.5859_ . .2二f =18.74N/ mmz1 = 2z2 = 40T2 =1837.24N mK =1.1ZE = 155 N /m m2m2d1 _ 14209.01 mnmm = 12.5 mmd1 =112 mm=12 34 59d2 = 500mmv2 = 1.92 m/s（符合估计）故 m2d1 ,10 1.1

14、 1837.24 103 （一155）240 146.14查机械设计表7.3得模数：m =12.5 mm蜗杆分度圆直径:d1 -112 mm蜗杆导程角:7=1234 59蜗轮分度圆直径：d2 =mz2 =12.5 40蜗轮圆周速度：v2 =舆d2n2 /60000 =500 73.5/ 60000(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算蜗轮齿根弯曲应力由机械设计式7-102KT2d1d2mcosYf Tf蜗轮齿形系数Yf由机械设计表7.92 1.1 1837240F 二 -Z- Z_ _ ,_“112 500 12.5 cos12 34592.32Yf =2.32二 f =13.72 N/ mm2二 F

15、 12.5 = 525 (圆整)蜗轮根圆直径df2 =d2 -2hf2 =500 -2 15 =470蜗轮外圆直径de2 = 543 mmB = 102mma = 316mmde2 da2 +1.5m = 525+1.5父 12.5 = 543.75 （圆整）蜗轮宽度B 0.75dai = 0.75m 137 = 102.75 （圆整），、11中心距 a 一。d2）=2（112 500）2.直齿圆柱齿轮传动设计计算已知：高速齿轮传递功率 P = 14.14kw小齿轮转速n =73.5r/min ,传动比i = 3（1）选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计表6.2选HBS1 = 260 HBSH

16、BS2 = 210 HBS小齿轮材料：40Cr调质，HBS =260 HBS大齿轮材料：45钢正火，HBS2=210HBS许用接触应力oH由机械设计式6-6:CTl.H lim -h ： ZnSH min2:-Hlim1 = 700 N /m m2-Hlim 2 = 550 N /m mN1二1.23 108N2 = 4.1 107接触疲劳极限仃Hlim由机械设计图6-4接触强度寿命系数Zn ,应力循环次数N由机械设计式6-7N 二60nl jLh =60 73.5 1 （10 350 8）N2 = N1 /i =1.23 108/3Zni -1.15Zn2 =1.23接触强度最小安全系数SH

17、min则e鲁1.15SHmin =1.3二hi =619N /m入2 = 520N /m二 H25501.31.23_ _2二 H = 520 N /m m许用弯曲应力Of由机械设计式6-12: oF=?FmYNYX SFmin弯曲疲劳极限仃曰而查机械设计图6-7弯曲强度寿命系数Yn查机械设计图6-8弯曲强度尺寸系数Yx查机械设计图6-9 (设模数mW5mm)弯曲强度最小安全系数SFmin378二 F1;11 11.4294二 F2,;1 11.4(2)齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按v1 =(0.0130.022加3 P n1估取圆周速度vt = 0.76m / s参考机械设

18、计表6.7、表6.8选取小轮分度圆直径d1由机械设计式6-5得2二 Fiim1 = 378 N /m m2cFlim 2 = 294 N /m mYni = Yn2 - 1Yx -1SFmin - 1.4. 2O fi = 270N /m m_2二f2=210N /m mII公差组10级由机械设计图6-5得Zni,Zn2di -3ZZhZ2KTi(u1),d = 0.8z1 =31z2 =93u = 3合适T=1837238mmKa =1Kv =1.2Ka =1.1Kb -1.1K =1.45Ze =1898 N / mm2Zh =2.5Z = 0.871-d u齿宽系数中d查机械设计表6.9

19、,按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数乙在推荐值20 40中选大齿轮齿数z2 =iz1 =3 31齿数比 u =z2/z1 =93/31传动比误差 u/u =(3-3)/3 = 0 ： 0.05小轮转矩工T =9.551(fP/n =9.551(6 14.1473.5载荷系数K = KaKvK。使用系数Ka查机械设计表6.3动载系数Kv由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 上由推荐值1.01.2齿间载荷分布系数 (由推荐值1.01.2载荷系数：K = KAKVKaK3 =1 1.2 1.1 1.1材料弹性系数Ze查机械设计表6.4节点区域系数ZH由机械设计图6-3 (P =0o,x =X2

20、=0)重合度系数Z由推荐值0.850.92 故:d 3,189.8m 2.5父 0.87，2 M 1.45 a837238 (3+11 一 5200.83齿轮模数 m =d1/z1 =177.54/31 =5.73 mm(按机械设计表6.6圆整)小轮分度圆直径d1 =m =6 31圆周速度vv 二 一： d1nl / 60000 =: 186 73.5 / 60000标准中心距 a=m(z1 -z2)/2=6 (31 93)/2齿宽 b dd1 u0.8 186 148.8 mm大齿轮齿宽d二b小齿轮齿宽bi = b2 (5 10)(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算由机械设计式6-102KT二 F

21、XaKaX - 二Fbd1m齿形系数YFa查机械设计表6.5小轮YFa1大轮YFa2应力修正系数Ysa查机械设计表6.5小轮Ysa1大轮Ysa2d1 ：: 177.54 mmm = 6mmd1 = 186mmv = 0.71 m / s与估计值接近a = 372 mmb2 = 149 mmbi = 154 mmYFa1 = 2.51YFa2 = 2.20Ysa1 =1.63YSa2 =1.78重合度z (tan: a1 - tan ： ) z2(tan ： a2 - tan:)16 31cos200=31 (tan(arccos2 二6 31 2 6)-tan20)3.91 (tan(arcc

22、os6 91cos2006 91 2 6重合度系数Y =0.25 0.75/飞故；、12 1.45 1837238154 186 62 1.45 1837238149 186 6)-tan200)2.51 1.63 0.682.20 1.78 0.68(4)齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径d2 = mz2 =6 93齿根圆直径dfdf1 =d1 -2hf =186 -2 1.25 6df2 =d2 -2hf =558 -2 1.25 6其中：hf = (ha c )mha = 1,c = 0.25齿顶圆直径dada1 =d1 2ha =186 2 1 6*式中:ha = ham内啮合齿轮传动

23、设计计算（滚筒齿轮组）飞=1.75Y =0.68二 F1 = 86.24 N / mm二 F2 =85.32N / mm齿根弯曲强度满足d2 = 558 mmdf1 = 171mmdf2 =543 mmda1 = 198 mmda2 = 570 mmHBS1 = 260 HBSHBS2 = 210 HBS2二 himi = 700 N /m m2-Hlim2 =550 N /m mNi=4.12 107N2=1.27 107Zni =1.23Zn2 =1.27SHmin =1 2入1 =861 N /m m_ _ .2二H2 卜 698.5N /m m二h =698.5N /m m2已知：高速

24、齿轮传递功率 P =12.40 kW小齿轮转速n1 =24.5r/min ,传动比i =3.25小轮转矩 T1 =4833470 N mm(1)选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计表6.2选小齿轮材料：40Cr调质，HBS1=260 HBS大齿轮材料：45正火，HBS2 =210 HBS许用接触应力oH由机械设计式6-6H lim v；-h = ZnSHmin接触疲劳极限仃Hlim由机械设计图6-4接触强度寿命系数Zn ,应力循环次数N由机械设计式6-7知：N1 =60nl jLh =60 24.5 1 (10 350 8)N2 =N1 /i由机械设计图6-5得Zn1,ZN2接触强度最小安全系

25、数SHmin则二 hi=700 1.23 1550二 H2 = 1 1.271许用弯曲应力Tf由机械设计式6-12二f = ；Flim YnYxSFmin- Fliml . .2=378 N /m m2二 Flm 2 = 294 N /m m弯曲强度寿命系数Yn由机械设计图6-8YN1 - YN2 - 1弯曲强度尺寸系数YxYX - 1由机械设计图6-9 （设模数 m 5 mm）弯曲强度最小安全系数SFminSFmin =1.4二 f1 = 270 N /m294二F2:1 11.4(2)齿根弯曲疲劳强度校核计算小轮分度圆直径d1由机械设计式6-5得二 F2 = 210 N /md1 -3Ze

26、ZhZ,22KT1 u -1Oh d u齿宽系数中d由机械设计表6.9按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数乙在推荐值1725中选大齿轮齿数 z2 =iz1 =3.25 20 =65、=1乙二20z2 = 65弯曲疲劳极限aFlim由机械设计图6-7 ,双向传动乘0.7齿数比u = z2 / Z1传动比误差 u/u =(3.25-3.25)/3.25 = 0 ：二 0.05小轮转矩工T =9.551(6P/q =9.551(6 12.40/24.5载荷系数K =KaKv(小使用系数Ka由机械设计表6.3动载系数KV由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 上由推荐值1.01.2齿间载荷分布系数。由

27、推荐值1.01.2载荷系数K = KAKVKa K =1 1.2 1.1 1.1材料弹性系数Ze由机械设计表6.4节点区域系数Zh由机械设计图6-3 (B =0,为=X2 =0)重合度系数Z由推荐值0.850.92故：,、J189.8M 2.5 父 0.85 : 2 M1.45 父 4833469 (3.25+1 )d1 - 3.698.513.25齿轮模数 m =d /乙=182.83/20 = 9.14mm开式齿轮m扩大10% 20%圆整u =3.25合适T1 = 4833469N mmKa =1Kv =1.2Ka =1.1K1.1K =1.45Ze =1898. N / mm2Zh =2

28、.5Z = 0.85d1 =182.83 mmm = 10 mm标准中心距d1 = 200 mm小齿轮分度圆直径：d1 = mz1 =10 20a =m(Z2-4)/2 =10 (65 -20)/2齿宽b=dd1 =1x200 =200 (圆整)大齿轮齿宽b2二b小齿轮齿宽b1 = b2 (5 10)由机械设计式6-10知：qf齿形系数YFa由机械设计表6.5小轮YFa1大轮YFa2应力修正系数YSa由机械设计表6.5小轮Ysa1大轮Ysa2a = 225 mmb = 200 mmb2 = 200 mm1bl = 205 mmYFai = 2.80YFa2 = 2.26Ysai =1.55YS

29、a2 =1.74重合度二1 r% 二 c z(tan -a1tan-) Z2(tan-a2tan-)2 二110 20cos20 、=20 (tan(arccos) - tan20 )=1.67210 20 2 1010 65cos20 、65 (tan(arccos) - tan20 )10 65 2 10重合度系数Y； = 0.25 0.75/ 二故二F12 1.45 4833470205 200 102.80 1.55 0.70F22 1.45 4833470200 200 102.26 1.74 0.702二F1 = 103.86N/ mm_ 2二 F2 = 96.46N/ mm齿根弯

30、曲强度满足(3)齿轮其它主要尺寸计算大齿轮分度圆直径：d2 = mz2 =10 65齿根圆直径dfdf1 =d1 -2hf=200-21.2510df2 =d2 -2hf=650-21.2510齿顶圆直径dada1 =d1 2ha=20021 10da2 =d2 2ha=65021 10d2 = 650mmdf1 -175mmdf 2 = 625 mmda1 = 220 mmda2 = 670 mm第二阶段、装配图设计、传动轴的设计计算1、电机轴的确定电机型号Y160L-42、输入端联轴器选择由机械设计课程上机与设计表 14-6选用HL4型弹性柱销联轴器转速 n=1470 r/min转矩 T=

31、124.47N m轴孔长度L=84 mm3、I轴蜗杆设计已知：传递功率P =18.59kW ,转速n =1470 r/min传动比i=1 ,双向传动，10年，350天/年，8小时/天F=14mmG=42.5mm0.018 D = 48 .0.002 mmE=110mm（外部轴长）n=1470 r/minT=124.47N mL=84 mm1）计算作用在蜗杆上的力T1 =120770N mmT2 = 183724 N mm乙=2 二=20P =1234 59d1 =112 mmd2 =500 mmFt1 = 2156.61 NFa1 = 7348.96 NFr1 =2674.80Ndmin =

32、27.6 mm转矩T1 ,T2蜗杆分度圆直径d1蜗杆头数乙圆周力 Ft1 =2T1/d1 =2 120770/112=2156.61轴向力 Fa1 -2T2 /d2 =2 1837240/500=7348.96径向力 Fr1 = Ft2 tan )=Fa1 tan ：-2)初步估算轴的直径选取材料45号钢调质处理 由机械设计式8-2 d A3 P计算轴的最小直径并加大3%Z考虑键槽影响 由机械设计表8.6取A=115则 -1.03 11518.5914703) I轴蜗杆的结构设计(1)确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位；左轴承从轴的左端装入，并靠轴肩定位。半联轴器靠轴肩定位，左右

33、轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠 轴端挡圈得到轴向固定，半联轴器采用普通平键得到轴向固定，采用双 列角接触球轴承和弹性柱销联轴器。d1 = 40 mml1 = 82 mmd2 = 50 mml23 = 70 mmd3 = 56 mml3 = 20 mm(2)确定各轴段直径和长度1段：根据 dm.圆整(按 GB/T5014-1985)选择联轴器型号为HL4型弹性柱销联轴器(J型)比轮毂长度84mms 1 4mm作为1段长度2段：为使半联轴器定位，轴肩高度h=c+(23)mm孔倒角 c 取 2.5 mm (GB6403.4-86)d2=di+2h且符合标准密封内经(JB/ZQ4606-86)取端盖宽

34、度40mm端盖外面与半联轴器右端面距离 30 mm贝 l23 = 70 mm3段：圆螺母、螺纹。螺纹规格取 M56 M 2圆螺母dk=85mm, m =12 mm (宽度),长度 l3 取 20mm4段：为了便于装拆轴承内圈，d4 Ad3且符合标准轴承内经。由机械设计课程上机与设计表 13-4暂选角接触球轴承，型号为7014C, d4=70mmD =110mm,其宽度 B=20 mm轴承润滑方式选择：n =1470 r/min 5000 r/min ,选择脂润滑两轴间环套宽度A1 =5mm，挡油环宽度A2 =15 mm则 l4 =2B 1：2 -4 =20 2 5 15-4 =56 mm5段：

35、取挡油环右端定位轴肩高度h=4.5mm则轴环直径d5=79mm轴肩宽度取15 mm6段：由箱体内壁不与蜗轮相碰，间隙为d6 =d4, 16 =de2/2-b/2-157段：螺纹长度17 =168 mm , d7 =137 mm8段：同 6 段 d8 =d6 , 18 =169段：同 5 段d9=d5, 19=1510段:d4 = 70 mm14 56 mmd5 = 79 mm15 = 15mmd6 = 70 mmb1 = 168mmde2 = 543 mm16 = 172 mm17 = 163mmd7 =137 mmd8 = 70 mm18 =172 mmd9 = 79 mm由机械设计课程上机

36、与设计表 13-3选择轴承型号为：深沟球轴承16014内径 d=70mm 外径 D=110mm宽 B=13 mmnI =1470 r/min 5000 r/min ,选择脂润滑挡油环宽度=15 mm贝打10 =A+B4=15+134=24mm , d10 =d11段:d =d3 =56 mm圆螺母，螺纹规格取 M56 M2吊=l3 =20 mm 圆螺母 dk =85 mm , m =12 mm （宽度）d10 = 70 mml10 = 24 mmd11 = 56 mml11 = 20 mm长度13取20mm4、II轴蜗轮轴的设计已知：传递功率P =14.14kW ,转速n =73.5r/min

37、传动比i=201）确定轴结构方案如下图所示2）初步估算轴直径选取材料45号钢调质处理 由机械设计式8-2 d2A3P计算轴的最小直径并加大3%Z考虑键槽影响由机械设计表8.6取A=115dmin =68.38 mm一14.14则 dmin -1.03 115 3，73.53）确定各轴段直径和长度3段：d3 = 70 mm根据dmin圆整取d3 =7。mm由机械设计课程上机与设计表 13-4暂选角接触球轴承型号：7014C内径 d=70mm 外径 D=110mm 宽 B=20mmnII =73.5 r/min 5000 r/min ,选择脂润滑挡油环宽度115mm则 l3+B =15 20 =3

38、5 mm2段：d2 = d3 , (1 5) mm =70 (1 5) mm蜗轮宽度 B=102mm L =(1.61.8)B =165mm小齿轮宽度D =154 mm ,轴套长度l = 45 mm贝打2 =L l b1 -2 =165 45 154 -2轴环段：取挡油环右端定位轴肩高度h=4.5 mm则轴环直径d=d2 - 2h =75 2 4.5轴肩宽度l取15 mm1段：为了 一次链孔取d1 =d3由机械设计课程上机与设计表 13-4暂选角接触球轴承型号：7014C内径 d=70mm 外径 D=110 mm 宽 B=20 mmnII =91.88 r/min 5300 r/min ,选择

39、脂润滑挡油环宽度 =15mmWJl1 = B ： =20 15-2 =33 mml3 = 35 mmd2 =75 mml2 = 362 mmd = 84 mml = 15 mmd1 = 70 mml1 = 33 mm2) 轴受力分析RMRvlRh1MH1FrFFNFr2t2CZYDVJiRv?1tnil,加切仃力 卜卜5、III轴低速轴设计已知：传递功率P =13.04kW ,转速r =24.5 r/min传动比 i=3 ,转矩 T3 =5082940 N mm1）计算作用在齿轮上的力转矩 T3 =5082940 N mm输出轴大轮分度圆直径d3 =546 mm& -18618.83NFr =

40、 6776.70 N圆周力 Ft1 =2T3/d3 =2 5082940/546径向力 Fr =Ft1tan: n =18618.83 tan 202）初步估算轴的直径选取材料45号钢由机械设计式8-2 d2A，P计算轴的最小直径并加大3%Z考虑键槽影响由机械设计表8.6取A=115113.04贝Udmin -1.03 115 395.99 mmdmin = 95.99 mm，24.53)轴的结构设计(1)确定轴的结构方案如下图示(2)确定各轴段直径和长度d1 =100 mm11 = 167 mmd2 =106 mml2 = 52 mmd3 =110mm13 = 33 mm14 = 210.5

41、mmd4 =120 mmd5 =110 mml5 = 184 mm1段：查(GB/T5014-1985)选用弹性柱销联轴器选择联轴器型号为HL8型弹性柱销联轴器(J型)d1 =100 mm, 11 =167 mm2段：d2 =di (6 12) mm =100 (6 12) mm暂定 12 =52 mm3段：由机械设计课程上机与设计表 13-3暂选深沟球轴承型号：61922内径 d=110 mm 外径 D=150 mm 宽 B=20 mmda =117 mm , Da =143 mm挡油环宽度 =15mm贝打3 = B :： =20 15-2 =33 mm4段：由整轴长度推算l4 = 210.

42、5 mm , d4 =d3+10 mm = 110+10 mm5段：d5 = d3 =110 mm轴承选深沟球轴承型号：61922内径 d=110mm 外径 D=150 mm 宽 B=20 mmda =117mm , Da =143 mm挡油环宽度=15mm大齿轮宽b=149 mm贝心5 =bB =149 15 20 =184 mm3) 轴受力分析I1性J附FtRHL号的2JFtMHal三、键联接的选择及校核计算二I、1dhl_,25150 钢一 1 70 80 铸铁1) I轴上与联轴器相联处键的校核公称直径d =40 mm,键b XhXL=12X 8X72单键深度：轴槽深t =500.2 m

43、m ,轮毂槽深ti =3.3010.2 mm挤压强度阵=4 瓦=4 = 20.97 M %=125Mpa满足设计要求2) II轴上键的校核(1)与蜗轮相联处8公称直径 d =75 mm,键 b XhXL=20X 12X 100 单键深度：轴槽深t= 7.5 mm,轮毂槽深t1 =4.9mm挤压强度 ap=4L 瓦=4父1837240 =87 49 凡】=125 MPadhl 一一 70 12 100满足设计要求(2)与小齿轮相联处公称直径 d =75 mm,键 b XhXL=20X 12X 100 单键深度：轴槽深t= 7.5 mm,轮毂槽深t1 =4.9 mm挤压强度入=空匕=4 18372

44、40 -7.49p1=125 MPadhl70 12 100满足设计要求3) .田轴上键的校核(1)与联轴器相联处公称直径 d =100 mm,键 b XhXL=28X 16X160 单键深度：轴槽深t=10mm,轮毂槽深t1 =6.4 mm挤压强度 = % 二 4父5082940 =79 43 S1轴承“1”被压紧，“2”被放松A =S2 Fa1 =8318.90 NA2 =S2 =1009.49 N计算轴承所受当量动载荷轴承工作无冲击，fp =1A1/R1 =2.94 e=0.68x1 =0.41 y1=0.87A2 / R2 = 0.679 :二 e = 0.68X2 =1 、2 =0P

45、1 =fp(xR y1A) =1 (0.41 2824.51 0.87 8318.9)P2 =fp(XzR2 y2 A2)=1 (1 1484.55 0 1009.49)Pi P2故按R计算工作温度小于120 c ,温度系数九=1预期寿命 Lh =10 350 8 =28000 hC =98.8 103 NCr =109 kN合格C =午：60nLh /1062.蜗轮处轴承选用7213c型轴承参数：代号dDBdaDaCrCor7213C65120238711858.555.8当匕指向蜗轮端轴承2时偏于危险R1 -11.52KN R2 -6.01KNS=0.68Ri=7.83KNS2=0.68R

46、2=4.09KNS| +Fai S2轴承2被压紧，1被放松A2=S1 Fa1 =10.4KN I a iA =4.09KN计算轴承所受当量动载荷轴承载荷无冲击，片=1AJR1 =0.9 e = 0.68 x1 =1.41 y1=0.87A/R2 = .68 ： e = 0.68X2 = 1 y2 = 0R =fp(KR1必入)=1 (0.41 11.52 0.87 4.09)P2 =fp(x2R2 y2A2) =1 (1 6.01 0 10.4)P P2 故按p计算工作温度小于120cC,取温度系数ft =1预期寿命 Lh =1 360 8 =2880C, P 160nLh 8.28x103

47、.60x57.059x2880=ft 106 =1:1063 .二级传动处轴承选用6220型轴承，参数:代号dDBdaDaCrCor62201001803410914171.863.2轴承不受轴向力由 GB/T262 -93,Cor =64.5KN径向力R =13.2KN ： 64.5KNR2 =4.65KN ： 64.5KN合格4 .滚筒齿轮组处轴承小齿轮轴与二级齿轮组所用轴承相同，此处不再检验Fr =21.45KN1.26 = 21.6 mm 取 22 mm齿轮端面（蜗轮轮 毂）与内箱壁距离26=18 mm取20 mm箱盖肋厚mi0.8561 =13.6 mm取 14 mm箱座肋厚m20.

48、856 =15.3mm 取 16 mm轴承端盖外径D2D2 =D0 +2.5d3轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，d1和d2 /、可干涉2、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，凸台，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊孔，螺塞，封油垫，毡圈等。3、润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择）减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以 减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆卜置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心，减速器滚动轴 承采用油脂润滑。参考资料目录1 程志红，唐大放主编.机械设计课程上机与设计M.南京：东南大 学出版社，2006年10月第1版2 程志红主编.机械设计M.南京：东南大学出版社，2006年6月 第1版3 王洪欣，冯雪君主编.机械原理M .南京：东南大学出版社， 2005年8月第1版4 王洪欣，戴宁主编.机械原理课程上机与设计M.南京：东南大学出版社，2005年8月第1版5 李爱军，陈国平主编.画法几何及机械制图M. 徐州：中国矿业 大学出版社，2007年1月第1版6 韩正铜，王天煜主编.几何精度设计与检测M.徐州：中国矿业 大学出版社，2007年8月第1版