《鑄造車間碾砂機(jī)的傳聲筒裝置設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《鑄造車間碾砂機(jī)的傳聲筒裝置設(shè)計（28頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 傳動方案的選擇和電機(jī)的選擇 攀枝花學(xué)院 學(xué)生課程設(shè)計（論文） 題 目： 鑄造車間碾砂機(jī)的傳聲筒裝置設(shè)計 學(xué)生姓名： 蔡宇 學(xué) 號：200710601003 所在院(系)： 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 2007級機(jī)械設(shè)計制造及其 自動化1班 （電子一班） 指 導(dǎo) 教 師： 翟秀云 職稱： 博士 2009年 1 月 9

2、 日 攀枝花學(xué)院教務(wù)處制 減速器在國內(nèi)外的狀況 ： 1.國內(nèi)的發(fā)展概況 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。 2.國外發(fā)展概況 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動

3、比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 課題研究的內(nèi)容及擬采取的技術(shù)、方法 本設(shè)計是蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計。設(shè)計主要針對執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運動展開。為了達(dá)到要求的運動精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應(yīng)滿足一定的關(guān)系，以實現(xiàn)各零部件的協(xié)調(diào)動作。該設(shè)計均采用新國標(biāo)，運用模塊化設(shè)計，設(shè)計內(nèi)容包括傳動件的設(shè)計，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計及設(shè)備零部件等的設(shè)計。 傳動裝置總體設(shè)計 ： 1.傳動方案的選擇 （1） （2） 方案分析：對于方案1，因輸入與輸出軸垂直相交且輸

4、出軸在鉛垂方向，則采用立式蝸桿蝸輪減速器（蝸桿側(cè)置），又蝸桿蝸輪機(jī)構(gòu)傳動比大，零件數(shù)目少，故結(jié)構(gòu)很緊湊；在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒。它和蝸輪齒是逐漸嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低，雖然效率較低，但選擇雙頭以上的蝸桿，效率還是可達(dá)到0.8以上；對于方案2，采用的是三級減速器，用于輸入軸與輸出軸相交而傳動比較大的傳動，傳對比可達(dá)25~75，但是輸出的轉(zhuǎn)速只有29r/min，由此算出的輸入功率，沒有較為合適的電機(jī)可供選擇，而兩級錐齒輪---圓柱齒輪減速器的傳對比8~15，換算過后并不能滿足要求。若再考慮更高級別的減速器，則從尺寸，質(zhì)量，經(jīng)濟(jì)

5、上看，都是不理想的。 所以綜合上述分析，選擇立式蝸桿減速器。 2、電動機(jī)的選擇 2.1電動機(jī)的類型的選擇 電動機(jī)的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機(jī) 2.2電動機(jī)功率的選擇 工作機(jī)所需要的有效功率為： 為了計算電動機(jī)所需要的有效功率，先要確定從電動機(jī)到工作機(jī)之間的總效率，設(shè)分別為聯(lián)軸器,渦輪效率,滾動軸承效率的效率： 查得： 則傳動裝置的總效率為： == 28 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 蝸桿蝸輪的設(shè)計計算 ——聯(lián)軸器，——蝸桿蝸輪，——滾

6、動軸承（一對） 電動機(jī)所需的功率為：=4.25/0.74=5.74Kw 選取電動機(jī)的額定功率為：7.5Kw 蝸桿渦輪的傳動比i=8~40，則電機(jī)的轉(zhuǎn)速=232~1160 r/min 2.3電動機(jī)的選擇 選擇符合上述條件的同步轉(zhuǎn)速為1000r/min和750r/min兩種。 2.4根據(jù)電動機(jī)所需要的功率和同步轉(zhuǎn)速 電動機(jī)型號為Y160M-6和Y160L-8型。 電動機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動比 表1-2 方案號 電動機(jī)型號 額定功率Kw 同步轉(zhuǎn)速r/min 滿載轉(zhuǎn)速r/min 1 Y160M-6 7.5 1000 970 2

7、 Y160L-8 7.5 750 720 由上表1-2可知傳動方案1雖然電動機(jī)的轉(zhuǎn)速價格低，但總傳動比大，為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案2，即電動機(jī)型號為Y160L-8 2.5傳動比的分配 根據(jù)表1-2，蝸桿蝸輪的傳動比，i=24.8 2.6電動機(jī)裝置運動和動力參數(shù)的計算 1、各軸的轉(zhuǎn)速計算 Ⅰ軸 Ⅱ軸 1

8、、 各軸的轉(zhuǎn)矩計算 Ⅰ軸 Ⅱ軸 2、 各軸的輸入功率計算 Ⅰ軸 Ⅱ軸 根據(jù)設(shè)計要求，蝸桿蝸輪必須滿的條件是使用壽命期限為8年（每年工作300天），三班制工作的閉式蝸桿減速器中的普通圓柱蝸桿傳動，以知道輸入功率為P為7.5Kw，蝸桿轉(zhuǎn)速=720r/min。 3、蝸桿蝸輪的設(shè)計計算 3.1選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 3.2選擇材料 因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號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求

9、淬火，硬度為45~55HRC。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，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 將上述計算結(jié)果列到表1-3中，以供查用； 表1-3 軸號 轉(zhuǎn)速r/min 功率P Kw 轉(zhuǎn)矩 T N.m 電機(jī)I 720 7.5 I 720 5.63 74.68 II 29 4.33 1426 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根彎曲強(qiáng)度。由式：傳動中心距 1、 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按估取效率0.8，則：

10、攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 T2=1426000N/mm 2、 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由載荷不均勻、有小沖擊選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)為=1.1。 則： 3、 確定彈性影響的系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=。 4、 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/a=0.35, 由教材《機(jī)械設(shè)計》圖11.18可查得 5、 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

11、模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從教材《機(jī)械設(shè)計》表11-7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268MPa。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60j 壽命系數(shù)為： 則： []= []= 6 計算中心距 即 取中心距a=225mm,查《機(jī)械設(shè)計手冊》i=23.5，取模數(shù)蝸桿分度圓直徑： 。 這時,查得接觸系數(shù)，因為<,因此計算結(jié)果可用。 3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1、 蝸桿主要參數(shù) 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 分度圓直徑： 齒頂直徑： 攀

12、枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 齒根圓直徑： 蝸桿分度圓導(dǎo)程角： 蝸桿軸向齒距： 蝸桿導(dǎo)程: 蝸桿齒寬： 由于變位系數(shù)=-0.375位于-1.0和0.5之間 則 （10.5+）m=（10.5+2）8=100 （11+0.1）m=（11+0.14）8=125.6 取較大者=125.6 又m<10mm，則125.6+25=150.6 取 =180mm 2、蝸輪主要參數(shù) 蝸輪齒數(shù)：，變位系數(shù)： 驗算傳動比，這時傳動比誤差為<5%，在允許范圍內(nèi)。 蝸輪齒頂高：

13、 蝸輪齒根高： 全齒高： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 咽喉半徑: 蝸輪分度圓螺旋角： 3.5蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由經(jīng)驗可知對閉式蝸桿傳動通常只作蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計算。查得蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算公式為 式中：----蝸輪齒根彎曲應(yīng)力，單位為MP； ----蝸輪齒形系數(shù)； ----螺旋角影響系數(shù)； ----蝸輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MP； 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù) ，查得齒形系數(shù)。 螺旋角影響系數(shù) 攀枝

14、花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 軸承的驗算 許用彎曲應(yīng)力 查ZCuSn10P1制造蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力。 壽命系數(shù) 則 校驗結(jié)果為 。所以蝸輪齒根彎曲疲 勞強(qiáng)度是滿足要求的。 3.6 驗算效率η 蝸桿工作圖 因為蝸桿的結(jié)構(gòu)單一，幾何參數(shù)為所查資料得，根據(jù)經(jīng)驗可知不需對蝸桿的結(jié)構(gòu)及剛度不做特別設(shè)計和驗算。所以以下只列出了蝸桿的詳細(xì)參數(shù)。 傳動類型 ZI型蝸桿副 蝸桿頭數(shù) Z 2

15、模數(shù) m 8 導(dǎo)程角 螺旋線方向 右旋 齒形角 精度重等級 蝸桿8f 中心距 a 225 配對蝸輪圖號 軸向齒距累積公差 0.014 軸向齒距極限偏差 0.024 蝸輪齒開公差 0.032 蝸桿軸向齒厚 軸向螺旋剖面 8 蝸輪的工作圖 因為蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造，而蝸輪的直徑較大，所以對蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計是必要的。 蝸輪的結(jié)構(gòu)如上圖所示，齒圈厚度。在齒圈與輪芯聯(lián)結(jié)處，采用齒

16、圈式。齒圈和輪芯采用H7/r6配合，并加裝6個緊定螺釘（或用螺釘擰緊后將頭部鋸掉）平均分布，以增強(qiáng)連接的可靠性。螺釘?shù)闹睆饺∽鳎?.2~1.5）m，m為蝸輪的模數(shù)。螺釘擰入的深度為（0.3~0.4）B,B為蝸輪寬度。為了便于鉆孔，應(yīng)將螺孔中心線由配合縫向材料較硬的輪芯部分偏移2~3mm。這種結(jié)構(gòu)多用于尺寸不太大或工作溫度變化較小的地方，以免熱脹冷縮影響配合的質(zhì)量。直徑為25，其厚度mm，則取mm。蝸輪輪轂厚度約為，則取。蝸輪的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計已完成，詳細(xì)的結(jié)構(gòu)尺寸見蝸輪的零件圖。 傳動類型 ZI型蝸桿副 蝸輪端在模數(shù) 8 蝸桿頭數(shù) 2 導(dǎo)程角 螺旋方向 右

17、旋 蝸桿軸向剖面內(nèi)的齒形角 蝸輪齒數(shù) 47 蝸輪變位系數(shù) -0.375 中心距 225 配對蝸輪圖號 精度等級 蝸輪8cGB10089-1988 蝸輪齒距累積公差 0.125 齒距極限偏差 蝸輪齒厚 4、軸的設(shè)計 4.1蝸桿的聯(lián)軸器 4.1.1選彈性套柱銷聯(lián)軸器 4.1.2計算轉(zhuǎn)矩Tc=kT1=1.995507.5/720=189N.m 4.1.3 ,而電動機(jī)的的軸徑為42mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-1984，為了減小對中偏差的影響，蝸桿的最小直徑也選擇42mm，故聯(lián)軸器可選擇TL

18、6，公稱轉(zhuǎn)矩=250。滿足要求。該半聯(lián)軸器長度=60mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=82mm。 4.1.4 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）、擬定軸上零件的裝備方案：1-2段裝半聯(lián)軸器，2-3段裝軸承端蓋，3-4、7-8則是滾動軸承，4-5、7-8結(jié)構(gòu)過渡，對稱布置，5-6為蝸桿 （2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 a、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =52mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 =60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2

19、段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取 =58mm。 b、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向的作用，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) =52mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30213，其中尺寸為dDT=65mm 120mm 24.5mm，故 = =65mm，而 =40mm，因為還要為擋油圈留些寬度。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30213型軸承的定位軸肩h=5mm，因此， =75mm，因?qū)ΨQ布置，則 = =75mm。 C、取蝸桿寬度。由前面計算>=150.6mm，取=180mm，da1=96mm，d1=80mm d

20、、軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=10mm，故取=40mm。 e、為了使軸承與蝸輪旋轉(zhuǎn)無干擾，則根據(jù)其相對位置取=50mm （3）、軸上零件的周向定位。半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，選用平鍵為12870mm，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過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. （4）、確定軸上圓角和倒角尺寸，由教材表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角見圖。 4.2對蝸輪軸的設(shè)計 4.2.1由前面的計算可知軸的主要

21、參數(shù) 又 于是 4.2.2求作用在蝸輪上的力 已知軸上的蝸輪的分度圓直徑為 則 圓周力 徑向力 軸向力 4.2.3初步定軸的最小直徑 初步估算低速軸的最小直徑，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=110mm，于是得 放大10%，=64.2mm 根據(jù)工作條件選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，該軸的計算轉(zhuǎn)矩 ,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小和輕微沖擊,故取,,則: 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4342-1984可選取TL10型聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速>72r/min 選用軸孔直徑mm，。取直徑為65mm，則可選取聯(lián)軸器軸孔=65mm。

22、該半聯(lián)軸器長度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107mm。所以選用TL10型聯(lián)軸器能滿足要求。 4.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、擬定軸上的零件的裝配方案 因為軸上零件只有一個蝸輪，則應(yīng)將蝸輪放在兩軸承的中間，如此軸的受力比較合理。 2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1—2軸段右端需制出一軸肩，故取；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1—2段的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取 。 2)、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工

23、作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30217，其尺寸為，所以可取。右端滾動軸承采用檔油板進(jìn)行軸向定位。因此取。 3)、取安裝齒輪處的軸段4—5 的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為105mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=7mm ，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b>1.4h，取。 4)、軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故取。 5)、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距a=

24、15mm ，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s ，取 s=4.5mm ，已知滾動軸承寬度 T=30.5mm ，所以 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 3、軸上零件的周向定位 蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按蝸輪軸的直徑由表6-1查得平鍵截面bh=25mm14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選取蝸輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ；半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，用平鍵為，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借過渡配合來保證的，選軸的直徑尺寸公差為m6 。 4、確定軸上圓角和倒角尺寸

25、 取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑均為2mm。 4.2.5、校核 1）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（參考圖15-26）作出軸的計算簡圖（參考圖15-24）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于單列圓錐滾子軸承30217，查得=30.3mm。因此，作簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的結(jié)果列于下 表1-2： 載荷 水平面H 垂直面V 支反 力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 2）、按彎

26、扭合成應(yīng)力來校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只是校核軸上受最大彎矩和 扭矩（即危險截面C）的強(qiáng)度。 此圖為軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖 并取=0.6，軸的抗彎截面系數(shù)取=。 軸的計算應(yīng)力為 前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此， 故此軸的各項要求是安全的。因為此軸不是特別重要的， 所以此軸不需要進(jìn)行精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。至此，軸的設(shè)計計算已告結(jié)束。 5、軸承的驗算 5.1蝸輪軸承的驗算 查得可知30217圓錐滾子軸承軸承的=178kN

27、 1、求兩軸承受到的徑向載荷和(參考《機(jī)械設(shè)計》教材例子) 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（上圖）和水平 面（圖c）兩個平面力系。其中：圖a中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖b中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上述兩步轉(zhuǎn)化圖中均未畫出）。由力分析可得： 3881.58 4193.90 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 鍵的驗算 查軸承的有關(guān)系數(shù)， 。 則軸承的派生力為 =1386.23 =1497.82

28、則軸向當(dāng)量荷為 1497.82+1867=3364.82N 1497.82N 5.2計算軸承壽命 因為 > 查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有沖擊載荷，查得~1.2，取。則 4163.29N 因為，所以按軸承1的受力大小驗算（由前面的結(jié)果得 h> 故所選軸承可滿足壽命要求。 5.3蝸桿軸承校核 由于蝸桿軸同時承受軸向力和徑向力,于是選用圓錐滾子軸承30213,再此

29、就不對其進(jìn)行精確校核。 6、鍵的驗算 6.1低速軸即蝸輪軸上的鍵驗算 由前面軸的設(shè)計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為，半聯(lián)軸器周向定位為A型平鍵為。 查得平鍵的驗算公式為 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 潤滑的選擇和蝸桿傳動的熱平衡計算 鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用壓力較小。查得鑄鐵許用擠壓力，取其平均值。A型鍵的工作長度=90-25=65，鍵與輪轂槽的接觸高度7。由以上公式可得 可見，A型平鍵不符合要求，于是才用兩個鍵,鍵的標(biāo)記為：鍵A 25x8

30、0（GB/T1096—1979）。 對于半聯(lián)軸器的A型平鍵盤，鍵、軸和半聯(lián)軸器材料都為鋼，查得鋼的許作擠壓應(yīng)力，取其平均值。C型鍵的工作長度，鍵與輪轂槽的接觸高度。由以上公式可得 可見，A型平鍵符合要求，鍵的標(biāo)記為：鍵A （GB/T1096—1979）。 7、潤滑的選擇 7.1潤滑油的選擇和潤滑方式 由前已計算出蝸桿傳動的相對滑動速度，查得潤滑方式用油池潤滑，油的運動粘度為。查得油的牌號為號（GB9503-1986） 8、蝸桿傳動的熱平衡計算 8.1蝸桿傳動的熱平衡計算 蝸桿傳動由于效低，所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生

31、的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥♂專瑥亩龃竽ゲ翐p失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量和同時間內(nèi)的散熱量平穩(wěn)衡，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。 查得以下計算公式。 因為，則必須采取措施，以提高散熱能力。這里采用在蝸桿端加裝風(fēng)扇以加速成空氣流通。 風(fēng)扇消耗的功率，為風(fēng)扇葉輪的圓周速度，單位為m/s 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 , ，其中非 為風(fēng)扇葉輪外徑，單位為mm； 為風(fēng)扇葉輪轉(zhuǎn)速，單位為r/min。

32、 查得 其中，、——為風(fēng)冷及自然冷卻面積，單位為； ——風(fēng)冷時的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)； 、——分別為油的工作溫度及周圍空氣的溫度，單位為。 由驗算可得，在蝸桿端應(yīng)加裝一風(fēng)扇來散熱。滿足要求。 9、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 9.1箱體的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計 名稱 符號 蝸桿減速器尺寸（mm） 箱座厚度/壁厚 20/9 箱蓋壁厚 9.3 箱蓋凸緣厚度 17 箱座凸緣厚度 17 箱座底凸緣厚度 15 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 n

33、 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 10 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 12 軸承端蓋螺釘直徑 10，12 、、至外箱壁距離 26 、、至凸緣邊距離 26 軸承旁凸臺半徑 40 外箱壁至軸承座端面距離 35 齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內(nèi)箱壁距離 25 .窺視孔螺栓直徑 D4 8 .窺視孔螺栓直徑數(shù)目 s 4 啟蓋螺栓 D 12 9.2、通氣器的選擇 查得為的通氣器。 D=22 D1=19.6 L=23 l=12

34、 a=2 d1=5 s=17 9.3、油標(biāo)尺的尺寸設(shè)計 選取為的油標(biāo) D=26 b=8 h=35 d2=12 a=12 D1=22 d1=4 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計（論文） 參考文獻(xiàn) 結(jié)論 本文通過對單級蝸桿減速器的結(jié)構(gòu)形狀進(jìn)行分析，得出總體方案.按總體方案對各零部件的運動關(guān)系進(jìn)行分析得出單級蝸桿減速器的整體結(jié)構(gòu)尺寸，然后以各個系統(tǒng)為模塊分別進(jìn)行具體零部件的設(shè)計校核計算，

35、得出各零部件的具體尺寸，再重新調(diào)整整體結(jié)構(gòu)，整理得出最后的設(shè)計圖紙和說明書.此次設(shè)計通過對單級蝸桿減速器的設(shè)計，使我對成型機(jī)械的設(shè)計方法、步驟有了較深的認(rèn)識.熟悉了蝸輪、軸等多種常用零件的設(shè)計、校核方法；掌握了如何選用標(biāo)準(zhǔn)件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；以及設(shè)計非標(biāo)準(zhǔn)零部件的要點、方法. 這次設(shè)計貫穿了所學(xué)的專業(yè)知識，綜合運用了各科專業(yè)知識，從中使我學(xué)習(xí)了很多平時在課本中未學(xué)到的或未深入的內(nèi)容.我相信這次設(shè)計對以后的工作學(xué)習(xí)都會有很大的幫助. 由于自己所學(xué)知識有限，而機(jī)械設(shè)計又是一門非常深奧的學(xué)科，設(shè)計中肯定存在許多的不足和需要改進(jìn)的地方，希望老師指出，在以后的學(xué)習(xí)工作

36、中去完善它們. 致謝 首先，我要特別感謝我的指導(dǎo)老師，她對我畢業(yè)設(shè)計給予了很多的指導(dǎo)，花費了很多的心血，使我最后圓滿完成了畢業(yè)設(shè)計。她嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，給我留下了極為深刻的印象，為我今后的工作、生活樹立了良好的榜樣。 其次，我要感謝我的同學(xué)，他們給予了我無私的幫助和大力的支持，使我順利的完成了課程設(shè)計。 再次感謝關(guān)心我，幫助我的老師，同學(xué)。 參考文獻(xiàn) [1]濮良貴，紀(jì)名剛等著.機(jī)械設(shè)計（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 [2]王世剛，張秀親，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計實踐.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社，2003 [3]唐照民等著.機(jī)械設(shè)計.西安：西安交通大學(xué)出版社，1995 [4]任金泉等著.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.西安：西安交通大學(xué)出版社，2003 [5]劉鴻文.材料力學(xué).3版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1992 [6]孫桓，陳作模主編.機(jī)械原理.6版.北京：高等教育出版社，2001 [7]機(jī)械設(shè)計手冊編委會.機(jī)械設(shè)計手冊.新版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004 [8]林景凡，王世剛，李世恒.互換性與質(zhì)量控制基礎(chǔ).北京：中國科學(xué)技術(shù)出版社，1999 [9]張培金，藺聯(lián)芳等著.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.上海：上海交通大學(xué)出版社，1988