塔里木大學機械設(shè)計蝸輪蝸桿減速器說明書

塔里木大學機械設(shè)計蝸輪蝸桿減速器說明書,塔里木,大學,機械設(shè)計,蝸輪,蝸桿,減速器,說明書,仿單 機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 目 錄 設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1 傳動方案的擬定及說明………………………………………3 電動機的選擇…………………………………………………4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………6 傳動件的設(shè)計計算……………………………………………6 軸的設(shè)計計算…………………………………………………9 滾動軸承的選擇及計算………………………………………14 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………15 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………16 減速器附件的選擇……………………………………………16 潤滑與密封……………………………………………………17 設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18 參考資料目錄…………………………………………………18 前言 一、機械設(shè)計課程的目的和意義 　　機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設(shè)計訓練，是機械設(shè)計和機械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是： 　　(1) 通過機械設(shè)計課程的設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設(shè)計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計原理和過程。 (3) 進行機械設(shè)計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 （4）機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計還為專業(yè)課課程設(shè)計和畢業(yè)設(shè)計奠定了基礎(chǔ)。 二、機械設(shè)計課程的內(nèi)容 　　選擇作為機械設(shè)計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。 　　課程設(shè)計的內(nèi)容通常包括：確定傳動裝置的總體設(shè)計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設(shè)計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校核計算；箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設(shè)計計算說明書。 　　在設(shè)計中完成了以下工作： 　?、?減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）； 　?、?零件工作圖2～3張（傳動零件、軸、箱體等）； ③ 設(shè)計計算說明書1份，6000～8000字。 三、機械設(shè)計課程設(shè)計的步驟 　　機械設(shè)計課程設(shè)計的步驟通常是根據(jù)設(shè)計任務(wù)書，擬定若干方案并進行分析比較，然后確定一個正確、合理的設(shè)計方案，進行必要的計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后用圖紙表達設(shè)計結(jié)果，用設(shè)計計算說明書表示設(shè)計依據(jù)。 　　機械設(shè)計課程設(shè)計一般可按照以下所述的幾個階段進行： 1 設(shè)計準備 ?、?分析設(shè)計計劃任務(wù)書，明確工作條件、設(shè)計要求、內(nèi)容和步驟。 ?、?了解設(shè)計對象，閱讀有關(guān)資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 ?、?浮系課程有關(guān)內(nèi)容，熟悉機械零件的設(shè)計方法和步驟。 ?、?準備好設(shè)計需要的圖書、資料和用具，并擬定設(shè)計計劃等。 2 傳動裝置總體設(shè)計 ?、?確定傳動方案——圓柱斜齒齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。 　② 計算電動機的功率、轉(zhuǎn)速、選擇電動機的型號。 　③ 確定總傳動比和分配各級傳動比。 　④ 計算各軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。 3 各級傳動零件設(shè)計 ?、?減速器外的傳動零件設(shè)計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等）。 ?、?減速器內(nèi)的傳動零件設(shè)計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。 4 減速器裝配草圖設(shè)計 　① 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。 　② 選擇聯(lián)軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 ?、?確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。 ?、?分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 5 減速器裝配圖設(shè)計 ?、?標注尺寸、配合及零件序號。 ?、?編寫明細表、標題欄、減速器技術(shù)特性及技術(shù)要求。 ?、?完成裝配圖。 6 零件工作圖設(shè)計 ?、?軸類零件工作圖。 　② 齒輪類零件工作圖。 ?、?箱體類零件工作圖。 二 課程設(shè)計題目 設(shè)計一用于帶式運輸機的鏈，運輸機連續(xù)工作，空載啟動，載荷變化不大，單向運轉(zhuǎn)使用期限8年，工作環(huán)境清潔，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=2800N，運輸帶速度　v=1.7/s卷筒直徑Ｄ=300mm 三 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設(shè)計指導書式（1）為 由設(shè)計指導書公式（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選 為卷筒的傳動效率出選 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 按設(shè)計指導書表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10—40。 故可推算出電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為：查機械設(shè)計文獻３第155頁表12-1可知 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由設(shè)計文獻３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 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 2 Y132s2-2 7.5 3000 2900 70 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Y-132S-6。 其主要性能如下表 型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 滿載電流 效率 Y132M-4 7.5 1440 380V 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)計文獻３表12-3） 中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD 132 512×345×315 216×178 12 38×80 10×41 2.4 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： i在7—15范圍內(nèi)可以選用四頭閉式傳動。 選擇電動機為Y132M—4 四 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 為工作機主軸的功率 3.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 為電動機軸上的轉(zhuǎn)矩 為蝸桿軸上的轉(zhuǎn)矩 為工作機主軸上的轉(zhuǎn)矩 五 確定蝸輪蝸桿的尺寸 4.1 選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)GB\T 10087-88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#鋼淬火處理，因希望效率高些，采用四頭蝸桿。 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 ⑴ =450864N.mm ⑵ 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， 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 ⑶ 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 ⑷ 確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心比/ a=0.4由文獻1圖11-18中可查得=3 ⑸ 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=1 N= 所以壽命系數(shù)為 則[]=[]`=179.32 ⑹ 計算中心距 取中心距a=160mm，因I=20.36，從文獻1表11-2中取m=5mm，=50mm。這時/ a=, 從文獻1圖11-18中查取接觸疲勞系數(shù)為’=2.74，因為Zρ’=Zρ,因此以上計算結(jié)果可用。 4.4 計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 ⑴ 蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚 ⑵ 蝸輪 蝸輪齒數(shù)=53，變位系數(shù)=+0.500 驗算傳動比 這時傳動比誤差為 Δi=>-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 蝸輪咽喉母圓半徑 4.5 校核齒根彎曲疲勞強度 選取當量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.500，=43.62 從文獻1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.09。 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♂專瑥亩龃竽Σ?，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 P263—P265內(nèi)容 摩擦損耗的功率 產(chǎn)生的熱流量為 又已知P=7.320KW ——嚙合摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 （為蝸桿分度圓上的導程角） ——軸承摩擦產(chǎn)生的熱量損耗效率 ——濺油損耗效率 為當量摩擦角，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°20’ 由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取為0.95—0.96則總效率為 =（0.95- -0.96）=0.854 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 αd為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15 S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)已知算出此面積0.8 S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，φ1=φ2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 即 Sa＞S 所以表面散熱面積不滿足散熱要求，需加大于0.43的散熱片。 K=1.265 =3 []’ =268Mpa N []=179.32 a=160mm m=5mm =50mm =53 =+0.500 Δi= >-5% =2.09 ′ =56Mpa =1°20’ ad=15 算出S=0.8 =65℃ =20℃ Sa＞S 散熱平衡不合適 六 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=41.95N·m 5.1.2 求作用在蝸桿及蝸輪上的力 圓周力 軸向力 徑向力 圓周力徑向力以及軸向力的作用方向如圖所示 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=126， 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.。 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 =1.5，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，查標準GB\T5014-1985或文獻３，選用TL 6型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63～125 。聯(lián)軸器的尺寸為d=25～35mm,L=82～112mm。 5.1.4 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ⑴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。 ⑵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 =25mm，查文獻1表11-4，蝸桿齒寬B計算選為90mm。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（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=22220N.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α=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)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 =1.5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３表8-7，選用HL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩為1000N.m 半聯(lián)軸器的軸徑 d1取60mm 半聯(lián)軸器的長度 L取142mm L1=107 所以選軸伸直徑為60mm。 5.2.3 初選滾動軸承： 據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承30215，查文獻３表6-7得 B=25 mm,D=50mm,d=60mm，T=27.25mm, a=27.4db=84mm。 確定軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下： 所以軸的長度為 360mm。 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。半聯(lián)軸器與軸的配合為H8/k7。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15—2 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=43013N.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α=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。 3402.7N 1238.48N =126 Ka =1.5 57094 877675 19147 178415 =19147 24.14 < 疲勞強度不必校核 d=60mm L=360 mm 24.14 < 疲勞強度不必校核 七 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d=40mm，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30308的軸承，右端采用兩個串聯(lián)。另一處是在蝸輪軸；已知次此處軸徑為d=60mm，所以選內(nèi)徑為60mm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30212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30308，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×（0.4×789+1.6×246）=780W Pb=fp（XFr+YFab）=1.1×（0.4×986+1.6×3004）=5681W （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 3004N Pa=780W Pb=5681W h h 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 八 鍵聯(lián)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)置在蝸桿上的鍵標此處為鍵1此處軸的直徑d1=34。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此處為鍵2此處軸的直徑d2=60。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑d3=70。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b=10mm，高度h=8mm。由聯(lián)軸器的標準并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度L=50mm（比伸入到聯(lián)軸器的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。同理取此鍵的長度L=100mm。查得鍵3的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長L=60mm。 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[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。 鍵的工作長度為L=L-b=50mm-8mm=42mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.5×8mm=4mm。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[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。鍵的工作長度為l=L-b=100mm-11mm=89mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。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 10×8 2 鍵 18×11 3 鍵 20×12 = < 1鍵合適 = < 2鍵合適 3鍵合適 所有的鍵均滿足使用要求 九 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Y132S-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80和38。又本設(shè)計的蝸輪軸的直徑計算最小值為45.04和蝸桿的計算最小直徑為17.77 mm。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60mm和38mm，G 根據(jù)文獻2表8-8彈性柱銷聯(lián)軸器（GB5272-85）,最后確定電動機與減速器的輸入軸間的聯(lián)軸器選擇為TL9型，其標注為TL9 J60×140\J60×142MT2a。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TL6型，其標注為TL6聯(lián)軸器J38×80/J34×82。 TL9 （YA28×62）/（YA22×52MT2a） TL6 （J38×80/J34×82） 十 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，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。 選擇L-AN320型號全損耗系統(tǒng)用油 十一 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 0.02a+18 8 箱蓋壁厚 0.02a+18 10 箱蓋凸緣厚度 B1 1.5 15 箱座凸緣厚度 b 1.5 12.5 箱座第底凸緣厚度 B2 2.5 27.5 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12 M20 地腳螺釘數(shù)目 n =250時，n=4 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 0.75 df M16 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d2 (0.5-0.6) df M10 聯(lián)結(jié)螺栓d2間距 150-200 144 軸承端蓋螺釘直徑 D3 (0.4-0.5)df M8 視孔蓋螺釘直徑 D4 (0.3-0.4) df M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8) df 至外箱壁距離 22、15、8 至凸緣邊緣距離 18、10 軸承旁凸臺半徑 20 凸臺高度 h 45 外箱壁至軸承座端面距離 ++(5-10) 40 鑄造過渡尺寸 x,y x=3,y=16 r=5 蝸輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 >1.2 12 蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離 > 15 箱蓋、箱座肋厚 m1, m m10.85, m=0.85 m1=12, m=12 軸承端蓋外徑 D2 D+(5-5.5)d3 87 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 S SD2 87 箱體總尺寸為 390×330×450 十二 小結(jié) 通過我三個多星期以來的不屑努力，我基本上能夠按要求完成機械設(shè)計課程設(shè)計中指定的各項任務(wù)，通過這次設(shè)計，進一步提高了我的機械設(shè)計知識水平，鞏固了所學課程；無論是看圖能力還是畫圖能力都得到了較大的提高，使我們對機械有了更深刻的理解和認識，培養(yǎng)了我綜合運用所學知識解決工程實踐問題的能力。 由于實踐經(jīng)驗和資料的缺乏，在加上時間的緊迫和對此設(shè)計是第一次，所以在設(shè)計過程中遇到了許多問題，大部分問題在老師和同學的指導和幫助下得以解決。但也有很多地方設(shè)計的不近人意，例如所繪制的圖紙有些地方表達的不是很清楚，希望各位老師給予諒解。 十三 參考文獻 ①濮良貴，紀名剛主編 《機械設(shè)計》 第六版 高等教育出版社2001年6月 ②龔桂義主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊》 第三版 高等教育出版社1989年5月 ③龔桂義主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計指導書》 第二版 高等教育出版社1990年4月 機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 《蝸輪蝸桿減速器》 設(shè)計說明書 姓　　名 學 號 學　　院 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 指導教師 日　　期　　　　　 18