1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 蜗杆-齿轮二级减速器 学院（系）：机械工程学院 年级专业： 12 级机自卓工班 学 号： 120101040019 学生姓名： 王博皓 指导教师： 齐效文 教师职称： 教授 目录一传动方案分析 .11蜗杆传动 .12斜齿轮传动 .1二电动机选择计算 .11原始数据 .12电动机型号选择 .1三总传动比确定及各级传动比分配 .2四运动和动力参数的计算 .2五传动零件的设计计算 .31蜗杆蜗轮的选择计算 .42斜齿轮传动选择计算 .8六轴的设计和计算 .121.初步计算轴径 122轴的结构设计 .133轴的弯扭合成强度计算 .14七滚动轴承的选择计算 .18八
2、键连接的选择 .19九联轴器的选择 .20十减速器附件的选择 .20十一润滑和密封说明 .211润滑说明 .212密封说明 .21十二拆装和调整的说明 .22十三减速箱体的附加说明 .22十四设计小结 .22十五爆炸视图 .23十六参考文献26燕山大学课程设计说明书1一传动方案分析1蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。2斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常
3、用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。因此，蜗杆传动斜圆柱齿轮传动，这样的传动方案是比较合理的。二电动机选择计算1原始数据运输链牵引力 F=1894N运输链工作速度 V=0.38m/s滚筒直径 D=0.41m2电动机型号选择运输链所需功率，取PI =FV=18940.38=0.72Kw取 1=0.99（连轴器） ,2=0.98（轴承） ,3=0.97（斜齿轮）,4=0.80（蜗杆） , 5=0.96（卷筒） ,则 a=1( 2)4 3 4 5=0.67电动机功率 Pd=Pw / a=0.72/0.67=1.07 Kw卷筒轮转速 rpm7.1403816n综合考虑选电动机
4、型号为 Y100L-6，主要性能如下表：F=1894NV=0.38m/sD=0.41m=0.72kwwPa=0.67Pd=1.07kwn=17.7r/min燕山大学课程设计说明书2电动机型号额定功率（Kw ）同步转速（r/min）满载转速（r/min）堵 转 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩Y100L-6 1.5 1000 940 2.0 2.2三总传动比确定及各级传动比分配总传动比为 ia= 1.537.940nm齿轮传动比 i2=（0.060.07） ia =3.1863.717取 i2=3.50，则蜗杆传动比.15.321ia四运动和动力参数的计算设蜗杆为 1 轴，蜗轮
5、轴为 2 轴，齿轮轴为 3 轴,卷筒轴为 4 轴。1.各轴转速：n1=nm =940r / minn2=n1 / i1= 940/15.2= 61.8 r / minn3=n2 / i2= 61.8/3.50=17.7 r / min2.各轴输入功率：P1=Pd01=1.070.99=1.06kwP2=P102=1.060.980.8=0.83kw电动机型号Y100L-6nd=1000r/minnm=940r/minia=53.1i2=3.50i1=15.2n1=940r/minn2=61.8r/minn3=17.7r/ minP1=1.06kwP2= 0.83kwP3= 0.79kw燕山大学
6、课程设计说明书3P3=P234=0.830.970.98=0.79kwP4=P345=0.790.990.98=0.766kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nm=95501.07/940=10.87NmT1=9550P1/n 1=95501.06/940=10.76 NmT2=9550P2/n 2=95500.83/61.8=128.26 NmT3=9550P3/n 3=95500.79/17.7=426.24NmT4=9550P4/n 4=95500.766/17.7=413.02 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号 功率P（ Kw） 转矩T(Nm)转速n（r/min)传动比
7、i 效率 电机轴 1.07 10.87 9401.00 0.99轴 1.06 10.76 94015.2 0.78轴 0.83 128.26 61.83.50 0.95轴 0.79 426.24 17.7卷筒轴 0.766 413.02 17.71.00 0.97P4= 0.766kwTd=10.87NmT1=10.76 NmT2=128.26NmT3=426.24NmT4=413.02Nm 燕山大学课程设计说明书4五传动零件的设计计算1蜗杆蜗轮的选择计算(1).选择蜗杆的传动类型根据 GB/T 100851988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆(ZI) 。(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数材料：
8、蜗杆 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，调质处理；蜗轮：铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁 HT100 制造。精度等级：初选取 8 级蜗杆头数：z 1=2（由 i=15.2 取 i=15）则 z2= ia z1=30.4 取 z2=30(3).按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式 3 229.47cos()EHZmqkT0 查表得：9.47cos=9.260 确定载荷：K=K AK KV由于所用为电动机， 机械设计查表 6-4 取 KA=1.0因载荷工作性质微震，故取载荷分布不均
9、匀系数 K =1.2预估 v23m/s ，取 Kv=1.05则 K=11.051.2=1.260 确定作用在蜗轮上的转距 T2 =1.283105Nmm0 确定弹性系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配蜗轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第 102 页115 页蜗杆材料用45 钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1z1=2z2=30KA=1.0K =1.2Kv=1.05K=1.26T2=1.283105NmmZE=155MPab=250MPa燕山大学课程设计说明书5查表得 ZE=155 MPa0 确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡青铜 ZCuSn10P1，金属铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC
10、，可查得 =250MPab0 应力循环次数 72 10.2196.806hLnN则 MPabH4.5.870 计算 m3qm3q9.261.26 1.283105( )2=1532.416.48300 查表取 m3q=1575则 m=5，d 1=63mm，q=12.6(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸0 涡轮分度圆直径 d2= m z2=530=150mm取 a=1055.106)3.(6)(zqa.0x0 蜗杆头数 z1=2，直径系数 q=12.6；齿顶圆直径 =73mm；分度1ad圆导程角 = 9 19.56；0 蜗轮蜗轮齿数 z2=30；蜗轮分度圆直径 d2=mz2=530=150m
11、m蜗轮喉圆直径 da2=d2+2m( +x) =150+25（1-0.3）ahN2=4.87107H156.48MPam3q=1532.4m=5d1=63mmq=12.6a=105z1=2da1=73mm= 919.56z2=30d2=150mm da2=157mmdf2=134.5mm 燕山大学课程设计说明书6=157mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2m( -x+ )=150-ahc25（ 1+0.3+0.25）=134.5mm0 确定精度等级smdnv /48.016028.4.316022 故初选 8 级精度等级合适；K V 不变。 (4).校核齿根弯曲疲劳强度21.64FFTYdm0
12、 当量齿数 zv=z2/cos3=32.82由此，查 110 页表 7-8 可得齿形系数 YF=1.920 螺旋角系数 Y =1-/140 O=0.8990 许用弯曲应力 MPaNNbSF4.310 )25016.425.0(1)08.25.(9696 0 弯曲应力 MPaF 45.789.02158.2607.9. 满足弯曲强度。(5).精度等级和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 9 级精度，蜗杆表面粗糙度为 6.3，涡轮表面粗糙度为 6.3。侧隙种类为 f，标注为9f GB/T 10089198
13、8。zv=32.82YF=1.92Y =0.89934.4MFPa7.45MPFa蜗轮-蜗杆的设计合理燕山大学课程设计说明书7(6).热平衡核算。由于摩擦损耗的功率 ，则产生的热流量(1)fP10()HP蜗杆传递的功率以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流量为 20()dkAt箱体的散热系数，可取 ；d 215/()dkWmCA散热面积，箱内能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为 m2t油的工作温度；按热平衡条件 ，可求得在即定工作条件下的油温12H滑动速度： svs /58.in/查 112 页表 7-10 取 .12/)6.(v啮合效率 94.0)tan(
14、1v取搅油效率为 2=0.99，滚动轴承效率为 3=0.99则总效率为 = 1 2 3=0.92其中 =20，=0.92 ，P 1=1.077Kw，取 Kd=15W/（m 2 ）0t箱体面积 275.175.1360)(30)(3.aAKd=15 8.1v0.9419.0320.92燕山大学课程设计说明书8则工作油温为5.2936.015)9(20t满足温度要求。2斜齿轮传动选择计算(1).初选传动类型、精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。材料选择。选择小齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为240HBS，大齿轮材料为 45 钢（正火）硬度为 190HBS。选
15、小齿轮齿数 z1=20，大齿轮齿 z2=mz1=70选取螺旋角。初选螺旋角 =10 o。0 齿宽系数 取 0.d0 传动类型：斜齿圆柱齿轮传动(2).按齿面接触疲劳强度设计1) 确定小齿轮分度圆直径23121HEdZKTu确定公式内各计算数值a.使用系数 查表取 KA=1.0 84 页 表 6-4b.动载系数 预估 v=4m/s，则 vZ1/100=0.84m/s查图取 KV=1.07c.齿间载荷分配系数端面重合度65.1cos)1(2.382Z轴向重合度 齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第 75 页100页z1=20z2=70=14 o 0.1dKA=1.0KV=1.07 =2.83燕山
16、大学课程设计说明书918.tansin1Zmbd总重合度 =2.83查 84 页图 6-13 取齿间载荷分配系数 40.1Kd.齿向载荷分布系数 查 85 页图 6-17 取 K =1.06则 K=KAKVK K =1.59e.材料的弹性影响系数 查 87 页表 6-15 得 ZE=189.8MPaf. 齿向区域系数 查图取 ZH=2.46 87 页 表 6-19g.重合度系数 1/.610.78h.螺旋角系数 92.cos则 98.364.078.46.18ZHEi.接触疲劳强度极限查图取 Hlim1=550MPa Hlim2=450MPaj. 应力循环次数721 102.198.606hj
17、LnNN2=N1/i=7.12107/3.5=2.04107查表得接触疲劳寿命系数 KHN1=1.03; KHN2 =1.1k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数 SH=1(失效概率为1%)则 MPaSkHN5.6103.1lim1 40.1K =1.06K=1.59ZE=189.8MPaZH=2.46Z =0.7892.0MPaH51lim402N1=7.12107N2=2.04107KHN1=1.03KHN2 =1.1SH=1566.51MPa495M2HPa燕山大学课程设计说明书10MPaSkHN49510.2lim2 故 ,in21计算a. 试算小齿轮分度圆直径 d1 45.6)98.3
18、(5.0.26859123 231 db.校核圆周速度smdnv/215.0612c.修正载荷系数 vz1/100=0.04m/s 取 KV=1.00，则486.5907.Kvd.校正分度圆直径 mKd97.645.184.6331 2) 确定主要参数0 计算法向模数 Zdmn04.3/cos11查表取标准值 mn=4mm0 计算中心距 Zan76.182cos2)(1圆整取 a=185mm0 修正螺旋角 495MPad1=66.45mmV=0.215m/sKV=1.00K=1.91d1=64.97mmmn=4mma=185mm=13214燕山大学课程设计说明书114213)(arcos21Z
19、mn将 =1321带入上述过程进行计算得结果变化不大 故设计合理，不需再做修正0 计算分度圆直径 mZdn2.8cos11n7.s220 计算齿宽 圆整得 =85mdb2.8122b则取 b1=90mm，b 2=85mm3) 校核齿根弯曲疲劳强度 1111FFaSFnKTYbdm1222FFaSFn0 计算重合度系数 716.0.52.075.2.0Y0 计算螺旋角系数 903.121200 计算当量齿数 71.cos/cs/331 Zvd1=82.22mmd2=287.78mmb1=90mmb2=85mmY =0.716Y =0.903zV1=21.71zV2=75.99YFa1=2.69Y
20、Fa2=2.23燕山大学课程设计说明书129.75213cos/70cs/23Z0 查取齿形系数 YFa1=2.69，Y Fa2=2.230 查取应力集中系数 YSa1=1.57，Y Sa2=1.720 计算弯曲疲劳许用应力 F=K FN Flim/SHa. 弯曲疲劳极限应力 Flim1=450MPa，小齿轮调质 Flim2=390Mpa，大齿轮正火b. 查取寿命系数 KFN1=KFN2=1c. 安全系数 SH=1 (取失效概率为 1%)则 F1=1420/1=450MPa F2 =1390/1=390MPa0 计算弯曲应力 MPa06.3 904.716.569.248510.123 Pa7
21、.325.19212故设计合理。六轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的 45 钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式为： 3/dCPn考虑到各轴均有弯矩，取 C=118，初算各轴头直径YSa1=1.57YSa2=1.72Flim1450MPali239KFN1=KFN2=1SH=1F1450Pa 239M 1=36.06MPa 2=32.74MPa斜齿轮的设计合理轴的计算公式和有关数据皆引自机械设计第 137 页第 153 页轴的材料选用常用的 45钢d1=12.28mmd2=28.04mm燕山大学课程
22、设计说明书13mnPCd28.19406.18331 22nd86.417.1833考虑到 1 轴要与电动机联接，初算直径 d1 必须与电动机轴和联轴器空相匹配及 d3 必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=28mm，d 3=55mm，取 d2 =40mm。2轴的结构设计轴（蜗杆）的初步设计如下图：装配方案是：左端，甩油环、套杯、左端轴承、止动垫片、圆螺母、密封圈、端盖、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，甩油环、止动垫片、圆螺母、右端轴承依次从轴的右端向左安装。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（46）mm。轴的轴向尺寸
23、：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离 L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取 L=（13 ）mm 。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于 5mm。轴的初步设计如下图：d3 =41.86mm燕山大学课程设计说明书14装配方案是：左端，蜗轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。轴的初步设计如下图：装配方案：右端，齿轮、挡油板、右端
24、轴承、调整垫片、端盖、联轴器依次从轴的右端向左安装；左端，挡油板、左端轴承、端盖、调整垫片、密封圈依次从轴的右端向右安装。尺寸设计准则同轴。3轴的弯扭合成强度计算由轴装轴承处轴的直径 d=55mm，查机械设计课程设计指导手册得到应该使用的轴承型号为30205E，D=100mm ，B=21mm，a=20.9mm（轴承的校核将在后面进行） 。a.轴的结构d=55mmD=100mmB=21mma=20.9mm燕山大学课程设计说明书15燕山大学课程设计说明书16(单位 Nmm)（1） 计算大齿轮受力：转矩 T3=426.24NmdFt 14.287.2950463Nntr 5.0783costan1.
25、8cosa3 Fta 2.642t4.23 由此画出大齿轮轴受力图，见 b 图（2） 计算轴承反力（c、e 图）水平面 NR86.392732/7.950.6845.19.0781 142垂直面N05.23479.31481mNT24.63Ft3=2882.14NFr3=1078.15NFa3=684.02NR1=389.86NR2=549.13NR1”=2334.05NR2”=548.09N燕山大学课程设计说明书17NR09.54879.23182（3） 画出水平弯矩 Mxy 图(图 d)，垂直面弯矩 Mxz 图(图 f)和合成弯矩 图（图 g） 。2xyz（4） 画出轴的转矩 T 图（图
26、h） ，T=426239.68Nmm（5） 初步分析三个截面有较大的应力和应力集中。现对面将进行安全系数校核。（6） 轴材料选用 45 钢调质，b=650MPa，s=360MPa，查表得疲劳极限： -1=0.45 b=0.45650=293MPa， 0=0.81 b=0.81650=527MPa -1=0.26 b=0.26650=169MPa 0=0.5 b=0.5650=325MPa由式 ， 得10(2)/10(2)/，9357.66935.4（7） 求截面的应力 mNM8.178.40.123 0,42.56.3a MPaWT8790243ama.（8） 求截面的有效应力集中系数因在此面
27、处有轴直径变化，过渡圆角半径 r=5mm，其应力集中可由表查得 D/d=70/60=1.17，r/d=5/60=0.08 。由 b=650MPa 查得 k =1.58，k =1.22。（9） 求表面状态系数 及尺寸系数 、 查表得 =0.92， =0.81、 =0.76。（10） 求安全系数 设为无限寿命，k N=1T=426239.68Nmm -1=293MPa 0=527MPa -1=169MPa 0=325MPa.14M3=117153.68Nmm=5.42MPam=0=9.87MPaa=4.93MPak =1.85k =1.40=0.92 =0.81 =0.7678.162SS=13.
28、29轴设计合理燕山大学课程设计说明书1878.210.4581.09231 mNkS 78.1693.4.76092.1 mNkS则综合安全系数为29.1378.6.212 S5.S故轴安全。七滚动轴承的选择计算由于传动装置采用蜗轮-蜗杆 斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用圆锥滚子轴承。现计算轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为 30205E，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本额定动载荷 Cr=52800N，基本额定静载荷 Cor=40500N，采用油雾滑nlim=5600r/min。1. 计算内部轴向力 受力如图 i查表得 S=0.7Fr（=25 o，e=0.7） NRFr 38
29、.2605.3486.92211 r .7952222则 S1=0.72366.38=1656.47NS2=0.7775.85=543.09N轴承的计算公式和有关数据皆引机械设计第 159 页第 173 页Fr1=2366.38NFr2=775.85NS1=1656.47NS2=543.09NFa1=1656.47NFa2=2340.49NfP=1.2燕山大学课程设计说明书192. 计算单个轴承的轴向载荷比较 S1+FA 与 S2 的大小S1+FA=1656.47+684.02=2340.49N S1由图示结构知，1 轴承“放松” ，2 轴承“压紧” 。则 Fa1=S1=1656.47N，F
30、a2=S1+FA =2340.49N3. 计算当量载荷 P=fP（XF r+YFa） 查表取 fP=1.2e70.38.26451r 查表得 X1=1， Y1=0 eFra2.5.792查表得 X2=0.41，Y 2=0.87则 P1=1.2(12366.3801656.47)=2839.65NP2=1.5(0.41775.850.872340.49)=3531.48N4. 计算寿命 取 P1、P2 中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取 =3，则19200hhPCnLh 605319).28395(7.160)(160 5. 静载荷验算 查表得 X0=0.5，Y 0=0.38，则P01=
31、 X0Fr1+Y0Fa1=0.52366.380.381656.47=1812.64N因 P01nf12f22nlim=10.995600=5544r/minn故选用 7211C 型向心球轴承符合要求。X1=1， Y1=0X2=0.41Y2=0.87P1=2839.65NP2=3531.48NhLh605319轴承选择合理燕山大学课程设计说明书20八键连接的选择轴键槽部分的轴径为 28mm，所以选择普通圆头平键键 A835 GB/T 1095-2003轴左两端键槽部分的轴径为 55mm左端 键 A1660 GB/T 1095-2003轴左端键槽部分的轴径为 60mm，所以选择普通圆头平键键 A
32、1660 GB/T 1095-2003右端键槽部分的轴径为 40mm，所以选择圆头普通平键 A1270轴左端键的校核：8 级精度的齿轮要求一定的定心性，所以选平键，由于是静联接，选用普通圆头平键。由手册可查的当 d=（5058）时，键的刨面尺寸为：宽 b=16mm，高 h=10mm。参考毂长选键长 l=60mm。键的接触长度 。查表可得连接的许mbl41601用挤压应力 （载荷微震，故取大值）由MPap8式 得连接所能传递的转矩为ppdhllhT,42426.24mNdl 6085101 所以键的选择符合要求。九联轴器的选择减速器载荷平稳，因此选择刚性固定式联轴器凸缘联轴器，这种联轴器机构简单
33、、成本低，但对两轴的对中性要求高。轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择 HL1 轴孔直径28mm 轴孔长度 44mm 轴的联轴器选择 HL4 轴孔直径 40mm，轴孔长度 85mmb=16h=10l=60T=600000Nm故键的选择合理燕山大学课程设计说明书21十减速器附件的选择1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为 140160mm。箱体上开窥视孔处设有凸台 5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用 2mm的垫片加强密封，盖板材料为 45 钢，用八个 M6 螺栓紧固。2. 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡
34、，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到室内大批的工作环境，选用带螺纹连接铸成的通气器。3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为 d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。5. 吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。6. 油标尺 油标尺应放在
35、便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。注意油标不能浸油。7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有 5mm 左右的凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。8调整垫片组 调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为 08F。9轴承盖 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150） 。燕山大学课程设计说明书22十一润滑和密封说明1
36、润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度 h=80mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用 50 号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速 v1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的 1/2。2密封说明在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。十二拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为 3050mm 时，可取游隙为 。305m
37、在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。十三减速箱体的附加说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保燕山大学课程设计说明书23证箱体的刚度和强度。箱体的大
38、小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。十四设计小结设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。机械设计课程设计虽然与真正的机械设计有所差别，但是它们的设计过程是一样的，任何一个地方都不允许有差错，如在三维装配中一个零件装错，整个机器就不会运动起来。它不仅让我们温习了旧知识和学习了一
39、些新的知识、技巧，而且还培养和锻炼了我们认真、严谨的做事态度。机械设计课程设计是一个相对较长的项目，也锻炼了我们的耐性。在初次设计中，错误是难免的，关键是要积极的改正，要不厌其烦的改正。经过一个月的课程设计，自己感觉很有收获，在软件的熟练运用上有很大的提高，我深深的感受到了细节是决定成功的关键，在今后的学习、工作和生活中，一定要注意每一个细节。同时，经过两天的拆装实验，我发现机械就在我们身边，从简单的一支笔到飞奔的汽车，无一不蕴含着机械的身影。在机械中无论一个零件有多么小，它都有自己的独特用处，都是必不可少的。就像人一样，无论你是多么的渺小，你都在为这个社会贡献着不可或缺的力量。当自己亲自把铣
40、床拆下来又装好时，内心无比的兴奋，很有成就感。经过拆装实验，不仅使我了解了简单铣床的工作原理和所学过的很多东西在机械中的巧妙应用，而且使我对机械有了更浓重的兴趣，并加深了我对所学知识的理解，对我以后的实践设计提供了很大的帮助。15爆炸视图燕山大学课程设计说明书24燕山大学课程设计说明书25燕山大学课程设计说明书26十六参考资料1. 韩晓娟机械设计课程设计指导手册北京：中国标准出版社，20082. 许立忠，周玉林机械设计北京：中国标准出版社，2009燕山大学课程设计说明书273. 龚溎义，潘沛霖机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20064. 成大先机械设计手册北京：化学工业出版社，20075. 邵晓荣，张艳互换性与测量技术基础北京：中国标准出版社，200728燕山大学 机械设计 课程设计综评项目 细则 成绩(A)全勤(B)缺勤不多于 2 次(C)缺勤不多于 5 次出勤(15 分)(D)缺勤 5 次以上的(A)积极 (B)比较积极(C)一般平时成绩(30 分)态度(15 分)(D)不积极合理结构(10 分) 比较合理优良中及格图面成绩(50 分) 图面质量(40 分)不及格优良中及格答辩成绩(20 分)不及格总成绩答辩小组成员签字年 月 日
