700T单级蜗轮蜗杆减速器机械毕业资料机械CAD设计.rar

1 毕业论文（设计）毕业论文（设计）题 目 单级蜗轮蜗杆减速器设计 题 目 单级蜗轮蜗杆减速器设计 系 部 机械工程学院 系 部 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 年级 专 业 机械设计制造及其自动化 年级 学生姓名 学生姓名 学 号 学 号 指导教师 指导教师 2单级蜗轮蜗杆减速器设计单级蜗轮蜗杆减速器设计专业：机械设计制造及其自动化摘 要 在论文中，首先，对蜗轮蜗杆作了简单的介绍，接着，阐述了蜗轮蜗杆的设计原理和理论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了环面蜗轮蜗杆减速器。接着对减速器的部件组成进行了尺寸计算和校核。该设计代表了蜗轮蜗杆设计的一般过程。对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。 目前，在环面蜗轮蜗杆减速器的设计、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有较大差距。国内在设计制造环面蜗轮蜗杆减速器过程中存在着很大程度上的缺点，正如论文中揭示的那样，重要的问题如：轮齿的根切；蜗杆毛坯的正确设计；蜗轮蜗杆的校核。关键词：蜗轮蜗杆减速器, 蜗杆, 滚动轴承3Design of single stage worm reducerMajor: Mechanical Engineering and automationAbstractIn this paper, firstly, the worm are introduced, then, expounds the design principle and the theoretical calculation of the worm and worm gear. Then in accordance with the design criteria and design theory to the design of toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the general process of worm gear design. On the other worm design work also has a certain value.At present, the torus worm reducer design, manufacture and application of domestic, compared with foreign advanced level there are still large gaps. There are a lot of defects in the design and manufacture of toroidal worm reducer process, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design; the worm check.Key words: worm gear reducer, worm, rolling bearing4目目 录录摘 要.2Abstract.3目 录.41 选定设计方案.52 电动机的选择.62.1 初选电动机类型和结构型式.62.2 电动机的功率.62.3 运动参数计算.82.3.1 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩.82.3.2 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩.82.3.3 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩.82.4 蜗轮蜗杆的传动设计.92.5 蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计.132.6 蜗轮轴的尺寸设计与校核.142.7 减速器箱体的结构设计.153 轴的校核.183.1 蜗杆轴的强度校核.183.2 蜗轮轴的强度校核.213.3 滚动轴承的选择及校核.243.3.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核.243.3.2 蜗轮轴上轴承的校核.263.4 键联接的强度校核.28.3.4.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接.283.4.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接.2953.4.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接.293.5 减速器的润滑和密封.29总结.31参考文献.32致 谢.331绪论绪论减速器减速器 1、减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。20 世纪 7080 年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。 其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮蜗杆减速器；行星齿轮减速器。 2、一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、 行星齿轮减速器、 摆线针轮减速器、 蜗轮蜗杆减速器、 行星摩擦式机械无级变速机等等。1）圆柱齿轮减速器 单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。 2）圆锥齿轮减速器 用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。 3）蜗杆减速器 主要用于传动比 i10 的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。目前广泛应用阿基米德蜗杆减速器。 4）齿轮蜗杆减速器 若齿轮传动在高速级，则结构紧凑； 若蜗杆传动在高速级，则效率较高。 5）行星齿轮减速器 传动效率高，传动比范围广，传动功率 12W50000KW，体积和重量小。 3、 常见减速器的种类 1） 减速器 的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。 2） 谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的， 体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。 3） 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。 但价格略贵。 减速器: 简言之， 一般机器的功率在设计并制造出来后，其额定功率就不在改变，这时，速度越大，则扭矩（或扭力） 越小；速度越小，则扭力越大。2减速器 - 设计程序 减速器的作用减速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，二者的设计、制造和使用特点各不相同。7080 年代，世界减速器技术有了很大发展。通用减速器体现以下发展趋势：（1）高水平、高性能。（2） 积木式组合设计。基本参数采取优先数，尺寸规格整齐、零件通用性和互换性强、系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。（3） 形式多样化、变型设计多。摆脱了传统的单一底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速机一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。促进减速器水平提高的主要因素有：（1） 硬齿面技术的发展和完善，如大型磨齿技术、渗碳淬火工艺、齿轮强度计算方法、修形技术、变形及三、优化设计方法、齿根强化及其元化过渡、新结构等。（2）用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平高。3（3）结构设计更合理。（4）加工精度提高到 ISO5-6 级。（5）轴承质量和寿命提高。（6）润滑油质量提高。 齿轮减速器的特点齿轮传动是机械传动中重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速率可达 200m/s。齿轮传动的特点主要有：1 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动效率最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达 99。2 结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般比较小。3 工作可靠，寿命长 设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作可靠，寿命可长达一，二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。4 传动比稳定 传动比稳定是对传动性能的基本要求。齿轮传动能广泛应用，也是因为具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格昂贵，且不宜用于传动距离过大的场合。 蜗杆减速器的特点蜗杆传动是在空间交错的两轴之间传递运动和动力的一种机构， 两轴交错的夹角可为任意值，常用的为 90 度，这种传动由于具有下述特点，故应用颇为广泛。1 当使用单头蜗杆时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转过了一个齿距，因而能实现大的传动比。在动力传动中， 一般传动比 I=5-80;在分度机构或手动机构中， 传动比可达 300； 若只传递运动，传动比可达 1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。42 在杆蜗传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。3 当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动更具有自锁性。4 蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的磨擦和磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此磨损较大，效率低；当蜗杆传动具有自锁性时，效率仅为 0.4 左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮，以便与钢制的蜗杆配对组合成减磨性良好的滑动摩擦剂。根据蜗杆分度曲面的形状，蜗杆传动可以分成三大类：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥蜗杆传动。蜗杆分度曲面是圆环内表面的一部分，蜗杆轴线平面内理论齿廓为直线的蜗杆传动称为直廓环面蜗杆传动， 俗称 “球面蜗轮传动”。 它始于 1921 年的美国造船业， 其代表产品是美国 CONE DRIVE，50 年代起在我国得到推广应用。与普通圆柱蜗杆传动相比，这种蜗杆同时包容齿数多，双线接触线形成油膜条件好，两齿面接触线诱导法曲率半径大。因此，承载能力是相同中心矩普通蜗杆的 1.53 倍（小值适应于小中心矩，大值适应于大中心矩）。在传递同样功率时，中心矩可缩小 20%-40%。由于性能优良，美国、日本、俄罗斯等国都将这种传动作为动力传动中的主要形式之一广泛使用。美国生产产品系列中心矩为 151320；速比为 5343000；最高传动效率可达 97%。我国经过 40 年的研究和发展，目前这种蜗杆的生产品种也十分可观，最大中心矩可达到 1200；最少齿数比为 5；蜗杆头数达 6；最高传动效率可达94%。这种蜗杆传动分为“原始型”和“修整型”两种。“原始型”直廓环面蜗杆的螺旋齿面的形成为：一条与成形圆相切、位于蜗杆轴线平面内的直线，在绕成形圆的圆心作等角速的旋转运动的同时，又与成形圆一起围绕蜗杆的轴线作等角速的旋转运动，这条直线在空间形成的轨迹曲面，就是直廓环面蜗杆的齿面。由于蜗杆齿面的发生线是直线刀刃，蜗杆螺旋面是直线刀刃形成的不可展直纹面而不是由包络产生的，难以实现磨削，这种蜗杆制造钢筋工艺比较复杂，不易获得高精度的传动，这是直廓环面蜗杆传动的主要缺点。“修整型”直廓环面蜗杆螺旋面的形成，基本上与“原始型”相同，不同之处在于加工时根据设计要求的修形曲线，将加工参数加以改变。一般常用的有：变位异速修形和变速比修形两种工艺方法。变位异速修形方法就是在加工蜗杆时，刀具位置及固定传动比不同于蜗杆副5工作时的位置及速比。变速比修形方法则是加工时瞬时传动比按一定规律变化。用修形加工方法加工的蜗杆与由修形滚刀加工成的蜗轮组成“修整型”直廓环面蜗杆传动，消除了蜗轮齿面中部棱线接触，不仅改善了装配条件，减少了误差敏感性，更重要的是：与“原始型”蜗杆传动比较，接触区扩大，形成油膜条件好，包容齿数间载荷有平均作用，因而其承载能力、啮合性能和传动效率均较“原始型”高。准平行啮合线二次包络环面蜗杆是河南省焦作市科林齿轮有限公司的一项科研成果。蜗轮滚刀是可铲背可磨削的，蜗轮齿面没有脊线，运动不会产生干涉。工装和理论相吻合。和同类蜗杆相比，它还具有以下几个特点：1 瞬时接触线和相对运动速度方向夹角稳定，且接近 90 度。2 蜗轮齿面是用铲背滚刀制造加工而成，因此蜗轮齿面接触面大、质量稳定。3 同时参加啮合的蜗轮齿数多，一般可达22(9ZZ为蜗杆齿数）。4 蜗轮齿面无脊线，传递运动时不会产生干涉。因此这种蜗杆传动承载功率大，动压油涵稳定传动、噪声低、平衡温度低等特征。由以上分析可以看出，虽然普通齿轮减速器具有效率高，工作可靠，寿命长，传动比稳定等优点，但是不具备设计条件中重点要求的自锁性，所以不能选用；而准平行啮合线环面蜗杆减速器，它具有普通环面蜗杆减速器所不具备的很多优点。1 选定设计方案根据设计要求并结合以上分析，我们在设计中采用环面蜗杆减速器。具体设计方案是：选用的电动机由凸缘联轴器将电动机轴和准平行啮合线环面蜗杆减速器的输入轴相联接，经过减速器的减速，再有凸缘联轴器将减速器的输出轴与滚筒轴联接，将减速器输出轴的转速传给滚筒。拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如图 1.1 所示。6图 1.1 传动装置简图1电动机 2、4联轴器 3级蜗轮蜗杆减速器5传动滚筒 6输送带2 电动机的选择2.1 初选电动机类型和结构型式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因为此，无特殊要求时均应选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用最广泛。根据 不同防护要求，电动机有开启式、防护式、封闭自扇冷式和防爆式等不同的结构型式。 Y 系列三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，由于其结构简单、工作作可靠、价格低廉、维护方便，因此广泛应用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等。对于经常起动，制动正反转的7机械，如起重、提升设备，要求电动机具有较小的转动惯量和较大过载能力，应选用冶金及起重用三相异步电动机 Yz 型(笼型)或 YzR 型(绕线型)。 （1）选择电动机的类型按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机,封闭式结构,电压 380V。（2）选择电动机的功率电动机所需的功率 dP= WP/式中 dP工作机要求的电动机输出功率，单位为 KW； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； WP工作机所需输入功率，单位为 KW；输送机所需的功率输送机所需的功率 PW=Fv1000w2.2 电动机的功率电动机的选择由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用 Y 系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为 380V根据生产设计要求，该减速器卷筒直径 D=350mm。运输带的有效拉力 F=7000N，带速V=0.4m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为 380V。1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为 380V，Y 系列2、 传动滚筒所需功率电动机输出功率： awPdPkw工作机所需的功率： kwFVPw1000=2.8 kw 所以 aFVdP1000kw=4.11kw8因载荷轻微振动，电动机dedpP 即可，故kwPed5 . 53、 传动装置效率： （根据参考文献机械设计课程设计 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 第 133-134 页表 12-8 得各级效率如下）其中：蜗杆传动效率 1=0.70 搅油效率 2=0.95 滚动轴承效率（一对）3=0.98联轴器效率 c=0.99 传动滚筒效率 cy=0.96所以： =1233c2cy =0.70.990.9830.9920.96 =0.633 电动机所需功率： Pr= Pw/ =3.0/0.633=4.7KW 传动滚筒工作转速： nw601000v / 35021.8r/min根据容量和转速，根据参考文献机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第 339-340 页表附表 15-1 可查得所需的电动机 Y 系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表 3-1: 表 3-1表 3-1电动机转速 r/min方案电 动 机型号额定功率Ped kw同步转速满载转速额 定转矩1Y132S1-25.5300029002.02Y132S-45.5150014402.23Y132M2-65.510009602.04Y160M-85.57507202.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第 3 方案第 3 方案比较适合。因此选定电动机机型号为 Y132M2-6 其主要性能如下表 3-2：表 3-2表 3-2中心高 H外形尺寸底角安装地脚螺栓孔直轴身尺寸装键部位尺92.3 运动参数计算2.3.1 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩2.3.1 蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P0=Pr=4.7kw n0=960r/minT0=9.55 P0 / n0=4.7103=46.7N .m2.3.2 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩2.3.2 蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P1 = P001 = 4.70.990.990.70.992 =3.19 kw n= 10oin = 35960 = 27.4 r/minT1= 955011nP = 95504 .2719. 3 = 1111.84Nm2.3.3 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩2.3.3 传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P2 = P1ccy=3.190.990.99=3.13kwn2= 121in = 14 .27 = 21.8 r/minT2= 955022nP = 95504 .2713. 3 = 1089.24Nm运动和动力参数计算结果整理于下表 4-1： 表 4-1 表 4-1类型功率 P（kw）转速 n（r/min）转矩 T（Nm）传动比 i效率 蜗杆轴4.796046.75 1蜗轮轴3.1927.41111.84 350.679传动滚筒轴3.1327.41089.242.4 蜗轮蜗杆的传动设计蜗杆的材料采用 45 钢，表面硬度45HRC，蜗轮材料采用 ZCuA110Fe3,砂型铸造。L（AC/2AD）HD尺寸AB径 K KDE寸FGD132515（270/2210）31521617812388010333810以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由机械设计 第四版 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996 年 第 13 章蜗杆传动为主要依据。具体如表 31： 表 51 蜗轮蜗杆的传动设计表项 目计算内容计算结果中心距的计算蜗杆副的相对滑动速度smTnVs/17. 584.1111960102 . 5102 . 5343214参考文献 5 第 37 页（23 式）4m/sVs7m/s当量摩擦系数4m/sVs51.7100mm又因轴上有键槽所以 D6 增大 3%，则 D6=67mm计算转矩 Tc=KT=K9550nP=1.595503.19/27.4=1667.76N.M51.7100mm又因轴上有键槽所以 D6 增大 3%，则D6=67mmD6=672.7 减速器箱体的结构设计参照参考文献 机械设计课程设计 （修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992 年第 19 页表 1.5-1 可计算得，箱体的结构尺寸如表 8.1：表 8.1 箱体的结构尺寸表 8.1 箱体的结构尺寸减速器箱体采用 HT200 铸造，必须进行去应力处理。减速器箱体采用 HT200 铸造，必须进行去应力处理。设计内容设计内容计 算 公 式计 算 公 式计算结果计算结果箱座壁厚度8304. 0a=0.04225+3=12mm取=12mm17a 为蜗轮蜗杆中心距箱盖壁厚度185. 01= =0.8512=10mm取1=10mm机座凸缘厚度 bb=1.5=1.512=18mmb=18mm机盖凸缘厚度 b1b1=1.51=1.510=15mmb1=18mm机盖凸缘厚度 PP=2.5=2.512=30mmP=30mm地脚螺钉直径 dd=20mmd=20mm地脚螺钉直径 dd=20mmd=20mm地脚沉头座直径 D0D0=48mmD0=48mm地脚螺钉数目 n取 n=4 个取 n=4L1=32mmL1=32mm底脚凸缘尺寸（扳手空间）L2=30mmL2=30mm轴承旁连接螺栓直径 d1d1= 16mmd1=16mm轴承旁连接螺栓通孔直径 d1d1=17.5d1=17.5轴承旁连接螺栓沉头座直径 D0D0=32mmD0=32mmC1=24mmC1=24mm剖分面凸缘尺寸（扳手空间）C2=20mmC2=20mm上下箱连接螺栓直径 d2d2 =12mmd2=12mm上下箱连接螺栓通孔直径 d2d2=13.5mmd2=13.5mm上下箱连接螺栓沉头座直径D0=26mmD0=26mmC1=20mmC1=20mm箱缘尺寸（扳手空间）C2=16mmC2=16mm轴承盖螺钉直径和数目 n,d3n=4, d3=10mmn=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径 d4d4=0.4d=8mmd4=8mm圆锥定位销直径 d5d5= 0.8 d2=9mmd5=9mm减速器中心高 HH=340mmH=340mm轴承旁凸台半径 RR=C2=16mmR1=16mm轴承旁凸台高度 h由低速级轴承座外径确定， 以便于扳手操作为准。取 50mm轴承端盖外径 D2D2=轴承孔直径+(55.5) d3取 D2=180mm18箱体外壁至轴承座端面距离 KK= C1+ C2+(810)=44mmK=54mm轴承旁连接螺栓的距离 S以 Md1螺栓和 Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取 S=D2S=180蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离）L1=K+=56mmL1=56mm蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离2 . 11= =15mm取1= =15mm蜗轮端面与箱体内壁之间的距离2= =12mm取2= =12mm机盖、机座肋厚 m1,mm1=0.851=8.5mm, m=0.85=10mmm1=8.5mm, m=10mm以下尺寸以参考文献机械设计、机械设计基础课程设计 王昆等主编 高等教育出版社 1995 年表 6-1 为依据表 6-1 为依据蜗杆顶圆与箱座内壁的距离6=40mm轴承端面至箱体内壁的距离3=4mm箱底的厚度20mm轴承盖凸缘厚度e=1.2 d3=12mm箱盖高度220mm箱盖长度（不包括凸台）440mm蜗杆中心线与箱底的距离115mm箱座的长度（不包括凸台）444mm装蜗杆轴部分的长度460mm箱体宽度（不包括凸台）180mm箱底座宽度304mm蜗杆轴承座孔外伸长度8mm蜗杆轴承座长度81mm蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离61mm193 轴的校核3.1 蜗杆轴的强度校核1绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取 a 值，对于 30207 型单列圆锥滚子轴承，a=16mm，所以，作为简支梁的轴的支撑跨距23LL=（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2计算作用在轴上的力131122 14.93 1040.534tTFd=736.67N， 132222 492.74 10159.466aTFd=6179.88N， 216179.88242751.46raFF tgtgN 3计算支点反力水平反力：112736.67368.33522tNHNHFFFN 垂直反力：0BM111197.752195.540.5342751.46 97.756179.882195.52016.38raNVdFFFN 0AM20111297.752195.540.5342751.46 97.756179.882195.5735.08raNVdFFFN 4计算弯矩，作弯矩图水平弯矩：197.75368.335 97.7536004.75HNHMFN mmg 垂直弯矩： 1197.752016.38 97.75197101.145VNVMFN mmg 2297.75735.08 97.7571854.07VNVMFN mmg 合成弯矩22HV1c22MMM36004.75197101.145200362.68N mmg左 22HV2c22MMM36004.7571854.0780370.08N mmg右 5扭矩图由机械零件课程设计表 618 查得折算系数 0.591T8808.7N mmg3=0.59 14.93 10 6校核轴的强度由机械设计表 15-1 查得：170MPa 21211223()200362.688808.70.1 35.04746.59caMTWMPa 1ca，强度足够。 见图 5-3。FNH2MVTMFa1FNV1FNH1L1FNH1FNV1AFa1Fr1FNV2Ft1L2MHFNH2BFt1Fr1FNV2图 5-3 轴的强度223.2 蜗轮轴的强度校核 1绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取 a 值，对于 30212 列圆锥滚子轴承，a=22mm，作为简支梁的轴的支撑跨距 23LL=（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2计算作用在轴上的力21taFF=6179.88N， 21atFF=736.67N， 212751.46rrFFN 3计算支点反力水平反力：1126179.883089.9422tNHNHFFFN 垂直反力：0BM222151.752103.5159.466736.672751.46 51.752103.5808.22arNVdFFFN 0AM23111297.752195.540.5342751.46 97.756179.882195.5735.08raNVdFFFN 4计算弯矩，作弯矩图水平弯矩：151.753089.94 51.75159904.395HNHMFN mmg 垂直弯矩： 1151.75808.22 51.7541825.385VNVMFN mmg 2251.751943.24 51.75100562.67VNVMFN mmg 合成弯矩：22HV1c22MMM159904.39541825.85165283.93N mmg左 22HV2c22MMM159904.395100562.67188897.5N mmg右 5扭矩图由机械零件课程设计表 618 查得折算系数 0.591T492.74290716.6N mmg3=0.5910 6校核轴的强度24由机械设计表 15-1 查得： 160MPa， 222223()188897.5290716.60.1 6512.6caMTWMPa 1ca，强度足够。 见图 5-4。25FNV1FNH1FNV2FNH2ABFa2Fr2Ft2L1L2FNH1FNH2Ft1FNV1FNV2Fa1Fr1MHMVMT图 5-4 轴的强度3.3 滚动轴承的选择及校核3.3.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核3.3.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核1轴承的径向载荷的计算26221122368.3352016.382049.75rANHNVFFFN 222222368.335735.08822.2rBNHNVFFFN 2派生轴向力的计算查手册得，圆锥滚子轴承 30207 型的=14o02，10， ， 1.50.375etg 查表 d=35mm 时，e=0.37，y=1.6；故 12049.75640.552 1.62 1.6rAdFFN 2822.2256.942 1.62 1.6rBdFFN 12640.556179.886820.43daedFFF所以，轴承 2 受压则：11640.55adFFN 216179.88640.556820.43aaedFFFN 3求当量动载荷3求当量动载荷 12640.550.31252049.756820.438.295822.2arAarBFeFFeF27所以，对于轴承 1 x=1 ， y=0 12049.75rAPFN 对于轴承 2 x=0.4 ， y=1.6 220.41.60.4 822.2 1.6 6820.4311241.568rBaPFFN 4校核轴承的寿命查手册得 c=51.5KN =10/3 n=940r/min 66310/310()601051.5 10()60 94011241.5682831hCLnPhg 故 此轴承的寿命满足要求 3.3.2 蜗轮轴上轴承的校核3.3.2 蜗轮轴上轴承的校核1求径向载荷2211222634.98452.472673.55rANHNVFFFN 2222223544.92298.994225.12rBNHNVFFFN 282计算派生轴向力查手册得，圆锥滚子轴承 30212 型的1.5etg 15 06 341.5etg ， y=1.5故 122673.55891.1822 1.54225.121408.3722 1.5rAdrBdFFNyFFNy 12891.18736.671627.85daedFFNF则：轴承 2 受压所以，11891.18adFFN 21627.85aFN 3求当量动载荷12891.180.332673.551627.850.44225.12arAarBFeFFeF所以，对于轴承 1：x=1 ，y=0 对于轴承 2：x=1 ，y=029 122673.554225.12rArBPFNPFN 4校核轴承的寿命查手册 c=97.8KN ，=10/3 ，n=18.8r/min 66310/310()601097.8 10()60 18.84225.1231334559hCLnPhg 故 此轴承寿命满足要求。3.4 键联接的强度校核.3.4.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接.3.4.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接由机械零件课程设计表 81 选用普通平键 b h87mm， 取 L45mm。 由机械零件课程设计表 87 查得，键的工作长度lLb45837mm， 键的工作高度k622h3mm。 由机械零件课程设计表 88 查得，键联接的许用压力 7080PMPa， 2TPdkl32 14.93 1010.537 3.5 22MPa 所以， PP，所选平键合适。 303.4.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接3.4.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接由机械零件课程设计表 81 选用普通平键 b h1811mm， 取 L45mm 由机械零件课程设计表 87 查得键的工作长度lLb4518=27mm 键的工作高度k2h5.5mm 由机械零件课程设计表 88 查得键联接的许用压力 100 120PMPa 322 492.74 10102.15.5 27 65TPMPadkl 所以， PP，所选平键合适。 3.4.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接3.4.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接由机械零件课程设计表 81 选用普通平键 b h1610mm， 取 L100mm。 由机械零件课程设计表 87 键的工作长度lLb10016=84mm 键的工作高度k2h5mm 由机械零件课程设计表 88 查得键联接的许用压力 7080PMPa 322 492.74 1046.935 84 50TPMPadkl 所以， PP 所选平键合适。 3.5 减速器的润滑和密封减速器的传动零件的轴承都需要哟良好的润滑，这不仅可以减少磨损损失，提高传动效31率，还可以防止锈蚀，降低噪声。1 润滑油选择对于蜗杆传动的润滑油类型的选择无明显的区分界限，德国推荐对重负荷淬硬蜗杆和起动频繁的蜗杆传动要选用含有极压添加剂的润滑油。对于蜗杆传动润滑油的粘度选择有三种方法供使用，一种是按滑动速度选取，一种是按中心距及蜗杆转速选取，还有一种是根据力速度因子选取。其中根据滑动速度选取的依据如下：表 5-1 滑动速度选取：滑 动 速 度smv ()s1.51.53.53.5 1010粘度值240()mms612414506288 352198 242ISO-VG或GB-N 级680460320220由于蜗杆的滑动速度为 2m/s，所以润滑油的粘度选为 4602 润滑方式的选择由于所设计减速器采用蜗杆下置式传动， 且转速不高， 故选择浸油润滑。 蜗杆浸油深度 h11 个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承的最底滚动体的中心。润滑时，传动件的浸入油中的深度要适当，既要避免搅由损失过大，又保证充分的润滑，油池应保持一定的深度和贮油量。如下图所示：图 5-5 润滑方式32总结毕业设计是培养我们综合运用所学知识 ,发现,提出,分析和解决实际问题,锻炼实践能力的重要环节,是对我们的实际工作能力的具体训练和考察过程.随着科学技术发展的日新月异。让我们从理论到实践，在这段日子里，可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。在这个过程中我去查了很多图书资料，自然在无奈的情况下走了很多弯路，还通过网络资源找了很多东西，特别是查询材料方面得到了锻炼，同时 word 和 cad 也得到了一定提高。通过这次设计使我们懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对一些前面学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固，比如说齿轮的设计，电机的选用通过这次课程设计之后，我们把前面所学过的知识又重新温故了一遍，但是由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。收获知识，提高能力的同时，我也学到了很多人生的哲理，懂得怎么样去制定计划，怎么样去实现这个计划，并掌握了在执行过程中怎么样去克服心理上的不良情绪。原来生活也和毕业设计一样，要好好的去计划，去探索，这样才会有真正的东西，那样才体会到乐趣。因此在以后的生活和学习的过程中，我一定会把设计的精神带到生活中，不畏艰难，勇往直前！ 33参考文献1.机械工程手册第二版（传动设计卷） 机械工业出版社 20002.实用机械设计手册 吴相宪 王正为 黄玉堂 主编 中国矿业大学出版社 20013.机械设计 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 19964.机械制造工艺学赵志修 主编 北京： 机械工业出版社 1984.2 5.机械制造工艺及专用夹具设计指导孙丽媛 主编 北京：冶金工业出版社 2002 6.机械加工工艺手册李洪 主编 北京： 北京出版社 1990，127.金属工艺学邓文英 主编 北京： 高等教育出版社 20008.机械设计课程设计 华中理工大学 王昆 同济大学 高等教育出版社 19869.齿轮手册 机械工业出版社 200210.机械加工余量与公差手册 马贤智 北京：中国标准出版社，199411.高等学校毕业设计指导M，周永强，北京：中国建材工业出版社，200212. 机械制造工艺学习题集 李益民 主编 黑龙江： 哈儿滨工业大学出版社 1984 34致 谢这次通过对已知条件对蜗轮蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出蜗轮蜗杆减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，整理得出最后的设计图纸和说明书.此次设计通过对蜗轮蜗杆减速器的设计， 使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识.熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。 这次设计贯穿了所学的专业知识，综合运用了各科专业知识，查各种知识手册从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容。我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助。 由于自己所学知识有限，而机械设计又是一门非常深奥的学科，设计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方，希望老师指出，在以后的学习工作中去完善它们。感谢我的指导老师老师，他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；循循善诱的教导和