设计齿轮蜗杆减速器【F=7500，V=0.17，D=300】【5张CAD图纸+毕业论文】

设计齿轮蜗杆减速器【F=7500,V=0.17,D=300】26页 5100字数+论文说明书+5张CAD图纸【详情如下】蜗杆.dwg蜗轮轴.dwg设计齿轮蜗杆减速器说明书【F=7500,V=0.17,D=300】.doc轴.dwg齿轮.dwg齿轮蜗杆装配图.dwg目   录一、传动方案分析-2二、电动机的选择计算-3三、总传动比的确定和各级传动比的分配-3四、运动和动力参数的计算-3五、传动零件的设计-4六、轴的设计和计算-11七、滚动轴承的选择和计算-16八、键连接的选择和计算-19九、联轴器的选择和计算-20十、润滑和密封的说明-21十一、拆装和调整的说明-21十二、减速箱体的附件的说明-21十三、设计小节-21十四、参考资料-22                                                        一、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，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。十润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 ，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十一拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。十二减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的十三设计小结设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。十四参考资料1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。2机械设计课程设计指导书龚 义 主编，高等教育出版社，2005年。3.机械零件手册周开勤 主编，高等教育出版社，2005年。4机械设计课程设计图册龚 义 主编，高等教育出版社， 目 录 一、传动方案分析 、电动机的选择计算 三、总传动比的确定和各级传动比的分配 、运动和动力参数的计算 、传动零件的设计 、 轴的设计和计算 、滚动轴承的选择和计算 、键连接的选择和计算 、联轴器的选择和计算 、润滑和密封的说明 一、拆装和调整的说明 二、减速箱体的附件的说明 三、设计小节 四、参考资料 1 - 一、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，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。 - 2 - 计 算 及 说 明 二 电动机选择计算 1原始数据如下： 运输链牵引力 F=7500N 运输链工作速度 V=s 滚筒直径 D=300电动机型号选择 所需功率 2 0 0 0 01 00 0 1=轴器） , 2=承） , 3=轮） , 4=杆） , 5=传动）； a= 1 ( 2)3 3 4 5=动机功率 w / a=2.1 轮节圆直径 100 512s i n ( 1 8 0 / ) s i n ( 1 8 0 / 1 6 )pD m 链轮转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 取齿轮传动比 =24 ; 蜗杆传动比 =6090 则电动机总传动比为 = =120360 故电动机转速可选范围是 = n=(120360) 702012 r / 选电动机型号为 要参数： 1 5 0 0 / m i n ; 2 4dn r D m m 三总传动比确定及各级传动比分配 - 3 - 由电动机型号查表得 440 r / ia= n=1440 / 57 取蜗杆传动比 1；齿轮传动比 =3； 四运动和动力参数的计算 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， n1= 440 / 31 =r / n2= 3= r / n3= r / d 01=2= 02=3= 34=4= 45= 550 Pd/550 440=m d 01= m 1 12=31 m 2 34=3 m 3 45= m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率 P(转距 T(N m) 转速n(r/传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机 - 4 - 轴 一轴 轴 三轴 四轴 传动零件的设计计算 1蜗杆蜗轮的选择计算 (1)根据 10085 1988的推荐 ,采用渐开线蜗杆 ( (2)蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，蜗轮用铸 锡青铜 属膜铸造。轮芯用灰铸铁 造。 (3)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 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 确定作用在蜗轮上的转距 T2 ， =则 - 5 - 6 6 521262 1 1 21 . 4 7 3 0 . 79 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 1 2 1 0/ 1 4 4 0 / 3 1n n i N 确定载荷 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 1，机械设计 250页查表 11A=于转速 不高，冲击不大，可取 K= 1 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 60 确定接触系数 先假设分度圆直径 d1/a=图 11 =确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡青铜 属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度 45从表 11查得蜗轮的基本许用应力 H =268力循环次数 82 14406 0 6 0 1 7 2 0 0 2 . 0 1 1 031hN j n L 寿命系数 78 510 0 . 6 8 72 . 0 1 1 0则 0 . 6 8 7 2 6 8 1 8 4 . 1 2H H N P a 计算中心距 53 1 6 0 2 . 91 . 2 1 1 . 4 7 1 0 9 9 . 3 41 8 4 . 1 2a m m 取 1 0 0 , 3 1,a m m i从表 11查得 m=5，蜗杆分度圆直径。这时1 / 从 图 11查得 Z ，因此以上计算结果可用。 - 6 - (4)蜗杆 轴向齿距径系数 q=10；齿顶圆直径10度圆导程角 5 42 38 o ；蜗杆轴向齿厚 12蜗轮 蜗轮齿数 1；变位系数 验算传动比 i = z2/1；传动比误差为 0 蜗轮分度圆直径 d2=m 31=155轮喉圆直径 55+2 5=165轮齿根圆直径 555=143轮咽喉母圆半径 165=5)2 2121 . 5 3 F F a Yd d m当量齿数 22 3 31 3 1 . 4 7c o s c o s ( 5 4 2 3 8 )V 由此，查表 11。 螺旋角系数 5 . 7 11 0 . 9 5 9 2140 许用弯曲应力 F F F 从表 11查得由 造的蜗轮的基本许用应力 F =56命系数 69 510 0 . 5 1 52 . 0 1 1 0- 7 - 5 6 0 . 5 1 5 2 8 . 8 4H M P a 51 . 5 3 1 . 0 5 2 . 0 1 1 0 3 . 3 0 . 9 5 9 2 2 7 . 8 2 M P 1 5 5 5F 满足弯曲强度。 (6)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 10089 1988 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 10089 1988。 (7) 由于摩擦损耗的功率 (1 )，则产生的热流量为1 1 0 0 0 (1 )P P 蜗杆传递的功率 以自然方式2 ()d o aS t t d 箱体的表面传热系数，可取 21 5 / ( )d W m C ； S 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 取 S=0.5 t 油的工作温度，可取 65； 周围空气的温度，常温情况可取 20； 按热平衡条件12 ，可求得在即定工作条件下的油温 1 0 0 0 (1 ) 1 0 0 0 (1 0 . 7 2 )2 0 5 7 . 31 5 0 . 5Oa t 满足温度要求。 2斜齿轮传动选择计算 (1)料及齿数 - 8 - 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 100质），硬度为 280齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40 选小齿轮齿数1 24,z 大齿轮齿数2 72,z 选取螺旋角。初选螺旋角 14o 。 (2)2131 2 1t 确定公式内各计算 数值 0H=0 7 7 , 0 . 8 8 ,则12 1 . 6 5a a a 5 5 51 1 1 1 . 0 3 99 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 2 . 1 3 6 1 04 6 . 4 5T P n N mm 0d 0 / 21 8 9 . 8 P a0m 600H M P a 816 0 6 0 4 6 . 4 5 1 6 3 0 0 1 5 2 . 0 1 1 0hN n j L 0安全系数 S=1 l i m 1 . 0 7 6 0 0 6 4 21H N M P 计算 - 9 - 入 H中较小的值 2531 2 1 . 6 2 . 1 3 6 1 0 4 2 . 4 3 1 8 9 . 8 6 5 . 8 11 1 . 6 5 3 6 4 2td m m 1 1 2 3 . 1 4 1 6 6 5 . 8 1 4 6 . 4 5 0 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 5 . 8 1 6 5 . 8 1c o s 6 5 . 8 1 c o s 1 42 . 6 6242 . 2 5 2 . 2 5 2 . 6 6 5 . 9 8 5/ 6 5 . 8 1 / 5 . 9 8 5 1 1 . 0 0d m m m m 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 4 1 . 9 0 3d z 由表 10根据 v=s， 7级精度，有图 10，故 2 2 331 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 1 6 ) 0 . 2 3 1 0 6 5 . 8 11 . 4 2H d 由表 10 由表 101 故载荷系数 1 1 . 1 1 . 4 2 1 . 5 6A V H K K K 的分度圆直径 - 10 - 3311 / 6 5 . 8 1 1 . 5 6 / 1 . 6 6 5 . 2 6d K K m m o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 . 6 424m (3)213212 c o sF a S an Y 确定计算参数 1 1 . 1 1 . 3 5 1 . 4 8 5A V H K K K ，从图 1011 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 472 7 8 . 8 2c o s c o s 1 4 由表 101 2 1 22 . 5 9 2 , 2 . 2 4 , 1 . 5 9 6 , 1 . 7 5F a F a S a S Y Y 齿轮的加以比较 1112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 6 4 1 2 3 8 . 8 6F a S a S - 11 - 大齿轮的数值大。 设计计算 52322 1 . 4 8 5 2 . 1 3 6 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 4 1 2 . 0 82 1 1 . 6 5 此取 3nm ，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 11 6 5 . 2 6td d m m 11c o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 1 . 1 13 取 1 21z ，则 21 3 2 1 6 3z u z (4)计算中心距 12() ( 2 1 6 3 ) 3 1 2 9 . 8 62 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m 将中心距圆整为 130按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 1 6 3 ) 3a r c c o s a r c c o s 1 4 1 5 0 2 2 1 3 0nz z 因值改变不多，故 ,等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 11222 1 5 6 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 6 3 5 1 9 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 m m m 计算齿轮宽度 1 1 6 5 6 5db d m m - 12 - 所以取 216 5 ; 7 0B m m B m m。 六轴的设计和计算 轴的材料选用常用的 45钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式为： 3 1， 3 轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的 A 值； 2 轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的 表 15 3=110，20。 1 331112 332223 333331 . 4 7 31 1 0 1 1 . 0 814401 . 0 3 91 2 0 3 3 . 8 14 6 . 4 50 . 9 8 81 1 0 4 3 . 9 61 5 . 4 8 m m m 考虑到 1轴要与电动机联接，初算直径 以初定 4 3545蜗杆轴结构设计 1 轴的初步设计如下图：- 13 - 装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右端只安装轴承和轴承座。 轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（ 68） 则可取（ 46） 的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关， 确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离 L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取 L=（ 13） 上的键槽应靠近轴的端面处。 3轴的初步设计如下图： 装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。 尺寸设计准则同 1轴 - 14 - 2轴的初步设计如下图： 装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖。 尺寸设计准则同 1轴 3 2轴的弯扭合成强度计 算 由 2轴两端直径 d=35机械零件手册得到应该使用的轴承型号为7207C， D=72B=17 a=承的校核将在后面进行）。 (1)轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力： 1112 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 854850t 11 1t a n t a n 2 08 5 4 8 3 2 1 0c o s c o s 1 4 1 5 N 1 1 1t a n 8 5 4 8 t a n 1 4 1 5 2 1 7 1 N 蜗轮对轴的作用力： 2222 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 2 7 5 7 . 3155t - 15 - 22 2t a n t a n 2 02 7 5 7 . 3 1 0 0 8 . 6c o s c o s 5 4 2 3 8 N 2 2 2t a n 1 0 0 8 . 6 t a n 5 4 2 3 8 2 7 5 . 7 N 再由下图求出轴承对轴的作用力 1 1 2 1 0 1 8 9 5 . 3N V a a N F F N 1 1 2 21 1 2 3 1 2 3 2 3 2 20( ) ( ) 0N V t r N t r F L L F L L F L F r 126 2 5 1 . 6 ; 1 2 8 7 . 8N V N F N 1 1 2 21 1 2 3 1 1 1 2 3 2 30( ) ( ) 0N H r t N a r F L L F r F L L F L 121 3 4 7 . 9 ; 1 8 0 0 . 6N H N F N 作出 2轴的力学模型，如下图 再计算出各个作用点处的弯距和扭距 1 1 1 6 2 5 1 . 6 4 9 . 3 / 1 0 0 0 3 0 8 . 2V N L N m 2 1 2 3 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 / 1 0 0 0 5 1 . 9V N L N m 2 2 2 3 2 2 ( 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 2 7 5 . 7 1 5 5 ) / 1 0 0 0 9 4 . 6 3V N V L F r N m 1 1 1 1 1 3 4 7 . 9 4 9 . 3 / 1 0 0 0 6 6 . 5H N L N m 1 2 1 1 1 1 6 6 . 5 ( 2 1 7 1 6 5 ) / 1 0 0 0 2 0 7 . 5 7H H F r N m 2 2 3 1 8 0 0 . 6 4 0 . 3 / 1 0 0 0 7 2 . 6H N L N m 221 1 1 1 1 3 1 5 . 3 M N m 221 2 1 1 2 3 7 1 . 6 M N m 222 1 2 1 2 8 8 . 4 M N m - 16 - 222 2 2 2 2 1 1 9 . 0 M N m 1 1 2 2 8 5 4 8 6 5 2 7 5 7 . 3 1 5 5 1 2 8 . 21000 r F r N m 弯距图和扭距图如下： - 17 - 4 9 . 3 93 4 0 . 31 5 . 7 1 5 . 7F a 1F N V 1F N V 1F V 2 F 2 V 1F N V 2F N V 1F a 1F M 2M N V 1F a 1F 2 2M H 1 2M 12M 22轴的受力分析及弯距、扭距图 - 18 - (2)由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 224 ( ) （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取 抗弯截面系数 33 35650 . 1 0 . 1 2 . 7 5 1 03 2 1 0 0 0 截面上的弯曲应力 1253 7 1 . 6 1 1 . 52 . 7 5 1 0M M P 截面上的扭转切应力 51 2 8 . 2 2 . 3 322 2 . 7 5 1 0 P 轴的弯扭强度条件为 1 查表 15 1 60 以 22 11 1 . 5 4 ( 0 . 3 2 . 3 3 ) 1 1 . 6 P a 符合弯扭强度条件 七滚动轴承的选择计算 1 1轴上的轴承的选择和寿命计算 左端采用双列角接触球轴承，根据轴直径 d=45择角接触球轴承的型号为 7209C，主要参数如下： D=85=19mm;a=本额定静载荷 7.2 本额定动载荷 C =38.5 限转速 700 r / 端采用深沟球轴承，根据轴直径 d =45择深沟球轴承代号为 6209， - 19 - 主要参数如下： D=85=19本额定静载荷 0.5 本额定动载荷 C =31.5 限转速 000 r / 1轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力 2 2 7 5 . 7 N 该轴承所受的径向力约为 211 1 0 0 8 . 6 2 5 2 . 244 N 查表 13e = 1 e 所以 0 ; 1 当量动载荷 1 0 . 6 3 2 5 2 . 2 1 . 2 4 2 7 5 . 7 5 0 0 . 8 F Y F N 深沟球轴承所受的径向力约为 21 1 0 0 8 . 6 5 0 4 . 322 N 当量动载荷 2 5 0 4 N 所以 12，应用 2P 核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数 3 轴承计算寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 8 . 5 1 0 5 . 1 5 1 06 0 6 0 1 4 4 0 5 0 4 . 3 减速器设计寿命 41 5 3 0 0 1 6 7 . 2 1 0 所以 - 20 - 满足寿命要求 2 2轴上轴承的选择计算 (1)选择使用深沟球轴承，根据轴直径 d=35用深沟球轴承的型号为 7207C， 主要参数如下： D=72B=17a=本额定静载 荷 0 本额定动载荷 C =30.5 限转速 1000 r / 2)12 2 2 21 1 12 2 2 22 2 22 2 212 1 8 9 5 . 36 2 5 1 . 6 1 3 4 7 . 9 6 3 9 5 . 31 2 8 7 . 8 1 8 0 0 . 6 2 2 1 3 . 70 . 6 8 1 5 0 5 . 31 8 5 9 . 3 1 5 0 5 . 3 3 3 6 4 . 6a e N V N V N Ha d ra a e F F F F N 查表 131 1 2 2/ 0 . 5 3 ; / 0 . 6 8a r a e F F e 1 2 1 20 . 4 4 ; 1 . 0X X Y Y 所以 121 1 1 5 9 2 2 . 7 F Y F N 轴承计算寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 0 . 5 1 0 4 . 9 1 06 0 6 0 4 6 . 4 5 5 9 2 2 . 7 减速器设计寿命 47 0 所以 满足寿命要求。 (3)- 21 - 查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷 1 6 3 9 5 . 3 N 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数 所以 6 3 9 5 . 3 1 . 0 6 . 4 0 2 0o o k N C k N 满足强度条件 (4)以上所选各轴承的极限转速 m a x 1 4 4 0 / m i nv v r 都成立，所以他们的极限工作 转速一定满足要求。 八、键连接的选择和计算 1键的选择 1轴键槽部分的轴径为 24以选择普通圆头平键 键 8 7 , 8 , 7 , 3 2b m m h m m L m m 3轴左端 键槽部分的轴径为 50以选择普通圆头平键 键 1 4 9 , 1 4 , 9 , 5 0b m m h m m L m m 右端选择与左端相同的键 键 1 4 9 , 1 4 , 9 , 5 0b m m h m m L m m 2轴 键槽部分的轴径为 43以选择普通圆头平键 键 1 2 8 , 1 2 , 8 , 4 5b m m h m m L m m 2键的强度计算 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 - 22 - 32 1 0 k 查表 6材料在轻微冲击下的许用挤压应力为 100120以取 1 2 0P M P a (1)1111 1 19 . 7 70 . 5 3 . 524T N mk h m b m m 所以 31 2 9 . 7 7 1 0 9 . 7 3 . 5 2 4 2 4 a 满足强度条件 (2)2222 2 22 1 3 . 70 . 5 433T N mk h m b m m 所以 32 2 2 1 3 . 7 1 0 7 5 . 3 4 3 3 4 3 a 满足强度条件 (3)313 1 3 13 1 3 1 3 16 0 9 . 40 . 5 4 . 536T N mk h m b m m 所以 331 2 6 0 9 . 4 1 0 1 0 1 . 5 4 . 5 3 6 5 0 P a 满足强度条件 右端 键的强度计算 - 23 - 323 2 3 23 2 3 2 3 26 0 9 . 40 . 5 4 . 536T N mk h m b m m 所以 332 2 6 0 9 . 4 1 0 1 1 5 . 8 4 . 5 3 6 4 2 P a 满足强度条件 九联轴器的选择计算 1计算联轴器的计算转距 T K T 查表 14动机作原动机情况下取 1 . 5 1 2 8 . 2 1 9 2 . 3 m 2型号选择 根据计算转距选择挠性联轴器 主要参数如下： 公称扭距 315 m（满足要求） 许用转速 5 6 0 0 / m （满足要求） 轴孔直径 24d 轴孔长度 52L 十润滑和密封说明 1润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 12 /v m s ，故蜗杆采用浸油润滑， 取浸 油深度 h=12、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用 50 号机械润 滑油。 - 24 - 轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速 v1500r /以选择润滑脂的填入量为轴承 空隙体积的 1/2。 2密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或 水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 十一拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常 工作。当轴直径为 3050，可取游隙为 4070 在安装齿轮或蜗 杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是 由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿 面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通 过蜗轮中间平面。 十二减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘 宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影 响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算 ，但是可以根据经验公式大概 计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度 和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的 。 十三设计小结 设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础 为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得 ，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。 经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会 - 25 - 了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。 十四参考资料 1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社， 2005年。 2机械设计课程设计指导书龚 :桂 义 主编，高等教育出版社， 2005 年。 3.机械零件手册周开勤 主编，高等教育出版社， 2005年。 4机械设计课程设计图册 龚 :桂 义 主编，高等教育出版社， 2004年。 目 录 一、传动方案分析 、电动机的选择计算 三、总传动比的确定和各级传动比的分配 、运动和动力参数的计算 、传动零件的设计 、 轴的设计和计算 、滚动轴承的选择和计算 、键连接的选择和计算 、联轴器的选择和计算 、润滑和密封的说明 一、拆装和调整的说明 二、减速箱体的附件的说明 三、设计小节 四、参考资料 1 - 一、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，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。 - 2 - 计 算 及 说 明 二 电动机选择计算 1原始数据如下： 运输链牵引力 F=7500N 运输链工作速度 V=s 滚筒直径 D=300电动机型号选择 所需功率 2 0 0 0 01 00 0 1=轴器） , 2=承） , 3=轮） , 4=杆） , 5=传动）； a= 1 ( 2)3 3 4 5=动机功率 w / a=2.1 轮节圆直径 100 512s i n ( 1 8 0 / ) s i n ( 1 8 0 / 1 6 )pD m 链轮转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 取齿轮传动比 =24 ; 蜗杆传动比 =6090 则电动机总传动比为 = =120360 故电动机转速可选范围是 = n=(120360) 702012 r / 选电动机型号为 要参数： 1 5 0 0 / m i n ; 2 4dn r D m m 三总传动比确定及各级传动比分配 - 3 - 由电动机型号查表得 440 r / ia= n=1440 / 57 取蜗杆传动比 1；齿轮传动比 =3； 四运动和动力参数的计算 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， n1= 440 / 31 =r / n2= 3= r / n3= r / d 01=2= 02=3= 34=4= 45= 550 Pd/550 440=m d 01= m 1 12=31 m 2 34=3 m 3 45= m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率 P(转距 T(N m) 转速n(r/传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机 - 4 - 轴 一轴 轴 三轴 四轴 传动零件的设计计算 1蜗杆蜗轮的选择计算 (1)根据 10085 1988的推荐 ,采用渐开线蜗杆 ( (2)蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，蜗轮用铸 锡青铜 属膜铸造。轮芯用灰铸铁 造。 (3)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 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 确定作用在蜗轮上的转距 T2 ， =则 - 5 - 6 6 521262 1 1 21 . 4 7 3 0 . 79 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 1 2 1 0/ 1 4 4 0 / 3 1n n i N 确定载荷 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 1，机械设计 250页查表 11A=于转速 不高，冲击不大，可取 K= 1 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 60 确定接触系数 先假设分度圆直径 d1/a=图 11 =确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡青铜 属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度 45从表 11查得蜗轮的基本许用应力 H =268力循环次数 82 14406 0 6 0 1 7 2 0 0 2 . 0 1 1 031hN j n L 寿命系数 78 510 0 . 6 8 72 . 0 1 1 0则 0 . 6 8 7 2 6 8 1 8 4 . 1 2H H N P a 计算中心距 53 1 6 0 2 . 91 . 2 1 1 . 4 7 1 0 9 9 . 3 41 8 4 . 1 2a m m 取 1 0 0 , 3 1,a m m i从表 11查得 m=5，蜗杆分度圆直径。这时1 / 从 图 11查得 Z ，因此以上计算结果可用。 - 6 - (4)蜗杆 轴向齿距径系数 q=10；齿顶圆直径10度圆导程角 5 42 38 o ；蜗杆轴向齿厚 12蜗轮 蜗轮齿数 1；变位系数 验算传动比 i = z2/1；传动比误差为 0 蜗轮分度圆直径 d2=m 31=155轮喉圆直径 55+2 5=165轮齿根圆直径 555=143轮咽喉母圆半径 165=5)2 2121 . 5 3 F F a Yd d m当量齿数 22 3 31 3 1 . 4 7c o s c o s ( 5 4 2 3 8 )V 由此，查表 11。 螺旋角系数 5 . 7 11 0 . 9 5 9 2140 许用弯曲应力 F F F 从表 11查得由 造的蜗轮的基本许用应力 F =56命系数 69 510 0 . 5 1 52 . 0 1 1 0- 7 - 5 6 0 . 5 1 5 2 8 . 8 4H M P a 51 . 5 3 1 . 0 5 2 . 0 1 1 0 3 . 3 0 . 9 5 9 2 2 7 . 8 2 M P 1 5 5 5F 满足弯曲强度。 (6)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 10089 1988 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 10089 1988。 (7) 由于摩擦损耗的功率 (1 )，则产生的热流量为1 1 0 0 0 (1 )P P 蜗杆传递的功率 以自然方式2 ()d o aS t t d 箱体的表面传热系数，可取 21 5 / ( )d W m C ； S 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 取 S=0.5 t 油的工作温度，可取 65； 周围空气的温度，常温情况可取 20； 按热平衡条件12 ，可求得在即定工作条件下的油温 1 0 0 0 (1 ) 1 0 0 0 (1 0 . 7 2 )2 0 5 7 . 31 5 0 . 5Oa t 满足温度要求。 2斜齿轮传动选择计算 (1)料及齿数 - 8 - 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 100质），硬度为 280齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40 选小齿轮齿数1 24,z 大齿轮齿数2 72,z 选取螺旋角。初选螺旋角 14o 。 (2)2131 2 1t 确定公式内各计算 数值 0H=0 7 7 , 0 . 8 8 ,则12 1 . 6 5a a a 5 5 51 1 1 1 . 0 3 99 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 2 . 1 3 6 1 04 6 . 4 5T P n N mm 0d 0 / 21 8 9 . 8 P a0m 600H M P a 816 0 6 0 4 6 . 4 5 1 6 3 0 0 1 5 2 . 0 1 1 0hN n j L 0安全系数 S=1 l i m 1 . 0 7 6 0 0 6 4 21H N M P 计算 - 9 - 入 H中较小的值 2531 2 1 . 6 2 . 1 3 6 1 0 4 2 . 4 3 1 8 9 . 8 6 5 . 8 11 1 . 6 5 3 6 4 2td m m 1 1 2 3 . 1 4 1 6 6 5 . 8 1 4 6 . 4 5 0 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 5 . 8 1 6 5 . 8 1c o s 6 5 . 8 1 c o s 1 42 . 6 6242 . 2 5 2 . 2 5 2 . 6 6 5 . 9 8 5/ 6 5 . 8 1 / 5 . 9 8 5 1 1 . 0 0d m m m m 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 4 1 . 9 0 3d z 由表 10根据 v=s， 7级精度，有图 10，故 2 2 331 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 1 6 ) 0 . 2 3 1 0 6 5 . 8 11 . 4 2H d 由表 10 由表 101 故载荷系数 1 1 . 1 1 . 4 2 1 . 5 6A V H K K K 的分度圆直径 - 10 - 3311 / 6 5 . 8 1 1 . 5 6 / 1 . 6 6 5 . 2 6d K K m m o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 . 6 424m (3)213212 c o sF a S an Y 确定计算参数 1 1 . 1 1 . 3 5 1 . 4 8 5A V H K K K ，从图 1011 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 472 7 8 . 8 2c o s c o s 1 4 由表 101 2 1 22 . 5 9 2 , 2 . 2 4 , 1 . 5 9 6 , 1 . 7 5F a F a S a S Y Y 齿轮的加以比较 1112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 6 4 1 2 3 8 . 8 6F a S a S - 11 - 大齿轮的数值大。 设计计算 52322 1 . 4 8 5 2 . 1 3 6 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 4 1 2 . 0 82 1 1 . 6 5 此取 3nm ，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 11 6 5 . 2 6td d m m 11c o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 1 . 1 13 取 1 21z ，则 21 3 2 1 6 3z u z (4)计算中心距 12() ( 2 1 6 3 ) 3 1 2 9 . 8 62 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m 将中心距圆整为 130按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 1 6 3 ) 3a r c c o s a r c c o s 1 4 1 5 0 2 2 1 3 0nz z 因值改变不多，故 ,等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 11222 1 5 6 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 6 3 5 1 9 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 m m m 计算齿轮宽度 1 1 6 5 6 5db d m m - 12 - 所以取 216 5 ; 7 0B m m B m m。 六轴的设计和计算 轴的材料选用常用的 45钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式为： 3 1， 3 轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的 A 值； 2 轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的 表 15 3=110，20。 1 331112 332223 333331 . 4 7 31 1 0 1 1 . 0 814401 . 0 3 91 2 0 3 3 . 8 14 6 . 4 50 . 9 8 81 1 0 4 3 . 9 61 5 . 4 8 m m m 考虑到 1轴要与电动机联接，初算直径 以初定 4 3545蜗杆轴结构设计 1 轴的初步设计如下图：- 13 - 装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右端只安装轴承和轴承座。 轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（ 68） 则可取（ 46） 的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关， 确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离 L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取 L=（ 13） 上的键槽应靠近轴的端面处。 3轴的初步设计如下图： 装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。 尺寸设计准则同 1轴 - 14 - 2轴的初步设计如下图： 装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖。 尺寸设计准则同 1轴 3 2轴的弯扭合成强度计 算 由 2轴两端直径 d=35机械零件手册得到应该使用的轴承型号为7207C， D=72B=17 a=承的校核将在后面进行）。 (1)轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力： 1112 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 854850t 11 1t a n t a n 2 08 5 4 8 3 2 1 0c o s c o s 1 4 1 5 N 1 1 1t a n 8 5 4 8 t a n 1 4 1 5 2 1 7 1 N 蜗轮对轴的作用力： 2222 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 2 7 5 7 . 3155t - 15 - 22 2t a n t a n 2 02 7 5 7 . 3 1 0 0 8 . 6c o s c o s 5 4 2 3 8 N 2 2 2t a n 1 0 0 8 . 6 t a n 5 4 2 3 8 2 7 5 . 7 N 再由下图求出轴承对轴的作用力 1 1 2 1 0 1 8 9 5 . 3N V a a N F F N 1 1 2 21 1 2 3 1 2 3 2 3 2 20( ) ( ) 0N V t r N t r F L L F L L F L F r 126 2 5 1 . 6 ; 1 2 8 7 . 8N V N F N 1 1 2 21 1 2 3 1 1 1 2 3 2 30( ) ( ) 0N H r t N a r F L L F r F L L F L 121 3 4 7 . 9 ; 1 8 0 0 . 6N H N F N 作出 2轴的力学模型，如下图 再计算出各个作用点处的弯距和扭距 1 1 1 6 2 5 1 . 6 4 9 . 3 / 1 0 0 0 3 0 8 . 2V N L N m 2 1 2 3 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 / 1 0 0 0 5 1 . 9V N L N m 2 2 2 3 2 2 ( 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 2 7 5 . 7 1 5 5 ) / 1 0 0 0 9 4 . 6 3V N V L F r N m 1 1 1 1 1 3 4 7 . 9 4 9 . 3 / 1 0 0 0 6 6 . 5H N L N m 1 2 1 1 1 1 6 6 . 5 ( 2 1 7 1 6 5 ) / 1 0 0 0 2 0 7 . 5 7H H F r N m 2 2 3 1 8 0 0 . 6 4 0 . 3 / 1 0 0 0 7 2 . 6H N L N m 221 1 1 1 1 3 1 5 . 3 M N m 221 2 1 1 2 3 7 1 . 6 M N m 222 1 2 1 2 8 8 . 4 M N m - 16 - 222 2 2 2 2 1 1 9 . 0 M N m 1 1 2 2 8 5 4 8 6 5 2 7 5 7 . 3 1 5 5 1 2 8 . 21000 r F r N m 弯距图和扭距图如下： - 17 - 4 9 . 3 93 4 0 . 31 5 . 7 1 5 . 7F a 1F N V 1F N V 1F V 2 F 2 V 1F N V 2F N V 1F a 1F M 2M N V 1F a 1F 2 2M H 1 2M 12M 22轴的受力分析及弯距、扭距图 - 18 - (2)由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 224 ( ) （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取 抗弯截面系数 33 35650 . 1 0 . 1 2 . 7 5 1 03 2 1 0 0 0 截面上的弯曲应力 1253 7 1 . 6 1 1 . 52 . 7 5 1 0M M P 截面上的扭转切应力 51 2 8 . 2 2 . 3 322 2 . 7 5 1 0 P 轴的弯扭强度条件为 1 查表 15 1 60 以 22 11 1 . 5 4 ( 0 . 3 2 . 3 3 ) 1 1 . 6 P a 符合弯扭强度条件 七滚动轴承的选择计算 1 1轴上的轴承的选择和寿命计算 左端采用双列角接触球轴承，根据轴直径 d=45择角接触球轴承的型号为 7209C，主要参数如下： D=85=19mm;a=本额定静载荷 7.2 本额定动载荷 C =38.5 限转速 700 r / 端采用深沟球轴承，根据轴直径 d =45择深沟球轴承代号为 6209， - 19 - 主要参数如下： D=85=19本额定静载荷 0.5 本额定动载荷 C =31.5 限转速 000 r / 1轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力 2 2 7 5 . 7 N 该轴承所受的径向力约为 211 1 0 0 8 . 6 2 5 2 . 244 N 查表 13e = 1 e 所以 0 ; 1 当量动载荷 1 0 . 6 3 2 5 2 . 2 1 . 2 4 2 7 5 . 7 5 0 0 . 8 F Y F N 深沟球轴承所受的径向力约为 21 1 0 0 8 . 6 5 0 4 . 322 N 当量动载荷 2 5 0 4 N 所以 12，应用 2P 核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数 3 轴承计算寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 8 . 5 1 0 5 . 1 5 1 06 0 6 0 1 4 4 0 5 0 4 . 3 减速器设计寿命 41 5 3 0 0 1 6 7 . 2 1 0 所以 - 20 - 满足寿命要求 2 2轴上轴承的选择计算 (1)选择使用深沟球轴承，根据轴直径 d=35用深沟球轴承的型号为 7207C， 主要参数如下： D=72B=17a=本额定静载 荷 0 本额定动载荷 C =30.5 限转速 1000 r / 2)12 2 2 21 1 12 2 2 22 2 22 2 212 1 8 9 5 . 36 2 5 1 . 6 1 3 4 7 . 9 6 3 9 5 . 31 2 8 7 . 8 1 8 0 0 . 6 2 2 1 3 . 70 . 6 8 1 5 0 5 . 31 8 5 9 . 3 1 5 0 5 . 3 3 3 6 4 . 6a e N V N V N Ha d ra a e F F F F N 查表 131 1 2 2/ 0 . 5 3 ; / 0 . 6 8a r a e F F e 1 2 1 20 . 4 4 ; 1 . 0X X Y Y 所以 121 1 1 5 9 2 2 . 7 F Y F N 轴承计算寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 0 . 5 1 0 4 . 9 1 06 0 6 0 4 6 . 4 5 5 9 2 2 . 7 减速器设计寿命 47 0 所以 满足寿命要求。 (3)- 21 - 查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷 1 6 3 9 5 . 3 N 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数 所以 6 3 9 5 . 3 1 . 0 6 . 4 0 2 0o o k N C k N 满足强度条件 (4)以上所选各轴承的极限转速 m a x 1 4 4 0 / m i nv v r 都成立，所以他们的极限工作 转速一定满足要求。 八、键连接的选择和计算 1键的选择 1轴键槽部分的轴径为 24以选择普通圆头平键 键 8 7 , 8 , 7 , 3 2b m m h m m L m m 3轴左端 键槽部分的轴径为 50以选择普通圆头平键 键 1 4 9 , 1 4 , 9 , 5 0b m m h m m L m m 右端选择与左端相同的键 键 1 4 9 , 1 4 , 9 , 5 0b m m h m m L m m 2轴 键槽部分的轴径为 43以选择普通圆头平键 键 1 2 8 , 1 2 , 8 , 4 5b m m h m m L m m 2键的强度计算 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 - 22 - 32 1 0 k 查表 6材料在轻微冲击下的许用挤压应力为 100120以取 1 2 0P M P a (1)1111 1 19 . 7 70 . 5 3 . 524T N mk h m b m m 所以 31 2 9 . 7 7 1 0 9 . 7 3 . 5 2 4 2 4 a 满足强度条件 (2)2222 2 22 1 3 . 70 . 5 433T N mk h m b m m 所以 32 2 2 1 3 . 7 1 0 7 5 . 3 4 3 3 4 3 a 满足强度条件 (3)313 1 3 13 1 3 1 3 16 0 9 . 40 . 5 4 . 536T N mk h m b m m 所以 331 2 6 0 9 . 4 1 0 1 0 1 . 5 4 . 5 3 6 5 0 P a 满足强度条件 右端 键的强度计算 - 23 - 323 2 3 23 2 3 2 3 26 0 9 . 40 . 5 4 . 536T N mk h m b m m 所以 332 2 6 0 9 . 4 1 0 1 1 5 . 8 4 . 5 3 6 4 2 P a 满足强度条件 九联轴器的选择计算 1计算联轴器的计算转距 T K T 查表 14动机作原动机情况下取 1 . 5 1 2 8 . 2 1 9 2 . 3 m 2型号选择 根据计算转距选择挠性联轴器 主要参数如下： 公称扭距 315 m（满足要求） 许用转速 5 6 0 0 / m （满足要求） 轴孔直径 24d 轴孔长度 52L 十润滑和密封说明 1润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 12 /v m s ，故蜗杆采用浸油润滑， 取浸 油深度 h=12、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用 50 号机械润 滑油。 - 24 - 轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速 v1500r /以选择润滑脂的填入量为轴承 空隙体积的 1/2。 2密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或 水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 十一拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常 工作。当轴直径为 3050，可取游隙为 4070 在安装齿轮或蜗 杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是 由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿 面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通 过蜗轮中间平面。 十二减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘 宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影 响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算 ，但是可以根据经验公式大概 计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度 和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的 。 十三设计小结 设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础 为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得 ，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。 经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会 - 25 - 了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。 十四参考资料 1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社， 2005年。 2机械设计课程设计指导书龚 :桂 义 主编，高等教育出版社， 2005 年。 3.机械零件手册周开勤 主编，高等教育出版社， 2005年。 4机械设计课程设计图册 龚 :桂 义 主编，高等教育出版社， 2004年。