蜗轮蜗杆减速器讲解

1、机械设计课程设计说明书设计题目： 一级蜗轮蜗杆减速器学生姓名：学 号：学院： 机电专业：机械设计制造班 级：指导教师：2012 年 5 月 5 日目录1.1 摘要1.2设计目的1.3传动装置的总体设计1.4传动件的设计计算1.5轴的设计计算1.6减速器箱体的结构1.7润滑油的选择与计算1.8装配图和零件图1.1 摘要课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性相结合的教学环节， 基本目的在于综合运用 机械设计课程和其他先修课程的知识， 分析和解决机械设计问题， 进一步巩固和加深所学的 知识， 同时通过实践，增强创新意思和竞争意识， 培养分析问题和解决问题的能力。通过课 程设计，绘图以及运用技术标

2、准，规范， 设计手册等相关资料，进行全面的机械设计基本技 能训练。减速器是在当代社会有这举足轻重的地位， 应用范围极其广泛， 因此，减速器的高质量设计， 可以体现出当代大学生对社会环境的适应及挑战， 从整体设计到装配图和零件图的绘制， 都 可以让参与设计的同学深深领悟到机器在如今社会的重要作用1.2 设计目的1、通过本次设计，综合运用机械设计基础及其它有关先修课程的理论和实际知识，使 所学的知识进一步巩固、深化、发展。2、本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计，通过此次设计培养 学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力，掌握机械设计的基本方法和步骤。3、使学生能熟练的应

3、用有关参考资料、图册和手册，并熟悉有关国家标准和其它标准，以 完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。1.3 传动装置的总体设计1.3.1 传动方案的分析机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和还要动力、 变换其运动形式以满足工作装置的需要， 是机器的重要组成部分。 传动装置是否合理 将直接影响机器的工作性能、 重量和成本。 合理的传动方案除满足工作装置的功能外，结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机， 传动方案采用单级蜗杆传动。 蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构。具有传动比的、

4、零件数目少、结构紧凑、传动平稳、噪音小 等特点。1.3.2 传动方案的拟定(1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境 最高温度 35 度使用期 8 年，检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为5 。设工作机效率 w=0.96 。(2) 原始数据 :输送带工作拉力 F=4kN 输送带工作速度 V=1.6m/s 滚筒直径 D=400mm传动装置简图1.3.3 电动机的选择1. 选择电机类型按工作要求和工作条件选择 Y 系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结 构，电压为 380V 。2. 选择电机的

5、容量工作机的所需功率为FvPW 1000 w4000 1.61000 0.966.667KW从电动机到工作机间的总效率为式中：12 231, 2, 3分别是联轴器、轴承、 蜗杆传动的效率查机械设计手册可取 1 0.99， 2 0.98， 3 0.8所以 a 12 23 3 0.738 所以电动机所需的工作功率为Pd pW 6.667 9.034KWd a 0.7383. 确定电动机的转速由于蜗杆的头数越大，效率越低，先选择蜗杆的头数Z1=1 ，所算出的传动比不在推荐范围 内。故选则蜗杆的头数 Z1=2按表9.1推荐的传动比合理范围 ，一级蜗杆减速器传动 比i 10 40,工作机卷筒的转速为60

6、 1000v 60 1000 1.6nW76.39 r m i nD 400所以电动机转速可选的范围为nd i nW (10 40) 76.39 763.9 3055.6 r min符合这一范围的同步转速为 1000r/min 、1500r/min 和 3000r min 。综合考虑电动机和传动装 置尺寸、重量、价格、减速器的传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速 为 1500r/min 的电动机。根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y160M-4表 1.1 Y160M-4型电动机的主要性能型号额定功率满载时最大转额定转速Ped/kW同步转速电

7、流 /A效率功率因矩 /额 定nm/r/minr/min（ 380V ）/%数转矩Y160M-1115002388.00.842.3146041.3.4 传动比的确定总传动比nm inW146019.1176.391.3.5 运动参数及动力参数的计算1.各轴的转速1 轴： n1=n m=1460r/min2 轴 :n2 nW 76.39r min2.轴的输入功率1 轴: P1 Pd 1 8.944KW2 轴： P2 P1 3 2 7.012KW卷筒轴： P卷 P2 1 2 6.803KW3各轴的输入转矩电动机的输出转矩 Td 为Pd9.034Td 9550 d 9550 59.09 N m n

8、m1460故1轴P18.944T1 9550 1 9550 N m 58.50 N m1 n114602轴P7.012T2 9550 2 9550 N m 876.61N m n276.39卷筒轴P卷6.803T卷 9550 卷 9550 N m 850.49N m卷nW76.39将以上算得的运动和动力参数列于表 2-2表 2-2功率 P类型 转速 n（r/min ） 转矩 T（Nm） 传动比 i 效率 （kw）电动机轴9.034146059.09蜗杆轴8.944146058.500.7085蜗轮轴7.01276.39876.6119.11传动滚筒轴6.80376.39850.491.4 传动

9、件的设计计算1.4.1 减速器传动设计计算一）选择蜗杆传动类型、精度等级、材料1）根据 GB/T 10085-1988 的推存，采用渐开线蜗杆（ ZI）。2 ）选择材料速度只是中等， 故蜗杆用蜗杆： 根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，4555HRC 。45 钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 因而蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1 ，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 45 号钢制造。(3) 运输机为一般的机器，速度不高，故选择 7级精度( GB 10095 88)(4) 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的

10、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。 由手册知传动中心距 确定作用在涡轮上的转距由前面可知 T2 =876.61N.m 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 K =1 由机械设计手册取使用系数 KA =1 由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 KV =1.05;K= K KA KV =1.05 确定弹性影响系数 ZE因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Z E =160 MPa2 确定接触系数 Z假设蜗杆分度圆直径 d 和传动中心距 a 的比值 d/a =0.35, 从而可查得 Z =2.9 确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn1

11、0P1 ，金属模铸造， 蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC, 可从手 册中查得蜗轮的基本许用应力 H =268 MPa寿命Lh 8 300 12 28800h应力循环次数N=60j n2Lh =60 176.39 28800=1.320 1088 107 8 寿命系数 KHN = 1.320 10 =0.724则 H = KHN H =0.724 268 MPa =194.12MPa 计算中心距a 3 1.05 876610160 2.9 2194.12mm =173.90mm11-2 中取模数 m=8 ，蜗杆分度圆直径取中心距 a=180mm, 因 i 19.11 , 所以从表d1=63mm 。这

12、时 d1/a=0.35 。因为 Z Z ，因此以上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮主要几何参数 蜗杆轴向齿距pa= m=25.13mm直径系数q=d1/m=7.875齿顶高ha1 h m 8mm齿根高hf1 (h c )m 9.6mm齿顶圆直径da1 d1 2m 63 2 1 8m m 79齿根圆直径df 1 d1 2hf 1 63 2 9. 6 4m3.m8 tanmz1导程角d114015蜗杆齿宽b1 (11 0.06z2)m (11 0.06 38) 8 106.24mm取 b1 110mm蜗杆轴向齿厚Sa=0.5 m=0.5 3.14 8mm=12.566mm蜗杆法向齿厚1snsa cos6

13、.090mm蜗轮蜗轮齿数Z2=38验证传动比 i =Z2/ x2 =38/2=19这时传动比误差为19 19.1119.110.00576 0.576%，是允许的变位系数x2= -0.4375分度圆直径d2 =m Z2 =8 38mm=304mm蜗轮齿顶高ha2 ham 1 8 8mm蜗轮齿根高hf 2 (ha c )m (1 0.2) 8 9.6mm蜗轮顶圆直径da2= d2 +2ha2= (304+2 8 )mm=320mm蜗轮齿根圆直径df2 d 2 2hf 2 304 2 9. 6 2 8m4m. 8蜗轮咽喉母圆半径 Yg2=a-0.5da2= (180 0.5 320) mm =20

14、.0mm齿宽b2 2m(0.5 q 1) 2 8(0.5 7.875 1) 55.67mm蜗轮宽度B 0.75da1 0.75 79 59.25mm取 B 58mm齿宽角2arcsin b2 124.170 d1齿顶圆弧面半径rg d1 m 63 8 23.5 mmg 2 2齿根圆弧面半径rg d1 1.2m 63 1.2 8 41.1mm g 2 2外圆直径de2 da2 1.5m 320 1.5 8 332mm校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2 YFa2YFd1d2m当量齿数z238zv2cos33 41.74(cos14.25 )3由 x2 = -0.4375zv2=41.74 ，查机械

15、设计手册可得齿形系数 YFa2=2.86螺旋角系数14.250Y =1- 1400 =1- 1400 =0.8982许用弯曲应力FF从手册中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F =56 MPa寿命系数K FN10681.606 1080.569K F F = KFN F =0.569 56 MPa =31.85 MPa1.53KT2d1d2mYFa2Y1.53 1.05 885334.4 2.86 0.8982 23.6163 304 8MPa弯曲强度是满足的。2、验算效率tan(0.95 0.96) tan( V)已知=14.25 0 ，arctan fV ； fv 与

16、相对滑动速度 vs有关d1n163 146060 1000 cos60 1000 cos14.2504.969 m s查表可得fv =0.0221 ， V 1.26600代入式中可得 87.4% 大于原估计值，因此不用重算。3、精度等级工查核表面粗糙度的确定 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 10089-1988 圆柱蜗 杆、蜗轮精度中选择 8 经济精度，侧隙种类为 f，标注为 8f,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。4、热平衡的计算蜗杆传动的效率低， 工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不

17、 断升高而使润滑油稀释， 从而增大摩擦， 甚至发生胶合。 必须进行热平衡计算，以保证油温 稳处于规定的范围内。摩擦损耗的功率由前面计算可得蜗杆传动效率 蜗 =87.4%, 蜗杆传动功率 P=8.765kw 摩擦损耗功率转化成的热量1 1000P(1 ) 1000 8.765 (1 0.874) 1104.39W 散发到空气中的热量2dS(t0 t1)由热平衡得： 所需散热面积 S1000 P(1 )S=d(t0 ta)由机械设计手册知 d (8.15 17.45) W (m2 0 C)取 d 13W (m2 0 C)计算散热面积周围空气最高温度 ta=35 oC 可取 t0 =70 oC 热平

18、衡时 , 则要求的散热面积为2S=2.43 m21.5 轴的设计1.5.1蜗杆副上的作用力圆周力2T1 2 58500Ft1 Fa2 11857.14 Nd1 63轴向力2T2 2 876610Fa1 Ft225767.17 Nd2304径向力Fr1 Fr2 Ft2 tan5767.17 tan200 2099.08N1.5.2 蜗杆轴的设计与计算45 钢，考虑到1 轴及材料与热处理 ：因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用常用材料蜗杆、蜗轮有相对滑动，因此蜗杆采用表面淬火2 初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径：因蜗杆轴外安联轴器，故轴径按下式可求，其中查设计手册可取 C=120

19、d C 3 P 120 3 8.944mm 21.96mm n 1460轴与联轴器通过键连接，应增大轴径 3%5% ，则d 21.96mm (0.03 0.05) 21.96 22.62 23.06mm圆整，暂定外伸直径 dmin 24mm3 结构设计(1 ) 轴承部件结构设计：d1n163 1460蜗杆的速度 vs1 1 m s 4.82m s 10m ss 60 1000 60 1000减速器采用蜗杆在下涡轮在上结构。 为了方便安装调整， 采用沿蜗轮轴线水平面剖分的箱体结构。蜗杆轴采取两端固定2)轴段的设计 轴段上安装联轴器，故与联轴器设计同时进行。考虑到联轴器与轴的安装误差 及减缓振动，

20、 选用弹性柱销联轴器。 查机械设计手册， 可取 K A 1.5。电动机轴 径为 42mmd (0.8 1.0) 42 33.6 42mm计算扭矩Tc K AT1 1.5 58500N mm 87750N mm查机械设计查得 GB T5014 2003中的 LX3 型联轴器公称转矩 Tn /(N m):1250许用转速 n /(r/min): 4750 。轴孔范围为 3048mm 。由上面的计算可以选择联轴器轂孔直径为 38mm 。轴孔长度 60mm.J 型轴孔， A 型键，联轴器从 动端代号为 LX2 38 60 GB T5014 2003，相应的 轴段的直径d1 38mm ，其长度可取 L1

21、 58mm3 ) 轴段的直径考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为：h (0.07 0.1)d1 (0.07 0.1) 38=2.663.8mm4)轴段直径d2 d1 2 (2.66 3.8) 43.32 45.6mm 其尺寸还由密封圈确定，该处轴速度较小，可选用毡圈油封，查机械手册选取毡 圈 45 JB ZQ4606 1997 ，则 d2 45mm5 ) 轴段及轴段的设计轴段和上安装轴承， 由于有较大的轴向力故选择圆锥滚子轴承。 其直径应使其便于 安装。暂选轴承代号 30000 型: 33110 。轴承内径 d: 50mm ，外径 D:85mm 宽度 B: 26m

22、m ， T: 26mm ，内圈定位轴肩内径 da: 57mm ，外圈定位轴肩直径 Da=7478mm, a20.4mm, 故 d3 50mm 。虽然本蜗杆的圆周速度为 4.82m/s, 同时考 虑本传动装置寿命较长， 滑移速度较大， 故采用油润滑。 取轴承靠近箱体内壁端到箱体 内壁的距离 3 5mm。通常一根轴上两个轴承取同一型号 .故， d7 50mm 。为了蜗 杆轴上轴承有很好的润滑， 通常右面高度应到达最低滚动中心， 由此油面高度高出轴承 底 座 孔 底 边 11mm 。 而 蜗 杆 浸 油 深 度 为 (0.75 1)h1 (0.75 1) 17.6 13.2 17.6 mm ，蜗杆齿

23、顶圆到轴承孔座底边的距离 为 (D da1) 2 (85 79) 2 3mm ，油面浸入蜗杆约 0.8 个齿高。因此不用甩油环。 则 L7 L3 26mm 。6) 取轴段的长度轴段的长度 L2 与轴承座及轴承端盖等零件有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离 30mm ，可以确定轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由中心距尺寸180mm 可知，箱座壁厚度 12mm ，地脚螺栓直径 M20 ，轴承旁连接螺栓直径 M16 ，轴承端盖连接螺栓直径 M10 ，取螺栓 GB/T 5781 M10 24。轴承端盖厚度 e 1.2d 端螺 =1.2 10=12mm 。端盖与轴承座之间的调整垫片厚度t 2mm

24、。为方便不拆卸联轴器的情况下， 可以装拆轴承端盖连接螺栓， 并使轮毂外径与轴承端盖连接螺 栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与外端面的距离为K1 18mm 。轴承座外伸凸台高 t 2mm ，则有L2 80mm7）轴段和轴段的设计该轴段直径取轴承定位轴肩的直径，则d4 d6 57mm，轴段的长度由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离 1 14.5mm 和蜗杆宽 b1 110mm ，及壁厚、凸台高、 轴承座长等确定，即L4 L6 de21t L 3 b122332 11014.5 12 2 56 52288.5mm圆整，取 L4 L6 89mm8）蜗杆轴段的设计轴段即为蜗杆段长 L5 b1 110

25、mm，分度圆直径为 63mm，齿顶圆直径 d f1 79mm 。9）轴上力作用点间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 a=20.4mm ，则可得轴的支点及受力 点间的距离为l1 60 L2 L3 T a （30 57 26 26 20.4）mm 107.4mm2l2 l3 T a L4 L5 (26 20.4 89 110 )mm 149.6mm22画出轴的结构及相应尺寸4 键连接的设计联轴器与轴段间采用 A 型普通平键连接， 查机械设计手册可选取键的型号为键12 50 GB/T1096-20035 轴的受力分析( 1)轴的受力简图轴的受力简图如下(2) 支承反力 在水平平面上位RBHF

26、t1l3l2 l31857.14 149.6149.6 149.6N 928.57N在垂直平面上为Fr1l3 Fa1d1 2 2099.08 149.6 5767.17 63 2N 1656.71N l2 l3149.6 149.6RBVFr 1 RAV2099.08 1656.71 442.37N轴承 A 的总支承反力为RARA2HR2AV928.5721656.7121899.20 N轴承 B 的总支承反力为RBRB2HRB2V928.572442.3721028.56 N3 )画弯矩图 弯矩图如图所示在水平平面上，蜗杆受力点截面为M1H RAHl 2 928.57 149.6 13891

27、4.07N mm在垂直平面上，蜗杆受力点截面左侧为M1V RAV l2 1656.71 149.6 247843.82N mm蜗杆受力点截面右侧为M1V RBV l3 442.37 149.6 66178.55N mm合成弯矩，蜗杆受力点截面左侧为M1M12H M 12V138914.07 2 247843.82 2 284119.13 N mm蜗杆受力点截面右侧为M1右M 12H M 12V138914.07 2 66178.552 153872.41 N mm4 ）画转矩图 转矩图如图所示， T1 58500N mm6 校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面其抗弯截面系数为

28、Wd3f143.83抗扭截面系数为323238249.40mmWTd f1 2W 16498.80m3T 16最大弯曲应力为M 1 284119.131 34.44 MPa1 W 8249.40扭剪应力为T158500WT 16498.803.55MPa按弯扭合成强度进行校核计算， 对于单向转动的转轴， 转矩按脉动循环处理， 故取 折合系数 0.6 ，故当量应力为e12 4( )234.442 4 (0.6 3.55)2 34.70MPa通过查询机械设计手册可得 45 钢调质处理抗拉强度极限 B 650MPa ，故可以 用插值法查的轴的许可弯曲应力 1b 60MPa ， e 1b ，用淬火钢比

29、调质 钢的强度更高，所以强度满足要求。7 蜗杆轴的挠度校核蜗杆当量轴径dili dVdl ili其中 di ,li分别为两轴承力作用点间各轴段直径和长度，l 为两轴承力作用点间跨距，51.89mm2 50 (26 20.4) 2 57 89 43.8 110 dV149.6 149.6转动惯量4 dV4 6451.89264543.56 105 mm4对于淬火钢许用最 大挠 度 0.004m 0.004 8 0.032mm ， 取弹性模量5E 2.1 105 MPa ，则蜗杆中点挠度48EI0.0209 1857.142 2099.082 (149.6 149.6)348 2.1 105 3.

30、56 1058 校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为d1hl4 5850038 8 (50 12)20.26MPa P 125 150 MPa ，S1RA 1899.202Y 2 1.5633.07 NRB2Y1028.562 1.5342.85 N键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅机械设计可知，P P ，强度足够。9 校核轴承寿命1 ) 计 算 当 量 动 载 荷 查 机 械 设 计 手 册 查 33110 轴 承 得C 89200N ,C0 125000N ,e 0.41, Y 1.5;则轴承 1、2 的内部轴向力分别外部轴向力 A 5767.17 NS2 A 342.85 5767.

31、17 6110.02N S1则两轴承的轴向力分别为Fa1 S2 A 6110.02NFa2 S2 342.85N因为 Fa1 6110.02 3.22 e 0.41 ，则轴承 1 的当量动载荷为RA 1899.20Pr1 0.4RA YFa1 0.4 1899.20 1.5 6110.02 9924.71NF 342.85因为 RaB2 1028.56 0.33 e 0.41，则轴承 2 的当量动载荷为Pr 2 RB 1028.56N(2)轴承的寿命因Pr1 Pr 2 ，故只需校核轴承 1，P Pr1 。轴承在 100 0C以下工作，查机械设计手册得fT 1，对于减速器，载荷系数 fP 1.0

32、 。则轴承 1 的寿命为Lh6 10 6 10106 fTC 1301061 89200 130( T ) 3 ( ) 3 1723.35h60n1 f pP60 1460 1.0 9924.71减速器预期寿命为Lh 28800h轴承寿命不够，故减速器到达一定时间需要更换，建议四年更换一次1.5.3 低速轴的设计与计算1 已知条件 低速轴传递功率 P2 7.012KW ，转速 n2 76.39r min ，传递转矩 876.61N m ，蜗轮分度圆直径 d2 304mm，蜗轮宽度 B 58mm2 选择轴的材料和热处理 因传递功率不大，并对重量和结构没有特殊要求，故选择常 用材料 45 钢，调质

33、处理。3 粗算轴径 初步确定低速轴外伸段直径，外伸段上安装联轴器，取 C 110 ，则d c3 P 110 3 7.012 49.62mmn 76.39考虑到轴上有键，应增大轴径 3%5% ，则d 49.62 (1.03 1.05) mm 51.11 52.10 圆整，取 dmin 52mm4 结构设计低速轴的结构构想图如图( 1) 轴段设计轴段上安装联轴器，此段设应与联轴器同步进行。为了补偿安装误差、减缓振动，选用弹性柱销联轴器。取 K A 1.5，则计算转矩Tc KAT2 1.5 876610 1314915N mm由机械设计手册查得 GB T 5015 2003 中的 LX4 型联轴器符

34、合要求：公称转 矩 Tn:2500 Nm，许用转速 n:3870 r/min ，轴孔范围为 40 63mm ，结合外伸段直 径，取联轴器毂孔直径为 55mm ，轴孔长度 84mm ，J 型轴孔， A 型键，联轴器主动 端代号为 LX3 55 84GB T 5014-2003 ，相应的轴段的直径 d1 55mm，其长度 略小于毂孔宽度，取 L1 82mm(2) 轴段直径 确定轴段的轴径须考虑联轴器的轴向固定及密封环的尺寸，联 轴器用轴肩定位，轴肩高度为h (0.07 0.1)d1 (0.07 0.1) 55 3.85 5.5mm轴段的轴径 d2 d1 2h 62.7 66mm，其最终由密封圈确定

35、。转速较小，可选 用毡圈油封，查设计手册，选择毡圈 65 JB/ ZQ4606 1997 ，则 d2 65mm( 3) 轴段和轴段的轴径设计轴段和轴段安装轴承，考虑到轴向力的作用选择圆锥滚子轴承。 现选择轴承为 33214 ，轴承内径 d 70mm，外径 D 125mm ， 宽 度 B 41mm ， T 41mm ， 内 圈 定位 轴肩 da 79mm ，外 圈 定 位 内 径 Da 107 116 mm ，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a 30.7mm ，故d3 70mm。由于蜗轮的圆周速度较小故选择采用脂润滑，需要挡油环，取轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 3 10mm 。通

36、常一根轴上的轴承型号相同，故d6 d3 70mm( 4 )轴段的设计轴段上安装蜗轮，为了便于安装d4应略大于 d3 ，可初定d4 75mm，蜗轮轮毂的宽度范围为 (1,2 1.8) d4 90 135 mm，取其轮毂的宽度 H 90mm ，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到蜗轮 端面，轴段的长度应略短轮毂，故取L4 88mm(5)轴段的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离 2 15mm ，则L3 B 3 2 H L4 (41 10 15 90 88)mm 68mm(6 )轴段的长度设计轴段的长度与轴上零件、 轴承座宽度及轴承端盖有关。端盖连接螺栓同高速轴，为 GB/T 5781

37、 M10 24 为使轮毂外径不与端盖螺栓发生 干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K1 18mm。下箱壁厚同前12mm ，轴承旁连接螺栓同前 M16 ，部分面凸缘尺寸(扳手空间) ：c1 24mm c2 20mm 轴承座的厚度为Lc1 c2 (58) 12 24 20 (58) 61 64mm取 L 62mm ，轴承端盖凸缘厚同前 e 12mm ；端盖与轴承座间的调整垫片厚度同前 t 2mm ，则L2 K1 e t L 3 B 18 12 2 62 10 41 43mm( 7)轴段的设计 该段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为h (0.07 0.1)d4 5.25 7.5mm取 h 5.

38、5mm ，则 d5 86mm，取轴段的长度 L5 15mm(8 轴段的长度设计为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心线对称，则L6 L3 L5 2 68 15 2 51mm9)轴上作用点间距84l1L2 L3 L4 H 2 3 （T a） 115.7mm2Hl2 l3 T a 2 3 80.3mm25 键连接设计 轴器与轴段及蜗轮与轴段间采用 A 型普通平键连接，选其型号分别为键 16 70 GB/T1096-2003 和键 20 80 GB/T1096-2006 轴的受力分析（ 1 ）画轴的受力图（ 2）支承反力在水平平面上为RAH RBHFt25767.17 2883.59 N22负号表示方向与原

39、定方向相反在垂直平面上为Fr 2l3 Fa2d2 2 2099.08 80.3 1857.14 304 2 RAVr 2 3 a2 2 2807.23NAVl2 l380.3 80.3RBVFr 2 RAV2099.08 2807.23 708.15N轴承 A 的总支承反力为RARA2H RA2V2883.592 2807.232 4024.38 N轴承 B 的总支承反力为RBRB2H RB2V2883.592 708.152 2969.27N（ 2） 画弯矩图在水平平面上，蜗轮受力点截面M 2H RAH l22883.59 80.3N mm 231552.28N mm在垂直平面上，蜗轮受力点

40、截面左侧为M 2V RAVl22807.23 80.3N mm 225420.57N mm蜗轮受力点截面右侧为M 2V RBV l3 708.15 80.3 56864.45N mm合成弯矩，蜗轮所在轴剖面左侧为M 2 M 22H M 22V231552.282 225420.57 2 226606.40N mm蜗轮所在轴剖面右侧为M 2M 22H M 22V231552.282 56864.45 2 238432.43N mmT2 876.61N m7 校核轴的强度由弯矩图可知，蜗轮处轴剖面弯矩最大，且作用有转矩，故此剖面为危险剖面其抗弯截面系数为W 3233d4 bt(d4 t)753 2

41、0 7.5 (75 7.5) 41349.98mm32d4322 75抗扭截面系数为WT 16d4 bt(d4 t)2d47531620 7.5 (75 7.5) 82767.46mm32 75最大弯曲应力为M 226606.40 MPa 5.48MPaW 41349.98扭剪应力为T2 10.59MPaWT当量应力为60MPaeb2 4( )25.482 4 (0.6 10.59) 2MPa 13.84MPa 1b强度满足要求8 校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为4T2d1hl4 87661055 10 (70 16)MPa 118.06MPa蜗轮 2 处键连接的挤压应力为64.93

42、MPa4T24 876610d4hl 75 12 (80 20) P 125 150 MPa ，键、轴及联轴器的材料都为钢，查阅机械设计可知，P P ，强度足够。9 校核轴承寿命1） 轴承的 轴向力C0 298000N ， e=0.41 ，查机 械 设计手 册查轴 承 33214 得 C 208000N ，Y=1.5 。则轴承 1 、2 的内部轴向力分别为S1RA2Y4024.382 1.51341.46NS2RB2Y2969.272 1.5989.76N外部轴向力 A= 1857.14 NS2 A 989.76 1857.14 2846.90N S1则两轴承的轴向力分别为Fa1 S2 A 2

43、846.90NFa2 S2 989.76N2 ）当量动载荷因为 Fa1 2846.90 0.71 e 0.41 ，则轴承 1 的当量动载荷为RA 4024.38Pr1 0.4RA YFa1 0.4 4024.38 1.5 2846.90 5880.10N因为 Fa2989.76 0.33 e 0.41 ，则轴承 2 的当量动载荷为RB 2969.27Pr2 RB 2969.27N（3）校核轴承寿命 因 Pr1 Pr 2 ，故只需校核轴承 1， P Pr1 。轴承在 100 0C以下工作，查机械设计手册得 fT 1，对于减速器， 载荷系数 fP 1.0 。则轴承 1 的寿命10660n1fTC10fpP101061 208000 130()60 76.39 1 5880.1031701098hLh Lh ，故轴承寿命足够1.6 减速器箱体的结构箱座壁厚度 ：0.04a 3 0.04 180 3 10.2mm 10mm 取 12mm箱盖壁厚度 1 ：1 0.85 12 10.2mm取 1 12mm机座凸缘厚度 b ：b 1.5 1.5 12 18 mm机盖凸缘厚度 b1 ：b1 1.5 1 18mm地脚螺栓底脚厚度 p：p 2.5 2.5 12 30mm地脚螺栓直径