設(shè)計(jì)電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置

1、目錄1. 電機(jī)選擇21.1選擇YZR系列三相異步電動機(jī)22選擇傳動比42.1總傳動比42.2減速裝置的傳動比分配43.運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算.5 3.1.各軸的轉(zhuǎn)速53.2.各軸的輸入功率53.3.各軸的輸出功率53.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩53.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩64.蝸輪蝸桿的選擇84.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型84.2選擇材料84.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)計(jì)84.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸94.4.1中心距94.4.2蝸桿94.4.3蝸輪104.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度104.6驗(yàn)算效率114.7精度等級公差和表面粗糙度的確定115.圓柱齒輪的設(shè)計(jì)125.1材料選擇125.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)

2、算設(shè)計(jì)125.2.1確定各計(jì)算值125.2.2計(jì)算145.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)155.2.3.1 由式（10-20）得彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)155.2.3.2調(diào)整齒輪模數(shù)165.2.4幾何尺寸計(jì)算185.2.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核185.2.6主要設(shè)計(jì)結(jié)論196.1.蝸桿的設(shè)計(jì)206.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)206.3輸出（蝸輪）軸的設(shè)計(jì)216.3.1輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算216.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)226.4軸的校核246.4.1輸入（蝸桿）軸的校核246.4.2輸出（蝸輪）軸的校核287.滾動軸承的選擇及校核計(jì)算347.1計(jì)算輸入軸軸承347.2計(jì)算輸出軸軸承358.鍵連接的選擇及校核計(jì)算378.1輸

3、入軸與電動機(jī)軸采用平鍵連接378.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接379.1潤滑說明389.2密封說明3810拆裝和調(diào)整的說明3911減速箱體的附件說明4013參考文獻(xiàn)431. 電機(jī)選擇1.1選擇YZR系列三相異步電動機(jī)工作機(jī)所需輸入 功率所需電動機(jī)的輸出功率傳遞裝置總效率式中：: 剛性聯(lián)軸器的傳動效率0.99：蝸桿的傳動效率0.75：斜齒輪的傳動效率0.97：每一對軸承的傳動效率0.98：彈性聯(lián)軸器的傳動效率0.992：卷筒的傳遞效率0.96所以P=故查表可選電動機(jī)的額定功率為3kw 符合這一要求的同步轉(zhuǎn)速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min表1.1 電機(jī)容量的

4、選擇比較表方案型號額定功率/kw 轉(zhuǎn)速 r/min重量價(jià)格1YZR132S-6 3 960 中 中2YZR132M-8 3 710 重 高3YZR100L2-43 1420 輕 低 由P=2.92kw可選擇以上種機(jī)型，它們的額定功率均為3kw，但相比起來考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺,重量,自鎖安全及成本，可見第一種方案較合理，因此選擇型號為：YZR132S2-6的電動機(jī)。2選擇傳動比2.1總傳動比2.2減速裝置的傳動比分配對于蝸桿減速器,取齒輪傳動比為 選擇= 4 所以 3運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ： 依次為電動機(jī)與I軸 I軸與II軸 I

5、I軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則：3.1.各軸的轉(zhuǎn)速3.2.各軸的輸入功率軸 軸 軸 軸 3.3.各軸的輸出功率軸 軸 軸 軸 3.4各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī) 軸 軸 軸 軸 3.5各軸的輸出轉(zhuǎn)矩軸 軸 軸 軸 表3.1 各軸的運(yùn)動參數(shù)表軸號輸入功率輸出功率輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)輸出轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率電機(jī)軸32.9229.6429.0596010.991軸2.892.7428.7528.1833.9828.250.7352軸2.122.08595.80583.8933.9810.97023軸2.062.02 578.96567.3833.983.

6、7080.9506卷軸2.001.962236.82192.068.494.蝸輪蝸桿的選擇 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T100851988 選擇ZI4.2選擇材料考慮到蝸桿傳動功率，速度只是中等，蝸桿選45剛 （調(diào)質(zhì)），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2CuSn10P1金屬模制造，為了節(jié)約材料僅齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。4.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計(jì)進(jìn)行計(jì)算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。由式（11-12）， 傳動中心距，（1）確定作用在蝸桿上轉(zhuǎn)矩 T 由前面的

7、設(shè)計(jì)知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T,按,估取，則（2）確定載荷系數(shù)K因工作有小沖擊，啟動頻繁，取載荷分布不均系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則（3）確定彈性影響系數(shù)因選用的是45剛的蝸桿和鑄錫青銅蝸輪匹配的緣故，有 （4）確定渦輪齒數(shù)； 取57（5）確定許用接觸應(yīng)力根據(jù)選用的蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度45HRC，可從11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù)則 （6）計(jì)算值 取=2, 則從表11-2中查取 模數(shù)m=6.3蝸桿分度圓直徑=63mm4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸4.4.1中心距 4.4.2蝸桿直徑系數(shù)齒頂圓直

8、徑 齒根圓直徑分度圓導(dǎo)程角蝸桿軸向齒厚4.4.3蝸輪蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù)驗(yàn)算傳動比i=57/2=28.5誤差為是允許值的。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑 齒根圓直徑 咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-17可查得齒形系數(shù)Y=2.31螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力從表11-8中查得由2uSn10P1金屬模制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56Pa壽命系數(shù)彎曲強(qiáng)度是滿足的。4.6驗(yàn)算效率已知；與相對滑動速度有關(guān)。從表11-18中用差值法查得： 代入式中， 得大于原估計(jì)值。因此不用重算。4.7精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10

9、089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇7級精度，側(cè)隙種類為f,標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。 5.圓柱齒輪的設(shè)計(jì)P=990.317KW i=45.1材料選擇（1）材料小齒輪的材料為40，硬度為50HRC 大齒輪的材料45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為45HRC（2）精度等級選8精度。螺旋角 壓力角 （3）齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)， 所以大齒輪齒數(shù)取5.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)按式（10-21）試算，即5.2.1確定各計(jì)算值（1）試選計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩T= 因大小齒輪均為硬齒面，故宜選用較小的齒寬系數(shù)。由表10-7選取齒寬系數(shù)（2）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 由表10-20得區(qū)域系數(shù) （3）由

10、式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度 （4）由式10-13計(jì)算應(yīng)力系數(shù)由圖10-21e按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 （5）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)（6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式10-14得則許用應(yīng)力5.2.2計(jì)算（1）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值 （2）計(jì)算圓周速度（3）計(jì)算齒寬 （4）計(jì)算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)由圖10-8查得動載系數(shù)，由表10-3查的斜齒輪=，由表10-4用差值得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)， 故載荷系數(shù)，（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，有式（10-10）得（7）計(jì)算模數(shù)5.

11、2.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)5.2.3.1 由式（10-20）得彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì) 公式內(nèi)容的各計(jì)算值（1）試選載荷系數(shù)。（2）由式（10-18）可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度 （3）由式（10-19）可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角。 （4）計(jì)算 由當(dāng)量齒數(shù) 查圖（10-17）得齒形系數(shù) 查圖（10-18）得齒形系數(shù) 由圖10-24d查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖10-22查得安全系數(shù)為S=1.4；取彎曲疲勞壽命系數(shù) 由于安全系數(shù)由式（10-12）得因?yàn)樾↓X輪的大于大齒輪，?。?）計(jì)算模數(shù)5.2.3.2調(diào)整齒輪模數(shù)（1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度 齒寬 齒高

12、及寬高比 （2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由查表得齒間載荷分配系數(shù)由表用插值法查得則載荷系數(shù)為 （3）設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有關(guān)），可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)4.0mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值。按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 取 取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.2.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為2

13、78mm （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 ；因值改變不大故參數(shù) 等不做修正 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒輪寬度 ；圓整后取86因?yàn)樾↓X輪要比大齒輪寬58mm，所以大齒輪寬度取80. 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 均可以做成實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪5.2.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，一些參數(shù)均發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。(1) 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似的做法，先計(jì)算式（10-22）中的各參數(shù)。這里僅給出計(jì)算結(jié)果：，。將它們代入式（10-22）得到滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。(2) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 按前述類似做法，先計(jì)算式（10-17）中的各參數(shù)，這里僅給出計(jì)算

14、結(jié)果：，。將它們代入式（10-17）得到齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.2.6主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬，小齒輪選用40，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按8級精度設(shè)計(jì)。6.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.蝸桿的設(shè)計(jì)蝸桿上的功率P 轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩分T別如下：P=2.89kw N=960r/min T=28.751按扭矩初算軸徑選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為根據(jù)教材式，并查教材表15-3，取考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則：因此選6.2蝸桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊(duì)軸承對成分布，

15、蝸桿由軸肩定位，蝸桿軸向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，查教材14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機(jī)連接處電動機(jī)輸出軸的直徑查機(jī)械手冊表13-10選用TL6型號彈性套柱銷表6.1 聯(lián)軸器型號額定轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑（mm）D(mm)250 38006082 38 160查標(biāo)準(zhǔn)可知軸頸為38mm可選圓錐滾子軸承的型號為02系列30210型，d=50, D=90，B=20. 圖6.1 蝸桿軸6.3輸出（蝸輪）軸的設(shè)計(jì)6.3.1輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 , ,（2）初步確

16、定軸徑的最小直徑選用45鋼，硬度根具教材公式式，并查教材表15-3，取考慮到鍵槽，將直徑增大7%，則；所以，經(jīng)查表選用6.3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時(shí)選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計(jì)算，查教材14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取由輸出端開始往里設(shè)計(jì)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊選用HL4彈性柱銷

17、聯(lián)軸器。表6.2 聯(lián)軸器型號公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速（r/min）LL軸孔直徑(mm)GL8100022408411255I-II段：，。軸上鍵槽取， II-III段：因定位軸肩高度，-IV段：初選用單列角接觸球軸承，參照要求取型號為02系列30213型圓錐滾子軸承，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內(nèi)壁一段距離a=10mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時(shí)應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=7。-V段：為安裝蝸輪軸段 ，-段：是軸承定位部分（3）軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按由教材表6-1查毒平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對稱，故選

18、擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）軸端倒角參考教材表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，各軸肩的圓角半徑為12 圖6.2 中間軸6.4軸的校核6.4.1輸入（蝸桿）軸的校核（1）軸的載荷計(jì)算圖6.2 受力分析圖可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面 表6.3 軸上的載荷載荷HV支反力N2066.62066.67036.2彎矩Mn*mm總彎矩M扭矩T=82664,故安全。（2）精度校核軸的疲勞強(qiáng)度由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度為寬裕確定的，所以截面均無需校核。由第三章附表可知鍵槽

19、的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸只需校核截面E左右兩側(cè)即可。截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩截面E上扭矩 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表11-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及因，,又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數(shù)，故有效應(yīng)力集中系數(shù)教材附圖3-2尺寸系數(shù)，教材附圖3-4 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按教材表15-4中的公式計(jì)算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)6.

20、4.2輸出（蝸輪）軸的校核（1）軸的載荷 圖6.3 受力分析圖可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面 表6.4 軸上的載荷載荷HV支反力N1666.681666.68606.62606.62彎矩Mn*mm總彎矩M扭矩T=826670故安全。（2）精度校核軸的疲勞強(qiáng)度由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度為寬裕確定的，所以截面均無需校核。由第三章附表可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸只需校核截面E左右兩側(cè)即可。截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩截面E上扭矩 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理由表11-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得,又由附圖3-

21、1可知軸的材料敏性系數(shù)，故有效應(yīng)力集中系數(shù)教材附圖3-2尺寸系數(shù)，按附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由教材附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合系數(shù)為又由3-1與3-2的40Cr的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按教材表15-4中的公式計(jì)算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故附圖3-4 表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數(shù)計(jì)算安全系數(shù)此軸強(qiáng)度足夠。7.滾動軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：=16128小時(shí)7.1計(jì)算輸入軸軸承（1）已知n=33.98r/min兩軸承徑向反力

22、：FR1=FR2=2066.6N初選兩軸承為02系列30210型圓錐滾子軸承根據(jù)教材P318表13-7得軸承內(nèi)部軸向力Fd=1405.288N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=1405.288N FA2=FS2=1405.288N（3）求系數(shù)x、yFA1/FR1=1405.288N/2066.6N=0.68FA2/FR2=1405.288N/2066.6N=0.68根據(jù)教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1=e ，x1=1 ，y1=0 ； FA2/FR2=e ， x2=1， y2=0（4）計(jì)算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)教材P321

23、表13-6取載荷系數(shù)fP=1.5根據(jù)教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×2066.6+0)=3099.9NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×2066.6+0)=3099.9N（5）軸承壽命計(jì)算P1=P2 故取P=3099.9N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7206AC型的C=22000N由教材P320式13-5a得h>12168h預(yù)期壽命足夠7.2計(jì)算輸出軸軸承（1）已知 FR=FAZ=8231.725N單列角接觸球軸承7213AC根據(jù)教材P322表13-7得FS=0.68FR，則FS1=FS

24、2=0.68FR=0.68×8231.725=5597.573N（2）計(jì)算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=5597.573N（3）求系數(shù)x、yFA1/FR1=5597.573/8231.725=0.68FA2/FR2=5597.573/8231.725=0.68根據(jù)教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1=e ，x1=1，y1=0FA2/FR2=e ，x2=1，y2=0（4）計(jì)算當(dāng)量動載荷P1、P2根據(jù)表P321表13-6取fP=1.5根據(jù)式13-8a得P1=fP(x1F

25、R1+y1FA1)=1.5×(1×8231.725)=12347.5875NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×8231.725)=12347.5875N(5)計(jì)算軸承壽命LHP1=P2 故P= 12347.5875N, =3根據(jù)手冊P71 7213AC型軸承Cr=66500N根據(jù)教材P320 表13-4得：ft=1根據(jù)教材P320式13-5a>48000h此軸承合格。8.鍵連接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸與電動機(jī)軸采用平鍵連接軸徑d1=38mm，L1=58mm查設(shè)計(jì)手冊P123 選用A型平鍵，得：b=10, h=8 , L=40,

26、 即：鍵10×40GB/T1096-2003l=L-b=30mm 根據(jù)教材P106式6-1得8.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d=55mm L3=84-2mm 查手冊P51 選A型平鍵，得：b=16 h=10 L=63 即：鍵10×50 GB/T1096-2003l=L-b=47mm8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接軸徑d=69mm , L=80mm , 查表14-24 選用A型平鍵，得：b=20mm , h=12mm , L=63mm, 即：鍵16×80GB/T1096-2003l= L-b=43mm 根據(jù)教材P106（6-1）式得 9.潤滑和密封說明9.1

27、潤滑說明因?yàn)槭窍轮檬轿仐U減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=9mm；潤滑油使用50號機(jī)械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速n<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。9.2密封說明在試運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑脂。 10拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時(shí)，必須保證一定的軸向游隙，因?yàn)橛蜗洞笮⒂绊戄S承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點(diǎn)，側(cè)隙和接觸斑點(diǎn)是由傳動精度確定的，可查手冊。當(dāng)傳動側(cè)隙及接觸斑點(diǎn)不符

28、合精度要求時(shí)，可以對齒面進(jìn)行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。11減速箱體的附件說明機(jī)座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機(jī)座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的分析計(jì)算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式大概計(jì)算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強(qiáng)度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。 12.設(shè)計(jì)小結(jié)轉(zhuǎn)眼間，到大三了，剛拿到任務(wù)書時(shí)心里就憋著一股勁，心里就想一定要把課程設(shè)計(jì)做好

29、，讓老師和自己滿意。此次機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)主要分為四個階段。第一階段，設(shè)計(jì)計(jì)算階段。在這一階段中，經(jīng)過老師的開題講座，我明白了我們課程設(shè)計(jì)到底要設(shè)計(jì)什么，哪一階段該干些什么，都有什么工作需要做，以及要用到哪些方面的知識。在設(shè)計(jì)計(jì)算階段中，我們有很大的工作量，有非常非常多的東西需要去計(jì)算、設(shè)計(jì)和選擇。其中我遇到了最大的一個問題就是蝸輪的傳動比分配不合理。這個問題直接導(dǎo)致了我重新分配傳動比，并且多次進(jìn)行了對減速器的各個零件的計(jì)算設(shè)計(jì)及選用的工作。第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。在這一階段我們主要是根據(jù)在第一階段我們計(jì)算的基礎(chǔ)上在圖紙上進(jìn)行繪制，要確定箱體的尺寸，以及各個零件在箱體上的安裝位置。在老師的指導(dǎo)下，我參考查閱了很多相關(guān)書籍資料，最終經(jīng)過不懈的努力終于把草圖繪制出來了。第三階段，用CAD繪制裝配圖和零件圖。鑒于前兩個階段對各個部