攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文） 傳動(dòng)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(jì)（論文）題 目： 鑄造車(chē)間碾砂機(jī)的傳聲筒裝置設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 蔡宇 學(xué) 號(hào)：200710601003所在院(系)： 機(jī)電工程學(xué)院 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 2007級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其 自動(dòng)化1班 （電子一班） 指 導(dǎo) 教 師： 翟秀云 職稱： 博士 2009年 1 月 9 日攀枝花學(xué)院教務(wù)處制減速器在國(guó)內(nèi)外的狀況 ：1.國(guó)內(nèi)的發(fā)展概況 國(guó)內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過(guò)低的問(wèn)題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)。由于在傳動(dòng)的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒(méi)有突破，因此，沒(méi)能從根本上解決傳遞功率大、傳動(dòng)比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。 2.國(guó)外發(fā)展概況 國(guó)外的減速器，以德國(guó)、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(shì)，減速器工作可靠性好，使用壽命長(zhǎng)。但其傳動(dòng)形式仍以定軸齒輪傳動(dòng)為主，體積和重量問(wèn)題，也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動(dòng)比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長(zhǎng)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(jì)是蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)主要針對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)展開(kāi)。為了達(dá)到要求的運(yùn)動(dòng)精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動(dòng)系統(tǒng)具有一定的傳動(dòng)精度并且各傳動(dòng)元件之間應(yīng)滿足一定的關(guān)系，以實(shí)現(xiàn)各零部件的協(xié)調(diào)動(dòng)作。該設(shè)計(jì)均采用新國(guó)標(biāo)，運(yùn)用模塊化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)內(nèi)容包括傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及設(shè)備零部件等的設(shè)計(jì)。 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì) ：1.傳動(dòng)方案的選擇 （1） （2）方案分析：對(duì)于方案1，因輸入與輸出軸垂直相交且輸出軸在鉛垂方向，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(dòng)比大，零件數(shù)目少，故結(jié)構(gòu)很緊湊；在蝸桿傳動(dòng)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(shí)嚙合的齒對(duì)又較多，故沖擊載荷小，傳動(dòng)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(duì)于方案2，采用的是三級(jí)減速器，用于輸入軸與輸出軸相交而傳動(dòng)比較大的傳動(dòng)，傳對(duì)比可達(dá)2575，但是輸出的轉(zhuǎn)速只有29r/min，由此算出的輸入功率，沒(méi)有較為合適的電機(jī)可供選擇，而兩級(jí)錐齒輪-圓柱齒輪減速器的傳對(duì)比815，換算過(guò)后并不能滿足要求。若再考慮更高級(jí)別的減速器，則從尺寸，質(zhì)量，經(jīng)濟(jì)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(dòng)機(jī)的選擇2.1電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型的選擇 電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2.2電動(dòng)機(jī)功率的選擇工作機(jī)所需要的有效功率為： 為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需要的有效功率，先要確定從電動(dòng)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(dòng)軸承效率的效率：查得： 則傳動(dòng)裝置的總效率為：=28攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文） 蝸桿蝸輪的設(shè)計(jì)計(jì)算聯(lián)軸器，蝸桿蝸輪，滾動(dòng)軸承（一對(duì)） 電動(dòng)機(jī)所需的功率為：=4.25/0.74=5.74Kw 選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為：7.5Kw 蝸桿渦輪的傳動(dòng)比i=840，則電機(jī)的轉(zhuǎn)速=2321160 r/min2.3電動(dòng)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(dòng)機(jī)所需要的功率和同步轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-6和Y160L-8型。電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比表1-2方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y160M-67.510009702 Y160L-87.5750720由上表1-2可知傳動(dòng)方案1雖然電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速價(jià)格低，但總傳動(dòng)比大，為了能合理地分配傳動(dòng)比，使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案2，即電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160L-82.5傳動(dòng)比的分配根據(jù)表1-2，蝸桿蝸輪的傳動(dòng)比，i=24.82.6電動(dòng)機(jī)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算1、各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算 軸 軸 1、 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 軸 軸 2、 各軸的輸入功率計(jì)算 軸 軸 根據(jù)設(shè)計(jì)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(dòng)，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(jì)計(jì)算3.1選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿（ZI）。3.2選擇材料因考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號(hào)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4555HRC。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(jì)將上述計(jì)算結(jié)果列到表1-3中，以供查用；表1-3軸號(hào)轉(zhuǎn)速r/min功率P Kw轉(zhuǎn)矩 T N.m電機(jī)I7207.5I7205.6374.68II294.331426 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲強(qiáng)度。由式：傳動(dòng)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：攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文） 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 T2=1426000N/mm2、 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(dòng)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(dòng)中心距a的比值/a=0.35,由教材機(jī)械設(shè)計(jì)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，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從教材機(jī)械設(shè)計(jì)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(jì)算中心距 即 取中心距a=225mm,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)i=23.5，取模數(shù)蝸桿分度圓直徑：。這時(shí),查得接觸系數(shù)，因?yàn)?lt;,因此計(jì)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： 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（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 =180mm2、蝸輪主要參數(shù)蝸輪齒數(shù)：，變位系數(shù)：驗(yàn)算傳動(dòng)比，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為<5%，在允許范圍內(nèi)。蝸輪齒頂高： 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(yàn)可知對(duì)閉式蝸桿傳動(dòng)通常只作蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算。查得蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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) 攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文） 軸承的驗(yàn)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(yàn)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(yàn)算效率 蝸桿工作圖 因?yàn)槲仐U的結(jié)構(gòu)單一，幾何參數(shù)為所查資料得，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)可知不需對(duì)蝸桿的結(jié)構(gòu)及剛度不做特別設(shè)計(jì)和驗(yàn)算。所以以下只列出了蝸桿的詳細(xì)參數(shù)。傳動(dòng)類(lèi)型ZI型蝸桿副蝸桿頭數(shù)Z2模數(shù)m8導(dǎo)程角螺旋線方向右旋齒形角精度重等級(jí)蝸桿8f中心距a225配對(duì)蝸輪圖號(hào)軸向齒距累積公差0.014軸向齒距極限偏差0.024蝸輪齒開(kāi)公差0.032蝸桿軸向齒厚 軸向螺旋剖面8 蝸輪的工作圖 因?yàn)槲佪営描T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(duì)蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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，采用齒圈式。齒圈和輪芯采用H7/r6配合，并加裝6個(gè)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?.21.5）m，m為蝸輪的模數(shù)。螺釘擰入的深度為（0.30.4）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23mm。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(jì)已完成，詳細(xì)的結(jié)構(gòu)尺寸見(jiàn)蝸輪的零件圖。傳動(dòng)類(lèi)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(duì)蝸輪圖號(hào)精度等級(jí)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(jì)4.1蝸桿的聯(lián)軸器4.1.1選彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器4.1.2計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=kT1=1.995507.5/720=189N.m4.1.3,而電動(dòng)機(jī)的的軸徑為42mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-1984，為了減小對(duì)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TL6，公稱轉(zhuǎn)矩=250。滿足要求。該半聯(lián)軸器長(zhǎng)度=60mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=82mm。4.1.4 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（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(dòng)軸承，4-5、7-8結(jié)構(gòu)過(guò)渡，對(duì)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(zhǎng)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(zhǎng)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段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取 =58mm。 b、初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(jí)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?yàn)檫€要為擋油圈留些寬度。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)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(jì)算>=150.6mm，取=180mm，da1=96mm，d1=80mm d、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(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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(wú)干擾，則根據(jù)其相對(duì)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(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)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(jiàn)圖。4.2對(duì)蝸輪軸的設(shè)計(jì)4.2.1由前面的計(jì)算可知軸的主要參數(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(xiāo)聯(lián)軸器，該軸的計(jì)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。該半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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(jì)1、擬定軸上的零件的裝配方案 因?yàn)檩S上零件只有一個(gè)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(zhǎng)度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段右端需制出一軸肩，故??；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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12段的長(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取 。 2)、初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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(jí)的單列圓錐滾子軸承30217，其尺寸為，所以可取。右端滾動(dòng)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45 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(jì)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=15mm ，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s ，取 s=4.5mm ，已知滾動(dòng)軸承寬度 T=30.5mm ，所以至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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(zhǎng)為90mm，同時(shí)為了保證蝸輪與軸配合有良好的對(duì)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(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)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(jì)算簡(jiǎn)圖（參考圖15-24）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于單列圓錐滾子軸承30217，查得=30.3mm。因此，作簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的簡(jiǎn)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(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)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T2）、按彎扭合成應(yīng)力來(lái)校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只是校核軸上受最大彎矩和扭矩（即危險(xiǎn)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(jì)算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故此軸的各項(xiàng)要求是安全的。因?yàn)榇溯S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(jì)計(jì)算已告結(jié)束。5、軸承的驗(yàn)算5.1蝸輪軸承的驗(yàn)算查得可知30217圓錐滾子軸承軸承的=178kN1、求兩軸承受到的徑向載荷和(參考機(jī)械設(shè)計(jì)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(gè)平面力系。其中：圖a中的為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖b中的亦應(yīng)通過(guò)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(huà)出）。由力分析可得：3881.584193.90攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文） 鍵的驗(yàn)算查軸承的有關(guān)系數(shù)， 。 則軸承的派生力為=1386.23 =1497.82 則軸向當(dāng)量荷為 1497.82+1867=3364.82N 1497.82N5.2計(jì)算軸承壽命 因?yàn)?> 查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有沖擊載荷，查得1.2，取。則 4163.29N因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)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(shí)承受軸向力和徑向力,于是選用圓錐滾子軸承30213,再此就不對(duì)其進(jìn)行精確校核。6、鍵的驗(yàn)算6.1低速軸即蝸輪軸上的鍵驗(yàn)算 由前面軸的設(shè)計(jì)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(yàn)算公式為攀枝花學(xué)院課程設(shè)計(jì)（論文） 潤(rùn)滑的選擇和蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)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(zhǎng)度=90-25=65，鍵與輪轂槽的接觸高度7。由以上公式可得 可見(jiàn)，A型平鍵不符合要求，于是才用兩個(gè)鍵,鍵的標(biāo)記為：鍵A 25x80（GB/T10961979）。 對(duì)于半聯(lián)軸器的A型平鍵盤(pán)，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(zhǎng)度，鍵與輪轂槽的接觸高度。由以上公式可得可見(jiàn)，A型平鍵符合要求，鍵的標(biāo)記為：鍵A （GB/T10961979）。7、潤(rùn)滑的選擇7.1潤(rùn)滑油的選擇和潤(rùn)滑方式 由前已計(jì)算出蝸桿傳動(dòng)的相對(duì)滑動(dòng)速度，查得潤(rùn)滑方式用油池潤(rùn)滑，油的運(yùn)動(dòng)粘度為。查得油的牌號(hào)為號(hào)（GB9503-1986）8、蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算8.1蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算 蝸桿傳動(dòng)由于效低，所以工作時(shí)發(fā)熱量大。在閉式傳動(dòng)中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時(shí)散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥♂專(zhuān)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(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量和同時(shí)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(jì)算公式。 因?yàn)椋瑒t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(jì)（論文） 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì), ，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。 查得 其中，、為風(fēng)冷及自然冷卻面積，單位為； 風(fēng)冷時(shí)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)； 、分別為油的工作溫度及周?chē)諝獾臏囟?，單位為?由驗(yàn)算可得，在蝸桿端應(yīng)加裝一風(fēng)扇來(lái)散熱。滿足要求。9、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9.1箱體的大體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)名稱符號(hào)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n4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(tái)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D48.窺視孔螺栓直徑數(shù)目s4啟蓋螺栓D129.2、通氣器的選擇查得為的通氣器。D=22 D1=19.6 L=23 l=12 a=2 d1=5 s=179.3、油標(biāo)尺的尺寸設(shè)計(jì) 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(jì)（論文） 參考文獻(xiàn)結(jié)論 本文通過(guò)對(duì)單級(jí)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(duì)各零部件的運(yùn)動(dòng)關(guān)系進(jìn)行分析得出單級(jí)蝸桿減速器的整體結(jié)構(gòu)尺寸，然后以各個(gè)系統(tǒng)為模塊分別進(jìn)行具體零部件的設(shè)計(jì)校核計(jì)算，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(jì)圖紙和說(shuō)明書(shū).此次設(shè)計(jì)通過(guò)對(duì)單級(jí)蝸桿減速器的設(shè)計(jì)，使我對(duì)成型機(jī)械的設(shè)計(jì)方法、步驟有了較深的認(rèn)識(shí).熟悉了蝸輪、軸等多種常用零件的設(shè)計(jì)、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(cè)，如何繪制零件圖、裝配圖；以及設(shè)計(jì)非標(biāo)準(zhǔn)零部件的要點(diǎn)、方法. 這次設(shè)計(jì)貫穿了所學(xué)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)，綜合運(yùn)用了各科專(zhuān)業(yè)知識(shí)，從中使我學(xué)習(xí)了很多平時(shí)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(jì)對(duì)以后的工作學(xué)習(xí)都會(huì)有很大的幫助. 由于自己所學(xué)知識(shí)有限，而機(jī)械設(shè)計(jì)又是一門(mén)非常深?yuàn)W的學(xué)科，設(shè)計(jì)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(duì)我畢業(yè)設(shè)計(jì)給予了很多的指導(dǎo)，花費(fèi)了很多的心血，使我最后圓滿完成了畢業(yè)設(shè)計(jì)。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(shù)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(wú)私的幫助和大力的支持，使我順利的完成了課程設(shè)計(jì)。 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(jì)（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(jì)實(shí)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(jì).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(jì)課程設(shè)計(jì).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(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).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(guó)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(jì)課程設(shè)計(jì).上海：上海交通大學(xué)出版社，1988