减速器的结构设计毕业设计

1、济源职业技术学院济源职业技术学院 毕毕 业业 设设 计计 题目 减速器的结构设计 系别 机 电 系 专业 机电一体化技术 班级 0511 班 姓名 吉妙杰 学号 05011111 指导教师 高清冉 日期 2007.12 设计任务书 设计题目设计题目： 减速器的结构设计 设计要求：设计要求： 带式传动机的传动装置传动简图及其说明： 带式运输机的传动简图 运输带上的有效拉力 f=6200n； 运输带的运行速度 v=0.8m/s； 滚筒直径 d=280mm； 运输带速度的允许偏差：5% 滚筒的传动效率（不包括轴承）：0.96 工作情况：两班制，连续单向运转，栽荷较平稳；负荷持续率 fc=66%； 工

2、作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度 50c； 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220v； 间修间隔：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 折 旧 期：10 年； 设计进度要求：设计进度要求： 1.第一周：确定毕业设计题目。 2.第二周：查阅资料。 3.第三周: 第五周：进行初步的设计。 4.第六周：绘图并对设计进行修改。 5.第七周：对设计进行进一步的修改优化。 6.第八周：答辩。 指导教师（签名）：指导教师（签名）： 摘 要 随着科学技术和工业生产的飞速发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样质量优、 性能好、效率高、能耗低、价格廉的机械产品。其中，产品设计是决定产品性能、质

3、量 水平、市场竞争力和经济效益的重要环节。因此，我们应该树立好的设计思想，重视对 自己进行机械设计能力的培养，树立知识经济意识；善于利用各种信息资源，扩展知识 面和能力；培养严谨、科学、创新与创业、艰苦奋斗的企业，加强环境保护意识，做到 清洁生产和文明，以最大限度的获得企业效益和社会效益。 机械原理课程设计要求我们针对某种机器，进行机械运动简图的设计，其中包括机 械功能分析，工艺动作过程确定执行机构选择，机械运动方案评定，机构尺寸的确定等。 通过机械原理课程设计，可以进一步巩固，掌握并初步运用机械原理的知识和理论。更 为重要的是培养我们和创新机械的能力。创新能力的培养是我们发明机械，创造机械的

4、 基础，在生产力发展方面起着不可替代作用。 本文讲述了带式运输机的传动装置单级蜗轮蜗杆减速器的设计过程。首先进行 了传动方案的评述，选择单级蜗轮蜗杆减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计 算，运用 autocad 进行传统的二维平面设计，完成蜗轮蜗杆减速器的二维平面零件图和 装配图的绘制. 减速器是目前广泛应用于矿山、冶金、建筑、化工、轻工、运输、制造、航空航天 等各个领域的主要调速装置。具有高精度、高效率、可靠性高等优点。人类使用减速器 已有很长一段时间，因此对减速器的认识已达到一相当的程度，减速器的形式也是多种 多样，具体用途也是各有所长，对人类社会的发展起到了极大的促进作用。 关键词

5、关键词: 减速器 蜗轮蜗杆 传动 目 录 摘 要 .iii 1 设计的目的和意义 .1 2 设计计算中应该注意的问题 .2 2.1 度计算与结构工艺的关系.2 2.2 设计过程中正确使用标准的重要性.2 2.3 设计过程中零件结构设计与工艺性的关系.3 2.4 设计过程中处理好理论计算与画图的关系.3 2.5 绘图中应该注意的问题.3 3 设计计算过程 .5 3.1 评述传动方案.6 3.2 选择电动机.6 3.3 设计蜗杆传动.9 3.4 轴的结构设计.19 3.5 设计蜗轮的过盈联接.26 3.6 选择并演算滚动轴承 .26 3.7 选择并演算联轴器.28 3.8 减速器的箱体及其附件.3

6、1 致 谢 .32 参考文献 .33 1 设计的目的和意义 通过对减速器的结构设计，综合运用机械设计课程和其它先修课程的理论和实际知 识，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。 学会从机器功能的要求出发，合理选择传动机构类型，制定设计方案，正确计算零 件的工作能力，确定它的尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经 济和安全等问题，培养机械设计能力。 设计是继承和创造结合的过程。任何一个设计任务都可能有很多的解决的方案，因 此学习机械设计应该有创新精神，不能盲目地，机械地抄袭已有的类似产品。但是设计 工作又是一个极为复杂的，细致的和繁重的工作，长

7、期的设计和生产初中积累了许多可 供参考和借鉴的宝贵经验和资料，继承和发展这些经验和成果，不但可以减少重复工作， 加快设计进度，也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，也是设计工 作能力的重要的体现。任何设计都不可能是设计者独出心裁，凭空设想而不领先任何资 料所能实现的。机械设计要从现实出发，是一项复杂细致的工作设计质量是由长期积累 而逐渐提高的，所以熟悉和利用设计资料，即可减少重复工作，加快设计进度，也可以 继承和发展这些经验笔成果，提高设计质量。另一方面，任何新的设计任务，又是根据 特定的设计要求和工作备件提出的，因此必须要具体分析和创造性的进行设计，而不能 盲目地机械地抄袭资料

8、。所以参考设计资料与创新二者不可偏废，要很好的结合起来， 这样才能不断的提高设计质量认为设计必须全部是独创的看法是不现实的；同样忽视设 计者的创新，就会陷于盲目抄袭已有资料的境地，设计出来的机械产品不能满足具体的 新的工作要求，设计者的技能也不能得到培养和提高。因此在设计的过程中不可一味的 创新，也不能盲目的继承，而必须坚持继承的基础上创新，创新的过程中又不忘继承， 只有这样才能最大限度的优化自己的设计。 2 设计计算中应该注意的问题 2.12.1 度计算与结构工艺的关系度计算与结构工艺的关系 任何机械零件的尺寸，都不可能完全由理论计算确定，而要考虑结构，加工和装配 工艺，经济性和使用条件等要

9、求才能确定。理论计算只能为零件提供基本的数据和参数， 而只有考虑了上述各种因素后，才能决定零件的全部形状和尺寸。例如在蜗杆轴的设计 过程中通过扭矩强度的估算设计成直径为 25mm 的光轴，这显然是不合适的，无论从轴的 加工制造，轴上零件的安装和定位，轴的轴向定位，都是不合理的。只有综合考虑了轴 的强度，轴上零件的装拆和固定，以及加工工艺要求等，将蜗杆轴设计成阶梯轴，这样 既满足了强度要求，又满足了加工工艺和安装工艺等方面的要求，这样设计出来的轴显 然才是合理的。任何机械零件的设计都可分为理论计算和结构设计两个步骤，理论计算 只是为确定零件尺寸提供了一个方面的依据，有些经验公式也只是考虑了主要因

10、素的要 求，所求得的只是近似值。因此设计时都要根据具体情况做适当调整，全面考虑强度， 刚度，结构和工艺的要求。由此可知理论计算和结构设计这两步是相辅相成和交错进行 的，只有把这两步巧妙的结合起来，才能设计出符合实际的合理的机械零件的。 2.22.2 设计过程中正确使用标准的重要性设计过程中正确使用标准的重要性 使用和遵守标准，是降低成本的首要原则，也是评价设计质量的一项指标，熟悉标 准和熟练使用标准是课程设计的重要任务之一。许多标准不需自己制造而可以购得，例 如电动机，轴承等一些标准件，有些则可能需要自行制造，如联轴器，键等，但其主要 尺寸参数，一般仍宜按标准规定。对于非标准件的一引起尺寸，常

11、要求圆整为标准数或 优先数，以方便制造和测量。例如箱体，其底面宽度，长度，中心高，轴承座凸缘外径， 凸台高度，机体接合面处的宽度等等，都应适当圆整为优先数（一般圆整为 0 或 5mm 的 尾数） 。确定零件结构尺寸的合理有效位数非常重要它影响测量的精度要求，因而影响成 本。一些根据几何关系有严格要求的尺寸，不能圆整，例如齿轮圆直径。设计中应尽量 减少选用的材料牌号和规格，减少标准件的品种，规格，尽可能选用市场上能充分供应 的通用品种，这样能降低成本，并能方便使用和维修。例如减少部件中螺栓的尺寸类型， 例如减少部件中螺栓的尺寸类型，不仅便于采购和保管，装拆时也可减少扳手的数目。 2.32.3 设

12、计过程中零件结构设计与工艺性的关系设计过程中零件结构设计与工艺性的关系 在机械的成本中制造费用占相当大的比例，因此设计的零件结构应具有良好的工艺 性，即能满足使用的要求，又能使制造工艺简单，制造成本较低。在设计零件结构时， 常考虑以下几个方面的工艺性要求：1，选择合理的毛坯种类和形状，例如在大量生产时 优先考虑铸造，轧制杠铃的毛坯，单件生产或件数很少时则采用比较简单的结构，避免 用模具或铸模，而能用现成设备加工。2，在进行结构设计时还应力求使零件形状简单和 便于加工，如用最简单的形状（圆柱面，平面，共轭曲面等腰三角形）构成零件，要尽 量减少加工表面的数量和面积等。3，零件结构应便于装配和拆卸，

13、例如为螺栓联接留有 拍手空间，零件之间有调节装配尺寸的余地和环节（如有垫片，套筒或锥面等） ，装配时 易于找正对中等。 2.42.4 设计过程中处理好理论计算与画图的关系设计过程中处理好理论计算与画图的关系 有些零件可可以由理论计算得到基本参数和尺寸后，再通过一些经验公式和进行结 构设计就可画出零件的草图，如齿轮，通过接触强度和弯曲强度的计算，可以得出齿轮 的分度圆直径和模数等尺寸的参数，查找有关的经验公式就可画出齿轮的草图。但有些 零件，只能在初步估算的基础上进行结构设计，画出零件草图后，才能得出力学模型， 然后才能进行理论计算。例如，蜗杆轴的设计，只有先有了蜗杆轴的结构草图，才能画 出蜗杆

14、轴的力学模型，有了力学模型才能做出轴的弯矩图和扭矩图，才能对轴进行精确 的强度校核，而校核之后又有可能发现原设计的不当之处，这又得重新修改结构设计和 进行设计计算，直到满足要求为止。因此，整个设计过程是个“边计算，边画图，边修 改”交错进行的过程。零件的尺寸以图纸上最后确定的为准，而且装配图和零件图要一 致，要修改一同修改。在编制计算说明书时，应以最后画出的零件图和装配图为准，以 校核计算的形式书写，不需要写出具体的设计过程。 2.52.5 绘图中应该注意的问题绘图中应该注意的问题 2.5.1.2.5.1. 复杂的投影线生成问题复杂的投影线生成问题 对于铸锻件毛坯的零件，设计师常常在绘制工作图

15、时非常头疼。相贯线和截交线难 于画明白，对于某些细节（比如铸件上的一些交叉线上的过渡圆角）不容易在头脑中构 思清楚，想用画图来辅助求出投影，更难以解决。因此常有这样的事，设计师在新产品 试制成功后，对着真零件反过来修改自己的设计图。 2.5.2.2.5.2. 漏标尺寸漏画图线的问题漏标尺寸漏画图线的问题 就是经过几个人的审校，漏标尺寸、漏画图线的事仍时有发生。而且设计者在这个 设计中独创的地方越多，审校的人对这个设计的构思越熟悉，漏尺寸、漏图线就越难防 止，因此这需要设计者和审校者认真仔细的检查和校对才能尽量避免。 2.5.3.2.5.3. 设计的更新与修改问题设计的更新与修改问题 筒的设计要

16、更新或修改，就要重新绘图。尤其是多视图零件，在修改设计时，零件 的表达和它的有关设计参数无法完全放在一起，当然也没有直接的关联，这些技术资料 的保存和更新都十分麻烦。虽然图形在 autocad 中有较方便的修改方法，但是由于是对 表达“图线”的修改而不是对设计“概念”的修改，仍然是相当麻烦，相当不可靠的。 3 设计计算过程 蜗杆减速器的传动装置传动简图及其说明： 带式运输机的传动简图 设计的原始数据： 运输带上的有效拉力 f=6200n； 运输带的运行速度 v=0.8m/s； 滚筒直径 d=280mm； 运输带速度的允许偏差：5% 滚筒的传动效率（不包括轴承）：0.96 工作情况：两班制，连续

17、单向运转，栽荷较平稳； 负荷持续率 fc=56%； 工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度 50c； 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220v； 间修间隔：四年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 折旧期：10 年； 传动过程简述：电动机通过联轴器 2 驱动蜗杆减速器 3，经过蜗杆减速器减速增扭后 通过联轴器 4 驱动滚筒 5 转动，滚筒使运输带 6 运动，从而将置于传送带上的物品运输 到需要的地方。 3.13.1 评述传动方案评述传动方案 由于传动所需的传动比比较大，故可选用单级蜗轮蜗杆传动，它能实现较大的传动 比而且尺寸紧凑，传动平稳，适合于中小功率，间歇运动的场合，采用锡青铜

18、为蜗轮材 料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑移速度，蜗杆传动可置于高速级，以利于 形成润滑油膜，提高承载能力和传动效率， 。 综上所述，选用单级蜗轮蜗杆传动比较合适。 3.23.2 选择选择电动机电动机 3.2.1.3.2.1. 选择电动机的类型选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，y 型。 3.2.2.3.2.2. 选择电动机的容量选择电动机的容量 电动机所需工作功率； 按式： w d a p pkw 由式： 1000 w fv pkw 因此： 1000 d a fv pkw 由电动机至运输带的传动总效率为 3 12345a 式中： 分

19、别为联轴器，蜗轮蜗杆，轴承，卷筒的传动效率。 12345 取： 1=0.98 弹性套柱销联轴器传动效率 2=0.8 双头蜗杆传动效率 3=0.99 球轴承的传动效率 4=0.98 凸缘联轴器传动效率 5=0.96 卷筒的传动效率 则：a=0.980.80.9930.980.96=0.72 故：pd=62000.810000.72=6.89kw 3.2.3.3.2.3. 定电动机的转速定电动机的转速 卷筒轴工作转速为：n=6010000.8/0.28=54r/min 按1表（一）推荐的传动比的合理范围，取一级双头蜗杆传动的传动比； 1040i 故电动机的转速范围为 nd=i*n=(10-40)5

20、4=540-2160r/min 符合这一范围的电动机同步转速有 750，1000，1500r/min 三种，根据容量和转速， 由2p155 可查得有三种适用的电动机型号，因此，有三种传动比方案如下表所示： 电动机转速传动装置的传动比 方案 功率 型号同步 转速 满载 转速 重量 价格 总传 动比 蜗杆 传比 减速 器传 动比 17.5y132m-41500144012320028.2428.2428.24 27.5y160m-6100097011930019.0219.0219.02 37.5y160l-875072014540014.1214.1214.12 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，

21、重量，价格，减速器的传动比，可见第二种方 案比较适合，因此，选定电动机型号为 y160m6，其主要性能如下表： 满载时 起动 电流 起动 转矩 最大 转矩 型号 额定 功率 转速电流效率 功率 因数 额定 电流 额定 转矩 额定 转矩 y160m-67.597050.720.6102.02.0 电动机主要外形和安装尺寸如下表； 中心高 h外形尺寸 底脚安 装尺寸 地脚螺钉 孔直径 轴伸 尺寸 装键部 位尺寸 160mm600-417.5-385254-2101542-11012-80 以上两表中单位如下： 功率 kw， 转速，r m i n 电流 a， 3.2.4.3.2.4. 定传动装置的总

22、传动比和分配传动比定传动装置的总传动比和分配传动比 同选定的电动机转速和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为： m n ia=nm/n=970/54=17.9 取：ia=18 由于为一级蜗轮蜗杆传动，所以不需要分配传动比。 3.2.5.3.2.5. 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（功率） ，将传动装置各轴由 高速至低速依次定为 1 轴，2 轴，3 轴。则可按照电动机轴至工作轴运动传递路线推算， 得到各轴的运动和动力参数。 1各轴转速： n1=nm=970r/min n2=n1/i=970/18=54r/min

23、n3=n2=54r/min 式中：为电动机满载转速， 为 1 轴到 2 轴的传动比 m ni 2各轴输入功率： p1=pd1=6.890.98=6.75kw p2= p123=6.750.80.99=5.35kw p3= p234=5.350.990.98=5.19kw 3各轴的的输入转矩： 电动机轴的输出转矩由式：td=9550pd/n. 得 td=67.8nm t1=td1=67.80.98=66.4nm t2= t123i=66.40.80.9918=946.6nm t3= t234=946.60.990.98=918.4nm 4各轴的输出功率： p1 = p13=6.750.99=6.

24、68kw p2 = p23=5.350.99=5.3kw p3= p33=5.190.99=5.14kw 5各轴的输出转矩： t1 = t13=66.40.99=65.7nm t2 = t23=946.60.99=937.1nm t3 = t33=918.40.99=909.2nm 6.运动和动力参数整理如下表所示： 功率转矩 轴名 输入输出输入输出 转速传动比效率 电动机 6.8967.8970 1 ：1 0.99 i 轴 6.756.6866.465.79700.99 ii 轴 5.355.3946.6937.154 18 0.99 iii 轴 5.195.14918.4909.254 1

25、 ：1 0.99 上表中：功率的单位 p 为 kw，转矩的单位 t 为 nm， 转速 n 的单位为 r/min， 3.33.3 设计蜗杆传动设计蜗杆传动 3.3.1.3.3.1. 选择蜗杆传动类型选择蜗杆传动类型 选取圆弧齿圆柱蜗杆传动设计，它具有效率高，承载能力强和体积小等优点。 3.3.2.3.3.2. 选择材料选择材料 蜗杆选用 45 钢，且经表面淬火处理，齿面硬度 4555hrc，表面粗糙度。1.6 a rm （见3p260 表 13.3） 蜗轮选用 zqsn10-1 作轮缘，铸铁 ht200 作轮芯， ，（3p260 表 13.2） lim 265 h mpa lim 115 f m

26、pa max 12 s vm s147 e zmpa 3.3.3.3.3.3. 按接触强度设计按接触强度设计 按接触强度公式进行设计计算 2 3 2 2 42750 zx m h kt z qm k 1.确定栽荷系数 k； 1234567 kk k k k k k k （1）初定，设蜗轮圆周速度，查4p250 表 11-13， 1 k 2 3vm s 初取。 1 1.15 p k （2）初定，假定中心距 a=150500mm,并取 8 级精度， 2 k 查4p251 表 11-14，初取。 2 1.2 p k （3）初定，查4p251 表 11-14，设环境温度 3540，取 3 k 3 1.

27、46k （4）初定，查4p252 图 11-4，取。 4 k 4 0.86k （5）初定，查4p252 图 11-5，取。 5 k 5 0.86k （6）初定，查4p251 表 11-16，取。 6 k 6 1k 初定，查4p239 表 11-2 推荐，在时取蜗杆头数 z=2，由4p238 表 11-1 可看 7 k19i 出，q 值可取 8，9，10，11，12，14，16 暂取 q=12 则，查 1 2 9.46 12 z arctgarctg q 4p251 表 11-17 得，。 7 1 p k 于是，初定载荷系数 1234567 1.15 1.2 1.46 0.86 0.86 1 1

28、1.49 pppp kk kk k k k k 2.确定蜗轮扭矩； 2 t 由式得， 21 tti 式中：蜗杆扭矩 t1=95506.89/970=67.8nm=6.78104nmm 速比 i=18 传动效率按式：取 p=90%(1003.5 19)%(39)%88.74%94.74% p 则：t2p=6.78104180.95=1.16106nmm 1.确定； zx z 当时有0.7 1.2x 22 3.6 (9.7518) zx z zz 式中：蜗轮齿数 z2=z1i=218=36 故：zzx=3.6/36(9.7536+18)=0.03 按4p240 表 11-3 取变位系数 x=0 则

29、 zzxp=1.150.03=0.0345 2.确定许用接触应力，按式。 h 7 8 10 hvh p k n （1）确定； v k 查4p247 表 11-8，蜗杆材料选用 45 钢，齿面淬火，齿面硬度 4555hrc，齿面粗糙度 ，查4p248 表 11-9 可得。0.8 a rm vs=5.2104n13t2=5.21049703937.1=4.9m/s 因，故。6 s vm s 16 6 1 6 v k （2）确定 n；由4p248 表 11-10 得 2 60nn t （3）式中：为蜗轮转速 n2=54r/min 2 n t 为工作小时数 4 8 16 303.84 10hh 44

30、%3.84 100.562.15 10thfch 所以 n=60542.15104=6.97107 47 60 51 2.15 106.58 10n （4）确定；查4p247 表 11-8，蜗轮材料选用锡青铜 zqsn10-1,金属模铸造， h 查4p249 表 11-11 得 2 0 215 h n mm 于是可得： h=18107/6.97107215=169n/mm 综上可得： (qm3km)p=427501.491.161060.03452/1692=3079.25mm3 查4p253 表 11-18，初取，8m 12q 33 2911.526 m qm kmm 3.3.4.3.3.4

31、. 精确确定主要几何参数精确确定主要几何参数 1按式：校核 22 33 2 22 2 () vpzx mmp ppvzxp kt kz qm kqm k k t k z 127vzx k k kk z （1）校核：蜗轮节圆直径 d2=mz2=8182=288mm 1 k 蜗轮圆周速度： v2=d2n2/601000=28854/601000=0.813m/s0.5(da1+mz2cos2) =0.58(12+2)+836cos222=197.8mm a=192mmm(0.55z2-0.64-0.024a)+da1/2 =8(0.5536-0.64-0.024223.14/180)+814/2=

32、209 仍取，。0x 0.0345 xxp zx 2求：m3qkm=2845.073079.25mm3 3 m qm k 3.3.5.3.3.5. 蜗杆齿形计算和传动几何尺寸计算蜗杆齿形计算和传动几何尺寸计算 1蜗杆齿形计算： 查4p241 表 11-4 得， 变位系数0x 轴面齿形角22 法面齿形角 (cos )(22 cos9.46 )21.532 n arctg tgarctg tg 齿廓半径：55 840mmm 蜗杆轴向齿厚： 1 0.40.4810.05smmm 蜗杆法向齿厚： 11cos 10.05 cos9.469.91 n ssmm 齿顶高：8 a hmmm 齿根高：1.21.

33、2 89.6 f hmmm 径向间隙：0.20.2 81.6cmmm 全齿高：89.617.6 af hhhmm 圆弧中心坐标： 01 sin0.540 sin220.5 8 1263bdmm 0 cos0.240 cos220.2842cmmm 螺牙齿顶厚： 22 001 22 2(0.5) 24240(630.5 8 14)5.24 aa scbd mm 螺牙齿根厚： 22 001 22 2(0.5) 24240(630.5 8 9.6)20.92 ff scbd mm 2圆弧齿圆柱蜗杆传动几何尺寸计算； 由4p242 表 11-5 得： 中心距：a=0.5m(q+z2+2x)=0.58(

34、12+36+0)=192mm 蜗杆分度圆柱上螺旋线升角： 1 2 9.46 12 z arctgarctg q 蜗杆节圆柱上螺旋线升角： 1 2 9.46 2120 z arctgarctg qx 蜗杆分度圆直径： 1 8 1296dmqmm 蜗杆节圆直径： 1 (2)8 (120)96dm qxmm 蜗杆齿顶圆直径： 11 2968 2112 a ddmmm 蜗杆齿根圆直径： 11 2.4962.4 876.8 f ddmmm 蜗杆螺旋线长度： l=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.136)8=128.8mm 取 l=128mm 蜗杆分度圆法向弦齿高： 1 8 n hmmm 蜗轮分

35、度圆直径：d2=mz2=836=288mm 蜗轮齿顶圆直径：da2=(z2+2+2x)m=(36+2+0)8=304mm 蜗轮齿根圆直径：df2=(z2-2.4+2x)m=(36-2.4+0)8=268.8mm 蜗轮外圆直径：dh=da2+m=304+8=312mm 蜗轮轮缘宽度： 1 (0.670.75)(0.670.75) 112 75.0484 a bd mm 取80bmm 蜗轮齿顶圆半径： 1 0.50.20.5 76.80.2 840 af rdmmm 蜗轮齿根圆弧半径： 1 0.50.20.5 1120.2 857.6 fa rdmmm 蜗杆轴向齿距和蜗轮齿距：825.133pmm

36、m 3精度度公差和齿侧间隙； （1）蜗杆公差：查4p158 表 8-28 得 第公差组： 蜗杆轴向齿距极限偏差：和蜗杆轴向齿距累积误差，由2p139 表 10-40 得， px f pxl f ， 。25 px fm 45 pxl fm 蜗杆齿槽径向跳动公关：，查2p140 表 10-42 得，。 r f28 r fm 第三公差组： 蜗杆齿型公差：，查2p139 表 10-40 得，。 1f f 1 40 f fm 和，标在蜗杆工作图上。 px f pxl f 1f f （2）蜗轮公差：查4p158 表 8-28 和表 8-29 得 第一公差组： 蜗轮齿距累积公差，查2p140 表 10-41

37、 得， p f 分度圆弧长，l=mz2/2=836/2=452.16mm 故。125 p fm 第二公差组： 蜗轮齿距极限偏差，查2p140 表 10-41 得， pt f d2=mz2=836=288mm, 32 pt fm 第三公差组：蜗轮齿形公差，查2p140 表 10-41 得， 2f f （若对蜗杆副有接触斑点要求时，本项可不进行检验） 。 2 28 f fm 加工蜗轮时刀具与轮坏安装位置公差刀具与轮坏中心距极限偏差： ，查2p141 表 10-44 得， 0a f 中心距： a=0.5m(q+z2+2x)=0.58(12+36+20.5)=196mm 传动中心距极限偏差：，58 a

38、 fm 则 0 0.750.75 5843.5 aa ffm 刀具与轮坏的中间平面极限偏差：，查2p141 表 10-44 得， 0x f 传动中间平面极限偏差：，47 x fm 则 0 0.750.75 4735.25 xx ffm 刀具与轮坏轴交角极限偏差：，查2p141 表 10-44 得， 0 f 蜗轮宽度： 1 (0.670.75)(0.670.75) 112 75.0484 a bd mm 取 b=80mm，则传动轴交角极限偏差：，22fm 则 0 0.750.75 2216.5ffm ，标在蜗轮工作图上。 p f pt f 2f f 0a f 0x f 0 f （3）传动公差：查

39、4p162 表 8-30 得，8 级精度传动对和不作检验，故传动 ic f ic f 公差不需标出。 （4）蜗杆齿厚上下偏差： 齿厚上偏差： 1ss e min 1 290 ()(80)392 coscos21.532 n sss n j eem a 齿厚下偏差：查2p143 表 10-48 得， 1si e 蜗杆公差：，则。 1 90 s tm 111 39290482 sisss eetm 蜗轮齿厚上下偏差： 蜗轮分度圆上弧齿厚公称值： 2 8 12.56 22 m smm 齿厚上偏差： 2 0 ss e 齿厚下偏差：查2p143 表 10-48 得， 蜗轮齿厚公差：，则 2 160 s

40、tm 22 160 sis etm （5）精度标注： 8a-gb10089-88 （6）齿坏公差：见2p143 表 10-49。 （7）表面粗糙度：见2p143 表 10-50。 蜗杆啮合特性表； 轴向模数 a m 8 蜗杆头数 1 z 2 蜗杆杆直径系数 q12 轴面齿形角 22 齿顶高系数 a h 1 顶隙系数c 0.2 蜗杆螺旋线方向及升角 9 27 36 轴向齿廓圆弧半径 40 变位系数 x0.5 蜗杆类型圆弧齿圆柱蜗杆 相啮合蜗轮图号 001 传动中心距及偏差 a1920.05 基本参数 精度等级 8b-gb10089-88 轴向齿距累积公差 pxl f 0.045 蜗杆齿槽径向跳动

41、公差 r f 0.028 1f f 0.040 ha 8 1 s 0.392 0.482 10.05 误差检查项目 齿形公差 sn 0.392 0.482 9.91 蜗轮啮合特性表； 模数 m8 齿数 2 z 36 轴面齿形角 22 齿顶高系数 a h 1 顶隙系数c 0.2 螺旋角 9 27 36 螺旋线方向右旋 变位系数 x0.5 蜗杆类型圆弧齿圆柱蜗杆 蜗杆头数 1 z 2 相啮合蜗杆图号 004 传动中心距及偏差 a1920.05 基本参数 精度等级 8b-gb10089-88 齿距累积公差 p f 0.125 齿距及极限偏差25.1330.032 齿形公差 2f f 0.028 刀具

42、与轮坯中心距极限偏差 0a f 0.0435 刀个与轮坯中间平面极限偏差 0 x f 0.0353 误差检查项目 刀个与轮坯交轴交角极限偏差 0 f 0.0165 3.43.4 轴的结构设计轴的结构设计 3.4.1.3.4.1. 蜗杆轴的设计蜗杆轴的设计 选取 45 钢经调质处理，由2p25 表 2-7 可得， 2 600 b n mm ，由3p314 表 16-2 得，许用扭转剪应力，系数 2 355 s n mm 2 (3040) t n mm 。106 108c 1.按扭转强度估算轴的直径：和联轴器相联的蜗杆轴受转矩作用，该段轴的直径 按受纯扭矩并降低许用应力值的方法得到轴的设计公式为：

43、故有 3 p dc n d1(106-118)36.89/970=20.4-22.7mm 此为蜗杆轴的最小直径范围，再根据连接电动机的外伸轴的直径 d=42mm,查2p92 选弹性套柱销联轴器 tl7，它所允许的轴径范围为 4045mm，故蜗杆轴与电动机相连接 的轴径范围应为 4045mm 之间。 1精确确定蜗杆轴各段直径； 蜗杆轴尺寸图 据图可知蜗杆轴的示意图精确确定蜗杆轴各段直径和长度； 轴径的确定：根据电动机的轴径 42mm 和弹性套柱销联轴器 tl7 的轴径范围 4045mm，d 故取 d 的轴径为 40mm。 轴径确定：就大于的轴径，且与密封毡圈配合，故选取，与它相 1 d 1 dd

44、 1 50dmm 配合的密封毡圈的尺寸为：。7,62,49.bmm dmm dmm 轴径的确定：就大于，且它与轴承配合，选取深沟球轴承 6212，查2p63 得， 2 d 2 d 1 d 深沟球轴承的尺寸为： 60,110,22,69, 101,1.5. a aa dmm dmm bmm dmm dmm rmm 它的另一端和一对反向安装的角接触球轴承相配合，它的尺寸为： 60,110,22,69, 101,1.5. a aa dmm dmm bmm dmm dmm rmm 故； 2 60dmm 轴径的确定：根据4p49 的轴径尺寸标准系列，取。 3 d 3 71dmm 轴径的确定：为了蜗杆轴两

45、边对称，取。 4 d 43 71ddmm 轴径的确定：由于它与圆螺母相联接，故选取。查2p61 得，圆螺母 5 d 5 55dmm 选用 m55x2，它的尺寸为： 1 78,67,12. k dmm dmm mmm 3确定蜗杆轴各段的直径： 120,40,48,77,130, 68,65,22. amm bmm cmm dmm emm fmm gmm hmm 3.4.2.3.4.2. 校核蜗杆轴校核蜗杆轴 1.计算齿轮所受的力： 轴向力：fa1=ft2=2t2/d2=2937.1103/288=6508n 圆周力：ft1=fa2=ft2tanr=6508tan9.46=1009n 径向力：fr

46、1=fr2=ft2tann=6058tan22=2629n 2.轴的受力简图； 把滚动轴承简化为铰支，作用点在距轴承小端 a 处，把作用在齿轮和联轴器上的力 简化为集中力，弯矩从轮缘中点开始，扭矩从轮毂中点开始。 右端联轴器属于有弹性元件的挠性联接，有方向不定的径向力作用，按 0 f 计算。现取，联轴器的外径。故 0 (0.20.5) t ff 0 0.35 t ff190dmm ft=2t/d=266.4103/190=699n f0=0.35ft=0.35699=244.7n 轴的受力简图如下 轴水平面的受力及弯矩图： 合成弯矩图： 加在联轴器上的径向力所产生的受力及弯矩图： 合成弯矩图：

47、 扭矩图： 计算弯矩图： 3.轴垂直面的受力图及弯矩图： m=fa1d/2=650896/2=3.12105 轴承 a，b 的支反力分别为： raz=fr1ab/2+m=2629167.5+3.12105/335=2246n rbz=fr1-raz=2629-2246=383n d 点的弯矩： 右： mdz1=razad=2246175=3.93105nmm 左： mdz2=rbzbd=383160=6.13104nmm mdz1- mdz2=3.93105-6.13104=3.32105nmmm 4.轴水平面的受力及弯矩图； 轴承 a，b 的支反力： ray=rby=ft1/2=1009/2

48、=505n d 点弯矩： mdy1=rayad=505175=8.83104nmm mdy2=rbybd=505160=8.07x104nmm 初步合成 d 点弯矩； 22 () hv mmm md1=mdz12+mdy12=(3.93105)2+(8.83104)2=4.03105nmm md2=mdz22+mdy22=(6.13104)2+(8.07104)2=1.01105nmm 5.联轴器径向力的受力及弯矩图； 轴承 a，b 的支反力： ra0=f0bc/ab=244.7*125/355=83.8n rb0=ra0+f0=83.8+244.7=328.5n b 点的弯矩： 右：mbd=

49、f0bc=244.7125=3.06104nmm 左：mbd=ra0ab=83.8335=2.8104nmm 6.合成弯矩图； d 点弯矩： 等效径向力对 d 点的弯矩可由 b 点的弯矩图计算得： 0 f md0=2.8104ad/ab=2.8104175/335=1.46104nmm 右：md1=md1+md0=4.03105+1.46104=4.18105nmm 左：md2=md2+md0=1.01105+1.46104=1.16105nmm 7.扭矩图； 应力校正系数，扭转切应力按脉动循环变化，查3p315 表 1 0 55 0.58 95 b b 16.3 可得， 4 44 64.26

50、6.4 10 0.58 6.4 103.7 10 tnmnmm tnmm 8.计算弯矩图； d 点弯矩： 右：md1ca=md12+(at)2=(4.18105)2+(3.7104)2=4.2105nmm 左：md2ca=md22+(at)2=(1.16105)2+(3.7104)2=1.22105nmm b 点弯矩： 右：mb1ca=mb22+(at)2=(3.06104)2+(3.7104)2=4.8104nmm 左：mb2ca=mb22+(at)2=(2.8104)2+(3.7104)2=4.6104nmm 9.按弯矩校核轴的强度； 应根据来选择危险截面，由计算图可看出，d，b 是危险截

51、面。 3 c m d d 截面校核： d 截面的抗弯系数，查3p332 附录 7 可得 3343 0.10.1 76.84.5 10wdmm ， 5 2 4 4.12 10 9.2 4.5 10 c c m n mm w 查3p315 表 16.3 可得， ， ，故满足强度要求。 2 1 55n mm 2 1 9.2 c n mm b 截面校核： b 截面的抗弯系数，查3p332 附录 7 可得。 3343 0.10.1 602.16 10wdmm 4 2 4 4.74 10 2.2 2.16 10 c c m n mm w 查3p315 表 16.3 可得， ， ，故满足强度要求。 2 1

52、55n mm 2 1 2.2 c n mm 10.疲劳强度安全系数校核； 应根据和应力集中集中情况选择危险截面，选蜗杆与轴连接处的截面为危 3 c m d 险截面，它到 d 截面的距离为 65cm，距离 b 截面 100cm。 从截面的左侧校核： 抗弯截面系数：， 3343 0.10.1 713.6 10wdmm 抗扭截面系数：， 3343 0.20.2 717.2 10 t wdmm 弯矩：， 54 100 1.04 106.5 10 160 mnmm ， 44 0 17560 2.95 102.1 10 175 160 mnmm ， 444 0 6.5 102.1 108.6 10mmmn

53、mm 扭矩：， 4 6.4 10tnmm 弯曲应力：， 4 2 4 8.6 10 2.4 3.6 10 b m n mm w ， 2 2.4 ab n mm ， （按对称循环变化）0 m b 扭转应力：， 4 2 4 6.4 10 0.9 7.2 10 t t t n mm w ， （按对称循环变化） 2 0.9 0.45 22 ma n mm t 由，取， 76.8 1.1 71 d d 5r 5 0.07 71 r d 查表得：有效应力集中系数，。尺寸系数，。1.4k1.14k0.75 0.73 表面状态系数， （，） 0.953.2 a rm 2 600 b n mm 取 寿命系数。 1

54、 n k 查3p41 表 3.2， ， 2 1 0.440.44 600264 b n mm ， 2 1 0.30.3 600180 b n mm ， 2 01 1.71.7 264449n mm ， 2 01 1.61.6 180288n mm 等效系数：， 10 0 (2)2 264449 0.18 449 ， 10 0 (2)2 180288 0.25 288 安全系数： 1 1 264 55.8 1.4 2.40.18 0 0.95 0.75 n am k s k ， 1 1 180 212 1.14 0.450.25 0.45 0.95 0.73 n am k s k ， 2222

55、55.8 212 54 55.8212 s s s ss 查3p316 可得，选，。故安全。 2s ss 从截面 i 的右侧看； 抗弯截面系数：， 3343 0.10.1 76.84.5 10wdmm 抗扭截面系数：， 3343 0.20.2 76.89 10wdmm 弯曲应力：， 4 2 4 8.6 10 1.9 4.5 10 i b m n mm w ， （按对称循环变化） 2 1.9 ab n mm0 m b 扭转应力：， 4 2 4 6.4 10 0.7 9 10 i t t t n mm w ， 2 0.35 2 ma n mm 查3p330 附录表 3 可得，配合零件的综合影响系数

56、。3.36 d k ，0.40.60.40.6 3.362.42 dd kk ， 1 1 264 41 3.36 1.90.18 0 n am d k s k ， 1 1 180 191 2.42 0.350.25 0.35 n am d k s k 2222 41 191 40 41191 s s s ss 查3p316 可得，选，。故安全。 2s ss 3.53.5 设计蜗轮的过盈联接设计蜗轮的过盈联接 过盈联接是一种铜铝结合的方式。一般过盈联接采用压入法或者胀缩发进行配装。 目前的铜铝结合性散热器多采用胀缩法联接，从而避免压入法导致金属表面划伤，造成 金属表面结合不够紧密，影响散热效果的

57、缺陷。 胀缩法利用热胀冷缩原理，根据不同金属的热膨胀系数不同的现象，计算装配件的 最大过盈配合，分别加工出包容件内径和被包容件金属外径，把不同种类金属加热到一 定温度后，包容和被包容金属嵌套，然后冷却使其紧密结合。 蜗轮的轮缘与轮芯的配合采用过盈联接的方式，由于它属于不常拆卸的装配，故选 择轮缘与轮芯的过渡配合形式为，用压力机装入，且蜗轮的圆周力靠配合面的摩擦 7 6 h r 力来传递，为了工作可靠，应在配合面间装有螺钉。 3.63.6 选择并演算滚动轴承选择并演算滚动轴承 由于蜗杆轴承受较大的轴向力，故采用左端为深沟球轴承 6212，右端采用一对反向 安装的角接触球轴承 7312c 来支承。

58、 蜗杆轴承受力图 3.6.1.3.6.1. 角接触球轴承的校核角接触球轴承的校核： 因 ，则6362 a fn ， 2222 21945302257 raazay frrn ， 2222 376530650 rbbzby frrn ，四年一次大修。1.1 d f 0 1.2s 轴承寿命：， 4 4 300 161.92 10 h lh 由于是一对反向安装的角接触球轴承，故它的附加轴向力相互抵消，查2p71 可得 角接触球轴承 7212c 的参数：，61 r ckn 0 48.5 r ckn15 ， 4 0 6362 0.13 4.85 10 a r f c 0.46e 6362 3.89 25

59、70 a r f e f 查3p374 表 18.7 可得： ，0.72x 1.93y ， 7 45 9 21.71 6.1 101.04 10 rr ccn ， 44 00 22 4.85 109.7 10 rr ccn ， 4 ()1.1 (0.72 2570 1.93 6362)1.55 10 dra pfxfyfn 105 4 3 10 4 16670166701.04 10 ()()2.38 10 9701.55 10 r h c lh np 故满足要求。 3.6.23.6.2深沟球轴承的校核深沟球轴承的校核 查2p63 可得，深沟球轴承 6212 的参数：，47.8 r ckn 0

60、 32.8 r ckn ，0 a r f e f 查3p374 表 18.7 可得： ，1x 0y 1.2 d f ，()1.1 25703084 dra pfxfyfn 104 4 3 10 16670166704.78 10 ()()5.78 10 9703084 r h c lh np 故满足要求。 3.6.3.3.6.3. 蜗轮上轴承的校核蜗轮上轴承的校核 查2p63 可得，深沟球轴承 6210 的参数： ，查3p374 表 18.7 可得：35 r ckn 0 23.2 r ckn0 a r f e f ，1x 0y 1.2 d f ，()1.1 25703084 dra pfxfy