目錄一 傳動裝置的總體設(shè)計11. 傳動方案的確定12. 電動機的選擇13. 傳動比的計算2 二 傳動件的設(shè)計計算21. 蝸桿副設(shè)計計算22. 蝸桿副上作用力的計算5 三 減速器裝配草圖的設(shè)計6 四 軸的設(shè)計計算61. 蝸桿軸的設(shè)計與計算62. 低速軸的設(shè)計與計算73. 減速器箱體的結(jié)構(gòu)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(shè)計141. 窺視孔及窺視孔蓋142. 油面指示裝置143. 通氣器144. 放油孔及螺塞145. 起吊裝置156. 啟蓋螺釘157. 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(shè)計1傳動方案的確定考慮到工作拉力和傳動速度都較小，所設(shè)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=1.49kW1 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，得電動機所需工作功率為卷1.4 9=2.0 6kW0.9 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(zhuǎn)速的確定由帶輪線速度v二一叵&，得卷筒的轉(zhuǎn)速為w 60 x 1000v x 60 x 10000.8 2 x 60 x 1000r= 6 2.6 8 r / m in兀 D60 x 1000由表9.2可知單級蝸輪蝸桿傳動比范圍,蝸=1040，所用電機轉(zhuǎn)速范圍n = n i - 6 2.6 8 x （10 40） r / min = 6 2 6.8 2 5 0 7.2 r / m ino w 蝸符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速有 750r/min、1000r/min 和 1500r/min 等。從成本和 結(jié)構(gòu)尺寸考慮，選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 的電動機較合理，其滿載轉(zhuǎn)速為 940r/min, 型號為 Y112M-6。3傳動比的計算傳動比i = %nw940=15.0 06 2.6 84傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算1）各軸轉(zhuǎn)速n = 940r / min0n = n = 940r / min10n 940n = -=r / m in = 6 2.6 8 r / m in2 i 1 5.0 0n = 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 kW1 0 0 -10 聯(lián)P = P耳 =P耳=2.0 4 x 0.8 kW = 1.6 3kW2 1 1 - 21 蝸Pw = P 耳 =P 耳 耳 =1.6 3 x 0.9 8 x 0.9 9kW = 1.5 8kW22-w 2 軸 承 聯(lián)（3）各軸轉(zhuǎn)矩P2.0 6T = 9 5 5 0= 9 5 5 0 x N Dm = 20.9 3 N Dm0n9400P2.0 4T = 95 50 = 95 5 0 xN Dm = 20.7 3 N Dm1 n9401P1.6 3T = 95 50= 95 5 0 xN Dm = 24 8.3 5 N Dm2 n6 2.6 82P1.5 8T = 9 5 5 0 = 9 5 5 0 xN Dm = 240.7 3 N Dmwn6 2.6 8w二傳動件的設(shè)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(nèi)部傳動件 蝸輪蝸桿進(jìn)行設(shè)計計算。1蝸桿副設(shè)計計算（1）選擇材料、熱處理方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=4555，相對滑動速度v = 5.0 2 x 1 0 -彈性系數(shù) n yT （m / s）s12=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(chǎn)，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）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(jìn)行設(shè)計。則有Zm 傳動中心距 d > 9 K T ( E )212 z b 2H式中各參數(shù)定義及數(shù)值如下：1）蝸輪傳遞轉(zhuǎn)矩 T = 248.3 5 N Dm = 248350 N Dm m22） 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(shè)蝸輪圓周速Av pA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)Kp2vp可取 ,取k p =1.1.，貝I= K K KAv= 1.1 5 x 1.0 x 1.1= 1.2 6 5青同蝸輪與鋼質(zhì)蝸桿配對，Ze =忒,則模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑dm 2d > 9 KT12Ez b 2H(1609 x 1.2 65 x 248350 x I 30 x 17 8.6= 2521.3 4mm 33）許用接觸應(yīng)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bb=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。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 m221 1a = （d + d ） = （8 0 + 189） mm = 1 3 4.5 0 mm2 1 2 25）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 8v =22 =m / s = 0.6 2 m / s < 3 m / s260x100060x1000與初選相符，取K =1.0合理。v2) 導(dǎo)程角ta n ym z / d = 6.31x 2 / 80 = 0.1 575,得 y8.9 5。= 8。57 03）相對滑動速度兀d n1 160x1000x cosy3.1 4 x 80 x 94060x1000xcos8.9 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(dāng)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 5o + 2.2 8o)= 0.7 53 0.7 61 與預(yù)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=ZE9 KTTm 2 d z21 219 x 1.2 65 x 2483501 60M pa = 15 9.1 5 M pa6.3 2 x 80 x 302由【2】表7.6,因為vs = '98m /s，由線性插值有c h = 1604 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 a22a + xm1+ 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(dǎo)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!Kk,-.-, = -；1.2 k；jw=- (1.263jwh -7.C6w*hh =2= 2.2x &.3sw =15 3&wtist "- FHZ.-, 6 .3 M 30 1 gP.lXHhwHJ：工 2 =見一 2ha. = 253 mmL洋 TE 疑?A=7=3.5r d.=屯】8 S HOTI蝸桿軸向尺距鯛桿轉(zhuǎn)旅線導(dǎo)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. iwm4iad/2 出耐 / (a!3i t.Jjii表（1） 蝸桿做成蝸桿軸。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(jié)構(gòu)，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 23mm。2蝸桿副上作用力的計算（1）已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T = 20726 N 口 mm ，轉(zhuǎn)速n = 940 r /min ，蝸桿分度圓直徑11d = 8 0.0 0 0 mm ，低速軸傳遞轉(zhuǎn)矩T = 248350 N Hmm ，蝸輪分度圓直徑12d = 1 8 9.0 0 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 t1d8 01反。2) 軸向力F = F =匸=2x 248350 = 2628.0 4 N，與蝸輪的轉(zhuǎn)動方向相反。a1t2d18923) 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 1a1n點指向轉(zhuǎn)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(yīng)的圓周力、軸向力、徑向力大小 相等，方向相反。三減速器裝配草圖的設(shè)計見減速器裝配草圖四軸的設(shè)計計算軸的設(shè)計計算與軸上輪轂孔內(nèi)內(nèi)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(jìn)行。1蝸桿軸的設(shè)計與計算（1）已知條件蝸桿軸傳遞功率P = 2.0 4kW ，轉(zhuǎn)速n = 940r / min ，傳遞轉(zhuǎn)矩 11T = 20726N mm，蝸桿分度圓直徑為 80.000mm, d = 65mm。1f 1（2）軸的材料和熱處理 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)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。（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 FP32.0 4d > C= 112 xmm = 1 4.5 m m'n' 940軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應(yīng)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(nèi)孔直徑一致，暫定外伸直徑d= 28mm。m in（4）結(jié)構(gòu)設(shè)計1）軸承部件結(jié)構(gòu)設(shè)計計算得蝸桿圓周速度v =兀 1" 1=加4 X 80 X 940 = 3.9 m / s < 45 m / s，故減1 60x100060 x1000速器選用蝸桿下置式。為方便蝸輪軸安裝及調(diào)整，采用沿蝸輪軸線的水平面剖分箱體 結(jié)構(gòu)，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(shè)計。軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖（2）所示。圖（2）2）各軸段的設(shè)計 軸段 1 的設(shè)計 軸段 1 上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器設(shè)計同步進(jìn)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(zhuǎn)矩為560 N m，許用轉(zhuǎn)速為6300 r /min，軸孔范圍為2035mm。 結(jié)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(yīng)的軸 端1直徑為d = 28mm，其長度略小于轂孔寬度，取L = 60mm。11 軸段2的設(shè)計軸段2 的設(shè)計應(yīng)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(yīng)滿足聯(lián)軸器軸肩定位的要求。待軸段3確定后設(shè)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(nèi)封油、對外封塵。該段長度應(yīng)考慮伸出箱體段應(yīng)足夠彈性柱 銷的安裝，約1015mm,由草圖確定后最終將該段長度定為60mm。 軸段3與9的設(shè)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(yīng)便于安裝軸承，又 符合軸承內(nèi)徑系列。而又考慮到軸承外徑即機座軸承孔直徑應(yīng)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(jìn)箱體。已知軸承30211內(nèi)徑為55mm,內(nèi)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。 軸段4與8的設(shè)計 軸段4與8作為軸承定位的軸肩段，查【1】表12.4可知， 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。 軸段5與7的設(shè)計 軸段5與7應(yīng)根據(jù)蝸桿結(jié)構(gòu)設(shè)計，蝸桿軸選用車制，故軸 段5與7的直徑應(yīng)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(yīng)相等，草圖完成后測量得該 兩段軸長度均為 40mm。 軸段 6 的設(shè)計 軸段 6 為蝸桿螺旋部分，其長度表（1）已經(jīng)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(shè)計聯(lián)軸器與軸段間采用A型普通平鍵連接，查【1】表11.28，選鍵型號為鍵8 x 50 GB/T1096-20032低速軸的設(shè)計與計算（1）已知條件低速軸傳遞的功率P2=1.63kW,轉(zhuǎn)速n2=62.68r/min,傳遞轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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 > C3112 x由【2】表9.4，可取C=112，則1.6 3m m = 3 3.1 8 m m6 2.6 8軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應(yīng)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(nèi)孔直徑一致，暫定外伸直徑d= 38mm。聯(lián)軸器選用LXm in型彈性柱銷聯(lián)軸器，由【1】表13.1，選擇LX3, Y型。（4）結(jié)構(gòu)設(shè)計1）低速軸的軸結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖（3）所示。圖（3）2）各軸段的設(shè)計 軸段1的設(shè)計 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器設(shè)計同步進(jìn)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, Y型。該聯(lián)軸器符合 工作要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250 N m，許用轉(zhuǎn)速為4750 r /min，軸孔范圍為3048mm。 結(jié)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(yīng)的軸端1直徑為d = 38mm，其長度略小于轂孔寬度，取L = 80mm。11 軸段2的設(shè)計 軸段2的設(shè)計應(yīng)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(yīng)滿足聯(lián)軸器軸肩定位的要求。待軸段3確定后設(shè)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(yīng)考慮伸出箱體段應(yīng)足夠彈性柱銷的安裝，約 1015mm,由草圖確定后最終將該段長度定為50mm。 軸段3與6的設(shè)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(yīng)便于安裝軸承,又 符合軸承內(nèi)徑系列。該段軸承暫選為30210，查【1】表12.4，其外徑D為90mm,內(nèi) 徑為50mm,內(nèi)圈寬度為20mm。（5）鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器與軸端間采用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）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 4N = - 1314.0 2 NAH B H在垂直平面上為RAVF l F d / 2m022l + l23956.5 3 x 65 5 1 8.1 5 x 65 /265 + 65N = 6 0 7.8 0 NR = F R = 9 5 6.5 3 N + 1 3 1 4.0 2 N = 3 5 7.4 9 NBVr 2 AVRA軸承A的總支反力為<1314.0 22 + 607.8 02 = 1447.7 8NRB2 + R 2BV軸承 B 的總支反力為<13 14.0 22 + 3 57.4 92 = 1361.7 8 N3）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 m2 H AH 2 在垂直平面上，蝸輪受力點截面左側(cè)為M = R l = 607.8 0 x 65N Dmm = 39507 N Dmm2VA V 2蝸輪受力點截面右側(cè)為M '= R l = 3 5 7.4 9 x 6 5 N Dm m = 2 3 2 3 6.8 5 N Dm m2VB V 3合成彎矩蝸輪所在軸剖面左側(cè)為M = 'M 2 + M 2 = 8 54 1 1.2 2 + 39507 2 N Dm m = 94105.6 6 N Dmm22 H2 V蝸輪所在軸剖面右側(cè)為M f = 'M 2 + M 2 =85411.2 2 + 23236.8 52 N Dmm = 8 8 5 1 5.6 7 N Dmm22 H2 V4）轉(zhuǎn)矩圖如圖（5）所示， T = 248350N Dmm 。(7) 校核軸的強度 由彎矩圖可知，蝸輪處軸剖面彎矩最大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故此剖面為危險截面，其抗 彎截面系數(shù)為兀 d 3bt(d 一 t)2兀 x 5 6316 x 6 x (5 6 6)2= 15089.5 mm 3W =一=3 22 d322x56抗扭截面系數(shù)為兀 d 3bt(d 一 t)2兀 x 56316 x 6 x (5 6 6)2W =3 2321.8 mm 3T162 d162x56最大彎曲應(yīng)力為M 94105.6 6c =Mpa = 6.2 4Mpab W1 5 089.5扭剪應(yīng)力為T248350_T = 匸=Mpa = 7.6 8MpaW3 2 3 2 1.8T按彎扭合成強度進(jìn)行校核，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)軸按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a = 0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為c = y'c 2 + 4(aT )2 =6.2 42 + 4 x (0.6 x 7.6 8)2Mpa = 1 1.1 3Mpaeb由【1】表10.2，查得45鋼經(jīng)表面淬火抗拉強度極限為c = 600Mpa，再由【2】表b9.7,查得軸的許用彎曲應(yīng)力c = 55Mpa， c < c ，強度滿足要求。1 be 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(yīng)力為4T 4 x 248350b =Mpa = 4 6.6 8Mpap1 d hl 38x8x701蝸輪2 處鍵連接的擠壓應(yīng)力為4T4 x 248350b = 廠=Mpa = 2 5.3 4 Mpap2 d hl 56x10x704鍵、軸、蝸輪及聯(lián)軸器的材料都為鋼，由【2】表4.1 查得，在經(jīng)常啟停的沖擊下，鍵 連接的許用擠壓應(yīng)力b = 100120Mpa，b < b , b < b ，強度滿足要求。pp1pp 2p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 =0.8or0內(nèi)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 AF =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 2F Ts1F s2F ,軸有左移的趨勢，則兩軸承軸向力分別為 s1=4 8 6.3 5 N + 5 18.1 5 N = 1004.5 NAF = F = 4 8 6.3 5 Na 2 s 2當(dāng)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(dāng)量動載荷為 a 1AF =0.4R +1.5F =0.4 x1447.78N+1.5 x1004.5 N =2085.86NAa 1由于軸承A受力較大，故校核軸承A的壽命:f fc 13106f 1 x 73300)tf F J丿=x6 0 x 6 2.6 8、1.5 x 2085.8 6 丿10F106103h = 9.7 8 x 1 0 6 hL =10h 60n承受中等沖擊，查【2】表10.11故載荷系數(shù) f 取1.5)預(yù)期壽命：L = 8 x 1 x 250 x 5 = 104 hh因L > L '，故軸承壽命足夠。10 h h3減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名程_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(guān)系娠樣奩下！ J. =O.35JS. J. =9b = 1.55 = 15= 0.?< = .i6L =眾 + 包 +(5 2 8=5 + 仇 + 巳-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(nèi)機壁至軸承座端面距離 蝸輪外圓與內(nèi)機壁距離 蝸輪輪轂端面與內(nèi)機壁距 機蓋、機座肋152522182珈MbL = UtfL =14戸= 253 = 恨酯遷謹(jǐn)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(shè)計為蝸桿下置式，浸油深度取 12 個齒咼作為最低油面，最咼油面比最低油面咼出1015mm,不應(yīng)超過滾動軸承最低滾 動體中心（此限制條件在現(xiàn)在的設(shè)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-AN100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(nèi)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0.350.7 dm 3 =350700cm3,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 31 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(nèi)摩擦功耗產(chǎn)生的熱量 H1H = 1000P (1 -n ) = 1000 X 2.0 4 x (1 - 0.7 6)kW = 4 8 9.6 kW11(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)12. 以自然冷卻方式，單位時間內(nèi)箱體外壁散發(fā)到空氣中的熱量一H2H = K A (t - t )2 s 0(式中，K散熱系數(shù)，通風(fēng)良好時取K = 14 17.5 W / (m 2 °c ) ； A散熱面積；sst達(dá)到平衡時箱體內(nèi)的油溫，一般限制在6070 oC，最多不超過80 oC ； t周圍空0氣溫度，一般取t = 20 °C)03. 由平衡條件H = H，正常工作條件下的散熱面積為121000P (1 -n )1000 X 2.0 4 X (1 - 0.7 6)A =1=m 2 = 0.6 5 3 m2K (t - t )15 X (70 - 20)s04. 設(shè)計箱體的有效散熱面積由實體測量得到。七. 減速器附件設(shè)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(biāo)，代號為油標(biāo)A16 JB/T 7941.1-1995，查【1】表14.10可 得相關(guān)尺寸。3. 通氣器選用帶過濾網(wǎng)的通氣器M18。查【1】表14.9可得相關(guān)尺寸。4. 放油孔及螺塞機體底部鏟出一塊凹坑，設(shè)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(guān)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(guān)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/T5782-2000M12x507. 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(yuǎn)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(shè)計課程設(shè)計M.4版哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大 學(xué)出版社， 2010.1【2】宋寶玉，王黎欽主編，機械設(shè)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(shè)計實例精解. 北京：機械工業(yè)出版社， 2009.7