蜗杆涡轮减速器说明书.doc

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1、 武汉生物工程学院毕业论文(设计)说明书目录摘 要31.设计内容和任务41.1.自动扶梯工作原理41.2.2. 原始数据51.2.3. 设计内容51.2.4. 要求：52. 传动系统的设计62.1. 传动系统的方案设计62.2. 传动系设计计算62.2.1. 自动扶梯载重计算62.3. 电动机的选择112.4. 传动装置运动及动力参数计算112.4.1. 传动比及蜗杆类型112.4.2. 各轴的转速计算112.4.3. 各轴的输入功率122.4.4. 各轴的输入转矩123. 传动系统设计计算133.1. 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算133.2. 蜗轮副几何尺寸汇总173.3. 轴的及其轴承装置设

2、计183.3.1. 减速器轴的布置183.3.2. 蜗杆轴及其轴承装置设计193.3.3. 蜗轮轴的设计223.3.4. 轴的校核254 箱体设计及其附件设计314.1. 箱体的机构形式和材料314.1.1. 箱体相关尺寸设计314.2. 螺栓等相关标准件的的选择324.3. 减速器结构与润滑的概要说明334.3.1. 减速器的结构334.3.2. 减速箱体的结构334.3.3. 速器的润滑与密封334.3.4. 减速器附件简要说明345. 参考文献34致 谢35 摘 要 据中国电梯协会统计，在19491979的30年间，我国大陆总共生产安装了约1万台电梯。改革开放后，大规模的经济建设给我国电

3、梯市场带来了空前的发展机遇。1980年的电梯产量为2249台，2010年产量达36万台,是1980年的160倍，30年中的平均每年增长率为18.9%，成为电梯制造和使用的第一大国。2010年我国电梯产量超过全球总量50%，电梯使用保有量已经达到156万台以上。尤其是在2009、2010两年，尽管全球其他国家由于金融危机的影响，普遍下滑，而我国逆势而上，仍旧保持强势增长。 关键词：室外型 自动扶梯 设计 发展 随着社会服务公众的意识不断加强及对周边景观的要求，越来越多的场所（特别是在公共场所，例如：过街通道、公交站场及地铁出口等地方）要求采用室外型自动扶梯。本人工作在地铁建设部门，在地铁的线路建

4、设过程中也采用了大量的室外型的自动扶梯。我们的设计单位在车站的设计中充分考虑到了以服务大众的以人为本的设计理念，同时也考虑到对周边景观的影响以及其他各方面的考虑，在地铁车站的出入口采用大量室外型的自动扶梯。在技术不断创新的今天，采用室外型的自动扶梯在使用上已经不再是困难的技术，目前。但由于室内和室外的使用环境存在巨大的差别，造成了自动扶梯在实际使用效果与设计效果存在一定差别。总结这广州地铁几条线的自动扶梯招标情况和自动扶梯使用情况，本人认为不管是从室外型自动扶梯的设计还是从使用效果方面，以及自动扶梯的使用成本和维护维修成本等方面来看，全面采用室外型的自动扶梯的必要性和合理性值得探讨。1.设计内

5、容和任务 1.1.自动扶梯工作原理 自动扶梯传动示意图如图图 1-1 链传动自动扶梯驱动原理图1-控制柜；2-驱动主机；3-主动链轮；4-驱动链条；5-主轴驱动链轮；6-扶手带驱动轴驱动链轮；7-驱动主轴；8-梯级牵引链轮；扶手带驱动轮；扶手带压紧装置；11-扶手带驱动轴；12-梯级牵引链轮；13-梯级；14-扶手带；15=扶手带驱动轴驱动链；动力由电动机通过减速器传递给链轮，再有链轮通过链传动传递给主轴驱动 链轮，然后由其带动扶手和梯级运动。1.2. 工作情况：1.2.1. 已知条件 1) 工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，室内工作 2) 预计寿命：50000h； 3) 动力来源：电力，三

6、相交流电，电压 380/220V； 4) 运输带速度容许误差：5%；1.2.2. 原始数据 设计原始数据如表 1-1 示：表 1-1曳引机类型扶梯额定速度提升高度扶梯倾斜角度蜗轮蜗杆0.75m/s 5m3001.2.3. 设计内容1） 扶梯载荷计算；2） 电动机选型及运动参数计算；3） 蜗轮蜗杆传动计算；4） 轴的设计；5） 滚动轴承的选择；6） 键选择与校核；7） 箱体相关尺寸及附件的设计；8） 装配图、零件图的绘制；9） 设计计算说明书的编写；1.2.4. 要求：1）减速器总装配图一张；2）蜗轮蜗杆、轴等零件图若干张；3）设计说明书一份。 2. 传动系统的设计2.1. 传动系统的方案设计该

7、传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如 下图 2-1 示：图 2-1 传动方案简图该工作机采用的是原动机为 Y 系列三相笼型异步自动扶梯专用电动机，三 相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简 单、工作可靠、价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大， 噪声小，在室内使用比较环保。传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速 器，采用蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑、传动平稳，但效率低，多用 于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可 以减小这缺点带来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将

8、它安放在高速级 上。并且在电动机心轴与减速器输入轴之间采用弹性联轴器联接。因为链传动具 有平均传动比恒定，结构紧凑、效率高传递功率大等优点，所以输出端采用输出 轴直接与链轮相连，采用链传动。 2.2. 传动系设计计算 2.2.1. 自动扶梯载重计算 1）自动扶梯梯级参数根据 GB16899-1997自动扶梯和自动人行道的制造与安装安全规范 选择电梯的以下尺寸： 表 2-1名称尺寸选择条款条款内容梯级高度X 1 = 0.20m8.1.1X 1 0.40m梯级深度Y 1 = 0.4m8.1.2Y 1 0.38m名义宽度Z 1 = 0.8m8.1.3Z 1 为 0.581.10m图 2-2 自动扶梯

9、梯级主要尺寸2）自动扶梯功率计算：自动扶梯的驱动功率包括两个组成部份:即驱动梯级系统的功率和驱动扶手 系统的功率，两种功率之和即为自动扶梯的驱动功率。确定驱动功率必须求出自动扶梯的总阻力。可以采用计算牵引构件张力的逐点法以求总阻力。 a）梯级链条张力的计算 如图 2-3：R111 12 1310102D09678354R3图 2-3 梯级链条张力图从张紧端的第 5 点开始进行计算，梯级满载上升时： F=K0(S5+S6) S6=CRS6=cRS5S7=S6+fq2L6-7S8=S7+ f(q1+q2)L7-8S9= cRS8S10=S9+( sin+fcos)(q1+q2)L9-10S11=c

10、RS10S12=S11+ f(q1+q2)L11-12S13=S12+fq2L12-13S4=S5-fq2L4-5S3=S4(1-fR)S2=S3+( sin-fcos)q2L2-3S1=S2/(1-fR) S0=S1-fxq2XL0-1 F：链条张紧力(N)，提升高度 H 6m 时，取 F=5000N q1：乘客线载荷(N/m)，q1(nQ1) /tn：每一梯级站立人数,与梯级宽度 B有关B=600mmn=1 B=800mmn=1.5B=1000mm n=2Q1：每一乘客的计算自重（N)，取 Q1=600N：满载系数,普通型自动扶梯取0.75t, 梯级深度一般为0.4m q2：梯级及链条线载

11、荷 (N/m) ，q2=Q2/t+2Q2:一个梯级的自重（N)，取 Q2=150Nq：链条线载荷 (N/m),取q=80N/mk0：张紧系统摩擦损耗系数，取 1.2 ; CR：曲线段张力系数，取1.02 , f：直线段阻力系数，取 0.03 fR：曲线段阻力系数，取0.015 ：自动扶梯倾斜角度L0-1、L2-3：表示两点间的导轨长度(m)， 取 L0-1=0.88m L4-5=0.74m L6-7=L12-13=0.34m L7-8=0.65m L11-12=0.37m L2-3=L9-10=H/sin-0.65m经过逐级计算，可以求出 S0 和 S13，当=300时S0=516H+1932

12、S13=1605nH+574H-510n+2029驱动主轴牵引链轮上的圆周力：Pt=S13-S0当=300时Pt=1605nH+58H-510n+97 (N)梯路系统的功率： Nt=( Pt v)/1000 (kw)当=300时Nt=(1605nH+58H-510n+97)V/1000 (kw)V：自动扶梯额定速度（m/s)：传动效率，蜗轮蜗杆传动，取=0.75b) 扶手带张力的计算 扶手带运行轨迹如图 2-4910811121130756432 图 2-4 扶手带运动轨迹图 从3 点开始进行计算，扶手带下张紧力 F300N，扶手带满载上升时： S3=F300（N）S4S3S5=cRS4S10

13、=S5+f(q1+q2)L5-10S11= cRS10S13S11S2S3S1=S2+frq2L1-2S0S1 q1：乘客作用于扶手带线载荷 (N/m)，q142N/m q2：扶手带线载荷 (N/m)，q223N/m CR：曲线段张力系数，取 1.2 f：扶手带与导轨摩擦系数，0.3 fr：扶手带与托辊轮的摩擦系数，取 0.05 L1-2、L5-10：分别表示两点间的扶手带长度(m)， L1-2=Hsin L5-10Hsin+3 H：自动扶梯提升高度(m) ：自动扶梯倾斜角度 经过逐级计算，可以求出 S0 和 S13，当=300 时 S0=2.3H+300 S13=47H+502 扶手带驱动摩

14、擦轮的圆周力：Pf=S13-S0 当=300 时Pf=44.7H+202(N) 扶手系统的功率：Nf=(2 Pf v)/1000 (kw) 当=300 时Nf=(89H+404)v/1000(kw)c) 自动扶梯总功率: N=Nt+Nf 当=300时N=(1605nH+147H-510n+501)v/1000 取 v=0.75m，n=1.5 人 H=5m,=0.75 所以扶梯的总功率 N=9.69kw2.3. 电动机的选择由于该扶梯需要功率为 9.69kw，考虑到其体积和经济性，还有安全性，选扶梯专用电机：YFD160L1-6。YFD160L1-6 主要参数见表 2-2：表 2-2 YFD16

15、0L1-6 主要参数电动机型号额定功率 kW 满载转速/r/min额定转矩堵转转矩 YFD160L1-6 11 960 109.48N.m251.8N.m2.4. 传动装置运动及动力参数计算2.4.1. 传动比及蜗杆类型其所需转速为： 所以减速器的传动比：由于单级传动，所以该传动比即为蜗轮副的传动比。2.4.2. 各轴的转速计算1）传动比分配：由于厂家提供的小链轮尺寸如图 2-5 示： 其中分度圆直径 365.59mm，宽度 65mm 图 2-5 链轮的尺寸2）各轴的转速：蜗杆轴转速： n1 = n m = 960r/min涡轮轴转速： n2= nw= n mi= 96024.5= 39.18

16、2.4.3. 各轴的输入功率电机轴： P0 = Pd 01 = d 联轴器 = 11 0.99 = 10.89kW蜗杆轴： P1 = Pd 12 = P1 蜗杆 轴承 = 10.89 0.85 0.98 = 9.07kW涡轮轴： P2 = Pd 23 = P2 轴承 链轮 = 9.07 0.98 0.95 = 8.4kW2.4.4. 各轴的输入转矩 表 2-3 传动系统的运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T / N .m转速n/(r/min)传动比 i效率电机轴11109.427960r / min10.99涡杆轴9.07106.166960r/ min24.50.76蜗轮轴8.42058.3

17、5639.18 3. 传动系统设计计算 3.1. 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算1.初步估计中心距蜗杆材料 20C rM nTi2 0，表面淬火，经磨齿。蜗轮齿圈 材料为 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2， 蜗杆输入功率 P=11 kW，蜗杆转速 n = 960r/min ， 蜗轮转速 n = 39.18r/min ， 传动比 i=24.5， 初步采用 ZC1。w 根据齿面接触强度的要求，查 机械设计手册图 得 a=160mm2.确定传动主要尺寸 按表 可知，a=160mm,i=25.4得：m=5.2,z1=2,z2=49,取d1=58.5mm得蜗杆特性系数：蜗杆螺旋线导程角 涡轮变位系数：按表求其

18、他几何尺寸： d2=mz2=5.249=254.8mm; da2=d2+2ha2=254.8+28.55=271.9mm; df2=d2-2hf2=254.8-22.68=249.44mm; De2=d2+(0.61)m=271.9+(0.61)5.2=275.02277.1mm 取de2=276mm; bm2=(0.670.7)d=(0.670.7)68.9, 取b2=46mm;齿廓曲率半径： = 5m = 5 5.2 = 26 mm;圆弧中心坐标 蜗杆轴的向齿厚： 蜗杆法向齿厚： 涡轮齿顶圆弧半径： 涡轮齿根圆弧半径： 3 齿面接触疲劳强度的校核1. 传动效率：=123 (其中蜗杆涡轮传动

19、的啮合效率其中2搅油效率，3为轴承效率）查表可知vs=3.0m/s的摩擦当量角v=1036,求齿面上的接触应力： 4 齿面强度校核 5 热平衡计算 环境温度 取t0=200C 工作温度 取t=800C传热系数 取 kt=13W/(m2)需要散热的面积 3.2. 蜗轮副几何尺寸汇总ZC1(环面包络圆柱蜗杆)集合尺寸汇总如表 3-1： 表 3-1 ZC1 蜗轮副集合尺寸汇总序号 名称符号 公式数值1蜗杆轴向模数 m 标准值 5.22蜗杆法向齿形角 as 标准值 23o3蜗杆头数 Z1 标准 24涡轮头数 Z 2 标准 495中心距 a 标准 156.656蜗杆特性系数 q 11.257蜗杆分度圆螺

20、旋角 100 450.158涡轮变位系数 x20.6449蜗杆分度圆直径 d1 d1 = mq 58.510涡轮分度圆直径 d2 d 2 = mZ 2 254.811蜗杆齿顶圆直径 d a1 d a1 = d1 + 2m 68.912涡轮齿顶圆直径 d a2 d a2 = d 2 + 2(1 + x2 ) 271.913蜗杆齿根圆直径 df df1= d1 2h f1 46.4414涡轮齿根圆直径 df 2 df 2 = d 2 2h f 2 249.4415蜗杆齿宽 b1 b1 (12.5 + 0.1Z 2 )m 9016涡轮齿宽 b2 bm2 = 0.45(d1 + 6m) 4317涡轮外

21、圆直径 de2 d e2 d a2 + (0.8 1)m 27618齿廓曲率半径 当 Z1 = 2 时 = 5m 2619圆弧中心坐标 a0 a0 = cos 0 29.33 b0 39.4120蜗杆轴向齿厚 sx1sx1 = 0.4m6.53121蜗杆法向齿厚 sn1sn1 = sx1 cos6.43022涡轮齿顶圆弧半径 Ra223.8423涡轮齿根圆弧半径 R f 235.2824轴向齿距 Px Px = m16.3363.3. 轴的及其轴承装置设计3.3.1. 减速器轴的布置减速器布置简图见图 3-1 图 3-1 减速器的布置简图如图 3-1，其中 L1=（0.91.0） d a2 ，

22、 s1 =（1.11.2） k1 ， d a2 =271.9mm所以，L1 取 205mm， s1 取 105mm， k1 =100mms2=k2=da1+(2535)da1 = 69.8mm 所以取 s2 = k 2 =100mm 3.3.2. 蜗杆轴及其轴承装置设计1 轴材料的选择， 考虑到蜗杆的齿根圆直径df1=46.44mm,所以蜗杆采用齿圈和轴一体，即蜗杆轴材料选用20CrMnTi20,调质处理2 轴的最小尺寸 考虑到输入端与电机通过电机通过联轴器相联， 所选电机 YFD160L1-6 输出端直径38mm，所以输入蜗杆轴42mm3 轴的径向尺寸由于轴的输出端为42mm，蜗杆的齿根圆直

23、径 df1=46.44mm， 所 以 确 定 轴 颈 段 直 径 只 能 取 45mm，考虑到蜗杆承受轴向力过大，故选择圆锥 滚子轴承 30309（其相关参数为：D=100,d=45,T=27.5,B=25 d amin =54） 参考 d amin =54mm，轴承处轴肩直径选择60 mm 而联轴器处所需轴肩为 d1 + (3 4)c = 48 50 mm（d=43mm 时，c 取 2）,超过了轴肩的尺寸45mm， 所 以 此 处 考 虑 用 螺 纹 压 盖 代 替 ， 此 处 轴 径 任 选 45mm，但公差需要和轴肩处区别。 图 3-2 蜗杆布置简图所以蜗杆轴的布置简图（其中： d12

24、= 42 mm，d 23 = d 89 =45mm， d 34 = d 78 = 60 mm， d 45 = d 67 =48mm）4 轴 的轴向尺寸 在轴向：蜗杆的齿宽 b =90mm1对于圆锥滚子轴承 30309，轴向安装尺寸定为25mm。参 考 蜗 轮 蜗 杆 的 布 置 简 图 ，s1 =105mm ，k1 =100mm，如图 xx 示，初步确定给予蜗杆齿到左端轴承 50mm，,其中轴肩 13mm,涡轮齿到有段轴承处距离 70mm，其中轴肩 20mm，两处轴肩到48mm段为 60o 圆锥。对 于 45mm段,圆锥滚子轴承 30309 需 要27.5mm，螺纹压盖需要25mm,所以给定该

25、段55mm输入端与联轴器相连，给长度50mm，即蜗杆轴总长度 L=35+55+40+90+70+50=340mm5 滚 动轴承的选择 1, 初选轴承型号 按承载较大的滚动轴承选择其型号，因跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承寿命预期取为 50000h。由 前 面 的 计 算 结 果 知 ： 轴 承 所 受 径 向 力Fr 1 = 6684N ，轴向力 Fa1 = 15747N，轴承工作转速n=960r/min。 初选圆锥滚动轴承 30309GBT/297-94；根据机械设计课程设计附表 ,基本额定动负载 Cr = 108 kN， 计算系数 e=0.35，轴向载荷

26、系数 Y=1.7。2, 计算轴向力： 3）计算轴承内部轴向力轴承内部轴向力 4） 计算轴承轴向载荷 靠近输入端轴承载荷 由已知得 。Fs1 与Fa1 方向相同，其和为Fs1+Fa1= 1966 +15747=17713NFs2( 即 该 端 压紧)， FA1 = Fs1 + Fa1 = 17713N远离输入端轴承轴向载荷FA2= Fs1 = 1966N5）计算当量动载荷 靠近输入端轴承载荷数 其当量动载荷 Fp1 = X 1Fr 1 +Y1FA1 =19324N远离输出端的轴承载荷系数：由手册查的： X2 = 1,Y2 = 0 ，其当量动载荷为： Fp2 = X2 Fr2 +Y2 FA2 =6

27、684N所以轴承的当量动载荷取 FP1 , FP2 中较大者，所以：FP =19324N6）计算轴承寿命系数：载荷系数 由机械设计表 17.6 可知 ft = 1.0温度系数 由机械设计表 17.5 知 fp = 1.2 寿命系数 棍子轴承=10/3轴承实际寿命Lh Lh小于50000h,但用于曳引机并非时刻都满载荷运转，所以该轴承可用. 6 键的选择 由 前 面 的 计 算 结 果 知 道 ， 蜗 杆 轴 的 工 作 转 矩T=109.43N.mm，工作转速 n=960r/min。按手册知工作情况系数 K=1.5 计算转矩Tc = KT = 1.5 109.43 = 164.15N .m 由

28、于该曳引机需要减少震动降低噪音，且功率不大，所以选择 HL 型弹性柱销联轴器，其结构紧凑，装配方便，具有一定的弹性和缓冲性能。 按 机 械 设 计 课 程 设 计 附 录 表 G-1 初 选 键12 8 GB1096-79 ： b=12mm ， h=8mm ， L=32mm ，l=L-6=26mm。按机械设计表 15-6，键的许用挤压应力和许用剪切应力为 = 110MPa， = 90MPa。分别计算键的挤压强度和剪切强度 即键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 3.3.3. 蜗轮轴的设计 1 轴的材料选择及确定许用应力 轴 的考虑到该减速器虽功率不大，但作为乘用电梯使用，对 其 安 全 性 要

29、求 较 高 ,故 选 择 40Cr ,调 质 处 理. 确定许用应力b=735Mpa,b-1=70Mpa 2 轴的最小尺寸计算 其中对于40Cr,A取106到98；考虑到键的影响，安装链轮轴断取65mm. 3 轴的径向尺寸设计 由于涡轮副的轴向力过大,一端轴承压紧，另一端轴承松开，未来节省成本，也为了便于端盖的设计， 所以涡轮轴两端可使用大小不同轴承。初步选定靠近输出端轴承选用30215（ D=130mm,d=75mm, d a =84mm,T=27.5mm B=25mm）， 另一端选用30209 （D=85mm，d=45mm， d a =52mmT=20.75，B=19mm）；从输出端开始：

30、于链轮相连段取65 mm，其挡 肩处选择74 mm(轴肩直径=d+（34）c,当 d=65 时， c 取 2.5)接下来轴肩尺寸由才轴承 30215 确定，为75 mm对于涡轮轮芯直径初选 76mm 对于轮芯的轴肩，初选 90mm 对于轴承 30209，所需轴颈为 45mm，所需最小轴肩为 52mm，初步选择 60mm 3.轴 向尺寸的设计 如图示 计划涡轮轮芯宽度 63mm，轮芯右边的轴肩给定长度 20mm，涡轮蜗杆的布置简图知 k 2 =100mm， 而右端初选圆锥滚动轴承轴承 30210，其安装所需轴颈 B=20mm，所以右端轴承轴肩长 38.5mm； 轴的径向尺寸设计在左段，由链轮的设

31、计结果知需要轴长 70mm， 左端轴承初选轴承30215 ， 所需安装尺寸 T=27.25mm，先拟给 30mm,；计划加长轮芯的左端来代替套筒，所以左端安装轮毂的的轴长100-12.5=87.5mm，总共的安装轮 毂轴的颈=87.5+31.5=119，但出于安装可靠度方面的考虑，轮毂长度应该比119长一些，所以初步拟定涡轮轮毂的宽度取 121.5mm；对70 段，初步拟定分配长度48mm。所以蜗杆轴的总长： 70+48+30.5+119+20+36+20=343.5mm 3. 滚 动轴承的选择 初选轴承由前面的计算知道：轴承所受的轴向力Fa 2 = 3741N，径向力 Fr2 = 6684N

32、 ，圆周力 Ft 2 = 15747N ，轴承的工作转速 n=39.18r/min，轴承预期寿命取 Lh = 50000h。 由于在该轴段轴向力不大，且根据经验轴承放松段受力较小，所以计划两端选用大小不同的轴承， 以节约成本。初 选 滚 动 圆 锥 滚 动 轴 承 30210GB/T297-94 和30215GB/T297-94。按课程设计附表 E-4 基本额定动载荷分别为 C r 1 =73.2KN， C r2 = 185KN ； e1 =0.42，e2=0.44，轴向载荷系数Y1=1.4,Y2=1.4. 计算轴承内部轴向力 轴承内部轴向力： 由 于 涡 轮 右 旋 ， 即 输 出 端 压

33、紧 （ 该 端 选 轴 承30215），所受力：FA1 = Fs + Fr 1 = 2287 + 6684 = 9071N则另一端为滚动轴承 30210 受力FA2 = Fs = 2287N3）计算当量动载荷轴承 30215 的当量动载荷系数则该轴承的当量动载荷：Fp1 = X 1Fr 1 +Y1FA1 =15373N4）轴承的载荷系数1根 据 FA2= 2287 = 0.34 e , 所 以 由 手 册 表Fr26684 可知 X2 = 1, Y2 = 0则该轴承的当量动载荷： Fp2 = X2 Fr2 +Y2 FA2 =6684N 5）计算实际寿命载荷系数 由机械设计表 17.6 可知 f

34、t = 1.0温度系数 由机械设计表 17.5 知 fp = 1.2 寿命系数 滚子轴承 轴承 30210 实际寿命 Lh1： 轴承30210的实际寿命Lh2 : 结论：由于 Lh1，Lh2 均大于预期寿命，所以轴承30210、30215 均满足要求。6 键的选择 1 蜗轮轮毂处键的选择，选A型平键，其尺寸： d22=76mm,L22=119mm,L22=119-(510)取110mm. 按 机 械 设 计 课 程 设 计 附 录 表 G-1 初 选 键: 22 14 GB1096-79：b=22mm，h=11mm，L=100mm，l=L-22=88mm。按机械设计表 15-6，键的许用挤压应

35、力和 许用剪切应力为 = 110MPa， = 90MPa。分别计算键的挤压强度和剪切强度 即该键的强度满足要求2涡轮轴链轮处键的选择 ,选择 C型平键,其尺寸： d33=65mm,L33=70mm,L33=63mm按 机 械 设 计 课 程 设 计 附 录 表 G-1 初 选 键 C18 11 GB1096-79：b=18mm，h=11mm，L=63mm， l=L-11=54mm。按机械设计表 ,键的许用挤压应力和 许用剪切应力为 = 110MPa， = 90MPa。分别计算键的挤压强度和剪切强度:即该键的强度满足要求。 3.3.4. 轴的校核1，蜗杆轴的校核： a,轴的受力分析 轴的受力简图

36、如图所示，图中lAC=127.5mm,lBC=97.5mm计算啮合力 圆周力： 径向力： 轴向力： b）求水平面支反力，做水平面内弯矩图轴在水平面内受力简图如图所示，RBX = Ft1 RAX = 3741 1917 = 1823.74NMAX = MBX = 0 ， M CX = RAXl AC = RBXlBC = N .mm轴在水平面内的弯矩图如图 3-4（d）所示。c）求垂直面内的支反力，做垂直面内的弯矩图轴 在垂直面内的受力简图所示。 RBY = Fr 1 RAY = 6684 5728.55 = 955.45N MAY = MBY = 0 ， M CY1= RAYl AC = .6

37、3N .mm， M CY2 = RBY lBC = 97933.63N .mm 轴在垂直面内的弯矩图如图 所示 图 3-4 蜗杆轴的受力分析 （a）轴的受力简图；（b）轴在水平面内的受力简图； （c）轴在垂直面内的受力简图；（d）轴在水平面内的弯矩图；（e）轴在垂直面内的弯矩图；（f）轴的合成弯矩图；（g）轴的合成转矩图 d） 求支承反力，做轴的合成弯矩图、转矩图RA = 6040.88N， RB = 2058.86N（轴向力 Fa1 = 15747N，用于支承轴的滚动该轴承拟选圆锥滚子轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承 A 上） MA = MB = 0 ， M C1 = N.mm MC2= N.mm T=109.43N.m轴的合成弯矩图、转矩图分别见图 3-4（f）和图 3-4（g）e） 危险截面校核由图 5-3（g）知 C 截面为危险截面 求危险截面处轴的直径： 按手册表 ，轴的材料为 20CrMnTi 调质处理。 b =1100MPa，