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1、目錄 一． 傳動裝置的總體設計………………………………………………1 1. 傳動方案的確定…………………………………………………………………1 2. 電動機的選擇……………………………………………………………………1 3. 傳動比的計算……………………………………………………………………2 二． 傳動件的設計計算……………………………………………………2 1. 蝸桿副設計計算…………………………………………………………………2 2. 蝸桿副上作用力的計算…………………………………………………………5 三． 減速器裝配草圖的設計……………………………………………6 四． 軸的設計計算

2、……………………………………………………………6 1. 蝸桿軸的設計與計算……………………………………………………………6 2. 低速軸的設計與計算……………………………………………………………7 3. 減速器箱體的結構尺寸…………………………………………………………12 五． 潤滑油的選擇與計算………………………………………………13 六． 熱平衡的計算……………………………………………………………14 七． 減速器附件設計………………………………………………………14 1. 窺視孔及窺視孔蓋………………………………………………………………14 2. 油面指示裝置………………………

3、……………………………………………14 3. 通氣器……………………………………………………………………………14 4. 放油孔及螺塞……………………………………………………………………14 5. 起吊裝置…………………………………………………………………………15 6. 啟蓋螺釘…………………………………………………………………………15 7. 定位銷……………………………………………………………………………15 八． 繪制裝配圖和零件圖………………………………………………15 九． 參考資料……………………………………………………………………15 ．傳動裝置的總體設計 1．傳

4、動方案的確定 考慮到工作拉力和傳動速度都較小，所設計蝸桿速度估計小于10m/s，因此采用 蝸桿下置式，單級蝸桿減速器傳動裝置方案如圖（1）所示。 甲 X 圖中：1?電機 2聯(lián)軸器 M減速器 生聯(lián)軸器5-卷筒 圖（一） 2．電動機的選擇 （1） 選擇電動機的類型 根據(jù)用途選用 Y 系列三相籠型異步電動機 （2） 選擇電動機功率 輸送鏈所需功率 PW=F^： W 1 000 =1820 x 0.8 2 kW=1.49kW 1 000 查【1】表9.1得，軸承效率n軸承=0.98，蝸輪蝸桿傳動效率n蝸=0.8，聯(lián)軸器效率n =0.99，卷筒效率n 卷=0.96，得

5、電動機所需工作功率為 卷 1.4 9 =2.0 6kW 0.9 92 x 0.8 x 0.9 82 x 0.9 6 根據(jù)【1】表15.1，選取電動機的額定功率Pd=2.2kW ed （3）電動機轉速的確定 由帶輪線速度v二一叵& ，得卷筒的轉速為 w 60 x 1000 v x 60 x 1000 0.8 2 x 60 x 1000 r = = 6 2.6 8 r / m in 兀 D 60 x 1000 由⑴表9.2可知單級蝸輪蝸桿傳動比范圍,蝸=10?40，所用電機轉速范圍n = n i - 6 2.6 8 x （10 ?40） r / min = 6 2 6.

6、8 ?2 5 0 7.2 r / m in o w 蝸 符合這一要求的電動機同步轉速有 750r/min、1000r/min 和 1500r/min 等。從成本和 結構尺寸考慮，選用同步轉速為 1000r/min 的電動機較合理，其滿載轉速為 940r/min, 型號為 Y112M-6。 3．傳動比的計算 傳動比i = % n w 940 =15.0 0 6 2.6 8 4．傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算 1）各軸轉速 n = 940r / min 0 n = n = 940r / min 10 n 940 n = -= r / m in = 6 2.6 8

7、 r / m in 2 i 1 5.0 0 n = n = 6 2.6 8 r / m in w2 （2）各軸功率 P = P 耳 =P 耳 =2.0 6 x 0.9 9 kW = 2.0 4 kW 1 0 0 -1 0 聯(lián) P = P耳 =P耳=2.0 4 x 0.8 kW = 1.6 3kW 2 1 1 - 2 1 蝸 Pw = P 耳 =P 耳 耳 =1.6 3 x 0.9 8 x 0.9 9kW = 1.5 8kW 2 2-w 2 軸 承 聯(lián) （3）各軸轉矩 P 2.0 6 T = 9 5 5 0 = 9 5 5 0 x N Dm = 20.9 3 N Dm

8、0 n 940 0 P 2.0 4 T = 95 50 ~= 95 5 0 x N Dm = 20.7 3 N Dm 1 n 940 1 P 1.6 3 T = 95 50 = 95 5 0 x N Dm = 24 8.3 5 N Dm 2 n 6 2.6 8 2 P 1.5 8 T = 9 5 5 0 ~= 9 5 5 0 x N Dm = 240.7 3 N Dm w n 6 2.6 8 w 二．傳動件的設計計算 由傳動簡圖可知蝸桿減速器外部是通過聯(lián)軸器與電動機相連接，所以只對內部傳動件 蝸輪蝸桿進行設計計算。 1．蝸桿副設計計算 （1）選擇材料、熱處理方

9、式 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大、速度不太高有相對滑動速度，蝸桿選用 45 鋼，表 面淬火處理，HBC=45~55，相對滑動速度 v = 5.0 2 x 1 0 - 彈性系數(shù) n yT （m / s） s 1 2 =5.0 2 x 10-4 x 940 x3 \：248.3 5 （m / s） =3.0 7 m / s < 6 m / s 故蝸輪接觸齒面選用鑄造鋁青銅ZCuAI10Fe3,考慮到是大批量生產，故制造工藝選用 金屬模鑄造。 （2） 確定蝸桿頭數(shù)和蝸桿齒數(shù) 查【2】表 7.2，初選z = 2, z = iz = 15 x 2 = 30。 1 2 1 （3

10、） 初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。則有 Z m 傳動中心距 d > 9 K T ( E )2 1 2 z [ b ] 2H 式中各參數(shù)定義及數(shù)值如下： 1） 蝸輪傳遞轉矩 T = 248.3 5 N Dm = 248350 N Dm m 2 2） 載荷系數(shù)K = K K 。由【2】表7.4查得使用系數(shù)K = 1.1 5。設蝸輪圓周速 Av p A 度v2<3m/s,取動載荷系數(shù)k =1.0。由于工作載荷有沖擊，齒向載荷分布系數(shù)Kp 2 v p 可取 ,取k p =1.1.，貝I」 = K K K Av = 1.1

11、 5 x 1.0 x 1.1 = 1.2 6 5 青同蝸輪與鋼質蝸桿配對，Ze = 忒, 則模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d] m 2d > 9 KT 12 E z [ b ] 2H (160 9 x 1.2 65 x 248350 x I 30 x 17 8.6 = 2521.3 4mm 3 3） 許用接觸應力 蝸輪材料為鋁鐵青銅， b > 300M pa ，查【 2】表 7.6，利用線性插值得到 b [b] =178.6 Mpa 。 H 由【2】表 7.1 選取 m 2d < 3 17 5 m m 3，則 m=6.3， d〔 =80mm。

12、11 （4）計算傳動尺寸 1） 蝸輪分度圓直徑為 d = m z = 6.3 x 3 0 m m = 1 8 9.0 0 m m 22 1 1 a = — （d + d ） = — （8 0 + 189） mm = 1 3 4.5 0 mm 2 1 2 2 5）驗算蝸輪圓周速度、相對滑動速度及傳動總效率 1）蝸輪圓周速度 兀 d n 3.1 4 x 18 9 x 62.6 8 v = 2~2 = m / s = 0.6 2 m / s < 3 m / s 2 60x1000 60x1000 與初選相符，取K =1.0合理。 v 2) 導程角 ta n y m

13、z / d = 6.3 1 x 2 / 80 = 0.1 575,得 y 8.9 5。= 8。57 ‘0 3）相對滑動速度 兀d n 1 1 60x1000x cosy 3.1 4 x 80 x 940 60x1000xcos8.9 5o = 3.9 8 m / s < 6 m / s 與初選值相符，選用材料合理。 4） 傳動總效率 查【2】表7.7得當量摩擦角p ‘ =2 o 17,，則傳動總效率為 ta n y 耳=(0.9 5 ?0.9 6) tan( y + p ‘ ta n 8.9 5o =(0.9 5 ~ 0.9 6)- ta n(8.9

14、5o + 2.2 8o) = 0.7 53? 0.7 61 與預估效率相近。 5) 強度校核 一般校核蝸輪齒面接觸疲勞強度，由公式得 =Z E 9 KT T~ m 2 d z2 1 2 19 x 1.2 65 x 248350 1 60 M pa = 15 9.1 5 M pa 6.3 2 x 80 x 302 由【2】表7.6,因為vs = '98m /s，由線性插值有[c ]h = 160?4 Mpa 即C H < [ C ] H，強度校核通過。 （6）配湊中心距 由于中心距不為整數(shù)，故需配湊中心距為整數(shù)，采用蝸輪變位方法。 z ' = z , a '土

15、a 22 a + xm 1 + 2mx) = —x (8 0 + 6.3 x 3 0 + 2 x 6.3 x) = 1 3 4.5 + 6.3 x 取變位系數(shù)x=0.08，則圓整后中心距為a' = 135mm。 7）計算蝸桿傳動其他幾何尺寸 齒頂言 齒氓高 全齒壽 齒頂圓目徑 齒銀圓直徑 — 蝸桿井度圓上導程角巴 盟輪分度凰上豐龍角區(qū) 〒圓直徑 回 陰桿 杠=^l + 3-}EH=［】-1■&鹽沖 =6. 9rF!K k,-.-, = -；1.2 — k；jw=- (1.2— 63jwh -7.C6w*h h =2 = 2.2x &.3sw =15 3&wt

16、 ist "- FHZ.-, ■— 6 .3 M 30 ? 1 gP.lXHhwHJ： 工 2 =見一 2ha. = 253 mmL洋 T^E 疑? A=7=3.5r d.=屯—】8 S HOTI 蝸桿軸向尺距 鯛桿轉旅線導程角 耦桿幄旋制甘長度 恃動中心距 回 開淪外緣直徑 暢槍齒寶 齒抿圓更回半徑 齒頂同弧面半咨 R, — dff 2 -I- 0.2m ■— 47.56?.'! R, = J,, ; 2-I-€i.2jw= 33. iwm 4iad/2 出耐 / (a!3i —t.Jjii} 表（1） 蝸桿做成蝸桿軸。

17、蝸桿螺旋齒的加工采用車制。 蝸輪由于尺寸大小的原因，采用齒圈壓配式結構，齒圈材料為鑄造鋁青銅ZCuAI10Fe3, 輪芯材料為鑄鐵HT200。齒圈與輪芯用過盈配合H7/S6，并沿配合面圓周加裝6個騎 縫螺釘，以增加連接的可靠性。為便于鉆孔，將螺紋孔中心線向材料較硬的輪芯一邊 偏移 2~3mm。 2．蝸桿副上作用力的計算 （1）已知條件 高速軸傳遞的轉矩T = 20726 N 口 mm ，轉速n = 940 r /min ，蝸桿分度圓直徑 11 d = 8 0.0 0 0 mm ，低速軸傳遞轉矩T = 248350 N Hmm ，蝸輪分度圓直徑 12 d = 1 8 9.0 0

18、0 m m 。 2 （2）蝸桿上的作用力 1）圓周力F =込=2 % 20726 = 5 1 8.1 5 N，其方向與作用點圓周速度方向相 t1 d 8 0 1 反。 2) 軸向力F = F =匸=2x 248350 = 2628.0 4 N，與蝸輪的轉動方向相反。 a1 t2 d 189 2 3) 徑向力 F = F ta n a = 2 6 2 8.0 4 % ta n 2 0 o = 9 5 6.5 3 N ， 其方向由力的作用 r 1 a1 n 點指向轉動中心。 3）蝸輪上的作用力 蝸輪上的軸向力、圓周力、徑向力分別與蝸桿上相應的圓周力、軸向力、徑向力大小 相

19、等，方向相反。 三．減速器裝配草圖的設計 見減速器裝配草圖 四．軸的設計計算 軸的設計計算與軸上輪轂孔內內徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、 與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進行。 1．蝸桿軸的設計與計算 （1）已知條件 蝸桿軸傳遞功率P = 2.0 4kW ，轉速n = 940r / min ，傳遞轉矩 11 T = 20726N mm，蝸桿分度圓直徑為 80.000mm, d = 65mm。 1 f 1 （2） 軸的材料和熱處理 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，選用常用的材料45 鋼， 考慮到蝸輪、蝸桿有相對滑動，因此蝸桿采用表面淬火處理。

20、 （3） 初算軸徑 初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯(lián)軸器，故軸徑按下式求得， 由【2】表9.4,可取C=112，則 3 FP 3〔2.0 4 d > C = 112 x mm = 1 4.5 m m 'n ' 940 軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應增大軸徑5%,貝J 14.5 x （1 + 5%） = 15.2 3mm，元 整并考慮與選用聯(lián)軸器內孔直徑一致，暫定外伸直徑d = 28mm。 m in （4） 結構設計 1）軸承部件結構設計 計算得蝸桿圓周速度v =?！?1" 1 =加4 X 80 X 940 = 3.9 m / s < 4~5 m / s，故減

21、 1 60x1000 60 x1000 速器選用蝸桿下置式。為方便蝸輪軸安裝及調整，采用沿蝸輪軸線的水平面剖分箱體 結構，蝸桿軸不長，故軸承采用兩段固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從dmin處 開始設計。軸的結構構想如圖（2）所示。 圖（2） 2）各軸段的設計 ① 軸段 1 的設計 軸段 1 上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器設計同步進行。 為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器選用 LX型彈性柱銷聯(lián)軸器，由【1】表13.1,選擇GB/T 5014-2003 LX2, Y型。該聯(lián)軸器符 合工作要求:公稱轉矩為560 N m，許用轉速為6300

22、r /min，軸孔范圍為20~35mm。 結合伸出段直徑，取聯(lián)軸器從動端代號為LX 2 28 x 62 GB/T 5014-2003，相應的軸 端1直徑為d = 28mm，其長度略小于轂孔寬度，取L = 60mm。 11 ② 軸段2的設計軸段2 的設計應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸，并作 為軸段1與軸段3的過渡。直徑應滿足聯(lián)軸器軸肩定位的要求。待軸段3確定后設計 該軸段直徑為42mm，查【1】表14.5,與之相配的橡膠唇形密封圈為GB/T1387.1-1992 （F）B 42 62 8，主要對內封油、對外封塵。該段長度應考慮伸出箱體段應足夠彈性柱 銷的安裝，約10~15mm,由草圖確

23、定后最終將該段長度定為60mm。 ③ 軸段3與9的設計 軸段3與7上安裝軸承，考慮受徑向力、切向力和較大的 軸向力，所以選用圓錐滾子軸承。軸段3上安裝軸承，其直徑既應便于安裝軸承，又 符合軸承內徑系列。而又考慮到軸承外徑即機座軸承孔直徑應大于蝸桿齒頂圓直徑， 暫選用軸承為30211，查【1】表12.4,其外徑D為100mm，大于蝸桿齒頂圓直徑92mm， 故蝸桿能夠從軸承座孔安裝進箱體。已知軸承30211內徑為55mm,內圈寬度為21mm, 配有厚度為2mm的擋油板，故軸段3與軸段7的直徑為55mm,長度為23mm。 ④ 軸段4與8的設計 軸段4與8作為軸承定位的軸肩段，查【1】表12.4可

24、知， 該段直徑最小為64mm,軸段長約為軸肩高的1.4倍。暫定軸段4與6直徑為66mm, 長度為 6mm。 ⑤ 軸段5與7的設計 軸段5與7應根據(jù)蝸桿結構設計，蝸桿軸選用車制，故軸 段5與7的直徑應小于蝸桿齒根圓直徑65mm。暫定該段直徑為55mm。為使蝸桿螺 旋部分位于兩軸承支承點中間，故軸段5與7長度最好應相等，草圖完成后測量得該 兩段軸長度均為 40mm。 ⑥ 軸段 6 的設計 軸段 6 為蝸桿螺旋部分，其長度表（1）已經求出，為 82mm。 加上軸段6到軸段5與7的過渡部分長度，取軸段長度為94mm。 （5）鍵連接的設計 聯(lián)軸器與軸段①間采用A型普通平鍵連接，查【1】表11.2

25、8，選鍵型號為鍵8 x 50 GB/T1096-2003 2．低速軸的設計與計算 （1）已知條件 低速軸傳遞的功率P2=1.63kW,轉速n2=62.68r/min,傳遞轉矩T2,蝸 輪分度圓直徑d2=189.000mm,蝸輪寬度b2=60mm。 （2） 選擇軸的材料和熱處理 因傳遞的功率不大,并對重量及結構尺寸無特殊要求,故選用常用材料 45 鋼, 表面淬火處理。 （3） 初算軸徑 初步確定低速軸外伸段直徑。因低速軸外伸段上安裝聯(lián)軸器,故軸徑按下式求得, d > C 3 112 x 由【2】表9.4，可取C=112，則 1.6 3 m m = 3 3.1 8 m m

26、 6 2.6 8 軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應增大軸徑5%,則33.18 乂1 ￡%） 34.84 mm，兀 整并考慮與選用聯(lián)軸器內孔直徑一致，暫定外伸直徑d = 38mm。聯(lián)軸器選用LX m in 型彈性柱銷聯(lián)軸器，由【1】表13.1，選擇LX3, Y型。 （4）結構設計 1）低速軸的軸結構構想如圖（3）所示。 圖（3） 2）各軸段的設計 ① 軸段1的設計 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器設計同步進行。為 補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器選用LX 型彈性柱銷聯(lián)軸器。由【1】表13.1，選擇GB/T 5014-2003 LX3,

27、 Y型。該聯(lián)軸器符合 工作要求：公稱轉矩為1250 N m，許用轉速為4750 r /min，軸孔范圍為30~48mm。 結合伸出段直徑，取聯(lián)軸器從動端代號為LX 3 38 x 82 GB/T 5014-2003，相應的軸 端1直徑為d = 38mm，其長度略小于轂孔寬度，取L = 80mm。 11 ② 軸段2的設計 軸段2的設計應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸，并作 為軸段1與軸段3的過渡。直徑應滿足聯(lián)軸器軸肩定位的要求。待軸段3確定后設計該軸段直徑為45mm,查【1】表14.5,與之相配的橡膠唇形密封圈為GB/T1387.1-1992 B 45 70 8，主要對外封塵。該段長度應

28、考慮伸出箱體段應足夠彈性柱銷的安裝，約 10~15mm,由草圖確定后最終將該段長度定為50mm。 ③ 軸段3與6的設計 軸段3與7上安裝軸承，考慮受徑向力、切向力和較大的 軸向力,所以選用圓錐滾子軸承。軸段3上安裝軸承,其直徑既應便于安裝軸承,又 符合軸承內徑系列。該段軸承暫選為30210，查【1】表12.4，其外徑D為90mm,內 徑為50mm,內圈寬度為20mm。 （5） 鍵連接設計 聯(lián)軸器與軸端①間采用A型普通平鍵連接，查【1】表11.28，選鍵型號分別為鍵 10 X 70 GB/T1096-2003 和鍵 16 x 70 GB/T1096-2003。 （6） 軸的受力分析 1

29、） 畫出軸的受力簡圖，軸的受力簡圖如圖（4）所示。 2） 求支承反力 在水平平面上為 2 6 2 8.0 4 N = - 1314.0 2 N AH B H 在垂直平面上為 R AV —F l — F d / 2 m 02~2 l + l 23 —956.5 3 x 65 — 5 1 8.1 5 x 65 /2 65 + 65 N = — 6 0 7.8 0 N R = — F — R = — 9 5 6.5 3 N + 1 3 1 4.0 2 N = 3 5 7.4 9 N BV r 2 AV R A 軸承A的總支反力為 <1314.0

30、 22 + 607.8 02 = 1447.7 8N R B 2 + R 2 BV 軸承 B 的總支反力為 <13 14.0 22 + 3 57.4 92 = 1361.7 8 N 3）畫出彎矩扭矩圖，彎矩扭矩圖如圖（5）所示。 在水平平面上，蝸輪受力點截面 M = R l = — 13 1 4.0 2 x 6 5 N Dm m = — 8 5 41 1.2 N Dm m 2 H AH 2 在垂直平面上，蝸輪受力點截面左側為 M = R l = —607.8 0 x 65N Dmm = —39507 N Dmm 2V A V 2 蝸輪受力點截面右側為 M ' = R

31、 l = 3 5 7.4 9 x 6 5 N Dm m = 2 3 2 3 6.8 5 N Dm m 2V B V 3 合成彎矩蝸輪所在軸剖面左側為 M = \'M 2 + M 2 = 8 54 1 1.2 2 + 39507 2 N Dm m = 94105.6 6 N Dmm 2 2 H 2 V 蝸輪所在軸剖面右側為 M f = \'M 2 + M ‘ 2 =?85411.2 2 + 23236.8 52 N Dmm = 8 8 5 1 5.6 7 N Dmm 2 2 H 2 V 4）轉矩圖如圖（5）所示， T = 248350N Dmm 。 (7) 校核軸的強度 由彎矩

32、圖可知，蝸輪處軸剖面彎矩最大，且作用有轉矩，故此剖面為危險截面，其抗 彎截面系數(shù)為 兀 d 3 bt(d 一 t)2 兀 x 5 63 16 x 6 x (5 6 — 6)2 = 15089.5 mm 3 W = 一 = — 3 2 2 d 32 2x56 抗扭截面系數(shù)為 兀 d 3 bt(d 一 t)2 兀 x 563 16 x 6 x (5 6 — 6)2 W = — = — =3 2321.8 mm 3 T 16 2 d 16 2x56 最大彎曲應力為 M 94105.6 6 c = = Mpa = 6.2 4M

33、pa b W 1 5 089.5 扭剪應力為 T 248350 _ T = ~匸= Mpa = 7.6 8Mpa W 3 2 3 2 1.8 T 按彎扭合成強度進行校核，對于單向轉動的轉軸，轉軸按脈動循環(huán)處理，故取折合系 數(shù)a = 0.6，則當量應力為 c = y'c 2 + 4(aT )2 = 6.2 42 + 4 x (0.6 x 7.6 8)2Mpa = 1 1.1 3Mpa e b 由【1】表10.2，查得45鋼經表面淬火抗拉強度極限為c = 600Mpa，再由【2】表 b 9.7,查得軸的許用彎曲應力[c ] = 55Mpa， c < [c ]，強度滿足要求

34、。 —1 b e — 1 b 圖(4) 圖（5） （8）校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 4T 4 x 248350 b = 「= Mpa = 4 6.6 8Mpa p1 d hl 38x8x70 1 蝸輪2 處鍵連接的擠壓應力為 4T 4 x 248350 b = 廠= Mpa = 2 5.3 4 Mpa p2 d hl 56x10x70 4 鍵、軸、蝸輪及聯(lián)軸器的材料都為鋼，由【2】表4.1 查得，在經常啟停的沖擊下，鍵 連接的許用擠壓應力[b ] = 100?120Mpa，b < [b ], b < [b ]，強度滿足要求。 p p1

35、 p p 2 p 查【1】表 12.4，得軸承30210 得各參數(shù) C =73.3kN,C =92.1kN,e=0.42,Y=1.4,Y =0.8 or 0 內部軸向力： F = F / 2 Y = R / 2 Y = 1447.7 8 /(2 x 1.4 ) N = 5 1 7.0 6 N s 1 r 1 A F =F /2Y=R /2Y=1361.78/(2x1.4)N =486.35N s2 r 2 B 外部軸向力： F = F = 518.1 5N ,各力方向如下 A a 2 F T s1 F ? s2 F ,軸有左移的趨勢，則兩軸承軸向力分別為 s

36、1 =4 8 6.3 5 N + 5 18.1 5 N = 1004.5 N A F = F = 4 8 6.3 5 N a 2 s 2 當量動載荷：因 F / R = 1004.5 /1447.7 8 = 0.6 9，e = 1.5 tan a = 1.5 tan 15 o = 0.4， a 1 A 即F / R > e，取系數(shù)X = 0.4 , Y = 0.4 cot 15。= 1.5，則軸承A的當量動載荷為 a 1 A F =0.4R +1.5F =0.4 x1447.78N+1.5 x1004.5 N =2085.86N A a 1 由于軸承A受力較大，故校核軸承A

37、的壽命: f fc 1 3 106 f 1 x 73300 ) t f F \ J 丿 = x 6 0 x 6 2.6 8 、1.5 x 2085.8 6 丿 10 F 106 10 3 h = 9.7 8 x 1 0 6 h L = 10h 60n 承受中等沖擊，查【2】表10.11故載荷系數(shù) f 取1.5) 預期壽命：L‘ = 8 x 1 x 250 x 5 = 104 h h 因L > L '，故軸承壽命足夠。 10 h h 3．減速器箱體的結構尺寸

38、 名程_ 機座壁偉 機蓋璧偉 機座凸緣厚度 打叮話凸緣厚度 機座底凸緣I?度 地郵蝮釘直徑 地腳爐釘數(shù)巨 軸承碧連接螺栓直徑 機蓋與機座連接蟀栓直逕 連接螺栓並的間距 軸承端蓋蝮釘直各 竅視孔蓋蝮釘直徑 亢位銷直徑 __l4i 工? 匚■口_二1 - df, dl,龍至外機壁距離 蝸桿減速器尺寸關系 娠樣奩下！ J. =O.35J^S.. J. =9 b = 1.55 = 15 = 0.??< = .i6 L =眾 + 包 +(5 2 8} =5 + 仇 + 巳-

39、1-(5 * 8) R = a = 2X) df;龍至凸緣距離 軸承査凸臺半徑 凸臺高度 外機璧至軸承座端面距禽 內機壁至軸承座端面距離 蝸輪外圓與內機壁距離 蝸輪■輪■轂端面與內機壁距 機蓋、機座肋15 ^25^22^18 2珈M bL = UtfL =14 戸= 253 = □ 恨酯遷謹盪拆隸豈供徑』希言憊手空間作圖焉定 軸承端蓋外輕 U二鞠坐堂孔直筈4巧* i三越，比=150,140 軸承炳皿凸緣IS度 可 s=Q- 1.2?^ =1■& 軸承旁連接螺栓距離 家 : 『日込=150 込“芳存.必“ =15

40、 表（2） 五. 潤滑油的選擇與計算 對于閉式蝸桿傳動，常采用粘度大的礦物油潤滑，并加入必要的添加劑，以在嚙 合面間形成強度較高的潤滑油膜，提高齒面的抗膠合能力。潤滑主要起減小摩擦、減 輕磨損，散熱降溫，降低振動和噪聲的作用。由于設計為蝸桿下置式，浸油深度取 1~2 個齒咼作為最低油面，最咼油面比最低油面咼出10~15mm,不應超過滾動軸承最低滾 動體中心（此限制條件在現(xiàn)在的設計中常被忽略）。 低速級軸承選擇 ZN-3 鈉基潤滑脂潤滑。蝸桿副及咼速級軸承選擇全損耗系統(tǒng)用 油L-AN10

41、0潤滑油潤滑，潤滑油深度為10.5cm,箱體底面尺寸為24.2cm*13.4cm,箱 體內所裝潤滑油量為 V = 1 0.5 x 2 4.2 x 1 3.4 cm 3 = 3 40 4.9 4 cm 3 該減速器所傳遞的功率P0 = 2.0 6kW。對于單級減速器，每傳遞1kW的功率許油量 為0.35~0.7 dm 3 =350~700cm3,則該減速器所需油量為 V = P V = 2.0 6 x (3 50 ?700)cm 3 = 7 2 1.0 0 ?1442 cm 3 1 0 0 得V < V，潤滑油量滿足要求。 1 六. 熱平衡的計算 1. 單位時間內摩擦功耗產生的

42、熱量— H 1 H = 1000P (1 -n ) = 1000 X 2.0 4 x (1 - 0.7 6)kW = 4 8 9.6 kW 11 (式中蝸桿傳動的功率P = 2.0 4kW，蝸桿傳動的總效率n = 0.7 6) 1 2. 以自然冷卻方式，單位時間內箱體外壁散發(fā)到空氣中的熱量一H 2 H = K A (t - t ) 2 s 0 (式中，K散熱系數(shù)，通風良好時取K = 14 ~ 17.5 W / (m 2 °c ) ； A散熱面積； ss t達到平衡時箱體內的油溫，一般限制在60?70 oC，最多不超過80 oC ； t周圍空 0 氣溫度，一般取t =

43、 20 °C) 0 3. 由平衡條件H = H，正常工作條件下的散熱面積為 12 1000P (1 -n ) 1000 X 2.0 4 X (1 - 0.7 6) A = 1 = m 2 = 0.6 5 3 m2 K (t - t ) 15 X (70 - 20) s0 4. 設計箱體的有效散熱面積由實體測量得到。 七. 減速器附件設計 1. 窺視孔及窺視孔蓋 窺視孔尺寸為90mm x 60mm，位置在傳動件嚙合區(qū)的上方；窺視孔蓋尺寸為 120m m X 90m m 。 2. 油面指示裝置 選用壓配式圓形油標，代號為油標A16 JB/T 7941.1-1995，查【

44、1】表14.10可 得相關尺寸。 3. 通氣器 選用帶過濾網的通氣器M18。查【1】表14.9可得相關尺寸。 4. 放油孔及螺塞 機體底部鏟出一塊凹坑，設置一個放油孔。螺塞選用M 20 x 1.5 JB/ZQ 4450-1984, 皮封油圈30 x 24.2 ZB 70-1962.由【1】表14.14可查得相關尺寸。 5. 起吊裝置 上箱蓋和箱座均采用吊耳，由【1】圖4.62，圖4.63可查得相關尺寸。 6. 啟蓋螺釘 啟蓋螺釘和機蓋與機座連接螺栓可取相同規(guī)格， 即螺釘 GB/T5782-2000 M12x50 7. 定位銷 定位銷直徑由表（2）求得。查【1】表11.30，選取銷 GB/T117-2000 10x32 兩 個，遠端非對稱布置。 八. 繪制裝配圖和零件圖 見裝配圖和零件圖 九．參考資料 【1】王連明，宋寶玉主編，機械設計課程設計[M].4版?哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大 學出版社， 2010.1 【2】宋寶玉，王黎欽主編，機械設計[M].北京：高等教育出版社，2010.5 【3】張春宜，郝廣平，劉敏主編，減速器設計實例精解. 北京：機械工業(yè)出版社， 2009.7