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機械設計課程設計
題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級蝸桿減速器
姓 名：
班 級：
指導教師：
成 績：
目 錄
1、 機械設計課程設計任務書 -----------------------------------（1）
2、 傳動方案的擬定與分析--------------------------------------（2）
3電動機的選擇及傳動比----------------------------------------（2）
3.1、電動機類型的選擇------------------------------------（2）
3.2、電動機功率選擇--------------------------------------（2）
3.3、確定電動機轉速--------------------------------------（3）
3.4、總傳動比--------------------------------------------（4）
4、運動學與動力學計算 ---------------------------------------（5）
4.1、蝸桿蝸輪的轉速--------------------------------------（5）
4.2、功率------------------------------------------------（5）
4.3、 轉矩-----------------------------------------------（5）
5、 傳動零件設計計算------------------------------------------（6）
5.1、選擇蝸桿傳動類型------------------------------------（6）
5.2、選擇材料--------------------------------------------（6）
5.3、按齒面接觸疲勞強度進行設計--------------------------（6）
5.4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸----------------------（7）
5.5、校核齒根彎曲疲勞強度--------------------------------（8）
5.6、驗算效率------------------------------------------（9）
5.7、精度等級公差和表面粗糙度的確定----------------------（9）
5.8.熱平衡核算------------------------------------0------（9）
6、軸的設計計算及校核---------------------------------------（10）
6.1、連軸器的設計計算-----------------------------------（10）
6.2、輸入軸的設計計算-----------------------------------（10）
6.3、輸出軸的設計計算 ----------------------------------（13）
7、軸承的校核 ----------------------------------------------（15）
7.1、計算輸入軸軸承 ------------------------------------（15）
7.2、計算輸出軸軸承 ------------------------------------（18）
8、聯(lián)軸器及鍵等相關標準的選擇-------------------------------（19）
8.1、連軸器與電機連接采用平鍵連接-----------------------（19）
8.2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接---------------------（19）
8.3、輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接-----------------------（20）
8.4、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接-------------------------（20）
9、減速器結構與潤滑的概要說明-------------------------------（20）
9.1、箱體的結構形式和材料-------------------------------（20）
9.2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系-------------------------（20）
9.3、齒輪的潤滑-----------------------------------------（21）
9.4、滾動軸承的潤滑-------------------------------------（21）
9.5、密封-----------------------------------------------（22）
9.6、注意事項-------------------------------------------（22）
10、設計小結------------------------------------------------（23）
11、參考資料------------------------------------------------（23）
前 言
國內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，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質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、機械效率高等這些基本要求。
國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，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。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。
本設計是蝸輪蝸桿減速器的設計。設計主要針對執(zhí)行機構的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產率，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滿足一定的關系，以實現(xiàn)各零部件的協(xié)調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容包括傳動件的設計，執(zhí)行機構的設計及設備零
件等的設計。
一、原始數(shù)據(jù)
已知條件
輸送帶拉力F/N
輸送帶速度V/(m/s)
滾筒直徑
(mm)
數(shù)據(jù)
6800
0.5
350
工作條件：
兩班制，連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載啟動,室使用期限10年運輸帶速度允許誤差為±5%。
二、基本要求
1、完成裝配圖一張、零件圖四張（盤類、軸各兩）
2、編寫設計說明書一份（按畢業(yè)設計論文格式打?。?
傳動方案的擬定與分析
電動機的選擇及傳動比
電動機的選擇及傳動比
四動力學參數(shù)計算
傳動零件的設計計算
蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
校核齒根彎曲疲勞強度
驗算效率
熱平衡核算
軸的設計計算
輸出軸的設計計算
滾動軸承的選擇及校核計算
計算輸出軸軸承
鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算
速器結構與潤滑的概要說明
2、 傳動方案的擬定與分析
圖一
由于本課程設計傳動方案已給：要求設計單級蝸桿下置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小，潤滑條件好等優(yōu)點，適用于傳動V≤4-5 m/s,這正符合本課題的要求。
三、電動機的選擇及傳動比
3.1、電動機類型的選擇
按工作要求和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380Ｖ，型號選擇Y系列三相異步電動機。
3.2、電動機功率選擇
（1）電動機輸出功率：
電動機所需工作功率按設計指導書式（1）為
由設計指導書公式（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
工作機所需的功率：
3.3、確定電動機轉速
卷筒軸的工作轉速
查《機械設計》書中得各級齒輪傳動比如下：;
理論總傳動比：;
電動機的轉速的范圍
因為
符合這一范圍的同步轉速為：查機械設計手冊第3版第167頁的表12-1可知
,,
根據(jù)容量和轉速，由設計手冊查出的電動機型號，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
同步轉速
滿載轉速
電動機質量
傳動裝置傳動比
1
Y-132S-4
5.5
1500
1440
68
52.78
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
35.19
3
Y160M2-8
5.5
750
720
119
26.39
對Y系列電動機，通常選用同步轉速為1000rpm或1500rpm的電動機，如無特殊需要，不選用低于750rpm的電動機配合計算出的容量，由表查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數(shù)比較情況見表1：
根據(jù)容量和轉速，以及考慮蝸輪蝸桿的傳動比標準系列，選擇轉速為1440的電機由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下1種傳動比選擇方案，如下表：
方案
電動機型號
額定功率
同步轉速
滿載轉速
電動機質量
傳動裝置傳動比
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
52.78
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可知方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4,所選電動機的額定功率P = 5.5kw，滿載轉速n= 1440r/min 。
機型
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
Y132S
132
216
178
89
38
80
10×8
33
K
b
h
AA
BB
HA
12
280
210
135
315
60
238
18
515
表2 圖二
3.4、總傳動比
計算總傳動比和各級傳動比的分配
（1） 計算總傳動比：
(2)各級傳動比的分配
由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。
根據(jù)表11-1，選擇蝸桿頭數(shù)Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。
四、動力學參數(shù)計算
4.1、蝸桿蝸輪的轉速：
為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。
為蝸輪的轉速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。
4.2、功率：
為蝸桿軸的功率
= *=4.79×0.99=4.74kW
蝸輪軸功率：
= **=4.74×0.99×0.8=3.64kW
卷筒軸功率：
= **=3.64×0.99×0.96=3.46kW
4.3、 轉矩：
電動機軸：T=9550=9550×4.79／1440≈31.76Nm
蝸桿軸：= Nm
蝸輪軸：=Nm
卷筒軸：=Nm表3-2 各軸動力參數(shù)表
軸名
功率P/kw
轉矩T/(N?m)
轉速n/(r/min)
效率
傳動比i
電動機軸
4.79
31.76
1440
0.99
1
蝸桿軸
4.74
31.43
1440
0.8
52.78
蝸輪軸
3.64
1274.26
27.28
0.96
1
五、傳動零件的設計計算
5.1、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) 。
5.2、選擇材料
考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用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。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。
5.3、按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材【1】P254式(11—12),傳動中心距
(1) 確定作用在蝸桿上的轉矩=1274.26 Nm
(2)確定載荷系數(shù)K
因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252
(3)確定彈性影響系數(shù)
因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。
(4)確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。
(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,可從從教材【1】P254表11—7查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材【1】P254應力循環(huán)次數(shù)
應力循環(huán)次數(shù)N=60=60127.28（2810365）=9.56
其中,(為蝸輪轉速)
j為蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1
兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。
壽命系數(shù)
則
(6)計算中心距
(6)取中心距a=200mm,因i=52,故從教材【1】P245表11—2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315從教材【1】P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。
5.4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
(1) 蝸桿
軸向尺距mm;直徑系數(shù);
齒頂圓直徑;
齒根圓直徑;
蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm
蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導程角;
(2) 蝸輪
蝸輪齒數(shù)53;
變位系數(shù)mm;
演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。
蝸輪分度圓直徑mm
蝸輪喉圓直徑=346.5mm
蝸輪齒根圓直徑
蝸輪咽喉母圓半徑
蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。由參考文獻【1】P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個
5.5、校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù)
根據(jù)從教材【1】P255圖11—19中可查得齒形系數(shù)
螺旋角系數(shù)
從教材P25知許用彎曲應力
從教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56
由教材P255壽命系數(shù)
<56Mpa可見彎曲強度是滿足的。
5.6、驗算效率
已知=;;與相對滑動速度有關。
從教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估計值,因此不用重算。
5.7、精度等級公差和表面粗糙度的確定
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/T10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻【3】P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。
5.8.熱平衡核算
初步估計散熱面積：
取(周圍空氣的溫度)為。
軸的設計計算
6.1、連軸器的設計計算
1、輸入軸按扭矩初算軸徑
選用45調質，硬度217~255HBS
根據(jù)教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=17.1068*（1+5%）mm=17.96mm
標準孔徑d=30mm，即軸伸直徑為30mm，高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器，一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要求。
輸出軸按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據(jù)教材【1】P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115
軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用無彈性元件的聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得
Tc=KT=1.5×9.550××3.136/80=561.4N?m
低速軸選用無彈性擾性聯(lián)軸器JB/ZQ4384--1997，標準孔徑d=45mm，許用應力為800許用轉速250。參考【3】P154
表5：
型號
公稱轉矩Tn
允許轉速[n]
軸孔直徑d
Y型長度
LX3
1250N.m
4750
30mm和38
82mm
無彈性撓性
800N.m
250
45mm
90mm
2、載荷計算
公稱轉矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1查得=1.5，
輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要求；
輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要求。
6.2、輸入軸的設計計算
軸的結構設計：
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。
（2）確定軸各段直徑和長度
1段：直徑d1=30mm 長度取L1=80mm（連聯(lián)軸器）
2段：由教材P364知h=（0.07~0.1）d得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm
直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm
3段：初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，a寬度為16.9mm，T寬度為19.75mm取18mm加上沖壓擋油環(huán)薄壁2mm；故III段長：L3=20mm
4段：由教材P364得：h=0.08 *d3=0.08×40=4mm
d4=d3+2h=40+2×4=48mm長度取L4=80mm
5段：直徑d5=76mm 長度L5=120mm>B1（由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm，則做成齒輪軸)
6段：直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm
7段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm
圖三
初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，寬度為18mm。
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（擋油環(huán)壁2mm）=289.70mm=290mm。為提高剛度，盡量縮小支承跨距L=（0.9--1.1）da1=（272.2--332.6）mm,則290mm滿足要求。
（3）按彎矩復合強度計算
①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m
②求轉矩：已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m
③求圓周力：Ft
根據(jù)教材P252（10-3）式得：
==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N
==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N
④求徑向力Fr
根據(jù)教材【1】P252（10-3）式得：
Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=145mm
1、繪制軸的受力簡圖
2、繪制垂直面彎矩圖
軸承支反力：
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為：
MC2=FrhL=555.6×145×=80.5N·m
3、繪制水平面彎矩圖
截面C在水平面上彎矩為：
MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m
4、繪制合彎矩圖
MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8N·m
5、繪制扭矩圖
轉矩：T= TI=35.0N·m
校核危險截面C的強度
圖四
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6,
前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴該軸強度足夠。
6.3、輸出軸的設計計算
軸的結構設計：
（1）軸上的零件定位，固定和裝配
單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒， 右軸承從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
1、段：直徑d1=45mm
2、段：由教材P364得：h=0.07 d1=0.08×45=3.6mm
直徑d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈，查參考文獻[3]知標準直徑可選55mm或50mm，但應大于52mm取d2=55mm。
2、 段：直徑d3=60mm ，由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，T為23.75mm，B=22mm。
4、段：由參考文獻[2]圖35知：d4=d3+2=60+2=62mm，
5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.08×62=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm
6、段：d6=60
圖五
1、從前面所選取聯(lián)軸器知長度取L1=90mm
2、經(jīng)過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm，軸長度取L2=50 mm
3、由B=22mm，軸承 離箱體內壁10mm，蝸輪輪轂端面與內機壁距離12mm，再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm，得L3=46mm(安裝套筒定位）
4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm， 取L4=88mm
5、輪轂離箱體內壁12mm，不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm，取L5=8mm
6、由于輪是對稱裝置的，即在箱體中心，經(jīng)過計算L6=36mm
由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒長）+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。
（3）按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=302.4mm
②求轉矩：已知T2= TII=374.28N·m
③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=2475.4N =1111.1N
④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得
Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N
⑤∵兩軸承對稱則LA=LB=69mm
圖六
1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
2、由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為
MC2=FrhL=1237.7×69×=85.4N·m
3、截面C在水平面彎矩為
MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3N·m
4、計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384N·m
5、校核危險截面C的強度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1,
前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材【1】P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命：
兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。
=2810365=58400小時。
7.1、計算輸入軸軸承
初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承查參考文獻【3】可知蝸桿承
軸Ⅰ30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994)
表6：
軸承代號
基本尺寸/mm
計算系數(shù)
基本額定/kN
d
D
T
a
受力點
e
Y
動載荷Cr
靜載荷Cor
30208
40
80
19.75
16.9
0.37
1.6
63.0
74.0
30212
60
110
23.75
22.4
0.4
1.5
103
130
圖七
(1)求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:
N
（2）求兩軸承的計算軸向力
對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.37,因此估算
按教材P322式(13-11a)
=284N
(3)求軸承當量動載荷和
因為
46720h故所選軸承滿足壽命要求。
7.2、計算輸出軸軸承
圖八
初選兩軸承為30212型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=103KN基本額定靜載荷=130KN
(1)求兩軸承受到的徑向載荷和
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N
（2）求兩軸承的計算軸向力
對于30213型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.4,因此估算
按教材P322式(13-11a)
=415N
(3) 求軸承當量動載荷和
46720h故所選軸承滿足壽命要求
8、 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算
8.1、連軸器與電機連接采用平鍵連接
查表P174的Y132M軸徑d1=38mm，E=80mm取L電機=50mm
查參考文獻[5]P140選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50
即：鍵A10×50 GB/T1096-2003
T額=20000N·m
根據(jù)教材P106式6-1得
σp=2T2/dhl=2×20000/（10×8×50）=10Mpa<[σp](110Mpa)
8.2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接
軸徑d2=30mm L1=80mm T=35.0N·m
查手冊選A型平鍵，得：b=8 h=7 L=70 軸槽深t=4.4mm，輪轂槽深=3.3mm
即：鍵A8×70 GB/T1096-2003
σp=2T/dhl=2×35000/（30×7×70）=4.76Mpa<[σp](110Mpa)
8.3、輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接
軸徑d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m
查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=80 軸槽深t=5.5mm，輪轂槽深=3.8mm
即：鍵A18×80GB/T1096-2003
根據(jù)教材P106（6-1）式得
σp=2T/dhl=2×374280/（45×9×80）=23.1Mpa<[σp] (110Mpa)
8.4輸出軸與渦輪連接用平鍵連接
軸徑d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m
查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=80 軸槽深t=7mm，輪轂槽深=4.4mm
根據(jù)教材P106（6-1）式得
σp=2T/dhl=2×374280/（62×11×80）=13.7Mpa<[σp] (110Mpa)
表7：
名稱
鍵寬b
鍵高h
鍵長L
軸槽深t
轂槽深
連電機軸
10
8
50
5
3.3
輸入軸
8
7
70
4.4
3.3
輸出軸
14
9
80
5.5
3.8
輪處
18
11
80
7
4.4
9、 減速器結構與潤滑的概要說明
9.1、箱體的結構形式和材料
采用下置剖分式蝸桿減速器（由于V=1m/s4m/s）
鑄造箱體，材料HT150。
9.2、鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系（參考文獻【3】P26）
表8：
名 稱
符 號
尺 寸 關 系
計 算 結 果
機座壁厚
0.04a+3≥8
10
機蓋壁厚
0.85δ≥8
10
機座凸緣厚度
b
1.5δ
15
機蓋凸緣厚度
15
機座底凸緣厚度
p
2.5δ
25
地腳螺釘直徑
0.036a+12
17.76取 M20
地腳螺釘數(shù)目
n
4
4
軸承旁連接螺栓直徑
16 M16
機蓋與機座連接螺栓直徑
12 M12
軸承端蓋螺釘直徑
10 M10
窺視孔蓋螺釘直徑
8 M8
Df，d1，d2至外壁距離
C1
見表
26,22,16
df，d1,d2至凸邊緣距離
C2
見表
24,20,14
軸承端蓋外徑
D2
軸承座直徑+（5--5.5）
桿：134
輪：174
定位銷直徑
d
8
聯(lián)接螺栓間距
L
L=150--200
150mm
蝸輪外圓與內機壁距離
＞1.2δ
15
蝸輪輪轂端面與內機壁距離
≥δ
12
機蓋
機座肋厚
、m
≈0.85
≈0.85
8.5
8.5
軸承端蓋凸緣厚度
e
（1~1.2）
12
外機壁到軸承端面的距離
L1
c1+c2+(5--8)
48
蝸輪離頂壁距離S
S
S>2m+
>15.6取18mm
9.3、齒輪的潤滑
因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。
9.4、滾動軸承的潤滑
因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑，在軸承內側加一個擋油環(huán)，寬為+—L5=14mm
9.5、密封
軸承蓋上均裝墊片，參考文獻[3]P165知：輸入軸處d1=34mm，D=47mm；輸出軸d1=54mm，D=71mm。透蓋上裝密封圈。
9.6、注意事項
（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；
（2）齒輪嚙合則隙用鉛絲檢驗，高速級則隙應不小于0.211mm，低速級則隙也不應小于0.211mm；
（3）齒輪的齒則間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%；
（4）30212和30208型單列圓錐滾子軸承的軸向游隙均為0.10～0.15mm；用潤滑油潤滑；
（5）減速器裝置內裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；
（6）減速器外表面涂灰色油漆；
（7）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。
（8）最低浸油一個齒高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm
電動機型號： Y132S—4
K=1.05
d1=45mm
d2=55mm
d3=60mm
d4=62mm
d5=72mm
d6=60mm
設計小結
經(jīng)過幾周的課程設計，我終于完成了自己的設計，還是感覺學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強。
除了知識外，也體會到作為設計人員在設計過程中必須嚴肅、認真，并且要有極好的耐心來對待每一個設計的細節(jié)。在設計過程中，我們會碰到好多問題，這些都是平時上理論課中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設計中，這些就成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學討論，把它搞清楚，在設計中就會出錯，甚至整個方案都必須全部重新開始。比如軸上各段直徑的確定，以及各個尺寸的確定，以前雖然做過作業(yè)，但是畢竟沒有放到非常實際的應用環(huán)境中去，畢竟考慮的還不是很多，而且對所學的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹。但是經(jīng)過老師的講解，和自己的更加深入的思考之后，對很多的知識，知其然還知其所以然。
剛剛開始時真的使感覺是一片空白，不知從何處下手，在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據(jù)，尺寸的確定并不是隨心所欲，不斷地會冒出一些細節(jié)問題，都必須通過計算查表確定。 設計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很大的毅力。從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的，通過這次課程設計我或許提前體會到了自己以后的職業(yè)生活吧。
感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識，經(jīng)過訓練能夠非常熟練的使用Word和caxa。并且由于在前期為了選定最終使用的caxa軟件和cad軟件，對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識。
在作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一次又一次的修改設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，令我非?？鄲?后來在老師的指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解.
參考文獻
[1] 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版）．北京：高等教育出版社2005年12 月
[2] 榮涵銳．機械設計課程設計簡明圖冊．哈爾濱工業(yè)大學出版社、2004年10 月
[3] 機械設計課程設計．第四版2010年1月
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