冷軋機壓下裝置的設計大學論文

摘要洛陽理工學院畢業設計（論文）PAGEIVPAGE4冷軋機壓下裝置的設計摘要這篇畢業設計的論文主要闡述的是一套系統的關于冷軋機壓下裝置及蝸輪蝸桿的設計方法。環面蝸輪蝸桿減速器是蝸輪蝸桿減速器的一種形式.也是冷軋機壓下裝置的主要部件，這個方法是以加工過程和冷軋機壓下裝置及蝸輪減速器的使用條件的數學和物理公式為基礎的。在論文中，首先，對冷軋機壓下裝置作了簡單的介紹，接著，闡述了壓下裝置及蝸輪蝸桿的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了壓下裝置及環面蝸輪蝸桿減速器。接著對壓下裝置和減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了壓下裝置及環面蝸輪蝸桿設計的一般過程。對其他的壓下裝置和蝸輪蝸桿的設計工作也有一定的價值。目前，在壓下裝置和環面蝸輪蝸桿減速器的設計、制造以及應用上，國內與國外先進水平相比仍有較大差距。國內在設計制造壓下裝置和環面蝸輪蝸桿減速器過程中存在著很大程度上的缺點關鍵詞：壓下裝置，冷軋機，蝸輪蝸桿減速器

THEPUIIEDDOWNOFSTEELROOLLINGDESIGNABSTRACTThisgraduationthesisonthedesignofthesystemisaringonthesurfaceofthewormreducerandthecoldpulleddowndesignmethod.Toruswormreducerwormreducerisaformofthismethodiswormreducerandprocessingconditionsoftheuseofmathematicalandphysicalbasisoftheformula.Inthepaper,firstofall,thewormmadeabriefintroduction,thenthewormonthedesignprincipleandthetheoreticalcalculation.Theninaccordancewiththedesigncriteriaanddesigntheorydesignedtoroidalwormreducer.Thenthecomponentsofthereducertothesizeofthecalculationandverification.Thedesignrepresentsthetoruswormgeneraldesignprocess.Ontheotherworminthedesignworkwillhavevalue.Atpresent,thetoruswormreducerforthedesign,manufactureandapplicationofdomesticandforeignadvancedleveltherearestilllargegapsbetweenthecomparison.CentralChinainthedesignandmanufactureofwormreducerthereisaprocesstoalargeextenttheshortcomings,asrevealedbythepaper,importantissuessuchas:cuttingtherootofthetooth;KEYWORDS:Pressuredevice,coldpulleddown，wormreducer,前言目錄前言 1第1章壓下裝置的設計與計算 3第2章壓下裝置減速器的選擇 52.1減速器的作用 52.2齒輪減速器的特點 52.3蝸桿減速器的特點 6第3章電動機的選擇 93.1電動機類型和結構型式 93.2電動機的容量 103.2.1確定減速器所需的功率 103.2.2確定傳動裝置效率 103.2.3電動機的技術數據 11第4章傳動裝置的傳動比及動力參數計算 124.1傳動裝置運動參數的計算 124.1.1各軸功率計算 124.1.2各軸轉速的計算 124.1.3各軸輸入扭矩的計算 12第5章減速器部件的選擇計算 135.1蝸桿傳動設計計算 135.1.1蝸輪、蝸桿材料選擇 135.1.2確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z 135.1.3驗算壓下螺絲的速度 135.1.4確定蝸桿蝸輪中心距a 145.1.5蝸桿傳動幾何參數設計 145.2環面蝸輪蝸桿校核計算 175.3軸的結構設計 195.3.1蝸桿軸的設計 195.3.2蝸輪軸的設計 215.4軸的校核 245.4.1蝸桿軸的強度校核 255.4.2蝸輪軸的強度校核 275.5滾動軸承的選擇及校核 305.5.1蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 305.5.2蝸輪軸上軸承的校核 325.6箱體結構尺寸及說明 345.7減速器的安裝使用及維護 35結論 37謝辭 38參考文獻 39前言軋機的壓下裝置是軋機的重要結構之一，用于調整輥縫，也稱輥縫調整裝置，其結構設計的好壞，直接關系著軋件的產量與質量。壓下裝置按傳動方式可分為手動壓下、電動壓下和液壓壓下，手動壓下裝置一般多用于不經常進行調節、軋件精度要求不嚴格、以及軋制速度要求不高的中、小型型鋼、線材和小型熱軋板帶軋機上。電動壓下裝置適用于板坯軋機、中厚板軋機等要求輥縫調整范圍大、壓下速度快的情況，主要由壓下螺絲、螺母及其傳動機構組成。在中厚板軋機中，工作時要求軋輥快速、大行程、頻繁的調整，這就要求壓下裝置采用慣性小的傳動系統，以便頻繁的啟動、制動，且有較高的傳動效率和工作可靠性。這種快速電動壓下裝置軋機不能帶鋼壓下，壓下電機的功率一般是按空載壓下考慮選用，所以常常由于操作失誤、壓下量過大等原因產生卡鋼、“坐輥”或壓下螺絲超限提升而發生壓下螺絲無法退回的事故，這時上輥不能動，軋機無法正常工作，壓下電動機無法提起壓下螺絲，為了克服這種卡鋼事故，壓下裝置的設計與計算必須增設一套專用的回松機構。電動壓下裝置的主要缺點之一是運動部分的慣性大，因而在輥縫調節過程中反應慢、精度低，對現代化的高速度、高精度軋機已不適應，提高壓下裝置響應速度的主要途徑是減少其慣性，而用液壓控制可以收到這樣的效果。液壓壓下裝置，就是取消了傳統的電動壓下機構，其輥縫的調節均由液壓缸來完成。在這一裝置中，除液壓缸以及與之配套的伺服閥和液壓系統外，還包括檢測儀表及運算控制系統。全液壓壓下裝置有以下優點：1、慣性小、動作快，靈敏度高，因此可以得到高精度的板帶材，其厚度偏差可以控制到小于成品厚度的1%，而且縮短了板帶材的超差部分長度，提高了軋材的成品率，節約金屬，提高了產品質量，并降低了成本；2、結構緊湊，降低了機座的總高度，減少了廠房的投資，同時由于采用液壓系統，使傳動效率大大提高；3、采用液壓系統可以使卡鋼迅速脫開，這樣有利于處理卡鋼事故，避免了軋件對軋輥的刮傷、燒傷，再啟動時為空載啟動，降低了主電機啟動電流，并有利于油膜軸承工作；4、可以實現軋輥迅速提升，便于快速換輥，提高了軋機的有效作業率，增加了軋機的產量。全液壓壓下也存在一些缺點：壓下系統復雜，工作條件要求高，有些元件（如壓力傳感器、位移傳感器及測厚儀等測量元件）和伺服閥等制造精度要求很高，并要求在高溫、高壓及有振動條件下，工作不應失靈或下降測量精度和控制靈敏度，因此制造困難、成本高，維護保養要求很嚴格，以保證控制精度。雖然液壓壓下相對于電動壓下還存在著一些缺點，但是由于電動壓下無法滿足目前正在發展的高生產率、高產品質量的現代化帶軋機的工作要求，因而，采用液壓壓下的板厚自動控制系統來代替電動壓下的板厚自動控制系統已是必然趨勢，因而隨著科學技術的發展，液壓壓下板厚自動控制系統將會愈來愈完善第1章標題第1章壓下裝置的設計與計算壓下裝置的力能參數a、確定作用于每個壓下螺絲上的力當軋輥提升時，式中P0′—當軋輥提升時，作用在兩個壓下螺絲上的力G—被平衡件的總重量G=G0=269667KgF—油缸的理論推力，可表示為P—油缸的工作壓力d1,n1—工作輥的平衡油缸柱塞直徑和油缸數量d2,n2—支撐輥的平衡油缸柱塞直徑和油缸數量μ—油缸柱塞上的摩擦系數，取0.1～0.2則當軋輥下降時，b、確定作用在每個壓下螺絲上的靜力矩當軋輥提升時，式中P0′—當軋輥提升時，作用在兩個壓下螺絲上的力dp—螺紋的平均直徑，dp=68-0.75×4=65cm—螺紋中的摩擦角，.=tg-1μ1REF_Ref168484390\r\h錯誤！未找到引用源。REF_Ref168484424\h錯誤！未找到引用源。PAGE6PAGE8第2章壓下裝置減速器的選擇2.1減速器的作用減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，二者的設計、制造和使用特點各不相同。 70～80年代，世界減速器技術有了很大發展。通用減速器體現以下發展趨勢：（1）高水平、高性能。（2）積木式組合設計。基本參數采取優先數，尺寸規格整齊、零件通用性和互換性強、系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產和降低成本。（3）形式多樣化、變型設計多。擺脫了傳統的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速機一體式聯接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。促進減速器水平提高的主要因素有：（1）硬齒面技術的發展和完善，如大型磨齒技術、滲碳淬火工藝、齒輪強度計算方法、修形技術、變形及三、優化設計方法、齒根強化及其元化過渡、新結構等。（2）用好的材料，普遍采用各種優質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平高。（3）結構設計更合理。（4）加工精度提高到ISO5-6級。（5）軸承質量和壽命提高。（6）潤滑油質量提高。2.2齒輪減速器的特點齒輪傳動是機械傳動中重要的傳動之一，形式很多，應用廣泛，傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓周速率可達200m/s。齒輪傳動的特點主要有：1效率高在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達99℅。2結構緊湊在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般比較小。3工作可靠，壽命長設計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作可靠，壽命可長達一，二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。4傳動比穩定傳動比穩定是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動能廣泛應用，也是因為具有這一特點。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格昂貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。2.3蝸桿減速器的特點蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸之間傳遞運動和動力的一種機構，兩軸交錯的夾角可為任意值，常用的為90度，這種傳動由于具有下述特點，故應用頗為廣泛。1當使用單頭蝸桿時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過了一個齒距，因而能實現大的傳動比。2在桿蝸傳動中，由于蝸桿齒是連續不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩，噪聲低。3當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動更具有自鎖性。4蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似，在嚙合處有相對滑動。當滑動速度很大，工作條件不夠良好時，會產生較嚴重的磨擦和磨損，從而引起過分發熱，使潤滑情況惡化。因此磨損較大，效率低；當蝸桿傳動具有自鎖性時，效率僅為0.4左右。同時由于摩擦與磨損嚴重，常需耗用有色金屬制造蝸輪，以便與鋼制的蝸桿配對組合成減磨性良好的滑動摩擦劑。根據蝸桿分度曲面的形狀，蝸桿傳動可以分成三大類：圓柱蝸桿傳動、環面蝸桿傳動、錐蝸桿傳動。蝸桿分度曲面是圓環內表面的一部分，蝸桿軸線平面內理論齒廓為直線的蝸桿傳動稱為直廓環面蝸桿傳動，俗稱“球面蝸輪傳動”。這種蝸桿傳動分為“原始型”和“修整型”兩種。“原始型”直廓環面蝸桿的螺旋齒面的形成為：一條與成形圓相切、位于蝸桿軸線平面內的直線，在繞成形圓的圓心作等角速的旋轉運動的同時，又與成形圓一起圍繞蝸桿的軸線作等角速的旋轉運動，這條直線在空間形成的軌跡曲面，就是直廓環面蝸桿的齒面。由于蝸桿齒面的發生線是直線刀刃，蝸桿螺旋面是直線刀刃形成的不可展直紋面而不是由包絡產生的，難以實現磨削，這種蝸桿制造鋼筋工藝比較復雜，不易獲得高精度的傳動，這是直廓環面蝸桿傳動的主要缺點。“修整型”直廓環面蝸桿螺旋面的形成，基本上與“原始型”相同，不同之處在于加工時根據設計要求的修形曲線，將加工參數加以改變。一般常用的有：變位異速修形和變速比修形兩種工藝方法。變位異速修形方法就是在加工蝸桿時，刀具位置及固定傳動比不同于蝸桿副工作時的位置及速比。變速比修形方法則是加工時瞬時傳動比按一定規律變化。用修形加工方法加工的蝸桿與由修形滾刀加工成的蝸輪組成“修整型”直廓環面蝸桿傳動，消除了蝸輪齒面中部棱線接觸，不僅改善了裝配條件，減少了誤差敏感性，更重要的是：與“原始型”蝸桿傳動比較，接觸區擴大，形成油膜條件好，包容齒數間載荷有平均作用，因而其承載能力、嚙合性能和傳動效率均較“原始型”高。準平行嚙合線二次包絡環面蝸桿是是可鏟背可磨削的，蝸輪齒面沒有脊線，運動不會產生干涉。工裝和理論相吻合。和同類蝸桿相比，它還具有以下幾個特點：1瞬時接觸線和相對運動速度方向夾角穩定，且接近90度。2蝸輪齒面是用鏟背滾刀制造加工而成，因此蝸輪齒面接觸面大、質量穩定。3同時參加嚙合的蝸輪齒數多，一般可達為蝸桿齒數）。4蝸輪齒面無脊線，傳遞運動時不會產生干涉。因此這種蝸桿傳動承載功率大，動壓油涵穩定傳動、噪聲低、平衡溫度低等特征。由以上分析可以看出，雖然普通齒輪減速器具有效率高，工作可靠，壽命長，傳動比穩定等優點，但是不具備設計條件中重點要求的自鎖性，所以不能選用；而準平行嚙合線環面蝸桿減速器，它具有普通環面蝸桿減速器所不具備的很多優點。根據設計要求并結合以上分析，我們在設計中采用準平行嚙合線環面蝸桿減速器。具體設計方案是：選用的電動機輸出轉速是940r/min，由凸緣聯軸器將電動機軸和準平行嚙合線環面蝸桿減速器的輸入軸相聯接，經過減速器的減速，電動機輸出的轉速降為18.8r/min，再有凸緣聯軸器將減速器的輸出軸與滾筒軸聯接，將減速器輸出軸的轉速傳給滾筒，滾筒轉動帶動繞在其上面的鋼絲繩旋轉，由鋼絲繩提起具有一定質量的燈具。圖3-1減速器1電動機2聯軸器 3蝸輪蝸桿減速器4聯軸器5壓下螺絲第3章REF_Ref168484495\h錯誤！未找到引用源。洛陽理工學院畢業設計（論文）PAGE10第3章電動機的選擇3.1電動機類型和結構型式電動機是專門工廠批量生產的標準部件，設計時要根據工作機的工作特性、電源種類(交流或直流)、工作條件(環境溫度、空間位置等)、載荷大小和性質(變化性質、過載情況等)、起動性能和起動、制動、正反轉的頻繁程度等條件來選擇電動機的類型、結構、容量(功率)和轉速，并在產品目錄中選出其具體型號和尺寸。電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產單位一般多采用三相交流電源，因為此，無特殊要求時均應選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。根據不同防護要求，電動機有開啟式、防護式、封閉自扇冷式和防爆式等不同的結構型式。Y系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，由于其結構簡單、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。當電動機需要經常起動，制動和正反轉時，如起重、提升設備，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大過載能力，應選用冶金及起重用三相異步電動機Yz型(籠型)或YzR型(繞線型)。煤礦井下及其他有易燃易爆氣體的場合應選用防爆電動機,如YB系列電動機。電動機的容量(功率)選擇的是否合適，對電動機的正常工作和經濟性都有影響。容量選得過小，不能保證工作機正常工作，或使電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，則電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經常不滿載運行，其效率和功率因數較低，增加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據電動機運行時的發熱條件來決定。由以上的選擇經驗和要求，選用：三相交流電Y系列籠型三相異步交流電動機。3.2電動機的容量3.2.1確定減速器所需的功率由滾筒圓周力和滾筒速度v,得 其中：（N）m—提升重量，m=450kg，N 帶入數據得=KWKW3.2.2確定傳動裝置效率傳動裝置的效率由以下的要求：(1)軸承效率均指一對軸承而言。(2)同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率，不要漏掉。(3)蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數z1有關，應先初選頭數后，然后估計效率。此外，蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效率，因此在總效率的計算中蝸桿軸上軸承效率不再計入。各傳動機構和軸承的效率為：法蘭效率：設計中，電動機與減速器相連的法蘭，相當于一個凸緣聯軸器一級環面蝸桿傳動效率:一對滾動軸承傳動效率：凸緣聯軸器效率： —從電動機至工作機主動軸之間的總效率故傳動裝置總效率：＝，電動機的輸出功率考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率＝則，＝＝KW3.2.3電動機的技術數據根據計算的功率可選定電動機額定功率，取同步轉速1000，6級,由參考文獻【2】選用Y100L－6三相異步電動機，其主要參數如下電動機額定功率：=1.5kw；電動機滿載轉速：=940電流：I=5.6A第3章標題PAGE8PAGE12第4章傳動裝置的傳動比及動力參數計算4.1傳動裝置運動參數的計算傳動裝置的運動的和動力參數是指各軸的轉速、功率和扭矩。這些參數是設計傳動零件(齒輪和帶輪)和軸時所必需的已知條件，計算這些參數時，可以按從高速軸到低速軸的順序進行。4.1.1各軸功率計算＝=KW=KW4.1.2各軸轉速的計算n＝940，n＝n＝940/50=18.84.1.3各軸輸入扭矩的計算傳動裝置運動參數如表3-1所示：軸名功率Kw轉速扭矩蝸桿軸1.4794014.93蝸輪軸0.9718.8492.74表3-1傳動裝置運動參數REF_Ref168484640\r\h錯誤！未找到引用源。REF_Ref168484646\h錯誤！未找到引用源。PAGE13第5章減速器部件的選擇計算5.1蝸桿傳動設計計算5.1.1蝸輪、蝸桿材料選擇1.選擇蝸桿傳動的類型采用準平行環面蝸桿傳動.2.選擇蝸桿、蝸輪材料，確定許用應力考慮蝸桿傳動中，傳遞的功率不大，速度只是中等，根據參考文獻【8】表5－2，蝸桿選用40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蝸桿螺旋齒面要求：調質HB265285.蝸輪選用鑄錫磷青銅ZQSn10-1，金屬模鑄造，為了節約貴重有色金屬，僅齒圈用錫磷青銅制造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造由參考文獻【8】表5－3查得，蝸輪材料的許用接觸應力[]=190由參考文獻【8】表5－5查得，蝸輪材料的許用彎曲應力[]=445.1.2確定蝸桿頭數Z及蝸輪齒數Z由參考文獻【8】表5－6，選取Z＝1則Z＝Z·i＝1×50＝50故取Z＝505.1.3驗算壓下螺絲的速度實際傳動比i＝50/1工作機滾筒轉速n＝940/50=18.8鋼絲繩的提升速度 ==8.93m/s速度誤差％＝％＝0.78％<5%，合適5.1.4確定蝸桿蝸輪中心距a確定蝸桿的計算功率式中K—使用場合系數，每天工作一小時,輕度震動由參考文獻【1】查得：K＝0.7；K—制造精度系數，取7級精度，由參考文獻【1】查得：K＝0.9；K—材料配對系數，齒面滑動速度<10由參考文獻【1】查得：K＝0.85。代入數據得＝KW以等于或略大于蝸桿計算功率所對應的中心距作為合理的選取值根據參考文獻【1】表2·5－22a，選取蝸桿的中心距：a＝100mm. a＝100mm由于準平行二次包絡環面蝸桿為新型得蝸桿,它的優點是:接觸面大,導程角,它的值穩定且一定,則潤滑好,接.觸面大應直接根據“原始型”傳動蝸桿設計參數。5.1.5蝸桿傳動幾何參數設計準平行二次包絡環面蝸桿的幾何參數和尺寸計算表1.中心距：由參考文獻【1】標準選取a=1002.齒數比：u＝＝503.蝸輪齒數：由參考文獻【1】選取4.蝸桿頭數：由參考文獻【1】選取5.蝸桿齒頂圓直徑：參考文獻【1】表2.5－16選取=45mm6.蝸輪輪緣寬度：參考文獻【1】選取b=28mm7.蝸輪齒距角：＝8.蝸桿包容蝸輪齒數：K＝=59.蝸輪齒寬包角之半：＝0.5（K－0.45）=10.蝸桿齒寬：參考文獻【1】表2.5－16，選取=53mm11.蝸桿螺紋部分長度：參考文獻【1】表2.5－16，選取=59mm12.蝸桿齒頂圓弧半徑：參考文獻【1】表2.5－16，選取R=82mm13.成形圓半徑：參考文獻【1】表2.5－16，選取=65mm14.蝸桿齒頂圓最大直徑：參考文獻【1】表2.5－16，選取=53.8mm15.蝸輪端面模數：m＝=mm16.徑向間隙：=0.5104mm17.齒頂高：h=0.75m=2.233mm18.齒根高：h=h+C=2.7434mm19.全齒高：h=h+h=4.9764mm20.蝸桿分度圓直徑：＝（0.624＋）a＝40.534mm21.蝸輪分度圓直徑：＝2a－＝159.466mm22.蝸輪齒根圓直徑：d＝－2h=153.9792mm23.蝸桿齒根圓直徑：d＝－2h=35.05，判斷：因為=28.12mm,滿足要求24.蝸輪喉圓直徑：d＝＋2h=163.932mm25.蝸輪齒根圓弧半徑：=82.475mm26.蝸桿螺紋包角之半：==27.蝸輪喉母圓半徑：===25.8828.蝸輪外緣直徑：由作圖可得=164.95mm29.蝸桿分度圓導程角：＝=30.蝸桿平均導程角：＝31.分度圓壓力角：=32.蝸桿外徑處肩帶寬度：取3mm33.蝸桿螺紋兩端連接處直徑：=35mm34.蝸輪分度圓齒厚：數據帶入公式得5.508mm35.齒側隙：由參考文獻【1】查表4-2-6得36.蝸桿分度圓齒厚：=4.298437.蝸桿分度圓法向齒厚：=4.28538.蝸輪分度圓法向齒厚：=5.4939.蝸輪齒冠圓弧半徑：=19.277540.蝸桿測量齒頂高：=2.203541.蝸桿測量齒頂高：=2.1855.2環面蝸輪蝸桿校核計算環面蝸桿傳動承載能力主要受蝸桿齒面膠合和蝸輪齒根剪切強度的限制。因而若許用傳動功率確定中心距，則然后校核蝸輪齒根剪切強度。校核：其中—作用于蝸輪齒面上的及摩擦力影響的載荷;—蝸輪包容齒數—蝸桿與蝸輪嚙合齒間載荷分配系數;—蝸輪齒根受剪面積;公式中各參數的計算1.的計算=—作用在蝸輪輪齒上的圓周力，—蝸桿喉部螺旋升角，4.5—當量齒厚，滑動速度==2.01m根據滑動速度查參考文獻【2】表3－3－9得將數據帶入公式得=N2.計算得=53.蝸輪齒根受剪面積—蝸輪齒根圓齒厚；由上可知—蝸輪端面周節；—蝸輪理論半包角；—蝸輪分度圓齒厚所對中心角。數據帶入公式得=7.03mm由上可得對于錫青銅齒圈取查手冊取鑄錫磷青銅，砂模鑄造，抗拉強度=225MPa，則<5.3軸的結構設計5.3.1蝸桿軸的設計1.軸的材料選擇由參考文獻【8】表6－1選用45號鋼，調質。2.最小軸徑的初步計算由參考文獻【8】表6－2，取 ＝105，根據公式㎜其中—軸的轉速，940r/min—軸傳遞的功率,1.47kw—計算截面處的軸的直徑，mm將數據代入公式得=12.2mm輸出軸的最小直徑是按照聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉距，查參考文獻【8】表15—3，考慮到轉距變化很小，故取Ka=1.3，則，查參考文獻【10】（GB5843-86）選用YL4型凸緣聯軸器，半聯軸器的孔徑=22mm，故取=22mm，半聯軸器的長度L=52mm。3.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經在前面分析比較，現選用如圖所示的裝配方案。(1)為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端應該制出一個軸肩，所以取=28mm，左端選擇使用軸端擋定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=30mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度=52mm,保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，故取=50mm.(2)初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 =28mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35×72×18.25mm，故==35mm。(3)已求得蝸桿喉部齒頂圓直徑=45mm，最大齒頂圓直徑=53.8mm，蝸桿螺紋部分長度L=59mm，蝸桿齒寬=53mm，所以取=68mm，=53.8mm，=45mm，=42mm。(4)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸的右端面間的距離l=20mm，故取=40mm.(5)為避免蝸輪與箱體內壁干涉，應取箱體內壁凸臺之間距離略大于蝸輪的最大直徑，取內壁距離=175mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，S，取S=8mm。(6）在3-4和7-8軸段應各裝一個濺油輪，形狀如圖所示，取其長度L=27.75mm。所以，可求得：mm，33.75mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑如圖5-1所示圖5―1蝸桿軸肩處的圓角半徑5.3.2蝸輪軸的設計1.軸的材料選擇由參考文獻【8】表6－1選用45號鋼，調質=6502.軸徑的初步計算由參考文獻【8】表6－2，取A＝112，根據公式，其中—軸的轉速，18.8r/min—軸傳遞的功率,0.97kw—計算截面處的軸的直徑，mm將數據代入公式得mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，故需選取聯軸器型號。聯軸器計算轉距，查表15—3，考慮到轉距變化很小，故取Ka=1.3，則按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查參考文獻【10】（GB5843-86）選用YL11型凸緣聯軸器，半聯軸器的孔徑=50mm，故取=50mm，半聯軸器的長度L=112mm。3.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度擬訂軸上零件的裝配方案：本題的裝配方案已經在前面分析比較，現選用如圖所示的裝配方案。(1)為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端須制出一軸肩，故取=55mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=62mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸的端面上，所以1-2段的長度應比L略短一些，所以取=110mm(2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，因此選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 =55mm，由軸承產品目錄中初步選取零基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為d×D×T=60×110×23.75mm，故==60mm，而=23.75mm。(3)取安裝蝸輪處的軸段直徑=65mm，根據已知條件蝸輪左端與左軸承用套筒定位，已知蝸輪輪緣寬度為28mm，所以可取蝸輪輪轂寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊蝸輪，4-5段應略短于輪轂寬度，故取=50mm(4）蝸輪右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07d，故取=6mm，則可得軸環處直徑=77mm，軸環寬度，則=12mm，=12mm，=68mm。(5)軸承端蓋的總寬度為28mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸的右端面間的距離l=22mm，故取=50mm。(6)取蝸輪距箱體內壁之距離a=16mm．考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，取s=8mm=2+16+8+23.75=49.75mm，4.軸上零件的周向定位蝸輪，半聯軸器與軸的周向定位均采用平健聯接。根據可選蝸輪與軸之間的平鍵尺寸為mm(GB／T1096--1979)。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm(標準鍵長見GB／為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，選擇輪轂與軸的配合為H7/n6。半聯軸器與軸的聯結按由參考文獻【10】查得平鍵截面為mm(GB／T1096--1979)。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm(標準鍵長見GB／T1096--1979)，半聯軸器與軸的配合為H7／k6滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑如圖5-2所示圖5―2蝸輪軸肩處的圓角半徑5.4軸的校核5.4.1蝸桿軸的強度校核1．繪軸的計算簡圖在確定軸承支點位置時，對于30207型單列圓錐滾子軸承，參考文獻【8】可得a=16mm，所以，作為簡支梁的軸的支撐跨距2．計算作用在軸上的力，3．計算支點反力水平反力：垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩5．扭矩圖由參考文獻【8】表6－18查得折算系數6．校核軸的強度由參考文獻【2】表15-1查得：，強度足夠。如圖5-3所示圖5―3蝸桿軸彎矩扭矩圖5.4.2蝸輪軸的強度校核1．繪軸的計算簡圖在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30212列圓錐滾子軸承，a=22mm，作為簡支梁的軸的支撐跨距=（20+43.75+34）+（20+43.75+34）=97.75+97.75=195.5mm2．計算作用在軸上的力=6179.88N，=736.67N，3．計算支點反力水平反力：垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩：5．扭矩圖由參考文獻【2】表6－18查得折算系數6．校核軸的強度由參考文獻【2】表15-1查得：，，強度足夠。如圖5-4所示圖5―4蝸輪軸彎矩扭矩圖5.5滾動軸承的選擇及校核5.5.1蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核1．軸承的徑向載荷的計算2．派生軸向力的計算由參考文獻【10】得，圓錐滾子軸承30207型的α=14o02，10，，當d=35mm時，e=0.37，y=1.6；故所以，軸承2受壓則3．求當量動載荷所以，對于軸承1x=1，y=0對于軸承2x=0.4，y=1.64．校核軸承的壽命查參考文獻【10】得c=51.5KNε=10/3n=940r/min故此軸承的壽命滿足要求5.5.2蝸輪軸上軸承的校核1．求徑向載荷2．計算派生軸向力查參考文獻【10】得，圓錐滾子軸承30212型的，y=1.5故則：軸承2受壓所以，3．求當量動載荷所以，對于軸承1：x=1，y=0對于軸承2：x=1，y=04．校核軸承的壽命查參考文獻【10】c=97.8KN，ε=10/3，n=18.8r/min故此軸承壽命滿足要求。5.6箱體結構尺寸及說明箱體按其結構形狀的不同可分為剖分式和整體式；按其制造方式的不同可分為鑄造箱體和焊接箱體.減速器的箱體多采用剖分式結構。剖分式箱體由箱座與箱蓋兩部分組成，用螺栓聯接起來構成一個整體。剖分式與減速器內傳動件軸心線重合，有利于軸系部件的安裝和拆卸。立式大型減速器可采用若干個剖分面，剖分接合面必須有一定的高度，并且要求仔細加工。為了保證箱體的剛度，在軸承處設有加強肋，箱體底座有一定的厚度和高度，以保證安裝的穩定性和剛度。近年來，減速器箱體的設計出項了一些外形簡單，整齊的造型，以方形小圓角過渡代替傳統的大圓角曲面過渡，上下箱體的聯接處的外凸緣改為內凸緣結構，加強肋和軸承座均設計在箱體內部等等。根據畢業設計的要求，選擇剖分式結構的箱體。由于鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本又低，所以箱體用HT200制造。減速器箱體的結構尺寸：1箱座壁厚：取2箱蓋壁厚：取3箱體凸緣厚度：箱座箱蓋箱座底4加強肋厚：箱座箱蓋5地腳螺栓直徑：取6地腳螺栓數目：7軸承觀察箱聯接螺栓的直徑d1=.0.75df=0.75x16=12取d1=12mm8箱蓋箱座聯接螺栓的直徑：d2=0.5df=8mm9軸承蓋螺釘直徑和數目：d3=8mm數目為410觀察孔蓋螺釘直徑：d4=6mm11軸承旁凸臺高度和半徑：