環(huán)面蝸輪蝸桿減速器-準平行環(huán)面蝸桿提升機設計【含CAD圖紙和說明書】

環(huán)面蝸輪蝸桿減速器-準平行環(huán)面蝸桿提升機設計【含CAD圖紙和說明書】,含CAD圖紙和說明書,蝸輪,蝸桿,減速器,平行,提升,晉升,設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 準平行環(huán)面蝸桿提升機 摘要:這篇畢業(yè)設計的論文主要闡述的是一套系統(tǒng)的關于環(huán)面蝸輪蝸桿減速器的設計方法。環(huán)面蝸輪蝸桿減速器是蝸輪蝸桿減速器的一種形式.這個方法是以加工過程和蝸輪減速器的使用條件的數學和物理公式為基礎的。 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。該設計代表了環(huán)面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：環(huán)面；蝸輪蝸桿；減速器； Abstract This paper of graduation project mailnly presents a systematic approach for the design of circular worm gear reducer . circular worm gear reducer is one of the members in the worm gear reducer family . the approach is based on the mathematical formulations and physical formulation on the generation process and conditions for the type of worm reducer . In the paper , first of all , it is introducetion about the circular worm gear reducer .then , it is the principles about choose component parts of circular worm gear reducer. After that the circular worm gear reducer is designed abase on the principle. Then, it is checking computations about main component parts.of circular worm gear reducer，this design represent the common process of circular worm gear reducer＇，it is worth for the design of other kinds of worm gear reducer At present, we still fall far short of abroad advanced technology in design, manufacture and using. There are a lot of fault in the design of circular worm gear reduce. As can be revealed from the literature search , important problem such as： tooth undercutting ；proper design of worm gear blank；computations of worm and lebel gear。 Key words : circular ；worm gear；reducer 目　錄 1 前言…………………………………………………………………………………1 1.1 課題來源及分析………………………………………………………………… 1.2 研究目的………………………………………………………………………… 1.3國內外發(fā)展及研究現狀………………………………………………………… 1.4設計思路………………………………………………………………………… 2 準平行環(huán)面蝸桿提升機總體設計……………………………………………… 2.1電機的選擇……………………………………………………………… 2.2傳動裝置的傳動比及動力參數計算……………………………………………… 2.3減速器部件的選擇計算………………………………………………………… 2.3.1蝸桿傳動設計計算……………………………………………………………… 2.3.2環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算……………………………………………………… 2.3.3軸的結構設計和校核………………………………………………………… 2.3.4滾動軸承的選擇及校核……………………………………………………… 2.3．5鍵聯(lián)接的選擇及校核…………………………………………………………… 2.3.6箱體結構尺寸及說明…………………………………………………………… 2.3.7減速器的潤滑和密封…………………………………………………………… 2.3.8減速器的附件…………………………………………………………………… 2.3.9減速器的安裝維護和使用…………………………………………………… 3滾筒和鋼絲繩的選擇……………………………………………………………… 3.1 滾筒的選擇…………………………………………………………………… 3.2滾筒端蓋的選擇………………………………………………………………… 3.3鋼絲繩的選擇………………………………………………………………… 4 控制系統(tǒng)及程序設計………………………………………………………… 4.1電氣控制裝置及原理初步設計………………………………………………… 4.2電氣控制技術參數設計………………………………………………………… 4.3可編程控制器的選定………………………………………………………… 4.4 PLC的工作原理及電路設計………………………………………………… 4.5 電氣原理圖設計……………………………………………………………… 4.6 程序設計……………………………………………………………………… 4.7控制系統(tǒng)的構建……………………………………………………………… 5 結論……………………………………………………………………………… 參考文獻…………………………………………………………………………… 致謝………………………………………………………………………………… 附錄………………………………………………………………………………… 1前言 1.1 課題來源與分析 課題《準平行環(huán)面蝸桿提升機》來源于鹽城眾誠機電設備經營部。本課題主要包括硬件總體設計以及控制系統(tǒng)軟件設計.其設計需要滿足以下條件：提升線速度約8～10m/min，所選電動機轉速約為910～1000r/min，同時面板可調。檢測控制元件采用小行程開關、接近開關、光電傳感器、電磁傳感器等方式?？刂凭仍?mm以內。 小型提升機結構簡單，安全可靠。各種不同型號的提升機，雖經長期實踐不斷改進，但其工作原理和結構大同小型，而其工作性能的好壞卻相差較大。小型提升機的技術性能主要取決于減速器的性能，電動機的選擇和滾筒的選擇。在這次設計中，我根據自己所掌握的知識以及同組同學們的討論，主要根據設計要求對提升機中最關鍵的部分減速器的結構尺寸和運動參數以及潤滑密封做了比較合理的設計計算。為了對提升機有一個更全面的認識，還介紹了提升機的安全性能，使用維護等方面的內容。為了清楚表現，在必要的地方配有插圖。 1.2 研究目的 提升機的作用是將一定的質量的重物以一定的速度提起或落下，在提升過程中必須保證安全性。近年來廣泛應用于各個生產部門中，在國民經濟中占有較重要的地位。 1.3 國內外發(fā)展及研究現狀 小型提升機的主要部分是原動機和工作機之間的減速機構，通常的減速機構主要有齒輪減速器和蝸輪蝸桿減速器 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。 70～80年代，世界減速器技術有了很大發(fā)展。通用減速器體現以下發(fā)展趨勢： （1）高水平、高性能。 （2）積木式組合設計?；緟挡扇?yōu)先數，尺寸規(guī)格整齊、零件通用性和互換性強、系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產和降低成本。 （3）形式多樣化、變型設計多。擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速機一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。 根據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)，其代表產品是美國CONE DRIVE，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1.5～3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。美國生產產品系列中心矩為15～1320㎜；速比為5～343000；最高傳動效率可達97%。我國經過40年的研究和發(fā)展，目前這種蝸桿的生產品種也十分可觀，最大中心矩可達到1200㎜；最少齒數比為5；蝸桿頭數達6；最高傳動效率可達94%。 1.4 設計思路 課題的設計過程主要劃分為機械手的總體設計和控制系統(tǒng)設計兩部分： a.總體設計 包括提升機的結構和運動形式的確定，減速器的結構確定，各個零件的確定,以及對其驅動方式和驅動設備的選擇。 b.控制系統(tǒng)設計 包含確定其控制原理圖，編寫PLC控制程序。 根據設計要求并結合以上分析，我們在設計中采用準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器。 具體設計方案是：選用的電動機輸出轉速是940r/min，由凸緣聯(lián)軸器將電動機軸和準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器的輸入軸相聯(lián)接，經過減速器的減速，電動機輸出的轉速降為18.8r/min，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，滾筒轉動帶動繞在其上面的鋼絲繩旋轉，由鋼絲繩提起具有一定質量的燈具。 1電動機 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 聯(lián)軸器 5 滾筒 2準平行環(huán)面蝸桿提升機的總體設計 2.1電機的選擇 一 初選電動機類型和結構型式 電動機是專門工廠批量生產的標準部件，設計時要根據工作機的工作特性、電源種類(交流或直流)、工作條件(環(huán)境溫度、空間位置等)、載荷大小和性質(變化性質、過載情況等)、起動性能和起動、制動、正反轉的頻繁程度等條件來選擇電動機的類型、結構、容量(功率)和轉速，并在產品目錄中選出其具體型號和尺寸。 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產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 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、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。對于經常起動，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三相異步電動機Yz型(籠型)或YzR型(繞線型)。 電動機的容量(功率)選擇的是否合適，對電動機的正常工作和經濟性都有影響。容量選得過小，不能保證工作機正常工作，或使電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，則電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經常不滿載運行，其效率和功率因數較低，增加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。 由以上的選擇經驗和要求，我選用： 三相交流電 Y系列籠型三相異步交流電動機。 二 電動機的容量 1． 確定提升機所需的功率 由滾筒圓周力和滾筒速度v,得 其中： （N） m——提升重量，m=450kg， N N s 帶入數據得 = KW KW KW 2．確定傳動裝置效率 傳動裝置的效率由以下的要求： (1) 軸承效率均指一對軸承而言。 (2) 同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率，不要 漏掉。 (3) 蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數z1有關，應先初選頭數后， 然后估計效率。 此外，蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效 率，因此在總效率的計算中蝸桿軸上軸承效率不再計入。 各傳動機構和軸承的效率為： 法蘭效率： 設計中，電動機與減速器相連的法蘭，相 當于一個凸緣聯(lián)軸器 一級環(huán)面蝸桿傳動效率: 一對滾動軸承傳動效率： 凸緣聯(lián)軸器效率： —— 從電動機至工作機主動軸之間的總效率 故傳動裝置總效率： ＝， 電動機的輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率 ＝ 則，＝＝ KW KW 3．電動機的技術數據 根據計算的功率可選定電動機額定功率，取同步轉速 1000，6級 由《簡明機械設計手冊》選用Y100L－6三相異步 電動機，其主要參數如下 電動機額定功率：=1.5kw； =1.5kw 電動機滿載轉速：=940 =940 電 流 ： I=5.6A I=5.6A 電動機外形和安裝尺寸為： D=28mm D=28mm E=60mm E=60mm H=100mm H=100mm A=160mm A=160mm B=140mm B=140mm C=63mm C=63mm K=12mm K=12mm AB=205mm AB=205mm AD=180mm AD=180mm AC=105mm AC=105mm HD=245mm HD=245mm AA=40mm AA=40mm BB=176mm BB=176mm 2.2傳動裝置的傳動比及動力參數計算 一 總傳動比及滾筒初定 由于選定轉速比為：i＝50/1 i＝50/1 所以滾筒轉速 ＝940/50=18.8 ＝18.8 從而，滾筒直徑： D＝＝ mm， D＝155mm 圓整為155 mm 二 傳動裝置運動參數的計算 1各軸功率計算 ＝=KW ＝1.47KW =KW ＝0.97KW 2各軸轉速的計算 n＝940， n＝940 n＝n＝940/50=18.8 n=18.8 （3）各軸輸入扭矩的計算 =14.93N·mm =492.74N·mm 各參數列表如圖： 軸 名 功率Kw 轉速 扭矩 蝸桿軸 1.47 940 14.93 蝸輪軸 0.97 18.8 492.74 2.3減速器部件的選擇計算 2.3.1蝸桿傳動設計計算 一 選擇蝸桿、蝸輪材料 1.選擇蝸桿傳動的類型 采用準平行環(huán)面蝸桿傳動. 2.選擇蝸桿、蝸輪材料，確定許用應力 考慮蝸桿傳動中，傳遞的功率不大，速度只是中等，根據《機械零件課程設計》表5－2，蝸桿選用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求：調質HB265285.蝸輪選用鑄錫磷青銅ZQSn10-1，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用錫磷青銅制造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造由《機械零件課程設計》表5－3查得蝸輪材料的許用接觸應力 [] =190 [] =190 由《機械零件課程設計》表5－5查得蝸輪材料的 許用彎曲應力 []=44 [] =44 二 確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z 由《機械零件課程設計》表5－6， 選取Z＝1 Z＝1 則Z＝Z·i＝1×50＝50 故取Z＝50 Z＝50 三 驗算滾筒的速度 實際傳動比 i＝50/1 i＝50/1 工作機滾筒轉速 n＝940/50=18.8 鋼絲繩的提升速度 = = m/s 速度誤差 ％＝％＝0.78％<5%，合適 四 確定蝸桿蝸輪中心距a 1.確定蝸桿的計算功率 式中 K——使用場合系數，每天工作一小時,輕度震動 由《機械工程手冊》查得：K＝0.7； K——制造精度系數，取7級精度， 查得：K＝0.9； K——材料配對系數，齒面滑動速度 < 10 由《機械工程手冊》查得：K＝0.85。 代入數據得 ＝KW =KW 以等于或略大于蝸桿計算功率所對應的中心距作為 合理的選取值根據《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 表2·5－22a，選取蝸桿的中心距：a＝100mm. a＝100mm 由于準平行二次包絡環(huán)面蝸桿為新型得蝸桿,它的優(yōu)點 是:接觸面大,導程角,它的值穩(wěn)定且一定,則潤滑好,接. 觸面大應直接根據“原始型”傳動蝸桿設計參數。 五 蝸桿傳動幾何參數設計 準平行二次包絡環(huán)面蝸桿的幾何參數和尺寸計算表 1.中心距：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 標準選取a=100mm 2.齒數比：u＝＝50 3.蝸輪齒數：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 4.蝸桿頭數：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 5.蝸桿齒頂圓直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取 =45mm 6.蝸輪輪緣寬度：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取b=28mm 7.蝸輪齒距角：＝ 8.蝸桿包容蝸輪齒數：K＝=5 9.蝸輪齒寬包角之半：＝0.5（K－0.45）= 10.蝸桿齒寬：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取 =53mm 11.蝸桿螺紋部分長度：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－ 16，選取=59mm 12.蝸桿齒頂圓弧半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－ 16，選取R=82mm 13.成形圓半徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表2.5－16 選取=65mm 14.蝸桿齒頂圓最大直徑：《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版）表 2.5－16，選取=53.8mm 15.蝸輪端面模數：m＝=mm 16.徑向間隙：=0.5104mm 17.齒頂高：h=0.75 m=2.233mm 18.齒根高：h= h+ C=2.7434mm 19.全齒高：h= h+ h=4.9764mm 20.蝸桿分度圓直徑：＝（0.624＋）a ＝40.534mm 21.蝸輪分度圓直徑：＝2a－＝159.466mm 22.蝸輪齒根圓直徑：d＝－2 h=153.9792mm 23.蝸桿齒根圓直徑：d＝－2 h=35.05， 判斷：因為=28.12mm,滿足要求 24.蝸輪喉圓直徑：d＝＋2 h=163.932mm 25.蝸輪齒根圓弧半徑：=82.475mm 26.蝸桿螺紋包角之半： == 27.蝸輪喉母圓半徑：= = =25.88mm 28.蝸輪外緣直徑：由作圖可得=164.95mm 29.蝸桿分度圓導程角：＝ = 30.蝸桿平均導程角：＝ 31.分度圓壓力角：= 32.蝸桿外徑處肩帶寬度： 取3mm 33.蝸桿螺紋兩端連接處直徑：=35mm 34.蝸輪分度圓齒厚： 數據帶入公式得 5.508mm 35.齒側隙：查表4-2-6得 36.蝸桿分度圓齒厚：=4.2984 37.蝸桿分度圓法向齒厚：=4.285 38.蝸輪分度圓法向齒厚：=5.49 39.蝸輪齒冠圓弧半徑：=19.2775 40.蝸桿測量齒頂高： =2.2035 41.蝸桿測量齒頂高： =2。185 2.3.2環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 環(huán)面蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪 切強度的限制。因而若許用傳動功率確定中心距，則然后校核 蝸輪齒根剪切強度。 由于軸承變形增加了蝸桿軸向位移，使蝸輪承受的載荷集 中在2－3個齒上。而且，由于蝸輪輪齒的變形，造成卸載， 引起載荷沿齒高方向分布不均，使合力作用點向齒根方向偏移。 因而，蝸輪斷齒主要由于齒根剪切強度不足造成的 校核： 其中 —— 作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷; —— 蝸輪包容齒數 —— 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數; ——蝸輪齒根受剪面積; 公式中各參數的計算 1.的計算 = ——作用在蝸輪輪齒上的圓周力， ——蝸桿喉部螺旋升角 ，4.5 —— 當量齒厚， 滑動速度 2.04m/s = =2.01m/s 根據滑動速度查機械設計手冊3－3－9得 將數據帶入公式得 =N N 2.計算得 = 5 3.蝸輪齒根受剪面積 —— 蝸輪齒根圓齒厚； 由上可知 —— 蝸輪端面周節(jié)； —— 蝸輪理論半包角； —— 蝸輪分度圓齒厚所對中心角。 數據帶入公式得 =7.03mm =7.03mm 由上可得 對于錫青銅齒圈 取 查手冊取鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度=225MPa ， 則 < 2.3.3軸的結構設計和校核 一 蝸桿軸的設計 1.軸的材料選擇 由《機械零件課程設計》表6－1選用45號鋼，調質。 2.最小軸徑的初步計算 由《機械零件課程設計》表6－2，取 ＝105，根據 公式 ㎜ 其中 —— 軸的轉速 ，940r/min —— 軸傳遞的功率 , 1.47kw —— 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 12.2mm =12.2mm 輸出軸的最小直徑是按照聯(lián)軸器處軸的直徑，為了 使所選的軸的直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選 取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉距，查表15—3，考慮到轉距 變化很小，故取Ka=1.3，則 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準手 冊（GB5843-86）選用YL4型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑 =22mm，故取 =22mm，半聯(lián)軸器的長度L=52mm。 3.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經在前面分 =22mm 析比較，現選用如圖所示的裝配方案。 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端制 出一軸肩，故取=28mm，左端用軸端擋定位，按軸端直徑 =28mm 取擋圈直徑D=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=52mm, 保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故 1-2段的長度應比略短一些，故取=50mm. =50mm 2) 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力 的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 =28mm =28mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列 圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35×72×18.25mm， 故==35mm。 =35mm =35mm 3) 已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑=45mm，最大齒頂圓直 =68mm 徑=53.8mm，蝸桿螺紋部分長度L=59mm，蝸桿齒寬=53mm，=53.8 所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。 =45mm =42mm 4) 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結 構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂 的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸的右端面間的距離l=20 mm， 故取=40mm. =40mm 5) 為避免蝸輪與箱體內壁干涉，應取箱體內壁凸臺之間 距離略大于蝸輪的最大直徑，取內壁距離=175mm考慮到箱體 的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離， S，取S=8mm（如圖）。 6）在3-4和7-8軸段應各裝一個濺油輪，形狀如圖所示， 取其長度L=27.75mm。 所以，可求得： mm， 33.75mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4 軸上零件的周向定位 ； 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接。按由手冊 查得平鍵截面為mm(GB／T1095--1979)，鍵槽用鍵 mm 槽銑刀加工，長為45mm(標準鍵長見GB／T1096--1979)，半聯(lián) L=45mm 軸器與軸的配合為H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡 配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑如圖 二 蝸輪軸的設計 1. 軸的材料選擇 由《機械零件課程設計》表6－1選用45號鋼，調質 =650 =650 2.軸徑的初步計算 由《機械零件課程設計》表6－2，取A＝112，根據公式 ， 其中 —— 軸的轉速 ，18.8r/min —— 軸傳遞的功率 , 0.97kw —— 計算截面處的軸的直徑， mm 將數據代入公式得 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，故 需選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器計算轉距，查表15—3，考慮到轉距 變化很小，故取Ka=1.3，則 按照計算轉距應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 手冊（GB5843-86）選用YL11型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑 =50mm，故取=50mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm。 3.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經在前面分 析比較，現選用如圖所示的裝配方案。 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端須 =50mm 制出一軸肩，故取=55mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端 =55mm 直徑取擋圈直徑D=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=62mm，保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面 上，故1-2段的長度應比L略短一些，故取=110mm。 =110mm 2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力 的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 =55mm，由軸承產品目錄中初步選取零基本游隙組，標準 精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為d×D×T= =23.75mm 60×110×23.75mm，故==60mm，而=23.75mm。 =60mm =60mm 3) 取安裝蝸輪處的軸段直徑=65mm，蝸輪左端與左 =65mm 軸承用套筒定位，已知蝸輪輪緣寬度為28mm，所以可取蝸輪 輪轂寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪，4-5段應 略短于輪轂寬度，故取=50mm。 =50mm 4）蝸輪右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07d，取 =6mm，則軸環(huán)處直徑=77mm，軸環(huán)寬度，取 =77mm =12mm，=12mm，=68mm。 =12mm =12mm 5) 軸承端蓋的總寬度為28mm(由減速器及軸承端蓋的結 =68mm 構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂 的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸的右端面間的距離l=22 mm， 故取=50mm。 =50mm 6)取蝸輪距箱體內壁之距離a=16mm．考慮到箱體的鑄造 誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取 s=8mm（如圖），則 =2+16+8+23.75=49.75mm， =49.75mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4.軸上零件的周向定位 蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平健聯(lián)接。根據 可選蝸輪與軸之間的平鍵尺寸為mm =18×11mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm L=45mm (標準鍵長見GB／T1096--1979)，同時保證蝸輪與軸配合有良 好的對中性，選擇輪轂與軸的配合為H7/n6。半聯(lián)軸器與軸的 聯(lián)結按由手冊查得平鍵截面為mm =16×10mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm L=100mm (標準鍵長見GB／T1096--1979)，半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7／k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此 處選軸的直徑尺寸公差為m6。 5.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑如圖 三 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 =97.75+97.75 =195.5mm 2．計算作用在軸上的力 =736.67N， =736.67N =6179.88N， =6179.88N 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： 合成彎矩 5．扭矩圖 由《機械零件課程設計》表6－18 查得折算系數 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： MPa MPa ，強度足夠。 簡圖如下頁。 四 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 =97.75+97.75 =195.5mm 2．計算作用在軸上的力 =6179.88N， =6179.88N =736.67N， =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： 合成彎矩： 5．扭矩圖 由《機械零件課程設計》表6－18 查得折算系數 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ， ，強度足夠。 簡圖如下頁。 圖 2-10 主動帶鼓軸 2.3.4滾動軸承的選擇及校核 一 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 α=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 ε=10/3 n=940r/min 故 此軸承的壽命滿足要求 二 蝸輪軸上軸承的校核 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 ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 故 此軸承壽命滿足要求。 2.3.5鍵聯(lián)接的選擇及校核 一 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8－1 選用普通平鍵 8×7mm 8×7mm， 取L＝45mm。 L＝45mm 由《機械零件課程設計》表8－7 查得， 鍵的工作長度 l＝L－b＝45－8＝37mm， l＝37mm 鍵的工作高度 k＝＝3mm。 k＝3mm 由《機械零件課程設計》表8－8 查得， 鍵聯(lián)接的許用壓力 ， 所以，，所選平鍵合適。 二 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接 由《機械零件課程設計》表8－1 選用普通平鍵 18×11mm 18×11mm， 取L＝45mm L＝45mm 由《機械零件課程設計》表8－7 查得 鍵的工作長度 l＝L－b＝45—18=27mm l＝27mm 鍵的工作高度 k＝＝5.5mm k＝5.5mm 由《機械零件課程設計》表8－8 查得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以，，所選平鍵合適。 三 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8－1 選用普通平鍵 16×10mm 16×10mm， 取L＝100mm。 L＝100mm 由《機械零件課程設計》表8－7 鍵的工作長度 l＝L－b＝100—16=84mm l＝84mm 鍵的工作高度 k＝＝5mm k＝5mm 由《機械零件課程設計》表8－8 查得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以， 所選平鍵合適。 2.3.6箱體結構尺寸及說明 箱體按其結構形狀的不同可分為剖分式和整體式；按其制造 方式的不同可分為鑄造箱體和焊接箱體.減速器的箱體多采用剖分 式結構。 剖分式箱體由箱座與箱蓋兩部分組成，用螺栓聯(lián)接起來構成 一個整體。剖分式與減速器內傳動件軸心線重合，有利于軸系部 件的安裝和拆卸。立式大型減速器可采用若干個剖分面，剖分接 合面必須有一定的高度，并且要求仔細加工。為了保證箱體的剛 度，在軸承處設有加強肋，箱體底座有一定的厚度和高度，以保 證安裝的穩(wěn)定性和剛度。 近年來，減速器箱體的設計出項了一些外形簡單，整齊的造 型，以方形小圓角過渡代替?zhèn)鹘y(tǒng)的大圓角曲面過渡，上下箱體的 聯(lián)接處的外凸緣改為內凸緣結構，加強肋和軸承座均設計在箱體 內部等等。 根據畢業(yè)設計的要求，選擇剖分式結構的箱體。由于鑄鐵具 有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本又低，所以箱體用 HT200制造。 減速器箱體的結構尺寸： 1 箱座壁厚： 取 2 箱蓋壁厚： 取 3 箱體凸緣厚度： 箱座 箱蓋 箱座底 4 加強肋厚： 箱座 箱蓋 5 地腳螺栓直徑： 取 6 地腳螺栓數目： 7 軸承觀察箱聯(lián)接螺栓的直徑： d1=.0.75df=0.75x16=12 取d1=12mm d1=12mm 8 箱蓋箱座聯(lián)接螺栓的直徑： d2=0.5df=8mm d2=8mm 9 軸承蓋螺釘直徑和數目： d3=8mm 數目為4 d3=8mm 10 觀察孔蓋螺釘直徑： d4=6mm d4=6mm 11 軸承旁凸臺高度和半徑： h由結構確定，R1=C2 2.3.7減速器的潤滑和密封 減速器的傳動零件的軸承都需要喲良好的潤滑，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 根據力——速度因子選取。其中根據滑動速度選取的依據如下： 滑動速度 1.5 >1.5～3.5 >3.5～10 >10 粘度值 >612 414～506 288～352 198～242 ISO-VG或GB-N級 680 460 320 220 由于蝸桿的滑動速度為2m/s，所以潤滑油的粘度選為460 2潤滑方式的選擇 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h1≥1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： 2.3.8減速器的附件 為了保證減速器的正常工作，減速器的箱體上通常設置一些裝置或附加結構，以便于減速器潤滑油的注油，排油，檢查油面高度和拆裝，檢修等。 一 窺視孔和視孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況，接觸斑點，側隙和向箱內傾注潤滑油，在傳動件嚙合區(qū)上方箱蓋上開設窺視孔。窺視孔應有足夠的大小，以便手能伸人進行操作，為此，方形窺視孔長應≥90mm，寬應≥50mm。為防止?jié)櫥惋w濺出來和污物進入箱體內，在窺視孔上應設有視孔蓋密閉，蓋板用螺釘固定在箱蓋上，在蓋板與箱蓋上應放置密封墊片。 二 通氣器 減速器工作時，箱體溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，對減速罪各接縫面的密封很不利，通常在箱蓋頂部或檢查孔蓋上裝有通氣器。使減速器內熱膨脹的氣體能自由逸出，保持箱內壓力正常，從而保證減速器各部接縫面的密封性能。 通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定的曲路，并設有金屬網。 選擇通氣器時應考慮其對環(huán)境的適應性，規(guī)格尺寸應與減速器的大小相適應。 通氣器 三 定位銷 為了保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸絳長度方向兩側各安裝—個圓錐定位銷。兩銷應置遠一些，但不宜對稱布置。定位銷孔應在箱蓋和箱座緊固后鉆空，其位置應便于鉆、鉸和裝拆，不應與鄰近箱壁和螺釘相碰。 定位銷的直徑可取d：(o．7～o．8)d：(d：為凸緣上螺栓的直徑)，長度應大于分箱面凸緣的總厚度。 四 起蓋螺釘 為了保證減速器的密封性，常在箱體的剖分面上涂