单轮蜗杆蜗轮减速器结构设计说明

1、 . . . 单轮蜗杆蜗轮减速器结构设计摘 要此次设计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。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

2、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: 减速器；蜗轮蜗杆；传动 AbstractThe design of mechanical motion diagram design, including mechanical function analysis, craft operating process sure actuators choice, mechanical motion plan assess, institutions and the way to determine the size. This article

3、tells the story of conveyor belt transmission device - single grade worm reducer design process. The first review of transmission project, choose single level worm reducer gear, then as the speed reducer design calculation, using AutoCAD traditional 2-d planar design, complete worm reducer two-dimen

4、sion plane parts graph and the assembly drawing. Reducer is now widely used in mining, metallurgy, construction, chemical industry, light industry, transportation, manufacturing, aerospace and other various areas of the main control device. With high precision, high efficiency and high reliability e

5、tc. Humans use reducer for a long period of time, so the speed reducer understanding a considerable degree has reached, reducer also is varied, the form of each specific USES is also the development of human society and plays a great role in promoting. Keywords: reducer; worm gear and worm; drive 目

6、录第1章 设计的目的和意义1第2章设计计算中应该注意的问题32.1 度计算与结构工艺的关系32.2 设计过程中正确使用标准的重要性32.3 设计过程中零件结构设计与工艺性的关系42.4 设计过程中处理好理论计算与画图的关系52.5 绘图中应该注意的问题5第3章设计计算过程73.1 评述传动方案83.2 选择电动机83.3 设计蜗杆传动133.4 轴的结构设计253.5 设计蜗轮的过盈联接343.6 选择并演算滚动轴承353.7 选择并演算联轴器373.8 减速器的箱体与其附件41参考文献43致 4444 / 47第1章 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

7、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、结构与材料，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

8、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。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

9、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。第2章 设计计算中应该注意的问题2.1 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

10、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，以与加工工艺要求等，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

11、理的机械零件的。2.2 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

12、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。2.3 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

13、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，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。2.4 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

14、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

15、的设计过程。2.5 绘图中应该注意的问题2.5.1. 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. 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

16、. 设计的更新与修改问题筒的设计要更新或修改，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。第3章 设计计算过程蜗杆减速器的传动装置传动简图与其说明：3-1 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）：0.9

17、6工作情况：两班制，连续单向运转，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50°C；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。3.1 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，采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许

18、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。3.2 选择电动机3.2.1. 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. 选择电动机的容量电动机所需工作功率；按式： 由式： 因此： 由电动机至运输带的传动总效率为式中： 分别为联轴器，蜗轮蜗杆，轴承，卷筒的传动效率。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=0.98×0.8&

19、#215;0.993×0.98×0.96=0.72故：Pd=6200×0.81000×0.72=6.89kw3.2.3. 定电动机的转速卷筒轴工作转速为：n=60×1000×0.8/×0.28=54r/min按1表（一）推荐的传动比的合理围，取一级双头蜗杆传动的传动比；故电动机的转速围为nd=i*n=(10-40)×54=540-2160r/min符合这一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：方案功率

20、型号电动机转速重量价格传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比蜗杆传比减速器传 动比17.5Y132M-41500144012320028.2428.2428.2427.5Y160M-6100097011930019.0219.0219.0237.5Y160L-875072014540014.1214.1214.12综合考虑电动机和传动装置的尺寸，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： 型号额定功率满载时起动电流起动转矩最大转矩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.

21、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，电流A，3.2.4. 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：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. 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

22、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/minn2=n1/i=970/18=54r/minn3=n2=54r/min式中：为电动机满载转速，为1轴到2轴的传动比2各轴输入功率：P1=Pd×1=6.89×0.98=6.75kwP2= P1×2×3=6.75×0.8×0.99=5.35kwP3= P2×3×4=5.35×0.99×0.98=5.19kw3各轴的的输入转矩：电动机轴的输出转矩由式：Td=9550×Pd/n. 得 Td=67.8Nm T

23、1=Td×1=67.8×0.98=66.4NmT2= T1×2×3×i=66.4×0.8×0.99×18=946.6NmT3= T2×3×4=946.6×0.99×0.98=918.4Nm4各轴的输出功率：P1 = P1×3=6.75×0.99=6.68kwP2 = P2×3=5.35×0.99=5.3kwP3= P3×3=5.19×0.99=5.14kw5 各轴的输出转矩：T1 = T1×3=66.4&#

24、215;0.99=65.7NmT2 = T2×3=946.6×0.99=937.1NmT3= T3×3=918.4×0.99=909.2Nm6.运动和动力参数整理如下表所示：轴名功率转矩转速传动比效率输入输出输入输出电动机6.8967.89701 ：10.99I轴6.756.6866.465.7970180.99II轴5.355.3946.6937.1540.99III轴5.195.14918.4909.2541 ：10.99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，3.3 设计蜗杆传动3.3.1. 选择蜗杆传动类型选取圆

25、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. 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。（见3P260表13.3）蜗轮选用ZQSn10-1作轮缘，铸铁HT200作轮芯，（3P260表13.2）3.3.3. 按接触强度设计按接触强度公式进行设计计算1.确定栽荷系数K； （1）初定，设蜗轮圆周速度，查4P250表11-13，初取。（2）初定，假定中心距a=150500mm,并取8级精度，查4P251表11-14，初取。（3）初定，查4P251表11-14，设环境温度3540，取（4）初定，查4P252图11-4，取。（5）初定，查4

26、P252图11-5，取。（6）初定，查4P251表11-16，取。初定，查4P239表11-2推荐，在时取蜗杆头数Z=2，由4P238表11-1可看出，q值可取8，9，10，11，12，14，16暂取q=12则，查4P251表11-17得，。于是，初定载荷系数2.确定蜗轮扭矩；由式得，式中：蜗杆扭矩T1=9550×6.89/970=67.8Nm=6.78×104Nmm速比i=18传动效率按式：取p=90% 则：T2p=6.78×104×18×0.95=1.16×106Nmm1.确定；当时有式中：蜗轮齿数Z2=Z1×i=2&#

27、215;18=36故：Zzx=3.6/36×(9.75×36+18)=0.03按4P240表11-3取变位系数X=0则Zzxp=1.15×0.03=0.03452.确定许用接触应力，按式。（1）确定；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。Vs=5.2×104×n1×3T2=5.2×104×970×3937.1=4.9m/s因，故。（2）确定N；由4P248表11-10得（3）式中：为蜗轮转速n2=54r/min t为工作小时数

28、所以 N=60×54×2.15×104=6.97×107（4）确定；查4P247表11-8，蜗轮材料选用锡青铜ZQSn10-1,金属模铸造，查4P249表11-11得于是可得： H=1×8107/6.97×107×215=169N/mm综上可得： (qm3km)p=42750×1.49×1.16×106×0.03452/1692=3079.25mm3查4P253表11-18，初取，3.3.4. 精确确定主要几何参数1按式：校核（1）校核：蜗轮节圆直径d2=mz2=8×18&#

29、215;2=288mm蜗轮圆周速度：V2=d2n2/60×1000=×288×54/60×1000=0.813m/s<3m/s查4P250表11-13，得。（2）校核：传动中心距：a=0.5m(q+z2+2X)=0.5×8×(12+36+0)=192mm查4P251表11-14，得（3）校核：查4P251表11-17，得（4）校核：由式式中:由,可得当量摩擦角,查3P268表13-6得,故T2=T1××i=6.78×104×0.88×18=1.07×106Nmm（5）校

30、核：当Vs=4.9m/s，查3P241表11-8得。（6）校核：a =192mm>0.5(da1+mz2cos2)=0.5×8×(12+2)+8×36cos222=197.8mma=192mm<m(0.55z2-0.64-0.024a)+da1/2=8×(0.55×36-0.64-0.024×22×3.14/180)+8×14/2=209仍取，。2求：m3qkm=2845.07<3079.25mm33.3.5. 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，变位系数轴面齿

31、形角法面齿形角齿廓半径：蜗杆轴向齿厚：蜗杆法向齿厚：齿顶高：齿根高：径向间隙：全齿高：圆弧中心坐标：螺牙齿顶厚：螺牙齿根厚： 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)=0.5×8×(12+36+0)=192mm蜗杆分度圆柱上螺旋线升角：蜗杆节圆柱上螺旋线升角：蜗杆分度圆直径：蜗杆节圆直径：蜗杆齿顶圆直径：蜗杆齿根圆直径：蜗杆螺旋线长度： L=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.1×36)×8=128.8mm取L=128mm蜗杆分度圆法向弦齿高：蜗轮分度圆直径：d2=mz2=8×3

32、6=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：取蜗轮齿顶圆半径：蜗轮齿根圆弧半径：蜗杆轴向齿距和蜗轮齿距：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， 。蜗杆齿槽径向跳动公关：，查2P140表10-42得，。第三公差组：蜗杆齿型公差：，查2P139表10-40得，。和，标

33、在蜗杆工作图上。（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得，分度圆弧长，L=mz2/2=×8×36/2=452.16mm故。第二公差组：蜗轮齿距极限偏差，查2P140表10-41得，d2=mz2=8×36=288mm, 第三公差组：蜗轮齿形公差，查2P140表10-41得，（若对蜗杆副有接触斑点要求时，本项可不进行检验）。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，中心距： a=0.5m(q+z2+2X)=0.5×8×(12+36+2&

34、#215;0.5)=196mm传动中心距极限偏差：，则刀具与轮坏的中间平面极限偏差：，查2P141表10-44得，传动中间平面极限偏差：，则刀具与轮坏轴交角极限偏差：，查2P141表10-44得，蜗轮宽度：取B=80mm，则传动轴交角极限偏差：，则，标在蜗轮工作图上。（3）传动公差：查4P162表8-30得，8级精度传动对和不作检验，故传动公差不需标出。（4）蜗杆齿厚上下偏差：齿厚上偏差：齿厚下偏差：查2P143表10-48得，蜗杆公差：，则。蜗轮齿厚上下偏差：蜗轮分度圆上弧齿厚公称值：齿厚上偏差：齿厚下偏差：查2P143表10-48得，蜗轮齿厚公差：，则（5）精度标注： 8a-GB10089

35、-88（6）齿坏公差：见2P143表10-49。（7）表面粗糙度：见2P143表10-50。（8）蜗杆啮合特性表；基本参数轴向模数8蜗杆头数2蜗杆杆直径系数q12轴面齿形角22°齿顶高系数1顶隙系数0.2蜗杆螺旋线方向与升角轴向齿廓圆弧半径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传动中心距与偏差a192±0.05精度等级8b-GB10089-88误差检查项目轴向齿距累积公差0.045蜗杆齿槽径向跳动公差0.028齿形公差0.0408（9）蜗轮啮合特性表；基本参数模数m8齿数36轴面齿形角22°齿顶高系数1顶隙系数0.2螺旋角螺旋线方向右旋变位

36、系数X0.5蜗杆类型圆弧齿圆柱蜗杆蜗杆头数2相啮合蜗杆图号004传动中心距与偏差a192±0.05精度等级8b-GB10089-88误差检查项目齿距累积公差0.125齿距与极限偏差齿形公差0.028刀具与轮坯中心距极限偏差刀个与轮坯中间平面极限偏差刀个与轮坯交轴交角极限偏差3.4 轴的结构设计3.4.1. 蜗杆轴的设计选取45钢经调质处理，由2P25表2-7可得，由3P314表16-2得，许用扭转剪应力，系数。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：故有 d1(106-118)36.89/970=20

37、.4-22.7mm此为蜗杆轴的最小直径围，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，它所允许的轴径围为4045mm，故蜗杆轴与电动机相连接的轴径围应为4045mm之间。1 精确确定蜗杆轴各段直径；3-2 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的轴径围4045mm，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，与它相配合的密封毡圈的尺寸为：。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，深沟球轴承的尺寸为： 它的另一端

38、和一对反向安装的角接触球轴承相配合，它的尺寸为：故；轴径的确定：根据4P49的轴径尺寸标准系列，取。轴径的确定：为了蜗杆轴两边对称，取。轴径的确定：由于它与圆螺母相联接，故选取。查2P61得，圆螺母选用M55X2，它的尺寸为：3确定蜗杆轴各段的直径：3.4.2. 校核蜗杆轴1.计算齿轮所受的力：轴向力：Fa1=Ft2=2T2/d2=2×937.1×103/288=6508N圆周力：Ft1=Fa2=Ft2×tanr=6508×tan9.46=1009N径向力：Fr1=Fr2=Ft2×tann=6058×tan22=2629N2.轴的受力

39、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，按计算。现取，联轴器的外径。故Ft=2T/d=2×66.4×103/190=699NF0=0.35Ft=0.35×699=244.7N轴的受力简图如下 图3-3轴水平面的受力与弯矩图： 图3-4合成弯矩图：图3-5加在联轴器上的径向力所产生的受力与弯矩图：图3-6合成弯矩图：图3-7扭矩图：图3-8计算弯矩图：图3-93.轴垂直面的受力图与弯矩图：M=Fa1×d/2

40、=6508×96/2=3.12×105轴承A，B的支反力分别为：RAZ=Fr1×AB/2+M=2629×167.5+3.12×105/335=2246NRBZ=Fr1-RAZ=2629-2246=383ND点的弯矩：右： MDZ1=RAZ×AD=2246×175=3.93×105Nmm左： MDZ2=RBZ×BD=383×160=6.13×104NmmMDZ1- MDZ2=3.93×105-6.13×104=3.32×105NmmM4.轴水平面的受力与弯矩

41、图；轴承A，B的支反力：RAY=RBY=Ft1/2=1009/2=505ND点弯矩：MDY1=RAY×AD=505×175=8.83×104NmmMDY2=RBY×BD=505×160=8.07x104Nmm初步合成D点弯矩；MD1=MDZ12+MDY12=(3.93×105)2+(8.83×104)2=4.03×105NmmMD2=MDZ22+MDY22=(6.13×104)2+(8.07×104)2=1.01×105Nmm5.联轴器径向力的受力与弯矩图；轴承A，B的支反力：RA0=

42、F0×BC/AB=244.7*125/355=83.8NRB0=RA0+F0=83.8+244.7=328.5NB点的弯矩：右：MBD=F0×BC=244.7×125=3.06×104Nmm左：MBD=RA0×AB=83.8×335=2.8×104Nmm6.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：MD0=2.8×104×AD/AB=2.8×104×175/335=1.46×104Nmm右：MD1=MD1+MD0=4.03×105+1.46

43、×104=4.18×105Nmm左：MD2=MD2+MD0=1.01×105+1.46×104=1.16×105Nmm7.扭矩图；应力校正系数，扭转切应力按脉动循环变化，查3P315表16.3可得，8.计算弯矩图；D点弯矩：右：MD1ca=MD12+(aT)2=(4.18×105)2+(3.7×104)2=4.2×105Nmm左：MD2ca=MD22+(aT)2=(1.16×105)2+(3.7×104)2=1.22×105Nmm B点弯矩：右：MB1ca=MB22+(aT)2=(3.

44、06×104)2+(3.7×104)2=4.8×104Nmm 左：MB2ca=MB22+(aT)2=(2.8×104)2+(3.7×104)2=4.6×104Nmm9.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是危险截面。D截面校核：D截面的抗弯系数，查3P332附录7可得，查3P315表16.3可得， ，故满足强度要求。B截面校核：B截面的抗弯系数，查3P332附录7可得。查3P315表16.3可得， ，故满足强度要求。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

45、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：，抗扭截面系数：，弯矩：，扭矩：，弯曲应力：， ，（按对称循环变化）扭转应力：，（按对称循环变化）由，取，查表得：有效应力集中系数，。尺寸系数，。表面状态系数，（，） 取 寿命系数。 查3P41表3.2， ，等效系数：，安全系数：，查3P316可得，选，。故安全。从截面I的右侧看；抗弯截面系数：， 抗扭截面系数：， 弯曲应力：， ，（按对称循环变化）扭转应力：，查3P330附录表3可得，配合零件的综合影响系数。，查3P316可得，选，。故安全。3.5 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

46、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力来传递，为了工作可靠，应在配合面间装有螺钉。3.6 选择并演算滚动轴承由于蜗杆轴承受较大的轴向力，故

47、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。3-10 蜗杆轴承受力图3.6.1. 角接触球轴承的校核：因 ，则，四年一次大修。轴承寿命：，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：，查3P374表18.7可得：，故满足要求。3.6.2深沟球轴承的校核查2P63可得，深沟球轴承6212的参数：，查3P374表18.7可得：，故满足要求。3.6.3. 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：，故满足要求。3.7 选择并演算联轴器3.7.1. 选择联轴

48、器I考虑到Y160M6电动机满载转速，转速较高，故应选择带有弹性元件的挠性联轴器。所以选用弹性套柱销联轴器，根据电动机的轴径和与电动机轴径相联接的蜗杆轴径分别为42mm和40mm，选择YL7型弹性套柱销联轴器，它的型号为：。1校核联轴器I；查4P326可得弹性套柱销联轴器I的参数：，。查3P418可得，（选用45钢作柱销，45钢的）柱销的许用弯曲应力：，2.校核柱销弯曲强度：，。故满足要求。以上两式中K为栽荷系数，查3P406表19.3可得，。3.校核联轴器上键联接的强度：查2P51可得，选用普通平键联接。联轴器与电动机间用：键14X100 GB109679联轴器与减速器间用：键14X100 GB1096794.校核挤压强度：按式：校核式中：，（查2P51可得，） 与电动机相联 与蜗杆轴相联，与电动机相联，与蜗杆轴相联， （查3P126可得，当联轴器用铸铁时）联接电动机的：，联接蜗杆轴的：，故都满足要求。3.7.2. 选择联轴器II由于滚筒轴的转速较低n=54r/min，工作机栽荷有轻微冲击，从经济性的角度考虑宜选用凸缘联轴器。1载荷计算；运输带上的功率：，联轴器上传递的功率：， 联轴器II上的计算转矩：，式中：载荷系数：，查3P406表19.3。 名义转矩：，2选择联轴器II的型号；根据，n