單輪蝸桿蝸輪減速器結構設計說明

1、 . . . 單輪蝸桿蝸輪減速器結構設計摘 要此次設計進行機械運動簡圖的設計，其中包括機械功能分析，工藝動作過程確定執(zhí)行機構選擇，機械運動方案評定，機構尺寸的確定等。本文講述了帶式運輸機的傳動裝置單級蝸輪蝸桿減速器的設計過程。首先進行了傳動方案的評述，選擇單級蝸輪蝸桿減速器作為傳動裝置，然后進行減速器的設計計算，運用AutoCAD進行傳統(tǒng)的二維平面設計，完成蝸輪蝸桿減速器的二維平面零件圖和裝配圖的繪制.減速器是目前廣泛應用于礦山、冶金、建筑、化工、輕工、運輸、制造、航空航天等各個領域的主要調(diào)速裝置。具有高精度、高效率、可靠性高等優(yōu)點。人類使用減速器已有很長一段時間，因此對減速器的認識已達到一相

2、當?shù)某潭?，減速器的形式也是多種多樣，具體用途也是各有所長，對人類社會的發(fā)展起到了極大的促進作用。關鍵詞: 減速器；蝸輪蝸桿；傳動 AbstractThe design of mechanical motion diagram design, including mechanical function analysis, craft operating process sure actuators choice, mechanical motion plan assess, institutions and the way to determine the size. This article

3、tells the story of conveyor belt transmission device - single grade worm reducer design process. The first review of transmission project, choose single level worm reducer gear, then as the speed reducer design calculation, using AutoCAD traditional 2-d planar design, complete worm reducer two-dimen

4、sion plane parts graph and the assembly drawing. Reducer is now widely used in mining, metallurgy, construction, chemical industry, light industry, transportation, manufacturing, aerospace and other various areas of the main control device. With high precision, high efficiency and high reliability e

5、tc. Humans use reducer for a long period of time, so the speed reducer understanding a considerable degree has reached, reducer also is varied, the form of each specific USES is also the development of human society and plays a great role in promoting. Keywords: reducer; worm gear and worm; drive 目

6、錄第1章 設計的目的和意義1第2章設計計算中應該注意的問題32.1 度計算與結構工藝的關系32.2 設計過程中正確使用標準的重要性32.3 設計過程中零件結構設計與工藝性的關系42.4 設計過程中處理好理論計算與畫圖的關系52.5 繪圖中應該注意的問題5第3章設計計算過程73.1 評述傳動方案83.2 選擇電動機83.3 設計蝸桿傳動133.4 軸的結構設計253.5 設計蝸輪的過盈聯(lián)接343.6 選擇并演算滾動軸承353.7 選擇并演算聯(lián)軸器373.8 減速器的箱體與其附件41參考文獻43致 4444 / 47第1章 設計的目的和意義通過對減速器的結構設計，綜合運用機械設計課程和其它先修課程

7、的理論和實際知識，掌握機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。學會從機器功能的要求出發(fā)，合理選擇傳動機構類型，制定設計方案，正確計算零件的工作能力，確定它的尺寸、形狀、結構與材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力。設計是繼承和創(chuàng)造結合的過程。任何一個設計任務都可能有很多的解決的方案，因此學習機械設計應該有創(chuàng)新精神，不能盲目地，機械地抄襲已有的類似產(chǎn)品。但是設計工作又是一個極為復雜的，細致的和繁重的工作，長期的設計和生產(chǎn)初中積累了許多可供參考和借鑒的寶貴經(jīng)驗和資料，繼承和發(fā)展這些經(jīng)驗和成果，不但可以減少重復工作，加快設計進度，也是提高設

8、計質(zhì)量的重要保證。善于掌握和使用各種資料，也是設計工作能力的重要的體現(xiàn)。任何設計都不可能是設計者獨出心裁，憑空設想而不領先任何資料所能實現(xiàn)的。機械設計要從現(xiàn)實出發(fā)，是一項復雜細致的工作設計質(zhì)量是由長期積累而逐漸提高的，所以熟悉和利用設計資料，即可減少重復工作，加快設計進度，也可以繼承和發(fā)展這些經(jīng)驗筆成果，提高設計質(zhì)量。另一方面，任何新的設計任務，又是根據(jù)特定的設計要求和工作備件提出的，因此必須要具體分析和創(chuàng)造性的進行設計，而不能盲目地機械地抄襲資料。所以參考設計資料與創(chuàng)新二者不可偏廢，要很好的結合起來，這樣才能不斷的提高設計質(zhì)量認為設計必須全部是獨創(chuàng)的看法是不現(xiàn)實的；同樣忽視設計者的創(chuàng)新，就會

9、陷于盲目抄襲已有資料的境地，設計出來的機械產(chǎn)品不能滿足具體的新的工作要求，設計者的技能也不能得到培養(yǎng)和提高。因此在設計的過程中不可一味的創(chuàng)新，也不能盲目的繼承，而必須堅持繼承的基礎上創(chuàng)新，創(chuàng)新的過程中又不忘繼承，只有這樣才能最大限度的優(yōu)化自己的設計。第2章 設計計算中應該注意的問題2.1 度計算與結構工藝的關系任何機械零件的尺寸，都不可能完全由理論計算確定，而要考慮結構，加工和裝配工藝，經(jīng)濟性和使用條件等要求才能確定。理論計算只能為零件提供基本的數(shù)據(jù)和參數(shù)，而只有考慮了上述各種因素后，才能決定零件的全部形狀和尺寸。例如在蝸桿軸的設計過程過扭矩強度的估算設計成直徑為25mm的光軸，這顯然是不合適

10、的，無論從軸的加工制造，軸上零件的安裝和定位，軸的軸向定位，都是不合理的。只有綜合考慮了軸的強度，軸上零件的裝拆和固定，以與加工工藝要求等，將蝸桿軸設計成階梯軸，這樣既滿足了強度要求，又滿足了加工工藝和安裝工藝等方面的要求，這樣設計出來的軸顯然才是合理的。任何機械零件的設計都可分為理論計算和結構設計兩個步驟，理論計算只是為確定零件尺寸提供了一個方面的依據(jù)，有些經(jīng)驗公式也只是考慮了主要因素的要求，所求得的只是近似值。因此設計時都要根據(jù)具體情況做適當調(diào)整，全面考慮強度，剛度，結構和工藝的要求。由此可知理論計算和結構設計這兩步是相輔相成和交錯進行的，只有把這兩步巧妙的結合起來，才能設計出符合實際的合

11、理的機械零件的。2.2 設計過程中正確使用標準的重要性使用和遵守標準，是降低成本的首要原則，也是評價設計質(zhì)量的一項指標，熟悉標準和熟練使用標準是課程設計的重要任務之一。許多標準不需自己制造而可以購得，例如電動機，軸承等一些標準件，有些則可能需要自行制造，如聯(lián)軸器，鍵等，但其主要尺寸參數(shù)，一般仍宜按標準規(guī)定。對于非標準件的一引起尺寸，常要求圓整為標準數(shù)或優(yōu)先數(shù)，以方便制造和測量。例如箱體，其底面寬度，長度，中心高，軸承座凸緣外徑，凸臺高度，機體接合面處的寬度等等，都應適當圓整為優(yōu)先數(shù)（一般圓整為0或5mm的尾數(shù)）。確定零件結構尺寸的合理有效位數(shù)非常重要它影響測量的精度要求，因而影響成本。一些根據(jù)

12、幾何關系有嚴格要求的尺寸，不能圓整，例如齒輪圓直徑。設計中應盡量減少選用的材料牌號和規(guī)格，減少標準件的品種，規(guī)格，盡可能選用市場上能充分供應的通用品種，這樣能降低成本，并能方便使用和維修。例如減少部件中螺栓的尺寸類型，例如減少部件中螺栓的尺寸類型，不僅便于采購和保管，裝拆時也可減少扳手的數(shù)目。2.3 設計過程中零件結構設計與工藝性的關系在機械的成本中制造費用占相當大的比例，因此設計的零件結構應具有良好的工藝性，即能滿足使用的要求，又能使制造工藝簡單，制造成本較低。在設計零件結構時，常考慮以下幾個方面的工藝性要求：1，選擇合理的毛坯種類和形狀，例如在大量生產(chǎn)時優(yōu)先考慮鑄造，軋制杠鈴的毛坯，單件生

13、產(chǎn)或件數(shù)很少時則采用比較簡單的結構，避免用模具或鑄模，而能用現(xiàn)成設備加工。2，在進行結構設計時還應力求使零件形狀簡單和便于加工，如用最簡單的形狀（圓柱面，平面，共軛曲面等腰三角形）構成零件，要盡量減少加工表面的數(shù)量和面積等。3，零件結構應便于裝配和拆卸，例如為螺栓聯(lián)接留有拍手空間，零件之間有調(diào)節(jié)裝配尺寸的余地和環(huán)節(jié)（如有墊片，套筒或錐面等），裝配時易于找正對中等。2.4 設計過程中處理好理論計算與畫圖的關系有些零件可可以由理論計算得到基本參數(shù)和尺寸后，再通過一些經(jīng)驗公式和進行結構設計就可畫出零件的草圖，如齒輪，通過接觸強度和彎曲強度的計算，可以得出齒輪的分度圓直徑和模數(shù)等尺寸的參數(shù)，查找有關的

14、經(jīng)驗公式就可畫出齒輪的草圖。但有些零件，只能在初步估算的基礎上進行結構設計，畫出零件草圖后，才能得出力學模型，然后才能進行理論計算。例如，蝸桿軸的設計，只有先有了蝸桿軸的結構草圖，才能畫出蝸桿軸的力學模型，有了力學模型才能做出軸的彎矩圖和扭矩圖，才能對軸進行精確的強度校核，而校核之后又有可能發(fā)現(xiàn)原設計的不當之處，這又得重新修改結構設計和進行設計計算，直到滿足要求為止。因此，整個設計過程是個“邊計算，邊畫圖，邊修改”交錯進行的過程。零件的尺寸以圖紙上最后確定的為準，而且裝配圖和零件圖要一致，要修改一同修改。在編制計算說明書時，應以最后畫出的零件圖和裝配圖為準，以校核計算的形式書寫，不需要寫出具體

15、的設計過程。2.5 繪圖中應該注意的問題2.5.1. 復雜的投影線生成問題對于鑄鍛件毛坯的零件，設計師常常在繪制工作圖時非常頭疼。相貫線和截交線難于畫明白，對于某些細節(jié)（比如鑄件上的一些交叉線上的過渡圓角）不容易在頭腦中構思清楚，想用畫圖來輔助求出投影，更難以解決。因此常有這樣的事，設計師在新產(chǎn)品試制成功后，對著真零件反過來修改自己的設計圖。2.5.2. 漏標尺寸漏畫圖線的問題就是經(jīng)過幾個人的審校，漏標尺寸、漏畫圖線的事仍時有發(fā)生。而且設計者在這個設計中獨創(chuàng)的地方越多，審校的人對這個設計的構思越熟悉，漏尺寸、漏圖線就越難防止，因此這需要設計者和審校者認真仔細的檢查和校對才能盡量避免。2.5.3

16、. 設計的更新與修改問題筒的設計要更新或修改，就要重新繪圖。尤其是多視圖零件，在修改設計時，零件的表達和它的有關設計參數(shù)無法完全放在一起，當然也沒有直接的關聯(lián)，這些技術資料的保存和更新都十分麻煩。雖然圖形在AutoCAD中有較方便的修改方法，但是由于是對表達“圖線”的修改而不是對設計“概念”的修改，仍然是相當麻煩，相當不可靠的。第3章 設計計算過程蝸桿減速器的傳動裝置傳動簡圖與其說明：3-1 帶式運輸機的傳動簡圖設計的原始數(shù)據(jù)：運輸帶上的有效拉力F=6200N；運輸帶的運行速度V=0.8m/s；滾筒直徑D=280mm；運輸帶速度的允許偏差：±5% 滾筒的傳動效率（不包括軸承）：0.9

17、6工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，栽荷較平穩(wěn)；負荷持續(xù)率FC=56%；工作環(huán)境：室外，灰塵較大，環(huán)境最高溫度50°C；動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；間修間隔：四年一次大修，兩年一次中修，一年一次小修；折舊期：10年；傳動過程簡述：電動機通過聯(lián)軸器2驅動蝸桿減速器3，經(jīng)過蝸桿減速器減速增扭后通過聯(lián)軸器4驅動滾筒5轉動，滾筒使運輸帶6運動，從而將置于傳送帶上的物品運輸?shù)叫枰牡胤健?.1 評述傳動方案由于傳動所需的傳動比比較大，故可選用單級蝸輪蝸桿傳動，它能實現(xiàn)較大的傳動比而且尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，適合于中小功率，間歇運動的場合，采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許

18、齒面有較高的相對滑移速度，蝸桿傳動可置于高速級，以利于形成潤滑油膜，提高承載能力和傳動效率，。綜上所述，選用單級蝸輪蝸桿傳動比較合適。3.2 選擇電動機3.2.1. 選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。3.2.2. 選擇電動機的容量電動機所需工作功率；按式： 由式： 因此： 由電動機至運輸帶的傳動總效率為式中： 分別為聯(lián)軸器，蝸輪蝸桿，軸承，卷筒的傳動效率。?。?=0.98彈性套柱銷聯(lián)軸器傳動效率2=0.8雙頭蝸桿傳動效率3=0.99球軸承的傳動效率4=0.98凸緣聯(lián)軸器傳動效率5=0.96卷筒的傳動效率則：a=0.98×0.8&

19、#215;0.993×0.98×0.96=0.72故：Pd=6200×0.81000×0.72=6.89kw3.2.3. 定電動機的轉速卷筒軸工作轉速為：n=60×1000×0.8/×0.28=54r/min按1表（一）推薦的傳動比的合理圍，取一級雙頭蝸桿傳動的傳動比；故電動機的轉速圍為nd=i*n=(10-40)×54=540-2160r/min符合這一圍的電動機同步轉速有750，1000，1500r/min三種，根據(jù)容量和轉速，由2P155可查得有三種適用的電動機型號，因此，有三種傳動比方案如下表所示：方案功率

20、型號電動機轉速重量價格傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比蝸桿傳比減速器傳 動比17.5Y132M-41500144012320028.2428.2428.2427.5Y160M-6100097011930019.0219.0219.0237.5Y160L-875072014540014.1214.1214.12綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第二種方案比較適合，因此，選定電動機型號為Y160M6，其主要性能如下表： 型號額定功率滿載時起動電流起動轉矩最大轉矩轉速電流效率功率因數(shù)額定電流額定轉矩額定轉矩Y160M-67.597050.720.6102.02.

21、0電動機主要外形和安裝尺寸如下表；中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺釘孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸160mm600-417.5-385254-2101542-11012-80以上兩表中單位如下：功率KW，轉速，電流A，3.2.4. 定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比同選定的電動機轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為：Ia=nm/n=970/54=17.9 取：ia=18 由于為一級蝸輪蝸桿傳動，所以不需要分配傳動比。3.2.5. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩（功率），將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為1軸，2軸，3軸。則可按照電動機軸至工

22、作軸運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。1各軸轉速：n1=nm=970r/minn2=n1/i=970/18=54r/minn3=n2=54r/min式中：為電動機滿載轉速，為1軸到2軸的傳動比2各軸輸入功率：P1=Pd×1=6.89×0.98=6.75kwP2= P1×2×3=6.75×0.8×0.99=5.35kwP3= P2×3×4=5.35×0.99×0.98=5.19kw3各軸的的輸入轉矩：電動機軸的輸出轉矩由式：Td=9550×Pd/n. 得 Td=67.8Nm T

23、1=Td×1=67.8×0.98=66.4NmT2= T1×2×3×i=66.4×0.8×0.99×18=946.6NmT3= T2×3×4=946.6×0.99×0.98=918.4Nm4各軸的輸出功率：P1 = P1×3=6.75×0.99=6.68kwP2 = P2×3=5.35×0.99=5.3kwP3= P3×3=5.19×0.99=5.14kw5 各軸的輸出轉矩：T1 = T1×3=66.4&#

24、215;0.99=65.7NmT2 = T2×3=946.6×0.99=937.1NmT3= T3×3=918.4×0.99=909.2Nm6.運動和動力參數(shù)整理如下表所示：軸名功率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機6.8967.89701 ：10.99I軸6.756.6866.465.7970180.99II軸5.355.3946.6937.1540.99III軸5.195.14918.4909.2541 ：10.99上表中：功率的單位P為Kw，轉矩的單位T為Nm，轉速n的單位為r/min，3.3 設計蝸桿傳動3.3.1. 選擇蝸桿傳動類型選取圓

25、弧齒圓柱蝸桿傳動設計，它具有效率高，承載能力強和體積小等優(yōu)點。3.3.2. 選擇材料蝸桿選用45鋼，且經(jīng)表面淬火處理，齒面硬度4555HRC，表面粗糙度。（見3P260表13.3）蝸輪選用ZQSn10-1作輪緣，鑄鐵HT200作輪芯，（3P260表13.2）3.3.3. 按接觸強度設計按接觸強度公式進行設計計算1.確定栽荷系數(shù)K； （1）初定，設蝸輪圓周速度，查4P250表11-13，初取。（2）初定，假定中心距a=150500mm,并取8級精度，查4P251表11-14，初取。（3）初定，查4P251表11-14，設環(huán)境溫度3540，?。?）初定，查4P252圖11-4，取。（5）初定，查4

26、P252圖11-5，取。（6）初定，查4P251表11-16，取。初定，查4P239表11-2推薦，在時取蝸桿頭數(shù)Z=2，由4P238表11-1可看出，q值可取8，9，10，11，12，14，16暫取q=12則，查4P251表11-17得，。于是，初定載荷系數(shù)2.確定蝸輪扭矩；由式得，式中：蝸桿扭矩T1=9550×6.89/970=67.8Nm=6.78×104Nmm速比i=18傳動效率按式：取p=90% 則：T2p=6.78×104×18×0.95=1.16×106Nmm1.確定；當時有式中：蝸輪齒數(shù)Z2=Z1×i=2&#

27、215;18=36故：Zzx=3.6/36×(9.75×36+18)=0.03按4P240表11-3取變位系數(shù)X=0則Zzxp=1.15×0.03=0.03452.確定許用接觸應力，按式。（1）確定；查4P247表11-8，蝸桿材料選用45鋼，齒面淬火，齒面硬度4555HRC，齒面粗糙度，查4P248表11-9可得。Vs=5.2×104×n1×3T2=5.2×104×970×3937.1=4.9m/s因，故。（2）確定N；由4P248表11-10得（3）式中：為蝸輪轉速n2=54r/min t為工作小時數(shù)

28、所以 N=60×54×2.15×104=6.97×107（4）確定；查4P247表11-8，蝸輪材料選用錫青銅ZQSn10-1,金屬模鑄造，查4P249表11-11得于是可得： H=1×8107/6.97×107×215=169N/mm綜上可得： (qm3km)p=42750×1.49×1.16×106×0.03452/1692=3079.25mm3查4P253表11-18，初取，3.3.4. 精確確定主要幾何參數(shù)1按式：校核（1）校核：蝸輪節(jié)圓直徑d2=mz2=8×18&#

29、215;2=288mm蝸輪圓周速度：V2=d2n2/60×1000=×288×54/60×1000=0.813m/s<3m/s查4P250表11-13，得。（2）校核：傳動中心距：a=0.5m(q+z2+2X)=0.5×8×(12+36+0)=192mm查4P251表11-14，得（3）校核：查4P251表11-17，得（4）校核：由式式中:由,可得當量摩擦角,查3P268表13-6得,故T2=T1××i=6.78×104×0.88×18=1.07×106Nmm（5）校

30、核：當Vs=4.9m/s，查3P241表11-8得。（6）校核：a =192mm>0.5(da1+mz2cos2)=0.5×8×(12+2)+8×36cos222=197.8mma=192mm<m(0.55z2-0.64-0.024a)+da1/2=8×(0.55×36-0.64-0.024×22×3.14/180)+8×14/2=209仍取，。2求：m3qkm=2845.07<3079.25mm33.3.5. 蝸桿齒形計算和傳動幾何尺寸計算1蝸桿齒形計算：查4P241表11-4得，變位系數(shù)軸面齒

31、形角法面齒形角齒廓半徑：蝸桿軸向齒厚：蝸桿法向齒厚：齒頂高：齒根高：徑向間隙：全齒高：圓弧中心坐標：螺牙齒頂厚：螺牙齒根厚： 2圓弧齒圓柱蝸桿傳動幾何尺寸計算；由4P242表11-5得：中心距：a=0.5m(q+z2+2X)=0.5×8×(12+36+0)=192mm蝸桿分度圓柱上螺旋線升角：蝸桿節(jié)圓柱上螺旋線升角：蝸桿分度圓直徑：蝸桿節(jié)圓直徑：蝸桿齒頂圓直徑：蝸桿齒根圓直徑：蝸桿螺旋線長度： L=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.1×36)×8=128.8mm取L=128mm蝸桿分度圓法向弦齒高：蝸輪分度圓直徑：d2=mz2=8×3

32、6=288mm蝸輪齒頂圓直徑：da2=(z2+2+2X)m=(36+2+0)×8=304mm蝸輪齒根圓直徑：df2=(z2-2.4+2X)m=(36-2.4+0)×8=268.8mm蝸輪外圓直徑：DH=da2+m=304+8=312mm蝸輪輪緣寬度：取蝸輪齒頂圓半徑：蝸輪齒根圓弧半徑：蝸桿軸向齒距和蝸輪齒距：3精度度公差和齒側間隙；（1）蝸桿公差：查4P158表8-28得第公差組：蝸桿軸向齒距極限偏差：和蝸桿軸向齒距累積誤差，由2P139表10-40得， 。蝸桿齒槽徑向跳動公關：，查2P140表10-42得，。第三公差組：蝸桿齒型公差：，查2P139表10-40得，。和，標

33、在蝸桿工作圖上。（2）蝸輪公差：查4P158表8-28和表8-29得第一公差組：蝸輪齒距累積公差，查2P140表10-41得，分度圓弧長，L=mz2/2=×8×36/2=452.16mm故。第二公差組：蝸輪齒距極限偏差，查2P140表10-41得，d2=mz2=8×36=288mm, 第三公差組：蝸輪齒形公差，查2P140表10-41得，（若對蝸桿副有接觸斑點要求時，本項可不進行檢驗）。加工蝸輪時刀具與輪壞安裝位置公差刀具與輪壞中心距極限偏差：，查2P141表10-44得，中心距： a=0.5m(q+z2+2X)=0.5×8×(12+36+2&

34、#215;0.5)=196mm傳動中心距極限偏差：，則刀具與輪壞的中間平面極限偏差：，查2P141表10-44得，傳動中間平面極限偏差：，則刀具與輪壞軸交角極限偏差：，查2P141表10-44得，蝸輪寬度：取B=80mm，則傳動軸交角極限偏差：，則，標在蝸輪工作圖上。（3）傳動公差：查4P162表8-30得，8級精度傳動對和不作檢驗，故傳動公差不需標出。（4）蝸桿齒厚上下偏差：齒厚上偏差：齒厚下偏差：查2P143表10-48得，蝸桿公差：，則。蝸輪齒厚上下偏差：蝸輪分度圓上弧齒厚公稱值：齒厚上偏差：齒厚下偏差：查2P143表10-48得，蝸輪齒厚公差：，則（5）精度標注： 8a-GB10089

35、-88（6）齒壞公差：見2P143表10-49。（7）表面粗糙度：見2P143表10-50。（8）蝸桿嚙合特性表；基本參數(shù)軸向模數(shù)8蝸桿頭數(shù)2蝸桿桿直徑系數(shù)q12軸面齒形角22°齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)0.2蝸桿螺旋線方向與升角軸向齒廓圓弧半徑40變位系數(shù)X0.5蝸桿類型圓弧齒圓柱蝸桿相嚙合蝸輪圖號001傳動中心距與偏差a192±0.05精度等級8b-GB10089-88誤差檢查項目軸向齒距累積公差0.045蝸桿齒槽徑向跳動公差0.028齒形公差0.0408（9）蝸輪嚙合特性表；基本參數(shù)模數(shù)m8齒數(shù)36軸面齒形角22°齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)0.2螺旋角螺旋線方向右旋變位

36、系數(shù)X0.5蝸桿類型圓弧齒圓柱蝸桿蝸桿頭數(shù)2相嚙合蝸桿圖號004傳動中心距與偏差a192±0.05精度等級8b-GB10089-88誤差檢查項目齒距累積公差0.125齒距與極限偏差齒形公差0.028刀具與輪坯中心距極限偏差刀個與輪坯中間平面極限偏差刀個與輪坯交軸交角極限偏差3.4 軸的結構設計3.4.1. 蝸桿軸的設計選取45鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由2P25表2-7可得，由3P314表16-2得，許用扭轉剪應力，系數(shù)。1.按扭轉強度估算軸的直徑：和聯(lián)軸器相聯(lián)的蝸桿軸受轉矩作用，該段軸的直徑按受純扭矩并降低許用應力值的方法得到軸的設計公式為：故有 d1(106-118)36.89/970=20

37、.4-22.7mm此為蝸桿軸的最小直徑圍，再根據(jù)連接電動機的外伸軸的直徑D=42mm,查2P92選彈性套柱銷聯(lián)軸器TL7，它所允許的軸徑圍為4045mm，故蝸桿軸與電動機相連接的軸徑圍應為4045mm之間。1 精確確定蝸桿軸各段直徑；3-2 蝸桿軸尺寸圖據(jù)圖可知蝸桿軸的示意圖精確確定蝸桿軸各段直徑和長度；軸徑的確定：根據(jù)電動機的軸徑42mm和彈性套柱銷聯(lián)軸器TL7的軸徑圍4045mm，故取d的軸徑為40mm。軸徑確定：就大于的軸徑，且與密封氈圈配合，故選取，與它相配合的密封氈圈的尺寸為：。軸徑的確定：就大于，且它與軸承配合，選取深溝球軸承6212，查2P63得，深溝球軸承的尺寸為： 它的另一端

38、和一對反向安裝的角接觸球軸承相配合，它的尺寸為：故；軸徑的確定：根據(jù)4P49的軸徑尺寸標準系列，取。軸徑的確定：為了蝸桿軸兩邊對稱，取。軸徑的確定：由于它與圓螺母相聯(lián)接，故選取。查2P61得，圓螺母選用M55X2，它的尺寸為：3確定蝸桿軸各段的直徑：3.4.2. 校核蝸桿軸1.計算齒輪所受的力：軸向力：Fa1=Ft2=2T2/d2=2×937.1×103/288=6508N圓周力：Ft1=Fa2=Ft2×tanr=6508×tan9.46=1009N徑向力：Fr1=Fr2=Ft2×tann=6058×tan22=2629N2.軸的受力

39、簡圖；把滾動軸承簡化為鉸支，作用點在距軸承小端a處，把作用在齒輪和聯(lián)軸器上的力簡化為集中力，彎矩從輪緣中點開始，扭矩從輪轂中點開始。右端聯(lián)軸器屬于有彈性元件的撓性聯(lián)接，有方向不定的徑向力作用，按計算。現(xiàn)取，聯(lián)軸器的外徑。故Ft=2T/d=2×66.4×103/190=699NF0=0.35Ft=0.35×699=244.7N軸的受力簡圖如下 圖3-3軸水平面的受力與彎矩圖： 圖3-4合成彎矩圖：圖3-5加在聯(lián)軸器上的徑向力所產(chǎn)生的受力與彎矩圖：圖3-6合成彎矩圖：圖3-7扭矩圖：圖3-8計算彎矩圖：圖3-93.軸垂直面的受力圖與彎矩圖：M=Fa1×d/2

40、=6508×96/2=3.12×105軸承A，B的支反力分別為：RAZ=Fr1×AB/2+M=2629×167.5+3.12×105/335=2246NRBZ=Fr1-RAZ=2629-2246=383ND點的彎矩：右： MDZ1=RAZ×AD=2246×175=3.93×105Nmm左： MDZ2=RBZ×BD=383×160=6.13×104NmmMDZ1- MDZ2=3.93×105-6.13×104=3.32×105NmmM4.軸水平面的受力與彎矩

41、圖；軸承A，B的支反力：RAY=RBY=Ft1/2=1009/2=505ND點彎矩：MDY1=RAY×AD=505×175=8.83×104NmmMDY2=RBY×BD=505×160=8.07x104Nmm初步合成D點彎矩；MD1=MDZ12+MDY12=(3.93×105)2+(8.83×104)2=4.03×105NmmMD2=MDZ22+MDY22=(6.13×104)2+(8.07×104)2=1.01×105Nmm5.聯(lián)軸器徑向力的受力與彎矩圖；軸承A，B的支反力：RA0=

42、F0×BC/AB=244.7*125/355=83.8NRB0=RA0+F0=83.8+244.7=328.5NB點的彎矩：右：MBD=F0×BC=244.7×125=3.06×104Nmm左：MBD=RA0×AB=83.8×335=2.8×104Nmm6.合成彎矩圖；D點彎矩：等效徑向力對D點的彎矩可由B點的彎矩圖計算得：MD0=2.8×104×AD/AB=2.8×104×175/335=1.46×104Nmm右：MD1=MD1+MD0=4.03×105+1.46

43、×104=4.18×105Nmm左：MD2=MD2+MD0=1.01×105+1.46×104=1.16×105Nmm7.扭矩圖；應力校正系數(shù)，扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，查3P315表16.3可得，8.計算彎矩圖；D點彎矩：右：MD1ca=MD12+(aT)2=(4.18×105)2+(3.7×104)2=4.2×105Nmm左：MD2ca=MD22+(aT)2=(1.16×105)2+(3.7×104)2=1.22×105Nmm B點彎矩：右：MB1ca=MB22+(aT)2=(3.

44、06×104)2+(3.7×104)2=4.8×104Nmm 左：MB2ca=MB22+(aT)2=(2.8×104)2+(3.7×104)2=4.6×104Nmm9.按彎矩校核軸的強度；應根據(jù)來選擇危險截面，由計算圖可看出，D，B是危險截面。D截面校核：D截面的抗彎系數(shù)，查3P332附錄7可得，查3P315表16.3可得， ，故滿足強度要求。B截面校核：B截面的抗彎系數(shù)，查3P332附錄7可得。查3P315表16.3可得， ，故滿足強度要求。10.疲勞強度安全系數(shù)校核；應根據(jù)和應力集中集中情況選擇危險截面，選蝸桿與軸連接處的截面為危

45、險截面，它到D截面的距離為65cm，距離B截面100cm。從截面的左側校核：抗彎截面系數(shù)：，抗扭截面系數(shù)：，彎矩：，扭矩：，彎曲應力：， ，（按對稱循環(huán)變化）扭轉應力：，（按對稱循環(huán)變化）由，取，查表得：有效應力集中系數(shù)，。尺寸系數(shù)，。表面狀態(tài)系數(shù)，（，） 取 壽命系數(shù)。 查3P41表3.2， ，等效系數(shù)：，安全系數(shù)：，查3P316可得，選，。故安全。從截面I的右側看；抗彎截面系數(shù)：， 抗扭截面系數(shù)：， 彎曲應力：， ，（按對稱循環(huán)變化）扭轉應力：，查3P330附錄表3可得，配合零件的綜合影響系數(shù)。，查3P316可得，選，。故安全。3.5 設計蝸輪的過盈聯(lián)接過盈聯(lián)接是一種銅鋁結合的方式。一般過

46、盈聯(lián)接采用壓入法或者脹縮發(fā)進行配裝。目前的銅鋁結合性散熱器多采用脹縮法聯(lián)接，從而避免壓入法導致金屬表面劃傷，造成金屬表面結合不夠緊密，影響散熱效果的缺陷。脹縮法利用熱脹冷縮原理，根據(jù)不同金屬的熱膨脹系數(shù)不同的現(xiàn)象，計算裝配件的最大過盈配合，分別加工出包容件徑和被包容件金屬外徑，把不同種類金屬加熱到一定溫度后，包容和被包容金屬嵌套，然后冷卻使其緊密結合。蝸輪的輪緣與輪芯的配合采用過盈聯(lián)接的方式，由于它屬于不常拆卸的裝配，故選擇輪緣與輪芯的過渡配合形式為，用壓力機裝入，且蝸輪的圓周力靠配合面的摩擦力來傳遞，為了工作可靠，應在配合面間裝有螺釘。3.6 選擇并演算滾動軸承由于蝸桿軸承受較大的軸向力，故

47、采用左端為深溝球軸承6212，右端采用一對反向安裝的角接觸球軸承7312C來支承。3-10 蝸桿軸承受力圖3.6.1. 角接觸球軸承的校核：因 ，則，四年一次大修。軸承壽命：，由于是一對反向安裝的角接觸球軸承，故它的附加軸向力相互抵消，查2P71 可得角接觸球軸承7212C的參數(shù)：，查3P374表18.7可得：，故滿足要求。3.6.2深溝球軸承的校核查2P63可得，深溝球軸承6212的參數(shù)：，查3P374表18.7可得：，故滿足要求。3.6.3. 蝸輪上軸承的校核查2P63可得，深溝球軸承6210的參數(shù)：，查3P374表18.7可得：，故滿足要求。3.7 選擇并演算聯(lián)軸器3.7.1. 選擇聯(lián)軸

48、器I考慮到Y160M6電動機滿載轉速，轉速較高，故應選擇帶有彈性元件的撓性聯(lián)軸器。所以選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)電動機的軸徑和與電動機軸徑相聯(lián)接的蝸桿軸徑分別為42mm和40mm，選擇YL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，它的型號為：。1校核聯(lián)軸器I；查4P326可得彈性套柱銷聯(lián)軸器I的參數(shù)：，。查3P418可得，（選用45鋼作柱銷，45鋼的）柱銷的許用彎曲應力：，2.校核柱銷彎曲強度：，。故滿足要求。以上兩式中K為栽荷系數(shù)，查3P406表19.3可得，。3.校核聯(lián)軸器上鍵聯(lián)接的強度：查2P51可得，選用普通平鍵聯(lián)接。聯(lián)軸器與電動機間用：鍵14X100 GB109679聯(lián)軸器與減速器間用：鍵14X100 GB1096794.校核擠壓強度：按式：校核式中：，（查2P51可得，） 與電動機相聯(lián) 與蝸桿軸相聯(lián)，與電動機相聯(lián)，與蝸桿軸相聯(lián)， （查3P126可得，當聯(lián)軸器用鑄鐵時）聯(lián)接電動機的：，聯(lián)接蝸桿軸的：，故都滿足要求。3.7.2. 選擇聯(lián)軸器II由于滾筒軸的轉速較低n=54r/min，工作機栽荷有輕微沖擊，從經(jīng)濟性的角度考慮宜選用凸緣聯(lián)軸器。1載荷計算；運輸帶上的功率：，聯(lián)軸器上傳遞的功率：， 聯(lián)軸器II上的計算轉矩：，式中：載荷系數(shù)：，查3P406表19.3。 名義轉矩：，2選擇聯(lián)軸器II的型號；根據(jù)，n