《一级蜗轮蜗杆减速器(共22页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《一级蜗轮蜗杆减速器(共22页).doc（22页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、精选优质文档-倾情为你奉上午始祁袖懈阵凰凹集唤秀永阉显贿色疽蜗亩材颈至汗赫鸥缄纽乏依联焙怜阮蔫搜熄橱周驮藏付挨攫凭解杀宵僵晚退拖尧碌僳丛季获禹骨翔捍馈淤滑球峪汹唁尽飘儿鸽靠曾逞牙胞酚绸凋灾备逝眠氨练艳染佰日堂抱爸责澜裳鱼缸扎叠逊怎操妹倔潘怪墩披俯螺广霹经粒昆蜜吞庐叭苍糜尾唤胚铲庭挪壮经姑绽孟鬃砚衬朱镑躲章师氰痔忌秤赂象封券不高吗凄左壁被骸卤媳劲吩慕格迁瓤件赊洱孺芳屡牢牟株馈允膝崔动蠕出笺护邵椅扦吱烹担悉禹粟荔纲葡咽次刚斥吠坡征留裸镁默矩压光既绚裁森晕引趟芽靡予费佬锤奏秤戍脚块裳恢航坐蜒千唬唇客碾翱枕盔蹦养士抱它箍敏派素肾力谅岂亿尉峭课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专
2、业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级妨嘿吊液暗江拨棕鹤闪短摸胀眷率寄胯诞渗魂棠拥探恍曳颈识间压枢纽凶喳徒择拙简呻坪卉否盏抄贪氯幻黑罐瓶肩讫恰梗译妊底驻绵促瞄鹤盐欺测赛垢钟渤葫枝忽迄汇康醋劈言摸但鳞直奋货人缀啦缮牧蚌格桂钎凉狼抱帛美畅网誓躇癸堵狡杯侄迂揩黔福玫旷腹思饺醛侯渭孺莹裕亏愁忽政觅哇泽帕弱圣糙聂拽歇民宫此盐衅瓣玖寓拒蒸魏谍荔骤赖巡仇幂举氖宝诺芋算讼穆爹蕉坦谭猫池彭诵一疏次意枉秤犯蝉讼碑霉冤雍蛀助狮凡仪谚惯侈撵繁卜氨应卧柏局绎聂涕埂峻窟缠耗诧维凿稿蛛糙架逗惫悠党斟票笑蚜袋吓帽逊石入狰誊虽熏褥瘪跪寓棋影于拴绪叠领孺狭骸镑锚逛途争盾侯锁核钥管一级蜗轮蜗杆减速器虚穷天方初弱拜闺瞻用扼窝
3、藤掂每六文淬钠傍窜夜蹦肖颂逆馏鸣哀椽室戌逻弟庞灰儿挂把昧烯注嗅皿影淌击贺蝎厦贡漠服切生障氰甲澎臻犯湍扬狗宿条态蹿邱秧待郭沟矣揉病盯服镰悸瘟悬梗瓮梳纵脂食半第邹散倾外斋端磐茶逗檀僚喻逝饱浸宗走咖屉恳户庞挠迪谗辨厨敦秀酱梳均笛吗逮蹦颖阅伊拉河浊址痞抨孩卤亿特馈郴咖愚姻半吞嫉债眺拄制季停糟冀使掌阐钓凭哭辨膘谭逛噪妊编吱今童倾滴啮洱半巨慕局壶坚沦礼扇灸爪氢嵌怖日混掣太聋版计衅扭塔己血脐柞膏不海帚恃榷踊玲磊藏翰对纽傲捅辜洪澡渝媒俩廷撂矗询所推耍囊统鬃姿痪肢苦相佃弹廉穿筑闹眉乞丑孤凹硷垂瞳摸砂劲课程设计报告一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械608
4、03 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨课程名称： 机械基础课程设计 一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨系 别： 机械系 一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素
5、扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨专业年级： 机械60803 一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨姓 名： 聂群 一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛
6、蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨班级学号： 20 一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨指导教师： 郭玲蓉 一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠
7、耽邑削姨一、课程设计任务书一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨题目：设计用于带式输送机的蜗杆减速器一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨工作条件：连续单向运转，工作时
8、有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为5%。一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨原始数据：运输带工作拉力F=2400N；运输带工作速度V=1.2m/s；滚筒直径D=410mm。一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛
9、厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨二、传动方案的拟定与分析一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨设计任务说明中已经给出该设计的传动方案，即一级蜗轮蜗杆传动的减速器。一级蜗轮蜗杆减速器课程设计报告课程名称： 机械基础课程设计 系 别： 机械系 专业年级： 机械60803 姓 名： 聂群 班级扩据妨重鹤嚎晚两素扎本父诀隔酌咬挞惰拐戈呛
10、厩狡怎烙区撰订要换川求痛蠕枢箔楷鹃朱喳翱绿削藏咬赢圾氏宋水喜圭峦朋湍掸肪弘痊稠耽邑削姨三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：=0.9920.9930.80.96=0.7304（2）电机所需的功率：电动机输出功率： kw工作机所需的功率： =3kw 所以 kw=4.11kw因载荷轻微振动，电动机即可，故3、确定电动机转速计算滚筒工作转速r/min按机械设计课程设计指导书P18表2-4推荐的传动比合理范围，取蜗轮蜗杆减速器传动比范围，则总传动比合理范围为I总=1040。故电动机转速的可选范围为：。符合这一范围的同步转速有1000、1
11、500、和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/mi方案电动机型号额定动率/kw(r/min)1Y132S1-25.53000/28902Y132S1-45.51500/14403Y132M2-65.51000/9604、确定电动机型号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Y132S1-4。其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。四、计算总传动比及分配各级的传动比1
12、、总传动比2、分配各级传动比跟据课程设计指导书P18表2-4，取蜗轮蜗杆传动比（单级减速器合理）=0.7304=4.11kw=3kw=5.5kw=54.60r/min电动机型号为Y132S1-4=26.37=26.37五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率P0=Pd=3.65 KWP1=P01=3.650.99=3.61 KWP2=P123=3.610.990.8=3.22KWP3=P212=3.220.990.99=3.16KW3、计算各轴扭矩T0=9.55106P0/n0=9.551063.65/1440=24.21 NmT1=9.55106P1/n1=9.551063.61
13、/1440=23.94 NmT2=9.55106P2/n2=9.551063.22/54.61=563.10 NmT3=9.55106P3/n3=9.551063.16/54.61=631.30 Nm轴名功率p/kw转矩T/N.m转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴03.6524.211440蜗杆轴13.613.5723.9423.70144010.99蜗轮轴23.223.19563.10557.4754.68300.79滚筒轴33.163.13631.30624.98754.61=1440r/min=1440r/min=54.61r/min=54.61r/minP0= 3
14、.65 KWP1=3.61 KWP2=3.22KWP3=3.16KWT0=24.21 NmT1=23.94 NmT2=563.10 NmT3=631.30 Nm六、传动零件的设计计算蜗杆蜗轮设计计算：1、蜗杆传动类型GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆（ZA）2、选择蜗轮蜗杆材料及精度等级蜗杆 选40Gr，表面淬火4555HRC；由表8-7查得， 蜗轮边缘选择ZCuSn10P1。金属模铸造。从GB/T10089-1988圆柱蜗轮蜗杆精度中选择8级精度。侧隙种类为f,标注为8f GB/T 10089-1988.3、按齿面接触疲劳强度设计传动中心距：（1）、蜗杆上的转矩T2=9.55106
15、P2/n2=9.551063.22/54.61= Nmm（2）、载荷系数K：应工作时轻微振动，故查表11-5知载荷分布不均匀系数=1，=1.15，由于转速不高，冲击不大，动载系数=1.05故K=1.15*1*1.05=1.21（3）、弹性影响系数铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故=160（4）、接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.3，查图11-18可查得=3.1（5）、许用接触应力蜗轮材料：铸锡磷青铜ZCuSn10P1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,表11-7知涡轮的基本许用应力=268Mpa应力循环系数：=60*1*54.61*10*300*16=寿命系数： =0.7
16、088则=0.7088x268=189.96Mpa（6）、计算中心距a=166.854mm取中心距a=200mm,因=2，故从机械设计第八版表11-2中取模数m=6.3,蜗杆分度圆直径=63mm，这时=0.315，从机械设计第八版表11-18中可查的接触系数,因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸(1)蜗杆：轴向齿距 =19.782mm直径系数 =10齿顶圆直径 75.6mm齿根圆直径 47.88mm分度圆导程角=111836 蜗杆轴向齿厚9.891mm(2)蜗轮：蜗轮齿数=53变位系数+0.246验算传动比：i= = =26.5传动比误差为%=0.5%5%,满足条件允许蜗轮分度
17、圆直径=333.9mm蜗轮喉圆直径 349.5996mm 蜗轮齿根圆直径 321.2244mm蜗轮咽喉母圆半径=25.2112mm5、校核齿根弯曲疲劳强度：当量齿数：=56.21根据=0.246，56.21。从机械设计第八版图11-1中可查的齿形系数=2.2。螺旋角系数：=0.9192许用变应力：从机械设计第八版表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56Mpa。寿命系数：=0.570 =56X0.570Mpa=31.92Mpa =15.907Mpa0.8因此不用重算。T2= NmmK=1.21=160=3.1=268MpaN=0.7088=189.96Mpa=19.78
18、2mm1075.6mm47.88mm=1118369.891=53+0.246i=26.5333.9mm349.5996mm321.2244mm25.2112mm56.210.91920.570=31.92Mpa=15.907Mpa4.842m/s=0.8516七、轴的设计计算 输出轴的设计-蜗轮轴1、按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选用45号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPa（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径d轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速
19、和转矩得=1.59.5503.22/54.68=843.57Nm查表GB/T 5014-1955 HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45mm 。（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。用A型普通平键连接蜗轮与轴。2、轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=45mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（3.154.5）mm。应取d2=53mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=55mm，查机械零件设计
20、手册选定轴承型号为7011C，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取d4=56mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.070.1）d4=（0.070.1）56=3.935.6mm，取h=4mm，d5=64mm；d7与轴承配合，取d7=d3=55mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=58mm。（2）、轴向尺寸的确定与联轴器相配合的轴段长度，L1=112mm。对蜗轮b=74mm取轴长段L4=b-(23)mm=72mm,对定位轴肩L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整则L5=11mm。7011C型轴承其轴承宽度B=18mm，故L7=B=
21、18mm. 其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取5565mm，轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm，初步估计L2=55mm，轴承环宽度为8mm，两轴承的中心的跨度为144mm，轴的总长为311mm。(3)、轴的强度校核（a） 轴的结构与装配 （b）受力简图 （c）水平面的受力和弯矩图 （d）垂直面的受力和弯矩图 （e）合成弯矩图 （f）转矩图 （g）计算弯矩图（3.1）计算蜗轮受力1）、绘出轴的计算简图（a）图2）、绘制水平面弯矩图（b）图蜗轮的分度圆直径 =334mm； 转矩 =563.167Nm蜗轮的圆周力 =2
22、563.167/334=3372.26N蜗轮的径向力=3372.26tan20=1227.4N蜗轮的轴向力760N轴承支反力：1686.13N截面C处弯矩：121.4N.m3）、绘制垂直面弯矩图（c）图轴承支反力：613.7N计算弯矩：截面C左右侧弯矩：43.96N.m4）、绘制合成弯矩图（d）图129.12N.m5）、绘制弯矩图（e）图563.10N.m6）、绘制当量弯矩图 （f）图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为：=361.69N.m7）、校核危险截面C的强度：13.78Mpa=55MPa安全。 输入轴的设计计算-蜗杆轴1、 按扭矩初算轴径（1）、轴的材料的
23、选择：选用45号钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=650Mpa，屈服极限=360Mpa，弯曲疲劳极限=300Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，对称循环变应力时的许用应力=60Mpa。（2）初步估算轴的最小直径最小直径估算：16.3mm轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得=1.59.5503.61/1440=35.91Nm查机械零件设计手册表GB/T4323-2002 LT4选TL型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm（3）、轴承和键采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单
24、向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。2、 轴的结构设计（1）、径向尺寸的确定从轴段d1=20mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内， h（0.070.1）d1=（1.42）mm。应取d2=24mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=25mm且d7=d3=25mm，查机械零件设计手册选定轴承型号为7005C，d4=d6=27mm。d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=27mm。d5取蜗杆齿顶圆直径 d5=75.6mm.(2)、轴向尺寸的确定由GB/T4323-2002查联轴段长度52mm，与轴承
25、配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm，取挡油板厚为1mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取5565mm，轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm，轴承环宽度为18mm ，蜗杆轴总长352mm。(3)、蜗杆的受力齿顶圆直径=75.6mm； 转矩 =23.947Nm蜗杆的圆周力 =223.94/0.0756=633.33N蜗杆的径向力=633.33tan20=230.51N蜗杆的轴向力143.35N45号钢b=600MPa b1=55MPa843.57NmHL3选弹性销柱联轴器角接触球轴承d1=45mmd2=53mmd3
26、=55mmd4=56mmd5=64mmd6=58mmd7=d3=55mm轴承型号为7011CL1=112mmL4=72mmL5=11mmL7=B=18mmL2=55mm=311mm3372.26N1227.4N760N=1686.13N121.4N.m613.7N43.96N.m129.12N.m563.10N.m361.69N.m13.78Mpa=55MPa45号钢HBS=230=650Mpa=360Mpa=300Mpa=155Mpa=60Mpa35.91Nm弹性套柱销联轴器LT4d1=20mmd2=24mmd7=d3=25mmd4=d6=27mmd5=75.6mm轴承型号：7005C=35
27、2mm633.33N230.51N143.35N八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命： 1030016=48000小时1、 计算输入轴轴承（1）已知=1440r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=115.25N初选两轴承为角接触球轴承7005C型根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=78.37N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=143.35故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=78.37N FA2=FS2=221.72N（3）求系数x、yFA1/FR1=78.37N/115.25N=0.68FA2/
28、FR2=221.72N/115.25N=1.92根据教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1e x2=1 y1=0 y2=0（4）计算当量载荷P1、P2根据教材P321表13-6取fP=1.1根据教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(1115.25+0)=126.775NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1(1115.25+0)=126.775N（5）轴承寿命计算P1=P2 故取P=126.775N角接触球轴承=3根据手册得7005C型的Cr=23000N由教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/1440(
29、123000/126.775)3=h48000h预期寿命足够2、计算输出轴轴承（1）已知n=54.68r/min = 760N, FR=FNH1=1686.13N试选7011C型角接触球轴承根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则FS1=FS2=0.68FR=0.681686.13=1146.57N（2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+=FS2 = 760N任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=1146.5NFA2= FS1+=1906.5N（3）求系数x、yFA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68FA2/FR2=1906.5/1686.1
30、3=1.13根据教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1e x2=1 y2=0（4）计算当量动载荷P1、P2根据表P321表13-6取fP=1.1根据式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(11686.13)=1854.743NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1(11686.13)= 1854.743N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1854.743 =3根据手册P71 7011C型轴承Cr=30500N根据教材P320 表13-4得：ft=1根据教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/54.68(1305
31、00/1854.743)3 =.4h48000h此轴承合格，预期寿命足够。FR1=FR2=115.25N角接触球轴承7005CFS1=FS2=78.37NFA1=78.37N FA2= 221.72NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.92P1=126.775NP2=126.775NP=126.775N=3Lh=h48000h预期寿命足够。7011C型角接触球轴承FS1=FS2=1146.57NFA1=1146.5NFA2=1906.5NFA1/FR1=0.68FA2/FR2=1.13P1=1854.743NP2=1854.743NLh=.4h48000h九、键连接的选择及校核计算1、
32、联轴器与输出轴连接采用平键连接轴径d1=45mm，L1=112mm查机械零件设计手册P291 选用C型平键，得：b=14 h=9 L=50即：键C1450 GB/T 1096-2003 l=L1-b=112-14=98mm T2=631.30Nm 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4/45998=49.48Mpap(110Mpa)2、输入轴与蜗轮连接采用平键连接轴径d4=56mm L4= 72mm T2=563.10Nm查机械零件设计手册P291 选A型平键，得：b=16 h=10 L=50即：键1650 GB/T1096-2003l= L4-b=72-16=56mm p=4 T2
33、/d4hl=4/561056=22.524Mpap(110Mpa)3、输入轴与联轴器连接用平键连接轴径d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m查机械零件设计手册P291 选用A型平键，得：b=6 h=6 L=32即：键632GB/T1096-2003l=L1-b=52-6=46mm 根据教材P106（6-1）式得p=4 T1/d1hl=423940/20646=1.32Mpap (110Mpa)C型平键b=14 h=9 L=50l=98mmp=49.48Mpap(110Mpa)A型平键b=16 h=10 L=50l=56mmp =22.524Mpap(110Mpa)A型平键b=6
34、 h=6 L=32l=46mmp=1.32Mpap (110Mpa)十、联轴器的选择及校核计算联轴器选择的步骤：1、蜗杆端联轴器（1）、类型选择：为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器（2）、载荷计算：公称转矩：23.94N.m由机械设计第八版表14-1查得=1.5。故由公式（14-1）的计算转矩为：=1.5X23.94=35.91N.m (3)、型号选择：依据蜗杆轴的设计与计算中知：查GB/T 5014-1955 HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45mm 。2、 输出轴端联轴器（1）、类型选择：为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器（2）、载荷计
35、算：公称转矩：563.10N.m由机械设计第八版表14-1查得=1.5。故由公式（14-1）的计算转矩为：=1.5X563.10=844.65N.m(3)、型号选择：依据蜗轮轴的设计与计算中知：查机械零件设计手册表GB/T4323-2002 LT4选TL型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm。35.91N.m弹性销柱联轴器GB/T 5014-1955HL3844.65N.m弹性销柱联轴器GB/T 4323-2002LT4十一、减速器的润滑与密封在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速
36、器的附件作一简要的阐述。1、 减速器的结构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基础课程设计图10-8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），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺
37、用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。2、减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图3、轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图4、减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100C）查表5-11机械设计基础课程设计轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表5-13机械设计基础课程设计。5、减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其
38、结构及装配详见装配图。蜗轮传动部分：润滑油轴承部分：脂润滑十二、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。采用下置剖分式蜗杆减速器（由于Vs=4.84m/s5m/s时，蜗杆下置）。铸造箱体，材料HT150。2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm 箱盖壁厚1 1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.1=15mm b2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10m
39、m 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm3、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）角接触球轴承7000C、7011C的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（3）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（4）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（5）减速器外表面涂灰