機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計蝸輪蝸桿傳動.doc

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目 錄 第一章 總論 - 2 - 一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計的內(nèi)容 - 2 - 二、設(shè)計任務(wù) - 2 - 三、設(shè)計要求 - 3 - 第二章 機(jī)械傳動裝置總體設(shè)計 - 3 - 一、電動機(jī)的選擇 - 4 - 二、傳動比及其分配 - 4 - 三、校核轉(zhuǎn)速 - 5 - 四、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 - 一、蝸輪蝸桿材料及類型選擇 - 6 - 二、設(shè)計計算 - 6 - 第四章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 - 10 - 一、安裝蝸輪的軸設(shè)計計算 - 10 - 二、蝸桿軸設(shè)計計算 - 15 - 第五章 滾動軸承計算 - 17 - 一、安裝蝸輪的軸的軸承計算 - 18 - 二、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 潤滑及密封說明 - 20 - 第九章 拆裝和調(diào)整的說明 - 20 - 第十章 減速箱體的附件說明 - 20 - 課程設(shè)計小結(jié) - 21 - 參考文獻(xiàn) - 22 - 第一章 總論 一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計的內(nèi)容 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計包括以下內(nèi)容： 1.傳動方案的分析與選擇； 2.電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)的計算； 3.傳動件設(shè)計； 4.軸的設(shè)計； 5.軸承及其組合部件設(shè)計； 6.鍵和聯(lián)軸器的選擇及其校核； 7.箱體，潤滑機(jī)器和附件設(shè)計； 8.裝配圖的設(shè)計及繪制； 9.零件圖的設(shè)計及繪制； 10.編寫設(shè)計說明書。 二、設(shè)計任務(wù) 1、設(shè)計題目 設(shè)計用于帶速傳輸機(jī)的傳動裝置。 2、工作原理及已知條件 工作原理:工作傳動裝置如下圖所示： 1-電動機(jī) 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 3、設(shè)計數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F=3200N 運輸帶工作速度v=0.85m/s 卷筒直徑D=410mm 工作條件：運輸機(jī)使用期5年、兩班制工作、單向運轉(zhuǎn)、工作平穩(wěn)、運輸帶速度允許誤差 5%、減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。 4、傳動裝置方案：蝸輪蝸桿傳動 三、設(shè)計要求 1、設(shè)計說明書 1份【7000～9000字,按標(biāo)準(zhǔn)格式書寫（電子版）】 2、減速器裝配圖草圖 1張【A1圖，手工繪圖,坐標(biāo)紙】 3、減速器裝配圖 1張【A1圖，電腦繪圖】 4、任一軸零件圖 1張【A3圖，手工繪圖】 5、任一齒輪零件圖 1張【A3圖，手工繪圖】 第二章 機(jī)械傳動裝置總體設(shè)計 機(jī)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(jī)的選擇、傳動比的分配及計算、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)。 一、電動機(jī)的選擇 根據(jù)工作機(jī)的負(fù)荷、特性和工作環(huán)境，選擇電動機(jī)的類型、結(jié)構(gòu)形式和轉(zhuǎn)速，計算電動機(jī)功率，最后確定電動機(jī)型號。 1、選擇電動機(jī)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(jī)。 2、選擇電動機(jī)容量 （1）工作機(jī)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=0.99； 單線蝸桿與蝸輪的傳動效率=0.75； 運輸機(jī)驅(qū)動軸一對滾動軸承的效率 =0.99； 凸緣聯(lián)軸器的傳動效率=0.99 所以減速機(jī)構(gòu)的總效率 =0.990.750.9920.99=0.7203 （2）選擇電動機(jī)的功率 所選電動機(jī)的額定功率應(yīng)該等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(jī)的正常工作，或使電動機(jī)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。 ①帶式運輸機(jī)所需的功率: Pw=Fv／1000 w=32000.85／10001=2.72kW（其中w為工作機(jī)傳動效率且w =1）； ②初步估計電動機(jī)額定功率P： 所需電機(jī)輸出的功率Pd= Pw / =2.72/0.72=3.78kW； ③查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》表2.1，選取Y112M-4電動機(jī),主要參數(shù)如下： 額定功率P=4kw 滿載轉(zhuǎn)速nm=1440 r/min 電機(jī)軸伸出端直徑：28mm 伸出端安裝長度：60mm 二、傳動比及其分配 1、查《機(jī)械設(shè)計》書中得各級齒輪傳動比如下：； 理論總傳動比：； 運輸機(jī)驅(qū)動滾筒轉(zhuǎn)速nw===39.62r/min； 根據(jù)初選電機(jī)轉(zhuǎn)速nm=1440 r/min，計算總傳動比i＇=nm/nw=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蝸桿傳動比。 2、查《機(jī)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==36。 三、校核轉(zhuǎn)速 滾筒的實際轉(zhuǎn)速nw＇= nm/i =1440/36=40。 轉(zhuǎn)速誤差Δnw= ==0.97%<5%，符合要求。 四、傳動裝置各參數(shù)的計算 1、各軸功率計算 蝸桿輸入功率：P1=P=40.99=3.96kW 蝸輪輸出功率：P2= P1= P=2.97kW 滾筒軸的傳遞功率：P3= P2=2.970.990.99=2.91kW 2、各軸轉(zhuǎn)速計算 由于蝸桿是通過聯(lián)軸器與電機(jī)伸出軸連接在一起，故蝸桿轉(zhuǎn)速等于電機(jī)轉(zhuǎn)速即n1=nm=1440 r/min； 渦輪軸的轉(zhuǎn)速n2=n1/i=1440/36=40 r/min; 滾筒軸轉(zhuǎn)速n3=n2=40 r/min。 3、各軸轉(zhuǎn)矩計算 蝸桿傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9550P1/n1=26.26 Nm 蝸輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=9550P2/n2=709.09 Nm 滾筒軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=694.76 Nm 第三章 傳動零件—蝸桿蝸輪傳動的設(shè)計計算 傳動裝置中傳動零件的參數(shù)、尺寸和結(jié)構(gòu)，對其他零部、件的設(shè)計起決定性的作用，因此，應(yīng)首先設(shè)計計算傳動零件。當(dāng)減速器有傳動件時，應(yīng)先設(shè)計減速器外的傳動零件。 一、蝸輪蝸桿材料及類型選擇 1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，選用漸開線蝸桿(ZI)。 2、選擇材料 考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵（HT100）制造。 二、設(shè)計計算 1、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計算，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由《機(jī)械設(shè)計》根據(jù)式子：m2d≥KT2 （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)=1，由《機(jī)械設(shè)計》表11-5選取使用系數(shù)=1，由于轉(zhuǎn)速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù)=1.1，則 K==11.051≈1.1 （2）確定彈性影響系數(shù) 因為選用的是錫磷青銅（ZCuSn10P1）的蝸輪和45剛蝸桿相配，故 （3）確定許用接觸應(yīng)力[]H 根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，可從《機(jī)械設(shè)計》表11-7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268 MPa。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60=60140（165365）=7.008，壽命系數(shù) =0.784 ，則==0.784268=210.1 MPa （4）計算m2d 由于z2=36，T2=709.09 Nm=709.09103 Nmm，故 m2d≥KT2=1.1709.09103=3144.33 mm3 因z1=1，故從《機(jī)械設(shè)計》表11-2中查取模數(shù)m=6.3 mm,蝸桿分度圓直徑d1=112mm。 2、蝸桿與蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸 (1)中心距 a= ==169.4 (2)蝸桿： 軸向齒距Pa=πm=3.146.3=19.78 mm； 直徑系數(shù)q==17.78； 齒頂圓直徑=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+216.3=124.6 mm； 齒根圓直徑=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2（16.3+1.6）=47.88mm； 分度圓導(dǎo)程角=arctan=3.22（右旋）；軸向齒厚sa=πm=9.89 mm。 (3)蝸輪： 蝸輪齒數(shù)：=36； 變位系數(shù)=0； 螺旋角：30.96（右旋） 蝸輪分度圓直徑：=226.8 mm； 蝸輪喉圓直徑：=+=239.4 mm； 蝸輪齒根圓直徑：=+=211 mm； 蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=169.4-239.4=49.7 mm； 蝸輪輪緣寬度：B=(0.67~0.7)=(83.48~87.22)mm,取B=85 mm。 3、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù)==36.173 根據(jù)=0，=36.173，從《機(jī)械設(shè)計》圖11-17中可查得齒形系數(shù)2.44 螺旋系數(shù)==0.977 許用彎曲應(yīng)力 = 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56 MPa 壽命系數(shù) ==560.624=34.92 MPa 所以==≤56 MPa 即<,彎曲強(qiáng)度校核滿足要求。 4、驗算效率 已知=3.22，=，與相對滑移速度有關(guān)， m/s 從《機(jī)械設(shè)計》表11-18中用插值法查得=0.0175，=1代入上式得 ≈(0.7239~0.732)大于原估計值0.7203，因此不用重算,且進(jìn)一步驗證了電機(jī)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(jī)械減速器。從GB/10089-1988中，蝸輪圓周速度=n2πd2/60=0.47 m/s<1.5 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(biāo)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： 齒面 頂圓 蝸桿 6.3, 3.2 6.3, 3.2 蝸輪 6.3, 3.2 12.5， 6.3 查《課程設(shè)計》表3.69得： 蝸桿軸向齒距極限偏差fpx=25μm； 蝸桿軸向齒距累積公差fpxl=48μm； 蝸桿齒形公差ff1=45μm； 查《課程設(shè)計》表3.70得： 蝸桿齒槽徑向跳動公差fr=40μm； 查《課程設(shè)計》表3.70得： 蝸輪齒距極限偏差fpt=40μm； 蝸輪齒形公差ff2=36μm。 6、熱平衡計算 (1)估算散熱面積S S= (2)驗算油的工作溫度 室溫，通常取。 散熱系數(shù)=8.15~17.45：取=17.5 W/(㎡℃)； 嚙合效率；軸承效率0.98~0.99，取軸承效率 2=0.99；攪油效率0.94~0.99，攪油效率3=0.98； =123=0.880.990.98=0.85 56.77℃＜80℃油溫未超過限度 7、主要設(shè)計結(jié)論 蝸桿 蝸輪 分度圓直徑(mm) d1=112 d2=226.8 齒頂圓直徑(mm) da1=124.6 da2=239.4 齒根圓直徑(mm) df1=96.2 df2=211 頭數(shù)(齒數(shù)) z1=1 z2=36 中心距(mm) a=169.4 齒頂高(mm) ha=6.3 齒根高(mm) hf=7.9 全齒高(mm) h=14.2 齒形角 α=20 模數(shù)(mm) m=6.3 齒寬(mm) b1≥101.38 B2=85 蝸輪蝸桿均為9級精度、右旋，蝸桿直徑系數(shù)q=17.78，蝸輪變位系數(shù)X2=0。 第四章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 軸是非標(biāo)準(zhǔn)零件，它沒有固定的、一層不變的結(jié)構(gòu)形式。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計就是根據(jù)具體的工作條件，確定出軸的合理結(jié)構(gòu)和結(jié)構(gòu)尺寸。 一、安裝蝸輪的軸設(shè)計計算 1、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》式15-3，取A。=110，于是得。 由于軸上要有鍵槽，故取=50mm,查《課程設(shè)計》表6.8，選聯(lián)軸器型號為HL4的彈性聯(lián)軸器，孔直徑D=50，軸孔長l=84mm。 2、求作用在蝸輪上的力 已知蝸輪的分度圓直徑為=226.8mm，所以得 ==， ， 。 3、蝸輪軸的設(shè)計 蝸輪軸草圖 ① 確定各段直徑和長度 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅶ-Ⅷ安裝聯(lián)軸器，其左端要制成一軸肩，Ⅵ-Ⅶ段安裝軸承端蓋，采用氈油封，故Ⅶ-Ⅷ段直徑為d1=50mm，l1應(yīng)比軸孔長l=84mm略短一些，故取l1=82mm，Ⅵ-Ⅶ段直徑為d2=58mm。 初選滾子軸承，因軸承同時承受徑向和軸向的力作用，故選圓錐滾子軸承，從《課程設(shè)計》表5.12中選軸承30312，其基本尺寸dDT=60mm130mm33.5mm，故d3=d7=60mm，而l7=33.5mm。 左端滾子軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，查表5.12得h=72-60=12mm，因此d6=72mm。軸承端蓋總寬度為16mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋與半聯(lián)軸器左端面的距離為L=30mm，故l2=16+30=46mm。 取安裝蝸輪處的軸段IV-V的直徑d4=65mm，蝸輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位，，為使套筒端面可靠的壓緊蝸輪，則此段長度應(yīng)略短于蝸輪寬度，故取l4=81mm，蝸輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07~0.1) d4，則取d5=75mm，寬度b≥1.4h，則l5=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l6=25+8-10=23mm，l3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。 I-II II-III III-IV IV-V V-VI Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 d7=60 d6=72 d5=75 d4=65 d3= 60 d2=58 d1=50 長度 l7=33.5 l6=23 l5=10 l4=81 l3=70.5 l2=46 l1=82 ②軸上零件的周向定位 為了保證良好的對中性，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,鍵槽用鍵槽銑刀加工，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；聯(lián)軸器與軸采用A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(biāo)準(zhǔn)軸的左端倒角均為2*45，右端倒角均為1.6*45。 ③求軸上的載荷 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖做出計算簡圖，簡支梁L=l3+l4+l5+l6+l7-226.5=165mm。分別對B、D在水平面和垂直面求彎矩和， == 可得到如下結(jié)果： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力(N) FNH1=3050.7 FNH2=3202.3N FNV1=1110.6 FNV2=1165.8 彎矩(N.mm) MH=257785 MV1=93845.7 MV2=26032.5 扭矩(N.mm) =274336 M2=259096 總彎矩(N.mm) T3=694763 由計算可以作出如下彎矩圖和扭矩圖 ④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(jìn)行校核，查《機(jī)械設(shè)計》表15-1和15-4， ===18.17≤強(qiáng)度夠 ⑤精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險截面 截面Ⅶ、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(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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(qiáng)度的影響來看，截面Ⅴ和Ⅳ處過盈處配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)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(qiáng)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) 彎矩M=M1=142849.5 N.mm 扭矩=694763 N.m 彎曲應(yīng)力==6.6 MPa 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=16.1 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理查《機(jī)械設(shè)計》表15-1得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按《機(jī)械設(shè)計》附表3-2查取，因， 查《機(jī)械設(shè)計》附表3-2得, 又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù) 由附圖3-2尺寸系數(shù)， 附圖3-4 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 又由附表3-1與表3-2的碳鋼的特性系數(shù) ??； ， 計算安全系數(shù) =5.59≥S＝1.5 故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的 同理算得截面右側(cè)＝7.53≥S＝1.5也安全 二、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.mm。 1、按扭矩初算軸最小直徑 選用45鋼調(diào)值，硬度為 查《機(jī)械設(shè)計》表15-3，取 2、求蝸桿的受力 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ① 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(zhǔn)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(jī)伸出端直徑為28mm，查表6.6選取YL5型凸緣聯(lián)軸器，軸孔長度l=62mm,故取d1=28mm，l1=58mm。Ⅱ-Ⅲ安裝端蓋，d2起固定作用，定位軸肩高度可在(0.07~0.1) d1范圍即取d2=33mm，軸承端蓋的總寬度為16mm，根據(jù)端蓋便于裝拆及添加潤滑脂，取其間間隙為30mm，則l2=30+16=46mm。Ⅲ-Ⅳ段安裝軸承，從表5.12中選取軸承30307，其基本尺寸為dDT=358022.75，故取d3=d7=35mm，l3=l7=22.75mm，可取d4=d6=d3+(0.07~0.1)d3=38mm；為使蝸桿蝸輪正確嚙合，可取l4略短于蝸輪寬度，可取l4=l6=80mm。d5為蝸桿齒頂圓直徑，d5=da1=124.6mm，l5為蝸桿軸向齒寬，l5=b≥101.38,取l5=105mm。 I-II II-III III-IV IV-V V-VI Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ 直徑 d1=28 d2=33 d3=35 d4=38 d5=124.6 d6=38 d7=35 長度 l1=58 l2=46 l3=22.75 l4=80 l5=105 l6=80 l7=22.75 ②求軸上的載荷并校核 根據(jù)結(jié)構(gòu)簡圖，簡支梁跨距l(xiāng)=l3+l4+l5+l6+l7-216.8=276.9mm， FNH1=FNH2=3126.5 N MH=432864 N.mm FNV1=FNV2=1138.2 N MV1=26133.5 N.mm MV2=92648.6 N.mm =433652 N.mm =442668 N.mm T=T1=26260 N.mm 可知，截面C為危險截面，故只需校核C截面，查《機(jī)械設(shè)計》表15-1和15-4，可得， ===16.19≤ 強(qiáng)度夠。 第五章 滾動軸承計算 在機(jī)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(jìn)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，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。 一、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： FrA==3247 N FrB==3408 N 派生力： FdB ==1002 N FdA ==955 N 外載軸向力：Fa=468.93 N 軸向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N FaB=FdB=1002 N 當(dāng)量載荷：由于=0.43>e =0.29292000 h 因此選用該軸承沒問題。 二、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： FrA==3327 N FrB==3327 N 派生力： FdB==875.53 N FdA==875.53 N 軸向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N FaB=FdB=875.53 N 當(dāng)量載荷：由于==0.37>e，所以X=0.4，Y=1.9 由于為一般載荷，則fp=1.2，故當(dāng)量載荷為： PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N 而Cr=75.2 kN，故軸承壽命 Lp===1405.6103 h>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(qiáng)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(jī)軸采用平鍵連接 根據(jù)軸徑d1=28mm，l1=58，可選用A型平鍵，由《機(jī)械設(shè)計》表6-1得：bhL=8744，即：鍵744GB/T1096-2003。 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應(yīng)力[σp]=100~120MPa，取其平均值110MPa。鍵的工作長度：l=L-b=44-8=32mm，鍵與聯(lián)軸器接觸高度k=0.5h=3.5mm，則 σp==15.63 MPa<[σp] 所以此鍵強(qiáng)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，l1=82，可選用A型平鍵，得：bhL=14970即：鍵970GB/T1096-2003。 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，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： σp==96.25 MPa<[σp] 所以此鍵強(qiáng)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，l4=81，可選用A型平鍵，得：bhL=181160，即：鍵1160GB/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，則： σp==94.45 MPa<[σp] 所以此鍵強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)化或規(guī)范化，在機(jī)械設(shè)計中，主要是根據(jù)使用條件及所傳遞扭矩大小來選擇其類型和尺寸。 在軸的設(shè)計當(dāng)中，已經(jīng)選擇了聯(lián)軸器，輸出軸選用HL4型彈性聯(lián)軸器，d=50mm，l=80mm；輸入軸上的聯(lián)軸器選用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，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；潤滑油使用50號機(jī)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。 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(jìn)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(jī)座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)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(jī)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(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進(jìn)行強(qiáng)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(qiáng)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(jī)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(rèn)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(jìn)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(qiáng)創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握了機(jī)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(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計手冊等相關(guān)設(shè)計資料的查閱，對自己進(jìn)行了一個全面的機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練。 在這個過程中，是在老師的講解下讓我對整個設(shè)計過程以及繪圖過程有了很好的了解，對我后面的整體的設(shè)計和繪圖的進(jìn)行有了很大的幫助，在此真誠的感謝戴老師！ 參考文獻(xiàn) [1]《機(jī)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(jī)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(jī)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