單級蝸桿減速器

. .0p湖 南 科 技 大 學(xué)課程設(shè)計報告課程設(shè)計名稱： 單級蝸桿減速器學(xué) 生 姓 名： 涂皓學(xué) 院： 機電工程學(xué)院專業(yè)及班級： 07級機械設(shè)計及其自動化1班學(xué) 號： 0703010109指導(dǎo)教師： 胡忠舉2010 年 6月17日摘要課程設(shè)計是機械設(shè)計課程重要的綜合性與實踐性相結(jié)合的教學(xué)環(huán)節(jié)，根本目的在于綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設(shè)計問題，進一步穩(wěn)固和加深所學(xué)的知識，同時通過實踐，增強創(chuàng)新意思和競爭意識，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。通過課程設(shè)計，繪圖以及運用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)，設(shè)計手冊等相關(guān)資料，進展全面的機械設(shè)計根本技能訓(xùn)練。減速器是在當(dāng)代社會有這舉足輕重的地位，應(yīng)用圍極其廣泛，因此，減速器的高質(zhì)量設(shè)計，可以表達(dá)出當(dāng)代大學(xué)生對社會環(huán)境的適應(yīng)及挑戰(zhàn)，從整體設(shè)計到裝配圖和零件圖的繪制，都可以讓參與設(shè)計的同學(xué)深深領(lǐng)悟到機器在如今社會的重要作用優(yōu)選. -目錄一、摘要二、傳動裝置總體設(shè)計1、傳動機構(gòu)整體設(shè)計2、電動機的選擇3、傳動比確實定4、計算傳動裝置的運動參數(shù)三、傳動零件的設(shè)計1、減速器傳動設(shè)計計算2、驗算效率3、精度等級公差和外表粗糙度確實定四、軸及軸承裝置設(shè)計1、輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2、蝸桿軸的設(shè)計3、渦輪軸的設(shè)計4、滾動軸承的選擇5、鍵連接及聯(lián)軸器的選擇五、機座箱體構(gòu)造尺寸及1、箱體的構(gòu)造尺寸2、減速器的六、蝸桿減速器的潤滑1、蝸桿的潤滑2、滾動軸承的潤滑七、蝸桿傳動的熱平衡計算1、熱平衡的驗算八、設(shè)計體會參考文獻(xiàn)一、傳動裝置總體設(shè)計1、傳動機構(gòu)整體設(shè)計根據(jù)要求設(shè)計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器帶式運輸機。(如圖右圖所示) 根據(jù)生產(chǎn)設(shè)計要求可知，該蝸桿的圓周速度V45m/s，所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見如圖以下圖所示，采用此布置構(gòu)造，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復(fù)合作用，為防止軸外伸段箱潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱，在軸承蓋中裝有密封元件。 該減速器的構(gòu)造包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等、以及其他標(biāo)準(zhǔn)件等?？倐鲃颖龋篿=27 Z1=2 Z2=54為了確定傳動方案先初選卷筒直徑：D=380mm運輸帶速度：V=1m/s卷筒轉(zhuǎn)速=60×1000v/(D)= 60×1000×1/(×380)r/min=50.28 r/min 而i=27，并且=， 所以有=i=27×50.28=1357.6 r/min選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min的電動機。=53.33r/min由=60×1000v/(D)可得D345mm2、選擇電動機1選擇電動機類型按工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機. 2選擇電動機容量 工作機要求的電動機輸出功率為： 其中 那么 由電動機至運輸帶的傳動總效率為：式中，查機械設(shè)計手冊可得 聯(lián)軸器效率=0.99滾動軸承效率=0.98雙頭蝸桿效率=0.8 轉(zhuǎn)油潤滑效率=0.96 卷筒效率=0.96那么68.0%初選運輸帶有效拉力：F=5280N從而可得：=7.45kw7.5kw電動機型號表一方案電動機型號額定功率Ped kw電動機轉(zhuǎn)速 r/min額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S2-27.5300029002.02Y132S2-47.5150014402.23Y160M-67.510009602.04Y160L-87.57507202.03確定電動機轉(zhuǎn)速有前面可知電機的滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min從而可以選取Y132S2-4 以下是其詳細(xì)參數(shù)Y132S2-4的主要性能參數(shù)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速n/(r)滿載轉(zhuǎn)速n/(r)電動機總重/N啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩7.5150014402.22.33、 傳動比確實定由前面可知總傳動比 i總=i=274、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1各軸轉(zhuǎn)速 蝸桿軸 n1=1440r/min 齒輪軸 n2=1440/26=53.33 r/min 卷筒軸 n3= n2=53.33r/min 2各軸的輸入功率蝸桿軸 p1= =7.23kw齒輪軸 p2=p1=5.44kw卷筒軸 p3=p2=5.28kw(3) 各軸的轉(zhuǎn)矩 電機輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm蝸桿輸入轉(zhuǎn)矩=49.4×0.99×0.98 Nm =47.94Nm蝸輪輸入轉(zhuǎn)矩=i=47.94×26×0.98×0.8×0.96Nm =938.1 Nm卷筒輸入轉(zhuǎn)矩=938.1×0.99×0.98 Nm=910.2Nm將以上算得的運動和動力參數(shù)列于表2-2 表2-2類型功率Pkw轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)矩TN·m傳動比i效率電動機軸7.45144049.4蝸桿軸7.23144047.940.68蝸輪軸5.4455.38938.127傳動滾筒軸5.2855.38910.2三、傳動零件的設(shè)計1、減速器傳動設(shè)計計算1選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿ZI。 2選擇材料蝸桿：根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用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4555HRC。 因而蝸輪用鑄錫磷青銅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45號鋼制造。(3) 按齒面接觸疲勞強度進展設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)那么，先按齒面接觸疲勞強度進展設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由手冊知傳動中心距 確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距由前面可知=938.1 Nm確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)=1;由機械設(shè)計手冊取使用系數(shù)=1.15由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)=1.2;K=1.38確定彈性影響系數(shù)因用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160確定接觸系數(shù)假設(shè)蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a =0.32,從而可查得=3.1確定許用接觸應(yīng)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,可從手冊中查得蝸輪的根本許用應(yīng)力=268應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60j=60×1××50000=1.66×壽命系數(shù) = =0.704那么 =0.704×268=188.6計算中心距 mm=207.7mm取中心距a=250mm,i=27,完全滿足要求，取模數(shù)m=8，蝸桿分度圓直徑d1=80mm。這時d1/a=0.32，因此以上計算結(jié)果可用。蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù)蝸桿 軸向齒距pa=zm=25.12mm直徑系數(shù)q=d1/m=10 齒頂圓直徑da1=d1+2m=80+2×1×5mm=96mm齒根圓直徑df1=d1-= d1-2 m (+)=80-2×8×(1+0.2)mm=60.8mm導(dǎo)程角 =1831 蝸桿軸向齒厚Sa=0.5m=0.5×3.14×8mm=12.56mm蝸輪 蝸輪齒數(shù)=52變位系數(shù)= +0.25驗證傳動比 i=/=52/2=26(允許) 分度圓直徑=m=8×52mm=416mm齒頂圓直徑da2=+2ha2=416+2×8×1.25mm=436mm齒根圓直徑df2=-=416-2×8×1mm=400mm蝸輪咽喉母圓半徑Y(jié)g2=a-0.5da2=250-218mm=32mm校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) =55.15由= +0.25，=55.15，查機械設(shè)計手冊可得齒形系數(shù)=2.2螺旋角系數(shù) =1-=1-=0.9192許用彎曲應(yīng)力 =從手冊中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根本許用彎曲應(yīng)力 =56壽命系數(shù) =0.590= =0.590×56=33.0彎曲強度是滿足的。 2、驗算效率=1831=，；與相對滑動速度有關(guān)=6.15m/s查表可得 =0.025，代入式中可得90.1% 大于原估計值，因此不用重算。3、精度等級工查核外表粗糙度確實定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8經(jīng)濟精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f,GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差工程及外表粗糙度。四、 軸及軸承裝置的設(shè)計圖4-11、求輸出軸上的功率P,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面可知：1蝸桿軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩P1 = Pr=7.28kw n1=1440r/minT1=47.94N .m2蝸輪軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩P2 =5.4kwn2=55.38r/minT2=938.1N·m3傳動滾筒軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩P3 =5.28kwn3=55.38r/minT3=910.2N·m2、蝸桿軸1軸的設(shè)計 1選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) 2初定跨距 軸的布置如圖4-1 圖4.2初取軸承寬度分別為n1=n2=30mm 。 為提高蝸桿軸的剛度，應(yīng)盡量縮小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2 公式計算 L1=(0.91.1)416=392.4479.6mm取 L1=400mm蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取s1=k1=200mm3軸的受力分析 =(11+0.08)m=(11+0.08×52)×8mm=121.28mm取=124mm=80mm軸的受力分析圖 圖4.3X-Y平面受力分析圖4.4X-Z平面受力圖：圖4.5其中Ma=水平面彎矩圖4.6垂直面彎矩圖4.7合成彎矩=231153N·mm圖4.8當(dāng)量彎矩T/N·mm圖4.9(4)軸的初步設(shè)計第三強度理論為為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)，那么計算應(yīng)力為：對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力為:扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：從而可得：由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得=0.3，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：軸的計算應(yīng)力，MPa; M軸所受的彎矩，N·mm; T軸所受的扭矩，N·mm; W軸的抗彎曲截面系數(shù)，對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，MPa 查表得圓軸W的計算式為：聯(lián)立以上兩式可得： 代入數(shù)值可得d33.3mm,取軸的直徑為60mm。5軸的構(gòu)造設(shè)計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表初取=112,于是有： 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,軸通過聯(lián)軸器是與電動機軸相連的。按經(jīng)歷公式，減速器輸入軸的軸端直徑de de=(0.81.2)dm式中： dm電動機軸直徑，mm;由于前面已經(jīng)確定了電動機為Y132S2-4，直徑dm=38k5,從而可得de=30.445.6mm，參考聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑，聯(lián)減速器蝸桿軸的軸端直徑de=38mm根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查相關(guān)資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭構(gòu)造尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的構(gòu)造尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的構(gòu)造見圖4.10圖4.103、蝸輪軸2軸的設(shè)計1選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調(diào)質(zhì) 2初定跨距 軸的布置如圖4-11圖4.11初取軸承寬度分別為n3=n4=15mm 。 為提高蝸輪軸的剛度，應(yīng)盡量縮小支承跨距,蝸輪軸2軸跨距:S2=k2=da1+2535=96+2535mm=121131mm式中da1是蝸桿的齒頂圓。取 L2=252mm蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，從而有s1=k1=126mm3軸的受力分析軸的受力簡圖如圖4-12所示。圖中 圖4.12X-Y平面受力分析圖4.13X-Z平面受力圖：圖4.14其中Ma=水平面彎矩圖4.15垂直面彎矩圖4.16合成彎矩=231153N·mm圖4.17當(dāng)量彎矩T/N·mm圖4.18(4)軸的初步設(shè)計 第三強度理論為為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)，那么計算應(yīng)力為：對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力為:扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：從而可得：由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得=0.3，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：軸的計算應(yīng)力，MPa; M軸所受的彎矩，N·mm; T軸所受的扭矩，N·mm; W軸的抗彎曲截面系數(shù)，對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，MPa 查表得圓軸W的計算式為：聯(lián)立以上兩式可得： 代入數(shù)值可得d49.91mm,由于要開鍵槽，因此需要將直徑增大4%，從而d51.91mm取軸的直徑為70mm。5軸的構(gòu)造設(shè)計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，查表初取=112,于是有： 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑,軸通過聯(lián)軸器是與卷筒相連的。 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位需要，查相關(guān)資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭構(gòu)造尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的構(gòu)造尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸輪軸的構(gòu)造見圖4.19圖4.194、滾動軸承的選擇 1蝸桿軸1軸上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為角接觸球軸承，軸承預(yù)期壽命取為5000h。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=1263.3N，F(xiàn)a=10180.92N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=1440r/min。 初選滾動軸承為角接觸球軸承7310B GB/T279-1994，根本額定動載荷Cr=68.2kN ,根本額定靜載荷Cor=48 kN。 Fa/Fr=10180.92/1263.3=8.06>e=1.14X=0.35 Y=0.57pr=XFrYFa=0.35×1263.30.5710180.92N6245.3N 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp=1.2= fpXFrYFa=1.2×6245.3=7494.3N驗算軸承的使用壽命：式中：指數(shù)，對于球軸承為3；代入數(shù)值有5000h故7310B軸承滿足要求。 7310B軸承：d=50mmD=110mm B=31mmDamin=110mm(2)蝸輪軸2軸上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預(yù)期壽命取為96000h。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力Fr=3327. 8N,軸向力Fa=902.3N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=55.38r/min。 初選滾動軸承32910X2 GB/T279-1994，根本額定動載荷Cr=34.5kN,根本額定靜載荷Cor=56.5kN。 Fa/Fr=902.3/3327.8=0.43>e=0.35 X=1 Y=0pr=XFrYFa=1×1022.41 kN3327.8 kN由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp=1.2= fpXFrYFa=1.2×3327.8 kN =3993.36N驗算軸承的使用壽命：式中：指數(shù)，對于滾子軸承為；代入數(shù)值有5000h故32910X2軸承滿足要求。 32910X2軸承：d=60mmD=85mmT=17mmDamin=75mm=55mm5、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 1蝸桿軸(1軸)上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 由前計算結(jié)果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉(zhuǎn)距T=47.94N·m,工作轉(zhuǎn)速n=1440r/min。 聯(lián)軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 載荷計算 差機械設(shè)計手冊可得工作情況系數(shù)KA=1.5。計算轉(zhuǎn)距Tca Tca=KAT=1.5×47.94 N·m =71.91 N·m型號選擇 選用GYS型彈性套柱銷聯(lián)軸器。由于電動機Y132S2-4的直徑D=38k5,因此選擇=38mm校核許用轉(zhuǎn)距和許用轉(zhuǎn)速 按文獻(xiàn)4附表F-2，選GYS5聯(lián)軸器 GB 4323-84。許用轉(zhuǎn)距T=400N·m，許用轉(zhuǎn)速n=8000r/min。 因 Tca<T,n<n,故聯(lián)軸器滿足要求。 鍵聯(lián)接選擇 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇C型普通平鍵。 按資料所顯示，初選鍵10×8 GB 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，L=80 mm。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設(shè)計手冊得許用擠壓應(yīng)力=120150MPa，取=145MPa。鍵的工作長度l=L-0.5b=80-0.5×10mm=75mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。從而：145 MPa不滿足強度計算，應(yīng)選擇雙鍵再計算，/1.5=210.3/1.5 MPa =140.2MPa145 MPa應(yīng)選用鍵適宜。 (2)蝸輪軸(2軸)上聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選擇 由前計算結(jié)果知:蝸輪軸(2軸)的工作轉(zhuǎn)距T=910.2N·m,工作轉(zhuǎn)速n=55.38r/min。聯(lián)軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 載荷計算 差機械設(shè)計手冊可得工作情況系數(shù)KA=1.5。計算轉(zhuǎn)距Tca Tca=KAT=1.5×910.2N·m =1365.3N·m型號選擇 選用GYS型彈性套柱銷聯(lián)軸器。由于與轉(zhuǎn)同相連的軸的直徑可以任意定，因此選擇=50mm校核許用轉(zhuǎn)距和許用轉(zhuǎn)速 查表，選GY7聯(lián)軸器 GB 4323-84。許用轉(zhuǎn)距T= 1600N·m，許用轉(zhuǎn)速n=8000r/min。 因此Tca<T,n<n,故聯(lián)軸器滿足要求。.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 i蝸輪連接處鍵槽選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=70mm。 按機械設(shè)計手冊，初選鍵20×70 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查機械設(shè)計手冊得許用擠壓應(yīng)力=100120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=70-20mm=50mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×12mm=6mm。從而：110 MPa應(yīng)選用鍵適宜。 卷筒連接處鍵槽選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=70mm。 按機械設(shè)計手冊，初選鍵16×70 GB/T 1096-79，b=16mm，h=10mm，L=70mm。 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設(shè)計手冊得許用擠壓應(yīng)力=120150MPa，取=140MPa。鍵的工作長度l=L-b=70-16mm=54mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10mm=5mm。從而：140MPa應(yīng)選用鍵適宜。 五、 機座箱體構(gòu)造尺寸及其1、箱體的構(gòu)造尺寸 箱體構(gòu)造形式的選擇 選擇本蝸桿減速器的箱體形式為剖分式.由于蝸桿圓周速度v=6.08m/s10m/s,故采用蝸桿下置式 箱體材料的選擇與毛坯種類確實定 根據(jù)蝸桿減速器的工作環(huán)境,可選箱體材料為灰鑄鐵HT200.由于鑄造箱體剛性好,易得到美觀的外形,灰鑄鐵鑄造的箱體還易于切削、吸收振動和消除噪音等優(yōu)點,可采用鑄造工藝獲得毛坯. 箱體主要構(gòu)造尺寸計算 1.箱座壁厚 0.004a+3=0.004×250+3mm=13 mm取=13 mm2.箱蓋壁厚 10.85=0.85×13mm=9.95mm取1=103.箱座分箱面凸緣厚 b1.51=1.5×10mm=15mm4 箱蓋分箱面凸緣厚 b1=1.51=1.5×10=15mm5.平凸緣底座厚 b22.5=2.5×13 =32.5mm6.地腳螺栓 df0.036a+12=0.036×250+12mm22mm7.軸承螺栓 d10.7df=0.7×22 mm16 mm8.聯(lián)接分箱面的螺栓 d2(0.50.6) df129.軸承端蓋螺釘直徑 d3(0.40.5)df1010.窺視孔螺栓直徑 d4=0.30.4)df 8個數(shù) n=4 11.吊環(huán)螺釘 直接用鑄造吊鉤，因此此項不需要。12.地腳螺栓數(shù) n=4 13.各螺栓至外機壁和凸緣邊緣距離，以及沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M18M20M22M3014161822242630401214162022242635沉頭座直徑182226333640436114.機座機蓋肋厚m10.851=0.85×13mm11mm m0.85=0.85×10mm9mmmmr10.2C2=0.2×14=3 15.軸承螺栓凸臺高 h =50mm16.軸承端蓋外徑蝸輪軸端蓋 =135mm蝸桿軸端蓋 =160mm17.軸承端蓋凸緣厚度 t=12mm2、減速器的 檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點、側(cè)隙和向箱體傾注潤滑油,在傳動嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設(shè)檢查孔 通氣器減速器工作時,箱體溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,對減速器各接縫面的密封很不利,故常在箱蓋頂或檢查孔蓋上裝有通氣器 根據(jù)箱體的情況選取材料為Q235的通氣塞，其尺寸如下表所示：mmdDD1SLlaA1M20×1.53025.422281546油塞 為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱體底部最低位置設(shè)有排油孔,通常設(shè)置一個排油孔,平時用油塞及封油圈堵住，根據(jù)箱體的情況選取材料為Q235的油塞，其尺寸如下表所示：mmdD0LLaDSD1D1HM20×1.5302815425.42221222定位銷 為了保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度,需在想替分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷 觀察孔及觀察孔蓋 為了方便維修和觀察減速箱部的構(gòu)造，在箱體頂端設(shè)置了觀察孔及孔蓋。根據(jù)箱體的情況選取材料為HT200，其尺寸如下表所示：mmAA1A2BB1B2d4Rh200160140150190170866起吊裝置 為了方便、經(jīng)濟，起吊裝置采用箱蓋吊鉤，選取材料為HT200，其尺寸如下表所示：mmc3c4bRrr1456022601012六、 蝸桿減速器的潤滑1、蝸桿的潤滑 雖然本蝸桿的圓周速度為6.03m/s,同時考慮本傳動裝置壽命較長，滑移速度較大，故采用油池潤滑，選擇潤滑劑為L-AN 2、滾動軸承的潤滑 下置式蝸桿的軸承，由于軸承位置較低，可以利用箱油池中的潤滑油直接浸浴軸承進展?jié)櫥礉L動軸承采用油浴潤滑 七、蝸桿傳動的熱平衡計算1.熱平衡的驗算由前面計算可得 蝸桿傳動效率蝸=75.3%, 蝸桿傳動功率P=7.23kw摩擦損耗功率轉(zhuǎn)化成的熱量 1=1000P(1-)=1000×7.26(1-0.753) W=1793W由草圖估算減速器箱體外表能被潤滑油所飛濺到外外表有可被周圍空氣所冷卻的箱體外外表積 S=2.58計算散熱面積 取周圍空氣溫度ta=20 ,箱體散熱系數(shù)ad=12/(m2"0C) 熱平衡時 ,那么要求的散熱面積為 可得=57.6880滿足熱平衡。八、設(shè)計心得這次課程設(shè)計歷時三個星期多左右，通過這三個星期的學(xué)習(xí)，發(fā)現(xiàn)了自己的很多缺乏，自己知識的很多漏洞，看到了自己的實踐經(jīng)歷的缺乏，理論聯(lián)系實際的能力還急需提高。這次課程設(shè)計跟以往不同沒有跟自己做得一樣的人甚至到處都有差異，所以以往喜歡參考別人東西的習(xí)慣可就把我害苦了。從一開場的選擇就決定了后面一連貫的問題。所以這次的課程設(shè)計全都是靠自己搞完的。在這過程中碰到了很多問題，比方說以前學(xué)過的畫圖功底下降了很多，電腦繪圖也忘得差不多，所以這次的畫圖讓我吃了很多虧。一開場著手用電腦繪圖我就發(fā)現(xiàn)好多東西都不記得了，所以對著電腦瞎忙活了一兩天，最后發(fā)現(xiàn)好多小地方都不會弄結(jié)果沒方法采用了最原始的方法手畫。任務(wù)書上要求圖中至少有一是電腦畫的，由于不熟悉所以我手畫了裝配圖，因為裝配圖是最難畫的！結(jié)果那紙一擺上我就懊悔了，但還是硬著頭皮繼續(xù)畫了下去，最后花了整整24小時才畫好它，弄得自己是腰酸背痛。而后才用電腦畫了兩零件圖也花了好多時間，盡管這樣但至少這次的畫圖讓我對AutoCAD的操作比以前又要深刻了很多。這次設(shè)計比以往的兩個課程設(shè)計都要自主些，因為它限制的東西比較少，但要求并沒有降低，所以導(dǎo)致我們一開場都有點不知所措，浪費了個把星期才進入狀態(tài)。所以才導(dǎo)致到預(yù)定交稿的時間大家都沒有完成。這個設(shè)計里的所有的東西都得又我們自己選擇，大到箱體的設(shè)計尺寸，小到箱蓋上用多大的螺栓.所以比起前面幾次的課程設(shè)計這次要顯得繁瑣的多。因此對我們的耐心和細(xì)心都有一定的考驗。 這次的設(shè)計的圓滿完成對我而言，知識上的收獲重要，精神上的豐收更加可喜。讓我知道了學(xué)無止境的道理。我們每一個人永遠(yuǎn)不能滿足于現(xiàn)有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面還有更高的山峰在等著你。挫折是一份財富，經(jīng)歷是一份擁有。這次課程設(shè)計必將成為我人生旅途上一個非常美好的回憶！ 參考文獻(xiàn) 1 濮良貴，紀(jì)名剛等著.機械設(shè)計第8版.：高等教育,20062 鴻文.材料力學(xué).4版. ：高等教育,20043 桓，作模主編.機械原理.7版. ：高等教育，20064 機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊.新版.：機械工業(yè)，2004 - .word.zl