蜗轮蜗杆减速器

08级机械设计与制造课程设计

机械设计课程设计

2010-2011第2学期

姓 名： 冉 毅 班 级： 机械设计一班 指导教师： 罗 红 成 绩：

需要图纸

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日期：2011 年 4月

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摘 要

这篇课程设计的论文主要阐述的是一套系统的关于蜗轮蜗杆减速器的设计方法。下置式蜗轮蜗杆是减速器的一种形式，它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V≤4-5 m/s。

在论文中，首先，对此次课程设计要求作了简单的介绍，接着阐述了蜗轮蜗杆的结构和条件。然后对其结构粗设计，接着就按课程设计准则和设计理论进行尺寸的计算和校核。代表着减速器的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。

目前，在蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有较大的差距。国内在设计制造蜗轮蜗杆减速器的过程中存在着很大程度的缺点，问题如：轮齿根切；蜗杆毛坯的正确设计；刚度的条件；蜗轮蜗杆的校核。

关键词：滚子轴承、蜗轮蜗杆减速器、蜗杆、蜗轮、键、联轴器

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ABSTRACT

This article mainly elaborates the course design of the paper was a system

about worm reducer design method. Underneath type worm is a form of speed reducer, and the worm compared with style reducer placed on small, stirring oil loss as well as good lubrication condition, suitable for transmission V acuities 4-5 m/s.

In the paper, firstly, to the curriculum design requirements made simple introduction, then expounds the structure of worm and condition. Then the structure design, then press coarse curriculum design standards and design theory to calculate and check the size of. Represents the general process of speed reducer. To the rest of the worm design work also has a certain value. At present, in the worm reducer design, manufacturing and application, compared with domestic and foreign advanced level are still big gap. Domestic in designing and manufacturing process of worm gear reducer exist in large degree of faults, questions like: wheel dedendum cut; The correct design; worm blank Stiffness conditions; Worm dynamicrigidity.

KEY WORDS：Roller bearings, worm reducer, worm and worm and key, coupling

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目 录

1、机械设计课程设计任务书 -----------------------------------（1） 2、传动方案的拟定与分析--------------------------------------（2） 3电动机的选择及传动比----------------------------------------（2） 3.1、电动机类型的选择------------------------------------（2） 3.2、电动机功率选择--------------------------------------（2） 3.3、确定电动机转速--------------------------------------（3） 3.4、总传动比--------------------------------------------（4） 4、运动学与动力学计算 ---------------------------------------（5） 4.1、蜗杆蜗轮的转速--------------------------------------（5） 4.2、功率------------------------------------------------（5） 4.3、 转矩-----------------------------------------------（5） 5、传动零件设计计算------------------------------------------（6） 5.1、选择蜗杆传动类型------------------------------------（6） 5.2、选择材料--------------------------------------------（6） 5.3、按齿面接触疲劳强度进行设计--------------------------（6） 5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸----------------------（7） 5.5、校核齿根弯曲疲劳强度--------------------------------（8） 5.6、验算效率?------------------------------------------（9） 5.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定----------------------（9） 5.8.热平衡核算------------------------------------0------（9） 6、轴的设计计算及校核---------------------------------------（10）

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6.1、连轴器的设计计算-----------------------------------（10）

6.2、输入轴的设计计算-----------------------------------（10） 6.3、输出轴的设计计算 ----------------------------------（13） 7、轴承的校核 ----------------------------------------------（15） 7.1、计算输入轴轴承 ------------------------------------（15） 7.2、计算输出轴轴承 ------------------------------------（18） 8、联轴器及键等相关标准的选择-------------------------------（19） 8.1、连轴器与电机连接采用平键连接-----------------------（19） 8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接---------------------（19） 8.3、输出轴与联轴器连接用平键连接-----------------------（20） 8.4、输出轴与涡轮连接用平键连接-------------------------（20） 9、减速器结构与润滑的概要说明-------------------------------（20） 9.1、箱体的结构形式和材料-------------------------------（20） 9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系-------------------------（20） 9.3、齿轮的润滑-----------------------------------------（21） 9.4、滚动轴承的润滑-------------------------------------（21） 9.5、密封-----------------------------------------------（22） 9.6、注意事项-------------------------------------------（22） 10、设计小结------------------------------------------------（23） 11、参考资料------------------------------------------------（23）

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专业班级 课题名称 设计 起止时间 课题类型 一、原始数据 机械设计一班 学生姓名 冉毅 学号 08120420 一级蜗轮蜗杆减速器 工程设计 课题性质 真实 已知条件 数据 输送带拉力F/kN 2.5 输送带速度V/(m/s) 1.18 滚筒直径 (mm) 280

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工作条件： 两班制，连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。使用期限8年,检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产,运输带速度允许误差为±5%。设工作机效率ηw=0.96。 二、基本要求 1、完成装配图一张、零件图两张（齿轮、轴各一） 2、编写设计说明书一份（按毕业设计论文格式打印） 3、自制文件带装好全部文件，写上学好、姓名

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传动方案的拟定与分析

二、传动方案的拟定与分析 1--电动机 2--联轴器 3—单级蜗杆减速器 4--联轴器 5--卷筒 6--运输带 图一 由于本课程设计传动方案已给：要求设计单级蜗杆下置式减速器。它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动V≤4-5 m/s,这正符合本课题的要求。 三、电动机的选择及传动比 3.1、电动机类型的选择 按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380Ｖ，型号选择Y系列三相异步电动机。 3.2、电动机功率选择 （1）电动机输出功率： Pd?工作机所需的功率： Pw?FV1000?w?Pw?a3kw ?3.073kw 2.5*10*1.181000*0.96 （2）电动机至工作机之间的总效率：总效率按下式计算：2222?a??联?涡?滚?0.99*0.8*0.99?0.7685 ?a?0.7685 8

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电动机的选择及传动比 闭式圆柱齿轮η齿=0.96-0.99,圆锥齿 ηη蜗=0.75-0.82，η η弹联V带=0.94-0.98, 双头蜗轮副齿 =0.94-0.97,η滚=0.98-0.995, =0.99-0.995, 齿联=0.99 ?3.0730.7685?4kw 则有Pd?pwpd?4kw ?a 460*1000V6*10*1.18??80.53r卷筒轴的工作转速 nw? min?D3.14*280 蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=10~40，电动机的转速的范围 nw?80.53rmin 因为 N=(10~40)*n=（10~40）*80.53=805.3--3221.2r/min 对Y系列电动机，通常选用同步转速为1000rpm或1500rpm的电动 机，如无特殊需要，不选用低于750rpm的电动机配合计算出的容量，由表 查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见表1： 电动机转速 r/min 额定 方 案 电动机型号 功率kw 同步转速 满载转速 1 Y132M1-6 4 1000 960 2 Y112M-4 4 1500 1440

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可知电动机型号： 方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定Y132M1—6 功率P = 4kw，满载转速n= 960r/min 。 9

3.3、确定电动机转速 冉毅 一级蜗轮蜗杆传动

电动机的选择及传动比 3.4、总传动比 计算总传动比和各级传动比的分配 （1） 计算总传动比： i?nmnw?96080.53?11.92?12 表2 图二 E 80 BB 238 F×GD G 10×8 33 L1 HA 18 515 机型 H A B C Y132M 132 216 178 89 K b b1 b2 h 12 280 210 135 315 D 38 AA 60 i总?12 (2)各级传动比的分配 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动 比。 1），若选择头数为2，则有z2?24查表知最接近29，超过 了5%（29-2424 ?5% 2），若选择头数为4: 有z2?48查表知最接近为48，而4个头的?蜗?0.9则需要返回重算 ?a??联?蜗?滚?0.99*0.9*0.99Pd?pw?3.0730.86452222 ?0.8645 ?a?3.555小于4kw，即选择4头蜗杆，Z=48齿，m=63，q=10，中心距a=180，分度圆导程角21°48`05〞 10

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动力学参 四、动力学参数计算 四 4.1、蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速：n?96012?80r 则min80.53-8080.53在5%内 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 4.2、功率： 蜗杆的功率：p=3.555*0.99=3.519KW 数 蜗轮的功率：p=3.519*0. 90*0.99=3.136kW 计 滚筒的功率：p=3.136*0.99*099=3.076kW 算 4.3、 转矩： 6 电动机转Td1?9.55*10*?3.536?10Nmm nm960 4 蜗杆转矩Td2?Td1*?联?3.536*0.99?3.50?10Nmm p轮65Td3?9.55*10*?3.7436?10Nmm 蜗轮转矩 n轮 p65筒 ?3.6684?10Nmm 滚筒转矩Td4?9.55*10*n筒 表3： 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速r/min 960 960 80 80 功率P/kw 3.555 3.519 3.136 3.076 转矩N.m 35.36 35.0 374.36 366.8 传动比i 12 效率 0.99 0.89 0.98 11

pd?9.55*10*63.5554 冉毅 一级蜗轮蜗杆传动

传动零件的设计计算 五、传动零件的设计计算 5.1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。 5.2、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45～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。 5.3、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。由教材【1】P254式(11—12),传动中心距 a?3KT2(?E?P??H?) 2(1)确定作用在蜗杆上的转矩?2=35.0 Nm (2)确定载荷系数K 因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数 ??=1;由教材P253表11—5选取使用系数?A?1.0由于转速不高,冲击 K=1.05 不大,可取动载系数?v?1.05;则由教材P252 (3)确定弹性影响系数?? 1 2因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故??=160??a。 (4)确定接触系数?? d 先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值1=0.35从教材a P253图11—18中可查得??=2.9。 (5)确定许用接触应力???? 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面 硬度>45HRC,可从从教材【1】P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力 ?????=268??a。由教材【1】P254应力循环次数 8N?60jn轮Lh?60*1*80*（360*8*8*2）?2.212?10 ???????v?1.0?1?1.05?1.05 12

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杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ?0.679 寿命系数KHN?882.212*10 '则??H??KHN*??H??0.679*268?182Mpa (6)计算中心距 160*2.92 a??31.05*374360*()?136.707mm 182 (6)取中心距a=180mm,因i=12,故从教材【1】P245表11—2中取模 d 数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径d1=63mm这时1=0.35从教材【1】P253图 a ??11—18中可查得接触系数??=2.9因为??=??,因此以上计算结果可 蜗用。 5.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1) 蜗杆 轴向尺距?a??m?3.14?6.3?19.792mm;直径系数q?10; 107齿顶圆直径da1?d1?2hm?63?2?1?6.3?75.6mm; ?a?a?19.792 齿根圆直径df1?d1?2?ha?m?c??47.25mm; 蜗杆齿宽B1>=(9.5+0.09Z2)m+25=112mm da1?75.6mm df1?47.25mm ?m3.14?6.3 ??9.896mm；分度圆导程角蜗杆轴向齿厚Sa?22 ?'\??214805; (2) 蜗轮 蜗轮齿数48;变位系数?2??0.4286mm; z248演算传动比i???12mm,这时传动误差比为, z14 12?11.92?100%?0.6%?5% 是允许的。 11.92 蜗轮分度圆直径d2?mz2?6.3?48?302.4mm 蜗轮喉圆直径da2?d2?2ha2=315mm d2?302.4mm da2?315mm 蜗轮齿根圆直径df2?d2?2hf2?281.25mm df2?281.25 13

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校核齿根弯曲疲劳强度 蜗轮咽喉母圆半径rg?a?12da2?180?12*315?22.5mm rg2?22.5 具体数据如下：（参考文献【2】29图和文献【3】P238的经验公式） 表4： d3=（1.6--1.8）d 99--112mm e=2--3mmmm n=2--3mm 取100mm l=（1.2--1.8）d 75--112mm a=b=2m 12.6mm 取90mm 321.3mm d4=（1.2--1.5）m 7.56--9.45mm De2<=da2+m 取8mm 50.6mm d6=(0.075--0.12)ds 5.625--9mm B<=0.67da1 取50mm 取8mm C=1.7m?10mm 10.71mm R1=0.5（d1+2.4m） 45.36mm 取10mm 16--24mm R2=0.5（d1-2m） 31.5mm l1=（2--3）d4 取20mm d5=d2-2.4m-2a 262mm D0=0.5（d5-2b+d3） 168.4mm 50.06mm 由以后的设计知：其中d=62mm B2<=0.67da1 取50mm 蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用 齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定， 螺钉选6个 5.5、校核齿根弯曲疲劳强度 1.53KT2 ?F?YFa2Y????F? d1d2m 当量齿数Z?2?Z2cos?3?48?(cos2148'05\)3?60 Z?2?60 根据X2??0.4286,Z?2形系数 YFa2?2.55 ?60从教材【1】P255图11—19中可查得齿 YFa2?2.55 ?'\?214805 螺旋角系数Y??1??1??0.8443 ?140140 ?从教材P25知许用弯曲应力??F????F??KFN 从教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许 ?用弯曲应力??F?=56MPa 14

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由教材P255寿命系数KFn?910N6?91068 ?0.5489 ?F?30.74Mpa 2.212*10 1.53*1.05*374360?F?*2.55*0.8443?10.79Mpa<56Mpa可见弯曲 63*302.4*63 验强度是满足的。 算 5.6、验算效率? 效 率 tan?? ???0.95～　0.96? tan????v? 已知?=21?48'05\;?v?arctanfv;fv与相对滑动速度Vs有关。 ?F?56*0.5489?30.74Mpa Vs??d1n160*1000cos??3.14*63*96060*1000*cos214805?'\?3.41ms Vs?3.41ms 从教材P【1】264表11—18中用插值法查得fv=0.0264, ?V?1?30'代 入式中得?=0.884,大于原估计值,因此不用重算。 热平衡核算 5.7、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、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8f GB/T10089—1988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿 厚公差为?s1 =71μm, 蜗轮的齿厚公差为?s2 =130μm;蜗杆的齿面和顶 圆的表面粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μ m和3.2μm。 5.8.热平衡核算 1.751.75a180???? 初步估计散热面积：S?0.33??0.33??0.92 ???100??100?ta= 20c ? 2?取ta(周围空气的温度)为20?c。 ?d?(8.15~17.45)w/(m?c),?取17w/(m?c)t?(油的工作温度）?ta??68.8c?85c?S?0.92合格。??2? t?=46.1c ?1000p(1??)?dS?20?1000?4.3366?(1?0.824)17?0.92 S?0.92 15

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轴的设计计算 六、轴的设计计算 6.1、连轴器的设计计算 1、输入轴按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217~255HBS 根据教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 3d??A。pn?115*33.519960?17.73mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则d=17.73*（1+5%）mm=18.6mm 标准孔径d=30mm，即轴伸直径为30mm，高速轴为了隔离振动与冲击,选用有弹性柱销连轴器，一边连38mm一边连30mm的只有LX3满足要求。 输出轴按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据教材【1】P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115 d??A3pn?115*33.13680?39.1mm 轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得 Tc=KT=1.539.550310633.136/80=561.4N?m 低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384--1997，标准孔径d=45mm，许用应力为800许用转速250。参考【3】P154 表5： 型号 公称转矩Tn 允许转速[n] 轴孔直径d Y型长度 LX3 1250N.m 4750 30mm和38 82mm 无弹性挠性 800N.m 250 45mm 90mm 2、载荷计算 公称转矩T1=35.36，T2=374.36。由书中表14-1查得KA=1.5， 输入轴Tca?Ka*T?1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m满足要求； 输出轴Tca?Ka*T?1.5*374.36=561.54N.m<800N.m满足要求。 Tca1?53N Tca2?561.5N 6.2、输入轴的设计计算 轴的结构设计： （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称 布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。 （2）确定轴各段直径和长度 d1=30mm 1段：直径d1=30mm 长度取L1=80mm（连联轴器） 2段：由教材P364知h=（0.07~0.1）d得：h=0.08 d1=0. 08330=2.4mm L1=80mm 16

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直径d2=d1+2h=30+232.4=35mm,长度取L2=50 mm 3段：初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，a宽度为16.9mm，T宽度为19.75mm取18mm加上冲压挡油环薄壁2mm；故III段长：L3=20mm 4段：由教材P364得：h=0.08 *d3=0.08340=4mm d4=d3+2h=40+234=48mm长度取L4=80mm 5段：直径d5=76mm 长度L5=120mm>B1（由于蜗杆齿顶圆直径75.6mm，则做成齿轮轴) 6段：直径d6= d=48mm 长度L6=80mm 7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=20mm d2=35mm L2=50 mm d3=40mm L3=18mm d4=48mm L4=80mm d5=76mm L5=120mm d6=48mm L6=80mm d7=40mm L7=20mm 图三 初选用30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环 壁2mm）=289.70mm=290mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9--1.1） da1=（272.2--332.6）mm,则290mm满足要求。 （3）按弯矩复合强度计算 ①求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m ②求转矩：已知T2=374.28N2m T1=35.0N2m ③求圆周力：Ft 根据教材P252（10-3）式得： Ft1=Fa2=2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N Ft2=Fa1=2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N ④求径向力Fr 根据教材【1】P252（10-3）式得： 0Fr=Ft22tanα=2475.43tan20=901N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=145mm 1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： Ld63Fr*?Fa*901*145?2475.4* 22?2?181.6N Fr1v?L290 Fr2v?Fre-Fr1v?901-181.6?719.4N 17

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22由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为： ?3 MC2=FrhL=555.63145310=80.5N2m 3、绘制水平面弯矩图 截面C在水平面上弯矩为： MC1=d*Ft/2=1111.1*63*10-3/2=35N2m 4、绘制合弯矩图 221/2280.521/2MC=(MC1+MC2)=(35)=87.8N2m 5、绘制扭矩图 MC=87.8N·m 转矩：T= TI=35.0N2m 校核危险截面C的强度 图四 22?c?????????1?经判断轴所受 ∵由教材P373式（15-5）?ca?W 扭转切应力为脉动循环应力,取α=0.6, Fr1h?Fr2h?Ft1?1111.1?555.6N 18

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?ca?M1?（?T3）W22?878002??0.6*350003?20.1*?76??2.06Mp ?ac?2.06Mp 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得???1??60??a,因此?ca

d1=45mm d2=55mm d3=60mm d4=62mm d5=72mm d6=60mm L1=90mm L2=50 mm L3=46mm L4=88mm L5=8mm 冉毅 一级蜗轮蜗杆传动

由上述轴各段长度及正装T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套L6=36mm 筒长）+2(T-a)算得轴支承受力跨距L=136.7mm取138计算。 （3）按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=302.4mm ②求转矩：已知T2= TII=374.28N2m ③求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得 Ft2=2T2/d2=2475.4N Fa2=1111.1N Ft2=2475.4 N ④求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得 0Fr=Ft22tanα=2475.43tan20=901N Fr=901N ⑤∵两轴承对称则LA=LB=69mm 图六 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ dL302.4Fa*?Fr*1111.1*?901*69 22?2Fr1v??766.9N 138138 20

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F2475.4 Fr1h?Fr2h?t2??1237.7N 22 2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为 MC1=85.4N·m MC2=FrhL=1237.7369310?3=85.4N2m 3、截面C在水平面弯矩为 MC2=374.3N·m MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*10-3/2=374.3N2m 4、计算合成弯矩 221/2221/2MC=（MC1+MC2）=（85.4+374.3）=384N2m MC=384N·m 5、校核危险截面C的强度由式（15-5） 22?c?????????1?经判断轴所受 ∵由教材P373式（15-5）?ca?W 扭转切应力为对称循环变应力,取α=1, 2222Mc???T?384000??1*374280??ca???22.47Mpa 3?ca?22.47Mpa W0.1*?62?Fr2v?Fre-Fr1v?901-766.9?134.1N 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材【1】P362表15-1查 得???1??60??a,因此?ca

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七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命：16336538=46720小时。 7.1、计算输入轴轴承 初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承 轴Ⅰ30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994) 表6： 轴承代号 d 基本尺寸/mm D T 计算系数 滚动轴承的选择及校核计算 基本额定/kN 30208 30212 40 60 a e Y 受力点 80 19.75 16.9 0.37 1.6 110 23.75 22.4 0.4 1.5 动载荷Cr 63.0 103 静载荷Cor 74.0 130 图七 (1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的Ft为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的Fa亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: Fa1?2475.4N Fr1?901N Ft1?1111.1N 22

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Fr1v?181.6N Fr2v?719.4N Fr1h?555.6N ??181.6?555.6?584.5N719.4?555.6?909N2222 Fr1?Fr2??Fr1v?2??Fr1h?2?Fr2v?2??Fr2h?2 （2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于30208型轴承,按教材P322表13-7Fd?表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算 Fd1?Fd2?Fr12YFr22Y??584.52*1.69092*1.6?182.6N?284NFr2Y,其中,e为教材P321 Fd1?182.6N Fd2?284N 按教材P322式(13-11a) Fa1?Fae?Fd2?2475.4?284?2759.4N Fa1?2759.4NFa2?Fd2=284N (3)求轴承当量动载荷P1和P2 Fa12759.4Fa2?284N ??e 因为 Fr1584.5 Fa2284??0.312

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计算输出轴轴承

由教材P319式(13-5) Lh??Cr?60n??P1106?10?67900??????60*9605110????6103?98692.3h>46720h故所选轴承满足寿命要求。 7.2、计算输出轴轴承 图八 初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷Cr=103KN基本额定静载荷Cor=130KN (1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的Ft为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的Fa亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:Ft2?2475.4N Fr2?901N Fa2?1111.1N Fr1v?766.9NFr2v?134.1NFr1h?Fr2h?1237.7N?1289.5N2Fr1??Fr1v?2??Fr1h?2Fr2??766.9?1237.7?222 ?Fr2v?2??Fr2h?2134.1?1237.7?1245N （2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于30213型轴承,按教材P322表13-7Fd?表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算 Fd1?Fr12Y?1289.52*1.5?429.8NFr2Y,其中,e为教材P321 24

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Fd2?Fr22Y?12452*1.5?415N Fd1?429.8N 按教材P322式(13-11a) Fa1?Fae?Fd2?1111.1?415?1526NFd2?415N Fa1?1526NFa2?Fd2=415N (3)求轴承当量动载荷P1和P2 Fa11526Fa2415Fa2?415N ??e ??0.33446720h故所选轴承满足寿命要求 25

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键及联轴器连接的选择及校核计算

8.1、连轴器与电机连接采用平键连接 查表P174的Y132M轴径d1=38mm，E=80mm取L电机=50mm 查参考文献[5]P140选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50 键A10350 即：键A10350 GB/T1096-2003 GB/T1096-2003 T额=20000N2m 根据教材P106式6-1得 σp=2T2/dhl=2320000/（1038350）=10Mpa<[σp](110Mpa) σp=10Mpa 8.2、输入轴与联轴器连接采用平键连接 轴径d2=30mm L1=80mm T=35.0N2m 键A8370 查手册选A型平键，得：b=8 h=7 L=70 轴槽深t=4.4mm，轮毂GB/T1096-2003 槽深t1=3.3mm 即：键A8370 GB/T1096-2003 σp=4.76Mpa σp=2T/dhl=2335000/（3037370）=4.76Mpa<[σp](110Mpa) 8.3、输出轴与联轴器连接用平键连接 轴径d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m 查手册P51 选用A型平键，得：b=14 h=9 L=80 轴槽深t=5.5mm，键A14380 GB/T1096-2003 轮毂槽深t1=3.8mm 即：键A18380GB/T1096-2003 根据教材P106（6-1）式得 σp=23.1Mpa σp=2T/dhl=23374280/（4539380）=23.1Mpa<[σp] (110Mpa) 8.4输出轴与涡轮连接用平键连接 轴径d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m 查手册P51 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=80 轴槽深t=7mm，键A18380 GB/T1096-2003 轮毂槽深t1=4.4mm 根据教材P106（6-1）式得 σp=2T/dhl=23374280/（62311380）=13.7Mpa<[σp] (110Mpa) σp=13.7Mpa 表7： 名称 键宽b 键高h 键长L 轴槽深t 毂槽深t1 连电机轴 10 8 50 5 3.3 输入轴 8 7 70 4.4 3.3 输出轴 14 9 80 5.5 3.8 轮处 18 11 80 7 4.4 八、键及联轴器连接的选择及校核计算 26

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速器结构与润滑的概要说明 9.1、箱体的结构形式和材料 采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=1m/s?4m/s） 铸造箱体，材料HT150。 9.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系（参考文献【3】P26） 表8： 名 称 符 号 尺 寸 关 系 计 算 结 果 10 ? 机座壁厚 0.04a+3≥8 10 机盖壁厚 0.85δ≥8 ?1 15 机座凸缘厚度 b 1.5δ 15 机盖凸缘厚度 1.5?1 b1 25 机座底凸缘厚度 p 2.5δ 17.76取 地脚螺钉直径 0.036a+12 df M20 4 地脚螺钉数目 n 4 16 M16 轴承旁连接螺栓直径 0.75df d1 12 M12 机盖与机座连接螺栓直径 ?0.5~0.6?df d2 10 M10 轴承端盖螺钉直径 ?0.4~0.5?df d3 8 M8 窥视孔盖螺钉直径 ?0.3~0.4?df d4 26,22,16 Df，d1，d2至外壁距离 C1 见表 24,20,14 df，d1,d2至凸边缘距离 C2 见表 轴承端盖外径 D2 轴承座直径+杆：134 轮：174 （5--5.5）d3 8 定位销直径 d ??0.7~0.8d 2 150mm 联接螺栓间距 L L=150--200 15 蜗轮外圆与内机壁距离 ＞1.2δ ?1 九、减速器结构与润滑的概要说明 27

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蜗轮轮毂端面与内机壁距离 ?2 m1、m ≥δ m1≈0.85?1 12 8.5 8.5 12 48 >15.6取18mm 机盖 机座肋厚 轴承端盖凸缘厚度 m≈0.85? e L1 S （1~1.2）d3 c1+c2+(5--8) S>2m+De2 外机壁到轴承端面的距离 蜗轮离顶壁距离S ?da22 9.3、齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 9.4、滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，在轴承内侧加一个挡油环，宽为?2+?1—L5=14mm 9.5、密封 轴承盖上均装垫片，参考文献[3]P165知：输入轴处d1=34mm，D=47mm；输出轴d1=54mm，D=71mm。透盖上装密封圈。 9.6、注意事项 （1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； （2）齿轮啮合则隙用铅丝检验，高速级则隙应不小于0.211mm，低速级则隙也不应小于0.211mm； （3）齿轮的齿则间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%； （4）30212和30208型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑； （5）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围； （6）减速器外表面涂灰色油漆； （7）按减速器的实验规程进行试验。 （8）最低浸油一个齿高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm 28

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设计小结

经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，共修改了四次。还是感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。

除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。

刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。

感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和caxa。并且由于在前期为了选定最终使用的caxa软件和cad软件，对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识。

在作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.

参考文献

[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社2005年12 月 [2] 荣涵锐．机械设计课程设计简明图册．哈尔滨工业大学出版社、2004年10 月 [3] 机械设计课程设计．第四版2010年1月

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