機械設計課程設計---一級蝸桿減速箱說明書

1、<p>　　《機械設計課程設計》</p><p><b>　　計算說明書</b></p><p>　　學生姓名 </p><p>　　學 號 </p><p>　　所屬學院 機械電

2、氣化工程學院 </p><p>　　專 業(yè) 機械設計制造及其自動化專業(yè) </p><p>　　班 級 機械12-2 </p><p>　　指導教師 </p><p>　　日

3、期 2010-11-08 </p><p><b>　　前言</b></p><p>　　進入21世紀以來， 隨著科學技術、工業(yè)生產水平的不斷發(fā)展和人們生活條件的不斷改善市場愈加需要各種各樣性能優(yōu)良、質量可靠、價格低廉、效率高、能耗低的機械產品，而決定產品性能、質量、水平、市場競爭能力和經濟效益的重要環(huán)節(jié)是產品設計

4、。機械產品設計中，首要任務是進行機械運動方案的設計和構思、各種傳動機構和執(zhí)行機構的選用和創(chuàng)新設計。這要求設計者綜合應用各類典型機構的結構組成、運動原理、工作特點、設計方法及其在系統(tǒng)中的作用等知識，根據使用要求和功能分析，選擇合理的工藝動作過程，選用或創(chuàng)新機構型式并巧妙地組合成新的機械運動方案，從而設計出結構簡單、制造方便、性能優(yōu)良、工作可靠、實用性強的機械產品。</p><p>　　企業(yè)為了贏得市場，必須不斷開發(fā)

5、符合市場需求的產品。新產品的設計與制造，其中設計是產品開發(fā)的第一步，是決定產品的性能、質量、水平、市場競爭力和經濟效益的最主要因素.機械原理課程設計結合一種簡單機器進行機器功能分析、工藝動作過程確定、執(zhí)行機構選擇、機械運動方案評定、機構尺度綜合、機構運動方案設計等，使學生進一步鞏固、掌握并初步運用機械原理的知識和理論，對分析、運算、繪圖、文字表達及技術資料查詢等諸方面的獨立工作能力進行初步的訓練，培養(yǎng)理論與實際結合的能力，更為重要的是培

6、養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新能力。因此，機械設計課程設計在機械類專業(yè)學生的知識體系訓練中，具有不可替代的重要作用。</p><p>　　本次我設計的是蝸桿減速器，以小見大，設計并不是門簡單的課程，它需要我們理性的思維和豐富的空間想象能力。我們可以通過對步進送料機的設計進一步了解機械原理課程設計的流程，為我們今后的設計課程奠定了基礎。</p><p><b>　　目錄</b></

7、p><p>　　一 設計題目--------------------------------3</p><p>　　二 電動機的選擇----------------------------3</p><p>　　三 傳動裝置動力和運動參數 -----------------5</p><p>　　四 蝸輪蝸桿的設計------------

8、--------------5</p><p>　　五 減速器軸的設計--------------------------9</p><p>　　六 滾動軸承的確定和驗算--------------------13</p><p>　　七 鍵的選擇--------------------------------14</p><p>　　

9、八 聯軸器的選擇----------------------------15</p><p>　　九 潤滑與密封的設計------------------------15</p><p>　　十 鑄鐵減速器結構主要尺寸------------------15</p><p>　　小結---------------------------------------

10、-17</p><p>　　致謝----------------------------------------18</p><p>　　參考文獻------------------------------------19</p><p><b>　　一 課程設計題目</b></p><p>　　設計一用于帶式運輸機的蝸

11、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%</p><p><b>　　原始數據</b></p><p>　　運輸帶拉力：F=2500N，運輸帶速度v=1.5m/s卷筒直徑Ｄ=400mm</p><p><b>　　二 選擇電動機</b&

12、gt;</p><p><b>　　選擇電動機的類型</b></p><p>　　按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。</p><p><b>　　選擇電動機的容量</b></p><p>　　電動機所需工作功率按設計指導書式（1）為</p>&l

13、t;p>　　由設計指導書公式（2）</p><p><b>　　因此</b></p><p>　　估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為</p><p>　　為聯軸器的傳動效率根據設計指導書參考表1初選</p><p>　　為蝸桿傳動的傳動效率</p><p>　　為軸承的傳動效率出處<

14、/p><p>　　為卷筒的傳動效率出處</p><p><b>　　確定電動機的轉速</b></p><p>　　由已知可以計算出卷筒的轉速為</p><p>　　按設計指導書表1推薦的合理范圍，蝸桿傳動選擇為閉式 （閉式為減速器的結構形式），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的傳動比是10—40。<

15、;/p><p>　　故可推算出電動機的轉速的可選范圍為：</p><p>　　符合這一范圍的同步轉速為：查機械設計文獻３第155頁表12-1可知</p><p>　　根據容量和轉速，由設計文獻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：</p><p>　?、俦緟⒖純r格為4極，同步轉速為1500r\min,功率11kw的電動機價格為

16、1計算，表中數值為相對值，僅供參考。</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量，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Y132S-4。</p><p><b>　　其主要性能如下表</b></p><p>　　該電動機的主要外型和安裝尺寸如下表：（裝配尺寸圖參考設計文獻３表12-3）</p>

17、<p><b>　　確定總的傳動比</b></p><p>　　由 選定的電動機滿載轉速nm 和工作機的主軸的轉速 n，可得傳動裝置的總的傳動比是：</p><p>　　i在15—30范圍內可以選用雙頭閉式傳動。</p><p>　　三 計算傳動裝置運動和動力參數</p><p><b>　　計算各

18、軸的轉速</b></p><p>　　為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。</p><p>　　為蝸輪的轉速，由于和工作機聯在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。所以：</p><p><b>　　計算各軸的輸入功率</b></p><p>　　為電動機的功率 &

19、lt;/p><p>　　為蝸桿軸的功率 </p><p>　　為蝸輪軸的功率 </p><p><b>　　為工作機主軸的功率</b></p><p><b>　　計算各軸的轉矩</b></p><p>　　為電動機軸上的轉矩 <

20、/p><p>　　為蝸桿軸上的轉矩 </p><p>　　為工作機主軸上的轉矩</p><p>　　四 確定蝸輪蝸桿的尺寸</p><p><b>　　選擇蝸桿的傳動類型</b></p><p>　　根據GB\T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）</p>

21、;<p><b>　　選擇材料</b></p><p>　　蝸桿一般采用碳素鋼或合金鋼制造，要求齒面火淬并且要求有較高的硬度，對高速重載常用20錳鉻合金或40硅錳合金制造，并且應磨削，一般蝸桿采用45號鋼調制處理，在低速傳動中蝸桿不經熱處理，甚至可采用鑄鐵。</p><p>　　根據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

22、，采用雙頭蝸桿。</p><p>　　4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計</p><p>　　根據閉式蝸桿的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，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</p><p><b>　　N.mm</b></p><p><b>　?、?確定載荷系數K<

23、;/b></p><p>　　載荷系數K= 。其中為使用系數，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。為齒向載荷分布系數，由于載荷變化不大，有輕微震動，取=1， 為動載荷系數，蝸輪圓周速度 <3m/s，故可確定Kv=1.08，</p><p><b>　　由此可得</b></p><p>　?、?確定

24、彈性影響系數，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取</p><p><b>　?、?確定接觸系數</b></p><p>　　先假設/ a=0.34由文獻1圖11-18中可查得=3.0</p><p>　?、?確定許用接觸應力[]</p><p>　　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

25、以從文獻1表11-7中查得蝸輪的基本許用應力[]’ =268Mpa</p><p>　　應力循環(huán)次數為 </p><p><b>　　,(為蝸輪轉速)</b></p><p><b>　　,(為工作壽命)</b></p><p>　　j為蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數j=1</p&g

26、t;<p><b>　　N=</b></p><p><b>　　所以壽命系數為</b></p><p>　　則[]=[]=0.6863=221.77</p><p><b>　　⑹ 計算中心距</b></p><p>　　取中心距a=160mm，因 i=20.

27、11，從課本中由表12-1取m=6.3mm，q=10,=63mm。這時/ a=0.394, 由圖11-18可查：</p><p><b>　　’=2.5<</b></p><p>　　因此以上計算結果可用。</p><p>　　4.4計算蝸輪和蝸桿的主要參數與幾何尺寸</p><p><b>　?、?蝸

28、桿 </b></p><p>　　由機械設計課本表11-2與11-3可查的蝸桿的尺寸如下：</p><p>　　軸向齒距 </p><p>　　直徑系數 </p><p>　　齒頂圓直徑 </p><p>　　齒根圓直徑 <

29、;/p><p>　　分度圓導程角 </p><p>　　蝸桿軸向齒厚 </p><p><b>　?、?蝸輪</b></p><p>　　由機械設計課本表11-3可查的渦輪的尺寸如下：</p><p>　　蝸輪齒數=41，變位系數=-0.1032</p>&l

30、t;p><b>　　驗算傳動比:</b></p><p>　　這時傳動比誤差為:Δi=＜5%;符合要求</p><p><b>　　蝸輪分度圓直徑:</b></p><p><b>　　蝸輪喉圓直徑:</b></p><p><b>　　蝸輪齒根圓直徑 <

31、/b></p><p><b>　　蝸輪咽喉母圓直徑</b></p><p>　　4.5 校核齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>　　選取當量系數:</b></p><p>　　根據變位系數=-0.1032，=41 </p><p>　　從文獻中的圖1

32、1-19中查得齒形系數為：</p><p><b>　　=2.47</b></p><p><b>　　螺旋角系數:</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　許用彎曲應力:</b></p><p>

33、;<b>　　=</b></p><p>　　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力為</p><p><b>　　′=56Mpa。</b></p><p><b>　　壽命系數為：</b></p><p><b>　　==</b>

34、;</p><p><b>　　=＜</b></p><p>　　由此可見彎曲強度是可以滿足的。</p><p>　　4.6蝸桿傳動的熱平衡核算</p><p>　　蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，產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

35、油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內。根據文獻1 P263—P265內容</p><p><b>　　摩擦損耗的功率</b></p><p><b>　　產生的熱流量為</b></p><p>　　又已知P=5.5KW</p><p>　　——嚙合摩擦產生的熱量損耗效率 </p><p&

36、gt;　?。槲仐U分度圓上的導程角）</p><p>　　——軸承摩擦產生的熱量損耗效率</p><p><b>　　——濺油損耗效率</b></p><p>　　為當量摩擦角，其值可根據滑動速度由表11-18和1-19中選取。滑動速度計算為 </p><p>　　又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度≥4

37、5HRC</p><p>　　查表文獻111-18可得通過插入法計算得為1°16’</p><p>　　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</p><p>　　=（0.95- -0.96）=0.877</p><p>　　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 </p

38、><p>　　αd為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?空氣流通好,取為15</p><p>　　S為內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已知估算此面積0.8,j計算的面積為0.94</p><p>　　S為內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。</p><p>　　設為正常工作的油溫為65

39、 為周圍空氣的溫度常取為20℃</p><p><b>　　計算可得 ℃ </b></p><p><b>　　℃</b></p><p>　　因為上述結果，可知本箱體單純的靠表面的散熱是滿足不了實際的工作需求，為了確使減速器在其正常工作的時候能得到良好的環(huán)境，確保減速器工作壽命，要根據實際情況進行風扇的

40、添置或者在箱體底部加可循環(huán)的水或油泵進行循環(huán)熱交換。所以本減速器選擇在箱體底部加可循環(huán)的水來確保減速器工作性能優(yōu)良。</p><p>　　根據熱平衡條件， ℃</p><p>　　在這樣的條件下保持工作溫度滿足規(guī)定的要求，所以加散熱片可以滿足散熱要求。</p><p>　　五 減速器軸的設計計算</p><p>　　5.1 蝸桿軸的設計&

41、lt;/p><p>　　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。</p><p>　　5.1.1 蝸桿上的轉矩T1=71.23N·m</p><p>　　5.1.2 求作用在蝸桿及蝸輪上的力</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b&g

42、t;　　軸向力 </b></p><p><b>　　徑向力 </b></p><p>　　圓周力徑向力以及軸向力的作用方向見下圖。</p><p>　　5.1.3 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　根據課本中的公式初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調質處理，根據文獻1中的表15-3

43、，取=112，</p><p><b>　　則 </b></p><p>　　蝸桿軸的最小直徑顯然是要安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑d與聯軸器的孔相適應，故需同時選取聯軸器型號.。</p><p>　　聯軸器的計算轉矩,查文獻1中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取Ka =1.5，則有：</p><p>

44、　　因為該軸要與電動機相連，電動機的軸徑為38mm，而上式中計算的最小軸徑為17.10mm，所以要以軸徑大的軸來選擇聯軸器的軸徑。</p><p>　　按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB\T5014-1985或文獻３，選LT6型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為250。許用轉速3800r/min,聯軸器的尺寸為d=38mm,半聯軸器長L=82mm。半聯軸器與軸配合的輪轂孔長度L=60mm。<

45、/p><p><b>　　蝸桿初選滾動軸承：</b></p><p>　　據蝸桿軸徑初選圓錐滾子軸承30210，查文獻３表6-7得</p><p>　　B=20mm,D=90mm,d=50mm。 </p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　?、艛M定蝸桿上

46、零件的裝配方案</p><p>　　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。</p><p>　?、聘鶕S向和周向定位要求，確定各段直徑和長度，軸徑最小d =17mm，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</p><p><b>　　5.1.5軸的校核</b></p>

47、;<p>　　（1）垂直面的支承反力（圖b）</p><p>　?。?）水平面的支承反力（圖c）</p><p>　?。?）繪垂直面的彎矩圖（圖b）</p><p>　　（4）繪水平面的彎矩圖（圖c）</p><p>　?。?）求合成彎矩（圖d）</p><p><b>　　彎扭圖見下圖：<

48、;/b></p><p>　?。?）該軸所受扭矩為 T=71230N.mm</p><p>　　（7）按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　根據文獻1式（15-5）及以上數據，并取α=0.6，軸的計算應力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻1查得。因此<，故安全。</p>

49、<p>　?。?）由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，蝸桿軸疲勞強度滿足實際工作要求。</p><p>　　5.2 蝸輪軸的設計和計算</p><p>　　5.2.1 計算最小軸徑：</p><p>　　按文獻1中的公式初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45

50、#鋼，調質處理，根據文獻1中的表15-3，取=112，</p><p><b>　　則 </b></p><p>　　5.2.2選聯軸器：</p><p>　　聯軸器的計算轉矩Tca=Ka .T3,查文獻1課本，考慮到轉矩變化很小，故取Ka =1.5則有：</p><p>　　按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條

51、件，查文獻３表8-7，選用LT9型彈性套住型聯軸器其公稱轉矩為1000N.m</p><p>　　半聯軸器的軸徑：d1=50mm</p><p>　　半聯軸器的長度：L=112mm</p><p>　　所以選軸伸直徑為：84mm.</p><p>　　5.2.3 初選滾動軸承：</p><p>　　據蝸輪軸徑初選圓錐

52、滾子軸承30212，查文獻３表6-7得</p><p>　　B=56mm,D=110mm,d=74mm。 </p><p>　　確定軸的結構尺寸如下：</p><p>　　所以軸的長度為 300mm。 </p><p>　　至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度</p><p>　　5.2.4 軸上零件的周

53、向定位：</p><p>　　半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯軸器與軸的配合為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。</p><p>　　根據參考文獻1表15—2 取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R1.6。</p><p>　　確定軸上的載荷如下

54、圖</p><p>　　5.2.5 按彎扭合成應力效核軸的強度</p><p>　?。?）垂直面的支承反力（圖b）</p><p>　?。?）水平面的支承反力（圖c）</p><p>　　（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b）</p><p>　?。?）繪水平面的彎矩圖（圖c）</p><p>　　（

55、5）求合成彎矩（圖d）</p><p>　?。?）該軸所受扭矩為 T=1719N.mm</p><p>　?。?）按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　根據文獻1式（15-5）及以上數據，并取α=0.6，軸的計算應力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻1表15-1查得。因此<，故安全。<

56、/p><p>　?。?）由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕地確定的，由軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也較大，且應力集中不大，各處應力集中都不大，故蝸輪軸疲勞強度不必校核。</p><p>　　六 滾動軸承的選擇及其計算</p><p><b>　　6.1軸承的選擇</b></p><p>　　本設計中有兩處使用到了

57、軸承，一處是在蝸桿軸，已知此處軸徑d=50mm，所以選內徑為50mm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30210的軸承。左右段各一個。另一處是在蝸輪軸；已知次此處軸徑為d=60mm，所以選內徑為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。</p><p>　　6.2計算軸承的受力</p><p>　　據第五部分計算出的作用在蝸

58、輪軸和蝸桿軸上的外力及支反力。</p><p>　　蝸桿軸承 </p><p>　　蝸輪軸承 </p><p>　?。?）計算軸承的當量動載荷</p><p>　　計算公式為文獻1式（16-4） P=fp（XFr+YFa）</p><p>　　分別為軸承的徑向載荷

59、及軸承載荷N；X，分別為徑向動載荷系數及軸向動載荷系數。對于向心軸承，當時，可由表16-11查出X和Y數值；當時，軸向動載荷的影響可以忽略不記。</p><p>　　查手冊73頁，根據所選的軸承代號查得為39.8KN 和80.5KN</p><p><b>　　蝸桿軸承的選擇:</b></p><p>　　計算得=0.21，查表280頁 16-

60、11 e=0.38</p><p>　　所以， 即軸承在軸向和徑向載荷的作用下，相當于有1685.N的使用壽命</p><p>　　計算所需的徑向基本額定動載荷值 在課本上查表16-9 查表16-8 查得 查手冊得到基本額定動載荷為49200N</p><p>　　〈 49200N。</p><p>　　所以軸承選擇符

61、合要求.</p><p><b>　　蝸輪軸軸承的選擇:</b></p><p>　　同樣從手冊74頁查的基本當量動載荷為91.5KN</p><p><b>　　計算<91500N</b></p><p>　　所以這個軸承的選擇也是適合的.</p><p>　　七

62、鍵聯接的選擇與驗算</p><p>　　選擇鍵聯接的類型和尺寸</p><p>　　本設計中有三處要求使用鍵聯接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯軸器處，設置在蝸桿上的鍵標此處為鍵1此處軸的直徑d1=42。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯軸器處，設置在蝸輪軸上的鍵標此處為鍵2此處軸的直徑d2=63。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯接，標記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑d3=75。一般8級以上的精度要有定

63、心精度的要求，所以選擇用平鍵聯接，由于只是聯接的是兩根軸，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。</p><p>　　根據以上的數據，從機械設計手冊中53頁查得鍵1的截面尺寸,并且根據課本156頁表10-9的尺寸的基本規(guī)定,把鍵的尺寸確定為：寬度b=14mm，高度h=9mm。由聯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=60mm（比伸入到聯軸器的深度短一些

64、）。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=22mm，高度h=14mm。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長L=80mm。</p><p><b>　　校核鍵聯接的強度</b></p><p>　　鍵1處鍵、軸和聯軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯接由文獻1的表10-10查得許用擠壓

65、應力為[σp]=120MPa,鍵的工作長度為L=L-b=60-14=46mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為0.5h=0.5×9mm=4.5mm。由課本公式10-26</p><p><b>　　= </b></p><p>　　鍵聯接的擠壓強度滿足強度要求，即該鍵可以正常工作。</p><p>　　鍵2處鍵、軸和連軸器的材料是鋼，由課本

66、的表10-10查得許用擠壓應力為[σp]=125,鍵的工作長度為L=L-b=60mm-18mm=32mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為0.5h=0.5×11mm=5.5mm。計算:</p><p><b>　　=</b></p><p>　　鍵3處鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯接由文獻1的表6-2查得許用擠壓應力為[σp]=120。鍵的工作長度為L

67、=L-b=80mm-22mm=58mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為0.5h=0.5×14mm=7mm。計算:</p><p><b>　　=</b></p><p>　　可見聯接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。</p><p>　　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。</p><p>

68、;<b>　　八 聯軸器的選擇</b></p><p>　　本設計的聯軸器的選擇主要包括了兩個聯軸器的選擇，第一個是電動機軸與減速器的輸入主軸的聯結，根據機械設計手冊的167頁中的表12-3Y系列電動機的外型尺寸，本設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。又本設計的蝸輪軸的直徑計算最小值為17和蝸桿的計算最小直徑為55mm。

69、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38mm和60mm，G根據文獻2表彈性套柱銷聯軸器（GB/T4323-2002）,最后確定電動機與減速器的輸入軸間的聯軸器選擇為LT5型和LT9型彈性套柱銷聯軸器連軸器，LT5公稱轉矩為250n.m 許用轉速3800r/min A=45mm LT9 公稱轉矩1000n.m，許用轉速2300r/m，A=80mm</p><p>

70、;<b>　　九 密封和潤滑</b></p><p>　　1由于本設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，根據蝸桿的相對滑動速度以及載荷類型選擇，本設計的蝸桿減速器蝸桿的相對滑動速度為4.75m/s內，且采用的是閉式傳動，傳動載荷中等，根據文獻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。

71、關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，所以浸油深度應為蝸桿的一個齒高。但考慮到如果浸油深度為蝸桿的一個齒高，則圓錐滾子軸承的浸油高度超過了軸承高度的1/3，所以采用在蝸桿軸上加兩個甩油輪來潤滑。</p><p>　　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注油嘴加注潤滑油潤滑。另外在安裝的時候，也應該對軸承的潤滑進行良好處理，應該用潤

72、滑油脂進行充分的潤滑。</p><p>　　3對于軸承的密封設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。</p><p>　　十 鑄鐵減速器箱主要結構尺寸</p><p>　　聯結螺栓扳手空間C1，C2值和沉頭座直徑</p><p>　　減速器外部輔

73、助工作平臺</p><p>　　由于減速器的設計蝸桿高度的問題 所以在放置電動機的時候要考慮到，電動機的實際工作情況，所以要在電動機下面增加一個放置電動機的平臺。經估計電動機的軸的高度離地面為480MM，所以要安放高度為320MM的工作平臺，該平臺上要有緊固電動機的螺栓孔，并且材料要符合電機的工作要求。</p><p><b>　　小結</b></p>

74、<p>　　為期三周的機械課程設計，是我入學以來學習的一種應用，也是對我自己的一種檢驗。它綜合了以前學習的機械設計基礎.工程材料.材料力學等知識，可以說是一種綜合的應用。在整個設計的過程中我發(fā)現了許多的樂趣，發(fā)現設計的時候要兼顧許多方面的問題。從設計前的計算到畫圖，每個細節(jié)都要從設計的實際情況出發(fā)，，學習到了許多在將來工作中需要注意的問題。滿足其因該有的需求。不符和要求的要改進，作到一絲不茍，嚴謹的態(tài)度對待設計的每個環(huán)節(jié)是我從

75、老師們的身上</p><p><b>　　學習到的。</b></p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　對于這次設計的完成,首先感謝母校—塔里木大學的辛勤培育，感謝學校給我提供了如此難得的學習環(huán)境和機會，使我學到了許多新的知識、知道了知識的可貴與獲取知識的辛勤。</p><p>

76、　　承蒙cc老師的耐心指導，我順利地完成了我的課程設計。在此深深感謝我的老師cc給予了我耐心的指導和幫助,表現了她對工作高度負責的精神，同時也感謝給給我?guī)А懂嫹◣缀巍返睦钇嚼蠋?，《機械工程材料》的cc老師，《互換性與測量技術》的cc老師，《材料力學》的王紅飆老師，《CAD機械制圖》cc老師，沒有這些課程做基礎，是無法完成機械課程設計的，感謝你們！</p><p>　　在我的設計過程中，還得到了眾多同學的支持和幫助

77、，在此，我對這些同學表示我衷心的感謝和永遠的祝福！ </p><p>　　對于這次的課程設計，還有許多美好的設想由于時間和自身因素無法得以實現，這不能不說是本次設計的遺憾之處。不過，至少它啟發(fā)了我的思維，提高了我的動手能力，豐富了我為人處世的經驗，進一步鞏固了所學知識，這為我在以后的學習過程當中奠定了堅實的基礎 。也為以后在自己的工作崗位上發(fā)揮才能奠定了堅實的基礎。</p><p>　　最

78、后，再一次衷心的感謝贈與我知識、給予我?guī)椭乃欣蠋?，你們傳遞的知識使我受用一生，你們的恩情我會銘記一生！雖然說謝謝二字不足以表達我的感情，但是仍然對你們說聲“謝謝”，“桃李不言，下子成溪”！</p><p><b>　　【參考文獻】</b></p><p>　　[1] 濮良貴, 紀名剛. 機械設計. 8版. 北京: 高等教育出版社,2006.</p>

79、<p>　　[2] 吳宗澤, 羅圣國. 機械設計課程設計手冊 3版. 北京: 高等教育出版社.2005.</p><p>　　[3] 羅圣國, 李平林, 張立乃, 黃少顏. 機械課程設計課程指導書.2版. 北京: 高等教育出版社,1990.</p><p>　　[4] 陳鐵鳴, 新編機械設計課程設計手冊, 北京: 高等教育出版社2005.</p><p>