分類號密級畢業(yè)設計說明書題 目 蝸輪蝸桿減速器英文并列題目 The surface of the worm reduce學生姓名： 專 業(yè)： 機電一體化技術指導教師： 職 稱： 高級工程師畢業(yè)設計說明書提交日期 地址： I摘要這篇畢業(yè)設計的論文主要闡述的是一套系統(tǒng)的關于一級蝸輪蝸桿減速器的設計方法。一級蝸輪蝸桿減速器是蝸輪蝸桿減速器的一種形式.這個方法是以加工過程和蝸輪減速器的使用條件的數(shù)學和物理公式為基礎的。在論文中，首先，對蝸輪蝸桿作了簡單的介紹，接著，闡述了蝸輪蝸桿的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了一級蝸輪蝸桿減速器。接著對減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了一級蝸輪蝸桿設計的一般過程。對其他的蝸輪蝸桿的設計工作也有一定的價值。 目前，在一級蝸輪蝸桿減速器的設計、制造以及應用上，國內與國外先進水平相比仍有較大差距。國內在設計制造一級蝸輪蝸桿減速器過程中存在著很大程度上的缺點，正如論文中揭示的那樣，重要的問題如：輪齒的根切；蝸桿毛坯的正確設計；蝸輪蝸桿的校核。關鍵詞：蝸輪蝸桿減速器, 蝸桿, 滾動軸承IIAbstractThis graduation thesis on the design of the system is a ring on the surface of the worm reducer design method. Torus worm reducer worm reducer is a form of this method is worm reducer and processing conditions of the use of mathematical and physical basis of the formula. In the paper, first of all, the worm made a brief introduction, then the worm on the design principle and the theoretical calculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the torus worm general design process. On the other worm in the design work will have value. At present, the torus worm reducer for the design, manufacture and application of domestic and foreign advanced level there are still large gaps between the comparison. Central China in the design and manufacture of worm reducer there is a process to a large extent the shortcomings, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design of the worm check.Key words: worm reducer, Worm, hoist, RollingIII目錄摘要 ……………………………………………………………………Abstract ………………………………………………………………目錄 ……………………………………………………………………調研報告…………………………………………………………… 1第一章 選定設計方案 ……………………………………………… 4第二章 電動機的選擇與計算 ………………………………………42.1 初選電動機類型和結構型式 …………………………………………42.2 電動機的容量………………………………………………………… 42.2.1 確定提升機所需的功率 ……………………………………4P?2.2.2 確定傳動裝置效率 ……………………………………………52.2.3 電動機的技術數(shù)據(jù)…………………………………………… 6第三章 傳動裝置的傳動比及動力參數(shù)計算 ………………… 63.1 傳動裝置運動參數(shù)的計算 …………………………………………63.1.1 各軸功率計算………………………………………………… 63.1.2 各軸轉速的計算……………………………………………… 63.1.3 各軸輸入扭矩的計算………………………………………… 7第四章 減速器部件的選擇計算…………………………………… 74.1 蝸桿傳動設計計算 ………………………………………………… 74.1.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 ………………………………………74.1.2 確定蝸桿頭數(shù) Z 及蝸輪齒數(shù) Z ………………………… 7124.1.3 驗算滾筒的速度…………………………………………… 84.1.4 確定蝸桿蝸輪中心距 a …………………………………… 84.1.5 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計 …………………………………… 94.2 一級蝸輪蝸桿校核計算 …………………………………………… 114.3 軸的結構設計 ……………………………………………………… 134.3.1 蝸桿軸的設計…………………………………………………134.3.2 蝸輪軸的設計 …………………………………………………154.4 軸的校核 ……………………………………………………………164.4.1 蝸桿軸的強度校核……………………………………………164.4.2 蝸輪軸的強度校核 …………………………………………194.5 滾動軸承的選擇及校核 ……………………………………………224.5.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核………………………………224.5.2 蝸輪軸上軸承的校核…………………………………………24IV4.6 鍵聯(lián)接的選擇及校核 ………………………………………………264.6.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接……………………………264.6.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接…………………………………274.6.3 蝸輪軸上裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接………………………………274.7 箱體結構尺寸及說明 ………………………………………………274.8 減速器的潤滑和密封 ………………………………………………284.9 減速器的附件 ………………………………………………………294.9.1 通氣器…………………………………………………………294.9.2 定位銷…………………………………………………………304.9.3 起蓋螺釘………………………………………………………304.9.4 起吊裝置………………………………………………………304.9.5 放油孔及螺塞…………………………………………………304.10 減速器的安裝維護和使用 ……………………………………314.10.1 減速器的安裝 ………………………………………………314.10.2 減速器的使用和維護 ………………………………………31第五章 減速器承載裝置--推車的設計…………………………325.1 方管焊接要注意的問題…………………………………………325.2 局部焊接順序……………………………………………………325.3 總體焊接順序……………………………………………………325.4 梁的設計………………………………………………………32致 謝…………………………………………………………………35參考資料…………………………………………………………………361摘要這篇畢業(yè)設計的論文主要闡述的是一套系統(tǒng)的關于一級蝸輪蝸桿減速器的設計方法。一級蝸輪蝸桿減速器是蝸輪蝸桿減速器的一種形式.這個方法是以加工過程和蝸輪減速器的使用條件的數(shù)學和物理公式為基礎的。在論文中，首先，對蝸輪蝸桿作了簡單的介紹，接著，闡述了蝸輪蝸桿的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了一級蝸輪蝸桿減速器。接著對減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了一級蝸輪蝸桿設計的一般過程。對其他的蝸輪蝸桿的設計工作也有一定的價值。 目前，在一級蝸輪蝸桿減速器的設計、制造以及應用上，國內與國外先進水平相比仍有較大差距。國內在設計制造一級蝸輪蝸桿減速器過程中存在著很大程度上的缺點，正如論文中揭示的那樣，重要的問題如：輪齒的根切；蝸桿毛坯的正確設計；蝸輪蝸桿的校核。關鍵詞：蝸輪蝸桿減速器, 蝸桿, 滾動軸承2AbstractThis graduation thesis on the design of the system is a ring on the surface of the worm reducer design method. Torus worm reducer worm reducer is a form of this method is worm reducer and processing conditions of the use of mathematical and physical basis of the formula. In the paper, first of all, the worm made a brief introduction, then the worm on the design principle and the theoretical calculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the torus worm general design process. On the other worm in the design work will have value. At present, the torus worm reducer for the design, manufacture and application of domestic and foreign advanced level there are still large gaps between the comparison. Central China in the design and manufacture of worm reducer there is a process to a large extent the shortcomings, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design of the worm check.Key words: worm reducer, Worm, hoist, Rolling3目錄摘要 ……………………………………………………………………Abstract ………………………………………………………………目錄 ……………………………………………………………………調研報告…………………………………………………………… 1第一章 選定設計方案 ……………………………………………… 4第二章 電動機的選擇與計算 ………………………………………42.1 初選電動機類型和結構型式 …………………………………………42.2 電動機的容量………………………………………………………… 42.2.1 確定提升機所需的功率 ……………………………………4P?2.2.2 確定傳動裝置效率 ……………………………………………52.2.3 電動機的技術數(shù)據(jù)…………………………………………… 6第三章 傳動裝置的傳動比及動力參數(shù)計算 ………………… 63.1 傳動裝置運動參數(shù)的計算 …………………………………………63.1.1 各軸功率計算………………………………………………… 63.1.2 各軸轉速的計算……………………………………………… 63.1.3 各軸輸入扭矩的計算………………………………………… 7第四章 減速器部件的選擇計算…………………………………… 74.1 蝸桿傳動設計計算 ………………………………………………… 74.1.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 ………………………………………74.1.2 確定蝸桿頭數(shù) Z 及蝸輪齒數(shù) Z ………………………… 7124.1.3 驗算滾筒的速度…………………………………………… 84.1.4 確定蝸桿蝸輪中心距 a …………………………………… 84.1.5 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計 …………………………………… 94.2 一級蝸輪蝸桿校核計算 …………………………………………… 114.3 軸的結構設計 ……………………………………………………… 134.3.1 蝸桿軸的設計…………………………………………………134.3.2 蝸輪軸的設計 …………………………………………………154.4 軸的校核 ……………………………………………………………164.4.1 蝸桿軸的強度校核……………………………………………164.4.2 蝸輪軸的強度校核 …………………………………………194.5 滾動軸承的選擇及校核 ……………………………………………224.5.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核………………………………224.5.2 蝸輪軸上軸承的校核…………………………………………244.6 鍵聯(lián)接的選擇及校核 ………………………………………………264.6.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接……………………………2644.6.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接…………………………………274.6.3 蝸輪軸上裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接………………………………274.7 箱體結構尺寸及說明 ………………………………………………274.8 減速器的潤滑和密封 ………………………………………………284.9 減速器的附件 ………………………………………………………294.9.1 通氣器…………………………………………………………294.9.2 定位銷…………………………………………………………304.9.3 起蓋螺釘………………………………………………………304.9.4 起吊裝置………………………………………………………304.9.5 放油孔及螺塞…………………………………………………304.10 減速器的安裝維護和使用 ……………………………………314.10.1 減速器的安裝 ………………………………………………314.10.2 減速器的使用和維護 ………………………………………31第五章 減速器承載裝置--推車的設計…………………………325.1 方管焊接要注意的問題…………………………………………325.2 局部焊接順序……………………………………………………325.3 總體焊接順序……………………………………………………325.4 梁的設計………………………………………………………32致 謝…………………………………………………………………35參考資料…………………………………………………………………365第一章 調研報告減速器的作用減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，二者的設計、制造和使用特點各不相同。70～80 年代，世界減速器技術有了很大發(fā)展。通用減速器體現(xiàn)以下發(fā)展趨勢：（1）高水平、高性能。（2）積木式組合設計。基本參數(shù)采取優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊、零件通用性和互換性強、系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。（3）形式多樣化、變型設計多。擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速機一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。促進減速器水平提高的主要因素有：（1）硬齒面技術的發(fā)展和完善，如大型磨齒技術、滲碳淬火工藝、齒輪強度計算方法、修形技術、變形及三、優(yōu)化設計方法、齒根強化及其元化過渡、新結構等。（2）用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平高。（3）結構設計更合理。（4）加工精度提高到 ISO5-6 級。（5）軸承質量和壽命提高。（6）潤滑油質量提高。齒輪減速器的特點齒輪傳動是機械傳動中重要的傳動之一，形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓周速率可達 200m/s。齒輪傳動的特點主要有：1 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達 99℅。2 結構緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般比較小。3 工作可靠，壽命長 設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作可靠，壽命可長達一，二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。4 傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動能廣泛應用，也是因為具有這一特點。6但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格昂貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。蝸桿減速器的特點一、用途： 蝸輪蝸桿機構常用來傳遞兩交錯軸之間的運動和動力。蝸輪與蝸桿在其中間平面內相齒輪與齒條,蝸桿又與螺桿形狀相似。二、基本參數(shù)： 模數(shù) m、壓力角、蝸桿直徑系數(shù) q、導程角、蝸桿頭數(shù) 、蝸輪齒數(shù)、齒頂高系數(shù)（取1）及頂隙系數(shù)（取 0.2） 。其中，模數(shù) m 和壓力角是指蝸桿軸面的模數(shù)和壓力角，亦即蝸輪端面的模數(shù)和壓力角，且均為標準值；蝸桿直徑系數(shù) q 為蝸桿分度圓直徑與其模數(shù) m 的比值。三、蝸輪蝸桿正確嚙合的條件 1.中間平面內蝸桿與蝸輪的模數(shù)和壓力角分別相等，即蝸輪的端面模數(shù)等于蝸桿的軸面模數(shù)且為標準值；蝸輪的端面壓力角應等于蝸桿的軸面壓力角且為標準值，即 ==m ，==2.當蝸輪蝸桿的交錯角為時，還需保證，而且蝸輪與蝸桿螺旋線旋向必須相同。四、幾何尺寸計算與圓柱齒輪基本相同，需注意的幾個問題是： 1.蝸桿導程角()是蝸桿分度圓柱上螺旋線的切線與蝸桿端面之間的夾角,與螺桿螺旋角的關系為，蝸輪的螺旋角，大則傳動效率高，當小于嚙合齒間當量摩擦角時，機構自鎖。 2.引入蝸桿直徑系數(shù) q 是為了限制蝸輪滾刀的數(shù)目，使蝸桿分度圓直徑進行了標準化 m一定時，q 大則大，蝸桿軸的剛度及強度相應增大；一定時，q 小則導程角增大，傳動效率相應提高。 3.蝸桿頭數(shù)推薦值為 1、2、4、6，當取小值時，其傳動比大，且具有自鎖性；當取大值時，傳動效率高。 與圓柱齒輪傳動不同，蝸桿蝸輪機構傳動比不等于，而是，蝸桿蝸輪機構的中心距不等于，而是。 4.蝸桿蝸輪傳動中蝸輪轉向的判定方法，可根據(jù)嚙合點 K 處方向、方向（平行于螺旋線的切線）及應垂直于蝸輪軸線畫速度矢量三角形來判定；也可用“右旋蝸桿左手握，左旋蝸桿右手握，四指拇指”來判定。五、蝸輪及蝸桿機構的特點 1.可以得到很大的傳動比，比交錯軸斜齒輪機構緊湊 2.兩輪嚙合齒面間為線接觸，其承載能力大大高于交錯軸斜齒輪機構 3.蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩(wěn)、噪音很小 4.具有自鎖性。當蝸桿的導程角小于嚙合輪齒間的當量摩擦角時，機構具有自鎖性，可實現(xiàn)反向自鎖，即只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿。如在其重機械中使用的自鎖蝸桿機構，其反向自鎖性可起安全保護作用。5.傳動效率較低，磨損較嚴重。蝸輪蝸桿嚙合傳動時，嚙合輪齒間的相對滑動速度大，故摩擦損耗大、效率低。另一方面，相對滑動速度大使齒面磨損嚴重、發(fā)熱嚴重，為了散熱和減小磨損，常采用價格較為昂貴的減摩性與抗磨性較好的材料及良好的潤滑裝置，因而成本較高 蝸桿軸向力較大六、應用 蝸輪及蝸桿機構常被用于兩軸交錯、傳動比大、傳動功率不大或間歇工作的場合。7第一章 選定設計方案根據(jù)設計要求并結合以上分析，我們在設計中采用蝸桿蝸輪減速器。具體設計方案是：選用的電動機輸出轉速是 940r/min，由凸緣聯(lián)軸器將電動機軸和蝸桿減速器的輸入軸相聯(lián)接，經(jīng)過減速器的減速，電動機輸出的轉速降為 20r/min，再有凸緣聯(lián)軸器將減速器的輸出軸與圓臺軸聯(lián)接，將減速器輸出軸的轉速傳給圓臺。1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 蝸輪蝸桿減速器 4 聯(lián)軸器 5 圓臺圖 2-1 減速器8第二章 電動機的選擇2.1 初選電動機類型和結構型式電動機是專門工廠批量生產(chǎn)的標準部件，設計時要根據(jù)工作機的工作特性、電源種類(交流或直流 )、工作條件( 環(huán)境溫度、空間位置等) 、載荷大小和性質(變化性質、過載情況等)、起動性能和起動、制動、正反轉的頻繁程度等條件來選擇電動機的類型、結構、容量(功率)和轉速，并在產(chǎn)品目錄中選出其具體型號和尺寸。 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。直流電動機就是將直流電能轉換成機械能的電機。直流電機的勵磁方式是指對勵磁繞組如何供電、產(chǎn)生勵磁磁通勢而建立主磁場的問題。根據(jù)勵磁方式的不同，不同勵磁方式的直流電機有著不同的特性。一般情況直流電動機的主要勵磁方式是并勵式、串勵式和復勵式，直流發(fā)電機的主要勵磁方式是他勵式、并勵式和和復勵式。`直流電動機的特點(一)調速性能好。所謂 “調速性能” ，是指電動機在一定負載的條件下，根據(jù)需要，人為地改變電動機的轉速。直流電動機可以在重負載條件下，實現(xiàn)均勻、平滑的無級調速，而且調速范圍較寬。(二)起動力矩大?？梢跃鶆蚨?jīng)濟地實現(xiàn)轉速調節(jié)。因此，凡是在重負載下起動或要求均勻調節(jié)轉速的機械，例如大型可逆軋鋼機、卷揚機、電力機車、電車等，都用直流電動機拖動。直流電動機的工作原理要使電樞受到一個方向不變的電磁轉矩，關鍵在于：當線圈邊在不同極性的磁極下，如何將流過線圈中的電流方向及時地加以變換，即進行所謂“換向” 。為此必須增添一個叫做換向器的裝置，換向器配合電刷可保證每個極下線圈邊中電流始終是一個方向，就可以使電動機能連續(xù)的旋轉,這就是直流電動機的工作原理直流電動機的構造分為兩部分：定子與轉子。記住定子與轉子都是由那幾部分構成的，注意：不要把換向極與換向器弄混淆了，記住他們兩個的作用。定子包括：主磁極，機座，換向極，電刷裝置等。轉子包括：電樞鐵芯，電樞繞組，換向器，軸和風扇等。直流電動機四種勵磁方式各自的特點直流電動機的性能與它的勵磁方式密切相關，通常直流電動機的勵磁方式有 4 種：直流他勵電動機、直流并勵電動機、直流串勵電動機和直流復勵電動機。掌握 4 種方式各自的特9點：1,直流他勵電動機:勵磁繞組與電樞沒有電的聯(lián)系，勵磁電路是由另外直流電源供給的。因此勵磁電流不受電樞端電壓或電樞電流的影響。2,直流并勵電動機:并勵繞組兩端電壓就是電樞兩端電壓，但是勵磁繞組用細導線繞成，其匝數(shù)很多，因此具有較大的電阻，使得通過他的勵磁電流較小。3,直流串勵電動機：勵磁繞組是和電樞串聯(lián)的，所以這種電動機內磁場隨著電樞電流的改變有顯著的變化。為了使勵磁繞組中不致引起大的損耗和電壓降，勵磁繞組的電阻越小越好，所以直流串勵電動機通常用較粗的導線繞成，他的匝數(shù)較少。4,直流復勵電動機：電動機的磁通由兩個繞組內的勵磁電流產(chǎn)生。電動機的容量(功率) 選擇的是否合適，對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。容量選得過小，不能保證工作機正常工作，或使電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，則電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經(jīng)常不滿載運行，其效率和功率因數(shù)較低，增加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。 由以上的選擇經(jīng)驗和要求，我選用：電機名稱=直流牽引電動機主要用途=電力傳動機車、工礦電機車和蓄電池供電車等用電機型號\代號=ZQ原用型號\代號=ZQ2.2 電動機的容量2.2.1 確定減速器所需的功率 P?由圓臺圓周力 和圓臺速度 v,得F'10wvP?其中： （N）Gmgm——提升重量，m=65kg，N 659.837F??10s10.7/6vm?帶入數(shù)據(jù)得 = KW'wP35.10.795??KW '1.20.9.243wP?2.2.2 確定傳動裝置效率傳動裝置的效率由以下的要求：(1) 軸承效率均指一對軸承而言。(2) 同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率，不要漏掉。 (3) 蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數(shù) z1 有關，應先初選頭數(shù)后，然后估計效率。此外，蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效率，因此在總效率的計算中蝸桿軸上軸承效率不再計入。各傳動機構和軸承的效率為：法蘭效率： 10.98??設計中，電動機與減速器相連的法蘭，相當于一個凸緣聯(lián)軸器一級蝸桿傳動效率: 7.2一對滾動軸承傳動效率： 3098??凸緣聯(lián)軸器效率： .4—— 從電動機至工作機主動軸之間的總效率故傳動裝置總效率：?＝ ， 2134?20.987.0.98.64??電動機的輸出功率 dP考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率＝dw?則， ＝ ＝ KW dPw0.134975.216?2.2.3 電動機的技術數(shù)據(jù)根據(jù)計算的功率可選定電動機額定功率，由《簡明機械設計手冊》選用 ZY80－3 直流電動機，其主要參數(shù)如下電動機額定功率： =0.21kw； 0P電動機滿載轉速： =940 nmir外型尺寸 : ф80×11011第三章 傳動裝置的傳動比及動力參數(shù)計算3.1 傳動裝置運動參數(shù)的計算 3.1.1 各軸功率計算＝ = KW 1P0?.21980.47??= KW 2?3??20.1363.1.2 各軸轉速的計算n ＝940 ， 1minrn ＝ n ＝940/47=20 2滾 筒 inr3.1.3 各軸輸入扭矩的計算1T1P0.247950.8n9???Nm:22.3655.表 3-1 參數(shù)列表：軸 名 功率 Kw 轉速 minr扭矩 Nm:蝸桿軸 0.2047 940 2.08蝸輪軸 0.1376 20 65.712第四章 減速器部件的選擇計算4.1 蝸桿傳動設計計算4.1.1 選擇蝸桿、蝸輪材料1.選擇蝸桿傳動的類型采用準平行環(huán)面蝸桿傳動.2.選擇蝸桿、蝸輪材料，確定許用應力考慮蝸桿傳動中，傳遞的功率不大，速度只是中等，根據(jù)《機械零件課程設計》表5－2，蝸桿選用 40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求：調質 HB265 285.:蝸輪選用鑄錫磷青銅 ZQSn10-1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用錫磷青銅制造，輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造由《機械零件課程設計》表 5－3 查得蝸輪材料的許用接觸應力[ ] =190 H?2/Nm由《機械零件課程設計》表 5－5 查得蝸輪材料的許用彎曲應力[ ]=44 F2/4.1.2 確定蝸桿頭數(shù) Z 及蝸輪齒數(shù) Z12由《機械零件課程設計》表 5－6，選取 Z ＝1 則 Z ＝Z ·i＝1×47＝4721故取 Z ＝47 4.1.3 確定蝸桿蝸輪中心距 a 1.確定蝸桿的計算功率 c1P1ACKP?FMP（ ）式中 K ——使用場合系數(shù)，每天工作一小時,輕度震動由《機械工程手冊》查得：K ＝0.7；AK ——制造精度系數(shù)，取 7 級精度，F(xiàn)查得：K ＝0.9；F13K ——材料配對系數(shù)，齒面滑動速度 10MP由《機械工程手冊》查得：K ＝0.85。MP代入數(shù)據(jù)得＝ KW 1ACP?FM（ ） 0.247.0.187395??以等于或略大于蝸桿計算功率 所對應的中心距作為合理的選取值根據(jù)《機械工程1CP手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2·5－22a，選取蝸桿的中心距：a＝100mm. a＝100mm由于它的優(yōu)點是:接觸面大,導程角 ,它的值穩(wěn)定且 一定,則潤滑好,接.??觸面大應直接根據(jù)“原始型”傳動蝸桿設計參數(shù)。4.1.4 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計蝸桿的幾何參數(shù)和尺寸計算表1.中心距：由《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）標準選取 a=100mm2.齒數(shù)比：u＝ ＝4721z3.蝸輪齒數(shù)：由《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）選取 247z?4.蝸桿頭數(shù)：由《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）選取 15.蝸桿齒頂圓直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2.5－16選取 =45mm1ad6.蝸輪輪緣寬度：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2.5－16選取 b =28mm27.蝸輪齒距角： ＝?23607.z???8.蝸桿包容蝸輪齒數(shù)：K＝ =5 19.蝸輪齒寬包角之半： ＝0.5 （K－0.45）=w??16.38?10.蝸桿齒寬：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2.5－16選取 =53mm1b11.蝸桿螺紋部分長度：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2.5－16，選取 =59mmL12.蝸桿齒頂圓弧半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2.5－1416，選取 R =82mm1a13.成形圓半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表 2.5－16選取 =65mmbd14.蝸桿齒頂圓最大直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》 （第二版）表2.5－16，選取 =53.8mm1e15.蝸輪端面模數(shù)：m ＝ = mmt*2ahzd?53.846?16.徑向間隙： =0.5104mm0.16tCm?17.齒頂高：h =0.75 m =2.233mmat18.齒根高：h = h + C=2.7434mmf19.全齒高：h= h + h =4.9764mmaf20.蝸桿分度圓直徑： ＝（ 0.624＋ ）a ＝40.534mm1d2.0i875.21.蝸輪分度圓直徑： ＝2a－ ＝159.466mm2122.蝸輪齒根圓直徑：d ＝ －2 h =153.9792mmf f23.蝸桿齒根圓直徑：d ＝ －2 h =35.05，1fdf判斷：因為 =28.12mm,滿足要求0.8751fa?24.蝸輪喉圓直徑：d ＝ ＋2 h =163.932mmada25.蝸輪齒根圓弧半徑： =82.475mm110.5ffR??26.蝸桿螺紋包角之半： 1arctn.eLd????????= =295t73.?27.蝸輪喉母圓半徑： =2g???cos02a?=15690.73.?=25.88mm1528.蝸輪外緣直徑：由作圖可得 =164.95mm2ed29.蝸桿分度圓導程角： ＝m?21arctn()u= 21rt()4.50d??30.蝸桿平均導程角： ＝w?21arctn().9Ku?31.分度圓壓力角： =2si()bd??4?32.蝸桿外徑處肩帶寬度： 取 3mm3.189tm??33.蝸桿螺紋兩端連接處直徑： =35mmfDT34.蝸輪分度圓齒厚： 20.5SP??23149.6510.4dz??數(shù)據(jù)帶入公式得 5.508mmS?35.齒側隙：查表 4-2-6 得 0.8nj36.蝸桿分度圓齒厚： =4.298412Pj?37.蝸桿分度圓法向齒厚： =4.2851cosnmSr?38.蝸輪分度圓法向齒厚： =5.49239.蝸輪齒冠圓弧半徑： =19.27750.5afRd?40.蝸桿測量齒頂高： 1122.1cosarina Shd????????=2.203541.蝸桿測量齒頂高： 2220.5csariad??????=2。1854.2 蝸輪蝸桿校核計算16蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪切強度的限制。因而若許用傳動功率確定中心距，則然后校核蝸輪齒根剪切強度。由于軸承變形增加了蝸桿軸向位移，使蝸輪承受的載荷集中在 2－3 個齒上。而且，由于蝸輪輪齒的變形，造成卸載，引起載荷沿齒高方向分布不均，使合力作用點向齒根方向偏移。 因而，蝸輪斷齒主要由于齒根剪切強度不足造成的校核： ??'cfpFzAk????其中 —— 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷;c—— 蝸輪包容齒數(shù)'z—— 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數(shù);fA——蝸輪齒根受剪面積;pk公式中各參數(shù)的計算1. 的計算cF= ??22tan(')mr??——作用在蝸輪輪齒上的圓周力， 2Td——蝸桿喉部螺旋升角 ，4.5mr—— 當量齒厚，'p滑動速度 190cossmdnvr?= 4.598??=2.01m/s根據(jù)滑動速度 查機械設計手冊 3－3－9 得sv'258'???將數(shù)據(jù)帶入公式得 326.180(4.58)cFtan????= N 2752.計算得 = 5'z3.蝸輪齒根受剪面積 172cosffmbASr?—— 蝸輪齒根圓齒厚；2f 202cstan()xfmfPSrh????由上可知—— 蝸輪端面周節(jié)；x 1.xP?—— 蝸輪理論半包角； 0a24?—— 蝸輪分度圓齒厚所對中心角。2?7.236???數(shù)據(jù)帶入公式得 210.cos4.5.4tan(3.6)fS??????=7.03mm由上可得2287.03197.5cos4.fAm??36.5.60197.MPa???對于錫青銅齒圈 取??.b?查手冊取鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度 =225MPab?， ??0.512.MPa??則 4.3 軸的結構設計 4.3.1 蝸桿軸的設計1.軸的材料選擇由《機械零件課程設計》表 6－1 選用 45 號鋼，調質。182.最小軸徑的初步計算由《機械零件課程設計》表 6－2，取 ＝105，根據(jù)0A公式㎜13min0PdA?:其中 —— 軸的轉速 ，940r/min1—— 軸傳遞的功率 , 0.2047kwP—— 計算截面處的軸的直徑， mmmind將數(shù)據(jù)代入公式得3in0.247159??=6.317mm輸出軸的最小直徑是按照聯(lián)軸器處軸的直徑 ，為了使所選的軸的直徑 12d?與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。d?Ⅰ Ⅱ聯(lián)軸器的計算轉距 ，查表 15—3，考慮到轉距變化很小，故取 Ka=1.3，則1caATK?:1.349.0caTNm??按照計算轉距 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準手冊（GB5843-86）選用 YL4 型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑 =22mm，故取 =22mm，半聯(lián)軸器的長度 L=52mm。1d12d?3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經(jīng)在前面分析比較，現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 軸段右端制 出一軸肩，故取 =28mm，23d?左端用軸端擋定位，按軸端直徑 取擋圈直徑 D=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 =52mm,保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度1L應比略短一些，故取 =50mm. 12l?2) 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) =28mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30207，其尺寸23d?為 d×D×T=35×72×18.25mm，故 = =35mm。 3478?3) 已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑19=45mm，最大齒頂圓直徑 =53.8mm，蝸桿螺紋部分長度 L=59mm，蝸桿齒寬 =53mm，所1ad1ed 1b以取 =68mm， =53.8mm， =45mm， =42mm。 56l?56?56'?45d?4) 軸承端蓋的總寬度為 20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸的右端面間的距離l=20 mm，故取 =40mm. 23l?5) 為避免蝸輪與箱體內壁干涉，應取箱體內壁凸臺之間距離略大于蝸輪的最大直徑，取內壁距離 =175mm 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距?離，S，取 S=8mm（如圖） 。6）在 3-4 和 7-8 軸段應各裝一個濺油輪，形狀如圖所示，取其長度 L=27.75mm。所以，可求得：mm， 34781.257.46l????33.75mm 56(28)l???至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。4 軸上零件的周向定位 ；半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接。按 由手冊查得平鍵截面為12d?mm(GB／T1095--1979)，鍵槽用鍵 槽銑刀加工，長為 45mm(標準鍵長見87bh??GB／T1096--1979)，半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2 ，各軸肩處的圓角半徑如圖?45?4.3.2 蝸輪軸的設計1. 軸的材料選擇由《機械零件課程設計》表 6－1 選用 45 號鋼，調質=650 b?2Nm2.軸徑的初步計算由《機械零件課程設計》表 6－2，取 A＝112，根據(jù)公式，23min0pdA?其中 —— 軸的轉速 ，20r/min2—— 軸傳遞的功率 , 0.1376kwP20—— 計算截面處的軸的直徑， mmmind將數(shù)據(jù)代入公式得mm 233in00.1762.3pA???輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 ，故需選取聯(lián)軸器型號。12d?聯(lián)軸器計算轉距 ，查表 15—3，考慮到轉距變化很小，故取 Ka=1.3，則2caATK?:1.349.760.5ca Nm?按照計算轉距 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準手冊（GB5843-86）選用 YL11ca型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑=50mm，故取 =50mm，半聯(lián)軸器的長度 L=112mm。1d12d?3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經(jīng)在前面分析比較，現(xiàn)選用如圖所示的裝配方案。1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 軸段右端須制出一軸肩，故取=55mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端 直徑取擋圈直徑 D=60mm，半聯(lián)軸器與軸23d?配合的轂孔長度L=62mm，保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度應比 L略短一些，故取 =110mm。 12l?2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) =55mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取零基本游隙組，標23d?準精度級的單列圓錐滾子軸承 30212，其尺寸為 d×D×T= 60×110×23.75mm，故= =60mm，而 =23.75mm。 34d?6778l?3) 取安裝蝸輪處的軸段直徑 =65mm，蝸輪左端與左軸承用套筒定位，已知蝸輪輪45d?緣寬度為 28mm，所以可取蝸輪輪轂寬度為 52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪，4-5 段應略短于輪轂寬度，故取 =50mm。 45l?4）蝸輪右端采用軸肩定位，軸肩高度 0.07d，取 =6mm，則軸環(huán)處直徑h?h=77mm，軸環(huán)寬度 ，取 =12mm， =12mm， =68mm。 56d?1.bh?56l?67l?67d?5) 軸承端蓋的總寬度為 28mm(由減速器及軸承端蓋的結 構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸的右端面間的距離l=22 mm，故取 =50mm。 23l?6)取蝸輪距箱體內壁之距離 a=16mm．考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取s=8mm（如圖） ，則21=2+16+8+23.75=49.75mm， 34l?至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。4.軸上零件的周向定位 蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接。根據(jù) 可選蝸輪與軸之間的平鍵45d?尺寸為 mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 45mm(標準鍵長見18bh??GB／T1096--1979)，同時保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，選擇輪轂與軸的配合為 H7/n6。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結按 由手冊查得平鍵12?截面為 mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 100mm (標準鍵長60見 GB／T1096--1979)，半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。5.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2 ，各軸肩處的圓角半徑如圖?45?4.4 軸的校核4.4.1 蝸桿軸的強度校核1．繪軸的計算簡圖在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取 a 值，對于 30207 型單列圓錐滾子軸承，a=16mm，所以，作為簡支梁的軸的支撐跨距=（20+43.75+34 ） +（20+43.75+34） 23L?=97.75+97.75=195.5mm 2．計算作用在軸上的力=736.67N， 1324.9105tTFd??=6179.88N， 132.76a2119.824751.6raFtgtgN?????3．計算支點反力水平反力：112736.8.35tNHF??垂直反力： 0BM?1197.5240.532.4681950.38raNVdF?????220AM??11297.5240.53.468195735.08raNVdF????4．計算彎矩，作彎矩圖水平彎矩：197.5368.04HNMFm??:垂直彎矩： 197.526.3804VN??:297.535.8140VNMFm??:合成彎矩2HV1c 23604.7590.458N??:左 ＋2HVc 2M3604.751.078m??:右 ＋5．扭矩圖由《機械零件課程設計》表 6－18 查得折算系數(shù) 0.9?＝1T8.7Nm??:3=49106．校核軸的強度由《機械設計》表 15-1 查得：231[]70MPa???21223()06.80.7544.9caTWP????，強度足夠。 1[]ca???見圖 5-3。 FNH2MVTMFa1FNV1FNH1L1FNH1FNV1AFa1r1 FNV2Ft1L2MHFNH2BFt1Fr1 NV2圖 5-3 軸的強度4.4.2 蝸輪軸的強度校核 1．繪軸的計算簡圖在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取 a 值，對于 30212 列圓錐滾子軸承，a=22mm，作為簡支梁的軸的支撐跨距=（20+43.75+34 ）+（20+43.75+34） 23?=97.75+97.75=195.5mm 2．計算作用在軸上的力=6179.88N， 21ta?=736.67N， t275.46r3．計算支點反力水平反力：112679.830.4tNHF??垂直反力： 0BM?2151.739.4673. 50580.2arNVdF?????250AM??11297.5240.53.468195735.08raNVdF????4．計算彎矩，作彎矩圖水平彎矩：15.73089.4HNMFm??:垂直彎矩： 15.780.243VN??:21.59.4706VNMFm??合成彎矩：2HV1c 215904.385.68N??:左 ＋2HVc 2M15904.3156.787m??:右 ＋5．扭矩圖由《機械零件課程設計》表 6－18 查得折算系數(shù) 0.9?＝1T492.76Nm??:3=506．校核軸的強度由《機械設計》表 15-1 查得：26， 1[]60MPa???2223()1897.5016.2.6caTWP????，強度足夠。 1[]ca???見圖 5-4。FNV1H FNV2HA BFa2rt2L1 L2FNH1 FNH2Ft1FNV1 FNV2Fa1r MHMVMT圖 5-4 軸的強度4.5 滾動軸承的選擇及校核4.5.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核1．軸承的徑向載荷的計算22368.506.38497rAV??22368.5.08rBV??2．派生軸向力的計算查手冊得，圓錐滾子軸承 30207 型的α=14 o02， 10， ， 1.50.37etg??查表 d=35mm 時，e=0.37，y=1.6；故 1249.56061rAdFN???28282.56.941.6rBdFN???1 240.579.860.43dae dF????所以，軸承 2 受壓則： 1640.5adFN21798.56820.43e N????3．求當量動載荷12640.5.3289arAarBeF???所以，對于軸承 1x=1 ， y=012049.75rAPFN?對于軸承 2x=0.4 ， y=1.6220.41.6880.43.5rBaPFN???4．校核軸承的壽命查手冊得 c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 6310/10()5.)942682831hCLnP???:故 此軸承的壽命滿足要求 294.5.2 蝸輪軸上軸承的校核1．求徑向載荷212634.985.77rANHVF??22354.98.1rBNHV??2．計算派生軸向力查手冊得，圓錐滾子軸承 30212 型的1.5etg??0634??， y=1.51.5etg?????????????故 12673.5891.4.20.7rAdrBFNy???1 289.36.1.85dae dFF????則：軸承 2 受壓所以， 1.adN267.85F?3．求當量動載荷301289.0.367541arAarBFe??所以，對于軸承 1：x=1 ，y=0對于軸承 2：x=1 ，y=012673.54.12rArBPFN?4．校核軸承的壽命查手冊 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min6310/10()97.8).42531hCLnP???:故 此軸承壽命滿足要求。4.6 鍵聯(lián)接的強度校核4.6.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接由《機械零件課程設計》表 8－1 選用普通平鍵 8×7mm， 取 L＝45mm。 bh??由《機械零件課程設計》表 8－7 查得，鍵的工作長度l＝L－b＝45－8＝37mm， 鍵的工作高度k＝ ＝3mm。 62h?由《機械零件課程設計》表 8－8 查得，鍵聯(lián)接的許用壓力 ， []70PMa?312TPdkl?314.90.572MPa??所以， ，所選平鍵合適。 []?4.6.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接由《機械零件課程設計》表 8－1 選用普通平鍵 18×11mm， 取 L＝45mm bh??由《機械零件課程設計》表 8－7 查得鍵的工作長度l＝L－b＝45—18=27mm 鍵的工作高度k＝ ＝5.5mm 2h由《機械零件課程設計》表 8－8 查得鍵聯(lián)接的許用壓力[]10PMa??3249.7102.56TPdkl??所以， ，所選平鍵合適。 []P?4.6.3 蝸輪軸上裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接由《機械零件課程設計》表 8－1 選用普通平鍵 16×10mm， 取 L＝100mm。 bh??由《機械零件課程設計》表 8－7 鍵的工作長度l＝L－b＝100—16=84mm 鍵的工作高度k＝ ＝5mm 2h由《機械零件課程設計》表 8－8 查得鍵聯(lián)接的許用壓力[]70PMa??3249.146.958TPdkl?所以，所選平鍵合適。 []P?4.7 箱體結構尺寸及說明箱體按其結構形狀的不同可分為剖分式和整體式；按其制造方式的不同可分為鑄造箱體和焊接箱體.減速器的箱體多采用剖分式結構。32剖分式箱體由箱座與箱蓋兩部分組成，用螺栓聯(lián)接起來構成一個整體。剖分式與減速器內傳動件軸心線重合，有利于軸系部件的安裝和拆卸。立式大型減速器可采用若干個剖分面，剖分接合面必須有一定的高度，并且要求仔細加工。為了保證箱體的剛度，在軸承處設有加強肋，箱體底座有一定的厚度和高度，以保證安裝的穩(wěn)定性和剛度。近年來，減速器箱體的設計出項了一些外形簡單，整齊的造型，以方形小圓角過渡代替?zhèn)鹘y(tǒng)的大圓角曲面過渡，上下箱體的聯(lián)接處的外凸緣改為內凸緣結構，加強肋和軸承座均設計在箱體內部等等。根據(jù)畢業(yè)設計的要求，選擇剖分式結構的箱體。由于鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本又低，所以箱體用 HT200 制造。減速器箱體的結構尺寸：1 箱座壁厚：0.438a????取 15mm 2 箱蓋壁厚： 1.5取 8m??3 箱體凸緣厚度： 箱座 1.52.b箱蓋 3箱座底 7??4 加強肋厚：箱蓋 110.85m5 地腳螺栓直徑：76.fdm???取 6 地腳螺栓數(shù)目： 4n7 軸承觀察箱聯(lián)接螺栓的直徑d1=.0.75df=0.75x16=12取 d1=12mm 8 箱蓋箱座聯(lián)接螺栓的直徑：d2=0.5df=8mm 9 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目：d3=8mm 數(shù)目為 4 10 觀察孔蓋螺釘直徑： d4=6mm 11 軸承旁凸臺高度和半徑：h 由結構確定，R 1=C24.8 減速器的潤滑和密封減速器的傳動零件的軸承都需要喲良好的潤滑，這不僅可以減少磨損損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕，降低噪聲。1 潤滑油選擇對于蝸桿傳動的潤滑油類型的選擇無明顯的區(qū)分界限，德國推薦對重負荷淬硬蝸桿和起動頻繁的蝸桿傳動要選用含有極壓添加劑的潤滑油。