0074-環(huán)面蝸輪蝸桿減速器設計【全套11張CAD圖】

0074-環(huán)面蝸輪蝸桿減速器設計【全套11張CAD圖】,全套11張CAD圖,蝸輪,蝸桿,減速器,設計,全套,11,十一,cad 第一章 調研報告 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。 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(xiàn)以下發(fā)展趨勢： （1）高水平、高性能。 （2）積木式組合設計。基本參數(shù)采取優(yōu)先數(shù)，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。 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 效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達99℅。 2 結構緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般比較小。 3 工作可靠，壽命長 設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作可靠，壽命可長達一，二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。 4 傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動能廣泛應用，也是因為具有這一特點。 但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格昂貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。 蝸桿減速器的特點 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸之間傳遞運動和動力的一種機構，兩軸交錯的夾角可為任意值，常用的為90度，這種傳動由于具有下述特點，故應用頗為廣泛。 1 當使用單頭蝸桿時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過了一個齒距，因而能實現(xiàn)大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比I=5-80;在分度機構或手動機構中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達1000。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構很緊湊。 2 在桿蝸傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入 嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。 3 當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動更具有自鎖性。 4 蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似，在嚙合處有相對滑動。當滑動速度很大，工作條件不夠良好時，會產生較嚴重的磨擦和磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此磨損較大，效率低；當蝸桿傳動具有自鎖性時，效率僅為0.4左右。同時由于摩擦與磨損嚴重，常需耗用有色金屬制造蝸輪，以便與鋼制的蝸桿配對組合成減磨性良好的滑動摩擦劑。 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(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1.5～3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(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，運動不會產生干涉。工裝和理論相吻合。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。 第一章 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 蝸輪蝸桿減速器 4 聯(lián)軸器 5 滾筒 圖2-1減速器 第二章 電動機的選擇 2.1 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(jù)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(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、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(shù)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(jù)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。 2.2 電動機的容量 2.2.1 確定減速器所需的功率 由滾筒圓周力和滾筒速度v,得 其中： （N） m——提升重量，m=450kg， N s 帶入數(shù)據(jù)得 = KW KW 2.2.2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(shù)z1有關，應先初選頭數(shù)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 2.2.3電動機的技術數(shù)據(jù) 根據(jù)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(shù)如下 電動機額定功率：=1.5kw； 電動機滿載轉速：=940 電 流 ： I=5.6A 電動機外形和安裝尺寸為： D=28mm E=60mm H=100mm A=160mm B=140mm C=63mm K=12mm AB=205mm AD=180mm AC=105mm HD=245mm AA=40mm BB=176mm 第三章 傳動裝置的傳動比及動力參數(shù)計算 3.1 傳動裝置運動參數(shù)的計算 3.1.1各軸功率計算 ＝=KW =KW 3.1.2各軸轉速的計算 n＝940， n＝n＝940/50=18.8 3.1.3各軸輸入扭矩的計算 表3-1參數(shù)列表： 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 第四章 減速器部件的選擇計算 4.1 蝸桿傳動設計計算 4.1.1 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(jù)《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 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 4.1.2 確定蝸桿頭數(shù)Z及蝸輪齒數(shù)Z 由《機械零件課程設計》表5－6， 選取Z＝1 則Z＝Z·i＝1×50＝50 故取Z＝50 4.1.3 驗算滾筒的速度 實際傳動比 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 4.1.4 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(shù)，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(shù)，取7級精度， 查得：K＝0.9； K——材料配對系數(shù)，齒面滑動速度 < 10 由《機械工程手冊》查得：K＝0.85。 代入數(shù)據(jù)得 ＝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(jù)《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(jù)“原始型”傳動蝸桿設計參數(shù)。 4.1.5 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計 準平行二次包絡環(huán)面蝸桿的幾何參數(shù)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(shù)比：u＝＝50 3.蝸輪齒數(shù)：由《機械工程手冊/傳動設計卷》（第二版） 選取 4.蝸桿頭數(shù)：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(shù)：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(shù)：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(shù)據(jù)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 4.2 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(shù) —— 蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數(shù); ——蝸輪齒根受剪面積; 公式中各參數(shù)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 = =2.01m/s 根據(jù)滑動速度查機械設計手冊3－3－9得 將數(shù)據(jù)帶入公式得 =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(shù)據(jù)帶入公式得 =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 < 4.3 軸的結構設計 4.3.1 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(jù) 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(shù)據(jù)代入公式得 =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(jù)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(xiàn)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 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. 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(jù) =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。 3) 已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑=45mm，最大齒頂圓直徑=53.8mm，蝸桿螺紋部分長度L=59mm，蝸桿齒寬=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=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(jù)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. 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 槽銑刀加工，長為45mm(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。 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5-1 圖5-1軸肩處的圓角半徑 4.3.2 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 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(jù)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(shù)據(jù)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(jù)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(xiàn)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軸段右端須制出一軸肩，故取=55mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端 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。 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(jù) =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= 60×110×23.75mm，故==60mm，而=23.75mm。 3) 取安裝蝸輪處的軸段直徑=65mm，蝸輪左端與左軸承用套筒定位，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。 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 =12mm，=12mm，=68mm。 5) 軸承端蓋的總寬度為28mm(由減速器及軸承端蓋的結 構設計而定)。根據(jù)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。 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， 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(jù)可選蝸輪與軸之間的平鍵尺寸為mm (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為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 (GB／T1096--1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為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5-2 圖5-2各軸肩處的圓角半徑 4.4 軸的校核 4.4.1 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： 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(shù) 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ，強度足夠。 見圖5-3。 圖5-3 軸的強度 4.4.2 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(shù) 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ， ，強度足夠。 見圖5-4。 圖5-4軸的強度 4.5 滾動軸承的選擇及校核 4.5.1 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 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 4.5.2 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。 4.6 鍵聯(lián)接的強度校核 4.6.1 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8－1 選用普通平鍵 8×7mm， 取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， 鍵的工作高度 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。 4.6.2 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， 取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 鍵的工作高度 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。 4.6.3 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8－1 選用普通平鍵 16×10mm， 取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 鍵的工作高度 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。 4.7 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(jù)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(shù)目： 7 軸承觀察箱聯(lián)接螺栓的直徑 d1=.0.75df=0.75x16=12 取d1=12mm 8 箱蓋箱座聯(lián)接螺栓的直徑： d2=0.5df=8mm 9 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目： d3=8mm 數(shù)目為4 10 觀察孔蓋螺釘直徑： d4=6mm 11 軸承旁凸臺高度和半徑： h由結構確定，R1=C2 4.8 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(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5-1滑動速度選?。? 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4602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： 圖5-5 潤滑方式 4.9 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。 4.9.1 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。 圖5-6窺視孔和視孔蓋 4.9.2 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。 圖5-7通氣器 4.9.3 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。 圖5-8 定位銷 4.9.4 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有水玻璃或密封膠，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設置1到2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，擰動起蓋螺釘，便可頂起箱蓋。 起蓋螺釘設置在箱蓋聯(lián)接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與凸緣聯(lián)接螺釘相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。 圖5-9起蓋螺釘 4.9.5 起吊裝置 為了搬運和裝卸箱蓋，在箱蓋上裝有吊環(huán)螺釘或鑄有吊耳，吊鉤。為了搬運箱蓋或整個減速器，在箱座兩端聯(lián)接凸緣處鑄出吊鉤。 圖5-10吊耳環(huán) 4.9.6 放油孔及螺塞 為了排除污油，在減速器的箱座最底處設有放油孔，并用放油螺塞和密封墊圈將其堵住。 圖5-11放油孔及螺塞 4.10 減速器的安裝，使用及維護 4.10.1 減速器的安裝 1 減速器輸入軸直接與原動機連接時，根據(jù)設計要求推薦采用凸緣聯(lián)軸器；減速器輸出軸與工作機聯(lián)接時，根據(jù)設計要求推薦采用凸緣聯(lián)軸器，聯(lián)軸器不得用錘擊裝列軸上． 2 減速器應牢固地安裝在穩(wěn)定的水平基礎上，油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環(huán)流暢。 3 減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大于所用聯(lián)軸器的許用補償量． 4 減速器安裝好后用手轉動必須靈活，無卡死現(xiàn)象．蝸桿和蝸輪軸承的軸向間隙應符合技術要求規(guī)定． 5 安裝好的減速器在正式使用前，應進行空轉，部分額定載荷間歇運轉1～3h后可正式運轉，運轉應平穩(wěn)、無沖擊、無異常振動和噪聲及漏油等現(xiàn)象。 4.10.2 減速器的使用和維護 1．減速器潤滑油的更換 1）減速器(或新更換的蝸輪副)第一次使用時，當運轉150~300h后須更換潤滑油，在以后的使用中應定期檢查油的質量．對于混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對于長期連續(xù)工作的減速器，每500一1000h必須換油一次．對于每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次． 2）減速器應加入與原來牌號相同的油．不得與不同牌號的油相互混用．牌號相同而粘度不同的油允許混合使用． 3）在換油過程中，蝸輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗(用煤油損害密封件，并影響潤滑油的性能）。 4）工作中，當發(fā)現(xiàn)油溫超過80度或油池溫度超過100度及產生不正常的噪聲等現(xiàn)象時，應停止使用，檢查原因．如圍齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油后，方可繼續(xù)運轉． 2．減速器檢修 減速器應定期檢修．如發(fā)現(xiàn)擦傷、膠合及顯著磨損，必須采用有效措施制止或予以排除．備件必須按標準制造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗后才能正式使用。 3．減速器維護 用戶應有合理的使用維護規(guī)章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發(fā)現(xiàn)的問題應作認真記錄． 致 謝 感謝我的指導老師劉老師，他嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣；循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。導師淵博的專業(yè)知識，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，精益求精的工作作風，誨人不倦的高尚師德，嚴以律己、寬以待人的崇高風范，樸實無華、平易近人的人格魅力對我影響深遠。不僅使我樹立了遠大的學術目標、掌握了基本的研究方法，還使我明白了許多待人接物與為人處世的道理。在此，謹向導師表示崇高的敬意和衷心的感謝！ “師恩難忘，友誼長存!”本論文的順利完成，離不開各位老師、同學和朋友的關心和幫助。在此，向曾經幫助我的老師和同學表示衷心的感謝。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！ 參考文獻 1.《機械工程手冊》第二版（傳動設計卷） 機械工業(yè)出版社 2000 2.《實用機械設計手冊》 吳相憲 王正為 黃玉堂 主編 中國礦業(yè)大學出版社 2001 3.《機械設計》 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 1996 4.《機械制造工藝學》趙志修 主編 北京： 機械工業(yè)出版社 1984.2 5.《機械制造工藝及專用夾具設計指導》孫麗媛 主編 北京：冶金工業(yè)出版社 2002 6.《機械加工工藝手冊》李洪 主編 北京： 北京出版社 1990，12 7.《金屬工藝學》鄧文英 主編 北京： 高等教育出版社 2000 8.《機械設計課程設計》 華中理工大學 王昆 同濟大學 高等教育出版社1986 9.《齒輪手冊》 機械工業(yè)出版社 2002 10.《機械加工余量與公差手冊》 馬賢智 北京：中國標準出版社，1994 11.《高等學校畢業(yè)設計指導》[M]，周永強，北京：中國建材工業(yè)出版社，2002 12. 《機械制造工藝學習題集》 李益民 主編 黑龍江： 哈兒濱工業(yè)大學出版社 1984, 37