機械設計課程設計---渦輪減速器功率

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p><b>　　設計計算說明書</b></p><p>　　設計題目: 蝸 輪 減 速 器 </p><p>　　班 級: 級 班 </p><p>　　設 計 者:

2、 </p><p>　　指導教師: </p><p>　　完成日期: 年 月 日</p><p><b>　　學院</b></p><p>　　【機械設計】課程設計任務書</p><p><b>　　目錄&l

3、t;/b></p><p>　　機械設計課程設計5</p><p><b>　　1、設計準備5</b></p><p>　　2、傳動裝置的總體設計5</p><p>　?。?）選擇電動機類型5</p><p>　?。?）選擇電動機的容量5</p><p>　

4、　（3）確定電動機轉速5</p><p>　　3、傳動零件的設計計算6</p><p>　?。?）選擇蝸桿傳動類型6</p><p><b>　?。?）選擇材料6</b></p><p>　?。?）計算中心距7</p><p>　?。?）蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸7</p&g

5、t;<p>　?。?）校核齒根彎曲疲勞強度8</p><p>　　（6）驗算效率η8</p><p>　?。?）精度等級公差和表面粗糙度的確定8</p><p>　　4、裝配圖的設計9</p><p>　　（1）裝配草圖設計9</p><p>　?。?）裝配工作圖設計16</p>

6、<p><b>　　參考文獻17</b></p><p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p>　　減速器輸入功率1.35KW，減速器輸出轉速37.5r/min</p><p><b>　　1、設計準備</b></p><p>　　認真研究設計任務

7、書，明確設計要求和工作條件，通過看實物，模型，錄像級減速器拆裝實驗等來了解設計對象，復習課程有關內容，熟悉有關零部件的設計方法和步驟，準備好設計需要的圖書，資料和用具，擬定設計計劃等。</p><p>　　2、傳動裝置的總體設計</p><p>　　確定傳動裝置的傳動方案：一級蝸桿減速器；</p><p>　　選定電動機的類型和型號：</p><

8、p>　　（1）選擇電動機類型</p><p>　　按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V；</p><p>　　（2）選擇電動機的容量</p><p>　　工作機的有效公率：Pw=1.35KW；</p><p>　　從電動機到工作機間的總功率：η總=η1×η2×η3

9、5;η4；由表9.1?。?lt;/p><p>　　彈性聯軸器傳動效率：η1=0.995；</p><p>　　剛性聯軸器傳動效率：η2=0.995；</p><p>　　軸承傳動效率：η3=0.98；</p><p>　　雙頭蝸桿傳動效率：η4=0.8；</p><p>　　則η總=0.995²×0.9

10、8×0.8=0.776</p><p>　　所以電動機所需工作功率為：P=1.35／η總=1.71KW；</p><p>　　（3）確定電動機轉速</p><p>　　按表9.1推薦的傳動比合理范圍，一級蝸桿減速器傳動比i=10~40，而工作機轉速n=36.5r∕min ；</p><p>　　所以電動機轉速的可選范圍為：nd=i&

11、#215;n=（10~40）×37.5=（375~1500）r∕min；</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量及價格等因素，由機械設計課程設計指導書表14.1選定電動機型號為Y112M-6。</p><p><b>　　其主要性能如下表：</b></p><p>　　電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表：</

12、p><p>　　計算傳動裝置的運動和動力參數（確定總的傳動比，計算各軸的功率，轉速和轉矩）；</p><p>　?、?總的傳動比：i=940∕37.5=25.07；</p><p>　　② 各軸的轉速：輸入軸 nⅠ=940r∕min；</p><p>　　輸出軸 nⅡ=37.5r∕min；</p><p>　?、?各

13、軸的輸入功率：輸入軸 PⅠ=1.35∕(0.995×0.98×0.8)=1.73KW;</p><p>　　輸出軸PⅡ=1.35∕(0.995×0.98)=1.38KW;</p><p>　?、?各軸的輸入轉矩：電動機的輸出轉矩：Td=9.55×106×P∕n=1.77×104N·mm；</p><

14、p>　　輸入軸的輸入轉矩TⅠ=Td×0.995=1.76×104N·mm；</p><p>　　輸出軸的輸入轉矩TⅡ=TⅠ×0.98×0.8×i=3.53×105N·mm；</p><p>　　3、傳動零件的設計計算</p><p>　?。?）選擇蝸桿傳動類型</p>

15、<p>　　根據GB∕T 10085-1998的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）；</p><p><b>　?。?）選擇材料</b></p><p>　　考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿旋齒面要求淬火，硬度45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制

16、造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。</p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p>　　根據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。則傳動中心距：</p><p>　　a≧³√KT2(Ze×Zρ／[σH])</p><p>　　確定作用在蝸輪

17、上的轉矩</p><p>　　按ZI=2，估取效率η=0.8，則</p><p>　　T2=3.53×105N·mm；</p><p><b>　　確定載荷系數K</b></p><p>　　因為工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數Kβ=1；由機械設計教科書表11-5選取使用系數KA=1.15,；由于

18、轉速不高，沖擊不大，可取KV=1.05；則</p><p>　　K=KA×Kβ×KV=1.15×1×1.05=1.21</p><p>　　確定彈性影響系數Ze</p><p>　　因選用的是鑄錫磷青銅與鋼蝸輪相配，故Ze=160MPa½；</p><p><b>　　確定接觸系數Z

19、ρ</b></p><p>　　先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值為0.3，從機械設計教科書圖11-18中科查得Zρ=3.1.</p><p>　　確定許用接觸應力[σH]</p><p>　　根據蝸輪材料為蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋面硬度＞45HRC,可從機械設計教科書表11-7中查得蝸輪的基本許用應力[σH]’

20、=268MPa；</p><p>　　應力循環(huán)次數 N=60×1×37.5×43800=9.855×107</p><p>　　壽命系數KHN=8√(107／5.256×107)=0.7513</p><p>　　則[σH]=0.7513×268MPa=201.34MPa</p><

21、p>　　計算中心距 a≧³√KT2 (Ze×Zρ／[σH])=137.369mm；</p><p>　　取中心距a=200，因i=25.07，故從機械設計教課書表11-2中取模數m=6.3，蝸桿分度圓直徑d1=63mm，這是d1／a=0.315，從機械設計教科書圖11-18可查得Zρ'=3.07，則Zρ'＜Zρ，因此以上計算結果可用。</p><p&

22、gt;　?。?）蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸</p><p><b>　　蝸桿</b></p><p>　　軸向齒距Pa=19.792，直徑系數q=10，齒頂圓直徑da1=75.6mm，齒根圓直徑df1=47.88mm，分度圓導程角γ=11.31º；蝸桿軸向齒厚Sa=9.896mm.</p><p><b>　　蝸輪<

23、;/b></p><p>　　蝸輪齒數z2=53，變位系x2=+0.2460；</p><p>　　驗算傳動比 i=z2／z1=53／2=26.5，這時傳動比誤差為（26.5﹣25.07）／25.07=5.7%，是允許的。</p><p>　　蝸輪分度圓直徑d2=mz2=6.3×53=333.9mm;</p><p>　　蝸輪

24、喉圓直徑da2=349.6mm；</p><p>　　蝸輪齒根圓直徑df2=321.9mm；</p><p>　　蝸輪咽喉母圓直徑rg2=a﹣da2／2=25.2mm；</p><p>　?。?）校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　σF =（1.53KT2／d1d2m）YFa2×Yβ≦[σF]</p><p

25、>　　當量齒數ZV2=Z2／cos3γ=53／cos311.31º=53.07</p><p>　　根據x2=+0.2460，ZV2=53.07，從機械設計教科書圖11-19中查得YFa2=2.87。</p><p>　　螺旋角系數 Yβ=1—11.31º／140º=0.9192</p><p>　　許用彎曲應力[σF]=[σF]

26、'×KFN</p><p>　　從機械設計教科書表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪基本許用彎曲應力[σF]'=56MPa</p><p>　　壽命系數KFN=9√106／9.855×107=0.644</p><p>　　[σF]=56×0.6MPa=33.626MPa</p><p>

27、;　　σF =（1.53KT2／d1d2m）YFa2×Yβ=13.001MPa</p><p><b>　　彎曲強度是滿足的。</b></p><p><b>　?。?）驗算效率η</b></p><p>　　η=（0.95~0.96）tanγ／tan(γ+φV)</p><p>　　已知

28、γ=11.31º；φV=arctantfV；fV與相對滑動速度vs有關。</p><p>　　Vs=πn1d1／60×1000cosγ=3.162m／s</p><p>　　從機械設計教科書表11-18中插值法查得fV=0.0276，φV=1º34'；則</p><p>　　代入式中η=0.8322，大于原估計值，因此不用重算。

29、</p><p>　?。?）精度等級公差和表面粗糙度的確定</p><p>　　考慮到所設計的蝸桿傳動式動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB-T10089-1998圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB-T10089-1998。</p><p>　　蝸桿的齒厚極限偏差為標準值</p><p>　　蝸輪的齒厚極限偏差

30、為標準值</p><p>　　蝸桿的三個公差組的精度等級為8</p><p>　　蝸輪的三個公差組的精度等級為8</p><p>　　蝸桿，蝸輪的齒坯尺寸和形狀公差</p><p>　　孔 尺寸公差 IT7</p><p><b>　　形狀公差 IT6</b></p>&

31、lt;p>　　軸 尺寸公差 IT6</p><p><b>　　形狀公差 IT5</b></p><p>　　蝸桿，蝸輪的表面粗糙度Ra推薦值</p><p>　　蝸桿 齒面 1.6um 頂圓 1.6um</p><p>　　蝸輪 齒面 1.6um 頂圓 3.2um </p>

32、<p>　　傳動標注為 傳動 8f GB-T10089-1998。</p><p><b>　　4、裝配圖的設計</b></p><p>　　（1）裝配草圖設計 </p><p>　　選擇聯軸器，初定軸的基本直徑，選擇軸承類型，確定減速器箱體結構方案和主要結構尺寸</p><p>　　與電動機連接的軸

33、，既輸入軸</p><p>　?、?ZI蝸桿的法向壓力角αn為20º，蝸桿的軸向壓力角和法向壓力角關系為</p><p>　　tanαa=tanαn／cosγ</p><p>　　求作用在蝸桿齒上的力</p><p>　　圓周力Ft1=Fa2=2TⅠ／d1=558.73N</p><p>　　而 軸向力F

34、a1=Ft2=2TⅡ／d2=2114.41N</p><p>　　徑向力Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=784.82N</p><p>　　法向力Fn=Fa1／cosαncosγ=Ft2／cosαncosγ=2TⅡ／d2cosαncosγ=2294.67N</p><p>　　各力的方向如圖機械設計教科書15-24所示。</p><

35、p>　?、?初定該軸的最小直徑dmin</p><p>　　先按機械設計教科書式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計教科書表15-3，取A0=110，于是得</p><p>　　dmin=A0×3√PⅠ／nⅠ=110×3√1.73／940=13.48mm</p><p>　　輸入軸的最小直徑顯然是與聯

36、軸器連接，此處該有一鍵槽，將計算值加大4%，則 </p><p>　　dmin=14.02mm</p><p><b>　?、?選擇聯軸器</b></p><p>　　根據傳動裝置的工作條件擬選用HL型彈性柱銷聯軸器（GB／T5014-1985）。</p><p>　　計算轉矩 Tca=KA×TⅠ 查械設

37、計教科書表14-1，考慮到轉矩變化很小，取KA=1.5則</p><p>　　Tca=1.5×1.76×104N·mm=26.4N·mm；</p><p>　　根據Tca=26.4N·m，Y112M-6型電動機安裝尺寸D=28mm，查機械設計課程設計指導書表13.1HL型聯軸器HL2型聯軸器就能滿足傳遞轉矩的要求（Tn=315N·

38、m﹥TC），其孔直徑選擇d=25mm；可滿足電動機軸徑要求。其半聯軸器長度L=62mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=44mm。</p><p>　　最后確定的減速器輸入軸軸伸處最小直徑</p><p>　　dmin=25mm。</p><p><b>　?、?軸的結構設計</b></p><p>　　擬定軸上的零件

39、裝配方案</p><p>　　初步大體選用機械設計課程設計蝸桿減速器圖號37所示的輸入軸裝配方案。</p><p>　　從左到右各段軸依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ，Ⅴ，Ⅵ，Ⅴ，Ⅳ，Ⅲ軸，以便說明，Ⅰ軸和Ⅶ軸分別為與聯軸器連接軸和蝸桿軸，其它的軸對稱布置設計。</p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1 為了滿

40、足半聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ軸右端需制出一軸肩，故Ⅱ軸直徑dⅡ=dmin+7=32mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑d=25取D=35mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=44mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ軸的長度比L1稍短一些，現去LⅠ=42mm。</p><p>　　2 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有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dⅡ=dⅧ

41、=32mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故dⅢ=35mm，加上擋油環(huán)寬10mm，因而LⅢ=28.25mm。</p><p>　　兩端軸承都采用軸肩進行軸向定位。取dⅣ=48mm，設計LⅣ=8mm。</p><p>　　3 已知蝸桿的分度圓直徑d

42、1=63mm，蝸桿的齒頂圓直徑da1=75.6mm，蝸桿的齒根圓直徑df1=47.88mm，則LⅥ由蝸桿的齒頂圓直徑確定LⅥ=75.6mm，其長度LⅥ按機械設計教科書表11-4計算得b1=128mm，蝸桿經磨削處理，既LⅥ=128mm，dⅥ=75.6mm。</p><p>　　4 Ⅴ軸的直徑應小于蝸桿的齒根圓直徑，設計為dⅤ=40，，其長度設計為LⅤ=51.73mm。</p><p>　　

43、5采用對稱式設計：取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離L=50mm，則LⅡ=119.35mm。</p><p>　　因此，輸入軸的各段直徑和長度確定了。</p><p>　　則輸入軸的總長為L=LⅠ+ LⅡ+ LⅢ+LⅣ+LⅤ+LⅥ+ LⅤ+LⅣ+LⅢ=42+119.35+28.25+8+51.73+128+51.73+8+28.25=465.31mm。</p><p&

44、gt;<b>　　軸上零件的周向定位</b></p><p>　　半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按dⅠ=25mm由機械設計教科書表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，半聯軸器與軸的配合為H7／K6；半聯軸器與電動機軸頸的配合為H7／K6；滾動軸承與軸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。則最后聯軸器標記

45、為 </p><p>　　HL2聯軸器 JC28×44／JB25×44 GB／T 5014—2003</p><p>　　確定軸上的圓角和倒角尺寸</p><p>　　參照機械設計教科書表15-2，取軸端倒角為2×45º，各軸肩處的圓角半徑見圖。</p><p><b>　?、?求軸上

46、的載荷</b></p><p>　　首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，查軸承相關尺寸得a=15.25mm,可以得知</p><p>　　作為簡支梁的軸的支承跨距為兩軸承中心距 </p><p>　　L=18.25+8+51.73+128+51.73+8 +18.25-15.25-15.25=253.46mm。</p><p>　

47、　從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出蝸桿中間截面為危險截面?，F將計算出的危險截面處的MH，MV及M的值列于下表：</p><p>　　⑥ 按彎扭合成應力校核該軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上守最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據機械設計教科書式15-5及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力</p>&l

48、t;p>　　σca=√M²+(αT)²／W=3.94MPa；</p><p>　　前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，有機械設計教科書表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此</p><p>　　σca＜[σ-1]，故安全。</p><p>　　⑦ 精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　判斷

49、危險截面</b></p><p>　　從軸的各段受彎矩和扭矩分析來看，最后確定輸入軸只需校核Ⅵ段軸。</p><p>　　Ⅵ軸左側有關數據 抗彎截面系數 W=0.1dⅥ³=0.1×40³mm=6400mm³；</p><p>　　抗扭截面系數 WT=0.2dⅥ³=0.2×40³

50、mm=12800mm³;</p><p><b>　　截面所受彎矩M</b></p><p>　　M=M×(125-64)／125=20508.72N·mm；</p><p>　　扭矩T=TⅠ=1.73×10^4N·mm；</p><p>　　截面上的彎曲應力 σb=M

51、／W=3.20MPa；</p><p>　　截面上的扭轉切應力 τT=T／WT=1.35MPa；</p><p>　?、鲚S右側有關數據 W=0.1df1³=10976.5mm³；</p><p>　　WT=0.2df1³=21952.9mm³；</p><p><b>　　彎矩M及彎曲應力

52、為</b></p><p>　　M=M×(125-64)／125=20508.72N·mm；</p><p>　　σb=M／W=1.87MPa；</p><p><b>　　扭矩T及扭轉切應力</b></p><p>　　T=TⅠ=1.73×10^4N·mm；</

53、p><p>　　τT=T／WT=0.79MPa；</p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理。有機械設計教科書表15-1查得σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa。故安全。</p><p>　　本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可忽略去靜強度校核。至此，軸的設計計算結束。</p><p>　　校核輸入軸上

54、一對軸承的額定壽命</p><p>　　查單列圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷C=54200N，基本基本額定靜載荷C0=63500N。</p><p>　?、?求軸承受到的頸向載荷</p><p>　　由前面的計算可以知道：此軸承受到的外加軸上載荷 Fae=Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=1045.22N，作用在軸上的徑向力Fre=Fr1=Fr2=Ft2

55、15;tanαa=387.96N。</p><p>　　設計軸承的安裝為正裝</p><p>　　② 計算兩軸承的軸向力</p><p>　　則如果把派生軸向力的方向與外加軸向載荷的方向一致的軸標為2，另一端標為1，達到軸向平衡時有 Fae＋Fd2=Fd1</p><p>　　圓錐滾子軸承派生軸向力Fd=Fr／2Y 由軸的相關數據知道Y

56、=1.6，e=0.37。</p><p>　　因為軸承與受到的徑向力對稱布置設計，則Fd2=Fd1=Fr1／2Y=121.24N。</p><p>　　既Fae＋Fd2＞Fd1，則軸承有向左竄動的趨勢，相當于軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”，所以軸承1受到的總軸向力Fa1=Fae＋Fd2=1166.46N。</p><p>　　軸承2受到的總軸向力Fa2=Fd2=

57、121.24N。</p><p>　　軸承1，2收到的徑向力Fr1'=Fr2'=√Fr1²+Ft1²／2=336.21N。</p><p>　?、?求軸承當量載荷P1和P2</p><p>　　因為 Fa1／Fr1'=3.47＞e；</p><p>　　Fa2／Fr2'=0.37=e；&

58、lt;/p><p>　　由機械設計教科書表13-5分別進行查表和插值法計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為 對軸承1 X1=0.4 Y1=Y=1.6；</p><p>　　對軸承2 X2=1 Y2=0；</p><p>　　因軸承運轉中無或輕微沖擊載荷，按機械設計教科書表13-6，fp=1.0~1.2，取fp=1.2.</p>&l

59、t;p>　　則 P1=fp（X1×Fr1'＋Y1×Fa1）=2400.98N；</p><p>　　P2=fp（X2×Fr2'＋Y2×Fa2）=403.45N；</p><p><b>　?、?驗算軸承壽命</b></p><p>　　因為P1＞P2，所以按軸承1受力大小驗算&

60、lt;/p><p>　　Lh=10^6×（54200／2400.98）³／(60×940)=203963.53h＞24000h；</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　與工作機連接的軸既輸出軸的設計</p><p>　?、?查機械設計教科書表11-4得蝸輪齒寬B≦0.75da1=56.7

61、mm；取B=56mm。</p><p>　　蝸輪的端面模數，壓力角與蝸桿的軸面模數，壓力角相等</p><p>　　mt2 =ma1=m</p><p><b>　　at2=aa1</b></p><p>　　作用在蝸輪齒上的力由前面已經算出；</p><p>　　圓周力Ft1=Fa2=2TⅠ／d

62、1=558.73N</p><p>　　而 軸向力Fa1=Ft2=2TⅡ／d2=2114.41N</p><p>　　徑向力Fr1=Fr2=Ft2×tanαa=784.82N</p><p>　　法向力Fn=Fa1／cosαncosγ=Ft2／cosαncosγ=2TⅡ／d2cosαncosγ=2294.67N</p><p&g

63、t;　　各力的方向如圖機械設計教科書15-24所示。</p><p>　　② 初定該軸的最小直徑dmin</p><p>　　先按機械設計教科書式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計教科書表15-3，取A0=110，于是得</p><p>　　dmin=A0×3√PⅡ／nⅡ=110×3√1.38／37.5=

64、36.47mm</p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是與聯軸器連接，此處該有一鍵槽，將計算值加大4%，則 </p><p>　　dmin=38.05mm</p><p><b>　?、?選擇聯軸器</b></p><p>　　根據傳動裝置的工作條件擬選用凸緣聯軸器（剛性）（GB／T5843-2003）。</p

65、><p>　　計算轉矩 Tca=KA×TⅡ 查機械設計教科書表14-1，考慮到轉矩變化很小，取KA=1.5則</p><p>　　Tca=1.5×3.53×105N·mm=5.30×105N·mm；</p><p>　　根據Tca=529.5N·m，查機械設計手冊表8-2凸緣聯軸器GY6型聯軸器就

66、能滿足傳遞轉矩的要求（Tn=900N·m﹥Tca），其孔直徑選擇d=40mm；其軸孔長度L=112mm，</p><p>　　最后確定的減速器輸入軸軸伸處最小直徑</p><p>　　dmin=40mm。</p><p><b>　?、?軸的結構設計</b></p><p>　　擬定軸上的零件裝配方案<

67、/p><p>　　初步大體選用機械設計課程設計蝸桿減速器圖號37所示的輸出軸裝配方案。</p><p>　　從左到右各段軸依次為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ，Ⅴ，Ⅵ軸，以便說明，Ⅲ軸，Ⅵ軸與軸承連接</p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ軸右端需制出一軸肩，故Ⅱ軸直徑dⅡ=dmi

68、n+7=47mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑d=40取D=50mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=112mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ軸的長度比LⅠ稍短一些，現去LⅠ=110mm。</p><p>　　2 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有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dⅢ=50mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾

69、子軸承30310，其尺寸為d×D×T=50mm×110mm×29.25mm，故dⅢ=dⅥ=50mm，加上擋油環(huán)寬10mm，則LⅥ=39.25mm。</p><p>　　左端軸承采用套筒定位，進行軸向定位。由機械設計手冊查得30210型軸承的定位高度h=5mm，套筒的內徑也為50mm，設計套筒寬為32mm，為了套筒的端面可靠的壓緊軸承，則加上10mm寬的擋油環(huán)，LⅢ=29.2

70、5+32+10=71.25mm。</p><p>　　3 已知蝸輪的分度圓直徑d2=333.9mm，蝸輪喉圓直徑da2=349.6mm，蝸輪的齒根圓直徑df2=321.9mm，取安裝蝸輪處的軸的直徑dⅣ=56mm，已知蝸輪寬B=56mm，為了套筒的端面可靠的壓緊蝸輪此段軸應略小于蝸輪寬度，取LⅣ=54mm，蝸輪右端采用軸肩定位，軸肩高度其高度h≧0.07Ⅳ=3.92mm，取h=4mm,則dⅤ=56+8=64mm，

71、其寬度b≧1.4h=5.6，取b=30mm，則LⅤ=30mm。</p><p>　　4 軸承端蓋的總寬度為30mm(由減速器的及軸承端蓋的設計而定)。根據軸承端蓋的拆裝機便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離L=50mm，則LⅡ=80mm。</p><p>　　因此，輸入軸的各段直徑和長度確定了。</p><p>　　則輸入軸的總長為L=L

72、Ⅰ+LⅢ+LⅡ+LⅣ+LⅤ+LⅥ=110+80+71.25+54+30+39.25=384.5mm。</p><p><b>　　軸上零件的周上定位</b></p><p>　　半聯軸器與軸和蝸輪與軸的周向定位采用平鍵連接，。按dⅠ=40mm由機械設計教科書表6-1查得平鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，半聯軸器與軸

73、的配合為H7／K6；按dⅣ=56mm，查得平鍵截面b×h=16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸的配合為H7／n6；滾動軸承與軸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。則最后聯軸器標記為 </p><p>　　GYS6 凸緣聯軸器 Y40×112／Y40×112 GB／T

74、5843—2003</p><p>　　確定軸上的圓角和倒角尺寸</p><p>　　參照機械設計教科書表15-2，取軸端倒角為2×45º，各軸肩處的圓角半徑見圖。</p><p>　　此軸輸出軸的校核及軸承壽命的校核與輸入軸的校核一樣（此處略去），經校核，輸出軸的強度和軸承的壽命均滿足要求。</p><p>　　蝸桿減速

75、器機體結構尺寸</p><p>　?。?）裝配工作圖設計</p><p>　　不僅要按制圖規(guī)范畫出足夠的視圖，而且要完成裝配圖的其他要求，如尺寸標注，技術特性，技術要求，零件編號及其明細欄，標題欄等。</p><p><b>　　裝配工作圖</b></p><p><b>　?、诹慵ぷ鲌D</b>&

76、lt;/p><p><b>　　蝸桿</b></p><p><b>　　蝸輪</b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　【1】宋寶玉.機械設計課程設計指導書，1版.北京：高等教育出版社，2006</p><p>　　【2】龔

77、溎義.機械設計課程設計圖冊，3版.北京：高等教育出版社，1989</p><p>　　【3】吳宗澤.機械設計課程設計手冊，4版. 北京：高等教育出版社，2012</p><p>　　【4】裘文言.機械制圖，2版.北京：高等教育出版社，2009</p><p>　　【5】濮良貴.機械設計，8版.北京：高等教育出版社，2006</p><p>