机械设计基础课程设计说明书)

1、机械设计基础课程设计严谨求实 团结进取船舶与海洋工程2013级1班第3组组长：XXX组员：XXX XXX XXX二0五年六月二十七日机械设计基础课程设计说明设计题目：单级蜗轮蜗杆减速器学 院:航运与船舶工程学院专业班级：船舶与海洋工程专业学生姓名:XXX指导老师:XXX设计时间2015-6-27重庆交通大学航运与船舶工程学院2013级船舶与海洋工程机械设计基础课程设计任务书1. 设计任务设计某船舶锚传动系统中的蜗杆减速器及相关传动。2.传动系统参考方案（见下图）锚链输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入单级蜗杆减速 器3,再通过联轴器4,将动力传至输送锚机滚筒5,带动锚链6工作。1

2、锚链输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3单级蜗杆减速器;4 联轴器；5锚机滚筒；6锚链h f =JE3. 原始数据设锚链最大有效拉力为F（N）=3000 N，锚链工作速度为v=0.6 m/s，锚链滚 筒直径为d=280 mm4. 工作条件锚传动减速器在常温下连续工作、单向运动；空载起动，工作时有中等冲击； 锚链工作速度V的允许误差为士5%单班制（每班工作8h）,要求减速器设计寿命8年, 大修期为3年，小批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。5. 每个学生拟完成以下内容（1）减速器装配图1张（A1号或A0号图纸）。（2）零件工作图23张（如齿轮、轴或蜗杆等）。（3）设计计算说明书

3、1份（约60008000字）。1、运动学和动力学的计算2、传动件的设计计算3、蜗杆副上作用力的计算4、减速器箱体的主要结构尺寸5、蜗杆轴的设计计算6、键连接的设计7、轴及键连接校核计算&滚动轴承的寿命校核9、低速轴的设计与计算10、键连接的设计11、润滑油的选择12、附件设计13、减速器附件的选择参考文献:目录111415181922222324261、运动学和动力学的计算计算项目计算过程及说明计算结果、选择电动机式中:n、分别为联轴器（2个），蜗杆传n=0.75Pd =2.5KW1、选择电动机类型按工作要求和条件，选用 Y系列全封闭笼型三相异步电 动机。2、选择电动机功率工作机所需功

4、 率为：Pv=Fv/(1000 nw )=3000X 0.6/(1000X 0.96) 1.875KV；电动机的输出功率为：Pd二Pw/ n=Fv/1000 n n由电动机值工作几之间的总效率动的轴承（2对），滚筒轴承及蜗杆传动的效率。由参考文献机械设计课程设计手册贾北平韩贤武主编华 中科技出版社第7-8页表2-3n =0,79n =0.992、n =0.99、ns =0.98、贝J n=0.9922 0.992 0.98 0.79 =0.75Pd Pw/ n = 1.875/0.75=2.5KW3、确定电动机的转速滚筒的工作转速为nw = 60 1000V60 1000 0.6r/min 4

5、0.95r/minD280因为由参考文献机械设计课程设计手册贤武 主编 华中科技出版社第5-6页表2-2贾北平韩，蜗杆传动的传动比ii=1040,则总的传动比的合理范围i' = 10 40因此，电动机的转速的可选范围为nd i nw (1040) 40.95r / min (409.5 1638.0)r/min4、确定电动机的型号符合这一范围的电动机同步转速有750r/mi n、1000r/min、1500r/min。根据工作机所需要电动机输出功率Pd和电动机的同步转速，由参考文献机械设计课程设计手册 贾北平韩贤武主编华中科技出版社附录B可查出适用的电动机的型号分别为Y132S-6 Y

6、100L2-4Y132M-&相应的技术参数及传动比的比较情况见下表:nw40.95r/mini1 = 10 40nd (409.51638.0) r/min电动机型号：Y132S-6额定功率电动机转速(r/min)传动装置的传动比Ped /kW同步转满载转总传动比电动机的型号Y132S-6Y100L2-4Y132M-810001500750960143071023.4434.9217.39HDH综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 质量以及涡轮传动的传动比，选择Y132S-6型电动机较为合适，即电动机的额定功率ped=4kW满载转速nm=960r/min总传动比适中，传动装置较紧凑。Y13

7、2S-6型电动机的主要尺寸和安装尺寸见下表:itBAB中心高H外形尺寸底角 安装 尺寸AX B地脚 螺栓 孔直 径K轴身尺寸DX E装键部位尺 寸FX GX DLX( AC/2 + AD X HD132475 X 345 X315216X1401238 X8010X 33X 381)各轴的转速I 轴 n =960 r/minn 轴 nn =ni/ i。=960/23.44=40.96 r/min滚筒轴 nw=hn =44.96 r/min二、计算2)各轴的输入功率传动装置各轴的的运动和动n0=960 r/minn1=960 r/minn2=44.96r/minn w=44.96r/minn =

8、0.992、n =0.99、n3 =0.98、rn =0,79滚筒轴P1 =2.4552KWP1 =Pd nP2 =P1 nPW =P2nn=2.5 X 0.992x0.99=2.4552KWn4=2.428 X 0.99 X 0.79=1.92KWn = 1.875 X 0.992 X 0.98=1.867KWP2 =1.92KWPW =1.867KW53 5.04力参数3)各轴的输入转矩TO =24.87N?电动机轴 T0 =9550Pd/n0=9550 X 2.5 /960=24.87N ? m T1 =24.42N?T1 =9550P1/n1=9550 X 2.4552 /960=24

9、.42N ?m T2=447.66N?T2 =9550P2 /n2=9550 X 1.92/40.96=447.66N ? n】TW =435.30N? m滚筒轴TW=9550PW/nW=95501.867 /40.96=435.30N ? m参数电动机轴I轴n轴滚筒轴转速 n (r/min)96096040.9640.96输入功率P/KW2.52.45521.921.867输入转矩T(N? m)24.8724.42447.66435.30传动比23.442、传动件的设计计算2.1蜗杆副的设计计算 2.1.1选择材料蜗杆：45钢，表面淬火45-55HRC蜗轮：10-3铝青铜ZCuAI10Fe3

10、砂模铸造，假设相对滑动速度vs<6m/s2.1.2确定许用应力根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第201-202页表12-5和表12-6许用接触应力 （T H=200MPa许用弯曲应力 T F=80MPa 2.1.3参数的选择蜗杆头数Z1=2蜗轮齿数Z2=i ? Z1=23.44 X 2=46.88 贝J Z2 取 47KA=1.3使用系数综合弹性系数ZE=150接触系数Zp 取d1/a=0.4 由图12-11得，ZP=2.8见参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢程光蕴李仲生钱 瑞明 主编 高等教育出版社第201页图12-112.1.4

11、确定中心距aa 彳KaT2(ZeZH?f1502 80.3 524597 (-000-)2 144mm取整：a=145mmd10.68a0.875 0.681450.875532a dZ22 14547查询参考文献机械设计基础(第六版)杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第195页表12-1可得若取 m=6.3,d1=63mm 则 m2d12500.47mm3d2二mZ2=6.3X4.7=296.1mm2.1.4则中心距a为1a -(d1 d2)2验算蜗轮圆周速度(612v2、296.1)178.55mm相对滑动速度vs、及传动总效率n1)蜗轮圆周速度v2V2d2n260100

12、03.14296.160 10004096 0.635m/s2)导程角由tanmz,d1arcta n咚 11.31d13)相对滑动速度vsVs 60 1000cos3.14 63 96060 1000COS11.313.23m/s 6m/s与初选值相符，选用材料合适4)传动总效率n查询参考文献机械设计基础(第六版) 生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第(12-13)可知杨可桢204页表程光蕴李仲12-7及公式当量摩擦角1.60.82-0.85(0.95-0.97)J(0.950.97)an?11；原估计效率0.75与总效率相差较大，需要重新验算。2.1.5验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度验算公

13、式为F1.53KaT2 yd1d2mcosa2f其中当量齿数ZV爲cos齢49-85 查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢程光蕴李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第177页图11-8可得YFa22.41.53 1.3 447660,F 2.463 296.1 6.3 cos11.317.73 MPa f 80MPa2.2.2蜗轮相关几何尺寸分度圆直径d1 mq 63mmd1=63mm齿顶高ha1 m 6.3mmha1=6.3mm所以强度足够2.2计算蜗杆传动等其他几何尺寸 221蜗杆相关几何尺寸计算结果计算及其说明h1=14.20mmh1ha m m(hc )1 6.3 1.25 6.

14、3 14.2mmda1=75.60mm齿顶圆直径da1 m(q 2)6.3 (10 2)75.6mmdf1=47.88mm齿根圆直径df1 m(q 2.4)6.3 (10 2.4)47.88 mm蜗杆螺旋部分长度87.066b1=110mmb (11 0.06z2)m (11 0.06 47) 6.3(因为当 m<10寸，b1 加长 1525mm故取b1=110mm;参见参考文献机械设计常用公式速查手册张继东编机械工业出版社第103页）Pa1=19.78mm蜗杆轴向齿距Pa1m 3.14 6.3 19.78mm计算结果分度圆直径d2296.1mmd2=296.10mm计算及其说明齿顶圆直

15、径da2 m(z2 2)6.3 (47 2)308.7mmda2=308.70mm齿根圆直径df2m(z22.4)6.3 (472.4)280.98mmdf2=280.98mm外圆直径蜗轮齿宽de2da2 1.5m318.2mmde2=318.20mmb22m(0.5 Jq 1)48.09mmb2=48.09mm轮缘宽度0.75da1 56.70mm取 B=56.70mm2.2.3热平衡计算t取 15W/(m -C),取油温t=65 C,空气温度t=20 C ,通风良好, 传动效率n为0.75 ;由公式 t1000P(1)tAt得:3.1.2蜗杆上的作用力A 1000P(1)1.11m2其中

16、p1 =3kw t=45C3、蜗杆副上作用力的计算3.1.1已知条件1）高速轴传递的转矩T1=24870N-mm转速n1=960r/min分度圆直径d1=63mm2）低速轴传递的转矩T2=447660N-mm转速n2=40.96r/min分度圆直径d2=296.1mm2T11）圆周力F.1 -逬严775.238N其方向与力作用点圆周速度方向相反2）轴向力Fa1瓷気尸3023-71N2T22 447660其方向与蜗轮的转动方向相反3) 径向力 Fr1 Fa1 tan n 3023.71 tan201100.54N其中a n=20°其方向力由力的作用点指向轮1的转动中心3.1.3蜗轮上的

17、作用力蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、 轴向力、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为：Fa2=Ft1 ； Ft2=Fa1 ； Fr2=Fr14、减速器箱体的主要结构尺寸根据参考文献机械设计课程设计手册贾北平韩贤武主编华中科技出版社第18-20页表4-1和表4-3得单位：mm名称符号尺寸关系尺寸大小箱座壁厚S0.04 a +3810箱盖壁厚S 1S 1=0.085 S> 89箱盖凸缘厚度b11.5 S 113箱座凸缘厚度b1.5 S16箱座底凸缘厚度b22.5 S26地角螺钉直径df0.036 a +12M20地角螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径d10.75

18、 dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓Md2的间距l150200170轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) dfM10视孔盖螺钉直径d4(0.30.64) dfM8定位销直径d(0.70.8) d2M8Mdf、Md1 Md至外箱壁C1见表4-326,22,16距离Mdf、Md1 Md至凸缘边C2见表4-324,20,14缘距离轴承旁凸台半径R1C214凸台高度h根据低速轴轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距离11C1+C2+(510)5560箱盖、箱座肋骨m1 m2m仁 0.85 S 1、m2 0.85 S7.4、8.7轴承端盖外径D2D+(55.5),D-轴承外

19、径(125)125轴承旁螺栓距离ss D2125减速器零件的位置尺寸代名称荐用代名称荐用值号值/mm号/mm 1齿顶圆至箱体内壁距离15 7箱底至箱底内壁的距离20 2齿轮端面至箱体内壁距离10H减速器中心高轴承端面至箱体内壁距离箱体内壁至轴承座孔外端面 3轴承用脂润滑时4L1的距离轴承用油润滑时 4旋转零件间的轴向距离12L2箱体内壁轴向间距 5齿轮顶圆至周彪面的距离13L3轴承座孔外端面间距 6大齿轮顶圆至箱体底面内壁35e轴承端盖凸缘厚度12单位:mm间距5、蜗杆轴的设计计算5.1.1已知条件1）参数传递的功率 P 1=2.455KW 转速 n1=960r/min，转矩 T1=24.42

20、N ? m 分度圆直径 63mm df1=47.88 宽度 b1=110mm2）材料的选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用 常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面 采用淬火处理。5.1.2初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故 轴径可由下式求得：doJmm 118 3住受 16.14mm0.2 V n Y nV 960查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢程光蕴李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第250页表14-2可得45 钢的C值为118107,故取1185.2结构设计 521轴承部件结构设计蜗杆的速度为dmVs 60

21、 1000 cos601隘為 3.23m/S 6m/S根据参考文献机械设计课程设计手册贾北平韩贤武 主编华中科技出版社第16页得因为当蜗杆圆周速度V三45m/s时，采用蜗杆下置式当蜗杆圆周速度V>45m/s时，采用蜗杆上置式蜗杆下置时，润滑和冷却的条件比较好；所以 结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结 构，对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。5.2.2轴段的设计1 ）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为 了补偿误差，故采用弹性联轴器，查询参考文献机械设计基 础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编

22、高等教育 出版社第296页表17-1可得工作情况系数KA为2.3Tc KaT12.3 24.4256.17N ?m2）联轴器类型的确定及轴段的设计电动机的轴伸尺寸DX E=38X 80所以联轴器取型号为 LT6弹性套住销联轴器，其公称转矩为250N-m,许用转速为3800r/min （钢），轴孔直径范围为3242mm 毂孔直径取38mm轴孔长度去60mm J型轴孔，联轴器从动端 代号为 LT6 38 X 60 GB/T4323-2002。则相应的轴段直径为d1=38mm轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=58mm3）轴段的直径轴肩高度为h 0.07di 30.1di 5 0.07 38 30.1

23、 38 5 5.66 8.8mm 故，轴段的直径为d2 d12 （5.66 8.8）49.32 55.6mm该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为F2/T902010-91,则 d2=55mm4）轴段及轴段的设计65因为轴段及轴段上安装轴承， 考虑其受力情况，所以选用圆 锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承为 30214,根据参考 文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审唐一科贾北平主 编 华中科技大学出版社 第120页得其详细参数为轴承内径 d=60mm外径 D=110mr宽 B=22mm T=23.75，内圈定 位轴肩直径da=69mm外圈定位轴肩直径Da=96mma 22.3mm 蜗杆采用油

24、润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 3=4mm蜗杆浸油深度为(0.751)hi (0.75 1) 14.2 (10.65 14.2)mm蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为(D da1)/2(125 75.6)/2 24.7mm故取 d3=70mm,即 d3=d7=60mm l3=l7=B=22mm5) 轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴 承端盖等零件的尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离=12m(可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位置)由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸 缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓

25、直径M1Q取螺栓 GB/T5782 M10X 35,故轴承端盖厚 e=1.2 X d端螺=1.2 X10mm=12mm取 e=12mm调整垫片厚度 t=3mm联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K1=16mm轴承座外伸凸台高 t=5mm轴承 座长度为L' 55mm贝卩：L2二K1+e松 t+L - 3- L3=16+12+3+55-4-24=58mm6) 轴段和轴段的设计该轴段直径可以取轴承定位轴肩的直径：d4=d6=69mm轴段和的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离 1=15mn和蜗杆宽b1=130mm及壁厚、凸台高、轴承座长等确定：L4二L6二嘎+ 1 + S + t -L

26、+ 3-也=83mm2 27）轴段的设计轴段即为蜗杆段长L5=b1=110mm分度圆直径为63mm齿根圆直径 df1=47.88mm8）轴上力作用点间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距a=25.8m,贝J可得轴的支点及受力点间的距离为a (30 5824 23.7522.3)110.55mml 60 L L T2I2I3 T a L4士 (23.75 22.3 83 75.6 2)mm 122.25mm29）蜗杆的基本尺寸单位：mmd1l1d2l2d3l3d4l43858555860246983d5l5d6l6d7l775.61106983602410）画出轴的结构及相应尺寸6、键连接的设

27、计联轴器与轴段间采用 A型普通平键连接，根据参考文献机械 设计基础课程设计杨晓兰主审唐一科贾北平主编华中科技大学出版社第114页得，键的类型为：GB/T 1096键 10 X 8X 327、轴及键连接校核计算7.1轴的强度校核7.1.1求出水平面的支承反力RahRbh旦3775.238 118.25374.936N2 122.257.1.2求出垂直面的支承反力RavFr1l3Fa1d1/2 1100.54 122.25 3023.75 63/2I2 I32 122.25971.62NRbvFr1 Rav1100.54 971.62 128.92N7.1.3轴承A的总支承反力/ 2 RaV Ra

28、hRav2J374.9362971.6221041.45N轴承B的总支承反力I22122Rb VRbhRbv寸374.936128.92396.48 N7.1.4绘弯矩图1）绘垂直面的弯矩图M1V Rav12971.62 122.25118780.55N ?mm2）绘水平面的弯矩图M1HRh12374.936 122.2545835.926N ? mm17445.42N ?mm3）蜗杆受力点截面右侧为M1v' Rbv la149.084 122.254）合成弯矩M 1 Jm1h2 M1V2蜗杆受力点截面左侧为J45835.9262118780.552121658.31N ?mm蜗杆受力

29、点截面右侧为,2M1' JMjh2_'2J45835.9262 17445.422 49043.62N ?mm5）画转矩图T1=24157N - mm7.2校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其 抗弯截面系数为df/W 32347.8810776.12mm332抗扭截面系数为dfi316WT47.8821552.24mm316最大弯曲应力为M11 W121658.3110776.12扭剪应力为24420W21552.2411.29 MPa1.13 MPa如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力， 取折合系数a =0.6 ,当量应力为e J 12 4（F J11.2

30、92 4（0.6 1.13）2 11.37MPa （第三强度理论）查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明 主编 高等教育出版社第251页表14-3可得(7 e=11.37MP* (T 0b=70所以强度足够7.3蜗杆轴的挠度校核蜗杆的当量轴径为dv d3(T a)dsk dJe d7(T a) 82.00mm121 3I加64转动惯量为43.14 80C “642.219 10 mm64对于淬火钢需用最大挠度r=0.004m=0.004 x 6.3=0.0252mm取弹性模量E=2.1 x 105Mpa,则蜗杆中点挠度为122.25)30.00096 0.0252店12 F

31、r12 13J775.2382 1100.54248EI48 2.1 105 2.219 106(所以挠度满足7.4校核键连接强度联轴器处键连接的挤压应力为4T1p4 244206.38MPa p125150MPad1hl 38 8 50所以强度符合8滚动轴承的寿命校核8.1蜗杆轴:预期寿命：8X8X 365=23360查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明 主编 高等教育出版社第284页式（16-3）和（16-4）和表16-11V Fa/F r=2.75 e=1.5tana 0.05<2.75x=0.4 Y =1.1P二 XF+ YFa=2964.1£ =

32、10/3L 2 上= 1 132 1060n fpp 10 960 1.0 2964.1fjC10y=5434769h8.2低速轴:根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢程光蕴李仲生钱瑞明 主编 高等教育出版社第284页式（16-3）和（16-4）和表16-11V Fa/F r=0.7 e=1.5tan a 0.05<0.7X=0.4 Y =1.1P二 XF+ YFa=1015.8N£ =10/310fiCL h 二匹 -=10 1 132 10' =4330056880h 60n fpp10 42.78 1.0 1015.89、低速轴的设计与计算9.1.1已知条件1

33、）参数传递 的功率 P2=1.92KW, 转 速 n2=40.96r/min ,转 矩 T2=447660N m 分度圆直径 296.1mm 宽度 b2=48.09mm2）材料的选择和处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用 常用的45号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此采用调质 处理。9.1.2初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故 轴径可由下式求得：d 泸Sa 阻 oJZmm 42.55mm 0.2 ¥ n V n查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴李仲生钱瑞明 主编 高等教育出版社第250页表14-2可得45 钢的C值

34、为118107,故取118因为轴上有键，应增大轴径3%5%则d>42.55+42.55 X （0.030.05 ） =43.8344.68mm,故取 dmin=44mm9.2结构设计9.2.1轴段的设计1 ）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为了补偿误差，故采用弹性联轴器，根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育 出版社第296页表17-1可得工作情况系数KA为2.3Tc KaT22.3 447660 1029.618N ?mm所以联轴器取型号为GB/T 5014-2003中的LX3型联轴器符合要求，其公称转矩为1250N- m,

35、许用转速为4750r/min （钢），轴 孔直径范围为4048mm毂孔直径取48mm轴孔长度取84mm J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为 LX3 38 X 60 GB/T5014-2003。则相应的轴段直径为d1=48mm轴段长度略小于轮毂直径，故取L1=82mm2）轴段的直径轴段的直径为d2（0.07di 30.1di 5）di （0.07 48 30.1 48 5）54.36 57.8mm该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为55JB/ZQ4606-1997,则 d2=65mm3）轴段及轴段的设计因为轴段及轴段上安装轴承， 考虑其受力情况，所以选用圆锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承

36、为 30214,根据参考 文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审唐一科贾北平主 编 华中科技大学出版社第121页得其详细参数为轴承内径d=70mm外径 D=125mr宽B=24mm T=26.25，内圈定 位轴肩直径 da=79mm外圈定位轴肩直径 Da=11CH 116mm a 25.8m，故取 d3=70mm轴承采用脂润滑，需要设计挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 3=10mm故 d3=d6=70mm4）轴段的设计轴段上安装蜗轮，为方便蜗轮的安装，d4应该略大于d3,可定d4=75mm蜗轮轮毂的宽度范围为（1.21.8） d4=90135mn取其轮毂宽 度H=90mm其右端采用

37、轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端 面能够顶到齿轮端面，轴段长度应该比轮毂略短，故取L4=88mm5）轴段的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离A 2=15mm则L3=B+A 3+A 2+H-L4二(22+10+15+80-78) =49mm6）轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴 承端盖等零件的尺寸有关。轴承端盖连接螺栓直径为M8取螺栓GB/T5782M8X 35,故轴承端盖厚 e=1.2 X d 端螺=1.2 X 8mm=9.6m, 取e=10mm调整垫片厚度A t=2mm联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离 K1=15mm轴承座 外伸凸台高A t / =5mm,轴

38、承座厚度为L = S+c1+c2+（58）=6770mm贝y：取 L' =68mmL2=K1+e+A t+L ' - A 3-B=15+10+2+68-10-22=63 mm7）轴段的设计该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为h （0.07d430.1d45）（0.07 75 3 0.1 75 5）8.25 12.5mm取h=10mm则d5=95mm取轴段 的长度L5=10mm9）轴段的长度设计保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，贝JL6=L3-L5-2mm=49-10-2=37mm 10）轴上力作用点间距轴的支点及受力点间的距离为60I11_21_3 T2(3065 4978

39、3仃a)8023.75 201510 21)114.25mmHd1l1d2l2d3l3d4l44882656370497588d5l5d6l69510704980(23.75 21 10 15 y)mm 67.75mm单位：mm11）低速轴的设计尺寸I 213 T a 2310、键连接的设计联轴器与轴段间采用 A型普通平键连接，根据参考文献机械设计 基础课程设计杨晓兰 主审唐一科 贾北平主编 华中科技大学出版社第112页得，键的类型为GB/T 1096 键 12 X 8X 32 和键 16X 1011、润滑油的选择这样不仅可减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，以减小摩擦损失，提高传动

40、效g率，还可以防止锈蚀、降低噪声。减 速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于 等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。蜗杆轴承采用全损耗系统用油 L-AN150润滑油润滑。蜗轮轴承采用ZL-1锂基润滑脂润滑。12、附件设计经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、 联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：键的类型:单位：mm安装位置类型b (h9)h (h11)L9 (h14)蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处GB/T 1096 键10X 810832蜗轮与蜗轮轴联接处GB/T 1096 键12X 812832蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处GB/T 1096 键16X 10161032安装位置轴承型号外形尺寸dDTBC蜗杆GB/T297-1994(30212)6011023.752219蜗轮轴GB/T