蜗轮蜗杆减速器设计说明书.doc

目录
一、电动机的选择……………………………………………………3
二、传动比分配………………………………………………………4
三、计算传动装置的运动和动力参数………………………………4
四、传动零件的设计计算……………………………………………4
五、轴的设计计算……………………………………………………6
六、蜗杆轴的设计计算…………………………………………………………17
七、键联接的选择及校核计算………………………………………18
八、减速器箱体结构尺寸确定………………………………………19
九、润滑油选择：……………………………………………………21
十、滚动轴承的选择及计算…………………………………………21
十一、联轴器的选择……………………………………………………22
十二、设计小结………………………………………………………22
减速器种类：蜗杆—链条减速器
减速器在室内工作，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
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Ｙ(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
2x102=2.4kw
（2）电动机的输出功率
传动装置的总效率
式中，η1、η2…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；轴承75（三对）；联轴器；滚筒 链传动则
故2.4/0.6624=3。6233kw
3、 电动机的转速
(1）工作机滚筒主轴转速
45。84
2.4kw
0。6624
3.6233kw
nw=45.84

型号
额定功率
同步转速
满载转速
质量
Y112M-4
4。0
1500
1440
470
有表中数据可知两个方案均可行，但方案1的总传动比较小，传动装置结构尺寸较小，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
= = =114。55
=3～5
取=30所以=3.82
三．计算传动装置的运动和动力参数
1)各轴传速
2） 各轴输入功率
3）各轴输入转矩T（N•ｍ)
Tn =9550× p/ ni
T1=9550×3.96/960=39。393 N·m
T2=9550×2。9106/32=868.63 N·m
T3=9550×2。824/32=842.79 N·m
T4=9550×2。63/8.38=2985.7995 N·m
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/（）
转速n/
电动机轴
4
2
960
Ⅰ轴
3.96
39.4
960
Ⅱ轴
2。824
868.63
32
Ⅲ轴
2.9106
842.79
32
工作轴
2.63
29854。7995
8。38
四、传动零件的设计计算
㈠ 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45~55HRC，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行设计
1).在蜗轮上的转矩，即T2 ，按Z=1,估取效率η=0。75，则T2=868630
⑴确定作用在蜗轮上的转矩，即T2 ，按Z=1，估取效率η=0.75，则T2=868630
⑵确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，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。则 K=KAKBKV=1.15×1×1。05≈1。21
⑶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
⑷确定接触系数Zp
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
⑸确定许用接触应力［бH］
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查得蜗轮的基本许用应力[бH］ `=268mpa
应力循环次数 N=60×1×32×（10×250×2×8×0.15)=11520000
KHN=（107/11520000）1/8=0.9825
寿命系数 [бH］= KHN×[бH] `=0。9825×268mpa=262。8mpa
⑹计算中心距
根据公式：a≥[KT2(ZE ZP /[бH］)2]1/3
a≥［1。21×868630×(160×2。9/262.8）2]1/3=148.53
据实际数据验算，取中心距a=160 ,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=0.4
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
⑴ 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γ=;蜗杆轴向齿厚Sa=12。5664 mm
⑵ 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=8×31=248 mm
蜗轮喉圆直径:da2= d2+ 2ha2=248+2×［8×（1—0。5）］=256 mm
蜗轮齿根圆直径：df2= d2- 2hf2=248-2×8×1。7=220。8 mm
蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a—1/2da2=160—(1/2)256=32 mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
бf=（1。53KT/d1d2m)Yfa2YB≤[бf］
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［бf]= [бf] ＇·KFN
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力[бf] ＇=56 mpa
寿命系数KFN=（106/11520000)1/9=0.762
［бf］=56×0。762=42.672 mpa
бf=(1。53×1。21×868630/80×248×8) ×3.36×0。9592=32。6534 mpa
∵бf≤ ［бf],∴符合要求
6、验算效率η 
η=(0。95～0。96） tanγ/tan(γ+ψ）
γ=5.71.；ψv=arctan fv ；fv与相对滑速度Vs有关
Vs=πd1n1/60×1000 cosγ=π×80×960/60×1000 cos5.71。=4。784 m/s
从表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，大于原估计值,因式不用重算。
7、精度等级公差和表面粗糙度确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器,从GB/T10089~1988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项目以及表面粗糙度。
㈡ 齿轮
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
⑴选用直齿圆柱齿轮传动
⑵运输机为一般工作器,速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）
⑶材料选择,由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质),硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢,硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS
⑷初选齿数：小齿轮Z1=29,大齿轮Z2=3.77×29=109。33=110
2、按齿面接触强度设计
d1t≥2。32×{(KT/φd）·（μ±1/μ) ·(ZE/［бH]）2｝1/3
⑴确定公式内的各计算数值
① 试选载荷系数Kt=1。3
② 计算小齿轮转矩，由先前算得T3=842790N·mm
③ 由表10—7选齿宽系数φd=1
④ 由表10—6查得材料的弹性影响系数189.8 mpa1/2
⑤ 由图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600 mpa；大齿轮接触疲劳强度极限бHlim2=550 mpa
⑥ 计算应力循环次数N1=60×32×(10×250×16×0.15）=11520000;N2=11520000/3。77=3.056×106
⑦ 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=1。29 ； KHN1=1。06
⑧ 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1,
［бH]1= KHN1·бlim1/S=1。29×600 mpa=774 mpa
［бH]2= KHN2·бlim2/S=1。06×550 mpa=583 mpa
⑴计算
① 计算小齿轮分度圆直径d1t，[бH］中较小的值［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。42 mm
② 计算圆周速度V。，V=πd1tn1/60×1000=0。21m/s
③ 计算齿宽 b=φd·d1t=1×122。42=122。42mm
④ 计算齿宽与齿高之比b/h
模数 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
⑤ 计算载荷系数，根据V=0。21 m/s,7级精度,Kv=1.02，直齿轮KHα=KFα=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，KHβ=1.437.由b/h=9.068，KHβ=1.437，∴K=KA KvKHαKHβ=1.25×1。02×1×1.437=1.832
⑥ 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= 122。42×（1.832/ 1。3）1/3=137.25mm
⑦ 计算模数m，m=1.2 ×d1/Z1=1。2×37。25/29=5。679，∴取m=6
3、按齿根弯曲强度设计
由m≥｛（2KT1/φd·Z12)·(YFaYSa/[бF］)}1/3
⑴确定公式内的各计算数值
① 由图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限бFE1=500 mpa，大齿轮弯曲疲劳强度极限бFE2=380 mpa。
② 由图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.98，KFN2=1。07
③ 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1。4，由式［бF]1= KFN1бFE1/S=0。98×500/1。4=350 mpa，[бF］2= KFN2бFE2S=1。07×380/1.4=290.43 mpa
④ 计算载荷系数K，K=KA KvKFαKFβ=1。25×1。02×1×1。352=1.724
⑤ 查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=2.53 ；YFa2=2.172 ；
⑥ 查取应力校正系数由表10—5查得YSa1=1.62 ；YSa2=1.798
⑦ 计算大小齿数YFa1 YSa1/［бF］1=2。53×1.62/350=0.01171，YFa2 YSa2/[бF]2=2.172×1.798/290.43=0.01345，∴大齿轮的数值大
⑵设计计算
m≥1。2×{(2×1.724×842790/1×292)·0。01345}1/3=4。31，∴m取5,∴小齿轮数Z1=d1/m=137。25/5≈28，∴大齿轮齿数Z2=3.77×28=105.56；∵不能有公约数,要求互质，∴取107
4、几何尺寸计算
⑴计算分度圆直径 d1=Z1m=28×5=140 mm
d2=Z2m=107×5=535 mm
⑵计算中心距 a=(d1+d2）/2=337。5 mm
⑶计算齿轮宽度 b=φd d1=1×140=140 mm
取B2=140 mm，B1=145 mm

=114.55
=30 =3.82
=
=
=
=
=8。38r/min
=
=
2.9106kw
2。824kw
T1=39.393N·m
T2=868.63 N·m
T3=842。79 N·m
T4=2985.7995 N·m
蜗杆：45钢
蜗轮 ：ZCuSn10P1
T2=868630N·mm
KV=1。05。则 K=KAKBKV=1.15×1×1。05≈1.21
ZE=160mpa1/2
[бH] `=268mpa
N=11520000
KHN=0。9825
[бH]= 262.8mpa
a=160 ,i=30
m=8 mm,d1=80mm
d2=248 mm
da2=256 mm
df2=220。8 mm
rg2=32 mm
Zv2=31。47
Yfa2=3.34
YB=0.9592
［бf］ ＇=56 mpa
KFN=0.762
［бf]=42.672 mpa
бf=32。6534 mpa
符合要求
γ=5。71。；
Vs=4.784 m/s
小齿轮 Cr（调质)
硬度 ： 280HBS
大齿轮 : 45钢
硬度 : 240HBS
小齿轮Z1=29，齿轮Z2=110
T3=842790N·mm
φd=1
бHlim1=600 mpa
бHlim2=550 mpa
N1=11520000
N2=3。056×106
KHN1=1。29 ; KHN1=1。06
［бH］1=774 mpa
[бH］2=583 mpa
d1t≥122.42 mm
V=0.21m/s
b=122。42mm
mt=6
b/h=9.068
Kv=1.02, KA=1。25
KHβ=1.437
K=1。832
d1=137。25mm
m=6
бFE1=500 mpa
бFE2=380 mpa
KFN1=0。98,FN2=1。07
［бF］1=350 mpa
[бF]2=290.43 mpa
K=1。724
大齿轮的数值大
m=5
Z2=107
d1=140 mm
d2=535 mm
a=337。5 mm
b=140 mm
B2=140 mm，B1=145 mm

五、轴的设计计算
1轴径初算和联轴器选择
⑴根据公式 d≥C×（P2/n2)1/3=112×(2。911/32） 1/3=50.37
⑵这根是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。根据公称转矩x1。7的工况系数接近2000,故选择HL5.考虑到安全因素，即选择轴孔直径为63 mm,轴长取140。
⑶根据密封圈确定第二段轴径，根据第一段轴径63 mm，故取第二段轴径为65 mm。
⑷第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为 70 mm。
⑸第四段要求直径扩大6~10，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。
⑹因为轴肩需比前一段轴径＞6~10，又需大于79，故取为90 mm 。
⑺理由同⑷,取得70 mm。
㈡ 确定各段轴长
⑴由上述“⑵”得第一段轴长为140 mm
⑵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“⑹”这段轴肩宽度)
根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为116，以及蜗轮端面距离内壁距离为(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。
⑶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。
⑷上述“⑺”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。
⑸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结构尺寸后方可推算而得,暂且搁置.先行计算箱体结构。
⑹确定轴上圆角和倒角尺寸
轴端倒角皆为，参考书上表15—2，各轴肩处的圆角半径和倒角。
㈢ 轴的校核计算
1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2
，
2、求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆的直径为
圆周力：
径向力：
2、求轴上的载荷
水平：
有
垂直:
有:
水平弯矩:
垂直弯矩：
总弯矩：
根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图
从轴的结构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
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T
T2=868630N·mm
6） 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强根据式15-5及上表中的数值，并取α=0。59，轴的计算应力
σ=［M2+（αT)2］1/2/W=10。191 mpa
前面以选定轴的材料为45钢,调质处理，由表15-1查得.σ≤[σ-1］，故安全.
7) 精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=0.1×703=34300 mm3
抗扭截面系数 W2=0.2d3=0.2×703=68600 mm3
截面左侧的弯矩M为
M=25670.4791×（69。1—47。5）/69.1=80264 N·mm
截面上的扭矩T2为 T2=868630N·mm
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力 τ=T2/W2=12。66
轴的材料为45钢，调质处理。由表15—1查得
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，
又由附图3—1可得轴的材料的敏性系数为
故有效应力集中系数按式（附3—4）为
kσ=1+qσ（ασ-1)=1。993
kτ=1+qτ(ατ-1）=1。67
由附图3-2得尺寸系数 εσ=0.66
由附图3—3得扭转尺寸系数 ετ=0。8
轴按磨削加工，由附图3—4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即，则按式3-12及式3—12a得综合系数值为
Kσ= kσ/εσ+1/βσ-1=3。1067
Kτ= kτ/ετ+1/βτ—1=2。174
又由3—1节和3-2节得碳钢的特性系数
于是，计算安全系数
Sσ=σ—1/（ Kσσ+фσσm）=37.9
Sτ=τ-1/（ Kτσ+фττm)=14.07
Sca= SσSτ/( Sσ2+Sτ2)1/2=13.19＞＞1。5
故可知其安全.
(3） 截面右侧
抗弯截面系数 W1=0.1d3=0.1×803=51200 mm3
抗扭截面系数 W2=0。2d3=0。2×803=102400 mm3
截面右侧的弯矩M为
M=256770.479×(69.1—47。5)/69。1=80264 N·mm
截面上的扭矩T2为 T2=868630N·mm
截面上的弯曲应力 σ=M/W=1.5676
截面上的扭转切应力 τ=T2/W2=8。483
过盈配合处的 值,由附表3-8用插入法求出，并取,于是得
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即，则按式3—12及式3-12a得综合系数值为
于是,计算安全系数
Sca= SσSτ/( Sσ2+Sτ2）1/2=13。284＞＞1.5
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,绘制输出轴的工作图。
六、蜗杆轴的设计计算
⑴根据公式 d≥C×（P1/n1)1/3=112×（3.96/960） 1/3=17。96mm
T2=39.4N·M
⑵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，第一段轴径初选40mm.考虑到安全因素,即选择轴孔直径为62 mm，轴长为112 mm，实际情况轴长要略短一些，所以实际取110mm。
⑶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。
⑷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内径为 60 mm。
⑸第四段是轴肩，要求直径放大6~10，取直径为70 mm，满足条件。
⑹第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。 已知齿根圆为60。8mm,两旁轴径则比其缩小少许,故取整60mm。
⑺第六段为蜗杆齿,蜗杆齿顶圆96mm，分度圆80mm，齿根圆60.8mm。
⑻第八段同（5），取70mm。
⑼第九段为轴承同⑷，取60mm.
㈡ 确定蜗杆轴各段轴长
⑴由上述“⑵”得第一段轴长为110 mm
⑵第六段蜗杆齿长度为公式
a) 变位系数 x2= -0.5
b) 取(11+0。06z2 ）m 与（10。5+z1 ）m 较大值，得103mm。
c) 箱体主视图内壁距离为256+22=278mm,轴承座外端面距离外箱壁6毫米，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右,故取外端面距离内伸最深处55mm，预留3毫米的油润滑间隙,则涡轮齿两侧到各段轴承各有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，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
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）
键的基本尺寸为 b。×h×L=18×11×125
配合轴的直径为 d=63 mm
(2） 校核键联接的强度
键，轴和轮彀的材料都是钢,由表6—2查得许用挤压应力为
取其平均值
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=0.5×10=5 mm
由式6—1得
бp=2T2×103/kld=2×868630/5×116×63=47.54 Mpa＜[бp]
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）
键的基本尺寸为 . b。×h×L=22×14×80
配合轴的直径为 d=80 mm
(2） 校核键联接的强度
键,轴和轮彀的材料都是钢,由表6—2查得许用挤压应力为
取其平均值
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。5×14=7 mm
由式6-1得
бp=2T2×103/kld=2×868630/7×69×80=44。96 Mpa＜［бp]
可见键的强度合格
八、减速器箱体结构尺寸确定
（根据机械课程设计书P22表4—1）
⑴ 箱座壁厚δ
根据公式0.04a+3≥8,a=160 mm(前面蜗杆中心距) ，故圆整取为11 mm.
⑵ 箱盖壁厚δ1
根据蜗杆在下：=0.85δ≥8,取为10mm。
⑶ 箱座凸缘厚度b
根据1。5δ，即为16。5 mm。
⑷ 箱盖凸缘厚度b1
根据1.5δ1，圆整取为15 mm。
⑸ 箱座底凸缘厚度b21
根据2.5δ1,即为27。5 mm。
⑹ 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
⑺ 地脚螺栓数目n=4
⑻ 轴承旁连接螺栓直径d1
根据d1=0。75 df=0.75×18=13.5，圆整取为14 mm。派生16mm
⑼ 箱盖与箱座连接螺栓直径d2
根据d2=(0.5～0.6) df，取为9 mm.派生10mm
⑾ 轴承端盖螺钉直径d3
根据d3=(0.4~0。5） df,取为8 mm。
⑿ 视孔盖螺钉直径d4
根据d4=（0。3~0.4） df，取为8 mm。
⒀ 定位销直径d
根据d=（0。3~0。4) d2，取为8 mm。
⒃ 轴承旁凸台半径R1
由R1 =c2，得出R1 =22 mm。
⒄ 外箱壁至轴承座端面距离l1
l1= c1+ c2+5～8，即取为47 mm.
⒅ 大齿轮顶圆与内机壁距离△1≥δ，取为11 mm。
⒆ 齿轮端面与内机壁距离△2≥δ，取为11 mm。
⒇ 箱盖、箱座肋厚m1、m
m1≈0。85δ1、m1≈0。85δ1，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+5~5。5d3,故取为160 mm；
嵌入式端盖：D2=1.25D+10，D为轴承外径,取为120 mm.
轴承旁联接螺栓距离s，s≈D2=160 mm。
九、润滑油选择：
蜗杆减速器按照滑动速度选择。
故选用蜗轮蜗杆油680号
十、滚动轴承的选择及计算
低速轴滚动轴承：
1、求两轴承受到的径向载荷 1、根据已求得的的功率P2转速n2和转矩T2
P2=2.9106 kw,T2=868630N·mm
2、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 tanα/cosβ=2562.35N
轴向力 :Fa= Ft tanβ=700.8N
（2） 求两轴承的计算轴向力
对于30214型轴承,由手册查得Cr=132kN,e=0.42，Y=1.4
按表13—7，轴承派生轴向力，其中,e为表13-5中的判断系数，其值由 的大小来决定，但现轴承轴向力 未知，取e=0。42。
Fr1=3715.6N
Fr2=3743N
Fd1=Fr1/2Y=3715.6/（2×1.4）=1327N
Fd2=Fr2/2Y=3743/（2×1.4）=1336.79N
,轴承2放松，轴承1压紧
Fa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.548<e X1=0.4 Y1=1.4
Fa2/Fr2=1336。79/3743=0。35714>e X2=1 Y2=0
因为中等冲击，所以 fp=1.5
P1>P2
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
由轴的设计计算可知蜗杆轴选用TL4型弹性套柱销联轴器，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）。
十二、设计小结
本次课程设计的尾声终于临近。堪称比考试还要艰难的十几天，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，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结构都刻进脑海，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算，结果随着每个人的想法不同，一些有范围的取值，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体现。不同的设计师可以设计出不同特点相同功能的成品.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，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
1《机械设计》（第七版），濮良贵、纪名刚主编,高等教育出版社，2003年5月
2机械原理》（第六版），孙恒、陈作模主编，高等教育出版社，2001年6月
3。《机械设计课程设计》（第四版），陆玉主编，冯立艳副主编,机械工业出版社，2006年12月
d≥50.37
HL5型弹性柱销联轴器
第一段轴径63 mm
第二段轴径为65 mm。
第三段轴内径70 mm
第四段 :80 mm
轴肩 ：90 mm
最后一段：70 mm
第一段轴：140mm
轴肩宽8 mm
第三段 ： 47.5 mm
第四段轴长：39mm
P2=2.9106 kw，T2=868630N·mm
Ft=7005N
Fr=2562.35N
KA=1.7
Tca=1476671N·mm
α=0.59
σ=10.191 mpa
σ≤[σ—1]
故安全。
W1=34300 mm3
W2=68600 mm3
M=80264 N·mm
T2=868630N·mm
τ=T2/W2=12.66
ασ=2。2112
ατ=1。52
kσ=1.993
kτ=1。67
εσ=0.66
ετ=0。8
Kσ=3.1067
Kτ=2.174
Sσ=37。9
Sτ=14。07
Sca=13。19＞＞1.5
故安全。
W1=51200 mm3
W2=102400 mm3
M=80264 N·mm
T2=868630N·mm
σ=M/W=1。5676
τ=T2/W2=8.483
Sσ=58.13
Sτ=14。45
Sca=14。02＞＞1.5
截面右侧的强度
也是足够的。
d≥17.96mm
T2=39.4N·M
TL型弹性套柱销联轴器
第一段轴径40mm
第二段轴径为50 mm。
第三段轴60 mm。
轴肩取直径为70 mm
第五段和第七段
取整60mm
第八段70mm。
第九段为轴承取60mm。
单圆头普通平键（A型）
d=63 mm
l=116 mm
k=5 mm
бp=47。54 Mpa
p＜[бp]
∴强度合格
圆头普通平键（A型）
d=80 mm
l=69 mm
k=7 mm
бp=44。96 Mpa
бp＜［бp]
∴强度合格
δ=11 mm
δ1=10 mm
b=16.5 mm
b1 =15mm
b21=27。5 mm
df=20 mm
n=4
d1=16 mm
d2=10 mm
d3=8 mm
d4=8 mm
d=8 mm
R1 =22 mm
l1=47 mm
△1=11 mm
△2=11 mm
M12=8.5 mm
m2=9.35
D2=160 mm
D2=120 mm
s≈D2=160 mm
P2=2.9106 kw，T2=868630N·mm
Ft=7005.1N
Fr=2562。35N
Fa=700.8N
Cr=132kN，e=0。42，Y=1。4
e=0。42
Fr1=3715.6N，Fr2=3743N
Fd1=1327N
Fd2=1336.79N
Fa1=2037.59N
Fa2=1336。79N
fp=1。5
P1=39948.69N
P2=5614。5N

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