一級蝸輪蝸桿減速器設計

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1、精密機械設計實訓（論文）說明書 題 目 單級蝸桿減速器設計 系 別： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 題目類型： 理論研究口實驗研疵 工程設計”工程技術(shù)研究 軟件開發(fā)口 20年 月曰 引言 1 1 設計題目 1 1.1帶式運輸機的工作原理 1 1.2工作情況 2 1.3設計數(shù)據(jù) 2 1.4傳動方案 2 1.5 課程設計內(nèi)容及內(nèi)容 2 2總體傳動方案的選擇與分析 2 2.1傳動方案的選擇 2 2.2傳動方案的分析 3 3 電動機的選擇 3 3.1電動機功率

2、的確定 3 3.2確定電動機的轉(zhuǎn)速 4 4傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 4 4.1各軸的轉(zhuǎn)速計算 4 4.2各軸的輸入功率 5 4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 5 5蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計算 6 5.1傳動參數(shù) 6 5.2蝸輪蝸桿材料及強度計算 6 5.3計算相對滑動速度與傳動效率 6 5.4確定主要集合尺寸 7 5.5熱平衡計算 7 5.6蝸桿傳動的幾何尺寸計算 7 6 軸的設計計算及校核 8 6.1輸出軸的設計 6.1.1選擇軸的材料及熱處理 8 6.1.2初算軸的最小直徑 8 6.1.3聯(lián)軸器的選擇 9 6.1.4軸

3、承的選擇及校核 10 6.2軸的結(jié)構(gòu)設計 12 6.2.1蝸桿軸的結(jié)構(gòu)造型如下 12 6.2.2蝸桿軸的徑向尺寸的確定 13 6.2.3蝸桿軸的軸向尺寸的確定 13 6.2.4蝸輪軸的結(jié)構(gòu)造型如下 13 6.2.5蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配 14 6.2.6蝸輪軸的徑向尺寸的確定 14 6.2.7蝸輪軸的軸向尺寸的確定 15 6.2.8蝸輪的強度校核 15 7 鍵連接設計計算 17 7.1蝸桿聯(lián)接鍵 17 7.2蝸輪鍵的選擇與校核 17 7.3蝸輪軸鍵的選擇與校核 18 8箱體的設計計算 18 8.1箱體的構(gòu)形

4、式和材料 18 8.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系 19 9 螺栓等相關(guān)標準的選擇 19 9.1螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇 20 9.2銷，墊圈墊片的選擇 20 10減速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明 20 10.1減速器的結(jié)構(gòu) 20 10.2減速箱體的結(jié)構(gòu) 21 10.3速器的潤滑與密封 21 10.4減速器附件簡要說明 21 11 設計小結(jié) 21 謝辭 22 參考文獻 24 附錄 25 引言 課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環(huán)節(jié)。在 2010年01 月04日-2010年01月18日為期二周的機械設計課程設計。本次是設計一

5、個蝸 輪蝸桿減速器，減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。 本減 速器屬單級蝸桿減速器（電機一一聯(lián)軸器一一減速器一一聯(lián)軸器一一滾筒） ，本 人是在指導老師指導下完成的。該課程設計內(nèi)容包括：任務設計書，參數(shù)選擇， 傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數(shù)計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、 蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計，減速 器其他零件的選擇，減速器的潤滑等和 A2圖紙裝配圖1張、A4圖紙的零件圖2 張。設計參數(shù)的確定和方案的選擇通過查詢有關(guān)資料所得。 蝸輪蝸桿減速器的計算機輔助機械設計，計算機輔助設計及輔助制造 （CAD/CAM技術(shù)是當今設計

6、以及制造領(lǐng)域廣泛采用的先進技術(shù)，通過本課題的 研究，將進一步深入地對這一技術(shù)進行深入地了解和學習。 本文主要介紹一級蝸 輪蝸桿減速器的設計過程及其相關(guān)零、部件的CADffl形。計算機輔助設計（CAD, 計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM技術(shù)是當今設計以及制造領(lǐng)域廣泛采用 的先進技術(shù)，能清楚、形象的表達減速器的外形特點。 該減速器的設計基本上符合生產(chǎn)設計要求， 限于作者初學水平，錯誤及不妥 之處望老師批評指正。 7 設計小結(jié) 一級蝸桿減速器的設計是一個較為復雜的過程， 通過這次設計覺得自己受益 匪淺。機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)， 它可以讓我們進一步 鞏固和加深學生

7、所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關(guān)先修課程（如 機械制圖、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合 運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切的結(jié)合起來。而且，本次設計是我們學生首次 進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程 設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構(gòu)選型與組合和確定傳動方案的能 力；為我今后的設計工作打了良好的基礎(chǔ)。 通過本次課程設計，還提高了我的計算和制圖能力；同時對減速器的結(jié)構(gòu)和 設計步驟有了一個大概的了解，對之前所學的專業(yè)知識作了一個很好的總結(jié)， 設 計中尚有很多不合理和不理解的地方， 以待在今后的學習工作中來彌補。 設計

8、過 程中我能夠比較熟悉地運用有關(guān)參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉 有關(guān)的國家標準和行業(yè)標準 （如 GB、JB 等），獲得了一個工程技術(shù)人員在機械設 計方面所必須具備的基本技能訓練。 當一份比較象樣的課程設計完成的時候， 我的內(nèi)心無法用文字來表達。 幾天 以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書， 讓我感覺做一個大學生 原來也可以這么辛苦。但是，所有的這一切，都是值得的，它讓我感覺大學是如 此的充實。 謝辭 在課程設計即將完成之際， 我的心情無法平靜， 從開始進入課題到設計的 順利完成，有多少可敬的師長、同學給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯 的謝意！同時我還要特別感謝

9、謝海涌、柏子剛、馮翠云老師對我這次課程設計 指導付出的苦心與汗水，謝謝你們。要是沒有你們的指導與幫助，我想也許我 自己一個人無法這么快這么順利的完成了。 設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計 7 8.1帶式運輸機的工作原理 帶式運輸機的傳動示意圖如圖 1、電動機2、帶傳動3、齒輪減速4、軸承5、聯(lián)軸器、6、鼓輪7、運輸帶 8.2工作情況： 已知條件 1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有灰塵，環(huán)境 最高溫度35C； 2） 使用折舊期；8年； 3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4） 動力來源：電力，三相交流電，

10、電壓 380/220V； 5） 運輸帶速度容許誤差：土 5% 6） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 8.3設計數(shù)據(jù) 運輸帶工作接力F/N 運輸帶工作速度v/ （m/s） 卷筒直徑D/mm 2300 1.5 500 8.4傳動方案 本課程設計采用的是單級蝸桿減速器傳動 8.5課程設計內(nèi)容及內(nèi)容 1） 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2） 斜齒輪傳動設計計算； 3） 軸的設計； 4） 滾動軸承的選擇； 5） 鍵和連軸器的選擇與校核； 6） 裝配圖、零件圖的繪制； 7） 設計計算說明書的編寫； 8） 減速器總裝配圖一張； 9） 齒輪、

11、軸零件圖各一張； 10） 設計說明書一份。 2總體傳動方案的選擇與分析 2.1傳動方案的選擇 該傳動方案在任務書中已確定，采用一個單級蝸桿減速器傳動裝置傳動，女口 下圖所示： 輸送帶 2.2傳動方案的分析 該工作機采用的是原動機為 丫系列三相籠型異步電動機，三相籠型異步電動 機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，電壓 380 V，其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、 價格低廉、維護方便；另外其傳動功率大，傳動轉(zhuǎn)矩也比較大，噪聲小，在室內(nèi) 使用比較環(huán)保。傳動裝置采用單級蝸桿減速器組成的封閉式減速器，采用蝸桿傳 動能實現(xiàn)較大的傳動比，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率低，多用于中、小功率間 歇運動的場

12、合。工作時有一定的軸向力，但采用圓錐滾子軸承可以減小這缺點帶 來的影響，但它常用于高速重載荷傳動，所以將它安放在高速級上。并且在電動 機心軸與減速器輸入軸及減速器輸出軸與卷筒軸之間采用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接， 因為 三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動， 所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作 用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗 總而言之，此工作機屬于小功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的 標準化程度高，設計與維護及維修成本低；結(jié)構(gòu)較為簡單，傳動的效率比較高， 適應工作條件能力強，可靠性高，能滿足設計任務中要求的設計條件及環(huán)境。 7電動機的選擇 3.1電動機功率的確定 1）工作機各傳動

13、部件的傳動效率及總效率： 查《機械設計課程設計指導書》表 9.2可知蝸桿傳動的傳動比為: i 蝸桿=10 ~ 40 ； 又根據(jù)《機械設計基礎(chǔ)》表4-2可知蝸桿頭數(shù)為乙=2，由表4-4可知蝸桿 傳動的總效率為： 蝸桿"75~.82 查《機械設計課程設計指導書》表 9.1可知各傳動部件的效率分別為: 聯(lián)軸器=0.99~ 0.995 ； 軸承=0.97（一對）； 卷筒巾94 ~.97 工作機的總效率為: 2 n =n xn xn 總 聯(lián)軸器 蝸輪蝸桿 2 軸承卷筒二65 ~ .74 2）電動機的功率: 旦=23U=3.45kw 1000 1000 所以電動機所需

14、工作效率為: 艮-兇".3kw 總 min 0.65 3.2確定電動機的轉(zhuǎn)速 1）傳動裝置的傳動比的確定: 查《機械設計課程設計指導書》書中表 9.2得各級齒輪傳動比如下: i 蝸桿=10 ~ 40 理論總傳動比： 1總=i蝸桿=10 ~ 40 2）電動機的轉(zhuǎn)速： 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速： 60X000V 60X000x1.5 一，. n滾筒 57.3r / min nD 500兀 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： nd 二 n滾筒.i總=（10 ~ 40）57.^ 573 ~ 2292r /min 根據(jù)上面所算得的原動機的功率與轉(zhuǎn)速范圍，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 7

15、50 r/min、1000 r/min和1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的 電動機。其主要功能表如下： 電動機型號 額定功率kW 滿載轉(zhuǎn)速/ r/min 起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 Y132 5.5 960 2.0 2.0 M2-6 7傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 4.1各軸的轉(zhuǎn)速計算 1）實際總傳動比及各級傳動比的他配： 由于是蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 則總傳動比i二: 960 = 16.75

16、 57.3 所以取i總=17 二 960r/min 2）各軸的轉(zhuǎn)速： 第一軸轉(zhuǎn)速：n1 =: nm 第二軸轉(zhuǎn)速：n2 二匕 二96^ =56.5r/min n總 17 4.2各軸的輸入功率 第一軸功率：R = Pd 01二匕 聯(lián)軸器=5.3 0.99 = 5.25kW 第二軸功率：P2 二 Pd 12 蝸桿=5.25 0.8 =4.2kW 第二軸功率：P3 = Pd 23 = P2 軸承 聯(lián)軸器=4.2 0.97 0.99 = 4.03kW 4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩：Td =9.55 106巴= 9.55 106 空 5.27 104 N mm

17、 nm 960 第一軸轉(zhuǎn)矩：T1 =9.55 106 -Pl =9.55 106 = 9.55 106 525 = 5.22 104 N mm n1 960 第二軸轉(zhuǎn)矩：T2 =9.55 106 空= 9.55 106 空 7.1 105N mm n2 56.5 第三軸轉(zhuǎn)矩：T3 =9.55 106 —L =9.55 106 403 = 6.81 105N mm nw 56.5 將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表： 軸名 功 率 P/kW 轉(zhuǎn)矩 T / N mm 轉(zhuǎn)速 n/(r/mi n) 傳動比 i 效率 n 電機軸 5.3 5.27 勺04

18、 960r / min 1 1 第一軸 5.2 5 4 5.22 "0 960r / min 1 0.99 第二軸 4.2 5 7.1 匯10 56.5r / min 17 0.80 卷筒軸 4.0 3 5 6.81 勺0 56.5r / min 1 0.95 7蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計算 5.1傳動參數(shù) 蝸桿輸入功率P=5.3 kW ,蝸桿轉(zhuǎn)速厲=960r/min ,蝸輪轉(zhuǎn)速 n2 =56.5r/min,理論傳動比i=16.75,實際傳動比i=17，蝸桿頭數(shù)乙=2，蝸輪 齒數(shù)為 Z2 =i 乙=17 2 =34，蝸輪轉(zhuǎn)速

19、n2 =匕=960 = 56.5r/min i 17 5.2蝸輪蝸桿材料及強度計算 減速器的為閉式傳動，蝸桿選用材料 45鋼經(jīng)表面淬火，齒面硬度>45 HRC, 蝸輪緣選用材料ZCuSn10Pb1砂型鑄造。 蝸輪材料的許用接觸應力，由《機械設計基礎(chǔ)》表 4-5可知，「lH=180MPa. H 估取嚙合效率： 1 =0.8 蝸輪軸轉(zhuǎn)矩: T2=9.55 106 也=9.55 10 6 5.25 0.8 =7.1 10 N mm 門2 56.5 載荷系數(shù)：載荷平穩(wěn)，蝸輪轉(zhuǎn)速不高，取 >2 480 K=1.1. 計算m2d1值 = 1.1 漢 7.1 漢 105 漢 I

20、 134 "80丿 480 3 mm 3 =4804mm 模數(shù)及蝸桿分度圓直徑由《機械設計基礎(chǔ)》表 4-1取標準值，分別為: 模數(shù) m=8 mm 蝸桿分度圓直徑 d^ 80 m m 5.3計算相對滑動速度與傳動效率 蝸桿導程角 =arCtan 詈 訶ctan=11.31 80 蝸桿分度圓的圓周速度 9 n~i 60 1000 ■: 80 960 60 1000 m /s 二 4.02m/s 1 相對活動速度 cor=cof^=4.098m/s 當量摩擦角 取匚=2：30 =2.5’ 驗算嚙合效率 tan tan 11.31

21、 081 （與初取值相近）。 tan [亠:v tan 11.31 2.5 傳動總效率 總=0.96 1 =0.96 0.81 =0.78 （在表 4-4 所列范圍內(nèi)）。 5.4 確定主要集合尺寸 1 1 蝸輪分度圓直徑: di =mz2 =8 34 = 272mm d1 d2 80 互=176mm 2 中心距 熱平衡計算 環(huán)境溫度 取to =20也 工作溫度 取 t =70：C 傳熱系數(shù) 取kt =13W/ m2 : C 需要的散熱面積 a - 2 5.5 13 70-20 A 二 二 10

22、00 ^1—。78 m^17.94m2 kt （t 一鮎） 名稱 公式說明及結(jié)果 齒 距 齒 頂 高 頂 隙 齒 根 高 蝸桿傳動的幾何尺寸計算 5.6 名稱 公式說明及結(jié)果 蝸桿分度圓直徑 d1 =80(mm) 蝸桿齒頂圓直徑 da1 =d1 +2ha =4 +2m = 80 + 2x8 = 96{mm) 蝸桿齒根圓直徑 df1 =d1 — 2hf1 =d1 —2.4m =80—2.4漢8 = 60.8(口口) 蝸桿導程角 tan f= = =0.2(mm) 所以 『=11.31 d1 80 蝸桿齒寬 d N(11.5

23、+ 0.08z2 )m=(11.5+0.08漢34滬8=113.76(mm) 蝸輪分度圓直徑 d2 = m^ = 8 匯 34 = 272( mm) 蝸輪喉圓直徑 da2 =d2 +2ha =m(z2 +2) = 8(34 + 2)=288(mm) 蝸輪齒根圓直徑 df2 =d2 —2hf =m(z；2 - 2.4 )= 8(34 —2.4)= 252.8( mm) 蝸輪外圓直徑 de2 蘭da2 +1.5m = 272 + 1.5^8 = 284(mm) 蝸輪咽喉母圓半徑 da2 288 rg2—a -176 —32(mm) g 2 2 蝸輪螺旋角 =11.3#，

24、與蝸桿螺旋線方向相同 蝸輪齒寬 b2 蘭0.7da1 =0.796 = 67.2(mm) a d^d2 d1+mz2 80+8T4 mm、 中 心 距 a — 一 - 一 176(mm) 2 2 2 7軸的設計計算及校核 6.1輸出軸的設計 6.1.1選擇軸的材料及熱處理 考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn) 矩，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的 45鋼，調(diào) 質(zhì)處理。 6.1.2初算軸的最小直徑 已知軸的輸入功率為 5.25kW，轉(zhuǎn)速為960 r/min. 根據(jù)《機械設計基礎(chǔ)》表7-4可知，C值在106~11

25、8間。 所以輸出軸的最小直徑： D^C3 P =1183 5.25 = 20.8mm ，n ■ 960 但是，由于軸上有1個鍵槽，計入鍵槽的影響： D1min =20.8 1 3% = 21.4mm 已知輸出軸的輸入功率為4.2kW，轉(zhuǎn)速為56.5r/min，貝U 輸出軸的最小直徑： D^C?/— =118Z-—= 49.6 mm ，n . 56.5 由于軸上由2個鍵槽，故 D2min =49.6 1 7% = 53.1mm 已知卷筒軸的輸入功率為4.03kW,轉(zhuǎn)速為56.5r/min，則 卷筒軸的最小直徑為 D _C 二 48.9mm 6.1.3聯(lián)軸

26、器的選擇 1）載荷計算 已知蝸桿軸名義轉(zhuǎn)矩為5.22 104N mm 由于蝸桿減速器的載荷較平穩(wěn)，按轉(zhuǎn)矩變化小考慮，取工作情況系數(shù)k=1.3 蝸桿軸計算轉(zhuǎn)矩： 4 4 Tc^kT1 -1.3 5.22 10 -6.8 10 N mm 已知蝸輪軸名義轉(zhuǎn)矩為7.1"05N mm ;卷筒軸計算轉(zhuǎn)矩為6.82 "05N mm 所以蝸輪軸計算轉(zhuǎn)矩： 5 5 Tc2 二 kT2 =1.3 7.1 10 =9.23 10 N mm 卷筒軸計算轉(zhuǎn)矩： 5 5 Tc3=kT3=1.3 6.82 10 =8.87 10 N mm 2）選擇聯(lián)軸器的型號 查《機械設計課程設計指導書》表 1

27、4.2可知，電動機軸的直徑 D = 38mm， 軸長E -80mm；蝸桿軸直徑d _ 21.4mm。 查《機械設計課程設計指導書》表 13.1可知，蝸桿軸的輸入端選用 LH3型 彈性柱銷聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器標記 38漢 82 LH3 聯(lián)軸器 GB/T 5014 JQ0 漢 60 公稱轉(zhuǎn)矩 Tn =630N m 許用轉(zhuǎn)速 〔n, = 5000r / min 查《機械設計課程設計指導書》表13.1可知，蝸輪軸的輸出端選用LH4型 彈性柱銷聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器標記 LH4 聯(lián)軸器 55 112 GB/T 5014 Ji50 x84 公稱轉(zhuǎn)矩 Tn =1250N m 許

28、用轉(zhuǎn)速 In 丄 4000r / min 6.1.4軸承的選擇及校核 1） 初選輸入軸的軸承型號 據(jù)已知工作條件和輸入軸的軸頸，由《機械設計基礎(chǔ)》附表8-5初選軸承型 號為圓錐滾子軸承30208 （一對），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。 據(jù)已知工作條件和輸出軸的軸頸，由《機械設計基礎(chǔ)》附表8-5初選軸承型 號為圓錐滾子軸承 30214 （一對），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。 基本額定動載荷 C=63000N 計算系數(shù) e=0.37 軸向載荷系數(shù) 丫=1.6 2） 計算蝸桿軸的受力 蝸桿軸的切向力Ft，軸向力Fx和徑向力Fr 蝸

29、桿軸: Ft1 2T； _ 2 5.22 104 4 一 80 = 1305N =「Fx2 蝸輪軸: t2 d2 2 7.1 105 272 -5221N Fr2 = Ft2ta =5 2 2 1 tan20 N1 40 Fi 3） 計算軸承內(nèi)部軸向力 軸承的內(nèi)部軸向力： Fr1 1900 Fsi — 594N = - Fs2 2Y 2 1.6 4） 計算軸承的軸向載荷 軸承2的軸向載荷 由已知得，F(xiàn)s1與Fx,方向相同，其和為 Fs1 =594 1900N =2494N Fs2 （軸承2為“壓緊”端），所以 F

30、A2 =Fs1 Fx1 =2494N 軸承1的軸向載荷 Fa1二Fs1 =594N （軸承1為“放松”端） 5） 計算當量動載荷 軸承1的載荷系數(shù) 根據(jù) 匕1 594 0.313 ：：：e，由表 8-8 可知 X1 =1" =0 Fr1 1900 軸承2的載荷系數(shù) 根據(jù) 良=2494 =1.313 e 由表 8-8 可知 X2 =04% =1.6 Fr2 1900 軸承1的當量動載荷 FP1 = X1Fr1 Y^FA^ Fr1 =1900N 軸承2的當量動載荷 Fp2 = X2Fr2 Y2FA2 =0.4 1305 1.6 249^ 4512.4 N 所以軸承的當量動

31、載荷取FP1、FP2中較大者，所以 Fp =4512.4N 6） 計算軸承實際壽命 溫度系數(shù) 由《機械設計基礎(chǔ)》表8-6可知ft =1.0 載荷系數(shù) 由《機械設計基礎(chǔ)》表8-7可知fp .1.5 壽命指數(shù) 滾子軸承 10 ~3 軸承實際壽命 Lh .10^ ftC Lh = 60n (fpFp / 10 軸承預期壽命 106 1 63000 h 60 960 1.5 4512.4 二 29448h Lh0 =2 360 16h=11520h 結(jié)論 由于Lh - Lh0軸承30208滿足要求 載荷系數(shù) 由《機械設計基礎(chǔ)》表8-7

32、可知fp .1.5 載荷系數(shù) 由《機械設計基礎(chǔ)》表8-7可知fp .1.5 6.2軸的結(jié)構(gòu)設計 6.2.1蝸桿軸的結(jié)構(gòu)造型如下: 2 3 4 S 6 6.2.2蝸桿軸的徑向尺寸的確定 從聯(lián)軸段d1 =30mm開始逐漸選取軸段直徑，d?起固定作用，定位軸肩高度 a 0.07 ~ 0.1 d「1~ 2mm，故 d2 2a _30 2 0.074— 1 = 36.2mm。該直 徑處安裝密封氈圈，標準直徑，應取d2=38mm ; d?與軸承的內(nèi)徑相配合，為便 與軸承的安裝，取d3=40m m,選定軸承型號為30208，d4與蝸輪相配合，取蝸 桿的齒根圓直

33、徑d4 = d 口 = 60.8mm，按標準直徑系列，取d4 =63mm ； d6與軸承 的內(nèi)徑配合，與d3相同，故取de =d3 =40mm ； d5起定位作用，定位軸肩高度 a ： 0.07 ~ 0.1 d6 1~ 2mm 故 d5 =d6 2a _ 40 2 0.07d6 1 ]= 46.2mm ， 取 d5 = 48mm。 6.2.3蝸桿軸的軸向尺寸的確定 聯(lián)軸段取L^60mm ；軸肩段取L^14mm ；與軸承配合的軸段長度，查軸承 寬度為18mm；左軸承到蝸桿齒寬L3 =50mm ;蝸桿齒寬L^b^ 115 0.08Z2 m 即L4二11.5 0.08 34 113.76mm，

34、取L4 = 120mm ;蝸桿齒寬右面到右軸承 間的軸環(huán)與左面相同取L^ L^ 50mm ;與右軸承配合的軸段長度，查軸承寬度 為18mm；軸的總長為320mm。 6.2.4蝸輪軸的結(jié)構(gòu)造型如下： 1 2 4 5 輸出軸的彎矩和轉(zhuǎn)矩 625蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配 單級減速器中，可將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面 由軸肩定位，右面用套筒軸固定，軸向固定靠

35、平鍵和過渡配合。兩軸承分別一軸 肩和套筒定位，軸向則采用過渡配合或過盈配合固定。聯(lián)軸器以軸肩軸向定位， 右面用軸端擋圈軸向固定，鍵聯(lián)接作軸向固定。軸做成階梯形，左軸承從左面裝 入，蝸輪、套筒、右軸承和聯(lián)軸器依次從右面裝到軸上。 6.2.6蝸輪軸的徑向尺寸的確定 從左軸承段與軸承的內(nèi)徑相配合，為便與軸承的安裝取 a = 70mm，選定軸 承型號為 30214開始逐漸選取軸段直徑， d2起固定作用，定位軸肩高度 a ：、0.07 ~ 0.1 d1 1~ 2mm，該直徑處安裝密圭寸氈圈，標準直徑，應取d2 = 75mm ； d3與蝸輪孔徑相配合，取蝸輪的內(nèi)徑d^70mm，按標準直徑系列，取

36、d^70mm ; d5與軸承的內(nèi)徑配合，與d3相同，故取d^d^65mm ;聯(lián)軸段d^55mm ； 起 定位作用，定位軸肩高度故取d5 =60mm ; 6.2.7蝸輪軸的軸向尺寸的確定 左面與軸承配合的軸段長度 J，查軸承寬度為L^ 24mm ;左軸承到蝸輪齒 寬間的套筒取L2 =33mm ;蝸輪齒寬L^67.2mm，故取L^ 70mm ;蝸輪齒寬右 面到右軸承間的軸環(huán)與左面相同取 L4 =33mm ;與右軸承配合的軸段長度，查軸 承寬度為24mm；右軸肩段L5 = 14mm，聯(lián)軸段L6 = 84mm，故軸的總長為280mm。 6.2.8蝸輪的強度校核 已知蝸輪的切向力 Ft2 二-

37、Fx1 =5221N 蝸輪的徑向力 Fr2 =「Fr1 =1900N 蝸輪軸向力 =1305N 求水平面支反力: 2 5221 = 2610.5N 水平面彎矩： M ch = Fah L3 = 2610.5 80 = 208840 N mm 垂直面支反力，由二MA=0,即卩 Fr2 L2 硝 一 Fv L0 , 得 pi 070 Fr2L2 Fx 務 1900 80 1350 —— Fbv 2 — 2059N L 160 在鉛垂方向上，由二F =0，即Fbv -Fr2 -FAV =0,得 FAV = Fbv ~■ Fr 2

38、= 2059 —1900 = 159 N 垂直面彎矩 MCV= F A VL =1 59漢 8 0= 1 2 712 0 m m Mcv=FbvL=2 059 80 1 647J20nm 根據(jù)合成彎矩 C截面左側(cè)彎矩 C截面右側(cè)彎矩 轉(zhuǎn)矩T 當量彎矩Me M = ■ Mh2 Mv2 得 Me「.Mch2 Mcv2 -■2088402 127202 =209227N mm 「Mch2 M 2 CV =2088402 1647202 = 265895N mm pi T =甩—=5221 ——-710056N mm 2 2  由當量彎矩圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，

39、C和D處都有可能是危險截面，應分別計 算其當量彎矩，此處可將軸的鈕切應力視為脈動循環(huán)，取 a：、0.6，則 C截面左側(cè)當量彎矩 M Ce = , M c aT =$2092272 +(0.6 漢 710056 $ =150333N mm C截面右側(cè)當量彎矩 M Ce = M c =265895N mm 所以C截面處當量彎矩在以上兩數(shù)值中取較大者，即 Mce =265895N mm D截面彎矩 M dh =FahL3 =2610.5 45 =117473Nmm M dv = Fav L3 =159 45 = 7155 N mm D截面合成彎矩 M D = M dh M D

40、V --117473^ =71552 =117691N mm D截面當量彎矩 Moe = Jm d2 +(aT 丫 =【1176912 7100562 =719653N mm 求危險截面處軸的計算直徑 許用應力，軸的材料用45鋼，由《機械設計基礎(chǔ)》表7-1可知，- W =60MPa C截面直徑計算 de M Ce 0.1 JW 3 265895 \ 0.1 60 =35.4mm D截面直徑計算 dD 二 49.3mm 彳―M d— = 3 719653 \ 0.1.4 W : 0.1 60 經(jīng)與結(jié)構(gòu)設計圖比較，C截面和D截面的計

41、算直徑分別小于其結(jié)構(gòu)設計確定 的直徑，故軸的強度足夠 7鍵連接設計計算 7.1蝸桿聯(lián)接鍵 選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計 鍵的選擇和 課程設計指導書》表11.27查得d=30mn 1 參數(shù) 時。應選用鍵 A3 40 GB/T1096 轉(zhuǎn)矩 4 5.22 x 10 N mm 鍵長 L t = 40 mm 接觸長度 h = Li —b — 40 —8 l1 = 32mm 查《機械設計基礎(chǔ)》表 2-12鍵連接 許用擠壓應 鋼的許用擠壓應力為 Bp]=120MPa

42、 4T 4漢5.22 勺04 一 c <.2 」p 6 — ，一 - 31.07MPa dhl 30X7X32 故滿足要求 7.2蝸輪鍵的選擇與校核 鍵的選擇和 參數(shù) 選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計 課程設計指導書》表11.27查得d=55時。 應選用鍵A16勺12 GB/T1096 轉(zhuǎn)矩 5 6.8V10 N mm 鍵長 Lt = 112 mm 接觸長度 h =^7=112—16 1 l1 =96mm  許用擠壓應 查《機械設計基礎(chǔ)》表 2-12鍵連接 P = 26.4MPa 力k】p校核 鋼的許用擠壓應力

43、為fcrP]=120MPa < fcr ]p故滿足要 4T 4 漢 7.1漢105 fV — — 求 P —— 1 —— dhl 112x10x96 = 26.4MPa 7.3蝸輪軸鍵的選擇與校核 鍵的選擇和 參數(shù) 選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計 課程設計指導書》表11.27查得d=55時。 應選用鍵 A1652 GB/T1096 轉(zhuǎn)矩 5 7.1漢 10 N mm 鍵長 —=84 mm 接觸長度 h =匚-b=84-16 1 l1 = 68mm 查《機械設計基礎(chǔ)》表 2-12鍵連接 ▽ P =37.29M

44、Pa 許用擠壓應 鋼的許用擠壓應力為 bp]=120MPa < b】p故滿足要 力k L校核 5 4T 4 乂 7.1 心0 “er 仆 bP =—— = =37.29MPa dhl 112漢10漢68 求 8 箱體的設計計算 8.1箱體的構(gòu)形式和材料 采用下置剖分式蝸桿減速器（由于 V=5m/s） 鑄造箱體，材料HT150 8.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系 名稱 減速器型式及尺寸關(guān)系 箱座壁厚S S =11mm 箱蓋壁厚S1 S 仁 10mm 箱座凸緣厚度bl, 箱蓋凸緣厚度b, 箱座底凸緣厚度b2 b=1.5 S =16mm b1=1.5

45、S 仁 15mm b2=2.5 S =28mm 地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d仁 14mm 箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓 直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3=9mm 螺釘數(shù)目4 檢查孔蓋螺釘直徑 d4=6mm Df，d1，d2至外壁 距離 df, d2至凸緣 邊緣距離 C1=26,20,16 C2=24,14 軸承端蓋外徑 D仁 80mm D2=125mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm 軸承旁凸臺半徑 R仁 16mm 軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結(jié)構(gòu)確定

46、 箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm 蝸輪外圓與箱 內(nèi)壁間距離 12mm 蝸輪輪轂端面 與箱內(nèi)壁距離 10mm  8 螺栓等相關(guān)標準的選擇 本部分含螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇墊圈，墊片的選擇，具體內(nèi)容如下: 9.1螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結(jié) 構(gòu), 以及其他因素的影響選用 螺栓 GB5782-86 M10*35 數(shù)量為3個 M10*35 M12*100 數(shù)量為6個 M12*100 螺母 GB6170-86 M10 數(shù)量為2個 M10 M10 數(shù)量為6個 M1

47、2 螺釘 GB5782-86 , M6*20 數(shù)量為2個 M6*20 M8*25 數(shù)量為24個 M8*25 M6*16 數(shù)量為12個 M6*16 * （參考裝配圖） 9.2 銷，墊圈墊片的選擇 選用銷GB117-86 B8*30， 數(shù)量為2個 GB117-86 選用墊圈GB93-87 數(shù)量為8個 B8*30 選用止動墊片 1 個 GB93-87 選用石棉橡膠墊片 2 個 止動墊片 選用08F調(diào)整墊片 4 個 石棉橡膠墊片 * （參考裝配圖） 08F調(diào)整

48、墊片 有關(guān)其他的標準件, 常用件， 專用件，詳見后 續(xù)裝配圖 9 減速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明 在以上設計選擇的基礎(chǔ)上， 對該減速器的結(jié)構(gòu)， 減速器箱體的結(jié)構(gòu)， 軸承端 蓋的結(jié)構(gòu)尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。 9.1 減速器的結(jié)構(gòu) 本課題所設計的減速器，其基本結(jié)構(gòu)設計是在參照裝配圖的基礎(chǔ)上完成的， 該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿） ，軸和軸承，聯(lián)結(jié)零件（鍵，銷，螺栓， 螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。 箱體為剖分式結(jié)構(gòu)， 由 I 箱體和箱蓋組成， 其剖分面通過蝸輪傳動的軸線； 箱蓋 和箱座用螺栓聯(lián)成一體； 采用圓錐

49、銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和 裝配時的相互位置； 起蓋螺釘便于揭開箱蓋； 箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪 嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油， 窺視孔平時被封??； 通氣器用來及時排放 因發(fā)熱膨脹的空氣， 以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油； 副標尺用于檢查箱 內(nèi)油面的高低； 為了排除油液和清洗減速器內(nèi)腔， 在箱體底部設有放汕螺塞； 吊 環(huán)螺栓用來提升箱體， 而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤； 減速 氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。 （具體結(jié)構(gòu)詳見裝配圖） 9.2 減速箱體的結(jié)構(gòu) 該減速器箱體采用鑄造的剖分式結(jié)構(gòu)形式 具體結(jié)構(gòu)詳見裝配圖 9.3 速器的潤滑與密封

50、蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為118cSt （100 C）查表10.6《機 械設計課程設計指導書》 潤滑油 118Cst 軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為 ZL-2 查表 10.7 《設計課程設計指導書》 潤滑脂 ZL-2 減速器附件簡要說明 該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán) 螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)及裝配詳見裝配圖。 2006.8 2005.1 參考文獻 【1】宋寶玉 .機械設計課程設計指導書 .北京 :高等教育出版社， 【2】李秀珍 .機械設計基礎(chǔ) （少學時）. 北京：機械工業(yè)出版社， 也 ,-25/B一 - 一 1?5 T 軸向齒形 法向齒形 4 A 332.0 CIOS0 /z WM