渦輪蝸桿設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 目 錄一 設(shè)計(jì)題目-3二 電動(dòng)機(jī)的選擇-3三 傳動(dòng)裝置動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)參數(shù) -5四 蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)-6 五 減速器軸的設(shè)計(jì)-10 六 滾動(dòng)軸承的確定和驗(yàn)算-15七 鍵的選擇與驗(yàn)算-16八 聯(lián)軸器的選擇-17九 潤滑與密封的設(shè)計(jì)-18十 鑄鐵減速器結(jié)構(gòu)主要尺寸-18 參考文獻(xiàn)-19<<機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)>>課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一 課程設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)的蝸桿減速器。運(yùn)輸機(jī)連續(xù)工作，空載啟動(dòng)，工作有輕微震動(dòng)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)使用期限10年，每天工作16小時(shí)，每年工作300天。運(yùn)輸鏈允許速度誤差5%原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶拉力：F=1800N，運(yùn)輸帶速度v=1.1m/s卷筒直徑=3

2、00mm二 選擇電動(dòng)機(jī)備注2.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率按文獻(xiàn)4式（1）為由文獻(xiàn)4公式（2）因此估算由電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)的總效率為為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率根據(jù)設(shè)計(jì)指導(dǎo)書參考表1初選為蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)效率為軸承的傳動(dòng)效率出處為卷筒的傳動(dòng)效率出處2.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由已知可以計(jì)算出卷筒的轉(zhuǎn)速為按文獻(xiàn)4表1推薦的合理范圍，蝸桿傳動(dòng)選擇為閉式 （閉式為減速器的結(jié)構(gòu)形式），且選擇采用雙頭傳動(dòng)，同時(shí)可以在此表中查得這樣的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比是1040。故可推算出電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同

3、步轉(zhuǎn)速為：查文獻(xiàn)3第167頁表12-1可知 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由文獻(xiàn)4表一查出的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，因此有以下三種傳動(dòng)比選擇方案，如下表：方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)質(zhì)量參考價(jià)格1Y112M-441440435002Y132M1-64960733523Y160M1-84720118596綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，質(zhì)量，價(jià)格以及傳動(dòng)比，可見第三種方案比較合適，因此選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)是Y132M-4。其主要性能如下表型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-649602.0該電動(dòng)機(jī)的主要外型和安裝尺寸如下表：（裝配尺寸圖參考設(shè)計(jì)手冊(cè)表12-3）中心高H外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸

4、伸尺寸裝鍵部位尺寸132515×（270/2+210）×315216×1781238×8010×332.4 確定總的傳動(dòng)比由 選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm 和工作機(jī)的主軸的轉(zhuǎn)速 n，可得傳動(dòng)裝置的總的傳動(dòng)比是： 根據(jù)總傳動(dòng)比可以選用雙頭閉式傳動(dòng)。選擇電動(dòng)機(jī)為Y132M16三 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)3.1 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速為蝸桿的轉(zhuǎn)速，因?yàn)楹碗妱?dòng)機(jī)用聯(lián)軸器連在一起，其轉(zhuǎn)速等于電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速。為蝸輪的轉(zhuǎn)速，由于和工作機(jī)聯(lián)在一起，其轉(zhuǎn)速等于工作主軸的轉(zhuǎn)速。 3.2 計(jì)算各軸的輸入功率為電動(dòng)機(jī)的功率 為蝸桿軸的功率 為蝸輪軸的功率 3.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩

5、為電動(dòng)機(jī)軸上的轉(zhuǎn)矩 為蝸桿軸上的轉(zhuǎn)矩 4 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1選擇蝸桿的傳動(dòng)類型 根據(jù)GBT 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）4.2選擇材料根據(jù)蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45#鋼，因希望效率高些，采用雙頭蝸桿。4.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根的彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)1式（11-12）計(jì)算傳動(dòng)中心距 =337560N.mm 確定載荷系數(shù)K載荷系數(shù)K= 。其中為使用系數(shù)，查文獻(xiàn)1第250頁表11-5，由于工作載荷有輕微震動(dòng)且空載啟動(dòng)故取=1.15。為齒向載荷分布系數(shù)，由于載荷變化不大，有輕微

6、震動(dòng)，取=1.1， 為動(dòng)載荷系數(shù)，蝸輪圓周速度 <3m/s，故可確定Kv=1.1，由此可得 確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取 確定接觸系數(shù)先假設(shè)/ a=0.35由文獻(xiàn)1圖11-18中可查得=2.9 確定許用接觸應(yīng)力蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻(xiàn)1表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268Mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 ,(為蝸輪轉(zhuǎn)速),(為工作壽命)j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個(gè)輪齒嚙合的次數(shù)j=1N=所以壽命系數(shù)為則=0.6864=184 計(jì)算中心距 (7)確定模數(shù),蝸輪齒數(shù),蝸桿直徑系數(shù),蝸桿導(dǎo)程角,中心距等參數(shù) 由文獻(xiàn)3表12-1

7、若 (8)校核彎曲強(qiáng)度a.蝸輪齒形系數(shù) 由當(dāng)量齒數(shù) 查文獻(xiàn)3圖11-8可知 b.蝸輪齒根彎曲應(yīng)力 彎曲強(qiáng)度足夠則中心距 圓整中心距，取，則變位系數(shù) 4.4 計(jì)算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.1587驗(yàn)算傳動(dòng)比 這時(shí)傳動(dòng)比誤差為 i=5% 符合要求蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 齒頂圓直徑 分度圓直徑 外圓直徑 蝸輪齒寬 4.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.1587，=43.48 從文獻(xiàn)1中的圖11-1

8、9中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從文獻(xiàn)1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=56Mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強(qiáng)度是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡核算蝸桿傳動(dòng)的效率低，工作時(shí)發(fā)熱量大。在閉式傳動(dòng)中，產(chǎn)生的熱不能及時(shí)散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂專瑥亩龃竽Σ?，甚至發(fā)生膠合。必須進(jìn)行熱平衡計(jì)算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。根據(jù)文獻(xiàn)1 P263P265內(nèi)容摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知P=3.252KW嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率濺油損耗效率為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動(dòng)速

9、度由表11-18和1-19中選取?；瑒?dòng)速度計(jì)算為 又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45HRC查表文獻(xiàn)111-18可得通過插入法計(jì)算得為1°16由于軸承摩擦及濺油這兩項(xiàng)功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.92以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知估算此面積0.3S為內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計(jì)算可得 根據(jù)熱平

10、衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 即 則估算的散熱面積不滿足散熱要求，需加散熱片。K=1.39=2.9=268Mpa=184=41=-0.1032i=%0.395% =2.87=56Mpa=1°16ad=15估算S=0.3=65=20Sa<S 散熱平衡不合適四 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1 選擇材料確定其許用應(yīng)力蝸桿用45號(hào)鋼，表面淬火，硬度為4555HRC；蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬型鑄造。4.2 確定其許用應(yīng)力（1）許用接觸應(yīng)力，查文獻(xiàn)1表12-4，=220Mpa（2）許用彎曲應(yīng)力，查文獻(xiàn)1表12-4，=70Mpa4.3 選擇蝸桿頭數(shù)，并估

11、計(jì)傳動(dòng)效率。由i=30.89,查文獻(xiàn)2表11-2得由=2，查文獻(xiàn)1，表12-8，估計(jì)4.4 確定蝸輪轉(zhuǎn)距 4.5 確定使用系數(shù)，綜合彈性系數(shù) 根據(jù)文獻(xiàn)1表13-8，取（鋼配錫青銅）4.6 確定接觸系數(shù) 假定，由文獻(xiàn)1圖12-11，得=2.84.7 計(jì)算中心距 4.8 確定模數(shù)m，蝸桿直徑系數(shù)q，蝸桿導(dǎo)程角r，中心距a，蝸桿分度圓直徑等參數(shù)。查機(jī)械設(shè)計(jì)第八版表11-2可選擇a=125mm m=5mm =50mm x=-0.54.9 計(jì)算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 mm齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿軸向齒厚 節(jié)圓直徑 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.5蝸輪分度圓直徑 蝸輪齒頂

12、圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑外圓直徑蝸輪齒寬B=0.754.10 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.5，=43.48 從文獻(xiàn)1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從文獻(xiàn)1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=56Mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強(qiáng)度是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡核算蝸桿傳動(dòng)的效率低，工作時(shí)發(fā)熱量大。在閉式傳動(dòng)中，產(chǎn)生的熱不能及時(shí)散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進(jìn)行熱平衡計(jì)算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知

13、P=6.65KW嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率濺油損耗效率為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動(dòng)速度由表11-18和1-19中選取。滑動(dòng)速度計(jì)算為 又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45HRC查表文獻(xiàn)2，11-18可得通過插入法計(jì)算得為1°16由于軸承摩擦及濺油這兩項(xiàng)功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.85以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知估算此面積1.0S為

14、內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計(jì)算可得 根據(jù)熱平衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 、 即 所以表面散熱面積不滿足散熱要求，需加大于0.06的散熱片=220Mpa=70Mpa=448.04N.ma=125mmm=5mm=50mm=41=-0.5=15.7mmB=45mm =2.87=56Mpa=1°16ad=15估算S=1.0=65=204 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1選擇蝸桿的傳動(dòng)類型 根據(jù)GBT 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）4.2選擇材料根據(jù)蝸桿傳

15、動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45#鋼，因希望效率高些，采用雙頭蝸桿。4.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根的彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)1式（11-12）計(jì)算傳動(dòng)中心距 =337560N.mm 確定載荷系數(shù)K載荷系數(shù)K= 。其中為使用系數(shù)，查文獻(xiàn)1第250頁表11-5，由于工作載荷有輕微震動(dòng)且空載啟動(dòng)故取=1.15。為齒向載荷分布系數(shù)，由于載荷變化不大，有輕微震動(dòng)，取=1.1， 為動(dòng)載荷系數(shù)，蝸輪圓周速度 <3m/s，故可確定Kv=1.1，由此可得 確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取 確定接觸系數(shù)先假設(shè)/

16、 a=0.35由文獻(xiàn)1圖11-18中可查得=2.9 確定許用接觸應(yīng)力蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻(xiàn)1表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268Mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 ,(為蝸輪轉(zhuǎn)速),(為工作壽命)j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個(gè)輪齒嚙合的次數(shù)j=1N=所以壽命系數(shù)為則=0.6864=184 計(jì)算中心距 (7)確定模數(shù),蝸輪齒數(shù),蝸桿直徑系數(shù),蝸桿導(dǎo)程角,中心距等參數(shù) 由文獻(xiàn)3表12-1若 (8)校核彎曲強(qiáng)度a.蝸輪齒形系數(shù) 由當(dāng)量齒數(shù) 查文獻(xiàn)3圖11-8可知 b.蝸輪齒根彎曲應(yīng)力 彎曲強(qiáng)度足夠則中心距 圓整中心距，取，則變位系數(shù) 4.4 計(jì)算蝸輪和蝸桿的

17、主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.1587驗(yàn)算傳動(dòng)比 這時(shí)傳動(dòng)比誤差為 i=5% 符合要求蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 齒頂圓直徑 分度圓直徑 外圓直徑 蝸輪齒寬 4.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.1587，=43.48 從文獻(xiàn)1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從文獻(xiàn)1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=56Mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強(qiáng)度

18、是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動(dòng)的熱平衡核算蝸桿傳動(dòng)的效率低，工作時(shí)發(fā)熱量大。在閉式傳動(dòng)中，產(chǎn)生的熱不能及時(shí)散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進(jìn)行熱平衡計(jì)算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。根據(jù)文獻(xiàn)1 P263P265內(nèi)容摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知P=3.252KW嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率濺油損耗效率為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動(dòng)速度由表11-18和1-19中選取?；瑒?dòng)速度計(jì)算為 又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45HRC查表文獻(xiàn)111-18可得通過插入法計(jì)算得為1°16由于軸承摩擦及濺

19、油這兩項(xiàng)功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.92以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知估算此面積0.3S為內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計(jì)算可得 根據(jù)熱平衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 即 則估算的散熱面積不滿足散熱要求，需加散熱片。K=1.39=2.9=268Mpa=184=41=-0.1032

20、i=%0.395% =2.87=56Mpa=1°16ad=15估算S=0.3=65=20Sa<S 散熱平衡不合適5 減速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1蝸桿軸的設(shè)計(jì)由于蝸桿直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做成蝸桿軸。5.1.1蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T1=18.6N·m5.1.2求作用在蝸桿及蝸輪上的力圓周力軸向力 徑向力 5.1.3初步確定軸的最小直徑先按文獻(xiàn)1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1中的表15-3，取=112，則 蝸桿軸的最小直徑顯然是要安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào).

21、。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查文獻(xiàn)1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka =1.3，則有：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GBT5014-1985或文獻(xiàn)，選用LT4型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63。聯(lián)軸器的尺寸為d=2028mm,L=5262mm。5.1.4 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定蝸桿上零件的裝配方案蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。根據(jù)軸向和周向定位要求，確定各段直徑和長(zhǎng)度，軸徑最小d =28mm，查文獻(xiàn)1表11-4，蝸桿齒寬B計(jì)算選為102mm。其余部分尺寸見下圖：5.1.5 軸的校核（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力

22、（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 T=20900N.mm（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)文獻(xiàn)1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應(yīng)力最大，但其軸徑也較大，且應(yīng)力集中不大，各處應(yīng)力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強(qiáng)度不必校核。5.2 蝸輪軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算5.2.1 計(jì)算最小軸徑：按文獻(xiàn)1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)

23、質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1中的表15-3，取=112，則 5.2.2選聯(lián)軸器：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka .T3,查文獻(xiàn)1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka =1.3則有：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻(xiàn)表8-7，選用LT7型聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩為500N.m半聯(lián)軸器的軸徑 d1=4048mm半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度 ,所以選軸伸直徑為42mm。5.2.3 初選滾動(dòng)軸承：據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承32310，查文獻(xiàn)表6-7得 確定軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下：所以軸的長(zhǎng)度為 420 mm。 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5.2.4 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鍵連接

24、。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。蝸輪與軸采用過盈配合H7/r6。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表152 取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.6。確定軸上的載荷如下圖 5.2.5 按彎扭合成應(yīng)力效核軸的強(qiáng)度（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 T=337560N.mm（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)文獻(xiàn)1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料

25、為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度很寬裕地確定的，由軸受力情況知截面C處應(yīng)力最大，但其軸徑也較大，且應(yīng)力集中不大，各處應(yīng)力集中都不大，故蝸輪軸疲勞強(qiáng)度不必校核。951.3N=112Ka =1.3150480.551506501688751.302=168902.4<疲勞強(qiáng)度不必校核L=420 mm<疲勞強(qiáng)度不必校核6 滾動(dòng)軸承的選擇及其計(jì)算6.1軸承的選擇本設(shè)計(jì)中有兩處使用到了軸承，一處是在蝸桿軸，已知此處軸徑，所以選內(nèi)徑為40mm的軸承，在文獻(xiàn)2中選擇圓錐滾子軸承；查表6-7，選擇型號(hào)為30207的軸承，右端采用兩

26、個(gè)串聯(lián)。另一處是在蝸輪軸；已知次此處軸徑為，所以選內(nèi)徑為50mm的軸承，在文獻(xiàn)2中選擇圓錐滾子軸承；查表6-1，選擇型號(hào)為32310的軸承。6.2計(jì)算軸承的受力（1） 據(jù)第五部分計(jì)算出的作用在蝸輪軸和蝸桿軸上的外力及支反力。 蝸桿軸承 蝸輪軸承 （2）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算公式為文獻(xiàn)1式（13-8a） P=fp（XFr+YFa）先計(jì)算軸承接觸時(shí)的派生軸向力，根據(jù)文獻(xiàn)1表13-7， 查文獻(xiàn)2表6-7 軸承30706，X=0.4,Y=1.6；查文獻(xiàn)1表13-6，輕微沖擊，取fp=1.1。蝸桿 由于，選擇文獻(xiàn)1式（13-11a） Pa=fp（XFr+YFaa）=1.1×（0.4×

27、;445+1.6×139.0625）=440.55WPb=fp（XFr+YFab）=1.1×（0.4×734.4+1.6×139.0625）=567.886W（3）計(jì)算軸承壽命 根據(jù)文獻(xiàn)1式（13-5） （單個(gè)軸承） h（兩個(gè)串聯(lián)） h減速器使用壽命48000h，所以蝸桿軸右端選用軸承串聯(lián)，兩軸承都合適。（4）計(jì)算蝸輪軸軸承壽命蝸輪軸軸承派生軸向力 由于蝸輪軸軸承受力情況較好，參考蝸桿軸軸承校核結(jié)果，所用軸承合適。蝸桿軸承蝸輪軸承2088.6625NPa=440.55WPb=567.886Whh軸承合適蝸桿受軸向力大一端兩軸承串聯(lián)蝸輪軸承不必校核7 鍵聯(lián)

28、接的選擇與驗(yàn)算7.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸本設(shè)計(jì)中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處，設(shè)置在蝸桿上的鍵標(biāo)此處為鍵1此處軸的直徑。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處，設(shè)置在蝸輪軸上的鍵標(biāo)此處為鍵2此處軸的直徑。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標(biāo)記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑。一般8級(jí)以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故選用圓頭普通平鍵（A）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從文獻(xiàn)2表4-1中查得鍵1的截面尺寸為：寬度，高度。由聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)并參考鍵的長(zhǎng)度系列，可以確定取此鍵的長(zhǎng)度（比伸入到聯(lián)軸器

29、的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度m，高度。同理取此鍵的長(zhǎng)度。查得鍵3的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取該鍵的鍵長(zhǎng)。 7.2校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵1處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻(xiàn)1的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。鍵的工作長(zhǎng)度為，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為。由文獻(xiàn)1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵2處鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻(xiàn)1的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。鍵的工作長(zhǎng)度為，鍵與輪轂的鍵槽

30、的接觸高度為。由文獻(xiàn)1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵3處鍵規(guī)格比鍵2大，且受載相同，不必校核。自此減速器中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足使用要求。三處鍵聯(lián)結(jié)1 鍵 8×72 鍵 12×83 鍵 14×9 <1鍵合適 <2鍵合適3鍵合適所有的鍵均滿足使用要求8 聯(lián)軸器的選擇本設(shè)計(jì)的聯(lián)軸器的選擇主要包括了兩個(gè)聯(lián)軸器的選擇，第一個(gè)是電動(dòng)機(jī)軸與減速器的輸入主軸的聯(lián)結(jié)，根據(jù)文獻(xiàn)2中的表12-23Y系列電動(dòng)機(jī)的外型尺寸，本設(shè)計(jì)所選用的電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y112M-4，可知電動(dòng)機(jī)的輸出主軸的外伸部分的長(zhǎng)度E和直徑D分別是60和28

31、。又本設(shè)計(jì)的蝸輪軸的直徑計(jì)算最小值為36.91mm和蝸桿的計(jì)算最小直徑為14.69mm。又軸上都裝有鍵，要將尺寸擴(kuò)大7%左右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是42mm和28mm，G根據(jù)文獻(xiàn)2表8-8彈性套柱銷聯(lián)軸器,最后確定電動(dòng)機(jī)與減速器的輸入軸間的聯(lián)軸器選擇為L(zhǎng)T4型，其標(biāo)注為L(zhǎng)T4聯(lián)軸器 YA28×62。對(duì)于第二個(gè)減速器的輸出軸與工作機(jī)的輸入軸之間的聯(lián)軸器減速器選擇LT7型，其標(biāo)注為L(zhǎng)T7聯(lián)軸器JA42×112。 9 密封和潤滑1. 由于本設(shè)計(jì)蝸桿減速器才用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，參考文獻(xiàn)1表11-20，選擇L-AN320型號(hào)全損耗系統(tǒng)用油，對(duì)于蝸桿的給油方式，

32、根據(jù)蝸桿的相對(duì)滑動(dòng)速度以及載荷類型選擇，本設(shè)計(jì)的蝸桿減速器蝸桿的相對(duì)滑動(dòng)速度為4.8m/s內(nèi)，且采用的是閉式傳動(dòng)，傳動(dòng)載荷中等，根據(jù)文獻(xiàn)1表11-21蝸桿傳動(dòng)的潤滑油粘度推薦值及給油方式，選擇油池潤滑。關(guān)于蝸桿傳動(dòng)的潤滑油量，由于采用的是閉式蝸桿傳動(dòng)，攪油損耗不是太大，且采用的是蝸桿下置式的傳動(dòng)，所以浸油深度應(yīng)為蝸桿的一個(gè)齒高。蝸輪的潤滑主要憑借蝸桿的帶油作用來進(jìn)行潤滑。2. 對(duì)于軸承的潤滑，蝸桿軸承采用浸油潤滑。同時(shí)蝸輪軸承潤滑采用刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑。另外在安裝的時(shí)候，也應(yīng)該對(duì)軸承的潤滑進(jìn)行良好處理，應(yīng)該用潤滑油脂進(jìn)行充分的潤滑。3. 對(duì)于軸承的密封設(shè)計(jì)采用了軸承端蓋還在

33、其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋，一邊用唇形密封圈。蝸輪軸軸承一邊用悶端蓋，一邊用氈圈。整個(gè)箱體是密封的。表3選擇L-AN320型號(hào)全損耗系統(tǒng)用油螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑2024263240486010 鑄鐵減速器箱主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)蝸輪蝸桿減速器選用箱座壁厚0.04a+3810箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度13箱座凸緣厚度15箱座第底凸緣厚度2.525地腳螺釘直徑f0.036a+12M20地腳螺釘數(shù)目n250時(shí)，n=44軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M16蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑M10聯(lián)結(jié)螺栓d2間距150-20015

34、0軸承端蓋螺釘直徑(0.4-0.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑(0.3-0.4) dfM6定位銷直徑(0.7-0.8) df至外箱壁距離見表426、22、16至凸緣邊緣距離見表424、14軸承旁凸臺(tái)半徑20凸臺(tái)高度h45外箱壁至軸承座端面距離+(8-12)40鑄造過渡尺寸x,y,rx=3,y=15r=5蝸輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.212蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離>10箱蓋、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=7.225,m=8.5軸承端蓋外徑D2D+(5-5.5)d3124軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離軸承端蓋凸緣厚度StSD212513箱體總尺寸為502×328×249小結(jié)通過這次課程設(shè)計(jì)，使我對(duì)機(jī)械原理有了更深的理解在這次的設(shè)計(jì)中，由于是的一次作設(shè)計(jì)，缺乏經(jīng)驗(yàn)，給設(shè)計(jì)帶來了不必要的麻煩課程設(shè)計(jì)就在我們小組成員的共同努力下即將結(jié)束,回顧這幾天來的辛勤努力,再看一下我們的成果,心中充滿了喜悅和一種強(qiáng)烈的集體榮譽(yù)感.自己出題目,自己總體設(shè)計(jì),自己動(dòng)手把設(shè)計(jì)圖形化,整個(gè)過程必須節(jié)節(jié)相扣,哪個(gè)環(huán)節(jié)出了錯(cuò),會(huì)給整個(gè)設(shè)計(jì)過程帶來意想不到的困難,因此需要每個(gè)成員慎之又慎,絲毫的麻痹大意都不允許出現(xiàn).在提交指導(dǎo)老師審核之前,每個(gè)細(xì)節(jié)都是考慮來考慮去,恐怕在某個(gè)環(huán)