一级蜗轮蜗杆减速器课程设计132.3%1.5%500.doc
一级蜗轮蜗杆减速器课程设计132.3%1.5%500
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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132.3%1.5%500,减速器课程设计
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目 录 引言 1 1 设计题目 1 1.1 带式运输机的工作原理 1 1.2 工作情况 2 1.3 设计数据 2 1.4 传动方案 2 1.5 课程设计内容及内容 2 2 总体传动方案的选择与分析 2 2.1 传动方案的选择 2 2.2 传动方案的分析 3 3 电动机的选择 3 3.1 电动 机功率的确定 3 3.2 确定电动机的转速 4 4 传动装置运动及动力参数计算 4 4.1 各轴的转速计算 4 4.2 各轴的 输入 功率 5 4.3 各轴的输入转矩 5 5 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 6 5.1 传动参数 6 5.2 蜗轮蜗杆 材料及强度计算 6 5.3 计算相对滑动速度与传动效率 6 5.4 确定主要集合尺寸 7 nts 5.5 热平衡 计算 7 5.6 蜗杆传动的几何尺寸计算 7 6 轴的设计计算及校核 8 6.1 输出轴的设计 8 6.1.1 选择轴的材料及热处理 8 6.1.2 初算轴的最小直径 8 6.1.3 联轴器的选择 9 6.1.4 轴承的选择及校核 10 6.2 轴的结构设计 12 6.2.1 蜗杆轴的结构造型如下 12 6.2.2 蜗杆轴的径向尺寸的确定 13 6.2.3 蜗杆轴的 轴向尺寸的确定 13 6.2.4 蜗轮 轴的结构造型如下 13 6.2.5 蜗轮轴的 轴上零件的定位、固定和装配 14 6.2.6 蜗轮轴的 径向尺寸的确定 14 6.2.7 蜗轮轴的 轴向尺寸的确定 15 6.2.8 蜗轮的强度校核 15 7 键连接设计计算 17 7.1 蜗杆联接键 17 7.2 蜗 轮键的选择与校核 17 7.3 蜗轮轴键的选择与校核 18 8 箱体的设计计算 18 8.1 箱体的构形式和材料 18 8.2 箱体主要结构尺寸和关系 19 9 螺栓等相关标准的选择 19 9.1 螺栓 、 螺母 、 螺钉的选择 20 9.2 销，垫圈垫片的选择 20 10 减速器结构与润滑的概要说明 20 nts 10.1 减速器的结构 20 10.2 减速箱体的结构 21 10.3 速器的润滑与密封 21 10.4 减速器附件简要说明 21 11 设计小结 21 谢辞 22 参考文献 24 附录 25 nts 引言 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。在 2010 年 01月 04 日 -2010 年 01 月 18 日为期 二 周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工 作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机 联轴器 减速器 联轴器 滚筒 ），本人是在 指导老师 指导下完成的。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，减速器的润滑等和 A2 图纸 装配图 1 张、 A4 图纸 的零件图 2张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。 蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的 CAD 图形。计算机辅助设计（ CAD），计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。 该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。 7 设计小结 一级蜗杆减速器 的设计 是一个较为复杂的过程 ， 通过 这次 设计 觉得自己 受益匪浅 。机械 设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。 通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力； 同时对 减速器的结构 和设计步骤有了一个大概的了解，对 之前 所学的专业知识作了一个很好的总结，设nts 计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。 设计过程中 我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如 GB、 JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。 当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的， 它 让 我感觉大学是如此的充实。 nts 谢 辞 在 课程设计 即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到 设计 的顺利完成，有多少可敬的师长、同学给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！ 同时 我还要特别感谢谢海涌、柏子刚、冯翠云老师对我这次课程设计指导付出的苦心与汗水 ， 谢谢你们。要是没有你们的指导与帮助，我想也许我自己一个人无法这么快这么顺利的完成了。 7 8 设计题目：带式运输机的传动装置的设计 nts 8.1 带式运输机的工作原理 带式运输机的传动示意图如 图 1、电动机 2、带传动 3、齿轮减速 4、轴承 5、联轴器、 6、鼓轮 7、运输带 8.2 工作情况： 已知条件 1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35 ； 2) 使用折旧期； 8 年； 3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 5) 运输带速度容许误差： 5% ； 6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 8.3 设计数据 运输带工作接力 F/N 运输带工作速度 /（ m/s） 卷筒直径 D/mm 2300 1.5 500 8.4 传动 方案 本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。 8.5 课程设计内容及内容 nts 1) 电动机的选择与运动参数计算； 2) 斜齿轮传动设计计算 ； 3) 轴的设计 ； 4) 滚动轴承的选择 ； 5) 键和连轴器的选择与校核； 6) 装配图、零件图的绘制 ； 7) 设计计算说明书的编写 ； 8) 减速器总装配图一张 ； 9) 齿轮、轴零件图各一张 ； 10)设计说明书一份 。 2 总体传动方案的选择与分析 2.1 传动方案的选择 该传动方案 在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆 减速器传动装置 传动， 如下图所示 ： 2.2 传动方案的分析 该工作机采用的是原动机为 Y 系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全 封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑 ,传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振 动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作nts 用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。 总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。 7 电动机的选择 3.1 电动 机功率的确定 1) 工作机 各传动部件的传动效率及总效率： 查机械设计课程设计指导书表 9.2 可知蜗杆传动的传动比为： 4010i 蜗杆 ； 又根据机械设计基础表 4-2可知蜗杆头数为 2Z1 ，由表 4-4可知蜗杆传动 的总效率为： 82.075.0 蜗杆 查机械设计课程设计指导书表 9.1 可知各传动部件的效率分别为： 995.099.0 联轴器 ； )(97.0 一对轴承 ； 97.094.0 卷筒 工作机的总效率为： 74.065.022 卷筒轴承蜗轮蜗杆联轴器总 2) 电动机的功率： kwFvP w 45.31000 5.123001000 所以电动机所需工作效率为： kwPP wd 3.565.0 45.3m i nm a x 总3.2 确定电动机的转速 1) 传动装置的传动比的确定： nts 查机械设计课程设计指导书书中表 9.2 得各级齿轮传动比如下： 4010蜗杆i理论总传动比： 4010 蜗杆总 ii 2) 电动机的转速： 卷筒轴的工作转速： m in/3.57500 5.1100060100060 rD vn 滚筒 所以电动机转速的可选范围为： m in/2 2 9 25733.57)4010(. rinn d 总滚筒 根据上面所 算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、 1000 r/min 和 1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min 的电动机。其主要功能表如下： 电动机型号 额定功率 kW 满载转速 /r/min 起动转矩 /额定转矩 最大转矩 /额定转矩 Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.0 7 传动装置运动及动力参数计算 4.1 各轴的转速计算 1) 实际总传动比及各级传动比的他配： 由于是蜗杆传动，传动比都集中 在蜗杆上，其他不分配传动比。 则总传动比 i : 75.163.57960nniwm 所以取 17i 总2) 各轴的转速： 第一轴转速： r/m in96 0nn m1 nts 第二轴转速： r /m in5.5617960nnn 12 总4.2 各轴的 输入 功率 第一轴功率： kW25.599.03.5PPd01d1 联轴器第二轴功率： kW2.48.025.5PPP112d2 蜗杆第三轴功率： kW03.499.097.02.4PPP223d3 联轴器轴承 4.3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩： mmN1027.59603.51055.9nP1055.9T 46md6d 第一轴转矩： mmN1022.596025.51055.91055.9nP1055.9T 4661161 第二轴转矩： mmN101.75.562.41055.9nP1055.9T 562262 第三轴转矩： mmN1081.65.5603.41055.9nP1055.9T 56w363 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴 名 功率 P/kW 转矩/T N mm 转速n/(r/min) 传动比i 效率 电机轴 5.3 45.27 10 960 / minr1 1 第一轴 5.25 45.22 10 960 / minr1 0.99 第二轴 4.2 57.1 10 56.5 / minr17 0.80 卷筒轴 4.03 56.81 10 56.5 / minr1 0.95 7 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 5.1 传动参数 nts 蜗 杆 输 入 功 率 P=5.3 kW ， 蜗 杆 转 速 min/r960n 1 ，蜗轮转速min/r5.56n 2 ，理论传动比 i=16.75，实际传动比 i=17，蜗杆头数 2Z1 ，蜗轮齿数为 34217 ZiZ 12 ，蜗轮转速 m in/r5.5617960inn 12 5.2 蜗轮蜗杆 材料及强度计算 减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料 45 钢经表面淬火，齿面硬度 45 HRC,蜗轮缘选用材料 ZCuSn10Pb1,砂型铸造。 蜗轮材料的许用接触应力，由机械设计基础表 4-5 可知 , H=180MPa. 估取啮合效率 ： 1 0.8蜗轮轴 转矩： 6 6 511225 . 2 5 0 . 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 7 . 1 1 0 m mn 5 6 . 5PTN 载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取 K=1.1. 计算 21md值 22122480mdHKT Z = 2534801 . 1 7 . 1 1 0 m m3 4 1 8 0 = 34804mm 模数及蜗杆分度圆直径由机械设计基础表 4-1取标准值，分别为： 模数 m=8 mm 蜗杆分度圆直径 1d 80mm5.3 计算相对滑动速度与传动效率 蜗杆 导程角 11mz 82= a r c t a n a r c t a n 1 1 . 3 1d 8 0 o 蜗杆分度圆的圆周速度 111 dn 8 0 9 6 0 m / s 4 . 0 2 m / s6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 nts 相对 活动速度 1s 4 . 0 2 4 . 0 9 8 m / sc o s c o s 1 1 . 3 1 o当量摩擦角 取v 2 3 0 2 .5 oo验算啮合效率 1 vt a n t a n 1 1 . 3 1 081t a n t a n 1 1 . 3 1 2 . 5 ooo（ 与初取值相近 ） 。 传动总效率 10 . 9 6 0 . 9 6 0 . 8 1 0 . 7 8 总（在表 4-4所列范围内）。 5.4 确定主要集合尺寸 蜗轮分度圆直径： 12d m z 8 3 4 2 7 2 m m 中心距 12dd 8 0 2 7 2 1 7 6 m m22a 5.5 热平衡 计算 环境温度 取0t 20 C o工作温度 取 t 70 C o 传热系数 取 2tk 1 3 / mWCo需要的散热面积 1 22t01 0 0 0 1 1 0 0 0 5 . 3 1 0 . 7 8 m 1 7 . 9 4 mk t t 1 3 7 0 2 0PA 5.6 蜗杆传动的几何尺寸计算 名 称 公式 说明 及结果 齿 距 齿 顶 高 顶 隙 齿 根 高 齿 高 nts 蜗杆分度圆直径 蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿 根 圆直径 蜗 杆 导 程 角 蜗 杆 齿 宽 蜗轮分度圆直径 蜗轮 喉圆 直径 蜗轮齿 根 圆直径 蜗轮 外圆 直径 蜗轮咽喉母圆半径 蜗 轮 螺 旋 角 蜗 轮 齿 宽 中 心 距 名 称 1 80d mm 1 1 12 2 8 0 2 8 9 6aad d h d m m m 1 1 1 12 2 . 4 8 0 2 . 4 8 6 0 . 8ffd d h d m m m 1182t a n 0 . 280mz mmd 所以 11.31 o 121 1 . 5 0 . 0 8 1 1 . 5 0 . 0 8 3 4 8 1 1 3 . 7 6b z m m m 22 8 3 4 2 7 2d m z m m 2 2 22 2 8 3 4 2 2 8 8aad d h m z m m 2 2 22 2 . 4 8 3 4 2 . 4 2 5 2 . 8ffd d h m z m m 22 1 . 5 2 7 2 1 . 5 8 2 8 4ead d m m m 22 2881 7 6 3 222ag dr a m m 1 1 .3 1 o ， 与蜗杆 螺旋线方向相同 210 . 7 0 . 7 9 6 6 7 . 2ab d m m 1 2 1 2 8 0 8 3 4 1762 2 2d d d m za m m 公式 说明 及结果 nts 7 轴的设计计算及校核 6.1 输出轴的设计 6.1.1 选择轴的材料及热处理 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其 传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的 45 钢，调质处理。 6.1.2 初算轴的最小直径 已知轴的输入功率为 5.25kW，转速为 960 r/min. 根据机械设计基础表 7-4 可知， C 值在 106118 间。 所以输出轴的最小直径： 331 5 . 2 51 1 8 2 0 . 8960PD C m mn 但是，由于轴上有 1个键槽，计入键槽的影响： 1 m i n 2 0 . 8 1 3 % 2 1 . 4D m m 已知输出轴的输入功率为 4.2kW，转速为 56.5r/min，则 输出轴的最小直径： 332 4 . 21 1 8 4 9 . 65 6 . 5PD C m mn 由于轴上由 2 个键槽，故 nts 2 m i n 4 9 . 6 1 7 % 5 3 . 1D m m 已知卷筒轴的输入功率为 4.03kW,转速为 56.5r/min，则 卷筒轴的最小直径为 33 4 . 0 31 1 8 4 8 . 95 6 . 5PD C m mn 6.1.3 联轴器的选择 1) 载荷计算 已知蜗杆轴名义转矩为 45 .2 2 1 0 N m m 由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数 k=1.3。 蜗杆轴计算转矩： 4411 1 . 3 5 . 2 2 1 0 6 . 8 1 0cT k T N m m 已知蜗轮轴名义转矩为 57 .1 1 0 N m m; 卷筒轴 计算转矩为 56 .8 2 1 0 N m m所以蜗轮轴计算转矩： 5522 1 . 3 7 . 1 1 0 9 . 2 3 1 0cT k T N m m 卷筒轴计算转矩： 5533 1 . 3 6 . 8 2 1 0 8 . 8 7 1 0cT k T N m m 2) 选择联轴器的型号 查机械设计课程设计指导书表 14.2 可知，电动机轴的直径 38D mm ，轴长 80E mm ； 蜗杆轴直径 21.4d mm 。 查机械设计课程设计指导书表 13.1 可知，蜗杆轴的输入端选用 LH3 型弹性柱销联轴器。 联轴器 标记 LH3 联轴器138 8230 60J GB/T 5014 公称转矩 630nT N m许用转速 nts 5 0 0 0 / m i nnr 查机械设计课程设计指导书表 13.1 可知，蜗轮轴的输出端选用 LH4 型弹性柱销联轴器。 联轴器标记 LH4 联轴器155 11250 84J GB/T 5014 公称转矩 1250nT N m 许用转速 4 0 0 0 / m i nnr 6.1.4 轴承的选择及校核 1) 初选输入轴的轴承型号 据已知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表 8-5 初 选轴承型号 为圆锥滚子轴承 30208（一对），其尺寸： D=80mm,d=40mm,B=18mm。 据已知工作条件和输出轴的轴颈，由机械设计基础附表 8-5 初 选轴承型号 为圆锥滚子轴承 30214（一对），其尺寸： D=125mm,d=70mm,B=24mm。 基本额定动载荷 C=63000N 计算系数 e=0.37 轴向载荷系数 Y=1.6 2) 计算蜗杆轴的受力 蜗杆轴的切向力tF， 轴向力xF和径向力rF蜗杆 轴： 411212 2 5 . 2 2 1 0 130580txTF N Fd 蜗轮轴： 522122 2 7 . 1 1 0 5221272txTF N Fd 2 2 1t a n 5 2 2 1 t a n 2 0 1 9 0 0r t rF F N F onts 3) 计算轴承内部轴向力 轴承的内部轴向力： 1121900 5942 2 1 . 6rssFF N FY 4) 计算轴承的轴向载荷 轴承 2的轴向载荷 由已知得，1sF与1xF方向相同 ，其和为 1 1 25 9 4 1 9 0 0 2 4 9 4s x sF F N N F （轴承 2 为“压紧”端），所以 2 1 1 2494A s xF F F N 轴承 1 的轴向载荷 11594AsF F N（轴承 1 为“放松”端） 5) 计算当量动载荷 轴承 1的载荷系数 根据11594 0 . 3 1 31900ArF eF ， 由 表 8-8 可知 111, 0XY 轴承 2 的载荷系数 根据222494 1 . 3 1 31900ArF eF 由 表 8-8 可知 220 .4 , 1 .6XY 轴承 1的当量动载荷 1 1 1 1 1 1 1900P r A rF X F Y F F N 轴承 2的当量动载荷 2 2 2 2 2 0 . 4 1 3 0 5 1 . 6 2 4 9 4 4 5 1 2 . 4P r AF X F Y F N 所以轴承的当量动载荷取1PF、2PF中较大者，所以 p 4 5 1 2 .4FN6) 计算轴承实际寿命 温度系数 由机械设计基础表 8-6可知 1.0tf 载荷系数 由机械设计基础表 8-7可知 1.5pf nts 寿命指数 滚子轴承 103轴承实际寿命hL61060thpPfCLn f F 106 31 0 1 6 3 0 0 06 0 9 6 0 1 . 5 4 5 1 2 . 4 h 29448h 轴承预期寿命 0 2 3 6 0 1 6 1 1 5 2 0hL h h 结论 由于0hhLL轴承 30208 满足要求 6.2 轴的结构设计 6.2.1 蜗杆轴的结构造型如下： 6.2.2 蜗杆轴的径向尺寸的确定 从联轴段1 30d mm开始逐渐选取轴段直径，2d起固定作用，定位轴肩高度 10 . 0 7 0 . 1 1 2a d m m，故 2 1 12 3 0 2 0 . 0 7 1 3 6 . 2d d a d m m 。 该直nts 径处安装密封毡圈，标准直径，应取2 38d mm；3d与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取3 40d mm，选定轴承型号为 30208，4d与蜗轮相配合，取蜗杆的齿根圆直径416 0 . 8fd d m m， 按标准直径系列，取4 63d mm；6d与轴承的内径配合，与3d相同，故取6340d d m m；5d起定位作用， 定位轴肩高度 60 . 0 7 0 . 1 1 2a d m m故 5 6 62 4 0 2 0 . 0 7 1 4 6 . 2d d a d m m ， 取5 48d mm。 6.2.3 蜗杆轴的 轴向尺寸的确定 联轴段取1 60L mm；轴肩段取2 14L mm； 与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18mm；左轴承到蜗杆齿宽3 50L mm；蜗杆齿宽41Lb 21 1 . 5 0 . 0 8 Zm即 4 1 1 . 5 0 . 0 8 3 4 8 1 1 3 . 7 6L m m ，取4 120L mm；蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取5350L L m m； 与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 18mm；轴的总长为 320mm。 6.2.4 蜗轮 轴的结构造型如下： nts 输出轴的弯矩和转矩 6.2.5 蜗轮轴的 轴上零件的定位、固定和装配 nts 单级 减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布 ，蜗轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。 6.2.6 蜗轮轴的 径向尺寸的确定 从左轴承段 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取1 70d mm，选定轴承型号为 30214 开始逐渐选取轴段直径，2d起 固定作用，定位轴肩高度 10 . 0 7 0 . 1 1 2a d m m，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取 2 75d mm ；3d与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径3 70d mm， 按标准直径系列，取3 70d mm； 5d与轴承的内径配合，与3d相同，故取5365d d m m；联轴段6 55d mm；4d起定位作用， 定位轴肩高度 故取5 60d mm； 6.2.7 蜗轮轴的 轴向尺寸的确定 左面 与轴承配合的轴段长度1L，查轴承宽度为1 24L mm；左轴承到蜗轮齿宽间的套筒取2 33L mm；蜗轮齿宽3 67.2L mm，故取3 70L mm；蜗轮齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取4 33L mm； 与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为 24mm；右轴肩段5 14L mm， 联轴段6 84L mm， 故 轴的总长为 280mm。 6.2.8 蜗轮的强度校核 已知蜗轮的切向力 215221txF F N 蜗轮的径向力 211900rrF F N 蜗轮轴向力 2 1305xFN求水平面支反力： nts 2 5221 2 6 1 0 . 522tA H B H FF F N 水平面 弯矩： 3 2 6 1 0 . 5 8 0 2 0 8 8 4 0C H A HM F L N m m 垂直 面支反力，由 0AM,即 2 2 2 02r x B VdF L F F L ， 得 2 2 2 2721 9 0 0 8 0 1 3 5 022 2059160rxBVdF L FFNL 在铅垂方向上，由 0F，即2 0B V r A VF F F ,得 2 2 0 5 9 1 9 0 0 1 5 9A V B V rF F F N 垂直面弯矩 2 1 5 9 8 0 1 2 7 2 0C V A VM F L N m m 1 2 0 5 9 8 0 1 6 4 7 2 0C V B VM F L N m m 根据合成弯矩 22HVM M M得 C截面左侧弯矩 22C C H C VM M M 222 0 8 8 4 0 1 2 7 2 0 2 0 9 2 2 7 N m m C截面右侧弯矩 2 2C C H C VM M M 222 0 8 8 4 0 1 6 4 7 2 0 2 6 5 8 9 5 N m m 转矩 T 2 2725 2 2 1 7 1 0 0 5 622t dT F N m m 当量弯矩eM由当量弯矩图和轴的结构图可知， C和 D处都有可能是危险截面，应分别计nts 算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取 0.6a ，则 C截面左侧当量弯矩 22C e CM M a T 222 0 9 2 2 7 0 . 6 7 1 0 0 5 6 1 5 0 3 3 3 N m m C截面右侧当量弯矩 265895C e CM M N m m 所以 C截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即 265895CeM N m mD截面弯矩 3 2 6 1 0 . 5 4 5 1 1 7 4 7 3D H A HM F L N m m 3 1 5 9 4 5 7 1 5 5D V A VM F L N m m D截面合成弯矩 22D D H D VM M M221 1 7 4 7 3 7 1 5 5 1 1 7 6 9 1 N m m D截面当量弯矩 22D e dM M a T 221 1 7 6 9 1 7 1 0 0 5 6 7 1 9 6 5 3 N m m 求危险截面处轴的计算直径 许用应力，轴的材料用 45钢，由机械设计基础表 7-1可知， 1 60W M P a C截面直径计算 33 1 265895 3 5 . 40 . 1 0 . 1 6 0CeC WMd m m D截面直径计算 33 1 719653 4 9 . 30 . 1 0 . 1 6 0DeD WMd m m 经与结构设计图比较， C截面和 D截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。 nts 7 键连接设计计算 7.1 蜗杆联接键 键的选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=30mm时。应选用键 8 40A GB/T1096 转 矩 45 .2 2 1 0 N m m 键长 mmL 401 接触长度 11 4 0 8l L b 1 32l mm许用挤压应力 P 校 核 查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为 120P M P a 44 4 5 . 2 2 1 03 0 7 3 2PTdhl 31.07 MPa MPaP 07.31 P 故满足要求 7.2 蜗 轮键的选择与校核 键的选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=55时。应选用键 16 112A GB/T1096 转 矩 56 .8 1 1 0 N m m 键长 mmL 1121 接触长度 11 1 1 2 1 6l L b 1 96l mmnts 许用挤压应力 P 校 核 查机械设计 基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为 120P M P a 54 4 7 . 1 1 01 1 2 1 0 9 6PTdhl 26.4MPa MPaP 4.26 P 故满足要求 7.3 蜗轮轴键的选择与校核 键的选择和参数 选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表 11.27 查得 d=55时。应选用键 16 112A GB/T1096 转 矩 57 .1 1 0 N m m 键长 mmL 841 接触长度 11 8 4 1 6l L b 1 68l mm许用挤压应力 P 校 核 查机械设计基础表 2-12 键连接钢的许用挤压应力为 120P M P a 54 4 7 . 1 1 01 1 2 1 0 6 8PTdhl 37 29MPa MPaP 29.37 P 故满足要求 8 箱体的设计计算 8.1 箱体的构形式和材料 采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=5m/s） 铸造箱体，材料 HT150。 8.2 箱体主要结构尺寸和关系 nts 名称 减速器型式及尺寸关系 箱座壁厚 =11mm 箱盖壁厚 1 1=10mm 箱座凸缘厚度 b1， 箱盖凸缘厚度 b， 箱座 底凸缘厚度 b2 b=1.5 =16mm b1=1.5 1=15mm b2=2.5 =28mm 地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6 轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm 箱盖，箱座联接螺栓 直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目 4 检查孔盖螺钉直径 d4=6mm Df， d1， d2至外壁 距离 df， d2至凸缘 边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14 轴承端盖外径 D1=80mm D2=1
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