机械设计蜗轮蜗杆斜齿轮减速器说明书综述

机械设计_蜗轮蜗杆斜齿轮减速器说明书综述机械设计_蜗轮蜗杆斜齿轮减速器说明书综述49/49机械设计_蜗轮蜗杆斜齿轮减速器说明书综述机械设计毕业设计题目设计电动卷扬机传动装置传动系统图：原始数据：钢绳拉力F/kN钢绳速度v/(mmin1)卷筒直径D/mm工作条件：连续单向运转，工作时有略微振动，小批量生产，两班制工作，使用限时许误差为±5%

10年，运输带速度允机械设计毕业设计目录1．电机选择12．选择传动比32.1总传动比32.2减速装置的传动比分派33．各轴的参数33.1各轴的转速43.2各轴的输入功率43.3各轴的输出功率43.4各轴的输入转矩43.5各轴的输出转矩53.6各轴的运动参数表54.蜗轮蜗杆的选择64.1选择蜗轮蜗杆的传动种类64.2选择资料74.3按计齿面接触疲倦强度计算进行设74.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸84.5校核齿根波折疲倦强度94.6验算效率94.7精度等级公差和表面粗糙度的确定105．圆柱齿轮的设计105.1资料选择105.2按齿面接触强度计算设计115.3计算115.4按齿根波折强度计算设计135.5取几何尺寸计算146．轴的设计计算146.1蜗杆轴14机械设计毕业设计按扭矩初算轴径14蜗杆的结构设计15蜗轮轴16输出轴的设计计算16轴的结构设计17蜗杆轴的校核18求轴上的载荷18精度校核轴的疲倦强度21蜗轮轴的强度校核23精度校核轴的疲倦强度25精度校核轴的疲倦强度257.转动轴承的选择及校核计算29蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算29蜗杆轴上轴承的选择计算318.键连接的选择及校核计算34输入轴与电动机轴采用平键连接34输出轴与联轴器连接采用平键连接34输出轴与蜗轮连接用平键连接359．联轴器的选择计算36与电机输出轴的配合的联轴器36与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器3710.润滑和密封说明38润滑说明38密封说明3811．拆装和调整的说明3912．减速箱体的附件说明4013.设计小结4114．参照文件42机械设计毕业设计机械设计毕业设计1．电机选择工作机所需输入功率178Fv1000Pw602.34kw1000w所需电动机的输出功率pdPdPw3.54kwa传达装置总效率24a12345式中：1：蜗杆的传动效率2：每对轴承的传动效率3：直齿圆柱齿轮的传动效率4：联轴器的效率5：卷筒的传动效率所以na42Pd应选电动机的额定功率为4kwv1000608n卷601000607.72rminD330n卷i蜗i齿n卷（）（）35740(162.121544)rmin吻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：

pwpdn卷7.72r/min1机械设计毕业设计表电动机的比较方案型号额定功率同步转速满载转速重量价格/kw/r/min/r/min1Y160M1-84750720重高2Y132M1-641000960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。12机械设计毕业设计2．选择传动比2.1总传动比iaian满960n卷2.2减速装置的传动比分派i蜗iai蜗i齿i齿4所以i蜗i齿43．各轴的参数3机械设计毕业设计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：0I、III、、IIIII、IIIV依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴III轴与V轴的传动效率则：3.1各轴的转速nI960r/minnIIn满960i蜗30.8806r/minnIIInII30.8806r/minnIVnIII32i齿7.72r/min3.2各轴的输入功率

输入功率：PI3.5222kwⅠ轴PIPd0I3.55780.993.5222kwPIIⅡ轴PIIPIIIIⅢ轴PIIIPIIIIIII3.52220.750.982.5888kwPIII2.58880.990.982.5117kwPIVPIIIPIVIIIV2.51170.970.98Ⅳ轴3876kw2.3.3各轴的输出功率

输出功率：PIⅠ轴PIPI0I3.52220.983.4518kwPIIⅡ轴PIIPIIIII2.58880.982.5370kwPIIIⅢ轴PIIIPIIIIIIIⅣ轴PIVPIIIIIIV

2.51170.982.4615kwPIV2.38760.982.3398kw3.4各轴的输入转矩电动机Td9550Pd95503.557835.3927Nmn满960输入转矩：4机械设计毕业设计Ⅰ轴TI9550PI35.0388NmNIⅡ轴TII9550PII800.6119NmNIIⅢ轴TIII9550PIII776.7536NmNIIIⅣ轴T卷9550PIII2953.5280NmN卷3.5各轴的输出转矩电动机TNmd35.3927Ⅰ轴TI9550PI34.3380NmNIⅡ轴TII9550PII784.5997NmNIITIIIPIII761.2185NmⅢ轴9550NIIIⅣ轴T卷9550PIII2894.4574NmN卷3.6各轴的运动参数表表各轴的运动参数表

TI35.039NmTII800.62NmTIII776.75NmT卷2953.5Nm输出转矩：TI34.338NmTII784.60NmTIII761.22NmT卷2894.5Nm5机械设计毕业设计功率P(kw)转矩·转速轴号(Nm)传动i效率输入输出输入输出(r/min)电机轴496011轴9602轴13轴卷轴4蜗轮蜗杆的选择P3.5233kw,i31.0875,n960r/min4.1选择蜗轮蜗杆的传动种类6机械设计毕业设计依照GB/T10085—1998选择ZI4.2选择资料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约资料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造4.3按计齿面接触疲倦强度计算进行设（1）依照闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲倦强度计进行设计，再校正齿根波折疲倦强度。由文件[1]P254式（11-12），传动中心距3ZeZaKT()2Z11H由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2，按Z1=1,估取0.75，则：T2106P29.55106P1nn12i1106m960（2）确定载荷系数K因工作比较牢固，取载荷分布不均系数K；由文件[1]P253表11-5采用使用系数KA；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系Kv1.05；则KKKAKv（3）确定弹性影响系数ZE因采用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1般配的缘故，有1ZE160MPa2（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和中心距a的比值d1a，从文件[1]P253图11-18中可查到Z（5）确定许用接触应力H7机械设计毕业设计依照采用的蜗轮资料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度＞45HRC，可从文件[1]P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力H'268MPa应力循环次数N60jn2Lh6019601830083.55741078107寿命系数KHN107则HKHNH'0.8533268MPa（6）计算中心距:3103160)2a(取a=160mm，由i=30，则从文件[1]P245表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径d180mm。从图中11-18中可查Z'，由于Z'＜Z，即以上算法有效。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向尺距Pad直径系数q=1=10齿顶圆直径da1d12ha*m96mm齿根圆直径df1d12(ha*m分度圆导程角arctanz1q蜗杆轴向齿厚sa1m2蜗杆的法向齿厚snsacos（2）蜗轮蜗轮齿数z231,变位系数x2z23131，验算传动比i1z1

N3.3574107KHN229MPaa取a160mmd180mmPaq10da196mmdf1sasnz2318机械设计毕业设计这时传动比误差为：310.28%，在误差赞同值内。蜗轮分度圆直径d2mz2831248mm喉圆直径da2d22ha224828264mm齿根圆直径df2d22hf2248咽喉母圆半径rg2a1da216026428mm24.5校核齿根波折疲倦强度F2YFa2YFd1d2当量齿数zv2z231cos3cos3依照x20.5,zv2从图11-9中可查得齿形系数YFa2螺旋角系数：Y11140140许用波折应力：从文件[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用波折应力[F]'=56MPa9106寿命系数KFN107F802488

d2248mmda2264mmdf2rg228mmzv2YKFN[F]可以获取：F<F所以波折强度是满足的。4.6验算效率(0.950.96)

tantan(v)9机械设计毕业设计已知5.71:；varctanfv；fv与相对滑动速度s相关。vsd1n14.041m/s601000cos从文件[1]P264表11-18中用差值法查得：fv0.0239;v代入式中，得0.77大于原预计值，所以不用重算。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，注明为8fGB/T10089-1988。尔后由相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，N30.8806rmin，5.1资料选择（1）小齿轮的资料为40Gr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮的资料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者之差为40HBS。10机械设计毕业设计（2）精度等级选8级精度。（3）选小齿轮齿数Z119，大齿轮齿数Z219476，取Z276。（4）选压力角为20。5.2按齿面接触强度计算设计按式（10-21）试算，即3d1tKT1u1(ZE)2duH（1）确定公式中的各参数①试选载荷系数，Kt。②计算小齿轮的传达扭矩9.55105P95.51051T1n17.7676105Nm③由文件[1]P205表10-7选齿宽系数d1。1④由文件[1]P201表10-6查的资料的弹性影响系数ZE189.8MPa2。⑤由文件[1]P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲倦强度极限HLim1600MPa；大齿轮的接触疲倦强度极限HLim2550MPa。⑥由文件[1]P206式10-13计算应力循环次数。N160n1jLn6030.88061183008N13.3574107107N2107106N28.891064⑦由文件[1]P207图10-19取接触疲倦寿命系数KHN11.02;KHN2。⑧计算疲倦需用应力。取无效概率为1%，安全系数S1，由文件[1]P205式（10-12）得H1KHN1lim1600MPa612MPaHS1HKHN2lim2550MPa2SH2

612Mpa5.3计算（2）试算小齿轮的分度圆的直径d1t,代入H中较小值11机械设计毕业设计d1t3ktT1u1ZE)2(duH310552d1t14612（2）计算圆周速度vv0.1903m/svd1tn6010006010000.1903m/s（3）计算齿宽bbdd1tbdd1t（4）齿宽与齿高之比bh模数mntd1tz119齿高hmntmmb（5）计算载荷系数依照v3.29m/s，7级精度，由文件[1]P194图10-8查的动载荷系Kv1.12；直齿轮，KHKF1。由文件[1]P193表10-2查的使用系数：KA1由文件[1]P196表10-4用插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布KH由b8.4444，KH查文件[1]P198图10-13得KF1.35；故载荷系h数KKAKVKHKH1（6）按实质载荷系数校正算的分度圆直径，由文件[1]P204式（10-10a）得d1d1t3K3Kd1t（7）计算摸数m12机械设计毕业设计d1mnmn196.9329mmz15.4按齿根波折强度计算设计由文件[1]P201式（10-5）得波折强度计算设计3mn2KT21(YFaYSa)dz1F（1）公式内容的各计算值①由文件[1]P208图10-20c查得小齿轮的波折疲倦强度极限FE1500MPa；大齿轮的波折疲倦强度极限FE2380MPa；②由文件[1]P206图10-18取波折疲倦寿命系数KFN10.95,KFN20.98③计算波折疲倦许应力取波折疲倦安全系数S1.4,由文件[1]P205式（10-12）得F1KFN1FE10.95500SF2KFN2FE20.98380S266MPa④计算载荷系数KKKAKVKFaKF⑤查齿形系数。由文件[1]P200表10-5查的YFa1；。YFa2⑥查取应力校正当系数。由文件[1]P200表10-5查的YSa1；YSa2。⑦计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。[]YFa1YSa1[]1YFa2YSa2[]2266大齿轮的值大（2）设计计算13机械设计毕业设计31052m1192比较计算结果，由齿面接触疲倦强度计算的模数m大于由齿根波折疲倦强度计算的模数，由于齿轮模m的大小取决于波折强度所决定的承载能力，而齿面接触疲倦强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数m与齿数的乘积）相关，可取由波折强度算得的模数4.5879并就近圆整为标准值mn5，按接mn5触强度算的的分度圆直径d1来计算应有的齿数，于是由z1d1取z127z127mn5z2iz1取z2106z2106这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲倦强度，又满足了齿根波折疲倦强度，并做到结构紧凑，防备浪费。5.5取几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1z1m275135mmd1135mmd2z2m1065530mmd2530mm（2）计算中心距a(z1z2)mn(27106)5a22圆整取a=333mmB2135mm（3）计算齿轮宽度bdd11135135mm圆整后B2135mmB1140mmB1140mm6．轴的设计计算6.1蜗杆轴蜗杆上的功率PI转速NI和转矩分TI别以下：PI=3.5223kwNI=960r/minTI6.1.1按扭矩初算轴径采用45钢调值，硬度为217255HBS14机械设计毕业设计依照文件P370(152)式，并查教材表15-3，取A110dA3pmm1103n960考虑到有键槽，将直径增大7%，则：所以选d20mm6.1.2蜗杆的结构设计（1）蜗杆上零件的定位，固定和装置一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。I端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径d1，故同时采用联轴器的转矩计算TcaKATI，查文件[1]P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka1.3,则Tca1.335.215645.7803Nm依照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查文件[3]P172表13-10采用HL6型号弹性套柱销联轴器。表蜗杆轴联轴器参数型号公称转距许用转速L1L轴的直径(Nm)(r/min)mmmmmmHL62503800608232所以I选择段dIII32,长度取L1II82mm,轴上键槽键宽和键高以及键长mm为10870。端：由于定位销键高度，取h6mm所以，dIIIIId1II2h44mm。轴承端盖的总长为20mm,依照拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为L30mm所以，LIIIII302050mm

d20mmTca45.7803NmdIII32mm,L1II82mm,dⅡⅢ44mm,LIIIII50mm段：初采用角接触球轴承，参照要求因dIIIII=44，查文件[3]采用7209AC型号滚子承dDB4510019。即dIIIV45mm,LIIIV24mm.LVIIVIII=24mm角接触球轴承一端用油环定位（宽度为6mm），油环紧靠轴环端用于轴肩定dIVV62mm,位。V段：直径dIVV162mm,轴环宽度b,在满足强度15机械设计毕业设计下，又要节约资料取轴肩宽度为LIVV110mm；dIVV252mm，LIVV45mmLIVV235mm；LIVV351045mm。d80mmV段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径d80mm,齿顶圆直径da2248da196,蜗轮的喉圆直径da2248。查文件[1]P250表11-4资料变形系数x0.5mm所以蜗轮齿宽b1b12)m80.06318LV130mm综合考虑要使蜗轮与内壁有必然的距离VI应选LVVI=130mm图蜗杆轴结构6.2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：PII=2.5371kw,NII=30.8806r/min,TII（2）求作用在轴上的力Ft2Fa12T22d2248Fa2Ft12T1234338d180Fr2Fr1Ft2tan（3）初步确定轴径的最小直径采用45钢，硬度217255HBS根具文件[1]P370中(152)式，并查文件[1]P370表15-3，取A0112,16机械设计毕业设计3dpmm.Cn3d112d55mm考虑到键槽，将直径增大10%，则；d所以，采用d55mm6.2.2轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装置蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过分派合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过分派合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右侧装入。（2）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d1，故同时采用联轴器的转矩计算TcaKATII，查文件[1]P表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA1.3,则Tca1040.8059Nm由输出端开始往里设计。查机械设计手册采用HL5弹性柱销联轴器。表6.2蜗轮轴联轴器参数公称转矩许用转速L1L轴孔直径型号(Nm)(r/min)mmmmmmdIII55mmHL4125040008411255LIII82mmI-II段：dIII55mm，LIII82mm。轴上键槽取1610，L70mm。II-III段：因定位轴肩高度h0.07~0.1d1，d262mm，考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取LIIIII252543mm。Ⅲ-IV段：初采用角接触球轴承，参照要求取型号为7213AC型圆锥滚子轴承dDB65mm120mm23mm，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定转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，则

L70mmd262mmLIIIII43mmLIIIIV60mmdIVV70mmLIIIIVTSa423825706660mm。LIVV=90mmⅣ-V段：为安装蜗轮轴段，dIV70mm，蜗轮齿宽VL涡轮0.75da10.759672mm,LIVV，86mm(1.2~1.8)dIVV取LIVV=90mm，由LVVI于为了使套筒能压紧蜗轮则LVVI86mm。dVVI80mmV-VI段：Ⅵ-V段右端为轴环的轴向定位dVVIdIVV2580mm，LVVI34mm17机械设计毕业设计VI-VII段：dVIVII65mmdVIVII65mm，LVIVII22mm。dIIIIV65mmLVIVII22mm图蜗轮轴结构（3）轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按dIVV70mm由文件[1]P106表6-1查得平键截面bh2012，键槽用铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合由优异的对称，应选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；同样半联轴器与轴的连接，采用平键分别为为r616mm10mm70mm，半联轴器与轴的配合为H7。转动轴承的周向定k6m6。位是由过分派合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为（4）参照文件[1]P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸245，个轴肩的圆角半径为1~26.3蜗杆轴的校核6.3.1求轴上的载荷18机械设计毕业设计FrFtFaFd1Fd2FtFFFrFaFF图蜗杆轴受力解析图第一依照轴的结构图（图）做出轴的计算简图（图）。在确定轴承的支点的地址时，应从文件[3]中查获取a值。对于7209AC型轴承，由文件[3]P193中查得。所以，作为简支梁的轴的支承跨距45mm65mm2220mm。依照轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的MH、MV及M的值计算过程及结果以下：

Ft1Fa2Ft2Fa1Fr1FrFNV1FNV2MH355080MV1MV219机械设计毕业设计Ft1Fa22T110320.8585KNd180Ft2Fa12T2800.61991032d2248Fr1FrFttan20FNV1FNV2FrFNH1FNH2Ft23228NT3T234.3380NmMHFNH1103228110355080NmmMVFNV1101191.25110131037.5Nmm表蜗杆轴上的载荷载荷HV支反力FNH1FNH2FNV1FNV2N32283228弯矩MMH355080MV1MV2Nmm总弯矩MM1M2MH2MV2378487.30Nmm扭矩T=34.3380Nmm（1）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，平时只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）

M1M2ca的强度。依照文件[1]P373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：M12(T3)2ca32206131.820422703，160MPa故安全。W16638mm320机械设计毕业设计6.3.2精度校核轴的疲倦强度（1）判断危险截面截面II、III、IV只受扭矩作用，诚然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲倦强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III、IV均无需校核。从应力集中对轴的疲倦强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的周边，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不用做强度校核。中心截面上诚然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不用校核。所以该轴只需校核截面V左右即可。（2）截面E左侧抗截面系数W0.1d30.15533抗扭截面系数Wr0.2d355333275mm3截面E左侧弯矩M35508011065110145260Nmm截面E上扭矩T3nmmbM145260WTT3WT33275轴的资料为45钢，调质办原由文件[1]P362表15-1查得B640MPa,160MPa,1275,1155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文件[1]P40附表3-2查取，因r，D80d52d522.0,又由文件[1]P41附图3-1可知轴的资料敏性系数q0.82，故有效应力集中系数k1qr(1)k1q(1)文件[1]P42附图3-2尺寸系数0.67，

Wr33275mm321机械设计毕业设计文件[1]P44附图3-4轴未经表面增强办理Kk11Kk111.62又由文件[1]P39表3-1与文件[1]P40表3-2的碳钢的特点系数0.1~0.2取；，0.05。计算安全系数ScaS1Kam2752.808.73090.10S1Kam15522ScaSSrS2S2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件[1]P373表15-4中的公式计算30.180351200mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2803102400mm3弯矩T3及扭转切应力为11065254742.6955Nmm110TT3WT102400T3800619.9nmm

ScaW51200mm3WT102400mm322机械设计毕业设计b51200过盈配合处K由文件[1]P43附表3-8用插值法求出并取K0.8KK，故K按磨削加工，文件[1]P44附图3-4表面质量系数S轴未经表面增强办理，即q1，则按文件[1]P25式（3-12）和文件[1]P25式（3-12a）故得综合系数为k13.251KSk11KS又由文件[1]P39附表3-1与文件[1]P40附表3-2的碳钢的特点系数c0.1~0.2取c；，取计算安全系数ScaS1Km27501SKm15522SSSrS2S2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23机械设计毕业设计FrFtFaFd1Fd2FtFFFrFaFFL158mm图受力解析图第一依照轴的结构图（图）做出轴的计算简图（图）。在确定轴承的支点的地址时，应从文件[3]中查获取a值。对于7213AC型轴承，由文件[3]P193中查得。所以，作为简支梁的轴的支承跨距34mm45mm2158mm。依照轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的MH、MV及M的值计算过程及结果以下：24机械设计毕业设计Ft1Fa22T11032d180Ft2Fa12T21032d2248Fr1FrFttan20FNV1FNV2FrFNH1FNH2Ft23228NT3T2800.6199NmMHFNH79322879255012NmmMVFNV791191.257994108.75Nmm表轴上的载荷载荷HV支反力FNH1FNH2FNV1FNV2N32283228弯矩MMH255012MV1MV2Nmm总弯矩MM1M2MH2MV2271822.6940Nmm扭矩T=800.6199Nmm（1）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，平时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。依照文件[1]P373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：M12(T3)2ca32271822.694022703，160MPa故安全6.4.2精度校核轴的疲倦强度

MH255012MV194109ca25机械设计毕业设计（1）判断危险截面截面II、III只受扭矩作用，诚然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲倦强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III均无需校核。从应力集中对轴的疲倦强度的影响来看，截面III和IV处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的周边，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不用做强度校核。中心截面上诚然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不用校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，所以该轴只需校核截面IV左右即可。（2）截面E左侧抗截面系数W0.1d365327463mm3抗扭截面系数Wr0.2d365354925mm3截面E左侧弯M794179Nmm截面E上扭矩T3nmmMb27463WT3800619.9WT54925轴的资料为45钢，调质办原由文件[1]P362表15-1查得B640MPa,160MPa,1275,1155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文件[1]P40附表3-2查取，因r0.031，D70d65d652.0,又由文件[1]P41附图3-1可知轴的资料敏性系数q0.82，故有效应力集中系数k1qr(1)k1q(1)文件[1]P42附图3-2尺寸系数0.67，

W27463mm3Wr54925mm326机械设计毕业设计文件[1]P44附图3-4轴未经表面增强办理Kk11Kk111.62又由文件[1]P39表3-1与文件[1]P40表3-2的碳钢的特点系数取；，计算安全系数ScaS1Kam2752.804.7610.10S1Kam15522ScaSSrS2S2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件[1]P373表15-4中的公式计算W0.1d370334300mm3抗扭截面系数WT0.2d370368600mm3弯矩T3及扭转切应力为M7941130750.1566Nmm79T3WT68600T3800.6199Nmm

SScaW34300mm33WT68600mm27机械设计毕业设计b34300过盈配合处K由文件[1]P43附表3-8用插值法求出并取K0.8KK，故K文件[1]P44附图3-4表面质量系数轴未经表面增强办理，即q1，则按文件[1]P25式（3-12）和文件[1]P25式（3-12a）故得综合系数为k1Kk1K又由文件[1]P39附表3-1与文件[1]P40附表3-2的碳钢的特点系数c取c；，取计算安全系数Sca1SKm2753.253.81200.101SKm1550.0522

S225048.SSSrS2S2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。至此轴的设计即告结束。28机械设计毕业设计Co28.5KNC38.5KN转动轴承的选择及校核计算依照条件，轴承预计寿命：L'h=8300819200h。7.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算（1）轴承的选择采用角接触球轴承，依照轴直径d=45mm，选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数以下：D85mm;B19mm;a基本额定静载荷Co28.5KN基本额定动载荷C38.5KN极限转速Vmax6700r/min29机械设计毕业设计（2）寿命计算因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左侧的角接触球轴承受轴向力FaFa2该轴承所受的径向力约为F1F12382.5595.625Nr4r24对于70000型轴承，按文件[1]P322表13-7轴承派生轴向力FdeFr，其中e为文件[1]P321表13-5中的判断系数，其值由Fa的大小来确定，C0FaC028500查文件[1]P321表13-5得角接触球轴承判断系数Fa/Fre所以X0.44,YP2当量动载荷P1XFrYFa深沟球轴承所受的径向力约为F'1F1r2r22当量动载荷PF'Lh5h2r所以P1P2，应用P1核算轴承的寿命L'h=19200h由于是球轴承，所以取指数3106C10638.51033轴承计算寿命Lh3.1576105h60nP60960减速器设计寿命L'h=8300819200h所以LhL'h30机械设计毕业设计满足寿命要求。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，依照轴直径d=65mm，采用角接触球轴承的型号为7213C。主要参数以下：D120mm；B23mm；a基本额定静载荷Co55.2kN基本额定动载荷极限转速Vmax9000r/min（2）寿命计算对于70000C型轴承，按文件[1]P322表13-7轴承派生轴向力FdeFr，其中e为文件[1]P321表13-5中的判断系数，其值由Fa的大小来确定，C0但现轴承轴向力Fa未知，故先初取e0.4，所以可估计：FaeF'NV1Fd1r1953NFd2r2953N按文件[1]P322式（13-11）得FaeF'NV1Fa1FaeFd21191.25953Fa2Fd2953N

Co55.2kNFa1C055200

31机械设计毕业设计Fa2953C055200由文件[1]P321表13-5进行插值计算，得e1，e2。再计算：Fd1e1Fr1Fd2e2Fr2Fa1FaeFd2Fa2Fd2Fa1C055200Fa2C055200两次计算的Fa值相差不大，所以可以确定e10.409，e2，C0Fa12108.5125N，Fa2917.2625N。（3）轴担当量动载荷P1、P2

e1e2由于Fa10.9e1Fr1Fa2X10.385e2Y1Fr2由文件[1]P321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X2Y1数为对轴承1X10.44,Y1对轴承2X20.44,Y132机械设计毕业设计因轴承运转中有中等冲击载荷，按文件[1]P319表13-6，fp1.2~1.8，取fp1.5。则：P1fpX1Fr1YF1a12144.25NP2fpX2Fr2Y2Fa2917.2625NPP12PLh106C60nP轴承计算寿命106103360105h减速器设计寿命L7.2104hL'h=8300819200h所以LhL'h满足寿命要求。（3）静载荷计算查机械零件手册可知，角接触球轴担当量静载荷P0Fr1因载荷牢固，无冲击，所以取静强度安全系数So所以P0S0Co满足强度条件（4）极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速vmaxv1440r/min都成立，所以他们的极

7.2104hL'h=19200h33机械设计毕业设计限工作转速必然满足要求。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依照轴径d132mm，L182mm，查文件[2]P123可采用A型平键，得：b10，h8，L70，k4即：键8×70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的资料都是钢，由文件[1]P106表6-2查的许用应力p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：pL=L1b701060mm键与联轴器接触高度k0.5h0.58mm4mm。由文件[1]P106式（6-1）得：2T1032103p9.2168MPakld46032所以此键强度吻合设计要求。

p8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接依照轴径d170mm，L190mm，查文件[2]P123可采用A型平键，得：b20，h12，L70，k6即：键20×70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的资料都是钢，由文件[1]P106表6-2查的许用应力34机械设计毕业设计p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：pL=L1b702050mm键与联轴器接触高度k0.5h0.512mm6mm。由文件[1]P106式（6-1）得：2T1032103p65070kld所以此键强度吻合设计要求。

p8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接依照轴径d165mm，L182mm，查文件[1]P123可采用A型平键，得：b16，h10，L70，k5即：键16×70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的资料都是钢，由文件[1]P106表6-2查的许用应力p100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：pL=L1b701060mm键与联轴器接触高度k0.5h0.510mm5mm。由文件[1]P106式（6-1）得：2T1032103p56065kld所以此键强度吻合设计要求。

p35机械设计毕业设计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TcaKATTca53.1Nm查文件[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KATca1.535.392753.0891Nm（2）型号选择依照前面的计算，电机输出轴d38mm，选择弹性联轴器TL6型。主要参数以下：公称扭距Tn250Nm（满足要求）许用转速[n]3300r/minn960r/min[n]，所以此联轴器吻合要求。轴孔直径d38mm轴孔长度L60mm36机械设计毕业设计9.2与二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1177NmTcaTcaKAT查文件[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KATca1.5784.69971177.0496Nm（2）型号选择依照前面的计算，蜗轮输出轴d65mm，选择弹性销柱联轴器HL型。主要参数以下：公称扭距Tn1250NmTcaTn许用转速[n]2800r/min[n]，所以此联轴器吻合要求。轴孔直径d65mm轴孔长度L60mm37机械设计毕业设计润滑和密封说明10.1润滑说明由于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，由于轴承转速v<1500r/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一样意漏油。剖分面赞同涂以密封胶或水玻璃，不一样意使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。38机械设计毕业设计11．拆装和调整的说明在