一级蜗轮蜗杆减速器课程设计563.2%0.75%315（2）
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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563.2%0.75%315（2）,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 谭 利 江 专业班级 机械设计 092 学号 09405100226 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： 谭 利 江 学 号： 09405100226 指导老师： 李历坚 机械工程学院 2011 年 12 月 nts 设计任务书 一、 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。 二、 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。 三 、原始数据： 带式运输机传动装置的原始数据如下： 表 1 带的圆周力 F/N 带速 /（ m/s） 滚筒直径 D/mm 3200 0.75 315 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 第一章 选定设计方案 . 1 1.1传动装置简图 . 1 1.2.传动方案简图 . 1 1.3.工作原理 . 2 第二章 电动机的选择 . 3 2.1 初选电动机类型和结构型式 . 3 2.2 电动机的容量 . 3 第三章 传动装置的传动比及动力参数计算 . 5 3.1 传动装置运动参数的计算 . 5 3.2 传动系统的运动和动力参数计算 . 6 第四章 传动零件的设计 . 7 4.1蜗杆副的设计 . 7 4.2 蜗轮的设计 . 9 4.3 验算效率 . 11 4.4 热平衡计算 . 11 4.5 精度等级公差和表面粗糙度的确定 . 11 第五章 蜗杆轴轴的设计 . 12 5.1已知条件 . 12 5.2 轴的材料和热处理 . 12 5.3 初步确定轴的最 小直径 . 12 nts 5.4轴的结构设计 . 13 5.5键连接的设计 . 14 5.6确定轴上圆角和倒角尺寸 . 15 5.7 轴的受力分析 . 15 5.8按弯扭合成应力校核轴的强度 . 17 5.9蜗杆轴的扰度校核 . 18 5.10 键连接强度校核 . 18 5.11校核轴承寿命 . 19 第六章 低速轴的设计与计算 . 21 6.1 已知条件 . 21 6.2选择轴的材料和热处理 . 21 6.3初步确定轴的最小直径 . 21 6.4低速轴的结构设计 . 21 6.5 键的连接的设计 . 24 6.6 确定轴上圆角和倒角尺寸 . 24 6.7 轴的受力分析 . 24 6.8 蜗轮轴的强度校核 . 26 6.9 键连接强度的校核 . 27 6.10 轴承寿命的校核 . 27 第七章 润滑与密封 . 29 第八章 减速器箱体的结构尺寸 . 30 设计总结 . 33 nts 参考文献 . 34 致 谢 . 35 附 表 . nts 1 第一章 选定设计方案 要求：二班制（每班工作 8h），使用期限为 8 年，大修期为 2 3 年。连续单向运转，载荷平稳，工作时有中等冲击，小批量生 产。运输链速度允许误差为链速度的 5。 已知：运输机带的圆周力： 3200N 带速： 0.75m/s 滚筒直径： 315mm 选定传动方案为：单级蜗杆减速器 本传动装置传动比不大，采用蜗轮传动， 带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台单级蜗杆减速器。 1.1传动装置简图 图 1-1 带式输送机的传动装置简图 1.2.传动 方案简图 nts 2 图 1-2 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2一联轴器； 3 蜗杆减速器； 4 卷筒； 5 输送带 1.3.工作原理 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，带动输送带工作。 nts 3 第二章 电动机的选择 2.1 初选电动机类型和结构型式 根据动力源和工作条件，并 参照教材 选用一般用途的 Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。 2.2 电动机的容量 2.2.1 确定减速器所 需的功率 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 1000FvPW = kw4.21000 75.03200 2.2.2确定传动装置效率 查表第十章中表 10-2 得： 联轴器效率1=0.99 蜗杆传动效率2=0.75 滚动轴承效率3=0.99 输送机滚筒效率4=0.96 估算传动系统总效率为 433221 =0.9801 0.75 0.97 0.96=0.6845 工作时，电动机所需的功率为 WdPP = 51.36845.04.2 kW 由表 8-53 可知，满足 Pe Pd条件的 Y 系列三相交流异步电动机额定功率 Pe应取为 5.5kW。 2.2.3电动机的转速 nts 4 根据已知条件，可 得输送机滚筒的工作转速wn为 50.4531514.3 75.06000060000 D vn r/min 查表 2-2得： 蜗杆减速器的传动比 i =10 40，则总传动比的合理范围 i =10 40，故电动机的转速可选范围为： wm nin （ 10 40） 45.50 r/min=455 1820 r/min 根据参考文献 1查表 8-53 符合这一转速范围的同步转速有： 1000r/min,1500r/min,由 表 8-53可知， 对应于电动机所需功率为 3.51kW的电动机型号分别为Y132S-4型和 Y132M2-6型。现将 Y132S-4型和 Y132M2-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表 2-1中。 表 2-1 方案的比较 方案号 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i 级数 Y132S-4 5.5 1500 1440 31.6 4 Y132M2-6 5.5 1000 960 21.1 6 通过对上述两种方案比较可以看出：方案 电动机转速较高，传动装置尺寸较大，但成本比较低。一般来说，如无特殊要求，常选用同步转速为 1440r/min， 故选方案 较为合理。 2.2.4 电动机的技术数据 nts 5 图 2-1 电动机外形尺寸 表 2-2 级数 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 4 160 140 63 28 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 第三章 传动装置的传动比及动力参数计算 3.1 传动装置运动参数的计算 由式（ 3-5）可知，传动系统的总传动比 65.3150.451440 nni ma 各级传动比的分配 nts 6 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 3.2 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 1 轴（电动机轴）： mnn 1=1440r/min dP1P 3.51kW 28.231440 51.395509550111 nPTN m 2 轴（蜗杆轴）： 114401212 inn1440r/min 1212 PP 3.51 0.99=3.47kW 144047.395509550222 nPT23.01N m 3 轴（蜗轮轴）： 50.4565.3114402323 innr/min 2323 PP 3.47 0.75 0.99=2.58kW 50.45 58.295509550333 nPT541.52N m 4轴（单级蜗杆传动低速轴、即输送机滚筒轴）： 150.454534 inn45.50r/min 3434 PP 2.58 0.99 0.99=2.51kW 50.45 45.295509550444 nPT524.73N m 将以上算得的运动和动力参数列表 3-1 如下 表 3-1 传动系统的运动和动力参数 nts 7 轴 号 电动机 单级蜗杆减速器 工作机 1轴 2轴 3轴 4轴 转速 n （ r/min） 1440 1440 45.50 45.50 功率 P （ kW） 3.51 3.47 2.58 2.51 转矩 T （ N m） 23.28 23.01 541.52 524.73 传动比 i 1 31.65 1 第四章 传动零件的设计 由传动简图可知蜗杆减速器外部是通过联轴器和电动机连接，所以只对内部传动件蜗轮蜗杆进行设计计算。 4.1蜗杆副的设计 4.1.1选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085-1988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆 (ZI). 4.1.2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 110 PSZCnu,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 . 4.1.3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 .由参考文献 1 中式 (11-12)计算蜗杆传动中心矩 : nts 8 23 2 )(HE ZZKTa 蜗轮上的转矩 mNT 52.5412 4.1.3.1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1 中表 11-5选取使用系数 15.1AK ；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 05.1VK；则： 21.105.1115.1 VA KKKK 4.1.3.2 确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 21160aE MPZ . 4.1.3.3 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值为 0.35，从图参考文献 1 图 11-18 中可查得 9.2Z。 4.1.3.4 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 110 PSZCnu，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可以从文献 1 表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力aH MP268 。 4.1.3.5 应力循环次数 82 1028.116365850.4516060 hLjnN4.1.3.6 寿命系数 7271.01028.110887 HNK则 H =HNK H =0.7271 268= 194.86aMP4.1.3.7 计算传动中心距 mma 88.154)86.194 9.2160(1052.54121.1 23 3 nts 9 取 a=160mm，因 i=31.65，故 从文献 1 中表 11-2 中取模数 m=8mm，蜗杆的分度圆直径 d1=80mm。这时 d1/a 为 0.5，从文献 1 中图 11-18中可查得接触系数 6.2Z，因为 ZZ ，因此以上结果可用。 4.1.4 蜗杆的主要参数与几何尺寸 轴向齿距 mmmPa 12.25814.3 直径系数 mmq 10 分度圆直径 d1=80mm 齿顶圆直径 mmmhdhddaaa 968128022 *1111 齿根圆直径 mmcmhhddaff 8.60)82.081(280)(2d2 *1111 分度圆导程角 38425 蜗杆轴向齿厚 mmmSa 56.12814.32121 蜗杆蜗杆尺宽 121 1 0 . 0 6 1 1 0 . 0 6 3 1 8 1 0 2 . 8 8b z m m m 。由于m10mm,根据参考文献 1 查表 11-4 取1 130b mm4.1.5蜗杆旋向及位置 蜗杆旋线方向尽量选右旋 .为了减少溅油损耗，故采用蜗杆下置式。 4.2 蜗 轮的设计 4.2.1 蜗轮的主要参数与几何尺寸 取蜗轮齿数 312 Z （由表 11-2 查得 312 Z ）；变位系数 5.02 x 验算传动比 3113112 ZZi这时传动比误差为 %1.2%10065.31 3165.31 5%，是允许的。 蜗轮分度圆直径 mmmZd 24831822 蜗轮喉圆 直径 mmhddaa 256)5.01(822482 222 蜗轮齿根圆直径 mmhddff 228)825.081(22482 222 nts 10 蜗轮咽喉母圆半径 322562116021 22 ag darmm 蜗轮齿宽 B 9675.075.01 ad=72mm 蜗轮外圆直径 22 1 . 5 2 5 6 1 2 2 6 8ead d m m m 4.2.2 校核齿根弯曲疲劳强度 最大接触应力 53.1221 2 FFaF YYmddKT 4.2.2.1 当量齿数 22 33 31 3 1 . 6 3c o s c o s 5 . 7V ZZ 。根据 X2=-0.5， ZV2=31.63，从参考文献 1 中图 11-19 中可以查 得齿形系数 YFa2=3.36。 4.2.2.2 螺旋角系数 959.0140 7.511401 Y 4.2.2.3 许用弯曲应力 FNFF K 从文献 1 表 11-8 中查 得由 110 PSZCnu制造的蜗轮的基本许用应力aF MP56 。 4.2.2.4 寿命系数 583.01028.110986 FNKaF MP648.32583.056 aF MP35.20959.036.3824880 54152021.153.1 弯曲强度是满足的。 nts 11 4.3 验算效率 )t a n ( t a n)96.095.0( v 已知 7.5 ；vv farctan；vf与相对滑动速度 VS有关。 smndv s /059.67.5c o s1 0 0 060 1 4 4 080c o s1 0 0 060 11 从参考文献 1 表 11-18 中用插入值法查得 0208.0vf， 2.1v；代入式中求得 9197.07836.0 ，大于原估计值 ，因此不用重算。 4.4 热平衡计算 4.4.1 散热面积 S 288.1588.15 2531.1160109109 maS 取传热系数 Cmwa 2d /15，取 Ct 20a，从而可以计算出箱体4.4.2工作温度0t20 1 0 0 0 ( 1 0 . 7 9 ) 1 0 0 0 3 . 4 7 ( 1 0 . 7 9 ) 2 0 5 91 5 1 . 2 5 3 1adPt t CaS 因为 CCt 8059 ，所以符合要求。 4.5 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 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得查得蜗杆齿面表面粗糙度 Ra=1.6，顶圆表面粗糙度 Ra=1.6；蜗轮齿面表面粗糙度 Ra=1.6，顶圆表面粗糙度 Ra=3.2。要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。 nts 12 第五章 蜗杆轴轴的设计 由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。 5.1已知条件 蜗杆的转矩 mNT 01.231 。蜗轮的转矩 2T 541.52N m 则作用于齿轮上的圆周力： NdTFF at 25.5758023010221121 轴向力： NdTFFta 10.43672485 4 1 5 2 0222221 径向力： NaFFFtrr 49.158920t a n10.4367t a n221 5.2 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，故由文献4 表 8-26选用常用的材料 45 钢，调质处理。 5.3 初步确定轴的最小直径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，查文献 1 表15-3取0 126A ，则取 126A ，于是得 mmnPAd 89.161440 47.3126 3312m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径1d。为了使所选的轴的直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查文献 1 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 3.1AK ，则： mmNTKT Aca 2 9 9 1 32 3 0 1 03.11 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 560。许用转速为 6300Nm ms，轴孔范围为 2 0 3 5 m m: 。取联nts 13 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 。 5.4轴的结构设计 1）轴段 1 段的设计应与联轴器设计同步进行，主要是安装联轴器，其相应的直径 d1=30mm,相应的长度 L1应略小于轮毂长度 L1=58mm. 2)轴段 2为了满足半联轴器的轴向定位要求 ， 1-2 轴段右段需制出一轴肩， h=（ 0.07-0.1 ） d1=2.1-3mm ， 故轴 2-3 的轴径d2=d1+2x(2.1-3)=34.2-36mm,其最终由密封圈确定，该处的圆周速度小于 3m/s,故取 2-3段直径 d2=35mm,由于轴段 2的长度2L涉及的因素较多，稍后再确定。 3）轴段 3 和 7 段是安装轴承，考虑蜗杆受径向力，切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 3523dmm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本 游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30208，其基本尺寸 mmmmmmTDd 25.198040 ，故3 7 4 0d d m m，则37 18L L B m m 。 4）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nts 14 离为 1=15mmK 。轴承座外伸凸台高 t =2mm ，测出轴承长为=52m mL ，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 5)轴段 4 和轴段 6 的设计，其直径直接取轴承定位轴肩的直径，则d4=d6=47mm,其它们的长度直接由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外圆与内壁距离 1 和蜗杆宽 1 =130m mb ，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定。 即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 46 2 6 8 1 3 0( 1 2 1 0 2 5 2 5 ) 4 6 m mLL . 6)蜗杆轴段 5 段长 mmbL 13015 分度圆直径 d1=80mm,齿根圆mmcmhhdd aff 8.60)82.081(280)(2d2 *1111 7)轴上力作用点 轴承反力的作用点距轴承外圈最大面的距离a=16.9mm,则可得轴的支点及受力点的距离如下图所示为 1 2 352 3 460l a = ( 3 0 + 5 6 + 1 8 - 1 9 . 7 5 + 1 6 . 9 ) = 1 0 1 . 2 52l a (1 9 . 7 5 1 6 . 9 4 0 6 3 . 5 ) 1 0 6 . 3 52L L TLl T L m m 画出轴的结构及相应尺寸 如下图所示 5.5键连接的设计 联轴器与轴 1 间采用 A 型普通平键连接，由参考文献 1查表 6-1由1d=30mm,选键宽 b=10mm,键高 h=8mm，键长 L=50mm 的普通平键。 nts 15 5.6确定轴上圆角和倒角尺寸 参考文献一表 15-2，取轴端倒角为 1.2 45，各处轴肩的圆角半径如下： 2.12Rd ， 2.13Rd ， 2.14Rd ， 0.25Rd ， 2.16Rd ， 2.17Rd 从参考文献 2 中查表 13-2 得： 表 5 轴 承 型 号 外形尺寸（ mm） 安 装 尺 寸（ mm） 基本额定动载荷 Cr/kN 基本额定静载荷 Cr/kN 30208 d D T B C da min Da max ra max 40 80 19.75 18 16 47 73 1.5 63.0 74.0 5.7 轴的受力分析 水平面的支承反力（图 a） 13ah235 7 5 . 2 5 1 0 6 . 5 2 8 7 . 6 2 5213tbhFlR R Nll 垂直面的支承反力（图 b） 1 3 1 1231/2 1 5 8 9 . 4 9 1 0 6 . 5 4 3 6 7 . 1 0 8 0 / 2 1 5 6 1 . 9 12131 5 8 9 . 4 9 1 5 6 1 . 9 1 2 7 . 5 8raavb v r A VF l F dR N m mllR F R N 轴承 A 的总支承力为 2 2 2 2av 2 8 7 . 6 2 5 1 5 6 1 . 9 1 1 5 8 8 . 1 7A a hR R R N 轴承 B 的总支承力为 2 2 2 2b 2 8 7 . 6 2 5 2 7 . 5 8 2 8 8 . 9 4B b h vR R R N nts 16 画弯矩图 弯矩图如图 10-6c， d 和 e 所示 在水平面上，蜗杆受力点截面为 12 2 8 7 . 6 2 5 1 1 3 . 8 5 3 2 7 4 6 . 1 1 . mH a hM R l N 在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为 12 1 5 6 1 . 9 1 1 1 3 . 8 5 1 7 7 8 2 3 . 4 5V a vM R l 蜗杆受力点截面右侧为 13 2 7 . 5 8 1 1 3 . 8 5 3 1 7 0 . 7 2V b vM R l N m g合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为 2 2 2 2111 = 3 2 7 4 6 . 1 1 1 7 7 8 2 3 . 4 5 1 8 0 8 1 3 . 4 0 .HVM M M N m m 左 蜗 杆受力点截面右侧为 2 2 2 2111 = 3 2 7 4 6 . 1 1 3 1 7 0 . 7 2 3 2 8 9 9 . 2 6 .HVM M M N m m 右 nts 17 5.8按弯扭合成应力校核轴的强度 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 331 36 0 . 8 2 2 0 5 4 . 1 53 2 3 2fdW m m 抗扭截面系数为 3 31 36 0 . 8 4 4 1 0 8 . 3 11 6 1 6fTdW m m 最大弯曲应力为 11 1 8 0 8 1 3 . 4 0 = 8 . 2 0 a2 2 0 5 4 . 1 5M MPW 左 扭剪应力为 nts 18 1 23010 0 . 5 24 4 1 0 8 . 3 1TTT M P aW 按弯矩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，故折合系数 a=0.6,则当量应力为 2 2 2 24 ( ) 8 . 2 4 0 . 6 0 . 5 2 = 8 . 2 2 M P aca a （ ） 由表参考文献 1表格 15-1 选定轴的材料为 45 钢，调质处理查得1 c a 1 6 0 a 6 4 0 , ,BM P M P a ， 抗 拉 极 限 因 此 故 安 全。 5.9蜗杆轴的扰度校核 蜗杆当量轴径 d iiv dll其中 il ， id 分别为两轴承力作用点各轴段长度和直径， l为两轴承力作用点间跨距，即4 0 (1 9 . 7 5 1 6 . 9 ) 4 7 4 6 6 0 . 8 1 3 0 4 7 4 6 4 0 (1 9 . 7 5 1 6 . 9 ) 5 4 . 7 01 1 3 . 8 5 1 1 3 . 8 5vd m m 转动惯量 I= 4 4 54d 3 . 1 4 5 4 . 7 4 . 3 9 1 06 4 6 4v mm （一般情况下 dv 用 df1 代替） 对于淬火钢许用最大扰度52 2 3 2 2 31255 0 . 0 0 4 0 . 0 0 4 8 0 . 0 3 2 , = ,5 7 5 . 2 5 4 3 6 7 . 1 ( 1 1 3 . 8 5 1 1 3 . 8 5 )= 0 . 0 1 1 7 4 8 4 8 2 . 1 1 0 4 . 3 9 1 0ttm m m M P aF F l mmEI g取 弹 性 模 量 E 2 . 1 1 0 则 蜗 杆 中 点 扰 度 所以挠度满足要求。 5.10 键连接强度校核 联轴器键连接的挤压应力为 nts 19 1p14 4 2 3 0 1 0 6 . 7 3 ad 3 0 1 2 ( 5 0 1 2 )T MPhl 键 ,轴，蜗轮及联轴器的材料都为钢，由表查得1 1 2 0 1 5 0 , ,p p pM P a 强 度 足 够. 5.11校核轴承寿命 （ 1） 轴承的轴向力 由参考文献 2 表 8-30查 30208轴承的Cr=63000N,Cor=74000N,e=0.37,Y=1.6;滚动轴承 1,2 的内部轴向力计算公式分别为 r1d1 1 5 8 8 . 1 7 4 9 6 . 3 02 2 1 . 6FFNY r2d2 2 8 8 . 9 4 9 0 . 3 02 2 1 . 6FFNY 外部轴向力a1 4 3 6 7 .1 0FN,各力方向如图 5-1 所示 2 a 1 19 0 . 3 0 4 3 6 7 . 1 0 4 4 5 7 . 4ddF F N F 则轴承 2被“放松”，轴承 1被“压紧”。 则两轴承的轴向力分别为 1 d 2 a 1 9 0 . 3 4 3 6 7 . 1 4 4 5 7 . 4aF F F N a 2 2 9 0 . 3 0dF F Nnts 20 5-1 轴承的布置及受力 （ 2)计算当量载荷 因为a1r1 4 4 5 7 . 4 2 . 8 0 0 . 3 71 5 8 8 . 1 7F eF 则轴承 1的当量动载荷为 1 1 10 . 4 0 . 4 1 5 8 8 . 1 7 1 . 6 4 4 5 7 . 4 7 7 6 7 . 1 1raP F Y F N 因为22 9 0 . 3 0 . 3 1 0 . 3 72 8 8 . 9 4arF eF ，则轴承 2的当量动载荷为 2 r 2 2 8 8 . 9 4P F N(3)校核轴承寿命 因12PP,故只需校核轴承 1,1PP.轴承在 100 C以下工作，由参考文献 1 查表 13-4 得 f 1.t 对于减速器，查表 13-6得 1.2pf .轴承 1 的寿命为 1 0 1 06633h11 0 1 0 1 7 4 0 0 0( ) ( ) 1 1 5 5 5 h6 0 6 0 1 4 4 0 1 . 2 7 7 6 7 . 1 1tpfCLn f p 减速器预期寿命为 1 6 3 6 5 8 4 7 1 0 4 hhL h ,hLL故轴承寿命足够。 nts 21 第六章 低速轴的设计与计算 6.1 已知条件 低速轴的传动效率 P2=2.58KW,转速 n2=45.50r/min,传递转矩T2=541.52N.m,涡轮分度圆直径 d2=248mm. 6.2选择轴的材料和热处理 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选用常用的材料 45 钢，调质处理。 6.3初步确定轴的最小直径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，参考文献 1查表15-3，取0A=116，则 30 2 . 5 81 1 6 4 4 . 5 74 5 . 5Pd A m mn 考虑到轴上有键，应增大轴径 35:%，则m i n4 4 . 5 7 4 4 . 5 7 ( 0 . 0 3 0 . 0 5 ) 4 5 . 9 1 4 6 . 8 0 d 4 6d m m m m 圆 整 ， 则 取。 6.4低速轴的结构设计 1） 轴段 1 设计 轴段 1 安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器，查表，取 1.3,AK 则计算转矩2 1 . 3 5 4 1 5 2 0 7 0 3 9 7 6c a AT K T N m m g由参考文献 2 查表 8-36 得 LX3 弹性柱销联轴器符合要求：公称转矩nts 22 为 1250Nmg ，许用转速 4750r/min,轴孔范围为 3048mm.结合伸出段直径，取联轴器毂直径为 48mm，轴孔长度为 84mm,J 型轴孔， A 型键相应的轴段 1 的直径1d=48mm,其长度略小于毂孔宽度，取1 82mmL 。 2） 轴段 2 直径 确定轴段 2的轴径须考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器的尺寸，联轴器用轴肩定位，周建宽度为1( 0 . 0 7 0 . 1 ) ( 0 . 0 7 0 . 1 ) 4 8 3 . 3 6 4 . 8h d m m m m 。 轴段 2 的轴径21 2 5 4 . 7 2 5 7 . 8d d h m m ，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表毡圈45JB/ZQ4606-1997，则2 58mmd 3） 轴段 3及轴段 6 的轴径设计 轴段 3 及轴段 6 安装轴承，考虑涡轮轴向力的存在，选用圆锥滚子轴承。其直径应既便于安装，又符合轴径内径要求，先现查文献 2 表 8-30 暂选取 30213， 由表可得轴承内径，外径，宽度， T=24.75mm,内圈定位轴肩直径 74mmad ,外圈定位轴肩内径a 1 0 2 1 1 1D m m，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 24a mm ，故选3 65 .d mm。由于涡轮的圆周速度小于 2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，为补偿箱体的铸 造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体距离取3 10mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则6365d d m m。 4） 轴段的设计 轴段上安装蜗轮，为便于蜗轮的安装，应略大于3d，可初选4 70d mm，蜗轮轮毂 的宽度范围为4( 1 . 2 1 . 8 ) 8 4 1 2 6 m mm m d ：取其轮毂宽度 84H m ，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面， 轴段nts 23 长度应比轮毂略短，取4 82L mm5） 轴段长度的设计 取蜗轮轮毂到内壁距离2 15mm，则3 3 2 4 ( 2 3 1 0 1 5 8 4 - 8 2 ) 5 0 m mL B H L ： 6） 轴段的长度设计 轴段的长度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有关。轴承端盖连接螺栓同蜗杆轴，为 GB/T5781 M820，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，为使轮毂外径不予端盖螺栓的拆装发生干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为1 13 mKm。下箱座壁厚同蜗杆轴 10mm ，轴承旁连接螺栓同前 M12，由文献 4 表 4-1 可查，剖分面凸缘尺寸（扳手空间），则轴承座的厚度为12 ( 5 8 ) 1 0 1 6 2 0 ( 5 8 ) 5 1 5 4L c c m m m m m m ：则取 54L mm ，轴承端盖凸缘厚同前；端盖与轴承座间的调整垫片厚度同前 e=10mm，则2 1 3 ( 1 3 1 0 2 5 4 1 0 2 3 ) 4 6tL K e L B m m ： 7） 轴段设计 该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为4( 0 . 0 7 0 . 1 ) 4 . 9 7h d m m：取 6h mm ，则5 82d m，取轴段的长度5 10L mm。 7） 轴段的长度设计 为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则6 3 5 2 5 0 1 0 2 3 8L L L m m m m ： 8） 轴上力作用点间距 如图 4可得轴的
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