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1、. . 0p湖 南 科 技 大 學 課程設計報告 課程設計名稱： 單級蝸桿減速器 學 生 姓 名： 涂皓 學 院： 機電工程學院 專業(yè)及班級： 07級機械設計及其自動化1班 學 號： 0703010109 指導教師： 胡忠舉 2010 年 6月17日 摘要 課程設計是機械設計課程重要的綜合性與實踐性相結合的教學環(huán)節(jié)，根本目的在于綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步穩(wěn)固和加深所學的知識，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

2、。通過課程設計，繪圖以及運用技術標準，規(guī)，設計手冊等相關資料，進展全面的機械設計根本技能訓練。 減速器是在當代社會有這舉足輕重的地位，應用圍極其廣泛，因此，減速器的高質(zhì)量設計，可以表達出當代大學生對社會環(huán)境的適應及挑戰(zhàn)，從整體設計到裝配圖和零件圖的繪制，都可以讓參與設計的同學深深領悟到機器在如今社會的重要作用 優(yōu)選 . - 目錄 一、摘要 二、傳動裝置總體設計 1、傳動機構整體設計 2、電動機的選擇 3、傳動比確實定

3、 4、計算傳動裝置的運動參數(shù) 三、傳動零件的設計 1、減速器傳動設計計算 2、驗算效率 3、精度等級公差和外表粗糙度確實定 四、軸及軸承裝置設計 1、輸出軸上的功率、轉速和轉矩 2、蝸桿軸的設計 3、渦輪軸的設計 4、滾動軸承的選擇 5、鍵連接及聯(lián)軸器的選擇 五、機座箱體構造尺寸及 1、箱體的構造尺寸 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、設計體會 參考文獻 一、傳動裝置總體設計 1、傳動機構整體設計 根據(jù)要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——聯(lián)軸器——減速器

4、——聯(lián)軸器——帶式運輸機。(如圖右圖所示) 根據(jù)生產(chǎn)設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/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、以及其他標準件等。 總傳動比：

5、i=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選擇同步轉速為1500r，滿載轉速為1440r/min的電動機。 ===53.33r/min 由=60×1000v/(D)可得D≈345mm 2、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

6、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：=7.45kw＜7.5kw 電動機型號表一 方案 電動機型號 額定功率 Ped kw 電動機轉速 r/min 額定轉矩 同步轉速 滿載轉速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2900 2.0 2

7、Y132S2-4 7.5 1500 1440 2.2 3 Y160M-6 7.5 1000 960 2.0 4 Y160L-8 7.5 750 720 2.0 〔3〕確定電動機轉速 有前面可知電機的滿載轉速為1440r/min 從而可以選取Y132S2-4 以下是其詳細參數(shù) Y132S2-4的主要性能參數(shù) 額定功率 /kw 同步轉速 n/(r) 滿載轉速 n/(r) 電動機總重/N 啟動轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 7.5 1500 1440 2.2 2.3 3、 傳動比確實定 由前面可知總傳動比 i總=i=

8、27 4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 〔1〕各軸轉速 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) 各軸的轉矩 電機輸出轉矩=9550 =9550×7.45/1440Nm=49.4Nm 蝸桿輸入轉矩==49.4×0.99×0.98 Nm =47.94Nm 蝸輪輸入轉矩=i=47.94×26×0.98×0.8×0.9

9、6Nm =938.1 Nm 卷筒輸入轉矩==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P〔kw〕 轉速n〔r/min〕 轉矩T〔N·m〕 傳動比i 效率η 電動機軸 7.45 1440 49.4 蝸桿軸 7.23 1440 47.94 0.68 蝸輪軸 5.44 55.38 938.1 27 傳動滾筒軸 5.28 55.38 910.2 三、傳動零件的設計 1、減速器傳動設計計算 〔1〕選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推存

10、，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45~55HRC。 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計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準那么，先按齒面接觸疲勞強度進展設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由手冊知傳動中心距 ≥ ①確定作用在渦輪上的轉距 由前面可知=938.1 Nm ②確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷

11、分布不均系數(shù)=1; 由機械設計手冊取使用系數(shù)=1.15 由轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)=1.2; K==1.38 ③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 ④確定接觸系數(shù) 假設蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a =0.32,從而可查得=3.1 ⑤確定許用接觸應力 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力=268 應力循環(huán)次數(shù) N=60j=60×1××50000=1.66× 壽命系數(shù) = =0.704 那么 ==0.704×268=188.

12、6 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，因此以上計算結果可用。 ⑷蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù) ①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 導程角 γ=18’31’’ 蝸桿軸向齒厚Sa=0.5m=0.5×3.14×8mm=12.56mm ②蝸輪 蝸輪齒數(shù)=52

13、 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Yg2=a-0.5da2=250-218mm=32mm ⑸校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) =55.15 由= +0.25，=55.15，查機械設計手冊可得齒形系數(shù)=2.2 螺旋角系數(shù) =1-=1-=0.9192 許用彎曲應力 = 從手冊中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根

14、本許用彎曲應力 =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 γ=18’31’’=，；與相對滑動速度有關 ==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，側隙種類為f，標注為8f,GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差工程及外表粗糙度。 四、 軸及

15、軸承裝置的設計 圖4-1 1、求輸出軸上的功率P,轉速和轉矩 由前面可知： 〔1〕蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩 P1 = Pr=7.28kw n1=1440r/min T1=47.94N .m 〔2〕蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩 P2 =5.4kw n2=55.38r/min T2=938.1N·m 〔3〕傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩 P3 =5.28kw n3=55.38r/min T3=910.2N·m 2、蝸桿軸〔1軸〕的設計 〔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

16、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，應盡量縮小支承跨距，可按L1=(0.9~1.1)da2 公式計算 L1=(0.9~1.1)416=〔392.4~479.6〕mm 取 L1=400mm 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取s1=k1=200mm 〔3〕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4.3 X-Y平面受力分析 圖4.4 X-Z平面受力圖：

17、 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 當量彎矩T/N·mm 圖4.9 (4)軸的初步設計 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)α，那么計算應力為： 對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為: 扭轉切應力： 從而可得： 由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α=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：——軸的計算應力，MPa; M——軸所受的彎矩，N·mm; T——軸所受的扭矩，N·mm; W

18、——軸的抗彎曲截面系數(shù)， ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，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d≧33.3mm,取軸的直徑為60mm。 〔5〕軸的構造設計 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=(0.8~1.2)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=3

19、0.4~45.6mm，參考聯(lián)軸器標準軸孔直徑，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，查相關資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭構造尺寸應與軸上相關零件的構造尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸桿軸的構造見圖4.10 圖4.10 3、蝸輪軸〔2軸〕的設計 〔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，應盡量縮小支承跨距,蝸輪軸〔2軸〕跨距: S2=k2=da1+〔25~35〕=96+〔25~35〕mm=〔121

20、~131〕mm 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=126mm 〔3〕軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖4-12所示。圖中 圖4.12 X-Y平面受力分析 圖4.13 X-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 當量彎矩T/N·mm 圖4.18 (4)軸的初步設計 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)α，那么計算應力為： 對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為: 扭轉切應力： 從而可得：

21、 由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α=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)變應力時軸的許用彎曲應力，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d≧49.91mm,由于要開鍵槽，因此需要將直徑增大4%，從而d≧51.91mm取軸的直徑為70mm。 〔5〕軸的構造設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為4

22、5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，查相關資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭構造尺寸應與軸上相關零件的構造尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 減速器蝸輪軸的構造見圖4.19 圖4.19 4、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，軸承預期壽命取為5000h。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=1263.3N，F(xiàn)a=10180.92N

23、，軸承工作轉速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=1.14 X=0.35 Y=0.57 pr=XFr＋YFa=0.35×1263.3＋0.5710180.92N＝6245.3N 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp=1.2 = fp〔XFr＋YFa〕=1.2×6245.3=7494.3N 驗算軸承的使用壽命： 式中：ε——指數(shù)，對于球軸承為3； 代入數(shù)值有﹥5000h 故7310B軸承滿足要

24、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，軸承預期壽命取為96000h。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=3327. 8N,軸向力Fa=902.3N，軸承工作轉速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

25、 X=1 Y=0 pr=XFr＋YFa=1×1022.41 kN＝3327.8 kN 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù)fp=1.2 = fp〔XFr＋YFa〕=1.2×3327.8 kN =3993.36N 驗算軸承的使用壽命： 式中：ε——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=55mm 5、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 由前計算結果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉距T=47.94N·m,工作轉速n=1440r

26、/min。 ?聯(lián)軸器的選擇 ①類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 ②載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數(shù)KA=1.5。計算轉距Tca Tca=KAT=1.5×47.94 N·m =71.91 N·m ③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 ④校核許用轉距和許用轉速 按文獻[4]附表F-2，選GYS5聯(lián)軸器 GB 4323-84。許用轉距[T]=400N·m，許用轉速[n]=8000r/min。 因 Tca<[T],n<[n],故聯(lián)軸器滿足要求。 П鍵聯(lián)接

27、選擇 ①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。 ②校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=120~150MPa，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，應選擇雙鍵再計算， /1.5=210.3/1.5 MPa =140.2MPa＜145 MPa 應選用鍵適宜。 (2)蝸輪軸(2軸)上

28、聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選擇 由前計算結果知:蝸輪軸(2軸)的工作轉距T=910.2N·m,工作轉速n=55.38r/min。 ?聯(lián)軸器的選擇 ①類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 ②載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數(shù)KA=1.5。計算轉距Tca Tca=KAT=1.5×910.2N·m =1365.3N·m ③型號選擇 選用GYS型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 由于與轉同相連的軸的直徑可以任意定，因此選擇=50mm ④校核許用轉距和許用轉速 查表，選GY7聯(lián)軸器 GB 4323-84。許用轉距[T]= 1600N·m，許用轉速[n]=8000

29、r/min。 因此Tca<[T],n<[n],故聯(lián)軸器滿足要求。 П.選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 i蝸輪連接處鍵槽 ①選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=70mm。 按機械設計手冊，初選鍵20×70 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。 ②校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=100~120MPa，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 應選用鍵適宜。 ⅱ卷筒連接處鍵槽

30、 ①選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=70mm。 按機械設計手冊，初選鍵16×70 GB/T 1096-79，b=16mm，h=10mm，L=70mm。 ②校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=120~150MPa，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 應選用鍵適宜。 五、 機座箱體構造尺寸及其 1、箱體的構造尺寸 ⑴箱體構造形式的選擇 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=

31、6.08m/s≤10m/s,故采用蝸桿下置式 ⑵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. ⑶箱體主要構造尺寸計算 1.箱座壁厚 δ≈0.004a+3=0.004×250+3mm=13 mm 取δ=13 mm 2.箱蓋壁厚 δ1≈0.85δ=0.85×13mm=9.95mm 取δ1=10 3.箱座分箱面凸緣厚 b≈1.5δ1=1.5×10mm=15mm 4 箱蓋分箱面凸緣厚 b1

32、=1.5δ1=1.5×10=15mm 5.平凸緣底座厚 b2≈2.5δ=2.5×13 =32.5mm 6.地腳螺栓 df≈0.036a+12=0.036×250+12mm≈22mm 7.軸承螺栓 d1≈0.7df=0.7×22 mm≈16 mm 8.聯(lián)接分箱面的螺栓 d2≈(0.5～0.6) df≈12 9.軸承端蓋螺釘直徑 d3≈(0.4～0.5)df≈10 10.窺視孔螺栓直徑 d4=〔0.3～0.4)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 1

33、3.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 M8 M10 M12 M16 M18 M20 M22 M30 14 16 18 22 24 26 30 40 12 14 16 20 22 24 26 35 沉頭座直徑 18 22 26 33 36 40 43 61 14.機座機蓋肋厚m1≈0.85δ1=0.85×13mm≈11mm m≈0.85δ=0.85×10mm≈9mmmm r1≈0.2C2=0.2×14=3 15.軸承螺栓凸臺高 h =50mm 16.軸承端蓋外徑 蝸輪軸端

34、蓋 =135mm 蝸桿軸端蓋 =160mm 17.軸承端蓋凸緣厚度 t=12mm 2、減速器的 ⑴檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點、側隙和向箱體傾注潤滑油,在傳動嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設檢查孔 ⑵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： mm d D D1 S L l a A1 M20×1.5 30 25.4 22 28 15 4 6 ⑶油塞 為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱體

35、底部最低位置設有排油孔,通常設置一個排油孔,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： mm d D0 L L a D S D1 D1 H M20×1.5 30 28 15 4 25.4 22 21 22 2 ⑷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各安裝一個圓錐定位銷 ⑸觀察孔及觀察孔蓋 為了方便維修和觀察減速箱部的構造，在箱體頂端設置了觀察孔及孔蓋。根據(jù)箱體的情況選取材料為HT200，其尺寸如下表所示： mm A A1 A2 B B1 B

36、2 d4 R h 200 160 140 150 190 170 8 6 6 ⑹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： mm c3 c4 b R r r1 45 60 22 60 10 12 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?，即滾動軸承采用油浴潤

37、滑 七、蝸桿傳動的熱平衡計算 1.熱平衡的驗算 ⑴由前面計算可得 蝸桿傳動效率η蝸=75.3%, 蝸桿傳動功率P=7.23kw ②摩擦損耗功率轉化成的熱量 Φ1=1000P(1-η)=1000×7.26(1-0.753) W=1793W ⑵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 ⑶計算散熱面積 取周圍空氣溫度ta=20 ,箱體散熱系數(shù)ad=12ω/(m2"0C) 熱平衡時 ,那么要求的散熱面積為 可得=57.68＜80 滿足熱平衡。 八、設計心得 這次課程設計歷時三個星期多左右，

38、通過這三個星期的學習，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果沒方法采用了最原始的方法手畫。任務書上要求圖中至少有一是電腦畫的，由

39、于不熟悉所以我手畫了裝配圖，因為裝配圖是最難畫的！結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。這次設計比以往的兩個課程設計都要自主些，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)。所以才導致到預定交稿的時間大家都沒有完成。這個設計里的所有的東西都得又我們自己選擇，大到箱體的設計尺寸，小到箱蓋上用多大的螺栓.所以比起前面幾次的課程設計這次要顯得繁瑣的多。因此對我們的耐心和

40、細心都有一定的考驗。 這次的設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。讓我知道了學無止境的道理。我們每一個人永遠不能滿足于現(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。這次課程設計必將成為我人生旅途上一個非常美好的回憶！? 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛等著.機械設計〔第8版〕.：高等教育,2006 [2] 鴻文.材料力學.4版. ：高等教育,2004 [3] 桓，作模主編.機械原理.7版. ：高等教育，2006 [4] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊.新版.：機械工業(yè)，2004 - .word.zl