毕业设计（论文）开题报告

第二篇：单级蜗轮蜗杆减速器设计

单级蜗轮蜗杆减速器设计

第一章绪论

1-1减速器在国内外的状况

1.1.1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。

2.1.1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。

1-2课题研究的内容及拟采取的技术、方法

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。

第二章传动装置总体设计

2-1选择电动机

2.1.1选择电动机类型

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机.

2.1.2选择电动机容量

工作机所需功率

=

式中=1.8,=0.65.查文献[2]表10.7,得片式关节链=0.95,滚动轴承=0.99。取==0.950.99=0.94，代入上式得

===1.24

从电动机到工作机输送链间的总效率为

=

式中，查文献[2]表10.7，得

联轴器效率=0.98

滚动轴承效率=0.99

双头蜗杆效率=0.8

滚子链效率=0.96

则

=0.980.990.800.96=0.745

故电动机的输出功率

===1.67

因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可。查文献[2]中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率为2.2。

2.1.3确定电动机转速

运输机链轮工作转速为

-1-

===24.11r/min

查文献[2]表10.6得,单级蜗杆传动减速机传动比范围11=10~40,链传动比126,取范围12=2~4,则总传动比范围为=102~404=20~160.可见电动机转速可选范围为

=(20~160)24.11=(482.2~3857.6)r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min四种。查文献[2]表19.1，对应于额定功率为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型，Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。表2-1

方案号电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比1Y132S-82.275071029.45

2Y112M-62.2100094038.99

3Y100L-42.21500142058.90

4Y90L-22.230002840117.79

通过对四种方案比较可以看出：方案3选用的电动机转速较高，质量轻，价格低，与传动装置配合结构紧凑，总传动比为58.90，对整个输送机而言不算大。故选方案3较合理。

Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为=2.2KW，满载转速n=1400r/min。由文献[2]表19.2查得电动机中心高H=100，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28和E=60。

2-2确定传动装置总传动比和分配传动比

2.2.1总传动比

===58.90

2.2.2分配传动比

由=链蜗杆，为使链传动的外部尺寸不致过大，初取传动比链1=3，则

蜗杆1===19.63

取蜗杆=20，则

链===2.95

2-3计算传动装置的运动和动力参数

2.3.1各轴转速

1轴n1=nm=1420r/min

2轴n2==1420/20=71r/min

3轴n3==71/2.95=24.11r/min

2.3.2各轴的输入功率

1轴p1=p01=1.670.98=1.64

2轴p2=p1=1.63.080=1.31

3轴p3=p2=1.310.990.96=1.24

2.3.3各轴的输入转矩

电机轴T0=9550=95501.67/1420=11.23

1轴T1=9550=95501.63/1420=10.96

2轴T2=9550=95501.31/71=176.20

3轴T3=9550=95501.24/24.11=491.17

将以上算得的运动和动力参数列于表2-2。

表2-2

轴名

传动比i效率

-2-

电机轴1.6711.23142010.98

1轴

1.6310.961420

200.8

2轴1.31176.2071

2.950.95

3轴1.24491.1724.11

第三章传动零件的设计

3-1蜗杆传动设计计算

3.1.1选择蜗杆传动类型

根据GB/T10085-1988的推存，采用渐开线蜗杆（ZI）。

3.1.2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45~55HRC。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；由文献[1]表11-5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；则

K==1.1511.051.21

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=160

4.确定接触系数

假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.35，从文献[1]图可查得=2.9。

5.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,可从文献[1]表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268。

应力循环次数N=60j=601711630020=4.0910

寿命系数==0.6288

则==0.6288268=168.53

6.计算中心距

取中心距a=125。因=20，从文献[1]表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50。这时d1/a=0.4，从文献[1]图11-18中可查得接触系数=2.74。因为<，因此以上计算结果可用。

-3-

3.1.4蜗杆与蜗轮

1.蜗杆

轴向齿距pa=zm=15.708

直径系数q=d1/m=10

齿顶圆直径da1=d1+2m=50+215=60

齿根圆直径df1=d1=50(1+0.2)5=38

导程角=

蜗杆轴向齿厚Sa=0.5m=7.8540

2.蜗轮

蜗轮齿数za=41

变位系数x2=00

验证传动比=z2/z1=41/2=20.5

=0.025=2.5%<5%(允许)

分度圆直径d2=mz2=541=205

齿顶圆直径da1=d2+2ha2=205+20.55=210

齿根圆直径df2=d2hf2=2051.25=188

蜗轮咽喉母圆半径Rg2=ada2=125210=20

3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度

AF=YFa2

当量齿数Zv2===43.48

由x2=00，Zv2=43.48，查文献[1]图11-19可查得齿形系数YFa2=2.87

螺旋角系数=1=0.9192

许用弯曲应力=

从文献[1]表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56

寿命系数==0.512

=560.512=28.646

==16.482<

弯曲强度是满足的。

3-2链传动设计

3.2.1链结构设计

1.选择链轮齿数Z、Z

假定链速V<0.6.由文献[1]表[1]中9-8选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.9519=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=11.31KW=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

-4-

取L=118节。

4.确定链条的节距P

由文献[1]图9-13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.由文献[1]表9-10查得小链轮齿数系数k=()=()=1,k=()=1.04选取单排链.有文献[1]表9-11查得多排链系数ｋP=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,由文献[1]图9-13选取链号为12Ａ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.由文献[1]表9-1查得链节距Ｐ=19.05。

5.确定链长Ｌ及中心距a

L=2.25

a=

=

=758

中心距减小量a=(0.002～0.004)758=1.5~3.0

实际中心距a?’=a-a=758mm-(1.5~3.0)=756.5~755

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=1000=1000×=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-1×118GB1243.1-83

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dd=P/sin(180?/Z)==115.7

齿顶圆直径dada=

=124.45

分度圆弦齿高haha=0.27P=0.27×19.05=5.14

齿根圆直径dfdf=d-d1=115.7-11.91=103.79

齿侧凸缘直径dgdg≤Pcot(180?/Z)-1.04h2-0.76=94.60

查文献[1]表9-4的链轮毂孔最大许用直径dkmax=62

2)链轮齿形

-5-

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=(35.35~30.01)

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=(6.01~6.25)

取ri=6.1mm

齿沟角αmin=120?-90?/Z=115.26?

αmaz=140?-90?/Z=135.26?

齿宽bf1=0.95b1=0.95×12.57=11.94

倒角宽ba=(0.1～0.15)P=(0.1～0.15)×19.05=1.91~2.86

取ba=2

倒角半径rxP=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3RGB/T1244-1985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40～50HRC.

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F1Fe。

第四章轴及轴承装置的设计

4-1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=(0.9~1.1)da2公式计算

L1=(0.9~1.1)210=（189~231）

取L1=200

-6-

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=2S2=285=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

轴的受力简图如图4-2（a）所示。图中

LAB=L1=200

LAC=LCB=100

①计算蜗杆的啮合力

Ft1=Fa2===438.4

Fa1=Ft2===1687.41

Fr1=Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33

②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简图如图4-2（b）

RAX===219.2

RBX=Ft1=438.4-219.2=219.2

MH=RAXLAC=219.2100=21920

轴在水平面内的弯距图如图4-2（d）。

③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如图4-2（c）。

Ma1===42185.25

RAY===524.1

RBY=Fr1=626.33-524.1=102.22

MV1=RAYLAC=524.1100=52410

MV2=RBYLCB=102.22100=10222

轴在垂直面内的弯距图如图4-2（e）

④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）。

4-2

3.轴的初步设计

由文献[3]中式7-10

-7-

d

按文献[3]表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637

按文献[3]表7-4，插值得[]=58.7

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

==21.82

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=(0.8~1.2)dm=(0.8~1.2)28=(22.4~33.6)

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

4-3

4.1.3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

轴的受力简图如图4-4（a）所示。图中

LAB=L2=170LAC=LCB=85

①计算蜗杆的啮合力

Fa2===438.4

Ft2===1687.41

Fr2=Ft2tan=Ft2=1687.4=626.33

②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简图如图4-4（b）

RAX===843.7

RBX=Ft2=1687.4-843.7=843.7

MH=RAXLAC=843.785=71714.5

轴在水平面内的弯距图如图4-4（d）

③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如图4-4（c）

Ma2===44936

RAY===48.84

RBY=Fr1=626.33-48.84=577.94

MV1=RAYLAC=48.8485=4151.4

MV2=RBYLCB=577.9485=49086.65

轴在垂直面内的弯距图如图4-4（e）

④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4-4（f）,转距图如图4-4（g）

-8-

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=0M1=RALAC=71834.35

M2=RBLCB=86904.85T=T2=176200

4-4

3.轴的初步设计

由文献[3]中式7-10

d

按文献[3]表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637

按文献[3]表7-4，插值得[]=58.7

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d29.71。

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=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35)125=37.5~43.75

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

4-2滚动轴承的选择

4.2.1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32306GB/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=0.4Y2=1.9

按文献[1]表13-6，载荷系数fp=1.2。

pr=（XFr＋Y2Fa）=（0.4×568.09＋1.9×1687.4）×1.2＝4119.96N

Cjs=prL1/ε=pr（60Lhn/106）1/ε=4119.96（60×96000×1420/106）3/10

=61476.10

式中ε----指数。对于滚子轴承，ε=10/3。

由于Cjs<Cr,故32306轴承满足要求。

32306轴承：D=72B=27damin=37

4.2.2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

-9-

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32308GB/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=0.4Y=1.6

按文献[1]表13-6，载荷系数fp=1.2。

pr=（XFr＋YFa）=（0.4×1022.41＋1.6×438.4）×1.2＝1332.49

Cjs=prL1/ε=pr（60Lhn/106）1/ε=1332.49（60×96000×1420/106）3/10

=19882.78

式中ε----指数。对于滚子轴承，ε=10/3。

由于Cjs<Cr,故32308轴承满足要求。

32308轴承：D=90B=33damin=49

4-3键联接和联轴器的选择

4.3.1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

①类型选择

为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。

②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

③型号选择

选用TL型弹性套柱销联轴器。

④校核许用转距和许用转速

按文献[4]附表F-2，选TL4联轴器GB4323-84。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

①选择键联接的类型和尺寸

选择A型普通平键。

L11=44-(10~15)=34~39

按文献[2]表18-1，初选键8×36GB1096-1990，b=8，h=7，L=36。

②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=100~120，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。由文献[1]式6-1可得

σp=

故选用键合适。

4.3.2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,≤（1.6~1.8）d21=(72~81)。

-10-

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14×63GB1096-1990，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=50~60，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。由文献[1]式6-1可得

=

故选用键合适。

第五章机座箱体结构尺寸及其附件

5-1箱体的结构尺寸

5.1.1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/s≤4～5m/s,故采用蜗杆下置式

5.1.2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.

5.1.3箱体主要结构尺寸计算

1.箱座壁厚δ≈0.004a+3=0.004×125+3=88

取δ=8

2.箱盖壁厚δ1≈0.85δ=0.85×10=8.56

取δ1=7

3.箱座分箱面凸缘厚b≈1.5δ=1.5×8=12

4箱盖分箱面凸缘厚b1=1.5δ1=1.5×7=11

5.平凸缘底座厚b2≈2.35δ=2.35×8=20

6.地脚螺栓df≈0.036a+12=0.036×125+12≈16

7.轴承螺栓d1≈0.7df=0.7×16≈12

8.联接分箱面的螺栓d2≈(0.6～0.7)×16.59≈10

9.轴承端盖螺钉直径d3≈(0.4～0.5)df≈8

10.窥视孔螺栓直径d4=6

个数n=4

11.吊环螺钉d5=8(根据减速器的重量GB825-1988确定)

12.地脚螺栓数n=4

13.轴承座孔（D）外的直径

D2=1.35D3=1.35×52=72D3=52D

14.凸缘上螺栓凸台的结构尺寸

C1=18,C2=14,D0=25,R0=5,r=3,R1≈C1=18,

r1≈0.2C2=0.2×14=3

15.轴承螺栓凸台高h≈(0.35～0.45)D2=30

16.轴承旁联接螺栓距离S=D2=72

17.轴承座孔外端面至箱外l9=C1+C2+2=18+14+2=34

5-2减速器的附件

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5.2.1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

5.2.2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

5.2.3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

5.2.4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

第六章蜗杆减速器的润滑

6-1蜗杆的润滑

虽然本蜗杆的圆周速度略小于0.5m/s,但考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑.参照文献[1]表11-20选择润滑剂为L-AN

6-2滚动轴承的润滑

下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑

第七章蜗杆传动的热平衡计算

7-1选择冷却装置

1.由前面计算可得

蜗杆传动效率η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

Φ1=1000P(1-η)=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=12ω/(m2?0C)

热平衡时,则要求的散热面积为

t0=ta+=20+=89.5

因t0>80,因此采用在传动箱体内装循环冷却管路的方法

即蛇形管水冷却。

7-2冷却装置设计

1.单位时间内自然冷却散掉的热量

Φ2s=ks?S(tmax-t0)=14×0.2×(65-20)=126

式中：

ks-----散热系数，ks=14ω/(?)

tmax---油温，tmax=65

2.单位时间内需蛇形管带走的热量

Φ2W=Φ1?-Φ2s=326-126=200

3.冷却水流量

=

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式中：

-----水的密度，=1×103.

-----水的比热，≈4186.8/,

△tW=5,t1=20,t2=t1+△tW=20+50=25

4.蛇形管尺寸

由文献[9]表4.20查得d×δ=13×1.5,di=10,S=0.041的蛇形管

5.冷却水流速

6.所需蛇形管表面积

式中KW=147/(?)为蛇形管散热系数

7.所需蛇形管长度

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