機械設計蝸輪蝸桿減速器說明書-電動機卷揚機傳動裝置.doc

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機械設計課程設計 計算說明書 題 目 設計電動機卷揚機傳動裝置 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化08級1班 學 號 08102080128 學生姓名 熊 丁 指導教師 周毓明 何斌鋒 南昌大學科技學院 2011年12月 西 安 文 理 學 院 機械設計課程設計任務書 學生姓名 李曉初 專業(yè)班級 09機械設計制造及其自動化（2）班 學 號 7011209076 指導教師 職 稱 教研室 題目 設計電動卷揚機傳動裝置 傳動系統(tǒng)圖： 原始數(shù)據(jù)： 鋼繩拉力 鋼繩速度 卷筒直徑 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，使用期限10年，運輸帶速度允許誤差為5% 要求完成： 1.減速器裝配圖1張（A2）。 2.零件工作圖2張（箱體和軸）。 3.設計說明書1份。 開始日期 2011 年 12 月 19 日 完成日期 2012 年 1 月 6 日 2012年 1 月 6 日 目錄 1．電機選擇 1 2．選擇傳動比 3 2.1總傳動比 3 2.2減速裝置的傳動比分配 3 3．各軸的參數(shù) 4 3.1各軸的轉(zhuǎn)速 4 3.2各軸的輸入功率 4 3.3各軸的輸出功率 4 3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 4 3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 5 3.6各軸的運動參數(shù)表 6 4.蝸輪蝸桿的選擇 7 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 7 4.2選擇材料 7 4.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 7 4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 8 4.5校核齒根彎曲疲勞強度 9 4.6驗算效率 10 4.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 10 5．圓柱齒輪的設計 11 5.1材料選擇 11 5.2按齒面接觸強度計算設計 11 5.3計算 12 5.4按齒根彎曲強度計算設計 13 5.5取幾何尺寸計算 14 6． 軸的設計計算 15 6.1蝸桿軸 15 6.1.1按扭矩初算軸徑 15 6.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設計 15 6.2蝸輪軸 16 6.2.1輸出軸的設計計算 16 6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設計 17 6.3蝸桿軸的校核 18 6.3.1求軸上的載荷 18 6.3.2精度校核軸的疲勞強度 21 6.4蝸輪軸的強度校核 23 6.4.1精度校核軸的疲勞強度 26 6.4.2精度校核軸的疲勞強度 26 7.滾動軸承的選擇及校核計算 30 7.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算 30 7.2蝸桿軸上軸承的選擇計算 31 8.鍵連接的選擇及校核計算 35 8.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接 35 8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 35 8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接 35 9．聯(lián)軸器的選擇計算 37 9.1與電機輸出軸的配合的聯(lián)軸器 37 9.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器 37 10.潤滑和密封說明 39 10.1潤滑說明 39 10.2密封說明 39 11．拆裝和調(diào)整的說明 40 12．減速箱體的附件說明 41 13.設計小結(jié) 42 14．參考文獻 43 1．電機選擇 工作機所需輸入功率 所需電動機的輸出功率 傳遞裝置總效率 式中： ：蝸桿的傳動效率0.75 ：每對軸承的傳動效率0.98 ：直齒圓柱齒輪的傳動效率0.97 ：聯(lián)軸器的效率0.99 ：卷筒的傳動效率0.96 所以 故選電動機的額定功率為4kw 符合這一要求的同步轉(zhuǎn)速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min電機容量的選擇比較： 表1.1 電動機的比較 方案 型號 額定功率 /kw 同步轉(zhuǎn)速 /r/min 滿載轉(zhuǎn)速 /r/min 重量 價格 1 Y160M-8 4 750 720 重 高 2 Y132M-6 4 1000 960 中 中 3 Y112M-4 4 1500 1440 輕 低 考慮電動機和傳動裝置的尺寸 重量及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號為：Y132M-6D的電動機。 2．選擇傳動比 2.1總傳動比 2.2減速裝置的傳動比分配 所以 3．各軸的參數(shù) 將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ：、 、 、 、 依次為電動機與I軸 I軸與II軸 II軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則： 3.1各軸的轉(zhuǎn)速 3.2各軸的輸入功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3.3各軸的輸出功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3.6各軸的運動參數(shù)表 表3.1 各軸的運動參數(shù)表 軸號 功率 轉(zhuǎn)矩(Nm) 轉(zhuǎn)速(r/min) 傳動i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 4 3.5578 35.3927 960 1 0.99 1軸 3.5233 3.4579 35.0388 34.3380 960 31.0875 2軸 2.5889 2.2571 800.620 784.5997 30.8806 0.735 1 3軸 2.5117 2.4615 776.754 761.2185 30.8806 0.9702 4 卷軸 2.3876 2.3398 2953.53 2894.457 7.72 0.9506 4.蝸輪蝸桿的選擇 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1998 選擇ZI 4.2選擇材料 蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC. 蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。 為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造 4.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 （1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計 進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。由文獻[1]P254式（11-12）， 傳動中心距 由 前面的設計知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2，按Z=1,估取，則： （2）確定載荷系數(shù)K 因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則 （3）確定彈性影響系數(shù) 因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有 （4）確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑 和中心距的比值，從文獻[1]P253圖11-18中可查到 （5）確定許用接觸應力 根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 （6）計算中心距: 取a=160mm，由 i=30，則從文獻[1]P245表11-2中查取，模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查，由于＜，即以上算法有效。 4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）蝸桿 軸向尺距 = 25.133mm 直徑系數(shù)q= =10 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 蝸桿的法向齒厚 （2）蝸輪 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù) 驗算傳動比， 這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內(nèi)。 蝸輪分度圓直徑 喉圓直徑 齒根圓直徑 咽喉母圓半徑 4.5校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.55 螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應力： 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數(shù) 可以得到：< 因此彎曲強度是滿足的。 4.6驗算效率 已知；；與相對滑動速度有關。 從文獻[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。 4.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。 5．圓柱齒輪的設計 P=2.5117KW ，， i=4.0 5.1材料選擇 （1）小齒輪的材料為40，硬度為280,大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240,二者之差為40。 （2）精度等級選8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 （4）選壓力角為。 5.2按齒面接觸強度計算設計 按式（10-21）試算，即 （1）確定公式中的各參數(shù) ①試選載荷系數(shù)，。 ②計算小齒輪的傳遞扭矩 ③由文獻[1]P205表10-7選齒寬系數(shù)。 ④由文獻[1]P201表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。 ⑤由文獻[1]P209圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 ⑥由文獻[1]P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 ⑦由文獻[1]P207圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 ⑧計算疲勞需用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)，由文獻[1]P205式（10-12）得 5.3計算 （2）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值 （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬 （4）齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由文獻[1]P194圖10-8查的動載荷系； 直齒輪，。 由文獻[1]P193表10-2查的使用系數(shù) ： 由文獻[1]P196表10-4用插值法6級精度，小齒輪相對支撐對稱分布 由，查文獻[1]P198圖10-13得；故載荷系數(shù) （6）按實際載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，由文獻[1]P204式（10-10）得 （7）計算摸數(shù) 5.4按齒根彎曲強度計算設計 由文獻[1]P201式（10-5）得彎曲強度計算設計 （1）公式內(nèi)容的各計算值 ①由文獻[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； ②由文獻[1]P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ③計算彎曲疲勞許應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)由文獻[1]P205式（10-12）得 ④計算載荷系數(shù) ⑤查齒形系數(shù)。 由文獻[1]P200表10-5查的 。 ⑥查取應力校正值系數(shù)。 由文獻[1]P200表10-5查的 。 ⑦計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值大 （2）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.5879并就近圓整為標準值，按接觸強度算的的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是由 取 取 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 5.5取幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 圓整取a=333mm （3）計算齒輪寬度 6． 軸的設計計算 6.1蝸桿軸 蝸桿上的功率P 轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩分T別如下： P= 3.5223kw N=960r/min T=35.2156Nm 6.1.1按扭矩初算軸徑 選用45鋼調(diào)值，硬度為 根據(jù)文獻式，并查教材表15-3，取 考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則： 因此選 6.1.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設計 （1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配 一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。 端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻[1]P351表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電動機輸出軸的直徑查文獻[3]P172表13-10選用HL6型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。 表6.1 蝸桿軸聯(lián)軸器參數(shù) 型號 公稱轉(zhuǎn)距 許用轉(zhuǎn)速 軸的直徑 250 3800 60 82 32 因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為。 端：因為定位銷鍵高度， 因此，。軸承端蓋的總長為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為 所以， 段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=44，查文獻[3]選用7209AC型號滾子承。 L=24mm 角接觸球軸承一端用油環(huán)定位（寬度為6mm），油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。 段：直徑軸環(huán)寬度b ,在滿足強度下，又要節(jié)省材料取軸肩寬度為；，；。 V段：由前面的設計知蝸桿的分度圓直徑 齒頂圓直徑 ,蝸輪的喉圓直徑。 查文獻[1]P250表11-4材料變形系數(shù)所以蝸輪齒寬 綜合考慮要使蝸輪與內(nèi)壁有一定的距離 故選L=130mm 圖6.1 蝸桿軸結(jié)構(gòu) 6.2蝸輪軸 6.2.1輸出軸的設計計算 （1）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩： P=2.5371kw , N=30.8806r/min ,T=784.5997Nm （2）求作用在軸上的力 （3）初步確定軸徑的最小直徑 選用鋼，硬度 根具文獻[1]P370中式，并查文獻[1]P370表15-3，取 考慮到鍵槽，將直徑增大10%，則； 所以，選用 6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上的零件定位，固定和裝配 蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻[1]P表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 由輸出端開始往里設計。查機械設計手冊選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器。 表6.2 蝸輪軸聯(lián)軸器參數(shù) 型號 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速 軸孔直徑 HL4 1250 4000 84 112 55 I-II段：，。軸上鍵槽取，。 II-III段：因定位軸肩高度，，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取。 Ⅲ-IV段：初選用角接觸球軸承，參照要求取型號為7213AC型圓錐滾子軸承，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=20mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時應據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8。已知所選軸承寬度T=23，則。 Ⅳ-V段：為安裝蝸輪軸段，，蝸輪齒寬 取L=90mm，由于為了使套筒能壓緊蝸輪則mm。 V-VI段：Ⅵ-V段右端為軸環(huán)的軸向定位，mm VI-VII段： 。 圖6.2 蝸輪軸結(jié)構(gòu) （3）軸上零件的周向定位 蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按 由文獻[1]P106表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）參考文獻[1]P365表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為1~2 6.3蝸桿軸的校核 6.3.1求軸上的載荷 圖6.3 蝸桿軸受力分析圖 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點的位置時，應從文獻[3]中查取得值。對于7209AC型軸承，由文獻[3]P193中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下： 表6.3 蝸桿軸上的載荷 載荷 H V 支反力 N 3228 3228 1191.25 1191.25 彎矩M 總彎矩M 扭矩T=34.3380 （1）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)文獻[1]P373式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，軸的計算應力： ， 故安全。 6.3.2精度校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面II、III、IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應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，所以截面II、III、IV均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面V左右即可。 （2）截面E左側(cè) 抗截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面E左側(cè)彎矩 截面E上扭矩=800.6199 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻[1]P362表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻[1]P40附表3-2查取，因， , 又由文獻[1]P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應力集中系數(shù) 文獻[1]P42附圖3-2尺寸系數(shù)， 文獻[1]P44附圖3-4 軸未經(jīng)表面強化處理 又由文獻[1]P39表3-1與文獻[1]P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù) ?。?， 。 計算安全系數(shù) 故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的。 （3）截面E右側(cè) 抗截面系數(shù)按文獻[1]P373表15-4中的公式計算 抗扭截面系數(shù) 彎矩及扭轉(zhuǎn)切應力為 過盈配合處由文獻[1]P43附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故 按磨削加工，文獻[1]P44附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即 ， 則按文獻[1]P25式（3-12）和文獻[1]P25式（3-12a）故得綜合系數(shù)為 又由文獻[1]P39附表3-1與文獻[1]P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù) 取； ，取 計算安全系數(shù) 故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。至此蝸桿軸的設計即告結(jié)束。 6.4蝸輪軸的強度校核 6.4.1求軸上的載荷 圖6.4 受力分析圖 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點的位置時，應從文獻[3]中查取得值。對于7213AC型軸承，由文獻[3]P193中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面。現(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下： 表6.4 軸上的載荷 載荷 H V 支反力 N 3228 3228 1191.25 1191.25 彎矩M 總彎矩M 扭矩T=800.6199 （1） 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)文獻[1]P373式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，軸的計算應力： ， 故安全 6.4.2精度校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面II、III只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應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，所以截面II、III均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面III和IV處過盈處配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），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，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右即可。 （2）截面E左側(cè) 抗截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面E左側(cè)彎 截面E上扭矩=800.6199 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻[1]P362表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻[1]P40附表3-2查取，因， , 又由文獻[1]P41附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應力集中系數(shù) 文獻[1]P42附圖3-2尺寸系數(shù)， 文獻[1]P44附圖3-4 軸未經(jīng)表面強化處理 又由文獻[1]P39表3-1與文獻[1]P40表3-2的碳鋼的特性系數(shù) ??； ， 計算安全系數(shù) 故該軸在截面左側(cè)強度是足夠的 （3）截面E右側(cè) 抗截面系數(shù)按文獻[1]P373表15-4中的公式計算 抗扭截面系數(shù) 彎矩及扭轉(zhuǎn)切應力為 過盈配合處由文獻[1]P43附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故 文獻[1]P44附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即 ， 則按文獻[1]P25式（3-12）和文獻[1]P25式（3-12a）故得綜合系數(shù)為 又由文獻[1]P39附表3-1與文獻[1]P40附表3-2的碳鋼的特性系數(shù) ?。?，取 計算安全系數(shù) >>S=1.5 故該軸在截面右側(cè)強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。至此軸的設計即告結(jié)束。 7.滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命：。 7.1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算 （1）軸承的選擇 采用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為 7209C，主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷 基本額定動載荷 極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計算 因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力 該軸承所受的徑向力約為 對于70000型軸承，按文獻[1]P322表13-7軸承派生軸向力，其中 為文獻[1]P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定， 查文獻[1]P321表13-5得角接觸球軸承判斷系數(shù) 所以 當量動載荷 深溝球軸承所受的徑向力約為 當量動載荷 所以，應用核算軸承的壽命 因為是球軸承，所以取指數(shù) 軸承計算壽命 減速器設計壽命 所以 滿足壽命要求。 7.2蝸桿軸上軸承的選擇計算 （1）軸承的選擇 選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=65mm，選用角接觸球軸承的型 號為7213C。 主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷 基本額定動載荷 極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計算 對于70000C型軸承，按文獻[1]P322表13-7軸承派生軸向力， 其中為文獻[1]P321表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定， 但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算： 按文獻[1]P322式（13-11）得 由文獻[1]P321表13-5進行插值計算，得，。 再計算： 兩次計算的值相差不大，因此可以確定，， ，。 （3）軸承當量動載荷、 因為 由文獻[1]P321表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系 數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按文獻[1]P319表13-6，，取 。則： 軸承計算壽命 減速器設計壽命 所以 滿足壽命要求。 （3）靜載荷計算 查機械零件手冊可知，角接觸球軸承當量靜載荷 因載荷穩(wěn)定，無沖擊，所以取靜強度安全系數(shù) 所以 滿足強度條件 （4）極限工作轉(zhuǎn)速計算 以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極 限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求。 8.鍵連接的選擇及校核計算 8.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接 根據(jù)軸徑，，查文獻[2]P123可選用A型平鍵，得：，，， 即：鍵870GB/T1096-2003 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻[1]P106表6-2查的許用應力 ，取其平均值。鍵的工作長度： 鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻[1]P106式（6-1）得： 所以此鍵強度符合設計要求。 8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 根據(jù)軸徑，，查文獻[2] P123可選用A型平鍵，得：，，， 即：鍵2070GB/T1096-2003 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻[1]P106表6-2查的許用應力 ，取其平均值。鍵的工作長度： 鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻[1]P106式（6-1）得： 所以此鍵強度符合設計要求。 8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接 根據(jù)軸徑，，查文獻[1]P123可選用A型平鍵，得：，，， 即：鍵1670GB/T1096-2003 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻[1]P106表6-2查的許用應力 ，取其平均值。鍵的工作長度： 鍵與聯(lián)軸器接觸高度。由文獻[1]P106式（6-1）得： 所以此鍵強度符合設計要求。 9．聯(lián)軸器的選擇計算 9.1與電機輸出軸的配合的聯(lián)軸器 （1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 查文獻[1]P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取 （2）型號選擇 根據(jù)前面的計算，電機輸出軸，選擇彈性聯(lián)軸器TL6型。 主要參數(shù)如下： 公稱扭距（滿足要求） 許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。 軸孔直徑 軸孔長度 9.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯(lián)軸器 （1）計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 查文獻[1]P351表14-1得小轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取 （2）型號選擇 根據(jù)前面的計算，蝸輪輸出軸，選擇彈性銷柱聯(lián)軸器HL 4型。 主要參數(shù)如下： 公稱扭距 許用轉(zhuǎn)速 ，因此此聯(lián)軸器符合要求。 軸孔直徑 軸孔長度 10.潤滑和密封說明 10.1潤滑說明 因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，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v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。 10.2密封說明 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。軸伸處密封應涂上潤滑脂。 11．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。 12．減速箱體的附件說明 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)則和應力分布的復雜性，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。 13.設計小結(jié) 早在大一的時候我就看著學長每天也是這么忙的在做課程設計，當時我就很不理解，我們專業(yè)有這么忙嗎？現(xiàn)在我才知道了，原來我們專業(yè)是很有意思，能夠讓人學到很多知識。 轉(zhuǎn)眼間，我就大三了，拿到任務書時我是非常的興奮，當時心里就想一定要把課程設計做好?！稒C械設計課程設計》主要分為四個階段。 第一階段，設計計算階段。在這一階段中在老師的開題講座中，我明白了我們本課程設計要設計什么，那一階段該干些什么。在設計計算階段中，我遇到了最大的一個問題就是蝸輪的傳動比分配不合理。在這問題直接導致了我重新分配傳動比，再次對減速器的各個零件的設計及選用。 第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。在這一階段我們主要要根據(jù)我們之前的計算實現(xiàn)在圖紙上，要確定箱體的大小，以及各個零件該安裝在箱體的那個位置上。在老師的幫助下，我也參考了書籍資料，最終毫不費力的把草圖繪制出來了。 第三階段，用CAD繪制裝配圖和零件圖。由于前兩個階段我做的比較仔細所以各個零件的尺寸我很快的就繪制了出來，但是由于工程制圖的很多相關知識的遺忘，在繪制標準件和減速器附件時不是很順利，要不停的去看書和查尺寸。但是經(jīng)過我廢寢忘食的繪制，最后這個難關也被我攻克了。 第四階段，減速器設計說明書的書寫。在這一階段中，由于個零件圖和裝配圖，與我最初的設計計算有一些出入，所以很多數(shù)據(jù)又進行了再計算。但是當我把說明書在word中體現(xiàn)出來后，文章的排版是一個很繁瑣而又復雜的難題，按照老師的版面要求，最后把說明書排成了老師要求的版式。 在這個課程設計中，它把我以前所學的獨立課程（如：機械制圖、理論力學、材料力學、機械原理、機械制造基礎、工程材料與成型技術(shù)基礎、互換性與測量技術(shù)、機械設計）有機結(jié)合了起來。在這過程中我充分的體會到了，這些學科即使相對獨立又是密不可分的。通過這次設計把我以前落下的和忘了的知識都補了回來。 雖然在設計的工程中我有抱怨，但是我的內(nèi)心還是想必須要把這個課程設計要做好。所以我每天從早八點到晚上十一點，不是太累的時候，我還做到凌晨的三四點。在這個繁瑣又復雜的設計中，我體會到了我們專業(yè)需要我們嚴謹?shù)乃季S、精確的計算、刻苦的精神。在此設計的過程中，又把我高三的奮斗精神激發(fā)了出來。這次課程設計我學到了以前沒有學到的知識，體會到了我們專業(yè)的偉大，展望出了我們就業(yè)前景的美好。 設計是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設計是要以堅實的知識基礎為前提的，設計機械的最終目的是要用于實際生產(chǎn)的，所以任何一個環(huán)節(jié)都馬虎不得，機械設計課程設計讓我又重溫了一遍學過的機械類課程的知識。經(jīng)過多次修改，設計的結(jié)果還是存在很多問題的，但是體驗了機械設計的過程，學會了機械設計的方法，能為以后學習或從事機械設計提供一定的基礎。 14．參考文獻 [1] 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．5 [2] 陸玉．機械設計課程設計（第4版）．北京：機械工業(yè)出版社，2006．12． [3] 張龍．機械設計課程設計手冊（第一版）．北京：國防工業(yè)出版社，2006．5 裝配圖及零件圖： 裝配圖： 蝸桿零件圖： 蝸輪零件圖： 上箱體零件圖： 輸入功率： 輸出功率： 輸入轉(zhuǎn)矩： 輸出轉(zhuǎn)矩： 取 L=90mm mm T=34.3380