目 錄引言 ……………………………………………………………………………11 設計題目 ……………………………………………………………………11.1 帶式運輸機的工作原理 ……………………………………………………11.2 工作情況 ……………………………………………………………………21.3 設計數(shù)據(jù) ……………………………………………………………………21.4 傳動方案 ……………………………………………………………………21.5 課程設計內(nèi)容及內(nèi)容 ………………………………………………………22 總體傳動方案的選擇與分析 ……………………………………………22.1 傳動方案的選擇 ……………………………………………………………22.2 傳動方案的分析 ……………………………………………………………33 電動機的選擇 ……………………………………………………………33.1 電動機功率的確定 …………………………………………………………33.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速 …………………………………………………………44 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 ………………………………………44.1 各軸的轉(zhuǎn)速計算 ……………………………………………………………44.2 各軸的輸入功率 ……………………………………………………………54.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 ……………………………………………………………55 蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計算 ………………………………………65.1 傳動參數(shù) ……………………………………………………………………65.2 蝸輪蝸桿材料及強度計算 …………………………………………………65.3 計算相對滑動速度與傳動效率 ……………………………………………65.4 確定主要集合尺寸 …………………………………………………………75.5 熱平衡計算 …………………………………………………………………75.6 蝸桿傳動的幾何尺寸計算 …………………………………………………76 軸的設計計算及校核 …………………………………………………86.1 輸出軸的設計 ………………………………………………………………86.1.1 選擇軸的材料及熱處理 ……………………………………………………86.1.2 初算軸的最小直徑 …………………………………………………………86.1.3 聯(lián)軸器的選擇 ………………………………………………………………96.1.4 軸承的選擇及校核 ………………………………………………………106.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 ………………………………………………………………126.2.1 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)造型如下 …………………………………………………126.2.2 蝸桿軸的徑向尺寸的確定 ………………………………………………136.2.3 蝸桿軸的軸向尺寸的確定 ………………………………………………136.2.4 蝸輪軸的結(jié)構(gòu)造型如下 …………………………………………………136.2.5 蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配 ………………………………146.2.6 蝸輪軸的徑向尺寸的確定 ………………………………………………146.2.7 蝸輪軸的軸向尺寸的確定 ………………………………………………156.2.8 蝸輪的強度校核 …………………………………………………………157 鍵連接設計計算 ………………………………………………………177.1 蝸桿聯(lián)接鍵 ………………………………………………………………177.2 蝸輪鍵的選擇與校核 ……………………………………………………177.3 蝸輪軸鍵的選擇與校核 …………………………………………………188 箱體的設計計算 ………………………………………………………188.1 箱體的構(gòu)形式和材料 ………………………………………………………188.2 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關系 …………………………………………………199 螺栓等相關標準的選擇 ……………………………………………199.1 螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇 …………………………………………………209.2 銷，墊圈墊片的選擇 ………………………………………………………2010 減速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明 ……………………………………2010.1 減速器的結(jié)構(gòu) ……………………………………………………………2010.2 減速箱體的結(jié)構(gòu) …………………………………………………………2110.3 速器的潤滑與密封 ………………………………………………………2110.4 減速器附件簡要說明 ……………………………………………………2111 設計小結(jié) ………………………………………………………………21謝辭 ……………………………………………………………………………22參考文獻 ………………………………………………………………………24附錄 ……………………………………………………………………………25引言課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環(huán)節(jié)。在 2010 年 01月 04 日-2010 年 01 月 18 日為期二周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器，減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器（電機——聯(lián)軸器——減速器——聯(lián)軸器——滾筒），本人是在指導老師指導下完成的。該課程設計內(nèi)容包括：任務設計書，參數(shù)選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數(shù)計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計，減速器其他零件的選擇，減速器的潤滑等和 A2 圖紙裝配圖 1 張、A4 圖紙的零件圖 2 張。設計參數(shù)的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。蝸輪蝸桿減速器的計算機輔助機械設計，計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，通過本課題的研究，將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。本文主要介紹一級蝸輪蝸桿減速器的設計過程及其相關零、部件的 CAD 圖形。計算機輔助設計（CAD） ，計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，能清楚、形象的表達減速器的外形特點。該減速器的設計基本上符合生產(chǎn)設計要求，限于作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。7 設計小結(jié)一級蝸桿減速器的設計是一個較為復雜的過程，通過這次設計覺得自己受益匪淺。機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切的結(jié)合起來。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構(gòu)選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。通過本次課程設計，還提高了我的計算和制圖能力；同時對減速器的結(jié)構(gòu)和設計步驟有了一個大概的了解，對之前所學的專業(yè)知識作了一個很好的總結(jié)，設計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學習工作中來彌補。設計過程中我能夠比較熟悉地運用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規(guī)范；熟悉有關的國家標準和行業(yè)標準（如 GB、JB 等） ，獲得了一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。當一份比較象樣的課程設計完成的時候，我的內(nèi)心無法用文字來表達。幾天以來日日夜夜的計算與繪圖和在電腦前編輯排版說明書，讓我感覺做一個大學生原來也可以這么辛苦。但是，所有的這一切，都是值得的，它讓我感覺大學是如此的充實。謝 辭在課程設計即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到設計的順利完成，有多少可敬的師長、同學給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！同時我還要特別感謝謝海涌、柏子剛、馮翠云老師對我這次課程設計指導付出的苦心與汗水，謝謝你們。要是沒有你們的指導與幫助，我想也許我自己一個人無法這么快這么順利的完成了。78 設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計8.1 帶式運輸機的工作原理帶式運輸機的傳動示意圖如圖1、電動機 2、帶傳動 3、齒輪減速 4、軸承 5、聯(lián)軸器、6、鼓輪 7、運輸帶8.2 工作情況：已知條件1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度 35℃；2) 使用折舊期；8 年；3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V；5) 運輸帶速度容許誤差：±5%；6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。8.3 設計數(shù)據(jù)運輸帶工作接力 F/N運輸帶工作速度?/（m/s）卷筒直徑 D/mm2300 1.5 5008.4 傳動方案本課程設計采用的是單級蝸桿減速器傳動。8.5 課程設計內(nèi)容及內(nèi)容1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2) 斜齒輪傳動設計計算；3) 軸的設計；4) 滾動軸承的選擇；5) 鍵和連軸器的選擇與校核；6) 裝配圖、零件圖的繪制；7) 設計計算說明書的編寫；8) 減速器總裝配圖一張；9) 齒輪、軸零件圖各一張；10)設計說明書一份。2 總體傳動方案的選擇與分析2.1 傳動方案的選擇該傳動方案在任務書中已確定，采用一個單級蝸桿減速器傳動裝置傳動，如下圖所示：2.2 傳動方案的分析該工作機采用的是原動機為 Y 系列三相籠型異步電動機，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，電壓 380 V，其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便；另外其傳動功率大，傳動轉(zhuǎn)矩也比較大，噪聲小，在室內(nèi)使用比較環(huán)保。傳動裝置采用單級蝸桿減速器組成的封閉式減速器，采用蝸桿傳動能實現(xiàn)較大的傳動比，結(jié)構(gòu)緊湊,傳動平穩(wěn)，但效率低，多用于中、小功率間歇運動的場合。工作時有一定的軸向力，但采用圓錐滾子軸承可以減小這缺點帶來的影響，但它常用于高速重載荷傳動，所以將它安放在高速級上。并且在電動機心軸與減速器輸入軸及減速器輸出軸與卷筒軸之間采用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接，因為三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗?？偠灾?，此工作機屬于小功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的標準化程度高，設計與維護及維修成本低；結(jié)構(gòu)較為簡單，傳動的效率比較高，適應工作條件能力強，可靠性高，能滿足設計任務中要求的設計條件及環(huán)境。7 電動機的選擇3.1 電動機功率的確定1) 工作機各傳動部件的傳動效率及總效率：查《機械設計課程設計指導書》表 9.2 可知蝸桿傳動的傳動比為：；40~1i?蝸 桿又根據(jù)《機械設計基礎》表 4-2 可知蝸桿頭數(shù)為 ，由表 4-4 可知蝸2Z1?桿傳動的總效率為： 82.0~75.??蝸 桿查《機械設計課程設計指導書》表 9.1 可知各傳動部件的效率分別為：； 9聯(lián) 軸 器；)(70一 對軸 承 ?.~4.?卷 筒工作機的總效率為： 74.0~65.22 ?????卷 筒軸 承蝸 輪 蝸 桿聯(lián) 軸 器總2) 電動機的功率： kwFvPw45.310所以電動機所需工作效率為： kwd .65.minax??總?3.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速1) 傳動裝置的傳動比的確定：查《機械設計課程設計指導書》書中表 9.2 得各級齒輪傳動比如下：40~1?蝸 桿i理論總傳動比： 蝸 桿總 i2) 電動機的轉(zhuǎn)速：卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速： min/3.570.16106rDvn??????滾 筒所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： i/29~3.57)4~(. rid?總滾 筒根據(jù)上面所算得的原動機的功率與轉(zhuǎn)速范圍，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min 和 1500 r/min 三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為 1000 r/min的電動機。其主要功能表如下：電動機型號 額定功率 kW 滿載轉(zhuǎn)速/r/min 起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.5 960 2.0 2.07 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算4.1 各軸的轉(zhuǎn)速計算1) 實際總傳動比及各級傳動比的他配：由于是蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。則總傳動比 : ?i75.163.90niwm?所以取 17i?總2) 各軸的轉(zhuǎn)速：第一軸轉(zhuǎn)速： r/min960n1第二軸轉(zhuǎn)速： r/min5.61790n2?總4.2 各軸的輸入功率第一軸功率： kW25.9.03Pd01d1 ???聯(lián) 軸 器?第二軸功率： 482522?蝸 桿第三軸功率： k03.49.7.3d3 ???聯(lián) 軸 器軸 承4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩： mN12.596015.nP105.9T4md6d ???第一軸轉(zhuǎn)矩： 0. 46161 ?????第二軸轉(zhuǎn)矩： N10.752405.9nP05.9T56262 ???第三軸轉(zhuǎn)矩： m8.3.1.1. 56w363 ?????將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表：軸 名 功率 P/kW轉(zhuǎn)矩/TNm?轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比 i效率?電機軸 5.3 45.2710?96/inr1 1第一軸 5.25 ./i1 0.99第二軸 4.2 57106.nr17 0.80卷筒軸 4.03 6.8?/mi1 0.957 蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計算5.1 傳動參數(shù)蝸桿輸入功率 P=5.3 kW，蝸桿轉(zhuǎn)速 ，蝸輪轉(zhuǎn)速min/r960n1?，理論傳動比 i=16.75，實際傳動比 i=17，蝸桿頭數(shù) ，蝸min/r5.6n2? 2Z1?輪齒數(shù)為 ，蝸輪轉(zhuǎn)速34217 Zi2?? min/r5.61790in2?5.2 蝸輪蝸桿材料及強度計算減速器的為閉式傳動，蝸桿選用材料 45 鋼經(jīng)表面淬火，齒面硬度 45 HRC,蝸輪緣選用材料 ZCuSn10Pb1,砂型鑄造。蝸輪材料的許用接觸應力，由《機械設計基礎》表 4-5 可知, =180MPa.??H?估取嚙合效率： 10.8??蝸輪軸轉(zhuǎn)矩：6651225.2089.59. 7.1mnPT N????載荷系數(shù)：載荷平穩(wěn)，蝸輪轉(zhuǎn)速不高，取 K=1.1.計算 值 21md??2212480dHKTZ????????=253.7m31????= 3480m模數(shù)及蝸桿分度圓直徑由《機械設計基礎》表 4-1 取標準值，分別為：模數(shù) m=8 mm蝸桿分度圓直徑 1d80?5.3 計算相對滑動速度與傳動效率蝸桿導程角 1mz82=arctnarct1.3d0????蝸桿分度圓的圓周速度 11 96/s4.2m/s60????相對活動速度 1s4.02.98m/scos3?????當量摩擦角 取 v.5???驗算嚙合效率 （與初取值相近） 。????1vtantan1.308125???????傳動總效率 （在表 4-4 所列范圍內(nèi)） 。10.96.08.7?總5.4 確定主要集合尺寸蝸輪分度圓直徑： 12dmz83472??中心距 12016ma??5.5 熱平衡計算環(huán)境溫度 取 0tC?工作溫度 取 7??傳熱系數(shù) 取 ??2tk13/mW??需要的散熱面積 ????1 22t05.0.781.94mk3PA???????5.6 蝸桿傳動的幾何尺寸計算名 稱 公式說明及結(jié)果齒 距 齒 頂 高 頂 隙 齒 根 高 齒 高 蝸桿分度圓直徑蝸桿齒頂圓直徑 蝸桿齒根圓直徑蝸 桿 導 程 角蝸 桿 齒 寬 蝸輪分度圓直徑蝸輪 喉圓 直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪 外圓 直徑蝸輪咽喉母圓半徑蝸 輪 螺 旋 角蝸 輪 齒 寬中 心 距名 稱 ??180dm???1280296aahdm????1.4.0.8ff???所以 ??1tan0.28mzd???1.3??? ??12.51.584.76b m????????2347z????283428aadhmz???25.ff m????1.527.824ead????263grm???，與蝸桿螺旋線方向相同1.3?????210.7.967.2abd????28034176mzm????公式說明及結(jié)果7 軸的設計計算及校核6.1 輸出軸的設計6.1.1 選擇軸的材料及熱處理考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩，其傳遞的功率不大，對其重量和尺寸無特殊要求，故選擇常用的 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.1.2 初算軸的最小直徑已知軸的輸入功率為 5.25kW，轉(zhuǎn)速為 960 r/min.根據(jù)《機械設計基礎》表 7-4 可知，C 值在 106~118 間。所以輸出軸的最小直徑：3315.280.896PDmn??但是，由于軸上有 1 個鍵槽，計入鍵槽的影響： ??min20.%21.4?已知輸出軸的輸入功率為 4.2kW，轉(zhuǎn)速為 56.5r/min，則輸出軸的最小直徑： 3324.2189.65PDCmn??由于軸上由 2 個鍵槽，故 ??min49.67%.?已知卷筒軸的輸入功率為 4.03kW,轉(zhuǎn)速為 56.5r/min，則卷筒軸的最小直徑為 334.018.956PDCmn??6.1.3 聯(lián)軸器的選擇1) 載荷計算已知蝸桿軸名義轉(zhuǎn)矩為 45.210N??由于蝸桿減速器的載荷較平穩(wěn)，按轉(zhuǎn)矩變化小考慮，取工作情況系數(shù)k=1.3。蝸桿軸計算轉(zhuǎn)矩： 441.352106.8cTkNm?????已知蝸輪軸名義轉(zhuǎn)矩為 ; 卷筒軸計算轉(zhuǎn)矩為57.?所以蝸輪軸計算轉(zhuǎn)矩：56.820Nm?? 5521.309.231cTkNm?????卷筒軸計算轉(zhuǎn)矩： 553.68.7c ?2) 選擇聯(lián)軸器的型號查《機械設計課程設計指導書》表 14.2 可知，電動機軸的直徑 ，38Dm?軸長 ；蝸桿軸直徑 。80Em?21.4dm?查《機械設計課程設計指導書》表 13.1 可知，蝸桿軸的輸入端選用 LH3 型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器標記 LH3 聯(lián)軸器 GB/T 5014138206J?公稱轉(zhuǎn)矩 63nTNm??許用轉(zhuǎn)速 ??50/minnr?查《機械設計課程設計指導書》表 13.1 可知，蝸輪軸的輸出端選用 LH4型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器標記 LH4 聯(lián)軸器 GB/T 5014152084J?公稱轉(zhuǎn)矩 25nTNm??許用轉(zhuǎn)速 ??40/inr6.1.4 軸承的選擇及校核1) 初選輸入軸的軸承型號據(jù)已知工作條件和輸入軸的軸頸，由《機械設計基礎》附表 8-5 初選軸承型號為圓錐滾子軸承 30208（一對） ，其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。據(jù)已知工作條件和輸出軸的軸頸，由《機械設計基礎》附表 8-5 初選軸承型號為圓錐滾子軸承 30214（一對） ，其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm?；绢~定動載荷 C=63000N計算系數(shù) e=0.37軸向載荷系數(shù) Y=1.62) 計算蝸桿軸的受力蝸桿軸的切向力 ，軸向力 和徑向力tFxrF蝸桿軸：41 225.01358t xTNd????蝸輪軸： 52 17.02t xFFd????2 1tan1tan90r rN???3) 計算軸承內(nèi)部軸向力軸承的內(nèi)部軸向力： 1 290542.6rs sFNFY????4) 計算軸承的軸向載荷軸承 2 的軸向載荷 由已知得， 與 方向相同，其和為1sx1 2594049sx sFNF????（軸承 2 為“壓緊”端） ，所以1Asx軸承 1 的軸向載荷 （軸承 1 為“放松”端）1594AsFN?5) 計算當量動載荷軸承 1 的載荷系數(shù) 根據(jù) ，由表 8-8 可知15940.31Ar eF??1,0XY?軸承 2 的載荷系數(shù) 根據(jù) 由表 8-8 可知249.310Ar e??220.4,1.6?軸承 1 的當量動載荷 1119PrArFXYFN??軸承 2 的當量動載荷 220.435.62451.PrA N????所以軸承的當量動載荷取 、 中較大者，所以1Fp45.N?6) 計算軸承實際壽命溫度系數(shù) 由《機械設計基礎》表 8-6 可知 1.0tf?載荷系數(shù) 由《機械設計基礎》表 8-7 可知 5p壽命指數(shù) 滾子軸承 103??軸承實際壽命 hL610thpPfCnF????????1063091.542.h??????28h?軸承預期壽命 0361520hLh??結(jié)論 由于 軸承 30208 滿足要求0h?6.2 軸的結(jié)構(gòu)設計6.2.1 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)造型如下：6.2.2 蝸桿軸的徑向尺寸的確定從聯(lián)軸段 開始逐漸選取軸段直徑， 起固定作用，定位軸肩高130dm?2d度 ，故 。該??0.7~.2a????21130.736.2dam?????直徑處安裝密封氈圈，標準直徑，應取 ； 與軸承的內(nèi)徑相配合，238dm?3d為便與軸承的安裝，取 ，選定軸承型號為 30208， 與蝸輪相配合，340d?4取蝸桿的齒根圓直徑 ，按標準直徑系列，取 ； 與16.f 63m?6d軸承的內(nèi)徑配合，與 相同，故取 ； 起定位作用，定位軸肩3340dm?5d高度 故 ，取??60.7~.2adm????5662.714.2a???。548dm?6.2.3 蝸桿軸的軸向尺寸的確定聯(lián)軸段取 ；軸肩段取 ；與軸承配合的軸段長度，查軸160L?214Lm?承寬度為 18mm；左軸承到蝸桿齒寬 ；蝸桿齒寬35041Lb?即 ，取 ；??21.58Zm????4.83.76??20m蝸桿齒寬右面到右軸承間的軸環(huán)與左面相同取 ；與右軸承配合的50軸段長度，查軸承寬度為 18mm；軸的總長為 320mm。6.2.4 蝸輪軸的結(jié)構(gòu)造型如下：輸出軸的彎矩和轉(zhuǎn)矩6.2.5 蝸輪軸的軸上零件的定位、固定和裝配單級減速器中，可將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸固定，軸向固定靠平鍵和過渡配合。兩軸承分別一軸肩和套筒定位，軸向則采用過渡配合或過盈配合固定。聯(lián)軸器以軸肩軸向定位，右面用軸端擋圈軸向固定，鍵聯(lián)接作軸向固定。軸做成階梯形，左軸承從左面裝入，蝸輪、套筒、右軸承和聯(lián)軸器依次從右面裝到軸上。6.2.6 蝸輪軸的徑向尺寸的確定從左軸承段與軸承的內(nèi)徑相配合，為便與軸承的安裝取 ，選定軸170dm?承型號為 30214 開始逐漸選取軸段直徑， 起固定作用，定位軸肩高度2d，該直徑處安裝密封氈圈，標準直徑，應取??10.7~.2adm??； 與蝸輪孔徑相配合，取蝸輪的內(nèi)徑 ，按標準直徑系列，25d?3 370m?取 ； 與軸承的內(nèi)徑配合，與 相同，故取 ；聯(lián)軸35 d536d段 ； 起定位作用，定位軸肩高度故取 ；6m4d56.2.7 蝸輪軸的軸向尺寸的確定左面與軸承配合的軸段長度 ，查軸承寬度為 ；左軸承到蝸輪1L124Lm?齒寬間的套筒取 ；蝸輪齒寬 ，故取 ；蝸輪齒23L?367.370寬右面到右軸承間的軸環(huán)與左面相同取 ；與右軸承配合的軸段長度，4查軸承寬度為 24mm；右軸肩段 ，聯(lián)軸段 ，故軸的總長為51Lm?684Lm?280mm。6.2.8 蝸輪的強度校核已知蝸輪的切向力 215txFN??蝸輪的徑向力 2190rr蝸輪軸向力 235xFN?求水平面支反力：25160.tAHBFN??水平面彎矩：3.824CHAMLm??垂直面支反力，由 ,即0A??，得20rxBVdF???227198350596rBVLN????在鉛垂方向上，由 ，即 ,得0F?2rAVF??0591AVBr N垂直面彎矩2827CVAMFLm????`10591640BN根據(jù)合成彎矩 得2HV??C 截面左側(cè)彎矩 22CHCVM08417097Nm????C 截面右側(cè)彎矩 `2`2CHCV0841670589N????轉(zhuǎn)矩 T225tdFm??當量彎矩 eM由當量彎矩圖和軸的結(jié)構(gòu)圖可知，C 和 D 處都有可能是危險截面，應分別計算其當量彎矩，此處可將軸的鈕切應力視為脈動循環(huán)，取 ，則0.6a?C 截面左側(cè)當量彎矩 ??22CeMaT???2097.61053Nm???C 截面右側(cè)當量彎矩 ``258CeNm??所以 C 截面處當量彎矩在以上兩數(shù)值中取較大者，即 26589CeM??D 截面彎矩 32610.5473DHAMFLN????9V mD 截面合成彎矩 22DHDV??174351769N??D 截面當量彎矩 ??22DedMaT??17690571963Nm??求危險截面處軸的計算直徑許用應力，軸的材料用 45 鋼，由《機械設計基礎》表 7-1 可知，??160WMPa???C 截面直徑計算 ??33126589.40.0.CeCWdm?????D 截面直徑計算 ??33179654.30.0.DeWMd????經(jīng)與結(jié)構(gòu)設計圖比較，C 截面和 D 截面的計算直徑分別小于其結(jié)構(gòu)設計確定的直徑，故軸的強度足夠。7 鍵連接設計計算7.1 蝸桿聯(lián)接鍵鍵的選擇和參數(shù)選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計課程設計指導書》表 11.27 查得d=30mm 時。應選用鍵 GB/T1096840A?轉(zhuǎn) 矩 45.210Nm??鍵長 L?接觸長度 1408lLb??'132l許用擠壓應力 校 核??P?查《機械設計基礎》表 2-12 鍵連接鋼的許用擠壓應力為 ??12PMa?4'45.037PTdhl???3.7?MPaP07.?????故滿足要求7.2 蝸輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數(shù)選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計課程設計指導書》表 11.27 查得 d=55時。應選用鍵 GB/T1096162A?轉(zhuǎn) 矩 56.810Nm??鍵長 L2?接觸長度 1216lLb??'196l許用擠壓應力 校 核??P?查《機械設計基礎》表 2-12 鍵連接鋼的許用擠壓應力為 ??120PMa??5'47.96Tdhl?26.a? MPaP4.26??故滿足要???求7.3 蝸輪軸鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數(shù)選擇普通平鍵，圓頭。由《機械設計課程設計指導書》表 11.27 查得 d=55時。應選用鍵 GB/T1096162A?轉(zhuǎn) 矩 57.10Nm??鍵長 L84?接觸長度 18416lLb??'16l許用擠壓應力 校 核??P?查《機械設計基礎》表 2-12 鍵連接鋼的許用擠壓應力為 ??20PMa??5'47.12068PTdhl???3.9MPaP29.37??故滿足要???求8 箱體的設計計算8.1 箱體的構(gòu)形式和材料采用下置剖分式蝸桿減速器（由于 V=5m/s）鑄造箱體，材料 HT150。8.2 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關系名稱 減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=11mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=10mm箱座凸緣厚度 b1，箱蓋凸緣厚度 b，箱座底凸緣厚度 b2b=1.5δ=16mm b1=1.5δ1=15mmb2=2.5δ=28mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=19mm n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14mm箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=10mm 螺栓間距 150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=9mm 螺釘數(shù)目 4檢查孔蓋螺釘直徑 d4=6mmDf，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D1=80mm D2=125mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結(jié)構(gòu)確定箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內(nèi)壁間距離12mm蝸輪輪轂端面與箱內(nèi)壁距離 10mm9 螺栓等相關標準的選擇本部分含螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇墊圈，墊片的選擇，具體內(nèi)容如下：9.1 螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響選用螺栓 GB5782-86 M10*35 數(shù)量為 3 個M12*100 數(shù)量為 6 個螺母 GB6170-86 M10 數(shù)量為 2 個M10 數(shù)量為 6 個螺釘 GB5782-86 , M6*20 數(shù)量為 2 個M8*25 數(shù)量為 24 個M6*16 數(shù)量為 12 個*（參考裝配圖）M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*169.2 銷，墊圈墊片的選擇選用銷 GB117-86，B8*30， 數(shù)量為 2 個選用墊圈 GB93-87 數(shù)量為 8 個選用止動墊片 1 個選用石棉橡膠墊片 2 個選用 08F 調(diào)整墊片 4 個*（參考裝配圖）GB117-86B8*30GB93-87止動墊片石棉橡膠墊片08F 調(diào)整墊片有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖10 減速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明在以上設計選擇的基礎上，對該減速器的結(jié)構(gòu)，減速器箱體的結(jié)構(gòu)，軸承端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸，減速器的潤滑與密封，減速器的附件作一簡要的闡述。10.1 減速器的結(jié)構(gòu)本課題所設計的減速器，其基本結(jié)構(gòu)設計是在參照裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿） ，軸和軸承，聯(lián)結(jié)零件（鍵，銷，螺栓，螺母等） 。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結(jié)構(gòu)，由 I 箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封住；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內(nèi)油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內(nèi)腔，在箱體底部設有放汕螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速氣用地腳螺栓固定在機架或地基上。 （具體結(jié)構(gòu)詳見裝配圖）10.2 減速箱體的結(jié)構(gòu)該減速器箱體采用鑄造的剖分式結(jié)構(gòu)形式具體結(jié)構(gòu)詳見裝配圖10.3 速器的潤滑與密封蝸輪傳動部分采用潤滑油，潤滑油的粘度為 118cSt（100°C）查表10.6《機械設計課程設計指導書》 潤滑油 118Cst軸承部分采用脂潤滑，潤滑脂的牌號為 ZL-2 查表 10.7《設計課程設計指導書》 潤滑脂 ZL-210.4 減速器附件簡要說明該減速器的附件含窺視孔，窺視孔蓋，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)及裝配詳見裝配圖。參考文獻【1】宋寶玉.機械設計課程設計指導書.北京:高等教育出版社，2006.8【2】李秀珍.機械設計基礎(少學時).北京：機械工業(yè)出版社，2005.1