帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設(shè)計

攀枝花學院本科學生課程設(shè)計任務(wù)書題目帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設(shè)計1、課程設(shè)計的目的機械設(shè)計課程設(shè)計是課程教學的一重要內(nèi)容，也是一重要環(huán)節(jié)，目的有三：1）使學生運用所學，進行一次較為全面綜合的設(shè)計訓(xùn)練，培養(yǎng)學生的機械設(shè)計技能，加深所學知識的理解；2）通過該環(huán)節(jié)，使學生掌握一般傳動裝置的設(shè)計方法，設(shè)計步驟，為后續(xù)課程及畢業(yè)設(shè)計打好基礎(chǔ)，做好準備；3）通過該環(huán)節(jié)教學使學生具有運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱相關(guān)技術(shù)資料的能力，學會編寫設(shè)計計算說明書，培養(yǎng)學生獨立分析問題和解決問題的能力。2、課程設(shè)計的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）設(shè)計一用于帶式運輸機上的傳動及減速裝置。設(shè)計使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉(zhuǎn)，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年。轉(zhuǎn)速誤差為+5%減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。要求裝配圖（0或1號）（1:1）一張，低速級齒輪與軸，箱體或箱蓋（共3張零件圖），設(shè)計說明書（6000-8000字，word）一份。傳動簡圖（附后）及設(shè)計原始參數(shù)如下。帶拉力F（N）帶速度V（m/s）滾筒直徑D（mrm23001.15703、主要參考文獻[1]所學相關(guān)課程的教材[2]陸玉主編，《機械設(shè)計課程設(shè)計》，北京，機械工業(yè)出版社，2004。[3]濮良貴主編，《機械設(shè)計》，北京，高等教育出版社，1989.[4]吳宗澤主編，《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》，北京，高等教育出版社,1992.[5]徐激主編，《機械設(shè)計手冊》，北京，機械工業(yè)出版社,1989.[6]徐激主編，《機械設(shè)計圖》，北京，機械工業(yè)出版社，1989.4、課程設(shè)計工作進度計劃1）、準備階段（1天）2）、設(shè)計計算階段（3---3.5天）3）、減速器的裝配圖繪制（3天）4）、繪零件圖（3---3.5天）5）、編寫設(shè)計說明書（3天）6）、答辯或考察階段。（0.5-1天）指導(dǎo)教師（簽字）日期年月日教研室意見：年月日學生（簽字）：接受任務(wù)時間:年月接受任務(wù)時間:機械課程設(shè)計說明書機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目:前言:題目分析傳動簡圖原始數(shù)據(jù)設(shè)計工作量要求擬定傳動方案電動機的選擇電動機的類型的選擇電動機功率的選擇電動機的選擇傳動零件的設(shè)計計算選定蝸輪蝸桿類型、精度等級、材料及齒數(shù)按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核蝸桿工作圖軸的設(shè)計計算及校核對蝸輪軸的設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、軸上零件的周向定位、確定軸上圓角和倒角尺寸、校核蝸桿軸的設(shè)計 -2 -2-1-3-3-錯誤！未找到引用源。-3-3-4-4-4-5-5-6-7-7--8-10--13-確定各軸段直徑校核軸的強度7、軸承的驗算7.1蝸輪軸承的驗算8、鍵的驗算8.1蝸輪軸上的鍵驗算9、潤滑的選擇9.1潤滑油的選擇和潤滑方式10、蝸桿傳動的熱平衡計算10.1蝸桿傳動的熱平衡計算11、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計11.1箱體的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計12設(shè)計小結(jié)13參考文獻1設(shè)計題目帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設(shè)計2前言題目分析采用聯(lián)軸器將蝸桿和電動機相連，采用蝸桿下置式，因為蝸桿的具有減速的作用，因此將蝸桿通過聯(lián)軸器與帶輪連接，從而將電動機的轉(zhuǎn)速通過蝸桿減速器傳到帶輪上，驅(qū)動帶輪運動，從而傳遞載荷。傳動簡圖原始數(shù)據(jù)已知條件：帶拉力F=2300N帶速度V=1.1m/s（轉(zhuǎn)速誤差為+5%;滾筒直徑D=570mrm^計使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作;單向運轉(zhuǎn)，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年;減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量要求要求裝配圖（0或1號）（1:1）一張，低速級齒輪與軸，箱體或箱蓋（共3張零件圖），設(shè)計說明書（6000-8000字，word）一份。傳動簡圖（附后）擬定傳動方案采用一級蝸輪蝸桿減速器，優(yōu)點是傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，適合于繁重及惡劣條件下長期工作。缺點是效率低，發(fā)熱量較大，不適合于傳遞較大功率。3電動機的選擇計算過程及說明結(jié)果電動機的類型的選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機電動機功率的選擇工作機所需要的后效功率為：Pw=FV/1000=2300M1.1/1000=2.53Kw工作機主軸轉(zhuǎn)速為：60M1000v60M1000M1.1m/■nw===36.87r/minnD3.14^570工作機主軸上的轉(zhuǎn)矩：Ps父95502.53父9550T--0—-655.316Nmn36.87為了計算電動機所需要的有效功率Pd,先要確定從電動機到工作機之間的總效率"，設(shè)"13:3」4分別為聯(lián)軸器，

蝸桿渦輪傳動效率，軸承效率，滾筒的效率：查得：1=0.992=0.833=0.984=0.95則傳動裝置的總效率為：=12234=0.727——聯(lián)軸器，2——蝸桿蝸輪，——滾動軸承4——滾筒所以電動機所需功率為：Pd=Pw=2.53/0.727=3.48Kw選取電動機的額定功率為：4Kw電動機的選擇選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min兩種。方電動機型額同步滿裁案號士7E轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速方電動機型額同步滿裁案號士7E轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速號功r/minr/min率Kw1Y112M-44150014402Y132M1-641000960總效率=0.727選擇Y132M1-6異步電動機P=4kwn=1440r/min則選電動機的同步轉(zhuǎn)速為n=1000r/min電動機額定功率Ped=4kW電動機滿載轉(zhuǎn)速nm=960rmin確定傳動裝置的總傳動比及其分配總傳動比i=nmnw=960=26.0374m36.87計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速：ni=nm=960rminrminni960”一rminn236.87i126.0374各軸的輸入功率B=Pd1=3.480.99=3.4452kWP2=P123=3.44520.830.98=2.8023kW電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pd=34.6187Nmnm各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：Ti=9550匕=34.2725NmT2-9550?2=725.8466Nm

n24傳動零件的設(shè)計計算計算過程及說明選定蝸輪蝸桿類型、精度等級、材料及齒數(shù)蝸桿用45號鋼蝸輪用鑄錫磷青銅根據(jù)設(shè)計要求，減速器使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉(zhuǎn)，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年。轉(zhuǎn)速誤差為+5%減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。由此，推薦采用漸開線蝸桿（ZI）,考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSnIOP1蝸桿用45號鋼蝸輪用鑄錫磷青銅蝸輪蝸桿的傳動比：ni=960n2一36.87=26.037426按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，在校核齒根彎曲強度。傳動中心距由式:ZEZP\2a-3KT2（）[二H]確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按蝸桿頭數(shù)Zi=2計算，則:渦輪軸的轉(zhuǎn)矩T2為:

9550Pi2395502.8023T2===725.8466Nmmn236.87確定載荷系數(shù)K因運輸機工作平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)Kp=1;由于空載起動，固選取使用系數(shù)Ka=1;由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)為1=1.1K=1.1則：K=<二工7v=1.1K=1.1確定彈性影響的系數(shù)ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故_1ze=160MP2。確定接觸系數(shù)Zp先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1=0.25a可查得,一：=3.35確定許用接觸應(yīng)力[j]根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC查得蝸輪的基本許用應(yīng)力[:；]/=180MPaN=8.49510N=8.495107「］N=60jn2Lh=60136.87283008=8.4951Q7壽命系數(shù)為：

則:KHN107二8 則:KHN107二8 8.495107=0.7653[二h]=Khn[二；.]/=0.7653180=137.754MPa4.2.6計算中心距a至31.1父7258466父| I=208.459mm137.754=137.754MPad1=61mm取中心距a=200mm因i=26,固從表中取m=6.3蝸桿分度圓直徑：d1=63mm這時d[/a=0.315，查得接觸系數(shù)Zp=3.15,因為Zp<Zp因此計算結(jié)果可用。蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿主要參數(shù)--*齒頂身：齒根身:全齒高:ha1=ham=16.3=齒頂身：齒根身:全齒高:...*一一_______hf1-(haC)=(10.25)6.3-7.875mmh1=ha1hf1=6.37.875=14.175mm直徑系數(shù)：q=10分度圓直徑:齒頂圓直徑:齒根圓直徑:d1分度圓直徑:齒頂圓直徑:齒根圓直徑:da1=d12ha1=6326.3=75.6mmdf1=d1-2hf1=63-27.875=47.25mm蝸桿導(dǎo)程:p2=39.5mm蝸桿螺紋部分長度:l圭(12.5+0.1父53)父6.3=112.14mm取l=110mm蝸桿分度圓導(dǎo)程角:=11蝸桿分度圓導(dǎo)程角:=11°18/36〃蝸桿軸向齒距:p=二m=3.146.3=19.782mm4.3.2、蝸輪主要參數(shù)蝸輪齒數(shù)：Z2=53變位系數(shù)：X2=-0.1032Z1=2驗算傳動比i=Z2Z5L26.5,這時傳動比誤差為坐二26=1.9%<5%在允許的范圍內(nèi)26蝸輪齒頂高：*ha2=(hax)m=(1-0.1032)6.3=5.65mm蝸輪齒數(shù)：Z2=53變位系數(shù)：X2=-0.1032Z1=2驗算傳動比i=Z2Z5L26.5,這時傳動比誤差為坐二26=1.9%<5%在允許的范圍內(nèi)26蝸輪齒頂高：*ha2=(hax)m=(1-0.1032)6.3=5.65mm蝸輪齒根高:_ ._* *_______________hf2=(%+c—x)m=(1+0.25+0.1032)父6.3=8.525全齒高：h2=ha2hf2=5.658.525=14.175mma2 ?2分度圓直徑:d2=mz2=6.353=333.9mm齒頂圓直徑:da2=d22ha2=333.925.65=345.2mm齒根圓直徑:df2=d2-2hf2=333.9-28.525=316.85mm蝸輪分度圓螺旋角：=11018/36〃4.4蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核查得蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算公式為光叫2」[\]d1d2m式中：雪--_蝸輪齒根彎曲應(yīng)力，單位為MPYFa2----蝸輪齒形系數(shù);Z2=53■=11.310d2=333.mmY----螺旋角影響系數(shù)；匕?為蝸輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MP當量齒數(shù)：Zv2二一Zv2二一Z2—3cos53二3cosil.31=53.367根據(jù)72=_0.1032，Zv2=56.211,查得齒形系數(shù)YFa2=2.378螺旋角影響系數(shù):11.31，Y：=1-，=10.9192140*140,許用彎曲應(yīng)力查ZCuSn10P1制造蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)際]/=56MP。壽命系數(shù) Kfn壽命系數(shù) Kfn610=9 78.49510=0.6104[of]=[']/*Kfn=560.6104=34.182MPa則1531172584661.53i.i725846.62.3780.9192=20.148MPa一F63333.96.3校驗結(jié)果為—=20.148MPa<[j]=34.182MPa。所以蝸輪齒根彎曲疲勞強度是滿足要求的4.5蝸桿工作圖因為蝸桿的結(jié)構(gòu)單一，幾何參數(shù)為所查資料得，不需對蝸桿的結(jié)構(gòu)及剛度做特別設(shè)計和驗算。所以以下只列出了蝸桿的詳細參數(shù)。

蝸桿頭數(shù)Z2模數(shù)m6.3導(dǎo)程角1111836"螺旋線方向右旋齒形角a20精度重等級蝸桿8f中心距a200配對蝸輪圖號軸向齒距累積公差fpx0.014軸向齒距極限偏差fpxL0.024蝸輪齒開公差ffl0.032jcISxl文）.0099.89-0071-1Sni1257-0.222_0.312/\軸向螺旋剖面hal6.3傳動類型ZI型蝸桿副蝸輪的工作圖因為蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造，而蝸輪的直徑較大，所以對蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計是必要的。蝸輪的結(jié)構(gòu)如下圖所示。在齒圈與輪芯聯(lián)結(jié)處，采用輪箍式。并采用H7/r6配合，并加臺肩和螺釘固定，此蝸輪直徑較大，采用8個螺釘平均分布，螺釘直徑d=1.3Mm=1.3M6.3=8mm。深度為（0.3-0.4）B,裝配后將鑲釘?shù)念^部切掉。輪幅打均分的六個圓孔，直徑取為25mm具厚度c=1.6m+1.5=12mmmm貝U取c=12mm蝸輪的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計已完成，詳細的結(jié)構(gòu)尺寸見蝸輪的零件圖。蝸輪主要參數(shù)如下圖；傳動類型ZI型蝸桿副蝸輪端在模數(shù)m6.3導(dǎo)程角T11*8'36”

螺旋方向右旋蝸桿軸向剖面內(nèi)的齒形角0(20，蝸輪齒數(shù)Z253蝸輪變位系數(shù)%-0.1032中心距a200配對蝸輪圖號精度等級蝸輪8cGB10089-1988蝸輪齒距累積公差Fp0.125齒距極限偏差fpt±0.032蝸輪齒厚S29650v7.UU_0.i65軸的設(shè)計計算及校核結(jié)果計算過程及說明結(jié)果蝸輪軸的設(shè)計由前面的計算可知軸的主要參數(shù)pup123V3.44520.830.98-2.8023Kwn1n2i196026.0374=36.87rmin2n1n2i196026.0374=36.87rmin2T2=95502-725.8466Nm%5.1.2求作用在蝸輪上的力已知軸上的蝸輪的分度圓直徑為d2=333.9mm則圓周力Ft22T2 2725846.62= =4347.68Nd2333.9徑向力Fr2=Ft2tan20=1582.426N軸向力Fa2=2「=234272.5=1088.015N63初步定軸的最小直徑初步估算低速軸的最小直徑，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。dminA0：P2idminA0：P2i02.802346.59mm36.87為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時選取聯(lián)軸器型號，該軸的計算轉(zhuǎn)矩TcaKT2,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=13,則：ca=KA.2=1.3725846.6=943600.58N.mm查標準GB/T5843-1986可選取YL11型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1000000一Tca許用轉(zhuǎn)速[n]=3200r/min>36.87r/min選用YL11型聯(lián)軸器，選用軸孔直徑dmin=50mmdmax=56mm,取最小軸孔直徑為50mm固取du=50。該半聯(lián)軸器長度L°=229mm<聯(lián)軸器軸孔長度L=112mmU軸配合的轂孔長度L1=90mm^用YL11型聯(lián)軸器能滿足要求。的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上的零件的裝配方案因為軸上零件只有一個蝸輪，則應(yīng)將蝸輪放在兩軸承的中間，如此軸的受力比較合理。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1—2軸段右端需制出一i軸肩，故取d2^=57mm,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=90mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1—2段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取111=88mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2/=57mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取。基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承30212,其尺寸為dXDmT=60mm父110mmM23.75mm,貝］7_8=23,75mm,所以可取d3』=d“=60mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由標準查得30212型軸承的定位軸肩高度4.5mm)因止匕d6_7=69mm。取安裝齒輪處的軸段4—5的直徑d4,=70mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度2-5mm故取l4,=76mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=4.9mm,則軸環(huán)處的直徑d5J6=79.8mm。軸環(huán)寬度b至1.4h,取15上=6.86mm。軸承端蓋的總寬度為25mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離1=25mm,故取l24=50mm。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距a=16mm,考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=23.75mm,因為此軸上只有一個零件，而且并沒有其他零件在任何位置對軸的長度造成影響，則蝸輪應(yīng)位于中心位置，所以l34=51.75mm軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按蝸輪用A型平鍵，按14,=76mm,查手冊得A型平鍵截面bxh=20mmx12mm,鍵梢用鍵梢銃刀加工，長為70mm同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選取蝸輪輪轂與軸的配合為H7/n6;半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，用A型平鍵為bxh=14mmx9mm,長為80mm半聯(lián)軸器與軸的配合為H8/j7。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為r7。蝸桿與半聯(lián)軸器聯(lián)接，采用鍵連接，選用的鍵為bMh=8mmM7mm,長為45mm確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2M45°,各軸肩處的圓角半徑均為2mm渦輪軸的校核求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于型圓錐滾子軸承，查得a=22.3mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距1=2父65.45=130.9mm。根據(jù)軸的簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的結(jié)果列于下表1-2:載荷水平面H垂直面V

支反力FFnhi=Fnh2=2173.84NFnvi=2178.868NFnv2=-596.442N彎矩MMH=142.277N.mMv1=142.606N.mMV2=—39.037N.m總彎矩M1=201.442N.mM2=147.535N.m扭矩TT=960N.m按彎扭合成應(yīng)力來校核軸的強度進行校核時，通常只是校核軸上受最大彎矩和扭矩(即危險截面C)的強度。V如;+a2T2)J(2014422+0.36父9600002)Oca=-=-=17.790MPaW34300軸的抗彎截面系數(shù)取W5L-d-七0.id3=34300vV32前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得［仃/=60MPa因此-＜［-］故此軸的各項要求是安全的。因為此軸不是特別重要的，所以此軸不需要進行精、確校核軸的疲勞強度。6蝸桿軸的設(shè)計結(jié)果計算過程及說明結(jié)果1軸的材料選擇，確定許用應(yīng)力?？紤]減速器為普通蝸桿減速器傳動裝置，軸主要傳遞蝸桿的轉(zhuǎn)矩，選取軸的的材料為45鋼，淬火處理，按鈕轉(zhuǎn)強度，初步估計軸的最小直徑。d3C3|叵=1153l3.4452=i7.60mmnn9960T=34.2725N.m確定各軸段直徑查表可知，選用YL5聯(lián)軸器，標準孔徑為d=28mm聯(lián)軸器軸孔長度L=44mm.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計從軸端起&=28mm開始逐段選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度為（0.07d）,因止匕d2=31.92mm因為此處要按裝毛氈圈，所以取標準直徑d2=30mm,d3與軸承配合，而且應(yīng)大于d2,要求同時承受徑向力和軸向力，所以選用角接觸球軸承7007AC,所以d3=35mm,d4起軸肩定位，h=0.07d3,因止匕d4=40mmd4=d6=40mmd7段裝軸承,所以d3=dy=35mm,d5取蝸桿齒頂圓直徑，因此d5=75.6mm

確定各段軸的長度Li取聯(lián)軸器白長度為50mm,L2是安裝端蓋的長度，取68mmL3是安裝軸承的，固取軸承寬度為14mmL4和L6為了時蝸桿和渦輪正確嚙合取為118mmL7也是安裝軸承的取為14mmL5為蝸桿軸向齒寬為152mm定出軸的跨度為L=l4+L6+L5+L3=402mm軸的總長度L=534mm校核軸的強度繪圖略查的角接觸球軸承a=18.3mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)=2188.7-377.4mm兩支承端的約束反力為FrH1FFrH1Fa2 1088.0152 2=544.0075N截面中心處的彎矩為MrH1=FrH1L=544.00750.1887=102.654Nm當其為豎直面內(nèi)分解是兩支承端的約束反力為FrV1=Fr1-FrV2=355.756N__'1582.426父188.7+4347.68m37.81…FrV2-尸1226.67N<377.4截面的左側(cè)的彎矩為MVC1=FrV1L=67131.157Nmm截面的右側(cè)的彎矩為Mvc2=F.v2L=231472.629Nmm截面左側(cè)的合成彎矩為22-22Mc1=：MrH1Mvc1=102.65467.131=122.655Nm截面右側(cè)的合成彎矩為MC2=iMrH22MVC22=102.6542231.4722=253.213Nm蝸桿與聯(lián)軸器之間的扭矩為P3.4452T=9550955034.272Nmn1960因為軸為單向轉(zhuǎn)動，所以扭矩為脈動循環(huán)，折合系數(shù)a之0.6,危險截面C處的彎矩MrC=JmC22+pT2=\：'253.2132+(0.6父34.272f=254.046Nm計算危險截面C處滿足強度要求的軸徑由公式￡I-J_MrM2：￡I-Jr-3W0.1d3可得mm=34.85mm.3Mrc_3254.046103可得mm=34.85mm一\0.1二/一：0.160由于中心處有鍵梢，故將軸徑加大5%即34.85mm1.05=36.59mm。而結(jié)構(gòu)設(shè)計簡圖中，該處的軸徑為d1=63mm,故強度足夠7、軸承的驗算計算過程及說明結(jié)果蝸輪軸承的驗算兩軸承承受的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面，如右圖Fr1V=-596.442NFr2V=2178.868NF尸PIFrlH將軸系部件受到的空間力系分解為水平面，如上圖Fr1H=Fr2H=2173.84N22Fr1=.FrwFr1H=2254”9n22Fr2、Fr2VFr2H=30783N查軸承的有關(guān)系數(shù)e=0.4,Y=1.5。則軸承的派生力為Fr1-751.393NFd12YFr2Fd2=F7=1025.943N因為1被放松，2被壓緊則軸向當量荷為Fa1=Fd1=751.393NFa2=1777.33N

因為Fa1因為Fa1F「1751.3930.33:二e2254.179Fa21777.333==0.577aeFr23077.83查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1X1對軸承1X1=1；丫1=0對軸承2X2=。4;丫2=1.5P1=P1=3534.78P2=5794.78106Lh.60n 4=228.22810h因軸承運轉(zhuǎn)中有沖擊載荷，查得fP5]=1.2.1.8取。fp=1.5P=fp(X1Fr1+YFa1)=3381.26NP2=fp(X2Fr2Y2Fa2)=5945.69N因為P1<P2,所以按軸承2的受力大小驗算（由前結(jié)果得L/h=8父2M8乂300=3.84黑10411,查表的c=102000由于LhL選軸承可滿足壽命要求。7.1.3蝸桿軸承校核兩軸承承受的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面

Fr1V=450.546NFr2V=1131.88N將軸系部件受到的空間力系分解為水平面Fr1H=Fr2H=791.213N22Fr「FrwFr1H=910.499N2Fr2-Fr2VFr2H=1381.00N查軸承的有關(guān)系數(shù)e=0.68。則軸承的派生力為Fd1-0.68Fr1-619.139NFd2-0.68Fr2-939.08N因為1被放松，2被壓緊則軸向當量荷為Fa「Fd1=619.139NFa2=4966.819N算軸承壽命因為Fa=619.139=0.679二eFr1910.499=3.59eFa24966.819=3.59eFr21381.00查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1X1=1；Y=0對軸承2X2=0.41;Y2=0.87因軸承運轉(zhuǎn)中有沖擊載荷，查得fP5]=1.2.1.8取。則fp=1.5pP=fp（XFri+YFai）=1365.748NP2=fD（X2Fr2+丫上2）=1657.29N2p\2122a2/因為Pi<P2,所以按軸承2的受力小驗算（由前結(jié)果得L/h=8父2父8父300=3.84父10411,查表的C=185003106c'Ih=————=38hL60n口<P2J由于Lh?L/h選軸承不滿足壽命要求。因此要選用一端兩個軸承，一端一個，這樣來增加軸承的壽命。。88、鍵的驗算計算過程及說明結(jié)果8.1蝸輪軸上的鍵驗算由前面軸的設(shè)計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為b父h父L=20mm父14m70mm,半聯(lián)軸器周向定位為A型平鍵為計算過程及說明結(jié)果8.1蝸輪軸上的鍵驗算由前面軸的設(shè)計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為b父h父L=20mm父14m70mm,半聯(lián)軸器周向定位為A型平鍵為bmhmL=14mmx9M80mm。A型平查得平鍵的驗算公式為鍵不符二312T 103+]Pkld一[p]合要求鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用因此用壓力較小。查得鑄鐵許用擠壓力[op]=50-60MPa,取其平均值[j]=55MPa。A型鍵的工作長度l=L-b=70-20=50mm鍵與輪轂梢白^接觸高度k=0.5h=7mm由以上公式可得=3=222584661103=59.25MPakld75070可見，A型平鍵不符合要求，于是用兩個鍵。對于半聯(lián)軸器的A型平鍵盤，鍵、軸和半聯(lián)軸器材料雙鍵C型平鍵符合要求都為鋼，查得鋼的許作擠壓應(yīng)力[。0]=100-120MPa,取其平均值[Op]=110MPa。A型鍵的工作長度pl=L-b=80-14=66mm,鍵與輪轂梢的接觸高度k=0.5h=4.5mm由以上公式可得32T2725.84661:——10=10-97.75MPapkld4.56650可見，A型平鍵符合要求9、潤滑的選擇計算過程及說明結(jié)果9.1潤滑油的選擇和潤滑方式潤滑油由前已計算出蝸桿傳動的相對滑動速度選粘度nd1n1vs=T=3.229m/sccos/等級為320查得潤滑方式用油池潤滑，油的運動粘度為350。查得油的粘度等級為320(GB/T14906-1994)由于是采用蝸桿下置式，所以采用浸油潤滑，在箱體內(nèi)裝上潤滑油，使蝸桿浸在其中。渦輪軸承的潤滑采用脂潤滑，而蝸桿軸承采用油潤滑。10、蝸桿傳動的熱平衡計算計算過程及說明結(jié)果10.1蝸桿傳動的熱平衡計算蝸桿傳動由于效低，所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥♂?，從而增大磨擦損失，甚至發(fā)生膠合。所

以，必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量和同時間內(nèi)的散熱量平穩(wěn)衡，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。查得以下計算公式。5]1000P(1"1000M3.445父(1-0.80)飛卜就十一'-20+Ry=53.77C因為t0<80,所以不需要加散熱裝置。11、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。計算過程及說明結(jié)果11.1箱體的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號蝸桿減速器尺寸(mm機座壁厚011機蓋壁厚9.35機座凸緣厚度