蜗轮蜗杆柱齿轮二级减速器讲解

1、机械设计课程设计说明书蜗轮蜗杆二级减速器设计任务书1、设计题目：减速器2、设计背景：a、题目简述：b、使用状况：室内工作，需要5台；动力源为三相交流电380/220V,电机单向转动，载荷较平稳，转速误差 4%;使 用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时；检 修期为三年大修。c、生产状况：小批量生产，中等规模机械厂，可加工 7、8级 精度齿轮、蜗轮。3、设计参数：推杆行程200mm；电机所需功率3.4kW;推杆工作周期 2.7s。4、设计任务：a、设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证 报告。b、设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图（A0 ）。c、设计主要零件，完成

2、两张零件工作图（A3 ）。d、编写设计说明书。传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成减速器和工作机两部 分:1、减速器采用蜗轮-齿轮二级减速器，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结 构有利于在粉尘较大的环境下工作。蜗杆传动布置在高速级， 有利于啮合处油膜的形成，齿轮传动布置在低速级，可适当降 低制造精度，降低成本。图2.12、工作机采用如下图所示六杆机构。机构工作原理：原动件1由减速器输出轴3驱动旋转，同时带动杆2,杆2通过铰接 处牵动杆3从而带动杆4,进而推动滑块完成往复运动。且六 杆机构的急回特性可以使滑块以较高的效率完成送料任务。图2.2

3、三、电动机的选择1、类型和结构形式的选择：按工作条件和要求，选用一般用途的丫系列三相异步卧式电动机，封闭结构2、已知电动机所需功率Fd =3.4KW。推杆工作周期T=2.7s.3、确定电动机转速工作机转速n 60 s/minw 二t60 s / min22 . 22 r / min ，2.7s第43页共33页齿轮传动比范围i齿=1-4 ；蜗杆传动比范围i蜗=10一40电动机转速范围 nd =i齿i蜗nw、200-3552r/min在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的Y11-2M-4型电机。结论：电动机型号定为丫11-2M-4，其

4、技术数据如下表：冋步转满载转额定功速速率r/minr/minkW155014404.0四、传动系统的运动和动力参数1、计算总传动比:nMia -nw1440r/min =64.822.22r/min2、分配减速器的各级传动比：在蜗杆传动比范围内取 20，故齿轮传动比i2 =ia/b =3.24，符合齿轮传动比的推荐值范围i2二0.03 -0.06 ia =1.94 -3.883、计算传动装置的运动和动力参数a、计算各轴转速电机轴：nM =1440r / min1 车由：ni = nM =1440r/min2 轴：n2ni1440r/min20二 72r / min3轴:nan272r / mi

5、n3.24= 22.22r/minb、计算各轴输入功率3 轴：R =3.4kW2 车由：P2 二 P3/ 承 / 齿二 3.4kW/0.99/0.98 = 3.5kW1 轴:P =P2 /承 /蜗=3.5kW/0.99/0.8= 4.42kW巳二 P 小联=4.42/0.99=4.465KWc、计算各轴输入转矩电动机输出转矩Td =9550旦=9550 少65 = 29.61N m nM14401 轴：=人 联=29.61N m 0.99 = 29.31N m2 轴：T2 =1；承 蜗 i29.31N m 0.99 0.8 20 = 464.27N m3 轴:T3 =T2 承 齿 i2 =46

6、4.27N m 0.99 0.98 2.64 = 1.4N m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 m转速nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电机轴3.429.61144010.991轴4.4229.311440200.7922轴3.5464.27723.240.973轴3.41459.422.22五、传动零件的设计计算1齿轮设计斜齿轮啮合好，且可以抵销一部分蜗杆轴向力，降低轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用 40Cr,调质处理，硬度241HB286HB ,平均取260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度为229HB286HB，平均取24

7、0HB。计算步骤如下：计算项目计算内容计算结果(1)初步计算转矩Ti6 P6 3.5T1 =9.55 汉 106 = 9.55 汽 106 小72=464.27N m齿宽系数甲d由表9.3-11查取甲d =0.9空d =0.9接触疲劳极限 H lim由图 9.3-22b Hlim1 = 710MPa Hl lim 2 = 580MPa初步计算需用接触应力 HPhp! =0.9口円血1 =0.9汉 710MPaaHP 0.Hl lim0. 580MPaa HP! = 639MPa 乐 HP2 = 522MPaA值由表B1 ,估计3 3=取Ad =756 ,代=756动载荷系数KK =1.4K =

8、1.4初步计算小齿dr 沁3： KT； u +1取 d1 = 116mmTdSPu午匕.直彳径di1.4x464.273.24+1一4=756弋：亍-=114.4丫 0.9x5223.24初步齿宽b=0.9116 = 104.4mmb = 106 mm（2）校核计算圆周速v = 0.437m/ s,n：d1 n1兀16x72t 60X00060 0000度精度等由表9.3-1选择8级精度级取 z- = 28Z2 =izi = 3.24 汉 28 = 90.72般Zi与Z2应取为互质数取乙=28，Z2 = 93=齿数i =93/28=3.32,传动比误差为z、模(3.32 -3.24 J/3.2

9、4 =2.47%2.47%数m和mt =4 /乙=116/28=4.142857mt = 4.142857mm螺旋角Pd2 =gz2 =4.14285773 = 385.28d2=385.28mm由表9.3-4取g = 4mn =4mmP =arcc-5 4P =15.09：os 一 arccosmt4.142857使用系由表9.3-6原动机均匀平稳,工作机有Ka=5数中等冲击动载系由图9.3-6先求 Ft =2T, /d, =2 464270/116Kv =1.0Ft = 8004.66 N齿间载荷分配系数KaRb=1.58004.66116= 113.27由表9.3-7,非硬齿面斜齿轮，精

10、度等级8级KaRb_ 100N /mmK =1.2齿向载荷分布系数= 1.170.16KhI： -1.37z2i + 0.61 x 10x 106 116 丿区域系由图.3-17查出Zh =2.28数弹性系 由表9.3-11查出Ze =189.8MPa由表9.3-5tagn !% =arcta n = arcta ntan20cosP .丿cos15.09Zh 二 2.28Ze = 189 .8、MPa重合度系数：at1d b1=arccos = arccosda1d1 cos%d1 +2ha1:at厂 29.7=arccos皿迦冲29.71116+24.505 丿d b2=arccos ar

11、ccosda2二 arccosd2 cos?22 +2ha2 丿382.883 cos 26.29382.8832 4.505:at2 二 23.89二 23.89:t =20.66螺旋角系数许用接触应力由于无变位，端面啮合角：-：tZ1Z2bsin 一： 106 sin 15.09?i.:.4二 mZcos1.837由表9.3-14取最小安全系数Sh Hm总工作时间 =1030016应力循环次数肌1 =60 mth （单向运转取 =1）4 .15103 .24接触寿命系数Znt由图9.3-23查出齿面工作硬化系数=1 .2HB 2 -1301700接触强度尺寸系数Zx由表9.3-15安调质钢

12、查润滑油膜影响系数取为Zl1 = Zl2 二 Zr1 = Zr2 二 Zv1 = Zv2 二 1HlimZNTZLZVZRZwZXHPSh lim二二 1.837二 2.1971Z ；二 0.738Z ：二 0.98SH lim = 1 .05 th 二 48000 hNL1 = 4.15 109NL2 = 1.28 109ZN1 二 0.89Z N 2 = 0.92ZW1Zx1 =Zx2 =1.02二 HP1 = 683.05 N / mm2:-HP 2 二 576.80 N / mm验算叭=ZhZeZ刁（KaKvKhBKhqV=295.98N / mm2Ft u +1 d1b u h v

13、minG hp1 e hp2合格(3)确定主要传动尺寸中心距a = di（i 十1 ）/2 = 245.92取整a = 250ryim. （Z1+Z2）戸cos _P = 14.53 =螺旋角2a1 4 x （28 十 93 ）cos _2 疋 250切向模mt =mn/cosB = 4/cos 14.53 m t = 4.132数分度圆直径d = mn z / cos Pd 1 = 115 . 7 m m d 2 = 384 . 29 m m齿宽b =甲dd1 = 0.9 汉 116取 M = 105 m m b2 = 346 m m(4)齿根弯曲疲劳强度验算齿形系Zv1 =乙 / cos3

14、 P = 28 / cos314 .53 ” = 30.87 zV2 = z2 / cos3 3 = 93 / cos 314.53 = 102 .5YFa1 = 2.55i3YFa2 = 2.19数YFa由图9.3-19，查得YFa应力修正系数Ysa由图9.3-20查得Ysa1 = 1.63Ysa2 =1.80螺旋角由图9.3-21查取Yp = 0.75系数Y0齿向载荷分布 系数KfBb/h =106 /(2.25 x 4 )= 11.78由图9.3-9查取KF0 = 1.38许用弯曲应力aFP试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 F lim由表9.3-14查最小安全系数Sf min 由图9.3-26

15、确定尺寸系数Yx 由图9.3-25确定弯曲寿命系数YntYst1 = Yst2 =2另外取 YVrelT 1 = YVrelT 2 = 1YRrelT 1 = YRrelT 2 = 1. F lim YST YNT Y/relT YRrelT YXD FP -sSF lim2F iim = 270 N / mm2坊 f iim 2 = 250 N / mmSF min - 1 .25Yx1 = Yx2 =1.0ynt 1 = .89Ynt 2 = 0.90erFP1 = 384.48N /mm22aFP2 = 360N /mm验算S = KaK/Kf0Kf Ft YFa YsaY 并b1mn坊

16、 F1 = 72.84 N / m m2CJFP12Q F2 = 69.08N /mm FP 2合格（5）小结：齿轮主要传动尺寸列表模数m(mn )4.0mm压力角a(an )20 :螺旋角P14 .53 =d 115. 7 m m分度圆直径dd 2 = 384.29 m m齿顶咼haha = h；m = 1 汇 4.04.0齿根高hfhf = hf m = 1.25 沢 4.05.0齿顶间隙CC = 0.25m = 0.25 汉 4.01.0齿根圆直径df1-2hf =115.7-2乂 5.0d f1 = 105.7mmdfdf2 = d2 2hf = 384.29 2汇 5.0d f1 =

17、 374.29mm中心距aa =(d 1 * d 2 )2 ”250132=13=92= 0.9 x 115 .7b 106 mm齿宽b6 = b +(5 10 )mmb2 = 116 mm齿顶圆直径da1 = dr + 2ha = 115 .7 十 2 汽 4.0da1 = 123.7mmdada2 = d2 + 2 ha = 384 .29 + 2 汉 4.0da 2 = 392 .29 mm2、蜗轮蜗杆设计蜗杆采用45钢，调质处理，表面硬度大于 45HRC，蜗轮采用ZcuSn10P1沙型铸造，计算步骤如下：计算项目计算内容计算结果(1)按齿面接触强度设计计算项目计算内容计算结果齿数由表

18、9.4-4 取 z1 , Z2 _ iZ乙=2, z2 = 40载荷系数由于载何平稳K = 1.1传动效率由表9.4-8估取n = 0.8蜗轮转矩T2 = 464.27 N m蜗轮材料许用接触应力由表9.4-102b HP = 200 N /mm滑动速度影响系数由图9.4-7初估滑动速度Vs =3.5m/s，浸油润滑，由图9.4-9可查出Zvs 92应力循环次 数Nl-60 了 nith(单向运转取 1)iNl = 20.736 x 107寿命系数由图9.4-10查出Zn = 0.68蜗轮许用接触应力 HP = HP ZVS Z n2o HP =125.12N /mm模数直径系数 分度圆直径2

19、215000由 m2d A KT2 = 3736 .14 查HP Z2 J表9.4-3确定基本传动尺寸m = 8 q = 10.00= 80 m m蜗轮分度圆 直径d2 = mZ2 = 8 汉 40 = 320mmd2 = 320mm蜗杆导程角Y - arctg Z1 arctg2q10 .00i =11 .31蜗轮齿宽b2 a；2m(0.5 + Jq +1 )= 2X8 汉(0.5+ “10+ 1)=61 . 16 m mbz = 62mm蜗杆圆周速 度兀 dE13 .14 x 80 汉 1440V1 =60 X 100060 x 1000勺1 = 6.03m/ s相对滑动速 度当量摩擦角V

20、V16.03Vs_和6cos ；cos 11 .31由表 9.4-7 *PV = 1 10 = 1 .16Vs = 6.15 m / sPv =1.16 ：当量摩擦系 数% =tgPV =tg1.16 % = 0.020（2）按齿面接触疲劳强度校核验算计算项目计算内容计算结果弹性系数由表9.4-12Z E = 155使用系数原动机为电动机，工作平稳，由表9.4-13K A = 1动载荷系数72 兀 d2n2 3m / s60 x 1000K v = 1 .05载荷分布系 数载荷平稳K 0 = 1接触应力.r；9400 T2 八H Z E J 2K A K V K R d1d 2 H 兰 口 H

21、P合格“匚 $94000 x 464 . 27 d“彳=155、2= 1 = 1.05 x 1计 80 x 320= 115 .93 MPa（3）按轮齿弯曲疲劳强度校核验算材料许用弯曲应力一侧受载，由表 9.4-10查出坊 FP = 51N /mm2寿命系数由图9.4-10查出Yn = 0.55许用弯曲应 力fp Fp Yn2u FP = 28.05N / mm蜗轮当量 齿数：Z V 2 = Z2 厂f巴=42 .42cos fcos 3 11 .31Zv2 =42.42蜗轮的齿形 系数蜗轮无变位，变位系数X=0，由图9.3-19Y fs = 2.47导程角系数Y11 31Y B = 1 3

22、= 1 -.= 0.91120 120Y = 0.91蜗轮弯曲应力666T2KaKvKR、，一 f Yfs YRd1 d2 m666 x 464 .27 =V1.01 .73/、1 . 731 a 1川 200A =0.33 !=0.33 汉!(100 丿 (100 丿2A = 1.095 m计算项目计算内容计算结果润滑油工作温度J =P10)+ t21KA4420 1 0.878 )“= 7 + 20 15 如.095=52 .8 C匕 95 =C合格3、蜗杆轴的设计计算项目计算内容计算结果材料的选择材料选择45号钢，调质处理 b = 650 MPa材料系数查表16.2有C=112估算轴径d

23、=112 J4.42= 16 .3m mV nV1440取 dmin = 30 mm蜗杆受转矩T1 = 29 .31 N m圆周力2T22 汇 29 .31 x 10 3Ft1 732 .75 Nd 180Ft1 = 732 .75 N径向力32T22 汉 464 .27 X 10*F j =tg a x =x tg 20d 2320Fr1 = 1056 .12 N轴向力3l2T22 x 464 .27 x 10F a1 =d 2320Fa1 = 2902 N蜗杆受力图见图5.3（c）垂直面反力F156 F + 40 Fa1F AV丄153+ 156156 X 1056.12 + 40 = 2

24、902-153+156Fav = 908.85 NFbv =157.52 N计算项目计算内容计算结果F_ 153 Fri 40 Fa1153+156153 X1056.12 - 40 X 2902153+ 156水平面反156 F t1156 x 732 .75FAH = 369.93N1 AH153+156153 +156力F153 Ft1153 x 732 .75Fbh = 362.82NBH 一 153 +156 153 +156垂直面受见图5.3（d）力图水平面受见图5.3（f）力图垂直面弯见图5.3（e）矩图水平面弯见图5.3 （g）矩图合成弯矩见图 5.3（ h） m/2丄2M v

25、M h图转矩图见图 5.3（ i）t= 29310 N mm用插入法由表 16.3 中求应力校正得系数b 五】=60 MPa ,fe 比b 】=215 MPaa =0.28a kJ 60-0.28215当量弯矩见图 5.3（j）M，=Tm 2 +（o（T）2计算项目计算内容计算结果图校核轴径fe_J M匕】 d f1合格彳0.1】最大弯矩处 _ 3 /150340_ 29 3mm 0.1 X 60图5.34、高速轴的设计计算项目计算内容计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为40Cr，调质处理，0 b = 800 MPa材料系数查表16.2有C=106估算轴径d A C 寸

26、匕=106 &詩=38 .69 m m取 dmin = 40 mm所受转矩T2 = 464 .27 N m齿轮圆周力l2T22 x 464 .27 汽 103-Ft 2 8026 Nd1115 .7Ft2 = 8026 N齿轮径向力匚匚tg 口 n8026tg 20 =Fr2 Ft2R - 8026 x一 LC Qcos Pcos 14 .53尸辽=3018 N齿轮轴向力Fa2 = Ft2tgB = 8026 汉 tg 14 .53 :Fa2 = 2081 N蜗轮圆周FFt2 = Fa1 = 2902 NFFt2 = 2902 N计算项目计算内容计算结果力蜗轮径向力Fj = Fr1 = 105

27、6 .12 NFr2 = 1056 .12 N蜗轮轴向力Fa2 = Fti = 732 .75 NFa2 = 732 .75 N轴受力图见图5.4 (b)垂直面反力_(136+62)Fr2 +62Ft2 +M2Faz 86+136 + 62 _86Fr2“ +(86+136)Ft2 M2FBz 86+136 + 62Faz = -2901.3NFbz= -6180.8N水平面反力_(136 + 62)Ft2“ +62F2 M2FAy =y86+136 + 62_86Ft/ +(86+136)Fr2 +M2FBy y86+136+62FAy = -22937 NFBy = -3626.27 N垂

28、直面受力图见图5.4（d）水平面受力图见图5.4（f）垂直面弯矩图见图5.4（e）水平面弯矩图见图5.4 (g)合成弯矩见图 5.4(h) m =Jmv2+Mh2计算项目计算内容计算结果图转矩图见图 5.4（ i） T = 464270 N .mm用插入法由表 16.3中求应力校正得系数b 屮=75 MPa ，石屮b = 270 MPaa =0.28iJ75- _Ot = -r = =0.28KT 41b270当量弯矩图见图 5.3（j） M = Jm 2 +（gT）2屮Yo.1&卫】最大弯矩处FJd2 】 d2 = 52mm校核轴径L 1 J462921cc d2=3/ = 39.52m m

29、Ho.1 x 75合格设计时弹键的削弱rd2 】=1.03d2 】=40.8mm图5.4icy讯，1111UhNT祁I血saa1皿n 丁:l lllll lllll llllll III I I5、低速轴的设计计算项目计算内容计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45号钢，调质处理，y b = 650 MPa材料系数查表16.2有C=112估算轴径d阻=112 J 3.4=59.9mm n 22 .22取 dmin = 60 mm所受转矩T 3 = 1459 .4 N m齿轮圆周力Ft3 = Ft 2 = 8026 NFt3 = 8026 N齿轮径向力Fr3 = Fr2

30、= 3018 NFr3 = 3018 N齿轮轴向Fa3 = Fa2 = 2081 NFa3 = 2081 N计算项目计算内容计算结果力轴受力图见图5.5 （b）垂直面反力匚82Ft3194+82匚194Ft3FBz 194+82FAz = 2384 .5NFbz= 5641.5N水平面反力82 Fr3 * M 3卜 Ay _ -y194+82F194Ft3 - M 3By 一 194+82FAy = 2344.3NFBy = 673.7N垂直面受力图见图5.5（c）水平面受力图见图5.5（e）垂直面弯矩图见图5.5（d）水平面弯矩图见图5.5（f）合成弯矩图见图 5.5（g） m =$Mv2+

31、Mh2转矩图见图 5.5（ h） T =T3 = 1459400 N mm应力校正系数用插入法由表 16.3中求 得，a = 0.28计算项目计算内容计算结果当量弯矩图丘二b = 60 MPa , B 勵=215 MPa 一莒=竺=0.28b J 215见图 5.3（j） M = Jm 2 +（o（T）2校核轴径Y0.1G十】最大弯矩处r 1$962019d 3 = 3 / = 54. 33 m m3、0.仆60设计时弹键的削弱dj =1.03d51.88mmJd3 】 d3 = 68mm合格图5.5六、滚动轴承的选择和计算1、蜗杆轴承的选择蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个

32、角接触球轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选7211AC;游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6202。如下图示：图6.1F面进行校核:计算项目计算内容计算结果计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册7211AC轴承主要性能参数如下：a = 25C r1 =1.71Cr =1.71 X50500 N = 86355 NC ori = 2 C or = 2 X 38500 N = 77000 NN oi = (0.6 0.8) N o = (3360 _ 4480 )r / minCr1 = 86355 NC= 77000 NN 01 = 3360 r / min查手册6202

33、轴承主要性能参数如下：C r2 = 7650 N ； C0r2 = 3720 N ；N 02 = 17000 r / minC r 2 = 7650 NCr2=3720 NN 02 = 17000 r / min轴承受力情况Fr1 =981.3N ； Fa1 = FA =2902N ；Fr2 =395.5N ； Fa2 = 0NF r1 = 981 .3NF a1 = 2902 NF r 2 = 395 .5 NF a 2= 0 NX、Y值由表18.7查得X 1= 0 .67Y1 = 1 .41冲击载荷系数由表18.8查得fd =行P1= fd (X1Fr1 +Y1Fa1 )= 1.1 0.6

34、7 X981 .3+1.41 X 2902 )P2 = fdFr2 =435 .05 NR = 4749 .3NP2 = 435 .05 N当量动载荷轴承寿命,16670 C yLw = 69589.9hL10h2 = 62961h48000h寿命合格L10h _n 1 P丿（球轴承 =3）X 0、丫0查表18.12，X01F Y1=0.76计算项目计算内容计算结果fz 口才Por =XFr +YFa两式中取大值Po= FF0r1 =3186.82 N当量静载荷屉=39釈安全系数正常使用球轴承，查表18.14=1.0计算额定静载何C o； = S o Por ； C ； 1 = 3186 .8

35、2 N ；C：2 = 395 .5 NC 0 r C 0r 静载合格载荷系数P14749 .3 c “u ；=0.055 ；Cr186355巳 _ 435.05 =0057，查图 18.19Cr229500f11 = f12 = 1载荷分布系数F 2902 _ 2 96 ； Fa2 _0，查图 18.20Fr1981 .3Fr2f 21 = 0.94f22 = 1.0许用转速N = fN。N 1 = 3158.4 r / minN 2 = 17000 r / min大于工作转速1440r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求2、高速轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故

36、支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选6212下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要查手册6212轴承主要性能参数如下：C r = 47800 NC 0 r = 32800 NN 0 = 5600 r / min性能参数C= 47800 N；C 0r = 32800 N；N 0 = 5600 r/ minFj = 3698 .5 NF“ =3698 .5 NFr2 =7166 N轴承受力F al = F a2 = 0 .5Fa = 674 .125 N ；F a1 = Fa2 = 674 .125 N情况Fr2 =7166N校核轴承2即可由表18.

37、7，X = 1Y = 0X、Y值Fa/Cr = 674.125/32800 = 0.0206，e = 0.195Fa/Fr =674125/7166=0.094ce冲击载荷由表18.8查得fd =行系数P= fd(XFr +YFa )P = 7882.6N当量动载荷L_16670Lmh = 51627 h轴承寿命L10h 一n48000h，寿命合格X 0、丫0查表18.12，X0 = 0.6，丫0 = 0.5fz 口才% =XFr +YFa两式中取大值F0r = 7166N当量静载P0r= F荷安全系数正常使用球轴承，查表18.14.0计算额定Cor = S Pr ；C0r =7166N ；C

38、r V Cr静载合格静载何载荷系数P = 7882 .6 “165 查图 18.19 Cr47800f1 =0.83载荷分布系数皂=674 125 = 0 094 查图 18.20 Fr7166f2 = 1许用转速N = gN。N = 4648 r / min大于工作转速72r/mi n结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求3、低速轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选6207F面进行校核:计算项目计算内容计算结果查手册6207轴承主要性能参数如下：Cr = 25500 N轴承主要C0r =15200N

39、性能参数No = 8500r /minFr1 =3343.9N ; Fa1 = Fa2 = 0.5Fa = 1040.5N ;Fr1 =3343.9NFr2 =5681.6NFr2 =5681.6N轴承受力Fa1 = Fa2 = 1040.5N情况校核轴承2即可由表 18.7, Fa/C0r =1040.5/15200 =0.068 ,X = 1X、Y值Y = 0e = 0.26 , Fa/Fr = 1040.5/5681.6 = 0.183 v e冲击载荷系数由表18.8查得fd =行P=fd（XFYFa）P = 6249.76N当量动载荷166701 Cr申1L10h = 50959 h轴

40、承寿命L 10 h nlP丿（球轴承g = 3）48000h，寿命合格X。、丫0查表18.12,X = 0.6, 丫0 = 0.5当量静载P0r =XoF+YoFa两式中取大值Por = F rF0r =5681.6N荷安全系数正常使用球轴承，查表18.14S=1.0计算额定C0r = S0 P0r ；C0r =5681.6N ；C0r V C0r静载何静载合格载荷系数P6249 .76Cr 一 25500-= 0.245 杳图 18.19= 0.65载荷分布Fa1040 .5= 0.183 查图 18.20f2 = 1Fr - 5681 .6系数许用转速N = gN。N = 5525 r /

41、 min大于工作转速22.22r/mi n结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求七、键和联轴器的选择1、键的选择和校核键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。计算项目计算内容计算结果（1）蜗杆轴键的选择与校核键的选择和参数与联轴器相联接，为静联接，选用普通 平键，圆头。由手册查得d=32mm时，应选用键 10 汇 36GB1096-79转矩T =29.31N m键长L = 36 mm接触长度丨=L _ b = 36 - 10l = 26 m m许用挤压应 力k 1校 核查表可得钢的许用挤压应力为t 1 =（ 125-150）MPa4T4 2

42、9310c p = : = = 17 . 6MPahl d8 x 26 x 32P tr P 故满足要求（2）高速轴键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头，由手册 查得d=60mm时，同时考虑到同一跟 轴上尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键 18 x 70， 键 1810GB1096-79转矩T = 464 .27 N m键长Lt = 70 mm L2 = 110 m m接触长度= L - b = 70 181丨1 = 52 mm112= 92 mm许用挤压 应力& p校 核查表可得钢的许用挤压应力为G 】p 二（125-150）MPa4T4x 464270 ”c p =MPahl d11 I * 60ip1 =54.1MPap2 = 30.6MPaCT P ti P故满足要求（3）低速轴键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头由手册查得d=60/76mm时，同时考虑 到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的 键，故两键应分别选用键18汇110，键1890GB1096-79转矩T = 1459 .4 N m键长Lt = 110 m mL 2 = 90 m m接触长度丨=L _b1h =92mm12 =72 mm许用挤压应 力& L校 核查表可得钢的许用挤压应力为p =（ 125-150）MPa=“ 145940“pahl