涡轮蜗杆装配说明书

目 录

设计装料机的传动装置1 第一章 传动装置总体设计3

1.1 电动机的选择3 1.2 传动比的计算及分配4

1.3 传动装置运动、动力参数的计算4 第二章 传动件的设计计算5

2.1 蜗杆副的设计计算5 2.2 螺杆副上作用力的计算9 2.3 箱体壁9 第三章 轴的设计计算10

3.1 蜗杆轴的设计与计算10 3.2 低速轴的设计计算18 总 结23

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设计装料机的传动装置

一 工作条件与技术要求：

1、该传动装置用于热处理车间装料机的传动系统中。

2、装料机工作定时停车，单向回转，传动装置使用期限不低于20000小时。 3、载荷稳定，环境温度≤40℃，输送机允许速度误差为4%。 4、装料机主轴功率p=3.25KW，装料机主轴转速V=9.0r/min

二 设计工作量：

1、减速器装配图一〔A0或A1〕 2、装配图草图一

3、零件图两〔涡轮和涡杆〕

4、设计说明书一份，主要容：输入轴齿轮的设计计算，输入轴的轴承选型计算，输入轴的校核计算，输出轴的轴承选型。

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第一章 传动装置总体设计 1.1 电动机的选择 1、选择电动机的类型：根据用途选用Y系列三相异步电动机。 2、选择电动机功率： 查?减速器设计实例精解?表2-1，轴承效率轴承=0.98，蜗轮蜗杆传动效率蜗=0.8，联轴器效率联=0.99，得电动机所需工作功率为 P0PwPw3联轴承蜗联3.25kw≈4.40KW 30.990.980.80.99Pw=3.25KW 由?减速器设计实例精解?表8-2，可选取电动机的额定功率Ped=5.5KW P04.40kw Ped=5.5KW 3、电动机的选择 假定选择电动机的型号为Y132M2-6，电动机额定功率Ped=5.5KW，同步转速n=1000r/min，满载转速nm=960r/min。 nm=960r/min 由表2-2可知单级蜗轮蜗杆传动比围为i蜗10~40，现暂取i蜗30，n=nm960r/min32r/min i蜗30由链的线速度 vwnD，得输送链链轮的分度圆直 601000径为 Dvw60100091000mm89.6mm n32 对链轮分度圆直径进展取整D=100mm 那么链的实际转度为： nwvw6010009r/min28.66r/min 3D10010 D=100mm (vw0.15m/s) - . word.zl-

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nw=28.66r/min 1.2 传动比的计算及分配 传动比的计算及分配如下： 总传动比i inm96033.5nw28.66 vw0.15m/s i=33.5r/min 满足要求。 1.3 传动装置运动、动力参数的计算 传动装置的运动、动力参数的计算如下： 1、各轴转速 n0=960r/min n1=960r/min n2=28.66r/min n0960r/min n1n0960r/min n2n1960r/min28.66r/min i33.5nwn2=28.66r/min 2、各轴功率 P1P001P0联4.40.99KW≈4.36KW P2P112P1轴承蜗4.360.980.8KW≈3.42KW PwP22wP2轴承联3.420.980.99KW≈3.32KW 3、各轴转矩 P4.40T0955009550Nm43.77Nm n0960P4.36T1955019550Nm43.37Nm n1960P3.42T2955029550Nm1139.6Nm n228.66nw=28.66r/min p1=4.36KW p2=3.42KW p3=3.32KW T0=43.77Nm P3.32Tw9550w9550Nm1106.3Nm nw28.66 - . word.zl-

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T1=43.37Nm T2=1139.6Nm 第二章 传动件的设计计算 2.1 蜗杆副的设计计算 蜗杆副的设计计算如下： 1、选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度不太高有相对滑动速度，蜗杆选用45钢，外表淬火处理，HRC=45~50。设相对滑动速度vs<6m/s，故蜗轮选用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3，选用8级精度。 2、确定蜗杆头数和蜗杆齿数 由表10-5选取z1=2，那么z2=iz1=33.5×2=67 3、初步计算传动的主要尺寸 Tw=1106.3Nm 蜗杆选用45钢，外表淬火处理 蜗轮ZCuAl10Fe3金属模铸造8级因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进展设精度 计，那么有 m2d19KT2(z2HZE)2 z1=2 z2=67 ①、蜗轮传递转矩T2=1139600Nmm ②、载荷系数KKAKvK。由表10-6查得工作情况系数 KA=1.0；设蜗轮圆周速度v2<3m/s，取动载荷系数 Kv=1.0；因工作载荷平稳，故取齿向载荷分布系数K=1.0，那么KKAKvK=1.0×1.0×1.0=1.0 ③、许用接触应力HKNH0H。由表10-7查取根本许用接触应力0H=180MPa，应力循环次数为 - . word.zl-

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N=60an2Lh=60×1.0×28.66×20000=3.44×107 故寿命系数为 8 KNH107N81070.867 3.4410 m=6.3mm ④、弹性系数ZE=160MPa，那么模数m和螺杆分度圆直径d1 m2d19KT2(z2HZE)291.01139600（1602）mm3 67153 =2495.38mm3 由表10-8选取m=6.3mm，d1=63mm,那么 23md12500.47mm4、计算传动尺寸 ①、蜗轮分度圆直径为 d2mz26.367422.1mm ②、传动中心距为 a11(d1d2)(60422.1)mm241.05mm 225、验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs及传动总效率 ①、蜗轮圆周速度v2 v2d2n2601000422.128.66601000m/s0.63m/s3m/s d1=63mm 与初选相符合 ，取Kv=1.0适宜。 ②、导程角 由tan=mz1/d1=6.3×2/63=0.2，得=11.31° ③、相对滑动速度vs vs d2422.1mm 639603.23m/s6m/sd1n1601000cos601000cos11.31 a241.05mm 与初选值相符，选用材料适宜 ④、传动总效率 由查表10-9得当量摩擦角、230、，那么 - . word.zl-

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（0.95~0.96）tan0.773~0.781 tan(、）v20.63m/s Kv=1.0 原估计效率0.8与总效率相差较大，需要重新较大，需要重新计算m2d1 6、复核m2d1 m2d19KT2(z2HZE)22495.380.783mm3=2433.00mm 0.8 选用材料适宜 7、验算齿根抗弯强度验算公式为 1.53KT2FYFa2YF d1d2m①、K、T2、m和d1、d2同前 3②、齿形系数YFa2。当量齿数zv2z2/cos11.3171.06,由图10-2查得YFa2=2.5 ③、螺旋角系数Y Y1140111.310.92 140④、许用弯应力 由表10-10查得OF=90MPa，寿命系数为 9 原设计合理 YN106N91060.687 3.4410 FYNOF0.6890MPa61.2MPa 那么抗弯强度为 F1.53KT21.531.01139600YFa2Yr2.40.92MPa d1d2m63422.16.3 =22.98MPa<F 抗弯强度足够 8、计算蜗杆传动其他几何尺寸 ①、蜗杆 - . word.zl-

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齿顶高 ha1ham16.3mm6.3mm 全齿高 h12hamc216.3mm0.26.3mm13.86mm 齿顶圆直径 da1d12ham63216.3mm75.6mm 齿根圆直径  抗弯强度足够 df1d12ham2c63mm216.3mm20.26.3mm47.88mm 螺杆螺旋局部长度为 b1(110.06z2)m(110.0667)6.3mm94.63mm 取b1=110mm 螺杆轴向齿距 pxm6.3mm19.782mm 螺杆螺旋线导程 paz1px219.782mm39.564mm ②、蜗轮 齿顶圆直径 da2（d22ha）m（6721）6.3mm434.7mm 齿根圆直径  da175.6mm df2d22ham2c422.1mm216.3mm20.26.3mm406.98mm 外圆直径de2da21.5m434.7mm1.56.3mm444.15mm 齿宽 b22m(0.5q1)26.3(0.5101)6.3mm48.09mm 齿宽角 2arcsinb248.09(2arcsin)99.57 d163da2434.7241.05mmmm23.7mm 22 df147.88mm 咽喉母圆半径 r02a轮缘宽度 b0.75da10.7575.6mm56.7mm 取b=55mm 9、热平衡计算 b1=110mm - . word.zl-

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取油温t=70℃，周围空气温度t=20℃,通风良好，取，传动总效率为0.78，那么散热面积为 Ks15W/(m2℃〕 A1000p1(1)10004.36(10.78)2m=1.28m2 Ks(tt0)15(7020) da2434.7mm 2.2 螺杆副上作用力的计算 螺杆副上作用力计算如下 1、条件 高速轴传递的转矩T1=43370Nmm，转速n1=960r/min,蜗杆分度圆直径d1=63mm，低速轴传递的转矩T2=1139600Nmm，蜗轮分度圆直径d2=422.1mm。 2、螺杆上的作用力 2T243370 〔1〕圆周力Ft11N1376.83N，其方向与力d163 df2406.98mm de2444.15mm b248.09mm 作用点圆周速度方向相反 〔2〕轴向力Fa1Ft2轮的转动方向相反 〔3〕径向力 2T221139600N5399.67N，与蜗d2422.1Fr1Fa1tanan5399.67tan20N1965.32N 其方向由力的作用点指向轮1的转动中心 3、蜗轮上的作用力 蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力大小相等，方向相反 b=55mm 2.3 箱体壁 2A=1.28m 在蜗杆副轮廓线根底上绘出箱体的壁，这里蜗轮外圆到壁的距离由表4-1中公式1≥1.2，下箱座壁厚 =0.04a+3=0.04×241.05+3=12.642mm，取=15mm，而 - . word.zl-

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1≥1.2=1.2×15mm=18mm，取1=18mm，取蜗轮轮毂到壁 的距离2=20mm。 Ft11376.83N Fa15399.67N Fr11965.32N 第三章 轴的设计计算 轴的设计计算与轴上轮毂孔径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进展。 3.1 蜗杆轴的设计与计算 1、条件 蜗杆轴传递的功率P1=3.25KW，转速n1=960r/min，传递转距T1=43.37Nm，蜗杆分度圆直径为63mm,df1=47.88mm，宽度b1=110mm。 2、轴的材料和热处理 因传递的功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊要求，查表8-26，选用常用的材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑动，- . word.zl-

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因此螺杆采用外表淬火处理。 3、初算轴径 初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故轴径可按下式求得，由表9-8，可取C=120，那么 3 45钢，外表淬火处理 dcp120n34.36mm=19.9mm 960 轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径3%~5%，那么 d19.919.（90.03~0.05）20.50~20.90mm 取dmin=22mm 4、构造设计 1）、轴承部件的构造设计 蜗杆的速度 vsd1n160100063960601000m/s3.04m/s10m/s 减速器采用蜗轮在上螺杆在下构造。为方便蜗轮安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体构造，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开场设计。 2）、轴段①的设计 轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进展。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性销联轴器。查表8-37，取KA=1.5，那么计算转矩 TeKAT11.543370Nmm=65055Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250Nm，许用转速为4750r/min,轴孔围为30~38mm,结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径35mm，轴孔- . word.zl-

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长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX3 35×84GB/T5014-2003，相应的轴段①的直径d1=35mm，其长长略小于毂孔宽度，取L1=80mm。 3）轴段②的直径 考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为 h=（0.07~0.1）d1（0.07~0.1）35mm2.45~3.5mm。轴段②的轴径d2d12（2.1~3）mm39.2~41mm，其最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封。由表8-27，选取毡圈40/ZQ 4606-1997,那么d240mm。由于轴段②轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定。 4）轴段③和轴段⑦的设计 轴段③和⑦安装轴承，考虑到螺杆受径向力、切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段③安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承径系列。现暂取轴承为30209，由表9-9查得轴承径d=45mm,外径D=85mm，宽度B=23mm，T=20.75mm，圈定位轴肩直径da dmin=22mm =52mm，外圈定位凸肩径Da=75mm,a=20.1mm，故d3=45mm，螺杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体壁的端面距离箱体壁距离3=8mm。通常一根轴上的两个轴承型号一样，那么d7=45mm ，为了螺杆上轴承很好地润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在上油面高度高出轴承座孔底边15mm，而螺杆浸油深度应为 （0.75~1）h1（0.75~1）13.86mm10~14mm。 螺杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为 （D-da1）/2（85-75.6）/2mm4.7mm，油面浸入螺杆约0.75个齿高，因此不需要甩油环润滑螺杆，那么轴段③及轴段⑦的长- . word.zl-

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度可取为L7=L3=B=23mm。 （5）轴段②的长度设计 轴段②的长度L2除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离=15mm，这样可以确定出轴承座伸局部端面的位置和箱体壁位置。由前面的计算得知下箱座壁厚取 d1=35mm L1=80mm =12mm，由中心距尺寸241.05mm>200mm，可确定轴承旁连接螺栓直径M12、箱体凸缘连接螺栓直径M10、地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表8-29取螺栓GB/T5781 M8×20。由表8-30可计算轴承端盖厚e=1.2×d端盖=12mm，取e=12mm。端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=3mm。为方便不拆缷联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干预，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K1=15mm。轴承座外伸凸台高t=3mm，测出轴承座长为L、=52mm，那么有 、 d240mm L2K1etL、3L3 =〔15+12+3+52-8-23〕mm =51mm （6）轴段④和⑥的设计 该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，可取d4=d6=52mm，轴段④和⑥的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与壁距离为1=15mm和螺杆宽b1=110mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即 L4L6de2b、1tL、31 22d3=45mm d7=45mm 416.4311015123528）mm =〔22 =139.215mm - . word.zl-

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圆整，取L4L6140mm L7=L3=B=23mm 〔7〕螺杆轴段⑤的设计 轴段⑤即为螺杆段长，L5=b1=110mm，分度圆直径为63mm，齿根圆直径df1=47.88mm 〔8〕轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面距离a=20.1mm，那么可得轴的支承点及受力点的距离为 l1=60mm+L2+a=30mm+51mm+20.1mm=101.1mm 2l3=l2=T-a+L4+110mmL5=24.75mm-20.1mm+140mm+ 22 =199.65mm Bx=21+b1=2×17mm+80mm=114mm 5、键连接 联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，由表8-31得键的型号为键10×8 GB/T 1096-1990。 6、轴的受力分析 ①、画轴的受力简图 轴的受力简图如图3-1所示。 图3-1 受力简图 ②、支承反力 在水平面上为 RAH= RBHFt1l31376.83199.65N688.42N l2l3199.65199.65在垂直平面上为 - . word.zl-

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Fr1l3Fa1d1/21965.32199.651965.3263/256mm N L2l2l3199.65199.65 =1137.70N RBV=Fr1-RAV=1965.32N-1137.70N=827.62N RAV=-轴承A的总支承反力为 2688.4221137.702N1329.77N RA=R2AHRAV 轴承B的总支承反力为 2688.422827.622N1076.51N RB=R2BHRBV③、弯矩计算 在水平面上，螺杆受力点截面为 M1H=RAHl2=688.42×199.65Nmm=137443.05Nmm 在垂直平面上，螺杆受力点截面左侧为 M1V=RAVl2=1137.70×199.65Nmm=227141.8Nmm 螺杆受力点右侧为 M1V=RBVl3=827.62×199.65Nmm=165234.3Nmm 合成弯矩，螺杆受力点截面左侧为 M1=MM21H21V L4L6140mm l1=101.1mm l2=199.65mm l3=199.65mm 、137443.05227141.8Nmm 22 =265488.21Nmm 螺杆受力点截面右侧为 2、222M1M1右=M1HV137443.05165234.3Nmm =214925.49Nmm ④、画弯矩图 弯矩图如图3-2、3-3和3-4所示 - . word.zl-

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图3-2 图3-3 RAH688.42N RBH688.42N RAV=1137.70N 图3-4 ⑤、转矩和转矩图T1=87940Nm 转矩图如图3-5所示 RBV=827.62N RA=1329.77N RB=1076.51N - . word.zl-

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图3-5 7、校核轴的强度 由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为 W=M1H=137443.05Nmm M1V=227141.8Nmm df313247.88332mm310776.12mm3 M、1V=165234.3 抗扭截面系数为 WT=Nmm d331640316Mmm21552.24mm 331=26548.21Nmm 最大弯曲应力为 M1右1=M1265488.21MPa24.64MPa W10776.12=214925.49 扭剪应力为T143370MPa2.01MPa WT21552.24Nmm 按弯扭合成强度进展校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,那么当量应力为 e124(a)224.6424(0.62.01)2MPa24.76MPa 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa，45钢，调质处理 由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力1b=60MPa。 dmin=26mm e<1b，强度足够。 8、校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为 4T443370p1MPa=12.39MPa d1hl3510(5010) 取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得p125~150MPa， p<p，强度足够。 9、校核轴承寿命 - . word.zl-

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①、计算当量动载荷 由表9-9查30209轴承得C=67800N， C0=83500N，e=0.4，Y=1.5，由表9-10查得滚动轴承部轴向力 计算公式，那么轴承1、2的部轴向力分别为 S1RA1329.77N443.26N 2Y21.5 S2RB1076.51N358.84N 2Y21.5 外部轴向力A=1329.77N，各力方向如下图 S2+A=358.84N+1329.77N=1688.61N>443.26N 那么两轴承的轴向力分别为 Fa1S2A=1688.61N Fa2S2=358.84N Fa11688.61因为那么轴承2的当量动载荷为 1.27e0.4，RA1329.77 Pr10.4RAYFa10.41329.77N1.51688.61N3064.82N 因为 Fa2358.84那么轴承2的当量动载荷为 0.33e0.4，RB1076.51 Pr2RB1076.51N ②、轴承寿命 因Pr1>Pr2，故只需校核轴承1，P=Pr1。轴承在 100℃以下工作，由表8-34查得fT1。对于减速器，由表8-35 查得载荷系数fp1.2。由轴承1的寿命为 106610fTC3101678003Lh()()h10344073h 60n1fpP609601.23064.82减速器预期寿命为 、Lh20000h LhL、h，故轴承寿命足够。 3.2 低速轴的设计计算 低速轴的设计计算如下： - . word.zl-

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1、条件 低速轴传递的功率P2=3.42KW，转速n2=28.66r/min，传 递转距T2=1139600Nmm，齿轮2分度圆直径d2=422.1mm, 齿轮宽度b2=55mm 2、选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊要求，故 由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。 3、初算轴径 取C=120，低速轴外伸段的直径可接下式求得 3 抗弯强度足够 键连接强度足够 dcp120n33.42mm=59.04mm 28.66 轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径3%~5%，那么 d59.0459.04（0.03~0.05）60.81~61.99mm 圆整dmin=61mm 4、构造设计 1〕、轴段①设计 轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进展。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表8-37，取KA=1.5， 那么计算转矩TC=KAT2=1.5×1139600Nmm=1709400Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500Nm，许用转速3870r/min,轴孔围为40~63mm。 结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为61mm,轴孔长度107mm， J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号LX4 61×107 GB/T 5014-2003，相应的轴段①的直径d1=61mm，其长度略小于毂 - . word.zl-

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孔宽度，取L1=100mm 2)轴段②轴径设计 在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的 轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为 h=（0.07~0.1）d1（0.07~0.1）61mm4.27~6.1mm。轴段② 的轴径d2d12h69.54~73.2mm，最终由密封圈确定。该 处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封。查表8-27，选取 毡圈70ZQ 4606-1997,那么d270mm。 3〕轴段③和⑥的设计 轴段③和⑥上安装轴承，考虑到蜗轮 轴向力的存在，因此选用圆锥滚子轴承，轴段③和⑥直径应既 便于轴承安装，又应符合轴承径系列。现暂取轴承为30216， 经过轴承径d=80mm,外径D=140mm，宽度B=26mm， T=28.25mm,圈定位轴肩直径da=90mm，外圈定位凸肩径 Da=125mm,轴承反力作用点距轴承外圈大端面的距离 a=28.1mm,故d3=80mm，通常一根轴上的两个轴承取一样型号， 那么d6=d3=80mm。 4〕轴段④的设计 轴段④上安装蜗轮，为便于蜗轮的安装， d4必须略大于d3，可初定d4=85mm,蜗轮2轮毂的宽度围为 〔1.2-1.5〕d4=102-127.5mm,取其轮毂宽度H=105mm，其右端 采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿 轮端面，轴段④长度应比轮毂略短,故取L4=100mm。 5〕轴段的长度设计 取蜗轮轮毂到壁距离2=18mm，那么 L3B32HL4（261812105100）mm61mm 6）轴段②的长度计算 轴段②的长度除与轴上零件有关 外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺 栓同高速轴为GB/T5781 M8×20，其安装圆周大于联轴器轮毂 外径，为使轮毂外径不与端盖螺栓的拆装发生干预，故取联轴 - . word.zl-

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器轮毂端面与端盖外端面的距离取K=15mm，下箱座壁厚同前 =12mm，轴承旁连接螺栓同前M12，由表4-1可查，局部面 凸缘尺寸〔扳手空间〕c1=25mm,c2=20mm,轴承座的厚度为 45钢，调质处理 L、c1c2(5~8)12mm25mm20mm(5~8)mm （62~65）mm 那么取L、=64mm，轴承端盖凸缘厚同前e=12mm；前端与轴 承座间的调整垫片厚度同前t=3mm，那么 L2K1etL、3B(15123641226)mm56mm 7〕轴段⑤的设计 该轴段为蜗轮提供定位作用，定位轴肩的 ）d53.5~5mm，取h=5mm,那么 高度为h=（0.07~0.1d5=95mm，齿轮端面距离箱体壁距离为 dmin=61mm 31（b1b2)/215mm(11055)/2mm42.5mm,取轴段 ⑤的长度为L512mm 8〕轴段⑥长度设计 为保证挡油环、轴承相对蜗轮中心 线对称，那么 H105（28.2528.11812）mm 22L6L3L53mm61mm-12mm-3mm46mm 圆整，取L6=46mm 9〕轴上力作用点间距离 轴的支点及受力点间的距离为 l160L2L3L4H23（Ta) 2 =〔30+56+61+100-105-18-12-28.25+28.1)mm =111.85mm l2l3Ta23 =82.65mm 5、键连接 - . word.zl-

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联轴器与轴段①及蜗轮与轴段④间采用A型普通平键连接， 查表8-31可得其型号分别为键18×11 GB/T 1096-1990和键 22×14 GB/T 1096-1990 d1=61mm L1=100mm d270mm d6=d3=80mm d4=85mm - . word.zl-

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L4=100mm。 L361mm L212mm 总 结

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我们这次机械设计课程设计是做一级圆柱齿轮减速器。在两个星期的设计过程中，让我明白一个简单机械设计的过程，知道一个设计所必须要准备些什么，要怎样去安排工作，并学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律；也通过课程设计实践，培养了我综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力；学会怎样去进展机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规。还有就是激发了我的学习兴趣，能起到一种鼓励奋斗的作用，让我更加对课堂所学容的更加理解和掌握。

这次机械课程设计中，我遇到了很多问题，但同学讨论和教师指导起到了很大的作用，这就是团队的精神。自己在设计中所遇到的困难，让我明白要做好一个机械设计是一件不容易的事，必须有丰富的知识面和实践经历，还必须有一个好的导师。设计让我感到学习设计的紧，能看到同学间的奋斗努力，能让大家很好地回忆以前所学习的理论知识，也明白只有在学习理论根底上才能做设计，让我以后更加注重理论的学习并回到实践中去。还这次自己没有很好地把握设计时间的分配，前面传动方案设计和传动件设计时间太长，而在装配草图设计、装配工作图设计时间太紧，还有就是在装配草图设计中遇到一些尺寸不是很确定，而减慢了AutoCAD工程制图的速度，这也很好让我们更加掌握AutoCAD工程制图的操作。这是自己设计思维不太严谨，没有很好地熟悉一些理论知识，没有过此类设计的经历；在设计过程中自己也做了一些重复的计数，很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数，而在尺寸计算校核才发现问题，而白白花了重复工作的时间，但也能让我更加深刻一些设计的过程，积累了一些设计的经历。

这次机械设计课程设计是我们一次进展的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练，很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们可以通过设计，明白到学习的容的目的，更加明确大学学习的目标方向，能激起学生学习激情，也让我们有学习的成就感，希望以后有更多适宜实训教学安排。

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