机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器.doc

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1、*课程设计 课程设计名称： 单级蜗杆减速器 学 生 姓 名： * 学 院： * 专业及班级： * 学 号： * 指导教师： * 2011 年 6月2日摘 要 课程设计是大学学习的一个很重要的环节，是一个将理论与实践相结合的一个环节，大学生的动手能力差，对设计比较模糊，课程设计就是一个锻炼大学生的提供的平台。课程设计的基本目的在于综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和加深所学的知识，同时通过实践，增强创新意思和竞争意识，培养分析问题和解决问题的能力。通过课程设计，对绘图以及运用技术标准，规范，设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技能训练。 减速器的设

2、计，已经是一个经典的设计课程，历届的学生，不同的高校的课程设计都是减速器的设计，这无不说明减速器的设计有它独到的地方，一方面是因为减速器在当今的社会中，应用十分的广泛，各行各业的机器中，减速器是必不可少的；另一方面是减速器的设计涉及的只是范围比较广泛，在设计中，能很好的培养学生的动手动脑能力，也为学生在以后的工作生涯中提供了一个良好的开始。目 录一、 减速器的整体设计 . 1二、 电动机的选择 2三、 蜗轮蜗杆的参数计算 . 3（1） 各个轴的运动参数计算 . 3 （2） 蜗轮蜗杆传动参数计算 4四、 减速箱的参数选择及热平衡计算 8（1） 减速箱参数 8（2） 蜗杆传动的热平衡的验算 .10

3、五、 轴的设计以及强度校核 10（1） 蜗轮轴的设计及强度校核 10（2） 蜗杆轴的设计 18六、 轴承的选择和强度校核 23（1） 蜗轮轴承的寿命校核 23（2） 蜗杆轴承的校核 24（3） 润滑剂的选择 25七、键联接和联轴器的选择及校核.25（1）蜗杆轴上键联接和联轴器的选择 25（2）蜗轮轴上联轴器和键联接的选择 26八、减速器附件的选择 27九、心得体会 29参考文献 . 30（一）减速器的整体设计根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机联轴器减速器联轴器带式运输机。(如图左图所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V=0.5 1.5m45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下

4、置式见（如图下图所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。（二）、电动机的选择由于使用三相交流电源，可以选用常见的三相异步电动机。电动机的电压为380v根据要求，取该卷筒直径D=400，运输带的有效拉力为3000牛，运输带速度为1.0m/s，常温下连续工作，有粉尘，电压为380v，

5、由以上数据，由公式P=FV/1000算得传送带的所需功率为 P=5000*1.0/100=3kw卷筒的转动速度n=v/=1000/（）*60=47.7r/min那么涡轮的转速n= n=47.7r/min蜗杆的速度n=n*i=47.7*29=1384.6r/min又因为电动机至传动带的传动总效率=*根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第152页附表1-1可得 双头蜗杆传动效率（油润滑）=0.8，滚动轴承的效率=0.98，联轴器的传动效率=0.99，传动滚筒效率=0.96所以总的传动效率为：=*=0.8*0.98*0.99*0.96=0.708那么需要的电动机

6、输出功率P=P/=3kw/0.708=4.24kw由P=4.24kw，转速n=n=1384.6r/min根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第255页附表9-1可得方案电机型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩1Y132S1-25.5300029002.0N.m2.2N.m2Y132S1-45.5150014402.2N.m2.3N.m3Y132M2-65.510009602.0 N.m2.2 N.m4Y160M2-85.57507202.0 N.m2.0 N.m根据前面的蜗杆转速n=1384.6r/mi

7、n可以知道，方案二最符合要求，此电动机的参数如下表：电机型号额定功率满载转速起动转矩最大转矩Y132S1-45.5kw1440r/min2.2N*m2.3N*m根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第256页可得中心高H外形尺寸（L*（AC/2+AD）*HD）底角安装尺寸（A*B）地脚螺栓孔直径K轴身尺寸（D*E）装键部位尺寸（F*G*D）132475*（275/2+210）*315216*1401238*8010*33*38 （三）、涡轮蜗杆参数的计算(1)各个轴的运动参数计算 蜗杆轴的输入功率P=P*=4.24*0.99=4.19kw 转速n=1440r

8、/min转矩T=9550 P/ n=9550*4.19/1440=27.8N.m蜗轮轴的输入功率P= P*=4.19*0.8*0.98=3.28kw转速n= n/i=1440/29=49.7r/min转矩T=9550* P/ n=9550*3.28/49.7=630.3N*m传动滚筒轴的的输入功率P= P=3.28*0.99*0.98=3.18kw转速n=49.7r/min转矩T=9550 P/ n=9550*3.18/49.7=611.0N*m数据整理：轴类型各级功率（kw）转速（r/min）转矩（N*m）总传动效率蜗杆轴4.19144027.80.708涡轮轴3.2849.7630.3传动

9、滚筒轴3.1849.7611(2)涡轮蜗杆传动参数选择传动类型、精度等级和材料考虑到传动功率不大，转速中等，经济性，可以选用ZA蜗杆传动，8级精度蜗杆选用45钢，又因常温连续工作，所以希望效率要高，耐磨性要好，故蜗杆齿面要求淬火，硬度要在45 55HRC，表面粗糙度R 1.6m。涡轮可以采用铸锡青铜ZCuSn10P1。金属模铸造。为节省贵重材料，仅仅齿圈用铸锡青铜，轮芯用灰铸铁HT100铸造蜗杆涡轮参数计算由传动比i=29,根据参考文献机械设计手册徐灏主编 机械工业出版社第二版第四卷35-203表35.5-5，取Z=2，Z= Z*i=2*29=58按齿面接触疲劳强度进行设计a.确定蜗轮转矩 T

10、=9550* P/ n=630.3N.mb.确定载荷系数 取载荷分布不均系数K=1；根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第253表11-5选取使用系数K=1.15；由于转速不高，冲击不大，可以选取动载荷系数K=1.05，则K= K K K=1.15*1*1.05=1.21C、确定弹性影响系数Z因为选用的是铸锡青铜涡轮和45钢蜗杆相配，故可以知道Z=160MPad、确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a=0.35，那么根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第253页图11-18得Z=2.9e、确定许用应力根据我敢材料为铸锡

11、青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第254页表11-7可查的涡轮的基本许用应力=268MPa，根据所给定的参数，根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第5页可知j=1，L=16*300*4=19200h，那么应力循环次数 N=60j n L=60*1*49.7*19200=5.73*10 寿命系数 K=0.804 则= K*=0.804*268MPa=215.5MPa f、计算中心距a=152.3mm 不妨取蜗杆模数m=5，q=18，变位系数x=0，中心距a=（d+ d+

12、2xm）/2=（90+290）/2=190 那么d=mq=5*18=90，d/a=90/190=0.45，查参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第253页图11-18，得接触系数Z=2.35，因为Z Z，因此以上计算结果可以用。蜗杆、涡轮的的主要参数与尺寸 名 称 代 号计算关系式及结果 中心距aa=（d+ d+2xm）/2=（90+290）/2=190蜗杆头数ZZ=2蜗轮齿数ZZ=58齿形角=20模数mm=5传动比ii=29蜗杆分度圆直径dd=90蜗杆直径系数qq=18蜗杆齿顶圆直径dd= d+2h= d+2hm=90+2*1*5=100蜗杆齿根圆直径dd=d-2(hm

13、 +c)=90-2*1.2*5=78分度圆导程角= arctanZ/q=6.34蜗杆轴向齿厚SS=1/2=7.85蜗杆齿宽bb(11+0.1 Z)m+10=94,不妨取b=150蜗杆齿顶高hh=5蜗轮分度圆直径dd=m Z=290蜗轮喉圆直径dd= d+2h=290+10=300蜗轮齿根圆直径dd= d-2h=290-10=280涡轮齿顶高hh=5蜗轮齿宽BB0.75 d=225不妨取B=200 蜗轮齿根弯曲的强度和蜗轮蜗杆效率的验算计算项目计算内容计算结果蜗轮当量齿数Z=Z/cos=58/ cos6.34=59.08Z=59.08蜗轮齿形系数根据Z=59.08，x=0参考资料机械设计濮良贵、

14、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第255页图11-19Y=2.3螺旋角系数Y=1-/140Y=0.955基本许用弯曲应力根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第256页表11-8知=56MPa=56MPa寿命系数K=0.638K=0.638弯曲许用应力=* K=56*0.638=35.728=35.728MPa因为，所以弯曲强度是满足要求的 效率验算分度圆导程角= arctanZ/q=6.34=6.34相对滑动速度V=V=6.797m/s当量摩擦角根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第264页表11-18得=0.0198=0.0198桑辆摩擦

15、系数根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第264页表11-18得f=1.1657f=1.1657效率=（0.950.96）=0.9380.948大于原来估计的值0.8，所以满足要求精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度等级中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f，GB/T10089-1988. 然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。四 减速箱的参数选择及热平衡计算（1）减速箱参数根据根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第32页

16、表5-1可以得到（单位：mm）名称符号蜗杆减速器减速器箱体尺寸基座壁厚0.04a+3=10.68机盖壁厚蜗杆在下=0.85=0.85*10.6=9.018机座凸缘厚度bb=1.5=1.5*9.01=13.515机盖凸缘厚度bb=1.5=1.5*9.01=13.515机座底凸缘厚度bb=2.5=2.5*9.01=22.525地脚螺钉直径dd=0.036a+12=0.036*190+12=18.84地脚螺钉数目nn=4轴承旁连接螺栓直径dd=0.75 d=0.75*18.84=14.13机盖与机座联接螺栓直径dd=0.6 d=11.304联接螺栓d的间距LL=150200，不妨取200轴承端盖螺钉

17、直径dd=0.5d =0.5*18.84=9.42窥视孔盖螺钉直径dd=0.4d=0.4*18.84=7.536定位销直径dd=0.8d=0.8*11.304=9.04d、d、d至外机壁距离C见下表5-2d 、d至凸缘边缘距离C见下表5-2轴承旁凸台半径RC凸台高度h根据低速级轴承外径决定外机壁至轴承座断面距离L L= C+ C+（812）蜗轮外圆与内机壁距离1.2=12.72，不妨取13蜗轮轮毂端面与内机壁距离=10.6，不妨取11机盖、机座肋厚m、mm0.85=7.66，m0.85=9.01轴承端盖外径DD=1.25D+10 D为轴承外径轴承端盖凸缘厚度t（11.2）d轴承旁联接螺栓距离s

18、一般取s D表5-2螺栓直径M8M10M12M14M16M18M20M22M24M30C14161820222426303440C12141618202224262835沉头座直径18222630333640434861（2）蜗杆传动的热平衡的验算a、由前面计算可得 蜗杆传动效率蜗=0.8 蜗杆传动功率P=4.19kw摩擦损耗功率转化成的热量 1=1000P(1-)=10004.19(1-0.0.8) W=838Wb、根据蜗轮蜗杆直径来估算散热面积 由于齿轮中心距离箱底内壁Hd /2+（2050）mm=170200mm，不妨取H=200，那么可以估算散热面积S8*10*200=1.69mc、验

19、算 取周围空气温度ta=20 ,箱体散热系数 =12W/（m*C）按热平衡条件 =，可以求的在既定工作条件下的油温为：代入数据可以得到 t=t+ =20+41.32=61.32可得=61.3280那么可见箱体满足热平衡（五）蜗轮、蜗杆轴的设计以及强度校核（1）蜗轮轴的设计确定蜗轮轴的各段跨度初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理查参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第370页表15-3，取A=112于是得 d= A=112*=45.26蜗轮的最小直径，输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联

20、轴器的计算转矩T=KT参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第351页表14-1，考虑到转矩变化很小，故可以取K=1.3那么T=KT=1.3*630.3N*m=819.39N*m按照计算转矩T应该小于联轴器的公称转矩的条件，根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第246页附表8-3可知，可以选用凸缘联轴器GY7，其公称转矩为900N*m，联轴器的孔径d=50mm，故涡轮轴的最小直径d=50mm，联轴器的长度L=112mm，S=8mm，D=160mm，D=100mm，b=40mm，b=56mm，转动惯量I=0.015kg*m初步确定蜗轮轴的

21、跨度如上图，已经知道L=112mm，D=d=50mm，D= D+（510）=5560，不妨取D=55mm又因为端盖厚度为m=7.66mm，端盖凸缘厚度为t=11.304mm，那么L=m+t+（0.150.25）D=26.6832.18，不妨取L=30mm有因为D=5760，所以不妨取D=60mm，。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承那么，根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第223页附表6-6可以选择圆锥滚子轴承32912X2，轴承外径D=85mm，d=71.4mm，轴承宽度B=16mm那么可以取L=20mm根据d=71.

22、4，可以取D=65mm，由于L没有特别的要求，不妨取L=20mm由于D=D+（510）=7075，不妨取D=70mm，根据蜗轮宽度可以知道L=200mm取D=D=65mm，L=20mmL= L=20mm，D=D=60mm对蜗轮轴进行强度计算F=2T/d=630300*2/290=4346.9NF= F/（cos*cos）=5240.8NF=F*tan=4346.9*tan6.34=482.97N受力分析图X-Y平面受力分析M= F（L/2+L+L+L+L/2）/2/2=4346.9*130/2=282548.5N*mm水平面弯矩249190.45 X-Z平面受力图：那么M=FD/2=482.9

23、7*290/2=70030.65N*mmF=（M-F*130）/260=2351.1N F =2889.7NM =F*130=-305643N*mmM=F*130=375661N*mm垂直面弯矩 因为合成弯矩那么M=416234.67N*mm同理 M=470058.34N*mm扭矩T=F*D/2=4346.9*290/2=630300.5N*mm 当量弯矩T/Nmm蜗轮轴的强度计算第三强度理论为为了考虑不同环境的影响，引入折合系数，由于蜗轮轴基本平稳，没有较大的冲击，所以可以取=0.3则计算应力为：对于直径为D的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力： 从而可得：因为轴的材料为45号钢，调质处理，根据参

24、考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第362页表15-1，可以查得许用弯曲应力 =60Mpa因此有：式中：轴的计算应力，MPa; M轴所受的弯矩，Nmm; T轴所受的扭矩，Nmm; W轴的抗弯曲截面系数，对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 查表得圆轴W的计算式为：联立以上两式可得：代入数值可得d31.96mm,由于要开键槽，因此需要将直径增大4%，从而d33.24mm而前面所选取的D=70满足要求蜗轮轴的强度校核a、截面A、B、C、D只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕决定的，所以截面A、B

25、、C、D无需校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面F、G应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面D应力最大，但是应力集中不大，而且此处的轴直径最大，所以不需要进行强度校核，截面G、H也不用进行校核，由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需要校核截面F左右两侧即可b、截面F左侧抗弯截面系数W=0.1 D=0.1*65=27463mm抗扭截面系数W=0.2 D=54925 mm截面F左侧的弯矩M为M=416234.67.34*=69372.45N*mm截面F上的扭矩T=630300.5N*mm截面上的弯曲应力=M/W=69372.45/27463=2.53MPa截面上的扭转切应力=T

26、/W=630300.5/54925=11.48MPa轴的材料为45钢，调质处理，可以查得=640MPa，=275MPa =155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数可以由参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第40页附表3-2查得因为r/d=0.031,D/D=1.08,可以得到=2.0，=1.31由附图3-1可以得到轴的材料的敏感系数 q=0.82，q=0.85，故有应力集中系数k=1+ q（-1）=1.82 k=1+ q（-1）=1.26那么由附图3-2的尺寸系数=0.67由附图3-3的扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工，由附图3-4得到表面质量系数=0.92轴

27、未经表面强化处理，即=1那么可以计算得K= k/+1/-1=2.80 K= k/+1/-1=1.62可以查得碳钢的特性系数 =0.10.2 取=0.1 =0.050.1，取=0.05计算安全系数 S=/（K+）=38.82 S=/（K+）=16.17 S=14.93S=1.5 所以是安全的c、截面F右侧弯曲截面系数 W=0.1*D=34300mm抗扭截面系数W0.2D=68600 mm弯矩M及弯曲应力为M=470058.34*=783430.6N*mm =M/W=783430.6/34300=2.2MPa 扭矩T几扭转切应力为T=630300.5N*mm =T/W=630300.5/68600

28、=9.19MPa过盈配合处，由附表3-8可以求出，取=0.8，于是可以得 =3.16 =0.8*3.16=2.53轴按磨削加工，由附图3-4得到表面质量系数为 =0.92 故得到综合系数 K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62所以轴在截面F右侧的安全系数为 S=/（K+）=38.46 S=/（K+）=12.63 S=12.0S=1.5 所以轴在截面F右侧也是安全的（2）蜗杆轴的设计确定轴的各段跨度初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理查参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第370页表15-3，取A=112于是得 d= A=112*=1

29、5.99蜗轮的最小直径，输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T=KT参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第351页表14-1，考虑到转矩变化很小，故可以取K=1.3那么T=KT=1.3*27.8N*m=36.14N*m按照计算转矩T应该小于联轴器的公称转矩的条件，由于电动机的轴直径为38mm根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第246页附表8-3可知，可以选用凸缘联轴器GYS5，其公称转矩为900N*m，联轴器的孔径d=38mm，故涡轮轴的最小直径d

30、=38mm，联轴器的长度L=112mm，S=8mm，D=90mm，D=80mm，b=40mm，b=56mm，转动惯量I=0.015kg*m那么L=L=112mm，D=d=38mm，可以取D=40mm，那么L=m+t+（0.150.25）D=24.4228.42，不妨取L=25mm因为D= D+（25）=4245，不妨取D=45mm因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主编 中国矿业大学出版社第215页附表6-5可以选择角接触球轴承7009AC，轴承外径D=75mm，d=54.2mm，轴承宽度B=16mm，可以L=

31、12mm，那么可以选取 D=50mm，又因为L=（L/2+L+L+L+L/2）=(0.91.1)d=270330，那么不妨取L=300mm，又因为L=b=100，L= L=12，那么L=L=94mm，D=100mm蜗杆轴的强度计算F=2T/d=2*27800/90=617.78NF=F*tan/sin=2036.2NF= Fcot=5560.19N轴的受力分析图 X-Y平面受力分析M=F*L/2=617.78*150=92667N*mm X-Z平面受力图：其中Ma=Fd/2=5560.19*90/2=250208.55N*mm那么F=（M+F*150）/300=1852.13N， F=300N

32、 M = F*150=277819.5N*mmM=- F150=-45000N*mm垂直面弯矩 由于合成弯矩那么M=292866.6N*mm M=92776.2N*mm当量弯矩T/NmmT=F*D/2=617.78*100/2=30889N*mm 蜗杆轴的强度校核第三强度理论为为了考虑不同环境的影响，引入折合系数，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：轴的计算应力，MPa; M轴所受的弯矩，Nmm; T轴所受的扭矩，Nmm; W轴的抗弯曲截面系数，

33、对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa 查表得圆轴W的计算式为：联立以上两式可得：代入数值可得d25mm,前面取的蜗轮轴为100mm，满足要求。（六）轴承的选择和强度校核 根据上面的轴的计算中，已经选择了蜗轮轴的轴承为圆锥滚子轴承32912X2，轴承外径D=85mm，轴承宽度B=16mm，蜗杆轴承为角接触球轴承7005AC，轴承外径D=47mm，d=31.9mm，轴承宽度B=12mm涡轮轴承的寿命校核由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=5240.8N，Fa=482.97N，轴承工作转速n=49.7r/min，轴承的预期寿命为L=5000h，根据参考文献机械设计课程设计任济生、唐道武、马克新主

34、编 中国矿业大学出版社第223页附表6-6，可以查到基本额定动载荷Cr=34.5kN ,基本额定静载荷C=56.5 kN。 因为Fa/Fr=482.97/5240.8=0.092e=0.38（参考资料机械设计手册机械工业出版社徐灏主编 第二版第4卷39-82），根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第321页表13-5，那么可以知道X=1，Y=0pr=XFrYFa=0.351263.30.5710180.92N6245.3N 由于是载荷不大，且传动比较平稳取载荷系数fp=1= fp（XFrYFa）=11*5240.8=5240.8验算轴承的使用寿命：式中：指数，对于滚子

35、轴承为10/3；代入数值有L=6188.1h5000h所以圆锥滚子轴承32912X2满足要求蜗杆轴承的校核蜗杆轴承姑且选择为角接触球轴承7009AC，轴承外径D=75mm，d=54.2mm，轴承宽度B=16mm，基本额定动载荷Cr=25.8kN ,基本额定静载荷C=19.5 kN。 由前面的计算知道F= 2036.2N F=5560.19N由于因为Fa/Fr=5560.19/2036.2=2.73e=0.68（根据参考资料机械设计濮良贵、纪明刚主编 高等教育出版社 第八版第321页表13-5可查得），那么可以知道X=0.35，Y=0.57由于传动比较平稳，取载荷系数fp=1代入数值：可以得到=

36、 fp（XFrYFa）=1*（0.35*2036.2+0.57*5560.19）=3081.98验算轴承的使用寿命： 式中指数，对于角接触球轴承为3代入数值可以得到L=6789.78h5000h满足要求润滑a、蜗杆的润滑 参考资料，可以查得，蜗轮的采用油池润滑，又因为蜗杆的受载不大，所以可以选择L-CKE作为润滑剂b、滚动轴承的润滑 下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑 （七）、键联接和联轴器的选择以及校核蜗杆轴上键联接和联轴器的选择由前计算结果知:蜗杆轴的工作转距T=27.8Nm,工作转速n=1440r/min。 联轴器的

37、选择 ：根据前面轴孔直径选择GYS5载荷计算 差机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca：Tca=KAT=1.527.8 Nm =41.7 Nm 校核许用转距和许用转速 许用转距T=400Nm 许用转速n=8000r/min。 因 TcaT,nn,故联轴器满足要求。 键联接选择 选择键联接的类型和尺寸 选择C型普通平键。 按资料所显示，初选键108 GB 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，L=80 mm。 校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120150MPa，取=145MPa。键的工作长度l=L-0.5b=80-0.510m

38、m=75mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。从而：=2*27.8*10/（4*75*38）=4.88MPa145 MPa故选用键合适。 蜗轮轴上联轴器和键联接的选择 由前计算结果知:蜗轮轴的工作转距T=630.3Nm,工作转速n=49.7r/min。联轴器的选择 类型选择 根据要求，选用凸缘联轴器GY7。 载荷计算 差机械设计手册可得工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5630.3Nm =945.45Nm 型号选择 选用GYS。由于与转同相连的轴的直径可以任意定，因此选择=50mm 校核许用转距和许用转速 凸缘联轴器GY7，查表许用转距T=

39、 1600Nm，许用转速n=680r/min。 因此TcaT,nn,故联轴器满足要求。.选择键联接的类型和尺寸 i蜗轮连接处键槽选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=70mm。 按机械设计手册，初选键2070 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。 校核键联接强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=100120MPa，取=110MPa。键的工作长度l=L-b=70-20mm=50mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.512mm=6mm。从而：=2*630.3*1000/（6*50*70）=60.02110 MPa 故选用键合适。 卷筒连接处键槽选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=70mm。 按机械设计手册，初选键1670 GB/T 1096-79，b=16mm，h=10mm，L=70mm。 校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120150MPa，取=140MPa。键的工作长度l=L-b=70-16mm=54mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.510mm=5mm。从而=611*2*1000/（5*54*50）=90.5MPa140MPa故选用键合适。 （八）、减速器附件的选择以下附件图片、数据参照参考文献