一级蜗轮蜗杆减速器课程设计00.55%2%300
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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00.55%2%300,减速器课程设计
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设计任务书 班级学号 姓名 一、设计题目：蜗轮减速器 设计带式运输机的传动装置，如图 1 所示。工作条件：带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；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，大修为 23 年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 图 1 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 二、原始数据： 带的圆周力F(N) 传送带速度V(m/s) 滚筒直径 D（ mm） 550 2 300 nts 选定设计方案 工作条件：带式输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；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，大修为 23 年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 已知：运输机带的圆周力： 550N 带速： 2m/s 滚筒直径： 300mm 选定传动方案为：蜗杆减速器 1.传动装置简图。 图 1-1 带式输送机的传动装置简图 2.传动方案简图如下： 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 nts 电动机的选择 初选电动机类型和结构型式 根据动力源和工作条件，并 参照第 12 章 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。 电动机的容量 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 = 1.11000 2500 kW 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=0.70 一对滚动轴承效率3=0.98 输送机滚筒效率4=0.96 估算传动系统总效率为 4321 =0.990. 700.9 80.9 6=0.6517 工作时，电动机所需的功率为 WdPP = 7.16517.01.1 kW 由表 19-1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 2.2kW。 电动机的转速 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速wn为 4.12730014.3 26 0 0 006 0 0 00 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） 127.4r/min=1228 4912 r/min 符合这一转速范围的同步转速有： 1500r/min 3000r/min nts由 表 19-1可知， 对应于额定功率 Pe为 2.2kW的电动机型号分别为 Y100L1-4型和 Y90L-2型。现将 Y100L1-4型和 Y90L-2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 外伸轴径 D （ mm） 轴外伸长度 E （ mm） Y100L1-4 2.2 1500 1440 11.70 24 50 Y90L-2 2.2 3000 2870 23.37 28 60 通过对上述两种方案比较可以看出：方案 电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大，成本提高。一般来说，如无特殊要求，常选用同步转速为 1500r/min， 故选 方案 I较为合理。 电动机的技术数据 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 nts 传动装置的传动比及动力参数计算 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 4.114.1271440 nni ma由传动系统方案 （ 见图 1-2） 知： 12i 1； 34i 1； 又 ai 12i 34i 23i，所以23i=11.4 传动系统各级 传动比分别为 12i 1； 23i =11.4； 34i 1 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 1201 PP 1.70.99= 1.683kW 1440683.195509550111 nPT10.66Nm 2轴（蜗杆轴）： 1144 01212 inn1440r/min 2312 PP 1.683 0.99 0.75=1.47kW 144047.195509550222 nPT9.75Nm 3轴（蜗轮轴 ）： 7.1114 402323 inn 123r/min 3423 PP 1.47 0.99 0.99=1.44kW 12344.195509550333 nPT112.80Nm 4轴（单级蜗杆传动低速轴、即输送机滚筒轴）： 11234534 inn123r/min nts 4534 PP 1.44 0.99 0.96=1.37kW 1 2337.19 55 09 55 0444 nPT106.8Nm 将上述计算结果列于表 2-2中，以供查用。 传动零件的设计 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 123 123 功率 P （ kW） 1.683 1.47 1.44 1.37 转矩 T （ Nm ） 10.66 9.75 112.80 106.8 传动比 i 1 11.4 1 设计计算及说明 结果 蜗杆的设计 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). 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110PSZC nu ,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 . 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)计算传动中心矩 : 23 2 )(HE ZZKTa 根据书中表 11-1，取 41 Z蜗轮上的转矩 mNT 80.1122 41 Z mNT 80.1122nts 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 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 。 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。 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 110PSZCnu，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 。 应力循环次数 82 104.316365812316060 hLjnN寿命系数 61.0104.310887 HNK则 H =HNK H =0.61 268= 163.48aMP计算中心距 mma 55.104)48.163 9.2160(11724021.1 23 取 a=125mm，因 i=11.4，故从文献 1 中表 11-2 中取模数 m=5mm，蜗杆的分度圆直径 d1=50mm。这时 d1/a 为 0.4，从文献 1 中图 11-18 中可查得接触系数75.2Z ，因为 ZZ ，因此以上结果可用。 蜗杆的主要参数与几何尺寸 轴向齿距 mmmPa 7.15514.3 直径系数 mmq 10 分度圆直径 d1=50mm 齿顶圆直径 mmhddaa 60512502 111 齿根圆直径 mmhdd ff 38)52.051(2502 111 分度圆导程角 361811 K=1.21 21160 aE MPZ 9.2Z aH MP268 N=3.4 108 61.0HNK H =163.48 M=5 d1=50mm 75.2Z mmPa 7.15 q=10mm da1=60mm df1=38mm 361811 nts蜗杆轴向齿厚 mmmSa 85.7514.32121 蜗杆尺宽 1b=91 蜗轮的设计 蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗轮的齿数 Z2=41；变位系数 X2=-0.5； 验算传动比 25.1044112 ZZi这时传动比误差为 %4.12124.04.11 4.1125.10 ，是允许的。 蜗轮分度圆直径 mmmZd 20 541522 蜗轮喉圆直径 mmhdd aa 210)5.01(522052 222 蜗 轮 齿 根 圆 直 径 mmhdd ff 193)52.051(22052 222 蜗轮咽喉母圆半径 mmdarag 202 1 0211 2 521 22 蜗轮尺宽 B=40 校核齿根弯曲疲劳强度 53.1 2212 FFaF YYmdd KT 当量齿数 48.4331.11c os41c os 332 ZZV根据 X2=-0.5， ZV2=43.48，从参考文献 1 中图 11-19 中可以查得齿形系数 YFa2=2.87。 螺旋角系数 9 1 9 2.0140 31.1111401 Y许用弯曲应力 FNFF K 从文献 1 表 11-8 中查得由 110PSZCnu制造的蜗轮的基本许用应力aF MP56 。 寿命系数 mmS a 85.7 b1=91 i=10.25 d2=205mm da2=210mm df2=193mm rg2=20mm B=40 ZV=43.48 9192.0YaF MP56 nts 4 8 7.0105.610986 FNKaF MP272.27487.056 aF MP17.119192.087.2520550 11724021.153.1 弯曲强度是满足的。 验算效率 )ta n ( ta n)96.095.0( v 已知 31.11 ；vv farctan；vf与相对滑动速度 VS有关。 smndv s /845.331.11c o s100060 144050c o s100060 11 从参考文献 1 表 11-18 中用插入值法查得 0236.0vf， 31.1v；代入式中求得 87.0 ，大于原估计值，因此不用重算。 热平衡计算 散热面积 A 288158815 0 . 7 8 7 8 6125109109 maA 。 取传热系数 Cmwaw 2/15，取 Ct 20 ，从而可以计算出箱体工作温度 t CtAaPtw 94.36200.7878615 )87.01(54.11000)87.01(1000 1因为 CCt 8094.36 ，所以符合要求。 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，侧隙种类为 c，标注为 7c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。 计算中心距 12 5 0 2 0 5 1 2 7 . 522dda mm 减速器轴的设计 蜗杆轴的设计 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。 蜗杆的转矩 mNT 75.91 。蜗轮的转矩 2T 112.8Nm 487.0FNKaF MP272.27 aF MP17.11smv s /845.387.0 20.78786 mA t 36.94 a=127.5 nts则作用于齿轮上的圆周力： NdTFF at 4.4085010210221121 轴向力： NdTFFta 8.11432051172 40222221 径向力： NaFFF trr 31.41620t a n8.1143t a n221 初步确定轴的最小直径 先按参考文献 1 式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 126A ，于是得 mmnPAd 887.121440 54.1126 3311m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 12d 。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 5.1AK ，则： mmNTKT Aca 15315102105.11 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献 2 表 14-4，选用 LX2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 560000N mm。半联轴器的孔径 d1=25mm,故取 d12=25mm,半联轴器长度 L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=44mm。 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。 轴向定位及轴各段直径和长度 1)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，故取 2-3段直径 d23=28mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=44mm，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 1-2 段的长度应比 L1短一些，现取 L12=42mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 2823 dmm，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 30206，其基本尺寸mmmmmmTDd 25.176230 ，故 mmdd 307834 ，则mml 1778 。 3)由于蜗杆的齿根圆为 38 mm，故取轴段 3756 dmm。蜗杆的轴承内侧采用NFF at 4.40821 NFF ta 8.114321 NFF rr 31.41621 mmd 887.12min mmNT ca 15315nts轴 环 定 位 ， 轴 肩 高 度 h 0.07d ，故取 h=5mm ， 则 轴 环 处 的 直 径mmdd 406745 ，轴环宽度 1.4bh ，取 mmll 106745 。 4)轴承端盖的总宽度为 20 mm，根据轴承端 盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 20 ，故取mml 4023 。 5)由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽 mmb 911 ，滚动轴承宽度 mmT 25.17 ，则 34 17.25l mmmml 1513029156 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按12d=25mm，由文献一表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 78 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 36mm，同时为了保证齿轮半联轴器与轴的配合为 76Hk。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为 m6。 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： 5.02Rd ， 5.03Rd ， 8.04Rd ， 8.05Rd ， 8.06Rd ， 8.07Rd 蜗杆轴的校核 TCT / 2A / 2a15AD dDB4/da aA2/安装尺寸规定画法30206型Arrrrr图 5-1 34 17.25l mmmml 15156 ntsFFFFFFFFrFFFMFTMMMTMMMFFMratv1v2h2h1th2v1,v1v1av2av21F h1wM2hhv=F a D a2 a(a)(b)(c)(d)(e)12 34 5678AB C DL 1 L 2 L 3图 5-2 设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为 2L ，左侧的长度为3L，则： mmLLLmmLmmLmmL5.17775.8875.8825.3105.757514402132321水平面的支承反力（图 a） NL LFFF thh 2.2045.177 75.884.4082121 垂直面的支承反力（图 b） L1=75 L2=88.75 L3=88.75 L=177.5 NFF hh 2.20421 ntsNLMLFFNLLFMFmmNdFMarvravaa06.475.17728 59 575.8831.41625.3695.17775.8831.41628 59 528 59 52508.1143221231111绘水平面的弯矩图 mmNLFM hh 75.1 8 1 2 275.882.2 0 421 绘垂直面的弯矩图 mmNLFMmmNLFMvvvv 58.4 1 7 675.8806.47 94.3 2 7 7 075.8825.369322211 绘合成弯矩图 mmNMMMmmNMMMvhvh79.1859758.417675.1812221.3744894.3277075.18122222222222121该轴所受扭矩为： 1T 10.21Nm =10210N mm 按弯扭 合成应力校核轴的强度 由图可知轴承上截面 C 为危险截面，根据文献 1 式（ 15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 M P aM P aWTMca 58.6371.0102106.021.374483222121 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得MPa60 1 。因此 ca 1 ，故安全。 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C 处应力最大，但其轴 径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴的其它截面的疲劳强度不必校核。 蜗轮轴的设计 蜗轮上的转矩 mNT 8.1122 。则作用于齿轮上的 圆周力： NdTFFat 8.11432051172 40222212 轴向力： NdTFFta 4.4085010210221112 径向力： NaFFFtrr 31.41620t a n8.1143t a n212 初步确定轴的最小直径 先按文献 1 式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 1150 A，于是 得 Ma=28595 Fv1=369.25 Fv2=47.06 mmM h 75.18122Mv1=32770.94 Mv2=4176.58 M1=37448.21 M2=18597.79 1T 10210N mm MPaca 58.6 NFF at 8.114312 NFF ta 4.40812 NFF rr 31.41612 ntsmmnPAd 53.26123 51.1115 33220m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 12d 。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2TKT Aca ，查文献 1表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 5.1AK ，则： mmNTKT Aca 86.1 7 58.1 1 25.12 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献 2表 14-4， 选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N m。半联轴器的孔径d1=35mm,故取 d12=35mm,半联轴器长度 L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 根据蜗轮结构尺寸，取45d=45mm。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，故取 2-3 段直径23d=38mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=60mm，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 1-2 段的长度应比 L1短一些，现取 L12=58mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 mmd 3823 ，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 75.198040 ，故 mmdd 407834 ，而78 19.75l mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取轴肩高度 h=5mm，因此，取67d=50mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取 h=5mm，则轴环直径56d=55mm。轴环宽度 1.4bh ，则取56l=10mm。轴承端盖的总宽度为 20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 20 ，故取 mml 4023 。轴承宽度为 19.75mm，取挡圈宽度为 15mm，所以34l=20+15+2=37mm。45l=（ 1.2 1.8）45d，则取45l=60mm；取67l=16mm。 所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。 蜗轮轴的校核 设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为 2L ，左侧的长度为3L，则： mmd 53.26min mmNT ca 86.175nts 1232381485195L m mL m mL m mL L L m m 水平面的支承反力（图 a） NL LFFF thh 45.19395 454.4082121 垂直面的支承反力（图 b） 121311221 1 4 3 . 8 2 0 51 1 7 2 3 9 . 5221 1 7 2 3 9 . 5 4 1 6 . 3 1 5 01 4 5 3 . 2 1954 1 6 . 3 1 4 5 1 1 7 2 3 9 . 51 0 3 6 . 995aaarvravFdM N m mM F LFNLF L ML 绘水平面的弯矩图 12 1 9 3 . 4 5 4 5 8 7 0 5 . 2 5hhM F L N m m 绘垂直面的弯矩图 1 1 22 2 31 4 5 3 . 2 1 4 5 6 5 3 9 4 . 4 51 0 3 6 . 9 5 0 5 1 8 4 5vvvvM F L N m mM F L N m m 绘合成弯矩图 2 2 2 2112 2 2 2228 7 0 5 . 2 5 6 5 3 9 4 . 4 5 6 5 9 7 1 . 3 28 7 0 5 . 2 5 5 1 8 4 5 5 2 5 7 0 . 7 7hvhvM M M N m mM M M N m m 该轴所受扭矩为 2 117240T N m按弯扭合成应力校核轴的强度 由图可知轴承上截面 C 为危险截面，根据文献 1 式（ 15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 22221236 5 9 7 1 . 3 2 0 . 6 1 1 7 2 4 0 1 0 . 5 80 . 1 4 5caMT M P a M P aW 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得MPa60 1 。因此 ca 1 ，故安全。 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗轮轴受力情况知截面C 处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。 NFF hh 45.19321 Mh=8705.25 Mv1=65394.45 Mv2=-51845 M1=65971.32 M2=525750.77 2 117240T N m ca =10.58 ntsFFFFFFFFrFFFMFTMMMTMMMFFMratv1v2h2h1th2v1,v1v1av2av21F h1wM2hhv=F a D a2 a(a)(b)(c)(d)(e)1234 56 78A B C DLLLL 1 L 2 L 3图 5-3 滚动轴承的校核 蜗杆轴滚动轴承校核 蜗杆上的轴承代号为： 30206 蜗杆受力 蜗杆的转矩 mNT 75.91 。 则作用于齿轮上的圆周力： NdTFFat 4.4085010210221121 轴向力： NdTFFta 8.11432051172 40222221 mNT 21.101 NFF at 4.40821 NFF ta 8.114321 nts径向力： NaFFFtrr 31.41620t a n8.1143t a n221 当量动载荷 由已知条件知道工作时间为 8 年，每年按 365 天计算，且每天二 班制工作，则大概总的工作时间为： hLh 46720163658 当量动载荷 P= )(ap YFXFrf ， 查表 13-5 得： X=0.4， Y=1.7；查表 13-6得： 2.1pf；故P= )(ap YFXFrf = )8.11437.13.4164.0(2.1 =2533.176N 由参考文献 1 式 13-6a 知基本额定动载荷 61060 htnLfPC 查表 13-4 得 1tf；对于滚子轴承 =310故 61060 htnLfPC = 310610720001440601176.2533 =34827.3N 校核轴承的寿命 查文献 2 表 13-1得 C=43.2KN =10/3 n=1440r/min hpcnL h6.45 38 56010 6故，此轴承的寿命满足要求 蜗轮轴上轴承的校核 蜗轮上的轴承代号为： 30208 蜗轮受力 蜗轮上的转矩 mNT 80.1122 。则作用于齿轮上的 圆周力： NdTFFat 0.11002051128 00222212 轴向力： NdTFFta 39050975 0221112 径向力： NaFFFtrr 31.41620t a n8.1143t a n212 求当量动载荷 由已知条件知道工 作时间 8 年，每年按 365 天计算，且每天二 班制工作，则NFF rr 31.41621 hL h 467202.1pf p=2533.176 c=34827.3 Lh=45385.6 mNT 80.1122 NFF at 8.114312 NFF ta 4.40812 NFF rr 31.41612 nts大概总的工作时间为： hLh 46720163658 当量动载荷 P= )(ap YFXFrf ，查表 13-5 得： X=0.4， Y=1.7；查表 13-6得： 2.1pf； 故 P= )(ap YFXFrf =1.2x(0.4x416.3+1.7x390=995.424 由参考文献 1 式 13-6a 知基本额定动载荷 61060 htnLfPC 查表 13-4 得 1tf；对于滚子轴承 =310故 61060 htnLfPC = 10361 0 3 2 . 9 6 6 0 1 4 4 0 7 2 0 0 01 1 0=14201.62N 校核轴承的寿命 查文献 2 表 13-1得 C=63KN =10/3 n=1440r/min hpcnL h6.40 38 56010 6故，此轴承的寿命满足要求 键联接的选择 与校核 选择键联接的类型和尺寸 本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键 1 此处轴的直径 d1=25mm。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键 2 此处轴的直径 d2=35mm。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键 3 此处轴的直径 d3=45mm。一般 8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（ A）型。而键 3 的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（ A）型。 根据以上的数据 ，从文献 1 表 6-1 中查得键 1 的截面尺寸为：宽度 b=14mm，高度 h=9mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度 L=70mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键 2 的截面尺寸为：宽度 b=14mm，高度h=9mm。同理取此键的长度 L=70mm。查得键 3 的截面尺寸为：宽度 b=18mm，高度2.1pf p=995.424 c=14201.62 Lh=40385.6 nts h=11mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长 L=70mm。 校核键联接的强度 键 1 处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2查得许用挤压应力为 p=120 150MPa,取其平均值， p=135MPa。 键的工作长度为 l=L-b=36mm-8mm=28mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5 7mm=3.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得 3 312 1 0 2 1 0 . 2 1 1 0 8 . 3 3 1 3 53 . 5 2 8 2 5p a p aT M P M Pk l d 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 键 2 处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为 p=120-150MPa,取其平均值， p=135MPa。键的工作长度为 l=L-b=50mm-10mm=40mm，键与轮毂的键槽的接触高度为 k=0.5h=0.58mm=4mm。由文献 1 的式 6-1 可得 3 322 1 0 2 1 1 7 . 2 4 1 0 4 1 . 8 7 1 3 54 4 0 3 5p a p aT M P M Pk l d 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 键 3 处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2查得许用挤压应力为 p=120-150MPa,取其平均值， p=135MPa。 键的工作长度为 l=L-b=32mm-14mm=18mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5 9mm=4.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得 3 322 1 0 2 1 1 7 . 2 4 1 0 6 4 . 3 3 1 3 54 . 5 1 8 4 5p a p aT M P M Pk l d 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。 键的外型图和键槽的安装图： dtbhd - td + tt1hbLR = b / 2 p=135 nts 密封和润滑 由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献 1表 11-20，选择 CKE320型号用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为 3 .8 4 5 /sv m s，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献 1表 11-21蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。 对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮 轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。 对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用密封圈。蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。 nts铸铁减速器箱主要结构尺寸 箱座高度 222( 3 0 5 0 )22101932103 0 2 0 1 5 52aafdHd m md m mH m m 齿高为： 22 2 1 0 1 9 3 8 . 5afddh m m 则齿轮浸油深度 8 .5h h m m 符合条件齿轮浸油深度大于 10mm的要求。 总的油深 mmhh 5930 箱体内储油宽度大约为 178mm 箱体内储油长度大约为 366mm
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