一级蜗轮蜗杆减速器课程设计462.2%1.2%355
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计462.2%1.2%355,减速器课程设计
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zz z z 擬 SO Common 枇 2 b2 2H!b2 b2 L5 擬 SO e 擬 SO 朶 O g d t t x t 貿 N | W nts 湖南工业大学 课程设计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 1 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 职称 学生姓名 肖观生 专业班级 机械设计 092 学号 09405100227 题 目 单级蜗杆减速器设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 22 日 2011 年 12 月 28 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 减速器总装图 一张 1# 图纸 比例 1:2 2 传动零件工作图 一张 2# 图纸 比例 1:1 3 轴的工作图 一张 2# 图纸 比例 1:1 4 设计计算说明书 一份 张 4 5 6 nts 机械设计 课程设计 题 目： 单级蜗杆减速器设计 班 级： 机械设计 092 姓 名 ： 肖观生 学 号 ： 09405100227 指导 老 师 ： 李历坚 机械工程学院 2011 年 12 月 nts 课程 设计任务 说明 书 1. 设计任务 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级蜗杆减速器。 2. 工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作时有中等冲击；输送带工作速度 v的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 2 3 年 ，小批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 3. 原始数据 带 式运输机传动装置的原始数据如下： 表一 带的圆周力 FN 输送带速度 V ms 滚筒直径 D mm 2200 1.2 355 nts 前 言 课程设计是 考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器， 它主要由蜗轮、蜗杆、轴、轴承及箱体组成 ，用于原动机和工作机或执行机构之间 ,起匹配转速和传递转矩的作用。 蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一 轴线 上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。 本减速器属单级蜗杆减速器（电机 联轴器 蜗杆减速 器 联轴器 带式运输机），本人是在 李历坚 老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计， 蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等 。 运用 AutoCAD 软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。 设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。 设计者以严谨务实的认真态度进行了此次设计，但由于知识水平与实际经验有限，时间又较为紧迫 。在设计中难免会出现一些错误、缺点和疏漏，诚请各位评审老师给于批评和指正。 nts 目 录 1. 传动方案设计 . 1 2. 电动机的选择 . 1 3. 运动和动力参数计算 . 3 4. 蜗杆蜗轮传动设计计算 . 4 4.1 选择蜗杆传动类型 . 4 4.2 选择材料 . 4 4.3 确定蜗杆头数和蜗轮齿数 . 4 4.4 按齿面接触疲劳强度进行设计 . 4 4.5 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 . 6 4.6 校核齿根弯曲疲劳强度 . 7 4.7 验算圆周速度及传动总效率 . 8 4.8 热平衡核算 . 8 4.9 蜗杆的布置与润滑方式 . 9 4.10 蜗杆传动的精度等级和表面粗糙度 . 9 5. 轴系零件的设计计算 . 10 5.1 蜗杆轴的设计与计算 . 10 5.2 低速轴的设计与计算 . 18 6. 滚动轴承的校核 . 26 6.1 蜗杆轴滚动轴承的校核 . 26 6.2 低速轴滚动轴承的校核 . 27 7. 键连接的选择及校核 . 29 7.1 蜗杆轴上键连接的选择及校核 . 29 7.2 低速轴上键连接的选择及校核 . 29 8. 润滑与密封 . 30 8.1 蜗杆传动的润滑 . 30 8.2 滚动轴承的润滑 . 30 8.3 滚动轴承的密封装置 . 31 9. 减速器箱体的设计 . 31 5.1 箱体的结构形式及材料 . 31 5.2 箱体的结构尺寸 . 32 10. 减速器附件的设计 . 33 设计总结 . 36 参考文献 . 37 致 谢 . 38 nts 1 1. 传动方案设计 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通 过联轴器 2 将动力传入单级蜗杆减速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带6 工作。 图 1-1所示为带式输送机传动系统简图。 图 1-1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 单级蜗杆减速器 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 2. 电动机的选择 根据已知条件，可得 带式 输送机输入转速为 wn = VD = r m i n3 . 1 4 0 . 3 5 56 0 1 . 2 =64.59r min 工作机所需功率为 w FVP=1000= 2 2 0 0 1 .2 kW1000=2.64kW 传动系数总效率为 2231 3 4 = 230 . 9 9 0 . 7 5 0 . 9 8 0 . 9 6 =0.66 式中 1 联轴器效率，取 0.99； 2 蜗杆传动效率， 取 0.75； nts 2 3 轴承效率，取 0.98； 4 输送机滚筒效率，取 0.96。 工作时，电动机所需功率为 0P = wP =2.64 kW0.66 =4kW 由参考文献 03的表 11-9 可知 单级蜗轮蜗杆减速器传动比范围为= 10 40i :蜗 ， 可得 所用电动机的转速范围为 own n i 蜗=6 4 . 5 9 (1 0 4 0 ) r m i n : =6 4 5 . 9 2 5 8 3 . 6 r m i n: 根据动力源和工作条件，电动机的类型选用 Y 系列三相异步电动机。符合该要求的电动机同步转速有 750 r min 、 1000 r min 和 1500 r min 等。 根据电动机所需功率和同步转速， 由参考文献 01的表 8-53 可 确定电动机型号为 Y112M 4 、 Y1 3 2 M 1 6 或 Y 1 6 0 M 1 8 。 传动系统的总传动比为 mwni n 式中 mn 电动机满载转速； wn 带式 输送机输入转速。 根据电动机型号查表确定外伸轴径、外伸轴长度 等参数。 将计算数据和查表数据填入表 21 ，便于比较。 表 21 电动机的数据及总传动比 方案 电动机型号 额定功率 /kW 同步转速 / r min 满载转速 / r min 总传 动比 外伸轴径/mm 外伸轴长度 /mm 1 Y132S 4 5.5 1500 1440 22.29 38 80 2 Y1 3 2 M 2 6 5.5 1000 960 14.86 38 80 3 Y 1 6 0 M 2 8 5.5 750 720 11.15 42 110 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比， 方案 2 比较合适，所以选定电动机的型号为 Y1 3 2 M 2 6 。 nts 3 3. 运动和动力参数计算 (1) 传动比分配 总传动比为 mwni n = 96064.59 =14.86 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。 (2) 各轴的转速计算 0 = 9 6 0 r m i nn 1 0= = 9 6 0 r m i nnn2 1 960= = 6 4 . 61 4 . 8 6= r m i n r m i ninn w 2= = 6 4 . 6 r m i nnn(3) 各轴输入功率计算 1 01=P P= 4 0.99kW =3.96kW 22 1 3=PP= 3 . 9 6 0 . 9 9 0 . 7 5 k W =2.94kW 1w 23=PP= 2 . 9 4 0 . 9 9 0 . 9 9 k W =2.88kW (4) 各轴输入扭矩计算 000= 9 5 5 0 PT n = 49 5 5 0 N m960=39.79Nm 111=9550 PT n = 3 . 9 69 5 5 0 N m960=39.39Nm 222= 9 5 5 0 PT n = 2 . 9 49 5 5 0 N m6 4 . 6=434.63Nm www= 9 5 5 0 PT n = 2 . 8 89 5 5 0 N m6 4 . 6=425.76Nm nts 4 将上述结果列入表 31 ，以供查用。 表 31 轴号 转速 (r min)n 功率 kWP 扭矩 NmT 0 960 4 39.79 1 960 3.96 39.39 2 64.6 2.94 434.63 w 64.6 2.88 425.76 4. 蜗杆 蜗轮 传动设计计算 4.1 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI） 。 4.2 选择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度不太高有相对滑动速度，故蜗杆选用 45 钢； 因希望效率要高些 ,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 Z C uS n10P 1 ， 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 。 4.3 确定蜗杆头数和蜗轮齿数 从参考文献 02的表 11-1 中可选取 1=2z ，则 21z iz =14.86 2 =29.72取 2=30z 。 4.4 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。 则 传动中心距 23 2 EHZZa K T nts 5 (1) 确定作用在蜗轮上的转矩 2T 由上面计算求得 2T =434630N mm 。 (2) 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 1K ； 由参考文献 02的表 11-5 选取 使用系数 A 1.15K ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 V 1.05K ；则 VAK K K K=1 . 1 5 1 1 . 0 5 1 . 2 1 (3) 确定弹性影响系数 因选用的是 铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配 ，故 121 6 0 M P aEZ 。 (4) 确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度 圆 直径 1d 和传动中心距 a 的比值 1 =0.35da ， 从参考文献 02的图 11-18中可 查 得 =2.9Z 。 (5) 确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 Z C uS n10P 1 ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC ， 可从参考文献 02的表 11-7 中查 得蜗轮的基本许用应力 2 6 8 M P aH 。 应力循环次数为 2 h6 0 = 6 0 1 6 4 . 6 8 3 6 5 1 6N j n L = 81.81 10 故寿命系数为 778 8H 81 0 1 01 . 8 1 1 0NK N =0.6963 则 H = HNK H = M P a0 . 6 9 6 3 2 6 8 =187MPa (6) 计算中心距 23 1 6 0 2 . 91 . 2 1 4 3 4 6 3 0 m m187a =147.94mm 取中心距 =160mma ，因 =14.86i ， 故 从参考文献 02中的表 11-2 中取 模数 =6.3mmm ， 蜗杆分度圆直径 1=63mmd 。 这时 1 =0.39da ， 从参考文nts 6 献 02中可 查 得 接触系数 =2.75Z ，因为 ZZ ，因此以上计算结果可用。 4.5 蜗杆与蜗轮 的主要参数与几何尺寸 4.5.1 蜗杆 从参考文献 02中的表 11-2 可 查 得蜗杆 直径系数 =10q ， 分度圆导程角 =11 18 36 o 。 蜗杆 轴向齿距 aP 为 a = = 6 . 3 m mPm =19.792mm 蜗杆螺旋线导程 zP 为 za1=P z P = 2 1 9 .7 9 2 m m =39.584mm 蜗杆齿顶圆直径 a1d 为 *aa 1 1=2d d h m = 6 3 2 1 6 . 3 m m =75.6mm 式中 齿顶高系数 *a=1h 蜗杆齿根圆直径 f1d 为 *a1f1 =2d d h mc= 6 3 2 1 0 . 2 6 . 3 m m =47.88mm 式中 径向间隙系数 *=1c 蜗杆齿高 1h 为 1 a 1 f11= 2h d d = 1 7 5 . 6 4 7 . 8 8 m m2 =13.86mm 蜗杆轴向齿厚 as 为 a 1122= = 6 . 3 m mS m =9.896mm 蜗杆螺旋部分长度 1b 为 121 1 0 . 0 6b z m = 1 1 0 . 0 6 3 0 6 . 3 m m =80.64mm 由于 6 . 3 m m 1 0 m mm ， 所以 1 8 0 . 6 4 m m 2 5 m mb =105.64mm ，取 1 =110m mb 4.5.2 蜗轮 从参考文献 02中的表 11-2 可查得 蜗轮变位系数 2 = 0 .1 0 3 2x 。 nts 7 蜗轮分度圆直径 2d 为 22=d mz =6.3 30m m =189mm 蜗轮 喉圆直径 a2d 为 *aa 2 2 22d d m h x = 1 8 9 2 6 . 3 1 0 . 1 0 3 2 m m =200.3mm 外圆直径 e2d 为 e 2 a 2= 1 .5d d m = 2 0 0 . 3 1 . 5 6 . 3 m m=209.75mm 蜗轮齿根圆直径 f2d 为 2f2 *a 2= 2dd m h x c = 1 8 9 2 6 . 3 1 0 . 1 0 3 2 0 . 2 m m =173.75mm 蜗轮齿宽 2b 为 2 = 2 0 . 5 1b m q= 2 6 . 3 0 . 5 1 0 1 m m =48.09mm 蜗轮咽喉母圆半径g2rg 2 a 212r a d= 11 6 0 2 0 0 . 3 m m2=59.85mm 4.6 校核齿根弯曲疲劳强度 2FFF a 2121 . 5 3= KT YYd d m 当量齿数 v2z 为 2v2 3= co szz = 330c o s 1 1 .3 1o=31.82 根据 2 = 0 .1 0 3 2x ， v2= 31.82z ，从参考文献 02的图 11-19 中可查得齿形系数 Fa2 =2.65Y 。 螺旋角系数 Y为 =1 140Y o = 11.311 140 oo =0.9192 许用弯曲应力 F F F= NK nts 8 从参考文献 02的表 11-8 中查得由 Z C uS n10P 1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F = 5 6 M P a。 寿命系数 69FN 10=K N= 698101.81 10 =0.561 F = 5 6 0 . 5 6 1 M P a =31.416MPa F 1 . 5 3 1 . 2 1 4 3 4 6 3 0= 2 . 6 5 0 . 9 1 9 2 M P a6 3 1 8 9 6 . 3 =26.128MPa 通过以上分析可知，弯曲强度是满足的。 4.7 验算圆周速度 2v 及传动总效率 蜗轮圆周速度 2v 为 222 1 8 9 6 4 . 6= m s6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv =0.64ms 3ms 与初选相符合， 取 V 1.05K 合适。 传动 总效率 vt a n= 0 . 9 5 0 . 9 6 t a n : 已知 = 1 1 1 8 3 6 = 1 1 . 3 1 oo ； v = a rc ta n vf ； vf 与相对滑动速度 sv 有关。 11s = 6 0 1 0 0 0 c o sdnv = 6 3 9 6 0 ms6 0 1 0 0 0 c o s 1 1 . 3 1 o=3.229ms 从参考文献 02的表 11-18 中用插值法查得 v = 0 .0 2 7 2f ，= 1 .5 5 3 3v o 。 则 t a n 1 1 . 3 1= 0 . 9 5 0 . 9 6 t a n 1 1 . 3 1 1 . 5 5 3 3 ooo: =0.83 084: 通过以上分析可知，传动 总效率 大于原估计值 7.5， 因此不用重算。 4.8 热平衡核算 在既定工作条件下的温度 0t (单位为 Co )为 nts 9 a0d1 0 0 0 1PttS 散热面积 S 为 5 1 .8 8= 9 1 0Sa = 5 1 .8 89 1 0 1 6 0 1.2531 2m 取箱体的表面传热系数 2d = 1 5 W mC o，周围空气的温度a =20tCo ， 则 01 0 0 0 3 . 9 6 1 0 . 8 4= 2 01 5 1 . 2 5 3 1tC o=53.71 Co 因为 0 = 5 3 . 7 1 8 0t C Coo，所以符合要求。 4.9 蜗杆的 布置 与 润滑方式 (1) 蜗杆的布置 蜗杆的圆周速度 1v 为 111 6 3 9 6 0 ms6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv =3.2ms 10ms 故采用蜗杆 蜗杆下置 比较合适。而且蜗杆在蜗轮下方啮合处的冷却和润滑都较好，蜗杆轴承润滑也方便。 (2) 蜗杆的润滑方式 浸入油中深度至少一个牙高，但油面不应 超过轴承最低滚动体的中心。 4.10 蜗杆传动的 精度等级和表面粗糙度 由上面计算得到 蜗轮圆周速度 2v =0.64ms 3ms ，从参考文献 01的表 8-62 中可查得蜗杆、蜗轮精度等级为 8 级精度。 从参考文献 03的表 14-55中可查得 蜗杆齿面表面粗糙度 a=1.6R ，顶圆表面粗糙度 a=1.6R ；蜗轮齿面表面粗糙度 a=1.6R ，顶圆表面粗糙度a=3.2R 。要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。 nts 10 5. 轴系零件的设计计算 5.1 蜗杆轴的 设计与计算 5.1.1 已知条件 蜗杆轴的传递功率 1 =3.96kWP ， 高速轴传递的转矩 1 3 9 3 9 0 N m mT ，转速 1= 9 6 0 r m inn ， 蜗杆分度圆直径 1 63mmd ，低速轴传递的转矩2 4 3 4 6 3 0 N m mT ，蜗轮分度圆直径 2 189m md 。 5.1.2 蜗杆副上作用力的计算 (1) 圆周力 1t 1 a 2 12 2 3 9 3 9 0= 63TF F Nd =1250.48N ，其方向与力作用点圆周速度 方向 相反 。 (2) 轴向力 2a 1 t 2 22 2 4 3 4 6 3 0= 189TF F Nd =4599.26N ，与蜗轮转动的方向相反。 (3) 径向力 r 1 r 2 t 2 t a n= = = 4 5 9 9 . 2 6 t a n 2 0 NF F F o=1673.99N ，其方向由力的作用点指向轮 1 的转动中心。 蜗轮上的轴向力、圆周力 、径向力分 别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反。 5.1.3 轴的材料和热处理 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求， 从参考文献02的表 15-1 中可选用常用的材料 45 钢 ，考虑到蜗杆与蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火处理 。 5.1.4 初 定最小直径 初步确定蜗杆轴 外 伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器， 故轴径按以下公式求得， 由参考文献 02的表 15-3 中选取 0=110A ，则 1130m in pdAn= 3 3 . 9 61 1 0 m m960=17.64mm 轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径 35:%，则 m i n 1 7 . 6 4 m m + 1 7 . 6 4 0 . 0 3 0 . 0 5 m md :=1 8 . 1 7 1 8 . 5 3 m m: 输出 轴的最小直径显然是安装联轴器 处轴的直径 1d 。为了使所选的轴直径 1d 与联轴器的孔径相适 应，故需同时选取联轴器型号。 nts 11 联轴器的计算转矩 ca A1=T K T ， 从参考文献 02的表 14-1，考虑到转矩变化很小， 故取 A=1.5K ，则 ca A1= 1 . 5 3 9 3 9 0 N m mT K T =59085 N mm 按照计算转矩 caT 应小于联轴器 额定转矩的条件， 由于 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作时有中等冲击 。 从参考文献 01的表 8-36 中可选用 LX2 弹性柱销 联轴器， 其额定转矩为560Nm 。 许用转速为 6300ms，轴孔范围 为 2 0 3 5 m m: 。 取联轴器毂孔直径为 30mm 。由表 2-1 可知，外伸轴长度为 80mm ，而 Y 型（长圆柱形轴孔）只限于长圆柱形轴伸电机端，所以 轴孔长度选择 J 型 （ 有 沉孔的短圆柱形轴孔）， 则 轴孔 长度 60mm 。 5.1.5 轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案 蜗杆是直接和 轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装，轴承采用两端固定方式。 (2) 轴段 的设计 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。 由 5.1.4中联轴器设计可知， 半 联轴器的孔径 为 30 mm ， 故 相应轴 段直径1 30m md 。半 联轴器与轴配合的毂孔长度 1=60mmL ，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 轴段 的长度应比 1L 略短一些，现取 1=58mmL 。 (3) 轴段 的 直径 考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩固定，轴肩高度为 10 . 0 7 0 . 1hd : = 0 . 0 7 0 . 1 3 0 m m: = 2.1 3m m: 轴段 的轴径为 212d d h = 3 0 2 2 . 1 3 m m :=3 4 .2 3 6 m m: 其最终由密封圈决定，该处 轴的圆周速度为 3.2ms，而 毡圈式密封主要用于密封处速度 3 5 m sv : 的 脂润滑结构中，故可选用毡圈密封。查参考文献 03中的表 19-10 选取毡圈 30 J B Z Q 4 6 0 6 - 1 9 8 6，则2=35mmd ，由于 轴段 的长度 2L 涉及的因素较多，稍后再决定。 (4) 轴段 及轴段 的设计 nts 12 轴段 和 上安装轴承，考虑蜗杆受径向力、切向力合较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。 轴段 上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为 30209，由 参考文献 01的表 8-30查得轴承内径 45m md ，外径 =85mmD ，宽度 =19mmB ， = 2 0 .7 5 m mT ，内圈定位轴肩直径 a 5 2 m md ，外圈定位轴肩内径 a = 7 3 7 8 m mD : ， 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 =1 8 .6 m ma ，故 3 =45mmd 。 蜗杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取3 =5mm 。通常一根轴上的两 个轴承型号相同，则 7 =45mmd ，为了蜗杆上轴承很好地润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在此油面高 度 高 出 轴 承 座 底 边 12 mm ，而蜗杆 浸油 深 度 应 为 10 . 7 5 1 0 . 7 5 1 1 3 . 8 6 m m 1 0 1 4 m mh : : :，蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为 a1 2 = 8 0 7 5 . 6 2 m m 2 . 2 m mDd ，油面浸入蜗杆约为 0.75 个齿高，因此不需要甩油环润滑蜗杆，则轴段 及轴段 的长度可取为 7 3= L = = 1 9 m mLB 。 (5) 轴段 的长度设计 轴段 的长度 2L 除了与轴上的零件有关外，还与轴 承座宽度及轴承端盖等零件尺寸有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离 =12mm ，这样就可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。 下箱座壁厚 为 = 0 .0 4 3a = 0 . 0 4 1 6 0 3 m m=9.4mm 取 =10mm ； 由中心距尺寸 = 1 6 0 m m 2 0 0 m ma ，可确定轴承旁连接螺栓直径 M12、箱体凸缘连接螺栓直径 M10、地脚螺栓直径 M16，轴承端盖连接螺栓直径 M8， 由参考文献 04表 8-29 取螺栓 GB T 5781 M8 20 。由 参考文献 04的表 8-30 可计算轴承端盖厚 e 为 =1.2ed螺 栓 =1.2 8mm =9.6mm 取 =10mme ；端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 t =2mm 。为了方便不拆卸联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使 轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为1=15mmK 。轴承座 外伸凸台高 t =2mm ， 测出轴承长为 =52mmL ，则有 轴段 的长度 2L t2 1 3 3=L K e L L = 1 5 1 0 2 5 2 5 1 8 m m =56mm nts 13 (6) 轴段 和轴段 的设计 该轴段直径可取轴承定 位轴肩的直径，则 a46 = 5 2 m md d d ，轴段 和 的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶 外圆 与内壁距离 1 和蜗杆宽1 =110m mb ，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定 。 蜗轮外圆到内壁的距离由参考文献 04的表 4-1 中公式 1 1.2 确定 。取 =10mm ， 则 1 1 . 2 = 1 . 2 1 0 m m =12mm 取 1=12mm ， 即 e2 1t4 6 1 322d bL L L = 2 0 9 . 7 5 1 1 01 2 1 0 2 5 2 5 m m22 =26.875mm 圆整，取 46 2 7 m mLL (7) 蜗杆轴段 的设计 轴段 即为蜗杆段长 5 1= = 1 1 0 m mLb ，分度圆直径为 63mm ，齿根圆直径 f1 = 4 7 .8 8 m md 。 (8) 轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距轴承外圆大端面的距离 =1 8 .6 m ma ，则可得轴的支点及受力点间的距离 如图 5-1 所示为 1 2 360= 3 0 5 6 1 9 2 0 . 7 5 1 8 . 62l L L T a m m =102.85mm 52 3 4 2 0 . 7 5 1 8 . 6 2 7 5 52Ll l T a L m m =84.15mm (9) 画出轴的 结构及相应尺寸 如图 5-2a 所示 零件倒角 C 与圆角半径 R 见表 15-2。 表 5-1 零件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值 直 径 d 6 10 : 10 18 : 18 30 : 30 50 : 50 80 : 80 120 : 120 180 : C 或 R 0.5 0.6 0.8 1.0 1.2 1.6 2.0 2.5 3.0 5.1.6 键连接的设计 nts 14 联轴器与轴段间采用 A 型普通平键连接 。根据 1 30m md ，从参考文献 04的表 8-31 中查得键的截面尺寸为： 宽度 =10mmb ，高度=8mmh ，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 =50mmL （比轮毂宽度小些）。 5.1.7 轴的受力分析 (1) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图 5-2b 所示 (2) 支撑反力 在水平平面上为 t 1 3BHAH23= FlRR ll=1 2 5 0 . 4 8 8 4 . 1 5 N8 4 . 1 5 8 4 . 1 5 =625.24N 在垂直平面上为 r 1 3 a 1 1AV232= F l F dR ll = 1 6 7 3 . 9 9 8 4 . 1 5 4 5 9 9 . 2 6 6 3 2 N8 4 . 1 5 8 4 . 1 5 =1697.82N BV r 1 A V=R F R = 1 6 7 3 . 9 9 1 6 9 7 . 8 2 N = 23.83N 轴承 A 的总支撑反力为 22A A H A V=R R R = 226 2 5 . 2 4 1 6 9 7 . 8 2 N =1809.29N 轴承 B 的总支撑反力为 22B B H B V=R R R = 226 2 5 . 2 4 2 3 . 8 3 N =625.69N (3) 画弯矩图 弯矩图如图 5-2c、 d 和 e 所示 在水平平面上，蜗杆受力点截面为 1 H A H 2=M R l = 6 2 5 . 2 4 8 4 . 1 5 N m m=52613.946 N m 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 1 V A V 2=M R l =1 6 9 7 . 8 2 8 4 . 1 5 N m m=142871.553 N m 蜗杆受力点截面右侧为 BV1V 3=M R l = 2 3 . 8 3 8 4 . 1 5 N m m = 2 0 0 5 .2 9 4 5 N mm 合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 221 1 H 1 V=M M M= 225 2 6 1 3 . 9 4 6 1 4 2 8 7 1 . 5 5 3 N m m =152251.46 N mm 蜗杆受力点截面右侧为 221 1 H 1 V=M M M= 225 2 6 1 3 . 9 4 6 2 0 0 5 . 2 9 4 5 N m m nts 15 =52652.15 N mm (4) 画转矩图 转矩图如图 5-2f 所示， 1 = 3 9 3 9 0 N m mT 5.1.8 轴的强度校核 由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为 危险截面 其抗弯截面系数为 3f1=32dW = 3 34 7 . 8 8 mm32 =10776.12 3mm 抗扭截面系数为 3f1T = 16dW = 3 34 7 . 8 8 mm16 =21552.24 3mm 最大弯曲应力为 11=MW =1 5 2 9 5 2 . 7 8 5 M P a1 0 7 7 6 . 1 2 =14.19MPa 扭剪应力为 1T= TW = 39390 M P a2 1 5 5 2 . 2 4 =1.83MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取 =0.6 ，则 计算 应力为 21 2ca =4 = 221 4 . 1 9 4 0 . 6 1 . 8 3 M P a =14.23MPa 由参考文献 04的表 8-26 查得 45 钢调质处理 的抗拉强度极限B = 6 5 0 M P a ，则由参考文献 04的表 8-32 用插值法查得轴的许用弯曲应力1b = 6 0 M P a ，ca 1b，用淬火钢比调质钢强度高，所以强度满足要求。 5.1.9 蜗杆轴的 挠度校核 蜗杆当量轴径 iiV = dld l nts 16 其中 id 为两轴承 力作用点间各轴段直径； il 为两轴承力作用点间各轴段长度； l 为两轴承力作用点间跨距。 则蜗杆当量轴径为 V4 0 1 9 . 7 5 1 6 . 9 4 7 2 7 4 7 . 8 8 1 1 0 4 7 2 7 4 0 1 9 . 7 5 1 6 . 9=8 4 . 8 5 8 4 . 8 5 mmd =47.34mm 转动惯量 4V=64dI = 4 44 7 . 3 4 mm64 = 542 . 7 1 0 m m （一般情况下 Vd 用 f1d 代替） 对于淬火钢许用最大挠度 = 0 . 0 0 4 = 0 . 0 0 4 6 . 3 m mm =0.0252mm ，取弹性模量 5= 2 . 1 1 0 M P aE ，则蜗杆中点挠度 t 1 r 12 2 3=48F F lEI= 322551 2 5 0 . 4 8 1 6 7 3 . 9 9 8 4 . 8 5 8 4 . 8 5 mm4 8 2 . 1 1 0 2 . 4 7 1 0 =0.0041mm 所以挠度满足要求。 图 5-1 蜗杆结构的构想图 nts 17 图 5-2 蜗杆轴结构与受力图 nts 18 图 5-3 轴承的布置及受力 5.2 低速轴的设计与计算 5.2.1 已知条件 低速轴的传递功率 2 = 2.94kWP ，转速 2 = 6 4 .6 r m i nn ，低速轴传递的转矩 2 4 3 4 6 3 0 N m mT ，蜗轮分度圆直径 2 189m md ，蜗轮宽度。2 4 8 .0 9 m mb 。
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