機械設計課程設計單級蝸桿減速器設計

1、湖 南 科 技 大 學課程設計報告 課程設計名稱： 單級蝸桿減速器 學 生 姓 名： 學 院： 機電工程學院 專業(yè)及班級： 07級機械設計及其自動化1班 學 號： 指導教師： 2010 年 6月17日摘要課程設計是機械設計課程重要的綜合性與實踐性相結(jié)合的教學環(huán)節(jié)，基本目的在于綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固和加深所學的知識，同時通過實踐，增強創(chuàng)新意思和競爭意識，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。通過課程設計，繪圖以及運用技術標準，規(guī)范，設計手冊等相關資料，進行全面的機械設計基本技能訓練。減速器是在當代社會有這舉足輕重的地位，應用范圍極其廣泛，因此，減速器

2、的高質(zhì)量設計，可以體現(xiàn)出當代大學生對社會環(huán)境的適應及挑戰(zhàn)，從整體設計到裝配圖和零件圖的繪制，都可以讓參與設計的同學深深領悟到機器在如今社會的重要作用目錄一、摘要二、傳動裝置總體設計1、傳動機構(gòu)整體設計2、電動機的選擇3、傳動比的確定4、計算傳動裝置的運動參數(shù)三、傳動零件的設計1、減速器傳動設計計算2、驗算效率3、精度等級公差和表面粗糙度的確定四、軸及軸承裝置設計1、輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2、蝸桿軸的設計3、渦輪軸的設計4、滾動軸承的選擇5、鍵連接及聯(lián)軸器的選擇五、機座箱體結(jié)構(gòu)尺寸及附件1、箱體的結(jié)構(gòu)尺寸2、減速器的附件六、蝸桿減速器的潤滑1、蝸桿的潤滑2、滾動軸承的潤滑七、蝸桿傳動的熱平衡

3、計算1、熱平衡的驗算八、設計體會參考文獻一、傳動裝置總體設計1、傳動機構(gòu)整體設計根據(jù)要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器帶式運輸機。(如圖右圖所示) 根據(jù)生產(chǎn)設計要求可知，該蝸桿的圓周速度v45m/s，所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見（如圖下圖所示），采用此布置結(jié)構(gòu)，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內(nèi)潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內(nèi)，在軸承蓋中裝有密封元件。 該減速器的結(jié)構(gòu)包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷

4、等附件、以及其他標準件等?？倐鲃颖龋篿=27 z1=2 z2=54為了確定傳動方案先初選卷筒直徑：d=380mm運輸帶速度：v=1m/s卷筒轉(zhuǎn)速=601000v/(d)= 6010001/(380)r/min=50.28 r/min 而i=27 ，并且=， 所以有=i=2750.28=1357.6 r/min選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min的電動機。=53.33r/min由=601000v/(d)可得d345mm2、選擇電動機（1）選擇電動機類型按已知工作要求和條件選用y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機. （2）選擇電動機容量 工作機要求的電動機輸出功率為：

5、 其中 則 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： 式中，查機械設計手冊可得 聯(lián)軸器效率 =0.99 滾動軸承效率=0.98雙頭蝸桿效率=0.8 轉(zhuǎn)油潤滑效率=0.96 卷筒效率 =0.96則68.0%初選運輸帶有效拉力：f=5280n從而可得：=7.45kw7.5kw電動機型號表一方案電動機型號額定功率ped kw電動機轉(zhuǎn)速 r/min額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y132s2-27.5300029002.02y132s2-47.5150014402.23y160m-67.510009602.04y160l-87.57507202.0（3）確定電動機轉(zhuǎn)速有前面可知電機的滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min從而

6、可以選取y132s2-4 以下是其詳細參數(shù)y132s2-4的主要性能參數(shù)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速n/(r )滿載轉(zhuǎn)速n/(r )電動機總重/n啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩7.5150014402.22.33、 傳動比的確定由前面可知總傳動比 i總=i=274、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 蝸桿軸 n1=1440r/min 齒輪軸 n2=1440/26=53.33 r/min 卷筒軸 n3= n2=53.33r/min （2）各軸的輸入功率蝸桿軸 p1= =7.23kw齒輪軸 p2=p1=5.44kw 卷筒軸 p3=p2 =5.28kw (3) 各軸的轉(zhuǎn)矩 電機輸出轉(zhuǎn)矩 =95

7、50 =95507.45/1440nm=49.4nm蝸桿輸入轉(zhuǎn)矩 =49.40.990.98 nm =47.94nm蝸輪輸入轉(zhuǎn)矩 =i=47.94260.980.80.96nm =938.1 nm 卷筒輸入轉(zhuǎn)矩 =938.10.990.98 nm=910.2nm 將以上算得的運動和動力參數(shù)列于表2-2 表2-2類型功率p（kw）轉(zhuǎn)速n（r/min）轉(zhuǎn)矩t（nm）傳動比i效率電動機軸7.45144049.4蝸桿軸7.23144047.940.68蝸輪軸5.4455.38938.127傳動滾筒軸5.2855.38910.2 三、傳動零件的設計1、減速器傳動設計計算（1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù)gb/t

8、 10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿（zi）。 （2）選擇材料蝸桿：根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555hrc。 因而蝸輪用鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用45號鋼制造。(3) 按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由手冊知傳動中心距 確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距 由前面可知=938.1 nm確定載荷系數(shù)k 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)=1;由

9、機械設計手冊取使用系數(shù)=1.15由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)=1.2;k=1.38確定彈性影響系數(shù) 因用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160確定接觸系數(shù) 假設蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a =0.32,從而可查得=3.1確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc,可從手冊中查得蝸輪的基本許用應力=268應力循環(huán)次數(shù) n=60j=60150000=1.66壽命系數(shù) = =0.704則 =0.704268=188.6計算中心距 mm=207.7mm取中心距a=250mm,i=27,完全滿足要求，取模數(shù)m=8，蝸桿分度圓

10、直徑d1=80mm。這時d1/a=0.32，因此以上計算結(jié)果可用。蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù) 蝸桿 軸向齒距 pa=zm=25.12mm 直徑系數(shù) q=d1/m=10 齒頂圓直徑 da1=d1+2m=80+215mm=96mm 齒根圓直徑 df1=d1-= d1-2 m (+)=80-28(1+0.2)mm=60.8mm 導程角 =1831 蝸桿軸向齒厚sa=0.5m=0.53.148mm=12.56mm蝸輪 蝸輪齒數(shù) =52 變位系數(shù) = +0.25 驗證傳動比 i=/=52/2=26(允許) 分度圓直徑 =m=852mm=416mm 齒頂圓直徑 da2=+2ha2=416+281.25mm=4

11、36mm 齒根圓直徑 df2=-=416-281mm=400mm 蝸輪咽喉母圓半徑y(tǒng)g2=a-0.5da2=250-218mm=32mm 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) =55.15 由= +0.25，=55.15，查機械設計手冊可得齒形系數(shù)=2.2 螺旋角系數(shù) =1-=1-=0.9192許用彎曲應力 = 從手冊中查得由zcusn10p1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 =56 壽命系數(shù) =0.590 = =0.59056=33.0彎曲強度是滿足的。 2、驗算效率 已知=1831= ，；與相對滑動速度有關= =6.15m/s查表可得 =0.025， 代入式中可得90.1% 大于原估計值，因此不用重

12、算。3、精度等級工查核表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從gb/t 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8經(jīng)濟精度，側(cè)隙種類為f，標注為8f,gb/t10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。四、 軸及軸承裝置的設計圖4-11、求輸出軸上的功率p,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面可知：（1）蝸桿軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩p1 = pr=7.28kw n1=1440r/mint1=47.94n .m（2）蝸輪軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩p2 =5.4kw n2=55.38r/mint2=938.1nm（3）傳動滾筒軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩p3 =5

13、.28kwn3=55.38r/mint3=910.2nm2、蝸桿軸（1軸）的設計 （1）選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) （2）初定跨距 軸的布置如圖4-1 圖4.2初取軸承寬度分別為n1=n2=30mm 。 為提高蝸桿軸的剛度，應盡量縮小支承跨距，可按l1=(0.91.1)da2 公式計算 l1=(0.91.1)416=（392.4479.6）mm 取 l1=400mm 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取s1=k1=200mm （3）軸的受力分析 =(11+0.08)m=(11+0.0852)8mm=121.28mm取=124mm =80mm軸的受力分析圖 圖4.3x-y平面受力分析 圖4.4

14、x-z平面受力圖：圖4.5其中ma=水平面彎矩圖4.6垂直面彎矩 圖4.7合成彎矩=231153nmm 圖4.8當量彎矩t/nmm圖4.9(4)軸的初步設計第三強度理論為為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為：對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為:扭轉(zhuǎn)切應力：從而可得：由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得=0.3，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表可得:=60mpa因此有：式中：軸的計算應力，mpa; m軸所受的彎矩，nmm; t軸所受的扭矩，nmm; w軸的抗彎曲截面系數(shù)，對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，mpa 查表得圓軸w的計算式為：聯(lián)立以上兩式可得： 代入數(shù)值可得d33.3

15、mm,取軸的直徑為60mm。（5）軸的結(jié)構(gòu)設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表初取=112,于是有： 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,軸通過聯(lián)軸器是與電動機軸相連的。按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑de de=(0.81.2)dm式中： dm電動機軸直徑，mm;由于前面已經(jīng)確定了電動機為y132s2-4，直徑dm=38k5,從而可得de=30.445.6mm，參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，聯(lián)減速器蝸桿軸的軸端直徑de=38mm 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查相關資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來

16、統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的結(jié)構(gòu)見圖4.10圖4.103、蝸輪軸（2軸）的設計（1）選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) （2）初定跨距 軸的布置如圖4-11 圖4.11初取軸承寬度分別為n3=n4=15mm 。 為提高蝸輪軸的剛度，應盡量縮小支承跨距,蝸輪軸（2軸）跨距: s2=k2=da1+（2535）=96+（2535）mm=（121131）mm 式中da1是蝸桿的齒頂圓。取 l2=252mm 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，從而有s1=k1=126mm （3）軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖4-12所示。圖中 圖4.12x-y平面受力分析 圖4.13x-z平面受力圖：圖4.14其中ma=水平面彎

17、矩圖4.15垂直面彎矩 圖4.16合成彎矩=231153nmm 圖4.17當量彎矩t/nmm圖4.18(4)軸的初步設計 第三強度理論為為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)，則計算應力為：對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為:扭轉(zhuǎn)切應力：從而可得：由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得=0.3，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表可得:=60mpa因此有：式中：軸的計算應力，mpa; m軸所受的彎矩，nmm; t軸所受的扭矩，nmm; w軸的抗彎曲截面系數(shù)，對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，mpa 查表得圓軸w的計算式為：聯(lián)立以上兩式可得： 代入數(shù)值可得d49.91mm,由于要開鍵槽，因此需要將直

18、徑增大4%，從而d51.91mm取軸的直徑為70mm。（5）軸的結(jié)構(gòu)設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表初取=112,于是有： 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,軸通過聯(lián)軸器是與卷筒相連的。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查相關資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸輪軸的結(jié)構(gòu)見圖4.19圖4.19 4、滾動軸承的選擇 （1）蝸桿軸（1軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為角接觸球軸承，軸承預期壽命取為5000

19、h。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力fr=1263.3n，fa=10180.92n，軸承工作轉(zhuǎn)速n=1440r/min。 初選滾動軸承為角接觸球軸承7310b gb/t279-1994，基本額定動載荷cr=68.2kn ,基本額定靜載荷cor=48 kn。 fa/fr=10180.92/1263.3=8.06e=1.14 x=0.35 y=0.57 pr=xfryfa=0.351263.30.5710180.92n6245.3n 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp=1.2= fp（xfryfa）=1.26245.3=7494.3n驗算軸承的使用壽命：式中：指數(shù)，對于球軸承為3；代入數(shù)值有5000h

20、故7310b軸承滿足要求。 7310b軸承：d=50mm d=110mm b=31mm damin=110mm (2)蝸輪軸（2軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預期壽命取為96000h。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力fr=3327. 8 n,軸向力fa=902.3n，軸承工作轉(zhuǎn)速n=55.38r/min。 初選滾動軸承32910x2 gb/t279-1994，基本額定動載荷cr=34.5kn,基本額定靜載荷cor=56.5kn。 fa/fr=902.3/3327.8=0.43e=0.35 x=1

21、y=0 pr=xfryfa=11022.41 kn3327.8 kn由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp=1.2= fp（xfryfa）=1.23327.8 kn =3993.36n驗算軸承的使用壽命：式中：指數(shù)，對于滾子軸承為；代入數(shù)值有5000h故32910x2軸承滿足要求。 32910x2軸承：d=60mm d=85mm t=17mm damin=75mm =55mm5、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 （1）蝸桿軸(1軸)上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 由前計算結(jié)果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉(zhuǎn)距t=47.94nm,工作轉(zhuǎn)速n=1440r/min。 聯(lián)軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。

22、 載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數(shù)ka=1.5。計算轉(zhuǎn)距tca tca=kat=1.547.94 nm =71.91 nm 型號選擇 選用gys型彈性套柱銷聯(lián)軸器。由于電動機y132s2-4的直徑d=38k5,因此選擇=38mm 校核許用轉(zhuǎn)距和許用轉(zhuǎn)速 按文獻4附表f-2，選gys5聯(lián)軸器 gb 4323-84。許用轉(zhuǎn)距t=400nm，許用轉(zhuǎn)速n=8000r/min。 因 tcat,nn,故聯(lián)軸器滿足要求。 鍵聯(lián)接選擇 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇c型普通平鍵。 按資料所顯示，初選鍵108 gb 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，l=80 mm。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和

23、聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=120150mpa，取=145mpa。鍵的工作長度l=l-0.5b=80-0.510mm=75mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。從而：145 mpa不滿足強度計算，故選擇雙鍵再計算，/1.5=210.3/1.5 mpa =140.2mpa145 mpa故選用鍵合適。 (2)蝸輪軸(2軸)上聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選擇 由前計算結(jié)果知:蝸輪軸(2軸)的工作轉(zhuǎn)距t=910.2nm,工作轉(zhuǎn)速n=55.38r/min。聯(lián)軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數(shù)ka=

24、1.5。計算轉(zhuǎn)距tca tca=kat=1.5910.2nm =1365.3nm 型號選擇 選用gys型彈性套柱銷聯(lián)軸器。由于與轉(zhuǎn)同相連的軸的直徑可以任意定，因此選擇=50mm 校核許用轉(zhuǎn)距和許用轉(zhuǎn)速 查表，選gy7聯(lián)軸器 gb 4323-84。許用轉(zhuǎn)距t= 1600nm，許用轉(zhuǎn)速n=8000r/min。 因此tcat,nn,故聯(lián)軸器滿足要求。.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 i蝸輪連接處鍵槽選擇a型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長l21=70mm。 按機械設計手冊，初選鍵2070 gb/t 1096-79，b=20mm，h=12mm，l=70mm。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查機械

25、設計手冊得許用擠壓應力=100120mpa，取=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=70-20mm=50mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm。從而：110 mpa故選用鍵合適。 卷筒連接處鍵槽選擇a型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長l21=70mm。 按機械設計手冊，初選鍵1670 gb/t 1096-79，b=16mm，h=10mm，l=70mm。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=120150mpa，取=140mpa。鍵的工作長度l=l-b=70-16mm=54mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=

26、5mm。從而：140mpa故選用鍵合適。 五、 機座箱體結(jié)構(gòu)尺寸及其附件1、箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 箱體結(jié)構(gòu)形式的選擇 選擇本蝸桿減速器的箱體形式為剖分式.由于蝸桿圓周速度v=6.08m/s10m/s,故采用蝸桿下置式 箱體材料的選擇與毛坯種類的確定 根據(jù)蝸桿減速器的工作環(huán)境,可選箱體材料為灰鑄鐵ht200.由于鑄造箱體剛性好,易得到美觀的外形,灰鑄鐵鑄造的箱體還易于切削、吸收振動和消除噪音等優(yōu)點,可采用鑄造工藝獲得毛坯. 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 1.箱座壁厚 0.004a+3=0.004250+3mm=13 mm取=13 mm 2.箱蓋壁厚 10.85=0.8513mm=9.95mm取1=103.箱座

27、分箱面凸緣厚 b1.51=1.510mm=15mm 4 箱蓋分箱面凸緣厚 b1=1.51=1.510=15mm 5.平凸緣底座厚 b22.5=2.513 =32.5mm 6.地腳螺栓 df0.036a+12=0.036250+12mm22mm 7.軸承螺栓 d10.7df=0.722 mm16 mm 8.聯(lián)接分箱面的螺栓 d2(0.50.6) df12 9.軸承端蓋螺釘直徑 d3(0.40.5)df10 10.窺視孔螺栓直徑 d4=（0.30.4)df 8 個數(shù) n=4 11.吊環(huán)螺釘 直接用鑄造吊鉤，因此此項不需要。12.地腳螺栓數(shù) n=4 13.各螺栓至外機壁和凸緣邊緣距離，以及沉頭座直徑

28、螺栓直徑m8m10m12m16m18m20m22m3014161822242630401214162022242635沉頭座直徑182226333640436114.機座機蓋肋厚m10.851=0.8513mm11mm m0.85=0.8510mm9mmmm r10.2c2=0.214=3 15.軸承螺栓凸臺高 h =50mm 16.軸承端蓋外徑 蝸輪軸端蓋 =135mm蝸桿軸端蓋 =160mm17.軸承端蓋凸緣厚度 t=12mm2、減速器的附件 檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點、側(cè)隙和向箱體內(nèi)傾注潤滑油,在傳動嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設檢查孔 通氣器 減速器工作時,箱體溫度升高

29、,氣體膨脹,壓力增大,對減速器各接縫面的密封很不利,故常在箱蓋頂或檢查孔蓋上裝有通氣器 根據(jù)箱體的情況選取材料為q235的通氣塞，其尺寸如下表所示：mmddd1sllaa1m201.53025.422281546油塞 為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱體底部最低位置設有排油孔,通常設置一個排油孔,平時用油塞及封油圈堵住，根據(jù)箱體的情況選取材料為q235的油塞，其尺寸如下表所示：mmdd0lladsd1d1hm201.5302815425.42221222定位銷 為了保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度,需在想替分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷 觀察孔及觀察孔蓋 為了方便維修和觀察減速箱內(nèi)

30、部的結(jié)構(gòu)，在箱體頂端設置了觀察孔及孔蓋。根據(jù)箱體的情況選取材料為ht200，其尺寸如下表所示：mmaa1a2bb1b2d4rh200160140150190170866起吊裝置 為了方便、經(jīng)濟，起吊裝置采用箱蓋吊鉤，選取材料為ht200，其尺寸如下表所示：mmc3c4brrr1456022601012六、 蝸桿減速器的潤滑1、蝸桿的潤滑 雖然本蝸桿的圓周速度為6.03m/s,同時考慮本傳動裝置壽命較長，滑移速度較大，故采用油池潤滑，選擇潤滑劑為l-an 2、滾動軸承的潤滑 下置式蝸桿的軸承，由于軸承位置較低，可以利用箱內(nèi)油池中的潤滑油直接浸浴軸承進行潤滑，即滾動軸承采用油浴潤滑 七、蝸桿傳動的熱平衡計算1.熱平衡的驗算由前面計算可得 蝸桿傳動效率蝸=75.3%, 蝸桿傳動功率p=7.23kw摩擦損耗功率轉(zhuǎn)化成的熱量 1=1000p(1-)=10007.26(1-0.753) w=1793w由草圖估算減速器箱體內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到外表面有