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机械设计说明书学院：专业：班级：学号：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。 计 算 及 说 明三电动机选择计算1原始数据如下：运输链牵引力F=6000N运输链工作速度V=0.15m/s运输链齿数Z=16运输链节距P=1002电动机型号选择运输链所需功率 取1=0.99（连轴器）,2=0.98（轴承） ,3=0.97（斜齿轮）,4=0.72（蜗杆）,5=0.93（圆锥齿轮）；a=1( 2)3 3 45=0.605电动机功率 Pd=Pw / a=1.488 kw运输链链轮节圆直径 链轮转速 取圆锥齿轮传动比i1=24 ; 蜗杆传动比i2=6090则电动机总传动比为 ia=i1i2=120360故电动机转速可选范围是nd=ian=(120360)5.6=6702012 r / min故选电动机型号为Y90L-4主要参数：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 / minn2=nm / i2=46.45 / 3= 15.48 r / minn3=nm / i3=15.48 / 2.77=5.59 r / min2.各轴输入功率：P1=Pd01=1.4880.99=1.473kwP2=P102=1.4730.980.72=1.039kwP3=P234=1.0390.980.72=0.988kwP4=P345=0.9880.980.97=0.900kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nm=95501.488/1440=9.868NmT1=Td01=9.8680.99=9.77 NmT2=T1i112=9.77310.980.72=213.7 NmT3=T2i234=213.730.980.97=609.43 NmT4=T3i345=609.432.770.980.93=1538.55 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转距T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率 输入输出输入输出电动机轴1.488 9.87 1440.001.00 0.99 一轴1.473 1.444 9.770 9.57 1440.0031.0 0.71二轴1.093 1.018 213.7209.446.453.00 0.95 三轴0.988 0.968 609.4597.2 15.482.77 0.91 四轴0.900 0.882 1538.61507.85.59六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 100851988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。传动中心距确定作用在蜗轮上的转距 T2 z1=1，=0.7 ,则Nmm确定载荷K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K=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=KAKKV =1.1511.051.21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确定接触系数Z 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Z=2.9确定许用接触应力H9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H=268MPa应力循环次数 寿命系数 则 计算中心距 取从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径。这时，从图11-18中查得2.37，因，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 蜗杆轴向齿距 =15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径 =60mm；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚 7.85mm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=mz2=531=155mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=155+25=165mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=155-21.25=143mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5da2=100-0.5165=17.5mm(5).校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 由此，查表11-19可得齿形系数。螺旋角系数 许用弯曲应力 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数 满足弯曲强度。(6).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/T 100891988 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 100891988。(7).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量为P蜗杆传递的功率以自然方式箱体的表面传热系数，可取；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油的工作温度，可取；周围空气的温度，常温情况可取；按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温 满足温度要求。2斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。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。选小齿轮齿数大齿轮齿数选取螺旋角。初选螺旋角。(2).按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 Nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN=1.07j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 计算iua.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 b.计算圆周速度 c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=0.16m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数，故 由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取，则(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为130mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取。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： 1，3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。 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 =45mm2轴的结构设计 1轴的初步设计如下图：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（68）mm，否则可取（46）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=（13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。 3轴的初步设计如下图：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：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32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=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：蜗轮对轴的作用力：再由下图求出轴承对轴的作用力 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弯距图和扭距图如下： 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 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的弯扭强度条件为 查表15-1得 MPa所以 符合弯扭强度条件八滚动轴承的选择计算11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 该轴承所受的径向力约为查表13-5得双列角接触球轴承判断系数 e =0.8所以 当量动载荷深沟球轴承所受的径向力约为 当量动载荷所以 ，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 满足寿命要求22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极限转速 Vmax=11000 r / min(2).寿命计算查表13-5得 所以 轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 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 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数所以 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都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。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3轴左端键槽部分的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键键右端选择与左端相同的键键2轴键槽部分的轴径为43mm，所以选择普通圆头平键键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 查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取 (1).1轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(2).2轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(3).3轴左端键的强度计算 所以 满足强度条件右端键的强度计算 所以 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查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 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 （满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 轴孔长度 十一润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，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v1500r /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3050mm时，可取游隙为4070mm。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。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义 主编，高等教育出版社，2004年。 结 果电动机型号Y90L-4n1= 46.45 r / minn2= 15.48 r / minn3= =5.59 r / minP1= 1.473kwP2= 1.039kwP3= 0.988kwP4= 0.900kwTd=9.868NmT1= 9.77 NmT2= 213.7 NmT3= 609.43 NmT4= 1538.55 Nm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。ZE=160MPa1/2Z=2.9d2=155mm da2=165mmdf2=143mm rg2= 17.5mmZH=2.433NmmKHN=1.07轴的材料选用常用的45钢d=35mmD=72mmB=17mm MPaD=85mm;B=19mma=18.2mmCo=27.2 kNC =38.5 kNVmax=6700 r / minD=85mm;B=19mmCo=20.5 kNC =31.5 kNVmax=7000 r / min1轴轴承计算寿命D=72mm；B=17mma=15.7mmCo=20 kNC =30.5 kNVmax=11000 r / min2轴轴承计算寿命- 34 -机械设计说明书学院：专业：班级：学号：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。 计 算 及 说 明三电动机选择计算1原始数据如下：运输链牵引力F=6000N运输链工作速度V=0.15m/s运输链齿数Z=16运输链节距P=1002电动机型号选择运输链所需功率 取1=0.99（连轴器）,2=0.98（轴承） ,3=0.97（斜齿轮）,4=0.72（蜗杆）,5=0.93（圆锥齿轮）；a=1( 2)3 3 45=0.605电动机功率 Pd=Pw / a=1.488 kw运输链链轮节圆直径 链轮转速 取圆锥齿轮传动比i1=24 ; 蜗杆传动比i2=6090则电动机总传动比为 ia=i1i2=120360故电动机转速可选范围是nd=ian=(120360)5.6=6702012 r / min故选电动机型号为Y90L-4主要参数：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 / minn2=nm / i2=46.45 / 3= 15.48 r / minn3=nm / i3=15.48 / 2.77=5.59 r / min2.各轴输入功率：P1=Pd01=1.4880.99=1.473kwP2=P102=1.4730.980.72=1.039kwP3=P234=1.0390.980.72=0.988kwP4=P345=0.9880.980.97=0.900kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nm=95501.488/1440=9.868NmT1=Td01=9.8680.99=9.77 NmT2=T1i112=9.77310.980.72=213.7 NmT3=T2i234=213.730.980.97=609.43 NmT4=T3i345=609.432.770.980.93=1538.55 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转距T(Nm)转速n(r/min)传动比i效率 输入输出输入输出电动机轴1.488 9.87 1440.001.00 0.99 一轴1.473 1.444 9.770 9.57 1440.0031.0 0.71二轴1.093 1.018 213.7209.446.453.00 0.95 三轴0.988 0.968 609.4597.2 15.482.77 0.91 四轴0.900 0.882 1538.61507.85.59六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 100851988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。传动中心距确定作用在蜗轮上的转距 T2 z1=1，=0.7 ,则Nmm确定载荷K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数K=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=KAKKV =1.1511.051.21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确定接触系数Z 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Z=2.9确定许用接触应力H9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H=268MPa应力循环次数 寿命系数 则 计算中心距 取从表11-2中查得m=5，蜗杆分度圆直径。这时，从图11-18中查得2.37，因，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 蜗杆轴向齿距 =15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径 =60mm；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚 7.85mm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=mz2=531=155mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=155+25=165mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=155-21.25=143mm蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5da2=100-0.5165=17.5mm(5).校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 由此，查表11-19可得齿形系数。螺旋角系数 许用弯曲应力 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa寿命系数 满足弯曲强度。(6).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/T 100891988 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 100891988。(7).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量为P蜗杆传递的功率以自然方式箱体的表面传热系数，可取；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油的工作温度，可取；周围空气的温度，常温情况可取；按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温 满足温度要求。2斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。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。选小齿轮齿数大齿轮齿数选取螺旋角。初选螺旋角。(2).按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a.试选b.由图10-30选取区域系数ZH=2.433c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距 Nmme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限h.应力循环次数 i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN=1.07j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 计算iua.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 b.计算圆周速度 c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=0.16m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数，故 由表10-13查得由表10-3查得 故载荷系数 f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 (3).按齿根弯曲强度设计 确定计算参数a.计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5查得 e.计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。 设计计算 mm因此取，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取 取，则(4).几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为130mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 所以取。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： 1，3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。 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 =45mm2轴的结构设计 1轴的初步设计如下图：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（68）mm，否则可取（46）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=（13）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。 3轴的初步设计如下图：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：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32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=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：蜗轮对轴的作用力：再由下图求出轴承对轴的作用力 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弯距图和扭距图如下： 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 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的弯扭强度条件为 查表15-1得 MPa所以 符合弯扭强度条件八滚动轴承的选择计算11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 该轴承所受的径向力约为查表13-5得双列角接触球轴承判断系数 e =0.8所以 当量动载荷深沟球轴承所受的径向力约为 当量动载荷所以 ，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 满足寿命要求22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极限转速 Vmax=11000 r / min(2).寿命计算查表13-5得 所以 轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 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 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数所以 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都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。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3轴左端键槽部分的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键键右端选择与左端相同的键键2轴键槽部分的轴径为43mm，所以选择普通圆头平键键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 查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取 (1).1轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(2).2轴上键的强度计算 所以 满足强度条件(3).3轴左端键的强度计算 所以 满足强度条件右端键的强度计算 所以 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查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取 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 （满足要求）许用转速 （满足要求