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1、齊齊哈爾工程學院畢業(yè)設計（論文）畢業(yè)論文（設計）題 目 單級蝸輪蝸桿減速器設計 系 部 機械工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 年級 學生姓名 學 號 指導教師 66單級蝸輪蝸桿減速器設計摘要 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環(huán)面蝸輪蝸桿減速器。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，在環(huán)面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。國內在設計制造環(huán)面蝸輪蝸桿減速器過程中存在著很大程度上
2、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AbstractIn this paper, firstly, the worm are introduced, then, expounds the design principle and the theoretical calculation of the worm and worm gear. Then in accordance with the design criteria and design theory to the design of to
3、roidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the general process of worm gear design. On the other worm design work also has a certain value.At present, the torus worm reducer design, manufacture and application of dom
4、estic, compared with foreign advanced level there are still large gaps. There are a lot of defects in the design and manufacture of toroidal worm reducer process, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design; the worm check.Key word
5、s: worm gear reducer, worm, rolling bearing目 錄摘要IIAbstractIII目 錄IV第1章 緒論11.1 研究目的、背景及意義11.2國內外研究現(xiàn)狀11.2.1國外減速器現(xiàn)狀11.2.2國內減速器現(xiàn)狀21.3減速器的作用31.4主要研究內容61.5本章小結6第2章 選定設計方案7第3章 電動機的選擇83.1 初選電動機類型和結構型式83.2 電動機的功率93.3運動參數(shù)計算103.3.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩103.3.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩103.3.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩113.4蝸輪蝸桿的傳動設計113.5蝸桿、蝸
6、輪的基本尺寸設計153.6蝸輪軸的尺寸設計與校核173.7減速器箱體的結構設計183.8 本章小結21第4章 軸的校核224.1蝸桿軸的強度校核224.2蝸輪軸的強度校核254.3 滾動軸承的選擇及校核294.3.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核294.3.2 蝸輪軸上軸承的校核314.4 鍵聯(lián)接的強度校核334.5 減速器的潤滑和密封354.6 本章小結36第5章 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算375.1 連軸器與電機連接采用平鍵連接375.2 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接375.3 輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接375.4 輸出軸與渦輪連接用平鍵連接385.5 本章小結38第6章 減速器結構
7、與潤滑的概要說明396.1 箱體的結構形式和材料396.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系396.3 本章小結40第7章 蝸桿蝸輪減速器三維建模417.1 蝸桿建模477.2 蝸輪建模507.3 蝸輪軸建模537.4 軸承建模537.5 下箱體建模547.6 上箱體建模577.7 PROE/E裝配587.8 本章小結62總論63參考文獻65致 謝66第1章 緒論1.1 研究目的、背景及意義選題目的：隨著科技高速發(fā)展，減速器技術逐步向小型化、高速化、低噪聲、高可靠度的方向發(fā)展，微小型減速器在國防及工業(yè)生產(chǎn)中越來越得到廣泛的應用。本文為適應這一發(fā)展趨勢開發(fā)出可應用在航空航天等領域的蝸輪蝸桿減速器傳動。
8、該減速器具有重量輕、體積小、結構簡單緊湊、傳動效率高、潤滑性能好、能自鎖等優(yōu)點，在國防、冶金礦山、石油化工、汽車等生產(chǎn)部門有著廣闊的應用前景。而目前在我國，蝸輪蝸桿減速器傳動作為一種傳動形式，對其進行一系列系統(tǒng)、深入的理論研究。選題意義：隨著科技的飛速發(fā)展，現(xiàn)代機械逐步向高速，高精度等方向發(fā)展，而作為現(xiàn)代機械關鍵傳動部件的減速，它也將提出更高的要求。在當今世界各國減速機技術發(fā)展總的趨勢是體積小，重量輕，轉速高，噪音低，可靠性高。發(fā)展減速器設計和制造技術，可以在一定程度上，標志著一個國家的工業(yè)水平。因此，探索和發(fā)展減速器技術在中國具有廣闊的前景。蝸輪蝸桿減速器是為適應現(xiàn)代機械的高速發(fā)展而成功開發(fā)
9、的齒輪傳動，因其獨特的結構特點，因此，傳統(tǒng)的齒輪無法比擬的優(yōu)越性可能，在某些情況下，傳統(tǒng)的理想替代齒輪。這項研究的減速機，具有重量輕，體積小，結構簡單緊湊，傳動效率高，傳動誤差，良好的潤滑性能，超高的性價比，讓反轉等。為了防止，它可以大規(guī)模在全國使用國防，冶金，礦山，石油化工，汽車制造，電子儀表，建筑，機床，鍋爐等生產(chǎn)部門。將產(chǎn)品國產(chǎn)化后，加工成本低于同類進口減速器產(chǎn)品價格的一半，具有很高的應用價值和廣闊的應用前景。1.2國內外研究現(xiàn)狀1.2.1國外減速器現(xiàn)狀 減速機采用超大規(guī)模人口的所有層，是機械傳動的不可缺少的手段。減速機的目前流行的大型，重型，或資產(chǎn)負債比率和機械效率低。國外減速機，德國
10、，丹麥和日本都處于領先地位，尤其是在材料和工藝上的優(yōu)勢，良好的減速機的可靠性，壽命長。然而，其形狀仍然是固定的基于軸加速度，體積和重量的問題，也沒有解決的問題。日本住友重工開發(fā)的FA-精密減速機，美國開發(fā)的，該公司艾倫牛頓-X-Y減速機傳動原理和類似于我們先進的或類似的齒輪減速機的結構。除了不斷改進材料的質量，技術水平的提高，而且對變速器和傳動結構的原則，深入研究和創(chuàng)新，翻譯出現(xiàn)傳動原理就是一個例子，而馬達減速機結構，也大力開發(fā)的形狀和它產(chǎn)生了各種結構形式，以及各種發(fā)動機模型。目前，正在研究超緊湊型輸電尚不清楚。在醫(yī)療技術，生物技術，機器人等領域，是微型馬達原則上成功的發(fā)展，在美國和荷蘭的，最
11、近開發(fā)的電動機的分子大小在納米范圍內，如能與納米級減速機，該應用程序的補充有希望。1.2.2國內減速器現(xiàn)狀 主要是國內減速機齒輪，蝸桿傳動為主，但小功率的比值，或者資產(chǎn)負債率和機械效率低體重問題的普遍性。此外，材料的質量和最先進的國家，有很多不足之處，特別是大型減速問題是突出的壽命不長。國內大規(guī)模使用的傳輸（500千瓦以上），以及從其他國家進口更多的（如丹麥，德國等），花費了大量外匯。少齒差20世紀60年代開始生產(chǎn)帶齒輪比，體積小，效率高的機器傳輸，擺線針輪驅動，以及其他諧波傳動減速器。但受傳輸理論的限制，太多的權力不得轉讓，有權力一般比40kW的少。由于在理論上，技術水平和傳輸?shù)牟牧戏矫娴馁|
12、量沒有突破，因此不發(fā)送從根本上解決電力傳動比，體積小，重量輕，這些基本要求更高的機械效率。 90年代初，國家似乎三環(huán)（加速度）適配器是外部平移齒輪減速機，它可以達到更大的變速比，傳遞載荷的能力過大。尺寸和重量輕，然后固定軸變速箱，結構簡單，效率也很高。自平行三軸到減速齒輪的結構，從而使功率/體積（或重量）還小。和輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，它使用了很多不便。北京理工大學研制成功的“平行移動齒輪箱”，不僅三環(huán)的優(yōu)點使得可能，有一個高的功率/重量（或體積）比，以及輸入軸和在同一軸線上的輸出軸帶來的好處，處于國內領先地位。國內加速一些做一些工業(yè)企業(yè)和高等教育機構轉化研究的原則，發(fā)表了多篇研究論文，
13、在使用擺線針輪減速機的工作。圖1-1減速器實物圖1.3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。7080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。（3）形式多樣化、變型設計多。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
14、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高效率在一般情況下，機械使用的傳輸，具有齒輪的最大效率。如果一個齒輪傳動效率99。2，結構緊湊在相同條件下，所需的齒輪傳動空間大小一般很小。3可靠，壽命長設計和生產(chǎn)的公平和合理的使用維護良好的齒輪傳動的，可靠的，能活到一，二十年，這是其它機械傳動所不能比擬的。4比穩(wěn)定比率為穩(wěn)定的傳輸特性的一個先決條件。裝置可被廣泛應用
15、，而且還因為它具有此功能。但是，齒輪制造和安裝高精密，昂貴的，而不是為傳輸距離過大的場合。蝸桿減速器的特點蝸桿傳動是強制機制和交錯空間兩個軸之間的運動，在兩個軸之間的角度偏移可以具有穿過每個值，一般為90度時，具有以下功能作為發(fā)送的結果，以便該應用程序是相當寬的。1當采用單頭蝸輪，蝸桿旋轉，蝸桿剛滿領域，從而實現(xiàn)傳動比大。在電力傳輸，總的比I = 5-80，索引機構或手動機構，高達300的傳動比，如果只有移動，變速比1000通。因為傳動比，較小的零件數(shù)量，從而使結構非常緊湊。2極蝸桿驅動，由于蝸輪是一個連續(xù)的螺旋齒，并且逐步引入蝸輪的耐看從協(xié)議逐步退出，但牙齒和更多的參與，讓小負荷，傳動平穩(wěn)，
16、噪音低的影響。3如果蝸桿螺旋角小于升配合表面摩擦角蝸桿傳動更加自閉的等價物。4斜齒蝸桿傳動相似，參與的相對位移。當滑動速度很多，工作條件不好，會產(chǎn)生更嚴重的摩擦和磨損，導致過熱，潤滑差。所以磨損大，效率低，與自鎖蝸桿傳動的效率僅為0.4。在由于摩擦和磨損嚴重，往往有有色金屬生產(chǎn)蝸桿與鋼結合以減少磨損良好的滑動摩擦裝置消耗結合同時。根據(jù)蝸桿分度曲面的形狀，蝸桿傳動可以分成三大類：圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動、錐蝸桿傳動。蝸桿分度曲面是圓環(huán)內表面的一部分，蝸桿軸線平面內理論齒廓為直線的蝸桿傳動稱為直廓環(huán)面蝸桿傳動，俗稱“球面蝸輪傳動”。它始于1921年的美國造船業(yè)，其代表產(chǎn)品是美國CONE DRIV
17、E，50年代起在我國得到推廣應用。與普通圓柱蝸桿傳動相比，這種蝸桿同時包容齒數(shù)多，雙線接觸線形成油膜條件好，兩齒面接觸線誘導法曲率半徑大。因此，承載能力是相同中心矩普通蝸桿的1.53倍（小值適應于小中心矩，大值適應于大中心矩）。在傳遞同樣功率時，中心矩可縮小20%-40%。由于性能優(yōu)良，美國、日本、俄羅斯等國都將這種傳動作為動力傳動中的主要形式之一廣泛使用。美國生產(chǎn)產(chǎn)品系列中心矩為151320；速比為5343000；最高傳動效率可達97%。我國經(jīng)過40年的研究和發(fā)展，目前這種蝸桿的生產(chǎn)品種也十分可觀，最大中心矩可達到1200；最少齒數(shù)比為5；蝸桿頭數(shù)達6；最高傳動效率可達94%。這種蝸桿傳動分
18、為“原始型”和“修整型”兩種?！霸夹汀敝崩h(huán)面蝸桿的螺旋齒面的形成為：一條與成形圓相切、位于蝸桿軸線平面內的直線，在繞成形圓的圓心作等角速的旋轉運動的同時，又與成形圓一起圍繞蝸桿的軸線作等角速的旋轉運動，這條直線在空間形成的軌跡曲面，就是直廓環(huán)面蝸桿的齒面。由于蝸桿齒面的發(fā)生線是直線刀刃，蝸桿螺旋面是直線刀刃形成的不可展直紋面而不是由包絡產(chǎn)生的，難以實現(xiàn)磨削，這種蝸桿制造鋼筋工藝比較復雜，不易獲得高精度的傳動，這是直廓環(huán)面蝸桿傳動的主要缺點。“修整型”直廓環(huán)面蝸桿螺旋面的形成，基本上與“原始型”相同，不同之處在于加工時根據(jù)設計要求的修形曲線，將加工參數(shù)加以改變。一般常用的有：變位異速修形和變
19、速比修形兩種工藝方法。變位異速修形方法就是在加工蝸桿時，刀具位置及固定傳動比不同于蝸桿副工作時的位置及速比。變速比修形方法則是加工時瞬時傳動比按一定規(guī)律變化。用修形加工方法加工的蝸桿與由修形滾刀加工成的蝸輪組成“修整型”直廓環(huán)面蝸桿傳動，消除了蝸輪齒面中部棱線接觸，不僅改善了裝配條件，減少了誤差敏感性，更重要的是：與“原始型”蝸桿傳動比較，接觸區(qū)擴大，形成油膜條件好，包容齒數(shù)間載荷有平均作用，因而其承載能力、嚙合性能和傳動效率均較“原始型”高。準平行嚙合線二次包絡環(huán)面蝸桿是河南省焦作市科林齒輪有限公司的一項科研成果。蝸輪滾刀是可鏟背可磨削的，蝸輪齒面沒有脊線，運動不會產(chǎn)生干涉。工裝和理論相吻合
20、。和同類蝸桿相比，它還具有以下幾個特點：1 瞬時接觸線和相對運動速度方向夾角穩(wěn)定，且接近90度。2 蝸輪齒面是用鏟背滾刀制造加工而成，因此蝸輪齒面接觸面大、質量穩(wěn)定。3 同時參加嚙合的蝸輪齒數(shù)多，一般可達為蝸桿齒數(shù)）。4 蝸輪齒面無脊線，傳遞運動時不會產(chǎn)生干涉。因此這種蝸桿傳動承載功率大，動壓油涵穩(wěn)定傳動、噪聲低、平衡溫度低等特征。由以上分析可以看出，雖然普通齒輪減速器具有效率高，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定等優(yōu)點，但是不具備設計條件中重點要求的自鎖性，所以不能選用；而準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器，它具有普通環(huán)面蝸桿減速器所不具備的很多優(yōu)點。1.4主要研究內容1.首先確定研究的目的，背景及意義，
21、然后介紹了減速器在國內國外的發(fā)展情況，并對減速器作用，特點，優(yōu)缺點進行了分析。2.選定設計方案；3.對核心電機作出選型，對主要零部件如蝸輪，蝸桿，蝸輪軸，箱體等進行了設計，計算，分析，選型；4.對軸類零件進行了強度校核；5.對減速器進行了簡要的說明；6.對零件進行了建模并虛擬裝配。1.5本章小結本單主要研究的是單級蝸輪蝸桿減速器，首先確定研究的目的，背景及意義，然后介紹了減速器在國內國外的發(fā)展情況，并對減速器作用，特點，優(yōu)缺點進行了分析。第2章 選定設計方案根據(jù)設計要求并結合以上分析，我們在設計中采用環(huán)面蝸桿減速器。具體設計方案是：選用的電動機由凸緣聯(lián)軸器將電動機軸和準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器
22、的輸入軸相聯(lián)接，經(jīng)過減速器的減速，再有凸緣聯(lián)軸器將減速器的輸出軸與滾筒軸聯(lián)接，將減速器輸出軸的轉速傳給滾筒。擬采用蝸輪蝸桿減速器，傳動簡圖如圖1.1所示。圖2.1 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5傳動滾筒 6輸送帶第3章 電動機的選擇3.1 初選電動機類型和結構型式 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因為此，無特殊要求時均應選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。根據(jù) 不同防護要求，電動機有開啟式、防護式、封閉自扇冷式和防爆式等不同的結構型式。 Y系列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，由于其結構簡單
23、、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此，運用于不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如運輸機、風機、攪拌機等。對于經(jīng)常起動，制動正反轉的機械，如起重、提升設備，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大過載能力，應選用冶金及起重用YZ(籠型)或YzR型(繞線型)。 （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 = /式中 工作機要求的電動機輸出功率，單位為KW； 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率； 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P=Fv1000w3.2 電動機的功率電動機的選
24、擇由于該生產(chǎn)單位采用三相交流電源，可考慮采用Y系列三相異步電動機。三相異步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優(yōu)點。一般電動機的額定電壓為380V根據(jù)生產(chǎn)設計要求，該減速器卷筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=7000N，帶速V=0.4m/s，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)工作，工作環(huán)境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。1、 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列2、 傳動滾筒所需功率電動機輸出功率： kw工作機所需的功率： =2.8 kw 所以 kw=4.11kw因載荷輕微振動，電動機即可，故3、 傳動裝置效率：（根據(jù)參考文獻
25、機械設計課程設計 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業(yè)出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下）其中：蝸桿傳動效率1=0.70 攪油效率2=0.95 滾動軸承效率（一對）3=0.98聯(lián)軸器效率c=0.99 傳動滾筒效率cy=0.96所以： =1233c2cy =0.70.990.9830.9920.96 =0.633 電動機所需功率： Pr= Pw/ =3.0/0.633=4.7KW 傳動滾筒工作轉速： nw601000v / 35021.8r/min根據(jù)容量和轉速，根據(jù)參考文獻機械零件設計課程設計 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電
26、動機Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表3-1: 表3-1方案電動機型號額定功率Ped kw電動機轉速 r/min額定轉矩同步轉速滿載轉速1Y132S1-25.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.04Y160M-85.57507202.0綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能如下表3-2：表3-2中心高H外形尺寸L（AC/2AD）HD底角安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸身尺寸DE裝鍵部
27、位尺寸FGD132515（270/2210）3152161781238801033383.3運動參數(shù)計算3.3.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩P0=Pr=4.7kw n0=960r/minT0=9.55 P0 / n0=4.7103=46.7N .m3.3.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩P1 = P001 = 4.70.990.990.70.992 =3.19 kw n= = = 27.4 r/minT1= 9550 = 9550 = 1111.84Nm3.3.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩P2 = P1ccy=3.190.990.99=3.13kwn2= = = 21.8 r/minT2
28、= 9550 = 9550 = 1089.24Nm運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表3-3： 表3-3類型功率P（kw）轉速n（r/min）轉矩T（Nm）傳動比i效率蝸桿軸4.796046.75 10.679蝸輪軸3.1927.41111.84 35傳動滾筒軸3.1327.41089.243.4蝸輪蝸桿的傳動設計蝸桿的材料采用45鋼，表面硬度45HRC，蝸輪材料采用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。以下設計參數(shù)與公式除特殊說明外均以參考由機械設計 第四版 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據(jù)。具體如表3-4： 表3-4蝸輪蝸桿的傳動設計表項 目計算內容計算結果中心
29、距的計算蝸桿副的相對滑動速度參考文獻5第37頁（23式）4m/sVs7m/s當量摩擦系數(shù)4m/sVs51.7100mm又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm計算轉矩 Tc=KT=K9550=1.595503.19/27.4=1667.76N.M51.7100mm又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mmD6=673.7減速器箱體的結構設計參照參考文獻機械設計課程設計（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表3-7：表3-7箱體的結構尺寸減速器箱體采用HT200鑄造，必須進行去應力處理。設計內容計 算 公 式計算結
30、果箱座壁厚度=0.04225+3=12mma為蝸輪蝸桿中心距取=12mm箱蓋壁厚度1=0.8512=10mm取1=10mm機座凸緣厚度bb=1.5=1.512=18mmb=18mm機蓋凸緣厚度b1b1=1.51=1.510=15mmb1=18mm機蓋凸緣厚度PP=2.5=2.512=30mmP=30mm地腳螺釘直徑dd=20mmd=20mm地腳螺釘直徑dd=20mmd=20mm地腳沉頭座直徑D0D0=48mmD0=48mm地腳螺釘數(shù)目n取n=4個取n=4底腳凸緣尺寸（扳手空間）L1=32mmL1=32mmL2=30mmL2=30mm軸承旁連接螺栓直徑d1d1= 16mmd1=16mm軸承旁連接
31、螺栓通孔直徑d1d1=17.5d1=17.5軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0D0=32mmD0=32mm剖分面凸緣尺寸（扳手空間）C1=24mmC1=24mmC2=20mmC2=20mm上下箱連接螺栓直徑d2d2 =12mmd2=12mm上下箱連接螺栓通孔直徑d2d2=13.5mmd2=13.5mm上下箱連接螺栓沉頭座直徑D0=26mmD0=26mm箱緣尺寸（扳手空間）C1=20mmC1=20mmC2=16mmC2=16mm軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目n,d3n=4, d3=10mmn=4d3=10mm檢查孔蓋螺釘直徑d4d4=0.4d=8mmd4=8mm圓錐定位銷直徑d5d5= 0.8 d2=9mmd5
32、=9mm減速器中心高HH=340mmH=340mm軸承旁凸臺半徑RR=C2=16mmR1=16mm軸承旁凸臺高度h由低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。取50mm軸承端蓋外徑D2D2=軸承孔直徑+(55.5) d3取D2=180mm箱體外壁至軸承座端面距離KK= C1+ C2+(810)=44mmK=54mm軸承旁連接螺栓的距離S以Md1螺栓和Md3螺釘互不干涉為準盡量靠近一般取S=D2S=180蝸輪軸承座長度（箱體內壁至軸承座外端面的距離）L1=K+=56mmL1=56mm蝸輪外圓與箱體內壁之間的距離=15mm取=15mm蝸輪端面與箱體內壁之間的距離=12mm取=12mm機蓋、機座肋厚
33、m1,mm1=0.851=8.5mm, m=0.85=10mmm1=8.5mm, m=10mm以下尺寸以參考文獻機械設計、機械設計基礎課程設計 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據(jù)蝸桿頂圓與箱座內壁的距離=40mm軸承端面至箱體內壁的距離=4mm箱底的厚度20mm軸承蓋凸緣厚度e=1.2 d3=12mm箱蓋高度220mm箱蓋長度（不包括凸臺）440mm蝸桿中心線與箱底的距離115mm箱座的長度（不包括凸臺）444mm裝蝸桿軸部分的長度460mm箱體寬度（不包括凸臺）180mm箱底座寬度304mm蝸桿軸承座孔外伸長度8mm蝸桿軸承座長度81mm蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離61m
34、m3.8 本章小結本章是全文的核心，先是對電機作出了相關介紹，經(jīng)過計算功率再對電機做出了具體選型。對蝸桿軸，蝸輪軸，傳動滾筒軸進行了功率，轉速，轉矩等方面的選擇，對這些零部件進行了尺寸結構設計及校核，最后對箱體的結構設計作了進一步的說明。第4章 軸的校核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） =97.75+97.75=195.5mm 2計算作用在軸上的力=736.67N， =6179.88N， 3計算支點反力水平反力：
35、垂直反力： 4計算彎矩，作彎矩圖水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩 5扭矩圖由機械零件課程設計表618 查得折算系數(shù) 6校核軸的強度由機械設計表15-1查得： ，強度足夠。 見圖4-1。圖4-1 軸的強度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） =97.75+97.75=195.5mm 2計算作用在軸上的力=6179.88N， =736.67N， 3計算支點反力水平反力： 垂直反力： 4計算彎矩，作彎矩圖水平彎矩： 垂直彎矩： 合
36、成彎矩： 5扭矩圖由機械零件課程設計表618 查得折算系數(shù) 6校核軸的強度由機械設計表15-1查得： ， ，強度足夠。 見圖4-2。圖4-2軸的強度4.3 滾動軸承的選擇及校核4.3.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核1軸承的徑向載荷的計算 2派生軸向力的計算查手冊得，圓錐滾子軸承30207型的=14o02，10， 查表d=35mm時，e=0.37，y=1.6；故 所以，軸承2受壓則： 3求當量動載荷 所以，對于軸承1 x=1 ， y=0 對于軸承2 x=0.4 ， y=1.6 4校核軸承的壽命查手冊得c=51.5KN =10/3 n=940r/min 故 此軸承的壽命滿足要求 4.3.2 蝸輪軸
37、上軸承的校核1求徑向載荷 2計算派生軸向力查手冊得，圓錐滾子軸承30212型的 ， y=1.5故 則：軸承2受壓所以， 3求當量動載荷所以，對于軸承1：x=1 ，y=0 對于軸承2：x=1 ，y=0 4校核軸承的壽命查手冊 c=97.8KN ，=10/3 ，n=18.8r/min 故 此軸承壽命滿足要求。4.4 鍵聯(lián)接的強度校核4.4.1 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81 選用普通平鍵 87mm， 取L45mm。 由機械零件課程設計表87 查得，鍵的工作長度lLb45837mm， 鍵的工作高度k3mm。 由機械零件課程設計表88 查得，鍵聯(lián)接的許用壓力 ， 所以，所選平鍵合
38、適。 4.4.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接由機械零件課程設計表81 選用普通平鍵 1811mm， 取L45mm 由機械零件課程設計表87 查得鍵的工作長度lLb4518=27mm 鍵的工作高度k5.5mm 由機械零件課程設計表88 查得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以，所選平鍵合適。 4.4.3 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81 選用普通平鍵 1610mm， 取L100mm。 由機械零件課程設計表87 鍵的工作長度lLb10016=84mm 鍵的工作高度k5mm 由機械零件課程設計表88 查得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以， 所選平鍵合適。 4.5 減速器的潤滑和密封減速器的傳動零件的軸承都需
39、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。對于蝸桿傳動潤滑油的粘度選擇有三種方法供使用，一種是按滑動速度選取，一種是按中心距及蝸桿轉速選取，還有一種是根據(jù)力速度因子選取。其中根據(jù)滑動速度選取的依據(jù)如下：表4-1滑動速度選取表滑動速度1.51.53.53.51010粘度值612414506288352198242ISO-VG或GB-N級680460320220由于蝸桿的滑動速度為2m/s，所以潤滑油的粘度選為4602潤滑方式
40、的選擇。由于所設計減速器采用蝸桿下置式傳動，且轉速不高，故選擇浸油潤滑。蝸桿浸油深度h11個螺牙高，但不高于蝸桿軸軸承的最底滾動體的中心。潤滑時，傳動件的浸入油中的深度要適當，既要避免攪由損失過大，又保證充分的潤滑，油池應保持一定的深度和貯油量。如下圖所示：圖4-3 潤滑方式4.6 本章小結 本章著重介紹并計算了對蝸桿軸，蝸輪軸的強度校核，對滾動軸承也作出了選型并校核。對鍵聯(lián)接進行了校核，另外對減速器的潤滑的密封作了說明。第5章 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算5.1 連軸器與電機連接采用平鍵連接查表P174的Y132M軸徑d1=38mm，E=80mm取L電機=50mm查參考文獻5P140選用A
41、型平鍵，得：b=10 h=8 L=50即：鍵A1050 GB/T1096-2003 T額=20000Nm 根據(jù)教材P106式6-1得名稱鍵寬b鍵高h鍵長L軸槽深t轂槽深連電機軸1085053.3輸入軸87704.43.3輸出軸149805.53.8輪處18118074.4表5-1p=2T2/dhl=220000/（10850）=10Mpap(110Mpa)5.2 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=30mm L1=80mm T=35.0Nm查手冊選A型平鍵，得：b=8 h=7 L=70 軸槽深t=4.4mm，輪轂槽深=3.3mm即：鍵A870 GB/T1096-2003p=2T/dhl=2
42、35000/（30770）=4.76Mpap(110Mpa)5.3 輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接軸徑d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=80 軸槽深t=5.5mm，輪轂槽深=3.8mm即：鍵A1880GB/T1096-2003根據(jù)教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2374280/（45980）=23.1Mpap (110Mpa)5.4 輸出軸與渦輪連接用平鍵連接軸徑d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=80 軸槽深t=7mm，輪轂槽深=4.4
43、mm根據(jù)教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2374280/（621180）=13.7Mpap (110Mpa)5.5 本章小結本章著重對鍵及聯(lián)軸器連接進行了相關參數(shù)選擇，并校核計算。對各個部件之間的連接方式進行了具體說明。第6章 減速器結構與潤滑的概要說明6.1 箱體的結構形式和材料采用下置剖分式蝸桿減速器（由于V=1m/s4m/s）鑄造箱體，材料HT150。6.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系表6-1：名 稱符 號 尺 寸 關 系 計 算 結 果機座壁厚0.04a+3810機蓋壁厚0.85810機座凸緣厚度 b1.515機蓋凸緣厚度 15機座底凸緣厚度 p2.525地腳螺釘直徑 0.
44、036a+1217.76取 M20地腳螺釘數(shù)目 n44軸承旁連接螺栓直徑 16 M16機蓋與機座連接螺栓直徑 12 M12軸承端蓋螺釘直徑 10 M10窺視孔蓋螺釘直徑8 M8Df，d1，d2至外壁距離 C1見表26,22,16df，d1,d2至凸邊緣距離C2見表24,20,14軸承端蓋外徑D2軸承座直徑+（5-5.5）桿：134輪：174定位銷直徑 d8聯(lián)接螺栓間距 LL=150-200150mm蝸輪外圓與內機壁距離 1.215蝸輪輪轂端面與內機壁距離 12機蓋機座肋厚 、m0.850.858.58.5軸承端蓋凸緣厚度 e（11.2）12外機壁到軸承端面的距離L1c1+c2+(5-8)48蝸輪
2019版單級蝸輪蝸桿減速器設計
