蜗杆减速器设计1

Harbin Institute of Technology 题目 蜗杆减速器设 计 目 录 传动装置总体设计 2 传动方案拟定 2 电机的选择 2 传动装置的运动 动力参数计算 4 传动零件设计 5 蜗轮蜗杆材料及热处理选择 5 蜗轮蜗杆传动主要参数计算 5 蜗轮蜗杆效率及润滑计算 6 蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算 7 蜗轮蜗杆结构选择 零件简图及结构尺寸计算 7 蜗轮及蜗轮轴的设计计算 8 蜗干轴的设计计算 14 蜗干轴轴承的校核 16 蜗杆和涡轮的精度与侧隙种类 19 蜗轮蜗杆热平衡计算 19 减速器其余部件设计 20 减速器机体结构设计 20 窥视孔和窥视孔盖得设计 21 通气器的设计 21 放油孔及放油螺栓的设计 21 油标的设计 21 高速轴输入端的联轴器设计 21 减速器的润滑 22 参考文献 22 传动装置总体设计传动装置总体设计 传动方案拟定传动方案拟定 由设计任务书要求及图例可知传动方案采用一级下置式蜗杆减速器 其结 构简单 尺寸紧凑 但效率低 适用于载荷较小 间歇工作场合 蜗杆圆周速 度 v 4 5m s 装置工作机为带式运输机 对减速器由中等冲击 且工作场合 为有尘 减速器要求密封条件好 电机的选择电机的选择 1 选择电动机类型 因工作机为带式运输机 则对电动机无特殊要求 故电动机选用三相异 步交流电动机 采用 Y 系列 2 选择电动机容量 工作机的有效功率为 kw Fv Pw53 1 1000 85 01800 1000 工作机各传动部件的传动效率及总效率 查参考书 2 中表 9 1 得各个传动件的效率范围 分别取 99 0 联轴器 0 77 蜗杆 Z 2 98 0一对 轴承 97 0 卷筒 工作机的总效率为 70 0 22 卷筒轴承蜗轮蜗杆联轴器总 kw P P w d 19 2 70 0 53 1 min max 总 3 确定电动机转速 查参考书 1 中表 9 2 得蜗轮传动比推荐值如下 27 14 蜗杆 i 理论总传动比 27 14 蜗杆总 ii 所以电动机转速的可选范围为 min 13 60 270 85 0100060100060 r D v n 滚筒 min 00 1623 82 84113 6027 14 rinnd 总滚筒 符合这一范围的同步转速为 750r min 1000r min 1500r min 三种 综 合考虑电动机和传动装置的尺寸 质量及价格等因素 为使传动装置结构 紧凑 决定选用同步转速为 1000r min 的电动机 根据电动机的类型 容量和转速 由电机手册选定电动机型号为 Y112M 6 4 电动机外形及尺寸 电动机型 号 额定功率 kW 满载转速 r min 额定转矩 启动转矩 额定转矩 最大转矩 Y112M 62 29402 02 0 电动机的主要外形及安装尺寸如表所示 型号HABCDE F GD GKbb1b2hAABBHAL1 Y112M 6 11 2 190140702860 8 7 241224519011 5 2655018015400 传动装置的运动 动力参数计算传动装置的运动 动力参数计算 1 传动比计算 i 940 15 63 60 13 m W n n 2 传动装置各轴的运动和动力参数 1 各轴的转速 第一轴转速 min 940 1 rnn m 第二轴转速 min 13 60 2 rnn 卷筒 2 各轴的输入功率 第一轴功率 kwPP d 17 299 019 2 1 联轴器 第二轴功率 kwPP67 1 77017 2 12 蜗杆 卷筒功率 kwPP62 199 098 067 1 2 联轴器轴承卷筒 3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 mmN n P T d d 47 22249940 19 21055 91055 9 6 1 6 第一轴转矩 mmNTT d 97 2202699 047 22249 1联轴器 第二轴转矩 mmNiTT 20 26514470 097 2202663 15 12蜗杆 卷筒的转矩 mmNTT 91 25724299 098 020 265144 2联轴器轴承筒 将上述计算结果汇总于表 1 3 以备查用 其中 轴指蜗杆轴 轴指蜗轮轴 传动零件设计传动零件设计 由于传动方案为一级蜗杆减速器 则传动零件为蜗轮蜗杆 蜗轮蜗杆材料及热处理选择蜗轮蜗杆材料及热处理选择 由于蜗杆传递的功率为 1 84KW 功率不大 速度也不高 蜗杆选用 45 号 钢制造 淬火处理 齿面硬度达 220 300HBW 蜗杆材料选用 45 钢 整体调质 表面淬火 齿面硬度 45 50HRC 蜗轮材料 根据 4 3 12 5 2 10 s vnT m s 其中 n1 为蜗杆转速 T2 为蜗轮转矩 初估蜗杆副的滑动速度VS 3 2m s 选择蜗轮的材料为无锡青铜 又因小批量生产 则用沙模铸造 蜗轮蜗杆传动主要参数计算蜗轮蜗杆传动主要参数计算 蜗杆传动的主要失效形式是齿面胶合 齿面点蚀和齿面磨损 而且失效通 轴名功率 P kW转矩 T r minmmN 转速 n r min 电机轴2 1922249 47940 1 轴2 1722026 97940 2 轴1 67265144 2060 13 卷筒轴1 62257242 9160 13 常发生在蜗轮轮齿上 因此采用齿面接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能 力 并在选择许用应力时 要适当考虑胶合和磨损等失效因素的影响 故采用公式 2 2 21 2 9 H E z Z KTdm 2E zTzK H 其中为蜗轮的齿数 为蜗轮的转矩 为系数 为系数 为材料的许用应力 确定模数 m 和蜗杆分度圆直径 1 d 1 选择蜗杆头数及蜗轮齿数 由传动比 i 15 63 查参考书 1 书表 9 2 可知蜗杆头数取 2 1 z 212 15 16 231 26 z31ziz 取 确定转矩 2 T 由于转矩为蜗轮上转矩 则查上述计算表可得 256N m 2 T 2 T 2 确定载荷系数 K 由于载荷系数 K A K V K K 由表 9 4 查得载荷性质为中等冲击时 取 1 15 A K 假设蜗轮圆周速度 3m s 取动载荷系数 1 0 2 v V K 由于由中等冲击 则1 1 1 3 取 1 2 K 所以 K 1 38 A K V K K 3 确定许用接触应力 由于蜗轮材料为无锡青铜 则蜗轮齿面失效形式主要是胶合 则由表 9 6 查取 180Mpa H 4 确定材料弹性系数 160 E ZMPa 5 计算模数和分度圆直径 将以上数据代入公式计算得2306 dm2 由参考书 1 表 9 1取 m 6 3 蜗杆分度圆直径 d1 63 6 计算传动中心距 蜗轮分度圆直径 m 其中取 31 2 d 2 z 2 z 22 6 3 31195 3dmz 中心距 12 63 195 3 129 15 22 dd a 变位系数 130129 15 0 135 6 3 aa x m 蜗轮蜗杆效率及润滑计算蜗轮蜗杆效率及润滑计算 1 验算蜗轮速度 蜗杆倒程角 31 11 63 3 62 arctan arctan 1 1 d mz 蜗轮圆周速度 22 2 d n3 14 63 60 13 0 20m s 60 100060 1000 v 蜗杆副滑动速度 m s16 3 31 11cos100060 9406314 3 cos100060 nd 11 s v 与初估蜗杆副的滑动速度相符合 蜗轮圆周速度 2 2222 1 v3 160 203 15m s s vv 故选择减速器的类型为蜗杆下置 2 验算效率 v 2 35 查表取当量摩擦角则涡轮蜗杆的传动效率 tantan11 31 0 95 0 96 0 95 0 96 0 768 0 776 tan tan 11 31235 60 v 符合初取的效率值 0 77 蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算蜗轮蜗杆传动几何尺寸计算 蜗杆传动的几何尺寸如下表所示 计算公式和数据 单位 mm 名称符号 蜗轮数据蜗杆数据 齿顶高hamha 16 3 mxha 1 2 7 15 齿根高hf mhf2 1 1 7 56 mxhf 2 1 1 6 71 全齿高h mh2 2 1 13 86 mh2 2 2 13 86 分度圆直径d 1 d63 22 mzd 195 30 齿根圆直径df111 2 ff hdd 47 88222 2 ff hdd 181 88 齿顶圆直径da111 2 aa hdd 75 6222 2 aa hdd 209 60 蜗杆分度圆上倒程角 11 arctandmz 11 30 36 蜗轮分度圆上螺旋角 2 2 11 30 36 节圆直径d mxdd2 11 64 70 22 dd 195 30 传动中心距a 2 2 1 21 mxdda 130 蜗杆轴向齿距pa1 mpa 119 79 蜗杆螺旋线倒程ps11as pzp 39 584 蜗杆螺旋部分长度LmzL 06 0 11 2 81 02 蜗杆外圆直径de2 mdd ae 5 1 22 219 蜗轮齿宽b212 75 0 a db 55 齿根圆弧半径R1 mdR a 2 02 11 39 06 齿顶圆弧半径R2 mdR f 2 02 12 25 2 齿宽角 5 0 2 sin 12 mdb a 103 蜗轮蜗杆结构选择 零件简图及结构尺寸计算蜗轮蜗杆结构选择 零件简图及结构尺寸计算 由于 47 88 1 7 35 59 5 则蜗杆制成蜗杆轴 并采用车制蜗杆 如 f d 图所示 蜗杆轴简图 蜗轮及蜗轮轴的设计计算蜗轮及蜗轮轴的设计计算 1 轴的材料选择 因传递功率不大 并对质量及结构尺寸无特殊要求 考虑到经济性选用常 用材料 45 钢 调质处理 2 初算轴径 对于转轴 按扭转强度初算轴径 查参考书 1 表 10 2 得 C 106 118 考虑到轴端的弯矩和转矩的大小 故取 C 110 则 3 1 67 60 13 33 31 考虑到键槽的影响 取 33 31 1 05 34 98 3 结构设计 轴承部件的结构形式 蜗杆减速器的中心距 a 130mm 通过查表选择 减速器的机体采用剖分式结构 因传递功率小 故轴承的固定方式可采用 两端固定方式 因此 所设计的轴承部件的结构形式如上图所示 然后可 按转轴轴上零件的顺序 从 dmin处开始设计 a 联轴器及轴段 1 dmin就是轴段 1 的直径 又考虑到轴段 1 上安装联轴器 因此 轴 段 1 的设计和联轴器的设计同时进行 由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴 其转速比较高 传递转矩 比较小 考虑到安装时不一定能保证同心度 且载荷为中等冲击 故采用 能补偿两轴轴线的相对位移和缓和载荷冲击的弹性联轴器 由参考书 2 表 13 1 选取 HL 型弹性柱销联轴器 GB5014 1985 则转矩 5 T2 58 10 N c TKT mm 筒 筒 由参考书 1 表 13 1 取 K1 5 55 c T1 5 2 58 103 87 10 N mm 由参考书 2 表 13 1 查得 HL 型弹性柱销联轴器 GB5014 1985 J1型 轴孔长度为 60mm 许用转矩为 500N m 许用转速为 250r min 轴径可取 35 38mm 故取 L1 60mm d1 35mm b 密封圈与轴段 2 考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准 由参考书 2 表 14 4 取 轴段 d2 38mm 密封圈为毛毡油封密封圈 FZ T92010 1991 中直径 是 37mm c 轴段 3 与轴段 6 考虑到蜗杆减速器有轴向力 轴承类型选用圆锥滚子轴承 轴段 3 上安装轴承 要使轴承便于安装又符合轴承内径系列 暂取轴承型 号为 30208 有参考书 2 表 12 4 得 其内径 d 40mm 外径 D 80mm 宽度 B 18mm 故取 d3 d6 40mm 考虑到安装甩油环 和套筒时的位置 取 L3 40mm 轴段 6 无需安装套筒 故 L6 30mm d 蜗轮与轴段 4 轴段 4 上安装蜗轮 按照蜗轮的设计 蜗轮的轮毂宽为 1 5 1 9 d 取轮毂宽为 80mm 则轴段 5 的长度略小于蜗轮轮毂宽度 取 L5 78mm 轴段 5 的设计 为了轴向固定蜗轮并承受一定的轴向力 因此轴肩的 高度为 5mm 所以 d5 54mm 考虑到轴承受力的对称性 轴肩 5 的长度 L5 10mm e 轴段 2 的长度 轴段 2 的长度根据箱体的壁厚 轴承凸台的厚度 轴承端盖的厚度 以及联轴器类型确定 由于轴承端盖连接螺栓的长度为 25mm 可取 L2 60mm f 键连接 联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接 分别为键 10 50 GB T1096 1990 及键 14 70 GB T1096 1990 4 轴受力分析 1 1 22 22026 97 699 27 63 a T FN d 2 2 22 265144 20 2715 25 195 3 t T FN d N d T F t 499 2451 2 2 2 tan2715 25 tan20988 27 rt FFN 在水平面上 3 1 23 2988 27 62 25699 27 97 65 1039 93 62 2562 25 ra H FLFd RN LL 21 988 241039 9351 69 HrH RFRN 负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反 在垂直平面上 12 21357 63 VVt RRFN 轴承 上的总支承反力 2222 111 1039 931357 631710 14 HV RRRN 轴承 上的总支承反力 2222 222 51 691357 631358 61 HV RRRN 在水平面上 A A 剖面左侧 12 1039 93 62 2564735 64 AHH MRLN mm A A 剖面右侧 23 51 69 62 253217 70 AHH MRLN mm 在竖直平面上 12 1357 63 62 2584512 47 AVV MRLN mm 合成弯矩 A A 剖面左侧 2222 64635 6484512 47106396 07 AAHAV MMMN mm A A 剖面右侧 2 222 3217 7084512 4784573 70 AAHAV MMMN mm 5 校核轴的强度 A A 剖面左侧因弯矩大 有转矩 还有键引起的应力集中 故 A A 剖 面左侧为危险截面 由附表 10 1 抗弯剖面模量 22 333 14 6 455 5 0 10 1 457656 27 2245 bt dt Wdmm d 抗扭剖面模量 22 333 14 6 455 5 0 20 24516768 77 2245 T bt dt Wdmm d 弯曲应力 106396 70 13 90 7656 27 b M MPaMPa W 13 90 ab MPa 0 m 扭剪应力 265144 20 15 81 16768 77 T T T MPaMPa W 215 81 27 9 amT MPa 对于调质处理的 45 钢 由参考书 1 表 10 1 查得 MPa B 650 MPa300 1 MPa155 1 由参考书 1 表 10 1 注 查得材料的等效系数 2 0 1 0 键槽引起的应力集中系数 由参考书 1 表 10 4 查得 625 1 825 1 KK 绝对尺寸系数 由参考书 1 附图 10 1 查得 76 0 8 0 轴磨削加工时的表面质量系数由参考书 1 附图 10 2 查得 92 0 安全系数 1 300 8 70 1 825 13 900 2 0 0 92 0 8 am S K 1 155 8 09 1 625 7 900 1 7 90 0 92 0 76 am S K 2222 8 70 8 09 5 92 8 708 09 SS S SS 查表 10 5 得许用安全系数 显然 故 A A 剖面安 5 1 3 1 S SS 全 校核键连接的强度 6 联轴器处键连接的挤压应力 44265144 20 75 76 35 8 50 P T MPa dhl 取键 轴 联轴器的材料都为钢 查表 6 1 得 显 MPa P 150 120 然 故强度足够 PP 齿轮处键连接的挤压应力 44 265144 20 58 92 45 8 50 P T MPa dhl 取键 轴 齿轮的材料都为钢 查表 6 1 得 显然 MPa P 150 120 故强度足够 PP 7 校核轴承寿命 计算轴承的轴向力 由参考书 1 表 11 13 查得 70308 轴承内部轴向力 计算公式 则轴承 的内部轴向力分别为 根据轴承手册查得 Cr 63 0kN 0 74 0 11 0 40 4 1710 14684 06 r SFN 22 0 40 4 1358 61543 44 r SFN 图一 轴承布置及受力 的方向如图一所示 同向 则 21 SS 及AS 与 2 2 543 44699 271242 71SAN 显然 因此轴有左移趋势 但由轴承部件的结构图分析可 12 SAS 知轴承 将保持平衡 故两轴承的轴向分力分别为 1 2 1242 71 比饺两轴承的受力 因 故只需校核轴承 2121aa FFRR 及 计算当量动载荷 因为 11 1242 71 1710 140 730 40 a FRe 所以 0 4 1 49XY 当量动载荷 0 4 1710 141 49 1242 712535 69 ra PXFYFN 校核轴承寿命 轴承在以下工作 查参考书 1 表 11 9 得 C 100 1 T f 由于载荷有中等冲击 查参考书 1 表 11 10 得 1 5 P f 轴承的寿命 101066 7 33 101063000 1 24 10 6060 60 13 2535 69 T h P fC Lh nfP 已知减速器使用 4 年 2 班制工作 则预期寿命 hLh23360436528 显然 故轴承寿命很充裕 h L远大于 h L 8 蜗轮设计计算 由于齿圈采用铝青铜 且蜗轮分度圆直径 d 195 3mm 大于 100mm 故采用齿圈压配式 齿圈与轮芯采用过盈配合 H7 u6 并加台阶和沿接合面 周围加装 4 个螺钉 以增强连接的可靠性 如图所示 蜗轮结构尺寸大小如下表所示 1 D 1 b 1 L e 1 l 3 d 75128014186 蜗轮简图 蜗干轴的设计计算蜗干轴的设计计算 1 材料选择 因传递功率不大 并对质量及结构尺寸无特殊要求 故选用常用材料 45 号钢 调质处理 2 结构设计 1 初算轴颈 对于转轴 按扭转强度初算轴颈 查表 10 2 得 C 106 118 考虑轴端 弯矩比转矩小 故取 C 110 则 min d 33 2 17 11014 54 940 P Cmm n 考虑键槽影响 取 15 26mm min d 2 轴段设计 a 轴承部件的结构形式设计 由输出轴设计可知 机体采用剖分式 且传动方式为下置式 则蜗 杆部分为整体式 因传递的功率不大 估计轴不会长 故轴承部件 的固定方式可采用两端固定式 由此 所设计的轴承部件的结构形 式如图所示 然后 可按轴上零件的安装顺序 从处开始设计 min d b 联轴器及轴段 1 设计 就是轴段 1 的直径 又考虑到轴段 1 上安装联轴器 因此 轴 min d 段 1 的设计应与联轴器的设计同时进行 为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差 隔离震动 选用弹性柱销 联轴器 查表 13 1 取 1 5 则计算转矩 33 3N m A KTKT AC 又因联轴器与电动机连接 其轴颈为 28mm 由机械设计手册查得 GB 5014 2003 中的 HL2 型符合要求 公称转矩为 560N m 许用转速为 6300r min 轴孔直径范围 20 35mm 考虑电动机轴颈 故取联轴器轴孔直径 28mm J1型轴孔长度为 44mm A 型键 选 HL2 联轴器 28 44 GB 5014 1985 相应地 轴段 1 的直径为 28mm 轴段长度为 44mm c 密封 轴承及轴段 2 3 9 设计 确定轴段 2 的直径时 应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方 面 当联轴器右端用轴肩固定时 轴段 2 直径最终的尺寸由密封圈 及轴承内径确定 由于输出轴为蜗杆轴 且下置 由于蜗轮蜗杆采 用油润滑 故轴承采用油润滑 且用内包骨架旋转轴唇形密封圈 则查机械手册 GB T 1387 1 1992 中的轴颈范围为 30 35mm 考虑 蜗轮蜗杆有轴向力 且转速不高 则轴承类型选用圆锥滚子轴承 轴段上安装轴承 其直径应既便于安装轴承 又应符合轴承内径系 列 现暂取轴承型号为 30308 查轴承手册 内径为 40mm 外径 为 80mm 宽度为 19 75mm 安装宽度 18mm 则轴段 2 的直径为 35mm 轴段 3 9 的直径为 40 且其上安装挡油板和轴承 则取挡 油板宽度为 8mm 则轴段长度为 26mm d 轴段 4 和轴段 8 的设计 轴段 4 为定位轴肩所以定它的直径为 48 长度为 6 轴段 8 与它相同 e 轴段 6 5 7 设计 轴段 6 上为蜗杆 为蜗杆轴 可取其长度为螺旋长度为 82mm f 轴段 4 和轴段 4 的长度可对称选择 并保证内机壁与蜗杆距离 要大于机壁厚 则可取轴段 4 和轴段 6 的长度为 37mm g 轴上其余零件及长度设计 联轴器采用键连接 其轴颈为 28mm 查机械手册 GB T 1095 2003 得键采用 键 8 7 GB T 1095 2003 l 35mm 轴段 2 的长度除与轴上零件有关外 还与机体及轴承盖等零件有关 为保证拧紧螺栓所需扳手空间 应留有一定的距离 轴承端盖厚取 15mm 机座壁厚取 9mm 为避免联轴器轮毂端面转动时与不动的 轴承盖连接螺栓相碰 故轴段 2 应留有一定距离 取 24mm 故轴 段 2 长度为 57mm 蜗干轴轴承的校核蜗干轴轴承的校核 1 轴受力分析 2 2 2 2715 25 a T FN d 1 1 2 699 27 t T FN d N d T F t 499 2451 2 2 2 tan2715 25 tan20988 27 rt FFN 在水平面上 3 1 23 2699 27 98 962715 25 31 5 781 78 98 9698 96 ta H FLFd RN LL 21 699 27781 7882 51 HtH RFRN 负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反 在垂直平面上 12 2494 14 VVr RRFN 轴承 上的总支承反力 2222 111 781 78494 14924 85 HV RRRN 轴承 上的总支承反力 2222 222 82 51494 14500 98 HV RRRN 在水平面上 A A 剖面左侧 12 781 78 98 9677364 95 AHH MRLN mm A A 剖面右侧 23 82 51 98 968165 19 AHH MRLN mm 在竖直平面上 12 494 14 98 9648900 09 AVV MRLN mm 合成弯矩 A A 剖面左侧 2222 77364 9548900 0991523 52 AAHAV MMMN mm A A 剖面右侧 2 222 8165 1948900 0949577 10 AAHAV MMMN mm 由蜗轮及蜗轮轴的设计计算可知 其最危险截面的弯矩小而轴颈更大 故一定满足强度要求 2 校核轴承寿命 a 计算轴承的轴向力 由参考书 1 表 11 13 查得 70308 轴承内部轴向力计算公式 则轴承 的 内部轴向力分别为 根据轴承手册查得 Cr 63 0kN 0 74 0 11 0 40 4 924 85369 94 r SFN 22 0 40 4 500 98200 39 r SFN 图一 轴承布置及受力 的方向如图一所示 同向 则 21 SS 及AS 与 2 2 200 392715 252915 64SAN 显然 因此轴有左移趋势 但由轴承部件的结构图分析可知轴 12 SAS 承 将保持平衡 故两轴承的轴向分力分别为 1 2 2915 64 2 2 200 39 比饺两轴承的受力 因 故只需校核轴承 2121aa FFRR 及 b 计算当量动载荷 因为 11 2915 64 924 853 150 40 a FRe 所以 0 4 1 49XY 当量动载荷 0 4 924 85 1 49 2915 644714 24 ra PXFYFN c 校核轴承寿命 轴承在以下工作 查参考书 1 表 11 9 得 由 C 100 1 T f 于载荷有中等冲击 查参考书 1 表 11 10 得 1 5 P f 轴承的寿命 101066 5 33 101063000 1 01 10 6060 940 4714 24 T h P fC Lh nfP 已知减速器使用 4 年 2 班制工作 则预期寿命 hLh23360436528 显然 故轴承寿命很充裕 h L远大于 h L 蜗杆和涡轮的精度与侧隙种类蜗杆和涡轮的精度与侧隙种类 1 对蜗轮 因为这是一般的动力传动 而且蜗轮的圆周速度 2 0 20m s1 5m sv 由参考书 2 表 17 17 知 选用精度等级为 9 级 侧隙种类为 c 即 蜗轮 9 c GB T10089 1988 2 对蜗杆 对于一般的动力传动 常按照 7 级精度 适用于蜗杆圆周速度 v1 7 5m s 8 级精度 v1 3m s 9 级精度 v1 1 5m s 制造 蜗杆的圆周速度 1 3 15m s7 5 vm s 因此选用精度等级为 7 级 选用侧隙种类为 c 即 蜗杆 7 c GB T10089 1988 蜗轮及蜗杆的公差见下表 名称代号数值 蜗轮切向综合公差 Fi 161 蜗轮径向综合公差 Fi 125 蜗轮齿距累积公差Fp125 蜗轮齿圈径向跳动公差Fr90 蜗轮齿距极限偏差 fpt 40 蜗轮齿形公差ft236 蜗杆副的接触斑点沿齿高不小于 45 沿齿长不小于 40 蜗杆副的中心距极限偏差 fa 80 传动的最小法向侧隙jnmin100 蜗轮齿厚公差Ts2170 尺寸公差孔 IT8 轴 IT7 形状公差IT7 IT6 齿顶圆直径公差IT9 蜗轮和蜗杆齿坯公差 齿坯基面径向和端面跳动公差28 蜗轮蜗杆热平衡计算 热平衡计算 根据公式 11 0 1000 1 s P A K tt 由参考书 3 取对蜗杆传动油温可取到 t 95 周围空气温度 t0 20 通风条件良好 取散热系数 Ks 17W m2 传动效率为 0 77 则 2 11 0 1000 1 1000 2 17 10 77 0 49 17 9020 s P A m K tt 箱体内壁能被油飞溅到而外壁又能被周围空气冷却的箱体表面积 2 1 22 260 120 260 120130 120 2 235 36060 2 360 12060 0 26m A 机体表面凸缘面积 22 2 460 120 502130 1200 10mA 由于散热面积不够 因此需要其他方式来散热 所需要加的散热片面积 2 312 2 0 5 2 0 490 260 5 0 1 0 18mAAAA 每片散热片的面积 0 00195320 030 2790 0010 279A0 2 0 2 0 5 3240 180 0 5 3240 90 8 2900 022mA 所加散热片的数目 3 0 0 18 8 18 0 022 A n A 取散热片的数量为 n 10 减速器其余部件设计减速器其余部件设计 减速器机体结构设计减速器机体结构设计 根据参考书 2 的表 4 1 与图 4 5 可得减速器机体结构尺寸表如下图 名称数据 mm 机座壁厚9 机盖壁厚8 机座凸缘厚度14 机盖凸缘厚度12 机座底凸缘厚度22 地脚螺钉直径20 地脚螺钉数目4 轴承旁连接螺栓直径12 机盖