两级蜗轮蜗杆减速器说明书(课程设计附CAD图)

1、机械设计课程设计计算说明书题目设计电动机卷扬机传动装置专业班级机械设计制造及其自动化08级1班学号7011209073学生姓名管玉峰指导教师黄兴元南昌大学科学技术学院2011年12月南昌大学科学技术学院机械设计课程设计任务书学生姓名管玉峰专业班级09机械设计制造及其自动化（2）班学号7011209073指导教师职称教研室题目设计电动卷扬机传动装置编号W10传动系统图：原始数据：钢绳拉力F/kN钢绳速度v/(m-min-1)卷筒直径D/mm2.20.9320工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度允许误差为5%要求完成：1减速器装配图1张（A2）

2、。零件工作图2张（箱体和轴）。设计说明书1份，6000-8000字。开始日期2011年12月19日完成日期2012年0月_0乙日2011年01月07日目录TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark61电机选择1 HYPERLINK l bookmark82选择传动比2 HYPERLINK l bookmark102.1总传动比2 HYPERLINK l bookmark18减速装置的传动比分配2 HYPERLINK l bookmark243各轴的参数2 HYPERLINK l bookmark283.1各轴的转速2各轴的输入功率3各轴的输出功率3各轴的输入转矩3各轴

3、的输出转矩3 HYPERLINK l bookmark40各轴的运动参数表4 HYPERLINK l bookmark424.蜗轮蜗杆的选择4 HYPERLINK l bookmark444.1选择蜗轮蜗杆的传动类型4 HYPERLINK l bookmark48选择材料4 HYPERLINK l bookmark504.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设5 HYPERLINK l bookmark804.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸64.5校核齿根弯曲疲劳强度7验算效率7 HYPERLINK l bookmark82精度等级公差和表面粗糙度的确定8 HYPERLINK l bookmark

4、845圆柱齿轮的设计8 HYPERLINK l bookmark86材料选择8 HYPERLINK l bookmark885.2按齿面接触强度计算设计8 HYPERLINK l bookmark90计算9 HYPERLINK l bookmark92按齿根弯曲强度计算设计10 HYPERLINK l bookmark112取几何尺寸计算11 HYPERLINK l bookmark1186轴的设计计算12 HYPERLINK l bookmark1206.1蜗杆轴12 HYPERLINK l bookmark1226.1.1按扭矩初算轴径12 HYPERLINK l bookmark1266

5、.1.2蜗杆的结构设计12 HYPERLINK l bookmark1346.2蜗轮轴13 HYPERLINK l bookmark1366.2.1输出轴的设计计算13 HYPERLINK l bookmark1386.2.2轴的结构设计14 HYPERLINK l bookmark1406.3蜗杆轴的校核15 HYPERLINK l bookmark1426.3.1求轴上的载荷15 HYPERLINK l bookmark1466.3.2精度校核轴的疲劳强度186.4蜗轮轴的强度校核20 HYPERLINK l bookmark1726.4.1精度校核轴的疲劳强度236.4.2精度校核轴的疲

6、劳强度23 HYPERLINK l bookmark1767.滚动轴承的选择及校核计算25 HYPERLINK l bookmark1787.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算267.2蜗杆轴上轴承的选择计算27 HYPERLINK l bookmark1808.键连接的选择及校核计算30 HYPERLINK l bookmark182输入轴与电动机轴采用平键连接30 HYPERLINK l bookmark184输出轴与联轴器连接采用平键连接30输出轴与蜗轮连接用平键连接31 HYPERLINK l bookmark1869联轴器的选择计算319.1与电机输出轴的配合的联轴器319.2与二级齿

7、轮降速齿轮轴配合的联轴器32 HYPERLINK l bookmark18810.润滑和密封说明3210.1润滑说明3210.2密封说明33 HYPERLINK l bookmark19011拆装和调整的说明3312减速箱体的附件说明33 HYPERLINK l bookmark19413.设计小结33 HYPERLINK l bookmark19614参考文献34 工作机所需输入功率p，Fv/Pw/ooow所需电动机的输出功率pd1电机选择817x1000 x丄型，2.34kw1000 x0.97PP，w，3.54kwda传递装置总效率，24a12345式中：:蜗杆的传动效率0.751:每对

8、轴承的传动效率0.982:直齿圆柱齿轮的传动效率0.973:联轴器的效率0.994:卷筒的传动效率0.965所以n，0.75x0.984x0.97x0.992,0.6577a234P，3.5578kwd0.6577故选电动机的额定功率为4kw8Vx1000 x6060vccc/cr”H.n，60 x1000 x60，7.72rmin卷兀D3.14x330n，iin，(35)x(740)x7.72卷蜗齿卷，(162.121544)rmin符合这一要求的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min电机容量的选择比较：p，2.34kwwp，3.54kwd，0.6577an，7.

9、72r/min卷 表1.1电动机的比较万案型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min重量价格1Y160M-814750720重高2Y132M-6141000960中中3Y112M-4415001440轻低考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y132M-6D的电动机。i2选择传动比2.1总传动比n960=朋124.35an7.72卷2.2减速装置的传动比分配iii124.35a蜗齿所以i31.0875蜗3各轴的参数将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴II轴III轴IV轴：,0-1、,、,、,依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴I

10、III-IIII-IIIIII-V轴与V轴的传动效率贝V：3.1各轴的转速n960r/minn960nr30.8806r/minIIi31.0875蜗nn30.8806r/miniiiIIn32.n=ffh7.72r/mmivi4.01齿3.2各轴的输入功率轴PP耳二3.5578x0.99=3.5222kwId0-1轴PP耳3.5222x0.75x0.98=2.5888kwiiii，ii卄小PP耳2.5888x0.99x0.98III轴iiiiiii，iii2.5117kw柚PP耳2.5117x0.97x0.98IV轴iViiiiii，V2.3876kw3.3各轴的输出功率轴PPn3.5222

11、x0.98=3.4518kwi0-1轴PPn2.5888x0.98=2.5370kwiii，iiIII轴PPn2.5117x0.982.4615kwiiii，iiiV轴PPn2.3876x0.98=2.3398kwiVIIIIII，V3.4各轴的输入转矩P35578电动机T9550亠9550 x35.3927Nmdn960满P0轴T9550亠35.0388N-mNiP轴T9550亠800.6119NmNiiP轴T9550776.7536N-mNiiiP轴T9550乂2953.5280Nm卷N卷3.5各轴的输出转矩i124.35ai31.0875蜗i4Ji.齿 # 电动机Td二35.3927Nm

12、0轴TP955034.3380N-mINI1轴TP9550784.5997NmIINII2轴TP9550-761.2185NmIIINIII3轴TP95502894.4574Nm卷N卷轴号功率P(kw)转矩(Nm)转速(r/min)传动i效率,输入输出输入输出电机轴43.557835.392796010.991轴3.52333.457935.038834.338096031.08752轴2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513轴2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷轴2.38762.33982953.532

13、894.4577.720.9506表3.1各轴的运动参数表输入功率：P=3.5222kwiP=2.5888kwiiP=2.5117kwIIIP=2.3876kwIV3.6各轴的运动参数表输出功率：P=3.4518kwIP=2.5370kwiiP=2.4615kwIIIP=2.3398kwIV4.蜗轮蜗杆的选择P=3.5233kw,i=31.0875,n=960r/min4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T1OO851998选择ZI4.2选择材料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSnlOPl,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造 4.

14、3按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献1P254式（11-12），传动中心距a,vKT（孕）2耳H前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2，按Z=1,估取二0.75，则:T=9.95x106P=9.55x106空2nn21i13.5233x0.75=9.95x106x=817200.877N-m96031.0875（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=1.3；由文献1P253表11-5选取使用系数K=1.15；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系AK二1.05；则vK=KKK=1.15

15、11.05=1.21卩Av（3）确定弹性影响系数ZE因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有1Z二160MPa2E（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d和中心距a的比值dja二0.35,从文献1P253图11-18中可查到Z=2.9P（5）确定许用接触应力bH根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC,可从文献1P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力b=268MPaH应力循环次数n=60化Lh=601倍（】83008）=35574107输入转矩:T=35.039N-miT=800.62N-miiT=776.75N-miiiT=2

16、953.5N-m卷输出转矩:T=34.338N-mT=784.60N-miiT=761.22N-miiiT=2894.5N-m卷 107寿命系数Khn3.43574x1070.8533则=Kx0.8533x268MPa=228.6875MPaHHNH（6）计算中心距：a严1X8172X103X（笋）2159-6543mm取a=160mm，由i=30,则从文献1P245表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径d80mm。从图中11-18中可查Z二2.65,由于ZVZ,即以上算法1ppp有效。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距P=兀m=25.133mma直径系数q=10m齿顶

17、圆直径dd+2h*m96mma11a齿根圆直径dd一2（h*m+c）=60.8mmf1-分度圆导程角zYarctant=5.71。q蜗杆轴向齿厚1smK12.5664mma2蜗杆的法向齿厚ss-cosYna12.5664xcos5.71=12.5040mm(2)蜗轮蜗轮齿数z31,变位系数2x0.52验算传动比i31，z113131.0875这时传动比误差为：31.08750.28%,在误差允许值内。蜗轮分度圆直径dmz8x31248mm22喉圆直径dd+2h248+2x8二264mma22a2 #齿根圆直径df2d一2h248一2x1.2x8=228.8mmf21咽喉母圆半径ra一d160一

18、0.5x264=28mmg22a24.5校核齿根弯曲疲劳强度 # # # #1.53KT2FYYFa2 # # # #当量齿数31一31.4697v2cos3丫cos35.763 # # # #根据x20.5,z31.4697v2 # # # #从图11-9中可查得齿形系数Y=2.55Fa2螺旋角系数：yp1,音1,二09592许用弯曲应力：从文献1P256表11-8中查得有ZCuSnlOPl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPaF寿命系数KFN1063.5574x1070.6724 # # # =56x0.672437.6544MPaF80 x248x8小xL21x817200877x25

19、5x0.959223.3144MPaF可以得到：FF因此弯曲强度是满足的。4.6验算效率n(0.95-0.96)tantan(Y+q)已知丫=5.71。:；甲vvarctanf；f与相对滑动速度v有关。vvs # #兀dnv-1s60 x1000cosy4.041m/s 从文献1P264表11-18中用差值法查得：f0.0239;*=1.326。代入式中，vv得,0.77大于原估计值，因此不用重算。4.7精度等级公差和表面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/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1

20、988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。5圆柱齿轮的设计P=2.5117KW，N30.8806r.min，i=4.05.1材料选择（1）小齿轮的材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，二者之差为40HBS。（2）精度等级选8级精度。（3）选小齿轮齿数Z19，大齿轮齿数Z19x476，取Z=76。122（4）选压力角为20。5.2按齿面接触强度计算设计N3.3574x107K0.8533HNa=229MPaHa1.4h，在满足强度IV-V)1下,又要节省材料取轴肩宽度为L=10mm；d=52mm，IV

21、-V)1IV-V)2L=35mm；L=35+10=45mm。(IV-V)2IV-VV段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径d=80mm,齿顶圆直径d=96，蜗轮的喉圆直径d=248。a1a2查文献1P250表11-4材料变形系数x=-0.5mm所以蜗轮齿宽b=(11+0.06Z)m=(8+0.0631)8=78.8mm12综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离故选L=130mmV-VI6.2蜗轮轴6.2.1输出轴的设计计算 (1)输出轴上的功率，转速和转矩：P=2.5371kw,N=30.8806r/min,T=784.5997NmIIIIII(2)求作用在轴上的力2T2x784699.76328“F

22、，F，2，6328.2N12a1d24822T2x34338力69丄F，F，1，1716.9Na2t1d801F，F，Fxtan，9.53x0.369，2335.1058Nr2r112(3)初步确定轴径的最小直径选用45钢，硬度217-255HBS根具文献1P370中(15-2)式，并查文献1P370表15-3,取A，112,0dCd112x32.5371，48.6895mm30.8806考虑到键槽，将直径增大10%，贝V；d，50.35x(1x7%)mm，52.0978mm所以，选用d，55mm6.2.2轴的结构设计轴上的零件定位，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央，相

23、对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合,两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，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。确定轴的各段直径和长度轴的最小直径为安装联轴器处的直径d，故同时选用联轴器的转矩计算1T，KT，查文献1P表14-1，考虑到转矩变化很小，故取caAIIK，1.3,则T，1.3x800.6199，1040.8059N-mAca型号公称转矩(N-m)许用转速(r/min)L1(mm)L(mm)轴孔直径(mm)HL4125040008411255由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。

24、表6.2蜗轮轴联轴器参数ITI段：d，55mm，L，82mm。轴上键槽取16x10，L，70mmIIIIII(、II-III段：因定位轴肩高度h，).070.1力1，3.5mm，d1d2B2B1，4.5879，5，27，106，135mm，530mm-332.5mm，135mm，140mm d55,2x3.562mm,考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取2L25+2543mmii-iiiIII-IV段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7213AC型圆锥滚子轴承dxDxB=65mmx120mmx23mm，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

25、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=23,贝ULT+S+a+423+8+25+(70-66)=60mm。III一IVW-V段：为安装蜗轮轴段，d70mm，蜗轮齿宽IV-VL0.75d0.75x96二72mm丄二(1.21.8)d，取L=90mm，由涡轮a1IV-VIV-VIV-V于为了使套筒能压紧蜗轮则L86mm。V-VIVI段：W-V段右端为轴环的轴向定位dd+2x580mm，V-VIIV-VL34mmV-VIVII段：d20mm4360863+7Q-口J_i=i3d65mm，L二22mm。VI-VIIVI-VII图6.2蜗轮轴结构T45.7803-mca轴上零

26、件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按d70mm由文献IV-V1P106表6-1查得平键截面bxh20 x12，键槽用铳刀加工，长为80mm,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7;同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为r616mmx10mmx70mm，半联轴器与轴的配合为7。滚动轴承的周向定k6位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。参考文献1P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸2x45，个轴肩的圆角半径为126.3蜗杆轴的校核6.3.1求轴上的载荷d32mm,I一iiL82mm,1-iid44mm,n-mL50mmii

27、-iiid62mm,IV-V # Fd1L，45mmIV-Vd，80mmTFFtrFd，248a2b，78.8mmiL，130mmV-VI # # 图6.3蜗杆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7209AC型轴承，由文献3P193中查得a=18.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩L，（45mm+65mm）2，220图（图6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的M及M的值计算过程及结果如下:VFFt1Fal2T34.33081x103x20.8

28、585KNd8012T800.61992x103x26.456KNd248 # #d55mm # #Fr1FF，tan20=2.3825KNTOC o 1-5 h zrtFNV1F0.5xF1191.25NNV2rFF0.5xF3228NNH1NH212TT343380Nm32MFx1103228x110=355080N，mmHNHMFx1101191.25x110131037.5N，mmVNV # # 载荷HV支反力NFNH1FNH2FNV1FNV2322832281191.251191.25弯矩MN-mmM355080HMM131037.5V1V2总弯矩MMMJm2+M2378487.30

29、N，mm12HV扭矩T=34.3380N-mm表6.3蜗杆轴上的载荷d55mmi一ii（1）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:acaM2+(aT)20.1d3?2206131.82042+(0.6x34.3380，0.1x7037.3923MPaS1.5caJS2+S2Yat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W0.1d30.1x80351200mm3抗扭截面系数W0

30、.2d30.2x803102400mm3T弯矩T及扭转切应力为3M=800619.9x11065254742.6955NS1.5：S2+S2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。至此蜗杆轴的设计即告结束。6.4蜗轮轴的强度校核6.4.1求轴上的载荷W，33275mm3rFd1Fd2k，1.82k，1.26T图6.4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。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L，（34

31、mm+45mm）2，158mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的M、MHV及M的值计算过程及结果如下：2T34.3380“门1x103x20.8585KNd8012T800.61992x103x26.456KNd2482FFt1Fa1Fr1FF，tan20=2.3825KNrtFNV1F0.5xF1191.25NNV2rFF0.5xF3228NNH1NH212TT800.6199N，m32MFx793228x79=255012N，mmHNHMFx791191.25x79=94108.75N，mmVNV载荷HV支反力NFNH1FN

32、H2FNV1FNV2322832281191.251191.25弯矩MN-mmM255012HMM94108.75V1V2总弯矩MMMJm2+M2271822.6940N，mm12弋HV扭矩T=800.6199N-mm表6.4轴上的载荷（1）按弯扭合成应力校核轴的强度S11.2490aS7.7150TS6.3624caW51200mm3W102400mm3Tt7.8186MPaT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:acaM2+(aT)20.1d3271

33、822.69402+(0.6x800.6199，20.1x7037.9249MPaS1.5caJS2+S2*at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W0.1d30.1x70334300mm3抗扭截面系数W0.2d30.2x70368600mm3T弯矩T及扭转切应力为37941M271822.6940 x130750.1566NS=1.5，JS2+S2,故该轴在截面右侧强度也是足够的。应力循环不对称，故可略去静强度校核。本设计因无大的瞬时过载及严重的至此轴的设计即告结束。7.滚动轴承的选择及校核计算=27463mm3=54925mm3WWr

34、bb根据条件，轴承预计寿命：L=83008二19200h。h7.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算轴承的选择采用角接触球轴承，根据轴直径d=45mm,选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数如下：=4.761MPaD=85mm;B=19mm;a=18.2mm基本额定静载荷C=28.5KN=14.5766o基本额定动载荷C=38.5KN极限转速V=6700r/minmax寿命计算因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力F二F二858.5NTOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark144aa2该轴承所受的径向力约为11F二F=_x2382.5二59

35、5.625Nr4r24对于70000型轴承，按文献1P322表13-7轴承派生轴向力F二eF，其中edr为文献1P321表13-5中的判断系数，其值由冬的大小来确定,0匕=858.5二0.03C285000查文献1P321表13-5得角接触球轴承判断系数e=0.4F/F二1.44,ear所以X=0.44,Y=1.40当量动载荷P=XF-YF=0.44595.6251.40858.5=1463.975N1ra深沟球轴承所受的径向力约为F1F1X2382.5=1191.25Nr2r22当量动载荷PpFr1191.25NS20.6289o所以P,P,应用P核算轴承的寿命121因为是球轴承，所以取指数

36、=3 # # #轴承计算寿命L=h106C10638.5X103360nvP丿60 x960J1463.975丿=3.1576x105hS12.7347减速器设计寿命Lh=8X300X819200h所以L,Lhh满足寿命要求。7.2蜗杆轴上轴承的选择计算(1)轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=65mm，选用角接触球轴承的型号为7213C。主要参数如下：D=120mm；B=23mm；a=24.2mm基本额定静载荷C55.2kNo基本额定动载荷C52.5kN极限转速V9000r/minmax(2)寿命计算对于70000C型轴承，按文献1P322表13-7轴承派生轴向力F=eF,dr其中e

37、为文献1P321表13-5中的判断系数，其值由a-的大小来确定,0S10.8362caW34300mm3W68600mm3Te2382.51Fa2Fr2空竺0.385e2382.52 # #由文献1P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1X0.44,Y1.35511对轴承2X0.44,Y1.47621 # # # 因轴承运转中有中等冲击载荷，按文献1P319表13-6,f1.21.8，取pf1.5。贝V：pPf(XFYF)1p1r11a11.5x(0.44x2382.51.355x2144.25)N=5930.6381NPf,XF+YF)2p2r22a21

38、.5x(0.44x2382.5+1.476x917.2625)N=3603.2692NPP12P5930.6381N106(CA轴承计算寿命60nP丿10652.510360 x30.8806v1440r/min都成立，所以他们的极max1463.975N限工作转速一定满足要求。8.键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径d32mm，L=82mm，查文献P123可选用A型平键，得:11b10，h8，L70，k=4即:键8X70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力卜100120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长

39、度：L=L一b70一1060mm1键与联轴器接触高度k0.5h0.5x8mm二4mm。由文献1P106式(6-1)得：笃1191.25N2Tx103kld2x35.3927x1034x60 x329.2168MPap_lL3.157640hhL=19200hh所以此键强度符合设计要求。8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径d70mm，L二90mm，查文献P123可选用A型平键，得:11b20，h12，L70，k6即：键20X70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力 P=100120MPa,取其平均值110MPa。键的工作长度:L=L一

40、b=70一20=50mm1键与联轴器接触高度k二0.5h二0.5x12mm=6mm。由文献1P106式(6-1)得：2Tx1032x800.6199x103=pkld6x50 x70=76.2495MPaLp所以此键强度符合设计要求。8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接根据轴径d=65mm，L=82mm，查文献1P123可选用A型平键，得:11b二16，h二10，L二70，k=5即:键16X70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力,1-P=100120MPa,取其平均值110MPa。键的工作长度:L=L一b=70一10=60mm1键与联轴器接触

41、高度k二0.5h二0.5x10mm二5mm。由文献1P106式(6-1)得：=103=2x7846997x103=80.4802MPa,pkld5x60 x651-pJ5x60 x65所以此键强度符合设计要求。9联轴器的选择计算9.1与电机输出轴的配合的联轴器(1)计算联轴器的计算转距T二KTcaA查文献P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取Ka=1.5T二1.5x35.3927二53.0891N-mca(2)型号选择根据前面的计算，电机输出轴d二38mm，选择弹性联轴器TL6型。主要参数如下:C=55.2kNoC=52.5kN 公称扭距T250N-m（满足要求）n许用转速n330

42、0r/minn=960r/minn,n,因此此联轴器符合要求。轴孔直径d=38mm轴孔长度L=60mm9.2与一级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距TktcaA查文献P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取Ka1.5T1.5X784.6997=1177.0496N-mca（2）型号选择根据前面的计算，蜗轮输出轴d65mm，选择弹性销柱联轴器HL4型。主要参数如下：公称扭距T1250N-mnT,Tcan许用转速n2800r/minn31.0875r/minn,n，因此此联轴器符合要求。轴孔直径d65mm轴孔长度L60mm10.润滑和密封说明10.1润滑说明e0.409

43、1e0.3852X0.4411.3551X0.4421.4761因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s,故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速vv1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。10.2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂11拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接

44、触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。L二7.2,104h12减速箱体的附件说明L=19200hh机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。13.设计小结早在大一的时候