基于UG三維的渦輪蝸桿減速器設計
基于UG三維的渦輪蝸桿減速器設計,基于,ug,三維,渦輪,蝸桿,減速器,設計
本科畢業(yè)論文
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論文提交日期： 年 6 月 1 日
論文答辯日期： 年 6 月 5 日
摘要
本文以蝸輪蝸桿減速器設計為例，運用UG軟件進行三維實體建模、虛擬裝配并進行干涉分析、仿真運動及運動分析，得到位移、速度及加速度曲線。
通過對減速器的簡單了解開始學習設計渦輪蝸桿減速器嘗試設計增強感性認知和對社會的認知能力，及進一步鞏固自己學過的理論知識，提高綜合運用所學知識發(fā)現(xiàn)問題解決問題，以求把理論和實踐結合到一起，為以后的工作和學習積累經(jīng)驗。學習如何進行機械類設計學習運用多種工具如CAD軟件ug軟件直觀的呈現(xiàn)在平面圖上，機械傳動裝置在不斷地使用過程中，會不同程度的磨損，因此要對機械與以維護和保養(yǎng)，延長其使用壽命，高效化的運行，提高生產效率，降低生產成本，獲得最大化的使用。
渦輪蝸桿減速器是將電機的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的結構目前用于傳遞動力與運動的機構中，應用范圍相當廣泛。本文首先通過對所需電動機的轉速和功率計算，再結合查表選出合適的電動機。然后對不同的齒數(shù)和模數(shù)等參數(shù)進行切量的計算，并選出最優(yōu)的參數(shù)，通過對減速器的簡單了解嘗試設計增強感性認知和對社會的適應能力，及進一步鞏固已學的過得理論知識，以求把理論和實踐結合到一起為以后的工作和更好的學習積累經(jīng)驗。
關鍵詞： 渦輪蝸桿減速器； UG軟件； 三維實體建模； 分析計算；減速器的維護和保養(yǎng)；
Abstract
In this paper, worm gear reducer design as an example, the use of UG software for three-dimensional solid modeling, virtual assembly and interference analysis, simulation movement and motion analysis, the displacement, velocity and acceleration curve.
Through the worm reducer reducer of simple to understand learning design attempts to design enhanced by emotional cognitive and socio-cognitive, and further consolidate their theoretical knowledge and improve the comprehensive use of knowledge to problem solving problems in order to combine theory and practice, and learning experience for future work. Mechanical design learn how to learn to use a variety of tools such as CAD software UG software visual presentation on the plans, mechanical drives in constant use in the process be different degrees of wear, so the machinery and to maintenance and repair, extend its life, more efficient operation, improve productivity, reduce production costs, to maximize use.
Worm reducer is to reduce the number of motor rotation to the number of rotation, and to get a larger torque structure is currently used to transfer power and movement of the body, a wide range of applications. In this paper, first of all, through the calculation of the speed and power of the motor, and then combined with the look-up table to select the appropriate motor. Then for different number of teeth and the modulus of cutting the amount of calculation, and select the optimal parameters. Through the reducer is simple to understand try to design enhance the perceptual cognition and to society's ability to adapt to, and further consolidate the theoretical knowledge of the lead, in order to theory and practice combine to together for the future work and a better learning experience.
Key words: worm reducer; UG software; 3D solid modeling; analysis and calculation
目 錄
第一章 緒論 1
1.1 計算機輔助設計 1
1.2減速器簡介基本介紹 2
第二章 減速器設計總方針及各部件的選取 3
2.1 減速器設計總要求 3
2.1.1 設計運用于帶式運輸機上的蝸輪蝸桿減速器 4
2.2 電動機的選擇 4
2.2.1 電動機容量的選擇 4
2.2.2 電動機轉速的確定 5
2.2.3 總傳動比的確定 5
2.3 傳動裝置運動和動力參數(shù) 6
2.3.1 各軸轉速的計算 6
2.3.2 各軸輸入功率的計算 6
2.3.3 各軸轉矩的計算 6
2.4 確定蝸輪蝸桿的尺寸 6
2.4.1 蝸桿傳動類型的選擇 6
2.4.2 選擇的材料 6
2.4.3 根據(jù)齒面接觸疲勞的強度設計 7
2.4.4 蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)幾何尺寸的計算 8
2.4.5 校核齒根彎曲疲勞強度 8
2.4.6 驗算效率η 9
2.4.7 蝸桿傳動的熱平衡核算 9
2.5 減速器軸的設計計算 10
2.5.1 蝸桿軸的設計 10
2.5.2 蝸桿軸的結構設計 10
2.5.3 軸的校核 11
2.5.4 計算最小軸徑： 12
2.5.5 選聯(lián)軸器： 12
2.5.6 初選圓錐滾子軸承： 13
2.5.7 軸上零件的周向定位： 13
2.5.8 根據(jù)彎扭合成應力效核軸的強度應為 14
2.6 滾動軸承的確定及其計算 15
2.6.1 蝸桿軸上軸承的選擇和計算 15
2.6.2 蝸輪軸上軸承的選擇和計算 15
2.7 鍵聯(lián)接的選擇與驗算 16
2.7.1 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 16
2.7.2 校核鍵聯(lián)接的強度 16
2.8 聯(lián)軸器的選擇及校核 17
2.9 潤滑與密封的設計 17
第三章 三維實體設計 19
第四章 蝸輪蝸桿減速器常見問題及原因分析 28
第五章 減速器的基本結構及國內外發(fā)展現(xiàn)狀 30
5.1 減速器的基本結構 30
5.2 國內外的發(fā)展現(xiàn)狀 31
參考文獻 33
致謝 34
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 緒論
第一章 緒論
1.1 計算機輔助設計
（CAD）技術作為現(xiàn)代信息技術領域中設計技術之一，同時也是使用最為廣泛的技術。其中UG作為中高端三維CAD軟件，其具有功能強大、應用范圍廣等特點，所以被公認是具有統(tǒng)一力的中高端設計解決方案。
UG是由很多功能模塊組合而成的，其中每一個模塊都有其自己獨立的功能，并且可以隨時根據(jù)用戶調用其中的一個或多個模塊進行設計。甚至還能調用系統(tǒng)的附加模塊或者采用軟件進行二次性質的開發(fā)工作。下面我就介紹UG在集成環(huán)境中的四個主要的CAD模塊。
1.基礎環(huán)境?；A環(huán)境是UG啟動后自動運行的第一個模塊，這是其他應用模塊運行的公共平臺。
2.建模模塊。建模模塊是用于創(chuàng)建三維模型的，這是UG中的核心模塊極其重要。UG軟件所擅長的曲線功能與曲面功能在這個模塊里得到了淋漓盡致的體現(xiàn)，可以毫無顧忌自由地表達設計者的思想與進行創(chuàng)造性的改造設計，以至于得到優(yōu)秀的的造型效果與造型速度。
3.裝配模塊。運行UG的裝配模塊可以很簡單的地完成全部零件的裝配工作。并且在組裝過程中，我們可以選擇從上到下的裝配方法，可以迅速的跨越裝配層來直接訪問所有組件或子裝配圖的設計模型。
4.制圖模塊。運行UG三維模型繪制工程圖機器簡單方便，用戶只需對自動繪成的視圖進行基本的的修改以及標注就可以完成工程圖的制作。與此同時，如果在實體模型或工程圖二者之一做任何修改，其修改結果就會馬上反應到另一個中，這樣讓工程圖的繪制更加方便快速。
這次二級減速器造型設計能夠使我們學習機械產品CAD設計基本方法，鞏固課程知識，提高動手實踐能力，進一步提高運用計算機進行三維造型及裝配設計、工程圖繪制方面的能力，了解軟件間的數(shù)據(jù)傳遞交換等運用，掌握CAD軟件應用。
1.2減速器簡介基本介紹
減速器的本質是原動機與工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，它是用來降低轉速和增大轉矩的，以此來滿足工作的需要，不光如此減速器某些場合也可以用來增加速度，稱為增速器。選擇減速器時需要依據(jù)工作機的選用條件，技術方面的參數(shù)，動力機的性能，經(jīng)濟性等許多因素，通過比較不相同的類型、品種的減速器的外廓尺寸，傳動的效率，承載能力，質量好壞，價格是否具有性價比等，采用最適合的減速器。渦輪蝸桿減速器與其他裝置比是一種特別精密的機械，運用它的目的是使轉速降低，來增加轉矩。減速器的主要構造是由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體和其附件共同組成。
33
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 減速器設計總方針及各部件的選取
第二章 減速器設計總方針及各部件的選取
2.1 減速器設計總要求
機械零部件的設計是整個機器在設計工作過程中一個非常重要的內容，因此此次設計將會會從機器整體出發(fā)來考慮零件的設計。這次我的步驟包括：零件類型的選擇；零件上載荷確定；零件失效的分析；零件材料的選擇；通過對承載能力的計算確定初步零件的主要尺寸；對零部件的結構進行和理性分析；作出零件的工作圖和零部件的裝配圖。對工廠大批生產的標準零件主要是根據(jù)機器工作要求和承載能力計算，由標準中合理選擇。
參照工藝性原則及標準化原則對零件進行結構上的設計，這將會是分析零部件的結構合理性的基礎。通過準確的分析和計算，過程中如果零件的結構不符合要求，不但浪費材料，甚至會使零件的相互組合不能裝配成合理的機器工作和符合維修要求的良好部件，嚴重的就根本裝備不起來。經(jīng)濟性是機器的一個綜合性非常重要的指標，經(jīng)濟性是設計機器首先也是最值得要考慮的。當下經(jīng)濟性的解決方案如下：①首先用先進的現(xiàn)代設計理論方法，保證參數(shù)最優(yōu)化，應用CAD技術，加速設計的進度，力求設計成本的降低；②組織設計和制造過程要符合理論；③盡力采用標準化、系列化和通用化的零部件；④對選擇材料，改善零件的結構工藝性要力求合理，要采用新材料、新結構、新工藝和新技術，盡量讓其用料少、使其質量輕、加工費用最低、方便裝配⑤改良機器的造型上的設計，讓其銷量增加。在提高機器使用經(jīng)濟性方法主要有：①使機器的機械化、自動化水平增加，來提高機器的生產效率和產品的質量；②選擇效率高的傳動系統(tǒng)和支承裝置質量好的產品，通過這些來使能源消耗和生產成本的降低；③通過用正確的的防護、潤滑等密封裝置，來增加機器的使用壽命，并且為了避免環(huán)境污染。在機器的預先設定的工作期內務必具有有一定的可靠性。從而將機器的可靠度提高。不光如此，從機器的設計角度出發(fā)來考慮，確定準確的可靠性水平，保證結構簡單化，通過減少零件的數(shù)目，盡量選擇標準件和可靠零件，在設計機器的組件和部件時保證其合理性，并且選擇安全系數(shù)大的，這些對機器的提高可靠度十分有效。
2.1.1 設計運用于帶式運輸機上的蝸輪蝸桿減速器
工作條件的要求運輸機可以連續(xù)工作單向運轉，可以空載啟動，且載荷較平穩(wěn)，室外工作壽命為10年，工作環(huán)境清潔，每年工作300天。運輸鏈允許速度誤差5%，小批量生產，如下圖2-1所示。
原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力：F=2100N，運輸帶的速度：v=1.25m/s，卷筒的直徑：Ｄ=350m。
圖2-1傳動裝置簡圖
2.2 電動機的選擇
按照工作要求和條件，將選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓為380V，Y型。
2.2.1 電動機容量的選擇
電動機需要的工作功率按設計指導書式（1）
（2-1）
由設計指導書公式（2）
所以
通過估算從電動機到運輸帶傳動的總效率得出η為聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設計指導書參考表1初選
是蝸桿傳動時的傳動效率0.75
是軸承的傳動時效率
是卷筒的傳動時效率
η=0.992×0.75×0.983×0.96=0.664
Pd=Fv／1000η=2300×1÷（1000×0.664）=3.571kw
2.2.2 電動機轉速的確定
通過已知道的可算出卷筒的轉速是
N=60×1000v÷(πD)=60×1000×1.25÷π÷390=61.24r／min
通過指導書表1里面的推薦的合理范圍，閉式為蝸桿的傳動結構形式式，并且決定采用雙頭傳動方式，通過查表得知傳動機構的傳動比為10—40。
通過上述可以得出該電動機轉速可以選擇范圍為 nd=（10----40）×61.24=612.4----2449.6
通過對電動機和傳動裝置的尺寸的大小，質量的好壞，價格的高低和其傳動比，決定采用電動機型號為Y-132M1-6。
表1 Y-132M1-6電動機數(shù)據(jù)表如下
型號
額定功率
滿載轉速
滿載電流
Y132M1-6
4kw
960r／min
2.0N/m
2.2.3 總傳動比的確定
通過上述的電動機的滿載轉速nm 以及工作機主軸的轉速 n，我們可計算出傳動裝置總的傳動比為：
i =nm/n=960/61.24=15.68
i是在14—27的范圍內，可以選擇的雙頭閉式傳動。
2.3 傳動裝置運動和動力參數(shù)
2.3.1 各軸轉速的計算
是蝸桿的轉速，因為其是和電動機用聯(lián)軸器接在一起的，所以它轉速與電動機的轉速一致。
是蝸輪的轉速，因為其是和工作機接在一起的，所以它的轉速與工作軸的轉速一致。
n1= 960r/min n2=61.24r/min
2.3.2 各軸輸入功率的計算
P是電動機的功率P=3.571kw P1是蝸桿軸的功率P1=P×0.99=3.535kw P2是蝸輪軸的功率P2 =3.535×0.98×0.75=2.598kw P3是卷筒的功率P3=2.598×0.98×0.99×0.96=2.419kw
2.3.3 各軸轉矩的計算
T是電動機軸上的轉矩 T=P/n×9550=3.571/960×9550=32.74N/m
T1是蝸桿軸上的轉矩 T1=P1/n1×9550=35.17N/m
T2是蝸輪軸上的轉矩 T2=P2/n2×9550=405.14N/m
2.4 確定蝸輪蝸桿的尺寸
2.4.1 蝸桿傳動類型的選擇
滑動的速度v=0.0253√Pn3=3.74m/s
通過GB\T 10087-88的推薦，決定使用漸開線蝸桿（ZI）
2.4.2 選擇的材料
因為蝸桿傳遞的傳動功率并不大，其速度為中等，所以蝸桿決定使用45鋼調制來處理，為了高效率，決定使用雙頭蝸桿。
2.4.3 根據(jù)齒面接觸疲勞的強度設計
以閉式蝸桿設計準則，首先根據(jù)齒面接觸疲勞的強度設計，然后檢查齒根的彎曲疲勞強度。根據(jù)文獻1式（11-12）計算出傳動中心距
（2-2）
=414.829N.mm
（1）得出載荷系數(shù)K
載荷系數(shù)=1.1。
（2）確定出彈性影響系數(shù)，采用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿的組合，得出
（3）確定接觸系數(shù)
首先假設蝸桿的分度圓直徑與傳動中心的比為/ a=0.3根據(jù)文獻1圖11-18中可查得=2.8
（4）確定許用接觸應力[]
因為蝸輪的材料是鑄錫磷青銅，砂模鑄造，并且蝸桿螺旋齒面硬度大于45HRC，所以在文獻1表11-7中找出得蝸輪的許用應力為[] =220Mpa
（5）中心距的數(shù)量計算
NH=10×300×16×60×66.21≈190000000
使用壽命系數(shù)為KH=8√10000000/NH=0.69
[]1=0.69×220=151.8N/m
=151.7mm
≈0.68 a0.875=0.68×151.70.875≈80 mm
i=14.07 通過查p192表12-2 Z1=2 Z2=2×14.07≈29
則 i=29/2=14.5
m=2α-d1/Z2=7.7
由表查的取模數(shù)m=8,,通過驗證α=m(q+Z2）/2=156mm
=mq=80mm /α=0.5 =2.4<2.8
=136.9mm 滿足設計的條件
2.4.4 蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)幾何尺寸的計算
（1）蝸桿
分度圓直徑為 =mq=80mm
軸向齒距為 mm
直徑系數(shù)為
齒頂圓直徑為
齒根圓直徑為 df1=-2m(ha1+ca1)=80-2×8（1+0.25）=60mm
分度圓導程角為 =11.0399°
蝸桿軸向齒厚為
（2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)確定為 =29，變位系數(shù)確定為 =-0.5
經(jīng)驗算傳動比確定為i=14.5
根據(jù)上述得出傳動比誤差為
Δi=(14.5-14.07)/14.07=3.06%＜5% 綜述該結果符合要求
蝸輪分度圓直徑為 d2=mZ2=8×29=232mm
蝸輪喉圓直徑為 da2=232+2×8（1-0.5）=240mm
蝸輪齒根圓直徑為 df2=232-2×8（1+0.25-0.5）= 220mm
蝸輪咽喉母圓半徑為 rg2=240+8=248mm
蝸輪齒寬為 b2=8m×（m+0.06Z2)=77.92mm
2.4.5 校核齒根彎曲疲勞強度
（2-3）
采取當量系數(shù) Zr=Z2/COS3=30.76
通過變位系數(shù)=-0.5，=30.76
在圖11-8中查得齒形系數(shù)為 =2.6
螺旋角系數(shù)為 =
許用彎曲應力為 =
因為ZCuSn10P1鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應力為′=60Mpa。
其壽命系數(shù)為 KH=0.69
==60×0.69=41.4Mpa
=12Mpa
可得出見彎曲強度是允許的。
2.4.6 驗算效率η
η=（0.95--0.97)tan/tan（+p，） （2-3）
Vs=πDn2/60×1000×COS=3.98>3.74m/s
符合要求 經(jīng)過查表12-7得出 p，=1.35°
η=0.96tan/tan（+p，）≈86%
2.4.7 蝸桿傳動的熱平衡核算
因為蝸桿傳動的效率低，并且其在工作時發(fā)熱量大。所以在閉式傳動里，工作時的熱量不能迅速散開，這樣會導致因油熱不斷上升從而使?jié)櫥妥冡專瑢е略龃竽Σ?，嚴重時會發(fā)生膠合。因此對熱平衡的計算是必要的，從而確保油溫穩(wěn)處于允許的范圍內。
在規(guī)定條件下允許工作溫度需要的散熱面積為
取αt=15 △t=60-70℃ A>1000P(1-η)/αt △t=0.62-0.53m3
2.5 減速器軸的設計計算
2.5.1 蝸桿軸的設計
因為蝸桿直徑較小，所以將蝸桿和蝸桿軸做成一體的，即做成蝸桿軸。
蝸桿上的轉矩為T1=38.93N·m
求作用在蝸桿及蝸輪上的力
圓周力為 Ft1=Fa2=2T1//d1=3576N
軸向力為 Fa2=Ft1=2T2/d2=973.3N
徑向力為
初步得出軸的最小直徑所以先按文獻1中的式15-2先估算出蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調質處理，由文獻1中的表15-3，得C=110，
則 （2-4）
17.6×1.07=18.8mm 取d=20mm
由上的確定電動機為Y132M1——6它的輸出軸直徑為38mm，因為使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相匹配，所以需要同時選取聯(lián)軸器的型號.。
因為聯(lián)軸器的計算轉矩考慮到轉矩變化很小，所以我選取Ka =1.5，所以可以得出：
m （2-5）
通過計算轉矩Tca應該要小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，通過標準GB\T5014-1985，得出選用TL Z6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩是250。聯(lián)軸器的尺寸是d=38mm,L=82mm。
2.5.2 蝸桿軸的結構設計
（1）通過擬定蝸桿上零件的裝配策略與蝸桿是直接和軸做成一起的，
（2）通過軸向與周向定位的要求，計算出各段的直徑與長度，因此第一段d=32mm，L=82mm，第二段d=44mmL=50mm，第三段d=45所以采用圓錐滾子軸承30209，
d=45mmD=85mmB=19mm,L=3+19=22mm,第四段d=45mm，L=10+30=40mm×2,第五段d=80查表，蝸桿齒寬B=77.92，L計算選為120mm。第六段L=19mm。 第七段，與減速器連接部分21mm，L蝸桿=394mm。如圖2-2所示：
圖2-2軸的結構示意圖
2.5.3 軸的校核
（1）垂直面的支承反力（圖b）
Fr=tan20°Fa=1301.5N L=244mm
（2-6）
（2）水平面的支承反力為（圖c）
（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b）的材料是45鋼，調質處理
（2-7）
葪
（4）繪水平面的彎矩圖（圖c）
（2-8）
（5）求合成彎矩（圖d）
（2-9）
（6）該軸所受扭矩T=38932N.mm
（7）按彎扭合成應力校核軸的強度
通過文獻1式（15-5）和以上數(shù)據(jù)，得出并采用α=0.6，軸的計算應力前已選定軸：
Me=
d>3√Me/0.1=17.2mm<80mm
所以安全。
（8）因為軸的最小直徑是根據(jù)按扭轉強度很充足來確定出來的，通過蝸桿軸受力情況可得截面C處應力為最大，然而它軸徑也是較大的，并且應力集中應該不大，各處應力集中都較小，因此蝸桿軸疲勞強度不需要驗算。
2.5.4 計算最小軸徑：
根據(jù)文獻1中的式15-2大致估算出蝸桿的最小直徑，因此用的材料為45#鋼，調質處理，通過文獻1中的表15-3，得出取C=110，
所以 （2-10）
因為聯(lián)想到鍵槽dmin×1.3=50.05mm
所以d取55mm
2.5.5 選聯(lián)軸器：
因為聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=Ka .T3考慮到轉矩變化較小，因此取Ka =1.3因此有：
（2-11）
根據(jù)計算轉矩Tca需要小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，通過文獻３表8-7，采用LTZ8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，該公稱轉矩是710N./m
半聯(lián)軸器的軸徑為d1取55mm
半聯(lián)軸器的長度為L取121mm L2=84mm
所以選軸伸直徑為55mm。
2.5.6 初選圓錐滾子軸承：
根據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承30213，通過表6-7得
B=23mm,D=120mm,d=65mm，T=24.25mm, a=23.8
所以選取軸的結構尺寸如下：第一段為d=55mm，L=112mm，第二段為d=60mm，L=30mm。第三段為d=65mm，L=50mm第四段為d=70mm，L=86mm。第五段為d=80mm,L=10 mm,第六段為d=65mm，L=40mm。
因此軸的長度為L蝸輪 =328mm。
至此，可以大致確定了軸的各段直徑和長度。
2.5.7 軸上零件的周向定位：
因為根據(jù)需要半聯(lián)軸器和軸的周向定位同時需要采用平鍵連接。半聯(lián)軸器和軸的配合是H7/k6。滾動軸承和軸的周向定位是通過盈配合來確保的的，所以這里選軸的直徑尺寸公差是k6。蝸輪和軸使用過盈配合H7/r6。
選用軸端倒角為2×45°，并且各軸肩處的圓角半徑是R1.6。
通過軸上的載荷繪制下圖2-3
圖2-3軸上的載荷繪制圖
2.5.8 根據(jù)彎扭合成應力效核軸的強度應為
L=160
（1）垂直面的支承反力（圖b）
（2-12）
（2）水平面的支承反力為（圖c）
（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b）
（2-13）
（4）繪水平面的彎矩圖為（圖c）
（2-14）
（5）求合成彎矩為（圖d）
（2-15）
（6）該軸所受扭矩是 T=414.8N.m
（7）根據(jù)彎扭合成應力校核軸的強度
經(jīng)查文獻1式（15-5）和以上數(shù)據(jù)，并且選取α=0.6，所以軸的計算應力應該為
d>3√Me/0.1=21.9mm<70mm
此前已確定軸的材料=45鋼，調質處理，根據(jù)文獻1表15-1得。因此<，所以安全。
（8）因為軸的最小直徑是根據(jù)扭轉強度很富裕地得出的的，根據(jù)軸受力情況知截面C處應力最大，然而其軸徑也很大，但應力集中較小，所以每處應力集中都較小，因此蝸輪軸疲勞強度不需要校核。
2.6 滾動軸承的確定及其計算
2.6.1 蝸桿軸上軸承的選擇和計算
該設計里有兩處用到了軸承，一處是在蝸桿軸，因為知道該軸徑d=45mm，因此采用內徑為45mm的軸承，使用圓錐滾子軸承，采用型號是30209的軸承，D=85mm,B=19mm,α=18.6第五部分推導出的作用在蝸輪軸以及蝸桿軸上的外力和支反力。
Fr=Fr2/4=325.4N
根據(jù)p280表16-11得出e=1.5tanα=0.504
Fa/Fr=2.99>e 所以X=0.4 Y=1.10
已知 P=(XFr+YFa） （2-16）
X=0.4 Y=1.10
P=0.4×325.4+1.10×973.3=1201N
Fr,=Fr2/2=650.8N 則P2=650.8N
計算軸承壽命 （2-17）
根據(jù)已知為滾子軸承ε=10/3 Ln=10200000h大于48000h，
遠遠的符合要求。
2.6.2 蝸輪軸上軸承的選擇和計算
蝸輪軸；由上可得次此處軸徑為d=55mm，故選內徑為55mm的軸承，采用圓錐滾子軸承；采用型號是30213的軸承，D=120mm,B=23mm,α=23.8，基本額定動載荷為C=120kw,極限轉速為3200r/min. Fae=650.8N Fr=1301N Fd1=0.66Fr1=858.7N
Fd2=0.66Fr2=858.7N Fa1=1509.46N
Fa2=858.7N Fa1/Fr1=1.16>0.66
則X1=0.4 Y1=0.91 Fa2 /Fr2=0.661>0.66 則X2=0.4 Y2=0.91
已知 P=fe(XFr+YFa）
軸承包含中度的沖擊載荷，fe=1.5
P1=2841N P2=1952.7N P1>P2 取P2
Ln=4800000h>48000h
因此符合要求。
2.7 鍵聯(lián)接的選擇與驗算
2.7.1 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
在此次設計中包含三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器的輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處。一處為減速器的輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處。另一處為蝸輪和蝸輪軸的聯(lián)接。通常情況下8級以上的精度需要有定心精度的要求，因此我打算采用平鍵聯(lián)接，因為只是單純的聯(lián)接的是兩根軸，因此采用圓頭普通平鍵（A）型。并且鍵3的蝸輪在軸的中間，因此也選擇同樣的鍵。
2.7.2 校核鍵聯(lián)接的強度
因為蝸桿上的鍵，軸徑為d1=32mm，L=82mm并且是靜聯(lián)接，所以通過P156的表10-9查詢，得許用擠壓應力是[σp]=100-120MPa,采用平均值，[σp]=110MPa。鍵為L=70mm,b=10mmh=8mm，
σp==8.78Mpa<[σp]
綜上可知聯(lián)接的擠壓強度滿足，即此鍵符合工作要求。
蝸輪上的鍵、軸和 蝸輪的材料選取的是鋼和鑄鐵，不僅如此還屬于靜聯(lián)接，通過查得許用擠壓應力是[σp]=100-120MPa,采用平均值，[σp]=110MPa。
鍵的為L=80mm,b=20mm,h=12mm
（2-18）
σp ==24.2Mpa<[σp]
由上可知聯(lián)接的擠壓強度符合要求，即該鍵可以正常運行。
并且蝸輪上另一處鍵，L=70mm,b=16mm,h=10mm
[σp]=110MPa
σp ==43.1Mpa<[σp]該鍵可以正常運行。
2.8 聯(lián)軸器的選擇及校核
由上可知電動機選取，132M1-6,其輸出軸d=38mm，根據(jù)參考文獻2 P291表17-1，得出KA=1.5，所以 Tca=KAT 因此Tca=1.5×39.32=58.98N/m
因此采用LTZ6彈性套柱銷聯(lián)軸器。該聯(lián)軸器公稱轉矩T=250N/m>Tca允許用轉速n=3300r/min>960r/min經(jīng)過檢驗合格。
該蝸輪軸上聯(lián)軸器，已知的d=55mm，決定采用LTZ8彈性套柱銷聯(lián)軸器。所以Tca=1.5×414.8=622.2N/m<710N/m,許用轉速n=2400r/min>66.2r/min,經(jīng)檢驗合格。
2.9 潤滑與密封的設計
鑒于本次設計蝸桿減速器采用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，所以根據(jù)參考文獻3，采用型號為L-AN32的全損耗系統(tǒng)用油，這個系統(tǒng)油對于蝸桿的給油方式，是從蝸桿的相對滑動速度和載荷類型選擇出來的，鑒于設計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度是4.m/s內，不但如此使用的是閉式傳動，它的傳動載荷中等，采用的油浴潤滑。這次蝸桿傳動的潤滑用油量，因為選擇的是閉式蝸桿傳動，攪油損耗應該較小，而且選擇的是的是蝸桿下置式的傳動的方式，因此浸油的深度準確應該為蝸桿的一個齒那么高。蝸輪的潤滑是主要通過蝸桿的帶油作用這種方式來進行潤滑。
該軸承的潤滑方式，在蝸桿軸承上選擇浸油潤滑。并且該蝸輪軸承上的潤滑選擇的是通過刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑的方式。除此之外在安裝的過程中，是需要對軸承的潤滑實施妥善的處理，需要用潤滑油脂實施完全的潤滑。
因為軸承的密封設計是選擇了軸承端蓋且還在當中使用了了密封圈。讓整個箱體呈現(xiàn)全密封的。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 三維實體設計
第三章 三維實體設計
蝸輪蝸桿減速器的主要部件有：上下箱體，蝸輪，蝸桿，軸承，端蓋等。UG 給其提供了多種建模方法，在建立渦輪蝸桿減速器的各零部件模型過程中, 是可以采取對曲線、草圖的拉伸、旋轉建立各種掃描實體的 , 同時也可以用系統(tǒng)提供的特殊的復制功能創(chuàng)建各種各樣的特征體。所以我們需要針對各類零件具有的特點,采用合理的建模方案 , 從而提升建模的效率值。具體零部件的建模過程在此不作介紹，如下圖所示：
圖3-1螺釘
圖3-2螺釘螺母
圖3-3螺釘螺母連接圖
圖3-4左右基本骨架
圖3-5連接裝置
圖3-6前蓋
圖3-7底座
圖3-8軸孔
圖3-9齒輪
圖3-10軸
圖3-11傳動裝置完成
圖3-12箱體
圖3-13箱體
圖3-14箱蓋
圖3-15完整箱蓋
圖3-16渦輪蝸桿減速器完整圖
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 蝸輪蝸桿減速器常見問題及原因分析
第四章 蝸輪蝸桿減速器常見問題及原因分析
蝸輪蝸桿減速器是一種結構非常緊湊、傳動比較大大，并且在特有的條件下含有自鎖功能的傳動機械。不僅如此該減速器安裝很方便、其結構較合理，問世以來得到特別多的廣泛的應用。在這里我們簡單的總結下常見問題和其原因：
（1）渦輪蝸桿減速器發(fā)熱以及漏油。為了提升工作時候的效率，蝸輪減速器通常全部選擇有色金屬來作為蝸輪，蝸桿則使用比較硬的鋼材來制作。因為是滑動摩擦傳動，所以運行過程中會產生大量的熱量，這樣會讓減速機的各個零件以及密封之間熱膨脹產生差異，導致在各配合面形成空隙，并且潤滑油液因為溫度的變高產生稀疏現(xiàn)象，這樣會導致泄漏現(xiàn)象。導致這種情況的罪魁禍首通常有四點，一是材質互相的的搭配的不合理性；二是嚙合摩擦面表面的質量不符合要求較差；三是潤滑油進行添加時添加量的選擇錯誤；四是裝配的質量以及使用時候環(huán)境較差。
（2)蝸輪磨損。在通常情況下蝸輪一般選擇錫青銅，和其匹配的的蝸桿材料選擇45鋼淬硬至HRC4555，或40Cr淬硬HRC5055后采取蝸桿磨床磨削到粗糙度Ra0.8μm左右。渦輪蝸桿減速器通常運行時的磨損會很慢，其壽命使用10年以上甚至更久。但是在磨損速度較快的情況下，就要想想使用的選擇是否正確，是否存在超過負荷的運行，和蝸輪蝸桿的材質是否正確、裝配質量是否過關或使用環(huán)境是否符合要求等原因。
（3）傳動小斜齒輪磨損。通常會發(fā)生在立式安裝的渦輪蝸桿減速器上，主要是因為與潤滑油的添加量和潤滑油品種有關。在立式安裝時，及其容易產生潤滑油量不足的情況，從而導致渦輪蝸桿減速器停止運轉時，在電機與渦輪蝸桿減速器之間傳動齒輪的油流失，致使齒輪得不到充足的潤滑保護。在渦輪蝸桿減速器開啟式時，因為齒輪得不到及時的效潤滑以致機械產生磨損嚴重甚至損壞。
（4）在蝸桿的軸承損壞發(fā)生故障時，就算減速的箱密封良好，但還會經(jīng)常發(fā)現(xiàn)減速器內的齒輪油被乳化的現(xiàn)象，軸承會生銹、腐蝕、損壞。其實這因為減速器在工作運行一段時間后，齒輪的油溫變高又冷卻后生成的的凝結水與水混合在一起了。當然，這和軸承的質量好壞及裝配工藝密切度息息相關。
蝸輪蝸桿減速器的解決方法
（1）為了確保裝配質量高，可購買或者自己制造一些專用的小工具，拆卸與安裝減速器零部件時，要盡可能的減少使用錘子等其他工具敲擊；在更換齒輪、蝸輪蝸桿時需要盡可能的選擇原廠配件還有成對的更換；在進行裝配輸出軸時，要留心公差配合；要采用防粘劑或紅丹油等來保護空心軸，要避免磨損生銹或配合面產生積垢，維修時難拆卸。
（2）潤滑油與添加劑的選擇，蝸齒減速器通常會選擇4403#合成齒輪油，這對重負荷、啟動較頻繁、使用環(huán)境較差的減速器而言，需要選用一些潤滑油做添加劑，使減速器在不運轉時齒輪油仍然依附在齒輪的表面，從而形成保護膜，來防止重負荷、低速、高轉矩與在啟動時金屬之間的直接接觸。在添加劑中含有密封圈調節(jié)劑與抗漏劑，用來密封圈保持柔軟和彈性，可以減少潤滑油的泄漏。
（3）減速器安裝位置的選擇位置符合規(guī)定的情況下，盡可能不選擇立式安裝。在立式安裝時，這時候潤滑油的添加量會比水平安裝要多很多，這樣極度造成減速器發(fā)熱以及漏油。
（4）在建立潤滑維護制度可依照潤滑工作“五定”原則對減速器采取維護，從而保證每一臺減速器都有專門責任人定期檢查，在發(fā)現(xiàn)溫度明顯升高時候，超過40℃或油溫超過80℃，油的質量會迅速下降或在油中會發(fā)現(xiàn)許多的銅粉并且產生不正常的噪聲等現(xiàn)象時，應該馬上停止使用，立刻檢修，排除故障，更換潤滑油。其中在加油時，務必注意油的量，從而是減速機得到正確的潤滑。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 減速器的基本結構及國內外發(fā)展現(xiàn)狀
第五章 減速器的基本結構及國內外發(fā)展現(xiàn)狀
5.1 減速器的基本結構
它的基本結構大致有三大部分：
1.齒輪、軸和軸承組合小齒輪與軸制成一體，叫做齒輪軸，這種結構用于齒輪直徑和軸的直徑相關不是很大的情形下，如果軸的直徑為d，齒輪齒根圓的直徑為df，則當df-d≤6～7mn時候，應選擇這種結構。而當df-d＞6～7mn時，選擇齒輪和軸分開成為兩個零件的結構，當?shù)退佥S和大齒輪。這時齒輪和軸的周向固定平鍵聯(lián)接，軸上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋作軸向固定。兩個軸全部選擇深溝球軸承。這種組合，適用于承受徑向載荷與不減速器大的軸向載荷的情況。當軸向載荷很大時，應選擇角接觸球軸承、圓錐滾子軸承或深溝球軸承和推力軸承的組合結構。軸承是利用齒輪旋轉時濺起的比較稀的油，以此來起到潤滑的作用。箱座中油池里面的的潤滑油，被旋轉的齒輪濺起飛粘到箱蓋的內壁上面，順著內壁流到分箱面坡口后，在通過導油槽進入軸承。當浸油齒輪圓周速度υ≤2m/s時，我們該選擇潤滑脂潤滑軸承，為了避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可選擇擋油環(huán)將其分開。為了防止?jié)櫥土魇б约巴饨缁覊m進入到箱內，會在軸承端蓋與外伸軸之間安裝密封元件。
2.箱體是減速器的非常重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有非常強的強度和剛度。箱體一般用灰鑄鐵來制造，當然這對于重載或有沖擊載荷的減速器也可以采用鑄鋼箱體。單體生產的減速器，目的為了簡化工藝、降低成本，可選擇鋼板焊接的箱體?；诣T鐵具有很棒的的鑄造性能以及減振性能。目的便于軸系部件的安裝與拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體是用螺栓聯(lián)接成一體。軸承座的聯(lián)接螺栓應盡可能的靠近軸承座孔，但是軸承座旁的凸臺，應具背足夠的承托面，以方便安放聯(lián)接螺栓，還要保證旋緊螺栓時具有的的扳手空間。為了保證箱體存在足夠的剛度，在軸承孔周圍增加支撐肋。目的是保證減速器安放在基礎上的穩(wěn)定性并盡最大力度減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底座通常不選擇完整的平面。
3.減速器附件目的是保證減速器的正常運行，不但對齒輪、軸、軸承組合以及箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為了減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工和拆裝檢修時箱蓋和箱座的精確定位、吊裝等輔助零件與部件的合理選擇與設計。減速器
（1）檢查孔為了檢查傳動零件的嚙合情況，并且向箱內注入潤滑油，應在箱體的恰當位置安放檢查孔。檢查孔安放在上箱蓋頂部能最快觀察到齒輪嚙合部位位置。在平時，檢查孔的蓋板用螺釘連接在箱蓋上。
（2）通氣器減速器在工作時，箱體內溫度不斷變高，氣體會膨脹，壓力變大，為了使箱內熱脹空氣能盡快排出，從而保持箱內外部壓力平衡，不會導致出現(xiàn)潤滑油沿分箱面或軸伸密封件等其他縫隙滲漏現(xiàn)象，一般會在箱體頂部裝設通氣器。
（3）軸承蓋為固定軸系部件的軸向位置并且能承受軸向載荷，軸承座孔兩端采用軸承蓋封閉的方式。軸承蓋會有凸緣式以及嵌入式兩種情況。用六角螺栓連接在箱體上，外伸軸上的軸承蓋是通孔，其中裝有密封的裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調整軸承方便極其方便，然而和嵌入式軸承蓋相比較，零件數(shù)目多，尺寸較大，外觀不是很平整。
（4）定位銷目的是保證每次拆裝箱蓋的時候，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，所以應在精加工軸承孔前面，在箱蓋和箱座的聯(lián)接凸緣上安裝定位銷。安放在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上面，這對稱箱體應呈相互對稱放置，從而避免錯裝發(fā)生。
（5）油面指示器是檢查減速器內油池里油面的高度的，所以應該經(jīng)常保持油池內有適量的油，通常在箱體便于觀察、油面相對穩(wěn)定的部位，安裝油面指示器。
（6）在放油螺塞換油時候，排放污油以及清洗劑，會在箱座底部上面，在油池的最低位置上安放放油孔，它平常時候會用螺塞將放油孔堵住，當放油螺塞與箱體接合面間應加強防漏用的墊圈。
（7）啟箱螺釘為加強密封效果，一般在裝配時在箱體剖分面上面涂以水玻璃或者密封膠，故在拆卸時通常會因為膠結緊密打不開蓋子。因此常常在箱蓋聯(lián)接凸緣的恰當部位，加工出～2個螺孔，當旋入啟箱用的圓柱端或者平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可以將上箱蓋頂起來。小型減速器可以不設啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮∫部梢酝谕咕壜?lián)接螺栓。
5.2 國內外的發(fā)展現(xiàn)狀
國外的減速器，是以德國、丹麥以及日本處于領先地位，尤其是在材料與制造工藝方面占據(jù)絕對的優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。然而其傳動形式還是以定軸齒輪傳動為主，體積以及重量問題，仍未解決好?，F(xiàn)如今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率與使用壽命長的方向發(fā)展。
20世紀60年代的減速器通常是參考蘇聯(lián)20世紀40－50年代的技術制造的，后來即使有所發(fā)展，但限于當時的設計、工藝水平和裝備條件，其總體水平和國際水平有很大差距。??自20世紀60年代以來，我國先后制訂了JB1130－70《圓柱齒輪減速器》等一批通用減速器的標淮，除了主機廠自制配套使用外，還形成了一批減速器專業(yè)生產廠。目前，全國生產減速器的企業(yè)有數(shù)百家，年產通用減速器25萬臺左右，這對發(fā)展我國的機械產品作出了不可磨滅功勞。
改革開放以來，我國引進一批先進加工裝備，通過引進、消化、吸收國外先進技術與科研攻關，慢慢掌握了各種高速以及低速重載齒輪裝置的設計制造技術。材料與熱處理質量及齒輪加工精度均有很大的提升，通用圓柱齒輪的制造精度可從JB179－60的8－9級提升到GB10095－88的6級，高速齒輪的制造精度可保持在4－5級。部分減速器選擇硬齒面后，體積以及質量明顯變小，承載能力、使用壽命、傳動效率有了非常大的提升，這對節(jié)能以及提高主機的總體水平起到無與倫比的作用。
我國自行設計制造的高速齒輪減（增）速器的功率已達42000kW，齒輪圓周速度達150m/s以上。然而，我國絕大多數(shù)減速器的技術水平還較低，老產品不可能馬上被取代，新老產品并存過渡會經(jīng)歷一段很久的時間。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 參考文獻
參考文獻
［1］徐灝,蔡春源,周士昌等.機械設計手冊［M］.第二版機械工業(yè)出版社,2003.:22
［2］楊曉蘭.機械設計基礎課程設計［M］.華中科技大學出版社，2007:132
［3］聞邦椿.機械設計手冊第［M］.五版電子工業(yè)出版社，2007.:51-55
［4］葉偉昌.機械工程及自動化簡明手冊（上冊）［M］.機械工業(yè)出版社，2001.:16
［5］陳定國.機械設計基礎［M］.機械工業(yè)出版社,，2005.：
［6］成大先.機械設計手冊（第四版 第4卷）［M］.化學工業(yè)出版社，2002 .：31
［7］董玉平.機械設計基礎機［M］.械工業(yè)出版社，2001.：6-11
［8］曾正明.機械工程材料手冊［M］.北京機械工業(yè)出版社，2003.:77
［9］徐錦康.機械設計2［M］.北京高等教育出版社，2004.:3-8
［10］葛常清.機械制圖（第二版）［M］.中國建材工業(yè)出版社，2000.:46-48
［11］朱 敬.,孫明，邵謙謙.AutoCAD［M］.電子工業(yè)出版社，2004 .:24
［12］董玉平.機械設計基礎［M］.機械工業(yè)出版社，2001.:66
［13］曾正明.機械工程材料手冊［R］.機械工業(yè)出版社，2003.:12-13
［14］周昌治, 楊忠鑒，趙之淵，陳廣凌.機械制造工藝學重［M］.慶大學出版社，1999.:56-59
［15］曲寶章, 黃光燁.機械加工工藝基礎［M］.哈爾濱工業(yè)大學出版社，2002.:16
［16］張福潤.,徐鴻本，劉延林.機械制造基礎（第二版）［M］.華中科技大學出版社，2002.:28
［17］徐錦康.機械設計［M］.高等教育出版社，2004.:36
［18］寧汝新, 趙汝嘉.CAD/CAM技術［M］.機械工業(yè)出版社，2003.:30-33
［19］司徒忠, 李璨.機械工程專業(yè)英語［M］.武漢理工大學出版社，2001.:2-8
［20］牛又奇,孫建國.新編Visual Basic程序設計教程蘇［M］.州大學出版社，2002.:34-37
［21］甘登岱.AutoCAD2000［M］.航空工業(yè)出版社，2000.:12-14
［22］甘永立.幾何量公差與檢測［M］.上海科學技術出版社，2004.:31
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 致謝
致謝
對于這次設計的完成,首先感謝母?！蜿柣ご髮W科亞學院的辛勤培育，感謝學校給我提供了如此難得的學習環(huán)境和機會，使我學到了許多新的知識、知道了知識的可貴與獲取知識的辛勞。
承蒙英璐老師的耐心指導，我順利地完成了我的畢業(yè)設計。在此深深感謝我的老師英璐給予我的耐心指導和幫助,這也體現(xiàn)了她對工作高度認真負責的精神，在我的設計過程中，還得到了眾多同學的支持和幫助，在此，我對這些同學表示我衷心的感謝和永遠的祝福！
對于這次的畢業(yè)設計，還有許多美好的設想由于時間和自身因素無法得以實現(xiàn)，這不能不說是本次設計的遺憾之處。不過，至少它啟發(fā)了我的思維，提高了我的動手能力，豐富了我為人處世的經(jīng)驗，進一步鞏固了所學知識，這為我在以后的學習過程當中奠定了堅實的基礎以后在自己的工作崗位上發(fā)揮才能奠定了堅實的基礎。
我會繼續(xù)努力！
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