《一級(jí)蝸輪蝸桿減速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《一級(jí)蝸輪蝸桿減速器設(shè)計(jì)（18頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、目錄 前言………………………………...2 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書及要求………………………………………...…..2 二、電動(dòng)機(jī)的選擇與計(jì)算…………………………………….…..3 三、減速器參數(shù)的選擇和計(jì)算……………………………….…..3 四、確定總傳動(dòng)比及其分配……………………………………………..…..3 五、確定傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)………………………………..…….3 六、蝸桿蝸輪的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………..……..4 七、鏈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……………………………………………………..…..9 八、軸的設(shè)計(jì)……………………………………….……...11

2、九、機(jī)座箱體結(jié)構(gòu)尺寸及其附件………………………………………………15 十、蝸桿減速器的潤(rùn)滑………………………………………………………16 十一、蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算…………………………………………………………17 十二、選擇冷卻裝置……………………………………………...……18 參考資料………………………………………………………………19 前言 國(guó)內(nèi)的發(fā)展概況 國(guó)內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過(guò)低的問(wèn)題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)。由于在傳動(dòng)的理論上、工藝

3、水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動(dòng)比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。 國(guó)外發(fā)展概況 國(guó)外的減速器，以德國(guó)、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢(shì)，減速器工作可靠性好，使用壽命長(zhǎng)。但其傳動(dòng)形式仍以定軸齒輪傳動(dòng)為主，體積和重量問(wèn)題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動(dòng)比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長(zhǎng)的方向發(fā)展。 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 題目：設(shè)計(jì)一二級(jí)蝸輪蝸桿減速器 本設(shè)計(jì)是蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)主要針對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)展開。為了達(dá)到要求的運(yùn)動(dòng)精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動(dòng)系統(tǒng)具

4、有一定的傳動(dòng)精度并且各傳動(dòng)元件之間應(yīng)滿足一定的關(guān)系，以實(shí)現(xiàn)各零部件的協(xié)調(diào)動(dòng)作。該設(shè)計(jì)均采用新國(guó)標(biāo)，運(yùn)用模塊化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)內(nèi)容包括傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及設(shè)備零部件等的設(shè)計(jì)。 設(shè)計(jì)內(nèi)容： 1.電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2.蝸輪蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算3.軸的設(shè)計(jì)4. 鏈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.鍵和連軸器的選擇與校核；6.裝配圖、零件圖的繪制7.設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫 設(shè)計(jì)任務(wù) a)減速器總裝配圖一張,b)蝸桿、軸零件圖各一張,c)設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份 電動(dòng)機(jī)的選擇與計(jì)算 1． 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇 因?yàn)楸緜鲃?dòng)的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)160L-8系列

5、的電動(dòng)機(jī) 2． 電動(dòng)機(jī)容量的選擇 1） 工作機(jī)所需功率：Pw ＝7.5kW 2） 電動(dòng)機(jī)的輸出功率：Pd＝Pw/η， η=η1*η2*η3*η4=0.98*0.99*0.80*0.96=0.745 Pd＝10.067kW 3） 電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y132-4M 額定功率7.5（KW） 同步轉(zhuǎn)速 1500（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速1440 （r/min） 總傳動(dòng)比60 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 1． 總傳動(dòng)比：傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：i＝60 2． 傳動(dòng)比分為：i1=4 i2=4i3=3.75 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 3.1各軸轉(zhuǎn)速 由式2-8——2-12得

6、 電動(dòng)機(jī)軸=滿載時(shí)轉(zhuǎn)速=1440 1軸n1=1440/4=360r/min 2軸n2=360/4=90r/min 3軸n3= 90/3.75=24r/min 2.3.2各軸的輸入功率 1軸p1=pd=10.07*0.98=9.87 2軸p2= = 9.87*0.8=7.896 3軸p3=7.896*0.96=7.58 2.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電機(jī)軸T0=9550=9550*10.07/1440=66.78 1軸T1=9550=9550*9.87/360=261.83 2軸T2=9550=9550*7.896/90=844.64 3軸T3=9550

7、=9550*7.58/24=3016.21 蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 選擇蝸桿傳動(dòng)類型 蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)有模數(shù) m、壓力角α、蝸桿頭數(shù)Z1、蝸輪齒數(shù)Z2、蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角γ等。 1 蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件及模數(shù)m和壓力角α 蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件和齒條與齒輪傳動(dòng)相同。因此，在中間平面上，蝸桿的軸面模數(shù)ma1、軸面壓力角αa1分別和蝸輪的端面模數(shù)mt2、端面壓力角αt2相等，并取其為標(biāo)準(zhǔn)值，即 ma1=mt2=m αa1=αt2=α 又因?yàn)槲仐U傳動(dòng)通常是交錯(cuò)角為90的空間運(yùn)動(dòng)，蝸桿輪齒的螺旋線方向有左右之分。因此，為保證蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合，

8、還必須使 蝸桿和蝸輪輪齒的螺旋線方向相同， 并且蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角 γ等于蝸輪分度圓柱上的螺旋角β2，即 γ= β2 。 2 蝸桿分度圓直徑d1和導(dǎo)程角γ 蝸輪是用直徑及齒形參數(shù)同蝸桿一樣的滾刀加工出來(lái)的。因此，只要有一種尺寸的蝸桿，就得有一種對(duì)應(yīng)的蝸輪滾刀。對(duì)于同一模數(shù)，可以有很多不同直徑的蝸桿，因而對(duì)每一模數(shù)就要配備很多把蝸輪滾刀。顯然，這樣很不經(jīng)濟(jì)。 為了限制滾刀數(shù)目并便于滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化，國(guó)標(biāo)對(duì)每種標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)量的蝸桿分度圓直徑d1，見表9-98。 當(dāng)蝸桿的分度圓直徑d1和頭數(shù)Z1選定后，蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角γ也就確定了。 由上圖可知， 對(duì)于動(dòng)力傳

9、動(dòng)，為提高傳動(dòng)效率，宜選取較大的導(dǎo)程角γ。但導(dǎo)程角γ過(guò)大，車削蝸桿時(shí)困難，并且齒面間相對(duì)滑動(dòng)速度也隨之增大，當(dāng)潤(rùn)滑不良時(shí)，將加速齒面間的磨損。 3 傳動(dòng)比i、蝸桿頭數(shù)Z1和蝸輪齒數(shù)Z2 蝸桿傳動(dòng)通常以蝸桿為主動(dòng)件。當(dāng)蝸桿轉(zhuǎn)動(dòng)一周時(shí)，蝸輪將轉(zhuǎn)過(guò)Z1個(gè)齒，即轉(zhuǎn)過(guò)Z1/Z2周，因此其傳動(dòng)比i 為 i = n2/n1 = Z2/Z1 公式說(shuō)明： 1. 式中n1、n2 分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)速，r/min。 2. 蝸桿頭數(shù)Z1通常取為1，2，4或6。當(dāng)傳動(dòng)比i 大或要求自鎖時(shí)，可取Z1=1, 但傳動(dòng)效率低,當(dāng)傳動(dòng)比i 較小時(shí)，為了避免蝸輪輪齒發(fā)生根切,或傳遞功率大時(shí)，為了提高傳遞效率，可采用多

10、頭蝸桿，取Z1=2～4或6，但是Z1過(guò)多時(shí)，制造較高精度的蝸桿和蝸輪滾刀有困難。 3. 蝸輪齒數(shù)Z2=iZ1，一般取Z2=28～80。 為了避免用蝸輪滾刀切制蝸輪時(shí)發(fā)生根切，并保證有足夠的嚙合齒對(duì)數(shù)，使傳動(dòng)平穩(wěn)，Z2不應(yīng)少于28； 但是對(duì)于動(dòng)力傳動(dòng)，Z2也不宜大于80，因?yàn)楫?dāng)蝸輪直徑不變時(shí)，Z2越大， 模數(shù)就越小，將削弱蝸輪輪齒的彎曲強(qiáng)度；而若模數(shù)不變，則蝸輪直徑將要增大，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸將要變大，蝸桿軸的支承跨距加長(zhǎng)，致使蝸桿的彎曲剛度降低，容易產(chǎn)生撓曲而影響正常的嚙合。 當(dāng)用于分度傳動(dòng)時(shí)，則Z2的選擇可不受此限制。 Z1 和Z2 的推薦值 i=Z2/Z1 7～13 14～27

11、 28～40 ＞40 Z1 4 2 1,2 1 Z2 28～52 28～54 28～80 ＞40 4.傳動(dòng)中心距a和變位系數(shù)x 蝸桿傳動(dòng)的標(biāo)準(zhǔn)中心距為 a = (d1+d2)/2。 為了配湊中心距或微量改變傳動(dòng)比，或?yàn)榱颂岣呶仐U傳動(dòng)的承載能力及傳動(dòng)效率，也常用變位蝸桿傳動(dòng)。 蝸桿傳動(dòng)的變位方式與齒輪傳動(dòng)相同，也是在切削時(shí)把刀具相對(duì)蝸輪毛坯進(jìn)行徑向移位。但在蝸桿傳動(dòng)中，蝸桿相當(dāng)于齒條，蝸輪相當(dāng)于齒輪，所以，只對(duì)蝸輪進(jìn)行變位，而蝸桿不變位。 5.相對(duì)滑動(dòng)速度υs 如圖可知，蝸桿傳動(dòng)即使在節(jié)點(diǎn) c 處嚙合，齒面間也有較大的相 對(duì)滑動(dòng)，相對(duì)滑動(dòng)速度υs 沿螺

12、 旋線方向。 設(shè)蝸桿圓周速度為υ1，蝸輪圓 周速度為υ2，則有 相對(duì)滑動(dòng)速度υs的大小對(duì)蝸桿傳動(dòng)有很大影響。當(dāng)潤(rùn)滑、散熱等條件不良時(shí)，υs 增大會(huì)使齒面產(chǎn)生磨損和膠合；而當(dāng)具備良好的潤(rùn)滑條件，特別是能形成油膜時(shí)， υs增大有助于形成油膜，使齒面間摩擦系數(shù)減小，減小磨損，從而提高傳動(dòng)效率和承載能力。 根據(jù)GB/T10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿（ZI）。 蝸桿傳動(dòng)的幾何尺寸 蝸桿傳動(dòng)的幾何尺寸及其計(jì)算公式如下 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 蝸桿 蝸輪 齒頂高 ha ha

13、1 = m=5 ha2 = m=5 齒根高 hf hf1 = 1.2m=6 hf2 =1.2m=6 全齒高 h h1 = 2.2m=11 h2 = 2.2m=11 分度圓直徑 d d1=50 d2 = mZ2=300 齒頂圓直徑 da da1=d1+2ha1=60 da2=m(Z2+2)=310 齒根圓直徑 df df1=d1-2hf1=38 df2=d2-2hf2=288 蝸桿分度圓柱上導(dǎo)程角 γ5.71 蝸輪分度圓柱上螺旋角 β2 β2 =γ 傳動(dòng)中心距 a′ a′=m(q+z2)/2=175 蝸桿 軸向齒距

14、pa1 pa1=πm 蝸桿螺旋 部分長(zhǎng)度 L 1～2 3～4 -1 L≥(10.5+Z1)m L≥(10.5+Z1)m -0.5 L≥(8+0.06Z2)m L≥(9.5+0.09Z2)m 0 L≥(11+0.06Z2)m L≥(12.5+0.09Z2)m 0.5 L≥(11+0.1Z2)m L≥(12.5+0.1Z2)m 1 L≥(12+0.1Z2)m L≥(13+0.1Z2)m 對(duì)磨削的蝸桿，應(yīng)將L值增大，m＜6mm時(shí)，加長(zhǎng)25mm； m=10～14mm時(shí)，加長(zhǎng)35mm；m＞16mm時(shí)，加長(zhǎng)50mm 蝸輪

15、 外圓直徑 de2 Z1=1 Z1= 2～3 Z1=4～6 de2≤da2+2m de2≤ da2+15m de2≤da2+m 蝸輪齒寬 b2 Z1=1 Z1=1 b2≤0.75da1 b2≤0.67da1 齒根圓弧面半徑 R1 R1=da1/2+0.2m 齒頂圓弧面半徑 R2 R2=df1/2+0.2m 3.1.2選擇材料 蝸桿：根據(jù)庫(kù)存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。 蝸輪:由公式得

16、 滑動(dòng)速度 因而蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.1.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)[1]式（11-12），傳動(dòng)中心距1.確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距 =176.20=176200 2.確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；選 取使用系數(shù)；由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.05； 3.確定彈性影響系數(shù) 因用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE =160

17、4.確定許用接觸應(yīng)力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60j=4.0910 壽命系數(shù)=0.6288 鏈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.選擇鏈輪齒數(shù)Z、Z 假定鏈速V<0.6表中選取小鏈輪齒數(shù)Z1=19,從動(dòng)輪齒數(shù)Z2=iZ1=2.9519=56. 2.計(jì)算功率Pca 由文獻(xiàn)[1]表9-9選取工作情況系數(shù)kA=1,故Pca=KAP=11.31KW=1.31 3.確定鏈節(jié)數(shù)LP 初定中心距a0=40LP,則鏈節(jié)數(shù)為 L=117.52節(jié) 取L=118節(jié)。

18、 4.確定鏈條的節(jié)距P 按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì),鏈工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)是,可能出現(xiàn)鏈板疲勞強(qiáng)度破壞.由表中查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)k=1.04選取單排鏈.由表查得多排鏈系數(shù)ｋP=1.0,故所需傳遞的功率為 P=1.26 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速n1=71r/min，功率P0=1.26,選取鏈號(hào)為12Ａ的單排鏈.同時(shí)也證實(shí)原估計(jì)工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)是正確的.查得鏈節(jié)距Ｐ=19.05。 5.確定鏈長(zhǎng)Ｌ及中心距a L=2.25 a=758 中心距減小量a=(0.002～0.004)758=1.5~3.0 實(shí)際中心距a’=a-a1=758mm-(1.5~3.0)=756.5~755

19、取a’=756 6.驗(yàn)算鏈速 v==0.43<0.6 與原假設(shè)相符. 7.作用在軸上的壓軸力 FP=kFPFe 有效圓周力Fe=3046.5 按水平布置,取壓軸力系數(shù)kFP=1.15,故 FP=1.153046.5=3503 8.滾子鏈標(biāo)記 12A-1118GB1243.1-83 滾子外徑d1=11.91,內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=12.57,內(nèi)鏈板高度h2=18.08。 9.小鏈輪結(jié)構(gòu)和材料 1)小鏈輪基本參數(shù)及主要尺寸 分度圓直徑dd=P/sin(180/Z)=115.7 齒頂圓直徑dada=124.45 分度圓弦齒高h(yuǎn)ah

20、a=0.27P=0.2719.05=5.14 齒根圓直徑dfdf=d-d1=115.7-11.91=103.79 齒側(cè)凸緣直徑dgdg≤Pcot(180/Z)-1.04h2-0.76=94.60 查表9-4的鏈輪轂孔最大許用直徑dkmax=62 2)鏈輪齒形 采用三圓弧一直線齒形 齒面圓弧半徑 remin=0.008d1(Z2+180)=0.00811.91(192+180)=35.35 remax=0.12d1(Z+2)=0.1211.91(19+2)=30.01 re=(35.35~30.01) 取re=32 齒溝圓弧半徑 rimax=0.5

21、05d1+0.069 =0.50511.91+0.069=6.25 rimin=0.505d1=0.50511.91=6.01 ri=(6.01~6.25) 取ri=6.1mm 齒溝角αmin=120-90/Z=115.26 αmaz=140-90/Z=135.26 齒寬bf1=0.95b1=0.9512.57=11.94 倒角寬ba=(0.1～0.15)P=(0.1～0.15)19.05=1.91~2.86 取ba=2 倒角半徑rxP=19.05 取rx=20 齒側(cè)凸緣圓角半徑ra=0.04P=0.76 鏈輪齒寬bfn=(n-1)Pt+bf

22、1=bf1=11.94 齒形按3RGB/T1244-1985規(guī)定制造 3)鏈輪結(jié)構(gòu) 小鏈輪采用整體形式 4)鏈輪材料 由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪輪齒嚙合次數(shù)多,所受沖擊也較嚴(yán)重,故小鏈輪采用較好的材料制造,選用40鋼,表面淬火處理,硬度為40～50HRC. 3.2.2低速鏈傳動(dòng)靜力強(qiáng)度計(jì)算與校核 由于鏈速V=0.43<0.6,故按文獻(xiàn)[1]式9-22校核靜力強(qiáng)度. Sca===10.21>8 故滿足抗拉靜力強(qiáng)度。 式中： Flim-----單排鏈的極限拉伸載荷，查文獻(xiàn)[1]表9-1取Flim=31.1 F1-------鏈的緊邊工作拉力，由

23、于向心力和懸垂拉力很小，故F1Fe。第四章軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 軸的設(shè)計(jì) 4.1.1繪制軸的布置簡(jiǎn)圖和初定跨距 軸的布置如圖4-1。（a=125） 初取軸承寬度分別為n1=22,n2=20。4-1 蝸桿軸（1軸）跨距 為提高蝸桿軸的剛度，應(yīng)盡量縮小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2公式計(jì)算 L1=(0.9~1.1)210=（189~231） 取L1=200 蝸桿兩端滾動(dòng)軸承對(duì)稱布置，取s1=k1 蝸輪軸（2軸）跨距 S2=k2=da1+25=60+25=85 L2=2S2=285=170 4.1.2蝸桿軸（1軸

24、）的設(shè)計(jì) 1.選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) 2.軸的受力分析 LAB=L1=200 LAC=LCB=100 ①計(jì)算蝸桿的嚙合力 Ft1=Fa2=438.4 Fa1=Ft2=1687.41 Fr1=Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33 ②求水平面內(nèi)的支承反力。作水平面內(nèi)的彎距圖。 軸在水平面內(nèi)的受力RAX=219.2 RBX=Ft1=438.4-219.2=219.2 MH=RAXLAC=219.2100=21920 軸在水平面內(nèi)的彎距 ③求垂直面內(nèi)的支承反力。作垂直面內(nèi)的彎距圖。 軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖Ma

25、1=42185.25 RAY=524.1 RBY=Fr1=626.33-524.1=102.22 MV1=RAYLAC=524.1100=52410 MV2=RBYLCB=102.22100=10222 軸在垂直面內(nèi)的彎距圖如圖4-2（e） ④求支承反力，作軸的合成彎距圖，轉(zhuǎn)距圖。 軸的合成彎距圖如圖4-2（f）。 RA=568.09 RB=241.87 （軸向力Fa1=1687.4N。用于支承軸的滾動(dòng)軸承擬選用圓錐滾子軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承A上。） MA=MB=0 M1=56809.28 M2=24187.12

26、 T=Ft1=438.4=10960 軸的轉(zhuǎn)距圖如圖4-2（g）。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器輸入軸的軸端直徑de de=(0.8~1.2)dm=(0.8~1.2)28=(22.4~33.6) 式中： dm-----電動(dòng)機(jī)軸直徑，。 參考聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑，聯(lián)減速器蝸桿軸的軸端直徑de=25。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查文獻(xiàn)[4]表5-2，初定各軸段的直徑及長(zhǎng)度。其中軸頸。軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來(lái)統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的結(jié)構(gòu)見圖4-3 蝸輪軸（2軸）的設(shè)計(jì) 1.選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)

27、質(zhì) 2.軸的受力分析 軸的受力 LAB=L2=170LAC=LCB=85 ①計(jì)算蝸桿的嚙合力 Fa2=438.4 Ft2=1687.41 Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33 ②求水平面內(nèi)的支承反力。作水平面內(nèi)的彎距圖。 軸在水平面內(nèi)的受力 RAX=843.7 RBX=Ft2=1687.4-843.7=843.7 MH=RAXLAC=843.785=71714.5 ③求垂直面內(nèi)的支承反力。作垂直面內(nèi)的彎距圖。 軸在垂直面內(nèi)的受力Ma2=44936 RAY=48.84 RBY=Fr1=626.33-48.84=577

28、.94 MV1=RAYLAC=48.8485=4151.4 MV2=RBYLCB=577.9485=49086.65 ④求支承反力，作軸的合成彎距圖，轉(zhuǎn)距圖。 RA=845.11 RB=1022.41 （軸向力Fa2=438.4N。用于支承軸的滾動(dòng)軸承擬選用圓錐滾子軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承A上。） MA=MB=0M1=RALAC=71834.35 M2=RBLCB=86904.85T=T2=1762004-4 3.軸的初步設(shè)計(jì) 取折算系數(shù)0.6 將以上數(shù)值代入軸計(jì)算截面（c截面）直徑計(jì)算公式 d≥=28.57 在此軸段開有

29、一個(gè)鍵槽，直徑增大4%，計(jì)算截面直徑d29.71。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑dd dd=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35)125=37.5~43.75 按文獻(xiàn)[4]表5-1，取減速器蝸輪軸的危險(xiǎn)截面直徑dd=45。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查文獻(xiàn)[4]表5-2，初定各軸段的直徑及長(zhǎng)度。其中軸頸。軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來(lái)統(tǒng)籌考慮。減速器蝸桿軸的結(jié)構(gòu)見圖4-5 滾動(dòng)軸承的選擇 1、蝸桿軸（1軸）上滾動(dòng)軸承的選擇 按承載較大的滾動(dòng)軸承選擇其型號(hào)。因支承跨距不大，故采用兩

30、端固定軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預(yù)期壽命取為96000h。 由前計(jì)算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=568.09，F(xiàn)a=1687.4，軸承工作轉(zhuǎn)速n=1420r/min。 初選滾動(dòng)軸承32306GB/T279-1994，按文獻(xiàn)[2]表14.4，基本額定動(dòng)載荷Cr=81.5,基本額定靜載荷Cor=96.5。 Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97>e=0.31 X=0.4Y2=1.9 按文獻(xiàn)[1]表13-6，載荷系數(shù)fp=1.2。 pr=（XFr＋Y2Fa）=（0.4568.09＋1.91687.4）1.2＝4119.96N Cjs=prL1/

31、ε=pr（60Lhn/106）1/ε=4119.96（60960001420/106）3/10 =61476.10 式中ε----指數(shù)。對(duì)于滾子軸承，ε=10/3。 由于Cjs

32、308GB/T279-1994，按文獻(xiàn)[2]表14.4，基本額定動(dòng)載荷Cr=115.0,基本額定靜載荷Cor=148.0。 Fa/Fr=438.4/1022.41=0.43>e X=0.4Y=1.6 按文獻(xiàn)[1]表13-6，載荷系數(shù)fp=1.2。 pr=（XFr＋YFa）=（0.41022.41＋1.6438.4）1.2＝1332.49 Cjs=prL1/ε=pr（60Lhn/106）1/ε=1332.49（60960001420/106）3/10 =19882.78 式中ε----指數(shù)。對(duì)于滾子軸承，ε=10/3。 由于Cjs

33、 32308軸承：D=90B=33damin=49 3、蝸桿軸(1軸)上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 由前計(jì)算結(jié)果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉(zhuǎn)距T=10.96,工作轉(zhuǎn)速n=1420r/min,d11=25,=44。 1.聯(lián)軸器的選擇 ①類型選擇 為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 ②載荷計(jì)算 按文獻(xiàn)[1]中表14-1，工作情況系數(shù)KA=1.5。計(jì)算轉(zhuǎn)距Tca Tca=KAT=1.510.96=16.44 ③型號(hào)選擇 選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 ④校核許用轉(zhuǎn)距和許用轉(zhuǎn)速 按文獻(xiàn)[4]附表F-2，選TL4聯(lián)軸器GB4323-84。許用轉(zhuǎn)距

34、[T]=63，許用轉(zhuǎn)速[n]=5700r/min。 因Tca<[T],n<[n],故聯(lián)軸器滿足要求。 2.鍵聯(lián)接選擇 ①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇A型普通平鍵。 L11=44-(10~15)=34~39 按文獻(xiàn)[2]表18-1，初選鍵836GB1096-1990，b=8，h=7，L=36。 ②校核鍵聯(lián)接強(qiáng)度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100~120，取其平均值=110。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=36-8=28，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5。 故選用鍵合適。 3.2蝸輪軸(2軸)上鍵聯(lián)接

35、的選擇 由前計(jì)算結(jié)果知：蝸輪軸（2軸）的工作轉(zhuǎn)距T=176.20,工作轉(zhuǎn)速n=71r/min,d21=45,≤（1.6~1.8）d21=(72~81)。 1.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇A型普通平鍵 參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L21=63。 按文獻(xiàn)[2]表18-1，初選鍵1463GB1096-1990，b=14，h=9，L=63。 2.校核鍵聯(lián)接強(qiáng)度 軸，輪轂和鍵比較得，輪轂的材料最差，為鑄鐵，由文獻(xiàn)[1]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=50~60，取其平均值=55。鍵的工作長(zhǎng)度l=L21-b=63-14=49，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.59=4.5。

36、 機(jī)座箱體結(jié)構(gòu)尺寸及其附件 1、箱體結(jié)構(gòu)形式的選擇 選擇本蝸桿減速器的箱體形式為剖分式.由于蝸桿圓周速度v=0.46m/s≤4～5m/s,故采用蝸桿下置式 2、箱體材料的選擇與毛坯種類的確定 根據(jù)蝸桿減速器的工作環(huán)境,可選箱體材料為灰鑄鐵HT200.由于鑄造箱體剛性好,易得到美觀的外形,灰鑄鐵鑄造的箱體還易于切削、吸收振動(dòng)和消除噪音等優(yōu)點(diǎn),可采用鑄造工藝獲得毛坯. 3、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算 1.箱座壁厚δ≈0.004a+3=0.004125+3=88 取δ=8 2.箱蓋壁厚δ1≈0.85δ=0.8510=8.56 取δ1=7 4箱座分箱面凸緣厚b≈1.

37、5δ=1.58=12 5箱蓋分箱面凸緣厚b1=1.5δ1=1.57=11 6.平凸緣底座厚b2≈2.35δ=2.358=20 7.地腳螺栓df≈0.036a+12=0.036125+12≈16 8.軸承螺栓d1≈0.7df=0.716≈12 9.聯(lián)接分箱面的螺栓d2≈(0.6～0.7)16.59≈10 10軸承端蓋螺釘直徑d3≈(0.4～0.5)df≈8 11.窺視孔螺栓直徑d4=6 個(gè)數(shù)n=4 12.吊環(huán)螺釘d5=8(根據(jù)減速器的重量GB825-1988確定) 13.地腳螺栓數(shù)n=4 14.軸承座孔（D）外的直徑 D2=1.35D3=1.355

38、2=72D3=52D 15.凸緣上螺栓凸臺(tái)的結(jié)構(gòu)尺寸 C1=18,C2=14,D0=25,R0=5,r=3,R1≈C1=18, r1≈0.2C2=0.214=3 16.軸承螺栓凸臺(tái)高h(yuǎn)≈(0.35～0.45)D2=30 17軸承旁聯(lián)接螺栓距離S=D2=72 18.軸承座孔外端面至箱外l9=C1+C2+2=18+14+2=34 5、減速器的附件 .1檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、接觸斑點(diǎn)、側(cè)隙和向箱體內(nèi)傾注潤(rùn)滑油,在傳動(dòng)嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設(shè)檢查孔 2通氣器 減速器工作時(shí),箱體溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,對(duì)減速器各接縫面的密封很不利,

39、故常在箱蓋頂或檢查孔蓋上裝有通氣器 .3油塞 為了換油及清洗箱體時(shí)排出油污,在箱體底部最低位置設(shè)有排油孔,通常設(shè)置一個(gè)排油孔,平時(shí)用油塞及封油圈堵住 4定位銷 為了保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度,需在想替分箱面凸緣長(zhǎng)度方向兩側(cè)各安裝一個(gè)圓錐定位銷 蝸桿減速器的潤(rùn)滑 蝸桿傳動(dòng)的潤(rùn)滑 為了提高效率，減少發(fā)熱，減少磨損和防止發(fā)生膠合，保證良好的潤(rùn)滑是十分必要的，所以往往采用黏度大的礦物油，來(lái)進(jìn)行潤(rùn)滑，并在潤(rùn)滑油中加入必要的添加劑，以提高其抗膠合能力。 對(duì)于閉式蝸桿傳動(dòng)，主要是根據(jù)相對(duì)滑動(dòng)速度υs和載荷情況，由下表選擇潤(rùn)滑油的黏度和給油方法。對(duì)于開式蝸桿傳動(dòng)常采用

40、黏度較高的齒輪油或潤(rùn)滑脂進(jìn)行定期供油潤(rùn)滑。 蝸桿傳動(dòng)的潤(rùn)滑油黏度推薦值和給油方法 相對(duì)滑動(dòng)速度 υs (m/s) ＜1 ＜2.5 ＜5 ＞5～10 ＞10～15 ＞15～25 ＞25 載荷情況 重載 重載 中載 黏度 CSt50℃(100℃) 450 (55) 300 (35) 180 (20) 120 (12) 80 60 45 潤(rùn)滑方法 浸入油池 噴油或浸油 用壓力噴油，壓力 MPa 0.07 0.2 0.3 對(duì)于閉式蝸桿傳動(dòng)，若采用浸入油池潤(rùn)滑，為有利于動(dòng)壓油膜的形成，并有助于保證潤(rùn)滑和散熱，油池應(yīng)有

41、足夠油量，對(duì)傳動(dòng)件應(yīng)有足夠的浸油深度。對(duì)于下置或側(cè)置蝸桿的傳動(dòng)，浸油深度約為蝸桿的一個(gè)齒高；若蝸輪上置，浸油深度約為蝸輪外徑的1/3。若采用噴油潤(rùn)滑，噴油咀應(yīng)對(duì)準(zhǔn)蝸桿齒的嚙入端。蝸桿正反轉(zhuǎn)時(shí)，兩邊都要裝有噴油咀，而且要控制一定的油壓。 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算 由于蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)效率低，工作時(shí)發(fā)熱量大，在閉式蝸桿傳動(dòng)中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時(shí)散逸，油溫將不斷升高，使?jié)櫥拖♂?，從而?dǎo)致齒面磨損加劇，甚至發(fā)生膠合。 所以對(duì)閉式蝸桿傳動(dòng)，要進(jìn)行熱平衡計(jì)算，以保證油溫在規(guī)定的范圍內(nèi)。 單位時(shí)間內(nèi)由摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱量為 H1=1000P1(1-η) 式中 P1——蝸桿傳遞的功率，kW；η

42、——蝸桿傳動(dòng)的總效率。 而以自然冷卻方式，單位時(shí)間內(nèi)由箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中去的熱量為H2=KsA(t-t0) W 周圍空氣溫度，一般取t0=20℃ 達(dá)到熱平衡時(shí)，箱體內(nèi)的油溫，一般限制在60℃～70℃，最高不超過(guò)80℃ 散熱面積，，指箱體內(nèi)壁能被油飛濺到，外壁又能為周圍空氣所冷卻的箱體表面積。對(duì)于箱體上的凸緣及散熱片，其散熱面積按實(shí)際面積的50%計(jì)算 散熱系數(shù)，根據(jù)箱體周圍通風(fēng)條件而定，沒有循環(huán)空氣流動(dòng)時(shí)，取Ks = 8.15～10.5W/℃；通風(fēng)良好時(shí)，取Ks = 14～17.5W/℃ 根據(jù)熱平衡條件Ｈ1=Ｈ2， 可求得在既定工作條件下的油溫為 ℃ 或在既定工作條件下，

43、保持正常工作油溫所需要的散熱面積為 若t＞80℃或有效的散熱面積不足時(shí),則必須采取措施,以提高其散熱能力。 常用的措施有: 1 合理設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu),鑄出或焊上散熱片,以增大散熱面積。 2 在蝸輪軸上裝置風(fēng)扇,進(jìn)行人工通風(fēng),以提高散熱系數(shù)。 3 在箱體油池內(nèi)裝設(shè)蛇形冷卻水管。 4 采用壓力噴油循環(huán)潤(rùn)滑。 蝸輪軸上裝置風(fēng)扇 采用壓力噴油循環(huán)潤(rùn)滑 油池內(nèi)裝設(shè)蛇形冷卻水管 選擇冷卻裝置 1.由前面計(jì)算可得 蝸桿傳動(dòng)效率η蝸=0.8,蝸桿傳動(dòng)功率P=1.63 2.摩擦損耗功率轉(zhuǎn)化成的熱量 Φ1=1000P(1-η)=10001.63(1-

44、0.8)=326 3.由草圖估算減速器箱體內(nèi)表面能被潤(rùn)滑油所飛濺到外表面有可被周圍空氣所冷卻的箱體表面面積 S=0.35 4.計(jì)算散熱面積 取周圍空氣溫度ta=20,箱體散熱系數(shù)ad=12ω/(m2?0C) 7-2冷卻裝置設(shè)計(jì) 1.單位時(shí)間內(nèi)自然冷卻散掉的熱量 Φ2s=ks?S(tmax-t0)=140.2(65-20)=126 式中： ks-----散熱系數(shù)，ks=14ω/(?) tmax---油溫，tmax=65 參考資料 本文通過(guò)對(duì)單級(jí)蝸桿減速器的結(jié)構(gòu)形狀進(jìn)行分析，得出總體方案.按總體方

45、案對(duì)各零部件的運(yùn)動(dòng)關(guān)系進(jìn)行分析得出單級(jí)蝸桿減速器的整體結(jié)構(gòu)尺寸，然后以各個(gè)系統(tǒng)為模塊分別進(jìn)行具體零部件的設(shè)計(jì)校核計(jì)算，得出各零部件的具體尺寸，再重新調(diào)整整體結(jié)構(gòu)，整理得出最后的設(shè)計(jì)圖紙和說(shuō)明書.此次設(shè)計(jì)通過(guò)對(duì)單級(jí)蝸桿減速器的設(shè)計(jì)，使我對(duì)成型機(jī)械的設(shè)計(jì)方法、步驟有了較深的認(rèn)識(shí).熟悉了蝸輪、軸等多種常用零件的設(shè)計(jì)、校核方法；掌握了如何選用標(biāo)準(zhǔn)件，如何查閱和使用手冊(cè)，如何繪制零件圖、裝配圖；以及設(shè)計(jì)非標(biāo)準(zhǔn)零部件的要點(diǎn)、方法. 這次設(shè)計(jì)貫穿了所學(xué)的專業(yè)知識(shí)，綜合運(yùn)用了各科專業(yè)知識(shí)，從中使我學(xué)習(xí)了很多平時(shí)在課本中未學(xué)到的或未深入的內(nèi)容.我相信這次設(shè)計(jì)對(duì)以后的工作學(xué)習(xí)都會(huì)有很大的幫助. 由于自己所

46、學(xué)知識(shí)有限，而機(jī)械設(shè)計(jì)又是一門非常深?yuàn)W的學(xué)科，設(shè)計(jì)中肯定存在許多的不足和需要改進(jìn)的地方，希望老師指出，在以后的學(xué)習(xí)工作中去完善它們參考文獻(xiàn) [1]濮良貴，紀(jì)名剛等著.機(jī)械設(shè)計(jì)（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 [2]王世剛，張秀親，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社，2003 [3]唐照民等著.機(jī)械設(shè)計(jì).西安：西安交通大學(xué)出版社，1995 [4]任金泉等著.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).西安：西安交通大學(xué)出版社，2003 [5]劉鴻文.材料力學(xué).3版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1992 [6]孫桓，陳作模主編.機(jī)械原理.6版.北京：高等教育出版社，2001 [7]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).新版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004 [8]林景凡，王世剛，李世恒.互換性與質(zhì)量控制基礎(chǔ).北京：中國(guó)科學(xué)技術(shù)出版社，1999 [9]張培金，藺聯(lián)芳等著.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).上海：上海交通大學(xué)出版社，1988. 18