渦輪蝸桿設(shè)計課程設(shè)計說明書

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計 目 錄一 設(shè)計題目-3二 電動機的選擇-3三 傳動裝置動力和運動參數(shù) -5四 蝸輪蝸桿的設(shè)計-6 五 減速器軸的設(shè)計-10 六 滾動軸承的確定和驗算-15七 鍵的選擇與驗算-16八 聯(lián)軸器的選擇-17九 潤滑與密封的設(shè)計-18十 鑄鐵減速器結(jié)構(gòu)主要尺寸-18 參考文獻-19<<機械設(shè)計基礎(chǔ)>>課程設(shè)計任務(wù)書一 課程設(shè)計題目設(shè)計一用于帶式運輸機的蝸桿減速器。運輸機連續(xù)工作，空載啟動，工作有輕微震動，單向運轉(zhuǎn)使用期限10年，每天工作16小時，每年工作300天。運輸鏈允許速度誤差5%原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力：F=1800N，運輸帶速度v=1.1m/s卷筒直徑=3

2、00mm二 選擇電動機備注2.1 選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2.2 選擇電動機的容量電動機所需工作功率按文獻4式（1）為由文獻4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(shè)計指導(dǎo)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處為卷筒的傳動效率出處2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速由已知可以計算出卷筒的轉(zhuǎn)速為按文獻4表1推薦的合理范圍，蝸桿傳動選擇為閉式 （閉式為減速器的結(jié)構(gòu)形式），且選擇采用雙頭傳動，同時可以在此表中查得這樣的傳動機構(gòu)的傳動比是1040。故可推算出電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同

3、步轉(zhuǎn)速為：查文獻3第167頁表12-1可知 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由文獻4表一查出的電動機型號，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滿載轉(zhuǎn)速電動機質(zhì)量參考價格1Y112M-441440435002Y132M1-64960733523Y160M1-84720118596綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量，價格以及傳動比，可見第三種方案比較合適，因此選定電動機的型號是Y132M-4。其主要性能如下表型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-649602.0該電動機的主要外型和安裝尺寸如下表：（裝配尺寸圖參考設(shè)計手冊表12-3）中心高H外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸

4、伸尺寸裝鍵部位尺寸132515×（270/2+210）×315216×1781238×8010×332.4 確定總的傳動比由 選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm 和工作機的主軸的轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置的總的傳動比是： 根據(jù)總傳動比可以選用雙頭閉式傳動。選擇電動機為Y132M16三 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)3.1 計算各軸的轉(zhuǎn)速為蝸桿的轉(zhuǎn)速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉(zhuǎn)速等于電動機的轉(zhuǎn)速。為蝸輪的轉(zhuǎn)速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉(zhuǎn)速等于工作主軸的轉(zhuǎn)速。 3.2 計算各軸的輸入功率為電動機的功率 為蝸桿軸的功率 為蝸輪軸的功率 3.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩

5、為電動機軸上的轉(zhuǎn)矩 為蝸桿軸上的轉(zhuǎn)矩 4 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)GBT 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）4.2選擇材料根據(jù)蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45#鋼，因希望效率高些，采用雙頭蝸桿。4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。由文獻1式（11-12）計算傳動中心距 =337560N.mm 確定載荷系數(shù)K載荷系數(shù)K= 。其中為使用系數(shù)，查文獻1第250頁表11-5，由于工作載荷有輕微震動且空載啟動故取=1.15。為齒向載荷分布系數(shù)，由于載荷變化不大，有輕微

6、震動，取=1.1， 為動載荷系數(shù)，蝸輪圓周速度 <3m/s，故可確定Kv=1.1，由此可得 確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取 確定接觸系數(shù)先假設(shè)/ a=0.35由文獻1圖11-18中可查得=2.9 確定許用接觸應(yīng)力蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻1表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268Mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 ,(為蝸輪轉(zhuǎn)速),(為工作壽命)j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1N=所以壽命系數(shù)為則=0.6864=184 計算中心距 (7)確定模數(shù),蝸輪齒數(shù),蝸桿直徑系數(shù),蝸桿導(dǎo)程角,中心距等參數(shù) 由文獻3表12-1

7、若 (8)校核彎曲強度a.蝸輪齒形系數(shù) 由當(dāng)量齒數(shù) 查文獻3圖11-8可知 b.蝸輪齒根彎曲應(yīng)力 彎曲強度足夠則中心距 圓整中心距，取，則變位系數(shù) 4.4 計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.1587驗算傳動比 這時傳動比誤差為 i=5% 符合要求蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 齒頂圓直徑 分度圓直徑 外圓直徑 蝸輪齒寬 4.5 校核齒根彎曲疲勞強度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.1587，=43.48 從文獻1中的圖11-1

8、9中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從文獻1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=56Mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強度是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動的熱平衡核算蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產(chǎn)生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。根據(jù)文獻1 P263P265內(nèi)容摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知P=3.252KW嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率濺油損耗效率為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動速

9、度由表11-18和1-19中選取。滑動速度計算為 又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45HRC查表文獻111-18可得通過插入法計算得為1°16由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.92以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知估算此面積0.3S為內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計算可得 根據(jù)熱平

10、衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 即 則估算的散熱面積不滿足散熱要求，需加散熱片。K=1.39=2.9=268Mpa=184=41=-0.1032i=%0.395% =2.87=56Mpa=1°16ad=15估算S=0.3=65=20Sa<S 散熱平衡不合適四 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1 選擇材料確定其許用應(yīng)力蝸桿用45號鋼，表面淬火，硬度為4555HRC；蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬型鑄造。4.2 確定其許用應(yīng)力（1）許用接觸應(yīng)力，查文獻1表12-4，=220Mpa（2）許用彎曲應(yīng)力，查文獻1表12-4，=70Mpa4.3 選擇蝸桿頭數(shù)，并估

11、計傳動效率。由i=30.89,查文獻2表11-2得由=2，查文獻1，表12-8，估計4.4 確定蝸輪轉(zhuǎn)距 4.5 確定使用系數(shù)，綜合彈性系數(shù) 根據(jù)文獻1表13-8，?。ㄤ撆溴a青銅）4.6 確定接觸系數(shù) 假定，由文獻1圖12-11，得=2.84.7 計算中心距 4.8 確定模數(shù)m，蝸桿直徑系數(shù)q，蝸桿導(dǎo)程角r，中心距a，蝸桿分度圓直徑等參數(shù)。查機械設(shè)計第八版表11-2可選擇a=125mm m=5mm =50mm x=-0.54.9 計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 mm齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿軸向齒厚 節(jié)圓直徑 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.5蝸輪分度圓直徑 蝸輪齒頂

12、圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑外圓直徑蝸輪齒寬B=0.754.10 校核齒根彎曲疲勞強度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.5，=43.48 從文獻1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從文獻1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=56Mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強度是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動的熱平衡核算蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產(chǎn)生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知

13、P=6.65KW嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率濺油損耗效率為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動速度由表11-18和1-19中選取?；瑒铀俣扔嬎銥?又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45HRC查表文獻2，11-18可得通過插入法計算得為1°16由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.85以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知估算此面積1.0S為

14、內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計算可得 根據(jù)熱平衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 、 即 所以表面散熱面積不滿足散熱要求，需加大于0.06的散熱片=220Mpa=70Mpa=448.04N.ma=125mmm=5mm=50mm=41=-0.5=15.7mmB=45mm =2.87=56Mpa=1°16ad=15估算S=1.0=65=204 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)GBT 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）4.2選擇材料根據(jù)蝸桿傳

15、動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45#鋼，因希望效率高些，采用雙頭蝸桿。4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。由文獻1式（11-12）計算傳動中心距 =337560N.mm 確定載荷系數(shù)K載荷系數(shù)K= 。其中為使用系數(shù)，查文獻1第250頁表11-5，由于工作載荷有輕微震動且空載啟動故取=1.15。為齒向載荷分布系數(shù)，由于載荷變化不大，有輕微震動，取=1.1， 為動載荷系數(shù)，蝸輪圓周速度 <3m/s，故可確定Kv=1.1，由此可得 確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取 確定接觸系數(shù)先假設(shè)/

16、 a=0.35由文獻1圖11-18中可查得=2.9 確定許用接觸應(yīng)力蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可以從文獻1表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268Mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 ,(為蝸輪轉(zhuǎn)速),(為工作壽命)j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1N=所以壽命系數(shù)為則=0.6864=184 計算中心距 (7)確定模數(shù),蝸輪齒數(shù),蝸桿直徑系數(shù),蝸桿導(dǎo)程角,中心距等參數(shù) 由文獻3表12-1若 (8)校核彎曲強度a.蝸輪齒形系數(shù) 由當(dāng)量齒數(shù) 查文獻3圖11-8可知 b.蝸輪齒根彎曲應(yīng)力 彎曲強度足夠則中心距 圓整中心距，取，則變位系數(shù) 4.4 計算蝸輪和蝸桿的

17、主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.1587驗算傳動比 這時傳動比誤差為 i=5% 符合要求蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 齒頂圓直徑 分度圓直徑 外圓直徑 蝸輪齒寬 4.5 校核齒根彎曲疲勞強度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.1587，=43.48 從文獻1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從文獻1表11-8中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=56Mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強度

18、是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動的熱平衡核算蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產(chǎn)生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。根據(jù)文獻1 P263P265內(nèi)容摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知P=3.252KW嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率濺油損耗效率為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動速度由表11-18和1-19中選取?；瑒铀俣扔嬎銥?又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45HRC查表文獻111-18可得通過插入法計算得為1°16由于軸承摩擦及濺

19、油這兩項功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.92以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15S為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知估算此面積0.3S為內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計算可得 根據(jù)熱平衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 即 則估算的散熱面積不滿足散熱要求，需加散熱片。K=1.39=2.9=268Mpa=184=41=-0.1032

20、i=%0.395% =2.87=56Mpa=1°16ad=15估算S=0.3=65=20Sa<S 散熱平衡不合適5 減速器軸的設(shè)計計算5.1蝸桿軸的設(shè)計由于蝸桿直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做成蝸桿軸。5.1.1蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T1=18.6N·m5.1.2求作用在蝸桿及蝸輪上的力圓周力軸向力 徑向力 5.1.3初步確定軸的最小直徑先按文獻1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻1中的表15-3，取=112，則 蝸桿軸的最小直徑顯然是要安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號.

21、。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查文獻1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka =1.3，則有：按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GBT5014-1985或文獻，選用LT4型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63。聯(lián)軸器的尺寸為d=2028mm,L=5262mm。5.1.4 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定蝸桿上零件的裝配方案蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。根據(jù)軸向和周向定位要求，確定各段直徑和長度，軸徑最小d =28mm，查文獻1表11-4，蝸桿齒寬B計算選為102mm。其余部分尺寸見下圖：5.1.5 軸的校核（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力

22、（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 T=20900N.mm（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應(yīng)力最大，但其軸徑也較大，且應(yīng)力集中不大，各處應(yīng)力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。5.2 蝸輪軸的設(shè)計和計算5.2.1 計算最小軸徑：按文獻1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)

23、質(zhì)處理，根據(jù)文獻1中的表15-3，取=112，則 5.2.2選聯(lián)軸器：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka .T3,查文獻1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka =1.3則有：按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻表8-7，選用LT7型聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩為500N.m半聯(lián)軸器的軸徑 d1=4048mm半聯(lián)軸器的長度 ,所以選軸伸直徑為42mm。5.2.3 初選滾動軸承：據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承32310，查文獻表6-7得 確定軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下：所以軸的長度為 420 mm。 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5.2.4 軸上零件的周向定位：半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接

24、。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。蝸輪與軸采用過盈配合H7/r6。根據(jù)參考文獻1表152 取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.6。確定軸上的載荷如下圖 5.2.5 按彎扭合成應(yīng)力效核軸的強度（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 T=337560N.mm（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)文獻1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料

25、為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由軸受力情況知截面C處應(yīng)力最大，但其軸徑也較大，且應(yīng)力集中不大，各處應(yīng)力集中都不大，故蝸輪軸疲勞強度不必校核。951.3N=112Ka =1.3150480.551506501688751.302=168902.4<疲勞強度不必校核L=420 mm<疲勞強度不必校核6 滾動軸承的選擇及其計算6.1軸承的選擇本設(shè)計中有兩處使用到了軸承，一處是在蝸桿軸，已知此處軸徑，所以選內(nèi)徑為40mm的軸承，在文獻2中選擇圓錐滾子軸承；查表6-7，選擇型號為30207的軸承，右端采用兩

26、個串聯(lián)。另一處是在蝸輪軸；已知次此處軸徑為，所以選內(nèi)徑為50mm的軸承，在文獻2中選擇圓錐滾子軸承；查表6-1，選擇型號為32310的軸承。6.2計算軸承的受力（1） 據(jù)第五部分計算出的作用在蝸輪軸和蝸桿軸上的外力及支反力。 蝸桿軸承 蝸輪軸承 （2）計算軸承的當(dāng)量動載荷計算公式為文獻1式（13-8a） P=fp（XFr+YFa）先計算軸承接觸時的派生軸向力，根據(jù)文獻1表13-7， 查文獻2表6-7 軸承30706，X=0.4,Y=1.6；查文獻1表13-6，輕微沖擊，取fp=1.1。蝸桿 由于，選擇文獻1式（13-11a） Pa=fp（XFr+YFaa）=1.1×（0.4×

27、;445+1.6×139.0625）=440.55WPb=fp（XFr+YFab）=1.1×（0.4×734.4+1.6×139.0625）=567.886W（3）計算軸承壽命 根據(jù)文獻1式（13-5） （單個軸承） h（兩個串聯(lián)） h減速器使用壽命48000h，所以蝸桿軸右端選用軸承串聯(lián)，兩軸承都合適。（4）計算蝸輪軸軸承壽命蝸輪軸軸承派生軸向力 由于蝸輪軸軸承受力情況較好，參考蝸桿軸軸承校核結(jié)果，所用軸承合適。蝸桿軸承蝸輪軸承2088.6625NPa=440.55WPb=567.886Whh軸承合適蝸桿受軸向力大一端兩軸承串聯(lián)蝸輪軸承不必校核7 鍵聯(lián)

28、接的選擇與驗算7.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸本設(shè)計中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處，設(shè)置在蝸桿上的鍵標(biāo)此處為鍵1此處軸的直徑。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處，設(shè)置在蝸輪軸上的鍵標(biāo)此處為鍵2此處軸的直徑。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標(biāo)記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑。一般8級以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故選用圓頭普通平鍵（A）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從文獻2表4-1中查得鍵1的截面尺寸為：寬度，高度。由聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度（比伸入到聯(lián)軸器

29、的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度m，高度。同理取此鍵的長度。查得鍵3的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長。 7.2校核鍵聯(lián)接的強度鍵1處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。鍵的工作長度為，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為。由文獻1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵2處鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。鍵的工作長度為，鍵與輪轂的鍵槽

30、的接觸高度為。由文獻1的式6-1可得 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵3處鍵規(guī)格比鍵2大，且受載相同，不必校核。自此減速器中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足使用要求。三處鍵聯(lián)結(jié)1 鍵 8×72 鍵 12×83 鍵 14×9 <1鍵合適 <2鍵合適3鍵合適所有的鍵均滿足使用要求8 聯(lián)軸器的選擇本設(shè)計的聯(lián)軸器的選擇主要包括了兩個聯(lián)軸器的選擇，第一個是電動機軸與減速器的輸入主軸的聯(lián)結(jié)，根據(jù)文獻2中的表12-23Y系列電動機的外型尺寸，本設(shè)計所選用的電動機的型號為Y112M-4，可知電動機的輸出主軸的外伸部分的長度E和直徑D分別是60和28

31、。又本設(shè)計的蝸輪軸的直徑計算最小值為36.91mm和蝸桿的計算最小直徑為14.69mm。又軸上都裝有鍵，要將尺寸擴大7%左右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是42mm和28mm，G根據(jù)文獻2表8-8彈性套柱銷聯(lián)軸器,最后確定電動機與減速器的輸入軸間的聯(lián)軸器選擇為LT4型，其標(biāo)注為LT4聯(lián)軸器 YA28×62。對于第二個減速器的輸出軸與工作機的輸入軸之間的聯(lián)軸器減速器選擇LT7型，其標(biāo)注為LT7聯(lián)軸器JA42×112。 9 密封和潤滑1. 由于本設(shè)計蝸桿減速器才用的是鋼蝸桿配青銅蝸輪，參考文獻1表11-20，選擇L-AN320型號全損耗系統(tǒng)用油，對于蝸桿的給油方式，

32、根據(jù)蝸桿的相對滑動速度以及載荷類型選擇，本設(shè)計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度為4.8m/s內(nèi)，且采用的是閉式傳動，傳動載荷中等，根據(jù)文獻1表11-21蝸桿傳動的潤滑油粘度推薦值及給油方式，選擇油池潤滑。關(guān)于蝸桿傳動的潤滑油量，由于采用的是閉式蝸桿傳動，攪油損耗不是太大，且采用的是蝸桿下置式的傳動，所以浸油深度應(yīng)為蝸桿的一個齒高。蝸輪的潤滑主要憑借蝸桿的帶油作用來進行潤滑。2. 對于軸承的潤滑，蝸桿軸承采用浸油潤滑。同時蝸輪軸承潤滑采用刮油板刮蝸輪上的油通過箱體上的油槽潤滑。另外在安裝的時候，也應(yīng)該對軸承的潤滑進行良好處理，應(yīng)該用潤滑油脂進行充分的潤滑。3. 對于軸承的密封設(shè)計采用了軸承端蓋還在

33、其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋，一邊用唇形密封圈。蝸輪軸軸承一邊用悶端蓋，一邊用氈圈。整個箱體是密封的。表3選擇L-AN320型號全損耗系統(tǒng)用油螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑2024263240486010 鑄鐵減速器箱主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號蝸輪蝸桿減速器選用箱座壁厚0.04a+3810箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度13箱座凸緣厚度15箱座第底凸緣厚度2.525地腳螺釘直徑f0.036a+12M20地腳螺釘數(shù)目n250時，n=44軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M16蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑M10聯(lián)結(jié)螺栓d2間距150-20015

34、0軸承端蓋螺釘直徑(0.4-0.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑(0.3-0.4) dfM6定位銷直徑(0.7-0.8) df至外箱壁距離見表426、22、16至凸緣邊緣距離見表424、14軸承旁凸臺半徑20凸臺高度h45外箱壁至軸承座端面距離+(8-12)40鑄造過渡尺寸x,y,rx=3,y=15r=5蝸輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.212蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離>10箱蓋、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=7.225,m=8.5軸承端蓋外徑D2D+(5-5.5)d3124軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離軸承端蓋凸緣厚度StSD212513箱體總尺寸為502×328×249小結(jié)通過這次課程設(shè)計，使我對機械原理有了更深的理解在這次的設(shè)計中，由于是的一次作設(shè)計，缺乏經(jīng)驗，給設(shè)計帶來了不必要的麻煩課程設(shè)計就在我們小組成員的共同努力下即將結(jié)束,回顧這幾天來的辛勤努力,再看一下我們的成果,心中充滿了喜悅和一種強烈的集體榮譽感.自己出題目,自己總體設(shè)計,自己動手把設(shè)計圖形化,整個過程必須節(jié)節(jié)相扣,哪個環(huán)節(jié)出了錯,會給整個設(shè)計過程帶來意想不到的困難,因此需要每個成員慎之又慎,絲毫的麻痹大意都不允許出現(xiàn).在提交指導(dǎo)老師審核之前,每個細(xì)節(jié)都是考慮來考慮去,恐怕在某個環(huán)