機械設(shè)計課程設(shè)計礦用回柱絞車傳動裝置設(shè)計二級齒輪蝸輪減速器【全套圖紙】

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1、 目 錄 前言 2 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 3 題目：礦用回柱絞車傳動裝置設(shè)計 3 設(shè)計條件 3 原始數(shù)據(jù) 3 設(shè)計任務(wù) 3 設(shè)計要求 3 第一階段設(shè)計 3 一、總體設(shè)計 3 1、傳動方案的擬定及說明 3 2、電動機選擇 4 3、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 5 4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 二、傳動件的設(shè)計計算 7 1、直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算 7 2、蝸輪蝸桿傳動設(shè)計計算 12 3、內(nèi)嚙合齒輪傳動設(shè)計計算 15 第二階段設(shè)計 19 一、裝配圖設(shè)計 19 二、傳動軸的設(shè)計計算 19 1、I軸設(shè)計計算 19 2、II軸軸的設(shè)計計算

2、23 3、III軸低速軸設(shè)計 27 4、聯(lián)軸器的選擇..........................................................................................31 三、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 31 1、Ⅰ軸上與聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核 31 2、ⅠⅠ軸上鍵的校核 31 3、ⅠⅠⅠ軸上鍵的校核 32 4、與低速級聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核...........................................................32 四、軸承的校驗 32 第

3、三階段設(shè)計 35 一、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)外形設(shè)計 35 1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 35 2、減速器附件的選擇，在草圖設(shè)計中選擇 36 3、潤滑與密封(潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇) 36 課程設(shè)計小結(jié) 37 參考資料目錄 38 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 前 言 課程設(shè)計是考察學(xué)生全面掌握基本理論知識的重要環(huán)節(jié)。本次是設(shè)計一個，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。 該減速器的設(shè)計基本上符合設(shè)計要求，限于作者初學(xué)水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。 設(shè)計者： 2015年1月29日 全套圖紙，加15389370

4、6 38 設(shè)計題目 F．礦用回柱絞車傳動裝置設(shè)計 1． 設(shè)計條件 1） 機器功用 煤礦井下回收支柱用的慢速絞車； 2） 工作情況 工作平穩(wěn)，間歇工作（工作與停歇 時間比為 1:2），繩筒轉(zhuǎn)向定期變換； 3）運動要求 絞車繩筒轉(zhuǎn)速誤差不超過 8％； 4）工作能力 儲備余量 10%； 5）使用壽命 10 年，每年 350 天，每天 8 小時； 6）檢修周期 一年小修，五年大修； 7）生產(chǎn)批量 小批生產(chǎn)； 8）生產(chǎn)廠型 中型機械廠。 2.原始數(shù)據(jù) 題號 鋼繩牽引力 （kN） 鋼繩最大速度 （m/s） 繩筒直

5、徑 （mm） 鋼繩直徑 （mm） 最大纏繞層數(shù) F10 65 0.13 300 16 4 3． 設(shè)計任務(wù) 1） 設(shè)計內(nèi)容 ①電動機選型；②開式齒輪設(shè)計；③減速器設(shè)計；④聯(lián)軸器選型設(shè)計； ⑤滾筒軸系設(shè)計；⑥其他。 2） 設(shè)計工作量 ①傳動系統(tǒng)安裝圖 1 張；②減速器裝配圖 1 張；③零件圖 2 張（具體 零件由指導(dǎo)教師指定）； ④設(shè)計計算說明書 1 份。 4．設(shè)計要求 1）蝸桿減速器設(shè)計成 ①阿基米德蝸桿減速器；②圓弧齒圓柱蝸桿減速器；③設(shè)計者 自定的型式（由指導(dǎo)教師選定）。 2）第一級開式齒輪與蝸桿傳動合并設(shè)計成閉式齒輪—蝸桿減速器。 第

6、一階段設(shè)計 一、總體設(shè)計 1、傳動方案的擬定及說明 ⑴礦用回柱絞車采用臥式減速器。 ⑵開式齒輪采用斜齒圓柱齒輪，因為斜齒輪傳遞運動平穩(wěn)，噪音小，承載能力高，用在減速器的低速級上。 ⑶減速器采用齒輪-蝸輪二級減速器，以實現(xiàn)在滿足較大傳動比的同時擁有較比較緊湊的結(jié)構(gòu)，同時封閉的結(jié)構(gòu)有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。 ⑷為加工方便采用水平剖分式。 ⑸因各軸既承受徑向力又承受軸向力，故軸承采用圓錐滾子軸承和角接觸球軸承。 ⑹電動機和輸入軸（高速軸）和輸出軸（低速級）均采用彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002） 傳動方案簡圖說明如下： 一級直齒內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動減

7、速 兩級齒輪-蝸輪傳動減速 2. 電動機選擇 （1） 電動機輸出功率計算 已知工作機上作用力F（N）和線速度v(m/s）時 P’=Fv/1000η（KW） 本設(shè)計中: 已知滾筒上鋼繩的牽引力：F=65KN 鋼繩的最大線速度：V=0.13m/s η的計算： 查表9-1得 8級精度油潤滑的齒輪傳動：η1=0.97 （高速）撓性聯(lián)軸器：η2=0.99 角接觸球軸承：η3=0.99 圓錐滾子軸承：η4=0.98 雙頭蝸桿（油潤滑）：η5=0.78 油池內(nèi)油的飛濺和密封摩擦：η6=0.96 （低速）梅花彈性聯(lián)軸器： η7=0.98 加工齒的開式齒輪傳動（脂潤滑

8、）：η8=0.95 卷筒：η9=0.96 卷繩輪：η10=0.95 所以 η=η1η2η32η43η5η6η7η8η9η10=0.564 P’=Fv/（1000η）=14.903KW （2） 確定電動機型號： 電動機所需額定功率P和電動機輸出功率P’之間有以下關(guān)系： P≥KP’ 根據(jù)工作情況取 K=1.1 P≥KP’=1.114.903=16.39KW 查表16-2得： 綜合選用電動機：Y200L1-6 電機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 起運轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y200L1-6 18.5KW 970r/min 1.8 2.0 3. 傳動比分配 ① 總傳動

9、比 滾筒最大直徑式中： D－－繩筒直徑； －－鋼繩直徑。 滾筒的轉(zhuǎn)速 總傳動比 ②傳動比分配 齒輪傳動比： i1=2 蝸輪蝸桿：i2=26.8 外齒輪：i3=3 4. 傳動裝置運動參數(shù)的計算 減速器傳動裝置各軸從高速至低速依次編號為：I軸、II軸、III軸 （1） 各軸轉(zhuǎn)速計算 （2） 各軸功率的計算 （3） 各軸扭矩的計算 （4）各軸轉(zhuǎn)速、功率、扭矩列表 軸號 轉(zhuǎn)速 （r/min） 輸入功率 P（KW） 輸入扭矩 T（N﹒m） 電機軸 970 16.39 161.36 I軸 970 16.23 159.

10、79 II軸 485 15.59 306.98 III軸 18.08 11.32 5979.31 IV軸 18.08 10.87 5741.62 卷筒軸 6.026 10.33 16370.98 2、 傳動零件設(shè)計計算 1. 直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算 已知：高速齒輪傳遞功率P=16.23kw 小齒輪轉(zhuǎn)速970r/min ，傳動比i=2 （1）選精度等級、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理 小齒輪材料：40Cr調(diào)質(zhì)，HBS1=280HBS= 大齒輪材料：45鋼正火，HBS2=230HBS 2）精度等級選8級精度； 3）選小齒輪齒數(shù)

11、，大齒輪齒數(shù)； 4）選取螺旋角，初選螺旋角。 （2）按齒面接觸強度設(shè)計 按式（10-21）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選 ②由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。 ③由圖10-26查得 ④由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 ⑤由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ⑥由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限和大齒輪的強度極限分別為 ⑦計算接觸疲勞許用

12、應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1） ⑧由表10-8查得材料的彈性影響系數(shù) ⑨由表10-7選取齒寬系數(shù)。 2）計算 ①計算小齒輪分度圓直徑 ②計算圓周速度 ③計算齒寬b及模數(shù) ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)；由表10-3查得；從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對于支承對稱布置、8級精度、。故載荷系數(shù) 另由圖10-13查得。 ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑。 ⑦計算模數(shù) （3）按齒根彎曲強度設(shè)計 1） 確定公式內(nèi)的計算參數(shù) ①計

13、算載荷系數(shù)。 ②根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù). ③計算當量齒數(shù)。 ④查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 ⑤查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 ⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限； ⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù); ⑧取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4； ⑨計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值較大。 2）設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有

14、的齒數(shù)。于是由 取，則 （4） 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 將中心距圓整為116mm. 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 3） 計算大小齒輪的直徑 4）計算齒輪寬度 圓整后取 2. 蝸輪蝸桿傳動設(shè)計計算 （1） 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085—1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） （2） 選擇材料 蝸桿：選用45號鋼表面淬火，表面硬度45-50HRC. 蝸輪: 選用ZCuSn10Pb1(金屬膜鑄造），為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT200制造。 已知：蝸桿傳遞功率p=

15、15.59Kw蝸桿轉(zhuǎn)速n=485m/s，蝸輪轉(zhuǎn)速 （3） 齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 已知： 1）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)；則 2） 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配合，故。 3）確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值，從圖11-18中可查得。 4）確定許用接觸應(yīng)力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬膜鑄造，蝸輪螺旋齒面硬度45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力。 蝸輪許用接觸應(yīng)力 由式 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N：

16、 接觸強度的壽命系數(shù) 則蝸輪許用接觸應(yīng)力 5）計算中心距 取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)， 蝸桿分度圓直徑。這時，查圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結(jié)果可用。 （4）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1)蝸桿 軸向齒距；直徑系數(shù)；蝸桿分度圓直徑；壓力角；蝸桿齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚；齒寬。 圓整。 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，是允許的。 蝸輪齒頂高系數(shù); 蝸輪齒頂高 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根直徑 蝸輪咽喉母直徑 蝸輪頂圓直徑 蝸輪齒寬加以圓整 5）齒根

17、彎曲疲勞強度校核計算 蝸輪齒根彎曲應(yīng)力由《機械設(shè)計》式（11-13） 當量齒數(shù) 根據(jù)從圖11-19中可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 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。 壽命系數(shù) 6）驗算效率 已知；與相對滑動速度有關(guān)。 從表11-18中用插值法查得 大于原估計值，因此不用重算。 3. 開式齒傳動的設(shè)計計算 已知：傳動比 小齒輪轉(zhuǎn)速 小齒輪轉(zhuǎn)矩 1）選擇齒輪精度等級、材料及齒數(shù) ①按上圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，7級精度（GB10095—88） ②小齒輪材料：4

18、0Cr調(diào)質(zhì)， 大齒輪材料：45鋼調(diào)質(zhì)， ③選小齒輪齒數(shù)為 大齒輪齒數(shù) 選取螺旋角。初選螺旋角。 2）按齒跟彎曲疲勞強度設(shè)計，即 ①試選 ②計算縱向重合度 從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) ③計算當量齒數(shù)。 ④查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 ⑤查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 ⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 ⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù); ⑧取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4； ⑨計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值較大。 ⑩由表10-7選取齒寬系數(shù) 由

19、圖10-26查得 設(shè)計計算 圓周速度： 計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)；由表10-3查得；從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對于支承懸臂布置、7級精度、。故載荷系數(shù) 另由圖10-13查得。 按實際的載荷系數(shù)校正所算的模數(shù)。 3） 按齒面接觸強度校核 按式（10-21）試算，即 ① ②由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。 ③由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限和大齒輪的強度極限分別為 ⑤計算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%

20、，安全系數(shù)S=1） ⑥由表10-8查得材料的彈性影響系數(shù) ⑦計算 計算小齒輪分度圓直徑 對比計算結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強度計算的分度圓直徑大于由齒面接觸疲勞強度強度計算的直徑，取，已滿足接觸。但為了同時滿足齒根彎曲疲勞強度，需按齒根彎曲疲勞強度算得的模數(shù)來計算應(yīng)有的齒數(shù)。 于是由 取，則 4）幾何尺寸計算 ①計算中心距 將中心距圓整為350mm. ②按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 ③計算大小齒輪的直徑 4）計算齒輪寬度 圓整后取 第二階段 1、 裝配圖設(shè)計 二傳動軸的設(shè)計計算 I軸設(shè)計計算 1

21、）已知：傳遞功率，轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩 雙向傳動，10年，350天/年，8小時/天 2） 計算作用在I齒輪上的力 因已知齒輪分度圓直徑 3） 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取 I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，考慮到I軸上的兩個鍵槽，軸徑再增大12％ 由之前的計算結(jié)果可得，選擇HL2型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 右軸承從軸的右端裝入，靠套筒定位；左軸承從軸的左端裝入，并靠軸肩定位。半聯(lián)軸器靠軸肩定位，左軸承采用軸承端蓋，右軸承采用箱體壁定位，半聯(lián)軸器靠軸端擋圈得到軸向固定，半聯(lián)軸

22、器采用普通平鍵得到周向固定，采用角接觸球軸承和彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）確定各軸段直徑和長度 1段： 根據(jù)圓整得 選擇聯(lián)軸器型號為HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器（Y型） 比輪轂長度82mm短作為1段長度 取 2段： 為使半聯(lián)軸器定位，2段軸直徑 取 3段： 考慮到采用斜齒輪，軸同時承受軸向力與徑向力故選取角接觸球軸承，取軸承型號7309B，取 考慮套筒的長度，取 4段： 小齒輪寬度，為對小齒輪進行軸向定位，取4段軸長度為 取 5段： 軸肩 6段： 為對軸承進行軸向定位且便于拆卸 取 7段： 用于與軸承裝配 取 5） 確定軸上載荷 由受力分析可知此軸的

23、危險截面在齒輪軸段上 因為兩個軸承是對稱布置，所以 由圖可得 解得 總彎矩 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由題意可知扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已確定軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此上述計算應(yīng)力滿足強度條件，故安全。 II軸設(shè)計計算 1）已知：傳遞功率，轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩 雙向傳動，10年，350天/年，8小時/天 2）計算作用在I齒輪上的力 因已知蝸桿分度圓直徑 3）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)

24、制處理。取 I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，考慮到I軸上的兩個鍵槽，軸徑再增大5％ 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 大齒輪從軸的左端裝入，靠軸肩與軸端擋圈定位；左軸承從軸的左端裝入，靠擋油環(huán)定位。右軸承采用軸端擋圈，右軸承采用擋油環(huán)定位，大齒輪采用普通平鍵得到周向固定，采用調(diào)心球軸承和圓錐滾子軸承。 1段： 根據(jù)圓整得 為對大齒輪軸向定位，1段軸比輪轂長度74mm短作為1段長度 取 2段： 為使大齒輪軸向定位，取 3段： 考慮到II軸較長，故取左邊軸承型號1213，取 考慮擋油環(huán)的長度，取 4段： 取 5段： 蝸桿段 6段

25、： 取 7段： 用于軸向固定擋油環(huán)，取 8段： 用于安裝擋油環(huán)與軸承，考慮到II軸受到徑向力與軸向力，故取圓錐滾子軸承型號30213，取 6） 確定軸上載荷 由受力分析可知此軸的危險截面在蝸桿軸段上 由圖可得 解得 由圖可得 解得 總彎矩 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由題意可知扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已確定軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此上述計算應(yīng)力滿足強度條件，故安全。 III軸設(shè)計計算 1）已知：傳遞功率，轉(zhuǎn)

26、速轉(zhuǎn)矩 雙向傳動，10年，350天/年，8小時/天 2）計算作用在I齒輪上的力 因已知蝸輪分度圓直徑 3）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取 I軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，考慮到III軸上的兩個鍵槽，軸徑再增大12％ 由之前的計算結(jié)果可得，選擇HL7 Y型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 右軸承從軸的右端裝入，靠擋油環(huán)定位；左軸承從軸的左端裝入，并靠擋油環(huán)定位。半聯(lián)軸器靠軸肩定位，左軸承采用軸承端蓋，右軸承也采用軸承端蓋定位，半聯(lián)軸器靠軸端擋圈得到軸向固定，半聯(lián)軸器采

27、用普通平鍵得到周向固定，采用圓錐滾子軸承和彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）確定各軸段直徑和長度 1段： 根據(jù)圓整得 選擇聯(lián)軸器型號為HL7型彈性柱銷聯(lián)軸器（Y型） 比輪轂長度212mm短作為1段長度 取 2段： 為使半聯(lián)軸器定位，2段軸直徑 取 3段： 考慮到軸同時承受軸向力與徑向力故選取安裝圓錐滾子軸承，，取軸承型號32224，取 考慮擋油環(huán)的長度，取 4段： 蝸輪輪轂寬度，為對蝸輪進行軸向定位，取4段軸長度為 取 5段： 軸肩用于對蝸輪軸向定位，取 6段： 用于安裝軸承，取 5）確定軸上載荷 由受力分析可知此軸的危險截面在蝸輪軸段上

28、由圖可得 解得 由圖可得 解得 總彎矩 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由題意可知扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已確定軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此上述計算應(yīng)力滿足強度條件，故安全。 2. 聯(lián)軸器的選擇 高速級軸選擇HL4 Y型聯(lián)軸器 低速級軸選擇HL7 Y型聯(lián)軸器 三、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1） Ⅰ軸上與聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核 公稱直徑長度 故選鍵 擠壓強度 滿足設(shè)計要求 2）II軸上鍵的校核 與大齒輪相聯(lián)處 公稱直徑長度

29、 故選鍵 擠壓強度 滿足設(shè)計要求 3） III軸上鍵的校核 （1）與蝸輪相連處 公稱直徑長度 故選鍵 擠壓強度 滿足設(shè)計要求 （2）與低速級聯(lián)軸器相聯(lián)處 公稱直徑長度 故選鍵 擠壓強度 滿足設(shè)計要求 四、軸承的校驗 1） I軸角接觸球軸承 選用7309B型，參數(shù)： 代號 7309B 45 100 25 54 91 59.5 39.8 由于右邊軸承受壓緊 所以 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作無沖擊， 故 取第二個軸承計算 工作溫度小于，溫度系數(shù) 預(yù)期壽命 故滿足壽命要求

30、2） 蝸桿軸上調(diào)心球軸承和圓錐滾子軸承 調(diào)心球軸承 代號 d D B da Da e y1 y2 Cr C 1213 65 120 23 74 111 0.17 3.7 5.7 31.0 12.5 圓錐滾子軸承 代號 d D T B C da Da Cr C e y y0 30213 65 100 23 20 23.8 74 114 120 152 0.4 1.5 0.8 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作無沖擊， 所以 故 工作溫度小于，溫度系數(shù) 預(yù)期壽命

31、 故滿足壽命要求 故滿足壽命要求 3） 渦輪軸上圓錐滾子軸承 圓錐滾子軸承 代號 d D T B C da Da Cr C e y y0 32224 120 215 61.5 58 52.3 132 203 478 758 0.44 1.4 0.8 由于左邊軸承受壓緊 所以 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作無沖擊， 故 取第一個軸承計算 工作溫度小于，溫度系數(shù) 預(yù)期壽命 故滿足壽命要求 第三階段設(shè)計 一、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)外形設(shè)計 1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 名

32、稱 符號 減速器及其形式關(guān)系 機座壁厚 δ 0.04a+3mm=19mm,取20mm 機蓋壁厚 δ1 ，取20mm 機座凸緣厚度 1.5δ =30mm 機蓋凸緣厚度 1.5 =30mm 機座底凸緣厚度 2.5= 50mm 地腳螺釘直徑 0.036a+12=26.4mm取30mm 地腳螺釘數(shù)目 6個 軸承旁連接螺栓直徑 0.75df=22.5mm取24mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 (0.50.6)=16mm 連接螺栓d2的間距 150200mm 軸承端蓋螺釘直徑 (0.40.5)=12mm取M12 檢查孔蓋

33、螺釘直徑 (0.30.4)=10mm取M10 定位銷直徑 (0.70.8)d2=12mm 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 ≥1.2δ=24mm取24mm 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 ≥δ=20mm取20mm 機蓋肋厚 取30mm 機座肋厚 取30mm 軸承端蓋外徑 2、減速器附件的選擇，在草圖設(shè)計中選擇 包括：軸承蓋，凸臺，窺視孔，視孔蓋，油標，通氣孔，吊孔，螺塞，封油墊，氈圈等。 3、潤滑與密封(潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇) 減速器內(nèi)部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低

34、噪聲。 本減速器采用蝸桿下置式，所以蝸桿采用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大于等于1個螺牙高，但不高于蝸桿軸軸承最低滾動中心，減速器滾動軸承采用油脂潤滑。 課程設(shè)計作為機械設(shè)計課程的一個綜合性實踐環(huán)節(jié)，是考察我們?nèi)嬲莆栈纠碚撝R的重要環(huán)節(jié)。本次是設(shè)計一個二級蝸輪齒輪減速器，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。 課程設(shè)計總結(jié) 剛開始的時候每一步都是一個不小的考驗。因為對于每一個計算過程都有一些陌生，從總體傳動方案擬定，電機選型，傳動比計算及分配，各運動參數(shù)計算，到各軸的設(shè)計計算以及箱體等附件的設(shè)計，在說明書編寫過程中，參照書本題例和網(wǎng)上搜集來的相關(guān)資料，分析計算

35、，有時候算了大半天卻發(fā)現(xiàn)所得的數(shù)據(jù)不合適，又得從頭開始，這樣的來來回回不知道經(jīng)歷了多少次。 裝配圖的繪制，采用CAXA2013，從基本視圖到標注等，都有很多的收獲，讓我重新掌握了制圖的方法與技術(shù)，以及如何輸出紙張CAD圖紙。這些都需要進行相關(guān)設(shè)置，任何環(huán)節(jié)出現(xiàn)問題都將導(dǎo)致設(shè)計工作無法順利進行。 連續(xù)三周的課程設(shè)計讓我看到了自己很多的不足，基礎(chǔ)知識掌握不夠牢固，經(jīng)常要用到某個知識就得去翻閱相關(guān)書籍，從材料力學(xué)，機械設(shè)計到幾何精度等等，我對于這些整體概念沒有很好地系統(tǒng)性和全面的掌握，另外，自己查找資料的能力還有待提高，課程設(shè)計中，為了找到一個合適的蝸輪，書上的蝸輪尺寸已經(jīng)不能滿

36、足要求，為此我只能上網(wǎng)去找相關(guān)的國標，而這也花費了我不少時間，我沒有立即有效的找到相關(guān)要求。與此同時，我也認識到自己還不能完全脫離集體自己設(shè)計一個優(yōu)良的方案，經(jīng)常也需要參考一下同學(xué)們的設(shè)計方案來解決自己的疑惑。 當然，我也收獲了很多。首先，充分認識到了自己的不足，我也下定決心要更加努力的去學(xué)習(xí)專業(yè)知識，全面而穩(wěn)固的掌握好知識。其次，我也深入了解并實踐了整個設(shè)計過程。第三，鍛煉了自己勤奮、堅持的精神毅力。途中我也經(jīng)歷了不少困難，也有想要放棄的沖動，不過最后還是堅持了下來。另外，我也要感謝孟老師在我設(shè)計過程中對我的啟發(fā)與幫助。 參考資料目錄 [1] 程志紅,唐大放主編. 機械設(shè)計課程上機與設(shè)計[M]. 南京：東南大學(xué)出版社，2006年10月第1版 [2] 濮良貴主編. 機械設(shè)計[M]. 高等教育出版社，2006年5月第8版 [3] 孫桓主編. 機械原理[M]．高等教育出版社，2006年5月第7版 [4] 錢可強主編. 機械制圖[M]. 高等教育出版社，2010年7月第6版 [5] 韓正銅主編. 幾何精度設(shè)計與檢測[M]. 徐州：中國礦業(yè)大學(xué)出版社，2013年12月第2版