機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)一級蝸輪蝸桿減速器設(shè)計(jì)全套圖紙

1、目錄前  言.2  一、設(shè)計(jì)任務(wù)書及要求.2二、電動機(jī)的選擇與計(jì)算.3三、減速器參數(shù)的選擇和計(jì)算.3  四、確定總傳動比及其分配.3  五、確定傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù).3 六、蝸桿蝸輪的設(shè)計(jì)計(jì)算.4 七、鏈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).9 八、軸的設(shè)計(jì).11 九 、機(jī)座箱體結(jié)構(gòu)尺寸及其附件15 十 、蝸桿減速器的潤滑16 十一、 蝸桿傳動的熱平衡計(jì)算17 十二、  選擇冷卻裝置.18參考資料19全套cad圖紙，聯(lián)系

2、153893706前言國內(nèi)的發(fā)展概況 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。 國外發(fā)展概況 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 機(jī)械設(shè)計(jì)課

3、程設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：設(shè)計(jì)一二級蝸輪蝸桿減速器 本設(shè)計(jì)是蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)主要針對執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動展開。為了達(dá)到要求的運(yùn)動精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應(yīng)滿足一定的關(guān)系，以實(shí)現(xiàn)各零部件的協(xié)調(diào)動作。該設(shè)計(jì)均采用新國標(biāo)，運(yùn)用模塊化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)內(nèi)容包括傳動件的設(shè)計(jì)，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及設(shè)備零部件等的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)內(nèi)容：1.電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)計(jì)算；2.蝸輪蝸桿傳動設(shè)計(jì)計(jì)算3.軸的設(shè)計(jì)4. 鏈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.鍵和連軸器的選擇與校核；6.裝配圖、零件圖的繪制7.設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫設(shè)計(jì)任務(wù)a)減速器總裝配圖一張,b)蝸桿、軸零件圖各一張,c)設(shè)計(jì)說明書一份 電動機(jī)的選擇與計(jì)算1

4、 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃拥墓ぷ鳡顩r是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式y(tǒng)160l-8系列的電動機(jī)2 電動機(jī)容量的選擇1） 工作機(jī)所需功率：pw 7.5kw2） 電動機(jī)的輸出功率：pdpw/， =1*2*3*4 =0.98* 0.99* 0.80* 0.96=0.745 pd10.067kw3） 電動機(jī)型號y132-4m 額定功率7.5（kw） 同步轉(zhuǎn)速 1500（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速1440 （r/min） 總傳動比60傳動裝置的總傳動比及其分配1 總傳動比：傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i602 傳動比分為：i1=4  i2=

5、4 i3=3.75計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)3.1各軸轉(zhuǎn)速 由式2-82-12得電動機(jī)軸=滿載時轉(zhuǎn)速=1440                1 軸    n1=1440/4=360r/min               

6、60;2 軸    n2 =360/4=90 r/min                 3 軸    n3= 90/3.75=24 r/min 2.3.2各軸的輸入功率1 軸    p1=pd=10.07*0.98=9.87   

7、;             2 軸    p2= = 9.87* 0.8=7.896                3 軸    p3 =7.896*0.96=7.582.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)

8、矩  電機(jī)軸    t0=9550 =9550*10.07/1440=66.78                1 軸    t1=9550 =9550*9.87/360=261.83            &

9、#160;    2 軸    t2=9550 =9550* 7.896/90=844.64    3 軸    t3=9550 =9550 *7.58/24=3016.21           蝸桿傳動設(shè)計(jì)計(jì)算選擇蝸桿傳動類型 蝸桿傳動的主要參數(shù)有模數(shù) m、壓力角、蝸

10、桿頭數(shù)z1、蝸輪齒數(shù)z2、蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角等。1 蝸桿傳動的正確嚙合條件及模數(shù)m和壓力角蝸桿傳動的正確嚙合條件和齒條與齒輪傳動相同。因此，在中間平面上，蝸桿的軸面模數(shù)ma1、軸面壓力角a1分別和蝸輪的端面模數(shù)mt2、端面壓力角t2相等，并取其為標(biāo)準(zhǔn)值，即 ma1=mt2=ma1=t2=又因?yàn)槲仐U傳動通常是交錯角為90°的空間運(yùn)動，蝸桿輪齒的螺旋線方向有左右之分。因此，為保證蝸桿傳動的正確嚙合，還必須使蝸桿和蝸輪輪齒的螺旋線方向相同，并且蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角 等于蝸輪分度圓柱上的螺旋角2，即= 2 。2 蝸桿分度圓直徑d1和導(dǎo)程角蝸輪是用直徑及齒形參數(shù)同蝸桿

11、一樣的滾刀加工出來的。因此，只要有一種尺寸的蝸桿，就得有一種對應(yīng)的蝸輪滾刀。對于同一模數(shù)，可以有很多不同直徑的蝸桿，因而對每一模數(shù)就要配備很多把蝸輪滾刀。顯然，這樣很不經(jīng)濟(jì)。為了限制滾刀數(shù)目并便于滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化，國標(biāo)對每種標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)量的蝸桿分度圓直徑d1，見表9-98。當(dāng)蝸桿的分度圓直徑d1和頭數(shù)z1選定后，蝸桿分度圓柱上的導(dǎo)程角也就確定了。由上圖可知， 對于動力傳動，為提高傳動效率，宜選取較大的導(dǎo)程角。但導(dǎo)程角過大，車削蝸桿時困難，并且齒面間相對滑動速度也隨之增大，當(dāng)潤滑不良時，將加速齒面間的磨損。3 傳動比i、蝸桿頭數(shù)z1和蝸輪齒數(shù)z2蝸桿傳動通常以蝸桿為主動件。當(dāng)蝸桿轉(zhuǎn)動一周時，

12、蝸輪將轉(zhuǎn)過z1個齒，即轉(zhuǎn)過z1/z2周，因此其傳動比i 為 i = n2/n1 = z2/z1 公式說明：1. 式中n1、n2 分別為蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)速，r/min。2. 蝸桿頭數(shù)z1通常取為1，2，4或6。當(dāng)傳動比i 大或要求自鎖時，可取z1=1, 但傳動效率低,當(dāng)傳動比i 較小時，為了避免蝸輪輪齒發(fā)生根切,或傳遞功率大時，為了提高傳遞效率，可采用多頭蝸桿，取z1=24或6，但是z1過多時，制造較高精度的蝸桿和蝸輪滾刀有困難。3. 蝸輪齒數(shù)z2=iz1，一般取z2=2880。為了避免用蝸輪滾刀切制蝸輪時發(fā)生根切，并保證有足夠的嚙合齒對數(shù)，使傳動平穩(wěn)，z2不應(yīng)少于28；但是對于動力傳動，z2也不

13、宜大于80，因?yàn)楫?dāng)蝸輪直徑不變時，z2越大， 模數(shù)就越小，將削弱蝸輪輪齒的彎曲強(qiáng)度；而若模數(shù)不變，則蝸輪直徑將要增大，傳動結(jié)構(gòu)尺寸將要變大，蝸桿軸的支承跨距加長，致使蝸桿的彎曲剛度降低，容易產(chǎn)生撓曲而影響正常的嚙合。當(dāng)用于分度傳動時，則z2的選擇可不受此限制。z1 和z2 的推薦值i=z2/z1 7131427284040z1421,21z2285228542880404.傳動中心距a和變位系數(shù)x蝸桿傳動的標(biāo)準(zhǔn)中心距為 a = (d1+d2)/2。為了配湊中心距或微量改變傳動比，或?yàn)榱颂岣呶仐U傳動的承載能力及傳動效率，也常用變位蝸桿傳動。蝸桿傳動的變位方式與齒輪傳動相同，也是在切削時把刀具相對

14、蝸輪毛坯進(jìn)行徑向移位。但在蝸桿傳動中，蝸桿相當(dāng)于齒條，蝸輪相當(dāng)于齒輪，所以，只對蝸輪進(jìn)行變位，而蝸桿不變位。5.相對滑動速度s如圖可知，蝸桿傳動即使在節(jié)點(diǎn)c 處嚙合，齒面間也有較大的相對滑動，相對滑動速度s 沿螺旋線方向。設(shè)蝸桿圓周速度為1，蝸輪圓周速度為2，則有相對滑動速度s的大小對蝸桿傳動有很大影響。當(dāng)潤滑、散熱等條件不良時，s 增大會使齒面產(chǎn)生磨損和膠合；而當(dāng)具備良好的潤滑條件，特別是能形成油膜時， s增大有助于形成油膜，使齒面間摩擦系數(shù)減小，減小磨損，從而提高傳動效率和承載能力。根據(jù)gb/t 10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿（zi）。 蝸桿傳動的幾何尺寸蝸桿傳動的幾

15、何尺寸及其計(jì)算公式如下名稱符號計(jì)算公式蝸桿蝸輪齒頂高h(yuǎn)aha1 = m=5ha2 = m=5齒根高h(yuǎn)fhf1 = 1.2m=6hf2 =1.2m=6全齒高h(yuǎn)h1 = 2.2m=11h2 = 2.2m=11分度圓直徑dd1=50d2 = mz2 =300  齒頂圓直徑dada1=d1+2ha1=60da2=m(z2 +2) =310 齒根圓直徑dfdf1=d1-2hf1=38df2=d2-2hf2=288蝸桿分度圓柱上導(dǎo)程角5.71 蝸輪分度圓柱上螺旋角2 2 = 傳動中心距aa=m(q+z2)/2=175蝸桿軸向齒距pa1p

16、a1=m蝸桿螺旋部分長度l1234 -1l(10.5+z1)m l(10.5+z1)m -0.5l(8+0.06z2)ml(9.5+0.09z2)m 0l(11+0.06z2)ml(12.5+0.09z2)m 0.5l(11+0.1z2)ml(12.5+0.1z2)m 1l(12+0.1z2)ml(13+0.1z2)m 對磨削的蝸桿，應(yīng)將l值增大，m6mm時，加長25mm；m=1014mm時，加長35mm；m16mm時，加長50mm 蝸輪外圓直徑de2 z1=1z1=23z1=46de2da2+2mde2da2+1

17、5m de2da2+m蝸輪齒寬b2 z1=1z1=1b20.75da1b20.67da1齒根圓弧面半徑r1 r1=da1/2+0.2m齒頂圓弧面半徑r2 r2=df1/2+0.2m3.1.2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。 蝸輪:由公式 得  滑動速度  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，而輪芯用灰鑄鐵ht100制造。 3.1.3按齒面接

18、觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由文獻(xiàn)1式（11-12），傳動中心距1.確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距    =176.20 =176200  2.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) ；選 取使用系數(shù) ；由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)kv=1.05；3.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 ze =160  4.確定許用接觸應(yīng)力  根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模

19、鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45hrc,查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268 。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)     n=60j =4.091 0  壽命系數(shù)  =0.6288 鏈結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.選擇鏈輪齒數(shù)z 、z  假定鏈速v<0.6 表中選取小鏈輪齒數(shù)z1=19,從動輪齒數(shù)z2=iz1=2.95 19=56. 2.計(jì)算功率pca 由文獻(xiàn)1表9-9選取工作情況系數(shù)ka=1,故pca=kap=1 1.31kw=1.31  3.確

20、定鏈節(jié)數(shù)lp 初定中心距a0=40lp,則鏈節(jié)數(shù)為 l = 117.52節(jié)  取l =118節(jié)。  4.確定鏈條的節(jié)距p 按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì),鏈工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)是,可能出現(xiàn)鏈板疲勞強(qiáng)度破壞.由表中查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)k =1.04選取單排鏈.由表查得多排鏈系數(shù)p=1.0,故所需傳遞的功率為 p = 1.26  根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速n1=71r/min，功率p0=1.26  ,選取鏈號為12的單排鏈.同時也證實(shí)原估計(jì)工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)是正確的.查得鏈節(jié)距=19.05 。 5.確

21、定鏈長及中心距a l= 2.25  a= 758  中心距減小量     a=(0.0020.004) 758  =1.53.0  實(shí)際中心距      a=a- a1=758mm- (1.53.0)  =756.5755  取           

22、   a=756  6.驗(yàn)算鏈速 v=   =0.43 <0.6    與原假設(shè)相符. 7.作用在軸上的壓軸力                     fp=kfpfe 有效圓周力     fe=3046.5  按水平布置,

23、取壓軸力系數(shù)kfp=1.15,故  fp=1.15×3046.5=3503  8.滾子鏈標(biāo)記  12a-1×118  gb1243.1-83  滾子外徑d1=11.91 ,內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=12.57 ,內(nèi)鏈板高度h2=18.08 。 9.小鏈輪結(jié)構(gòu)和材料 1)小鏈輪基本參數(shù)及主要尺寸 分度圓直徑d     d=p/sin(180º/z) =115.7  齒頂圓直徑da   &#

24、160; da=124.45   分度圓弦齒高h(yuǎn)a    ha=0.27p=0.27×19.05=5.14     齒根圓直徑df    df=d-d1=115.7-11.91=103.79  齒側(cè)凸緣直徑dg  dgpcot(180º/z) -1.04h2-0.76=94.60  查表9-4的鏈輪轂孔最大許用直徑dkmax=62  2)鏈輪齒形 采用三圓弧一直線齒形

25、 齒面圓弧半徑 remin=0.008d1(z2+180)=0.008×11.91(192+180)=35.35            remax=0.12d1(z+2)=0.12×11.91(19+2)=30.01                re=(35.3530.01)   

26、60;               取re=32  齒溝圓弧半徑  rimax=0.505d1+0.069  =0.505×11.91+0.069 =6.25            rimin=0.505d1=0.505×11.91=6.01     

27、;           ri=(6.016.25)                    取ri=6.1mm 齒溝角 min=120º-90º/z=115.26º maz=140º-90º/z=135.26º 齒寬 &#

28、160; bf1=0.95b1=0.95×12.57=11.94  倒角寬 ba=(0.10.15)p=(0.10.15)×19.05=1.912.86     取 ba=2  倒角半徑 rx p=19.05                      

29、;  取 rx=20  齒側(cè)凸緣圓角半徑 ra=0.04p=0.76  鏈輪齒寬 bfn=(n-1)pt+bf1=bf1=11.94  齒形按  3r gb/t 1244-1985  規(guī)定制造 3)鏈輪結(jié)構(gòu) 小鏈輪采用整體形式 4)鏈輪材料 由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪輪齒嚙合次數(shù)多,所受沖擊也較嚴(yán)重,故小鏈輪采用較好的材料制造,選用40鋼,表面淬火處理,硬度為4050hrc. 3.2.2低速鏈傳動靜力強(qiáng)度計(jì)算與校核 由于鏈速v=0.43  

30、<0.6  ,故按文獻(xiàn)1式9-22校核靜力強(qiáng)度.               sca= = =10.21>8 故滿足抗拉靜力強(qiáng)度。 式中： flim-單排鏈的極限拉伸載荷，查文獻(xiàn)1表9-1取flim=31.1   f1-鏈的緊邊工作拉力，由于向心力和懸垂拉力很小，故f1 fe。第四章 軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)   軸的設(shè)計(jì)4.1.1繪制軸的布置簡圖和初

31、定跨距 軸的布置如圖4-1。（a=125 ） 初取軸承寬度分別為n1=22 ,n2=20 。 4-1 蝸桿軸（1軸）跨距 為提高蝸桿軸的剛度，應(yīng)盡量縮小支承跨距，可按l1=(0.91.1)da2 公式計(jì)算 l1=(0.91.1) 210=（189231）  取   l1=200  蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取s1=k1 蝸輪軸（2軸）跨距 s2=k2=da1+25=60+25=85  l2=2 s2=2 85=170    4.1.2蝸

32、桿軸（1軸）的設(shè)計(jì) 1.選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) 2.軸的受力分析lab=l1=200  lac=lcb=100  計(jì)算蝸桿的嚙合力 ft1=fa2 =438.4   fa1=ft2=1687.41   fr1=fr2= ft2tan = ft2 =1687.4 =626.33   求水平面內(nèi)的支承反力。作水平面內(nèi)的彎距圖。 軸在水平面內(nèi)的受力rax=219.2   rbx= ft1 =438.4-219

33、.2=219.2   mh= raxlac=219.2 100=21920  軸在水平面內(nèi)的彎距求垂直面內(nèi)的支承反力。作垂直面內(nèi)的彎距圖。 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖ma1 =42185.25  ray =524.1   rby= fr1 =626.33-524.1=102.22   mv1= raylac=524.1 100=52410  mv2= rby lcb=102.22 100=10222&

34、#160; 軸在垂直面內(nèi)的彎距圖如圖4-2（e） 求支承反力，作軸的合成彎距圖，轉(zhuǎn)距圖。 軸的合成彎距圖如圖4-2（f）。 ra =568.09   rb=241.87   （軸向力fa1=1687.4n。用于支承軸的滾動軸承擬選用圓錐滾子軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承a上。） ma=mb=0  m1 =56809.28  m2=24187.12  t= ft1 =438.4 =10960  軸的轉(zhuǎn)距圖如圖4-2（g）。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公

35、式，減速器輸入軸的軸端直徑de    de=(0.81.2)dm=(0.81.2) 28=(22.433.6)   式中： dm-電動機(jī)軸直徑， 。 參考聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑，聯(lián)減速器蝸桿軸的軸端直徑de=25 。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查文獻(xiàn)4表5-2，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的結(jié)構(gòu)見圖4-3    蝸輪軸（2軸）的設(shè)計(jì) 1.選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) 2.軸的受力分析 軸的受力lab=l2=

36、170     lac=lcb=85  計(jì)算蝸桿的嚙合力 fa2 =438.4  ft2=1687.41  fr2= ft2tan = ft2 =1687.4 =626.33  求水平面內(nèi)的支承反力。作水平面內(nèi)的彎距圖。 軸在水平面內(nèi)的受力rax=843.7  rbx= ft2 =1687.4-843.7=843.7  mh= raxlac=843.7 85=71714.5 

37、求垂直面內(nèi)的支承反力。作垂直面內(nèi)的彎距圖。 軸在垂直面內(nèi)的受力ma2 =44936  ray =48.84  rby= fr1 =626.33-48.84=577.94  mv1= raylac=48.84 85=4151.4  mv2= rby lcb=577.94 85=49086.65  求支承反力，作軸的合成彎距圖，轉(zhuǎn)距圖。 ra =845.11  rb =1022.41  （軸向力fa2=438.4n。用于

38、支承軸的滾動軸承擬選用圓錐滾子軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承a上。） ma=mb=0              m1= ra lac =71834.35  m2= rb lcb =86904.85    t=t2=176200 4-4 3.軸的初步設(shè)計(jì) 取折算系數(shù)  0.6 將以上數(shù)值代入軸計(jì)算截面（

39、c截面）直徑計(jì)算公式 d = 28.57  在此軸段開有一個鍵槽，直徑增大4%，計(jì)算截面直徑d 29.71 。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器從動軸的危險截面直徑dd    dd=(0.30.35)a=(0.30.35) 125=37.543.75  按文獻(xiàn)4表5-1，取減速器蝸輪軸的危險截面直徑dd=45 。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查文獻(xiàn)4表5-2，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。減速器蝸桿軸的結(jié)構(gòu)見圖4-

40、5                 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。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預(yù)期壽命取為96000h。 由前計(jì)算結(jié)果知：軸承所受徑向力fr=568.09 ，fa=1687.4  ，軸承工作轉(zhuǎn)速n=1420r/min。 初選滾動軸承32306 gb/t279-1994，按文獻(xiàn)2表14.4，基本額定動載荷

41、cr=81.5 ,基本額定靜載荷cor=96.5 。 fa/fr=1687.4/568.09=2.97>e=0.31 x=0.4  y2=1.9 按文獻(xiàn)1表13-6，載荷系數(shù)fp=1.2。 pr=（xfry2fa）=（0.4×568.091.9×1687.4）×1.24119.96n cjs=prl1/=pr（60lhn/106）1/=4119.96（60×96000×1420/106）3/10       =61476.10 &

42、#160;  式中    -指數(shù)。對于滾子軸承，=10/3。 由于cjs<cr ,故32306軸承滿足要求。 32306軸承：d=72   b=27   damin=37       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(yù)期壽命取為96000h。 由前計(jì)算結(jié)果知：軸承所受徑向力fr=1022.41 ,軸向力

43、fa=438.4 ，軸承工作轉(zhuǎn)速n=71r/min。 初選滾動軸承32308 gb/t279-1994，按文獻(xiàn)2表14.4，基本額定動載荷cr=115.0 ,基本額定靜載荷cor=148.0 。     fa/fr=438.4/1022.41=0.43>e     x=0.4  y=1.6     按文獻(xiàn)1表13-6，載荷系數(shù)fp=1.2。     pr=（xfryfa）

44、=（0.4×1022.411.6×438.4）×1.21332.49      cjs=prl1/=pr（60lhn/106）1/=1332.49（60×96000×1420/106）3/10       =19882.78  式中    -指數(shù)。對于滾子軸承，=10/3。 由于cjs<cr ,故32308軸承滿足要求。 32308軸承：d=90  b

45、=33   damin=49  3、蝸桿軸(1軸)上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇  由前計(jì)算結(jié)果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉(zhuǎn)距t=10.96  ,工作轉(zhuǎn)速n=1420r/min ,d11=25  ,  =44  。 1.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(jì)算 按文獻(xiàn)1中表14-1，工作情況系數(shù)ka=1.5。計(jì)算轉(zhuǎn)距tca tca=kat=1.5×10.96=16.44  型號選擇 選用tl型彈性套柱銷聯(lián)軸器。

46、 校核許用轉(zhuǎn)距和許用轉(zhuǎn)速 按文獻(xiàn)4附表f-2，選tl4聯(lián)軸器   gb 4323-84。許用轉(zhuǎn)距t=63  ，許用轉(zhuǎn)速n=5700r/min。 因 tca<t,n<n,故聯(lián)軸器滿足要求。 2.鍵聯(lián)接選擇 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇a型普通平鍵。     l11=44-(1015)=3439  按文獻(xiàn)2表18-1，初選鍵8×36 gb 1096-1990，b=8 ，h=7 ，l=36 。 校核鍵聯(lián)接強(qiáng)度

47、鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力 =100120 ，取其平均值 =110 。鍵的工作長度l=l-b=36-8=28 ，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5 。故選用鍵合適。 3.2蝸輪軸(2軸)上鍵聯(lián)接的選擇  由前計(jì)算結(jié)果知：蝸輪軸（2軸）的工作轉(zhuǎn)距t=176.20   ,工作轉(zhuǎn)速n=71r/min ,d21=45 , （1.61.8）d21=(7281)  。 1.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸

48、 選擇a型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長l21=63 。 按文獻(xiàn)2表18-1，初選鍵14×63 gb 1096-1990，b=14 ，h=9 ，l=63  。 2.校核鍵聯(lián)接強(qiáng)度 軸，輪轂和鍵比較得，輪轂的材料最差，為鑄鐵，由文獻(xiàn)1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力 =5060 ，取其平均值 =55 。鍵的工作長度l=l21-b=63-14=49 ，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5 。    

49、;                     機(jī)座箱體結(jié)構(gòu)尺寸及其附件1、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=0.46m/s45m/s,故采用蝸桿下置式 2、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(diǎn),可采用鑄造工藝獲得毛坯

50、. 3、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算 1.箱座壁厚        0.004a+3=0.004×125+3=8 8   取=8   2.箱蓋壁厚        10.85=0.85×10=8.5 6   取1=7   4箱座分箱面凸緣厚 b1.5=1.5×8=12   5 箱蓋

51、分箱面凸緣厚 b1=1.51=1.5×7=11   6.平凸緣底座厚     b22.35=2.35×8 =20   7.地腳螺栓         df0.036a+12=0.036×125+1216   8.軸承螺栓         d10.7df=0.7&

52、#215;1612   9.聯(lián)接分箱面的螺栓 d2(0.60.7)×16.5910   10軸承端蓋螺釘直徑 d3(0.40.5)df8   11.窺視孔螺栓直徑   d4=6    個數(shù)    n=4 12.吊環(huán)螺釘         d5=8 (根據(jù)減速器的重量gb825-1988確定) 13.地腳螺栓數(shù)&

53、#160;      n=4 14.軸承座孔（d）外的直徑 d2=1.35d3=1.35×52=72   d3=52   d   15.凸緣上螺栓凸臺的結(jié)構(gòu)尺寸    c1=18,c2=14,d0=25,r0=5,r=3,r1c1=18, r10.2c2=0.2×14=3  16.軸承螺栓凸臺高       h(0.350.45

54、)d2=30  17軸承旁聯(lián)接螺栓距離   s=d2=72  18.軸承座孔外端面至箱外 l9=c1+c2+2=18+14+2=34  5、 減速器的附件 .1檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點(diǎn)、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(shè)檢查孔 2通氣器 減速器工作時,箱體溫度升高,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 .3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(shè)有排油孔,通常設(shè)置一個排油孔,平時用油塞及封油圈堵住 4定位銷

55、     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  蝸桿減速器的潤滑 蝸桿傳動的潤滑為了提高效率，減少發(fā)熱，減少磨損和防止發(fā)生膠合，保證良好的潤滑是十分必要的，所以往往采用黏度大的礦物油，來進(jìn)行潤滑，并在潤滑油中加入必要的添加劑，以提高其抗膠合能力。對于閉式蝸桿傳動，主要是根據(jù)相對滑動速度s和載荷情況，由下表選擇潤滑油的黏度和給油方法。對于開式蝸桿傳動常采用黏度較高的齒輪油或潤滑脂進(jìn)行定期供油潤滑。蝸桿傳動的潤滑油黏度推薦值和給油方法相對滑動速度s (m/s)12.555101015152525

56、載荷情況重載重載中載黏度 cst50(100)450(55)300(35)180(20)120(12)806045潤滑方法浸入油池噴油或浸油用壓力噴油，壓力 mpa0.070.20.3對于閉式蝸桿傳動，若采用浸入油池潤滑，為有利于動壓油膜的形成，并有助于保證潤滑和散熱，油池應(yīng)有足夠油量，對傳動件應(yīng)有足夠的浸油深度。對于下置或側(cè)置蝸桿的傳動，浸油深度約為蝸桿的一個齒高；若蝸輪上置，浸油深度約為蝸輪外徑的1/3。若采用噴油潤滑，噴油咀應(yīng)對準(zhǔn)蝸桿齒的嚙入端。蝸桿正反轉(zhuǎn)時，兩邊都要裝有噴油咀，而且要控制一定的油壓。蝸桿傳動的熱平衡計(jì)算由于蝸桿傳動的傳動效率低，工作時發(fā)熱量大，在閉式蝸桿傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及