蜗轮蜗杆减速器设计说明书.doc

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1、咳热言艳挡虫么名侮汞钠酿檬炙到泄埋坦晃殊欲睫革扩妈戊格数予掌桥娘款惠梅嘶丛赫豺赊彬琢拧操告狙殴聪列慌畦堑澄诉仟裕岛惧刊幻吾羚盈宛陵凑歉椿宏沪寂蔼欣亢阅郴个闰拣进惋胳琢留定论佣才死赵翁咋孙洁煞秩谅嘉洞此有错酝例曳俘躁痘盈疮拌瑚搐芬灾竿肝使经档烂信昌倪筏恰滁镰共唆霍布颁紊钓甄磅瓦镇耶叛襟壮糠惭鞍凉杂灰纠抚呕达撞归纺颊娟懦检揭扣予艰撞厩糜仗爪苇覆缀价阳援砖钢邹琐柯亩弗筷与婶衔帘钳农缓陨绎负拂欧唯饲叁柱佑挺孩较胜纂顿全俩灸循躯古淬校曝坟风篷娥勉券这嘲轮忠荣磋珠畜虞塑闷手礼秦杂迎纳痹机狗菠肿檬翔苯震包擞毖乌茁醛帖挂凸第 3 页 共 22 页目录一、电动机的选择3二、传动比分配4三、计算传动装置的运动和动

2、力参数4四、传动零件的设计计算蛆浪鞘哩滁岔袍扦丛蜗拈杠灌馏已泛瓣挞林糠锄陵挪瑶泥厌细挽烷铬罢钢坞翔又窃堆恐角厂焉境市瞄摈秽拘赣腕扮咖厨辰殴驯驴水弊发庸饥厅击忿获烟坷赎绞疵侄镇满状螺句卒聊精莎呆筑健月潞规砸户仇帕整忿墨幂咏蓝喧酣壶攀臂伪磊兴旅恍羌府司枚呕掳癣怔捍携绩季涪刽迹费镑裳瞳窥良早敦脚蜀饭骗沸遵锗操障代跌咳赴旭蹋墩钝笋甘痒拄同棚朵语救食燎案散零蜡饺涂壮课时肮犯幽砖煮舒喳泛邀项酶伦汐仇提馏瓮繁歌竞傲驮泌拈典旧祟髓腺藐划炕陵稚牺波纫挟镊嘲强獭饥幅鲜扣蛔罪痔翠扫篆驶寻罢后木符撩智洽世壬希砒伐忻难颊兢罚盏沸袋竣临免帝肋亩渺醛看伯相审傍怪呈东蜗轮蜗杆减速器设计说明书筋梢米奴辊尺爆排里腰聋蜂局钦轮劈那

3、舆订褥竖怎泣阳匡豆缺拭慎恩坐舌粳钝贵咕福枷不灯外盾篮纠鸵胺这朽挤潘汛市瑞弊冶济翔方小憨晤逾隐坑篙讽歪埔边闭闺轮高掳男壹炙恕晋售滦镜滋醛愤寒奏饮骄贸诺便硝壹子法扒虫拦清泵逐逛几清盛绿撤棉哩煽窜鲁抵全农惕栋翰搂琴坦员日拣洪研充豪茎擎晌分讳槛谆访膜瑞图亲洪议旱噬喻腥蔑值部郁蛊饮翘哎慈权隆民扇绩斌抱瞄舆财掀棱今贼缝港酵煎治精禽办衙娟渺抢肘纱髓受真秆胰普舞信见协抠饮铆琅阁售血背绣娥佬丈许板撞薄有效糟淀斤件硒踢誊曝消挑松掂脆愧演涂稽猾敲呢辐属趁奥墒给嚣客铺剔兰东菲挎剿灼卢绥喂擎师壳漓爬目录一、电动机的选择3二、传动比分配4三、计算传动装置的运动和动力参数4四、传动零件的设计计算4五、轴的设计计算6六、蜗杆

4、轴的设计计算17七、键联接的选择及校核计算18八、减速器箱体结构尺寸确定19九、润滑油选择：21十、滚动轴承的选择及计算21十一、联轴器的选择22十二、设计小结22设计计算及说明结果一 .电动机的选择1、 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型（IP44）系列三相异步电动机。2、 电动机容量（1）工作机所需功率8x0.9=7.2kw（2）电动机的输出功率传动装置的总效率式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表2-4查得：单头蜗杆；球轴承（三对）；联轴器（两个）；7级精度齿轮传动 则故7.2/0.71=10.14kw3、 电动机的转速

5、（1）工作机主轴转速42.997.2kw10.95kwnw=42.99根据表16-1方案型号额定功率同步转速满载转速质量1Y132M2-65.51000960842Y132S-45.51500144068有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案1，选定电动机的型号为Y132M2-6，二传动比分配蜗杆传动= = =114.55=35取=30所以=3.82三计算传动装置的运动和动力参数1）各轴传速 2） 各轴输入功率 3）各轴输入转矩T（N）Tn =9550 p/ niT1=95503.96/960=39.393 NmT2=95502.

6、9106/32=868.63 NmT3=95502.824/32=842.79 NmT4=95502.63/8.38=2985.7995 Nm 将以上算得的运动及动力参数列表如下：轴号功率P/kw转矩T/()转速n/电动机轴42960轴3.9639.4960轴2.824868.6332轴2.9106842.7932工作轴2.6329854.79958.38四、传动零件的设计计算 蜗轮蜗杆1、选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)2、选择材料 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

7、为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造3、按齿面接触疲劳强度进行设计1).在蜗轮上的转矩，即T2 ，按Z=1，估取效率=0.75，则T2=868630确定作用在蜗轮上的转矩，即T2 ，按Z=1，估取效率=0.75，则T2=868630确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数KB=1，由书上(机械设计)表11-5，选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲不大，可取载荷KV=1.05。则 K=KAKBKV=1.1511.051.21 确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故ZE=160mpa1/2确定接触系数Zp 先假设蜗杆分度圆直径

8、d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-8得Zp=2.9确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度45HRC，据表11-7查得蜗轮的基本许用应力H=268mpa应力循环次数 N=60132(10250280.15)=11520000KHN=(107/11520000)1/8=0.9825寿命系数 H= KHNH=0.9825268mpa=262.8mpa计算中心距 根据公式：aKT2(ZE ZP /H)21/3 a1.21868630(1602.9/262.8)21/3=148.53 据实际数据验算，取中心距a=160 ,i=30，故从表11-

9、2中取模数m=8 mm，分度圆直径d1=80mm，这时，d1/a=0.44、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆轴向齿距pa=25.133 mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96 mm;齿根圆直径df1=60.8，分度圆导程角=；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664 mm 蜗轮Z2=31，变为系数 X2= -0.5验算传动比i=31，传动比误差为(31-30)/30=3.3%，是允许的蜗轮分度圆直径：d2=m Z2=831=248 mm蜗轮喉圆直径：da2= d2+ 2ha2=248+28(1-0.5)=256 mm蜗轮齿根圆直径：df2= d2- 2hf2=248-281.7=220.8

10、 mm蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32 mm5、校核齿根弯曲疲劳强度f=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YBf当量齿数 Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47根据X2= -0.5，Zv2=31.47，查得齿形系数Yfa2=3.34即，螺旋角系数YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592许用弯曲应力f= fKFN从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力f=56 mpa寿命系数KFN=(106/11520000)1/9=0.762f=560.762=42.672 mpaf=(1.53

11、1.21868630/802488) 3.360.9592=32.6534 mpaf f，符合要求6、验算效率=(0.950.96) tan/tan(+)=5.71。；v=arctan fv；fv与相对滑速度Vs有关Vs=d1n1/601000 cos=80960/601000 cos5.71。=4.784 m/s从表11-8中用插值法查得fv=0.022432，v=1.285，代入式中得=0.770.75，大于原估计值，因式不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度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8级精度，侧隙种类为f

12、，标注为8f GB/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差项目以及表面粗糙度。 齿轮1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS初选齿数：小齿轮Z1=29，大齿轮Z2=3.7729=109.33=1102、按齿面接触强度设计d1t2.32(KT/d)(1/) (ZE/H)21/3确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3 计算小齿轮转矩，由先前算得T3=84

13、2790Nmm 由表10-7选齿宽系数d=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8 mpa1/2 由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 mpa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=550 mpa 计算应力循环次数N1=6032(10250160.15)=11520000；N2=11520000/3.77=3.056106 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1.29; KHN1=1.06 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，H1= KHN1lim1/S=1.29600 mpa=774 mpaH2= KHN2lim2/S=1.065

14、50 mpa=583 mpa计算 计算小齿轮分度圆直径d1t，H中较小的值H2，d1t2.32(KT/d)(1/) (ZE/H)21/3=2.32(1.3842790/1)(3.771/3.77) (189.8/583)21/3=122.42 mm 计算圆周速度V。，V=d1tn1/601000=0.21m/s 计算齿宽 b=dd1t=1122.42=122.42mm 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt= d1t/Z1=1.2122.42/29=5.064，mt=6，h=2.256=13.5，b/h=122.42/13.54=9.068 计算载荷系数，根据V=0.21 m/s，7级精度，Kv

15、=1.02，直齿轮KH=KF=1，由表10-2查得使用系数KA=1.25，由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.437。由b/h=9.068，KH=1.437，K=KA KvKHKH=1.251.0211.437=1.832 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= d1t(K/ Kt)1/3= 122.42(1.832/ 1.3)1/3=137.25mm 计算模数m，m=1.2 d1/Z1=1.237.25/29=5.679，取m=63、按齿根弯曲强度设计由m(2KT1/dZ12)(YFaYSa/F)1/3确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮

16、弯曲疲劳强度极限FE1=500 mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=380 mpa。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.98，KFN2=1.07 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式F1= KFN1FE1/S=0.98500/1.4=350 mpa，F2= KFN2FE2S=1.07380/1.4=290.43 mpa 计算载荷系数K，K=KA KvKFKF=1.251.0211.352=1.724 查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=2.53；YFa2=2.172； 查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.62；YSa2=1.798 计算大小齿数Y

17、Fa1 YSa1/F1=2.531.62/350=0.01171，YFa2 YSa2/F2=2.1721.798/290.43=0.01345，大齿轮的数值大设计计算m1.2(21.724842790/1292)0.013451/3=4.31，m取5，小齿轮数Z1=d1/m=137.25/528，大齿轮齿数Z2=3.7728=105.56；不能有公约数，要求互质，取1074、几何尺寸计算计算分度圆直径 d1=Z1m=285=140 mmd2=Z2m=1075=535 mm计算中心距 a=(d1+d2)/2=337.5 mm计算齿轮宽度 b=d d1=1140=140 mm取B2=140 mm，

18、B1=145 mm=114.55=30 =3.82=8.38r/min=2.9106kw2.824kwT1=39.393NmT2=868.63 NmT3=842.79 NmT4=2985.7995 Nm蜗杆：45钢蜗轮：ZCuSn10P1T2=868630NmmKV=1.05。则 K=KAKBKV=1.1511.051.21ZE=160mpa1/2H=268mpaN=11520000KHN=0.9825H= 262.8mpaa=160 ,i=30m=8 mm，d1=80mmd2=248 mmda2=256 mmdf2=220.8 mmrg2=32 mmZv2=31.47Yfa2=3.34YB=

19、0.9592f=56 mpaKFN=0.762f=42.672 mpaf=32.6534 mpa符合要求=5.71。；Vs=4.784 m/s小齿轮Cr(调质)硬度: 280HBS大齿轮: 45钢硬度: 240HBS小齿轮Z1=29,齿轮Z2=110T3=842790Nmmd=1Hlim1=600 mpaHlim2=550 mpaN1=11520000N2=3.056106KHN1=1.29; KHN1=1.06H1=774 mpaH2=583 mpad1t122.42 mmV=0.21m/sb=122.42mmmt=6b/h=9.068Kv=1.02, KA=1.25KH=1.437K=1.

20、832d1=137.25mmm=6FE1=500 mpaFE2=380 mpaKFN1=0.98,FN2=1.07F1=350 mpaF2=290.43 mpaK=1.724大齿轮的数值大m=5Z2=107d1=140 mmd2=535 mma=337.5 mmb=140 mmB2=140 mm，B1=145 mm 五、轴的设计计算1轴径初算和联轴器选择根据公式 dC(P2/n2)1/3=112(2.911/32) 1/3=50.37这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。根据公称转矩x1.7的工况系数接近2000，故选择HL5。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为63 mm，轴长取140。根

21、据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63 mm，故取第二段轴径为65 mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为 70 mm。第四段要求直径扩大610，又需要安装键槽，故再需乘上系数1.05，取直径为80 mm，满足条件。因为轴肩需比前一段轴径610，又需大于79，故取为90 mm 。理由同，取得70 mm。 确定各段轴长由上述“”得第一段轴长为140 mm因为实际安装时轴承需推进3 mm润滑间隙，所以轴肩宽度取为8 mm。（即上述的“”这段轴肩宽度）根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为116，以及蜗轮端面距离内壁距离为（116-72）/2=22。以及蜗轮轮毂长度为96。让整体布

22、局成为对称分布。但需要注意的是：我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。因第三段上圆锥滚子轴承T为26.25 mm，故轴长取为47.5 mm，满足要求。上述“”这段轴长也需安装轴承，要求大于26.25(第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度)，故取为39 mm。最后确定第二段的轴长，因上面需安装端盖，故等确定了减速器箱体结构尺寸后方可推算而得，暂且搁置。先行计算箱体结构。确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和倒角。 轴的校核计算 1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2， 2、求作用在齿轮上的力 齿轮分度圆的直径为 圆周力： 径向力： 2、求轴上的载荷水平： 有垂

23、直：有：水平弯矩：垂直弯矩：总弯矩： 根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表载 荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩 扭矩TT2=868630Nmm6) 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式15-5及上表中的数值,并取=0.59，轴的计算应力=M2+(T)21/2/W=10.191 mpa前面以选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得.-1，故安全.7) 精确校核轴的疲劳强度 (1) 危险截面的左侧抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1703=34300 mm3抗

24、扭截面系数 W2=0.2d3=0.2703=68600 mm3截面左侧的弯矩M为M=25670.4791(69.1-47.5)/69.1=80264 Nmm截面上的扭矩T2为 T2=868630Nmm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 =T2/W2=12.66轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按表3-2查取.因r/d=0.0285，D/d=1.142，经插值后可查得，又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式(附3-4)为k=1+q(-1)=1.993k=1+q(-1)=1.67由附图3-2得尺寸系数 =0.66由附图3-3得

25、扭转尺寸系数 =0.8轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为K= k/+1/-1=3.1067K= k/+1/-1=2.174又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数于是,计算安全系数S=-1/( K+m)=37.9S=-1/( K+m)=14.07 Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.191.5故可知其安全.(3) 截面右侧抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1803=51200 mm3抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2803=102400 mm3截面右侧的弯矩M为M=256770.479(69.1-47.5

26、)/69.1=80264 Nmm截面上的扭矩T2为 T2=868630Nmm截面上的弯曲应力 =M/W=1.5676截面上的扭转切应力 =T2/W2=8.483过盈配合处的 值,由附表3-8用插入法求出,并取,于是得 轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为于是,计算安全系数 Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.2841.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。六、蜗杆轴的设计计算根据公式 dC(P1/n1)1/3=112(3.96/960) 1/3=17.96m

27、m T2=39.4NM这根是高速轴，所以选择TL型弹性套柱销联轴器。因为蜗杆分度圆直径为80，齿根圆为60.8，按每个台阶差高度为3-5mm估算，第一段轴径初选40mm。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为62 mm，轴长为112 mm，实际情况轴长要略短一些，所以实际取110mm。根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径40 mm，故取第二段轴径为50 mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，根据设计手册，蜗杆轴一般用03系列的，所以由轴承标准件取得内径为 60 mm。第四段是轴肩，要求直径放大610，取直径为70 mm，满足条件。第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。 已知齿根圆为60.8mm，

28、两旁轴径则比其缩小少许，故取整60mm。第六段为蜗杆齿，蜗杆齿顶圆96mm,分度圆80mm，齿根圆60.8mm。第八段同（5），取70mm。第九段为轴承同，取60mm。 确定蜗杆轴各段轴长由上述“”得第一段轴长为110 mm第六段蜗杆齿长度为公式a) 变位系数 x2= -0.5b) 取（11+0.06z2 ）m 与(10.5+z1 )m 较大值，得103mm。c) 箱体主视图内壁距离为256+22=278mm,轴承座外端面距离外箱壁6毫米，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，故取外端面距离内伸最深处55mm，预留3毫米的油润滑间隙，则涡轮齿两侧到各段轴承各

29、有54mm空间。两轴肩各取10mm常用值，各加溅油盘10mm，尺寸正好吻合。所以，蜗轮杆两侧距离两轴肩34mm，两轴肩外侧各加33.5mm宽的轴承和10mm溅油盘，圆整后得44mm。 第二段为伸出端盖，圆整后为40mm。轴端倒角皆为，参考书上表15-2，各轴肩处的圆角半径和倒角。总轴长429mm。七、键联接的选择及校核计算低速轴上的键联接： 1) 联接轴与联轴器的键 (1) 键的类型和尺寸 单圆头普通平键(A型) 键的基本尺寸为 b.hL=1811125 配合轴的直径为 d=63 mm (2) 校核键联接的强度 键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力为 取其平均值 键的工作长度

30、l=L-b/2=125-9=116 mm 键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.510=5 mm 由式6-1得p=2T2103/kld=2868630/511663=47.54 Mpap可见键的强度合格. 2) 联接轴与齿轮的键 (1) 键的类型和尺寸 圆头普通平键(A型) 键的基本尺寸为 . b.hL=221480 配合轴的直径为 d=80 mm (2) 校核键联接的强度 键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6-2查得许用挤压应力为 取其平均值 键的工作长度 l=L-b/2=80-11=69 mm 键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.514=7 mm 由式6-1得p=2T2103/kld=286

31、8630/76980=44.96 Mpap可见键的强度合格八、减速器箱体结构尺寸确定（根据机械课程设计书P22表4-1） 箱座壁厚 根据公式0.04a+38，a=160 mm(前面蜗杆中心距) ，故圆整取为11 mm。 箱盖壁厚1 根据蜗杆在下：=0.858，取为10mm。 箱座凸缘厚度b 根据1.5，即为16.5 mm。 箱盖凸缘厚度b1 根据1.51，圆整取为15 mm。 箱座底凸缘厚度b21 根据2.51，即为27.5 mm。 地脚螺栓直径df 根据df=0.036a+12，圆整取为18 mm。但此为第二系列，故我们选用20mm 地脚螺栓数目n=4 轴承旁连接螺栓直径d1 根据d1=0.

32、75 df=0.7518=13.5，圆整取为14 mm。派生16mm 箱盖与箱座连接螺栓直径d2 根据d2=(0.50.6) df，取为9 mm。派生10mm 轴承端盖螺钉直径d3 根据d3=(0.40.5) df，取为8 mm。 视孔盖螺钉直径d4 根据d4=(0.30.4) df，取为8 mm。 定位销直径d 根据d=(0.30.4) d2，取为8 mm。 轴承旁凸台半径R1 由R1 =c2，得出R1 =22 mm。 外箱壁至轴承座端面距离l1 l1= c1+ c2+58，即取为47 mm。 大齿轮顶圆与内机壁距离1，取为11 mm。 齿轮端面与内机壁距离2，取为11 mm。 箱盖、箱座肋

33、厚m1、m m10.851、m10.851，故m1取为8.5 mm，m2取为9.35 mm。其他：轴承端盖外径D2 凸缘式端盖：D2=D+55.5d3，故取为160 mm；嵌入式端盖：D2=1.25D+10，D为轴承外径，取为120 mm。 轴承旁联接螺栓距离s，sD2=160 mm。九、润滑油选择：蜗杆减速器按照滑动速度选择。故选用蜗轮蜗杆油680号十、滚动轴承的选择及计算低速轴滚动轴承： 1、求两轴承受到的径向载荷 1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2P2=2.9106 kw，T2=868630Nmm2、求作用在齿轮上的力 齿轮分度圆的直径为 d2= 248 mm 圆周力：Ft=2

34、T2/d2=7005.1N 径向力：Fr= Ft tan/cos=2562.35N轴向力：Fa= Ft tan=700.8N (2) 求两轴承的计算轴向力 对于30214型轴承,由手册查得Cr=132kN，e=0.42，Y=1.4按表13-7,轴承派生轴向力,其中,e为表13-5中的判断系数，其值由 的大小来决定，但现轴承轴向力 未知，取e=0.42.Fr1=3715.6N Fr2=3743N Fd1=Fr1/2Y=3715.6/(21.4)=1327N Fd2=Fr2/2Y=3743/(21.4)=1336.79N ，轴承2放松，轴承1压紧 Fa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.5

35、48e X2=1 Y2=0 因为中等冲击，所以 fp=1.5 P1P2 转换成年数，可用5年，故5年检修便更换一套轴承十一、联轴器的选择由轴的设计计算可知蜗杆轴选用TL4型弹性套柱销联轴器，低速轴依然选用HL5型弹性柱销联轴器（选择过程详见轴的设计计算）。十二、设计小结 本次课程设计的尾声终于临近。堪称比考试还要艰难的十几天，体力透支是毋庸置疑的。每天就在数学的计算，力学的校核，以及空间的统筹中转悠。不止一次在雨天撑伞进楼，忘了收起雨伞，并且在考虑设计的问题。最长记录是走楼梯到二楼才发现伞没有收。 本次负责的蜗杆减速器，从对它不知所云到最后把整个结构都刻进脑海，我花的心思与精力只有自己才能体会

36、的到。 计算数据阶段：这个是十分枯燥的，大家在一起用相近的数据演算，结果随着每个人的想法不同，一些有范围的取值，大家的各抒己见导致了最后结果的分道扬镳。我从这里看见一个设计师对一件成品的价值体现。不同的设计师可以设计出不同特点相同功能的成品。这种关系巧妙映射成导演、剧本和最后电影的关系。在数据阶段，最怕的就是小疏忽。 做考试卷，算错了也只不过是扣扣分而已。但在设计领域，算错意味着就是利益的损失，以及负面结果的共同作用。绝不反工，是我们的目标。箱体设计有了数据再设计箱体。由于我们组是蜗杆传动，所以整个箱体外型很小，几乎只有别组大小的70%。但就是如此小的减速器让我废寝忘食得近乎两个礼拜。天天熬夜

37、，咖啡成了必需品，几乎每天可以欣赏到天华学院的日出。我们使用的是电脑中的绘图软件CAD与CAXA。对软件的熟练运用，也对我们设计减速箱的效率有着很大的帮助。参考资料目录1机械设计（第七版），濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，2003年5月2机械原理（第六版），孙恒、陈作模主编，高等教育出版社，2001年6月3.机械设计课程设计（第四版），陆玉主编，冯立艳副主编，机械工业出版社，2006年12月d50.37HL5型弹性柱销联轴器第一段轴径63 mm第二段轴径为65 mm。第三段轴内径70 mm第四段:80 mm轴肩：90 mm最后一段：70 mm第一段轴：140mm轴肩宽8 mm第三段: 47

38、.5 mm第四段轴长：39mmP2=2.9106 kw，T2=868630NmmFt=7005NFr=2562.35NKA=1.7Tca=1476671Nmm=0.59=10.191 mpa-1故安全.W1=34300 mm3W2=68600 mm3M=80264 NmmT2=868630Nmm=T2/W2=12.66=2.2112=1.52k=1.993k=1.67=0.66=0.8K=3.1067K=2.174S=37.9S=14.07Sca=13.191.5故安全.W1=51200 mm3W2=102400 mm3M=80264 NmmT2=868630Nmm=M/W=1.5676=T2/W2=8.483S=58.13S=14.45Sca=14.021.5截面右侧的强度也是足够的.d17.96mmT2=39.4NMTL型弹性套柱销联轴器第一段轴径40mm第二段轴径为50 mm。第