螺旋输送机传动装置机械设计课程设计-毕业论文.doc

课程设计（论文）

题 目： 机械设计——课程设计
螺旋输送机传动装置

目 录
一、传动系统方案选择与拟定 1
二、电动机的选择 2
三、计算总的传送比及分配各级的传动比 4
3.1 计算总传动比 4
3.2 分配传动装置各级传动比 4
四、传动系统的运动和动力参数的计算 4
4.1 已知条件 4
4.2 各轴转速 （r/min） 4
4.3各轴功率 （kw） 4
4.4各轴的转矩 （N.mm） 5
五、内传动零件的设计计算 5
5.1选择蜗杆传动的类型 5
5.2 选择材料 5
5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 6
5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸 7
5.5 校核齿根弯曲疲劳强度 8
5.6 效率验算 9
5.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 9
六、外传动设计 9
6.1材料选择 9
6.2按齿面接触强度计算设计 9
6.3计算各参数 10
6.4按齿根弯曲强度计算设计 12
6.5几何尺寸计算 13
6.6转速误差验算 14
七、轴的设计计算 14
7.1蜗杆轴 14
7.2蜗轮轴 16
7.3圆柱齿轮轴 18
八、轴的校核 20
8.1蜗杆轴校核 20
8.2蜗轮轴的校核 25
九、滚动轴承的选择及校核计算 31
9.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 31
9.2蜗轮轴上轴承的选择计算 32
9.3,圆柱齿轮轴轴承的选择计算 33
十、键连接的选择及校核计算 34
10.1输入轴与电动机轴采用平键连接 34
10.2输出轴与悬臂齿轮连接采用平键连接 34
10.3输出轴与蜗轮连接用平键连接 35
10.4圆柱大齿轮与轴联接选用A型平键 35
十一、联轴器的选择计算 35
11.1与电机输出轴配合的联轴器 36
11.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 36
十二、润滑和密封说明 37
12.1润滑说明 37
12.2密封说明 37
十三、拆装和调整的说明 37
十四、减速箱体的附件说明 38
十五、设计小结 40
十六、参考文献 41

设计任务书

设计螺旋输送机传动装置

原始数据：
参 数
题 号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
工作机轴上的功率
0.68
0.7
0.65
0.8
0.9
1.2
1.5
1.7
2.0
3.2
工作机轴上的转速
11
11.5
11
13
15
20
25
28
35
36

已知条件：

1. 螺旋筒轴上的功率：；
2. 螺旋筒轴上的转速：
3.工作情况：三班制，单向连续运转，载荷较平稳；
4.使用折旧期：10年；
5.工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度35℃；
6.动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V；
7.检修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；
8.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单件生产。

设计工作量：

1. 减速器装配图1张（A0或A1）；
2. 零件工作图2张；
3. 说明书1份；
4. 参考传动方案：见图19-6

计算及说明
一、传动系统方案选择与拟定
传动方案：电动机→传动系统→执行机构。
初选三种传动方案，如下：

（a）蜗轮蜗杆减速器

（b）二级圆柱齿轮减速器

（c）二级圆锥齿轮减速器
系统方案总体评价：
方案（a）为整体布局最小,结构紧凑，传动平稳，而且可以实现较大的传动比,箱体结构简单，零件数相对较少，因此该装置的使用寿命及稳定性很强。(b)方案布局适中，传动也较平稳，但是传动零件及箱体都太复杂既不经济又影响装置寿命（c）方案布局适中，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。
根据设计任务书要求，原始数据：

数据编号
3
工作机轴上的功率Pw/kw
0.65
工作机轴的转速n/(r/min)
11

最终方案选：（a）蜗轮蜗杆减速器
工作条件与技术要求：
输送机转速允许误差为±5%；工作情况：三班制，单向连续运转，载荷较平稳；工作年限：10年；工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度35℃；动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V；检修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单价生产。
二、电动机的选择
(1) 选择电动机的类型和结构形式
生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。
三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速——磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。
按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
(2) 选择电动机的功率
根据已知条件，工作机所需的电动机输出功率为2KW
查【2】表1得：

弹性联轴器的传动效率η
0.93
滚动轴承的传动效率η=0.97
涡轮蜗杆的传动效率η=0.81
电动机至运输带之间总效率

=
=0.6738

确定电动机转速
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算出电动机转速的可选范围，即

r/min
式中：——工作机轴的转速
——为总传动比
n——电动机可选转速范围

(3) 初选为同步转速为1000r/min的电动机

查【3】（P16-53）表16-1-28

型号
额定 功率KW
电动机转速(r/min)
电动机
重量(N)
价格(元)
同步转速
满载转速
1
Y90L-6
1.1
1000
910
24
最便宜
2
Y90S-4
1.1
1500
1400
25
次便宜

综合考虑选择电动机型号为Y90L-6,其额定功率为1.1kw，满载转数为910r/min
即

电动机轴伸出端直径24mm 电动机轴伸出长度50mm

三、计算总的传送比及分配各级的传动比
3.1 计算总传动比
总传动比
3.2 分配传动装置各级传动比
初步分配为
四、传动系统的运动和动力参数的计算
4.1 已知条件

4.2 各轴转速 （r/min）
电动机轴 Ⅰ轴： r/min
Ⅱ轴： r/min
Ⅲ轴 、工作轴： r/min
4.3各轴功率 （kw）
电动机轴 ：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴 ：
工作轴：
4.4各轴的转矩 （N.mm）
电动机轴 ：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴 ：
工作轴：
现把减速器各轴有用数据集中如下：

轴
参数
转速（r/min）
功率（kw）
转矩（N.mm）
电动机轴
910
0.9647
10.1240
Ⅰ轴
910
0.9264
9.7221
Ⅱ轴
44.00
0.7279
157.9874
Ⅲ轴
11.00
0.6566
570.0482
工作轴
11
0.6501
564.405

五、内传动零件的设计计算
5.1选择蜗杆传动的类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI).
5.2 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45——55HRC。涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸铁H7100制造。
5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式涡轮传动的设计准则，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。传动中心距

确定作用在蜗轮上的转矩
查前面设计表格知 N*M
确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数；选取使用系数；由于转速不高，冲击不打，可取动载荷系数；则

确定弹性影响系数
因选用的是铸锡青铜蜗轮和蜗杆相配，故
确定接触系数
先假设蜗杆分度圆至今和传动中心距比值， 查【1】图11-18中可查得=2.9。
确定许用接触应力
根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，查【1】可得到蜗轮的基本许用应力的值~=268MPa
应力循环次数：

寿命系数：

计算中心距
= 107.7468
取中心距a=125，因i=20.6818，查【1】表11-2中取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径。这时，从【1】图11-18可查得接触系数,因为,因此以上计算结果可用。
传动比验证：（20.5-20.6818）/20.6818 =0.88%＜5% 成立。
5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸
（1）蜗杆 分度圆直径
模数m=5mm
轴向齿距：
蜗杆头数：
直径系数：
齿顶园直径：
齿根园直径：
导程角：°
轴向齿厚：
径向间隙：
（2) 蜗轮 齿数：
蜗轮分度圆直径：
喉圆直径：
咽喉母圆半径
齿顶高：
齿根高：
齿根圆直径：
端面齿距：
变位系数：
5.5 校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数
根据，得：
查【1】图11-9得 齿形系数：

螺纹角系数：
许用弯曲应力
查【1】表11-8得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力，寿命系数：

由上述计算可得：

可以得到：<弯曲强度满足。
5.6 效率验算

已知；；与相对滑动速度有关。
从表【1】11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值，因此不用重算。
5.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆是动力传动，属于通用机械减速器，可以从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，涡轮精度中选择8级精度，侧隙种类f，标注为8f. GB/T10089-1988。
然后由相关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。

六、外传动设计
条件：P=0.7279KW ，， i=4
6.1材料选择
（1）小齿轮的材料为40，硬度为280,大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240,二者之差为40。
（2）精度等级选8级精度。
（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。
（4）选压力角为。
6.2按齿面接触强度计算设计
按【1】式（10-21）试算，即

（1）确定公式中的各参数
①试选载荷系数，。
②计算小齿轮的传递扭矩

③由【1】表10-7选齿宽系数。
④由【1】表10-6查的材料的弹性影响系数。
⑤由【1】图10-21d按齿面硬度查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【1】式10-13计算应力循环次数。

⑦由【1】图10-19取接触疲劳寿命系数。
⑧计算疲劳需用应力。
取失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得

6.3计算各参数
（1）试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值

（2）计算圆周速度

（3）计算齿宽

（4）齿宽与齿高之比
模数
齿高

（5）计算载荷系数
根据，7级精度，由【1】图10-8查的动载荷系；
直齿轮，。
由【1】表10-2查的使用系数 ：
由【1】表10-4用插值法6级精度，小齿轮悬臂分布时，
由，查【1】图10-13得；故载荷系数

（6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，由【1】式（10-10）得

（7）计算摸数

6.4按齿根弯曲强度计算设计
由【1】式（10-5）得弯曲强度计算设计

（1）公式内容的各计算值
①由【1】图10-20查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；
②由【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数
③计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数由【1】式（10-12）得

④计算载荷系数

⑤查齿形系数。
由【1】表10-5查得 。
⑥查取应力校正值系数。
由【1】表10-5查得 。
⑦计算大、小齿轮的并加以比较。

大齿轮的值大
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.1445并就近圆整为标准值，按接触强度算的的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由
取
取
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
6.5几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

圆整后，，。
6.6转速误差验算
电机转速910r/min，传动装置设计完成后总传动比为,则输出轴转速为，转速误差为则上述设计在误差范围内符合设计要求。
七、轴的设计计算
7.1蜗杆轴
蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：
P= 0.9264kw N=910r/min T=9.7221Nm
7.1.1按扭矩初算轴径
选用45钢调值，硬度为
根据【1】式，并查【1】表15-3，取

考虑到有键槽，将直径增大7%，则：
7.1.2蜗杆的结构设计
（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配
一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。
端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查【1】表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查【3】选用TL6型号弹性套柱销联轴器。

型号
公称转距

许用转速

轴的直径

64
5700
38
52
24
因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。
端：因为定位销键高度，
因此，。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为
所以，
段：初选用圆锥滚子轴承，参考要求因d=32，查【3】选用32007X2型圆锥滚子承。

圆锥滚子轴承一端用油环定位（宽度为10mm），油环紧靠轴环端用于轴肩定位。
段：直径轴环宽度b ,在满足强度下，又要节省材料取轴肩宽度为；，；。
V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径 齿顶圆直径 ,蜗轮的喉圆直径。
查【1】表11-2变形系数所以蜗轮齿宽
综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离 故选L=86mm
蜗杆轴如下
7.2蜗轮轴
7.2.1输出轴的设计计算
（1）输出轴上的功率，转速和转矩：
P=0.7279kw , N=44r/min ,T=157.9874Nm
（2）求作用在轴上的力

（3）初步确定轴径的最小直径
选用钢，硬度
根据【1】公式，并查【1】表15-3，取

考虑到键槽，将直径增大7%，则；
所以，选用
7.2.2轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
轴的最小直径段安装悬臂小齿轮，由于悬臂小齿轮齿宽为59mm则
I-II段：，。轴上键取
II-III段：因定位轴肩高度，，考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取。
Ⅲ-IV段：初选圆锥滚子轴承，参照要求取型号为32008x2型圆锥滚子轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，则取。
Ⅳ-V段：为安装蜗轮轴段，，蜗轮齿宽
取L=60mm，
V-VI段：Ⅵ-V段右端为轴环的轴向定位，mm
VI-VII段：。
蜗轮轴结构如下

（3）轴上零件的周向定位
蜗轮、悬臂齿轮与轴的定位均采用平键连接。按 由【1】表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；悬臂小齿轮与轴的连接，选用平键为，配合为。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
参考【1】表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩的圆角半径为1~2
由于小齿轮为悬臂小齿轮则在该段轴端应对轴端零件固定，采用在轴端钻孔加工螺纹并安装螺钉和挡圈来固定悬臂小齿轮。

7.3圆柱齿轮轴
1）
圆柱齿轮轴选用45钢调质处理硬度为220~240HBS
根据【1】公式，并查【1】表15-3，取

考虑到键槽，将直径增大7%，则；
端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查【1】表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

查【3】选用TL9型号弹性套柱销联轴器。
型号
公称转距

许用转速

轴的直径

1000
2850
84
112
50
因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。
端：因为定位销键高度，
因此，。
段：初选用角接触球轴承，参考要求因d=58，查【3】选用7012C型号滚子轴承。

段：该段安装圆柱齿轮取齿宽为54则。
V段：轴环宽度b ,在满足强度下，又要节省材料取轴肩宽度为，
VI段：安装轴承由第三段知该段直径为60长度为17
圆柱齿轮轴结构图如下：
八、轴的校核
8.1蜗杆轴校核
8.1.1蜗杆轴的校核受力图如下：

首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点的位置时从【3】中查取得值。对于32007x2型轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 、 及 的值计算过程及结果如下：

载荷
H
V

支反力
KN

0.7707
0.7707
0.2805
0.2805
弯矩M

总弯矩KM

扭矩T=9.7221

（1）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据【1】(P375)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，轴的计算应力：
，
故安全。
8.1.2精度校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面II、III、IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III、IV均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面V左右即可。
（2）截面E左侧
抗截面系数
抗扭截面系数
截面E左侧弯矩
截面E上扭矩=157.9874

轴的材料为45钢，调质处理由【1】表11-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按【1】附表3-2查取，因，
,
又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，
故有效应力集中系数

查【1】附图3-2尺寸系数，
查【1】附图3-4
轴未经表面强化处理

又由【1】附图3-1与3-2的碳钢的特性系数
取； ， 。
计算安全系数

故该轴在截面左侧强度是足够的。
（3）截面E右侧
抗截面系数按教材表15-4中的公式计算

抗扭截面系数

弯矩及扭转切应力为

过盈配合处由【1】附表3-8用插值法求出并取
=3.16，故
按磨削加工，由【1】附图3-4 表面质量系数
附图3-2尺寸系数，
故得综合系数为
轴未经表面强化处理

又由由【1】附图3-1与3-2的碳钢的特性系数
取； ，取
计算安全系数

故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即告结束。
8.2蜗轮轴的校核
8.2.1求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点的位置时，应从手册中查取得值。对于32008x2型轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 、 及 的值计算过程及结果如下：

载荷
H
V

支反力
N

770.65
770.65
280.5
280.5
弯矩M

总弯矩M

扭矩T=157.9874

按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据【1】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，轴的计算应力：
，
故安全
8.2.2精度校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面II、III只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和IV处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右即可。
（2）截面V左侧
抗截面系数
抗扭截面系数
截面E左侧弯
截面E上扭矩=800.6199

轴的材料为45钢，调质处理，由【1】表11-1查得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因，
,
又由【1】附图3-1可知轴的材料敏性系数，
故有效应力集中系数

查【1】附图3-2尺寸系数，
查【1】附图3-4
轴未经表面强化处理

又由3-1与3-2的碳钢的特性系数
取； ，
计算安全系数

故该轴在截面左侧强度是足够的
（3）V截面右侧
抗截面系数按【1】表15-4中的公式计算

抗扭截面系数

弯矩及扭转切应力为

过盈配合处由【1】附表3-8用插值法求出并取
=3.16，故
由【1】附图3-4 表面质量系数
由【1】附图3-2尺寸系数
轴未经表面强化处理

又由由【1】附表3-1与3-2的碳钢的特性系数
取； ，取
计算安全系数

>>S=1.5
故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此轴的设计即告结束。
8.3 圆柱齿轮轴校核
8.3.1已知作用在齿轮上的力
Ft=3510.8889
Fr=1277.8591N
将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上，轴的支反力也简化为集中力。
FAY=FBY= Fr /2=638.9295N
FAZ =FBZ= Ft/2=1755.4444N
LA=LB=52mm
由垂直平面受力图和水平面受力图求出作用于轴上的载荷
将危险截面在垂直面和水平面处：
MC1=FAY×L/2=16612.167N.mm
MC2=FAZ×L/2=45641.5544N.mm
合成弯矩
将计算出的危险截面处的的值列入下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力

弯矩

总弯矩

扭矩

8.3.2按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力
＜60Mpa
结论：按弯矩合成应力校核轴的强度足够。
九、滚动轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命：。
9.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算
（1）轴承的选择
采用圆锥滚子轴承，根据轴直径d=35mm，选择圆锥滚子
查【3】轴承为32007x2其参数为：
基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边轴承受轴向载荷
该轴承所受的径向力约为

对于圆锥滚子轴承，按【1】表13-7轴承派生轴向力，其中Y=1.4 ;X=0.4
当量动载荷
轴承所受的径向力约为

当量动载荷
所以，应用核算轴承的寿命
因为是球轴承，所以取指数
轴承计算寿命
减速器设计寿命
所以
满足寿命要求。
9.2蜗轮轴上轴承的选择计算
（1）轴承的选择
选择使圆锥滚之轴承轴承，根据轴直径d=40mm，查【3】选用圆锥滚子轴承号为32008x2。
主要参数如下：
基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
因蜗轮轴所受的轴向力向左，所以只有最左边轴承受轴向载荷
该轴承所受的径向力约为

对于圆锥滚子轴承，按【1】表13-7轴承派生轴向力，其中Y=1.4 ;X=0.4
当量动载荷
轴承所受的径向力约为

当量动载荷
所以，应用核算轴承的寿命
因为是球轴承，所以取指数
轴承计算寿命
减速器设计寿命
所以
满足寿命要求。
9.3,圆柱齿轮轴轴承的选择计算
（1）轴承的选择
选择使用深沟球承轴，根据轴直径d=60mm，查【3】选用圆锥滚子轴承号为61912.
主要参数如下：
基本额定静载荷
基本额定动载荷
极限转速
（2）寿命计算
由于深沟球轴承无轴向载荷根据【1】(P198)式（10-3）

减速器设计寿命
所以
满足寿命要求。
十、键连接的选择及校核计算
10.1输入轴与电动机轴采用平键连接
根据轴径，，查【1】（P106）表6-1可选用A型平键，得：，，。
即：键8×40 GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由【1】表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。由【1】式（6-1）得：

所以此键强度符合设计要求。
10.2输出轴与悬臂齿轮连接采用平键连接
根据轴径，，查【1】（P106）表6-1选用A型平键，得：，，，。
即：键10×50GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由【1】表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。由【1】式（6-1）得：

所以此键强度符合设计要求。
10.3输出轴与蜗轮连接用平键连接
根据轴径，，查【1】（P106）表6-1选用A型平键，得：，，，
即：键12×50GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。

所以此键强度符合设计要求。

10.4圆柱大齿轮与轴联接选用A型平键
根据轴径，，查【1】（P106）表6-1选用A型平键，得：，，，
即：键12×50GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由【1】表6-2查的许用应力 ，取其平均值。键的工作长度：

键与联轴器接触高度。

所以此键强度符合设计要求.

十一、联轴器的选择计算
11.1与电机输出轴配合的联轴器
（1）计算联轴器的计算转距

查【1】表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取

（2）型号选择
根据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器TL4型。
主要参数如下：
公称扭距（满足要求）
许用转速

，因此此联轴器符合要求。
轴孔直径
轴孔长度
11.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器
（1）计算联轴器的计算转距

查【1】表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取

（2）型号选择
根据前面的计算，蜗轮输出轴，选择弹性销柱联轴器HL9型。
主要参数如下：
公称扭距

许用转速

，因此此联轴器符合要求。
轴孔直径
轴孔长度

十二、润滑和密封说明
12.1润滑说明
蜗杆蜗轮润滑：因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=5mm；润滑油使用50号机械润滑油。
蜗杆轴承润滑：浸油润滑但是浸油深度不低于滚之也不超过滚子中心，由于蜗杆的旋转使有对轴承由冲击则在轴承处装有挡油环。
蜗轮轴承润滑：才有油润滑，由于为下置式蜗杆且圆周速度小于2m/s则可采用油润滑在底座凸缘上开油槽并安装刮油板使蜗轮上的油流进油槽进而流进轴承润滑。
外传动齿轮润滑：采用脂润滑，开式齿轮润滑脂是由复合皂基稠化剂稠化高粘度基础油，并加有极细的胶体分散固体润滑剂、极压抗磨、抗氧化、防腐蚀、防锈等添加剂而成的高粘性齿轮脂。此高粘极压齿轮润滑剂在高负荷下保持稳定性的润滑膜层,设计用于要求粘附性高、负荷大的齿轮传动装置及机械设备摩擦部位的润滑，可增加高负荷设备的寿命，防震和减震，平滑被损坏齿轮的表面。适用温度范围：-5～+200℃。有优异的极压抗磨性能，极强的渗透稳定性和抗冲击负荷能力；极好的粘附性、润滑性和耐高温性，可用于温度较高的部位；良好的机械安定性和氧化安定性，具有较长的使用寿命；良好的抗水性、防锈性和防护性，用于受天气和灰尘影响的摩擦表面润滑。
12.2密封说明
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂上润滑脂。
十三、拆装和调整的说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。
十四、减速箱体的附件说明
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。
根据【2】设计箱体尺寸如下
名称
符号
计算公式（mm）
结果（mm）
箱座壁厚

12
箱盖壁厚

10
箱盖凸缘厚度

15
箱座凸缘厚度

18
箱座底凸缘厚度

30
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册
4
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

M10
轴承端盖螺钉直径

M6
视孔盖螺钉直径

M6
定位销直径

=
8
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书
20
18
16
，,至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书
20

14
外机壁至轴承座端面距离

=+
42
大齿轮顶圆与内机壁距离

>
15
齿轮端面与内机壁距离

>
20
机盖肋板
机