慢动卷扬机传动装置机械设计课程设计

1、 编号： 1-14 机械设计课程设计说明书题 目： 慢动卷扬机传动装置 学 院： 专 业： 机械设计制造及其自动化 姓 名： 学 号： 指导教师单位： 指导教师： 职 称： 日期: 2014.7.8第一章 设计任务书2一、设计题目2二、工作条件2第二章 电动机的选择3一、总体传动方案3二、电动机的选择3三、传动装置的总传动比和传动比分配4四、传动装置运动和动力参数的计算4第三章 传动零件的设计6一、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算63.1.1选择蜗杆传动类型63.1.2齿轮材料，热处理及精度63.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计63.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸83.1.5校核齿根弯曲疲劳强度

2、8二、低速级齿轮传动的设计计算93.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数93.2.2按齿面接触强度设计103.2.3按齿根弯曲强度设计12第四章 轴的设计计算13一、I轴的设计计算134.1.1 轴I的数据134.1.2 求作用在蜗杆蜗轮上的力134.1.3初步确定轴的最小直径144.1.4蜗杆轴的尺寸设计144.1.5轴承的选择与校核154.1.6蜗杆轴的校核18二、II轴的设计计算224.2.1轴II、轴III的数据224.2.2求作用在蜗轮上的力224.2.3初步确定用轴的最小直径224.2.4轴的机构设计22三、III轴的设计计算284.3.1轴III（输出轴）上的数据284.3.

3、2求作用在齿轮上的力284.3.3初步确定轴的最小直径29第五章 键的选择和计算29第六章、其他附件的选择29第七章 密封与润滑30第八章 减速器铸造箱体的主要结构尺寸31第九章 设计小结32参考书目33第一章 设计任务书一、设计题目设计慢动卷扬机传动装置（蜗杆减速器）二、工作条件卷筒效率=0.96（包括轴承与卷筒的效率损失）；工作情况：两班制，间歇工作，载荷变动较小；使用折旧期：15年；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修；制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。钢绳拉力 F（

4、kN）5.3钢绳速度V（m/s）1.2卷筒直径D （mm）375慢动卷扬机用于慢速提升重物，在建筑工地和工厂有普遍应用。慢动卷扬机（蜗杆减速器）机构运动简图。其运动传递关系是：电动机通过联轴器，普通蜗杆减速机，以及开式齿轮传动驱动卷筒，绕在卷筒上的钢丝绳再通过滑轮和吊钩即可提升或牵引重物。电磁制动器用于慢动卷扬机停车制动。第二章 电动机的选择一、总体传动方案初步确定传动系统总体方案如上图所示。电动机工作功率：蜗杆圆柱齿轮减速器。传动装置的总效率a0.984×0.80×0.99×0.97×0.960.68；上式中=0.98为轴承的效率，=0.80为蜗轮的效

5、率，=0.99为弹性联轴器的效率，=0.97为圆柱齿轮的效率，0.96为卷扬机卷筒效率。二、电动机的选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机，电压为380v。卷扬机所需工作功率为：=9.74kw;卷扬机卷筒的转速为：传动比的合理范围，取圆柱齿轮传动比=1.5。蜗杆的传动比=1040，传动比范围为1560。所以电动机转速的可选范围为：=1.5（1040）61.12=（916.83667.2）r/min符合这一转速范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min三种，取电动机的额定功率为11KW,由标准查出三种适用的电动机型号如下表1。表 表1 电动机的比较型 号额

6、定功率KW转速r/min同步转速r/min重量kgY160M-41114601500123Y160L-6119701000150Y180L-811730750200考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格，故第二种方案较合理，因此选择型号为：Y160L-6。表2 Y160L-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kw电流/A（380V）满载转速/（r/min）Y160L-61123.79702.02.0表3 Y160L-6电动机的安装尺寸型号HAA/2BCDEKY160L-61602541272541084211015三、传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比 15.87 （2）

7、0;分配传动比 由于，且1.5蜗轮蜗杆的传动比为：10.58四、传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 轴 r/min  轴（蜗杆轴） 91.68r/min 轴（涡轮轴） 91.68r/min 卷筒轴 r/min（2）各轴输入功率   轴： 输入 ×9.74×0.999.64kW 输出 ×9.64×0.989.45kw  轴： 输入 ×9.45×0.87.56kW 输出 ×7.56×0.987.41kw   轴： 输入 ×7.41×

8、0.987.26kW 输出 ×7.26×0.977.04kW 卷筒： 输入 =×=7.04×0.98=6.90kW 输出 =×=7.79×0.96=6.63kW（3）各轴输入转矩 轴： 输入 =94.91N·M   输出 93.04N·M 轴：输入 787.50N·M 输出 771.88N·M   轴：输入 756.25 N·M 输出 733.33 N·M   卷筒: 输入 1078.13 N·M 输出 1035.9

9、4N·M 表4 蜗杆圆柱齿轮传动装置的运动和动力参数轴名功率 Pkw转矩 TN·M转速nr/min输入输出输入输出轴9.649.4594.9193.04970轴7.567.41787.50771.8891.68 轴7.267.04756.25733.3391.68 卷筒轴6.906.631078.131035.9461.12第三章 传动零件的设计一、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算3.1.1选择蜗杆传动类型9.64kW 10.58 根据GB/T100851988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）3.1.2齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬

10、火后硬度为4555HRC蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁HT100 3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计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 (1) 确定作用在蜗轮上的转矩T按z=4, 估取效率涡轮=0.8，则803.33 N·M（2） 确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数K=1；由文献1P253表11-5选取使用系数 KA=1.15；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系数Kv=1.05；则K= KK K=1.15×1×1.05=1.21（3） 确定弹性影响系数因选用

11、的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，故Z=160MPa（4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和中心距a的比值=0.35，从文献1P253图11-18中可查到。 (5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料为ZCnSn10Pl，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，查得蜗轮的基本许用应力=268Mpa 两班制，每天工作16个小时，使用年限15年。所以L=15×365×16=87600h应力循环次数N=60j nL=60×1××87600=4.82×10寿命系数=0.62则，=×=0.62×26

12、8=166.16Mpa（6）计算中心距=196.44 mm取中心距a200mm,i=10，则从文献1P245表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径d1=80mm。 查图1118可查得接触系数=2.75因为, 因此，以上计算结果可用3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸（1） 蜗杆：轴向齿距P=m=3.1416×8=25.133；直径系数q=d/m=10；齿顶圆直径d= d+2×m=80+2×1×8=96；齿根圆直径= d2(hm+)=802×(8×1+0.25)=63.5 分度圆导程角=21.8°；蜗杆轴向齿厚S=m/2=

13、12.566。(2) 蜗轮：查简明零件机械设计手册表11-24得蜗轮齿数z=42;变位系数x=-0.5;验算传动比i= z/z=42/4=10.5,传动比误差（10.5810.5）/10.58=0.76%,是允许的。蜗轮分度圆直径d=mz=8×42=336蜗轮喉圆直径 d= d+2h=336+2×8×(10.5)=344蜗轮齿根圆直径 = d2h=3362×8×(1+0.5+0.25)=308蜗轮咽喉母圆半径 r=a d/2=200344/2=283.1.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数z= z/(cos)=42/(cos21.8°）&

14、#179;52.5根据x=-0.5, z=52.5 ,因此，从图11-19中可查得齿形系数=2.74螺旋角系数许用弯曲应力=´·由ZCuSn10Pl制造的蜗轮的基本许用应力´=56Mpa寿命系数0.503=56×0.50328.168MPa=15.92MPa由于<，故弯曲强度满足。3.1.6验算效率=（0.950.96）tan/tan(+)已知21.8；=arctan从文献1P264表11-18中用插值法查得=0.0204、=1.17代入得=0.8760.885，大于原估计值=0.8，因此不用计算。合格的。相对滑动速度：3.1.7精度等级公差和表面

15、粗糙度的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、蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T100891988。详细情况见零件图。表 5蜗轮蜗杆参数名称分度圆直径模数头数/齿数转速(r/min)蜗杆8084970涡轮33684291.68 二、低速级齿轮传动的设计计算P=7.04KW n=91.68r/min i=1.53.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）卷扬机机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB 1009588）。（3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr

16、(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数=20,大齿轮齿数20×1.530，压力角=20°3.2.2按齿面接触强度设计按式（11-3）试算，即： mm得（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数K1.4 由文献1P201表10-6查的材料的弹性影响系数189.8MPa 由文献1P205表10-7选齿宽系数1 由文献1P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮材料为40Cr(表面淬火) 小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢（表面淬火）；大齿轮的接触疲劳强度极限 小齿轮传递的扭矩：733.

17、33 N·M由文献1P206式10-13计算应力循环次数。N=60j nL=60×1×91.58×87600=4.82×10N=1.21×10由文献1P207图10-19取接触疲劳寿命系数计算疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献1P205式（10-12）得（2）齿轮参数计算1.小齿轮分度圆直径,带入中较小的值：=127.09mm 127.09mm2. 计算齿宽b及模数齿宽 由 得6.35mm 齿宽与齿高之比b/h 齿高 3. 计算圆周速度：0.61 m/s4.计算载荷系数根据v=0.61m/s,8级精度，由文献1p19

18、4图10-8查的动载荷系数Kv=1.10；直齿轮由文献1P193表10-2查的使用系数：由文献1P196表10-4用插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布：由b/h=8.89，查文献1P198图10-13得；故载荷系数按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献1P204式（10-10a）得mm计算摸数m3.2.3按齿根弯曲强度设计公式mm（1）确定公式内的各计算数值由文献1P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由文献1P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数，1.计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数,S=1.4由文献1P205式（10-12）得2.计算载荷系数

19、K查齿形系数。由文献1P200表10-5查的，。由文献1P200表10-5查的，。3.计算大小齿轮的并加以比较。4.52mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数可取由弯曲强度算得的模数4.52并就近圆整为标准值m=5，已可满足弯曲强度。（2）计算分度圆直径（3）计算中心距amm（4）计算齿轮宽度 圆整后b3=100mm b4=1500mm表 6 齿轮参数齿轮齿数模数（mm）中心距（mm）直径（mm）齿宽（mm）小齿轮325 500160128大齿轮1685840第四章 轴的设计计算一、I轴的设计计算4.1.1 轴I的数据轴I上的功率=9.64kw,

20、 转速=970/min,转矩=94.91N·M，轴II上的转距787.50 N·M4.1.2 求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径d=80mm蜗轮分度圆直径336 蜗轮蜗杆的压力角取标准值为而4.1.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献1P370表15-3取=115，于是得计算联轴器的转矩，根据文献1P351表14-1取=1.9180.329N·M查标准GB4323-85，选用TL6弹性套柱销联轴器，其许用转矩为 N·M。许用转速 联轴器的孔径32，故取=32,联轴器轴孔长度L604.1.4蜗杆轴的尺寸设计（1）拟定轴上零

21、件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴=32mm 轴段右端需制定一轴肩，轴肩高度h=2.5mm, 37mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=40mm,联轴器与轴配合的孔长度=60mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器而不压在轴的端面上，取=61mm,取轴肩高度h=1.5。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，并根据=40mm,选取32308，其尺寸，故60,轴肩高度h=3mm,因此=46。3）取蜗杆轴轴段直径,蜗杆齿宽=116,经磨削后116+34=150,即1504）轴承

22、端盖的总宽度为25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离15mm，故=40mm5）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取=75至此已初步确定轴的各段直径和长度。蜗杆轴的总长度521 减6）轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按直径查表查得平键截面，轴上键槽键宽和键高以及键长为10×8×40，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承的配合由过盈配合来保证。7）确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献1P365表15-2取轴端倒角1×45。各轴肩处的圆角半径取R1。4.1.5轴承的选择与校核（1）轴承的

23、选择采用圆锥滚子轴承，根据轴直径d=40mm，选择圆锥滚子轴承的型号为32308，主要参数如下：D=80mm；B=33mm；a=23.3mm基本额定静载荷Co=148 KN基本额定动载荷C=115 KN极限转速计算系数 e=0.35（2） 求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则令两轴承之间的距离为L。则：L=380mm垂直面的支座反力=668.02 N，=1038.09 N水平面的支座反力1186.375N在支座上产生的反力为：1361.52N1576.43N（3） 求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，根据文献1P322表1

24、3-7，轴承的派生轴向力,其中Y是对应表13-5中，其值由轴承手册查出。手册上查的32308的基本额定载荷C=115KN, =148KN。因此可得：1361.52N1576.43 N则=1361.52N=1361.52+4687.5=6049.02N（4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的的受力大小验算2.968h>26280h 故所选选轴承满足寿命要求。（5）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于32308型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23.3mm。因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中表 7轴载荷

25、与弯矩载荷垂直面V水平面H支反力F1361.52N,1576.43N1186.375N弯矩M241.670 N 279.816 N 210.582 N 总弯矩320.545 N 350.202N 扭矩T=94.91N·M（6）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截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，卷扬机频繁正反转，扭转切应力按对称循环应变。应取，轴的计算应力为334.30 N·M已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表14-1查得表14-3查得=60MPa。38.19mm考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大百分之五。故

26、d=1.0538.19=40.10mm远小于蜗杆的分度圆直径mm故蜗杆轴的校核是很安全的4.1.6蜗杆轴的校核（1）求轴上的载荷图4.1 蜗杆轴受力分析图现将计算的截面的,M的值计算过程及结果如下：表 8 蜗杆轴上的载荷载荷HV支反力N2343.752343.75835.06835.06弯矩MN.mm总弯矩M扭矩T=94.91 N.MM（2）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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献1P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,应取a=0.6，轴的计算应力：故安全。（3）精度校核轴的疲劳强度

27、1）判断危险截面截面II、III、IV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确定的，所以截面II、III、IV均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面V左右即可。2）截面E左侧抗截面系数抗扭

28、截面系数截面E左侧弯矩M=4136223.89*(177.75-75)/177.75=249504.12N.mm截面E上扭矩T3=94910N.mm轴的材料为45钢，调质处理由文献1P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献1P40附表3-2查取，因r/d=2/46=0.043，D/d=80/46=1.74，又由文献1P41附图3-1可知轴的材料敏性系数=0.82，q=0.85故有效应力集中系数文献1P42附图3-2尺寸系数文献1P44附图3-4轴未经表面强化处理又由文献1P39表3-1与文献1P40表3-2的碳钢的特性系数。计算安全系数故该轴在截面左侧强度是足够的。

29、（3）截面E右侧抗截面系数按文献1P373表15-4中的公式计算抗扭截面系数截面E右侧弯矩M=4136223.89*(177.75-75)/177.75=249504.12N.mm截面E上扭矩T3=94910N.mm过盈配合处由文献1P43附表3-8用插值法求出并取按磨削加工，文献1P44附图3-4表面质量系数轴未经表面强化处理，即，则按文献1P25式（3-12）和文献1P25式（3-12a）故得综合系数为又由文献1P39附表3-1与文献1P40附表3-2的碳钢的特性系数取；，取计算安全系数Sca故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。

30、至此蜗杆轴的设计即告结束。二、II轴的设计计算4.2.1轴II、轴III的数据轴II上的功率，转速 ，转矩787.50NM轴III上的功率，转速 ，转矩756.25 NM4.2.2求作用在蜗轮上的力蜗轮：4.2.3初步确定用轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献1P370表15-3取=115，于是得4.2.4轴的机构设计1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴上的零件定位，固定和装配蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用套筒定位，右端面用轴肩定位，周向采用平键，两轴承分别以轴承肩和轴端

31、盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度。I-II段 根据,取,长度取=86m ，选用平键按直径查表查得轴上键槽键宽和键高以及键长为16×10×80，轴肩高度选h=4.5 mm。II-III端： 取，轴承端盖的总宽度为25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面与左端轴肩的距离15mm，故=40mm，取轴肩高度h=5.5。III-IV段： ，初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参考要求取型号为323

32、15型圆锥滚子轴承 ，其尺寸，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知所选轴承宽度T=58，则20+8+58+4=90mm，取轴肩高度h=2.5mmIV-V段：为安装蜗轮轴段 ，取，蜗轮齿宽b1=116mm，为了使套筒能够压紧蜗轮取 ，轴上键槽键宽和键高以及键长为22×14×100。V-VI段：轴肩高度h>0.07d，取，轴环宽度b1.4h ，取b=8.5mm 。VI-VII段：取 ，取型号为32315型圆锥滚子轴承 右侧滚子轴承左侧采用套筒定位，右侧采用端盖定位。取齿轮距箱体

33、内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8，则 。 至此已初步确定轴的各段直径和长度。蜗轮轴的总长度L=414 （3）确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献1P365表15-2取轴端倒角1×45。各轴肩处的圆角半径取R1。4.2.5蜗轮轴的强度校核（1）求轴上的载荷图4.2 蜗轮轴受力分析图首先根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从文献3中查取得a值。对于7213AC型轴承，由文献3P193中查得a=24.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的

34、、及M的值计算过程及结果如下：表 9 蜗轮轴上的载荷载荷HV支反力N18001800648648弯矩MN.mm总弯矩M扭矩T=603.51 N.MM（2）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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献1P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：故安全。（3）精度校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面II、III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确定的，所以截面II、III均无需校核。从应力集中对轴的疲劳

35、强度的影响来看，截面III和IV与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面IV不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面IV左右即可。2）截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯矩M=27463*(79-41)/79=130750.16N.mm截面E上扭矩T3=603.51N.mm轴的材料为45钢，调质处理由文献1P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集

36、中系数及按文献1P40附表3-2查取，因r/d=2/65=0.031，D/d=70/65=1.08，又由文献1P41附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数文献1P42附图3-2尺寸系数文献1P44附图3-4轴未经表面强化处理又由文献1P39表3-1与文献1P40表3-2的碳钢的特性系数。计算安全系数故该轴在截面左侧强度是足够的。3）截面E右侧抗截面系数按文献1P373表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩T3及扭转切应力为过盈配合处由文献1P43附表3-8用插值法求出并取按磨削加工，文献1P44附图3-4表面质量系数轴未经表面强化处理，即，则按文献1P25式（3-12）和文献1P2

37、5式（3-12a）故得综合系数为又由文献1P39附表3-1与文献1P40附表3-2的碳钢的特性系数取；，取计算安全系数Sca故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗轮轴的设计即告结束。三、III轴的设计计算4.3.1轴III（输出轴）上的数据轴III（输出轴）上的功率，转速，转矩1078.13 N·M4.3.2求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径1504.3.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献1P370表15-3取=115，于是得第5章 键的选择和计算蜗杆轴与联轴器采用平键连接普通平键的连

38、接的强度条件为键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用应力为，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm，所以此键的强度为在许用应力范围之内，所以此键符合设计标准。第六章、其他附件的选择1窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内。2通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。选用简易

39、通气器M20×1.53 油面指示器油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。根据指导书表14.13，选用杆式油标M20。4放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。根据指导书表14.14，选用M20×1.5型油塞和垫片5起吊装置 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。根据指导书，箱盖选用吊耳d=16mm6定位销 根据指导书表11.30，选用销

40、GB/T 117-2000 A8×357 起盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。选用螺钉M12×30第七章 密封与润滑1齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级蜗杆浸油深度3050mm，取深h=32mm。根据指导书表16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。2滚动轴承的润滑选用脂润滑。根据表16-4 ，选用滚动轴承脂ZGN69-2。密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴的轴承两端采用凸缘式端盖。3.调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.4.密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.第8章 减速器铸造箱体的主要结构尺寸名称代号尺寸计算结果（）下箱座壁厚12上箱盖壁厚10下箱座剖分面处凸缘厚度b18上箱盖剖分面处凸缘厚度15地