蝸輪蝸桿減速器設(shè)計說明書.doc

.目錄一、電動機的選擇3二、傳動比分配4三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4四、傳動零件的設(shè)計計算4五、軸的設(shè)計計算6六、蝸桿軸的設(shè)計計算17七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算18八、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸確定19九、潤滑油選擇：21十、滾動軸承的選擇及計算21十一、聯(lián)軸器的選擇22十二、設(shè)計小結(jié)22減速器種類：蝸桿鏈條減速器減速器在室內(nèi)工作，單向運轉(zhuǎn)工作時有輕微震動，兩班制。要求使用期限十年，大修期三年，速度誤差允許5%，小批量生產(chǎn)。設(shè)計計算及說明結(jié)果一 .電動機的選擇1、 電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的臥式封閉型（112M-4）系列三相異步電動機。2、 電動機容量（1）工作機所需功率2x102=2.4kw（2）電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，1、2為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由機械設(shè)計課程設(shè)計表2-4查得：單頭蝸桿；軸承75（三對）；聯(lián)軸器；滾筒 鏈傳動則故2.4/0.6624=3.6233kw3、 電動機的轉(zhuǎn)速（1）工作機滾筒主軸轉(zhuǎn)速45.842.4kw0.66243.6233kwnw=45.84型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速質(zhì)量Y112M-44.015001440470有表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的總傳動比較小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，并且節(jié)約能量。因此選擇方案1，選定電動機的型號為Y112M-4，二傳動比分配= = =114.55=35取=30所以=3.82三計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸傳速 2） 各軸輸入功率 3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩T（N）Tn =9550 p/ niT1=95503.96/960=39.393 NmT2=95502.9106/32=868.63 NmT3=95502.824/32=842.79 NmT4=95502.63/8.38=2985.7995 Nm 將以上算得的運動及動力參數(shù)列表如下：軸號功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/()轉(zhuǎn)速n/電動機軸42960軸3.9639.4960軸2.824868.6332軸2.9106842.7932工作軸2.6329854.79958.38四、傳動零件的設(shè)計計算 蝸輪蝸桿1、選擇蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開式蝸桿(ZI)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4555HRC，蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造3、按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計1).在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，即T2 ，按Z=1，估取效率=0.75，則T2=868630確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，即T2 ，按Z=1，估取效率=0.75，則T2=868630確定載荷系數(shù)K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)KB=1，由書上(機械設(shè)計)表11-5，選取使用系數(shù)KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖不大，可取載荷KV=1.05。則 K=KAKBKV=1.1511.051.21 確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸輪相配，故ZE=160mpa1/2確定接觸系數(shù)Zp 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，從圖11-8得Zp=2.9確定許用接觸應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅蝸輪，金屬模鑄造，蝸桿螺旋面齒面硬度45HRC，據(jù)表11-7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力H=268mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60132(10250280.15)=11520000KHN=(107/11520000)1/8=0.9825壽命系數(shù) H= KHNH=0.9825268mpa=262.8mpa計算中心距 根據(jù)公式：aKT2(ZE ZP /H)21/3 a1.21868630(1602.9/262.8)21/3=148.53 據(jù)實際數(shù)據(jù)驗算，取中心距a=160 ,i=30，故從表11-2中取模數(shù)m=8 mm，分度圓直徑d1=80mm，這時，d1/a=0.44、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿軸向齒距pa=25.133 mm，直徑系數(shù)q=10，齒頂圓直徑da1=96 mm;齒根圓直徑df1=60.8，分度圓導(dǎo)程角=；蝸桿軸向齒厚Sa=12.5664 mm 蝸輪Z2=31，變?yōu)橄禂?shù) X2= -0.5驗算傳動比i=31，傳動比誤差為(31-30)/30=3.3%，是允許的蝸輪分度圓直徑：d2=m Z2=831=248 mm蝸輪喉圓直徑：da2= d2+ 2ha2=248+28(1-0.5)=256 mm蝸輪齒根圓直徑：df2= d2- 2hf2=248-281.7=220.8 mm蝸輪咽喉母圓半徑：rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32 mm5、校核齒根彎曲疲勞強度f=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YBf當量齒數(shù) Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47根據(jù)X2= -0.5，Zv2=31.47，查得齒形系數(shù)Yfa2=3.34即，螺旋角系數(shù)YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592許用彎曲應(yīng)力f= fKFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蝸輪基本許用彎曲應(yīng)力f=56 mpa壽命系數(shù)KFN=(106/11520000)1/9=0.762f=560.762=42.672 mpaf=(1.531.21868630/802488) 3.360.9592=32.6534 mpaf f，符合要求6、驗算效率=(0.950.96) tan/tan(+)=5.71。；v=arctan fv；fv與相對滑速度Vs有關(guān)Vs=d1n1/601000 cos=80960/601000 cos5.71。=4.784 m/s從表11-8中用插值法查得fv=0.022432，v=1.285，代入式中得=0.770.75，大于原估計值，因式不用重算。7、精度等級公差和表面粗糙度確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T100891988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988，然后由有關(guān)手冊查得要求公差項目以及表面粗糙度。 齒輪1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS初選齒數(shù)：小齒輪Z1=29，大齒輪Z2=3.7729=109.33=1102、按齒面接觸強度設(shè)計d1t2.32(KT/d)(1/) (ZE/H)21/3確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 計算小齒輪轉(zhuǎn)矩，由先前算得T3=842790Nmm 由表10-7選齒寬系數(shù)d=1 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8 mpa1/2 由圖10-21d 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600 mpa；大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2=550 mpa 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=6032(10250160.15)=11520000；N2=11520000/3.77=3.056106 由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=1.29; KHN1=1.06 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，H1= KHN1lim1/S=1.29600 mpa=774 mpaH2= KHN2lim2/S=1.06550 mpa=583 mpa計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t，H中較小的值H2，d1t2.32(KT/d)(1/) (ZE/H)21/3=2.32(1.3842790/1)(3.771/3.77) (189.8/583)21/3=122.42 mm 計算圓周速度V。，V=d1tn1/601000=0.21m/s 計算齒寬 b=dd1t=1122.42=122.42mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt= d1t/Z1=1.2122.42/29=5.064，mt=6，h=2.256=13.5，b/h=122.42/13.54=9.068 計算載荷系數(shù)，根據(jù)V=0.21 m/s，7級精度，Kv=1.02，直齒輪KH=KF=1，由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25，由表10-4用插值法得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.437。由b/h=9.068，KH=1.437，K=KA KvKHKH=1.251.0211.437=1.832 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1= d1t(K/ Kt)1/3= 122.42(1.832/ 1.3)1/3=137.25mm 計算模數(shù)m，m=1.2 d1/Z1=1.237.25/29=5.679，取m=63、按齒根彎曲強度設(shè)計由m(2KT1/dZ12)(YFaYSa/F)1/3確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500 mpa，大齒輪彎曲疲勞強度極限FE2=380 mpa。 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.98，KFN2=1.07 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式F1= KFN1FE1/S=0.98500/1.4=350 mpa，F(xiàn)2= KFN2FE2S=1.07380/1.4=290.43 mpa 計算載荷系數(shù)K，K=KA KvKFKF=1.251.0211.352=1.724 查取齒形系數(shù)，由表10-5查得YFa1=2.53；YFa2=2.172； 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=1.62；YSa2=1.798 計算大小齒數(shù)YFa1 YSa1/F1=2.531.62/350=0.01171，YFa2 YSa2/F2=2.1721.798/290.43=0.01345，大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算m1.2(21.724842790/1292)0.013451/3=4.31，m取5，小齒輪數(shù)Z1=d1/m=137.25/528，大齒輪齒數(shù)Z2=3.7728=105.56；不能有公約數(shù)，要求互質(zhì)，取1074、幾何尺寸計算計算分度圓直徑 d1=Z1m=285=140 mmd2=Z2m=1075=535 mm計算中心距 a=(d1+d2)/2=337.5 mm計算齒輪寬度 b=d d1=1140=140 mm取B2=140 mm，B1=145 mm=114.55=30 =3.82=8.38r/min=2.9106kw2.824kwT1=39.393NmT2=868.63 NmT3=842.79 NmT4=2985.7995 Nm蝸桿：45鋼蝸輪：ZCuSn10P1T2=868630NmmKV=1.05。則 K=KAKBKV=1.1511.051.21ZE=160mpa1/2H=268mpaN=11520000KHN=0.9825H= 262.8mpaa=160 ,i=30m=8 mm，d1=80mmd2=248 mmda2=256 mmdf2=220.8 mmrg2=32 mmZv2=31.47Yfa2=3.34YB=0.9592f=56 mpaKFN=0.762f=42.672 mpaf=32.6534 mpa符合要求=5.71。；Vs=4.784 m/s小齒輪Cr(調(diào)質(zhì))硬度: 280HBS大齒輪: 45鋼硬度: 240HBS小齒輪Z1=29,齒輪Z2=110T3=842790Nmmd=1Hlim1=600 mpaHlim2=550 mpaN1=11520000N2=3.056106KHN1=1.29; KHN1=1.06H1=774 mpaH2=583 mpad1t122.42 mmV=0.21m/sb=122.42mmmt=6b/h=9.068Kv=1.02, KA=1.25KH=1.437K=1.832d1=137.25mmm=6FE1=500 mpaFE2=380 mpaKFN1=0.98,FN2=1.07F1=350 mpaF2=290.43 mpaK=1.724大齒輪的數(shù)值大m=5Z2=107d1=140 mmd2=535 mma=337.5 mmb=140 mmB2=140 mm，B1=145 mm 五、軸的設(shè)計計算1軸徑初算和聯(lián)軸器選擇根據(jù)公式 dC(P2/n2)1/3=112(2.911/32) 1/3=50.37這根是低速軸，所以選擇HL型彈性柱銷聯(lián)軸器。根據(jù)公稱轉(zhuǎn)矩x1.7的工況系數(shù)接近2000，故選擇HL5?？紤]到安全因素，即選擇軸孔直徑為63 mm，軸長取140。根據(jù)密封圈確定第二段軸徑，根據(jù)第一段軸徑63 mm，故取第二段軸徑為65 mm。第三段軸上安裝圓錐滾子軸承，由軸承標準件取得內(nèi)徑為 70 mm。第四段要求直徑擴大610，又需要安裝鍵槽，故再需乘上系數(shù)1.05，取直徑為80 mm，滿足條件。因為軸肩需比前一段軸徑610，又需大于79，故取為90 mm 。理由同，取得70 mm。 確定各段軸長由上述“”得第一段軸長為140 mm因為實際安裝時軸承需推進3 mm潤滑間隙，所以軸肩寬度取為8 mm。（即上述的“”這段軸肩寬度）根據(jù)箱體壁厚以及箱體側(cè)視圖的寬度為116，以及蝸輪端面距離內(nèi)壁距離為（116-72）/2=22。以及蝸輪輪轂長度為96。讓整體布局成為對稱分布。但需要注意的是：我們必須留出擋油板或分油盤的空隙。因第三段上圓錐滾子軸承T為26.25 mm，故軸長取為47.5 mm，滿足要求。上述“”這段軸長也需安裝軸承，要求大于26.25(第三段軸上安裝的圓錐滾子軸承寬度)，故取為39 mm。最后確定第二段的軸長，因上面需安裝端蓋，故等確定了減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸后方可推算而得，暫且擱置。先行計算箱體結(jié)構(gòu)。確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角皆為，參考書上表15-2，各軸肩處的圓角半徑和倒角。 軸的校核計算 1、根據(jù)已求得的的功率P2轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2， 2、求作用在齒輪上的力 齒輪分度圓的直徑為 圓周力： 徑向力： 2、求軸上的載荷水平： 有垂直：有：水平彎矩：垂直彎矩：總彎矩： 根據(jù)軸的計算作出彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出危險截面.現(xiàn)將計算出危險截面處的力矩值列于下表載 荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩 扭矩TT2=868630Nmm6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的強根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)值,并取=0.59，軸的計算應(yīng)力=M2+(T)21/2/W=10.191 mpa前面以選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得.-1，故安全.7) 精確校核軸的疲勞強度 (1) 危險截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù) W1=0.1d3=0.1703=34300 mm3抗扭截面系數(shù) W2=0.2d3=0.2703=68600 mm3截面左側(cè)的彎矩M為M=25670.4791(69.1-47.5)/69.1=80264 Nmm截面上的扭矩T2為 T2=868630Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =T2/W2=12.66軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理.由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按表3-2查取.因r/d=0.0285，D/d=1.142，經(jīng)插值后可查得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為k=1+q(-1)=1.993k=1+q(-1)=1.67由附圖3-2得尺寸系數(shù) =0.66由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =0.8軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)值為K= k/+1/-1=3.1067K= k/+1/-1=2.174又由3-1節(jié)和3-2節(jié)得碳鋼的特性系數(shù)于是,計算安全系數(shù)S=-1/( K+m)=37.9S=-1/( K+m)=14.07 Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.191.5故可知其安全.(3) 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W1=0.1d3=0.1803=51200 mm3抗扭截面系數(shù) W2=0.2d3=0.2803=102400 mm3截面右側(cè)的彎矩M為M=256770.479(69.1-47.5)/69.1=80264 Nmm截面上的扭矩T2為 T2=868630Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 =M/W=1.5676截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =T2/W2=8.483過盈配合處的 值,由附表3-8用插入法求出,并取,于是得 軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)值為于是,計算安全系數(shù) Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.2841.5故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的至此，軸的校核計算完畢，設(shè)計符合要求，繪制輸出軸的工作圖。六、蝸桿軸的設(shè)計計算根據(jù)公式 dC(P1/n1)1/3=112(3.96/960) 1/3=17.96mm T2=39.4NM這根是高速軸，所以選擇TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。因為蝸桿分度圓直徑為80，齒根圓為60.8，按每個臺階差高度為3-5mm估算，第一段軸徑初選40mm。考慮到安全因素，即選擇軸孔直徑為62 mm，軸長為112 mm，實際情況軸長要略短一些，所以實際取110mm。根據(jù)密封圈確定第二段軸徑，根據(jù)第一段軸徑40 mm，故取第二段軸徑為50 mm。第三段軸上安裝圓錐滾子軸承，根據(jù)設(shè)計手冊，蝸桿軸一般用03系列的，所以由軸承標準件取得內(nèi)徑為 60 mm。第四段是軸肩，要求直徑放大610，取直徑為70 mm，滿足條件。第五段和第七段的尺寸，根據(jù)蝸桿齒根圓確定。 已知齒根圓為60.8mm，兩旁軸徑則比其縮小少許，故取整60mm。第六段為蝸桿齒，蝸桿齒頂圓96mm,分度圓80mm，齒根圓60.8mm。第八段同（5），取70mm。第九段為軸承同，取60mm。 確定蝸桿軸各段軸長由上述“”得第一段軸長為110 mm第六段蝸桿齒長度為公式a) 變位系數(shù) x2= -0.5b) ?。?1+0.06z2 ）m 與(10.5+z1 )m 較大值，得103mm。c) 箱體主視圖內(nèi)壁距離為256+22=278mm,軸承座外端面距離外箱壁6毫米，因為是內(nèi)伸入式軸承座，又必須保證內(nèi)部斜面與蝸輪距離大約在一個箱壁厚度左右，故取外端面距離內(nèi)伸最深處55mm，預(yù)留3毫米的油潤滑間隙，則渦輪齒兩側(cè)到各段軸承各有54mm空間。兩軸肩各取10mm常用值，各加濺油盤10mm，尺寸正好吻合。所以，蝸輪桿兩側(cè)距離兩軸肩34mm，兩軸肩外側(cè)各加33.5mm寬的軸承和10mm濺油盤，圓整后得44mm。 第二段為伸出端蓋，圓整后為40mm。軸端倒角皆為，參考書上表15-2，各軸肩處的圓角半徑和倒角。總軸長429mm。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算低速軸上的鍵聯(lián)接： 1) 聯(lián)接軸與聯(lián)軸器的鍵 (1) 鍵的類型和尺寸 單圓頭普通平鍵(A型) 鍵的基本尺寸為 b.hL=1811125 配合軸的直徑為 d=63 mm (2) 校核鍵聯(lián)接的強度 鍵,軸和輪彀的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為 取其平均值 鍵的工作長度 l=L-b/2=125-9=116 mm 鍵與輪彀的接觸長度 k=0.5h=0.510=5 mm 由式6-1得p=2T2103/kld=2868630/511663=47.54 Mpap可見鍵的強度合格. 2) 聯(lián)接軸與齒輪的鍵 (1) 鍵的類型和尺寸 圓頭普通平鍵(A型) 鍵的基本尺寸為 . b.hL=221480 配合軸的直徑為 d=80 mm (2) 校核鍵聯(lián)接的強度 鍵,軸和輪彀的材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為 取其平均值 鍵的工作長度 l=L-b/2=80-11=69 mm 鍵與輪彀的接觸長度 k=0.5h=0.514=7 mm 由式6-1得p=2T2103/kld=2868630/76980=44.96 Mpap可見鍵的強度合格八、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸確定（根據(jù)機械課程設(shè)計書P22表4-1） 箱座壁厚 根據(jù)公式0.04a+38，a=160 mm(前面蝸桿中心距) ，故圓整取為11 mm。 箱蓋壁厚1 根據(jù)蝸桿在下：=0.858，取為10mm。 箱座凸緣厚度b 根據(jù)1.5，即為16.5 mm。 箱蓋凸緣厚度b1 根據(jù)1.51，圓整取為15 mm。 箱座底凸緣厚度b21 根據(jù)2.51，即為27.5 mm。 地腳螺栓直徑df 根據(jù)df=0.036a+12，圓整取為18 mm。但此為第二系列，故我們選用20mm 地腳螺栓數(shù)目n=4 軸承旁連接螺栓直徑d1 根據(jù)d1=0.75 df=0.7518=13.5，圓整取為14 mm。派生16mm 箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2 根據(jù)d2=(0.50.6) df，取為9 mm。派生10mm 軸承端蓋螺釘直徑d3 根據(jù)d3=(0.40.5) df，取為8 mm。 視孔蓋螺釘直徑d4 根據(jù)d4=(0.30.4) df，取為8 mm。 定位銷直徑d 根據(jù)d=(0.30.4) d2，取為8 mm。 軸承旁凸臺半徑R1 由R1 =c2，得出R1 =22 mm。 外箱壁至軸承座端面距離l1 l1= c1+ c2+58，即取為47 mm。 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1，取為11 mm。 齒輪端面與內(nèi)機壁距離2，取為11 mm。 箱蓋、箱座肋厚m1、m m10.851、m10.851，故m1取為8.5 mm，m2取為9.35 mm。其他：軸承端蓋外徑D2 凸緣式端蓋：D2=D+55.5d3，故取為160 mm；嵌入式端蓋：D2=1.25D+10，D為軸承外徑，取為120 mm。 軸承旁聯(lián)接螺栓距離s，sD2=160 mm。九、潤滑油選擇：蝸桿減速器按照滑動速度選擇。故選用蝸輪蝸桿油680號十、滾動軸承的選擇及計算低速軸滾動軸承： 1、求兩軸承受到的徑向載荷 1、根據(jù)已求得的的功率P2轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=2.9106 kw，T2=868630Nmm2、求作用在齒輪上的力 齒輪分度圓的直徑為 d2= 248 mm 圓周力：Ft=2T2/d2=7005.1N 徑向力：Fr= Ft tan/cos=2562.35N軸向力：Fa= Ft tan=700.8N (2) 求兩軸承的計算軸向力 對于30214型軸承,由手冊查得Cr=132kN，e=0.42，Y=1.4按表13-7,軸承派生軸向力,其中,e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由 的大小來決定，但現(xiàn)軸承軸向力 未知，取e=0.42.Fr1=3715.6N Fr2=3743N Fd1=Fr1/2Y=3715.6/(21.4)=1327N Fd2=Fr2/2Y=3743/(21.4)=1336.79N ，軸承2放松，軸承1壓緊 Fa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.548e X2=1 Y2=0 因為中等沖擊，所以 fp=1.5 P1P2 轉(zhuǎn)換成年數(shù)，可用5年，故5年檢修便更換一套軸承十一、聯(lián)軸器的選擇由軸的設(shè)計計算可知蝸桿軸選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，低速軸依然選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器（選擇過程詳見軸的設(shè)計計算）。十二、設(shè)計小結(jié) 本次課程設(shè)計的尾聲終于臨近?？胺Q比考試還要艱難的十幾天，體力透支是毋庸置疑的。每天就在數(shù)學的計算，力學的校核，以及空間的統(tǒng)籌中轉(zhuǎn)悠。不止一次在雨天撐傘進樓，忘了收起雨傘，并且在考慮設(shè)計的問題。最長記錄是走樓梯到二樓才發(fā)現(xiàn)傘沒有收。 本次負責的蝸桿減速器，從對它不知所云到最后把整個結(jié)構(gòu)都刻進腦海，我花的心思與精力只有自己才能體會的到。 計算數(shù)據(jù)階段：這個是十分枯燥的，大家在一起用相近的數(shù)據(jù)演算，結(jié)果隨著每個人的想法不同，一些有范圍的取值，大家的各抒己見導(dǎo)致了最后結(jié)果的分道揚鑣。我從這里看見一個設(shè)計師對一件成品的價值體現(xiàn)。不同的設(shè)計師可以設(shè)計出不同特點相同功能的成品。這種關(guān)系巧妙映射成導(dǎo)演、劇本和最后電影的關(guān)系。在數(shù)據(jù)階段，最怕的就是小疏忽。 做考試卷，算錯了也只不過是扣扣分而已。但在設(shè)計領(lǐng)域，算錯意味著就是利益的損失，以及負面結(jié)果的共同作用。絕不反工，是我們的目標。箱體設(shè)計有了數(shù)據(jù)再設(shè)計箱體。由于我們組是蝸桿傳動，所以整個箱體外型很小，幾乎只有別組大小的70%。但就是如此小的減速器讓我廢寢忘食得近乎兩個禮拜。天天熬夜，咖啡成了必需品，幾乎每天可以欣賞到天華學院的日出。我們使用的是電腦中的繪圖軟件CAD與CAXA。對軟件的熟練運用，也對我們設(shè)計減速箱的效