帶式輸送機傳動裝置中的一級蝸桿 蝸輪減速器6800FN【5張cad圖紙+說明書完整資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 機械設計課程設計 題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級蝸桿減速器 姓 名： 班 級： 指導教師： 成 績： 目 錄 1、 機械設計課程設計任務書 -----------------------------------（1） 2、 傳動方案的擬定與分析--------------------------------------（2） 3電動機的選擇及傳動比----------------------------------------（2） 3.1、電動機類型的選擇------------------------------------（2） 3.2、電動機功率選擇--------------------------------------（2） 3.3、確定電動機轉速--------------------------------------（3） 3.4、總傳動比--------------------------------------------（4） 4、運動學與動力學計算 ---------------------------------------（5） 4.1、蝸桿蝸輪的轉速--------------------------------------（5） 4.2、功率------------------------------------------------（5） 4.3、 轉矩-----------------------------------------------（5） 5、 傳動零件設計計算------------------------------------------（6） 5.1、選擇蝸桿傳動類型------------------------------------（6） 5.2、選擇材料--------------------------------------------（6） 5.3、按齒面接觸疲勞強度進行設計--------------------------（6） 5.4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸----------------------（7） 5.5、校核齒根彎曲疲勞強度--------------------------------（8） 5.6、驗算效率------------------------------------------（9） 5.7、精度等級公差和表面粗糙度的確定----------------------（9） 5.8.熱平衡核算------------------------------------0------（9） 6、軸的設計計算及校核---------------------------------------（10） 6.1、連軸器的設計計算-----------------------------------（10） 6.2、輸入軸的設計計算-----------------------------------（10） 6.3、輸出軸的設計計算 ----------------------------------（13） 7、軸承的校核 ----------------------------------------------（15） 7.1、計算輸入軸軸承 ------------------------------------（15） 7.2、計算輸出軸軸承 ------------------------------------（18） 8、聯(lián)軸器及鍵等相關標準的選擇-------------------------------（19） 8.1、連軸器與電機連接采用平鍵連接-----------------------（19） 8.2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接---------------------（19） 8.3、輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接-----------------------（20） 8.4、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接-------------------------（20） 9、減速器結構與潤滑的概要說明-------------------------------（20） 9.1、箱體的結構形式和材料-------------------------------（20） 9.2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系-------------------------（20） 9.3、齒輪的潤滑-----------------------------------------（21） 9.4、滾動軸承的潤滑-------------------------------------（21） 9.5、密封-----------------------------------------------（22） 9.6、注意事項-------------------------------------------（22） 10、設計小結------------------------------------------------（23） 11、參考資料------------------------------------------------（23） 前 言 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 本設計是蝸輪蝸桿減速器的設計。設計主要針對執(zhí)行機構的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應滿足一定的關系，以實現(xiàn)各零部件的協(xié)調(diào)動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內(nèi)容包括傳動件的設計，執(zhí)行機構的設計及設備零 件等的設計。 一、原始數(shù)據(jù) 已知條件 輸送帶拉力F/N 輸送帶速度V/(m/s) 滾筒直徑 (mm) 數(shù)據(jù) 6800 0.5 350 工作條件： 兩班制，連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載啟動,室使用期限10年運輸帶速度允許誤差為±5%。 二、基本要求 1、完成裝配圖一張、零件圖四張（盤類、軸各兩） 2、編寫設計說明書一份（按畢業(yè)設計論文格式打?。? 傳動方案的擬定與分析 電動機的選擇及傳動比 電動機的選擇及傳動比 四動力學參數(shù)計算 傳動零件的設計計算 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 校核齒根彎曲疲勞強度 驗算效率 熱平衡核算 軸的設計計算 輸出軸的設計計算 滾動軸承的選擇及校核計算 計算輸出軸軸承 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算 速器結構與潤滑的概要說明 二、 傳動方案的擬定與分析 圖一 由于本課程設計傳動方案已給：要求設計單級蝸桿下置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優(yōu)點，適用于傳動V≤4-5 m/s,這正符合本課題的要求。 三、電動機的選擇及傳動比 3.1、電動機類型的選擇 按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380Ｖ，型號選擇Y系列三相異步電動機。 3.2、電動機功率選擇 （1）電動機輸出功率： 電動機所需工作功率按設計指導書式（1）為 由設計指導書公式（2） 因此 估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為 為聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設計指導書參考表1初選 為蝸桿傳動的傳動效率 為軸承的傳動效率出選 為卷筒的傳動效率出選 工作機所需的功率： 3.3、確定電動機轉速 卷筒軸的工作轉速 查《機械設計》書中得各級齒輪傳動比如下：; 理論總傳動比：; 電動機的轉速的范圍 因為 符合這一范圍的同步轉速為：查機械設計手冊第3版第167頁的表12-1可知 ,, 根據(jù)容量和轉速，由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表： 方案 電動機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y-132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 35.19 3 Y160M2-8 5.5 750 720 119 26.39 對Y系列電動機，通常選用同步轉速為1000rpm或1500rpm的電動機，如無特殊需要，不選用低于750rpm的電動機配合計算出的容量，由表查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數(shù)比較情況見表1： 根據(jù)容量和轉速，以及考慮蝸輪蝸桿的傳動比標準系列，選擇轉速為1440的電機由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下1種傳動比選擇方案，如下表： 方案 電動機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可知方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4,所選電動機的額定功率P = 5.5kw，滿載轉速n= 1440r/min 。 機型 H A B C D E F×GD G Y132S 132 216 178 89 38 80 10×8 33 K b h AA BB HA 12 280 210 135 315 60 238 18 515 表2 圖二 3.4、總傳動比 計算總傳動比和各級傳動比的分配 （1） 計算總傳動比： (2)各級傳動比的分配 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 根據(jù)表11-1，選擇蝸桿頭數(shù)Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。 四、動力學參數(shù)計算 4.1、蝸桿蝸輪的轉速： 為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。 為蝸輪的轉速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。 4.2、功率： 為蝸桿軸的功率 = *=4.79×0.99=4.74kW 蝸輪軸功率： = **=4.74×0.99×0.8=3.64kW 卷筒軸功率： = **=3.64×0.99×0.96=3.46kW 4.3、 轉矩： 電動機軸：T=9550=9550×4.79／1440≈31.76Nm 蝸桿軸：= Nm 蝸輪軸：=Nm 卷筒軸：=Nm表3-2 各軸動力參數(shù)表 軸名 功率P/kw 轉矩T/(N?m) 轉速n/(r/min) 效率 傳動比i 電動機軸 4.79 31.76 1440 0.99 1 蝸桿軸 4.74 31.43 1440 0.8 52.78 蝸輪軸 3.64 1274.26 27.28 0.96 1 五、傳動零件的設計計算 5.1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 5.2、選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 5.3、按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材【1】P254式(11—12),傳動中心距 (1) 確定作用在蝸桿上的轉矩=1274.26 Nm (2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252 (3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 (4)確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。 (5)確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材【1】P254表11—7查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材【1】P254應力循環(huán)次數(shù) 應力循環(huán)次數(shù)N=60=60127.28（2810365）=9.56 其中,(為蝸輪轉速) j為蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 壽命系數(shù) 則 (6)計算中心距 (6)取中心距a=200mm,因i=52,故從教材【1】P245表11—2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315從教材【1】P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。 5.4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1) 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數(shù); 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑; 蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm 蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導程角; (2) 蝸輪 蝸輪齒數(shù)53; 變位系數(shù)mm; 演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。 蝸輪分度圓直徑mm 蝸輪喉圓直徑=346.5mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。由參考文獻【1】P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個 5.5、校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)從教材【1】P255圖11—19中可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 從教材P25知許用彎曲應力 從教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56 由教材P255壽命系數(shù) <56Mpa可見彎曲強度是滿足的。 5.6、驗算效率 已知=;;與相對滑動速度有關。 從教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估計值,因此不用重算。 5.7、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、蝸輪精度中選擇7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻【3】P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。 5.8.熱平衡核算 初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 軸的設計計算 6.1、連軸器的設計計算 1、輸入軸按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=17.1068*（1+5%）mm=17.96mm 標準孔徑d=30mm，即軸伸直徑為30mm，高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器，一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要求。 輸出軸按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)教材【1】P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115 軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用無彈性元件的聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得 Tc=KT=1.5×9.550××3.136/80=561.4N?m 低速軸選用無彈性擾性聯(lián)軸器JB/ZQ4384--1997，標準孔徑d=45mm，許用應力為800許用轉速250。參考【3】P154 表5： 型號 公稱轉矩Tn 允許轉速[n] 軸孔直徑d Y型長度 LX3 1250N.m 4750 30mm和38 82mm 無彈性撓性 800N.m 250 45mm 90mm 2、載荷計算 公稱轉矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1查得=1.5， 輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要求； 輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要求。 6.2、輸入軸的設計計算 軸的結構設計： （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。 （2）確定軸各段直徑和長度 1段：直徑d1=30mm 長度取L1=80mm（連聯(lián)軸器） 2段：由教材P364知h=（0.07~0.1）d得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm 直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm 3段：初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為40mm，a寬度為16.9mm，T寬度為19.75mm取18mm加上沖壓擋油環(huán)薄壁2mm；故III段長：L3=20mm 4段：由教材P364得：h=0.08 *d3=0.08×40=4mm d4=d3+2h=40+2×4=48mm長度取L4=80mm 5段：直徑d5=76mm 長度L5=120mm>B1（由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm，則做成齒輪軸) 6段：直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm 7段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm 圖三 初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（擋油環(huán)壁2mm）=289.70mm=290mm。為提高剛度，盡量縮小支承跨距L=（0.9--1.1）da1=（272.2--332.6）mm,則290mm滿足要求。 （3）按彎矩復合強度計算 ①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m ②求轉矩：已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m ③求圓周力：Ft 根據(jù)教材P252（10-3）式得： ==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N ==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N ④求徑向力Fr 根據(jù)教材【1】P252（10-3）式得： Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=145mm 1、繪制軸的受力簡圖 2、繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為： MC2=FrhL=555.6×145×=80.5N·m 3、繪制水平面彎矩圖 截面C在水平面上彎矩為： MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m 4、繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8N·m 5、繪制扭矩圖 轉矩：T= TI=35.0N·m 校核危險截面C的強度 圖四 ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 6.3、輸出軸的設計計算 軸的結構設計： （1）軸上的零件定位，固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒， 右軸承從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 1、段：直徑d1=45mm 2、段：由教材P364得：h=0.07 d1=0.08×45=3.6mm 直徑d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈，查參考文獻[3]知標準直徑可選55mm或50mm，但應大于52mm取d2=55mm。 2、 段：直徑d3=60mm ，由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為60mm，T為23.75mm，B=22mm。 4、段：由參考文獻[2]圖35知：d4=d3+2=60+2=62mm， 5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.08×62=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm 6、段：d6=60 圖五 1、從前面所選取聯(lián)軸器知長度取L1=90mm 2、經(jīng)過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm，軸長度取L2=50 mm 3、由B=22mm，軸承 離箱體內(nèi)壁10mm，蝸輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離12mm，再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm，得L3=46mm(安裝套筒定位） 4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm， 取L4=88mm 5、輪轂離箱體內(nèi)壁12mm，不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm，取L5=8mm 6、由于輪是對稱裝置的，即在箱體中心，經(jīng)過計算L6=36mm 由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒長）+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。 （3）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=302.4mm ②求轉矩：已知T2= TII=374.28N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=2475.4N =1111.1N ④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得 Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤∵兩軸承對稱則LA=LB=69mm 圖六 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ 2、由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC2=FrhL=1237.7×69×=85.4N·m 3、截面C在水平面彎矩為 MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3N·m 4、計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384N·m 5、校核危險截面C的強度由式（15-5） ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材【1】P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命： 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 =2810365=58400小時。 7.1、計算輸入軸軸承 初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承查參考文獻【3】可知蝸桿承 軸Ⅰ30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994) 表6： 軸承代號 基本尺寸/mm 計算系數(shù) 基本額定/kN d D T a 受力點 e Y 動載荷Cr 靜載荷Cor 30208 40 80 19.75 16.9 0.37 1.6 63.0 74.0 30212 60 110 23.75 22.4 0.4 1.5 103 130 圖七 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.37,因此估算 按教材P322式(13-11a) =284N (3)求軸承當量動載荷和 因為 46720h故所選軸承滿足壽命要求。 7.2、計算輸出軸軸承 圖八 初選兩軸承為30212型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=103KN基本額定靜載荷=130KN (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30213型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.4,因此估算 按教材P322式(13-11a) =415N (3) 求軸承當量動載荷和 46720h故所選軸承滿足壽命要求 八、 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算 8.1、連軸器與電機連接采用平鍵連接 查表P174的Y132M軸徑d1=38mm，E=80mm取L電機=50mm 查參考文獻[5]P140選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50 即：鍵A10×50 GB/T1096-2003 T額=20000N·m 根據(jù)教材P106式6-1得 σp=2T2/dhl=2×20000/（10×8×50）=10Mpa<[σp](110Mpa) 8.2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 軸徑d2=30mm L1=80mm T=35.0N·m 查手冊選A型平鍵，得：b=8 h=7 L=70 軸槽深t=4.4mm，輪轂槽深=3.3mm 即：鍵A8×70 GB/T1096-2003 σp=2T/dhl=2×35000/（30×7×70）=4.76Mpa<[σp](110Mpa) 8.3、輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接 軸徑d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m 查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=80 軸槽深t=5.5mm，輪轂槽深=3.8mm 即：鍵A18×80GB/T1096-2003 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=2T/dhl=2×374280/（45×9×80）=23.1Mpa<[σp] (110Mpa) 8.4輸出軸與渦輪連接用平鍵連接 軸徑d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m 查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=80 軸槽深t=7mm，輪轂槽深=4.4mm 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=2T/dhl=2×374280/（62×11×80）=13.7Mpa<[σp] (110Mpa) 表7： 名稱 鍵寬b 鍵高h 鍵長L 軸槽深t 轂槽深 連電機軸 10 8 50 5 3.3 輸入軸 8 7 70 4.4 3.3 輸出軸 14 9 80 5.5 3.8 輪處 18 11 80 7 4.4 九、 減速器結構與潤滑的概要說明 9.1、箱體的結構形式和材料 采用下置剖分式蝸桿減速器（由于V=1m/s4m/s） 鑄造箱體，材料HT150。 9.2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系（參考文獻【3】P26） 表8： 名 稱 符 號 尺 寸 關 系 計 算 結 果 機座壁厚 0.04a+3≥8 10 機蓋壁厚 0.85δ≥8 10 機座凸緣厚度 b 1.5δ 15 機蓋凸緣厚度 15 機座底凸緣厚度 p 2.5δ 25 地腳螺釘直徑 0.036a+12 17.76取 M20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 4 軸承旁連接螺栓直徑 16 M16 機蓋與機座連接螺栓直徑 12 M12 軸承端蓋螺釘直徑 10 M10 窺視孔蓋螺釘直徑 8 M8 Df，d1，d2至外壁距離 C1 見表 26,22,16 df，d1,d2至凸邊緣距離 C2 見表 24,20,14 軸承端蓋外徑 D2 軸承座直徑+（5--5.5） 桿：134 輪：174 定位銷直徑 d 8 聯(lián)接螺栓間距 L L=150--200 150mm 蝸輪外圓與內(nèi)機壁距離 ＞1.2δ 15 蝸輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離 ≥δ 12 機蓋 機座肋厚 、m ≈0.85 ≈0.85 8.5 8.5 軸承端蓋凸緣厚度 e （1~1.2） 12 外機壁到軸承端面的距離 L1 c1+c2+(5--8) 48 蝸輪離頂壁距離S S S>2m+ >15.6取18mm 9.3、齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。 9.4、滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑，在軸承內(nèi)側加一個擋油環(huán)，寬為+—L5=14mm 9.5、密封 軸承蓋上均裝墊片，參考文獻[3]P165知：輸入軸處d1=34mm，D=47mm；輸出軸d1=54mm，D=71mm。透蓋上裝密封圈。 9.6、注意事項 （1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內(nèi)壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料； （2）齒輪嚙合則隙用鉛絲檢驗，高速級則隙應不小于0.211mm，低速級則隙也不應小于0.211mm； （3）齒輪的齒則間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%； （4）30212和30208型單列圓錐滾子軸承的軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑； （5）減速器裝置內(nèi)裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍； （6）減速器外表面涂灰色油漆； （7）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。 （8）最低浸油一個齒高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm 電動機型號： Y132S—4 K=1.05 d1=45mm d2=55mm d3=60mm d4=62mm d5=72mm d6=60mm 設計小結 經(jīng)過幾周的課程設計，我終于完成了自己的設計，還是感覺學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強。 除了知識外，也體會到作為設計人員在設計過程中必須嚴肅、認真，并且要有極好的耐心來對待每一個設計的細節(jié)。在設計過程中，我們會碰到好多問題，這些都是平時上理論課中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設計中，這些就成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學討論，把它搞清楚，在設計中就會出錯，甚至整個方案都必須全部重新開始。比如軸上各段直徑的確定，以及各個尺寸的確定，以前雖然做過作業(yè)，但是畢竟沒有放到非常實際的應用環(huán)境中去，畢竟考慮的還不是很多，而且對所學的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹。但是經(jīng)過老師的講解，和自己的更加深入的思考之后，對很多的知識，知其然還知其所以然。 剛剛開始時真的使感覺是一片空白，不知從何處下手，在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據(jù)，尺寸的確定并不是隨心所欲，不斷地會冒出一些細節(jié)問題，都必須通過計算查表確定。 設計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很大的毅力。從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的，通過這次課程設計我或許提前體會到了自己以后的職業(yè)生活吧。 感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識，經(jīng)過訓練能夠非常熟練的使用Word和caxa。并且由于在前期為了選定最終使用的caxa軟件和cad軟件，對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識。 在作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一次又一次的修改設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，令我非?？鄲?后來在老師的指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解. 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2005年12 月 [2] 榮涵銳．機械設計課程設計簡明圖冊．哈爾濱工業(yè)大學出版社、2004年10 月 [3] 機械設計課程設計．第四版2010年1月 27