蜗轮蜗杆减速器设计说明书.pdf

《蜗轮蜗杆减速器设计说明书.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《蜗轮蜗杆减速器设计说明书.pdf（30页珍藏版）》请在得力文库 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、-.目录目录一、电动机的选择一、电动机的选择3 3二、传动比分配二、传动比分配4 4三、计算传动装置的运动和动力参数三、计算传动装置的运动和动力参数4 4四、传动零件的设计计算四、传动零件的设计计算4 4五、轴的设计计算五、轴的设计计算6 6六、蜗杆轴的设计计算六、蜗杆轴的设计计算1717七、键联接的选择及校核计算七、键联接的选择及校核计算1818八、减速器箱体构造尺寸确定八、减速器箱体构造尺寸确定1919九、润滑油选择：九、润滑油选择：2121十、滚动轴承的选择及计算十、滚动轴承的选择及计算2121十一、十一、联轴器的选择联轴器的选择2222十二、设计小结十二、设计小结2222-.word.

2、zl.-.减速器种类：蜗杆链条减速器减速器在室工作，单向运转工作时有轻微震动，两班制。要求使用期限十年，大修期三年，速度误差允许 5%，小批量生产。设计计算及说明结果-.word.zl.-.一一.电动机的选择1、电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型112M-4系列三相异步电动机。2、电动机容量1工作机所需功率PWPWFv2x102=2.4kw10002电动机的输出功率PdPdPwPW2.4kw传动装置的总效率1234567式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由?机械设计课程设计?表 2-4 查得：单头蜗杆1 0.75；轴承2 0.987575三对

3、；联轴器3 0.99；滚筒4 0.95链传动50.965那么1234567 0.6624故PdPw2.4/0.6624=3.6233kw3、电动机的转速1工作机滚筒主轴转速nw601000v45.84r/minD-.word.zl.-.0.6624Pd3.6233kwnw=45.84r/min-.word.zl.-.型号Y112M-4额定功率4.0同步转速1500满载转速1440质量470ia=114.55有表中数据可知两个方案均可行，但方案1 的总传动比拟小，传动装置构造尺寸较小，并且节约能量。因此选择方案 1，选定电动机的型号为 Y112M-4，二传动比分配ia=nm=114.55ni2(

4、0.03 0.06)i=35取i涡=30 所以i2=3.82三计算传动装置的运动和动力参数1各轴传速nD nm 960rmini涡=30i2=3.82n1nD960 960rminiD1n960n21 32rmini130n32n32 32rmini21n4 n 8.38r2 各轴输入功率minnD=960rminn1=960rmin-.word.zl.-.PD Pd 4kwP1 Pd33.96kwP2 P21 2.9106kw1P3 P223 2.824kwP工 P34w 2.63kw3各轴输入转矩 TNTn=9550p/niT1=95503.96/960=39.393 NmT2=95502

5、.9106/32=868.63 NmT3=95502.824/32=842.79 NmT4=95502.63/8.38=2985.7995 Nm将以上算得的运动及动力参数列表如下：轴号功率 P/kw转矩T/(N m)电动机轴轴轴轴工作轴43.962.8242.91062.63239.4868.63842.7929854.7995转速n/r min196096032328.38n2=32rminn3=32rminn工=8.38r/minPD=4kwP1=3.96kwP22.9106kwP32.824kwP工2.63kwT1=39.393NmT2=868.63 NmT3=842.79 NmT4=2

6、985.7995 N m四、传动零件的设计计算-.word.zl.-.蜗轮蜗杆蜗轮蜗杆1、选择蜗杆的传动类型根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开式蜗杆(ZI)2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用 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 4555HRC，蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造3、按齿面接触疲劳强度进展设计1).在蜗轮上的转矩，即T2，按 Z=1，估取效率=0.75，那么T2=868630确定作用在蜗轮上的转矩，即 T2，按 Z=1，估取效率=0.75，那么 T2=868630确定载荷系数 K因工作载荷

7、较稳定，故取载荷分布不均系数 KB=1，由书上(机械设计)表 11-5，选取使用系数 KA=1.15；由于转速不高，冲不大，可取载荷 KV=1.05。那么K=KAKBKV=1.1511.051.21确定弹性影响系数 ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配，故 ZE=160mpa1/2蜗杆：45 钢确定接触系数 Zp蜗轮：ZCuSn10P1先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.35，从图 11-8 得 Zp=2.9确定许用接触应力HT2=868630Nmm-.word.zl.-.根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮，金属模铸造，蜗杆螺旋面齿面硬度45HRC，据表 11-7

8、查得蜗轮的根本许用应力HKV=1.05。那 么K=KAKBKV=1.1511.051.21ZE=160mpa1/2H=268mpaN=11520000KHN=0.9825H=262.8mpaa=160,i=30=268mpa应 力 循 环 次 数N=60 1 32 (10 250 2 8 0.15)=11520000KHN=(107/11520000)1/8=0.9825寿命系数 H=KHNH=0.9825268mpa=262.8mpa计算中心距根据公式：aKT2(ZE ZP/H)21/3a1.21868630(1602.9/262.8)21/3=148.53据实际数据验算，取中心距 a=16

9、0,i=30，故从表 11-2 中取模数m=8 mm，分度圆直径 d1=80mm，这时，d1/a=0.44、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆蜗杆轴向齿距 pa=25.133 mm，直径系数 q=10，齿顶圆直径 da1=96 mm;齿根圆直径 df1=60.8，分度圆导程角=5o4248；蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664 mm 蜗轮Z2=31，变为系数 X2=-0.5验算传动比 i=31，传动比误差为(31-30)/30=3.3%，是允许的蜗轮分度圆直径：d2=m Z2=831=248 mm蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=248+28(1-0.5)=256 mm-.word.zl.-

10、.蜗轮齿根圆直径：df2=d2-2hf2=248-281.7=220.8 mm蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32 mm5、校核齿根弯曲疲劳强度f=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YBf当量齿数 Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47根据 X2=-0.5，Zv2=31.47，查得齿形系数 Yfa2=3.34即，螺旋角系数 YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592许用弯曲应力f=f KFNm=8mm，d1=80mm从表11-8中查得由 ZCuSn10P1 制造蜗轮根本许用弯曲应力f =56mpa寿命系数

11、KFN=(106/11520000)1/9=0.762f=560.762=42.672 mpaf=(1.531.21868630/802488)3.360.9592=32.6534 mpaf f，符合要求6、验算效率=(0.950.96)tan/tan(+)=5.71。；v=arctan fv；fv与相对滑速度 Vs有关Vs=d1n1/601000 cos=80960/601000 cos5.71。=4.784 m/s从表 11-8 中用插值法查得 fv=0.022432，v=1.285，代入式中得=0.770.75，大于原估计值，因式不用重算。7、精度等级公差和外表粗糙度确定考虑到所设计的蜗

12、杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从d2=248 mmda2=256 mmdf2=220.8 mmrg2=32 mmZv2=31.47Yfa2=3.34YB=0.9592f=56 mpa-.word.zl.-.GB/T100891988 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/T10089-1988，然后由有关手册查得要求公差工程以及外表粗糙度。齿轮齿轮1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动KFN=0.762f=42.672 mpaf=32.6534 mpa符合要求运输机为一般工作器，速度不高，应选用7 级精度(GB10095-88)材料

13、选择，由表10-1 选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度为=5.71。；280HBS，大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS初选齿数：小齿轮 Z1=29，大齿轮 Z2=3.7729=109.33=1102、按齿面接触强度设计d1t2.32(KT/d)(1/)(ZE/H)21/3确定公式的各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.3 计算小齿轮转矩，由先前算得 T3=842790Nmm 由表 10-7 选齿宽系数d=1 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 189.8 mpa1/2 由图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 mpa；大齿轮

14、接触疲劳强度极限Hlim2=550 mpa 计 算 应 力 循 环 次 数N1=60 32 (10 250 16 Vs=4.784 m/s-.word.zl.-.0.15)=11520000；N2=11520000/3.77=3.056106 由图 10-19 取接触疲劳强度寿命系数 KHN1=1.29;KHN1=1.06 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，平安系数 S=1，H1=KHN1lim1/S=1.29600 mpa=774 mpaH2=KHN2lim2/S=1.06550 mpa=583 mpa计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t，H中较小的值H2，d1t2.32小齿轮 Cr(

15、调质)硬度:280HBS大齿轮:45 钢硬度:240HBS小齿轮 Z1=29,齿轮 Z2=110(KT/d)(1/)(ZE/H)21/3=2.32(1.3842790/1)(3.77T3=842790Nmm1/3.77)(189.8/583)21/3=122.42 mm 计算圆周速度 V。，V=d1tn1/601000=0.21m/s 计算齿宽 b=dd1t=1122.42=122.42mmd=1Hlim1=600 mpa 计算齿宽与齿高之比 b/hHlim2=550 mpa模数 mt=d1t/Z1=1.2122.42/29=5.064，mt=6，h=2.256=13.5，N1=1152000

16、0b/h=122.42/13.54=9.068 计算载荷系数，根据 V=0.21 m/s，7 级精度，Kv=1.02，直齿轮KH=KF=1，由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25，由表 10-4 用插值法得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.437。由 b/h=9.068，KH=1.437，K=KA KvKHKH=1.251.0211.437=1.832N2=3.056106KHN1=1.29;KHN1=1.06H1=774 mpa 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t(K/Kt)1/3=H2=583 mpa-.word.zl.-.122.42(1.832

17、/1.3)1/3=137.25mm 计算模数 m，m=1.2 d1/Z1=1.237.25/29=5.679，取 m=63、按齿根弯曲强度设计由 m(2KT1/dZ12)(YFaYSa/F)1/3确定公式的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=380 mpa。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.98，KFN2=1.07 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳平安系数 S=1.4，由式F1=KFN1FE1/S=0.98500/1.4=350 mpa，F2=KFN2FE2S=1.07380/1.4=290.43 m

18、pa 计算载荷系数 K，K=KA KvKFKF=1.251.0211.352=1.724 查取齿形系数，由表 10-5 查得 YFa1=2.53；YFa2=2.172；查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=1.62；YSa2=1.798d1t122.42 mmV=0.21m/sb=122.42mmmt=6b/h=9.068Kv=1.02,KA=1.25KH=1.437K=1.832 计算大小齿数 YFa1YSa1/F1=2.531.62/350=0.01171，YFa2d1=137.25mmYSa2/F2=2.1721.798/290.43=0.01345，大齿轮的数值大设计计算m1

19、.2(21.724842790/1292)0.013451/3=4.31，m 取 5，m=6小齿轮数Z1=d1/m=137.25/528，大齿轮齿数Z2=3.77FE1=500 mpa28=105.56；不能有公约数，要求互质，取 1074、几何尺寸计算FE2=380 mpa-.word.zl.-.计算分度圆直径d1=Z1m=285=140 mmd2=Z2m=1075=535 mm计算中心距a=(d1+d2)/2=337.5 mm计算齿轮宽度b=d d1=1140=140 mm取 B2=140 mm，B1=145 mmKFN1=0.98,FN2=1.07F1=350 mpaF2=290.43

20、mpaK=1.724大齿轮的数值大m=5Z2=107d1=140 mmd2=535 mma=337.5 mmb=140 mmB2=140mm，B1=145 mm-.word.zl.-.五、轴的设计计算五、轴的设计计算1 1 轴径初算和联轴器选择轴径初算和联轴器选择根据公式 dC(P2/n2)1/3=112(2.911/32)1/3=50.37这根是低速轴，所以选择 HL 型弹性柱销联轴器。根据公称转d50.37HL5 型弹性柱销联矩 x1.7 的工况系数接近 2000，应选择 HL5。考虑到平安因素，即轴器选择轴孔直径为 63 mm，轴长取 140。根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径 6

21、3 mm，故取第二段轴径为 65 mm。第一段轴径 63 mm第二段轴径为65mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得径为70第三段轴径 70 mmmm。第四段要求直径扩大 610，又需要安装键槽，故再需乘上系数1.05，取直径为 80 mm，满足条件。第四段:80 mm轴肩：90 mm因为轴肩需比前一段轴径610，又需大于 79，故取为 90 mm。最后一段：70 mm理由同，取得 70 mm。确定各段轴长确定各段轴长由上述“得第一段轴长为 140 mm因为实际安装时轴承需推进 3 mm 润滑间隙，所以轴肩宽度取为 8 mm。即上述的“这段轴肩宽度根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为

22、 116，以及蜗轮端面距离壁第一段轴：140mm轴肩宽 8 mm第三段:47.5 mm-.word.zl.-.距离为116-72/2=22。以及蜗轮轮毂长度为 96。让整体布局成为对称分布。但需要注意的是：我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。第四段轴长：39mm因第三段上圆锥滚子轴承 T 为 26.25 mm，故轴长取为 47.5 mm，满足要求。上述“这段轴长也需安装轴承，要求大于 26.25(第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度)，故取为 39 mm。最后确定第二段的轴长，因上面需安装端盖，故等确定了减速器箱体构造尺寸前方可推算而得，暂且搁置。先行计算箱体构造。确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为

23、245，参考书上表 15-2，各轴肩处的圆角半径和倒角。轴的校核计算轴的校核计算1、根据已求得的的功率 P2转速 n2和转矩 T2P2=2.9106kw，T2=868630NmmFt=7005NFr=2562.35NKA=1.7Tca=1476671N mmP2 2.9106kw，T2868630Nmm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为d2248mm圆周力：Ft2T2868630 27005Nd2248径向力：Fr Ft tan/cos 7005tan20/cos571 2562.35NFa=Fttan=7005tan54248=700.8N-.word.zl.-.2、求轴上的载荷水平：

24、FNH1 FNH2 7005NFNH169.168.6FNH2有FNH13489.8NFNH23515.2N垂直：FNV1FNV2 2562.35NFNv169.168.6FNv2有：FNV11276.48NFNV21285.87N水平弯矩：MH241145.18Nmm垂直弯矩：MV188204.768NmmFNH1 3489.8NFNH2 3515.2NFNV11276.48NFNV21285.87NMH 241145.18NmmMV1 88204.768NmmMV21305.5Nmm总弯矩：2M1M2 M 256770.47191NmmH2V122M2M2 M 241148.7138 Nm

25、mH2V22MV21305.5NmmM1256770.5Nmm根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图M2241148.7N.mm-.word.zl.-.从轴的构造图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面.现将计算出危险截面处的力矩值列于下表-.word.zl.-.载荷支反力F水平面 H垂直面 VFNH1 3489.8NFNV11276.48NFNV21285.87NFNH2 3515.2NMV1 88204.768NmmMV21305.5Nmm.18Nmm弯矩 MMH 241145总弯矩扭矩 T6)按弯扭合成应力校核轴的强度T2=868630NmmM1M2 M2 256770.47191NmmH2V122

26、M2M2 M 241148.7138 NmmH2V22进展校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式 15-5 及上表中的数值,并取=0.59，轴的计算应力=M2+(T)21/2/W=10.191 mpa=0.59前面以选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查=10.191 mpa得160MPa.-1，故平安.7)准确校核轴的疲劳强度(1)危险截面的左侧抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1703=34300 mm3抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2703=68600 mm31 60MPa-1故平安.-.word.zl.-.截面左侧的弯矩 M 为M=25670.4791(

27、69.1-47.5)/69.1=80264 Nmm截面上的扭矩 T2为T2=868630Nmm截面上的弯曲应力bM2.34MPaWW1=34300 mm3W2=68600 mm3M=80264 NmmT2=868630Nmm截面上的扭转切应力=T2/W2=12.66轴的材料为 45 钢,调质处理.由表 15-1 查得bM 2.34MPaW=T2/W2=12.66B 640MPa,1 275MPa,1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,按表3-2 查取.因r/d=0.0285，D/d=1.142，经 插 值 后 可 查 得 2.2112，1.52又由附图 3-1 可得轴的材料的敏

28、性系数为=2.2112=1.52q 0.82,q 0.85q 0.82,q 0.85故有效应力集中系数按式(附 3-4)为k=1+q(-1)=1.993k=1+q(-1)=1.67由附图 3-2 得尺寸系数=0.66由附图 3-3 得扭转尺寸系数=0.8k=1.993k=1.67-.word.zl.-.轴 按 磨 削 加 工,由 附 图 3-4 得 外 表 质 量 系 数 为 0.92=0.66轴未经外表强化处理,即q1,那么按式 3-12 及式 3-12a=0.8得综合系数值为K=k/+1/-1=3.1067K=k/+1/-1=2.174又由 3-1 节和 3-2 节得碳钢的特性系数 0.9

29、2q1K=3.1067K=2.174 0.1 0.2,取 0.1 0.05 0.1,取 0.05于是,计算平安系数S=-1/(K+m)=37.9S=-1/(K+m)=14.07Sca=SS/(S2+S2)1/2=13.191.5故可知其平安.S=37.9(3)截面右侧S=14.07抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1803=51200 mm3Sca=13.191.5抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2803=102400 mm3故平安.截面右侧的弯矩 M 为M=256770.479(69.1-47.5)/69.1=80264 NmmW1=51200 mm3截面上的扭矩 T2为T2=868630

30、NmmW2=102400 mm3截面上的弯曲应力=M/W=1.5676截面上的扭转切应力=T2/W2=8.483-.word.zl.-.过盈配合处的k/值,由附表 3-8 用插入法求出,并取M=80264 Nmmk/0.8k/k 3.1,于是得T2=868630Nmm=M/W=1.5676=T2/W2=8.483k 0.83.1 2.48轴 按 磨 削 加 工,由 附 图 3-4 得 外 表 质 量 系 数 为 0.92轴未经外表强化处理,即q1,那么按式 3-12 及式 3-12a得综合系数值为KKk11 3.18kk 3.12.481 2.56k1 0.92于是,计算平安系数275 55.

31、7663.181.5676155S13.6878.4838.4832.620.0522SSca=SS/(S2+S2)1/2=13.2841.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工S=58.13作图。S=14.45六、蜗杆轴的设计计算六、蜗杆轴的设计计算根据公式 dC(P1/n1)1/3=112(3.96/960)1/3=17.96mmSca=14.021.5T2=39.4NM-.word.zl.-.这根是高速轴，所以选择 TL 型弹性套柱销联轴器。因为蜗杆分截面右侧的强度度圆直径为 80，齿根圆为 60.8，按每个台阶差高度为 3-5mm 估算，

32、也是足够的.第一段轴径初选 40mm。考虑到平安因素，即选择轴孔直径为 62mm，轴长为 112 mm，实际情况轴长要略短一些，所以实际取110mm。根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径 40 mm，故取第二段轴径为 50 mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，根据设计手册，蜗杆轴一般用03 系列的，所以由轴承标准件取得径为 60 mm。第四段是轴肩，要求直径放大 610，取直径为 70 mm，满足条件。d17.96mmT2=39.4NMTL 型弹性套柱销联轴器第一段轴径 40mm第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。齿根圆为60.8mm，两旁轴径那么比其缩小少许，故取整 60mm。第二段

33、轴径为50第六段为蜗杆齿，蜗杆齿顶圆96mm,分度圆 80mm，齿根圆mm。60.8mm。第八段同5，取 70mm。第九段为轴承同，取 60mm。确定蜗杆轴各段轴长确定蜗杆轴各段轴长由上述“得第一段轴长为 110 mm第六段蜗杆齿长度为公式a)变位系数 x2=-0.5第三段轴 60 mm。轴肩取直径为70mm第五段和第七段取整 60mm-.word.zl.-.b)取11+0.06z2m 与(10.5+z1)m 较大值，得 103mm。c)箱体主视图壁距离为 256+22=278mm,轴承座外端面距离外箱壁 6 毫米，因为是伸入式轴承座，又必须保证部斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，故取外端

34、面距离伸最深处 55mm，预留 3 毫米的油润滑间隙，那么涡轮齿两第八段 70mm。第九段为轴承取60mm。侧到各段轴承各有 54mm 空间。两轴肩各取 10mm常用值，各加溅油盘 10mm，尺寸正好吻合。所以，蜗轮杆两侧距离两轴肩 34mm，两轴肩外侧各加 33.5mm 宽的轴承和10mm 溅油盘，圆整后得44mm。第二段为伸出端盖，圆整后为 40mm。轴端倒角皆为245，参考书上表 15-2，各轴肩处的圆角半径和倒角。总轴长 429mm。七、键联接的选择及校核计算七、键联接的选择及校核计算低速轴上的键联接：低速轴上的键联接：1)联接轴与联轴器的键(1)键的类型和尺寸单圆头普通平键(A 型)

35、键的根本尺寸为b.hL=1811125配合轴的直径为d=63 mm(2)校核键联接的强度-.word.zl.-.键,轴和轮彀的材料都是钢,由表 6-2 查得许用挤压应力为单圆头普通平键(A型)d=63 mmP100 120MPa取其平均值P110MPa键的工作长度l=L-b/2=125-9=116 mm键与轮彀的接触长度k=0.5h=0.510=5 mm由式 6-1 得p=2T2103/kld=2868630/511663=47.54 Mpap可见键的强度合格.2)联接轴与齿轮的键(1)键的类型和尺寸圆头普通平键(A 型)键的根本尺寸为.b.hL=221480配合轴的直径为d=80 mm(2)

36、校核键联接的强度P110MPal=116 mmk=5 mmp=47.54 Mpa键,轴和轮彀的材料都是钢,由表 6-2 查得许用挤压应pp力为强度合格圆头普通平键(A型)d=80 mmP100 120MPa取其平均值P110MPa键的工作长度l=L-b/2=80-11=69 mm键与轮彀的接触长度k=0.5h=0.514=7 mm由式 6-1 得-.word.zl.-.p=2T2103/kld=2868630/76980=44.96Mpap可见键的强度合格八、减速器箱体构造尺寸确定八、减速器箱体构造尺寸确定根据机械课程设计书 P22 表 4-1 箱座壁厚根据公式 0.04a+38，a=160

37、mm(前面蜗杆中心距)，故圆整取为 11 mm。箱盖壁厚1根据蜗杆在下：=0.858，取为 10mm。箱座凸缘厚度 b根据 1.5，即为 16.5 mm。箱盖凸缘厚度 b1根据 1.51，圆整取为 15 mm。箱座底凸缘厚度 b21根据 2.51，即为 27.5 mm。地脚螺栓直径 df根据 df=0.036a+12，圆整取为 18 mm。但此为第二系列，故我们选用 20mm 地脚螺栓数目 n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1根据 d1=0.75 df=0.7518=13.5，圆整取为 14 mm。派生 16mmP110MPal=69 mmk=7 mmp=44.96 Mpapp强度合格=11 mm

38、1=10 mmb=16.5 mmb1=15mm-.word.zl.-.箱盖与箱座连接螺栓直径 d2根据 d2=(0.50.6)df，取为 9 mm。派生 10mm 轴承端盖螺钉直径 d3根据 d3=(0.40.5)df，取为 8 mm。视孔盖螺钉直径 d4根据 d4=(0.30.4)df，取为 8 mm。定位销直径 d根据 d=(0.30.4)d2，取为 8 mm。轴承旁凸台半径 R1由 R1=c2，得出 R1=22 mm。外箱壁至轴承座端面距离 l1l1=c1+c2+58，即取为 47 mm。大齿轮顶圆与机壁距离1，取为 11 mm。齿轮端面与机壁距离2，取为 11 mm。箱盖、箱座肋厚 m

39、1、mb21=27.5 mmdf=20 mmn=4d1=16 mmd2=10 mmd3=8 mmd4=8 mmd=8 mmR1=22 mmm10.851、m10.851，故 m1取为 8.5 mm，m2取为 9.35 mm。其他：轴承端盖外径 D2凸缘式端盖：D2=D+55.5d3，故取为 160 mm；l1=47 mm嵌入式端盖：D2=1.25D+10，D 为轴承外径，取为 120 mm。1=11 mm轴承旁联接螺栓距离 s，sD2=160 mm。2=11 mm-.word.zl.-.九、润滑油选择九、润滑油选择：蜗杆减速器按照滑动速度选择。应选用蜗轮蜗杆油 680 号M12=8.5 mmm

40、2=9.35D2=160 mmD2=120 mmsD2=160 mm十、滚动轴承的选择及计算十、滚动轴承的选择及计算低速轴滚动轴承：低速轴滚动轴承：1、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr21、根据已求得的的功率P2转速 n2和转矩 T2P2=2.9106 kw，T2=868630Nmm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为d2=248 mm圆周力：Ft=2T2/d2=7005.1N径向力：Fr=Ft tan/cos=2562.35N轴向力：Fa=Ft tan=700.8N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于 30214 型轴承,由手册查得 Cr=132kN，e=0.42，Y=1.4P

41、2=2.9106kw，T2=868630Nmm按表 13-7,轴承派生轴向力FdeFr,其中,e 为表 13-5 中的判断系数，其值由FaF=7005.1N的大小来决定，但现轴承轴向力FatC0-.word.zl.-.未知，取 e=0.42.Fr1=3715.6NFr2=3743NFd1=Fr1/2Y=3715.6/(21.4)=1327NFd2=Fr2/2Y=3743/(21.4)=1336.79NFr=2562.35NFa=700.8NCr=132kN，e=0.42，Y=1.4e=0.42Fr1=3715.6NFr2=3743NFd1=1327N，Fd1 Fd2 Fa，轴承 2 放松，轴承

42、 1 压紧Fa1 Fd2 Fae 2037.59NFa2 Fd21336.79NFa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.548eX2=1Y2=0因为中等冲击，所以 fp=1.5P11.5(0.4371562037.591.45)39948.699NP2 1.5(13743)5614.5NP1P2Fd2=1336.79NLh10C101320003()()27985.7h60nP603239948.699166Fa1=2037.59NFa2=1336.79N转换成年数，可用 5 年，故 5 年检修便更换一套轴承十一、联轴器的选择十一、联轴器的选择由轴的设计计算可知蜗杆轴选用 TL4 型弹

43、性套柱销联轴器，低速轴依然选用 HL5 型弹性柱销联轴器 选择过程详见轴的设计计算。fp=1.5-.word.zl.-.P1=39948.69NP2=5614.5N十二、设计小结十二、设计小结本次课程设计的尾声终于临近。堪称比考试还要困难的十几天，体力透支是毋庸置疑的。每天就在数学的计算，力学的校核，以.7h及空间的统筹中转悠。不止一次在雨天撑伞进楼，忘了收起雨伞，Lh27985并且在考虑设计的问题。最长记录是走楼梯到二楼才发现伞没有收。本次负责的蜗杆减速器，从对它不知所云到最后把整个构造都刻进脑海，我花的心思与精力只有自己才能体会的到。计算数据阶段：这个是十分枯燥的，大家在一起用相近的数据演

44、算，结果随着每个人的想法不同，一些有围的取值，大家的各抒己见导致了最后结果的分道扬镳。我从这里看见一个设计师对一件成品的价值表达。不同的设计师可以设计出不同特点一样功能的成品。这种关系巧妙映射成导演、剧本和最后电影的关系。在数据阶段，最怕的就是小疏忽。做考试卷，算错了也只不过是扣扣分而已。但在设计领域，算错意味着就是利益的损失，以及负面结果的共同作用。绝不反工，是我们的目标。箱体设计有了数据再设计箱体。由于我们组是蜗杆传动，所以整个箱体外型很小，几乎只有别组大小的 70%。但就是如此小的减速器让我废寝忘食得近乎两个礼拜。天天熬夜，咖啡成了必需品，-.word.zl.-.几乎每天可以欣赏到天华学院的日出。我们使用的是电脑中的绘图软件 CAD 与 CAXA。对软件的熟练运用，也对我们设计减速箱的效率有着很大的帮助。参考资料目录参考资料目录1?机械设计?第七版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育，2003 年 5 月2 机械原理?第六版，恒、作模主编，高等教育，2001 年 6 月3.?机械设计课程设计?第四版，陆玉主编，立艳副主编，机械工业，2006年 12 月-.word.zl.