蝸輪蝸桿減速箱設(shè)計

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1、目錄第一章 總論 -2 -第二章 機械傳動裝置總體設(shè)計- 3 -2.1 擬定傳動方案- 3 -2.2 電動機的選擇 -4-2.3 傳動比及其分配 -4-2.4 校核轉(zhuǎn)速 -5-2.5 傳動裝置各參數(shù)的計算- 5 -第三章 傳動零件蝸桿蝸輪傳動的設(shè)計計算- 5 -3.1 蝸輪蝸桿材料及類型選擇- 5 -3.2 設(shè)計計算 -6 -第四章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 -10-4.1 安裝蝸輪的軸設(shè)計計算 -10-4.2 蝸桿軸設(shè)計計算 -15-第五章滾動軸承計算 -17-5.1 安裝蝸輪的軸的軸承計算 -18-5.2 蝸桿軸軸承的校核 -18-第六章鍵的選擇計算 -19-第七章聯(lián)軸器 -20-第八章潤滑及密封

2、說明 -20-第九章拆裝和調(diào)整的說明 -21-第十章減速箱體的附件說明 -21-課程設(shè)計小結(jié)- 22 -參考文獻 - 23 - 1 -第一章總論帶式運輸機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。主要由機架、輸送 帶、托輾、滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。它可以將物料在一定的輸送線上， 從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。帶式運輸機主要由兩個端點滾筒及緊套具上的閉合輸送帶組成。帶動輸送帶轉(zhuǎn)動的滾筒稱為驅(qū)動滾筒（傳動滾筒）；另一個僅在于改變輸送帶運動方向的滾 筒稱為改向滾筒。驅(qū)動滾筒由電動機通過減速器驅(qū)動， 輸送帶依靠驅(qū)動滾筒與輸 送帶之間的摩擦力拖動。驅(qū)動滾筒一般都裝在卸料端，

3、以增大牽引力，有利于拖 動。物料由喂料端喂入，落在轉(zhuǎn)動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送到卸料 端卸出。帶式運輸機是連續(xù)輸送機中的一種，連續(xù)運輸機是固定式或移動式運輸機中 主要類型之一，其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的物料流， 靠著這種物料 流的整體運動來完成物料從裝載點到裝載點之間的運輸。它主要由機架、運輸帶、 滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。其中傳動裝置就是把原動機的動力傳遞給工 作機的中間設(shè)備，減速器就是傳動裝置中的一種。所設(shè)計的方案是設(shè)計帶式運輸機的傳動裝置，原始數(shù)據(jù)為：運輸帶的拉力 F=3200N ,運輸帶的線速度v=0.85m/s,卷筒直徑D=410mn工作條件：連續(xù)單 向運轉(zhuǎn)

4、，載荷平穩(wěn)；使用期限：五年，兩班制；生產(chǎn)條件：一般規(guī)模小批量生產(chǎn)； 運輸帶速度允許誤差：土 5%由于電動機高速運轉(zhuǎn)，故傳動裝置為減速機。減 速器在原動機和工作機之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞扭矩的作用。減速器是一種相對精 密的機械，使用的目的是降低轉(zhuǎn)速、傳遞扭矩。按照傳遞級數(shù)不同可分為單級和 多級減速器，是一種封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、輪桿傳動或是齒輪一蝸桿傳 動所組成的獨立部件。蝸桿減速機是一種具有結(jié)構(gòu)緊湊， 傳動比大，以及在一定 條件下具有自鎖功能的傳動機械，是最常用的減速機之一。- 3 -第二章機械傳動裝置總體設(shè)計機械傳動裝置總體設(shè)計的主要任務(wù)是分析研究和擬定傳動方案、 電動機的選 擇、傳動比的

5、分配及計算、傳動裝置的運動參數(shù)及動力參數(shù)計算， 為后續(xù)的傳動 設(shè)計和裝配圖繪制提供依據(jù)。2.1擬定傳動方案一個傳動方案的擬定，除了應(yīng)滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)具備工作可靠、 結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便等特性。在擬定 傳動方案的時候，應(yīng)多種傳動方案進行對比，在結(jié)合具體情況進行設(shè)計，最后確 定最終的方案。一般情況下，蝸桿減速器除有第一章所述特點外還具有堅固耐用、 傳動平穩(wěn)、承載能力大、噪音低，動力源廣，可用于電機或其他動力驅(qū)動等特點。所以根據(jù)上述數(shù)據(jù)及要求（原始數(shù)據(jù)為：運輸帶的拉力F=3200N,運輸帶的線速度v=0.85m/s ,卷筒直徑D=410mm工作條件：連

6、續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)； 使用期限：五年，兩班制；生產(chǎn)條件：一般規(guī)模小批量生產(chǎn)；運輸帶速度允許誤 差：土 5%）,在以下方案中進行選擇：方案一（皮帶一單級圓柱齒輪傳動）、方 案二（兩級展開式圓柱齒輪傳動）、方案三（蝸輪蝸桿傳動）。由于轉(zhuǎn)速高的電動 機傳遞到工作機時降速范圍較大，故選擇蝸輪蝸桿傳動的結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大、 堅固耐用、傳動平穩(wěn)等特點。故最終確定方案為：方案三（蝸輪蝸桿傳動）。由所選傳動方案可繪制工作傳動裝置如下圖所示:圖1-1蝸桿減速器示意圖1-電動機 2、4-聯(lián)軸器 3一級蝸輪蝸桿減速器5-傳動滾筒 6- 輸送帶電動機與減速器相連選用凸緣聯(lián)軸器，工作機與減速器相連處選用彈性聯(lián)軸 器。

7、2.2 電動機的選擇根據(jù)工作機的負荷、特性和工作環(huán)境，選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)形式和轉(zhuǎn)速， 計算電動機功率，最后確定電動機型號。1、選擇電動機的類型按工作要求和條件選取 Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動 機。2、選擇電動機容量(1)工作機各傳動部件的傳動效率及總效率其中彈性聯(lián)軸器的傳動效率n =0.99；單線蝸桿與蝸輪的傳動效率“2=075；運輸機驅(qū)動軸一對滾動軸承的效率刈3 =0.99 ；凸緣聯(lián)軸器的傳動效率=0.994所以減速機構(gòu)的總效率“= E m2e =0.99 X 0.75 X 0.99 2X 0.99=0.7203 1234(2)選擇電動機的功率所選電動機的額定功率應(yīng)該等

8、于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要 求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞； 容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。帶式運輸機所需的功率：Pw=F - v/1000 n w=3200X 0.85/1000X 1=2.72kW(其中w 為工作機傳動效率 且w=1 )；初步估計電動機額定功率P:所需電機輸出的功率Pd= Pw/ =2.72/0.72=3.78kW ;查機械設(shè)計課程設(shè)計表 2.1 ,選取Y112M-4電動機，主要參數(shù)如下：額定功率P=4kw滿載圻S nm=1440 r/min電機軸伸出端直徑：28mm伸出端安裝長度：60mm

9、2.3傳動比及其分配1、查機械設(shè)計書中得各級齒輪傳動比如下：i蝸桿=5 82 ；理論總傳動比：i總=i蝸桿=582；、一左人亡門 HVKr、/去華上、擊60 M 1000V 60 乂 1000 父 0.85 公。/ 運輸機驅(qū)動懾同轉(zhuǎn)速 nw=39.62r/min ;二D二 410根據(jù)初選電機轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min ,計算總傳動比i，=nm/n w=1440/39.62 =36.35。由工作原理圖可知該傳動裝置為蝸輪蝸桿單級傳動，即總傳動比就等于蝸輪-4 -蝸桿傳動比。2、查機械設(shè)計表11-1 ,取蝸桿頭數(shù)z1=1，蝸輪齒數(shù)z2=36,則實際總傳動比i= -2=36oZi2.4 校核轉(zhuǎn)

10、速滾筒的實際轉(zhuǎn)速nW = nm/i =1440/36=40 ,轉(zhuǎn)速誤差 A nw= -ww- =39-62-40 =0.97%KT2(8)2Z2、H(1)確定載荷系數(shù)因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù)Kp=1,由機械設(shè)計表11-5選取使用系數(shù)Ka=1,由于轉(zhuǎn)速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù)KV =1.1 , WJ K=KpKA KV=1 X1.05X ”1.1(2)確定彈性影響系數(shù)Ze因為選用的是錫磷青銅(ZCuSn10P1的蝸輪和45剛蝸桿相配，故ZE =160 , MP a(3)確定許用接觸應(yīng)力二H根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅(ZCuSn10P 1,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 4

11、5HRC可從機械設(shè)計表11-7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 & L =268 MPa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60X 1 X40X ( 16X5X365) =7.008 X10 7,壽命系數(shù)KHN =8；10=0.784，Wjb=KHN 卜=0.784 父 268=210.1 MPa,7.008 107(4)計算m2d由于 z2=36, T2=709.09 N - m=709.09X 103 N mm 故m2dKT2( 480 )2=1.1 X709.09 X 103X ( 480 )2=3144.33 mm3Z2二h36 210因z1=1,故從機械設(shè)計表11-2中查取模數(shù)m=6.3 mm

12、蝸桿分度圓直徑d1=112mm2、蝸桿與蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸di d2 112 6.3 36(1)中心距 a= -=169.42 2蝸桿：軸向齒距 Pa=Ttm=3.14X6.3=19.78 mm；直徑系數(shù)q=d1 =17.78； m齒頂圓直徑 da1 =d1+2ha1 =d1 +2ha*m=112+2 1X6.3=124.6 mm；齒根圓直徑 df1=d1-2hf1 =d1-2(h a*m+c)=112-2 (1 X6.3+1.6 ) =47.88mm分度圓導(dǎo)程角= =arctan z1 =3.22（右旋）；軸向齒厚sa=-兀m=9.89 mmq2蝸輪：蝸輪齒數(shù)：z2=36;變位系數(shù)X2=

13、0；螺旋角：B=Y=30.96 （右旋） 蝸輪分度圓直徑：d2 = mz? =226.8 mm；蝸輪喉圓直徑：da2=d2 +2ha2 =239.4 mm；蝸輪齒根圓直徑：d f 2 =d2+ 2hf 2 =211 mm蝸輪咽喉母圓半徑:11蝸輪輪緣寬度：B=（0.670.7）rg2=a-2da2=169.4-x239.4=49.7 mm；da1 =(83.4887.22)mm,取 B=85 mm3、校核齒根彎曲疲勞強度1.53KT2d1d2mcos-YFa2Y： Tf- 22 -q =36.1733當(dāng)量齒數(shù)Zv= Z23=36cos (cos3.22 )根據(jù)X2=0, Zv =36.173,

14、從機械設(shè)計圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.443 22螺旋系數(shù) Y：=1 - 二1 一322-=0.977 140140許用彎曲應(yīng)力二f = i：Fkfn從表11-8中查得由ZCuSn10P制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力&I =56 MPa壽命系數(shù) Kfn =10- =9：-彳=0.624 ,N . 7.008 107二f = !=F Kfn =56 0.624=34.92 MPa所以 oF =1.53KT2 YFa2YB=1.53 -1.1 父 709090 父 2.44 父 0.977 = 17.78MPa 56 MPad1d2mn- 112 226.8 6.3即QF aF ,彎曲

15、強度校核滿足要求4、驗算效率”tan=0.95 0.96 tan( v)已知=3.22 , Q = arctanfv, fv與相對滑移速度Vs有關(guān),二 dm60 1000 cos二 112 1440,= 8.45 m/s60 1000 cos3.22從機械設(shè)計表11-18中用插值法查得。=0.0175, Q=1代入上式得 tann =(0.95 0.96)(0.72390.732)大于原估計值 n =0.7203,因止匕 tan( v)不用重算，且進一步驗證了電機選擇的合理性。5、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所涉及的蝸桿傳動是動力傳動，屬于機械減速器。從 GB/10089-1988 中

16、，蝸輪圓周速度Vs=n2 7td2/60=0.47 m/s1.5 m/s ,故查課程設(shè)計表 3.66 選取蝸輪、蝸桿為9級精度，側(cè)隙種類為f,標注為9f GB/10089-1988。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造貼心采用H7/r6配合。查課程設(shè)計表3.80得蝸輪、蝸桿表面粗糙度如下表:表31蝸輪、蝸桿表面粗糙度齒面蝸桿6.3, 3.26.3, 3.2蝸輪6.3, 3.212.5, 6.3查課程設(shè)計表3.69得：蝸桿軸向齒距極限偏差f px= 25 n mf蝸桿軸向齒距累積公差f pxi =48 n m蝸桿齒形公差f fi =45 m；查課程設(shè)計表3.70得：蝸桿齒槽徑向跳動

17、公差f r=40(i mt查課程設(shè)計表3.70得：蝸輪齒距極限偏差fpt=40N n蝸輪齒形公差f f2 =36 nr6、熱平衡計算(1)估算散熱面積S1.751.75S=0.33 =0.33段=0.923m200，1100)(2)驗算油的工作溫度ti室溫t0 ,通常取20 口。散熱系數(shù) a =8.1517.45 :取 a =17.5 W/(褶 C );嚙合效率，=0.89；軸承效率0.980.99 ,取軸承效率“2=0.99;攪油效率 0.940.99 ,攪油效率3=0.98 ;=1 X 2X 3=0.88 義 0.99 義 0.98=0.85J0-PF = J100.85 產(chǎn) 3.96 +

18、20 = 56.77 C 80C 油溫未 aS1.4h ,貝U l 5=10mm取蝸輪距箱體為a=25mm考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時， 應(yīng)距離箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8mm軸承寬度T=33.5mm則l 6=25+8-10=23mm l 3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。表41蝸輪安裝軸軸主要尺寸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI- VUVU- Vffl直 徑d7=60d6=72d5=75d4=65d3= 60d2=58d1=50長 度l 7=33.5l6=23l5=10l4=81l 3=70.5l 2=46l 1=82軸上零件的周向定位為了保證良

19、好的對中性，蝸輪與軸選用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為b*h=18*11 GB1096-79，鍵槽用鍵槽銃刀加工，鍵長為 60mm同時為了保證蝸輪 與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為 H7 ;聯(lián)軸器與軸采用r6A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為 b*h=14*9 GB1096-79 ,鍵長為70mm軸與軸承 內(nèi)圈配合軸徑選用H7/m6的配合。為保證30312軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取 軸肩圓角半徑為1.5mm其他軸肩圓角半徑分別由具體軸徑而定。根據(jù)標準軸的 左端倒角均為2*450 ,右端倒角均為1.6*45。求軸上的載荷根據(jù)結(jié)構(gòu)圖做出計算簡圖，簡支梁 L=l

20、3+l4+l5+l6+l7-2 X26.5=165mm分別對B、D在水平面和垂直面求彎矩和,Ft2 =Fa1 = 2 709090 : 6253N226.82T1Fa 2 = Ft1 = 1 = 468 .93 N1 d1Fr2 =Fr1 =Ft2tan = 2276.42N可得到如下結(jié)果：表42力與彎矩載荷水平向H垂直向V支反力(N)Fnh1=3050.7 F NH=3202.3NFnvK110.6 F nv2=1165.8彎矩(N.mm)MH=257785M/1=93845.7 M v2=26032.5扭矩(N.mm)J 2 .2 _ _M 1= q M ： + M a =274336 M

21、 2=259096總彎矩(N.mm)T3=694763由計算可以作出如下彎矩圖和扭矩圖圖42彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎扭圖可知 C為危險截面，故只需對C截面進行校核，查機械設(shè)計表15-1和15-4,叵=55MPaMi2 ：T32743362 0.6 694763oca = =-=18.170仃 / = 55MPa 強度夠ca w0.1 653精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面即、VI只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均 將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以它們均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和IV處過盈處配合引起

22、的應(yīng) 力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中 的影響和截面V的相近，但截面IV不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強 度校核。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大， 但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起 的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。由第 三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小， 因而該軸只需校核截面V左右即可。截面V左側(cè)：抗扭截面系數(shù) Wr =0.2d3 =0.2 603 = 43200mm38184.5彎矩M=M1=142849.5 N.mm84.52扭矩 T3 =694763 N.mM 二 b 彎曲應(yīng)力=w =6.6 M

23、ParZy 1 獷 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 一 二16.1 MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理查機械設(shè)計表15-1得 二b =640MPaJ;/二 60MPa,二二275,=155截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)s門及豆丁按機械設(shè)計附表3-2查KJV取 因 r = 2.0 = 0.033 , D = 65 =1.08 d 60d 60查機械設(shè)計附表3-2得仃=2.0, % =1.31又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)q = 0.82, qT = 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)k 1 qr（：-1） =1.82k . =1 q.-1） =1.26由附圖3-2尺寸系數(shù) = 0.67 ,% = 0.82附圖

24、3-4=0.92 k_1軸未經(jīng)表面強化處理 K二k -; - -1 = 2.76 %Kh.上-1 -1.66又由附表3-1與表3-2的碳鋼的特性系數(shù)中仃=0.1 0.2取中仃=0.1;中七=0.050.1 ,中七=0.05計算安全系數(shù)Sc2752.76 0.166 0.1 0二6S =1.547K mS-SSca_g_I_=5.59S= 1.5,S2 S2故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的同理算得截面右側(cè)Sca = 7.53 S= 1.5也安全mm4.2蝸桿軸設(shè)計計算蝸桿上的功率P1=3.69kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min ,轉(zhuǎn)矩分T1=26260N 1、按扭矩初算軸最小直徑選用45車風(fēng)調(diào)值，硬

25、度為217 -255HBS查機械設(shè)計表15-3 ,取A =110dmin = A J且=110父3 區(qū)96 = 15.4mm n114402、求蝸桿的受力Fit2 709090226.8=6253N2TiFt1 = -1 = 468 .93 N d1Fr1 = Ft 2 tan： =2276.42N3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計dichch 04dsded?圖43 蝸桿軸確定各軸段的直徑和長度由于蝸桿嚙合段的直徑已在蝸桿設(shè)計時確定，為避免軸直徑變化過大，現(xiàn)在以蝸桿直徑為準確定該軸其他部分的直徑大小，而各段的長度則是根據(jù)確定渦輪 軸的方法來確定的。由于電機伸出端直徑為28mm查表6.6選取YL5型凸緣聯(lián)軸器，

26、軸孔長度l=62mm,故取d1=28mm l 1=58mm H-in安裝端蓋，d2起固定作用，定位軸肩高度可在(0.070.1) d 1范圍即取d2=33mm軸承端蓋白總寬度為16mm根據(jù)端蓋便于裝拆及添加潤滑脂，取其問間隙為30mm則l 2=30+16=46mm m - IV段安裝軸承，從表5.12中選取軸承30307,其基本尺寸為dXDX T=35X 80X22.75,故取 d3=d7=35mm 13n 7=22.75mm 可取 d4=d6=d3+(0.070.1)d 3=38mm 為使蝸桿蝸輪正確嚙合，可取1 4略短于蝸輪寬度，可取1 4=1 6=80mm d5為蝸桿齒頂圓直徑，d5=d

27、a1=124.6mm 15 為蝸桿軸向齒寬，1 5=b1 101.38，取 1 5=105mm表4-3蝸桿軸的主要尺寸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VUVU- Vffl直徑d1=28d2=33d3=35d4=38d5=124.6d6=38d7=35長度1 1=581 2=461 3=22.751 4=8015=1051 6=801 7=22.75求軸上的載荷并校核根據(jù)結(jié)構(gòu)簡圖，簡支梁跨距1=1 3+1 4+1 5+16+1 7-2 x 16.8=276.9mm,FNH1=FNH=3126.5 NMH=432864 N.mmFnv=Fnv2=1138.2 NMvi=261

28、33.5 N.mmM V2=92648.6 N.mmM1i；M；M；1 =433652 N.mmM2=*mH M；2 =442668 N.mmT=T1=26260 N.mmMviABCD圖4 4蝸桿軸扭矩圖和彎矩圖可知，截面C為危險截面，故只需校核C截面，查機械設(shè)計表15-1和15-4,可得。j=55MPa ,強度夠727433206694763?一 一 30.1 653=16.190 叵=55MPa第五章滾動軸承計算在機械設(shè)計中，對于滾動軸承，主要是正確選擇其類型、尺寸（型號）和合理進行軸與軸承的組合設(shè)計。在選定滾動軸承的類型、尺寸（型號），應(yīng)綜合考慮軸承的固定，軸承的組合定位，間隙的調(diào)整，

29、軸承座圈與其他零件的配合，軸 承的裝拆和潤滑、密封等問題，正確設(shè)計軸承部件的組合結(jié)構(gòu)， 以保證軸系的正常工作。而在設(shè)計軸時已初選軸承為滾子軸承，現(xiàn)只需計算校核5.1安裝蝸輪的軸的軸承計算在設(shè)計軸時初選圓錐滾子軸承 30312, e=0.35, Y=1.7, 徑向力：Fa=嗡FV1 =3247 N F 陽二,村2-FV2 =3408 N派生力：2Y2YF dB =FB=1002 N FdA = FA =955 N外載軸向力：Fa=468.93 N軸向力：FaA=FdB+Fa2=1424 NFaB=FdB=1002 N當(dāng)量載荷：由于 FA=0.43eFB=0.29e，所以 X=0.4 , YA=1

30、.7 , XB=1, YB=0FrAFrB由于為一般載荷，則fp=1.2,故當(dāng)量載荷為：PA=fp(XAFrA+YFaA)=4463.5 NPB=f p(XBFrB+YfaB)=4089.6 N而Cr=170 kN,故軸承壽命/ic6 / ，名八6 ,、10/310 Cr 10170000 460n60x40 292000 h因此選用該軸承沒問題。5.2蝸桿軸軸承的校核設(shè)計軸時，兩端均初選軸承 30307, e=0.31, Y=1.9 徑向力：F rA= Fhi - FV1 =3327 N FrB= ., Fh2 fV2 =3327 N派生力：2Y2YFdB=FB =875.53 N FdA=

31、 FA =875.53 N當(dāng)量載荷：由于FBFrB軸向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 NFaB=FdB=875.53 NFA=0.37e,所以 X=0.4, Y=1.9FrA由于為一般載荷，則fp=1.2,故當(dāng)量載荷為:PA=fp(XFrA+Y%A)=17808.9 N而G=75.2 kN ,故軸承壽命_ 106Lp-60nlCr10610/375200 160x1440 292000 h因此選用該軸承也沒問題。第六章鍵的選擇計算對于鍵連接，首先選擇鍵的類型，決定鍵和鍵槽的剖面尺寸，然后校核鍵連 接的強度。在設(shè)計軸時已初選軸承為滾子軸承，現(xiàn)只需計算校核。1、輸入軸與電動機軸采用平鍵連

32、接根據(jù)軸徑d1=28mm l 1=58,可選用A型平鍵，由機械設(shè)計表 6-1得：bXhXL=8X 7X44,即：鍵 7X 44GBm096-2003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表 6-2查的許用應(yīng)力(rp=100120MPa取其平均值110MPa鍵的工彳長度：l=L-b=44-8=32mm,鍵與聯(lián)軸器接觸高度 k=0.5h=3.5mm,則2T1 103仆=k1d=15.63 MPa(7 p所以此鍵強度符合設(shè)計要求2、輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接根據(jù)軸徑d1=50mm l 1=82,可選用A型平鍵，得：bx hx L=14X 9X 70即：鍵 9X70GB/T1096-2003o鍵、軸和聯(lián)軸

33、器的材料都是鋼，鍵的工作長度：l=L-b=70-14=56mm,鍵與 聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=4.5 ,則：2T2 103b p= k1d=96.25 MPa所以此鍵強度符合設(shè)計要求。3、輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據(jù)軸徑d4=65, l 4=81,可選用A型平鍵，得：bXhXL=18X 11X60,即:鍵11X60GB/T1096-2003,鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，鍵的工作長度：l=L-b=60-18=42mm,鍵與聯(lián)軸器接觸高度 k=0.5h=5.5 ,貝2T2 1036 p=：附=94.45 MPa所以此鍵強度符合設(shè)計要求。第七章聯(lián)軸器常用的聯(lián)軸器已經(jīng)標準化或規(guī)范化, 所傳遞扭矩

34、大小來選擇其類型和尺寸。在機械設(shè)計中，主要是根據(jù)使用條件及在軸的設(shè)計當(dāng)中，已經(jīng)選擇了聯(lián)軸器, d=50mm l=80mm，輸入軸上的聯(lián)軸器選用輸出軸選用HL4型彈性聯(lián)軸器，YL5型凸緣聯(lián)軸器，d=28mm l=62mm第八章潤滑及密封說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度 v12m/s,故蝸桿采用浸 油潤滑，取浸油深度h=12mm潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤 滑，因為軸承轉(zhuǎn)速v1500r /min ,所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的 1/2。在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以 密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑

35、脂。第九章 拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時， 必須保證一定的軸向游隙， 因為游隙大小將影響軸承的正常工作。 在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后， 必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點， 側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確定的， 可查手冊。 當(dāng)傳動側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時， 可以對齒面進行刮研、 跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。 也可調(diào)整蝸輪軸墊片， 使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。第十章 減速箱體的附件說明箱體是減速器的重要組成部件， 用以支持和固定軸系零件， 保證轉(zhuǎn)動件的潤滑，實現(xiàn)與外界的密封。機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度， 箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸， 如壁厚、 凸緣寬度、 肋板厚度等， 對機座和箱體

36、的工作能力、 材料消耗、 質(zhì)量和成本，均有重大影響。 但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性， 未能進行強度和剛度的分析計算， 但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸， 加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。 箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。課程設(shè)計小結(jié)隨著大四的腳步聲響起， 課程設(shè)計也將接近尾聲， 在戴老師的精心指導(dǎo)下經(jīng)過幾周的努力奮戰(zhàn)，終于完成。做課程設(shè)計前，覺得所學(xué)理論知識很單調(diào)乏味，感覺都懂了又好像都不懂， 通過這次課程設(shè)計， 才意識到那些理論知識是真的沒有完全搞懂。課程設(shè)計是 機械設(shè)計 及相關(guān)課程知識綜合應(yīng)用的實踐訓(xùn)練， 是我們邁向社會， 從事

37、職業(yè)工作前的一個必不可少的過程。 這次課程設(shè)計， 我深深地感受到千里之行始于足下， 今天認真的做好課程設(shè)計， 就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下了堅實的基礎(chǔ)。這三周真的很累，但我收獲了很多，也讓我發(fā)現(xiàn)了自己的不足之處。這三周的課程設(shè)計進一步鞏固、 加深和拓寬所學(xué)的知識； 通過設(shè)計實踐， 樹立了正確的設(shè)計思想， 增強創(chuàng)新意識和競爭意識， 熟悉掌握了機械設(shè)計的一般規(guī)律， 也培養(yǎng)了分析和解決問題的能力； 通過設(shè)計計算、 繪圖以及對運用技術(shù)標準、規(guī)范、 設(shè)計手冊等相關(guān)設(shè)計資料的查閱， 對自己進行了一個全面的機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練。參考文獻1 機械設(shè)計 （第八版）濮良貴、陳國定、吳立言主編，高等教育出版社2 機械設(shè)計課程設(shè)計 （修訂版）周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學(xué)出版社3 機械原理 （第七版）孫恒、陳作模、葛文杰主編，高等教育出版社4 工程制圖霍光青、劉潔主編, 中國林業(yè)出版社5 材料力學(xué)劉鴻文主編，高等教育出版社6 互換性與技術(shù)測量基礎(chǔ) 胡鳳蘭主編，高等教育出版社- 23 -