机械设计课程设计一级蜗轮蜗杆减速器设计（全套图纸）.doc
目录前 言.2 一、设计任务书及要求.2二、电动机的选择与计算.3三、减速器参数的选择和计算.3 四、确定总传动比及其分配.3 五、确定传动装置的运动和动力参数.3 六、蜗杆蜗轮的设计计算.4 七、链结构设计.9 八、轴的设计.11 九 、机座箱体结构尺寸及其附件15 十 、蜗杆减速器的润滑16 十一、 蜗杆传动的热平衡计算17 十二、 选择冷却装置.18参考资料19全套CAD图纸，联系153893706前言国内的发展概况 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 国外发展概况 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 机械设计课程设计任务书题目：设计一二级蜗轮蜗杆减速器 本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。设计内容：1.电动机的选择与运动参数计算；2.蜗轮蜗杆传动设计计算3.轴的设计4. 链结构设计5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写设计任务a)减速器总装配图一张,b)蜗杆、轴零件图各一张,c)设计说明书一份 电动机的选择与计算1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y160L-8系列的电动机2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率：Pw 7.5kW2） 电动机的输出功率：PdPw/， =1*2*3*4 =0.98* 0.99* 0.80* 0.96=0.745 Pd10.067kW3） 电动机型号Y132-4M 额定功率7.5（KW） 同步转速 1500（r/min） 满载转速1440 （r/min） 总传动比60传动装置的总传动比及其分配1 总传动比：传动装置应有的总传动比为：i602 传动比分为：i1=4 i2=4 i3=3.75计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速 由式2-82-12得电动机轴=满载时转速=1440 1 轴 n1=1440/4=360r/min 2 轴 n2 =360/4=90 r/min 3 轴 n3= 90/3.75=24 r/min 2.3.2各轴的输入功率1 轴 p1=pd=10.07*0.98=9.87 2 轴 p2= = 9.87* 0.8=7.896 3 轴 p3 =7.896*0.96=7.582.3.3各轴的输入转矩 电机轴 T0=9550 =9550*10.07/1440=66.78 1 轴 T1=9550 =9550*9.87/360=261.83 2 轴 T2=9550 =9550* 7.896/90=844.64 3 轴 T3=9550 =9550 *7.58/24=3016.21 蜗杆传动设计计算选择蜗杆传动类型 蜗杆传动的主要参数有模数 m、压力角、蜗杆头数Z1、蜗轮齿数Z2、蜗杆分度圆直径d1和蜗杆分度圆柱上的导程角等。1 蜗杆传动的正确啮合条件及模数m和压力角蜗杆传动的正确啮合条件和齿条与齿轮传动相同。因此，在中间平面上，蜗杆的轴面模数ma1、轴面压力角a1分别和蜗轮的端面模数mt2、端面压力角t2相等，并取其为标准值，即 ma1=mt2=ma1=t2=又因为蜗杆传动通常是交错角为90°的空间运动，蜗杆轮齿的螺旋线方向有左右之分。因此，为保证蜗杆传动的正确啮合，还必须使蜗杆和蜗轮轮齿的螺旋线方向相同，并且蜗杆分度圆柱上的导程角 等于蜗轮分度圆柱上的螺旋角2，即= 2 。2 蜗杆分度圆直径d1和导程角蜗轮是用直径及齿形参数同蜗杆一样的滚刀加工出来的。因此，只要有一种尺寸的蜗杆，就得有一种对应的蜗轮滚刀。对于同一模数，可以有很多不同直径的蜗杆，因而对每一模数就要配备很多把蜗轮滚刀。显然，这样很不经济。为了限制滚刀数目并便于滚刀的标准化，国标对每种标准模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1，见表9-98。当蜗杆的分度圆直径d1和头数Z1选定后，蜗杆分度圆柱上的导程角也就确定了。由上图可知， 对于动力传动，为提高传动效率，宜选取较大的导程角。但导程角过大，车削蜗杆时困难，并且齿面间相对滑动速度也随之增大，当润滑不良时，将加速齿面间的磨损。3 传动比i、蜗杆头数Z1和蜗轮齿数Z2蜗杆传动通常以蜗杆为主动件。当蜗杆转动一周时，蜗轮将转过Z1个齿，即转过Z1/Z2周，因此其传动比i 为 i = n2/n1 = Z2/Z1 公式说明：1. 式中n1、n2 分别为蜗杆和蜗轮的转速，r/min。2. 蜗杆头数Z1通常取为1，2，4或6。当传动比i 大或要求自锁时，可取Z1=1, 但传动效率低,当传动比i 较小时，为了避免蜗轮轮齿发生根切,或传递功率大时，为了提高传递效率，可采用多头蜗杆，取Z1=24或6，但是Z1过多时，制造较高精度的蜗杆和蜗轮滚刀有困难。3. 蜗轮齿数Z2=iZ1，一般取Z2=2880。为了避免用蜗轮滚刀切制蜗轮时发生根切，并保证有足够的啮合齿对数，使传动平稳，Z2不应少于28；但是对于动力传动，Z2也不宜大于80，因为当蜗轮直径不变时，Z2越大， 模数就越小，将削弱蜗轮轮齿的弯曲强度；而若模数不变，则蜗轮直径将要增大，传动结构尺寸将要变大，蜗杆轴的支承跨距加长，致使蜗杆的弯曲刚度降低，容易产生挠曲而影响正常的啮合。当用于分度传动时，则Z2的选择可不受此限制。Z1 和Z2 的推荐值i=Z2/Z1 7131427284040Z1421,21Z2285228542880404.传动中心距a和变位系数x蜗杆传动的标准中心距为 a = (d1+d2)/2。为了配凑中心距或微量改变传动比，或为了提高蜗杆传动的承载能力及传动效率，也常用变位蜗杆传动。蜗杆传动的变位方式与齿轮传动相同，也是在切削时把刀具相对蜗轮毛坯进行径向移位。但在蜗杆传动中，蜗杆相当于齿条，蜗轮相当于齿轮，所以，只对蜗轮进行变位，而蜗杆不变位。5.相对滑动速度s如图可知，蜗杆传动即使在节点c 处啮合，齿面间也有较大的相对滑动，相对滑动速度s 沿螺旋线方向。设蜗杆圆周速度为1，蜗轮圆周速度为2，则有相对滑动速度s的大小对蜗杆传动有很大影响。当润滑、散热等条件不良时，s 增大会使齿面产生磨损和胶合；而当具备良好的润滑条件，特别是能形成油膜时， s增大有助于形成油膜，使齿面间摩擦系数减小，减小磨损，从而提高传动效率和承载能力。根据GB/T 10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。 蜗杆传动的几何尺寸蜗杆传动的几何尺寸及其计算公式如下名称符号计算公式蜗杆蜗轮齿顶高haha1 = m=5ha2 = m=5齿根高hfhf1 = 1.2m=6hf2 =1.2m=6全齿高hh1 = 2.2m=11h2 = 2.2m=11分度圆直径dd1=50d2 = mZ2 =300 齿顶圆直径dada1=d1+2ha1=60da2=m(Z2 +2) =310 齿根圆直径dfdf1=d1-2hf1=38df2=d2-2hf2=288蜗杆分度圆柱上导程角5.71 蜗轮分度圆柱上螺旋角2 2 = 传动中心距aa=m(q+z2)/2=175蜗杆轴向齿距pa1pa1=m蜗杆螺旋部分长度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 对磨削的蜗杆，应将L值增大，m6mm时，加长25mm；m=1014mm时，加长35mm；m16mm时，加长50mm 蜗轮外圆直径de2 Z1=1Z1=23Z1=46de2da2+2mde2da2+15m de2da2+m蜗轮齿宽b2 Z1=1Z1=1b20.75da1b20.67da1齿根圆弧面半径R1 R1=da1/2+0.2m齿顶圆弧面半径R2 R2=df1/2+0.2m3.1.2选择材料 蜗杆：根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。 蜗轮:由公式 得 滑动速度 因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。 3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12），传动中心距1.确定作用在涡轮上的转距 =176.20 =176200 2.确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 ；选 取使用系数 ；由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV=1.05；3.确定弹性影响系数 因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE =160 4.确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,查得蜗轮的基本许用应力 =268 。 应力循环次数 N=60j =4.091 0 寿命系数 =0.6288 链结构设计1.选择链轮齿数Z 、Z 假定链速V<0.6 表中选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.95 19=56. 2.计算功率Pca 由文献1表9-9选取工作情况系数kA=1,故Pca=KAP=1 1.31KW=1.31 3.确定链节数LP 初定中心距a0=40LP,则链节数为 L = 117.52节 取L =118节。 4.确定链条的节距P 按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由表中查得小链轮齿数系数k =1.04选取单排链.由表查得多排链系数P=1.0,故所需传递的功率为 P = 1.26 根据小链轮转速n1=71r/min，功率P0=1.26 ,选取链号为12的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.查得链节距=19.05 。 5.确定链长及中心距a L= 2.25 a= 758 中心距减小量 a=(0.0020.004) 758 =1.53.0 实际中心距 a=a- a1=758mm- (1.53.0) =756.5755 取 a=756 6.验算链速 v= =0.43 <0.6 与原假设相符. 7.作用在轴上的压轴力 FP=kFPFe 有效圆周力 Fe=3046.5 按水平布置,取压轴力系数kFP=1.15,故 FP=1.15×3046.5=3503 8.滚子链标记 12A-1×118 GB1243.1-83 滚子外径d1=11.91 ,内链节内宽b1=12.57 ,内链板高度h2=18.08 。 9.小链轮结构和材料 1)小链轮基本参数及主要尺寸 分度圆直径d d=P/sin(180º/Z) =115.7 齿顶圆直径da da=124.45 分度圆弦齿高ha ha=0.27P=0.27×19.05=5.14 齿根圆直径df df=d-d1=115.7-11.91=103.79 齿侧凸缘直径dg dgPcot(180º/Z) -1.04h2-0.76=94.60 查表9-4的链轮毂孔最大许用直径dkmax=62 2)链轮齿形 采用三圆弧一直线齿形 齿面圆弧半径 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) 取re=32 齿沟圆弧半径 rimax=0.505d1+0.069 =0.505×11.91+0.069 =6.25 rimin=0.505d1=0.505×11.91=6.01 ri=(6.016.25) 取ri=6.1mm 齿沟角 min=120º-90º/Z=115.26º maz=140º-90º/Z=135.26º 齿宽 bf1=0.95b1=0.95×12.57=11.94 倒角宽 ba=(0.10.15)P=(0.10.15)×19.05=1.912.86 取 ba=2 倒角半径 rx P=19.05 取 rx=20 齿侧凸缘圆角半径 ra=0.04P=0.76 链轮齿宽 bfn=(n-1)Pt+bf1=bf1=11.94 齿形按 3R GB/T 1244-1985 规定制造 3)链轮结构 小链轮采用整体形式 4)链轮材料 由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿啮合次数多,所受冲击也较严重,故小链轮采用较好的材料制造,选用40钢,表面淬火处理,硬度为4050HRC. 3.2.2低速链传动静力强度计算与校核 由于链速V=0.43 <0.6 ,故按文献1式9-22校核静力强度. Sca= = =10.21>8 故满足抗拉静力强度。 式中： Flim-单排链的极限拉伸载荷，查文献1表9-1取Flim=31.1 F1-链的紧边工作拉力，由于向心力和悬垂拉力很小，故F1 Fe。第四章 轴及轴承装置的设计 轴的设计4.1.1绘制轴的布置简图和初定跨距 轴的布置如图4-1。（a=125 ） 初取轴承宽度分别为n1=22 ,n2=20 。 4-1 蜗杆轴（1轴）跨距 为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2 公式计算 L1=(0.91.1) 210=（189231） 取 L1=200 蜗杆两端滚动轴承对称布置，取s1=k1 蜗轮轴（2轴）跨距 S2=k2=da1+25=60+25=85 L2=2 S2=2 85=170 4.1.2蜗杆轴（1轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 2.轴的受力分析LAB=L1=200 LAC=LCB=100 计算蜗杆的啮合力 Ft1=Fa2 =438.4 Fa1=Ft2=1687.41 Fr1=Fr2= Ft2tan = Ft2 =1687.4 =626.33 求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。 轴在水平面内的受力RAX=219.2 RBX= Ft1 =438.4-219.2=219.2 MH= RAXLAC=219.2 100=21920 轴在水平面内的弯距求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。 轴在垂直面内的受力简图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 轴在垂直面内的弯距图如图4-2（e） 求支承反力，作轴的合成弯距图，转距图。 轴的合成弯距图如图4-2（f）。 RA =568.09 RB=241.87 （轴向力Fa1=1687.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。） MA=MB=0 M1 =56809.28 M2=24187.12 T= Ft1 =438.4 =10960 轴的转距图如图4-2（g）。 4.轴的结构设计 按经验公式，减速器输入轴的轴端直径de de=(0.81.2)dm=(0.81.2) 28=(22.433.6) 式中： dm-电动机轴直径， 。 参考联轴器标准轴孔直径，联减速器蜗杆轴的轴端直径de=25 。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献4表5-2，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 减速器蜗杆轴的结构见图4-3 蜗轮轴（2轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 选用45钢调质 2.轴的受力分析 轴的受力LAB=L2=170 LAC=LCB=85 计算蜗杆的啮合力 Fa2 =438.4 Ft2=1687.41 Fr2= Ft2tan = Ft2 =1687.4 =626.33 求水平面内的支承反力。作水平面内的弯距图。 轴在水平面内的受力RAX=843.7 RBX= Ft2 =1687.4-843.7=843.7 MH= RAXLAC=843.7 85=71714.5 求垂直面内的支承反力。作垂直面内的弯距图。 轴在垂直面内的受力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，作轴的合成弯距图，转距图。 RA =845.11 RB =1022.41 （轴向力Fa2=438.4N。用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。） MA=MB=0 M1= RA LAC =71834.35 M2= RB LCB =86904.85 T=T2=176200 4-4 3.轴的初步设计 取折算系数 0.6 将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式 d = 28.57 在此轴段开有一个键槽，直径增大4%，计算截面直径d 29.71 。 4.轴的结构设计 按经验公式，减速器从动轴的危险截面直径dd dd=(0.30.35)a=(0.30.35) 125=37.543.75 按文献4表5-1，取减速器蜗轮轴的危险截面直径dd=45 。 根据轴上零件的布置，安装和定位需要，查文献4表5-2，初定各轴段的直径及长度。其中轴颈。轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。减速器蜗杆轴的结构见图4-5 滚动轴承的选择 1、蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=568.09 ，Fa=1687.4 ，轴承工作转速n=1420r/min。 初选滚动轴承32306 GB/T279-1994，按文献2表14.4，基本额定动载荷Cr=81.5 ,基本额定静载荷Cor=96.5 。 Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97>e=0.31 X=0.4 Y2=1.9 按文献1表13-6，载荷系数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 式中 -指数。对于滚子轴承，=10/3。 由于Cjs<Cr ,故32306轴承满足要求。 32306轴承：D=72 B=27 damin=37 2、蜗轮轴（2轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1022.41 ,轴向力Fa=438.4 ，轴承工作转速n=71r/min。 初选滚动轴承32308 GB/T279-1994，按文献2表14.4，基本额定动载荷Cr=115.0 ,基本额定静载荷Cor=148.0 。 Fa/Fr=438.4/1022.41=0.43>e X=0.4 Y=1.6 按文献1表13-6，载荷系数fp=1.2。 pr=（XFrYFa）=（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 -指数。对于滚子轴承，=10/3。 由于Cjs<Cr ,故32308轴承满足要求。 32308轴承：D=90 B=33 damin=49 3、蜗杆轴(1轴)上键联接和联轴器的选择 由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距T=10.96 ,工作转速n=1420r/min ,d11=25 , =44 。 1.联轴器的选择 类型选择 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 载荷计算 按文献1中表14-1，工作情况系数KA=1.5。计算转距Tca Tca=KAT=1.5×10.96=16.44 型号选择 选用TL型弹性套柱销联轴器。 校核许用转距和许用转速 按文献4附表F-2，选TL4联轴器 GB 4323-84。许用转距T=63 ，许用转速n=5700r/min。 因 Tca<T,n<n,故联轴器满足要求。 2.键联接选择 选择键联接的类型和尺寸 选择A型普通平键。 L11=44-(1015)=3439 按文献2表18-1，初选键8×36 GB 1096-1990，b=8 ，h=7 ，L=36 。 校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1表6-2查得许用挤压应力 =100120 ，取其平均值 =110 。键的工作长度l=L-b=36-8=28 ，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5 。故选用键合适。 3.2蜗轮轴(2轴)上键联接的选择 由前计算结果知：蜗轮轴（2轴）的工作转距T=176.20 ,工作转速n=71r/min ,d21=45 , （1.61.8）d21=(7281) 。 1.选择键联接的类型和尺寸 选择A型普通平键 参考键的长度系列，取键长L21=63 。 按文献2表18-1，初选键14×63 GB 1096-1990，b=14 ，h=9 ，L=63 。 2.校核键联接强度 轴，轮毂和键比较得，轮毂的材料最差，为铸铁，由文献1表6-2查得许用挤压应力 =5060 ，取其平均值 =55 。键的工作长度l=L21-b=63-14=49 ，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5 。 机座箱体结构尺寸及其附件1、箱体结构形式的选择 选择本蜗杆减速器的箱体形式为剖分式.由于蜗杆圆周速度v=0.46m/s45m/s,故采用蜗杆下置式 2、箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据蜗杆减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200.由于铸造箱体刚性好,易得到美观的外形,灰铸铁铸造的箱体还易于切削、吸收振动和消除噪音等优点,可采用铸造工艺获得毛坯. 3、箱体主要结构尺寸计算 1.箱座壁厚 0.004a+3=0.004×125+3=8 8 取=8 2.箱盖壁厚 10.85=0.85×10=8.5 6 取1=7 4箱座分箱面凸缘厚 b1.5=1.5×8=12 5 箱盖分箱面凸缘厚 b1=1.51=1.5×7=11 6.平凸缘底座厚 b22.35=2.35×8 =20 7.地脚螺栓 df0.036a+12=0.036×125+1216 8.轴承螺栓 d10.7df=0.7×1612 9.联接分箱面的螺栓 d2(0.60.7)×16.5910 10轴承端盖螺钉直径 d3(0.40.5)df8 11.窥视孔螺栓直径 d4=6 个数 n=4 12.吊环螺钉 d5=8 (根据减速器的重量GB825-1988确定) 13.地脚螺栓数 n=4 14.轴承座孔（D）外的直径 D2=1.35D3=1.35×52=72 D3=52 D 15.凸缘上螺栓凸台的结构尺寸 C1=18,C2=14,D0=25,R0=5,r=3,R1C1=18, r10.2C2=0.2×14=3 16.轴承螺栓凸台高 h(0.350.45)D2=30 17轴承旁联接螺栓距离 S=D2=72 18.轴承座孔外端面至箱外 l9=C1+C2+2=18+14+2=34 5、 减速器的附件 .1检查孔与检查孔盖 为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔 2通气器 减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器 .3油塞 为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住 4定位销 为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在想替分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销 蜗杆减速器的润滑 蜗杆传动的润滑为了提高效率，减少发热，减少磨损和防止发生胶合，保证良好的润滑是十分必要的，所以往往采用黏度大的矿物油，来进行润滑，并在润滑油中加入必要的添加剂，以提高其抗胶合能力。对于闭式蜗杆传动，主要是根据相对滑动速度s和载荷情况，由下表选择润滑油的黏度和给油方法。对于开式蜗杆传动常采用黏度较高的齿轮油或润滑脂进行定期供油润滑。蜗杆传动的润滑油黏度推荐值和给油方法相对滑动速度s (m/s)12.555101015152525载荷情况重载重载中载黏度 CSt50(100)450(55)300(35)180(20)120(12)806045润滑方法浸入油池喷油或浸油用压力喷油，压力 MPa0.070.20.3对于闭式蜗杆传动，若采用浸入油池润滑，为有利于动压油膜的形成，并有助于保证润滑和散热，油池应有足够油量，对传动件应有足够的浸油深度。对于下置或侧置蜗杆的传动，浸油深度约为蜗杆的一个齿高；若蜗轮上置，浸油深度约为蜗轮外径的1/3。若采用喷油润滑，喷油咀应对准蜗杆齿的啮入端。蜗杆正反转时，两边都要装有喷油咀，而且要控制一定的油压。蜗杆传动的热平衡计算由于蜗杆传动的传动效率低，工作时发热量大，在闭式蜗杆传动中，如果产生的热量不能及时散逸，油温将不断升高，使润滑油稀释，从而导致齿面磨损加剧，甚至发生胶合。所以对闭式蜗杆传动，要进行热平衡计算，以保证油温在规定的范围内。单位时间内由摩擦损耗的功率产生的热量为 H1=1000P1(1-) 式中 P1蜗杆传递的功率，kW；蜗杆传动的总效率。而以自然冷却方式，单位时间内由箱体外壁散发到周围空气中去的热量为H2=KsA(t-t0) W周围空气温度，一般取t0=20达到热平衡时，箱体内的油温，一般限制在6070，最高不超过80散热面积，指箱体内壁能被油飞溅到，外壁又能为周围空气所冷却的箱体表面积。对于箱体上的凸缘及散热片，其散热面积按实际面积的50%计算散热系数，根据箱体周围通风条件而定，没有循环空气流动时，取Ks = 8.1510.5W/·；通风良好时，取Ks = 1417.5W/·根据热平衡条件1=2，可求得在既定工作条件下的油温为 或在既定工作条件下，保持正常工作油温所需要的散热面积为若t80或有效的散热面积不足时,则必须采取措施,以提高其散热能力。常用的措施有:1 合理设计箱体结构,铸出或焊上散热片,以增大散热面积。2 在蜗轮轴上装置风扇,进行人工通风,以提高散热系数。3 在箱体油池内装设蛇形冷却水管。4 采用压力喷油循环润滑。蜗轮轴上装置风扇采用压力喷油循环润滑油池内装设蛇形冷却水管 选择冷却装置 1.由前面计算可得 蜗杆传动效率蜗=0.8, 蜗杆传动功率P=1.63 2.摩擦损耗功率转化成的热量 1=1000P(1-)=1000×1.63(1-0.8) =326 3.由草图估算减速器箱体内表面能被润滑油所飞溅到外表面有可被周围空气所冷却的箱体表面面积 S=0.35 4.计算散热面积 取周围空气温度ta=20 ,箱体散热系数ad=12/(m20C) 7-2 冷却装置设计 1.单位时间内自然冷却散掉的热量 2s=ksS(tmax-t0)=14×0.2×(65-20)=126 式中： ks-散热系数，ks =14/( ) tmax-油温， tmax=65 参考资料本文通过对单级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单级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.此次设计通过对单级蜗杆减速器的设计，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，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参考文献 1 濮良贵，纪名刚等著.机械设计（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 2 王世刚，张秀亲，苗淑杰.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2003 3 唐照民等著.机械设计. 西安：西安交通大学出版社，1995 4 任金泉等著.机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社，2003 5 刘鸿文.材料力学.3版. 北京：机械工业出版社,1992 6 孙桓，陈作模主编.机械原理.6版. 北京：高等教育出版社，2001 7 机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，2004 8 林景凡，王世刚，李世恒.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，1999 9 张培金，蔺联芳等著.机械设计课程设计.上海：上海交通大学出版社， 1988.
