一級蝸輪蝸桿減速器設計F=1.5kN，V=1.5ms，D=250mm【課程設計含CAD圖紙】

1機械設計課程設計設 計 說 明 書題 目 一級蝸輪蝸桿減速器設計 設 計 者 張?zhí)煊? 指導教師 尹大慶 班 級 機化 1481 學 號 A07140610 2目 錄一、設計任務 ……………………………………………………………… 11、工作條件…………………………………………………………………12、 原始數(shù)據(jù)……………………………………………………………… 13、傳動方案 …………………………………………………………… 1二、總體設計 …………………………………………………………… 21、傳動方案 …………………………………………………………… 22、選擇電機 …………………………………………………… 43、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 ………………………… 54、減速器各軸轉速、功率、轉距的計算 …………………………… 6 5、蝸輪蝸桿傳動的設計 ………………………………………… 76、軸的結構設計 ……………………………………………………… 127、軸的校核 ……………………………………………………… 168、平鍵聯(lián)接計算………………………………………………………… 199、滾動軸承校核 ………………………………………………… 2010、潤滑設計 ………………………………………………………… 2111、箱體及附件的設計………………………………………………… 22三、設計心得與體會 ………………………………………………… 23四、參考文獻 …………………………………………………………… 243一 設 計 任 務1.方案 2：設計一鏈式運輸機上的蝸桿減速器。連續(xù)單向運轉，連續(xù)工作，室內(nèi)工作，有粉塵，載荷平穩(wěn)，運輸帶允許速度誤差為 5％。一班制，使用期限不低于 10 年，生產(chǎn)批量 10 臺。2.原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力 F（KN ） 2.15運輸帶工作速度 V（m/s） 1.1卷筒直徑 D（mm） 4003.傳動方案4二 總 體 設 計1、傳動方案：如附圖 12、選擇電動機（1）選擇電動機的類型無特殊要求，電機類型通常選用Ｙ系列的三相籠型異步電動機，因其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便。（2）選擇電動機的容量 KWKWFVP75.210.52103????設 、 分別為蝸輪蝸桿傳動、一對滾動軸承、聯(lián)軸器、卷筒的傳動效率，grc?、 、 1其中 、 、 、8.g?9.r 9.c?6.0l則 =0.8×0.99 ×0.992×0.96=0.73321.agrc?? 3工作電機所需的功率： 7.3d????P（3）確定電動機轉速卷筒工作速度為 5.2401.6106n?????DV圓整取 53r/min?根據(jù)查詢機械設計手冊，確定一級蝸桿減速器傳動比 10~80故電動機轉速的可選范圍為： r/in420~53)80~1(n' ?????i符合這一范圍的同步轉速有: 1000、1500、3000 r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的情況在確定最后的轉速，為降低電動機的重量和成本，可選同步轉速為 1500r/min。綜合考慮電機和傳動5裝置的尺寸、重量、價格、減速器的傳動比選擇電機型號為 Y132S-4 其主要參數(shù)如下：電動機額定功率 mP5.5kw電動機滿載轉速 n1440r/min電動機軸伸出端直徑 D 38mm電動機伸出端安裝長度E80mm3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：由于使用的是聯(lián)軸器，則減速器的傳動比為： 2753140i??wmn4、減速器各軸轉速、功率、轉距的計算（1）各軸轉速蝸桿軸： r/min140n1?蝸輪軸： r/i532712?gi卷筒軸：r/minn2??（2）各軸輸入功率：蝸桿軸： KWP73.9.03cd1????蝸輪軸: 6.2.87.rg126卷筒軸:Pw= P2 =2.96×0.99×0.99=2.90KWcr?（3）各軸轉矩計算電動機軸轉矩：T0=9550×Pd/ =25N·m0n蝸桿軸轉矩： T1=9550×P1/n1=24.74N·m蝸輪軸轉矩： T2=9550×P2/n2=533.36N·m卷筒軸轉矩：Tw= 9550×Pw/nw=522.55N·m（4）各軸的運動參數(shù)如下表：表 2軸名稱 功率(KW) 轉速(r/min) 轉矩(N·m)電動機軸 3.77 1440 25蝸桿軸 3.73 1440 24.74蝸輪軸 2.96 53 533.36卷筒軸 2.90 53 522.555.蝸輪蝸桿的傳動設計分析：根據(jù)蝸桿傳動的工作條件，設計閉式蝸桿傳動。閉式蝸桿傳動具有良好的潤滑條件，失效形式為點蝕，其計算準則為按齒面接觸疲勞強度進行設計，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核（在現(xiàn)場，由于蝸輪輪齒很少發(fā)生因齒根彎曲強度不夠而斷裂，故往往不進行齒根彎曲疲勞強度校核） 。由于相對滑動速度很大，必須進行熱平衡計算，校核一下蝸桿傳動的工作溫度是否過高，箱體散熱面積是否足夠，最后確定制造精度7（1）選擇材料并確定許用應力查機械設計手冊，蝸桿選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 220~240HBS。查機械設計手冊，蝸輪選用錫青銅 ZCuSn10P1,砂磨鑄造；=180Mpa , =56Mpa(單向運轉)。??H???F?（2）按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計確定蝸桿頭數(shù) z1，蝸輪齒數(shù) z2查表，選 z1=2，則z2=i z1=27 x 2=54由機械設計手冊，初估效率 、?8.0'?（3）計算蝸輪轉矩 、2Tm5342.N·105.96'1''2 ??nPi?（4）確定載荷系數(shù) K查表，取工作情況系數(shù) K =1.0，載荷分布系數(shù) K =1.0（載荷平穩(wěn)） ，取動載荷系A?數(shù) K =1.05，v則K= K K K =1.05A?v確定模數(shù) m 和蝸桿分度圓直徑 ，蝸輪分度圓直徑1d2d?? 322'212 m18.618054.305.48?????????????????HZKTd?查表,得m =2500.5mm ，m=6.3mm， =63mm2131d則 =m z2=6.3x54=340.2mm2d(5)計算中心距8確定中心距a= =201.6mm21()/d?（6）計算蝸桿導程角 、滑動速度 v 、蝸輪切向速度 v 及蝸桿圓周速度?s 21v因為 tan =m z1 / =0.21所以 =11.3°v = =4.84m/ss??cos106xndv = =0.944m/s22smnd/75.4106???因為 v 3m/s,2所以 初選 K =1.05 合適（7）計算總效率 ?根據(jù) v =4.84m/s,s查表得，當量摩擦角 =2°17′=2.28°（錫青銅蝸輪，蝸輪齒面硬度 45HRC）v?=0.96 =0.96 =0.7999?1)tan(v???與預估效率 =0.8 相差不多，無需復核 m 。、 21d（8）校核蝸輪齒根彎曲疲勞強度1)確定蝸輪齒形系數(shù) FY當量齒數(shù)z = =57.45v23cos?根據(jù) z =57.45，按插入法，查表得 =2.35v FY2）確定蝸輪螺旋角系數(shù) ?9=1- =0.92?Y?140?3)復核蝸輪轉矩 2T= =533.65N·m2T、 、?4）校核蝸輪彎曲強度= =21.29MpaF??YdKF2164. =56Mpa??所以彎曲強度足夠（9）蝸桿、蝸輪各部分尺寸計算1）蝸桿頭數(shù) z =21軸向齒距 P = =19.78mm;am?經(jīng)查表，直徑系數(shù) q=10齒頂圓直徑 d = =75.6mm;1a(2)q?齒根圓直徑 = =47.9mmf.4m?導程角 =11.3°；蝸桿軸向齒厚 = =9.89mm?aS2m?2）蝸輪蝸輪齒數(shù) z =54.2蝸輪分度圓直徑 d =m z =340.2mm;2齒頂圓直徑 d = =352.8mm;2a2()m?齒根圓直徑 = =325.1mmf2.4z?蝸輪齒寬 b2≈2m(0.5+ )=48.09mm 圓整 b2=48mm1Q331q（10）熱平衡計算101）確定室溫 、允許油溫 、散熱系數(shù) K0t??1ts取 =20 ， =70 ，C?1?K =14W/(s2m?2)計算工作油溫 t1t = =4901)(0tAPs???C?t ,1??所以合適。（11）蝸桿傳動潤滑方式及精度等級選擇1）確定潤滑油粘度及潤滑方式根據(jù) v =4.84m/s 查機械設計手冊，選用潤滑粘度為 v =350mm /s,潤滑方式為油s 402池潤滑。 2）確定精度等級根據(jù) v =4.84m/s 查教材，選用 7 級精度。s（12）蝸桿和蝸輪的結構設計，見圖紙。6 .軸的設計計算6.1 輸入軸（蝸桿軸）的設計計算（1）選擇軸的材料，確定許用應力分析可知此減速器的功率屬中、小功率，對材料無特殊要求，故選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查表，得強度極限=640Mpa,a?許用彎曲應力=60MPa.??b1?(2) 按扭轉強度估算軸徑（最小直徑）查表，得 C=126~10311又由式得mm10.2~5.71403.~26nd13 ???）（PC考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故需將估算的軸直徑加3%~5%，由設計手冊取標準直徑為 20mm。（3）軸的結構設計1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸輪蝸桿齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸蓋定位。2）繪制結構草圖3）確定軸各段直徑和長度置 直徑 mm 說明聯(lián)軸器處A220按傳遞扭矩估算基本直徑，另考慮安裝聯(lián)軸器油封處B122為滿足帶輪軸向固定而設一軸肩，按經(jīng)驗可將軸徑增加2～8mm螺母處CM24 安裝圓螺母軸承處D225為便于軸承從左端拆裝，軸承內(nèi)徑稍大于油封處，并符合圓錐滾子軸承標準內(nèi)徑，取直徑為 45，查得軸承型號為深溝球軸承 6305。E 330固定軸承略低于軸承內(nèi)圈，取為 30蝸桿處F585由于蝸桿的直徑與軸的尺寸相近，為了保證強度，故將蝸桿設計在軸上，分度圓直徑是 85G 3 與 E 處相同1203H 225軸承承受軸向力及徑向力為便于軸承從右端拆裝，軸承內(nèi)徑稍大于油封處，并符合滾動軸承標準內(nèi)徑，取直徑為25，查得軸承型號為圓錐滾子軸承 30305，背對背安裝。I 24 安裝圓螺母（4）確定各段軸的長度位置軸段長度mm說明聯(lián)軸器處 A 46 查機械零件設計手冊取 46油封處 B 46 為便于對軸承蓋的拆裝和潤滑，取為 46圓螺母處 C 14.5 固定軸承，且有止動墊片。D 26.5 與軸承厚度配合。E 112 根據(jù)蝸桿對中性連接段取112mmF 83 根據(jù)蝸桿結構設計G1112同 E 段H 44 安裝擋油環(huán)及軸承I 14.5安裝圓螺母與止動墊片（4）傳動零件的周向固定軸與聯(lián)軸器處采用 A 型普通平鍵，鍵的型號為 197-05 X52GB/T136.2 輸出軸（蝸輪軸）的設計計算（1）選擇軸的材料，確定許用應力分析可知此減速器的功率屬中、小功率，對材料無特殊要求，故選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 16.1 查得強度極限 =637Mpa,再由表 16.3 得許用彎曲應力 =60MPa.a???b1??(2) 按扭轉強度估算軸徑（最小直徑）根據(jù)表 16.2 得 C=118~107。又由式（16.2）得=（107~118） mm=40.12~44.25mm3PdCn?34.280考慮到軸的最小直徑處，會有鍵槽存在，故需將估算的軸直徑加 3%~5%，由設計手冊取標準直徑為 48mm。（3）軸的結構設計軸上零件的定位，固定和裝配○ 1單級減速器中可將蝸輪蝸桿齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸蓋定位。繪制結構草圖○ 2確定軸各段直徑和長度○ 3位置 軸直徑 mm 說明A 50 此處安裝軸承，因承受軸向及徑向力，選用圓錐滾子軸承 30210,內(nèi)徑 50mmB 55 為滿足帶輪軸向固定而設一軸肩，按經(jīng)驗可將軸徑增加 2～8mmC 64 安裝蝸輪，此處應低于軸肩。D 70 為便于軸承從左端拆裝，軸承內(nèi)徑稍大于油封處，并符合滾動軸承標準內(nèi)徑，取14直徑為 70mm，選圓錐滾子軸承 30212E 65 固定軸承，稍大于油封處取為 65mmF 55 最小軸徑，與鏈輪配合。（2）確定各段軸的長度位置 軸段長度 mm 說明A 57 與軸承厚度配合B 75 滿足對中性 75mmC 70 與蝸輪配合，略短于蝸輪厚度取為 70mmD 10 與軸承厚度配合，長度由擋油環(huán)補償，10mm 合計取。E 9 固定軸承，稍大于油封處取為 9mmF 21 最小軸徑，與連軸器配合。（3）傳動零件的周向固定軸與鏈輪處采用 A 型普通平鍵，鍵的型號為 197-05 4X936GB/T1軸與蝸輪處采用 A 型普通平鍵，鍵的型號為 - /7.軸的校核7.1 蝸桿軸（1）傳遞的轉矩T =35.34N·M（2）軸上的作用力蝸桿上的切向力： 1t 35.410F83.5xNd???15蝸桿上的軸向力：F =1a2503.76142.38TxNd???蝸桿上的徑向力：F =F tan =1465.9N1ra?（3）確定軸的跨距左右軸承的支反力作用點到蝸輪力作用點的距離為：107mm,115mm；聯(lián)軸器到右端軸承的支反力作用點的距離為：84.5mm按當量彎矩較核軸的強度（1）作軸的空間受力圖，計算各平面上的彎矩和合成彎矩，及其轉矩，如下圖所示16水平面支反力 NFRrDXB 9821621???水平面彎矩 mMBX ·7.40/5垂直面支反力 NFRtBY781462???垂直面彎矩 mAYB .41.30.3合成彎矩 NMBYXB 17.23.7.22?????（2） 、危險面校核當量彎矩：Me= =22)(T?m125)4.60().(2??校核： a105.03PWe????,所以軸的危險面滿足強度要求，故前面所得軸的尺寸符合6][a11MPe??要求。7.2 蝸輪軸的校核（1）蝸輪作用力計算轉矩 T =503.76N·m2Ft =2T2/d2= (圓周力)350.76142.8??Fr2= （徑向力）.tFgN??17F = Ft = （軸向力）2a183.5N（2）求水平面支反力和彎矩按當量彎矩較核軸的強度作軸的空間受力圖，計算各平面上的彎矩和合成彎矩，及其轉矩，如下圖所示18水平面支反力 NFRrCXA 5.10221???水平面彎矩mMAXB ·638.5.63（3）求垂直面支反力和彎矩 NFRtCYA 5.274812???垂直面彎矩 mAYB ·031.6.63(4) 合成彎矩 NMBYXB 488.22?????（5）判斷危險剖面并校核軸徑由圖可見，B 剖面當量彎矩最大，故較核 B 處軸危險剖面當量彎矩：Me= =22)(T??Nm463)5.86.0()48(22???校核： a532.0146MPWe????19,所以軸的危險面滿足強度要求，故前面所得軸的尺寸符合MPe60][531?????要求。8. 鍵聯(lián)接的校核蝸桿軸校核：聯(lián)軸器處的鍵：????MPadhlTp 5.710254.343? Pap10][??蝸輪軸：蝸輪處 ????MPadhlTp 2.4106458.3? Pap10][??鏈輪出 lp 7.9.3p][9．聯(lián)軸器的選擇與校核：聯(lián)軸器的選擇可采用 LX2 型剛性套柱銷聯(lián)軸器標準=摘自 GB/T 4323-2003單位=(mm) 型號=LX2額定轉矩 Tn(N.m)=560選擇滿足使用要求10.潤滑設計：潤滑和密封的選擇潤滑的選擇①、蝸輪傳動的潤滑由于蝸輪圓周速度 V≤12m/s，所以采用浸油潤滑，即將齒輪浸入油中，當齒輪回轉時粘在其上的油液被帶到嚙合區(qū)進行潤滑，同時由池的油被甩上箱壁，有助散熱。為避免浸油潤滑的攪油功耗太大和保證齒輪捏合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油蝸輪的一個齒高為適度，速度高的還可淺些，但不應少于 10mm。②軸承的潤滑軸承的潤滑采用飛濺潤滑。此種潤滑比較適合圓周速度不高的軸承，因為速度過高會形成油霧，就不利于潤滑。20密封的選擇①軸伸出處的密封此處采用氈圈式密封這種方式是利用矩形截面的毛氈圈嵌入梯形槽中所產(chǎn)生的對軸的壓緊作用，獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)灰質(zhì)等侵入軸承室的密封效果。②軸承室內(nèi)的側的密封此出采用擋油環(huán)來密封擋油環(huán)與軸承座孔之間留有不大的間隙，以便讓一定量的油能濺入軸承室進行潤滑，但卻防止過多的油涌入軸承室。11.箱體、機架及附件的設計：機座壁厚為 δ=8mm機蓋壁厚為 δ1=8mm機座凸緣厚度為 b=1.5δ=12mm機蓋凸緣厚度為 b1=1.5δ1=12mm機座底凸緣厚度 mb205.2??地腳螺釘直徑 df=0.036 19.2mm，取 數(shù)目為 4?1amdf20?軸承離連接螺栓直徑 d1=0.75×df=15mm，取 M16機蓋與機座連接螺栓直徑 d2=0.6df=12mm，取 M12軸承端蓋螺釘直徑 d3=0.5df=10mm窺視孔蓋螺釘直徑 d4=0.4df=8mm定位銷直徑 d=0.75d2=9mm連接螺栓 d2 間距 l=200mmdf、d1 、d2 至外機壁距離 c1=22mmdf、d2 至凸緣邊緣距離 c2=20mm軸承旁凸臺半徑 R1= c2=20mm外機壁至軸承座端面距離 l1= c1+ c2+10=52mm大齒輪與內(nèi)機壁距離 Δ1=20mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離 Δ2=15mm機蓋、機座肋厚 m1=0.85δ1=6.8mm，取 7mmm=0.85δ=6.8mm, 取 7mm21軸承端蓋外徑 D2=1.25D+10=1.25*72+10=10mm軸承端蓋凸緣厚度 t=1.2 d3=1.2*10=12mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s= D2=100mm設計小結歷經(jīng)兩個多星期的時間，終于完成了本次畢業(yè)設計。這是我第一次做設計。一開始我不知道從和入手，感覺難入上青天。由于我有向這方面發(fā)展的意向，所以我格外的 認真。通過自己耐心的看書，以及老師辛苦的指導（在這里我首先要感謝指導我很多的老師） ，我慢慢理清了思路。在這些天我每天專研，今天終于成型了。在這次設計中遇到了很多挫折，如進行校核時，出現(xiàn)了次校核失敗等。由于時間倉促以及所學的知識不夠全面，雖然完成了本次設計，但難免有錯誤和遺漏，設計中的錯誤希望得到老師的指正。同時也感謝老師在設計期間給予的幫助和指導。22參考文獻1． 《機械設計課程設計指導書》 （第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國等2． 《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編：陳立德3． 《機械設計》 （第七版） 高等教育出版社 主編：紀名剛4． 《機械設計手冊》 （軟件版）231機械設計課程設計設 計 說 明 書題 目 一級蝸輪蝸桿減速器設計 設 計 者 張?zhí)煊? 指導教師 尹大慶 班 級 機化 1481 學 號 A07140610 2目 錄一、設計任務 ……………………………………………………………… 11、工作條件…………………………………………………………………12、 原始數(shù)據(jù)……………………………………………………………… 13、傳動方案 …………………………………………………………… 1二、總體設計 …………………………………………………………… 21、傳動方案 …………………………………………………………… 22、選擇電機 …………………………………………………… 43、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 ………………………… 54、減速器各軸轉速、功率、轉距的計算 …………………………… 6 5、蝸輪蝸桿傳動的設計 ………………………………………… 76、軸的結構設計 ……………………………………………………… 127、軸的校核 ……………………………………………………… 168、平鍵聯(lián)接計算………………………………………………………… 199、滾動軸承校核 ………………………………………………… 2010、潤滑設計 ………………………………………………………… 2111、箱體及附件的設計………………………………………………… 22三、設計心得與體會 ………………………………………………… 23四、參考文獻 …………………………………………………………… 243一 設 計 任 務1.方案 2：設計一鏈式運輸機上的蝸桿減速器。連續(xù)單向運轉，連續(xù)工作，室內(nèi)工作，有粉塵，載荷平穩(wěn)，運輸帶允許速度誤差為 5％。一班制，使用期限不低于 10 年，生產(chǎn)批量 10 臺。2.原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力 F（KN ） 2.15運輸帶工作速度 V（m/s） 1.1卷筒直徑 D（mm） 4003.傳動方案4二 總 體 設 計1、傳動方案：如附圖 12、選擇電動機（1）選擇電動機的類型無特殊要求，電機類型通常選用Ｙ系列的三相籠型異步電動機，因其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便。（2）選擇電動機的容量 KWKWFVP75.210.52103????設 、 分別為蝸輪蝸桿傳動、一對滾動軸承、聯(lián)軸器、卷筒的傳動效率，grc?、 、 1其中 、 、 、8.g?9.r 9.c?6.0l則 =0.8×0.99 ×0.992×0.96=0.73321.agrc?? 3工作電機所需的功率： 7.3d????P（3）確定電動機轉速卷筒工作速度為 5.2401.6106n?????DV圓整取 53r/min?根據(jù)查詢機械設計手冊，確定一級蝸桿減速器傳動比 10~80故電動機轉速的可選范圍為： r/in420~53)80~1(n' ?????i符合這一范圍的同步轉速有: 1000、1500、3000 r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的情況在確定最后的轉速，為降低電動機的重量和成本，可選同步轉速為 1500r/min。綜合考慮電機和傳動5裝置的尺寸、重量、價格、減速器的傳動比選擇電機型號為 Y132S-4 其主要參數(shù)如下：電動機額定功率 mP5.5kw電動機滿載轉速 n1440r/min電動機軸伸出端直徑 D 38mm電動機伸出端安裝長度E80mm3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：由于使用的是聯(lián)軸器，則減速器的傳動比為： 2753140i??wmn4、減速器各軸轉速、功率、轉距的計算（1）各軸轉速蝸桿軸： r/min140n1?蝸輪軸： r/i532712?gi卷筒軸：r/minn2??（2）各軸輸入功率：蝸桿軸： KWP73.9.03cd1????蝸輪軸: 6.2.87.rg126卷筒軸:Pw= P2 =2.96×0.99×0.99=2.90KWcr?（3）各軸轉矩計算電動機軸轉矩：T0=9550×Pd/ =25N·m0n蝸桿軸轉矩： T1=9550×P1/n1=24.74N·m蝸輪軸轉矩： T2=9550×P2/n2=533.36N·m卷筒軸轉矩：Tw= 9550×Pw/nw=522.55N·m（4）各軸的運動參數(shù)如下表：表 2軸名稱 功率(KW) 轉速(r/min) 轉矩(N·m)電動機軸 3.77 1440 25蝸桿軸 3.73 1440 24.74蝸輪軸 2.96 53 533.36卷筒軸 2.90 53 522.555.蝸輪蝸桿的傳動設計分析：根據(jù)蝸桿傳動的工作條件，設計閉式蝸桿傳動。閉式蝸桿傳動具有良好的潤滑條件，失效形式為點蝕，其計算準則為按齒面接觸疲勞強度進行設計，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核（在現(xiàn)場，由于蝸輪輪齒很少發(fā)生因齒根彎曲強度不夠而斷裂，故往往不進行齒根彎曲疲勞強度校核） 。由于相對滑動速度很大，必須進行熱平衡計算，校核一下蝸桿傳動的工作溫度是否過高，箱體散熱面積是否足夠，最后確定制造精度7（1）選擇材料并確定許用應力查機械設計手冊，蝸桿選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 220~240HBS。查機械設計手冊，蝸輪選用錫青銅 ZCuSn10P1,砂磨鑄造；=180Mpa , =56Mpa(單向運轉)。??H???F?（2）按蝸輪齒面接觸疲勞強度設計確定蝸桿頭數(shù) z1，蝸輪齒數(shù) z2查表，選 z1=2，則z2=i z1=27 x 2=54由機械設計手冊，初估效率 、?8.0'?（3）計算蝸輪轉矩 、2Tm5342.N·105.96'1''2 ??nPi?（4）確定載荷系數(shù) K查表，取工作情況系數(shù) K =1.0，載荷分布系數(shù) K =1.0（載荷平穩(wěn)） ，取動載荷系A?數(shù) K =1.05，v則K= K K K =1.05A?v確定模數(shù) m 和蝸桿分度圓直徑 ，蝸輪分度圓直徑1d2d?? 322'212 m18.618054.305.48?????????????????HZKTd?查表,得m =2500.5mm ，m=6.3mm， =63mm2131d則 =m z2=6.3x54=340.2mm2d(5)計算中心距8確定中心距a= =201.6mm21()/d?（6）計算蝸桿導程角 、滑動速度 v 、蝸輪切向速度 v 及蝸桿圓周速度?s 21v因為 tan =m z1 / =0.21所以 =11.3°v = =4.84m/ss??cos106xndv = =0.944m/s22smnd/75.4106???因為 v 3m/s,2所以 初選 K =1.05 合適（7）計算總效率 ?根據(jù) v =4.84m/s,s查表得，當量摩擦角 =2°17′=2.28°（錫青銅蝸輪，蝸輪齒面硬度 45HRC）v?=0.96 =0.96 =0.7999?1)tan(v???與預估效率 =0.8 相差不多，無需復核 m 。、 21d（8）校核蝸輪齒根彎曲疲勞強度1)確定蝸輪齒形系數(shù) FY當量齒數(shù)z = =57.45v23cos?根據(jù) z =57.45，按插入法，查表得 =2.35v FY2）確定蝸輪螺旋角系數(shù) ?9=1- =0.92?Y?140?3)復核蝸輪轉矩 2T= =533.65N·m2T、 、?4）校核蝸輪彎曲強度= =21.29MpaF??YdKF2164. =56Mpa??所以彎曲強度足夠（9）蝸桿、蝸輪各部分尺寸計算1）蝸桿頭數(shù) z =21軸向齒距 P = =19.78mm;am?經(jīng)查表，直徑系數(shù) q=10齒頂圓直徑 d = =75.6mm;1a(2)q?齒根圓直徑 = =47.9mmf.4m?導程角 =11.3°；蝸桿軸向齒厚 = =9.89mm?aS2m?2）蝸輪蝸輪齒數(shù) z =54.2蝸輪分度圓直徑 d =m z =340.2mm;2齒頂圓直徑 d = =352.8mm;2a2()m?齒根圓直徑 = =325.1mmf2.4z?蝸輪齒寬 b2≈2m(0.5+ )=48.09mm 圓整 b2=48mm1Q331q（10）熱平衡計算101）確定室溫 、允許油溫 、散熱系數(shù) K0t??1ts取 =20 ， =70 ，C?1?K =14W/(s2m?2)計算工作油溫 t1t = =4901)(0tAPs???C?t ,1??所以合適。（11）蝸桿傳動潤滑方式及精度等級選擇1）確定潤滑油粘度及潤滑方式根據(jù) v =4.84m/s 查機械設計手冊，選用潤滑粘度為 v =350mm /s,潤滑方式為油s 402池潤滑。 2）確定精度等級根據(jù) v =4.84m/s 查教材，選用 7 級精度。s（12）蝸桿和蝸輪的結構設計，見圖紙。6 .軸的設計計算6.1 輸入軸（蝸桿軸）的設計計算（1）選擇軸的材料，確定許用應力分析可知此減速器的功率屬中、小功率，對材料無特殊要求，故選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查表，得強度極限=640Mpa,a?許用彎曲應力=60MPa.??b1?(2) 按扭轉強度估算軸徑（最小直徑）查表，得 C=126~10311又由式得mm10.2~5.71403.~26nd13 ???）（PC考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故需將估算的軸直徑加3%~5%，由設計手冊取標準直徑為 20mm。（3）軸的結構設計1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸輪蝸桿齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸蓋定位。2）繪制結構草圖3）確定軸各段直徑和長度置 直徑 mm 說明聯(lián)軸器處A220按傳遞扭矩估算基本直徑，另考慮安裝聯(lián)軸器油封處B122為滿足帶輪軸向固定而設一軸肩，按經(jīng)驗可將軸徑增加2～8mm螺母處CM24 安裝圓螺母軸承處D225為便于軸承從左端拆裝，軸承內(nèi)徑稍大于油封處，并符合圓錐滾子軸承標準內(nèi)徑，取直徑為 45，查得軸承型號為深溝球軸承 6305。E 330固定軸承略低于軸承內(nèi)圈，取為 30蝸桿處F585由于蝸桿的直徑與軸的尺寸相近，為了保證強度，故將蝸桿設計在軸上，分度圓直徑是 85G 3 與 E 處相同1203H 225軸承承受軸向力及徑向力為便于軸承從右端拆裝，軸承內(nèi)徑稍大于油封處，并符合滾動軸承標準內(nèi)徑，取直徑為25，查得軸承型號為圓錐滾子軸承 30305，背對背安裝。I 24 安裝圓螺母（4）確定各段軸的長度位置軸段長度mm說明聯(lián)軸器處 A 46 查機械零件設計手冊取 46油封處 B 46 為便于對軸承蓋的拆裝和潤滑，取為 46圓螺母處 C 14.5 固定軸承，且有止動墊片。D 26.5 與軸承厚度配合。E 112 根據(jù)蝸桿對中性連接段取112mmF 83 根據(jù)蝸桿結構設計G1112同 E 段H 44 安裝擋油環(huán)及軸承I 14.5安裝圓螺母與止動墊片（4）傳動零件的周向固定軸與聯(lián)軸器處采用 A 型普通平鍵，鍵的型號為 197-05 X52GB/T136.2 輸出軸（蝸輪軸）的設計計算（1）選擇軸的材料，確定許用應力分析可知此減速器的功率屬中、小功率，對材料無特殊要求，故選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 16.1 查得強度極限 =637Mpa,再由表 16.3 得許用彎曲應力 =60MPa.a???b1??(2) 按扭轉強度估算軸徑（最小直徑）根據(jù)表 16.2 得 C=118~107。又由式（16.2）得=（107~118） mm=40.12~44.25mm3PdCn?34.280考慮到軸的最小直徑處，會有鍵槽存在，故需將估算的軸直徑加 3%~5%，由設計手冊取標準直徑為 48mm。（3）軸的結構設計軸上零件的定位，固定和裝配○ 1單級減速器中可將蝸輪蝸桿齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸蓋定位。繪制結構草圖○ 2確定軸各段直徑和長度○ 3位置 軸直徑 mm 說明A 50 此處安裝軸承，因承受軸向及徑向力，選用圓錐滾子軸承 30210,內(nèi)徑 50mmB 55 為滿足帶輪軸向固定而設一軸肩，按經(jīng)驗可將軸徑增加 2～8mmC 64 安裝蝸輪，此處應低于軸肩。D 70 為便于軸承從左端拆裝，軸承內(nèi)徑稍大于油封處，并符合滾動軸承標準內(nèi)徑，取14直徑為 70mm，選圓錐滾子軸承 30212E 65 固定軸承，稍大于油封處取為 65mmF 55 最小軸徑，與鏈輪配合。（2）確定各段軸的長度位置 軸段長度 mm 說明A 57 與軸承厚度配合B 75 滿足對中性 75mmC 70 與蝸輪配合，略短于蝸輪厚度取為 70mmD 10 與軸承厚度配合，長度由擋油環(huán)補償，10mm 合計取。E 9 固定軸承，稍大于油封處取為 9mmF 21 最小軸徑，與連軸器配合。（3）傳動零件的周向固定軸與鏈輪處采用 A 型普通平鍵，鍵的型號為 197-05 4X936GB/T1軸與蝸輪處采用 A 型普通平鍵，鍵的型號為 - /7.軸的校核7.1 蝸桿軸（1）傳遞的轉矩T =35.34N·M（2）軸上的作用力蝸桿上的切向力： 1t 35.410F83.5xNd???15蝸桿上的軸向力：F =1a2503.76142.38TxNd???蝸桿上的徑向力：F =F tan =1465.9N1ra?（3）確定軸的跨距左右軸承的支反力作用點到蝸輪力作用點的距離為：107mm,115mm；聯(lián)軸器到右端軸承的支反力作用點的距離為：84.5mm按當量彎矩較核軸的強度（1）作軸的空間受力圖，計算各平面上的彎矩和合成彎矩，及其轉矩，如下圖所示16水平面支反力 NFRrDXB 9821621???水平面彎矩 mMBX ·7.40/5垂直面支反力 NFRtBY781462???垂直面彎矩 mAYB .41.30.3合成彎矩 NMBYXB 17.23.7.22?????（2） 、危險面校核當量彎矩：Me= =22)(T?m125)4.60().(2??校核： a105.03PWe????,所以軸的危險面滿足強度要求，故前面所得軸的尺寸符合6][a11MPe??要求。7.2 蝸輪軸的校核（1）蝸輪作用力計算轉矩 T =503.76N·m2Ft =2T2/d2= (圓周力)350.76142.8??Fr2= （徑向力）.tFgN??17F = Ft = （軸向力）2a183.5N（2）求水平面支反力和彎矩按當量彎矩較核軸的強度作軸的空間受力圖，計算各平面上的彎矩和合成彎矩，及其轉矩，如下圖所示18水平面支反力 NFRrCXA 5.10221???水平面彎矩mMAXB ·638.5.63（3）求垂直面支反力和彎矩 NFRtCYA 5.274812???垂直面彎矩 mAYB ·031.6.63(4) 合成彎矩 NMBYXB 488.22?????（5）判斷危險剖面并校核軸徑由圖可見，B 剖面當量彎矩最大，故較核 B 處軸危險剖面當量彎矩：Me= =22)(T??Nm463)5.86.0()48(22???校核： a532.0146MPWe????19,所以軸的危險面滿足強度要求，故前面所得軸的尺寸符合MPe60][531?????要求。8. 鍵聯(lián)接的校核蝸桿軸校核：聯(lián)軸器處的鍵：????MPadhlTp 5.710254.343? Pap10][??蝸輪軸：蝸輪處 ????MPadhlTp 2.4106458.3? Pap10][??鏈輪出 lp 7.9.3p][9．聯(lián)軸器的選擇與校核：聯(lián)軸器的選擇可采用 LX2 型剛性套柱銷聯(lián)軸器標準=摘自 GB/T 4323-2003單位=(mm) 型號=LX2額定轉矩 Tn(N.m)=560選擇滿足使用要求10.潤滑設計：潤滑和密封的選擇潤滑的選擇①、蝸輪傳動的潤滑由于蝸輪圓周速度 V≤12m/s，所以采用浸油潤滑，即將齒輪浸入油中，當齒輪回轉時粘在其上的油液被帶到嚙合區(qū)進行潤滑，同時由池的油被甩上箱壁，有助散熱。為避免浸油潤滑的攪油功耗太大和保證齒輪捏合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油蝸輪的一個齒高為適度，速度高的還可淺些，但不應少于 10mm。②軸承的潤滑軸承的潤滑采用飛濺潤滑。此種潤滑比較適合圓周速度不高的軸承，因為速度過高會形成油霧，就不利于潤滑。20密封的選擇①軸伸出處的密封此處采用氈圈式密封這種方式是利用矩形截面的毛氈圈嵌入梯形槽中所產(chǎn)生的對軸的壓緊作用，獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)灰質(zhì)等侵入軸承室的密封效果。②軸承室內(nèi)的側的密封此出采用擋油環(huán)來密封擋油環(huán)與軸承座孔之間留有不大的間隙，以便讓一定量的油能濺入軸承室進行潤滑，但卻防止過多的油涌入軸承室。11.箱體、機架及附件的設計：機座壁厚為 δ=8mm機蓋壁厚為 δ1=8mm機座凸緣厚度為 b=1.5δ=12mm機蓋凸緣厚度為 b1=1.5δ1=12mm機座底凸緣厚度 mb205.2??地腳螺釘直徑 df=0.036 19.2mm，取 數(shù)目為 4?1amdf20?軸承離連接螺栓直徑 d1=0.75×df=15mm，取 M16機蓋與機座連接螺栓直徑 d2=0.6df=12mm，取 M12軸承端蓋螺釘直徑 d3=0.5df=10mm窺視孔蓋螺釘直徑 d4=0.4df=8mm定位銷直徑 d=0.75d2=9mm連接螺栓 d2 間距 l=200mmdf、d1 、d2 至外機壁距離 c1=22mmdf、d2 至凸緣邊緣距離 c2=20mm軸承旁凸臺半徑 R1= c2=20mm外機壁至軸承座端面距離 l1= c1+ c2+10=52mm大齒輪與內(nèi)機壁距離 Δ1=20mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離 Δ2=15mm機蓋、機座肋厚 m1=0.85δ1=6.8mm，取 7mmm=0.85δ=6.8mm, 取 7mm21軸承端蓋外徑 D2=1.25D+10=1.25*72+10=10mm軸承端蓋凸緣厚度 t=1.2 d3=1.2*10=12mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s= D2=100mm設計小結歷經(jīng)兩個多星期的時間，終于完成了本次畢業(yè)設計。這是我第一次做設計。一開始我不知道從和入手，感覺難入上青天。由于我有向這方面發(fā)展的意向，所以我格外的 認真。通過自己耐心的看書，以及老師辛苦的指導（在這里我首先要感謝指導我很多的老師） ，我慢慢理清了思路。在這些天我每天專研，今天終于成型了。在這次設計中遇到了很多挫折，如進行校核時，出現(xiàn)了次校核失敗等。由于時間倉促以及所學的知識不夠全面，雖然完成了本次設計，但難免有錯誤和遺漏，設計中的錯誤希望得到老師的指正。同時也感謝老師在設計期間給予的幫助和指導。22參考文獻1． 《機械設計課程設計指導書》 （第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國等2． 《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編：陳立德3． 《機械設計》 （第七版） 高等教育出版社 主編：紀名剛4． 《機械設計手冊》 （軟件版）23