蜗杆齿轮减速器课程设计

TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章设计任务书1\o"CurrentDocument"1.1设计题目1\o"CurrentDocument"1.2原始数据1\o"CurrentDocument"1.3已知工作条件1\o"CurrentDocument"1.4传动方案选择1\o"CurrentDocument"第二章电机选择及传动参数计算2\o"CurrentDocument"2.1电动机的选择22.1.1确定工作机所需功率2M2确定传动总效率a2\o"CurrentDocument"2.1.3确定电动机型号2\o"CurrentDocument"2.2分配传动装置传动比3\o"CurrentDocument"2.3传动系统的动力和运动参数计算4\o"CurrentDocument"第三章传动零件设计6\o"CurrentDocument"3.1蜗杆传动的设计计算6\o"CurrentDocument"3.1•1选择蜗杆蜗轮材料6\o"CurrentDocument"3.1.2确定设计准则6\o"CurrentDocument"3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计6\o"CurrentDocument"3.1.4蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸8\o"CurrentDocument"3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度9\o"CurrentDocument"3.1.6验算效率10\o"CurrentDocument"3.2齿轮传动的设计计算103.2.1选择齿轮材料103.2.2确定设计准则103.2.3初选齿数与齿宽系数10\o"CurrentDocument"3.2.4用齿面接触疲劳强度初步设计11\o"CurrentDocument"3.2.5确定主要参数12\o"CurrentDocument"3.2.6校核齿根弯曲疲劳强度13\o"CurrentDocument"3.2.7修正模数13\o"CurrentDocument"第四章轴的计算及轴上零件的校核15\o"CurrentDocument"4.1蜗轮轴的设计15\o"CurrentDocument"4.1.1选择轴的材料15\o"CurrentDocument"4.1.2初步计算轴的最小直径15\o"CurrentDocument"4.1.3轴承类型及其润滑与密封方式15\o"CurrentDocument"4.1.4轴的结构设计15\o"CurrentDocument"4.1.5轴段，轴承，键的校核17\o"CurrentDocument"4.2蜗杆轴的设计20\o"CurrentDocument"4.2.1选择蜗杆轴的材料20\o"CurrentDocument"4.2.2按扭转强度初步估计轴的最小值20\o"CurrentDocument"4.2.3轴承类型及其密封方式21\o"CurrentDocument"4.2.4轴的结构设计21\o"CurrentDocument"4.2.5蜗杆，轴承，键的强度校核22\o"CurrentDocument"4.3齿轮轴的设计254.3.1选材确定许用应力25\o"CurrentDocument"4.3.2初步估计轴的最小直径26\o"CurrentDocument"4.3.3轴承类型及其润滑和密封方式26\o"CurrentDocument"4.3.4轴的结构设计264.3.5轴，键的强度校核27\o"CurrentDocument"第五章箱体的设计30\o"CurrentDocument"5.1箱体的结构形式与材料30\o"CurrentDocument"5.2箱体主要结构尺寸和关系30\o"CurrentDocument"第六章减速器结构与润滑的概要说明32\o"CurrentDocument"6.1减速器的结构32\o"CurrentDocument"6.2减速器箱体的结构32\o"CurrentDocument"6.3轴承端盖的结构尺寸32\o"CurrentDocument"6.4减速器的润滑与密封32\o"CurrentDocument"第七章设计小结33\o"CurrentDocument"附录参考文献33第一章设计任务书1.1设计题目带式运输机传动装置设计1.2原始数据运输带工作拉力F(KN)5.5运输带工作速度V(m/s)0.45滚筒直径D(mm)4501.3已知工作条件滚动效率门=0.95；工作情况：两班制，连续单相运转，载荷较平稳；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C使用折旧期8年，4年大修一次制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.4传动方案选择带式输送机传动装置采用，蜗杆一齿轮减速器的传动系统参考方案如下图所示第二章电机选择及传动参数计算2.1电动机的选择2.1.1确定工作机所需功率cFv工作机所需功率P———w1000根据原始数据，F—5500Nv—0.45m/第二章电机选择及传动参数计算2.1电动机的选择2.1.1确定工作机所需功率cFv工作机所需功率P———w1000根据原始数据，F—5500Nv—0.45m/s八5500x0.45,贝g，P=kw—2.475kw10002.1.2确定传动总效率na式中，nd为减速器的总效率，n为输送带卷筒的总效率查《设计指导书》表A-4得:一对滚动轴承的效率气=0.":；联轴器的效率七=°.99；卷筒效率叫=0.95；普通圆柱蜗杆传动效率七=°.9°；闭式圆柱齿轮传动效率q=0.9。故减速器的总效率为：七—门『5—0.993x0.992x0.90x0.97—0.8302运输带卷筒的总效率:n—nin3—0.99x0.95—0.9405所以传动装置的总效率:n—ndn—0.8302x0.9405—0.78082.1.3确定电动机型号工作机所需要的电动机输出功率Pd计算如下:P_PP—wd门a24箜—3.17kw0.7808查《机械设计手册》，取电动机的额定功率Ped=5.5kw确定电动机转速门对于Pd=5.5知确定电动机转速门型号Y132S1-2Y132S-4Y132M2-6Y160M2-8同步转速/(r/min)300015001000750满载转速/(r/min)29001440960720堵转转矩额定转矩2.02.22.02.0最大转矩额定转矩2.32.32.22.0表1Y系列额定功率为5.5kw的电动机转速d已知卷筒转速n=:?*0=20r/min，减速器的总传动比合理范围七=30〜200电动机转速合理范围为门d=in=(30〜200)n=600〜4000r/min该范围内的转速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min根据转速计算传动比及其主要数据如下表所示：表2电动机方案比较万案电动机型号额定功率同步转速满载转速减速器传动比1Y132S1-25.5300029001452Y132S-45.515001440723Y132M2-65.51000960484Y160M2-85.575072036通过比较，方案三选用的电动机转速较高，传动比适中故选方案3较合理所选用的Y132M2-6型三相异步电动机的额定功率Ped=5.5知，大于工作机所需要的电动机输出功率Pd=3.138kw，同步满载转速nm=960r/mino2.2分配传动装置传动比总传动比i=-m=祟^=48an20分配减速器传动比ia，蜗杆-齿轮减速器，可取齿轮传动比为广(0.03〜0.06)i2由此得减速器总传动比关系为：七=0.05・七・i2=48

=30.98i=L=—=1.55ii230.982.3传动系统的动力和运动参数计算传动系统各轴所有数字代号表示如下图所示:_L0轴：n=n=960r/minp=0轴：n=n=960r/minp=p=3.17kwP3.17T0=9550—=9500x---=31.53Nmm1轴:n=n=960r/minp=pHH=3.17x0.99x0.99=3.107kwTOC\o"1-5"\h\z1012T=THH=31.53x0.99x0.99=30.90Nm10122轴:n960t==34.28r/mini230.98p2=p1H1H4=3.107x0.99x0.90=2.77kw2轴:T2=T叩J2=30.90x0.99x0.90x30.98=830.85Nm3轴:n34.283轴:n34.28—=七1.55=20r/minp=pnn=2.77x0.99x0.97=2.66kw3215T=Tnni=830.85x0.99x0.97xl.55=1236.69Nm321514轴:n=n=20r/minp=pnn=2.66x0.99x0.99=2.61kw312T=Tnn=1236.694轴:n=n=20r/min将计算结果汇总如下表所示:表3各轴运动参数轴代号转速（r/min）功率/kw转矩/（N・m）09603.1731.5319603.10730.90230.992.77830.853202.661236.694202.611212.08

第三章传动零件设计1=3.1蜗杆传动的设计计算第三章传动零件设计1=1选择蜗杆蜗轮材料选择蜗轮蜗杆材料，热处理方式，精度等级，无特殊要求采用普通圆柱蜗杆传动由上计算可得蜗杆转速〃杆=n广960r/min；蜗轮转速n轮=n2=30.99r/min蜗杆选用45钢，淬火，硬度为40~55HBC采用渐开线蜗杆涡轮选用铸锡磷青铜ZCSn10尸1,金属模铸造选择精度为6级，2确定设计准则由于该减速器为闭式传动，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效。因此通常是按吃面接触疲劳强度进行设计，确定蜗轮蜗杆的主要参数尺寸，而根据齿根弯曲疲劳强度进行校核。3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度由《机械设计》式11-12，传动中心距孔ZZ心3竺(『)2H确定作用在蜗轮上的转矩「2由以上计算已知，输入功率P=p=3.107kw，蜗杆转动〃杆=960r/min，蜗杆传动比i；=30.98，按蜗杆头数Z1=1，估取效率n=0.8，则ijT'=9550竺=9550x3」07'爵Nm=765.97Nm2n轮30.99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Kp=1；由《机械设计》教材表11-5选取使用系数%=1;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数K=1.05。

K=K§KK=1x1x1.05=1.05确定弹性影响系数ZE对于青铜或者铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取ZE=160MP2（4）确定接触系数ZP先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距。的比值幺=0.35，从教材图11-18中可查1a得Zp=2.9（5）确定许用接触应力卜h]根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度40~55HRC由教材表11-7中查得蜗轮的基本许用应力&J=268MpKHN[a^]=K^[a反]KHN寿命系数应力循环次数N=60小旗=60x1x30.99x38400=7.14x107式中，j为蜗轮没转一转每个齿轮啮合的次数，匕为工作寿命匕=8x300x8x2=38400h则，KHN8-^-87.14x107=0.782[ah]=%[ah]=0.782x268MP=209.632MP则，KHN8-^-87.14x107=0.782计算中心距。a>:KT'(ZZEZp^)2=矿.05x765.97x(端；；#=158mmH取a=160mm，按i；=30.98，查教材表11-2，得模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，则=160=。.5，由教材图11-18查得接触系数Zp=2«6因为zp<zp，所以以上计算结果可用。4蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆主要参数及尺寸轴向齿距P=兀m=^x8=23.13mma直径系数q=10齿顶圆直径d=d+2h*m=80+2xlx8=96mm齿根圆直径d=d-2(h*m+c)=80—2x(1x8+0.25x8)=60mmf11a分度圆导程角Y=5。42'38''蜗杆轴向齿厚S=L兀m=^x8兀=12.57mm(2)蜗轮主要参数及尺寸a22由GB/T10085—1988，查得，z2=31，变为系数气=-0.500验算传动比；传动比i='=31，此时传动比误差为31—3098x100%=0.065%，z30.98在允许的误差范围内，是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mz2=8x31=248mm蜗轮喉圆直径d=d+2h*m=248+2x1x8=256mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2m(h*—气+c*)=248-2x8(1+0.5+0.25)=220mm蜗轮咽喉母轮半径r=a-2d=160-2x256=32mm蜗轮蜗杆几何尺寸及主要参数汇总如下表所示：表4蜗轮蜗杆传动几何尺寸及主要参数几何尺寸及主要参数符号蜗杆蜗轮头数，齿数Z1,2131轴向齿距(mm)Pa25.13/直径系数q10/齿顶圆直径(mm)da196/

齿根圆直径(mm)df1,260220分度圆直径(mm)d1,280248喉圆直径(mm)da2/256咽喉母圆半径(mm)rg2/32分度圆导程角rg25。42'38”/轴向齿厚(mm)Sa12.57/3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度zz=zz=——3—V2C0S3y=31.63cos35.7当量齿数按变为系数%=-。-5。。，匕=3L63，查《机械设计》教材图H-19可得齿形系数*2=3-25螺旋角系数5.7。140=0.96螺旋角系数5.7。140=0.96由《机械设计》教材表11-8中查得由ZCSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力&f}=56MP应力循环系数寿命系数N=60jnA=7.14x107KFN1。6=9-^=0.622N97.14x107应力循环系数寿命系数N=60jnA=7.14x107KFN1。6=9-^=0.622N97.14x107ddm2Fa2p=—80x248x8x・x・=•。12[cF]=[cF}Kn=56x0.622=34.832MP所以故弯曲强度满足要求。3.1.6验算效率n=(0.95~0.96)一t^n^一tan(y+甲)已知y=5.7°，中广arctanf；f与相对滑动速度七有关v=二scos丫兀dn_nx80xv=二scos丫60x1000cosy60x1000xcos5.7°*由《机械设计》教材表11-18，利用插值法得fv=0.02496,岛=1.43on_(0.95〜0.96)一tany一_0.95x一tan57一_0.81tan(y+甲)tan(5.7+1.4)3.2齿轮传动的设计计算3.2.1选择齿轮材料该齿轮传动无特殊要求，为制造方便，选用软齿面齿轮，，选用直齿圆柱齿轮传动小齿轮选用40、，调质，硬度280HB大齿轮选用45钢，调质，硬度为240HB选用8级精度3.2.2确定设计准则闭式齿轮传动，且两齿轮硬度均是软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定其主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核。3.2.3初选齿数与齿宽系数小齿轮齿数z_30；大齿轮齿数z_zi_31x1.55_46.5，取z_4712112i为齿轮传动比，第二章中已算出。1验算实际传动比为，=t——1.56z130传动比误差：上或x100%=1.56T55x100%=0.64%i1.56在误差允许范围内，适合。3.2.4用齿面接触疲劳强度初步设计由设计计算公式进行试算，即《机械设计》教材公式（10-9a）KTN±1,Z、d1t-z%：矿（引）2确定公式中的各计算数值（1）试选载荷系数K=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩T=9.55x106x-—9550000x^l7L=853.61N・m1n30.99（3）按小齿轮在轴上不对称分布，查《机械设计》表10-7,选取齿宽系数e广L0（4）按齿轮材料为45钢，查《机械设计》表10-6,可得材料的弹性影响系数Z=189.8E（5）按小齿轮齿面硬度为280HB，调质，大齿轮齿面硬度为240HB，查《机械设计》图10-21d，可得小齿轮的接触疲劳强度极限。h晌=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限。hiim2=550MP^（6）由《机械设计》公式10-13计算应力循环次数。小齿轮应力循环次数%—60njlh=60x30.99x1x38400—7.14x107大齿轮应力循环次数―二牛*1=4.58x107（7）按N、，N2，查《机械设计》图10-19，取接触疲劳寿命系数Khn1=L2、n2=L3（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1,由《机械设计》式10-12得[b]=KhnPHlim1=1.2x600—720MPH1S1a[b]=KHN2。Hlim2=1.3x550=715MPH2S1a取卜h］较小值试算小齿轮分度圆直径d，将数据值代入公式，可得d]>2.321.3x8536101.56+1(189.8)取卜h］较小值试算小齿轮分度圆直径d，将数据值代入公式，可得d]>2.321.3x8536101.56+1(189.8)2=138741.56(715"=.d=138.74mm1t3.2.5确定主要参数圆周速度u=兀叩=兀138.74x30.99=023m/sV~60x1*0060x1000.mS齿宽b=8dxd]=138.74x1=138.74mm查《机械设计》表10-2，工作情况系数KA=1按v=0.23m/s，8级精度，查《机械设计》图10-8，可得动载荷系数K=1.05对于直齿轮取齿间载荷分配系数—T按8d-1b=138.74mm，非对称布置，精度等级8级，查《机械设计》表10-8,可得齿向载荷分布系数K弗=1.2552载荷系数K=KKKhKh§=1x1.05xlxl.2552=1.318按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由教材式10-10a，得模数mm=—=tq30139.38载荷系数模数mm=—=tq30139.38mm标准模数m确定中心距为m=5标准模数m确定中心距为a=1m(z+z)=1x5x(30+47)=192.5mmo21223.2.6校核齿根弯曲疲劳强度按z广30，z2=51查《机械设计》表10-5，可得齿形系数Y按z广30，z2=51查《机械设计》表10-5，可得齿形系数Yf1=2.52Y2=2.316应力校正系数1=1.625Y2=1.703按齿轮材料查《机械设计》图10-20c可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bfe1=小齿轮的弯曲疲劳强度极限bfe1=500MP大齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE2=380MP由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92*丁0.96（1）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数Sf=L4，由《机械设计》公式10-12可得官=328.57MP.FN2—FEsFN2—FEsFW=260-MP.（2）计算弯曲应力小齿轮2Wsa9小齿轮2Wsa9m3z2

d12x1.318x853610x2.52x1.625=81MPa1x53X302大齿轮b=b4=81xI6x1.703=78MP大齿轮F2F1w2.52x1.625abf<[bbf<[bF行修正，利用修正后的模数，确定齿轮的主要尺寸。3.2.7修正模数按齿根弯曲强度设计:2KTYY、

T（Fa阿）9z2[b」d1FYY计算大小齿轮的并加以比较

YY2.52x1.625YY2.316x1.703曾al平1==0.012463Fa2串2==0.015137佐丁328.57LT丁YY2.52x1.625YY2.316x1.703曾al平1==0.012463Fa2串2==0.015137佐丁328.57LT丁260.57F1F2大齿的数值大2KT.YY：2x1.318x853610,1（f气）=3x0.015137=3.3579z2LaJd1F1x302载荷系数K=KKKK广1x1.05xlxl.2552=1.318m取标准模数m=4mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径《=139.39止止泓小齿齿数z=d=13939=34.845r351m4-U止止泓大齿齿数z=iz=1.56x35=54.6浇55几何尺寸计算分度圆直径:=zm=35x4=140mmd=zm=55x4=220mm齿顶圆直径:da1=148mmd2=228mm齿根圆直径:d11=122mm计算中心距;_d+da=12df2=210mm140+220=180mm2计算齿轮宽度:b=pd=1x140=140mm取齿轮宽度^1=140mm大齿轮宽度B=135mm2几何尺寸及参数符号小齿轮大齿轮模数m4中心距a1,2180分度圆直径d1,2140220齿顶圆直径da1,2148228齿根圆直径df1,2122210齿宽B1,2140135

第四章轴的计算及轴上零件的校核4.1蜗轮轴的设计4.1.1选择轴的材料该减速器为普通的小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，故选用45钢，调质处理，抗拉强度［气］=600MP，许用弯曲应力b1］=55MP。4.1.2初步计算轴的最小直径材料为45钢，调质处理，查《机械设计》表15-3，取材料系数A=112dmin=dmin=50.076mm因该段轴的最小直径处安装滚动轴承，取dmin=55mm4.1.3轴承类型及其润滑与密封方式采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承端盖实现轴承两端单相固定，轴伸处用A型平键联接，实现周向固定，用A型普通平键联接蜗轮与轴。4.1.4轴的结构设计minmin（2）初选滚动轴承，由同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参考工作要求，并根据dmn=55mm，初步选取0基本游隙，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30211（GB/T297-1994）.其尺寸为：dxDxT=55mmx100mmx22.75mm选取d=d=55mm两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由《机械设计手册》查得30211型轴承的定位轴肩高度*h=4.5mm，即套筒近轴承端厚度4,5mm。（3）轴段直径的确定取小齿轮，蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm，小齿轮与蜗轮之间的距离C=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S,取S=8mm。已知小齿轮宽度B=140mm，蜗轮的右端与与右端轴承之间采用套筒定位，为了使套1筒端面可靠地压紧蜗轮和齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，短2~3mm。故取l=138mml=62mm取安装蜗轮处轴段的直径d4=70mm，安装齿轮处轴段直径d2=70mm。蜗轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，则取h=5，则d3=80mm。（4）取轴承端盖的总宽度为20mm（5）确定个轴段直径与长度各轴段直径：d=55mm；d=70mm；d=80mm；d=70mm；d=55mm各轴段长度：l]=T+S+a+2=22.75+8+16+2=48.75mm12=138mm；13=20mm；14=62mm；15=〈=48.75（6）轴向零件的周向定位蜗轮，齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按d=70mm，查《机械设计》表6-1，可得键的尺寸，笊h=20x12，取长度为80mm2按d=70mm，查《机械设计》表6-1，可得键的尺寸为，bxh=20x12，取长度为4H56mm。为保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴轴端配合柘^；滚动轴h6承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（7）确定轴上的圆角与倒角尺寸查《机械设计》表15-2，取倒角2x45°，各轴肩出的圆角半径为2mm。

4.1.5轴段，轴承，键的校核（一）轴段的校核确定各向应力与反力由以上计算可得，蜗轮分度圆直径为d2=248mm，齿轮分度圆直径《=140mm蜗轮轴传递的转矩为T=830.85N・m，齿轮中心到左边轴承中心的距离为105.375mm，齿轮与蜗轮中心距离为122.mm，蜗轮到右边轴承中心的距离为67.375mm。小齿轮的切向力Ft1d12T2X尝=11869.29小齿轮的切向力Ft1d12T2X尝=11869.29N140小齿轮的径向力F1=F「an侦=11869.29xtan20=4320.07N蜗轮的切向力2T2x830850——==6700N248蜗轮的径向力FFtana

也cosy6700xtan20=2450Ncos5.7蜗轮的轴向力F=Ftany=6700xtan5.7=668.75N（1）垂直平面的支撑反力：F_Fx189.375+乌x124+二x67.3754320.07x189.375+668.75x124+2450x67.3753616987Nnv1=105.375+67.375+122=105.375+67.375+122=^Fnv2=(F1+F2)-Fnv1=4320.07+2450-3616.987=3153.083N水平面上的支撑反力：F_二x189.375+<2x67.375_11869.29x189.375+6700x67.375_9157453Nnh1='105.375+67.375+122294.75^FNH2=(F[+F2)-Fnh1=(11869.29+6700)-9157.453=9411.837N水平弯矩：Mh1=「皿1x105.375=9157.453x105.375Nmm=964966.61NmmMh2=Fh2x67.375=9411.837Nx67.375Nmm=634122.52NmmMh3=匕2x67.375-F2x67.375=165569.35Nmm垂直弯矩：Mv1=Fnv1x105.375=381140NmmM^2=-Fnv2x67.375=-212438.97Nmm

M^3=Fnv1x227.375-F1x122=295363.87Nmm计算合成弯矩最大值MM=%Mv「+Mh「=、、,,3811402+964966.612=1037510.606Nmm将计算所得数据列于下表表6蜗轮轴上弯矩计算数值载荷水平面日垂直面V支反力FF^1=9157.453NFh2=9411.837NFnh2=9411.837NFg=3153.083N弯矩MM=964966.61N・mmM=634122.52NmmMh3=165569.35NmmM=381140NmmV1M=-212438.97NmmV2M^3=295363.87Nmm危险截面弯矩M=』MV12+Mh12=1037510.606N・mm作出弯矩图如下图所示:

由弯矩图得出危险截面齿轮中心面根据《机械设计》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，取a=0.6，则轴的计算应力^=、^^=<1037510，6062+（0.6x8308^=33.56"<［。］=55MPcaW0.1X703a-1a故安全（二）轴承校核校核轴承30211，查GB/297-1994，得额定动载荷C=86.5kN，额定静载荷C0r=65.5kN，计算系数，e=0.4；Y=1.5；Y=0.8。按轻微冲击，查《机械设计》表13-6，取载荷系数fp=1（1）求两轴承受到的径向载荷F和Fr1r2由前面设计蜗轮轴时可求得F^=Fnv广3636.987NF2=Fnv2=3153.083NF^=Fnv广3636.987NF2=Fnv2=3153.083NF访=Fnh广9157.453NF2h=Fnh2=9411.837N因此F1=』Fj+Fh2=J3636.9872+3636.9872=5624.41N、：F22+F2H2=<3153.0832+9411.8372=14606.55N(2)求两轴承计算轴向力F5624.41F14606.55=1874.82N;F=-y=—^——=4846.85NFr2Fd12Y2x1.5已知F=668.75N,因为F11=1874.82N<F2+F=5537.6N2轴承放松F2=F2=4868.85N1轴承被压紧F]=F2+F=5537.6N（3）求当量动载荷P和PF_5537.6F"—F_5537.6F"—5624.41r1=0.98>eF4868.85—a2==0.33<eF14606.55r2P=f(XF+YF)=1x(0.4x5624.41+1.5x5537.6)=10556.146N1p1r11a1P=f(XF+YF)=1x1x14606.55=14606.552p2r22a2（4）验算轴承寿命

按轴承的受力大小计算，由《机械设计》公式13-15,可得7106C、也106/86500、山l1=（一）3=X（）3=202079>l=19200h60xnP60X30.9914606.55h2故轴承满足寿命要求。（三）键的校核选用A型平键联接，根据轴径d2=d4=70mm，由GB/T1095-2003,bxh=20mmx12mm蜗轮宽度B=64mm，取键长L=56mm，键的工作长度l=L-b=56-20=36mm接触高度K=0.5h=0.5x12=6mm，由《机械设计》式6-1可得=135MPa2TX1032X830850=109.09=135MPaKld6x36x70aL，」Kld齿轮宽B=140mm，取键长L=80mm，键的工作长度，l=L-b=80-20=60mm=135MPa2TX1032X830850=109.09MPv=135MPaKld6x36x70aLp」Kld按键，轴轮毂的材料都是是钢，查《机械设计》表6-2可得，静载荷许用挤压应力=静载荷许用挤压应力=120〜150MPa平均取=135MPa平均取所以挤压强度足够。4.2蜗杆轴的设计4.2.1选择蜗杆轴的材料该减速器为普通用途中小功率减速传动装置，轴主要传递涡轮的转矩，故选材45钢，淬火处理，抗拉强度lbb〕=600MP，许用弯曲应力[n1]=55MP。4.2.2按扭转强度初步估计轴的最小值由轴的材料为45钢，淬火处理，查《机械设计》表15-3，取材料系数A=112。d.>Ad.>AP=112x13107mm=16.57mm960联轴器的计算转矩"KJ】，按电动机，转矩变化小，运输机，查表14-1可得Ka=1.5贝，T=KT1=1.5x30.90Nm=48.204Nm按电动机伸出轴直径D=38mm，蜗杆伸出轴直径d>16.57mm,T=48.204Nm查《设计指导书》选择LT6弹性套柱销联轴器，其公称转矩[=250Nm，半联轴器的孔径d2=40mm，即取轴向直径d^=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm。4.2.3轴承类型及其密封方式采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和嵌入式轴承端盖实现轴承两端单向固定。4.2.4轴的结构设计（1）从轴段d1=40mm，开始为了满足半联轴器的轴向定位要求，d.、左端需制出一轴肩，轴肩高度h=0.1d]=4mm，取h=4mm，故取d2=48mm，d^右端挡圈直径D1=50mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故〈的长度应比%略短一些，取轴段1长度广82mm。（2）初步选用滚动轴承选用单列圆锥滚子轴承，按d2=48mm，查《设计指导书》选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承32306其尺寸为：dxDxT=50mmxllOmmx29.25mm，

故取d=d=50mm；l=l=29.25mm轴承采用轴肩进行定位，由《设计指导书》查得32306型轴承的定位轴肩高度为h=2.5mm，因此取d=d=60mm，轴环宽度b>1.4h=3.5，取l=l=6mm（3）轴段5和7处有退刀槽，因d=d"-（2-4）mm，故取d5=d7=58mm，（d〃为蜗杆齿根圆直径，d亍1=60mm）（4）轴段6的轴径取蜗杆齿顶圆直径d6=d1=96mm。（5）轴承端盖总宽度取20mm，外端面与半联轴器左端面间的距离取30，故取l=20+30=50mm。2（6）取l+1=l+1=76mm（根据蜗杆蜗轮的相对位置估取），故l=l=70mm。784575（7）轴段6的长度，按％=31，查《机械设计》表11-4，得q>（8+0.06%）m=78.88mm由于模数m<10,故，取「79+25=104mm，则取匕=104mm（8）蜗杆总长度l=l+1+1+l+l+l+l+l+l=446.5mm123456789（9）各轴段直径及直径l=82mml=82mm；l=50mm；l=29.25mm；123l=6mm；l=70mm；l=104mm456l=70mm；l=6mm；l=29.25mm789d=40mm；d=48mm；d=50mm；d=d=60mm；=d=58mm1234857d=96mm；d=50mm694.2.5蜗杆，4.2.5蜗杆，轴承，键的强度校核（一）蜗杆轴段强度校核确定各向应力与反力，通过前面的计算已知，蜗轮的切向力F2=6700N；蜗轮的径向力F=2450N；蜗轮的轴向力F]=668.75N。则蜗杆的切向力F=七=668.75N；蜗杆的轴向力F=F2=6700N；蜗杆的径向

力F=F2=2450N。垂直平面支撑反力:FNV1F%+Fx142.625142.625FNV1F%+Fx142.625142.625x26700x40+2450x142.625142.625x2=2164.53NFg=F-F^1=2450-2164.53=285.47N（2）水平面上支撑反力：F=Fx142.625=心x142.625=334.375Nh1142.625x2142.625x2Fh2=F-七1=668.75-334.375=334.375N（3）水平弯矩:Mh=142.625xFh】=142.625x334.375=47690.23Nm（4）垂直弯矩：M^1=Fnv1x142.625=2164.53x142.625=308716.09NmMv2=Mv1—F勺=308716.09—6700x40=40716.909N.m（5）合成弯矩：M1=函丑2+Mv「=（47690.232+308716.092=312377.95NmM2=^M~2+M~i=<47690.232+40716.9092=62700Nm弯矩图如下图所示：将计算所得数据列于下表表7蜗杆轴上弯矩计算数值载荷水平面H垂直面V支反力F=334.375NF2=334.375NF=2164.53NFg=285.47N弯矩MMh=47690.23NmM=308716.09N・mM^2=40716.909N・m总弯矩M=312377.95N・mM2=62700N.m由弯矩图得出危险截面为齿轮中心面根据《机械设计》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，取a=0.6，则轴的计算应力、：M2+（町）2X312377.952+（0.6x30.90）2b=~~^W—=0]96—=3.54MP<b1」=55MP故安全。（二）轴承的校核C=102kN，额定静载荷C=78.3kN计算系数，e=0.83；C=102kN，额定静载荷C=78.3kN计算系数，e=0.83；Y=0.7；0rY0=0.4。按轻微冲击，查《机械设计》表13-6，取载荷系数fp=1（1）求两轴承受到的径向载荷F和Fr1r2由前面校核轴段强度时可求得，F^=Fnv1=2164.53NF^=七1=334.375NF2=Fg=285.47NF2h=「由=334.375NF=H2+F2=¥‘2164.532+334.3752=2190.20Nr1、r1vr1HF=t'F2+F2=x/285.472+334.3752=439.66Nr2*r2vr2H（2）求轴承计算轴向力2Y2190.202x0.7=1564.43N;Fd2F439.66—r2=2Y2x0.7=314.04N所以轴承1被压紧，轴承2放松，因为F11=1564.43N<F2+F=7014.04N，所以轴承1被压紧，轴承2放松，F1=Fd2+F=7014.04N；F=F=314.04N⑶计算当量载荷4和I上二上二701404二3.2>。F12190.20F314.04——a2==0.7<eF439.66r2P=f(XF+YF)=1x(0.4x2190.20+0.7x7014.04)=5785.908NTOC\o"1-5"\h\z1p1r11a1P=f(XF+YF)=1x1x439.66=439.662p2r22a2(4)验算轴承寿命按轴承的受力大小计算，由《机械设计》公式13-15,可得1106/C、10106/102000严h-60xn方3-60x960乂七785.908)3->h-1故轴承满足寿命要求。键的校核按d1=40mm，查《机械设计》表6-1可得，键的尺寸为bxh=12mmx8mm,，选择标准键长为70mm，键的工作长度，l=L-b=70-12=48mm，接触高度K=0.5h=0.5x8=4mm。由《机械设计》式6-1可得2Tx103Kld2x30900=6.662Tx103Kld2x30900=6.66MP<g]4x58x40aLp」=135MPa按键，轴轮毂的材料都是是钢查《机械设计》表6-2可得，静载荷许用挤压应力ap」=120-150MPa平均取=135MPa平均取所以挤压强度足够。4.3齿轮轴的设计4.3.1选材确定许用应力该减速器为普通用途的小功率减速传动装置，轴主要是传递齿轮的转矩，选用45号钢，调质处理，抗拉强度lbb]=600MPa，许用弯曲应力[a1]=55MPa。

4.3.2初步估计轴的最小直径轴的材料为45钢，调质处理，查《机械设计》表15-3，取材料系数A=112。dmin266mmdmin266mm=57.17mm30联轴器的计算转矩"KT，按电动机，转矩变化小，运输机，查表14-1可得KA=1.5贝，T=K"1.5x1236.69Nm=1855.035Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查《设计指导书》选用LT10弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m。半联轴器的孔径d=63mm，即轴向直径取d=63mm。半联轴器1长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为气=107mm。4.3.3轴承类型及其润滑和密封方式单列圆锥滚子轴承凸缘式轴承通盖与凸缘式轴承端盖，实现轴承系两端单相固定。4.3.4轴的结构设计（1）从轴段d]=63mm，开始逐渐选取轴段直径，半联轴器轴向定位，故d]右端需制出一轴肩，轴肩高度取h=0.7d]=4.41mm，取h=4.5mm，故取d2=72mm，d^左端用轴端挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径D=73mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故〈应略短于L1，取〈=105mm。（2）初选滚动轴承，选用单列圆锥滚子轴承，按d=72mm，查《设计指导书》初2选0基本游隙组。标准精度等级的单列圆锥滚子轴承32015，其尺寸为dxDxT=75mmxll5mmx25mm故取轴段直径d3=d7=75mm，取l.=25mm（3）取齿轮距箱体内壁的距离i=14mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm已知齿轮宽度B=135mm，齿轮的右端面与右轴承之间采用套筒定位为了便于套2筒端面可靠地压紧齿轮，应使齿轮轴段略短于齿轮轮毂宽度，故取匕=132mm。取安装齿轮处轴段直径七=80mm，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0d故取h=6mm，则取d5=92mm，轴环宽度b>1.7h=8.4，取15=8.5mm，（4）轴承左端盖的总宽度为20mm，根据拆装要求外端面与半联轴器右端间距为30mm，故取l=50mm，2（5）右轴承右边靠轴肩定位，由《设计指导书》查得，32315型轴承的定位轴肩高度场=6，取<=87mm，该轴段长度受蜗轮轴的影响，由蜗轮设计可知，箱体内壁的距离为256mm，则取14=256-14-132—8.5+8=109.5mm。（6）各轴段直径及长度d=63mm；d=72mm；d=75mm；d=87mmd=92mmd=80mm；d=75mml=105mm；l=50mm；l=25mm；l=109.5mm；l=8.5mml=132mm；l=50mm67齿轮轴的总长度l=105+50+25+109.5+8.5+132+50=480mm4.3.5轴，键的强度校核（一）轴段强度的校核由设计齿轮时，可得齿轮分度圆直径d2=220mm，转矩T=1236.69N・m（1）确定各向应力和反力齿轮的切向力为：F=牛=221艾690=11242.64Ntd2202齿轮的径向力为：F=Ftana=11242.64xtan20=4091.98N（2）垂直平面上支撑反力：

F=、=102x4°91.98=]391.27nnvi300300式中300为两轴承中心的跨度，102为齿轮中心到右边轴承中心的距离Fg=F-F^1=4091.98-1391.27=2700.71N（3）水平面上支撑反力：300F=3=102小242.64=3822.498Nh1300F2=F-七1=11242.64-3822.498=7421.142N300（4）确定弯矩水平弯矩：Mh=102xFh1=102x3822.498=389894.8Nm垂直弯矩：M^=F^1x102=1391.27x102=141909.54Nm合成弯矩：M=（M2+M2=*'389894.82+141909.542=414917.19Nm、HV弯矩图如下图所示:弯矩图如下图所示:将计算结果列于下表表8齿轮轴上弯矩计算数值载荷水平面日垂直面V支反力FF=3822.498NFh2=7421.142NF=1391.27NFnv2=2700.71N弯矩MMh=389894.8NmM^=141909.54Nm总弯矩M=414917.19N.m

由弯矩图得出危险截面为齿轮中心面根据《机械设计》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力，取a=0.6，则轴的计算应力bZ2+(aT3)2=\；414917.192+(0.6x123^=16.6MP<[b]=55MPcaW0.1x803a-1a故安全。（二）键的校核选用A型平键联接，根据轴径d6=80mm，由GB/T1095-2003，bxh=22mmx14mm齿轮轮毂长度为132mm，取标准键长L=125mm，键的工作长度:1=L-b=125-22=103mm接触高度K=0.5h=0.5x12=6mm，由《机械设计》式6-1可得2Tx102Tx1032xl236690b=—ipKld17x103x80=42.88MP<bp=135MPa根据轴径《=63mm，由GB/T1095-2003,bxh