帶式輸送機傳動裝置與三維實體造型設計-蝸輪蝸桿減速器設計【F=2000N V=0.8ms D=350mm】【說明書+CAD+PROE】

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UG零件設計實例與技巧 王群主編 國防工業(yè)出版社 6. UG NX機械設計實例教程 袁鋒主編 清華大學出版社 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 課題名稱 帶式輸送機傳動裝置與三維實體造型設計 系/專 業(yè) 機械工程學院/機械制造自動化 班 級 學 號 學生姓名 孔祥宇 指導教師： 龔曉群 2015年 4 月 15 日 摘 要 減速機是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將電機（馬達）的回轉數(shù)減速到 所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構。在目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速機的應 用范圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、 汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產設備，到日常生活 中常見的家電，鐘表等等.其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見 到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加轉矩功能。因此廣泛應用在速度 與扭矩的轉換設備。減速機的作用主要有： 1）降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出 減速機額定扭矩。 2）減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。本設計為蝸桿減速器的設計及計算機輔助軟件繪制。根據(jù)二維圖紙建立三維模型，完成 設計過程。 本設計主要解決一下問題： 1. 確定原始數(shù)據(jù)和資料 2. 選定減速機的安裝方式和類型 3. 初定各項工藝方法及參數(shù) 4. 確定傳動級數(shù) 5. 確定幾何參數(shù) 6. 整體方案 7. 校核 8. 潤滑冷卻計算 9. 確定減速機的附件 10. 繪制工程圖 11. 三維圖 關鍵詞:減速器,齒輪傳動,蝸桿 45 Abstract Reducer is a power transmission mechanism, the gear speed converter, motor (motor) rotary number reduction to rotation number, and get a larger torque mechanism. At present is used to transfer power and movement mechanism, the use of a wide range of speed reducer. See it all in almost all kinds of mechanical transmission system, from the ship, transport vehicles, locomotives, heavy equipment for construction, processing machinery and automated production equipment used in industrial machinery, household appliances, common daily watches and so on. The application of power transmission from the work, to small load, accurate transmission angle can see the application of speed reducer, and in industrial applications, speed reducer has to slow down and increase torque function. It is widely used in speed and torque conversion equipment. The role of reducer are: 1) slow down while increasing the output torque, the torque output ratio by motor outputby slowdown, but be careful not to exceed the rated torque reducer. 2) speed and reduce the load inertia, inertia of deceleration than reduced to the square. The design for the software design and computer aided drawing a reducer. According to the 2D drawings to build a 3D model, complete the design process. This design is mainly to solve the problem: 1 to determine the original data and information The installation mode and type 2 selected gear reducer 3 the initial process and parameters 4 drive series 5 determine the geometric parameters 6 overall plan 7 check 8 calculation of lubrication and cooling 9 reducer accessories 10 engineering drawing+3D design Keywords: gear reducer, gear transmission, 3D 目　　錄 1 設計任務書 1 2 選擇電動機 2 2.1 電動機類型和結構型式 2 2.2 電動機容量 2 2.3 電動機的轉速 2 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 4 蝸桿減速器的設計 5 4.1 選擇蝸桿傳動類型 5 4.2 選擇材料 5 4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 5 4.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 7 4.5 校核齒根彎曲疲勞強度 8 4.6 驗算效率 9 4.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 9 4.8 熱平衡核算 9 5 軸的設計計算 11 5.1 連軸器的設計計算 11 5.2 輸入軸的設計計算 12 5.3 輸出軸的設計計算 15 6 滾動軸承的選擇及校核計算 18 6.1 計算輸入軸軸承 18 6.2 計算輸出軸軸承 21 7 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算 23 7.1 連軸器與電機連接采用平鍵連接 23 7.2 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 23 7.3 輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接 24 7.4 輸出軸與渦輪連接用平鍵連接 24 8 減速器結構與潤滑的概要說明 25 8.1 箱體的結構形式和材料 25 8.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 25 9 蝸桿蝸輪減速器三維建模 27 9.1 蝸桿建模 27 9.2 蝸輪建模 30 9.3 蝸輪軸建模 33 9.4 軸承建模 33 9.5 下箱體建模 34 9.6 上箱體建模 38 9.7 PROE/E裝配 38 總論 43 參考文獻 44 1 設計任務書 1、 設計要求 減速器設計，采用cad輔助設計繪制圖紙，三維實體造型設計可采用三維軟件UG\Proe\CATIA\CAXA任選 2、 設計條件 （1） 原始數(shù)據(jù) 已知條件：輸送帶拉力2000N，帶速0.8m/s，滾筒直徑350mm （2） 傳動裝置簡圖 （3）工作條件 1）工作情況：三班制，間歇工作，載荷變動小 2） 工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右 3） 使用期限：折舊期15年，每三年一次大修 4） 制造條件及生產批量：專門工廠制造，小批量生產 2 選擇電動機 2.1 電動機類型和結構型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。 2.2 電動機容量 (1)卷筒的輸出功率 (2)電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 查表2-1，取一對軸承效率軸承=0.99，蝸輪蝸桿傳動效率蝸桿=0.8，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99（位輸送帶與減速器之間的），V帶傳動帶=0.96得電動機到工作機間的總效率為 故 (3)電動機額定功率 由《機械設計（機械設計基礎）畢業(yè)設計》表20-1選取電動機額定功率。 2.3 電動機的轉速 計算驅動卷筒的轉速 選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動系統(tǒng)為減速器。 推算電動機轉速可選范圍，由《機械設計（機械設計基礎）畢業(yè)設計》表2-1查得蝸桿蝸輪的傳動比8-40，則電動機轉速可選范圍為： 其中750r/min的電動機不常用，初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表： 方案 電動機型號 額定功率 （KW） 電動機轉速(r/min) 電動機質量(kg) 總傳動比 同步 滿載 1 Y112M-6 2.2 1000 940 45 21.53 選定電動機的型號為Y112M-6，能適合卷筒的工況 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）傳動裝置總傳動比 2）分配各級傳動比 減速器的傳動比為 3）各軸轉速（軸號見圖） 4）各軸輸入功率 按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即 5）各軸轉矩 4 蝸桿減速器的設計 4.1 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 4.2 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45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)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。由教材【1】P254式(11—12),傳動中心距 (1) 確定作用在蝸桿上的轉矩 (2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252 (3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 (4)確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。 (5)確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材【1】P254表11—7查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材【1】P254應力循環(huán)次數(shù) 應力循環(huán)次數(shù)N=60=60143.67（3815365）=1.23 其中,(為蝸輪轉速) j為蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1 3班制，每班按照8小時計算，壽命15年。 壽命系數(shù) 則 (6)計算中心距 (6)取中心距a=125mm,因i=21.5,故從教材【1】P245表11—2中取模數(shù)m=5mm, 蝸輪分度圓直徑=50mm這時=0.315從教材【1】P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。 4.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1) 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數(shù); 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑; 蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm 蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導程角; (2) 蝸輪 蝸輪齒數(shù)z1=2，由于查表沒有 z2=40,所以取 z2=41; 變位系數(shù)mm; 演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。 蝸輪分度圓直徑mm 蝸輪喉圓直徑=（41+2X1）X5=215mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。由參考文獻【1】P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個 4.5 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)從教材【1】P255圖11—19中可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 從教材P25知許用彎曲應力 從教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56 由教材P255壽命系數(shù) <56Mpa可見彎曲強度是滿足的。 4.6 驗算效率 已知=;;與相對滑動速度有關。 從教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估計值,因此不用重算。 4.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻【3】P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。 4.8 熱平衡核算 初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 5 軸的設計計算 5.1 連軸器的設計計算 1、輸入軸按扭矩初算軸徑 選用45調質，硬度217~255HBS 根據(jù)教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=14.58X（1+5%）mm=15.31mm 標準孔徑d=30mm，即軸伸直徑為30mm，高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器，一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要求。 輸出軸按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)教材【1】P370頁式（15-2），表（15-3）取A0=115 軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用無彈性元件的聯(lián)軸器，由轉速和轉矩得 Tc=KT=1.5×9.550××3.136/80=561.4N?m 低速軸選用無彈性擾性聯(lián)軸器JB/ZQ4384--1997，標準孔徑d=45mm，許用應力為800許用轉速250。參考【3】P154 表5： 型號 公稱轉矩Tn 允許轉速[n] 軸孔直徑d Y型長度 LX3 1250N.m 4750 30mm和38 82mm 無彈性撓性 800N.m 250 45mm 90mm 2、載荷計算 公稱轉矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1查得=1.5， 輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要求； 輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要求。 5.2 輸入軸的設計計算 軸的結構設計： （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。 （2）確定軸各段直徑和長度 1段：直徑d1=30mm 長度取L1=80mm（連聯(lián)軸器） 2段：由教材P364知h=（0.07~0.1）d得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm 直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm 3段：初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，a寬度為16.9mm，T寬度為19.75mm取18mm加上沖壓擋油環(huán)薄壁2mm；故III段長：L3=20mm 4段：由教材P364得：h=0.08 *d3=0.08×40=4mm d4=d3+2h=40+2×4=48mm長度取L4=80mm 5段：直徑d5=76mm 長度L5=120mm>B1（由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm，則做成齒輪軸) 6段：直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm 7段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm 圖三 初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，寬度為18mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（擋油環(huán)壁2mm）=289.70mm=290mm。為提高剛度，盡量縮小支承跨距L=（0.9--1.1）da1=（272.2--332.6）mm,則290mm滿足要求。 （3）按彎矩復合強度計算 ①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m ②求轉矩：已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m ③求圓周力：Ft 根據(jù)教材P252（10-3）式得： ==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N ==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N ④求徑向力Fr 根據(jù)教材【1】P252（10-3）式得： Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=145mm 1、繪制軸的受力簡圖 2、繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為： MC2=FrhL=555.6×145×=80.5N·m 3、繪制水平面彎矩圖 截面C在水平面上彎矩為： MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m 4、繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8N·m 5、繪制扭矩圖 轉矩：T= TI=35.0N·m 校核危險截面C的強度 圖四 ∵由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 5.3 輸出軸的設計計算 軸的結構設計： （1）軸上的零件定位，固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒， 右軸承從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 1、段：直徑d1=45mm 2、段：由教材P364得：h=0.07 d1=0.08×45=3.6mm 直徑d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈，查參考文獻[3]知標準直徑可選55mm或50mm，但應大于52mm取d2=55mm。 2、 段：直徑d3=60mm ，由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，T為23.75mm，B=22mm。 4、段：由參考文獻[2]圖35知：d4=d3+2=60+2=62mm， 5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.08×62=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm 6、段：d6=60 圖五 1、從前面所選取聯(lián)軸器知長度取L1=90mm 2、經過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm，軸長度取L2=50 mm 3、由B=22mm，軸承 離箱體內壁10mm，蝸輪輪轂端面與內機壁距離12mm，再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm，得L3=46mm(安裝套筒定位） 4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm， 取L4=88mm 5、輪轂離箱體內壁12mm，不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm，取L5=8mm 6、由于輪是對稱裝置的，即在箱體中心，經過計算L6=36mm 由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒長）+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。 （3）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=302.4mm ②求轉矩：已知T2= TII=374.28N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=2475.4N =1111.1N ④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得 Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤∵兩軸承對稱則LA=LB=69mm 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ 2、由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC2=FrhL=1237.7×69×=85.4N·m 3、截面C在水平面彎矩為 MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3N·m 4、計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384N·m 5、校核危險截面C的強度由式（15-5） ∵由教材P373式（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材【1】P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 6 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命： 1班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 =1810300=29200小時。 6.1 計算輸入軸軸承 初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承查參考文獻【3】可知蝸桿承 軸Ⅰ30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994) 表6： 軸承代號 基本尺寸/mm 計算系數(shù) 基本額定/kN d D T a 受力點 e Y 動載荷Cr 靜載荷Cor 30208 40 80 19.75 16.9 0.37 1.6 63.0 74.0 30212 60 110 23.75 22.4 0.4 1.5 103 130 圖七 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.37,因此估算 按教材P322式(13-11a) =284N (3)求軸承當量動載荷和 因為 46720h故所選軸承滿足壽命要求。 6.2 計算輸出軸軸承 圖八 初選兩軸承為30212型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=103KN基本額定靜載荷=130KN (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30213型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.4,因此估算 按教材P322式(13-11a) =415N (3) 求軸承當量動載荷和 46720h故所選軸承滿足壽命要求 7 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算 7.1 連軸器與電機連接采用平鍵連接 查表P174的Y132M軸徑d1=38mm，E=80mm取L電機=50mm 查參考文獻[5]P140選用A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50 即：鍵A10×50 GB/T1096-2003 T額=20000N·m 根據(jù)教材P106式6-1得 名稱 鍵寬b 鍵高h 鍵長L 軸槽深t 轂槽深 連電機軸 10 8 50 5 3.3 輸入軸 8 7 70 4.4 3.3 輸出軸 14 9 80 5.5 3.8 輪處 18 11 80 7 4.4 表7： σp=2T2/dhl=2×20000/（10×8×50）=10Mpa<[σp](110Mpa) 7.2 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 軸徑d2=30mm L1=80mm T=35.0N·m 查手冊選A型平鍵，得：b=8 h=7 L=70 軸槽深t=4.4mm，輪轂槽深=3.3mm 即：鍵A8×70 GB/T1096-2003 σp=2T/dhl=2×35000/（30×7×70）=4.76Mpa<[σp](110Mpa) 7.3 輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接 軸徑d3=45mm L2=90mm T=374.28N.m 查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=14 h=9 L=80 軸槽深t=5.5mm，輪轂槽深=3.8mm 即：鍵A18×80GB/T1096-2003 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=2T/dhl=2×374280/（45×9×80）=23.1Mpa<[σp] (110Mpa) 7.4 輸出軸與渦輪連接用平鍵連接 軸徑d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m 查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=18 h=11 L=80 軸槽深t=7mm，輪轂槽深=4.4mm 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=2T/dhl=2×374280/（62×11×80）=13.7Mpa<[σp] (110Mpa) 8 減速器結構與潤滑的概要說明 8.1 箱體的結構形式和材料 采用下置剖分式蝸桿減速器（由于V=1m/s4m/s） 鑄造箱體，材料HT150。 8.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 表8： 名 稱 符 號 尺 寸 關 系 計 算 結 果 機座壁厚 0.04a+3≥8 10 機蓋壁厚 0.85δ≥8 10 機座凸緣厚度 b 1.5δ 15 機蓋凸緣厚度 15 機座底凸緣厚度 p 2.5δ 25 地腳螺釘直徑 0.036a+12 17.76取 M20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 4 軸承旁連接螺栓直徑 16 M16 機蓋與機座連接螺栓直徑 12 M12 軸承端蓋螺釘直徑 10 M10 窺視孔蓋螺釘直徑 8 M8 Df，d1，d2至外壁距離 C1 見表 26,22,16 df，d1,d2至凸邊緣距離 C2 見表 24,20,14 軸承端蓋外徑 D2 軸承座直徑+（5--5.5） 桿：134 輪：174 定位銷直徑 d 8 聯(lián)接螺栓間距 L L=150--200 150mm 蝸輪外圓與內機壁距離 ＞1.2δ 15 蝸輪輪轂端面與內機壁距離 ≥δ 12 機蓋 機座肋厚 、m ≈0.85 ≈0.85 8.5 8.5 軸承端蓋凸緣厚度 e （1~1.2） 12 外機壁到軸承端面的距離 L1 c1+c2+(5--8) 48 蝸輪離頂壁距離S S S>2m+ >15.6取18mm 9 蝸桿蝸輪減速器三維建模 9.1 蝸桿建模 蝸桿設計成品：如圖2-1 圖2-1 此設計蝸桿為普通圓柱蝸桿阿基米德蝸桿，蝸桿參數(shù)在設計說明中已知，其主要設計思路如下： ◆ 利用螺旋掃描、陣列命令，創(chuàng)建蝸桿螺紋 ◆ 利用旋轉命令，創(chuàng)建軸體。 ◆ 利用倒角、圓角命令，創(chuàng)建倒角。 ◆ 利用拉伸命令切除材料，創(chuàng)建鍵槽。 具體步驟： 第一步，選中旋轉掃描——伸出項命令（如圖2-2）創(chuàng)建蝸桿軸螺紋。按命令要求，在草繪中建立一條掃描的軌跡，如圖2-3，接著草繪你要螺旋掃描的界面，如圖2-4，最后輸入螺距，圖2-5。 圖2-2 圖2-3 圖2-4 圖2-5 圖2-6 第三步，繪制軸上其他尺寸，利用旋轉命令一次完成尺寸繪制，草繪尺寸，如圖2-7 圖2-7 第四步，繪制鍵槽的時候，用偏移平面做繪制面，草繪鍵槽如圖2-8，在用倒角命令創(chuàng)建兩邊的倒角。 圖2-8 9.2 蝸輪建模 建模思路：先建立漸開線曲線，再鏡像漸開線，接著創(chuàng)建蝸輪毛坯，利用最開始創(chuàng)建的兩條漸開線建立一個齒的形狀，再切除蝸輪毛坯材料創(chuàng)建一個齒，再陣列出所有齒，最后做蝸輪的結構設計。 蝸桿設計成品：如圖2-9 圖2-9 第一步，鏡像漸開線：用曲線創(chuàng)建漸開線，漸開線方程： r=353.3/2 theta=t*45 x=r*cos(theta)+r*sin(theta)*theta*pi/180 y=r*sin(theta)-r*cos(theta)*theta*pi/180 z=0 在漸開線所在平面上，草繪齒根圓、基圓、分度圓、齒頂圓四個圓，接著用點命令建立漸開線與分度圓的交點（如圖2-10），隨后創(chuàng)建點所在平面，再以這個面為起始面創(chuàng)建鏡像面，最后用鏡像命令創(chuàng)建另一條漸開線（如圖2-11，紅線所示的為鏡像面）。 圖2-10 圖2-11 第二步，創(chuàng)建蝸輪毛坯：用旋轉命令完成，草繪平面如圖2-12 圖2-12 圖2-13 第三步，創(chuàng)建一個齒：利用旋轉命令，切除蝸輪毛坯上的材料，草繪截面如圖2-13。 第四步，蝸輪結構設計所以采用腹板式的結構。用旋轉去除界面來命令完成，草繪界面如圖2-14、2-15。 圖2-14 9.3 蝸輪軸建模 軸的建模不過多介紹，簡單的用旋轉拉伸命令即可，設計成品如圖2-16。 圖2-16 9.4 軸承建模 軸承為角接觸球軸承7312c。 建模思路：先創(chuàng)建軸承內外圈，再創(chuàng)建中間的滾動體，陣列滾動體。 第一步，創(chuàng)建軸承內外圈：用旋轉命令做，草繪截面如圖2-17 圖2-17 第二步，用旋轉命令創(chuàng)建滾動體，草繪如圖2-18，并陣列。 圖2-18 9.5 下箱體建模 此設計由于蝸桿轉速不太高，考慮潤滑是否方便，所以蝸桿下置。由說明已經給出部分尺寸，建模思路：先建中間箱體，再建下部箱座結構，接著創(chuàng)建軸承座，最后再創(chuàng)建肋板、倒角。倒圓等結構。設計成品：如圖2-19 圖2-19 第一步，根據(jù)蝸輪、蝸桿、軸承座的尺寸等，先建中間箱體，如圖2-20 圖2-20 第二步，創(chuàng)建箱座結構等局部結構，如圖2-21 圖2-21 第三步，創(chuàng)建蝸桿軸承座等局部結構，如圖2-22 圖2-23 第四步，創(chuàng)建蝸輪軸承座等局部結構，如圖2-24 圖2-24 第五步，創(chuàng)建螺栓孔、倒角、倒圓等結構，如圖2-25 圖2-25 9.6 上箱體建模 上箱體的建模過程與下箱體類似，這里就不再敘述，設計成品：如圖2-26 如圖2-26 9.7 PROE/E裝配 裝配思路：在進行裝配的時候，注意幾個問題：1.一定要根據(jù)你裝配的三維圖形，適當把握其先后順序，正確的裝配順序會減少許多操作2.根據(jù)零件之間的關系，選擇合適的連接方式。首先要知道用pro/e進行裝配時，裝配的第一個件通常是不動的。先將蝸輪與蝸輪軸裝配，然后再建立一個裝配，裝配順序是：下箱體——蝸桿軸承座處的軸承裝配——蝸桿裝配——蝸輪軸承座處的軸承裝配——蝸輪組建的裝配——上箱體裝配 裝配成品：如圖3-1 圖3-1 具體步驟如下： 第一步，蝸輪與蝸輪軸的裝配：兩個件相互配合，應該固定在一起，先缺省放置蝸輪軸，然后再裝蝸輪，如圖3-2所示裝配。 圖3-2 第二步，再新建一個裝配圖，先缺省放置下箱體，再剛性裝配蝸桿軸承處的軸承，注意兩個軸承之間的距離，不好安裝配軸，可以將下箱體切除一塊。如圖3-3 圖3-3 第二步，因為蝸桿要做圓周轉動，所以用銷釘連接進行定義，其中裝動角度可以不設置，如圖3-4。 圖3-4 第三步，剛性裝配蝸輪軸承座處的軸承，接著另一端也是，因為蝸輪組件要做圓周轉動，所以用銷釘連接進行定義，其中裝動角度可以不設置，如圖3-5。 圖3-5 第四步，最后剛性裝配上箱體，如圖3-6，至此裝配過程完成。 圖3-6 總論 機械設計綜合畢業(yè)設計是針對機械設計系列課程的要求，是繼機械原理與機械設計課程后，理論與實踐緊密結合，培養(yǎng)功課學生機械設計能力是課程。 隨著科學技術發(fā)展的日新月異，減速器已經成為當今機電一體化的工業(yè)應用中空前活躍的領域，可以說機械無處不在。因此作為一名機械專業(yè)的大學生來說掌握減速器的設計是十分重要的。 在老師的指導下組設計減速器。設計過程，我遇到了很多困難，設計方案問題、計算問題、畫圖問題等等。通過小組談論還有老師的指導，問題才得以解決。在此期間我得到了老師和同學的幫助，特別是在計算和用電腦畫圖的時候，在此我要向他們表示真誠的謝意。 經過這近兩星期的設計，不僅使我融合了本學期所學習的機械設計的知識，而且在這其中還學習到了很多之前在課本上難以學到的東西，同時經過這此這次畢業(yè)設計，還加強了我的Auto CAD、PROE繪圖能力，可謂是收獲頗豐啊！ 參考文獻 1、《機械設計基礎》（第四版） 楊可楨、程光蘊主編 高等教育出版社1999 2、《機械設計綜合畢業(yè)設計》 王之櫟、王大康主編 機械工業(yè)出版社2007.8 3、《機械設計基礎大型作業(yè)與畢業(yè)設計》 談嘉禎、王小群主編 中國標準出版社1997.2 4、《機械制圖》第五版 大連理工大學工程畫教研室編 高等教育出版社2003.8 5、《機械設計》第八版 濮良貴、紀名剛主編 高等教育出版社 2006.5