一级蜗轮蜗杆减速器课程设计163%1.2%310
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计163%1.2%310,减速器课程设计
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1 蜗轮蜗杆减速器设计说明书 学校： 班级： 姓名： 学号： nts 2 目 录 第一章 1.1 本课题的设计背景和意义 1 1.2 减速器的发展 1 1.3 本设计的要求 2 1.4 研究内容 2 第二章 2.1 传动装置的总体设计 4 2.2 传动零件的设计计算 7 2.3 轴的设计 14 第三章 3.1 蜗轮轴的轴承的选择和计算 20 3.2 蜗杆轴的轴承的选择和计算 21 3.3 减速器铸造箱体的主要结构尺寸 21 第四章 4.1 键联接的选择和强度校核 23 4.2 联轴器的选择和计算 24 4 3 减速器的润滑 24 4 4 部分零件加工工艺过程 25 结论 29 参考文献 30 nts 3 第一章 绪论 1.1 本课题的背景及意义 计算机辅助设计及辅助制造（ CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。本次设计是蜗轮蜗杆减速器，通过本课题的设计，将进一步深入地对这 一技术进行深入地了解和学习。 1.1.1 本设计的设计要求 机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计。设计零件的步骤通常包括：选择零件的类型；确定零件上的载荷；零件失效分析；选择零件的材料；通过承载能力计算初步确定零件的主要尺寸；分析零部件的结构合理性；作出零件工作图和不见装配图。对一些由专门工厂大批生产的标准件主要是根据机器工作要求和承载能力计算，由标准中合理选择。 根据工艺性及标准化等原则对零件进行结构设计，是分析零部件结构合理性的基础。有了准确 的分析和计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。 1.2.（ 1） 国内减速机产品发展状况 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。 （ 2） 国外减速机产品发展状况 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nts 4 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转动为主，体积和重量问题也未能解决好。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。 1.3.本设计的要求 本设计的设计要求机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体内容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计计算，而如果零件的结构不合理，则不仅不能省工省料，甚至使相互组 合的零件不能装配成合乎机器工作和维修要求的良好部件，或者根本装不起来。 机器的经济性是一个综合性指标，设计机器时应最大限度的考虑经济性。提高设计制造经济性的主要途径有：尽量采用先进的现代设计理论个方法，力求参数最优化，以及应用 CAD 技术，加快设计进度，降低设计成本；合理的组织设计和制造过程；最大限度地采用标准化、系列化及通用化零部件；合理地选择材料，改善零件的结构工艺性，尽可能采用新材料、新结构、新工艺和新技术，使其用料少、质量轻、加工费用低、易于装配尽力改善机器的造型设计，扩大销售量。 提高机器 使用经济性的主要途径有：提高机器的机械化、自动化水平，以提高机器的生产率和生产产品的质量；选用高效率的传动系统和支承装置，从而降低能源消耗和生产成本；注意采用适当的防护、润滑和密封装置，以延长机器的使用寿命，并避免环境污染。 机器在预定工作期限内必须具有一定的可靠性。提高机器可靠度的关键是提高其组成零部件的可靠度。此外，从机器设计的角度考虑，确定适当的可靠性水平，力求结构简单，减少零件数目，尽可能选用标准件及可靠零件，合理设计机器的组件和部件以及必要时选取较大的安全系数等，对提高机器可靠度也是十分有效 的。 1.4.研究内容（设计内容） （ 1）蜗轮蜗杆减速器的特点 nts 5 蜗轮蜗杆减速器的特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速化，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。 蜗轮蜗杆减速器是以蜗杆为主动装置，实现传动和制动的一种机械装置。当蜗杆作为传动装置时，在蜗轮蜗杆共同作用下，使机器运行起来，在此过程中蜗杆传动基本上克服了以往带传动的摩擦损耗；在蜗杆作为制动装置时，蜗轮，蜗杆的啮合，可使机器在运行时停下来，这个过程中蜗 杆蜗轮的啮合静摩擦达到最大，可使运动中的机器在瞬间停止。在工业生产中既节省了时间又增加了生产效率，而在工艺装备的机械减速装置，深受用户的美誉，是眼前当代工业装备实现大小扭矩，大速比，低噪音，高稳定机械减速传动独揽装置的最佳选择。 （ 2）方案拟订 A、箱体 (1)：蜗轮蜗杆箱体内壁线的确定； (2)：轴承孔尺寸的确定； (3)：箱体的结构设计； a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定 b. 轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定 c.确定箱盖顶部外表面轮廓 d. 外表面轮廓确定箱座高度和油面 e. 输油 沟的结构确定 f. 箱盖、箱座凸缘及连接螺栓的布置 B、 轴系部件 (1) 蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计 a. 轴的径向尺寸的确定 b. 轴的轴向尺寸的确定 (2)轴系零件强度校核 a. 轴的强度校核 b. 滚动轴承寿命的校核计算 C、 减速器附件 nts 6 a.窥视孔和视孔盖 b. 通气器 c. 轴承盖 d. 定位销 e. 油面指示装置 f. 油塞 g. 起盖螺钉 h. 起吊装置 第二章 减速器的总体设计 2.1 传动装置的 总体设计 2.1.1 拟订传动方案 本传动装置用于带式运输机，工作参数：运输带工作拉力 F=3KN，工作速度 =1.2m/s，滚筒直径 D=310mm，传动效率 =0.96，（包括滚筒与轴承的效率损失）两班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用寿命 8年。环境最高温度 80。本设计拟采用蜗轮蜗杆减速器，传动简图如图 6.1所示。 图 6.1 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 nts 7 2.1.2 电动机的选择 （ 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=Fv 1000 w =3000 1.2 1000 0.8=4.5 kW 电动机所需的功率dP= WP = 联 轴 蜗 轴 联 =0.99 0.99 0.8 0.99 0.99 0.76 dP=4.5 0.8=5.92kW 查表，选取电动机的额定功率cdP=7.5kw。 （ 3）选择电动机的转速 传动滚筒转速wn=D v100060 =73.96 r/min由表推荐的传动比的合理范围，取蜗轮蜗杆减速器的传动比 i =1040，故电动机转速的可选范围为： dn= i n=（ 1040） 73.96=740-2959r/min nts 8 符合这范围的电动机同步转速有 750、 1000、 1500、 3000 r/min 四 种，现以同步转速 1000 r/min 和 1500 r/min两种常用转速的电动机进行分析比较。 综合考虑电动机和传 动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况，选取比较合适的方案，现选用型号为 Y132M 4。 2.1.3 确定传动装置的传动比及其分配 减速器总传动比及其分配： 减速器总传动比 i=mnwn=1440 73.96=19.47 式中 i 传动装置总传动比 wn 工作机的转速，单位 r/min mn 电动机的满载转速，单位 r/min 2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数 （ 1）各轴的输入功率 轴 P1 = P联 轴=5.92 0.99 0.99=5.8kW 轴 P2 = P1蜗 轴 联=5.8 0.99 0.99 0.8=4.54kW （ 2）各轴的转速 电动机：mn=1440 r/min 轴： n 1= mn=1440 r/min 轴： n2 =11in=1440 19.47=73.96 r/min （ 3）各轴的输入转矩 nts 9 电动机轴：dT=9550pd/nm=9550 5.92 1440=39.26N m 轴： T1 = 9550p1/n1=9550 5.8/1440=38.46N m 轴： T2 = 9550p2/n2=9550 4.54/73.96=586.22N m 上述计算结果汇见表 3-1 表 3-1传动装置运动和动力参数 输入功率（ kW） 转 速 n（ r/min） 输入转矩（ N m） 传动比 效率 电动机轴 5.92 1440 39.26 1 0.98 轴 5.8 1440 38.36 19.47 0.784 轴 4.54 73.96 586.22 2.2 传动零件的设计计算 2.2.1 蜗轮蜗杆传动设计 一 .选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度 根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI） 蜗杆材料选用 45钢，整体调 质，表面淬火，齿面硬度 4550HRC。蜗轮齿圈材料选用 ZCuSn10Pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合， 8级精度，标准保证侧隙 c。 二 .计算步骤 1.按接触疲劳强度设计 设计公式 12dm 22225.3 zzKThe mm （ 1） 选 z1， z2： nts 10 查表 7.2取 z1=2， z2= z1 n1 n2=2 1440 73.96=38.94 39. z2在 30 64之间，故合乎要求。 初估 =0.82 （ 2）蜗轮转矩 T2： T2=T1 i =9.55 106 5.8 19.47 0.82 1440=614113.55 N mm （ 3）载荷系数 K： 因载荷平稳，查表 7.8取 K=1.1 （ 4）材料系数 ZE 查表 7.9， ZE=156 MPa （ 5）许用接触应力 0H 查表 7.10， 0H=220 Mpa N=60 jn2 Lh=60 73.96 1 12000=5.325 107 ZN=8 710n=8 77 10325.510 =0.81135338 H=ZN 0H= 0.81135338 220=178.5 Mpa （ 6） m2 d1： m2 d1 22225.3 zzKThe =1.1 614113.5523922015625.3 =2358.75mm （ 7）初选 m2 ， d1 的值： nts 11 查表 7.1取 m=6.3 ， d1=63 m2 d1=2500.47 2358.75 （ 8）导程角 tan =6323.611 dmz=0.2 =arctan0.2=11.3 （ 9）滑动速度 Vs Vs= 3.11c o s100060 144063c o s100060 11 nd =4.84m/s （ 10）啮合效率 由 Vs=4.84 m/s 查表得 =1 16 1 = 23.11ta n3.11ta nta nta n =0.2/0.223=0.896 （ 11）传动效率 取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率 3=0.98 = 1 2 3=0.896 0.99 0.98=0.87 T2=T1 i =9.55 106 5.8 19.47 0.87 1440=651559.494N mm （ 12）检验 m2 d1的值 m2 d1 22225.3 zzKThe =0. 651559.49423922015625.3 =1820 2500.47 原选参数满足齿面接触疲劳强度要求 nts 12 2.确定传动的主要尺寸 m=6.3mm， 1d =63mm， z1=2， z2=39 （ 1） 中心距 a a= 2 393.6632 21 mzd=154.35mm (2)蜗杆尺寸 分度 圆直径 d1 d1=63mm 齿顶圆直径 da1 da1=d1+2ha1=(63+2 6.3)=75.6mm 齿根圆直径 df1 df1=d1 2hf=63 2 6.3 (1+0.2)=47.88mm 导程角 tan =11.30993247 右旋 轴向齿距 Px1= m=3.14 6.3=19.78mm 齿轮部分长度 b1 b1 m(11+0.06 z2)=6.3 (11+0.06 39)=84.04mm 取 b1=90mm (2)蜗轮尺寸 分度圆直径 d2 d2=m z2=6.3 39=245.7mm 齿顶高 ha2=ha* m=6.3 1=6.3mm 齿根高 hf2= (ha*+c*) m=(1+0.2) 6.3=7.56mm 齿顶圆直径 da2 da2=d2+2ha2=245.7+2 6.3 1.2=230.58mm 齿根圆直径 df2 df2=d2 2m(ha*+c*)=384 19.2=364.8mm nts 13 导程角 tan =11.30993247 右旋 轴向齿距 Px2=Px1= m=3.14 6.3=19.78mm 蜗轮齿宽 b2 b2=0.75da1=0.75 75.6=56.7mm 齿宽角 sin( /2)=b2/d1=56.7 63=0.9 蜗轮咽喉母圆半径 rg2=a da2 2=154.35 129.15=25.2mm (3)热平衡计算 估算散热面积 A A= 275.175.1 7 0 5 3.010035.15433.010033.0 ma 验算油的工作温度 ti 室温0t：通常取 20 。 散热系数sk： Ks=20 W/( )。 207053.020 8.587.01100011000 01 tAk Ptsi 73.45 80 油温未超过限度 （ 4） 润滑方式 根据 Vs=4.84m/s，查表 7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度 V40 =35010-6 /s (5)蜗杆、蜗轮轴的结构设计 (单位： mm) 蜗轮轴的设计 最 小直径估算 nts 14 dmin cnp3 c查机械设计表 11.3得 c=120 dmin =12096.7354.43 =47.34 根据机械设计表 11.5，选 dmin=48 d1= dmin+2a =56 a (0.07 0.1) dmin=4.08 4 d2=d1+ (1 5)mm=56+4=60 d3=d2+ (1 5)mm=60+5=65 d4=d3+2a=65+2 6=77 a (0.07 0.1) d3=5.525 6 h由机械设计表 11.4查得 h=5.5 b=1.4h=1.4 5.5=7.7 8 d5=d4 2h=77 2 5.5=66 d6=d2=60 l1=70+2=72 蜗杆轴的设计 最小直径估算 dmin cnp3 = 12014408.53 =19.09 取 dmin=30 d1=dmin+2a=20+2 2.5=35 a=(0.07 0.1)dmin d2=d1+(1 5)=35+5=40 d3=d2+2a=40+2 2=44 a=(0.07 0.1)d2 nts 15 d4=d2=40 h查机械设计表 11.4 蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选 6个 几何尺寸计算结果列于下表： 名 称 代号 计算公式 结 果 蜗杆 中 心 距 a a = 22 zqm a=154.35 传 动 比 i 12 ZZi i=19.47 蜗杆分度圆 柱的导程角 qz1arctan 31.11 蜗杆轴向压力角 1x标准值 201 x齿 数 1Z z1=2 分度圆直径 1d qmd 1 631 d 齿顶圆直径 1ad 21 qmd a 6.751 ad 齿根圆直径 1fd 4.21 qmd f 1fd =47.88 蜗杆螺纹部分长度 1b mzb 21 06.011 901 b 名 称 代号 计算公式 结 果 蜗轮 中 心 距 a a = 22 zqm a=154.35 nts 16 传 动 比 i 12 ZZi i=19.47 蜗轮端 面 压力角 2t标准值 202t蜗轮分度圆柱螺旋角 31.11 齿 数 2Z 2Z = 1iz 2Z =39 分度圆直 径 2d 22 Zmd 7.2452 d 齿顶圆直径 2ad 222 zmd a 2ad =258.3 齿根圆直径 2fd 4.222 zmd f 58.2302 fd 蜗轮最大 外圆直径 2edmddae 5.122 75.2672 ad2.3 轴的设计 2.3.1 蜗轮轴的设计 （ 1）选择轴的材料 选取 45钢，调质，硬度 HBS=230，强度极限 B =600 Mpa，由表查得其许用弯曲应力b 1=55Mpa 查机械设计基础（表 10-1、 10-3） （ 2）初步估算轴的最小直径 取 C=120，得 dmin =12096.7354.43 =47.34mm 根据机械设计表 11.5，选 dmin=63 （ 3） 轴的结构设计 轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮nts 17 左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位 ,右面用轴端挡， 圈轴向固定 . 键联接作周向固定。轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。 确定轴各段直径和长度 段 d1=50mm L1=70mm 段选 30212 型圆锥滚子轴承，其内径为 60mm，宽度为 22mm。故 段直径d2=60mm。 段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为 38mm。故 L3=40mm， d3=65mm。 段 d4=77mm,L4=70mm 段 d5=d4+2h=77+2 5.5=88mm,L5=8mm 段 d6=65mm,L6=22mm 段 d7=d2=760mm,L7=25 （ 4）按弯扭合成应力校核轴的强度 绘出轴的结构与装配图 (a)图 绘出轴的受力简图 (b)图 绘出垂直面受力图和弯矩图 （ c）图 46.197718.74922 11 dTF a N nts 18 1.937.2 4 502.1 1 4 3 722 22 dTF t N 88.3320t a n1.93t a n tr FF N 轴承支反力： 94.16110 5588.33 R A VF N FRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N 计算弯矩： 截面 C右侧弯矩 mNLFMR B Vcv 795.210005582.502 截面 C左侧弯矩 mNLFMRAVcv 932.010005594.162 绘制水平面弯矩图 (d)图 轴承支反力： mNFFF tRBHRAH 55.4621.932 截面 C处的弯矩 mNLFM R A HCH 56.210005555.462 绘制合成弯矩图 (e)图 79.356.2795.2 2222 CHCVC MMM N m nts 19 图 3.2 低速轴的弯矩和转矩 (a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图 (d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图 M ecTM CM CM CHF tF R A VF A B HFaFrM CVM CVF A B HF R A VTBAFtFrFa132267( a )( b )( c )( d )( e )( f )( g )nts 20 72.256.2932.0 222 CHCVC MMM N m 绘制转矩图 (f)图 86.596.7354.41055.91055.966 nPT 105 N mm=586 N m 绘制当量弯矩图 (g)图 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 0.6，截面 C处的当量弯矩为 62.3515866.079.3 2222 TMM CEC N m 校核危险截面 C的 强度 MPab 55 1 ，安全。 2.3.2 轴的结构见图 3.3 所示 图 3.3 蜗轮轴的结构图 M P adM ECe 7.7771.0 1062.3511.0 3 335 nts 21 2.3.3 蜗杆轴的设计 （ 1）选择轴的材料 选取 45钢，调质处理，硬度 HBS=230，强度极限 B =650 Mpa，屈服极限s=360 Mpa，弯曲疲劳极限 1 =300 Mpa，剪切疲劳极限 1 =155 Mpa，对称循环变应力时的许用应力b 1=60 Mpa。 (2) 初步估算轴的最小直径 最小直径估算 dmin cxnp3 = 120x14408.53 =19.09 取 dmin=20 （ 3）轴的结构设计 按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径 d=35mm，初选轴承型号为 30207圆锥滚子轴承（ GB/T297 94），采用蜗杆轴结构，其中，齿根圆直径88.471 fd mm，分度圆直径 631 d mm，齿顶圆直径 6.751 ad mm，长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计，校核的方法与蜗轮轴相类似，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构是符合要求的，是安全的，轴的结构见图 3.4所示： 图 3.4 蜗杆轴的结构草图 nts 22 第三章 轴承的选择和计算 3.1 蜗轮 轴的轴承的选择和计算 按轴的结构设计，初步选用 30212（ GB/T297 94）圆锥滚子轴承 ，内径d=60mm,外径 D=110mm,B=22mm. （ 1）计算轴承载荷 轴承的径向载荷 轴承 A： NRRRAVAHA 54.4994.1655.46 2222 轴承 B： NRRRBVBHB 92.6882.5055.46 2222 轴承的轴向载荷 轴承的派生轴向力 ctgRS 8.0查表得： 30212 轴承 15 38 32 所以， 3238158.0 ctgRS AA=17.173N 3238158.0 ctgRS BB=23.89N 无外部轴向力。 因为 AS BS ，轴承 A被“压紧”，所以，两轴承的轴向力为 BAA ANSA 173.17 计算当量动载荷 nts 23 由表查得圆锥滚子轴承 30211的 4.0e 取载荷系数 2.1pf， 轴承 A： 347.054.49173.17 AARA e 取 X=1， Y=0，则 NYAXRfP AAPrA 448.59)054.491(2.1)( 轴承 B： 25.092.68173.17 BBRA e 取 X=1， Y=0，则 NYAXRfP BBPrB 7.82)092.681(2.1)( 3.2 蜗杆轴的轴承的选择和计算 按轴的结构设计，选用 30207 圆锥滚子轴承（ GB/T297 94），经校核所选轴承能满足使用寿命，合适。具体的校核过程略。 3.3 减速器铸造箱体的主要结构尺寸（单位： mm） (1) 箱座（体）壁厚： = 304.0 a 8，取 =15，其中 a =154.35； (2) 箱盖壁厚： 1 =0.85 8，取 1 =12； (3) 箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度： 5.225.1 1 bb ， 5.375.22 b ； (4) 地脚螺栓直径及数目：根据 a =154.35，得 76.1512036.0 adf， 取df=18,地脚螺钉数目为 4个； (5) 轴承旁联结螺栓直径： 1475.01 fdd(6) 箱盖、箱座联结螺栓直径：fdd )6.05.0(2 =9 14.4，取 2d =12； nts 24 (7) 表 2.5.1 轴承端盖螺钉直径： 高速轴 低速轴 轴承座孔（外圈）直径 100 130 轴承端盖螺钉直径3d12 16 螺 钉 数 目 6 6 (8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取 4d =10； (9) 轴承座外径：32 )5.55( dDD ，其中 D 为轴承外圈直径， 把数据代入上述公式，得数据如下： 高速轴： 14414012)5.55(802 D ，取 1402 D ， 低速轴： 19819016)5.55(1102 D ，取 1902 D ； (10) 表 2.5.2螺栓相关尺寸： fd 18 141 d 2d =12 锪孔直径0D36 30 26 至箱外壁的距离 24 20 18 至凸缘边缘的距离 20 18 16 (11) 轴承旁联结螺栓的距离： S 以 1d 螺栓和3d螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般取 2DS ； nts 25 (12) 轴承旁凸台半径： 21 cR 20，根据 1d 而得； (13) 轴承旁凸台高度： h 根据低速轴轴承外径 2D 和 1d 扳手空间 1c 的要求，由结构确定； (14) 箱 外 壁 至 轴 承 座 端 面 的 距 离 ：50478520228521 ccL ，取 L =48； (15) 箱盖、箱座的肋厚： 1m 0.851 ，取 1m =12， m 0.85 ，取 m =14； (16) 大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离： 1 ，取 1 =16； (17) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度 x =1： 10， 过渡斜度 y =1： 20，铸造外圆角0R=5，铸造内圆角 R =3。 第四章 其他零件设计 4.1 键联接的选择和强度校核 4.1 1 高速轴键联接的选择和强度校核 高速轴采用蜗杆轴结构，因此无需采用键联接。 4.1 2 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核 (1) 选用普通平键（ A型） 按低速轴装蜗轮处的轴径 d=77mm，以及轮毂长 l =73mm， 查表，选用键 22 14 63 GB1096 2003。 (2) 强度校核 键材料选用 45 钢，查表知 M P ap 120100 ，键的工作长度412263 bLl mm， 72142 hkmm，按公式的挤压应力 nts 26 M Pak ldTp 84.6463417 1022.5 8 62102 33 p小于p，故键的联接的强度是足够的。 4.2 联轴器的选择和计算 4.2.1 高速轴输入端的联轴器 计算转矩 TKTAca ，查表取 5.1AK ，有，mNTKT Aca 69.5746.385.11 ，查表选用 TL5型弹性套柱销联轴器，材料为 35 钢，许用转矩 mNT 125 ，许用转速 4600 n r/min，标记： LT5联轴器 30 50 GB4323 84。 选键，装联轴器处的轴径为 30mm，选用键 8 7 45 GB1096 79， 对键的强度进行校核，键同样采用 45钢，有关性能指标见（ 2.6.2），键的工作长度 37845 bLl mm， 5.3272 hkmm，按公式的挤压应力 M P ak ldTp 8.1930375.3 1046.382102 33 p ，合格。所以高速级选用的联轴器为 LT5联轴器 30 50 GB4323 84，所用的联结键为 8 7 45 GB109679。 4.2.2 低速轴输出端的联轴器 根据低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器 LT8联轴器 50 70 GB4323 84，所用的联结键为 14 9 60 GB1096 79，经过校核计算，选用的键是符合联结的强度要求的，具体的计算过程与上面相同，所以省略。 4 3 减速器的润滑 减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，起主要目的是减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的 作用。另外，润滑油还可以防止零件锈蚀和降低减速器的噪声和振动等。 nts 27 本设计选取润滑油温度 Ct 40 时的蜗轮蜗杆油，蜗轮采用浸油润滑，浸油深度约为 h1 1个螺牙高，但油面不应高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心。 4 4 部分零件加工工艺过程 4.4.1 轴的加工工艺过程 轴的工艺过程相对于箱盖，底座要简单许多，本设计输出轴的一般工艺过程为： (1) 落料、锻打 (2) 夹短端、粗车长端端面、打中心孔 (3) 夹短端、粗车长端各档外圆、倒角 nts 28 (4) 反向夹长端，粗车短端外圆、倒角、粗车短端端 面、打中心孔 (5) 热处理 (6) 夹短端，半精车短端外圆 (7) 反向夹长端，半精车短端外圆 (8) 磨长端外圆 (9) 反向磨短端外圆 nts 29 (10) 铣两键槽 (11) 加工好的蜗轮轴 4.4.2 箱体加工工艺过程 蜗轮蜗杆减速器的箱盖和箱体，它们的工艺过程比较复杂，先是箱盖和箱体分别单独进行某些工序，然后合在一起加工，最后又分开加工。 箱盖单独先进行的工序有： （ 1） 箱盖铸造 （ 2） 回火、清沙、去毛刺、打底漆、毛坯检验 （ 3） 铇视孔顶面 nts 30 （ 4） 铇剖分面 （ 5） 磨剖分面 （ 6） 钻、攻起盖螺钉 完成前述单独工序后，即可进行下列工序： （ 1） 箱盖、箱体对 准合拢，夹紧；钻、铰定位销孔，敲入圆锥销 （ 2） 钻箱盖和箱体的联接螺栓孔，刮鱼眼坑 （ 3） 分开箱壳，清除剖分面毛刺、清理切屑 （ 4） 合拢箱壳，敲入定位销，拧紧联接螺栓 （ 5） 铣两端面 （ 6） 粗镗各轴轴承座孔 （ 7） 精镗各轴轴承座孔 （ 8） 钻、攻两端面螺孔 （ 9） 拆开箱
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