展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)

《展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)（50頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 資 料 袋 機(jī)械工程學(xué)院 學(xué)院（系、部） 2011 ~ 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 職稱 教授 學(xué)生姓名 專業(yè)班級(jí) 學(xué)號(hào) 題 目 熱處理車(chē)間傳送設(shè)備的展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器 成 績(jī) 起止日期 2011 年 11 月 21 日～ 2012 年 1月 3日 目 錄 清 單 序號(hào)

2、材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1 2 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 1 3 課程設(shè)計(jì)圖紙 3 3 張 4 5 6 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 2011—2012學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專業(yè) 091 班級(jí) 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器

3、 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012 年 1 月4 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、 設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)： 卷筒直徑D/mm：380 運(yùn)輸帶速度v/（m/s）：0.80 運(yùn)輸帶所需扭矩T（N.m）：460 工作條件：雙班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差5%。 二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。 三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師

4、指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)： （1） 減速機(jī)裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份（6000~8000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2011.12.21-2011.12.22 傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 2011.12.23-2011.12.25 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2011.12.25-2011.12.31 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書(shū) 2012.01.04 交圖紙并答辯 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 熱處理車(chē)間傳送設(shè)備的展開(kāi)式雙極斜齒圓柱齒輪減速器傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

5、 起止日期：2011 年 12 月 21 日 至2012 年 1 月4 日 學(xué)生姓名 班級(jí) 機(jī)工091 學(xué)號(hào) 09405700804 成績(jī) 指導(dǎo)教師(簽字) 47 目錄 第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定................................2 第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算. ................................4 第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算..................................6 第四章 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算............

6、...................... 8 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算............... .............11 第六章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)...................................21 第七章 鍵連接的選擇及校核...................................38 第八章 滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算............... ...........39 第九章 聯(lián)軸器的選擇及校核...................................41 第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算......

7、...... ..........42 第十一章 潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇...........44 第十二章 設(shè)計(jì)總結(jié)................................... ..........46 參考文獻(xiàn) 第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定 1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容 （1）合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，傳動(dòng)效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 （2）帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸震等特點(diǎn)，切能起過(guò)載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來(lái)工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時(shí)

8、，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級(jí)。 （3）齒輪傳動(dòng)具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，因此在傳動(dòng)裝置中一般在首先采用齒輪傳動(dòng)。由于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場(chǎng)合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。 （4）軸端連接選擇彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1-1所示。 1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù) 已知條件：①運(yùn)輸帶的扭矩：T=360Nm； ②運(yùn)輸帶的工作速度：v=0.84m/s； ③卷筒直徑：D=360mm； ④使用壽命：10年，每年工作日300天

9、，雙班制，每班8小時(shí)。 1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：①誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的5%； ②工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)； ③制造情況：小批量生產(chǎn)。 1.4 確定傳動(dòng)方案 根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、工作機(jī)組成，電動(dòng)機(jī)和減速器之間用帶傳動(dòng)連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算. 2.1傳動(dòng)裝置的總效率： 其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-4中查得 —傳動(dòng)裝置總效率 —V帶效率， η2

10、—閉式齒輪（8級(jí)精度）傳動(dòng)效率，取0.97（兩組） η3—滾動(dòng)軸承的效率，取0.98（5組） —聯(lián)軸器效率， η4 = 0.99 η5—運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率，取0.9 2.2 電動(dòng)機(jī)各參數(shù)的計(jì)算 知運(yùn)輸帶速度，卷筒直徑?？汕蟮霉ぷ鳈C(jī)轉(zhuǎn)速為： 由已知條件運(yùn)輸帶所需扭矩，工作機(jī)的輸入功率為Pw: =460 40.22/9500=1.94kw 電動(dòng)機(jī)所需功率為： 2.3電動(dòng)機(jī)類型和型號(hào)結(jié)構(gòu)形式的選擇 三相交流電動(dòng)機(jī)：適合較大、中小功率場(chǎng)合 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，故其應(yīng)用最廣,適合于一般通用機(jī)械，如運(yùn)輸機(jī)

11、、車(chē)床等。 2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡(jiǎn)單，價(jià)格越低，反之相反。 本設(shè)計(jì)中選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500r/min的電動(dòng)機(jī)。 3、確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號(hào) 電動(dòng)機(jī)功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。 選擇電動(dòng)機(jī)功率時(shí)，要求 傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比： 方案號(hào) 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率（kW） 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 總傳動(dòng)比 外伸軸徑D（mm） 軸外伸長(zhǎng)度E（mm） 中心高 Ⅰ Y100L2-4 3 1500 1420 35.31 28 60 100 Ⅱ Y132S-6 3 1000 960

12、23.87 38 80 132 表一 由上表可知，方案1的轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過(guò)帶傳動(dòng)和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案1. 三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3.1傳動(dòng)比的分配 由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比： 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比：，則減速器總傳動(dòng)比為： 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級(jí)速的傳動(dòng)比： 低速級(jí)傳動(dòng)比： 3.2各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 將各軸由高速向低速分別定為軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸 電動(dòng)機(jī)軸: 軸：

13、 Ⅱ軸： Ⅲ軸： 滾筒軸： 3.3各軸輸出功率 電動(dòng)機(jī)： 軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 滾筒軸： 3.4各軸輸入扭矩計(jì)算 軸： Ⅱ軸：TⅡ Ⅲ軸：TⅢ 滾筒軸：TⅣ 將上述結(jié)果列入表中如下 表2運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸號(hào) 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/（Nm） 轉(zhuǎn)速n/（r/min） 2.56 51.65 473.33 2.43 191.69 121.06 2.31 548.50 40.22 2.24 531.87 40.22

14、 四章 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1確定計(jì)算功率 由文獻(xiàn)【1】表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故 ： 4.2選擇V帶的帶型 根據(jù)、由文獻(xiàn)【1】圖8-11查圖選擇A型。 4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直，。 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90。側(cè)大帶輪的基準(zhǔn)直徑為： =i1=270mm 查表圓整為=280mm。 4.4驗(yàn)算帶速是否在5~25m/s范圍內(nèi)。 驗(yàn)算帶速 因?yàn)?，故帶速合適 4..5確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 1）初定中心距。 2）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 1599mm 查表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。 3）計(jì)算實(shí)際中心距。 中心距的變化范圍

15、為476~548mm。 4.6驗(yàn)算小帶輪上的包角 由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使： 4.7計(jì)算帶的根數(shù) 1）計(jì)算單根V帶的額定功率。 由和，查表得 根據(jù)，和A型帶，查表得， 查表的，，于是 2）計(jì)算V帶的根數(shù)。 取4根。 4.8計(jì)算單根V帶的出拉力的最小值 由查表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 4.9計(jì)算壓軸力 為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用的軸上壓軸力： 為了保證帶傳動(dòng)過(guò)程中的安全性和平穩(wěn)性

16、，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足： N 五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2）7級(jí)精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。 5.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算： 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）選取齒寬系數(shù) （

17、2）材料的彈性影響系數(shù) （3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 （4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 （6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1， （7）試選 （8）選取區(qū)域系數(shù)。 （9）查表得，。，。 （10）許用接觸應(yīng)力 ， 2）計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計(jì)算圓周速度v (3)計(jì)算尺寬b，齒高h(yuǎn)和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計(jì)算尺寬與齒高比b/h （5)計(jì)算縱向重合度 （6)計(jì)算載荷系數(shù) 根

18、據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) 查得使用系數(shù) 查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式 由b/h=11.45，查得, 查得 故載荷系數(shù) （7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計(jì)算模數(shù)m 5.1. 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù) 查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得

19、 6)查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算： = 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(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)，可取

20、由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)=4，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有： 取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(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)。 5.1.4幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 將中心距圓整為 132mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、、等不必修正 （3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度 取 ， （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，故選用腹板

21、式結(jié)構(gòu)的齒輪。對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 5.2 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2）7級(jí)精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。 5.2 .2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算： 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）選取齒寬系數(shù) （2）材料的彈性影響系數(shù) （3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度

22、極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 （4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 （6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1， （7）試選 （8）選取區(qū)域系數(shù)。 （9）查表得，。，。 （10）許用接觸應(yīng)力 ， 2）計(jì)算 （1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計(jì)算圓周速度v (3)計(jì)算尺寬b，齒高h(yuǎn)和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計(jì)算尺寬與齒高比b/h （5)計(jì)算縱向重合度 （6)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù) 查得使用系數(shù) 查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)

23、支承非對(duì)稱布置式 由b/h=11.45，查得, 查得 故載荷系數(shù) （7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計(jì)算模數(shù)m 5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù) 查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得 6)查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎

24、曲疲勞強(qiáng)度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算： = 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)=5，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度

25、算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有： 取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(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)。 5.2.4幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 將中心距圓整為 361mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、、等不必修正 （3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度 取 ， （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于400mm而小1000m，故大齒輪選擇輪輻結(jié)構(gòu)的齒輪；對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500

26、mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 六.減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.1.1 計(jì)算作用在齒輪上的力 由前面可知，，。。因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 6.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器

27、公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用L型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為45故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)度為。 6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過(guò)分析比較，選文獻(xiàn)【2】圖15-8裝配方案 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取，故取II-III段的直徑為52mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸

28、器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=82mm. 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 因?yàn)檩S承同時(shí)有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓錐滾子軸承30311,其尺寸為，故，而。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為185mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取

29、h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=31.5mm,高速級(jí)大齒輪的寬度為55mm，低速級(jí)大齒輪的寬度為185mm.則 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ VII-VIII 直徑 45

30、 52 55 60 72 67 55 長(zhǎng)度 82 50 31.5 87 12 181 59.5 （3） 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為140mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見(jiàn)圖。 6.1.4 求軸上的載荷

31、 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)上查取a值，對(duì)于30311型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 mm。。 由此可知從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn) 將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。

32、 6.1.5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得[]=60MPa。因此,故安全。 6.1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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A,2,3，B均無(wú)

33、需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5出過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。 （2） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

34、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)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 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(qiáng)化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)

35、 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 >>S=1.5 故可知其安全。 （3） 截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過(guò)盈配合處的，由附表3-8用插值法查得，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 故得綜合系數(shù)為 于是

36、，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 6.1.7 軸的工作圖如下圖所示 6.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 6.2.1 求輸出軸的功率P1轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩T1 由前面可知P1=2.56kw，，。 6.2.2求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 6.2.3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1

37、5-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用L型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑為18故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)度為。 6.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度

38、一般取，故取2-3段的直徑為22mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=42mm. 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 因?yàn)檩S承同時(shí)有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓錐滾子軸承30305,其尺寸為，故，而。 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)上查得30305型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采

39、用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長(zhǎng)L=60.

40、則低速級(jí)小齒輪齒寬為190. 。 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ VII-VIII 直徑 18 22 25 34 42 30 25 長(zhǎng)度 42 50 18.25 222 12 56 46.25 （2）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與

41、軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見(jiàn)圖。 6.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)上查取a值，對(duì)于30311型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距 mm。。 由此可知 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn) 將

42、計(jì)算出的截面c處的的值列于下表。 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得[]=60MPa。因此,故安全。 6.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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，

43、所以截面A,2,3，B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5出過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。 （4） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

44、 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)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 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(qiáng)化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)

45、 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 >>S=1.5 故可知其安全。 （5） 截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過(guò)盈配合處的，由附表3-8用插值法查得，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 故得綜合系數(shù)為 于是，

46、計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 6.3 中間軸的設(shè)計(jì) 中間軸 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為，故. 由高速級(jí)確定,,. 由低速級(jí)確定 由兩齒輪的寬度則, 再取， ,, 側(cè) 第七章 鍵連接的選擇及校核 7.1鍵的類型的選擇 選擇45號(hào)鋼,其需用擠壓應(yīng)力為=120MPa 高速軸 軸端長(zhǎng)為42mm,軸直徑18mm,

47、 查表6—1所以選鍵為普通平鍵（A型） 鍵b=6,h=6，L=32mm，中間固定齒輪的軸的長(zhǎng)度為56，直徑為30，所以選擇普通平鍵b=10，h=8，L=50。 中間軸 軸聯(lián)接齒輪1的長(zhǎng)度為186mm,軸直徑40mm ,所以選擇平頭普通平鍵（A型） 鍵b=12mm，h=8mm，L=140mm。軸聯(lián)接齒輪2的長(zhǎng)度為51，直徑40，所以選擇普通平鍵b=12，h=8，L=40。 低速軸 左端連接彈性聯(lián)軸器，軸端長(zhǎng)度為82，直徑為45，,所以鍵為單圓頭普通 平鍵，b=14,h=9,L=70m，中間聯(lián)接齒輪的軸的長(zhǎng)度為181，直徑為67。 b2=20，h=12

48、,L=140。 7.2 鍵的強(qiáng)度校核 高速軸 ==4459.78MPa<=120MPa = MPa<=120MPa 則強(qiáng)度合格。 中間軸 =MPa<=120MPa = <=120MPa 則強(qiáng)度合格 低速軸 =MPa<=120MPa = MPa<=120MPa 則強(qiáng)度合格。 第八章 滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算 考慮到軸受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承 低速軸30311一對(duì)，高速軸30305一對(duì)，中間軸30307一對(duì)（GB/

49、T297-1994） 8.1高速軸壽命計(jì)算 1.計(jì)算軸承反力及當(dāng)量動(dòng)載荷： 在水平面內(nèi)軸承所受的載荷 FNH1=294.01N，F(xiàn)NH2=1632.51N 在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷 FNV1=110.74N, FNV2=614.85N 所以軸承的受的的總載荷 ==1744.45N，=314.17N。 派生力，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得Y=2 ， 1)軸向力 由于， 所以軸向力為， 2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計(jì)手冊(cè)e=0.30 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為 3)軸承壽命的校核，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得Cr=46800N 所以軸承30305安全

50、。 8.2低速軸壽命計(jì)算 1.計(jì)算軸承反力及當(dāng)量動(dòng)載荷： 在水平面內(nèi)軸承所受的載荷 FNH1=2351.30N，F(xiàn)NH2=3730.98N 在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷 FNV1=882.0N, FNV2=1399.53N 所以軸承的受的的總載荷 ==3984.83N，=2511.28N。 派生力，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得Y=1.7 ， 1)軸向力 由于， 所以軸向力為， 2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計(jì)手冊(cè)e=0.35 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為 3)軸承壽命的校核，查設(shè)計(jì)手冊(cè)得Cr=152000N 所以軸承30311安全。

51、 第九章.聯(lián)軸器的選擇及校核 9.1低速軸聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用L型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 軸孔直徑， 軸孔長(zhǎng)， 第十章.箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算 箱體設(shè)計(jì) 名稱 符號(hào) 參數(shù) 設(shè)計(jì)原則 箱體壁厚 40 0.025a+3>8 箱蓋壁厚 38

52、 0.025a+3>8 凸緣厚度 箱座 18 1.5 箱蓋 12 1.5 底座 25 2.5 箱座肋厚 m 10 0.85 地腳螺釘 型號(hào) M16 0.036a+12 數(shù)目 4 軸承旁連接螺栓直徑 M12 0.75df 箱座、箱蓋連接螺栓直徑 M12 (0.5-0.6)df 連接螺栓的間隙 1 160 150-200 軸承蓋螺釘直徑 8 (0.4-0.5)df 觀察孔蓋螺釘 6 (0.3-0.4)df 定位銷(xiāo)直徑

53、d 9.6 (0.7-0.8)d2 d1,d2至外箱壁間距 22 C1>=C1min d2至凸緣邊緣距離 16 C2>=C2min df至外箱壁的距離 26 df至凸緣邊緣距離 24 箱體外壁至軸承蓋做端面距離 11 53 C1+C2+(5-10) 軸承端蓋的外徑 D2 101 101 106 軸承旁連接螺栓距離 S 115 140 139 附件： 為了保證減速器的正常工作，出了對(duì)齒輪，軸，軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤(rùn)滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時(shí)箱蓋與

54、想座的精確定位、掉裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計(jì)。 1.窺視孔視孔蓋 規(guī)格為130100，為了檢查傳動(dòng)零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔，平時(shí)檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱體上。材料為Q235 2.通氣孔 通氣螺塞為M101,減速器工作時(shí)，箱體內(nèi)的溫度升高，氣體膨脹，壓力增加，為了箱體內(nèi)的膨脹空氣能自由排除，以保持箱體內(nèi)的壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S申密封件等其他地方滲漏，通常在箱體的頂部裝設(shè)通氣孔。材料為Q235. 3.軸承蓋 凸緣式軸承蓋，六角螺栓M8,固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用

55、軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。我們采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上。外伸軸出的軸蓋是通孔， 其中裝有密封裝置。材料為HT200 4，定位銷(xiāo) M938,為了保證每次拆裝箱蓋時(shí)，仍保持軸承座孔制造加工時(shí)的精度，應(yīng)在精加工時(shí)軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷(xiāo)。中采用的兩個(gè)定位圓柱銷(xiāo)，安置箱體縱向兩側(cè)鏈接凸緣上，對(duì)稱箱體應(yīng)呈對(duì)稱布置，以免裝錯(cuò)。材料為45號(hào)鋼。 5.油面指示器 游標(biāo)尺，檢查減速器內(nèi)的油池油面高度，經(jīng)常保持齒內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器，采用2型。 6.油塞 M

56、201.5,換油時(shí)，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開(kāi)設(shè)放油孔，平時(shí)用活塞吧放油孔堵住，油塞和箱體接合面應(yīng)加防漏用的墊圈。材料為Q235 7.起蓋螺釘 M1242,為加強(qiáng)密封效果，通常在裝配是與箱體剖分面上涂上水玻璃或密封膠。因而在拆裝式往往因膠結(jié)精密而無(wú)法開(kāi)蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置，加工出一個(gè)螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動(dòng)啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。 8.起吊裝置 吊耳，為了便于搬運(yùn)，在箱體上設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18mm。 十一章．潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇 11.1齒輪的滑方式及潤(rùn)滑劑

57、的選擇 11.1.1齒輪潤(rùn)滑方式的選擇 高速軸小圓錐齒輪的圓周速度： 中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度： 低速軸大圓柱齒輪的圓周速度： 取，一般來(lái)說(shuō)當(dāng)齒輪的圓周速度時(shí)，宜采用油潤(rùn)滑；當(dāng)時(shí)，應(yīng)采用浸油潤(rùn)滑。故此減速器齒輪的潤(rùn)滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動(dòng)時(shí)，既將潤(rùn)滑油帶到潤(rùn)滑處，同時(shí)也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。 11.1.2齒輪潤(rùn)滑劑的選擇 根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表17-1中查得，齒輪潤(rùn)滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號(hào)是：，運(yùn)動(dòng)粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。 11.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇 11.2.1滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑方式的選擇 高

58、速軸軸承: 中間軸軸承： 低速軸軸承： 故三對(duì)軸承均應(yīng)采用脂潤(rùn)滑。 11.2.2滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑劑的選擇 根據(jù)文獻(xiàn)【2】表17-2中查得，滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑可選用滾珠軸承脂。 傳動(dòng)件的潤(rùn)滑： 對(duì)于此二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)部分可知傳動(dòng)件的圓周速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于12m/s，所以采用浸油潤(rùn)滑，為此箱體內(nèi)需有足夠的潤(rùn)滑油，用以潤(rùn)滑和散熱。同時(shí)為了避免油攪動(dòng)時(shí)沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于30～50mm,此減速器為40mm。選用標(biāo)準(zhǔn)號(hào)為SH0357-92的普通工業(yè)齒輪油潤(rùn)滑，裝至高速級(jí)大齒輪齒根圓以上、低速級(jí)大齒輪三分之一半徑R以下。 軸承的潤(rùn)滑： 由前面?zhèn)鲃?dòng)件設(shè)計(jì)

59、部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對(duì)軸承采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇А２捎门铺?hào)為2的鈣基潤(rùn)滑脂（GB491-87）。 11.3密封方式的選擇 11.3.1滾動(dòng)軸承的密封選擇 滾動(dòng)軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。 11.3.2箱體的密封選擇 箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。 十二章. 設(shè)計(jì)總結(jié) 課程設(shè)計(jì)是我們專業(yè)課程知識(shí)綜合應(yīng)用的實(shí)踐訓(xùn)練，著是我們邁向社會(huì)，從事職業(yè)工作前一個(gè)必不少的過(guò)程．”千里之行始于足下”，通過(guò)這次課程設(shè)計(jì)，我深深體會(huì)到這句千古名言的真正

60、含義．我今天認(rèn)真的進(jìn)行課程設(shè)計(jì)，學(xué)會(huì)腳踏實(shí)地邁開(kāi)這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會(huì)大潮中奔跑打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)． 通過(guò)這次機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，是自己懂得了設(shè)計(jì)產(chǎn)品的基本思路，即通過(guò)對(duì)功能的分析，設(shè)計(jì)零件各部分的機(jī)構(gòu)，通過(guò)對(duì)產(chǎn)品性能的要求選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)好機(jī)構(gòu)各部分傳動(dòng)比分配從而計(jì)算各部分的尺寸并進(jìn)行安全校核。這次機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)不但使自己對(duì)所學(xué)知識(shí)掌握得更加牢固，還是自己活得了很多書(shū)本上沒(méi)有的知識(shí)和認(rèn)識(shí)。并且是自己認(rèn)識(shí)到不僅要努力學(xué)習(xí)專業(yè)知識(shí)還要學(xué)習(xí)各種繪圖軟件，Word軟件的操作等。 在具體做的過(guò)程中，從設(shè)計(jì)到計(jì)算，從分析到繪圖，讓我更進(jìn)一步的明白了作為一個(gè)設(shè)計(jì)人員要有清晰的頭腦和整體的布

61、局，要有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度和不厭其煩的細(xì)心，要有精益求精、追求完美的一種精神。當(dāng)然這個(gè)過(guò)程中也遇到了些許的問(wèn)題，在面對(duì)這些問(wèn)題的時(shí)候自己曾焦慮，但是最后還是解決了。才發(fā)現(xiàn)當(dāng)我們面對(duì)很多問(wèn)題的時(shí)候所采取的具體行動(dòng)也是不同的,這當(dāng)然也會(huì)影響我們的結(jié)果.很多時(shí)候問(wèn)題的出現(xiàn)所期待我們的是一種解決問(wèn)題的心態(tài),而不是看我們過(guò)去的能力到底有多強(qiáng),那是一種態(tài)度的端正和目的的明確,只有這樣把自己身置于具體的問(wèn)題之中,我們才能更好的解決問(wèn)題.。 現(xiàn)在把這個(gè)課程做完了才發(fā)現(xiàn)自己對(duì)以前學(xué)的知識(shí)點(diǎn)有了更好的理解，知識(shí)只有放在實(shí)踐運(yùn)用上才能體現(xiàn)他的價(jià)值才能更好地被大家接受，所以這門(mén)實(shí)踐課是很有必要開(kāi)設(shè)的，也是大家很有必

62、要去認(rèn)真做的。 在這個(gè)過(guò)程中，要謝謝老師對(duì)我的教導(dǎo)，在老師的講解下讓我對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程以及繪圖過(guò)程有了很好的了解，對(duì)我后面的整體的設(shè)計(jì)和繪圖的進(jìn)行有了很大的幫助 參考文獻(xiàn) 【1】《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社） 【2】《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（第二版）》（楊光，席偉光主編 高等教育出版社） 【3】《工程圖學(xué)》（趙大興主編 高等教育出版社） 【4】《機(jī)械原理》（朱理主編 高等教育出版社） 【5】《互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)》（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社） 【6】《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）》（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 【7】《材料力學(xué)》（劉鴻文主編 高等教育出版社）