一級蝸輪蝸桿減速器[]

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1、 一級蝸輪蝸桿減速器設計說明書 第一章 緒論 1.1 本課題的背景及意義 計算機輔助設計及輔助制造（ CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術。本次設計是蝸輪蝸桿減速器， 通過本課題的設計， 將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。 本設計的設計要求 機械零件的設計是整個機器設計工作中的一項重要的具體內(nèi)容，因此，必 須從機器整體出發(fā)來考慮零件的設計。 設計零件的步驟通常包括： 選擇零件的類型；確定零件上的載荷；零件失效分析；選擇零件的材料；通過承載能力計算初步確定零件的主要

2、尺寸； 分析零部件的結構合理性； 作出零件工作圖和不見裝配圖。對一些由專門工廠大批生產(chǎn)的標準件主要是根據(jù)機器工作要求和承載能力計算，由標準中合理選擇。 根據(jù)工藝性及標準化等原則對零件進行結構設計， 是分析零部件結構合理性的基礎。有了準確的分析和計算，而如果零件的結構不合理，則不僅不能省工省料， 甚至使相互組合的零件不能裝配成合乎機器工作和維修要求的良好部件， 或者根本裝不起來。 1.2. （1）國內(nèi)減速機產(chǎn)品發(fā)展狀況 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動， 蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外材料品質(zhì)和工藝水平

3、上還有許多弱 點。由于在傳動的理論上， 工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破， 因此沒能從根本上解決傳遞功率大，傳動比大，體積小，重量輕，機械效率高等這些基本要求。 （ 2）國外減速機產(chǎn)品發(fā)展狀況 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好， 使用壽命長。 但其傳動形式仍以定軸齒輪轉動為主，體積和重量問題也未能解決好。 當今的減速器是向著大功率、 大傳動 比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 1.3. 本設計的要求 本設計的設計要求機械零件的設計

4、是整個機器設計工作中的一項重要的具體內(nèi)容，因此，必須從機器整體出發(fā)來考慮零件的設計計算，而如果零件的結構不合理，則不僅不能省工省料，甚至使相互組合的零件不能裝配成合乎機器工作和維修要求的良好部件，或者根本裝不起來。 機器的經(jīng)濟性是一個綜合性指標，設計機器時應最大限度的考慮經(jīng)濟性。提高設計制造經(jīng)濟性的主要途徑有：①盡量采用先進的現(xiàn)代設計理論個方法，力求參數(shù)最優(yōu)化，以及應用 CAD技術，加快設計進度，降低設計成本；②合理的組織設計和制造過程；③最大限度地采用標準化、系列化及通用化零部件；④合理地選擇材料，改善零件的結構工藝性，盡可能采用新材料、新結構、新工藝和新技術，使其用料少、質(zhì)量

5、輕、加工費用低、易于裝配⑤盡力改善機器的造型設計，擴大銷售量。 提高機器使用經(jīng)濟性的主要途徑有：①提高機器的機械化、自動化水平，以提高機器的生產(chǎn)率和生產(chǎn)產(chǎn)品的質(zhì)量； ②選用高效率的傳動系統(tǒng)和支承裝置，從而降低能源消耗和生產(chǎn)成本；③注意采用適當?shù)姆雷o、潤滑和密封裝置，以延長機器的使用壽命，并避免環(huán)境污染。 機器在預定工作期限內(nèi)必須具有一定的可靠性。 提高機器可靠度的關鍵是提高其組成零部件的可靠度。 此外，從機器設計的角度考慮，確定適當?shù)目煽啃运?，力求結構簡單，減少零件數(shù)目，盡可能選用標準件及可靠零件，合理設計機器的組件和部件以及必要時選取較大的安全系數(shù)等， 對提高機

6、器可靠度也是十分有效的。 1.4. 研究內(nèi)容（設計內(nèi)容） （ 1）蝸輪蝸桿減速器的特點 蝸輪蝸桿減速器的特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速化，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。 蝸輪蝸桿減速器是以蝸桿為主動裝置，實現(xiàn)傳動和制動的一種機械裝置。當蝸桿作為傳動裝置時，在蝸輪蝸桿共同作用下，使機器運行起來，在此過程中蝸桿傳動基本上克服了以往帶傳動的摩擦損耗；在蝸桿作為制動裝置時，蝸輪，蝸桿的嚙合，可使機器在運行時停下來，這個過程中蝸桿蝸輪的嚙合靜摩擦達到最大，可使運動中的機器

7、在瞬間停止。在工業(yè)生產(chǎn)中既節(jié)省了時間又增加了生產(chǎn)效率，而在工藝裝備的機械減速裝置，深受用戶的美譽，是眼前當代工業(yè)裝備實現(xiàn)大小扭矩，大速比，低噪音，高穩(wěn)定機械減速傳動獨攬裝置的最佳選擇。 （2）方案擬訂 A 、箱體 (1) ：蝸輪蝸桿箱體內(nèi)壁線的確定； (2) ：軸承孔尺寸的確定； (3) ：箱體的結構設計； a. 箱體壁厚及其結構尺寸的確定 b. 軸承旁連接螺栓凸臺結構尺寸的確定 c. 確定箱蓋頂部外表面輪廓 d. 外表面輪廓確定箱座高度和油面 e. 輸油溝的結構確定 f. 箱蓋、箱座凸緣及

8、連接螺栓的布置 B、軸系部件 (1) 蝸輪蝸桿減速器軸的結構設計 a. 軸的徑向尺寸的確定 b. 軸的軸向尺寸的確定 (2) 軸系零件強度校核 a. 軸的強度校核 b. 滾動軸承壽命的校核計算 C、減速器附件 a. 窺視孔和視孔蓋 b. 通氣器 c. 軸承蓋 d. 定位銷 e. 油面指示裝置 f. 油塞 g. 起蓋螺釘 h. 起吊裝置 第二章 減速器的總體設計 2.1 傳動裝置的總體設計 擬訂傳動方案 本傳動

9、裝置用于帶式運輸機，工作參數(shù)：運輸帶工作拉力 F=3KN，工作速 度 =1.2m/s ，滾筒直徑 D=310mm，傳動效率 η=0.96 ，（包括滾筒與軸承的效率損失）兩班制，連續(xù)單向運轉， 載荷較平穩(wěn)；使用壽命 8 年。環(huán)境最高溫度 80℃。本設計擬采用蝸輪蝸桿減速器，傳動簡圖如圖 6.1 所示。 圖 6.1 傳動裝置簡圖 1—電動機 2 、 4—聯(lián)軸器 3 —級蝸輪蝸桿減速器

10、 5—傳動滾筒 6 —輸送帶 電動機的選擇 （ 1）選擇電動機的類型 按工作條件和要求，選用一般用途的 Y系列三相異步電動機 , 封閉式結構 , 電壓 380V。 （ 2）選擇電動機的功率 電動機所需的功率 Pd = PW / 式中 Pd —工作機要求的電動機輸出功率，單位為 KW； η—電動機至工作機之間傳動裝置的總效率； PW —工作機所需輸入功率，單位為 KW； 輸送機所需的功率輸送機所需的功率

11、PW =Fv／1000· w =3000×1.2 ／ 1000× 0.8=4.5 kW 電動機所需的功率 Pd = PW ／ = 聯(lián) 軸 蝸 軸 聯(lián) =0.99 × 0.99 × 0.8 ×0.99 ×0.99 ≈ 0.76 Pd =4.5 ／0.8=5.92kW 查表，選取電動機的額定功率 Pcd =7.5kw。 （ 3）選擇電動機的轉速 傳動滾筒轉速 nw = 60 1000v =73.96 r/min 由表推薦的傳動比的合理范圍， D 取蝸輪蝸桿減速器的傳動比

12、 i ' =10~40，故電動機轉速的可選范圍為： nd = i ' n=（10~40）× 73.96=740-2959r/min 符合這范圍的電動機同步轉速有 750、1000、1500、3000 r/min 四種，現(xiàn)以同步轉速 1000 r/min 和 1500 r/min 兩種常用轉速的電動機進行分析比較。 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 重量、價格、傳動比及市場供應情況，選取比較合適的方案，現(xiàn)選用型號為 Y132M—4。 確定傳動裝置的傳動比及其分配 減速器總傳動比及其分配： 減速器總

13、傳動比 i= nm ／ nw =1440／73.96=19.47 式中 i —傳動裝置總傳動比 nw —工作機的轉速，單位 r/min nm —電動機的滿載轉速，單位 r/min 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （ 1）各軸的輸入功率 軸Ⅰ P1 = P 聯(lián) 軸 =5.92 ×0.99 ×0.99=5.8kW 軸Ⅱ P2 = P 1 蝸 軸 聯(lián) =5.8 ×0.99 ×0.99 ×0.8=4.54kW （ 2）各軸的轉速 電動機： nm =1440 r

14、/min 軸Ⅰ： n 1 = nm =1440 r/min 軸Ⅱ： n 2 = n1 i1 =1440／ 19.47=73.96 r/min （ 3）各軸的輸入轉矩 電動機軸： Td =9550pd/n m=9550×5.92 ／1440=39.26N m 軸Ⅰ： T1 = 9550p 1/n 1=9550×5.8/1440=38.46N m 軸Ⅱ： T 2 = 9550p2 /n 2=9550× 4.54/73.96=586.22N m 上述計算結果匯見表 3-1

15、 表 3-1 傳動裝置運動和動力參數(shù) 輸入功率 轉 速 n 輸入轉矩 效率 （kW） （r/min ） 傳動比 （N m） 電 動 機軸 5.92 1440 39.26 1 0.98 軸Ⅰ 5.8 1440 38.36 19.47 0.784 軸Ⅱ 4.54 73.96 586.22 2.2 傳動零件的設計計算 蝸輪蝸桿傳動設計 一. 選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度

16、 根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI ）蝸桿材料選用 45 鋼，整體調(diào)質(zhì)，表面淬火，齒面硬度 45~50HRC。蝸輪齒圈材料選用 ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造，滾銑后加載跑合， 8 級精度，標準保證側隙 c。 二 . 計算步驟 1. 按接觸疲勞強度設計 2 設計公式 m2d1 ≥ KT2 3.25ze mm h z2 （ 1） 選 z1， z2 ： 查表 7.2 取 z1=2， z2= z 1×n1／ n2=2×1440／73.96=38.94 ≈39.

17、 z 2 在 30～64 之間，故合乎要求。 初估 =0.82 （ 2）蝸輪轉矩 T2： T2=T1× i × =9.55 × 106× 5.8 × 19.47 ×0.82 ／1440=614113.55 N mm （ 3）載荷系數(shù) K： 因載荷平穩(wěn)，查表 7.8 取 K=1.1 （ 4）材料系數(shù) ZE 查表 7.9 ， ZE=156 MPa （5）許用接觸應力 [ 0H] 查表 7.10 ， [ 0H]=220 Mpa N=60×

18、 jn 2× Lh=60×73.96 × 1× 12000=5.325×107 ZN=8 107 n =8 107 7 =0.81135338 5.325 10 [  H]=ZN[  0H]= 0.81135338  × 220=178.5 Mpa （ 6） m2 d1： 2 2 3.25 ze 3.25 156 2 =1.1 ×614113.55 × =2358.75mm m d1≥ KT 2 h z2

19、220 39 （ 7）初選 m2 ， d1 的值： 查表 7.1 取 m=6.3 ，d1=63 m2 d1=2500.47〉2358.75 （8）導程角 tan= mz1 6.3 2 =0.2 d1 63 =arctan0.2=11.3 ° （9）滑動速度 Vs d1 n1 63 1440 =4.84m/s Vs= 60 1000 cos11.3 60 1000 cos （10）嚙合效

20、率 由 Vs=4.84 m/s 查表得 ν=1° 16′ 1 = tan tan11.3 =0.2/0.223=0.896 tan tan 11.3 2 （11）傳動效率 取軸承效率 2=0.99 ，攪油效率 3=0.98 = 1× 2× 3=0.896× 0.99 ×0.98=0.87 T2=T1×i × =9.55 ×106×5.8 × 19.47 ×0.87 ／1440=651559.494N mm （12）檢驗 m2 d1 的值

21、 2 2 m2 d1≥ KT 2 3.25 ze =0. ×651559.494 × 3.25 156 =1820＜ 2500.47 h z2 220 39 原選參數(shù)滿足齒面接觸疲勞強度要求 2. 確定傳動的主要尺寸 m=6.3mm， d1 =63mm，z1=2，z2=39 （1） 中心距 a a= d1 mz2 63 6.3 39 =154.35mm 2 2 (2) 蝸桿尺寸

22、 分度圓直徑 d1 d1=63mm 齒頂圓直徑 da1 da1=d1+2ha1=(63+2 ×6.3)=75.6mm 齒根圓直徑 df1 df1=d1 ﹣2hf=63 ﹣ 2×6.3 (1+0.2)=47.88mm 導程角 tan =11.30993247° 右旋 軸向齒距 Px1= π m=3.14×6.3=19.78mm 齒輪部分長度 b1 b1 ≥ m(11+0.06×z2)=6.3 × (11+0.06 ×39)=84.04mm 取 b1=90mm

23、 (2) 蝸輪尺寸 分度圓直徑 d2d2=m × z2=6.3 ×39=245.7mm 齒頂高 ha2=ha* ×m=6.3× 1=6.3mm 齒根高 hf2= (ha*+c*) ×m=(1+0.2) ×6.3=7.56mm 齒頂圓直徑 da2 da2=d2+2ha2=245.7+2 ×6.3 × 1.2=230.58mm 齒根圓直徑 df2 df2=d2 ﹣2m(ha*+c*)=384 ﹣19.2=364.8mm 導程角 tan =11.30993247° 右旋 軸向齒距 P

24、x2=Px1= π m=3.14× 6.3=19.78mm 蝸輪齒寬 b2 b2=0.75da1=0.75 ×75.6=56.7mm 齒寬角 sin( α/2)=b2/d1=56.7 ／ 63=0.9 蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a —da2／2=154.35﹣ 129.15=25.2mm (3) 熱平衡計算①估算散熱面積 A 1.75 1.75 A= 0.33 a 0.33 154.35 0.7053m2 100 100 ②驗算油的工作溫度 ti

25、室溫 t0 ：通常取 20 。 散熱系數(shù) ks ：Ks=20 W/( ㎡·℃ ) 。 ti 1000 1 P1 t 0 1000 1 0.87 5.8 73.45 ℃＜ 80℃ k s A 20 20 0.7053 油溫未超過限度 （ 4） 潤滑方式 根據(jù) Vs=4.84m/s，查表 7.14 ，采用浸油潤滑，油的運動粘度 V40℃ =350× 10-6 ㎡ /s (5) 蝸桿、蝸輪軸的結構設計 ( 單位： mm) ①蝸輪軸的設計

26、 最小直徑估算 dmin≥ c× 3  p n c 查《機械設計》表 11.3 得 c=120 dmin ≥=120× 3 4.54 =47.34 73.96 根據(jù)《機械設計》表 11.5 ，選 dmin=48 d1= dmin+2a =56 a ≥(0.07 ～ 0.1) dmin=4.08 ≈4 d2=d1+ (1 ～5)mm=56+4=60 d3=d2+ (1 ～5)mm=60+5=65 d4=d3+2a=65+

27、2× 6=77 a ≥(0.07 ～ 0.1) d3=5.525 ≈ 6 h 由《機械設計》表 11.4 查得 h=5.5 b=1.4h=1.4 × 5.5=7.7 ≈ 8 d5=d4﹣2h=77﹣2×5.5=66 d6=d2=60 l1=70+2=72 ②蝸桿軸的設計 最小直徑估算 dmin≥ c× 3 p = 120 × 3 5.8 =19.09 取 dmin=30 n 1440 d1=dmin+2a=20+2×2.5=35 a=(0.07 ～0.1

28、)dmin d2=d1+(1～5)=35+5=40 d3=d2+2a=40+2× 2=44 a=(0.07 ～0.1)d2 d4=d2=40 h 查《機械設計》表 11.4 蝸桿和軸做成一體， 即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用 H7/s6 配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選 6 個 幾何尺寸計算結果列于下表： 名 稱 代號 中 心 距 a  計算公式 蝸桿 a = m 2 qz2

29、  結 果 a=154.35 傳 動 比 i 蝸桿分度圓 柱的導程角 蝸桿軸向壓 x1 力角 齒 數(shù) Z1 分度圓直徑 d1  i Z 2 Z1 arctan 標準值 d1 m q  z1 q  i=19.47 11.31 x1 20 z1 =2

30、d1 63 齒頂圓直徑 da1 齒根圓直徑 d f 1 蝸桿螺紋部 b1 分長度  da1 m q 2 d f 1 m q 2.4 b1 11 0.06z2 m  d a1 75.6 d f 1 =47.88 b1 90 名 稱 代號 計算公式 蝸輪 中 心 距 a a = m 2 q z2 傳 動 比 i iZ 2 Z 1 蝸輪端面 t

31、2 標準值 壓力角 蝸輪分度圓 柱螺旋角 齒 數(shù) Z2 Z2 =iz1 分度圓直徑 d2 d2 m Z 2 齒頂圓直徑 da2 da2 m z2 2  結 果 a=154.35 i=19.47 t 2 20 11.31o Z2 =39 d2 245.7 da2 =258.3 齒根圓直徑d f 2 d f 2 m z2 2.4 d f

32、2 230.58 蝸輪最大 de2 de2 da 2 1.5m da 2 267.75 外圓直徑 2.3 軸的設計 蝸輪軸的設計 （1）選擇軸的材料 選取 45 鋼，調(diào)質(zhì)，硬度 HBS=230，強度極限 B =600 Mpa，由表查得其許用彎曲應力 [ 1 ] b =55Mpa 查《機械設計基礎》（表 10-1 、10-3 ） （2）初步估算軸的最小直徑 取 C=120，得 dmin≥ =120× 3 4.54 =47.34mm

33、73.96 根據(jù)《機械設計》表 11.5 ，選 dmin=63 （3）軸的結構設計 ① 軸上零件的定位、固定和裝配 單級減速器中，可將齒輪按排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位， 右面用套筒軸向固定，周向固定靠平鍵和過渡配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位， 周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)接作周向固定。 軸做成階梯形， 左軸承 從做從左面裝入， 齒輪、套筒、右軸承和聯(lián)軸器依次右面裝到軸上。 ② 確定軸各段直徑和長度

34、 Ⅰ段 d1=50mm L 1=70mm Ⅱ段選 30212 型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為 60mm，寬度為 22mm。故Ⅱ段直徑 d2=60mm。 Ⅲ段考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁、 軸承端蓋與箱體內(nèi)壁應有一定距離， 則取套筒長為 38mm。故 L3=40mm， d3=65mm。 Ⅳ段 d4=77mm,L4=70mm Ⅴ段 d5=d4+2h=77+2× 5.5=88mm,L5=8mm Ⅵ段 d6=65mm,L6=22mm Ⅶ段 d7=d2=760mm,L7=25

35、 （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 ①繪出軸的結構與裝配圖 (a) 圖 ②繪出軸的受力簡圖 (b) 圖 ③繪出垂直面受力圖和彎矩圖 （c）圖 Fa 2T1 2 749.18 77 19.46N d1 Ft 2T2 2 11437.02 245.7 93.1 N d2 Fr Ft tan 93.1 tan 20 33.88 N 軸承支反力： 33.88 55 FRAV 16.94 N 110

36、 FRBV=Fr+FRAV=33.88+16.94=50.82N 計算彎矩： 截面 C 右側彎矩 M cv FRBV L 50.82 55 2.795N m 2 1000 截面 C 左側彎矩 M cv FRAV L 16.94 55 1000 0.932N m 2 ④繪制水平面彎矩圖 (d) 圖 軸承支反力： FRAH FRBH Ft 2 93.12 46.55N m 截面 C 處的彎矩

37、 M CHFRAH L 2 46.55 55 1000 2.56N m ⑤繪制合成彎矩圖 (e) 圖 M C M CV2 M CH2 2.7952 2.562 3.79 N m (a) (b) (c) (d) (e) (f) 

38、 A F RAV F RAV  132 267 Fa T Ft B Fr Fa Fr F ABH M CV M ` CV F t F ABH M CH M C M` C

39、 T M ec (g) 圖 3.2 低速軸的彎矩和轉矩 (a) 軸的結構與裝配 (b) 受力簡圖 (c) 水平面的受力和彎矩圖 (d) 垂直面的受力和彎矩圖 (e) 合成彎矩圖 (f) 轉矩圖 (g) 計算彎矩圖 M C M CV M CH2 0.9322 2.56 2 2.72 N m ⑥繪制轉矩圖 (f) 圖 T 9.55 106 P 9.55

40、106 4.54 73.96 5.86×105 N mm=586 N m n ⑦繪制當量彎矩圖 (g) 圖 轉矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化， 取 0.6 ，截面 C 處的當量彎矩為 MECMC2 2 3.792 2 T 0.6 586351.62 N m ⑧校核危險截面 C 的強度 e M EC 3 351 .62 10 3 1] b 55MPa ，安全。 0.1 0. 1 77 3 7.7MPa ＜ [ d5 軸的結構見圖

41、 3.3 所示 圖 3.3 蝸輪軸的結構圖 蝸桿軸的設計 （1）選擇軸的材料 選取 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS=230，強度極限 B =650 Mpa，屈服極限 s =360 Mpa，彎曲疲勞極限 1 =300 Mpa，剪切疲勞極限 1 =155 Mpa，對稱 循環(huán)變應力時的許用應力 [ 1 ]b =60 Mpa。 (2) 初步估算軸的

42、最小直徑最小直徑估算 p = 120x 3 5.8 =19.09 取 dmin=20 dmin≥cx 3 n 1440 （3）軸的結構設計 按軸的結構和強度要求選取軸承處的軸徑 d=35mm，初選軸承型號為 30207 圓錐滾子 軸承（ GB/T297— 94 ），采用 蝸桿軸 結構， 其中， 齒根圓 直徑 d f 1 47.88 mm，分度圓直徑 d1 63 mm，齒頂圓直徑 da1 75.6 mm，長度尺寸根 據(jù)中間軸的結構進行具體的設計，校核的方法與蝸輪軸相類似，經(jīng)過具體的 設計和校核，得該蝸桿軸結

43、構是符合要求的，是安全的，軸的結構見圖 3.4 所示： 圖 3.4 蝸桿軸的結構草圖 第三章 軸承的選擇和計算 3.1 蝸輪軸的軸承的選擇和計算 按軸的結構設計，初步選用 30212（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，內(nèi)徑d=60mm,外徑 D=110mm,B=22mm. （1）計算軸承載荷 ① 軸承的徑向載荷 軸承 A： RA R

44、AH2 RAV2 46.552 16.942 49.54N 軸承 B： RB RBH2 RBV2 46.552 50.82 2 68.92 N ② 軸承的軸向載荷 軸承的派生軸向力 S R 0.8ctg 查表得： 30212 軸承 15°38′ 32″ 所以， SA RA 0.8ctg15 38 32 =17.173N SB RB =23.89N 0.8ctg15 38 32 無外部軸向力。 因為 SA ＜ SB

45、，軸承 A 被“壓緊”，所以，兩軸承的軸向力為 AA SA 17.173N AB ③ 計算當量動載荷 由表查得圓錐滾子軸承 30211 的 e 0.4 取載荷系數(shù) f p 1.2 ， 軸承 A： AA 17.173 0.347 ＜e RA 49.54 取 X=1，Y=0，則 PrA f P ( XRA YAA ) 1.2 (1 49.54 0) 59.448N 軸承 B： AB 17.173 0.25 ＜ e RB 68.92

46、 取 X=1，Y=0，則 PrB f P ( XRB YAB ) 1.2 (1 68.92 0) 82.7N 3.2 蝸桿軸的軸承的選擇和計算 按軸的結構設計，選用 30207 圓錐滾子軸承（ GB/T297—94），經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。具體的校核過程略。 3.3 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸（單位： mm） (1) 箱座（體）壁厚： = 0.04a 3 ≥8，取 =15，其中 a =154.35 ； (2) 箱蓋壁厚： 1 =0.85 ≥8，取 1 =1

47、2； (3) 箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度： b 1.5 b1 22.5 ， b2 2.5 37.5 ； (4) 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù) a =154.35 ，得 d f 0.036a 12 15.76 ，取 df =18, 地腳螺釘數(shù)目為 4 個； (5) 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑： d1 0.75d f 14 (6) 箱蓋、箱座聯(lián)結螺栓直徑： d 2 (0.5 ~ 0.6)d f =9～ 14.4 ，取 d2 =12； (7) 表軸承端蓋螺釘直徑：

48、 高速軸 低速軸 軸承座孔（外 130 圈）直徑 100 軸承端蓋螺釘 直徑 d3 12 16 螺 釘 數(shù) 6 目 6 (8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為一級傳動減速器，所以取 d 4 ； =10 (9) 軸承座外徑： D2 D (5 ~ 5.5)d3 ，其中 D 為軸承外圈直徑， 把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下： 高速軸： D2 80 (5 ~ 5.5) 12 140 ~ 144 ，取 D2

49、 140 ， 低速軸： D2 110 (5 ~ 5.5) 16 190 ~ 198，取 D2 190 ； (10) 表螺栓相關尺寸： d f 18 d1 14 d2 =12 锪孔直徑 36 30 26 D0 至箱外壁的 20 18 24 距離 至凸緣邊緣 18 16 20 的距離 (11) 軸承旁聯(lián)結螺栓的距離： S 以 d1 螺栓和 d3 螺釘互不干涉為準盡量靠近，一般取 S D2；

50、(12) 軸承旁凸臺半徑： R1 c2 20，根據(jù) d1 而得； (13) 軸承旁凸臺高度： h 根據(jù)低速軸軸承外徑 D 2 和 d1 扳手空間 c1 的要求，由結構確定； (14) 箱 外  壁 至 軸 承  座 端 面 的 距  離 ： L c1  c2  5 ~ 8  22 20  5 ~ 8  47 ~ 50，取  L =48； (15) 箱蓋、箱座的肋厚： m1 ＞0.85 1 ，取 m1 =12， m

51、≥0.85 ，取 m =14； (16) 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁之間的距離：1 ≥ ，取 1 =16； (17) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內(nèi)圓角：鑄造斜度x =1：10， 過渡斜度 y =1：20，鑄造外圓角 R0 =5，鑄造內(nèi)圓角 R =3。 第四章其他零件設計 4.1 鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 4.1 ．1 高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 高速軸采用蝸桿軸結構，因此無需采用鍵聯(lián)接。 4.1 ． 2 低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核 (1) 選

52、用普通平鍵（ A 型） 按低速軸裝蝸輪處的軸徑 d=77mm，以及輪轂長 l =73mm， 查表，選用鍵 22×14×63 GB1096—2003。 (2) 強度校核 鍵材料選用 45 鋼，查表知 M P a， 鍵 的 工 作 長 度 [ ] p 1 0 0~ 1 2 0 l L b 63 22 41 h 14 mm， k 7 mm，按公式的擠壓應力 2 2 2T 103 2 586.22 10 3 p kld 7 41 6

53、3 64.84MPa p 小于 [ ] p ，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。 4.2 聯(lián)軸器的選擇和計算 高速軸輸入端的聯(lián)軸器 計 算 轉 矩 Tca K A T ，查表取KA 1.5，有， Tca K A T1 1.5 38.46 57.69N m ，查表選用 TL5 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，材 料為 35 鋼，許用轉矩 [T ] 125N m ，許用轉速 [ n] 4600 r/min ，標記： LT5 聯(lián)軸器 30× 50 GB4323—84。

54、 選鍵，裝聯(lián)軸器處的軸徑為 30mm，選用鍵 8× 7× 45 GB1096—79， 對鍵的強度進行校核，鍵同樣采用 45 鋼，有關性能指標見（），鍵的工 作長度 mm， h 7 ，按公式的擠壓應力 l L b 45 8 37 3.5 k mm 2 2 2T 103 2 38.46 103 ] p ，合格。所以高速級選用的聯(lián) p kld 3.5 37 19.8MPa ＜ [ 30 軸器為 LT5 聯(lián)軸器 30×50

55、 GB4323—84，所用的聯(lián)結鍵為 8× 7× 45 GB1096— 79。 低速軸輸出端的聯(lián)軸器 根據(jù)低速軸的結構尺寸以及轉矩， 選用聯(lián)軸器 LT8聯(lián)軸器 50×70 GB4323 —84，所用的聯(lián)結鍵為 14×9×60 GB1096—79，經(jīng)過校核計算，選用的鍵是 符合聯(lián)結的強度要求的，具體的計算過程與上面相同，所以省略。 4．3 減速器的潤滑 減速器中蝸輪和軸承都需要良好的潤滑，起主要目的是減少摩擦磨損和提高傳動效率，并起冷卻和散熱的作用。另外，潤滑油還可以防止零件銹蝕和降低減速器的噪聲和振動等。

56、本設計選取潤滑油溫度 t 40 C 時的蝸輪蝸桿油， 蝸輪采用浸油潤滑， 浸油深度約為 h1≥1 個螺牙高，但油面不應高于蝸桿軸承最低一個滾動體中心。 4．4 部分零件加工工藝過程 軸的加工工藝過程 軸的工藝過程相對于箱蓋，底座要簡單許多，本設計輸出軸的一般工藝過程為： (1) 落料、鍛打 (2) 夾短端、粗車長端端面、打中心孔

57、 (3) 夾短端、粗車長端各檔外圓、倒角 (4) 反向夾長端，粗車短端外圓、倒角、粗車短端端面、打中心孔 (5) 熱處理 (6) 夾短端，半精車短端外圓 (7) 反向夾長端，半精車短端外圓

58、 (8) 磨長端外圓 (9) 反向磨短端外圓 (10) 銑兩鍵槽 (11) 加工好的蝸輪軸 箱體加工工藝過程 蝸輪蝸桿減速器的箱蓋和箱體，它們的工藝過程比較復雜，先是箱蓋和箱體分別單獨進行某些工序，然后合在

59、一起加工，最后又分開加工。 箱蓋單獨先進行的工序有： （1） 箱蓋鑄造 （2） 回火、清沙、去毛刺、打底漆、毛坯檢驗 （3） 铇視孔頂面 （4） 铇剖分面 （5） 磨剖分面 （6） 鉆、攻起蓋螺釘 完成前述單獨工序后，即可進行下列工序： （1） 箱蓋、箱體對準合攏，夾緊；鉆、鉸定位銷孔，敲入圓錐銷 （2） 鉆箱蓋和箱體的聯(lián)接螺栓孔，刮魚眼坑 （3） 分開箱殼，清除剖分面毛刺、清理切屑 （4） 合攏箱殼，敲入定位銷，擰緊聯(lián)接螺栓 （5） 銑兩端面 （6） 粗鏜各軸軸承座孔 （7） 精鏜

60、各軸軸承座孔 （8） 鉆、攻兩端面螺孔 （9） 拆開箱殼 （10） 裝上油塞，箱體地腳螺栓孔劃線 （11） 鉆地腳螺栓孔、刮魚眼坑 （12） 箱蓋上固定視孔蓋的螺釘孔劃線 （13） 鉆、攻固定視孔蓋的螺釘孔 （14） 去除箱蓋、箱體接合面毛刺，清除鐵屑 （15） 內(nèi)表面涂紅漆 結 論 這次通過對已知條件對蝸輪蝸桿減速器的結構形狀進行分析，得出總體方 案 . 按總體方案對各零部件的運動關系進行分析得出蝸輪蝸桿減速器的整體結構 尺寸，然后以各個系統(tǒng)為模塊分別進行具體零部件的設計校

61、核計算，得出各零部 件的具體尺寸，再重新調(diào)整整體結構，整理得出最后的設計圖紙和說明書 . 此次設計通過對蝸輪蝸桿減速器的設計， 使我對成型機械的設計方法、 步驟有了較深的認識 . 熟悉了蝸輪、軸等多種常用零件的設計、校核方法；掌握了如何選用標 準件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；以及設計非標準零部件的要點、方法。 這次設計貫穿了所學的專業(yè)知識， 綜合運用了各科專業(yè)知識， 查各種知識手冊從中使我學習了很多平時在課本中未學到的或未深入的內(nèi)容。 我相信這次設計對以后的工作學習都會有很大的幫助。 由于自己所學知識有限， 而機械設計又是一門非常深奧的學科

62、， 設計中肯定存在許多的不足和需要改進的地方， 希望老師指出，在以后的學習工作中去完善它們。 參考文獻 1 吳彥農(nóng)，康志軍 .Solidworks2003 實踐教程 . 淮陰：淮陰工學院， 2003 2 葉偉昌 . 機械工程及自動化簡明手冊（上冊） . 北京：機械工業(yè)出版社， 2001 3 徐錦康 . 機械設計 . 北京：機械工業(yè)出版社， 2001 4 成大先 . 機械設計手冊（第四版 第 4 卷） . 北京：化學工業(yè)出版社， 2002 5 葛常清 . 機械制圖（第二版） .

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