设计电动卷扬机传动装置毕业论文(20210402102120)

1、设计电动卷扬机传动装置毕业论文 目录 1电机选择 1 2选择传动比 3 2.1 总传动比 3 2.2 减速装置的传动比分配 3 3各轴的参数 3 3.1 各轴的转速 4 3.2 各轴的输入功率 4 3.3 各轴的输出功率 4 3.4 各轴的输入转矩 4 3.5 各轴的输出转矩 5 3.6 各轴的运动参数表 5 4. 蜗轮蜗杆的选择 6 4.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型 6 4.2 选择材料 7 4.3 按计齿面接触疲劳强度计算进行设 7 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 8 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 9 4.6 验算效率 9 4.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 10 5圆柱齿轮的设

2、计 10 5.1 材料选择 10 5.2 按齿面接触强度计算设计 11 5.3 计算 11 5.4 按齿根弯曲强度计算设计 13 5.5 取几何尺寸计算 14 6 轴的设计计算 14 6.1 蜗杆轴 14 6.1.1 按扭矩初算轴径 14 6.1.2 蜗杆的结构设计 15 6.2 蜗轮轴 16 6.2.1 输出轴的设计计算 16 6.2.2 轴的结构设计 17 6.3 蜗杆轴的校核 18 6.3.1 求轴上的载荷 18 6.3.2 精度校核轴的疲劳强度 20 6.4 蜗轮轴的强度校核 23 6.4.1 精度校核轴的疲劳强度 25 6.4.2 精度校核轴的疲劳强度 25 7. 滚动轴承的选择及校

3、核计算 . 29 7.1 蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 29 7.2 蜗杆轴上轴承的选择计算 31 8. 键连接的选择及校核计算 34 8.1 输入轴与电动机轴采用平键连接 34 8.2 输出轴与联轴器连接采用平键连接 34 8.3 输出轴与蜗轮连接用平键连接 35 9联轴器的选择计算 36 9.1 与电机输出轴的配合的联轴器 36 9.2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 37 10. 润滑和密封说明 38 10.1 润滑说明 38 10.2 密封说明 38 11拆装和调整的说明 39 12减速箱体的附件说明 40 13. 设计小结 41 .专业.专注 . 1.电机选择 .专业.专注. 工

4、作机所需输入功率 171000 Pw 8 60 10000.97 2.34 kw Pw 2.34kw 所需电动机的输出功率pd pd 3.54kw Pd Pw a 3.54 kw 0.6577 传递装置总效率 24 a 12 34 5 式中： 1：蜗杆的传动效率0.75 2:每对轴承的传动效率0.98 3 :直齿圆柱齿轮的传动效率0.97 4:联轴器的效率0.99 5 :卷筒的传动效率0.96 所以 na 0.75 0.984 0.97 0.9920.6577 0.6577 3.5578kw 故选电动机的额定功率为4kw v 1000 60 D 60 3.14 330 1000 60 7.72

5、r min n卷 7.72r /min 电机容量的 n卷 i蜗i齿n卷(3 “5) (740) 7.72 (162.12“ 1544)r min 符合这一要求的同步转速有 750r/min , 1000r/mi n , 1500r/min 选择比较： 表1.1电动机的比较 万案 型号 额定功率 /kw 同步转速 /r/mi n 满载转速 /r/mi n 重量 价格 1 Y160M-8 4 750 720 重 高 2 丫132叫-6 4 1000 960 中 中 3 Y112M-4 4 1500 1440 轻 低 考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本，可见第二种方案较合理，因 此选择型号为：丫

6、132M-6D的电动机。 2. 选择传动比 2.1总传动比 门满960 124.35 n卷 7.72 2.2减速装置的传动比分配 ia i 蜗 i 齿124.35 所以i蜗31.0875i齿4 3. 各轴的参数 ia 124.35 i 蜗 31.0875 i齿4 将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴II轴III轴IV轴：0 I I II、II III 、川V依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴III 轴与V轴的传动效率贝 3.1各轴的转速 nI 960r/min nN i蜗 30.8806r / min 31.0875 mu m 30.8806r / min mv 7.72r/mi

7、n 4.01 3.2各轴的输入功率 I轴 Ri R 0 I 3. 55780. 99 3. 5222kw u轴 Rii RII II 3. 5222 0. 750.9 82. 5888kw 川轴 Riii Ri ii III 2. 5888 0. 99 0.9 8 2. 5117kw W轴 Riv Rii iii V 2. 5117 0. 97 0.9 8 2. 3876kw 3.3 各轴的输出功率 I轴 R R 0 I 3 .52220. 98 3. 4518kw U轴 Rii Riii ii 2. 5888 0. 98 2. 5370kw 川轴 Riii Ri ii III 2. 5117

8、 0. 98 2. 4615kw W轴 Rv Rii iii V 2. 3876 0. 98 2. 3398kw 3.4 各轴的输入转矩 电动机 T 9550 Rd 9550 3.5 578 35.3 927N m Td 门满 960 输入功率： R 3.5222kw F*I2.5888 kw R“ 2.5117kw Rv 2.3876kw 输出功率： R 3.4518kw FII2.5370 kw R“ 2.4615kw Rv 2.3398 kw 输入转矩： P I轴T9550 丄35.0 388N m N P U轴T9550 11800.6119N m Nii p 川轴TII9550 11

9、1776.7 536N m Niii p W轴T卷9550 1112953.5 280N m 卷N卷 3.5各轴的输出转矩 电动机Td35.3 927N m p I轴T9550 丄34.3 380N m 1Ni p U轴T i9550 11784.5 997N m Nii p 川轴T ii9550 J 761.2 185N m Ni i i p W 轴T卷9550一 2894.4 574N m N卷 3.6各轴的运动参数表 表3.1 各轴的运动参数表 T 35.039N m T 800.62N m Ti i i 776.75N m T卷 2953.5N m 输出转矩： Ti 34.338N m

10、 Ti i 784.60N m Ti i i 761.22N m T卷 2894.5N m 轴号 功率P(kw) 转矩(N m) 转速 (r/mi n ) 传动i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 4 3.5578 35.3927 960 1 0.99 1轴 3.5233 3.4579 35.038 8 34.3380 960 31.087 5 2轴 2.5889 2.2571 800.62 0 784.5997 30.880 6 0.735 1 3轴 2.5117 2.4615 776.75 4 761.2185 30.880 6 0.9702 4 卷轴 2.3876 2.3398 29

11、53.5 3 2894.457 7.72 0.9506 4.蜗轮蜗杆的选择 P 3.5233kw,i31.0 875,n 960r/min 4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10085-1998 选择 ZI 4.2选择材料 蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC. 蜗轮用ZCuSn10P1金属模制造。 为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造 4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设 （1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计 进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献1P254式（11-12），传动中 心距 KT(ZeZ 前面的设计知作用在蜗轮

12、上的转矩 T2,按Z1=1,估取 0.75，则: T29.95 106 P29.55 106 P V 9.95 106 3.5233 0.75817200.877 N m 960 31.0875 (2) 确定载荷系数K 因工作比较稳定，取载荷分布不均系数K 1.3 ；由文献1P253表11-5 选取使用系数Ka 1.15 ;由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系 Kv 1.05 ;则 K K KaKv 1.15 1 1.051.21 （3）确定弹性影响系数Ze 因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P匹配的缘故，有 1 ZE 160MPa2 （4）确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径 d

13、1和中心距a的比值d1 a 0.35，从文献1P253 图11-18中可查到Z 2.9 （5） 确定许用接触应力h 根据选用的蜗轮材料为 ZCuSn10P1金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度 45HRC可从文献1P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力 h 268MPa 应力循环次数 960 N 阿也 60 1 31.08751 8 300 83.5574 107 N 3.3574 107 寿命系数Khn 107 丁 0.8533 3.43574 10 则 h Khn h 0.8533 268MPa 228.6875MPa Khn 0.8533 h 229MPa (6)计算中心距： .21 817

14、.2 103 ( 160 2.9 )2 228.6875 159.6543mm 取a=160mm由i=30，则从文献1P245表11-2中查取, 模数m=8蜗杆分度 圆直径d1 80mm。从图中11-18中可查Z，2.65，由于Z，V Z，即以上算 法有效。 4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)蜗杆 轴向尺距Fa m = 25.133mm 直径系数q=虫 =10 m 齿顶圆直径da1 d1 2h；m 96 mm 齿根圆直径df1 d1 2(h*m c) 60.8mm 分度圆导程角 arcta n 互 5.71 q 蜗杆轴向齿厚Sa 1 m12.5664mm 2 蜗杆的法向齿厚 Sn s

15、a cos 12.5664 cos5.71： 12.5040mm (2)蜗轮 蜗轮齿数Z2 31, 变位系数X20.5 a 159.654mm 取 a 160mm da1 d f1 sa Z2 80mm 25.133mm 10 96 mm 60.8mm 12.5664mm 12.5040mm 31 验算传动比i 31 Z1 31, d2248mm da2 264mm df2 228.8mm rg2 28mm 1.53E d1d2 YFa2Y zv2 31.4697 这时传动比误差为：31 31.0875 0.28%，在误差允许值。 31.0875 蜗轮分度圆直径d2 mz28 31248mm

16、喉圆直径 da2 d2 2ha2 248 2 8264mm 齿根圆直径 df2 d2 2hf2 248 2 1.2 8 228.8mm 1 咽喉母圆半径 rg2 a da2 160 0.5 264 28mm 4.5校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数Zv2 $33131.4697 cos cos 5.763 根据X20.5,Zv231.4697 从图11-9中可查得齿形系数YFa2=2.55 Y 0.9592 螺旋角系数：Y 11 50.9592 140140 许用弯曲应力： 从文献1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲 应力F=56MPa 寿命系数 KfN 106

17、3.5574 107 0.6724 f 56 0.6724 37.6544MPa 1.53 1.21 817200.8772.55 0.9592 80 248 8 23.3144MPa KfN 0.6724 F 37.7MPa F 23.314MPa 可以得到：f IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的 应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽 裕确定的，所以截面II、山、IV均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力 集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集 中的影响和截面VI的相近，但截面V

18、I不受扭矩作用，同时轴径也较大，故 不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配 合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也 不必校核。因而该轴只需校核截面 V左右即可。 （2）截面E左侧 抗截面系数 W 0.1d30.1 55316637.5mm3 抗扭截面系数 Wr 0.2d30.2 55333275mm3 截面 E 左侧弯矩 m 35508011065145260 N mm 110 截面E上扭矩T3 =800.6199 n mm M 145260 一 8.7309MPa W 16637.5 k 1.82 k 1.26 T3800619.9

19、24.0607MPa W 33275 轴的材料为45钢，调质处理由文献1P362表15-1查得 B 640MPa,1 60MPa, 1275, 1155 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按文献1P40附表3-2 查取，因 L 20 0.0385， D 80 1.53 d52d52 2.0,1.31 又由文献1P41附图3-1可知轴的材料敏性系数q 0.82， q 0.85 故有效应力集中系数 k 1 qr( 1) 1.82 k 1 q ( 1) 1.26 文献1P42 附图 3-2尺寸系数 0.67， 0.82 文献1P44 附图 3-4 0.92 轴未经表面强化处理/k11 28

20、K128 ki K11 62 又由文献1P39表3-1与文献1P40表3-2的碳钢的特性系数 0.1 0.2 取0.1 ；0.05 0.1，0.05。 计算安全系数Sca S 1 Kam 275. . ccc 11.2490 2.80 8.7309 0.1 0 S1 K am 155 7.7150 d “ 24.0607 c cu 24.0607 1.62 0.05 2 2 S S Sca_- 6.3624 S 1.5 ca Ts2 s2 故该轴在截面左侧强度是足够的。 （3）截面E右侧 抗截面系数按文献1P373表15-4中的公式计算 W 0.1d30.1 80351200mm3 抗扭截面系

21、数 333 Wt 0.2d0.2 80102400mm 弯矩T3及扭转切应力为 M=800619.911065254742.6955 N mm 110 t T 800619.9 7.8186MPa W 102400 T3800619.9n mm 254742.6955 b 4.9754MPa 51200 S 11.2490 S 7.7150 Sca 6.3624 W 51200mm3 3 Wt 102400 mm T 7.8186MPa K 过盈配合处由文献1P43附表3-8用插值法求出并取 0.8 =3.16，故- 0.8 3.162.53 按磨削加工，文献1P44 附图3-4 表面质量系数

22、 0.92 S 17.0068 轴未经表面强化处理，即 则按文献1P25式（3-12）和文献1P25 式（3-12a ）故得综合系数为 13.25 1 1 .62 S 14.8498 S 11.1851 又由文献1P39 附表3-1 与文献1P40附表3-2的碳钢的特性系数 c 0.1 0.2 取 c 0.1 ； 0.05 0.1，取 0.05 计算安全系数S ca m 275 155 3.25 4.9754 0.1 0 17.0068 14.8498 7.8186 7.8186 2.62 0.05 2 2 i S Sr11.1851 S 1.5 、.S2 S2 故该轴在截面右侧强度也是足够的

23、。本设计因无大的瞬时过载及严重的 应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即告结束。 6.4蜗轮轴的强度校核 6.4.1求轴上的载荷 F di F d2 F MH? L 158mm 图6.4 受力分析图 首先根据轴的结构图（图6.1 ）做出轴的计算简图（图6.3 ）。在确定轴 承的支点的位置时，应从文献3中查取得a值。对于7213AC型轴承，由文 献3P193中查得a=24.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L 34mm 45mm 2 158mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 （图6.3 ）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 Mh、MV 及M的值计算过

24、程及结果如下： Fti Ft2 Fa2 Fa1 2Ti di 34.3380 103 80 0.8585 KN 2T2 d2 800.61 103 248 6.456 KN Mh 255012 M V1 94109 F NV1 FNV2 0.5 Fr 1191.25N Fnh 1 FNH 2 0.5 Ft2 3228N Fri Fr Ft tan20 2.3825KN T3 T2800.6199 N m Mh Fnh 793228 79255012N mm MV Fnv 791191.25 7994108.75N mm 载荷 H V 支反力 N F NH 1 Fnh 2 F NV1 Fnv 2

25、 3228 3228 1191.25 1191.25 弯矩M N mm M H 255012 MV1 MV2 94108.75 总弯矩M M1 M2 JMh2 Mv2271822.6940N mm 扭矩 T=800.6199 N mm 表6.4 轴上的载荷 （1）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面） 的强度。根据文献1P373式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转, 扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力: ca M2 ( T3)2 0.1d23 $271822.69400.6 800.6199 0.1 703 7.9249M

26、Pa1 60MPa ca 7.9249 故安全 6.4.2精度校核轴的疲劳强度 W Wr b b 27463mm3 3 54925 mm 4.761MPa 14.5766 截面E左侧弯M 271822.6940 7941 79 130750.1566 N mm （1）判断危险截面 截面II、III只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确 定的，所以截面II、III均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和IV处过盈处配合引 起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V 的应力

27、集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较 大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过 盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心 面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小， 因而该轴只需校核截面IV左右即可。 （2）截面E左侧 抗截面系数 W 0.1d30.1 65327463mm3 抗扭截面系数 Wr 0.2d30.2 65354925mm3 截面E上扭矩T3 =800.6199 n mm 13075.15664.761MPa 27463 T3 W 800619.9 14.5766MPa 549

28、25 轴的材料为45钢，调质处理由文献1P362 表15-1查得 1155 B 640MPa,1 60MPa, 1275, 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按文献1P40附表3-2 查取，因-2.00.031，D 701.08 d 65d 65 2.0,1.31 又由文献1P41附图3-1可知轴的材料敏性系数q 0.82， q 0.85 故有效应力集中系数 k 1 qr(1)1.82 k 1 q (1)1.26 文献1P42附图3-2尺寸系数 0.67，0.82 文献1P44 附图 3-40.92 轴未经表面强化处理Kk112.8 ki K11 .62 又由文献1P39表3-1与文献

29、1P40表3-2的碳钢的特性系数 0.1 0.2 取0.1 ；0.05 0.1，0.05 计算安全系数乂玄 S1 K am 275_ _ 20.6289 2.80 4.761 0.1 0 S 1 K am 155“ rc 一一12.7347 ._14.5766 门cl14.5766 1.620.05 2 2 S Sr Seafr10.8362S 1.5 厉2 s2 故该轴在截面左侧强度是足够的 （3）截面E右侧 抗截面系数按文献1P373表15-4中的公式计算 W 0.1d30.1 70334300 mm3 抗扭截面系数 WT0.2d3 0.2 703 68600 mm3 弯矩T3及扭转切应力

30、为 7941 M 271822.6940 130750.1566 N mm 79 T3800619.9 一“ T311.6708MPa W68600 T3800.6199N mm S 20.6289 S 12.7347 Sca 10.8362 W 34300mm3 3 Wt 68600mm T 11.6708MPa b 3.8120 130750.1566 34300 3.8120MPa 过盈配合处K由文献1P43附表3-8用插值法求出并取K 0.8 K =3.16，故 0.8 3.16 2.53 文献1P44附图3-4表面质量系数 0.92 轴未经表面强化处理，即q 1，则按文献1P25式（

31、3-12）和文献1P25 式（3-12a ）故得综合系数为 13.25 S 22.5048 1 1 .62 又由文献1P39 附表3-1 与文献1P40附表3-2的碳钢的特性系数 S 9.9483 c 0.1 0.2 取 c 0.1 ； 0.05 0.1，取 0.05 计算安全系数S ca m 275 23.27 3.25 3.8120 0.1 0 155 S 9.0989 22.5048 9.9483 11.670811.6708 2.62 0.05 2 2 S Sr 9.0989 S=1.5 S2 S2 故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的 应力循环不对称，故可略

32、去静强度校核。至此轴的设计即告结束。 7.滚动轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承预计寿命：Lh =8 300 8 19200h。 7.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 （1）轴承的选择 采用角接触球轴承，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 28.5 KN 基本额定动载荷C 38.5 KN 极限转速 Vmax 6700 r / min Co 28.5 KN C 38.5 KN (2) 寿命计算 因蜗杆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 Fa Fa2 858.5N 该

33、轴承所受的径向力约为 Fr1 Fr21 2382.5 595.625 N 44 0.4 对于70000型轴承，按文献1P322表13-7轴承派生轴向力Fd eFr，其中e Co 为文献1P321表13-5中的判断系数，其值由Fa的大小来确定, 巴8585 0.03 C028500 查文献1P321表13-5得角接触球轴承判断系数e 0.4 1463.975N P2 1191.25N 当量动载荷 R XFr YFa 0.44 595.625 1.40 858.5 1463.975N 深沟球轴承所受的径向力约为 Fr 1 Fr2 1 2382.5 1191.25N 2 2 当量动载荷F2 Fr 1

34、191.25N Lh 3.15761(fh 所以R P2，应用R核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数 Lh=19200h 轴承计算寿命Lh JJn 63 3 1038.5 10 60 960 1463.975 3.1576 1 05h 减速器设计寿命L；=8 300 8 19200h Fa / Fr1.44 e 所以 X 0.44, Y 1.40 所以Lh Lh 满足寿命要求。 7.2蜗杆轴上轴承的选择计算 Co 55.2 kN C 52.5kN (1) 轴承的选择 选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=65mm选用角接触球轴承的型 号为7213C 主要参数如下：D 120mm； B 23mm

35、； a 24.2mm 基本额定静载荷Co 55.2 kN 基本额定动载荷C 52.5kN 极限转速 Vmax 9000 r / min (2) 寿命计算 对于70000C型轴承，按文献1P322表13-7轴承派生轴向力Fd eFr， 其中e为文献1P321表13-5中的判断系数，其值由Fa的大小来确定， C0 但现轴承轴向力Fa未知，故先初取e 0.4，因此可估算： Fae F nv1 1191.25N Fd1 0.4 Fr1 0.4 2382.5 953N Fd2 0.4F r2 0.4 2382.5 953N 按文献1P322 式（13-11 ）得 Fae F NV1 1191.25N F

36、a1Fae Fd2 1191.25 953 2144.25N Fa2 Fd2 953N Fa1 2144.25 -10.0388 C055200 Fa2953 C055200 0.0173 Fa2 C0 917.2625 55200 0.0166 q 0.409 仓 0.385 由文献1P321表13-5进行插值计算，得0.409 ,色0.385 再计算：Fd1 e1Fr1 0.409 2382.5 974.4425 N Fd2 e2Fr2 0.385 2382.5917.2625N Fa1 Fae Fd2 1191.25 917.2625953 2108.5125 N Fa2 Fd2 917

37、.2625N 嘉21085125 0.0382 C055200 两次计算的Fa值相差不大，因此可以确定e 0.409 , e2 0.385 , C0 Fa1 2108.5125N，Fa2 917.2625N 。 (3) 轴承当量动载荷R、P2 因为 Fa1214425 0.9 e Fr12382.5 a2 r2 917.2625 2382.5 0.385 e2 由文献1P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系 数为 对轴承 1X1 0.44, Y 1.355 对轴承 2X2 0.44,Y 1.476 X10.44 Y 1.355 X20.44 Y 1.476 因轴承运

38、转中有中等冲击载荷，按文献1P319表13-6 , fp 1.21.8，取 fp 1.5。贝 P fp 1.5 X1 Fr 1 0.44 Y1Fa1 2144.25 N 5930.6381N 2382.5 1.355 fp X2E2 丫2Fa2 1.5 0.44 2382.5 1.476 917.2625 N 3603.2692N P P2 P 5930.6381N Lh 轴承计算寿命 106 C 60n P 10652.5 103 60 30.8806 5930.6381N 3.744 1 05h L 7.2 104h Lh =19200 h 减速器设计寿命L 7.2 104h Lh =8

39、300 8 19200h 所以Lh Lh 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 P) FM 2.3825 KN 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数 So 1.0 所以 F0S） 2382.5 1 2382.5NCo 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Vmax v 1440r / min都成立，所以他们的极 限工作转速一定满足要求 8.键连接的选择及校核计算 8.1输入轴与电动机轴采用平键连接 根据轴径di 32mm，Li 82mm，查文献2P123可选用A型平键，得: b 10， h 8， L 70， k 4 即：键 8

40、X 70GB/T1096-2003 键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力 p 9.2MPa p100120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： L=L 1 b 70 10 60mm 键与联轴器接触高度k 0.5h 0.5 8mm 4mm。由文献1P106式 (6-1 )得： 2T 103 kld 2 35.3927 103 4 60 32 9.2168MPa 所以此键强度符合设计要求。 8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接 根据轴径d1 70mm，L1 90mm，查文献2 P123可选用A型平键, 得：b 20，h 12，L 70，k 6 即：键 20X

41、70GB/T1096-2003 键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力 p100120MPa，取其平均值IIOMPa。键的工作长度： L=L 1 b 70 20 50mm 键与联轴器接触高度k 0.5h 0.5 12mm 6mm。由文献1P106式 (6-1 )得： p 2T 1032 800-6199 1 0376.2495MPap pkld6 50 70p 所以此键强度符合设计要求。 8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接 根据轴径d1 65mm，L1 82mm，查文献1P123可选用A型平键，得： b 16，h 10，L 70，k 5 即：键 16X 70GB/T10

42、96-2003 键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力 p100120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度： L=L 1 b 70 10 60mm 键与联轴器接触高度k 0.5h 0.5 10mm 5mm。由文献1P106式 (6-1 )得： 33 p 2T 102 784-6997 1080.4802MPap pkld5 60 65p 所以此键强度符合设计要求。 p 76.2 MPa p 80.5MPa 9.联轴器的选择计算 9.1与电机输出轴的配合的联轴器 (1) 计算联轴器的计算转距 Tea KaT 查文献1P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况

43、下取 Ka 1.5 Tea 1.5 35.392753.0891 N m (2) 型号选择 根据前面的计算，电机输出轴d 38mm，选择弹性联轴器TL6型。 主要参数如下： 公称扭距Tn 250N m (满足要求) 许用转速n3300r/min n 960r/mi n n n，因此此联轴器符合要求。 轴孔直径d 38mm 轴孔长度L 60mm Tea53.1 N m 9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 (1) 计算联轴器的计算转距 Tea 5 查文献1P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KA 1.5 Tea 1.5 784.69971177.0496 N m (2) 型号选择

44、 根据前面的计算，蜗轮输出轴d 65mm，选择弹性销柱联轴器HL 4型。 主要参数如下： 公称扭距Tn 1250 N m TeaT n 许用转速n2800r / min n 31.0875r/mi n n n，因此此联轴器符合要求。 轴孔直径d 65mm 轴孔长度L 60mm TCa 1177N m n 31.1r/min 10.润滑和密封说明 10.1润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 V 12m/s，故蜗杆采用 浸油润滑，取浸油深度h=12mm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。 10.2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。 11.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。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。 12.减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作