蜗杆齿轮减速器课程设计

1、目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc313797570 第一章 设计任务书 PAGEREF _Toc313797570 h 1 HYPERLINK l _Toc313797571 设计题目 PAGEREF _Toc313797571 h 1 HYPERLINK l _Toc313797572 1.2 原始数据 PAGEREF _Toc313797572 h 1 HYPERLINK l _Toc313797573 已知工作条件 PAGEREF _Toc313797573 h 1 HYPERLINK l _Toc313797574 传动方案选择 PAGEREF

2、_Toc313797574 h 1 HYPERLINK l _Toc313797575 第二章 电机选择及传动参数计算 PAGEREF _Toc313797575 h 2 HYPERLINK l _Toc313797576 2.1 电动机的选择 PAGEREF _Toc313797576 h 2 HYPERLINK l _Toc313797577 确定工作机所需功率 PAGEREF _Toc313797577 h 2 HYPERLINK l _Toc313797578 确定传动总效率 PAGEREF _Toc313797578 h 2 HYPERLINK l _Toc313797579 确定电

3、动机型号 PAGEREF _Toc313797579 h 2 HYPERLINK l _Toc313797580 分配传动装置传动比 PAGEREF _Toc313797580 h 3 HYPERLINK l _Toc313797581 传动系统的动力和运动参数计算 PAGEREF _Toc313797581 h 4 HYPERLINK l _Toc313797582 第三章 传动零件设计 PAGEREF _Toc313797582 h 6 HYPERLINK l _Toc313797583 蜗杆传动的设计计算 PAGEREF _Toc313797583 h 6 HYPERLINK l _To

4、c313797584 1选择蜗杆蜗轮材料 PAGEREF _Toc313797584 h 6 HYPERLINK l _Toc313797585 2确定设计准则 PAGEREF _Toc313797585 h 6 HYPERLINK l _Toc313797586 3.1. 3按齿面接触疲劳强度进行设计 PAGEREF _Toc313797586 h 6 HYPERLINK l _Toc313797587 3.1. 4蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸 PAGEREF _Toc313797587 h 8 HYPERLINK l _Toc313797588 3.1. 5校核齿根弯曲疲劳强度 PAGER

5、EF _Toc313797588 h 9 HYPERLINK l _Toc313797589 3.1. 6验算效率 PAGEREF _Toc313797589 h 10 HYPERLINK l _Toc313797590 齿轮传动的设计计算 PAGEREF _Toc313797590 h 10 HYPERLINK l _Toc313797591 选择齿轮材料 PAGEREF _Toc313797591 h 10 HYPERLINK l _Toc313797592 确定设计准则 PAGEREF _Toc313797592 h 10 HYPERLINK l _Toc313797593 初选齿数与齿

6、宽系数 PAGEREF _Toc313797593 h 10 HYPERLINK l _Toc313797594 用齿面接触疲劳强度初步设计 PAGEREF _Toc313797594 h 11 HYPERLINK l _Toc313797595 确定主要参数 PAGEREF _Toc313797595 h 12 HYPERLINK l _Toc313797596 校核齿根弯曲疲劳强度 PAGEREF _Toc313797596 h 13 HYPERLINK l _Toc313797597 修正模数 PAGEREF _Toc313797597 h 13 HYPERLINK l _Toc3137

7、97598 第四章 轴的计算及轴上零件的校核 PAGEREF _Toc313797598 h 15 HYPERLINK l _Toc313797599 蜗轮轴的设计 PAGEREF _Toc313797599 h 15 HYPERLINK l _Toc313797600 选择轴的材料 PAGEREF _Toc313797600 h 15 HYPERLINK l _Toc313797601 初步计算轴的最小直径 PAGEREF _Toc313797601 h 15 HYPERLINK l _Toc313797602 轴承类型及其润滑与密封方式 PAGEREF _Toc313797602 h 15

8、 HYPERLINK l _Toc313797603 轴的结构设计 PAGEREF _Toc313797603 h 15 HYPERLINK l _Toc313797604 轴段，轴承，键的校核 PAGEREF _Toc313797604 h 17 HYPERLINK l _Toc313797605 蜗杆轴的设计 PAGEREF _Toc313797605 h 20 HYPERLINK l _Toc313797606 选择蜗杆轴的材料 PAGEREF _Toc313797606 h 20 HYPERLINK l _Toc313797607 按扭转强度初步估计轴的最小值 PAGEREF _Toc

9、313797607 h 20 HYPERLINK l _Toc313797608 轴承类型及其密封方式 PAGEREF _Toc313797608 h 21 HYPERLINK l _Toc313797609 轴的结构设计 PAGEREF _Toc313797609 h 21 HYPERLINK l _Toc313797610 蜗杆，轴承，键的强度校核 PAGEREF _Toc313797610 h 22 HYPERLINK l _Toc313797611 齿轮轴的设计 PAGEREF _Toc313797611 h 25 HYPERLINK l _Toc313797612 选材确定许用应力

10、PAGEREF _Toc313797612 h 25 HYPERLINK l _Toc313797613 初步估计轴的最小直径 PAGEREF _Toc313797613 h 26 HYPERLINK l _Toc313797614 轴承类型及其润滑和密封方式 PAGEREF _Toc313797614 h 26 HYPERLINK l _Toc313797615 轴的结构设计 PAGEREF _Toc313797615 h 26 HYPERLINK l _Toc313797616 轴，键的强度校核 PAGEREF _Toc313797616 h 27 HYPERLINK l _Toc3137

11、97617 第五章 箱体的设计 PAGEREF _Toc313797617 h 30 HYPERLINK l _Toc313797618 箱体的结构形式与材料 PAGEREF _Toc313797618 h 30 HYPERLINK l _Toc313797619 箱体主要结构尺寸和关系 PAGEREF _Toc313797619 h 30 HYPERLINK l _Toc313797620 第六章 减速器结构与润滑的概要说明 PAGEREF _Toc313797620 h 32 HYPERLINK l _Toc313797621 减速器的结构 PAGEREF _Toc313797621 h

12、32 HYPERLINK l _Toc313797622 减速器箱体的结构 PAGEREF _Toc313797622 h 32 HYPERLINK l _Toc313797623 6.3轴承端盖的结构尺寸 PAGEREF _Toc313797623 h 32 HYPERLINK l _Toc313797624 减速器的润滑与密封 PAGEREF _Toc313797624 h 32 HYPERLINK l _Toc313797625 第七章 设计小结 PAGEREF _Toc313797625 h 33 HYPERLINK l _Toc313797626 附录 参考文献 PAGEREF _T

13、oc313797626 h 33第一章 设计任务书设计题目带式运输机传动装置设计1.2 原始数据运输带工作拉力F（KN）运输带工作速度V（m/s）滚筒直径D(mm) 450（1） 滚动效率；（2） 工作情况：两班制，连续单相运转，载荷较平稳；（3） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35（4） 使用折旧期8年，4年大修一次（5）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。带式输送机传动装置采用，蜗杆齿轮减速器的传动系统参考方案如下图所示第二章 电机选择及传动参数计算2.1 电动机的选择工作机所需功率 根据原始数据， 则，式中，为减速器的总效率，为输送带卷筒的总效率查设计指导书表A-4得

14、： 一对滚动轴承的效率=0.99:；联轴器的效率=0.99； 卷筒效率=0.95；普通圆柱蜗杆传动效率=0.90； 闭式圆柱齿轮传动效率=0.9 。故减速器的总效率为： 运输带卷筒的总效率： 所以传动装置的总效率： 工作机所需要的电动机输出功率 计算如下： 查机械设计手册，取电动机的额定功率 对于的电动机型号如下表所示型号Y132S1-2Y132S-4Y132M2-6Y160M2-8同步转速/(r/min)300015001000750满载转速/(r/min)29001440960720确定电动机转速已知卷筒转速，减速器的总传动比合理范围电动机转速合理范围为该范围内的转速有 750r/min

15、, 1000r/min , 1500r/min , 3000r/min根据转速计算传动比及其主要数据如下表所示：表2 电动机方案比较方案电动机型号额定功率同步转速满载转速减速器传动比1Y132S1-2300029001452Y132S-415001440723Y132M2-61000960484Y160M2-875072036通过比较，方案三选用的电动机转速较高，传动比适中故选方案3较合理所选用的Y132M2-6型三相异步电动机的额定功率，大于工作机所需要的电动机输出功率，同步满载转速。总传动比 分配减速器传动比 ， 蜗杆-齿轮减速器，可取齿轮传动比为由此得减速器总传动比关系为： 传动系统各轴

16、所有数字代号表示如下图所示：0轴： 1轴： 2轴： 3轴： 4轴： 将计算结果汇总如下表所示： 表3 各轴运动参数轴代号转速（r/min）功率/kw转矩/（）096019602320420第三章 传动零件设计3.11选择蜗杆蜗轮材料选择蜗轮蜗杆材料，热处理方式，精度等级，无特殊要求采用普通圆柱蜗杆传动由上计算可得蜗杆转速 ；蜗轮转速 蜗杆选用45钢 ，淬火，硬度为4055HBC采用渐开线蜗杆涡轮选用铸锡磷青铜 ,金属模铸造选择精度为6级，3.12确定设计准则 由于该减速器为闭式传动，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效。因此通常是按吃面接触疲劳强度进行设计，确定蜗轮蜗杆的主要参数尺寸，而根据齿根弯曲

17、疲劳强度进行校核。3.1. 3按齿面接触疲劳强度进行设计 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由机械设计式11-12，传动中心距a(1)确定作用在蜗轮上的转矩由以上计算已知，输入功率 ，蜗杆转动，蜗杆传动比，按蜗杆头数，估取效率，则(2)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；由机械设计教材表11-5选取使用系数;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数。（3）确定弹性影响系数对于青铜或者铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取（4）确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从教材图11-18中可查得（5）确定许用接触应力 根据蜗杆材料为铸锡

18、磷青铜 ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度4055HRC由教材表11-7中查得蜗轮的基本许用应力寿命系数 应力循环次数 式中，j为蜗轮没转一转每个齿轮啮合的次数，为工作寿命则 ， (6)计算中心距取，按，查教材表11-2，得模数，蜗杆分度圆直径，则，由教材图11-18查得接触系数因为，所以以上计算结果可用。3.1. 4蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆主要参数及尺寸 轴向齿距 直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 （2）蜗轮主要参数及尺寸 由GB/T 100851988，查得，变为系数 验算传动比；传动比，此时传动比误差为，在允许的误差范围内，是允许的。 蜗轮分度圆直

19、径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母轮半径 蜗轮蜗杆几何尺寸及主要参数汇总如下表所示：表4 蜗轮蜗杆传动几何尺寸及主要参数几何尺寸及主要参数符号蜗杆蜗轮头数，齿数131轴向齿距(mm)/直径系数10/齿顶圆直径(mm)96/齿根圆直径(mm)60220分度圆直径(mm)80248喉圆直径(mm)/256咽喉母圆半径(mm)/32分度圆导程角/轴向齿厚(mm)/3.1. 5校核齿根弯曲疲劳强度 由公式 当量齿数 按变为系数 ，查机械设计教材图11-19可得齿形系数 螺旋角系数 由机械设计教材表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 应力循环系数 寿命系数 则 所以 故弯曲强度满足要

20、求。3.1. 6验算效率已知，；与相对滑动速度有关由机械设计教材表11-18，利用插值法得 ， 。则 该齿轮传动无特殊要求，为制造方便，选用软齿面齿轮，选用直齿圆柱齿轮传动小齿轮选用，调质，硬度280HB大齿轮选用45钢，调质，硬度为240HB选用8级精度 闭式齿轮传动，且两齿轮硬度均是软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定其主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核。 小齿轮齿数 ；大齿轮齿数，取为齿轮传动比，第二章中已算出。验算实际传动比为 传动比误差： 在误差允许范围内，适合。 由设计计算公式进行试算，即机械设计教材公式（10-9a）确定公式中的各计算数值（1

21、）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）按小齿轮在轴上不对称分布，查机械设计表10-7，选取齿宽系数（4）按齿轮材料为45钢，查机械设计表10-6，可得材料的弹性影响系数（5）按小齿轮齿面硬度为280HB，调质，大齿轮齿面硬度为240HB，查机械设计图10-21d，可得 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 （6）由机械设计公式10-13计算应力循环次数。小齿轮应力循环次数 大齿轮应力循环次数 （7）按，查机械设计图10-19，取接触疲劳寿命系数 （8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数,由机械设计式10-12得 取较小值 试算小齿轮分度圆直径，将数据值代入公

22、式，可得取 圆周速度 齿宽 查机械设计表10-2，工作情况系数按，8级精度，查机械设计图10-8，可得动载荷系数对于直齿轮取齿间载荷分配系数 按 mm，非对称布置，精度等级8级，查机械设计表10-8，可得齿向载荷分布系数 载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由教材式10-10a，得模数m 标准模数m 确定中心距为 按，查机械设计表10-5，可得齿形系数 应力校正系数 按齿轮材料查机械设计图10-20c可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 （1）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由机械设计公式10-12可得（2）计算弯

23、曲应力小齿轮 大齿轮 ,所以齿根弯曲强度合格，但是由于两者数值相差过大，因此需要对模数进行修正，利用修正后的模数，确定齿轮的主要尺寸。 按齿根弯曲强度设计：计算大小齿轮的并加以比较 大齿的数值大载荷系数 m取标准模数m=4mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径小齿齿数 大齿齿数 几何尺寸计算分度圆直径： 齿顶圆直径：=148 mm =228mm 齿根圆直径：=122mm =210mm计算中心距; 计算齿轮宽度： 取 齿轮宽度 大齿轮宽度表5 齿轮传动基本尺寸参数几何尺寸及参数符号小齿轮大齿轮模数 m4中心距180分度圆直径140220齿顶圆直径148228齿根圆直径122210齿宽140135第

24、四章 轴的计算及轴上零件的校核轮轴的设计 该减速器为普通的小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，故选用45钢，调质处理，抗拉强度 ，许用弯曲应力 。 材料为45钢，调质处理，查机械设计表15-3，取材料系数A=112因该段轴的最小直径处安装滚动轴承，取 采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承端盖实现轴承两端单相固定，轴伸处用A型平键联接，实现周向固定，用A型普通平键联接蜗轮与轴。 （1）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径与长度，已知。 （2）初选滚动轴承，由同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参考工作要求，并根据，初步选取0基本游隙，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承302

25、11（GB/T297-1994）.其尺寸为：选取 两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由机械设计手册查得30211型轴承的定位轴肩高度，即套筒近轴承端厚度4,5mm。（3）轴段直径的确定取小齿轮，蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm,小齿轮与蜗轮之间的距离C=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S,取S=8mm。已知小齿轮宽度，蜗轮的右端与与右端轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮和齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，短23mm。故取 取安装蜗轮处轴段的直径，安装齿轮处轴段直径。蜗轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，则取h=5，则。（4）取轴承端盖的总宽度为20

26、mm（5）确定个轴段直径与长度各轴段直径：；各轴段长度： ；（6）轴向零件的周向定位蜗轮，齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按，查机械设计表6-1，可得键的尺寸，取长度为80mm按，查机械设计表6-1，可得键的尺寸为，取长度为56mm。为保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴轴端配合为；滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（7）确定轴上的圆角与倒角尺寸查机械设计表15-2，取倒角，各轴肩出的圆角半径为2mm。 4.1.5轴段，轴承，键的校核（一） 轴段的校核确定各向应力与反力由以上计算可得，蜗轮分度圆直径为，齿轮分度圆直径蜗轮轴传递的转矩为，齿

27、轮中心到左边轴承中心的距离为105.375mm，齿轮与蜗轮中心距离为122.mm，蜗轮到右边轴承中心的距离为67.375mm。小齿轮的切向力 小齿轮的径向力 蜗轮的切向力 蜗轮的径向力 蜗轮的轴向力 （1）垂直平面的支撑反力： （2）水平面上的支撑反力： （3）水平弯矩： （4）垂直弯矩： 计算合成弯矩最大值MM 将计算所得数据列于下表表 6蜗轮轴上弯矩计算数值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M危险截面弯矩= 作出弯矩图如下图所示：由弯矩图得出危险截面齿轮中心面根据机械设计式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，取，则轴的计算应力故安全（二）轴承校核校核轴承302

28、11，查GB/297-1994，得额定动载荷，额定静载荷，计算系数，；。按轻微冲击，查机械设计表13-6，取载荷系数（1）求两轴承受到的径向载荷和由前面设计蜗轮轴时可求得 因此 （2）求两轴承计算轴向力; 已知,因为 2轴承放松 1轴承被压紧 （3）求当量动载荷和 ； （4）验算轴承寿命按轴承的受力大小计算，由机械设计公式13-15，可得故轴承满足寿命要求。（三）键的校核 选用A型平键联接，根据轴径，由GB/T1095-2003， 蜗轮宽度，取键长，键的工作长度 接触高度，由机械设计式6-1可得 齿轮宽，取键长，键的工作长度， 按键，轴轮毂的材料都是是钢，查机械设计表6-2可得，静载荷许用挤压

29、应力 平均取 所以挤压强度足够。 该减速器为普通用途中小功率减速传动装置，轴主要传递涡轮的转矩，故选材45钢，淬火处理，抗拉强度 ，许用弯曲应力 。 由轴的材料为45钢，淬火处理，查机械设计表15-3，取材料系数A=112。 联轴器的计算转矩，按电动机，转矩变化小，运输机，查表14-1可得 则 按电动机伸出轴直径，蜗杆伸出轴直径，查设计指导书选择LT6弹性套柱销联轴器，其公称转矩，半联轴器的孔径，即取轴向直径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。 采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和嵌入式轴承端盖实现轴承两端单向固定。 （1）从轴段，开始为了满足半联轴器的轴向定位要求，左端需制

30、出一轴肩，轴肩高度，取，故取，右端挡圈直径为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应比略短一些，取轴段1长度。（2）初步选用滚动轴承 选用单列圆锥滚子轴承，按，查设计指导书选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承32306其尺寸为：，故取 ；轴承采用轴肩进行定位，由设计指导书查得32306型轴承的定位轴肩高度为，因此取，轴环宽度，取（3）轴段5和7处有退刀槽，因，故取，（为蜗杆齿根圆直径，）（4）轴段6的轴径取蜗杆齿顶圆直径。（5）轴承端盖总宽度取20mm，外端面与半联轴器左端面间的距离取30，故取。（6）取（根据蜗杆蜗轮的相对位置估取），故。（7）轴段6的长度，按

31、，查机械设计表11-4，得由于模数m10,故，取，则取（8）蜗杆总长度 （9）各轴段直径及直径； 4.2.5蜗杆，轴承，键的强度校核（一）蜗杆轴段强度校核确定各向应力与反力，通过前面的计算已知，蜗轮的切向力 ；蜗轮的径向力 ；蜗轮的轴向力 。则蜗杆的切向力； 蜗杆的轴向力；蜗杆的径向力 。（1）垂直平面支撑反力：（2）水平面上支撑反力：（3）水平弯矩：（4）垂直弯矩：（5）合成弯矩：弯矩图如下图所示：将计算所得数据列于下表表 7蜗杆轴上弯矩计算数值载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩由弯矩图得出危险截面为齿轮中心面根据机械设计式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

32、力，取，则轴的计算应力故安全。 （二）轴承的校核 校核轴承31310，查设计指导书可得，得额定动载荷，额定静载荷计算系数，；。按轻微冲击，查机械设计表13-6，取载荷系数（1）求两轴承受到的径向载荷和 由前面校核轴段强度时可求得， （2）求轴承计算轴向力; 因为，所以轴承1被压紧，轴承2放松，故 ；（3）计算当量载荷和 （4）验算轴承寿命按轴承的受力大小计算，由机械设计公式13-15，可得故轴承满足寿命要求。 （三）键的校核 按，查机械设计表6-1可得，键的尺寸为，选择标准键长为70mm，键的工作长度，接触高度。由机械设计式6-1可得 按键，轴轮毂的材料都是是钢，查机械设计表6-2可得，静载荷

33、许用挤压应力 平均取 所以挤压强度足够。 该减速器为普通用途的小功率减速传动装置，轴主要是传递齿轮的转矩，选用45号钢，调质处理，抗拉强度 ，许用弯曲应力 。 轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计表15-3，取材料系数A=112。 联轴器的计算转矩，按电动机，转矩变化小，运输机，查表14-1可得则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查设计指导书选用LT10弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，即轴向直径取。半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。 单列圆锥滚子轴承凸缘式轴承通盖与凸缘式轴承端盖，实现轴承系两端单相固定。 （1）从轴段，开始逐渐选取轴段直径，半联轴器轴向定位，故右

34、端需制出一轴肩，轴肩高度取，取，故取，左端用轴端挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故应略短于，取。 （2）初选滚动轴承，选用单列圆锥滚子轴承，按，查设计指导书初选0基本游隙组。标准精度等级的单列圆锥滚子轴承32015，其尺寸为 故取轴段直径，取 （3）取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取 已知齿轮宽度，齿轮的右端面与右轴承之间采用套筒定位为了便于套筒端面可靠地压紧齿轮，应使齿轮轴段略短于齿轮轮毂宽度，故取。 取安装齿轮处轴段直径，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度 故取，则取，轴环宽度，取，

35、 （4）轴承左端盖的总宽度为20mm，根据拆装要求外端面与半联轴器右端间距为30mm，故取， （5）右轴承右边靠轴肩定位，由设计指导书查得，32315型轴承的定位轴肩高度，取，该轴段长度受蜗轮轴的影响，由蜗轮设计可知，箱体内壁的距离为256mm，则取。 （6）各轴段直径及长度； ； ； ； 齿轮轴的总长度 4.3.5轴，键的强度校核 （一）轴段强度的校核 由设计齿轮时，可得齿轮分度圆直径，转矩 （1）确定各向应力和反力 齿轮的切向力为： 齿轮的径向力为： （2）垂直平面上支撑反力： 式中300为两轴承中心的跨度，102为齿轮中心到右边轴承中心的距离 （3）水平面上支撑反力： （4）确定弯矩 水

36、平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩： 将计算结果列于下表表 8齿轮轴上弯矩计算数值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩弯矩图如下图所示： 由弯矩图得出危险截面为齿轮中心面根据机械设计式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力，取，则轴的计算应力故安全。 (二)键的校核 选用A型平键联接，根据轴径，由GB/T1095-2003， 齿轮轮毂长度为132mm，取标准键长，键的工作长度： 接触高度，由机械设计式6-1可得 根据轴径，由GB/T1095-2003, 轴段长度为105，取标准键长，键的工作长度为：则 按键，轴轮毂的材料都是是钢，查机械设计表6-2可得，静载荷许用挤压

37、应力 平均取 所以挤压强度足够。第五章 箱体的设计 采用上置式蜗杆减速器。铸造箱体，材料HT150。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=11mm。名称减速器形式及尺寸关系（mm）箱体壁厚箱盖壁厚箱底凸缘厚度b箱盖凸缘厚度箱底凸缘厚度箱底和箱盖上的肋板厚轴承旁凸台的高度与半径h，h由结构确定，应保证轴承旁凸台的扳手空间(见本表)轴承盖外径蜗轮轴: 蜗杆轴：齿轮轴：地脚螺栓直径地脚螺栓数目nn=6轴承旁螺栓直径箱盖，箱座链接螺栓直径轴承盖螺钉直径视孔螺栓钉直径吊环螺钉直径按减速器重量确定定位销直径d至箱体壁距离至凸缘边缘距离箱体外壁至轴承做端面距离大齿轮齿顶至箱体内壁距离齿轮端面至箱体内壁距离轴承旁链接螺栓距离S第六章 减速器结构与润滑的概要说明 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计课程设计手册图51装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆、圆柱齿轮），轴和轴承，联结零件（键