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1、目錄前言.2一、設計任務書及要求.2二、電動機的選擇與計算.3三、減速器參數(shù)的選擇和計算.3四、確定總傳動比及其分配.3五、確定傳動裝置的運動和動力參數(shù).3六、蝸桿蝸輪的設計計算.4七、鏈結構設計.9八、軸的設計.11九、機座箱體結構尺寸及其附件15十、蝸桿減速器的潤滑16十一、蝸桿傳動的熱平衡計算17十二、選擇冷卻裝置.18參考資料19前言國內的發(fā)展概況 國內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，材料品質和工藝水平上還有許多弱點。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

2、積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。 國外發(fā)展概況 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傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。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。 機械設計課程設計任務書題目：設計一二級蝸輪蝸桿減速器 本設計是蝸輪蝸桿減速器的設計。設計主要針對執(zhí)行機構的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應滿足一定的關系，以實現(xiàn)各零部件的協(xié)調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容

3、包括傳動件的設計，執(zhí)行機構的設計及設備零部件等的設計。設計內容：1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2.蝸輪蝸桿傳動設計計算3.軸的設計4. 鏈結構設計5.鍵和連軸器的選擇與校核；6.裝配圖、零件圖的繪制7.設計計算說明書的編寫設計任務a)減速器總裝配圖一張,b)蝸桿、軸零件圖各一張,c)設計說明書一份 電動機的選擇與計算1 電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y160L-8系列的電動機2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率：Pw 7.5kW2） 電動機的輸出功率：PdPw/， =1*2*3*4=0.98*0.99*0.80*0.96=0.745

4、 Pd10.067kW3） 電動機型號Y132-4M 額定功率7.5（KW） 同步轉速 1500（r/min） 滿載轉速1440 （r/min） 總傳動比60傳動裝置的總傳動比及其分配1 總傳動比：傳動裝置應有的總傳動比為：i602 傳動比分為：i1=4 i2=4i3=3.75計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1各軸轉速 由式2-82-12得電動機軸=滿載時轉速=14401軸n1=1440/4=360r/min2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=9.872軸p2= = 9.87*0.8=7

5、.8963軸p3=7.896*0.96=7.582.3.3各軸的輸入轉矩 電機軸T0=9550=9550*10.07/1440=66.781軸T1=9550=9550*9.87/360=261.83 2軸T2=9550=9550*7.896/90=844.643軸T3=9550=9550*7.58/24=3016.21蝸桿傳動設計計算選擇蝸桿傳動類型 蝸桿傳動的主要參數(shù)有模數(shù) m、壓力角、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程角等。1 蝸桿傳動的正確嚙合條件及模數(shù)m和壓力角蝸桿傳動的正確嚙合條件和齒條與齒輪傳動相同。因此，在中間平面上，蝸桿的軸面模數(shù)ma1、軸面壓

6、力角a1分別和蝸輪的端面模數(shù)mt2、端面壓力角t2相等，并取其為標準值，即 ma1=mt2=ma1=t2=又因為蝸桿傳動通常是交錯角為90的空間運動，蝸桿輪齒的螺旋線方向有左右之分。因此，為保證蝸桿傳動的正確嚙合，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程角 等于蝸輪分度圓柱上的螺旋角2，即= 2 。2 蝸桿分度圓直徑d1和導程角蝸輪是用直徑及齒形參數(shù)同蝸桿一樣的滾刀加工出來的。因此，只要有一種尺寸的蝸桿，就得有一種對應的蝸輪滾刀。對于同一模數(shù)，可以有很多不同直徑的蝸桿，因而對每一模數(shù)就要配備很多把蝸輪滾刀。顯然，這樣很不經(jīng)濟。為了限制滾刀數(shù)目并便于滾刀的標準化，國標對每

7、種標準模數(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程角也就確定了。由上圖可知， 對于動力傳動，為提高傳動效率，宜選取較大的導程角。但導程角過大，車削蝸桿時困難，并且齒面間相對滑動速度也隨之增大，當潤滑不良時，將加速齒面間的磨損。3 傳動比i、蝸桿頭數(shù)Z1和蝸輪齒數(shù)Z2蝸桿傳動通常以蝸桿為主動件。當蝸桿轉動一周時，蝸輪將轉過Z1個齒，即轉過Z1/Z2周，因此其傳動比i 為 i = n2/n1 = Z2/Z1 公式說明：1. 式中n1、n2 分別為蝸桿和蝸輪的轉速，r/min。2. 蝸桿頭數(shù)Z1通常取為1，2，4或6。當傳動比i

8、大或要求自鎖時，可取Z1=1, 但傳動效率低,當傳動比i 較小時，為了避免蝸輪輪齒發(fā)生根切,或傳遞功率大時，為了提高傳遞效率，可采用多頭蝸桿，取Z1=24或6，但是Z1過多時，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=2880。為了避免用蝸輪滾刀切制蝸輪時發(fā)生根切，并保證有足夠的嚙合齒對數(shù)，使傳動平穩(wěn)，Z2不應少于28；但是對于動力傳動，Z2也不宜大于80，因為當蝸輪直徑不變時，Z2越大， 模數(shù)就越小，將削弱蝸輪輪齒的彎曲強度；而若模數(shù)不變，則蝸輪直徑將要增大，傳動結構尺寸將要變大，蝸桿軸的支承跨距加長，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

9、用于分度傳動時，則Z2的選擇可不受此限制。Z1 和Z2 的推薦值i=Z2/Z1 7131427284040Z1421,21Z2285228542880404.傳動中心距a和變位系數(shù)x蝸桿傳動的標準中心距為 a = (d1+d2)/2。為了配湊中心距或微量改變傳動比，或為了提高蝸桿傳動的承載能力及傳動效率，也常用變位蝸桿傳動。蝸桿傳動的變位方式與齒輪傳動相同，也是在切削時把刀具相對蝸輪毛坯進行徑向移位。但在蝸桿傳動中，蝸桿相當于齒條，蝸輪相當于齒輪，所以，只對蝸輪進行變位，而蝸桿不變位。5.相對滑動速度s如圖可知，蝸桿傳動即使在節(jié)點c 處嚙合，齒面間也有較大的相對滑動，相對滑動速度s 沿螺旋線方

10、向。設蝸桿圓周速度為1，蝸輪圓周速度為2，則有相對滑動速度s的大小對蝸桿傳動有很大影響。當潤滑、散熱等條件不良時，s 增大會使齒面產(chǎn)生磨損和膠合；而當具備良好的潤滑條件，特別是能形成油膜時， s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）。 蝸桿傳動的幾何尺寸蝸桿傳動的幾何尺寸及其計算公式如下名稱符號計算公式蝸桿蝸輪齒頂高haha1 = m=5ha2 = m=5齒根高hfhf1 = 1.2m=6hf2 =1.2m=6全齒高hh1 = 2.2m=11h2 = 2.2m=11分度圓直徑dd1=50d2

11、 = mZ2=300 齒頂圓直徑dada1=d1+2ha1=60da2=m(Z2+2)=310齒根圓直徑dfdf1=d1-2hf1=38df2=d2-2hf2=288蝸桿分度圓柱上導程角5.71蝸輪分度圓柱上螺旋角22 = 傳動中心距aa=m(q+z2)/2=175蝸桿軸向齒距pa1pa1=m蝸桿螺旋部分長度L1234-1L(10.5+Z1)m L(10.5+Z1)m-0.5L(8+0.06Z2)mL(9.5+0.09Z2)m0L(11+0.06Z2)mL(12.5+0.09Z2)m0.5L(11+0.1Z2)mL(12.5+0.1Z2)m1L(12+0.1Z2)mL(13+0.1Z2)m對磨

12、削的蝸桿，應將L值增大，m6mm時，加長25mm；m=1014mm時，加長35mm；m16mm時，加長50mm蝸輪外圓直徑de2Z1=1Z1=23Z1=46de2da2+2mde2da2+15m de2da2+m蝸輪齒寬b2Z1=1Z1=1b20.75da1b20.67da1齒根圓弧面半徑R1R1=da1/2+0.2m齒頂圓弧面半徑R2R2=df1/2+0.2m3.1.2選擇材料 蝸桿：根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，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4555HRC。 蝸輪:由公式得 滑動速度 因而蝸輪用鑄錫磷青銅ZCu

13、Sn10P1，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按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由文獻1式（11-12），傳動中心距1.確定作用在渦輪上的轉距 =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)；由轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(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 4.確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋

14、齒面硬度45HRC,查得蝸輪的基本許用應力=268。 應力循環(huán)次數(shù)N=60j=4.0910 壽命系數(shù)=0.6288 鏈結構設計1.選擇鏈輪齒數(shù)Z、Z 假定鏈速V0.6表中選取小鏈輪齒數(shù)Z1=19,從動輪齒數(shù)Z2=iZ1=2.9519=56. 2.計算功率Pca 由文獻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)。 4.確定鏈條的節(jié)距P 按小鏈輪轉速估計,鏈工作在功率曲線頂點左側是,可能出現(xiàn)鏈板疲勞強度破壞.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

15、系數(shù)P=1.0,故所需傳遞的功率為 P=1.26 根據(jù)小鏈輪轉速n1=71r/min，功率P0=1.26,選取鏈號為12的單排鏈.同時也證實原估計工作在功率曲線頂點左側是正確的.查得鏈節(jié)距=19.05。 5.確定鏈長及中心距a L=2.25 a=758 中心距減小量a=(0.0020.004)758=1.53.0 實際中心距a=a-a1=758mm-(1.53.0)=756.5755 取a=756 6.驗算鏈速 v=0.430.6 與原假設相符. 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=3

16、503 8.滾子鏈標記 12A-1118GB1243.1-83 滾子外徑d1=11.91,內鏈節(jié)內寬b1=12.57,內鏈板高度h2=18.08。 9.小鏈輪結構和材料 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haha=0.27P=0.2719.05=5.14 齒根圓直徑dfdf=d-d1=115.7-11.91=103.79 齒側凸緣直徑dgdgPcot(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

17、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=(35.3530.01) 取re=32 齒溝圓弧半徑 rimax=0.505d1+0.069 =0.50511.91+0.069=6.25 rimin=0.505d1=0.50511.91=6.01 ri=(6.016.25) 取ri=6.1mm 齒溝角min=120-90/Z=115.26 maz=140-90/Z=135.26 齒寬bf1=0.95b1=0.9512.57=11.94 倒角寬ba=(0.10.1

18、5)P=(0.10.15)19.05=1.912.86 取ba=2 倒角半徑rxP=19.05 取rx=20 齒側凸緣圓角半徑ra=0.04P=0.76 鏈輪齒寬bfn=(n-1)Pt+bf1=bf1=11.94 齒形按3RGB/T1244-1985規(guī)定制造 3)鏈輪結構 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4050HRC. 3.2.2低速鏈傳動靜力強度計算與校核 由于鏈速V=0.438 故滿足抗拉靜力強度。 式中： Flim-單排鏈的極限拉伸載荷，查文獻1表9-1取Fl

19、im=31.1 F1-鏈的緊邊工作拉力，由于向心力和懸垂拉力很小，故F1Fe。第四章軸及軸承裝置的設計 軸的設計4.1.1繪制軸的布置簡圖和初定跨距 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，應盡量縮小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2公式計算 L1=(0.91.1)210=（189231） 取L1=200 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，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）的設計 1.選擇軸的材料及熱處理 選用4

20、5鋼調質 2.軸的受力分析LAB=L1=200 LAC=LCB=100 計算蝸桿的嚙合力 Ft1=Fa2=438.4 Fa1=Ft2=1687.41 Fr1=Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33 求水平面內的支承反力。作水平面內的彎距圖。 軸在水平面內的受力RAX=219.2 RBX=Ft1=438.4-219.2=219.2 MH=RAXLAC=219.2100=21920 軸在水平面內的彎距求垂直面內的支承反力。作垂直面內的彎距圖。 軸在垂直面內的受力簡圖Ma1=42185.25 RAY=524.1 RBY=Fr1=626.33-524.1=102.22 MV1=RAY

21、LAC=524.1100=52410 MV2=RBYLCB=102.22100=10222 軸在垂直面內的彎距圖如圖4-2（e） 求支承反力，作軸的合成彎距圖，轉距圖。 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 T=Ft1=438.4=10960 軸的轉距圖如圖4-2（g）。 4.軸的結構設計 按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑de de=(0.81.2)dm=(0.81.2)

22、28=(22.433.6) 式中： dm-電動機軸直徑，。 參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，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4表5-2，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的結構見圖4-3 蝸輪軸（2軸）的設計 1.選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調質 2.軸的受力分析 軸的受力LAB=L2=170LAC=LCB=85 計算蝸桿的嚙合力 Fa2=438.4 Ft2=1687.41 Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33 求水平面內的支承反力。作水平面內的彎距圖。 軸在水

23、平面內的受力RAX=843.7 RBX=Ft2=1687.4-843.7=843.7 MH=RAXLAC=843.785=71714.5 求垂直面內的支承反力。作垂直面內的彎距圖。 軸在垂直面內的受力Ma2=44936 RAY=48.84 RBY=Fr1=626.33-48.84=577.94 MV1=RAYLAC=48.8485=4151.4 MV2=RBYLCB=577.9485=49086.65 求支承反力，作軸的合成彎距圖，轉距圖。 RA=845.11 RB=1022.41 （軸向力Fa2=438.4N。用于支承軸的滾動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

24、A上。） MA=MB=0M1=RALAC=71834.35 M2=RBLCB=86904.85T=T2=1762004-4 3.軸的初步設計 取折算系數(shù)0.6 將以上數(shù)值代入軸計算截面（c截面）直徑計算公式 d=28.57 在此軸段開有一個鍵槽，直徑增大4%，計算截面直徑d29.71。 4.軸的結構設計 按經(jīng)驗公式，減速器從動軸的危險截面直徑dd dd=(0.30.35)a=(0.30.35)125=37.543.75 按文獻4表5-1，取減速器蝸輪軸的危險截面直徑dd=45。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查文獻4表5-2，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭結構尺寸應與軸上相關零件

25、的結構尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。減速器蝸桿軸的結構見圖4-5 滾動軸承的選擇 1、蝸桿軸（1軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預期壽命取為96000h。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=568.09，F(xiàn)a=1687.4，軸承工作轉速n=1420r/min。 初選滾動軸承32306GB/T279-1994，按文獻2表14.4，基本額定動載荷Cr=81.5,基本額定靜載荷Cor=96.5。 Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97e=0.31 X=0.4Y2=1.9 按文獻1表13-6，載荷系數(shù)f

26、p=1.2。 pr=（XFrY2Fa）=（0.4568.091.91687.4）1.24119.96N Cjs=prL1/=pr（60Lhn/106）1/=4119.96（60960001420/106）3/10 =61476.10 式中-指數(shù)。對于滾子軸承，=10/3。 由于Cjse X=0.4Y=1.6 按文獻1表13-6，載荷系數(shù)fp=1.2。 pr=（XFrYFa）=（0.41022.411.6438.4）1.21332.49 Cjs=prL1/=pr（60Lhn/106）1/=1332.49（60960001420/106）3/10 =19882.78 式中-指數(shù)。對于滾子軸承，=1

27、0/3。 由于CjsCr,故32308軸承滿足要求。 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 由前計算結果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉距T=10.96,工作轉速n=1420r/min,d11=25,=44。 1.聯(lián)軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 載荷計算 按文獻1中表14-1，工作情況系數(shù)KA=1.5。計算轉距Tca Tca=KAT=1.510.96=16.44 型號選擇 選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 校核許用轉距和許用轉速 按文獻4附表F-2，選TL4聯(lián)軸器GB4323-84。許用轉距T=63，許用轉速n=5

28、700r/min。 因TcaT,nn,故聯(lián)軸器滿足要求。 2.鍵聯(lián)接選擇 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇A型普通平鍵。 L11=44-(1015)=3439 按文獻2表18-1，初選鍵836GB1096-1990，b=8，h=7，L=36。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻1表6-2查得許用擠壓應力=100120，取其平均值=110。鍵的工作長度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)接的選擇 由前計算結果知：蝸輪軸（2軸）的工作轉距T=176.20,工作轉速n=71r/min,d21=45,（

29、1.61.8）d21=(7281)。 1.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=63。 按文獻2表18-1，初選鍵1463GB1096-1990，b=14，h=9，L=63。 2.校核鍵聯(lián)接強度 軸，輪轂和鍵比較得，輪轂的材料最差，為鑄鐵，由文獻1表6-2查得許用擠壓應力=5060，取其平均值=55。鍵的工作長度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。 機座箱體結構尺寸及其附件1、箱體結構形式的選擇 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/s45m/s,故采用蝸桿下置式 2、箱體材料

30、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、吸收振動和消除噪音等優(yōu)點,可采用鑄造工藝獲得毛坯. 3、箱體主要結構尺寸計算 1.箱座壁厚0.004a+3=0.004125+3=88 取=8 2.箱蓋壁厚10.85=0.8510=8.56 取1=7 4箱座分箱面凸緣厚b1.5=1.58=12 5箱蓋分箱面凸緣厚b1=1.51=1.57=11 6.平凸緣底座厚b22.35=2.358=20 7.地腳螺栓df0.036a+12=0.036125+1216 8.軸承螺栓d10.7df=0.71612

31、9.聯(lián)接分箱面的螺栓d2(0.60.7)16.5910 10軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df8 11.窺視孔螺栓直徑d4=6 個數(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=1.3552=72D3=52D 15.凸緣上螺栓凸臺的結構尺寸 C1=18,C2=14,D0=25,R0=5,r=3,R1C1=18, r10.2C2=0.214=3 16.軸承螺栓凸臺高h(0.350.45)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

32、+14+2=34 5、減速器的附件 .1檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點、側隙和向箱體內傾注潤滑油,在傳動嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設檢查孔 2通氣器 減速器工作時,箱體溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,對減速器各接縫面的密封很不利,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排出油污,在箱體底部最低位置設有排油孔,通常設置一個排油孔,平時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度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷 蝸桿減速器的潤滑 蝸桿傳動的潤滑為了提高效率，減少發(fā)熱，減少磨損和防止發(fā)生膠合，保證良好的潤滑是十分必要的，

33、所以往往采用黏度大的礦物油，來進行潤滑，并在潤滑油中加入必要的添加劑，以提高其抗膠合能力。對于閉式蝸桿傳動，主要是根據(jù)相對滑動速度s和載荷情況，由下表選擇潤滑油的黏度和給油方法。對于開式蝸桿傳動常采用黏度較高的齒輪油或潤滑脂進行定期供油潤滑。蝸桿傳動的潤滑油黏度推薦值和給油方法相對滑動速度s (m/s)12.555101015152525載荷情況重載重載中載黏度 CSt50(100)450(55)300(35)180(20)120(12)806045潤滑方法浸入油池噴油或浸油用壓力噴油，壓力 MPa0.070.20.3對于閉式蝸桿傳動，若采用浸入油池潤滑，為有利于動壓油膜的形成，并有助于保證潤

34、滑和散熱，油池應有足夠油量，對傳動件應有足夠的浸油深度。對于下置或側置蝸桿的傳動，浸油深度約為蝸桿的一個齒高；若蝸輪上置，浸油深度約為蝸輪外徑的1/3。若采用噴油潤滑，噴油咀應對準蝸桿齒的嚙入端。蝸桿正反轉時，兩邊都要裝有噴油咀，而且要控制一定的油壓。蝸桿傳動的熱平衡計算由于蝸桿傳動的傳動效率低，工作時發(fā)熱量大，在閉式蝸桿傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，油溫將不斷升高，使?jié)櫥拖♂?，從而導致齒面磨損加劇，甚至發(fā)生膠合。所以對閉式蝸桿傳動，要進行熱平衡計算，以保證油溫在規(guī)定的范圍內。單位時間內由摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱量為 H1=1000P1(1-) 式中 P1蝸桿傳遞的功率，kW；蝸桿傳動的

35、總效率。而以自然冷卻方式，單位時間內由箱體外壁散發(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達到熱平衡時，箱體內的油溫，一般限制在6070，最高不超過80散熱面積，指箱體內壁能被油飛濺到，外壁又能為周圍空氣所冷卻的箱體表面積。對于箱體上的凸緣及散熱片，其散熱面積按實際面積的50%計算散熱系數(shù)，根據(jù)箱體周圍通風條件而定，沒有循環(huán)空氣流動時，取Ks = 8.1510.5W/；通風良好時，取Ks = 1417.5W/根據(jù)熱平衡條件1=2，可求得在既定工作條件下的油溫為 或在既定工作條件下，保持正常工作油溫所需要的散熱面積為若t80或有效的散熱面積不足時,則必須采

36、取措施,以提高其散熱能力。常用的措施有:1 合理設計箱體結構,鑄出或焊上散熱片,以增大散熱面積。2 在蝸輪軸上裝置風扇,進行人工通風,以提高散熱系數(shù)。3 在箱體油池內裝設蛇形冷卻水管。4 采用壓力噴油循環(huán)潤滑。蝸輪軸上裝置風扇采用壓力噴油循環(huán)潤滑油池內裝設蛇形冷卻水管選擇冷卻裝置 1.由前面計算可得 蝸桿傳動效率蝸=0.8,蝸桿傳動功率P=1.63 2.摩擦損耗功率轉化成的熱量 1=1000P(1-)=10001.63(1-0.8)=326 3.由草圖估算減速器箱體內表面能被潤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.計算散熱面積 取周圍空氣溫度ta=20,箱體散

37、熱系數(shù)ad=12/(m20C) 7-2冷卻裝置設計 1.單位時間內自然冷卻散掉的熱量 2s=ksS(tmax-t0)=140.2(65-20)=126 式中： ks-散熱系數(shù)，ks=14/() tmax-油溫，tmax=65 參考資料本文通過對單級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單級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核計算，得出各零部件的具體尺寸，再重新調整整體結構，整理得出最后的設計圖紙和說明書.此次設計通過對單級蝸桿減速器的設計，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

38、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，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，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濮良貴，紀名剛等著.機械設計（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 2王世剛，張秀親，苗淑杰.機械設計實踐.哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2003 3唐照民等著.機械設計.西安：西安交通大學出版社，1995 4任金泉等著.機械設計課程設計.西安：西安交通大學出版社，2003 5劉鴻文.材料力學.3版.北京：機械工業(yè)出版社,1992 6孫桓，陳作模主編.機械原理.6版.北京：高等教育出版社，2001 7機械設計手冊編委會.機械設計手冊.新版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 8林景凡，王世剛，李世恒.互換性與質量控制基礎.北京：中國科學技術出版社，1999 9張培金，藺聯(lián)芳等著.機械設計課程設計.上海：上海交通大學出版社，1988.18