蝸輪蝸桿減速器設計說明書

第4頁共23頁目錄一、電動機的選擇……………………3二、傳動比分配………4三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)………………4四、傳動零件的設計計算……………4五、軸的設計計算……………………6六、蝸桿軸的設計計算…………17七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算………18八、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸確定………19九、潤滑油選擇：……………………21十、滾動軸承的選擇及計算…………21十一、聯(lián)軸器的選擇……………………22十二、設計小結(jié)………22減速器種類：蝸桿—鏈條減速器減速器在室內(nèi)工作，單向運轉(zhuǎn)工作時有輕微震動,兩班制.要求使用期限十年，大修期三年,速度誤差允許5％,小批量生產(chǎn)。設計計算及說明結(jié)果一。電動機的選擇電動機類型選擇按工作要求和工作條件,選用一般用途的臥式封閉型Ｙ(112M-4）系列三相異步電動機。電動機容量(1)工作機所需功率2x102=2.4kw（2）電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，η1、η2…為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率.由《機械設計課程設計》表2-4查得：單頭蝸桿；軸承75（三對）；聯(lián)軸器；滾筒鏈傳動則故2.4/0.6624=3。6233kw電動機的轉(zhuǎn)速(1）工作機滾筒主軸轉(zhuǎn)速45。842.4kw0。66243.6233kwnw=45.84型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速質(zhì)量Y112M-44。015001440470有表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的總傳動比較小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，并且節(jié)約能量。因此選擇方案1,選定電動機的型號為Y112M-4,二．傳動比分配===114。55=3～5取=30所以=3.82三．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1)各軸傳速2）各軸輸入功率3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩T（N?ｍ)Tn=9550×p/niT1=9550×3.96/960=39。393N·mT2=9550×2。9106/32=868.63N·mT3=9550×2。824/32=842.79N·mT4=9550×2。63/8.38=2985.7995N·m將以上算得的運動及動力參數(shù)列表如下：軸號功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/（）轉(zhuǎn)速n/電動機軸42960Ⅰ軸3.9639.4960Ⅱ軸2。824868.6332Ⅲ軸2.9106842.7932工作軸2.6329854。79958。38四、傳動零件的設計計算㈠蝸輪蝸桿1、選擇蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開式蝸桿(ZI)2、選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45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ZCuSn10P1，金屬模鑄造3、按齒面接觸疲勞強度進行設計1).在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，即T2，按Z=1,估取效率η=0。75，則T2=868630⑴確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，即T2，按Z=1，估取效率η=0.75，則T2=868630⑵確定載荷系數(shù)K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)KB=1，由書上（機械設計)表11-5,選取使用系數(shù)KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高,沖不大，可取載荷KV=1。05。則K=KAKBKV=1.15×1×1。05≈1。21⑶確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸輪相配，故ZE=160mpa1/2⑷確定接觸系數(shù)Zp先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0。35,從圖11—8得Zp=2。9⑸確定許用接觸應力［бH］根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅蝸輪，金屬模鑄造,蝸桿螺旋面齒面硬度>45HRC，據(jù)表11-7查得蝸輪的基本許用應力[бH］

`=268mpa應力循環(huán)次數(shù)N=60×1×32×（10×250×2×8×0.15)=11520000KHN=（107/11520000）1/8=0.9825壽命系數(shù)[бH］=KHN×[бH]

`=0。9825×268mpa=262。8mpa⑹計算中心距根據(jù)公式：a≥[KT2(ZEZP/[бH］)2]1/3a≥［1。21×868630×(160×2。9/262.8）2]1/3=148.53據(jù)實際數(shù)據(jù)驗算，取中心距a=160,i=30,故從表11—2中取模數(shù)m=8mm,分度圓直徑d1=80mm,這時,d1/a=0.44、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸⑴蝸桿軸向齒距pa=25.133mm，直徑系數(shù)q=10，齒頂圓直徑da1=96mm

；齒根圓直徑df1=60.8,分度圓導程角γ=;蝸桿軸向齒厚Sa=12。5664mm⑵蝸輪Z2=31，變?yōu)橄禂?shù)X2=-0.5驗算傳動比i=31,傳動比誤差為(31—30）/30=3。3％，是允許的蝸輪分度圓直徑：d2=mZ2=8×31=248mm蝸輪喉圓直徑:da2=d2+2ha2=248+2×［8×（1—0。5）］=256mm蝸輪齒根圓直徑：df2=d2-2hf2=248-2×8×1。7=220。8mm蝸輪咽喉母圓半徑：rg2=a—1/2da2=160—(1/2)256=32mm5、校核齒根彎曲疲勞強度бf=（1。53KT/d1d2m)Yfa2YB≤[бf］當量齒數(shù)Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5。71.)3=31.47根據(jù)X2=-0。5，Zv2=31.47，查得齒形系數(shù)Yfa2=3。34即，螺旋角系數(shù)YB=1-r/140.=1-5。71。/140。=0.9592許用彎曲應力［бf]=[бf]

＇·KFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蝸輪基本許用彎曲應力[бf]

＇=56mpa壽命系數(shù)KFN=（106/11520000)1/9=0.762［бf］=56×0。762=42.672mpaбf=(1。53×1。21×868630/80×248×8)×3.36×0。9592=32。6534mpa∵бf≤［бf],∴符合要求6、驗算效率η

η=(0。95～0。96）tanγ/tan(γ+ψ）γ=5.71.；ψv=arctanfv

；fv與相對滑速度Vs有關(guān)Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×80×960/60×1000cos5.71。=4。784m/s從表11—8中用插值法查得fv=0.022432,ψv=1。285，代入式中得η=0.77〉0。75，大于原估計值,因式不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器,從GB/T10089~1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標注為8fGB/T10089-1988，然后由有關(guān)手冊查得要求公差項目以及表面粗糙度。㈡齒輪1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)⑴選用直齒圓柱齒輪傳動⑵運輸機為一般工作器,速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）⑶材料選擇,由表10-1選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼,硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS⑷初選齒數(shù)：小齒輪Z1=29,大齒輪Z2=3.77×29=109。33=1102、按齒面接觸強度設計d1t≥2。32×{(KT/φd）·（μ±1/μ)·(ZE/［бH]）2｝1/3⑴確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1。3計算小齒輪轉(zhuǎn)矩，由先前算得T3=842790N·mm由表10—7選齒寬系數(shù)φd=1由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8mpa1/2由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限бHlim1=600mpa；大齒輪接觸疲勞強度極限бHlim2=550mpa計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60×32×(10×250×16×0.15）=11520000;N2=11520000/3。77=3.056×106由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=1。29

；KHN1=1。06計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,［бH]1=KHN1·бlim1/S=1。29×600mpa=774mpa［бH]2=KHN2·бlim2/S=1。06×550mpa=583mpa⑴計算計算小齒輪分度圓直徑d1t，[бH］中較小的值［бH］2，d1t≥2.32×｛(KT/φd）·（μ±1/μ）·(ZE/［бH]）2｝1/3=2。32×{（1.3×842790/1)·（3。77±1/3。77)·（189.8/583）2}1/3=122。42mm計算圓周速度V。，V=πd1tn1/60×1000=0。21m/s計算齒寬b=φd·d1t=1×122。42=122。42mm計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)mt=d1t/Z1=1。2×122.42/29=5.064,∴mt=6，h=2.25×6=13。5，b/h=122。42/13。54=9.068計算載荷系數(shù)，根據(jù)V=0。21m/s,7級精度,Kv=1.02，直齒輪KHα=KFα=1,由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。25，由表10-4用插值法得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.437.由b/h=9.068，KHβ=1.437，∴K=KAKvKHαKHβ=1.25×1。02×1×1.437=1.832按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t(K/Kt)1/3=122。42×（1.832/1。3）1/3=137.25mm計算模數(shù)m，m=1.2×d1/Z1=1。2×37。25/29=5。679，∴取m=63、按齒根彎曲強度設計由m≥｛（2KT1/φd·Z12)·(YFaYSa/[бF］)}1/3⑴確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限бFE1=500mpa，大齒輪彎曲疲勞強度極限бFE2=380mpa。由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.98，KFN2=1。07計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1。4，由式［бF]1=KFN1бFE1/S=0。98×500/1。4=350mpa，[бF］2=KFN2бFE2S=1。07×380/1.4=290.43mpa計算載荷系數(shù)K，K=KAKvKFαKFβ=1。25×1。02×1×1。352=1.724查取齒形系數(shù)，由表10-5查得YFa1=2.53

；YFa2=2.172

；查取應力校正系數(shù)由表10—5查得YSa1=1.62

；YSa2=1.798計算大小齒數(shù)YFa1YSa1/［бF］1=2。53×1.62/350=0.01171，YFa2YSa2/[бF]2=2.172×1.798/290.43=0.01345，∴大齒輪的數(shù)值大⑵設計計算m≥1。2×{(2×1.724×842790/1×292)·0。01345}1/3=4。31，∴m取5,∴小齒輪數(shù)Z1=d1/m=137。25/5≈28，∴大齒輪齒數(shù)Z2=3.77×28=105.56；∵不能有公約數(shù),要求互質(zhì)，∴取1074、幾何尺寸計算⑴計算分度圓直徑d1=Z1m=28×5=140mmd2=Z2m=107×5=535mm⑵計算中心距a=(d1+d2）/2=337。5mm⑶計算齒輪寬度b=φdd1=1×140=140mm取B2=140mm，B1=145mm=114.55=30=3.82=====8。38r/min==2.9106kw2。824kwT1=39.393N·mT2=868.63N·mT3=842。79N·mT4=2985.7995N·m蝸桿：45鋼蝸輪

：ZCuSn10P1T2=868630N·mmKV=1。05。則K=KAKBKV=1.15×1×1。05≈1.21ZE=160mpa1/2[бH]

`=268mpaN=11520000KHN=0。9825[бH]=262.8mpaa=160,i=30m=8mm,d1=80mmd2=248mmda2=256mmdf2=220。8mmrg2=32mmZv2=31。47Yfa2=3.34YB=0.9592［бf］

＇=56mpaKFN=0.762［бf]=42.672mpaбf=32。6534mpa符合要求γ=5。71。；Vs=4.784m/s小齒輪

Cr（調(diào)質(zhì))硬度

：280HBS大齒輪

:45鋼硬度

:240HBS小齒輪Z1=29，齒輪Z2=110T3=842790N·mmφd=1бHlim1=600mpaбHlim2=550mpaN1=11520000N2=3。056×106KHN1=1。29

;KHN1=1。06［бH］1=774mpa[бH］2=583mpad1t≥122.42mmV=0.21m/sb=122。42mmmt=6b/h=9.068Kv=1.02,KA=1。25KHβ=1.437K=1。832d1=137。25mmm=6бFE1=500mpaбFE2=380mpaKFN1=0。98,FN2=1。07［бF］1=350mpa[бF]2=290.43mpaK=1。724大齒輪的數(shù)值大m=5Z2=107d1=140mmd2=535mma=337。5mmb=140mmB2=140mm，B1=145mm五、軸的設計計算1軸徑初算和聯(lián)軸器選擇⑴根據(jù)公式d≥C×（P2/n2)1/3=112×(2。911/32）1/3=50.37⑵這根是低速軸，所以選擇HL型彈性柱銷聯(lián)軸器。根據(jù)公稱轉(zhuǎn)矩x1。7的工況系數(shù)接近2000,故選擇HL5.考慮到安全因素，即選擇軸孔直徑為63mm,軸長取140。⑶根據(jù)密封圈確定第二段軸徑，根據(jù)第一段軸徑63mm，故取第二段軸徑為65mm。⑷第三段軸上安裝圓錐滾子軸承，由軸承標準件取得內(nèi)徑為70mm。⑸第四段要求直徑擴大6~10，又需要安裝鍵槽，故再需乘上系數(shù)1。05，取直徑為80mm，滿足條件。⑹因為軸肩需比前一段軸徑＞6~10，又需大于79，故取為90mm。⑺理由同⑷,取得70mm。㈡確定各段軸長⑴由上述“⑵”得第一段軸長為140mm⑵因為實際安裝時軸承需推進3mm潤滑間隙，所以軸肩寬度取為8mm。（即上述的“⑹”這段軸肩寬度)根據(jù)箱體壁厚以及箱體側(cè)視圖的寬度為116，以及蝸輪端面距離內(nèi)壁距離為(116—72）/2=22。以及蝸輪輪轂長度為96。讓整體布局成為對稱分布。但需要注意的是：我們必須留出擋油板或分油盤的空隙。⑶因第三段上圓錐滾子軸承T為26。25mm,故軸長取為47。5mm，滿足要求。⑷上述“⑺”這段軸長也需安裝軸承，要求大于26。25（第三段軸上安裝的圓錐滾子軸承寬度)，故取為39mm。⑸最后確定第二段的軸長，因上面需安裝端蓋，故等確定了減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸后方可推算而得,暫且擱置.先行計算箱體結(jié)構(gòu)。⑹確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角皆為，參考書上表15—2，各軸肩處的圓角半徑和倒角。㈢軸的校核計算1、根據(jù)已求得的的功率P2轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2，2、求作用在齒輪上的力齒輪分度圓的直徑為圓周力：徑向力：2、求軸上的載荷水平：有垂直:有:水平彎矩:垂直彎矩：總彎矩：根據(jù)軸的計算作出彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出危險截面?，F(xiàn)將計算出危險截面處的力矩值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT2=868630N·mm6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的強根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)值，并取α=0。59，軸的計算應力σ=［M2+（αT)2］1/2/W=10。191mpa前面以選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得.σ≤[σ-1］，故安全.7)精確校核軸的疲勞強度（1)危險截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù)W1=0。1d3=0.1×703=34300mm3抗扭截面系數(shù)W2=0.2d3=0.2×703=68600mm3截面左側(cè)的彎矩M為M=25670.4791×（69。1—47。5）/69.1=80264N·mm截面上的扭矩T2為T2=868630N·mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力τ=T2/W2=12。66軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15—1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按表3-2查取.因r/d=0。0285,D/d=1.142，經(jīng)插值后可查得，又由附圖3—1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按式（附3—4）為kσ=1+qσ（ασ-1)=1。993kτ=1+qτ(ατ-1）=1。67由附圖3-2得尺寸系數(shù)εσ=0.66由附圖3—3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0。8軸按磨削加工，由附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理,即，則按式3-12及式3—12a得綜合系數(shù)值為Kσ=kσ/εσ+1/βσ-1=3。1067Kτ=kτ/ετ+1/βτ—1=2。174又由3—1節(jié)和3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù)Sσ=σ—1/（Kσσ+фσσm）=37.9Sτ=τ-1/（Kτσ+фττm)=14.07Sca=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2=13.19＞＞1。5故可知其安全.(3）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W1=0.1d3=0.1×803=51200mm3抗扭截面系數(shù)W2=0。2d3=0。2×803=102400mm3截面右側(cè)的彎矩M為M=256770.479×(69.1—47。5)/69。1=80264N·mm截面上的扭矩T2為T2=868630N·mm截面上的彎曲應力σ=M/W=1.5676截面上的扭轉(zhuǎn)切應力τ=T2/W2=8。483過盈配合處的值,由附表3-8用插入法求出，并取,于是得軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理,即，則按式3—12及式3-12a得綜合系數(shù)值為于是,計算安全系數(shù)Sca=SσSτ/(Sσ2+Sτ2）1/2=13。284＞＞1.5故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的至此，軸的校核計算完畢，設計符合要求,繪制輸出軸的工作圖。六、蝸桿軸的設計計算⑴根據(jù)公式d≥C×（P1/n1)1/3=112×（3.96/960）1/3=17。96mmT2=39.4N·M⑵這根是高速軸,所以選擇TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器.因為蝸桿分度圓直徑為80,齒根圓為60.8，按每個臺階差高度為3-5mm估算，第一段軸徑初選40mm.考慮到安全因素,即選擇軸孔直徑為62mm，軸長為112mm，實際情況軸長要略短一些，所以實際取110mm。⑶根據(jù)密封圈確定第二段軸徑，根據(jù)第一段軸徑40mm，故取第二段軸徑為50mm。⑷第三段軸上安裝圓錐滾子軸承，根據(jù)設計手冊,蝸桿軸一般用03系列的，所以由軸承標準件取得內(nèi)徑為60mm。⑸第四段是軸肩，要求直徑放大6~10，取直徑為70mm，滿足條件。⑹第五段和第七段的尺寸，根據(jù)蝸桿齒根圓確定。已知齒根圓為60。8mm,兩旁軸徑則比其縮小少許,故取整60mm。⑺第六段為蝸桿齒,蝸桿齒頂圓96mm，分度圓80mm，齒根圓60.8mm。⑻第八段同（5），取70mm。⑼第九段為軸承同⑷，取60mm.㈡確定蝸桿軸各段軸長⑴由上述“⑵”得第一段軸長為110mm⑵第六段蝸桿齒長度為公式變位系數(shù)x2=-0.5取(11+0。06z2）m與（10。5+z1）m較大值，得103mm。箱體主視圖內(nèi)壁距離為256+22=278mm,軸承座外端面距離外箱壁6毫米，因為是內(nèi)伸入式軸承座，又必須保證內(nèi)部斜面與蝸輪距離大約在一個箱壁厚度左右,故取外端面距離內(nèi)伸最深處55mm，預留3毫米的油潤滑間隙,則渦輪齒兩側(cè)到各段軸承各有54mm空間。兩軸肩各取10mm常用值,各加濺油盤10mm,尺寸正好吻合。所以，蝸輪桿兩側(cè)距離兩軸肩34mm，兩軸肩外側(cè)各加33.5mm寬的軸承和10mm濺油盤，圓整后得44mm。第二段為伸出端蓋，圓整后為40mm。 軸端倒角皆為，參考書上表15-2，各軸肩處的圓角半徑和倒角?？傒S長429mm。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算低速軸上的鍵聯(lián)接:1)聯(lián)接軸與聯(lián)軸器的鍵（1）鍵的類型和尺寸單圓頭普通平鍵（A型）鍵的基本尺寸為b。×h×L=18×11×125配合軸的直徑為d=63mm(2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵，軸和輪彀的材料都是鋼,由表6—2查得許用擠壓應力為取其平均值鍵的工作長度l=L-b/2=125—9=116mm鍵與輪彀的接觸長度k=0。5h=0.5×10=5mm由式6—1得бp=2T2×103/kld=2×868630/5×116×63=47.54Mpa＜[бp]可見鍵的強度合格.2)聯(lián)接軸與齒輪的鍵（1）鍵的類型和尺寸圓頭普通平鍵(A型）鍵的基本尺寸為.b。×h×L=22×14×80配合軸的直徑為d=80mm(2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵,軸和輪彀的材料都是鋼,由表6—2查得許用擠壓應力為取其平均值鍵的工作長度l=L-b/2=80-11=69mm鍵與輪彀的接觸長度k=0。5h=0。5×14=7mm由式6-1得бp=2T2×103/kld=2×868630/7×69×80=44。96Mpa＜［бp]可見鍵的強度合格八、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸確定（根據(jù)機械課程設計書P22表4—1）⑴箱座壁厚δ根據(jù)公式0.04a+3≥8,a=160mm(前面蝸桿中心距)，故圓整取為11mm.⑵箱蓋壁厚δ1根據(jù)蝸桿在下：=0.85δ≥8,取為10mm。⑶箱座凸緣厚度b根據(jù)1。5δ，即為16。5mm。⑷箱蓋凸緣厚度b1根據(jù)1.5δ1，圓整取為15mm。⑸箱座底凸緣厚度b21根據(jù)2.5δ1,即為27。5mm。⑹地腳螺栓直徑df根據(jù)df=0。036a+12，圓整取為18mm。但此為第二系列，故我們選用20mm⑺地腳螺栓數(shù)目n=4⑻軸承旁連接螺栓直徑d1根據(jù)d1=0。75df=0.75×18=13.5，圓整取為14mm。派生16mm⑼箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2根據(jù)d2=(0.5～0.6)df，取為9mm.派生10mm⑾軸承端蓋螺釘直徑d3根據(jù)d3=(0.4~0。5）df,取為8mm。⑿視孔蓋螺釘直徑d4根據(jù)d4=（0。3~0.4）df，取為8mm。⒀定位銷直徑d根據(jù)d=（0。3~0。4)d2，取為8mm。⒃軸承旁凸臺半徑R1由R1=c2，得出R1=22mm。⒄外箱壁至軸承座端面距離l1l1=c1+c2+5～8，即取為47mm.⒅大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離△1≥δ，取為11mm。⒆齒輪端面與內(nèi)機壁距離△2≥δ，取為11mm。⒇箱蓋、箱座肋厚m1、mm1≈0。85δ1、m1≈0。85δ1，故m1取為8。5mm，m2取為9。35mm.其他：軸承端蓋外徑D2凸緣式端蓋:D2=D+5~5。5d3,故取為160mm；嵌入式端蓋：D2=1.25D+10，D為軸承外徑,取為120mm.軸承旁聯(lián)接螺栓距離s，s≈D2=160mm。九、潤滑油選擇：蝸桿減速器按照滑動速度選擇。故選用蝸輪蝸桿油680號十、滾動軸承的選擇及計算低速軸滾動軸承：1、求兩軸承受到的徑向載荷1、根據(jù)已求得的的功率P2轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=2.9106kw,T2=868630N·mm2、求作用在齒輪上的力齒輪分度圓的直徑為d2=248mm圓周力：Ft=2T2/d2=7005.1N徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=2562.35N軸向力

:Fa=Fttanβ=700.8N（2）求兩軸承的計算軸向力對于30214型軸承,由手冊查得Cr=132kN,e=0.42，Y=1.4按表13—7，軸承派生軸向力，其中,e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來決定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，取e=0。42。Fr1=3715.6NFr2=3743NFd1=Fr1/2Y=3715.6/（2×1.4）=1327NFd2=Fr2/2Y=3743/（2×1.4）=1336.79N,軸承2放松，軸承1壓緊Fa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.548<eX1=0.4Y1=1.4Fa2/Fr2=1336。79/3743=0。35714>eX2=1Y2=0因為中等沖擊，所以fp=1.5P1>P2轉(zhuǎn)換成年數(shù)，可用5年,故5年檢修便更換一套軸承十一、聯(lián)軸器的選擇由軸的設計計算可知蝸桿軸選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，低速軸依然選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器(選擇過程詳見軸的設計計算）。十二、設計小結(jié)本次課程設計的尾聲終于臨近?？胺Q比考試還要艱難的十幾天，體力透支是毋庸置疑的。每天就在數(shù)學的計算,力學的校核，以及空間的統(tǒng)籌中轉(zhuǎn)悠。不止一次在雨天撐傘進樓,忘了收起雨傘，并且在考慮設計的問題.最長記錄是走樓梯到二樓才發(fā)現(xiàn)傘沒有收。本次負責的蝸桿減速器,從對它不知所云到最后把整個結(jié)構(gòu)都刻進腦海，我花的心思與精力只有自己才能體會的到。計算數(shù)據(jù)階段：這個是十分枯燥的，大家在一起用相近的數(shù)據(jù)演算，結(jié)果隨著每個人的想法不同，一些有范圍的取值，大家的各抒己見導致了最后結(jié)果的分道揚鑣。我從這里看見一個設計師對一件成品的價值體現(xiàn)。不同的設計師可以設計出不同特點相同功能的成品.這種關(guān)系巧妙映射成導演、劇本和最后電影的關(guān)系。在數(shù)據(jù)階段,最怕的就是小疏忽。做考試卷，算錯了也只不過是扣扣分而已.但在設計領(lǐng)域,算錯意味著就是利益的損失，以及負面結(jié)果的共同作用。絕不反工，是我們的目標。箱體設計有了數(shù)據(jù)再設計箱體。由于我們組是蝸桿傳動，所以整個箱體外型很小，幾乎只有別組大小的70％。但就是如此小的減速器讓我廢寢忘食得近乎兩個禮拜。