2021單級蝸桿減速器

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1、單級蝸桿減速器 0p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：涂皓 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：09 指導教師：胡忠舉 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

2、有這舉足輕重的地位，應用范圍極其廣泛，因此，減速器的高質量設計，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、轉速和轉矩 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

3、體結構尺寸及附件 1、箱體的結構尺寸 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 設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V ≤4— —5m/s ，所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式 見（如圖下圖所示），采用此布置結構，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

4、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 軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異 物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。 該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標準件等。 總傳動比：i=27 Z 1=2 Z 2=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 卷筒轉速w n =601000v/(πD)= 6010001/(π380)r/min= r/min 而i=27 ，并且w

5、n =2n ， 所以有1n =i 2n =27= r/min 選擇同步轉速為1500r ，滿載轉速為1440r/min 的電動機。 w n =2n =1n i =min 由w n =601000v/(πD)可得D ≈345mm 2、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： w d p p n = 其中 1000w w Fv p n = 則 1000d w Fv p n n = 由電動機至運

6、輸帶的傳動總效率為： 2312345w n n n n n n n = 式中，查機械設計手冊可得 聯(lián)軸器效率 1n = 滾動軸承效率2n = 雙頭蝸桿效率3n = 轉油潤滑效率4n = 卷筒效率 5n = 則 w n n =% 初選運輸帶有效拉力：F=5280N 從而可得：d P =＜ 電動機型號表一 （3）確定電動機轉速 有前面可知電機的滿載轉速為1440r/min 從而可以選取Y132S2-4 以下是其詳細參數(shù) 3、 傳動比的確定 由前面可知總傳動比 i 總=i=27 4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速 蝸桿

7、軸 n 1=1440r/min 齒輪軸 n 2=1440/26= r/min 卷筒軸 n 3= n 2=min （2）各軸的輸入功率 蝸桿軸 p 1= 12d P n n = 齒輪軸 p 2=p 1234n n n = 卷筒軸 p 3=p 2 12n n = (3) 各軸的轉矩 電機輸出轉矩 d T =9550 d w P n =95501440Nm= 蝸桿輸入轉矩 1T =d T 12n n = Nm = 蝸輪輸入轉矩 2T =1T i 234n n n =26 = Nm

8、卷筒輸入轉矩 3T =2T 12n n = Nm= 將以上算得的運動和動力參數(shù)列于表2-2 表2-2 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 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45~55HRC 。 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

9、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 a ①確定作用在渦輪上的轉距 由前面可知2T = Nm 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)K β=1; 由機械設計手冊取使用系數(shù)A K = 由轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)V K =; K=K βA K V K = ③確定彈性影響系數(shù)E Z 因用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故E Z =16012a MP ④確定接觸系數(shù)Z ρ 假設蝸桿分度圓直徑d 和傳動中心距a 的比值d/a =,從而可查得Z ρ= ⑤確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫

10、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[]H σ=268a MP 應力循環(huán)次數(shù) N=60j 2h n L =601 144026 50000=810 壽命系數(shù) HN K = 則 []H σ=HN K []H σ=268a MP = ⑥計算中心距 a 取中心距a=250mm,i=27,完全滿足要求，取模數(shù)m=8，蝸桿分度圓直徑d1=80mm 。這時d1/a=，因此以上計算結果可用。 ⑷蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù) ①蝸桿 軸向齒距 pa=zm= 直徑系數(shù) q=d1/m=10

11、 齒頂圓直徑 da1=d1+2*a h m=80+215mm=96mm 齒根圓直徑 df1=d1-1f h = d1-2 m (*a h +*c )=80-28(1+mm= 導程角 γ=01118’31’’ 蝸桿軸向齒厚Sa=π=8mm= ②蝸輪 蝸輪齒數(shù) 2Z =52 變位系數(shù) 2x = + 驗證傳動比 i=2Z /2x =52/2=26(允許) 分度圓直徑 2d =m 2Z =852mm=416mm 齒頂圓直徑 da2=2d +2ha2=416+28=436mm 齒根圓直徑 df2=2d -2f h =416-281

12、mm=400mm 蝸輪咽喉母圓半徑Yg2==250-218mm=32mm ⑸校核齒根彎曲疲勞強度 []22121.53F Fa F KT Y Y d d m βσσ= ≤ 當量齒數(shù) ()223 3052cos cos11.31r Z Z γ=== 由2x = +，2r Z =，查機械設計手冊可得齒形系數(shù)2Fa Y = 螺旋角系數(shù) Y β=1-0140γ=1-0 011.31140= 許用彎曲應力 F σ=[]F σ 從手冊中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 []F σ=56a MP 壽命系數(shù)

13、 FN K = []F σ= FN K [] F σ=56a MP =a MP 彎曲強度是滿足的。 2、驗算效率η tan (0.950.96)tan() v γηγ=→+? 已知γ=01118’31’’= 011.31，arctan v v f ?=；v f 與相對滑動速度s v 有關 s v = 11 0601000cos11.31d n π??=6.15m/s 查表可得 v f =，v ?= 01.2 代入式中可得η=% 大于原估計值，因此不用重算。 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

14、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4-1 1、求輸出軸上的功率P,轉速和轉矩 由前面可知： （1）蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩 P1 = P r= n1=1440r/min T1= .m （2）蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩 P2 = n 2=min T 2=m （3）傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩 P 3 = n 3=min T 3=m 2、蝸桿軸（1軸）的設計 （1）選擇軸的

15、材料及熱處理 選用45鋼調質 （2）初定跨距 軸的布置如圖4-1 圖 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=~da2 公式計算 L1=~416=（~）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 1b =(11+2z m=(11+52)8mm=121.28mm 取1b =124mm 1d =80mm 131 2247.941198.58010t T F N d -?===? 0 0tan tan 201198.52224.3sin sin11

16、.31n r t F F N αγ==? = 0cot 1198.5cot11.3110180.9a t F F N γ==?= 軸的受力分析圖 圖 X-Y 平面受力分析 圖 X-Z 平面受力圖： 圖 其中Ma=110180.980 40723622a F d N mm N mm ?== 水平面彎矩Nmm M Y X /- 圖 垂直面彎矩Nmm M Z X /- 圖 合成彎矩Nmm M M M Z X Y X /2 2--+==231153N mm 圖 當量彎矩T/N mm 圖 (4)軸的初步設計 第三強度理論為2

17、24ca σστ= +算應力為： 224()ca σσατ=+對于直徑為d 的圓軸，彎曲應力為: M W σ= 扭轉切應力： 2T T W W ττ= = 從而可得： 2222()()4()2ca M T M T W W αασ+=+=由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α=，選取軸的材料為45號鋼，調制處理，查表可得: []1σ-=60Mpa 因此有： []22 1()ca M T ασσ-+=≤ 式中：ca σ——軸的計算應力，MPa; M ——軸所受的彎矩，N mm; T ——軸所受的扭矩，N mm; W ——軸的抗彎曲截面系數(shù)，3 mm []1σ-——對

18、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： 332d W π= 聯(lián)立以上兩式可得： []223132()M T d απσ-+≥ 代入數(shù)值可得d ≧33.3mm,取軸的直徑為60mm 。 （5）軸的結構設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調制處理，查表初取0A =112,于是有： 133min 017.2811219.221440 P d A mm mm n ==?= 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑I d -∏,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=~dm 式中：

19、 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=~，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。軸頭結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的結構見圖 圖 3、蝸輪軸（2軸）的設計 （1）選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調質 （2）初定跨距 軸的布置如圖4-11 圖 初取軸承寬度分別為n 3=n 4=15mm 。 為提高蝸輪軸的剛度，應盡量縮小支承跨距,蝸

20、輪軸（2軸）跨距: S 2=k 2=da1+（25~35）=96+（25~35）mm=（121~131）mm 式中da1是蝸桿的齒頂圓。 取 L 2=252mm 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，從而有s 1=k 1=126mm （3）軸的受力分析 2222 9381004510.1416 t T F N d ?=== 00 4510.14894.6cos cos cos11.31cos 20t r F F N βα=== 0tan 4510.1tan11.31902.3a t F F N β==?= 軸的受力簡圖如圖4-12所示。圖中 圖 X-Y 平面受力

21、分析 圖 X-Z 平面受力圖： 圖 其中Ma=2902.03416187622.2422 a F d N mm N mm ?== 水平面彎矩Nmm M Y X /- 圖 垂直面彎矩Nmm M Z X /- 圖 合成彎矩Nmm M M M Z X Y X /22--+==231153N mm 圖 當量彎矩T/N mm 圖 (4)軸的初步設計 第三強度理論為224ca σστ= +算應力為： 224()ca σσατ=+對于直徑為d 的圓軸，彎曲應力為: M W σ= 扭轉切應力： 2T T W W ττ= = 從

22、而可得： ca σ==由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α=，選取軸的材料為45號鋼，調制處理，查表可得: []1σ-=60Mpa 因此有： []1ca σσ-=≤ 式中：ca σ——軸的計算應力，MPa; M ——軸所受的彎矩，N mm; T ——軸所受的扭矩，N mm; W ——軸的抗彎曲截面系數(shù)，3 mm []1σ-——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： 332d W π= 聯(lián)立以上兩式可得： d ≥ 代入數(shù)值可得d ≧49.91mm,由于要開鍵槽，因此需要將直徑增大4%，從而d ≧51.91mm 取軸

23、的直徑為70mm 。 （5）軸的結構設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調制處理，查表初取0A =112,于是有： min 11251.55d A mm === 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑I d -∏,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。軸頭結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸輪軸的結構見圖 圖 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

24、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5000h 。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=，F(xiàn)a=，軸承工作轉速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= ,基本額定靜載荷Cor=48 kN 。 Fa/Fr==>e= X= Y= pr=XFr ＋YFa=＋ 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp= 1p = fp （XFr ＋YFa ）== 驗算軸承的使用壽命： 611060r h C L n P ε??= ??? 式中：ε——指數(shù)，對于球軸承為3； 代入數(shù)值有361068200872

25、26014407494.3h L ??=?= ???? ﹥5000h 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 。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=3327. 8 N,軸向力Fa=，軸承工作轉速n=min 。 初選滾動軸承32910X2 GB/T279-1994，基本額定動載荷Cr=,基本額定靜載荷Cor=。

26、 Fa/Fr==>e= X=1 Y=0 pr=XFr ＋YFa=1 kN ＝ kN 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp= 1p = fp （XFr ＋YFa ）= kN = 驗算軸承的使用壽命： 611060r h C L n P ε??= ??? 式中：ε——指數(shù)，對于滾子軸承為 103； 代入數(shù)值有10 6310345003981976055.383993.36h L ??=?= ???? ﹥5000h 故32910X2軸承滿足要求。 32910X2軸承：d=60mm D=85mm T=17mm Damin=75mm b d =55mm 5、鍵聯(lián)

27、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 由前計算結果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉距T=m,工作轉速n=1440r/min 。 ?聯(lián)軸器的選擇 ①類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 ②載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數(shù)KA=。計算轉距Tca Tca=KAT= N m = N m ③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12d d ==38mm ④校核許用轉距和許用轉速 按文獻[4]附表F-2，選GYS5聯(lián)軸器 GB 4323-84。許用轉距[T]=400N m ，

28、許用轉速 [n]=8000r/min 。 因 TcaП鍵聯(lián)接選擇 ①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 。 ②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p σ????=120~150MPa ，取p σ????=145MPa 。 鍵的工作長度l==10mm=75mm ，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k==8mm=4mm 。從而： 33 21021198.510210.30.587538 p T MPa MPa kld σ???===???＞1

29、45 MPa 不滿足強度計算，故選擇雙鍵再計算， p p σσ=/= MPa =＜145 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 由前計算結果知:蝸輪軸(2軸)的工作轉距T=m,工作轉速n=min 。 ?聯(lián)軸器的選擇 ①類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 ②載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數(shù)KA=。計算轉距Tca Tca=KAT=m =m ③型號選擇 選用GYS 型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 由于與轉同相連的軸的直徑可以任意定，因此選擇12d d ==50mm ④校核許用轉距和許用轉速 查表，選GY7聯(lián)軸器

30、 GB 4323-84。許用轉距[T]= 1600N m ，許用轉速[n]=8000r/min 。 因此TcaП.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 i 蝸輪連接處鍵槽 ①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 。 ②校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力p σ????=100~120MPa ，取p σ????=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==12mm=6mm 。從而

31、： 33 21029381089.3465070p T MPa MPa kld σ???===??＜110 MPa 故選用鍵合適。 ⅱ卷筒連接處鍵槽 ①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 。 ②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p σ????=120~150MPa ，取p σ????=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==10mm=5mm 。從而：

32、 33 2102910.210134.855450 p T MPa MPa kld σ???===??＜140MPa 故選用鍵合適。 五、 機座箱體結構尺寸及其附件 1、箱體的結構尺寸 ⑴箱體結構形式的選擇 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=s≤10m/s,故采用蝸桿下置式 ⑵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. ⑶箱體主要結構尺寸計算 1.箱座壁厚 δ

33、≈0.004a+3=250+3mm=13 mm 取δ=13 mm 2.箱蓋壁厚 δ1≈δ=13mm=9.95mm 取δ1=10 3.箱座分箱面凸緣厚 b≈δ1=10mm=15mm 4 箱蓋分箱面凸緣厚 b1=δ1=10=15mm 5.平凸緣底座厚 b2≈δ=13 =32.5mm 6.地腳螺栓 df≈0.036a+12=250+12mm ≈22mm 7.軸承螺栓 d1≈=22 mm ≈16 mm 8.聯(lián)接分箱面的螺栓d2≈～df≈12 9.軸承端蓋螺釘直徑d3≈～df≈10 10.窺視孔螺栓直徑d4=（～df≈ 8 個

34、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 14.機座機蓋肋厚m1≈δ1=13mm≈11mm m≈δ=10mm≈9mmmm r1≈0.2C2=14=3 15.軸承螺栓凸臺高h =50mm 16.軸承端蓋外徑 D=135mm 蝸輪軸端蓋 22 D=160mm 蝸桿軸端蓋 12 17.軸承端蓋凸緣厚度t=12mm 2、減速器的附件 ⑴檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點、側隙和向箱體內傾注潤滑油,在傳動嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設檢查孔 ⑵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

35、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： ⑶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： ⑷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各安裝一個圓錐定位銷 ⑸觀察孔及觀察孔蓋 為了方便維修和觀察減速箱內部的結構，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： ⑹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H

36、T200，其尺寸如下表所示： 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 ⑴由前面計算可得 蝸桿傳動效率η蝸=%, 蝸桿傳動功率P= ②摩擦損耗功率轉化成的熱量 Φ1=1000P(1-η)=1000 W=1793W ⑵由草圖估算減速器箱體內表面能被潤滑油所飛濺到外表面有可被周圍空氣所冷卻的箱體 表面面

37、積 S=5 1.882810250mm -??=2mm ⑶計算散熱面積 取周圍空氣溫度ta=20o C ,箱體散熱系數(shù)212/()o d W m C α=?ad=12ω/(m20C) 熱平衡時 ,則要求的散熱面積為 01000(1)a d P t t S ηα-=+ 可得0t =o C ＜80o C 滿足熱平衡。 八、設計心得 這次課程設計歷時三個星期多左右，通過這三個星期的學習，發(fā)現(xiàn)了自己的很多不足，自己知識的很多漏洞，看到了自己的實踐經(jīng)驗的不足，理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。 這次課程設計跟以往不同沒有跟自己做得一樣的人甚至到處都有差別，所以以往喜歡參考

38、別人東西的習慣可就把我害苦了。從一開始的選擇就決定了后面一連貫的問題。所以這次的課程設計全都是靠自己搞完的。在這過程中碰到了很多問題，比如說以前學過的畫圖功底下降了很多，電腦繪圖也忘得差不多，所以這次的畫圖讓我吃了很多虧。一開始著手用電腦繪圖我就發(fā)現(xiàn)好多東西都不記得了，所以對著電腦瞎忙活了一兩天，最后發(fā)現(xiàn)好多小地方都不會弄結果沒辦法采用了最原始的辦法手畫。任務書上要求圖中至少有一張是電腦畫的，由于不熟悉所以我手畫了裝配圖，因為裝配圖是最難畫的！結果那紙一擺上我就后悔了，但還是硬著頭皮繼續(xù)畫了下去，最后花了整整24小時才畫好它，弄得自己是腰酸背痛。而后才用電腦畫了兩張零件圖也花了好多時間，盡管這

39、樣但至少這次的畫圖讓我對AutoCAD 的操作比以前又要深刻了很多。這次設計比以往的兩個課程設計都要自主些，因為它限制的東西比較少，但要求并沒有降低，所以導致我們一開始都有點不知所措，浪費了個把星期才進入狀態(tài)。所以才導致到預定交稿的時間大家都沒有完成。這個設計里的所有的東西都得又我們自己選擇，大到箱體的設計尺寸，小到箱蓋上用多大的螺栓.所以比起前面幾次的課程設計這次要顯得繁瑣的多。因此對我們的耐心和細心都有一定的考驗。 這次的設計的圓滿完成對我而言，知識上的收獲重要，精神上的豐收更加可喜。讓我知道了學無止境的道理。我們每一個人永遠不能滿足于現(xiàn)有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面還有更高的山峰在等著你。挫折是一份財富，經(jīng)歷是一份擁有。這次課程設計必將成為我人生旅途上一個非常美好的回憶！ 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛等著.機械設計（第8版）.北京：高等教育出版社,2006 [2] 劉鴻文.材料力學.4版. 北京：高等教育出版社,2004 [3] 孫桓，陳作模主編.機械原理.7版. 北京：高等教育出版社，2006 [4] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊.新版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 ^