二級減速箱機械設(shè)計課程設(shè)計

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文檔簡介

1、　　目錄　　設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………2　　傳動方案的擬定及說明………………………………………3　　電動機的選擇…………………………………………………3　　傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇

2、和計算…………………4　　傳動零件的設(shè)計計算…………………………………………5　　軸的設(shè)計計算…………………………………………………13　　滾動軸承的選擇和計算………………………………………20　　鍵聯(lián)接的選擇和計算…………………………………………21

3、　　減速器附件的選擇和密封類型的選擇………………………21　　聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………22　　減速器箱體的設(shè)計……………………………………………22　　設(shè)計小結(jié)………………………………………………………24　　參考文獻………

4、………………………………………………24　　設(shè)計任務(wù)書　　題目：設(shè)計熱處理車間清洗零件用的傳送設(shè)備上的兩級二級圓柱齒輪減速器。單向運轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)，兩班值工作，每班工作8小時，使用年限為10年。　　所選參數(shù)如下： &

5、lt;p>　　傳送帶拽引力 2000N　　傳送帶運行速度 0.80m/s 　　傳送帶鼓輪直徑 200mm　　方案的草圖如下：　　1，帶傳動的效率;&l

6、t;p>　　2，軸承的效率; 　　3，齒輪傳動效率;　　4，聯(lián)軸器的傳動效率;　　5，鼓輪上的傳動效率。　　一、傳動方案的擬定&

7、lt;p>　　根據(jù)要求電機與減速器間選用V帶傳動，減速器與工作機間選用聯(lián)軸器傳動，減速器為二級圓柱直齒齒輪減速器。方案草圖如上。　　二、電動機的選擇　　1、電機類型和結(jié)構(gòu)型式。　　根據(jù)電源及工作機工作條件，工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作，選用Y系列三相籠型異步電動機。&

8、lt;/p>　　2、傳動總效率 　　n=　　=60×1000×0.80/（3.14×200）　　=76r/min

9、;　　卷筒所需功率　　P=Fv/1000=2000×0.80/1000=1.60kw　　傳動裝置的總效率η=ηη4η2ηη　　取V帶的效率η=0.96 　　軸承的效率η=0.99 　　直齒圓柱齒輪

10、的傳動效率η=0.97　　聯(lián)軸器的效率η=0.99　　鼓輪上的傳動效率η=0.96　　總效率η=0.95×0.994×0.972×0.99×0.96=0.824　　3、確定電動機轉(zhuǎn)速</p

11、>　　按推薦的傳動比合理范圍，帶傳動傳動比i1 =2~4，二級圓柱齒輪減速器傳動比i2 =8~40 ， 　　=i1 i2 =16~160　　而工作機卷筒軸轉(zhuǎn)速為=76r/min，所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為　　==（16~160）x76=（1216~12160）r/min</p&g

12、t;　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min、3000r/min兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置　　尺寸、質(zhì)量和價格等因素，選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機。　　4、確定電動機型號　　電動機的輸出功率&l

13、t;/p>　　P=P/η=1.6/0.824=1.94 Kw　　由已有的標(biāo)準(zhǔn)的電機可知，選擇的電機的額定功率 P=3 Kw　　按工作要求和工作條件選用Y系列同步轉(zhuǎn)速為1500r/min 的三相籠型異步電動機　　具體規(guī)格如下：

14、　　三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算　　計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比　　1)傳動裝置總傳動比　　由電動機的滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為i==1420/76=18.68　　2）分配各級傳動比

15、　　取V帶傳動的傳動比為i=2；　　為滿足相近的浸油條件，高速齒輪傳動比為i=1.4i；　　所以由i= i ii取i=3.62 i=2.58　　n0=1420r/min;　　n1=n0/ i=1420/2=7

16、10r/min　　nⅡ = n/ i=710/3.62=196.1r/min ;　　nⅢ = nⅡ/ i =196.1/2.58=76 r/min ;　　3)各軸輸入功率　　P= P =1.94Kw;<p

17、>　　P = P×η=1.94×0.96=1.86 Kw ;　　PⅡ = P×η×η=1.86×0.99×0.97=1.79 Kw ;　　PⅢ = PⅡ×η×η=1.79×0.99×0.97=1.72kw;

18、;　　4)各軸輸入轉(zhuǎn)矩　　T= 9550 P/ n=9550×1.94/1420=13.05 N?m ;　　T= 9550 P/ n =9550×1.86/710=25.06 N?m ;　　T=9550 PⅡ/ nⅡ =9550×1.79/196

19、.1=87.12 N?m ;　　T =9550 PⅢ/ nⅢ =9550×1.72/76=215.85N?m ;　　傳動零件的設(shè)計計算　　V帶的設(shè)計　　1、確定計算功率Pc</p&

20、gt;　　由表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.2 故Pc= KP=1.2×3＝3.6kw　　2、選擇V帶的帶型　　根據(jù)Pc及n由圖8-11選用A型帶　　3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速　　1）初選小帶

21、輪的基準(zhǔn)直徑dd1.由表8—6和表8—8，取帶輪的基準(zhǔn)直徑d=100mm　　2）驗算帶速V：　　V==3.14×100×1420／60×1000m/s=7.435m/s　　由于5m/s<v<30m/s,滿足帶速要求。

22、;　　3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑：　　d=i d=100×2mm=200mm　　4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L：　　1)初選中心距a ,根據(jù)教材式（8-20）取 a=400mm　　2）基準(zhǔn)長度：<

23、;/p>　　L≈2a+( d+ d)+　　=[2×400＋×（100+200）＋(200－100)／4×400]mm≈1277mm　　由教材表8-2取 L=1250mm 　　3)根據(jù)教材式（8-23）計算實際中心距a及其變化范圍：&

24、lt;p>　　a≈a＋＝[400＋(1250-1277)/2]mm≈386.5mm　　考慮各種誤差　　a=a-0.015 L=386.5-0.015×1250=367.75mm　　a=a+0.03 L=386.5+0.03×1250=424mm<

25、;/p>　　即中心距的變化范圍為367.5mm到424mm.　　5、驗算小帶輪上的包角α1:　　α＝180－（ d－d）57.3°/a=180-(200-100)57.3°/400≈　　165≥90符合要求

26、;　　6、計算帶的根數(shù)Z　　1）計算單根帶的額定功率P　　由d=100mm和n=1420r/min 查表8—4a得P=1.29KW　　根據(jù)1420r/min ,i =2 和A型帶等條件，　　插值法查表8—4b得△P≈0.167KW 。 </p

27、>　　查表8—5得k=0.96,查8—2得K=0.93　　于是：P=（P+△P）k K=（1.29+0.167）×0.96×0.93kw=1.30kw　　z==3.6/1.30＝2.77　　所以選用3根V帶

28、　　7、計算單根V帶的初拉力的最小值（F）　　由表8—3得A型V帶的單位長度質(zhì)量m=0.1kg/m　　所以（F）=　　=134.98N　　應(yīng)使帶實際初拉力F0>1.5

29、（F）=202.47　　8、計算壓軸力：　　(F)=2z（F）sin　　=802.95N　　9、帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1

30、）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　由 n= 1420 r/min選擇小帶輪的材料為鑄鋼；　　由d=100mm<300,結(jié)合軸選擇小帶輪的結(jié)構(gòu)形式為腹板式。　　2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　由 n=710 r/min 選擇大帶輪的材料為HT200；<p&

31、gt;　　d=180mm，所以選腹板式帶輪。　　齒輪的設(shè)計　　（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計　　1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)　　1）根據(jù)要求的傳動方案，選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪　　2）傳送設(shè)

32、備的速度不高，故選用8級精度（GB 10095—88）　　3）材料選擇。查表10-1,小齒輪選用40Cr鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS　　試選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪的齒數(shù)Z2=3.62×24=86.88，取Z2=87;　　2、按齒面接觸強度設(shè)計</p

33、>　　按式（10—9a）試算，即 　　d≥2.32　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1）試選Kt＝1.3　　2）小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為 T1=2.506×N?mm<p&

34、gt;　　3）由表10－7選取尺寬系數(shù)φ＝1　　4)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa　　5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限＝650MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限＝550MPa；　　6）由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　　N1

35、＝60njLh＝60×710×1×（2×8×360×10）＝2.48×10h　　N2＝N1/i2＝2.48×10/3.62=6.85×10h　　7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.90；K＝0.92　　8）計算接觸

36、疲勞許用應(yīng)力　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得　　0.9×650MPa=585MPa　　0.92×550MPa=506MPa　　（2）計算　　試算小

37、齒輪分度圓直徑d　　d≥2.32　　=2.32　　=41.803mm　?。?）計算圓周速度<

38、;p>　　v===1.554m/s　?。?）計算齒寬b及模數(shù)m　　b=φd=1×40.63=41.803mm　　m===1.74mm　　h=2.25 m=2.25×1.74mm=3.92mm　　b/h=4

39、0.63/3.81=10.66　?。?）計算載荷系數(shù)K　　已知載荷平穩(wěn)，由表10-2取K=1.0;根據(jù)v=1.51m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)K=1.12；由表10—4插值法查得K=1.452;　　由圖10—13查得K =1.35;　　由表10—3查得K =

40、K =1　　故載荷系數(shù)K= K K K K=1.01.1211.452=1.626　　(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得　　d1= d1t=41.803=45.04mm　　計算模數(shù)m

41、　　m = d1/ Z1=45.04/24mm=1.877mm　　3.按齒根彎曲強度設(shè)計　　由式(10—5)　　m≥　　(1)確定計算參數(shù) <p

42、>　　1)計算載荷系數(shù)　　K=KKKK =1.0×1.12×1×1.35=1.512　　2）由圖10—20c得 =500Mpa =380Mpa　　3）由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.83 K=0.85

43、　　4)查取齒型系數(shù)　　由表10－5查得Y=2.65；Y=2.206　　5)查取應(yīng)力校正系數(shù)　　由表10－5查得Y=1.58；Y=1.78　　6)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力　　取

44、彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　　= K/S=0.83×500/1.4MPa=296.43MPa　　= K/S=380×0.85/1.4MPa=230.71MPa　　7)計算大、小齒輪的并加以比較　　=2.65×1.58／296.43=0.01

45、412　　=2.206×1.78／230.71=0.01702　　大齒輪的數(shù)值大。　　(2)設(shè)計計算　　m≥=1.308mm　　對比結(jié)果，由齒面

46、接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，則取m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=45.72mm于是　　Z1= d1/m=45.04/2=22.52取Z1=23 則 Z2=i2Z=3.62×23=83.26取Z2=83&l

47、t;p>　　4.幾何尺寸計算　　1）、計算中心距　　a=( Z1+ Z2)m/2=(23+83)×2/2=106mm　　2）、計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1=m Z1=2

48、15;23mm=46mm　　d2=m Z2=2×93mm=166mm　　3）、計算齒輪寬度　　b=φ d1 =1×46mm=46mm　　圓整后取B2=45mm，B1=50mm

49、;　　(二)低速級齒輪傳動的設(shè)計　　1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)　　1）根據(jù)要求的傳動方案，選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪　　2）傳送設(shè)備的速度不高，故選用8級精度（GB 10095—88）　　3）材料選擇。小齒輪選用45鋼（表面淬火）齒面硬度約為280HBS，大齒輪選用

50、45鋼（表面淬火）硬度為240HBS;　　4）試選小齒輪齒數(shù)Z＝24，大齒輪齒數(shù)Z＝ i3Z=2.58×24=61.92,取Z2=62；　　2、按齒面接觸強度設(shè)計　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算　　按式（10—9a）試算，即

51、 　　d≥2.32 　　1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1）試選K＝1.3　　2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=87.12×N?mm　　3)由表10－7

52、選取尺寬系數(shù)φ＝1　　4)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa　　5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限＝550MPa；　　6）由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　　N1＝60 nⅡjLh＝6.8

53、5×10h　　N2＝N1/i3＝6.85×10/2.58=2.66×10h　　7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.92；K＝0.96　　8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得</p&

54、gt;　?。?.92×600MPa＝552MPa　?。?.96×550MPa＝528MPa　?。?）試算小齒輪分度圓直徑 d　　dt2≥2.32　　=2.32</b&g

55、t;　　=63.3mm　?。?）計算圓周速度　　v===0.65m/s　?。?）計算齒寬b及模數(shù)m　　b=φdt1=1×63.3=63.3mm&

56、lt;/p>　　m===2.64mm　　h=2.25 m=2.25×2.64=5.93mm　　b/h=63.3/5.93=10.67　?。?）計算載荷系數(shù)K　　已知載荷平穩(wěn)，由表10-2取K=1.0,根據(jù)v=0.65m/s,8級精度，

57、由圖10—8查得動載系數(shù)K=1.0；由表10—4插值法查得K=1.456　　由圖10—13查得K =1.4　　由表10—3查得K = K =1　　故載荷系數(shù)K= K K K K=1.01.011.456=1.456　　(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10

58、—10a）得　　d2= dt2=63.3=65.74mm　　計算模數(shù)m　　m = d2/ Z1=65.74/24=2.74mm　　3.按齒根彎曲強度設(shè)計　　由式(10—5)&

59、lt;/b>　　m≥　　(1)確定計算參數(shù) 　　1)計算載荷系數(shù)　　K=KKKK =1.0×1.0×1×1.4=1.4

60、　　2）由圖10—20c得 =500Mpa =380Mpa　　3）由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.85 K=0.90　　4)查取齒型系數(shù)　　由表10－5查得Y=2.65；Y=2.27　　5)查取應(yīng)力校正系數(shù)</p

61、>　　由表10－5查得Y=1.58；Y=1.73　　6)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　　1= K/S=0.85×500/1.4Map=303.57MPa　　2=K/S=0.9×380/1.4Map=2

62、44.29MPa　　7)計算大、小齒輪的并加以比較　　=2.65×1.58／303.57=0.0138　　=2.27×1.73／244.29=0.0161　　大齒輪的數(shù)值大。

63、;　　(2)設(shè)計計算　　m≥=1.896mm　　對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，則取m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=73.01mm于是</p&

64、gt;　　Z1= d1/m=65.74/2≈32.87取Z1= 33 則 Z2=i3Z1=2.58×33≈85.14 取Z2=86　　4.幾何尺寸計算　　1）、計算中心距　　a=( Z1+ Z2)m/2=(

65、33+86)×2/2=119mm　　2）、計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1=m Z1=2×33=66mm　　d2=m Z2=2×86=172mm　　3）、計算齒輪寬度<p&

66、gt;　　b=φ d1 =1×66=66mm　　圓整后取B2=65mm，B1=70mm　　五、軸的設(shè)計計算　?、褫S：　　找出輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T<

67、;p>　　P=1.86Kw n=710r/min T=25.06N.m　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15—3，取C的值為112由此確定最小軸的直徑　　d≥＝=15.45mm 選d=20mm　　求作用在齒輪上的受力　　Ft==1089.6N&

68、lt;/p>　　Fr= =396.6N（=20）　　軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　擬定軸上零件的裝配方案，如下　?。?）第一段軸用于安裝帶輪（經(jīng)過受力分析滿足要求），外形尺寸為:d×l=20×40mm，即直徑為20mm，長度為40mm。<

69、;/p>　?。?）第二段軸肩用于對帶輪進行軸向固定，取直徑為25mm，長度為76mm。　　（3）第三段用于安裝深溝球軸承6206和擋油板，取內(nèi)徑為30mm,長度26mm　?。?）第四段為軸肩，為深溝球軸承進行軸向定位，直徑為38mm長度為87mm.　　（5）第五段為小齒輪，齒輪采用齒輪

70、軸的形式，直徑為34mm，長度為46mm。　　(6) 第六段用于安裝深溝球軸承6206和擋油板，取內(nèi)徑為30mm,長度42mm　　4．載荷分析　　將帶輪的壓軸力F看作水平。　?。?）彎矩</

71、p>　　在水平面內(nèi)　　F=1204.43N　　Ft=1089.6N　　求得支反力=321.86N　　=767.74N　　水平面

72、內(nèi)最大的彎矩在B斷面內(nèi)，M=41841　　在鉛垂面內(nèi)　　Fr=396.6N　　求得支反力=2065.8N =-464.77N　　鉛垂面內(nèi)最大的彎矩在B斷面內(nèi)， M=25330 <

73、/p>　　經(jīng)兩彎矩合成，最大的彎矩在B斷面內(nèi)，其值為48911　?。?）校核軸的強度　　軸Ⅰ的危險截面在B截面，求其當(dāng)量彎矩　　=　　由于轉(zhuǎn)矩T產(chǎn)生的切應(yīng)力為脈動循環(huán)變

74、應(yīng)力，取=0.6　　則 =2MPa<=60 MPa　　故可以認(rèn)為軸Ⅰ安全。　　Ⅱ軸　　1.找出輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T　　P=1.79Kw n=196.1r/min T=

75、87.12N.m　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表16.2，取C的值為112由此確定最小軸的直徑　　d≥＝=23.41mm 選d=30mm　　2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1）擬定軸上零件的裝配方案如下：&

76、lt;p>　?。?）、第一段軸用于安裝軸承6206,取直徑為30mm，長度為41.5mm。用一套筒對軸承和小齒輪進行軸向定位，套筒外徑為47 mm 。　?。?）、第二段為安裝一級傳動大齒輪，直徑為38mm，長度為42mm 。　?。?）、第三段軸軸肩，直徑為45 mm，長度為8 mm。　?。?）、第四段軸軸肩

77、，安裝二級傳動小齒輪，直徑為38mm，長度為66mm 。　　（5）、第五段軸用于安裝軸承6206，取直徑為30mm，長度為43.5mm。　　Ⅲ軸　　求軸上的功率　　P=1.72kw n=76r/

78、min T=215.85 　　2、初步確定軸的最小直徑　　選取軸的材料為為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表16.2，取C的值為112，于是　　d≥＝=31.68mm 選d=50　　輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同

79、時選取聯(lián)軸器的型號。　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=KT,由表19.3，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取K=1.5　　則： T=KT=1.5×215.85=323.78　　故選用LH3,公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m的彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑為40mm。半　　聯(lián)軸器與轂孔的長度為L

80、=82mm　　3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　　1）擬定軸上零件的裝配方案如下：　　從右往左：　?。?）第一段軸用于安裝聯(lián)軸器，取直徑為40mm，長度為82mm，　　（

81、2）第二段軸的伸出端，取直徑為45mm，長度為66mm。　?。?）第三段用于安裝深溝球深溝球軸承6210，直徑為50mm，長度為30mm。　　(4) 第四段用于安裝二級大齒輪, 直徑為54mm，長度為62mm。　　(5) 第五段用于軸承的軸肩, 直徑為61mm，長度為8mm。<p&

82、gt;　　(6) 第六段用于安裝深溝球深溝球軸承6210, 直徑為50mm，長度為47mm。　　4、求軸上的載荷 　　首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,　　對于６２１０型的深溝球軸承,a=１０mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

83、;　　從動軸的載荷分析圖　　5、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度　　根據(jù)課本公式（１５－５）及上述數(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，取α＝０.６，則有：　　==ＭＰａ　　前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理

84、。　　查表15-1得[]=60MPａ　　〈 [] 此軸合理安全　　6、精確校核軸的疲勞強度.　?、? 判斷危險截面　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面

85、Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可.　?、?

86、截面Ⅶ右側(cè)。　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =215.85　　截面上的彎曲應(yīng)力

87、　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力　　==　　軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。　　由課本表15-1查得：　　因 <p&

88、gt;　　經(jīng)插入后得　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=1.82</p

89、>　　K=1+（-1）=1.26　　所以 　　綜合系數(shù)為： K=2.8　　K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù) 取0.1&l

90、t;b>　　取0.05　　安全系數(shù)　　S=19.15　　S18.91　?。荆維=1.5 所以它是安全的

91、　　截面Ⅶ左側(cè)　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=15746.4　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=31492.8　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =215850&l

92、t;p>　　截面上的彎曲應(yīng)力 　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力　　==　　軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。　　由課本表15-1查得：　　因

93、 　　經(jīng)插入后得　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=

94、3.25　　K=1+（-1）=2.62　　所以 　　綜合系數(shù)為： K=2.8　　K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù) 取0.1<

95、;/p>　　取0.05　　安全系數(shù)　　S=26.20　　S21.23　?。荆維=1.5

96、所以它是安全的　　六、滾動軸承的選擇　　由于使用的是直齒齒輪，無軸向力，因此為了簡便，選用深溝球軸承。具體直徑根據(jù)所配合的軸的直徑選擇恰當(dāng)?shù)闹睆较盗小?lt;/p>　　七、鍵聯(lián)接的選擇和計算　　選擇用平鍵，且材料為鋼制。&

97、lt;p>　　八、減速器附件的選擇和密封類型的選擇　　通氣器：采用和油面指示器相連的器件　　起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳　　放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M10×1.5　　潤滑與密封<

98、p>　　齒輪的潤滑　　采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.65m/s.考慮到中間的齒輪b充分浸油，而浸油高度為六分之一至三分之一大齒輪半徑（D=176 mm），取為50mm。　　滾動軸承的潤滑　　由于浸油齒輪的周向速度中都小于2m

99、/s的，為了簡便，所以均選用潤滑脂潤滑軸承。　　潤滑油的選擇　　齒輪與軸承用同種潤滑油較，根據(jù)周向速度，選取運動粘度約在275mm/s的潤滑油，考慮到該裝置用于中小型設(shè)備，選用N320潤滑油。　　密封方法的選取&l

100、t;p>　　選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。　　密封圈型號按所裝配軸的直徑確定。　　軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。　　九、聯(lián)軸器的選擇　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=KT,由表19.3，考

101、慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取K=1.5　　則：　　T=KT=1.5×215.85=323.8 　　故選用LH3,公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m的彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑為40mm。半　　聯(lián)軸器與轂孔的長度為L=82mm</p&g

102、t;　　十、箱體的設(shè)計　　根據(jù)設(shè)計的零件尺寸大小選擇用剖分式箱體。采用鑄造工藝，材料使用HT200. 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，　　大端蓋分機體采用配合.　　1、機體有足夠的剛度&

103、lt;p>　　在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度　　2、考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。　　因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為35mm　　為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為</

104、p>　　3、機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.　　鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.　　4、對附件設(shè)計　　A 視孔蓋和窺視孔　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空

105、間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固　　B 油螺塞：　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封

106、油圈加以密封。　　C 油標(biāo)：　　油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。　　油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.　　D 通氣孔：　　由

107、于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.　　E 蓋螺釘：　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。　　釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.<b&g

108、t;　　F 位銷：　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.　　G 吊鉤：　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.　　箱體的結(jié)

109、構(gòu)尺寸如下表。圖參見《機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》　　十一、設(shè)計小結(jié)　　由于時間比較緊，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，很多時候，由于缺少經(jīng)驗，取值過于保守，使整體結(jié)構(gòu)龐大，很多地方浪費材料；同時箱體的設(shè)計很粗糙。但通過這次的減速箱的設(shè)計，使我能學(xué)習(xí)到很多實踐知識，同時將公差課，機械制造基礎(chǔ)，機械設(shè)計，材料力學(xué)，等課程綜合起來

110、了，了解了機械設(shè)計的基本流程。在設(shè)計的過程中，我們大量查閱國標(biāo)，積極請教老師，很好的培養(yǎng)了我們作為工科技術(shù)人員的基本素養(yǎng)，老師豐富的經(jīng)驗，使我們了解了作為工程師的必備素質(zhì)。　　相信在類似設(shè)計經(jīng)驗的積累，我在以后的學(xué)習(xí)或者實際工作中，能夠設(shè)計出緊湊、質(zhì)量輕、強度高的機械　　參考資料目錄<p

111、>　　[1]《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》，高等教育出版社，宋寶玉主編，2006年8月第一版；　　[2]《機械設(shè)計》（第四版），高等教育出版社，邱宣懷主編，1997年4月第四版；　　[3]《機械設(shè)計》（第八版），高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編，2006年5月第八版;　　[4]《機械制圖》，高等教育出版社，何

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