蜗轮蜗杆减速器设计说明书

1、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减速器种类：蜗杆链条减速器减速器在室内工作，单向运转工作时有轻微震动，两班制。要求使用期限十年，大修期三年，速度误差允许 5%，小批量生产。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Y(112M-4)系列三相异步电动机。2、电动机容量(

2、1) 工作机所需功率FWFvP 2x102=2.4kw1000(2) 电动机的输出功率PdPdPw传动装置的总效率1234567式中，n 1、n 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10.75 ;轴承2 0.98 75 (三对)；联轴器30.99 ;滚筒4 0.95链传动50. 965则12345670. 6624故 Fd Pw 2.4/0.6624=3.6233kw3、电动机的转速(1) 工作机滚筒主轴转速60 1000 v “nw45.84 r/minDPv 2.4kw0.6624Fd 3.6233kwnw=45.84 r/min

3、型号额定功率同步转速满载转速质量Y112M-44.015001440470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Y112M-4,传动比分配nmia = 一= =114.55ni2(0.030.06)i =35取i涡=30所以i2=3.82ia =114.55三计算传动装置的运动和动力参数1）各轴传速nDn m,960rminn1nDiD9601960rmin压n i19603032 r minn3匹i232132rminn4n838rminPdPd4kwpPd 33.96kw巳p 212.9106kw

4、P3P2 232.824kw2）各轴输入功率i涡=30 i2 =3.82nD =960m =960minminn2 =inn3 =32inn 工=8.38r/minPd =4kwF工 P3 4 w 2.63kw3)各轴输入转矩T (N? m)Tn =9550X p/ niTi=9550X 3.96/960=39.393 N mE=9550X 2.9106/32=868.63 N mTa=9550X 2.824/32=842.79 N mTi=9550X 2.63/8.38=2985.7995 N m轴号功率P/kw转矩T/( N m)转速n/ r min 选择蜗杆的传动类型根据GB/T1008

5、5-1988的推荐，采用渐开式蜗杆（ZI） 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 为4555HRC蜗轮用铸锡磷青铜ZCS10P1，金属模铸造 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n =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n =0.75，电动机轴42960I轴3.9639.4960U轴2.824868.6332川轴2.9106842.7932工作轴2.6329854.79958.38将以上算得的运动及动力参数列表如下：四、传动

6、零件的设计计算蜗轮蜗杆P =3.96kwF22.9106kwF3 2.824kwR：2.63kwTi=39.393N mT2=868.63 N mTa=842.79 N mT4=2985.7995 N 则 T>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 ;由于转速不咼，冲不大， 可取载荷 Kv=1.05。则 K=KaKbK=1.15 X 1X 1.05 1.21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=160mpa/2确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比

7、值da=0.35 ,从图 11-8 得 Zp=2.9确定许用接触应力6 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6 h|'=268mpa应力循环次数 N=60X 1 X 32 X (10 X 250 X 2 X 8 X 0.15)=1152000071/8Khn=(10 /11520000)=0.9825寿命系数6 h= K hnX 6 h'=0.9825 X 268mpa=262.8mpa计算中心距根据公式：a> KT2(Ze Zp / 6 h) 21/3a > 1.21 X 868630

8、X (160 X 2.9/262.8) 2 1/3=148.53据实际数据验算，取中心距 a=160,i=30，故从表11-2中取模数m=8 mm分度圆直径d1=80mm这时，da=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，分度圆导程角丫 =5o42'48''蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664 mm蜗轮蜗杆：45钢 蜗轮:ZCS10P1T2=868630N- mmKv=1.05。贝 UK=KKbKv=1.15 X 1X 1.05 1.211/2ZE=160mpa

9、6 h'=268mpaN=11520000Khi=0.98256 h= 262.8mpaZ2=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乙=8 X 31=248 mm蜗轮喉圆直径：da2= d 2+ 2h a2=248+2X 8 X (1-0.5)=256 mm 蜗轮齿根圆直径：df2= d2- 2h f2=248-2 X 8X 1.7=220.8 mm 蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2d a2=160-(1/2)256=32 mm5、校核齿根弯曲疲劳强度6 f=(1.53KT/d drrOYa

10、zYBW 6 f当量齿数 Zv2-乙/cos r=31/(cos5.71) =31.47根据 X2= -0.5 , Zv2=31.47 ,查得齿形系数 Ya2=3.34 即，螺旋角系数 YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592 许用弯曲应力6 f= 6 f/ 心从表11-8中查得由ZGS10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力6 f/=56 mpa寿命系数 Kfn=(106/11520000) 1/9=0.7626 f=56 X 0.762=42.672 mpa6 f=(1.53 X 1.21 X 868630/80 X 248 X 8) X 3.36 X0.9592=32.65

11、34 mpaV6 f< 6 f，二符合要求6、验算效率nn =(0.950.96) tan 丫 /tan( 丫 + )丫 =5.71。；书v=arctan f v ； fv与相对滑速度VS有关VS= n dn/60 X 1000 cos 丫 = n X 80 X 960/60 X 1000 cos5.71。 =4.784 m/s从表11-8中用插值法查得fv=0.022432,书v=1.285，代入式中得 n =0.77>0.75，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

12、，蜗轮精度中选择 8级精度，侧隙种类a=160 ,i=30m=8 mm d1=80mmd2=248 mmda2=256 mmdf2 =220.8 mm rg2=32 mm乙2=31.47Ya2=3.34Y=0.95926 f/ =56 mpa20.7626 f=42.672 mpa6 f=32.6534 mpa为f,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

13、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 乙=29,大齿轮Z2=3.77 X 29=109.33=1102、按齿面接触强度设计d1t > 2.32 X (KT/ © d) (卩土 1/ 卩) (Ze/ 6 h) 21/3确定公式内的各计算数值 试选载荷系数K=1.3 计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N mm 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6 Hlim1 =600 mpa； 大齿轮接触疲劳强度

14、极限6 Hlim2=550 mpa 计算应力循环次数 N=60 X 32 X (10 X 250 X 16 X 0.15)=11520000 ; 2=11520000/3.77=3.056 X 106 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数 Khn=1.29; K hn=1.06 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数S=1，6 H| 1= Khn1 6 lim1 /S=1.29 X 600 mpa=774 mpa6 H| 2= KhN2，6 lim2 /S=1.06 X 550 mpa=583 mpa符合要求丫 =5.71。;VS=4.784 m/s小齿轮 Cr(调质)硬度：280HB

15、S大齿轮：45钢硬度：240HBS小齿轮Z1=29,齿轮 Z2=110Ta=842790N- mm© d=1计算 计算小齿轮分度圆直径dit, 6 H中较小的值6 h2, dit> 2.32X (KT/ © d) (卩土 1/ 卩) (Ze/ 6 h) 21/3=2.32 X (1.3 X 842790/1) (3.77 ± 1/3.77) (189.8/583) 21/3=122.42 mm 计算圆周速度 V。，V=n d1tm/60 X 1000=0.21m/s 计算齿宽 b= © d d1t=1X 122.42=122.42mm 计算齿宽与齿

16、高之比b/h模数 m= d1t/Z1=1.2 X 122.42/29=5.064 ,二 m=6, h=2.25 X6=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=1.02，直齿轮a =KFa =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，心=1.437。由 b/h=9.068 ,陥=1.437 ,A K=K KvKh Kh =1.25 X 1.02 X 1 X 1.437=1.832 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= d1t(K/ K t) 1/3

17、 =122.42 X (1.832/ 1.3)1/3=137.25mm 计算模数 m m=1.2 X d1/Z1=1.2 X 37.25/29=5.679，二取 m=63、按齿根弯曲强度设计21/Q由 m>(2KT1/ © d 乙) (YFaYsa/ 6 f)确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限6 fe=500 mpa大齿 轮弯曲疲劳强度极限6 fe2=380 mpa= 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 &N1-0.98 , ©2=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6f 1= Kfn1 6 fei/

18、S=0.98 X 500/1.4=350 mpa 6 f 2= Kfn2 6 fe2S=1.07 X 380/1.4=290.43 mpa 计算载荷系数 K, K=K KvKFa 后=1.25 X 1.02 X 1X 1.352=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 *a1 Ysai/ 6 F 1=2.53 X 1.62/350=0.01171 , W26 Hiim1=600 mpa6 Hiim2=550 mpaNi=11520000N=3.056 X

19、106Khn=1.29;Khn=1.066 h 1=774 mpa6 h 2=583 mpad1t > 122.42 mmV=0.21m/s b=122.42mmm=6b/h=9.068K/=1.02, Ka=1.25Kh =1.437K=1.832d1=137.25mmm=6Ysa讥 6 f 2=2.172 X 1.798/290.43=0.01345，二大齿轮的数值大设计计算1.2 X (2 X 1.724 X 842790/1 X 292) 0.01345 1/3=4.31，二 m取 5,二小齿轮数 乙=d1/m=137.25/528,二大齿轮齿数 乙=3.77 X 28=105.

20、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 d 1=Zm=28 5=140 mmd2=乙m=107X 5=535 mm计算中心距a=(d1+d2)/2=337.5 mm计算齿轮宽度b= © d d 1=1 X 140=140 mm取 B2=140 mm B1=145 mm6 fe1=500 mpa6 fe2=380 mpaKfn1=0.98, fn2=1.07 6 f 1=350 mpa 6 f 2=290.43 mpaK=1.724大齿轮的数值大m=5乙=107d1=140 mmd2=535 mma=337.5 mmb=140 mmR=140 mm

21、Bi=145mm五、轴的设计计算1轴径初算和联轴器选择根据公式 d > CX （P2/n 2）1/3=112X （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70mm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 mn，满足条件。因为轴肩需比前一段轴径610,又需大于79,故取

22、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 mmd> 50.37HL5型弹性柱销联轴

23、器第一段轴径63 mm第二段轴径为 65mm第三段轴内径 70mm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 ：47.5 mn第四段轴长：39mm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2 45，参考书上表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T2P2=2.9106 kw，T2=868630N- mmP2 2.9106 kw，T2 868630N mm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的

24、直径为d2 248 mmFt=7005N圆周力：Ft 2T22 8686307005NFr=2562.35Nd2248径向力.Fr F tan /cos 7005 tan20 /cos5 71'Ka=1.72562.35NTca=1476671N mmFa = Ft tan p= 7005 Xtan5 42'48" = 700.8N2、求轴上的载何水平：Fnh1Fnh27005NFnh1 69.1 68.6 Fnh2Fnh13489.8N有 Fnh1 3489.8N Fnh2 3515.2NFnh2 3515.2N垂直：Fnv1 Fnv2 2562.35NFnv1 6

25、9.1 68.6 Fnv2Fnv1 1276.48N有：Fnv1 1276.48NFnv21285.87NFNV2 1285.87N水平弯矩： Mh 241145.18N mmM H 241145.18N mm垂直弯矩：MV1 88204.768N mmM V1 88204.768N mmM V2 1305.5N mmM V2 1305.5N mm总弯矩：M1/ M 2 M 2256770.47191 N mm1、H2V12M2 v'M H2 MV22241148.7138 N mm根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图M1256770.5N mmM22411487N.mm从轴的结构图以及弯矩

26、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VFnh1 3489.8NFNv1 1276.48N支反力FNH2 3515.2NFNv2 1285.87NFM V188204.768 N mm弯矩MM H 241145.18N mmM V2 1305.5N mmM1 jM： M2v12256770.47191 N mm总弯矩M2 JM： M：2241148.7138 N mm扭矩TT2=868630N- mm6)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a =0.59，轴的计算应力(T =M2

27、+( a 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 ,60MPa . cW c -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=0.1 x 703=34300 mrn抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2 x 703=68600 mrna =0.59c =10.191 mpa1 60MPacW c -1 故安全.W=34300 mrn3W=68600 mm截面左侧的弯矩M为M=2567O.4791X (69.1-47.5)/69.仁80264 N mm截面上的扭矩T2为T 2=868630N mm截

28、面上的弯曲应力b 2.34MPaW截面上的扭转切应力 t =T/W2=12.66轴的材料为45钢，调质处理.由表15-1查得b 640MPa,1275MPa,1 155MPa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2.2112，1.52又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82,q0.85故有效应力集中系数按式(附3-4)为k b=1+q°( a -1)=1.993kt =1+q( a t-1)=1.67由附图3-2得尺寸系数=0.66由附图3-3得扭转尺寸系数& t =0.8轴按磨削加工,

29、由附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理,即q 1 ,则按式3-12及式3-12a 得综合系数值为K = k a/ £ a +1/ B a-1=3.1067Kt = k t/ £ t +1/ B t-1=2.174M=80264 N- mmT2=868630N- mmb 2.34MPaWt =T7W2=12.66a a=2.2112a t = 1.52q0.82, q 0.85k a=1.993k t =1.67£a=0.66£ t=0.80.92q 1Ka =3.1067又由3-1节和3-2节得碳钢的特性系数0.10.2,取0.10.05

30、0.1,取0.05于是,计算安全系数Sa= CT -1 /( K 小 +巾小 m) = 37.9St= T -1 /( K T C + 巾 T T m) = 14.072 2 1/2S ca= S S /( S c+S)=13.19 >> 1.5故可知其安全.(3)截面右侧333抗弯截面系数 W1=0.1d =0.1 X 80=51200 mm抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2 X 803=102400 mrn截面右侧的弯矩M为M=256770.479X (69.1-47.5)/69.仁80264 N mm截面上的扭矩T2为T 2=868630N mm截面上的弯曲应力c =M/

31、W=1.5676截面上的扭转切应力t =T/W2=8.483过盈配合处的k /值，由附表3-8用插入法求出，并k取 k /0.8k /, 于是得3.1k0.8 3.12.48轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理,即q 1 ,则按式3-12及式3-12a得综合系数值为Kt =2.174S. =37.9S =14.07Sca=13.19 >> 1.5故安全.W=51200 mrnW=102400 mrnM=80264 N- mmT2=868630N mmC =M/W=1.5676t =T?/W2=8.483k3 .1kc 2 .480.92k1K 13.

32、18k1K12.56于是,计算安全系数275S27555.7663.18 1.5676S 155 13.687ccc 8.4838.4832.6 0.05 2 2Sca= S . S /( S，+S2) 1/2=13.284 >> 1.5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1/31/3根据公式 d > CX (P1/n 1) =112X (3.96/960)=17.96mmT2=39.4N M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，按每个台阶差咼度为

33、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 mn， 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S，=58.13St =14.45Sca=

34、14.02 >> 1.5截面右侧的强度 也是足够的.d> 17.96mmT2=39.4N MTL型弹性套柱销 联轴器第一段轴径40mm第二段轴径为50mm第三段轴60 mm轴肩取直径为70mm第五段和第七段取整60mm60.8mm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第八段蜗杆齿长度为公式a）变位系数x 2= -0.5b）取（11+0.06Z2）m 与（10.5+z i ）m 较大值，得 103mmc）箱体主视图内壁距离为256+22=278mn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

35、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 两侧到各段轴承各有54mn空间。两轴肩各取10mr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2 45，参考书上表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. x hx L=18X 11 x

36、 125配合轴的直径为 d=63 mm第八段70mm第九段为轴承取60mm单圆头普通平键（A型）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P 100120MPa取其平均值P 110MPa键的工作长度匸L-b/2=125-9=116 mm键与轮彀的接触长度 k=0.5h=0.5 X 10=5 mm 由式6-1得6 p=2T2X 103/kld=2 X 868630/5 X 116X 63=47.54 Mpav 6 p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. X hX L=22X 14X

37、80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P 100 120MPa取其平均值P 110MPa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=0.5 X 14=7 mm 由式6-1得6 p=2T> X 103/kld=2 X 868630/7 X 69 X80=44.96 Mpav 6 p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 )p 110MPal=116 mmk=5 mm6 p=47.54 Mpapv 6 p强度合格圆头普通平键（A型）d=80

38、 mmP 110MPal=69 mmk=7 mm6 p=44.96 Mpa6 pv 6 p强度合格箱座壁厚sS =11 mm根据公式0.04a+3 >8, a=160 mm前面蜗杆中心距)，故圆整取为11 mm箱盖壁厚SiS 1=10 mm根据蜗杆在下：=0.858,取为10mm箱座凸缘厚度bb=16.5 mm根据1.5即为16.5 mm。箱盖凸缘厚度b1b1 =15mm根据1.5 S 1,圆整取为15 mm箱座底凸缘厚度b21b21=27.5 mm根据 2.5 S 1,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df=20

39、mm们选用20mmn=4地脚螺栓数目n=4d1=16 mm轴承旁连接螺栓直径d1根据 d1=0.75 d f=0.75 x 18=13.5，圆整取为 14 mm 派生 16mmd2=10 mm箱盖与箱座连接螺栓直径d2根据 d2=(0.50.6) d f，取为 9 mm 派生 10mmd3=8 mm(11)轴承端盖螺钉直径d3根据 d3=(0.40.5) d f，取为 8 mmd4=8 mm(12)视孔盖螺钉直径d4根据 d4=(0.30.4) d f，取为 8 mmd=8 mm(13)定位销直径d根据 d=(0.30.4) d 2，取为 8 mmR =22 mm(16)轴承旁凸台半径Rl 1

40、=47 mm由 R =C2,得出 R =22 mm(17)外箱壁至轴承座端面距离丨1 1=11 mm11= Ci+ C2+58,即取为 47 mm(18) 大齿轮顶圆与内机壁距离 i>5，取为11 mm(19) 齿轮端面与内机壁距离厶2>5，取为11 mm(20) 箱盖、箱座肋厚m、mm 仟 0.85 S 1、m 0.85 S 1,故 m 取为 8.5 mm m取为 9.35 mm其他：轴承端盖外径D2凸缘式端盖：D2=D+55.5c3，故取为160 mm嵌入式端盖：D2=1.25D+1O, D为轴承外径，取为120 mm 轴承旁联接螺栓距离s， s D2=160 mm九、润滑油选

41、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Fr1和Fr2 1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2P2=2.9106 kw，T2=868630N mm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为 d 2= 248 mm圆周力：Ft=2T7d2=7005.1N径向力：Fr= Ft tan a /cos B =2562.35N 轴向力 ：Fa= Ft tan B =700.8N(2) 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 2=11 mmM1=8.5 mm02=9.35D2=160 mmD2=120 mm s D2=160 mmP2=2.9106 kw，T2=868630N- mmFt=7005.1NFr=2562.35NFa=700.8N对于30214型轴承,由手册查得Cr=132kN