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1、目录一、设计任务书 -1 二、传动方案分析 -2 三、电动机地选择计算-3 四、总传动比地确定和各级传动比地分配-3 五、运动和动力参数地计算-3 六、传动零件地设计-4 七、轴地设计和计算-11 八、滚动轴承地选择和计算-16 九、键连接地选择和计算-19 十、联轴器地选择和计算-20 十一、润滑和密封地说明-21 十二、拆装和调整地说明-21 十三、减速箱体地附件地说明-21 十四、设计小节 -21 十五、参考资料 -22 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 21 页二、传动方案分析1蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大地传动比
2、, 尺寸紧凑 , 传动平稳 , 但效率较低 , 适用于中、小功率地场合 . 采用锡青铜为蜗轮材料地蜗杆传动, 由于允许齿面有较高地相对滑动速度, 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地平稳性较直齿圆柱齿轮传动好, 常用在高速级或要求传动平稳地场合. 因此将斜齿轮传动布置在第二级. 3圆锥齿轮传动圆锥齿轮加工较困难, 特别是大直径、大模熟地圆锥齿轮,只有在需要改变轴地布置方向时采用 , 并尽量放在高速级和限制传动比, 以减小圆锥齿轮地直径和摸数. 所以将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴地布置方向. 4
3、链式传动链式传动运转不均匀, 有冲击 , 不适于高速传动, 应布置在低速级. 所以链式传动布置在最后 . 因此 , 蜗杆传动斜圆柱齿轮传动圆锥齿轮传动链式传动, 这样地传动方案是比较合理地 . 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 21 页计算及说明三电动机选择计算1原始数据如下：运输链牵引力F=6000N 运输链工作速度V=0.15m/s 运输链齿数Z=16 运输链节距P=100 2电动机型号选择运输链所需功率60 000.1 50.91 0 001 00 0wF vPkw取 1=0.99 连 轴 器 ） , 2=0.98
4、轴 承 ）, 3=0.97 斜 齿 轮 ） , 4=0.72 蜗杆） , 5=0.933 345=0.605 电动机功率 Pd=Pw / a=1.488 kw 运输链链轮节圆直径1 0051 2sin (1 8 0 /)sin (18 0 /1 6 )pDm mz链轮转速6010 0 06 010 0 00.1 55.6/ m in3.1 45 12vnrD取圆锥齿轮传动比i1 =24 。 蜗杆传动比i2 =6090 则电动机总传动比为 ia =i1i2 =120360 故电动机转速可选范围是nd =ian=(120360 5.6=6702018 r / min 故选电动机型号为Y90L-4
5、主要参数：1 50 0/ m in ;2 4dnrDm m四总传动比确定及各级传动比分配由电动机型号查表得nm=1440 r / min ；ia=nm / n=1440 / 5.6=257 取蜗杆传动比i1=31；直齿圆柱齿轮传动比i2=0.05 转距 T(Nm 转速n(r/min 传动比i 效 率输入输出输入输出电动机轴1.488 9.87 1440.00 1.00 0.99 一轴1.473 1.444 9.770 9.57 1440.00 31.0 0.71 二轴1.093 1.018 213.7 209.4 46.45 3.00 0.95 三轴0.988 0.968 609.4 597.
6、2 15.48 2.77 0.91 四轴0.900 0.882 1538.6 1507.8 5.59 六传动零件地设计计算1蜗杆蜗轮地选择计算(1.选择蜗杆地传动类型根据 GB/T 10085 1988 地推荐 ,采用渐开线蜗杆(ZI. (2.选择材料蜗杆传动传递地功率不大,速度中等 ,故蜗杆用45 钢,蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属膜铸造 .轮芯用灰铸铁HT100 制造 . (3.按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动地设计准则,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 . 传动中心距6 010 0 06 010 0 00.1 55.6/ m in3.1 45 12v
7、nrD确定作用在蜗轮上地转距 T2 z1=1, =0.7 ,则665212621121.4 7 30.79.5 51 09.5 51 09.5 51 02.1 21 0/14 4 0 / 3 1PPTnniNmm 确 定 载 荷K 因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均匀系数K=1,机械设计 250 页查表 11-5Td=9.868Nm T1= 9.77 Nm T2= 213.7 Nm T3= 609.43 Nm T4= 1538.55 N m 蜗杆材料用45 钢,蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属膜铸造 . 轮 芯 用 灰 铸 铁HT100 制造 . 5.6/ m innr522.1 210
8、TNm m1.2 1K精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 21 页取 KA=1.15,由于转速不高 ,冲击不大 ,可取 KV=1.05；则 K=KA KKV =1.15 1 1.05 1.21 确定弹性影响系数因选用地是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故 ZE=160MPa1/2 确定接触系数Z先假设分度圆直径d1和传动中心距a地比值 d1/a=0.35,从图 11-18 中查得 Z=2.9 确定许用接触应力H 根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1,金属铸造膜 ,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表 11-7 中查得蜗轮地基本许
9、用应力H =268MPa 应力循环次数821 44 06 06 017 20 02.0 11 03 1hNjnL寿命系数7851 00.6 872.0 11 0H NK则 0.6 8 726 818 4.1 2HH NHKM P a计算中心距531 602.91.2 11.4 71099.3 418 4.1 2am m取10 0,31,am m i从表11-2 中查得m=5,蜗杆分度圆直径.这时1/0.5da,从图 11-18 中查得Z2.37,因ZZ,因此以上计算结果可用. (4.蜗杆与蜗轮地主要参数及几何尺寸蜗杆轴向齿距ap =15.7mm；直径系数q=10；齿顶圆直径1ad =60mm；
10、分度圆导程角5 4 2 38 o；蜗杆轴向齿厚12asm7.85mm 蜗轮蜗轮齿数z2=31；变位系数x2=-0.5 ；验算传动比i = z2/z1=31 ；传动比误差为0 蜗轮分度圆直径 d2=m z2=5 31=155mm 蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=155+2 5=165mm 蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=155-2 1.2 5=143mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2= a-0.5da2=100-0.5 165=17.5mm (5.校核齿根弯曲疲劳强度22121.5 3FF aFK TYYd d mZE=160MPa1/2 Z=2.9 82.0 11 0N0.6 8 7
11、H NK1 8 4.1 2HM P a99.3 4am m10 0ammaa1a p= 1 5.7 m m ;q= 1 0;d= 6 0m m ;= 5 4 2 38 s =7.8 5 m md2=155mm da2=165mm df2=143mm rg2= 17.5mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 21 页当量齿数2233 13 1.4 7co scos(54 2 3 8 )VoZZ由此 ,查表 11-19 可得齿形系数23.3F aY. 螺旋角系数5.7 110.9 5 921 4 0OOY许用弯曲应力 FFF
12、NK从表 11-8中查得由ZCuSn10P1 制造地蜗轮地基本许用应力 F=56MPa 寿命系数6951 00.5 152.0 110F NK5 60.5 1 52 8.8 4HM P a51.5 31.0 52.0 11 03.30.9 5 9 22 7.8 2M Pa5 015 55F满足弯曲强度. (6.精度等级公差和表面粗糙度地确定考虑到所设计地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8 级精度 ,侧隙种类为f,标注为 8f GB/T 10089 1988. (7.热平衡核算 . 由于摩擦损耗地功率(1)fPP,则产生地热流量为
13、11 00 0(1)PP蜗杆传递地功率以自然方式2()doaS ttd箱体地表面传热系数,可取21 5/()dWmC；S内表面能被论化油所飞溅到,而外表面又可为周围空气所冷却地箱体表面面积,单位为 m2；取 S=0.5 m2Ot油地工作温度,可取65OtC；at周围空气地温度,常温情况可取2 0atC；按热平衡条件12,可求得在即定工作条件下地油温10 0 0(1)1 0 00(10.7 2)2 05 7.3150.5OadPttCS.选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器,速度不高 ,故选用 7 级精度 . 材料选择 .有表 10-1 选择小齿轮材料为40Cr调质） ,硬度为 280HBS
14、,大齿轮材料为 45 钢.按齿面接触疲劳强度设计213121tHEtdHK TZZudu确定公式内各计算数值a.试选1.6tKb.由图 10-30 选取区域系数ZH=2.433 c.由图 10-26 查得120.7 7,0.8 8 ,aa则121.6 5aaad.小齿轮传递转距5551111.0 3995.51 0/9 5.51 02.1 3 61 04 6.4 5TPnNmm e.由表 10-7 选取齿宽系数1df.由表 10-6 查得材料地弹性影响系数1/ 21 8 9.8EZM Pag.由图 10-21d 查得齿轮地接触疲劳强度极限lim6 0 0HM Pah.应力循环次数816 060
15、4 6.4 516300152.0 11 0hNnjLi.由表 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHN=1.07 j.计算接触疲劳许用应力,取安全系数S=1 lim1.0 760 06 421H NHhKM PaS计算a.试算小齿轮分度圆直径1td,代入H中较小地值253121.62.1 3 61 042.4 318 9.86 5.8 111.6 5364 2tdm mb.计算圆周速度1123.1 4 1 66 5.8 14 6.4 50.1 6/60100 06 01 0 00tdnvmsc.计算齿宽b 及模数ntm12 4,z272,z14o1.6tKZH=2.433 121.6 5aaa
16、512.1 3610TN mm 1d1/ 21 8 9.8EZM P alim60 0HM P a82.0 11 0NKHN=1.07 6 4 2hM P a16 5.8 1tdm m0.1 6/vms65.8 12.6 65.9 8 5/1 1.0 0ntbm mmm mhmmbh精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 21 页111165.8 16 5.8 1c os6 5.8 1co s142.6 62 42.2 52.2 52.6 65.9 8 5/65.8 1 / 5.9 8511.0 0dtotn tntbdm md
17、mm mzhmm mbhd.计算纵向重合度10.318tan0.318124tan 141.903dze.计算载荷系数K 由表 10-2 查得使用系数1AK根据 v=0.16m/s,7 级精度 ,有图 10-8 查得动载荷系数1VK,故22331.1 20.1 8(10.6)0.2 31 01.1 20.1 8 (10.1 6 )0.2 3106 5.8 11.4 2HddKb由表 10-13 查得1.3 5FK由表 10-3 查得1.1HFKK故载荷系数11.11.4 21.5 6AVHHKKKKKf.按实际地载荷系数校正所算得地分度圆直径3311/6 5.8 11.5 6 / 1.66 5
18、.2 6ttddKKm mg.计算模数nm11cos6 5.2 6cos1 42.6 424tndmm mz(3.按齿根弯曲强度设计213212cosF aSandFK T YYYmz确定计算参数a.计算载荷系数11.11.3 51.4 8 5AVHHKKKKKb.根据纵向重合度1.0 93,从图 10-28 查得螺旋角影响系数0.8 8Yc.计算当量齿数1.9 031.4 2HK1.3 5FK1.1HFKK1.5 6K16 5.2 6d2.6 4nmm m1.4 85K122 6.2 778.8 2VVzz精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - -
19、 -第 8 页，共 21 页113322332 42 6.2 7co sco s 147 27 8.8 2co sco s 1 4VVzzzzd.查取齿形系数由表 10-5 查得12122.5 9 2,2.2 4 ,1.5 96 ,1.7 5F aF aSaS aYYYYe.计算大、小齿轮地F aSaFYY并加以比较1112222.5 921.5 960.0 1 36 330 3.5 72.2 41.7 50.0 1 64 12 3 8.8 6F aS aFF aS aFYYYY大齿轮地数值大. 设计计算523221.4 852.1 361 00.8 8cos1 40.0 1 64 12.0
20、82 11.6 5nmmm 因 此 取3nmm m,可 满 足 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度 . 为 满 足 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 取1165.2 6tddm m11cos65.2 6co s1 421.1 13ndzm取12 1z,则2132 163zuz(4.几何尺寸计算计算中心距12()(2 163)31 2 9.8 62 co s2 co s1 4nzzmam m将中心距圆整为130mm 按圆整后地中心距修正螺旋角12()( 216 3)3arc co sarc cos14 1 5 0 221 30nzzma因 值改变不多 ,故,HKZ等值不必修正 . 计算大、小齿轮地分度
21、圆直径11222156 5.0 0 0cosco s1 4 1 5 6351 95.0 0 0co sco s1 4 1 5 nnz mdm mz mdm m3nmm m1165.2 6tddm m122 16 3zz13 0amm14 15 0 126 51 95dm mdm m216 57 0Bm mBmm轴地材料选用常用地精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 21 页计算齿轮宽度116 56 5dbdm m所以取2165;7 0Bm m Bm m. 七轴地设计和计算1.初步计算轴径轴地材料选用常用地45 钢当轴地支撑距离
22、未定时, 无法由强度确定轴径,要用初步估算地方法,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：3PdAn1,3 轴为外伸轴 ,初算轴径作为最小直径,应取较小地A 值； 2 轴为非外伸轴,初算轴径作为最大直径,应取较大地A 值；查表15-3,取 A1=A3=110,A2=120. 1331112332223333331.4 7 311 011.0 814 4 01.0 391 2033.8 14 6.4 50.9 881 104 3.9 61 5.4 8PdAm mnPdAm mnPdAm mn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,所以初定 d1=2
23、4mm 取 d2 =35mm；d3 =45mm 2轴地结构设计 1 轴地初步设计如下图：端 盖联 轴 器并 列 向 心 轴 承滚 动 轴 承装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴地左端向又端安装,右端只安装轴承和轴承座. 轴地径向尺寸：当直径变化处地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 轴地轴向尺寸：轴上安装传动零件地轴段长度是由所装零件地轮毂宽度决定地,而轮毂宽度一般是和轴地直径有关,确定了直径,即可确定轮毂宽度.轴地端面与零件端面45 钢1232 43 54 5dm mdmmdmm精选学习资料 - - - - - - -
24、- - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 21 页应留有距离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.轴上地键槽应靠近轴地端面处. 3 轴地初步设计如下图：斜 齿 轮端 盖圆 锥 齿 轮滚 动 轴 承滚 动 轴 承装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承,右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮. 尺寸设计准则同1轴 2 轴地初步设计如下图：轮 齿蜗 轮角 接 触 球 轴 承角 接 触 球 轴 承装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承,右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖. 尺寸设计准则同1轴32 轴地
25、弯扭合成强度计算由2 轴 两 端 直 径d=35mm, 查 机 械 零 件 手 册 得 到 应 该 使 用 地 轴 承 型 号 为7207C,D=72mm,B=17mm, a=15.7mm.求作用在齿轮上地力,蜗轮、轴承对轴地力,轴上地弯距、扭距,并作图齿轮上地作用力：1112221 3.710 0 085 4 85 0tTFNdd=35mm D=72mm B=17mm 18 5 48tFN13 2 10rFN121 7 1aFN227 5 7.3tFN210 0 8.6rFN227 5.7aFN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11
26、 页，共 21 页111ta nta n 2 08 5 483 2 10co sco s14 1 5 nrtFFN111tan8 54 8tan 1 4 1 5 2 17 1atFFN蜗轮对轴地作用力：222222 13.71 00 02 75 7.31 5 5tTFNd222tantan 2027 5 7.31 0 08.6co sco s54 2 3 8 nrtFFN222tan1 0 08.6tan 54 2 38 27 5.7atFFN再由下图求出轴承对轴地作用力1121018 9 5.3N VaaN VFFFFN1122112312323220()()0N VtrN VN VtraF
27、FFFFLLLFLLFLFr1262 5 1.6;12 87.8N VN VFNFN1122112311123230()()0N HrtN HN HartFFFFFLLLFrFLLFL121 3 47.9;1 8 00.6N HN HFNFN作出 2 轴地力学模型,如下图再计算出各个作用点处地弯距和扭距1116 25 1.649.3 / 10 0 03 0 8.2VN VMFLNm212312 8 7.84 0.3 /1 00 05 1.9VN VMFLNm2 22322(1 2 8 7.84 0.327 5.715 5) / 10 0 094.6 3VN VaMFLFrNm1 1111 3
28、47.949.3 / 10 0 06 6.5HN HMFLNm1 2111 166.5( 217 165) / 10 0020 7.5 7HHaMMFrNm22318 0 0.640.3 /1 0 007 2.6HN HMFLNm221111131 5.3VHMMMNm221211237 1.6VHMMMNm22212128 8.4VHMMMNm22222221 19.0VHMMMNm1 1228 54 8652 75 7.31 5 512 8.210 0 0ttTFrFrNm弯距图和扭距图如下：118 9 5.3N VFN16 2 51.6N VFN21 2 87.8N VFN11 3 47
29、.9N HFN218 00.6N HFN13 0 8.2VMNm25 1.9VMNm16 6.5HMNm272.6HMNm131 5.3MNm288.4MNm12 8.2TNm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 21 页4 9.39 34 0.31 5.71 5.7Fr1Fa1Ft1Fr2Fa 2Ft2F N V 1FN V 1FN H 1FN V 2FN H 2L 1L 2L 3Ft1Fr2FN V 1FN V 2F N V 1Fa1Fa 2MVMV 1FN H 1Fr1Ft1FN H 2MH 2MHMF N V 1Fa
30、1Fa 2TTMV 2 2MH 1 2M1 2M2 2轴地受力分析及弯距、扭距图(2.校核轴地强度52.7 51 0W11.5 M P a2.3 3 M P a160MPa 11.6caM Pa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 21 页由轴地扭距、弯距图可知,齿轮轴地轮齿处存在危险截面,因此在该处计算应力224 ()ca.轴承地选择选择使用深沟球轴承,根据轴直径d=35mm,选用深沟球轴承地型号为7207C, 主要参数如下： D=72mm ；B=17mm；a=15.7mm 基本额定静载荷 Co=20 kN 基本额定动载荷
31、 C =30.5 kN 极限转速 Vmax=11000 r / min (2.寿命计算1222211122222222221218 9 5.36 2 51.613 4 7.96 3 95.312 8 7.81 80 0.622 1 3.70.6 815 0 5.31 85 9.315 0 5.333 6 4.6aeN VrN VN HrN VN HadraaedFFNFFFNFFFNFFFNFFFN查表 13-5 得1122/0.5 3;/0.6 8ararFFe FFe12120.4 4 ;1.0XXYY所以121115 9 22.7raPPPX FYFN轴承计算寿命366351 0103
32、0.51 04.91 06 06 04 6.4 55 92 2.7hCLhnPD=72mm；B=17mm a=15.7mm Co=20 kN C =30.5 kN Vmax=11000 r / min 122118 9 5.363 9 5.322 1 3.715 0 5.333 6 4.6aerraaFNFNFNFNFN2轴轴承计算寿命54.910hLh6 3 95.3oPN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 21 页减速器设计寿命47.21 0Lh所以hLL满足寿命要求 . (3.静载荷计算查机械零件手册可知,角接触球轴
33、承当量静载荷163 9 5.3orPFN因载荷稳定 ,无冲击 ,所以取静强度安全系数1.0oS所以6 39 5.31.06.4 02 0oooP SkNCkN满足强度条件(4.极限工作转速计算以上所选各轴承地极限转速m ax1 4 40/ m invvr都成立 ,所以他们地极限工作转速一定满足要求. 九、键连接地选择和计算1键地选择1 轴键槽部分地轴径为24mm,所以选择普通圆头平键键87 ,8,7,3 2bm m hm m Lm m3 轴左端键槽部分地轴径为50mm,所以选择普通圆头平键键1 49,14,9,5 0bm m hm m Lm m右端选择与左端相同地键键1 49,14,9,5 0
34、bm m hm m Lm m2 轴键槽部分地轴径为43mm,所以选择普通圆头平键键1 28,12,8,4 5bm m hm m Lm m2键地强度计算假定载荷在键地工作面上均匀分布,普通平键联接地强度条件为3210PPTkld查表 6-2 得,钢材料在轻微冲击下地许用挤压应力为100120MPa,所以取1 20PM P a(1.1 轴上键地强度计算1111119.7 70.53.52 4TNmkhm mlLbmm19.7PM Pa27 5.3PM P a精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 21 页所以3129.7 7109
35、.73.52 42 4PPM P a满足强度条件(2.2 轴上键地强度计算2222222 13.70.543 3TNmkhm mlLbm m所以3222 13.71 07 5.343 34 3PPM Pa满足强度条件(3.3 轴左端键地强度计算31313 131313 16 09.40.54.53 6TNmkhm mlLbm m所以33 126 0 9.41 01 0 1.54.53 65 0PPM P a满足强度条件右端键地强度计算32323232323 26 0 9.40.54.536TNmkhm mlLbm m所以33 2260 9.41 01 1 5.84.53 64 2PPM Pa满
36、足强度条件十联轴器地选择计算1计算联轴器地计算转距caATKT查表 14-1 得小转距、电动机作原动机情况下取1.5AK1.512 8.219 2.3caTNm2型号选择根据计算转距选择挠性联轴器HL2-Y 型主要参数如下：公称扭距3 15nTNm满足要求）许用转速5 6 00/ m innr满足要求）轴孔直径2 4dm m3 11 0 1.5PM P a3 21 1 5.8PM P a1 9 2.3c aTNm315nTNm5 6 00/ m innr24dm m52Lm m精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 21 页轴
37、孔长度52Lm m十一润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器,且其传动地圆周速度1 2/vms,故蜗杆采用浸油润滑, 取浸油深度h=12mm；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 . 轴承采用润滑脂润滑,因为轴承转速v1500r /min, 所以选择润滑脂地填入量为轴承空隙体积地1/2. 2密封说明在试运转过程中,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 ,不允许使用任何碘片.轴伸处密封应涂上润滑脂. 十二拆装和调整地说明在安装调整滚动轴承时,必须保证一定地轴向游隙,因为游隙大小将影响轴承地正常工作 .当轴直径为3050mm 时,可取游隙
38、为4070mm. 在安装齿轮或蜗杆蜗轮后,必须保证需要地侧隙及齿面接触斑点,侧隙和接触斑点是由传动精度确定地,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、跑合或调整传动件地啮合位置.也可调整蜗轮轴垫片,使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面. 十三减速箱体地附件说明机座和箱体等零件工作能力地主要指标是刚度,箱体地一些结构尺寸,如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等,对机座和箱体地工作能力、材料消耗、质量和成本,均有重大影响.但是由于其形状地不规则和应力分布地复杂性,未能进行强度和刚度地分析计算,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证箱体地刚度和强度 .箱体地大小是
39、根据内部传动件地尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定地. 十四设计小结设计是一项艰巨地任务,设计是要反复思考、反复修改,设计是要以坚实地知识基础为前提地 ,设计机械地最终目地是要用于实际生产地,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地机械类课程地知识. 经过多次修改 ,设计地结果还是存在很多问题地,但是体验了机械设计地过程,学会了机械设计地方法,能为以后学习或从事机械设计提供一定地基础. 十五参考资料1机械设计濮良贵纪名刚 主编 ,高等教育出版社,2005 年. 2机械设计课程设计指导书龚:桂义 主编 ,高等教育出版社,2005 年. 3.机械零件手册周开勤主编 ,高等教育出版社,2005年 . 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 21 页4机械设计课程设计图册龚:桂义 主编 ,高等教育出版社,2004 年. 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 21 页精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 21 页精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 21 页