蜗杆斜齿圆柱齿轮二级减速器- 套用该模板

目 录

一、设计任务书-----------------------------------------1 二、传动方案分析---------------------------------------2 三、电动机的选择计算-----------------------------------3 四、总传动比的确定和各级传动比的分配-------------------3 五、运动和动力参数的计算-------------------------------3 六、传动零件的设计-------------------------------------4 七、轴的设计和计算------------------------------------11 八、滚动轴承的选择和计算------------------------------16 九、键连接的选择和计算--------------------------------19 十、联轴器的选择和计算--------------------------------20 十一、润滑和密封的说明--------------------------------21 十二、拆装和调整的说明--------------------------------21 十三、减速箱体的附件的说明----------------------------21 十四、设计小节----------------------------------------21 十五、参考资料----------------------------------------22

二、传动方案分析 1．蜗杆传动

蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小 功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度， 可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此 将蜗杆传动布置在第一级。

2．斜齿轮传动

斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。 因此将斜齿轮传动布置在第二级。

3．圆锥齿轮传动

圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置 方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以 将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。

4．链式传动

链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布 置在最后。

因此，蜗杆传动—斜圆柱齿轮传动—圆锥齿轮传动—链式传动，这样的传动方案是比较合 理的。

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计 算 及 说 明 三．电动机选择计算 1．原始数据如下： ①运输链牵引力F=6000N ②运输链工作速度V=0.15m/s ③运输链齿数Z=16 ④运输链节距P=100 2．电动机型号选择 运输链所需功率Pw? 结 果 Fv6000?0.15??0.9kw 10001000Pw?0.9kw 取η1=0.99（连轴器）,η2=0.98（轴承） ,η3=0.97（斜齿轮）,η4=0.72（蜗杆）,η5=0.93（圆锥齿轮）； ηa=η1×( η2)3 × η3× η4×η5=0.605 电动机功率 Pd=Pw / ηa=1.488 kw 运输链链轮节圆直径 D??a?0.605Pd?1.488kw p100??512mm sin(180/z)sin(180/16)D?512mm 链轮转速 n?60?1000v60?1000?0.15??5.6r/min ?D3.14?512n?5.6r/min 电动机型号Y90L-4 取圆锥齿轮传动比i1’=2~4 ; 蜗杆传动比i2’=60~90 则电动机总传动比为 ia’=i1’×i2’=120~360 故电动机转速可选范围是nd’=ia’×n=(120~360)×5.6=670~2012 r / min 故选电动机型号为Y90L-4 主要参数：nd?1500r/min;D?24mm 四．总传动比确定及各级传动比分配 由电动机型号查表得nm=1440 r / min；ia=nm / n=1440 / 5.6=257 取蜗杆传动比i1=31；直齿圆柱齿轮传动比i2=0.05（ia / i3）=3；圆锥齿轮传动比i3=2.77 五．运动和动力参数的计算 设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，圆柱齿轮轴为3轴,链轮轴为4轴， 1.各轴转速： n1=nm / i1=1440 / 31 =46.45 r / min n2=nm / i2=46.45 / 3= 15.48 r / min n3=nm / i3=15.48 / 2.77=5.59 r / min nd?1500r/minD?24mmnm?1440r/minia?257i1?31;i2?3i3?2.77 n1= 46.45 r / min n2= 15.48 r / min n3= =5.59 r / min - 2 -

2.各轴输入功率： P1=Pd×η01=1.488×0.99=1.473kw P2=P1×η02=1.473×0.98×0.72=1.039kw P3=P2×η34=1.039×0.98×0.72=0.988kw P4=P3×η45==0.988×0.98×0.97=0.900kw 3.各轴输入转距： Td=9550×Pd/nm=9550×1.488/1440=9.868N·m T1=Td×η01=9.868×0.99=9.77 N·m T2=T1×i1×η12=9.77×31×0.98×0.72=213.7 N·m T3=T2×i2×η34=213.7×3×0.98×0.97=609.43 N·m T4=T3×i3×η45=609.43×2.77×0.98×0.93=1538.55 N·m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率P(kw) 输入 输出 转距T(N·m) 输入 输出 9.87 9.57 209.4 597.2 1507.8 转速传动n(r/min) 比i 1440.00 1440.00 31.0 0.71 二轴 三轴 四轴 1.093 1.018 213.7 0.988 0.968 609.4 0.900 0.882 1538.6 46.45 3.00 0.95 15.48 2.77 0.91 5.59 效率 η P1= 1.473kw P2= 1.039kw P3= 0.988kw P4= 0.900kw Td=9.868N·m T1= 9.77 N·m T2= 213.7 N·m T3= 609.43 N·m T4= 1538.55 N·m 电动机轴 一轴 1.488 1.00 0.99 1.473 1.444 9.770 六．传动零件的设计计算 1．蜗杆蜗轮的选择计算 (1).选择蜗杆的传动类型 根据GB/T 10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。 (2).选择材料 蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。 (3).按齿面接触疲劳强度进行计算 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。 蜗杆材料用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。 - 3 -

传动中心距n?60?1000v60?1000?0.15??5.6r/min ?D3.14?512n?5.6r/min ①确定作用在蜗轮上的转距 T2 z1=1，η=0.7 ,则 T2?2.12?105N?mm T2?9.55?106m ②确定载荷K P2P?1.473?0.7?9.55?1061??9.55?106?2.12?105N·m n2n1/i121440/31 K?1.21 ZE=160MPa1/2 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1，《机械设计》250页查表11-5取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取KV=1.05；则 K=KA×Kβ×KV =1.15×1×1.05≈1.21 ③确定弹性影响系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2 ④确定接触系数Zρ 先假设分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35，从图11-18中查得Zρ=2.9 Zρ=2.9 N?2.01?108 ⑤确定许用接触应力[σH]9 根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[σH]’=268MPa 应力循环次数 N?60jn2Lh?60?1?7KHN?0.687 [?H]?184.12MPa 1440?7200?2.01?108 31寿命系数 KHN?810?0.687 2.01?105a?99.34mm 则 [?H]?KHN?[?H]'?0.687?268?184.12MPa ⑥计算中心距 a?31.21?1.47?10??5 ?160?2.9???99.34mm ?184.12? - 4 -

取a?100mm,i?31,从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径。这时d1/a?0.5，从图11-18中查得Z'??2.37，因Z'??Z?，因此以上计算结果可用。 (4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 ①蜗杆 轴向齿距pa =15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径da1 =60mm；分度圆导程角??542'38\；蜗杆轴向齿厚 sa?②蜗轮 蜗轮齿数z2=31；变位系数x2=-0.5； 验算传动比i = z2/z1=31；传动比误差为0 蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×31=155mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2×ha2=155+2×5=165mm 蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×hf2=155-2×1.2×5=143mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5×da2=100-0.5×165=17.5mm (5).校核齿根弯曲疲劳强度 oa?100mm pa=15.7mm;q=10;da1=60mm; 1?m?7.85mm 2?=5?42'38\sa=7.85mm d2=155mm da2=165mm df2=143mm rg2= 17.5mm 1.53KT2YFa2Y??[?F] ?F?d1d2m当量齿数 ZV2?Z231??31.47 3ocos?cos(542'38\ ZV2?31.47 由此，查表11-19可得齿形系数YFa2?3.3。 YFa2?3.3 5.71O?0.9592 螺旋角系数 Y??1?140O许用弯曲应力 [?F]?[?F]'?KFN 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力[?F]'=56MPa Y??0.9592 寿命系数 KFN?9106?0.515 2.01?105 KFN?0.515 [?H]?56?0.515?28.84MPa - 5 -

1.53?1.05?2.01?105?F??3.3?0.9592?27.82MPa 50?155?5 满足弯曲强度。 (6).精度等级公差和表面粗糙度的确定 [?H]?28.84MPa ?F?27.82MPa 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/T 10089—1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 10089—1988。 (7).热平衡核算。 由于摩擦损耗的功率Pf?P(1??)，则产生的热流量为?1?1000P(1??) P——蜗杆传递的功率 以自然方式?2??dS(to?ta) 2?d——箱体的表面传热系数，可取?d?15W/(m??C)； S——内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2；取S=0.5 m2 tO——油的工作温度，可取[tO]?65?C； ta——周围空气的温度，常温情况可取ta?20?C； 按热平衡条件?1??2，可求得在即定工作条件下的油温 tO?ta? 满足温度要求。 1000P(1??)1000?(1?0.72)?20??57.3?C< [tO] ?dS15?0.52．斜齿轮传动选择计算 (1).选精度等级、材料及齿数 ①运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 ②材料选择。有表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮 材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ③选小齿轮齿数z1?24,大齿轮齿数z2?72, ④选取螺旋角。初选螺旋角??14。 (2).按齿面接触疲劳强度设计 o z1?24,z2?72, ??14o - 6 -

2KtT1u?1?ZHZE? d1t?3??? ?d??u??H?①确定公式内各计算数值 a.试选Kt?1.6 b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433 c.由图10-26查得?a1?0.77,?a2?0.88,则?a??a1??a2?1.65 d.小齿轮传递转距 T1?95.5?10P1/n1?95.5?10?e.由表10-7选取齿宽系数?d?1 f.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa1/22 Kt?1.6 ZH=2.433 ?a??a1??a2?1.65 551.039?2.136?105N·mm 46.45T1?2.136?105N·mm ?d?1 ZE?189.8MPa1/2 g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim?600MPa h.应力循环次数 N?60n1jLh?60?46.45?16?300?15?2.01?10 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN=1.07 j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 [?h]?②计算iu a.试算小齿轮分度圆直径dt1，代入[?H]中较小的值 8?Hlim?600MPa N?2.01?108 KHN=1.07 KHN?Hlim1.07?600??642MPa S1[?h]?642MPa 2 d1t?32?1.6?2.136?104?2.43?189.8?????65.81mm 1?1.653?642?5 b.计算圆周速度 v?d1t?65.81mm ?d1tn1260?1000?3.1416?65.81?46.45?0.16m/s 60?1000 v?0.16m/s - 7 -

c.计算齿宽b及模数mnt b??dd1t?1?65.81?65.81mm b?65.81mmmnt?2.66mmh?5.985mmb/h?11.00 d1tcos?65.81?cos14omnt???2.66mmz124 h?2.25mnt?2.25?2.66?5.985mmb/h?65.81/5.985?11.00d.计算纵向重合度 ?? ???0.318?dz1tan??0.318?1?24?tan14??1.903 ???1.903 e.计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数KA?1 根据v=0.16m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV?1，故 KH??1.12?0.18?(1?0.6?d2)?d2?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.16)?0.23?10?65.81?1.42由表10-13查得KF??1.35 由表10-3查得 KH??KF??1.1 故载荷系数 K?KA?KV?KH??KH??1?1.1?1.42?1.56 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1?d1t3K/Kt?65.81?31.56/1.6?65.26mm g.计算模数mn ?3 KH??1.42 KF??1.35 KH??KF??1.1 K?1.56 d1?65.26 d1tcos?65.26?cos14???2.64mm mn?z124(3).按齿根弯曲强度设计 mn?2.64mm 2KTYYFaYSa1?cos? mn???dz12??[?F]32 - 8 -

①确定计算参数 a.计算载荷系数 K?KA?KV?KH??KH??1?1.1?1.35?1.485 b.根据纵向重合度???1.093，从图10-28查得螺旋角影响系数Y??0.88 c.计算当量齿数 K?1.485 zV1? zV2z124??26.27cos3?cos314? z272???78.8233?cos?cos14zV1?26.27zV2?78.82 d.查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1?2.592,YFa2?2.24,YSa1?1.596,YSa2?1.75 e.计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较 [?F] YFa1YSa12.592?1.596??0.01363[?F]1303.57YFa2YSa22.24?1.75??0.01641[?F]2238.86大齿轮的数值大。 ②设计计算 52?2?1.485?2.136?10?0.88?cos14?0.01641?2.08mm mn?3212?1.65因此取mn?3mm，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取mn?3mm d1?d1t?65.26mm d1?d1t?65.26mm d1cos?65.26?cos14???21.11 z1?mn3取z1?21，则z2?uz1?3?21?63 (4).几何尺寸计算 z1?21z2?63 - 9 -

①计算中心距 (z?z2)mn(21?63)?3 a?1??129.86mm ?2cos?2cos14将中心距圆整为130mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角 a?130mm (z?z2)mn(21?63)?3 ??arccos1?arccos?14?15'0\ 2a2?130因β值改变不多，故??,K?,ZH等值不必修正。 ③计算大、小齿轮的分度圆直径 ??14?15'0\ zm21?5d1?1n??65.000mmcos?cos14?15' z2mn63?5d2???195.000mmcos?cos14?15'④计算齿轮宽度 b??dd1?1?65?65mm 所以取B2?65mm;B1?70mm。 七．轴的设计和计算 1.初步计算轴径 轴的材料选用常用的45钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： d?A?3d1?65mmd2?195mm B2?65mmB1?70mm 轴的材料选用常用的45钢 - 10 -

P n1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110，A2=120。 P1.473d1?A1?31?110?3?11.08mmn11440 d2?A2?3P21.039?120?3?33.81mm n246.45P30.988?110?3?43.96mmn315.48d3?A3?3考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm 取d2 =35mm；d3 =45mm 2．轴的结构设计 1轴的初步设计如下图： d1?24mmd2?35mm d3?45mm 联轴器端盖并列向心轴承滚动轴承 装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右端只安装轴承和轴承座。 轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm，否则可取（4~6）mm 轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端 面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3） mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。 3轴的初步设计如下图： 滚动轴承斜齿轮滚动轴承端盖圆锥齿轮 - 11 -

装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。 尺寸设计准则同1轴 2轴的初步设计如下图： 角接触球轴承轮齿蜗轮角接触球轴承 装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖。 尺寸设计准则同1轴 3．2轴的弯扭合成强度计算 由2轴两端直径d=35mm，查《机械零件手册》得到应该使用的轴承型号为7207C，d=35mm D=72mm，B=17mm， a=15.7mm（轴承的校核将在后面进行）。 (1).求作用在齿轮上的力，蜗轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力： D=72mm B=17mm 2T2?213.7?1000Ft1?1??8548N d150tan?ntan20?Fr1?Ft1?8548??3210N ?cos?1cos1415'Fa1?Ft1tan?1?8548?tan14?15'?2171N 蜗轮对轴的作用力： Ft1?8548N Fr1?3210N Fa1?2171N Ft2?2T22?213.7?1000??2757.3N d2155Ft2?2757.3N tan?ntan20?Fr2?Ft2?2757.3??1008.6N cos?2cos5?42'38\ Fr2?1008.6N - 12 -

Fa2?Ft2tan?2?1008.6?tan5?42'38\?275.7N 再由下图求出轴承对轴的作用力 Fa2?275.7N F'NV1?Fa1?Fa2?0?F'NV1??1895.3N FNV1?Ft1?Fr2?FNV2?0FNV1(L1?L2?L3)?Ft1?(L2?L3)?Fr2?L3?Fa2?r2?0F'NV1??1895.3N ?FNV1?6251.6N;FNV2?1287.8N FNH1?Fr1?Ft2?FNH2?0FNH1(L1?L2?L3)?Fa1?r1?Fr1(L2?L3)?Ft2?L3?0FNV1?6251.6N FNV2?1287.8N FNH1??1347.9N ?FNH1??1347.9N;FNH2?1800.6N 作出2轴的力学模型，如下图 再计算出各个作用点处的弯距和扭距 FNH2?1800.6N MV1?FNV1?L1?6251.6?49.3/1000?308.2N?m MV21?FNV2L3?1287.8?40.3/1000?51.9N?m MV22?FNV2L3?Fa2r2?(1287.8?40.3?275.7?155)/1000?94.63N?mMH11?FNH1?L1?1347.9?49.3/1000??66.5N?m MH12?MH11?Fa1r1??66.5?(2171?65)/1000??207.57N?m MV1?308.2N?m MV2?51.9N?m MH1??66.5N?m MH2?72.6N?m MH2?FNH2?L3?1800.6?40.3/1000?72.6N?m M11?MV12?MH112?315.3N?m M12?MV12?MH122?371.6N?m M21?MV212?MH2?88.4N?m 2M1?315.3N?m M2?88.4N?m T?128.2N?m - 13 -

M22?MV222?MH22?119.0N?m T?Ft1r1?Ft2r2?8548?65?2757.3?155?128.2N?m 1000弯距图和扭距图如下： 15.749.39340.315.7 L1L2L3 Fa1F'NV1FNV1FNH1Fr1Ft1Fa2Fr2Ft1Ft2FNV2FNH2 Fa1Fa2Fr2MV1MV22MVFNV2 F'NV1FNV1Fr1Fa1F'NV1FNH1Fa2Ft1MH2MHFNH2 MH12M12M22M TT - 14 -

轴的受力分析及弯距、扭距图

(2).校核轴的强度 由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 ?ca???4(??) （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数α）取??0.3 22 ?65??5?0.1d?0.1???2.75?10抗弯截面系数 W? ?32?1000?3?d33W?2.75?10?5 截面上的弯曲应力 ??M12371.6??11.5MPa ?5W2.75?10TT128.2???2.33MPa 截面上的扭转切应力 ???5WT2W2?2.75?10轴的弯扭强度条件为 ?ca?[??1] 查表15-1得 [??1]?60MPa 22所以 ?ca?11.5?4?(0.3?2.33)?11.6MPa?[??1] ??11.5MPa ??2.33MPa [??1]?60MPa 符合弯扭强度条件 八．滚动轴承的选择计算 1．1轴上的轴承的选择和寿命计算 左端采用双列角接触球轴承，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：D=85mm;B=19mm;a=18.2mm 基本额定静载荷 Co=27.2 kN 基本额定动载荷 C =38.5 kN 极限转速 Vmax=6700 r / min 右端采用深沟球轴承，根据轴直径d’ =45mm，选择深沟球轴承代号为6209， 主要参数如下： D=85mm;B=19mm 基本额定静载荷 Co=20.5 kN 基本额定动载荷 C =31.5 kN 极限转速 Vmax=7000 r / min ?ca?11.6MPa D=85mm;B=19mm a=18.2mm Co=27.2 kN C =38.5 kN Vmax=6700 r / min D=85mm;B=19mm Co=20.5 kN C =31.5 kN - 15 -

因1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 Fa?Fa2?275.7N 该轴承所受的径向力约为 Vmax=7000 r / min Fr?11Fr2??1008.6?252.2N 44查表13-5得双列角接触球轴承判断系数 e =0.8 Fa/Fr?1.09?e 所以 X?0.63;Y?1.24 当量动载荷P1?XFr?YFa?0.63?252.2?1.24?275.7?500.8N 深沟球轴承所受的径向力约为 Fr'? P1?500.8N 11008.6Fr2??504.3N 22'当量动载荷P2?Fr?504.3N 所以 P1?P2，应用P2核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数 P2?504.3N 3??3 ? 1轴轴承计算寿命 106?C?106?38.5?103?5轴承计算寿命 Lh???5.15?10h ????60n?P?60?1440?504.3?减速器设计寿命 L?15?300?16?7.2?10h 4Lh?5.15?105h L?7.2?104h 所以 Lh?L 满足寿命要求 2．2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=35mm，选用深沟球轴承的型号为7207C， 主要参数如下： D=72mm；B=17mm；a=15.7mm 基本额定静载荷 Co=20 kN 基本额定动载荷 C =30.5 kN D=72mm；B=17mm a=15.7mm Co=20 kN - 16 -

极限转速 Vmax=11000 r / min (2).寿命计算 C =30.5 kN Vmax=11000 r / min Fae?F'NV1?1895.3NFr1?FNV12?FNH12?6251.62?1347.92?6395.3NFr2?FNV22?FNH22?1287.82?1800.62?2213.7N Fa2?Fd2?0.68Fr2?1505.3NFa1?Fae?Fd2?1859.3?1505.3?3364.6N查表13-5得 Fa1/Fr1?0.53?e;Fa2/Fr2?0.68?e ?X1?X2?0.44;Y1?Y2?1.0 Fae?1895.3NFr1?6395.3NFr2?2213.7N Fa2?1505.3NFa1?3364.6N 所以 P1?P2P1?XFr1?YFa1?5922.7N6 3?30.5?103?10?C?105轴承计算寿命 Lh???4.9?10h ????60n?P?60?46.45?5922.7?减速器设计寿命 L?7.2?10h 所以 Lh?L 满足寿命要求。 (3).静载荷计算 查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷 Po?Fr1?6395.3N 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数So?1.0 所以 PoSo?6395.3?1.0?6.40kN?Co?20kN 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vmax?v?1440r/min都成立，所以他们的极限工作 转速一定满足要求。 4?62轴轴承计算寿命 Lh?4.9?105h Po?6395.3N - 17 -

九、键连接的选择和计算 1．键的选择 1轴键槽部分的轴径为24mm，所以选择普通圆头平键 键8?7,b?8mm,h?7mm,L?32mm 3轴左端键槽部分的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键 键14?9,b?14mm,h?9mm,L?50mm 右端选择与左端相同的键 键14?9,b?14mm,h?9mm,L?50mm 2轴键槽部分的轴径为43mm，所以选择普通圆头平键 键12?8,b?12mm,h?8mm,L?45mm 2．键的强度计算 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 2T?103?[?P] ?P?kld查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100~120MPa，所以取 [?P]?120MPa (1).1轴上键的强度计算 T1?9.77N?m k1?0.5h1?3.5mm l1?L1?b1?24mm所以 ?P1?满足强度条件 (2).2轴上键的强度计算 2?9.77?10?9.7MPa?[?P] 3.5?24?243?P1?9.7MPa T2?213.7N?m k2?0.5h2?4mm - 18 -

l2?L2?b2?33mm所以 ?P2满足强度条件 2?213.7?103??75.3MPa?[?P] 4?33?43?P2?75.3MPa (3).3轴左端键的强度计算 T31?609.4N?m k31?0.5h31?4.5mm l31?L31?b31?36mm2?609.4?103所以 ?P31??101.5MPa?[?P] 4.5?36?50满足强度条件 右端键的强度计算 ?P31?101.5MPa T32?609.4N?m k32?0.5h32?4.5mm l32?L32?b32?36mm所以 ?P32满足强度条件 十．联轴器的选择计算 1．计算联轴器的计算转距 2?609.4?103??115.8MPa?[?P] 4.5?36?42?P32?115.8MPa Tca?KAT 查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KA?1.5 Tca?1.5?128.2?192.3N?m 2．型号选择 根据计算转距选择挠性联轴器HL2-Y型 主要参数如下： 公称扭距 Tn?315N?m（满足要求） 许用转速 [n]?5600r/min（满足要求） Tca?192.3N?m Tn?315N?m [n]?5600r/min - 19 -

轴孔直径 d?24mm 轴孔长度 L?52mm 十一．润滑和密封说明 1．润滑说明 d?24mm L?52mm 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v?12m/s，故蜗杆采用浸油润滑， 取浸油深度h=12mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；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v<1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承 空隙体积的1/2。 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。 十二．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。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为40~70mm。 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。 十三．减速箱体的附件说明 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 。 十四．设计小结 设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础 为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得 ，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。 经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会 了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。 - 20 -

十五．参考资料 1．《机械设计》濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。 2．《机械设计课程设计指导书》龚'桂义 主编，高等教育出版社，2005年。 3.《机械零件手册》周开勤 主编，高等教育出版社，2005年。 4．《机械设计课程设计图册》龚'桂义 主编，高等教育出版社，2004年。 ::- 21 -

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