机械设计课程设计-一级蜗轮蜗杆减速器设计P=2750 n=8.6

1、机械设计减速器设计说明书全套图纸加V信153893706或扣 3346389411 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 蜗轮蜗杆传动的设计计算.8第六部分 开式齿轮传动的设计.15第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 7.1 蜗杆轴的设计.20 7.2 输出轴的设计.24第八部分 键联接的选择及校核计算.29 8.1 蜗杆轴键选择与校核.29 8

2、.2 输出轴键选择与校核.30第九部分 轴承的选择及校核计算.30 9.1 蜗杆轴的轴承计算与校核.30 9.2 输出轴的轴承计算与校核.31第十部分 联轴器的选择.32第十一部分 减速器的润滑和密封.33 11.1 减速器的润滑.33 11.2 减速器的密封.33第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.34设计小结.36参考文献.37第一部分 设计任务书一、初始数据 设计一级蜗轮蜗杆减速器，初始数据P = 2750w，n = 8.6r/m，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总

3、体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 蜗轮蜗杆传动的设计6. 开式齿轮传动的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：根据任务书要求，将开式齿轮设置在低速级。选择传动方案为电动机-一级蜗轮蜗杆减速器-开式齿轮传动-工作机。二. 计算传动装置总效率ha=h1h23h3h4h5=0.99×0.983

4、15;0.8×0.95×0.96=0.68h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为蜗杆传动的效率,h4为开式齿轮传动的效率,h5为工作机的效率。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择工作机的转速n:n=8.6r/min工作机的功率Pw:Pw = 2.75 KW电动机所需工作功率为:Pd=Pwa=2.750.68=4.04Kw工作机的转速为:n = 8.6 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮的传动比i1=35，一级蜗轮蜗杆减速器传动比i2=1040，则总传动比合理范围为ia=30200，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (30200)

5、×8.6 = 2581720r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和开式齿轮、减速器的传动比，选定型号为Y160M2-8的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速750r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm600×385254×21015mm42×11012×373.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工

6、作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nmn=7208.6= 83.72（2）分配传动装置传动比:ia=i×ik 式中ik、i分别为开式齿轮传动和蜗杆减速器的传动比。为使开式齿轮外廓尺寸不致过大，初步取ik=3.5，则蜗杆减速器传动比为:i=iaik=83.723.5=23.92第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:蜗杆轴：nI= nm=720rmin输出轴：nII=nIi=72023.92=30.1rmin开式小齿轮轴：nIII= nII=30.1rmin工作机轴：nIV=nIIIik=30.13.5=8.6rmin（2)各轴输入功率:蜗杆轴：PI= Pd

7、×1=4.04×0.99=4Kw输出轴：PII= PI×2×3=4×0.98×0.8=3.14Kw开式小齿轮轴：PIII= PII=3.14Kw工作机轴：PIV= PIII×2×4=3.14×0.98×0.95=2.92Kw则各轴的输出功率：蜗杆轴：PI'= PI×2=4×0.98=3.92Kw输出轴：PII'= PII×2=3.14×0.98=3.08Kw开式小齿轮轴：PIII'= PII'=3.08Kw(3)各轴输入转矩

8、:电动机轴的输出转矩:Td=9550×Pdnm=9550×4.04720=53.59Nm蜗杆轴：TI=9550×PInI=9550×4720=53.06Nm输出轴：TII=9550×PIInII=9550×3.1430.1=996.25Nm开式小齿轮轴：TIII=9550×PIIInIII=9550×3.1430.1=996.25Nm工作机轴：TIV=9550×PIVnIV=9550×2.928.6=3242.56Nm输出转矩为：蜗杆轴：TI'= TI×2=53.06×

9、;0.98=52Nm输出轴：TII'= TII×2=996.25×0.98=976.32Nm开式小齿轮轴：TIII'= TII'=976.32Nm第五部分 蜗轮蜗杆传动的设计计算1.选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料及精度等级 考虑蜗杆的功率和速度，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，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。选用8级精度。3.按齿面接触疲劳强

10、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。由式（11-10）m2d1KT2480Z2H2（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2 根据第四部分计算T2=9.55×103P2n2=9.55×103×3.1430.1=996.25Nm（2）确定载荷系数K 根据减速器工作条件，取载荷分布不均系数Kb = 1；由表11-5选取使用系数KA = 1；根据减速器工作条件可取动载系数KV = 1.05；则：K=KAKKV=1×1×1.05=1.05（3）确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故

11、ZE = 160 MPa1/2（4）确定蜗杆头数Z1和蜗轮齿数Z2 根据传动比选择蜗杆头数Z1 = 2，则蜗轮齿数Z2 = Z1×i1 = 47.84，取Z2 = 48（5）确定许用接触应力sH 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力sH = 268 MPa应力循环次数 N=60n2jLh=60×30.1×1×10×1×8×300=4.33×107寿命系数：KHN=8107N=81074.33×107=0.8325则：H=KHN×

12、H'=0.8325×268=223MPa（6）计算m2d1值m2d1KT2480Z2H2=1.05×996.25×1000×48048×2232=2103.53mm3因Z1 = 2，故从表11-2中取模数m = 6.3 mm，蜗杆分度圆直径d1 = 63 mm。4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）中心距a=d1+d22=63+6.3×482=182.7mm（2）蜗杆轴向齿距：pa=m=×6.3=19.782mm直径系数：q=d1m=636.3=10齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=63+2×1

13、15;6.3=75.6mm齿根圆直径：df1=d1-2ha*+c*m=63-2×1+0.2×6.3=47.88mm分度圆导程角：=11.31°=11°18'36蜗杆轴向齿厚：sa=0.5m=0.5××6.3=9.891mm蜗杆宽度：b111+0.06×Z2m+25=11+0.06×48×6.3+25=112mm（3）蜗轮蜗轮分度圆直径：d2=mZ2=6.3×48=302.4mm蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha*m=302.4+2×1×6.3=315mm蜗轮齿根圆直径

14、：df2=d2-2ha*+c*m=302.4-2×1+0.2×6.3=287.28mm蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-0.5da2=182.7-0.5×315=25.2mm蜗轮宽度：B0.75da1=0.75×75.656mm蜗轮顶圆直径：de2da2+1.5m=315+1.5×6.3324mm5.校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF当量齿数：Zv2=Z2cos3=48cos11.31°3=50.91根据Zv2 = 50.91，从图11-17中可查得齿形系数YFa2 = 2.34螺旋角系数：Y=1-140

15、6;=1-11.31°140°=0.9192许用弯曲应力： 从表11-8中查得铸锡磷青铜ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F = 56 MPa寿命系数：KFN=9106N=91064.33×107=0.6578F=F'×KFN=56×0.6578=36.837MPaF=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.53×1.05×996.25×100063×302.4×6.3×2.34×0.9192=28.682MPa36.837MPa弯曲强度是满足的。6.验算

16、效率相对滑动速度：Vs=d1n160×1000cos=×63×72060×1000cos11.31°=2.421ms从表11-18中用插值法查得fv = 0.0308、v = 1.765；已知 = 11°1836 = 11.31°代入下式中得：=0.96×tantan+v=0.96×tan11.31°tan11.31°+1.765°=0.837.热平衡核算 取油温t0 = 70，周围空气温度ta = 20，通风良好，取d = 15 W/(m2·)，传动效率为 = 0

17、.83，则散热面积S为S=1000P11-dt0-ta=1000×4×1-0.8315×70-20=0.91m2主要设计结论 模数m = 6.3 mm，蜗杆分度圆直径d1 = 63 mm，蜗杆头数Z1 = 2，蜗轮齿数Z2 = 48，中心距a = 182.7 mm。蜗杆材料用45钢，齿面淬火；蜗轮材料用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。其他重要齿轮参数总结和计算名称代号计算关系式取值蜗杆直径系数qq = d1/m10蜗杆轴向齿距papa = ×m19.782mm蜗杆导程pzpz = ×m×Z139.56mm蜗杆分度圆直径d1d

18、1 = m×q63mm蜗杆齿顶圆直径da1da1 = d1+2×ha×m75.6mm蜗杆齿根圆直径df1df1 = d1-2×(ha+c)×m47.88mm蜗杆导程角tan =mZ1/d1 = Z1/q11°1836蜗杆齿宽b1b1(11+0.06×Z2)×m+25112mm蜗轮分度圆直径d2d2 =m×Z2302.4mm蜗轮喉圆直径da2da2 =d2+2×ha×m315mm蜗轮齿根圆直径df2df2 =d2-2×(ha+c)×m287.28mm蜗轮咽喉母圆半径r

19、g2rg2 =a-0.5×da225.2mm蜗轮宽度BB0.75da156mm蜗轮顶圆直径de2de2da2+1.5×m324mm第六部分 开式齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 25×3.5 = 87.5，取z2= 88。（4）压力角a = 20°。2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KFt =

20、1.6。计算小齿轮传递的转矩T4 = 996.25 N/m选取齿宽系数d = 1。计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y 。aa1 = arccosz1cosa/(z1+2han*) = arccos25×cos20°/(25+2×1) = 29.54°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2han*) = arccos88×cos20°/(88+2×1) = 23.25°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 25×(tan29.54°-t

21、an20°)+88×(tan23.25°-tan20°)/2 = 1.726重合度系数：Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.726 = 0.685由齿数查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.79计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×30.1×1×10

22、5;300×1×8 = 4.33×107大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 4.33×107/3.5 = 1.24×107由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.9、KFN2 = 0.95取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 321.43 MPasF2 = = = 257.86 MPa = = .013 = = .0155因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 = = .01552）试算齿轮模数 = 3.783 mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1 = mntz1 = 3.783

23、5;25 = 94.575 mmv = = = .15 m/s齿宽bb = = = 94.575 mm齿高h及宽高比b/hh = (2han*+cn*)mnt = (2×1+0.25)×3.783 = 8.512 mmb/h = 94.575/8.512 = 11.112）计算实际载荷系数KF由表查得使用系数KA = 1。根据v = .15 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.02。齿轮的圆周力Ft1 = 2T4/d1 = 2×1000×996.25/94.575 = 21067.936 NKAFt1/b = 1×21067.936

24、/94.575 = 222.76 N/mm > 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KFa = 1.1。由表用插值法查得KHb = 1.171，结合b/h = 11.11查图，得KFb = 1.141。则载荷系数为：KF = KAKVKFaKFb = 1×1.02×1.1×1.141 = 1.283）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn = = = 3.512 mm模数取为标准值m = 4 mm。3.几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = z1m = 25×4 = 100 mmd2 = z2m = 88×4 = 352 m

25、m（2）计算中心距a = (d1+d2)/2 = (100+352)/2 = 226 mm（3）计算齿轮宽度b = sd×d1 = 1×100 = 100 mm取b2 = 100 mm、b1 = 105 mm。4.主要设计结论 齿数z1 = 25、z2 = 88，模数m = 4 mm，压力角a = 20°，中心距a = 226 mm，齿宽b1 = 105 mm、b2 = 100 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m4mm4mm齿数z2588齿宽b105mm100mm分度圆直径d100mm352mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙

26、系数c0.250.25齿顶高ham×ha4mm4mm齿根高hfm×(ha+c)5mm5mm全齿高hha+hf9mm9mm齿顶圆直径dad+2×ha108mm360mm齿根圆直径dfd-2×hf90mm342mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 蜗杆轴的设计1.蜗杆轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 4 KW n1 = 720 r/min T1 = 53.06 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知蜗杆的分度圆直径为:d1 = 63 mm 蜗轮的分度圆直径为:d2 = 302.4 mm 则:Ft=2T1d1=2×1000×

27、;53.0663=1684.4NFa=2T2d2=2×1000×996.25302.4=6589NFr=Fa×tan=6589×tan20°=2396.9N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：dmin=A0×3P1n1=112 ×34720=19.8mm 蜗杆轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT1，查表，考虑转矩变化很小，故取KA

28、= 1.3，则:Tca=KAT1=1.3×53.06=69Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时考虑电机轴直径42mm，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为35 mm故取d12 = 35 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60 mm。4.轴的结构设计图5.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，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 40 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 45 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60 mm，为了保证轴端挡

29、圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些，现取l12 = 58 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T = 45×85×20.75 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取挡油环的宽度为2，则l34 = l78 = 20.75+2 = 22.75 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此

30、，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于蜗杆和蜗杆轴是一体轴。所以l56 = b1 = 112 mm，d56 = da1 = 75.6 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取蜗轮顶圆距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 2 mm，取蜗杆轴安装轴承处箱体内凸台距箱体内壁距离为t，取t = 10+T+2 = 10+20.75+2 = 32.75 mm，则l45 = l67 = (2×+de2-2×t-b1-2×(d

31、a1-d45)/4)/2 = (2×16+324-2×32.75-112-2×(75.6-52)/4)/2 = 83.35 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图: 根据30209轴承查手册得a = 18.6 mm 第一段轴中点距左支点距离L1 = (58/2+50+18.6)mm = 97.6 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (112/2+22.75+83.35+(75.6-52)/4-18.6)mm = 149.4 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (112/2+22.75+83.35+(75.6-52)/4-

32、18.6)mm = 149.4 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FNH1=FtL2L2+L3=1684.4×149.4149.4+149.4=842.2NFNH2=FtL3L2+L3=1684.4×149.4149.4+149.4=842.2N垂直面支反力：FNV1=FrL2+Fa×d12L2+L3=2396.9×149.4+6589×632149.4+149.4=1893.1NFNV2=Fr-FNV1=2396.9-1893.1=503.8N右侧轴承1的总支承反力：FH1=FNH12+FNV12=842.22+1893.12=2071.

33、99N左侧轴承2的总支承反力：FH2=FNH22+FNV22=842.22+503.82=981.38N3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：蜗杆受力点截面C处的水平弯矩：MCH=FNH1L3=842.2×149.4=125824.68Nmm4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：蜗杆受力点C处左侧的垂直弯矩：MCV左=FNV2L2=503.8×149.4=75267.72Nmm蜗杆受力点C处右侧的垂直弯矩：MCV右=FNV1L3=1893.1×149.4=282829.14Nmm5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：蜗杆受力点C处左侧的合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=12

34、5824.682+75267.722=146618.82Nmm蜗杆受力点C处右侧的合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=125824.682+282829.142=309554.8Nmm6）绘制扭矩图T=T1=53060Nmm7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处的当量弯矩：MVA=MA2+T12=02+0.6×1000×53.062=31836Nmm截面B处的当量弯矩：MVB=MB2+T12=02+0.6×1000×53.062=31836Nmm截面C处左侧的当量弯矩：MVC左=MC左2+T12=146618.822+0.6×1000

35、5;53.062=150035.36Nmm截面C处右侧的当量弯矩：MVC右=MC右2+T12=309554.82+0.6×1000×53.062=311187.57Nmm截面D处的当量弯矩：MVD=MD2+T12=02+0.6×1000×53.062=31836Nmm8）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C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，则轴的计算应力：ca=McaW=M12+T12W=146618.822+0.6×

36、;53.06×100020.1×633=6MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.14 KW n2 = 30.1 r/min T2 = 996.25 Nm2.求作用在蜗轮上的力 已知蜗杆的分度圆直径为:d1 = 63 mm 已知蜗轮的分度圆直径为:d2 = 302.4 mm 则:Ft=2T2d2=2×1000×996.25302.4=6589NFa=2T1d1=2×1000×53.

37、0663=1684.4NFr=Ft×tan=6589×tan20°=2396.9N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin=A0×3P2n2=112 ×33.1430.1=52.7mm 输出轴的最小直径是安装开式小齿轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 55 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足开式小齿轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 60 mm；

38、左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 65 mm，为保证开式小齿轮定位可靠，取l12 = 105 - 2 = 103 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 60 mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30213，其尺寸为d×D×T = 65mm×120mm×24.75mm，故d34 = d67 = 65 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 24.75+15 = 39.75 mm 左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30213型轴承的定位轴肩高

39、度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 74 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 70 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。取蜗轮轮毂的宽度为L = 93 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 91 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外齿轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取蜗轮轮毂端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 24.75 mm，则l34 = T+s+2 = 24.

40、75+8+16+2 = 50.75 mml56 = s+T-l67 = 8+16+24.75-39.75 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图: 根据30213轴承查手册得a = 23.8 mm 齿宽中点距左支点距离L1 = (93/2+9+39.75-23.8)mm = 71.4 mm 齿宽中点距右支点距离L2 = (93/2-2+50.75-23.8)mm = 71.4 mm 第一段受力中点距右支点距离L3 = (103/2+50+23.8)mm = 125.3 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FNH1=FrL1+Fa×

41、;d22L1+L2=2396.9×71.4+1684.4×302.4271.4+71.4=2981.93NFNH2=Fr-FNH1=2396.9-2981.93=-585.03N垂直面支反力：FNV1=FtL1L1+L2=6589×71.471.4+71.4=3294.5NFNV2=FtL2L1+L2=6589×71.471.4+71.4=3294.5N右侧轴承1的总支承反力：FH1=FNH12+FNV12=2981.932+3294.52=4443.61N左侧轴承2的总支承反力：FH2=FNH22+FNV22=-585.032+3294.52=3346

42、.04N3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的水平弯矩：MAH=MBH=0齿轮所在轴截面C右侧在水平面上所受弯矩：MCH右=FNH1L1=2981.93×71.4=212909.8Nmm齿轮所在轴截面C左侧在水平面上所受弯矩：MCH左=FNH1L1-Fa×d22=2981.93×71.4-1684.4×302.42=-41771.48Nmm截面D在水平面上所受弯矩：MDH=04）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A在垂直面上所受弯矩：MAV=0截面B在垂直面上所受弯矩：MBV=0齿轮所在轴截面C在垂直面上所受弯矩：MCV=FNV1L1=329

43、4.5×71.4=235227.3Nmm截面D在垂直面上所受弯矩：MDV=05）计算合成弯矩并绘制弯矩图：截面A处的合成弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处的合成弯矩：MB=MBH2+MBV2=02+02=0Nmm齿轮所在截面C处的合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=(2+235227.32=235227.3Nmm截面D处的合成弯矩：MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm6）绘制扭矩图T=T2=996250Nmm7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处的当量弯矩：MVA=MA2+T22=02+0.6×1000×996.252=59775

44、0Nmm截面B处的当量弯矩：MVB=MB2+T22=02+0.6×1000×996.252=597750Nmm截面C处的当量弯矩：MVC=MC2+T22=235227.32+0.6×1000×996.252=642368.23Nmm截面D处的当量弯矩：MVD=MD2+T22=02+0.6×1000×996.252=597750Nmm8）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C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，则

45、轴的计算应力：ca=McaW=M12+T22W=235227.32+0.6×996.25×100020.1×703=18.7MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接触长度:l' = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dF=0.25×8

46、×40×35×1201000=336NmTT1，故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与蜗轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 20mm×12mm×80mm，接触长度:l' = 80-20 = 60 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dF=0.25×12×60×70×1201000=1512NmTT2，故键满足强度要求。2）输出轴与开式小齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 16mm×1

47、0mm×100mm，接触长度:l' = 100-16 = 84 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dF=0.25×10×84×55×1201000=1386NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=10×1×8×300=24000h9.1 蜗杆轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×239

48、6.9+0×6589=2396.9N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×10360n1Lh106=2396.9×10360×720×24000106=19247N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30209轴承，Cr = 67.8 KN，由课本式11-3有：Lh=10660n1CP103=10660×72067.8×10002396.9103=1.6×106hLh所以轴承预期寿命足够。9.2 输出轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数

49、X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×2396.9+0×1684.4=2396.9N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×10360n2Lh106=2396.9×10360×30.1×24000106=7426N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30213轴承，Cr = 120 KN，由课本式11-3有：Lh=10660n2CP103=10660×30.1120×10002396.9103=2.56×108hLh所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴

50、器的选择1.载荷计算公称转矩：T=T1=53.06Nm由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：Tca=KAT1=1.3×53.06=69Nm2.型号选择 选用LT5型联轴器，联轴器许用转矩为T = 125 Nm，许用最大转速为n = 4600 r/min，轴孔直径为35 mm，轴孔长度为60 mm。Tca=69NmT=125Nmn1=720rminn=4600rmin联轴器满足要求，故合用。第十一部分 减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸

51、油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177 cSt。2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑

52、剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = .51 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。11.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设

53、置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1 减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还

54、可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：查辅导书手册得具体尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 42.放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：3.油标（油尺） 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最

55、低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：4.通气器 通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊耳和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊耳的示例和尺寸如下图所示：吊耳尺寸计算：C3 = 5×1 = 5×10 = 50 mmC4 = 1.5×C3 = 1.5×50 = 75 mmb = 2×1 = 2×10 = 20 mmR = C4