【正文】 故該軸在截面左側(cè)強(qiáng)度是足夠的。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（）可以看出中間截面是軸的危險(xiǎn)截面。本設(shè)計(jì)因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。則：軸承計(jì)算壽命 減速器設(shè)計(jì)壽命 所以滿足壽命要求。根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)[1]P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵1670GB/T10962003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]P106表62查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。軸承采用潤滑脂潤滑，因?yàn)檩S承轉(zhuǎn)速v1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。12．減速箱體的附件說明機(jī)座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機(jī)座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。在設(shè)計(jì)計(jì)算階段中，我遇到了最大的一個問題就是蝸輪的傳動比分配不合理。第四階段，減速器設(shè)計(jì)說明書的書寫。在這個繁瑣又復(fù)雜的設(shè)計(jì)中，我體會到了我們專業(yè)需要我們嚴(yán)謹(jǐn)?shù)乃季S、精確的計(jì)算、刻苦的精神。這次課程設(shè)計(jì)我學(xué)到了以前沒有學(xué)到的知識，體會到了我們專業(yè)的偉大，展望出了我們就業(yè)前景的美好。但是當(dāng)我把說明書在word中體現(xiàn)出來后，文章的排版是一個很繁瑣而又復(fù)雜的難題，按照老師的版面要求，最后把說明書排成了老師要求的版式。第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。由文獻(xiàn)[1]P106式（61）得： 所以此鍵強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)[2]P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵870GB/T10962003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]P106表62查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：。根據(jù)文獻(xiàn)[1]P373式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計(jì)算應(yīng)力：，故安全（1）判斷危險(xiǎn)截面截面II、III只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面II、III均無需校核。本設(shè)計(jì)因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。（1）判斷危險(xiǎn)截面截面II、III、IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。滾動軸承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。軸上鍵槽取。軸承端蓋的總長為20mm,根據(jù)拆裝的方便取端蓋外端面于聯(lián)軸器右端面間的距離為所以，段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=44，查文獻(xiàn)[3]選用7209AC型號滾子承。 ⑥查取應(yīng)力校正值系數(shù)。④由文獻(xiàn)[1]P201表106查的材料的彈性影響系數(shù)。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度，此處從略。m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸496011軸9602軸13軸4卷軸 根據(jù)GB/T10085—1998 選擇ZI蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為4555HRC.蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。（1）蝸桿軸向尺距 = 直徑系數(shù)q= =10齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù) 驗(yàn)算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內(nèi)。（2）精度等級選8級精度。⑦由文獻(xiàn)[1]P207圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)。 大齒輪的值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由 取 取這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。V段：由前面的設(shè)計(jì)知蝸桿的分度圓直徑 齒頂圓直徑 ,蝸輪的喉圓直徑。已知所選軸承寬度T=23，則。對于7209AC型軸承，由文獻(xiàn)[3]P193中查得。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時，應(yīng)從文獻(xiàn)[3]中查取得值。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。主要參數(shù)如下： 基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉(zhuǎn)速 （2）壽命計(jì)算對于70000C型軸承，按文獻(xiàn)[1]P322表137軸承派生軸向力，其中為文獻(xiàn)[1]P321表135中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算：按文獻(xiàn)[1]P322式（1311）得由文獻(xiàn)[1]P321表135進(jìn)行插值計(jì)算，得。根據(jù)軸徑，查文獻(xiàn)[2] P123可選用A型平鍵，得：，即：鍵2070GB/T10962003鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由文獻(xiàn)[1]P106表62查的許用應(yīng)力 ，取其平均值。軸孔直徑軸孔長度（1）計(jì)算聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距查文獻(xiàn)[1]P351表141得小轉(zhuǎn)距、電動機(jī)作原動機(jī)情況下?。?）型號選擇根據(jù)前面的計(jì)算，蝸輪輸出軸，選擇彈性銷柱聯(lián)軸器HL4型。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點(diǎn)，側(cè)隙和接觸斑點(diǎn)是由傳動精度確定的，可查手冊?！稒C(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》主要分為四個階段。第三階段，用CAD繪制裝配圖和零件圖。通過這次設(shè)計(jì)把我以前落下的和忘了的知識都補(bǔ)了回來。14．參考文獻(xiàn)[1] 濮良貴、紀(jì)名剛．機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．5[2] 陸玉．機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（第4版）．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006．12．[3] 張龍．機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊（第一版）．北京：國防工業(yè)出版社，2006．5裝配圖及零件圖：裝配圖： 蝸桿零