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一、课程设计任务书题目设计某带式传输机中的蜗杆减速器II工作条件工作时不逆转，.载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制已知条件滚筒圆周力F=4400N;带速V=
0.75m/s;滚筒直径D=450mn＞输入轴的设计计算
1.按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBs根据教材P37015-2式，并查表15-3,取A0W15d^
1155.9/15001/3mm=
18.1mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=
18.1X1+5%mm=
19.1mm二.选d=30mm
2.轴的结构设计1轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位d=30mm2确定轴各段直径和长度I段直径d1=30mm长度取L1=60mmII段由教材P364得h=
0.
0.d1=
0.08X30=
2.4mm直径d2=+2h=30+2X
2.4=35mm,长度取L=50mm2I I I段直径d3=40mm di=30m初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm,宽度为15mm,并且m采用套筒定位；故III段长L3=40mm由教材P364得h=
0.08d3=
0.08X50=4mm d=35m2d=d+2h=40+2X4=50mm长度取L=90mm m434V段直径d5=80mm长度L5=120mm d-40m3mVI段直径d6=d4=50mm长度L6=90mmd4=50mVII段直径d7=d3=40mm长度L7=L3=40mmm初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm,宽度为15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm3按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径已知d1=80mm=
0.08m
②求转矩已知T2=
91.7N・印、T1=
54.8N
③求圆周力Ft根据教材P19810-3式得:n=2T1/d1=2X
54.8/80X0=1370NF=2T/d=590Nt222
④求径向力Fr根据教材P19810-3式得Fr二耳2e tan a=590X tan20°=
214.7N■
⑤因为该轴两轴承对称，所以LA=LB=
182.5mm■绘制轴的受力简图■绘制垂直面弯矩图轴承支反力F=F=Fr1/2=
107.35NAY BYF/2=685NFAZ=F BZ=t]由两边对称，知截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为:M i=F L/2=
19.6N•mC Ay■绘制水平面弯矩图35NF=
107.AYVAF=685NAZ6N•MCI=
19.m7-1图截面C在水平面上弯矩为X
182.5X W3=125N•mM=F L/2=685C2AZ■绘制合弯矩图M=M2+M21/2=
19.62+12521/2=
126.5N•mc C1C2■绘制扭矩图■转矩T=TI=
54.8N•m■校核危险截面C的强度■.•由教材P373式15-5a”=Wj+i口_J经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力，取a=
0.6,JM+GT2JI26+500『+
0.6x20000『=
30.5MPQw-
0.1803前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P362表15-1查得[b_i]=60Mp,因此a,故安全ca•••该轴强度足够＞输出轴的设计计算=
1.按扭矩初算轴径
30.5MP〃选用45#调质钢，硬度217~255HBS根据教材P370页式15-2,表15-3取A0=115dNAO P/n1/3=
1155.31/5531/3=
24.4mm22取d=58mm
2.轴的结构设计1轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入d=58mm2确定轴的各段直径和长度I段直径d1=58mm长度取L1=80mmII段由教材P364得:h=
0.08d1=
0.09X58=
5.22mm直径ch=4+2h=58+2X
5.22^66mm,长度取L=50mm2III段:直径d3=70mm由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm,宽度为20mmo故III段长L3=40mmIV段直径d4=82mm由教材P364得h=
0.08d3=
0.08X82=
6.56mm d58mm二d=d+2h=70+2X
6.682=82rmi长度取L=110mm434V段直径d5=d3=70mm L5=40mm d=66mm2由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm3按弯扭复合强度计算d=70mm3
①求分度圆直径已知d2=82mm
②求转矩已知T2二TII=
91.7N d4-110mm
③求圆周力Ft:根据教材P19810-3式得F=2T/d=590Nt222d-70mm5
④求径向力Fr:根据教材P19810-3式得Fr=F•tana=
3586.4X tan20°=1370Nt2
⑤;两轴承对称5mm••LA~LB~7■求支反力、、、FFAY FBYFAZ BZF=590Nt2二=Fr/2=
107.35NFAY FBYFr=1370N35NF=
107.AY由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为F=295N二=七/2=295N AXFAXFBXMe35X75XW3=8N•m尸FAYL/2=
107.■截面C在水平面弯矩为W3=
22.125N•mM=F L/2=295X75XC2AX■计算合成弯矩•mM CI=8NMe二221/-82+
22.12521/2=
23.54N•mMCI+M C2125N•mMC2=
22.Mc=
23.54N•m7-2图■校核危险截面C的强度由式（15-5）+（狗由教材P373式（15-5）/a=口_1]经判断轴W所受扭转切应力为对称循环变应力，取Q=1,jMj+aT2J
23.54『+
0.6x91700『=L07MPQW-
0.1803前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P362表157查得[b_]]=60Mp，因此a[erT],故安全c（l%”=
1.07MP6Z，此轴强度足够
八、链及链轮的选择
1.选择链轮齿数取小链轮尺数乙二19,由前面计算知，链=
1.75则大链轮齿数Z==
1.75x19=
382.确定计算功率由教材P178表9—6查得=
1.1,由教材P179图9—13查得KAJ=
1.52,单排链，则由教材P178式975得计算功率为=K KT=
1.1x
1.52x
5.7=
9.5研C cc NZ=
3823.选择链条型号和齿距根据P,.,=
9.5hv及々=553r/min查教材P176图9-11,可选20A-1o查教材P167表9-1得链条节距为P=
25.4mm4,计算链节数和中心距初选中心距4=30〜50P=30〜50x
25.4=762-1270mm取P=
9.5kwcaz-20PLp\27r,“38-
1925.4«
107.
4225.4210004=1000mm由教材P180式9-16相应链节数为查得j_7108-19取链长节数L二104节，此时上一L=iUQ=
4.7查教材P180a-1000mmZ-Z38-1921表9-7得到中心距计算系数/二
0.24925,则由教材P180式9—17得链传动的最大中心距a=f p[2L-Z+Z\\l pl2=
0.24925x
25.4x[2xl08-19+38]«
1006.6mm
5.计算链速v,确定润滑方式上加工、c/5z、p553x19x
25.4〃/4由教材P172式9—1v=—=-------------------------n
4.4m/s比60x100060x1000由v=
4.4m/s和链号20A-1查教材P181图974可知采用油池润滑
6.计算压轴力口a a
1006.6mm七》向国人1000P1000x
5.7有效圆周力为耳=------------=--------------P1300Nv
4.4P链轮水平布置时的压轴力口，则压轴力为F«K F=
1.15x1300«14952Vp FPeFp1300N标L495N
九、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16X365X10=58400小时
1.计算输入轴轴承初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其基本额定动载荷C,.=
46.2KN基本额定静载荷〃=
30.5KN
（1）求两轴承受到的径向载荷却和工2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图
（2）和水平面图
（3）两个平面力系其中图
（3）中的F,为通过另加转矩而平移到指定轴线；图
（1）中的乙亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上由力分析知G⑹.5-工*今=
215.33175-
591.61x40=56FL rW350350工=F-F=
215.33-56=
159.33NrWF H=F E=9=137*J25=
685.56N『\F八=『+（耳j=J（56『+（
685.56）2=6878yv工2=加工.+（匕2HY=,（
159.33）2+（
685.56）2=
703.83N
（2）求两轴承的计算轴向力0和£2F=567VrWFr2V对于7008C型轴承，按教材P322表13-7巴=e工，其中，e为教材=
159.33N心=
9.33NP321表13-5中的判断系数，其值由盘的大小来确定，但现轴承轴Cor向力F未知，故先取e=
0.4,因此估算Fa r}H=
685.56NF=
0.4g1=
275.12Nd]八F=
687.8N工2=0・4耳2=
281.53N%=
703.83N按教材P322式（1371a）F=F+F=
591.61+
281.53=
873.14^a]ae d2£2=C/2=28L53NF°\_
873.14=
0.0286%=275・12NC^~3O.5xlO
3281.53N二用2_
281.53=
0.0092C^~3O.5xlO3F=
873.14Nai由教材P321表13-5进行插值计算，得q=
0.2256=.2再计算F/
2、Fd=e F=
0.225x
687.8=
154.76N=
281.537V]r]F=e F=
0.2x
703.83=
140.77^d22r2F=F+F=
591.61+
77.5=669Na]a d2F=F=a2d
2140.772V九=669=
0.025C
30.5xlO3Fd】=
154.76NOr/2_
140.77%=
140.77N=
0.006C^~3O.5xlO3F=6697Val由两次计算相差不大，eD=
0.2,所以则有e□二
0.225,D=669N,D=
140.77NOF=/
2140.777V3求轴承当量动载荷々和尸2m幺E/i
682.581cu因为」=------------=
1.25,F
687.8rX生=3=
0.2/F.
703.832由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1X1=
0.44,Y尸
1.18对轴承2Xk1,Y产0因轴承运转中有轻微冲击，按教材P321表13-6,%=
1.0~
1.2,取力=
1.1则由教材P320式13-8aX1=
0.44=l.lx
0.44X
687.8+
1.18x
862.58=
1452.57V丫产
1.18P2=/PX2£2+^^2=
774.2N⑷验算轴承寿命丫2二0因为P|P2,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式（13-5）,106（C,.Y106（46200一小八二弘舲、正L.=———=--------------------------=552910〉58400h故所选）60n{P60x
9701452.5J}P,=
1452.5N轴承满足寿命要求2,计算输出轴轴承初选两轴承为7314B型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基P=
774.27V2本额定动载荷G=115KN基本额定静载荷“二
87.2KNo
（1）求两轴承受到的径向载荷修和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图
（2）和水平面图
（3）两个平面力系其中图⑶中的F,为通过另加转矩而平移到指定轴线；图
（1）中的F”亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上由力分析F2X^-F9X
28.5乙
214.7x85-1370x40=223F=__________________rlv170170知:£2V=£+EW=
437.76NE=E=£1=295N ri z7r ri工=
369.8N工2+工2〃2=
558.1N
（2）求两轴承的计算轴向力已和/2和轴承当量动载荷4和尸2F=223NrW£=
437.76NF°\_
1593.24=
0.0183C^~
87.2xl03F“H=295N£2_
223.24=
0.015C^~
87.2xl03E1=
369.8N由教材P321表13-5进行插值计算，得q=
0.3854=28再计工=
558.1N2算、Fd=/=
0.385x
369.8=
142.37N・%=028X
558.1=
156.27NF=F+F=
156.27+1370=
1526.7A^ai ad2Ff_
1526.7=
0.018C^~
87.2xl03F=F=
223.247Va2d2♦=
223.2415C
87.2xio3r F=
142.37N71由两次计算相差不大，所以则有eD=O.385,e□二
0.28,0=
1526.7N,%=
156.27N□二
223.24N3求轴承当量动载荷6和尸2=
1526.7N由教材P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为几=
223.24N对轴承1X1=1,Y尸0对轴承2X=1丫2=02因轴承运转中有轻微冲击，按教材P321表13-6,%=
1.0〜
1.2,取力=
1.1则由教材P320式13-8aP,=+7^=
1.lx
369.8=
406.78A^P=f XF+KF=l.lX
558.1=
613.91N2p2r2/24验算轴承寿命因为P|P2,所以按轴承1的受力大小验算X尸1由教材P319式13-5io6G16115000,6Y尸0=
1.98X108/z58400h故所60n P60x
55313.91,2X=1选轴承满足寿命要求丫2二0
二、传动方案的拟定与分析由于本课程设计传动方案已给要求设计单级蜗杆下置式减速器它与蜗杆上置式减速器相比具有搅油损失小，润滑条件好等优点，适用于传动VW4-5m/s,这正符合本课题的要求
十、键连接的选择及校核计算P,=
406.78N
1.连轴器与电机连接采用平键连接轴径d1=38mm,L电机二50mmP=
613.91N2查参考文献
[5]P119选用A型平键，得b=10h=8L=50即键A10X50GB/T1096-2003I=L b=50-8=42mm T=20000N•m电机-2根据教材P106式67得o=4T/dhl=4X20000/10X8X42=
23.8Mpa[a]11OMpap2p
2.输入轴与联轴器连接采用平键连接专由径d=30mm Li=60mm T=
54.8N•m2查手册P51选A型平键，得b=10h=8L=50即:键A10X50GB/T1096-2003I=Li-b=60-10=50mm h=8mmap=4T/dhI=4X54800/30X8X50=
18.3Mpa[a]11OMpap
3.输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d=58mm L=80mm T=
91.7N.m32查手册P51选用A型平键，得b=18h=11L=70即键A18X70GB/T1096-2003键A10X50I=L-b=80-18=62mm h=11mm2GB/T1096-2003根据教材P1066-1式得a=4T/dhl=4X91700/58X11X62=
9.8Mpa[a]11OMpap pa=
23.8Mpap键A10X50GB/T1096-2003a=
18.3Mpap键A18X70GB/T1096-2003a=
9.8Mpap
十一、联轴器的选择及校核计算＞联轴器选择的步骤＞连轴器的设计计算
1.类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销连轴器
2.载荷计算S Q公称转矩T=7=
9.55x106—=58N•m
9703.型号选择从GB4323—2002中查得LX3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为1250N•m,许用最大转速为5700r/min,轴径为30~48mm之间，故合用O=58Nm
十二、减速器的润滑与密封1,齿轮的润滑因齿轮的圆周速度＜12m/s,所以采用浸油润滑的润滑方式高速齿轮浸入油面高度约
0.7个齿高，但不小于10mm,低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮
2.滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度VN
1.5〜2m/s所以采用飞溅润滑
3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈
十三、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
2.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齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于
0.211mm,低速级侧隙也不应小于
0.211mm;3齿轮的齿侧间隙最小二
0.09mm,齿面接触斑点高度＞45%,长度＞60%;4角接触球轴承7008C7014c的轴向游隙均为
0.10-
0.15mm;用润滑油润滑;5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；6减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；7减速器外表面涂灰色油漆；8按减速器的实验规程进行试验设计小结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和天喻CADo并且由于在前期为了选定最终使用的CAD软件，我还学习使用了InteCAD和开目CAD,掌握了大致的用法，通过比较学习我了解了CAD软件的大致框架，觉得受益匪浅所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果参考文献
[1]濮良贵、纪名刚.机械设计（第八版）.北京高等教育出版社，
2006.
[2]龚海义、罗圣国.机械设计课程设计指导书（第二版）.北京高等教育出版社,
1990.
[3]吴宗泽、罗圣国.机械设计课程设计手册（第二版）.北京高等教育出版社,
1999.
[4]陈铁鸣.新编机械设计课程设计图册.北京高等教育出版社，
2003.
[5]金清肃.机械设计课程设计.武汉华中科技大学出版社,
2007.
三、电动机的选择
0.657〃总=
1.电动机类型的选择=
63.69r/min〃滚筒按工作要求和条件，选择全封闭自散冷式笼型三相异步电动机，电压380V,型号选择Y系列三相异步电动机
4.38KW埼机=
2.电动机功率选择1传动装置的总效率4包动机=860〜10320〃min〃总=联轴器X琉承X〃蜗杆X〃滚筒=
0.992x
0.993x
0.72x
0.96=
0.6572电机所需的功率:FV2300x
1.2举机==
4.38KW10001000x
0.657〃总
3.确定电动机转速计算滚筒工作转速:60x1000V60x1000x
1.
2.-------------=-------------------7rx3607lD按《机械设计》教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围口，则总传动比合理范围为I总二5〜80故电动机转速的可选范围为i总x=5〜80x
63.69=
318.45〜
5095.2r/min符合这一“电动机=〃滚筒范围的同步转速有
750、
1000、1500和3000r7min根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，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4方案比较适合，则选n=3000r/mi no
4.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，选定电动机电动机型号:型号为Y132S1-2oY132S1-2其主要性能额定功率
5.5KW;满载转速2920r/min;额定转矩
2.2
四、计算总传动比及分配各级的传动比2920=
45.
8563.69z=
45.85总
1.总传动比
五、动力学参数计算
1.计算各轴转速2920/min/=%动机=几%==2920r/min%29200/.久%=——!—=------=
63.69r/mini
45.85减速器=—==
63.69r/min1n
112.计算各轴的功率Po=P=
4.38KW电机P,=P Xri
4.336KW0联二P P X T|X T|
3.09KWII—轴承蜗杆=PX T|XT
3.03KW川二PH轴承联二
3.计算各轴扭矩n-2920r/min n}T=
9.55X106P/n=
9.55X106X
4.38/2920=
14.325N•m0o o-2920r/min n=uT,=
9.55X106Pn/n,=
9.55X106X
4.3362/2920=
14.1818N•m
63.69r/min n]USSXIO^m/n,^.55X106X
3.09/
63.69=
463.33N•m T
9.T=
9.川二H=
63.69r/min55X16Pm/nH=9・55X106X
3.03/
63.69=
454.33N•mP=
4.38KWoP,=
4.336KWP,i=
3.09KWPm=
3.03KWT=
14.325N•moT,=
14.1818N•m33N•mTH=
463.
六、传动零件的设计计算＞蜗杆传动的设计计算
1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆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45〜55HRCo蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造
3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，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由教材P254式11一12,传动中心距1确定作用在蜗杆上的转矩T2按口，估取效率口=
0.72,则口二口二468667吐01小2确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击，故由教材P253取载荷分布不均系数K『1;由教材P253表11—5选取使用系数由于转速不高，KA=LO冲击不大，可取动载系数K,=
1.05;则由教材P252K=K K^K=
1.0x1x
1.05«
1.05A v3确定弹性影响系数ZE2因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Z=160MP层o is4确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径4和传动中心距a的比值为二
0.35从教a材P253图11—18中可查得Zp=
2.95确定许用接触应力口小根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC,可从从教材P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力口二268MPa由教材P254应力循环次数N=60jn L=60x1x
63.69x365x24x10«334754602h寿命系数=J————=
0.6448K“N的\334754640贝I[a]=〃]=
0.6448x268=173MPaH KN•6计算中心距3/
1.05X468667x160Z9^=
152.405mmV I1736取中心距180mm,因i=
45.85,故从教材P245表11一2中取模数m=
6.3mm,蜗轮分度圆直径=63mm这时为二
0.35从教材P253a图11—18中可查得接触系数Zp=
2.9因为Zp=Zp,因此以上计算结果可用
4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1蜗杆轴向尺距P”=加=
3.14*
6.3=
19.792加；直径系数9=10；齿顶圆直径4“=4+2/z*m=63+2x1x
6.3=
15.6mm;齿根圆直径d/」=4-2（/z）%+c）=
47.25zwi;分度圆导程角7=54838;蜗杆轴向齿厂兀m
3.14x
6.3八仆八一〃S=——=----------=
9.896mmo“22
（2）蜗轮蜗轮齿数48;变位系数X2=-
0.4286mm；演算传动比i=^=—=48nim,这时传动误差比41P=
19.792fl48-
45.85=47%,是允许的
45.85=
75.6mm蜗轮分度圆直径4-mz2=
6.3x48=
302.4mmd=f]
47.25mm蜗轮喉圆直径d=d+242=315mma22*用轮齿力艮圆直径乙，=4一24=
281.25根机蜗轮咽喉母圆半径々2=以_工4日=180-^x325=
22.5mm
5.校核齿根弯曲疲劳强度°F当量齿数Z-3==
48.2cos/（COS
5.710）4d0—
302.4根据X=—
0.4286,Z「2=
48.24从教材P255图11—19中可查得d=315Cl乙齿形系数22=
281.25加=
2.717k=
22.5571°螺旋角系数5=1----=
0.9592140140从教材P255知许用弯曲应力口/=口J•心从教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力口/=56MPaoZ=
48.24v2由教材P255寿命系数%=/—=J————=
0.677映N V33475460%=
2.717[a]=56x
0.677=
37.912MPaF=
1.53x
1.05x468667*
2.717x
0.9592=
16.349Ma可见弯曲「强度是满足的
6.验算效率口T=:a tan7+”已知y=
5.7F;%=arctan f；f与相对滑动速度匕有关v v兀4%_x63x2920=
9.68/7/60x1000cos y60x1000x cos
5.7Fs[o-]=
37.9l2MPaF从教材P264表11—18中用插值法查得=
0.01632,媒=53・88代入式中得77二
0.824,大于原估计值，因此不用重算
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9级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089—1988然后由参考文献
[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为Tq=71n m,蜗轮的齿厚公差为二130口叫蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1,6[1m,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为
1.6口01和
3.
2.
8.热平衡核算初步估计散热面积□取0周围空气的温度为20a=
8.15〜
17.45w/m2°c,a5Z17w/m2•cd1000pl-7”1000x
4.3366xl-
0.
824、小田曰详、工油的工作温度=+--------——-=20+--------------------------------a aS17x
0.92d=
68.8°c85°c・・・S=
0.92合格t-20°cat-
68.8°c0S=Q92
七、轴的设计计算。
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