機械課程設(shè)計---v帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器設(shè)計說明書

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文檔簡介

1、　　目錄　　一課程設(shè)計書 2　　二設(shè)計要求 2　　三設(shè)計步驟

2、 2　　1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 3　　2. 電動機的選擇 4　　3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5　　4. 計算傳動裝置的運動和動

3、力參數(shù) 5　　5. 設(shè)計V帶和帶輪 6　　6. 齒輪的設(shè)計 8　　7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 19

4、;　　8. 鍵聯(lián)接設(shè)計 26　　9. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 27　　10.潤滑密封設(shè)計 30　　11.聯(lián)軸器設(shè)計

5、 30　　四設(shè)計小結(jié) 31　　五參考資料 32　　一. 課程設(shè)計書</p

6、>　　設(shè)計課題:　　設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V<

7、b>　　表一: 　　二. 設(shè)計要求　　1.減速器裝配圖一張(A1)。　　2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。　　3.設(shè)計說明書一份。　　三.

8、設(shè)計步驟　　1. 傳動裝置總體設(shè)計方案　　2. 電動機的選擇　　3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　5. 設(shè)計V帶和帶輪<

9、p>　　6. 齒輪的設(shè)計　　7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計　　8. 鍵聯(lián)接設(shè)計　　9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計　　10. 潤滑密封設(shè)計

10、　　11. 聯(lián)軸器設(shè)計　　1.傳動裝置總體設(shè)計方案:　　1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。　　2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，　　要求軸有較大的剛度。　　3. 確定傳

11、動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。　　其傳動方案如下：　　圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)　　初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。　　選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。

12、;　　傳動裝置的總效率　?。?.96×××0.97×0.96＝0.759；　　為V帶的效率,為第一對軸承的效率，　　為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，　　為每對齒輪嚙

13、合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.　　因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。　　2.電動機的選擇　　電動機所需工作功率為： P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝=82.76r/min，</p

14、>　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，　　則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、

15、減速器的傳動比，　　選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為4.0　　額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。　　3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　?。?） &

16、#160; 總傳動比　　由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/82.76＝17.40　?。?）分配傳動裝置傳動比　?。?#215;

17、　　式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。　　為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步?。?.3，則減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57　　根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝＝2.33　　4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

18、　?。?）　各軸轉(zhuǎn)速　　＝＝1440/2.3＝626.09r/min　?。剑?26.09/3.24＝193.24r/min　?。?#160;/ ＝193.24/2.33=82.93 r/min　　==82.93 r/min

19、　　（2）　各軸輸入功率　?。?#215;＝3.25×0.96＝3.12kW　?。?#215;η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW　?。?#215;η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW</

20、p>　　＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW　　則各軸的輸出功率： 　?。?#215;0.98=3.06 kW　?。?#215;0.98=2.84 kW　?。?

21、#215;0.98=2.65kW　?。?#215;0.98=2.52 kW　　各軸輸入轉(zhuǎn)矩　　=×× N·m　　電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×

22、3.25/1440=21.55 N·　　所以: ＝×× =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m　　＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m

23、?。?#215;××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m　　=××=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m　　輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=46.63 N·m<

24、;p>　?。?#215;0.98=140.66 N·m　?。?#215;0.98=305.12N·m　?。?#215;0.98=281.17 N·m　　運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表　　5.設(shè)計Ｖ帶和帶輪

25、　?、拧〈_定計算功率　　查課本表9-9得：　　,式中為工作情況系數(shù)，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.　?、啤∵x擇帶型號<p

26、>　　根據(jù)，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶．　　⑶　選取帶輪基準(zhǔn)直徑　　查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑，則大帶輪基準(zhǔn)直徑,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常?。?%～2%），查課本表8-7后取。　?、取◎炈銕賤

27、　　在5～25m/s范圍內(nèi)，Ｖ帶充分發(fā)揮。　　⑸　確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度　　由于,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,　　=.查課本表8-2選取基準(zhǔn)長度得實際中心距　　取&l

28、t;b>　?、省◎炈阈л啺?lt;/b>　　，包角合適。　　⑺　確定v帶根數(shù)z　　因，帶速，傳動比,　　查課本表8-5a或8-5c和8-5b或

29、8-5d,并由內(nèi)插值法得.　　查課本表8-2得=0.96.　　查課本表8-8,并由內(nèi)插值法得=0.96　　由公式8-22得　　故選Z=5根帶。<b&

30、gt;　?、獭∮嬎泐A(yù)緊力　　查課本表8-4可得,故:　　單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為　?、汀∮嬎阕饔迷谳S上的壓軸力　　利用公式8-24可得:　　6.齒輪的設(shè)計</p&

31、gt;　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪傳動的設(shè)計計算　　齒輪材料，熱處理及精度　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪　?。?）齒輪材料及熱處理　　① 材

32、料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24　　高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.　　② 齒輪精度　　按GB/T10095－1998，

33、選擇7級，齒根噴丸強化。　?。玻醪皆O(shè)計齒輪傳動的主要尺寸　　按齒面接觸強度設(shè)計　　確定各參數(shù)的值:　?、僭囘x=1.6

34、;　　查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 　　由課本圖10-26 　　則　?、谟烧n本公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)　　N=60nj =60×626.09×1×（2×8&#

35、215;300×8）　　=1.4425×10h　　N= =4.45×10h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)　?、鄄檎n本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96　?、荦X輪的疲勞強度極限

36、　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:　　[]==0.93×550=511.5 　　[]==0.96×450=432 　　許用接觸應(yīng)力 　?、莶檎n本由表10-6得： =189.

37、8MP 　　由表10-7得: =1　　T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09　　=4.86×10N.m　　3.設(shè)計計算

38、　?、傩↓X輪的分度圓直徑d　　=　　②計算圓周速度　?、塾嬎泯X寬b和模數(shù)　　計算齒寬b<p

39、>　　b==49.53mm　　計算摸數(shù)m　　初選螺旋角=14　　=　?、苡嬎泯X寬與高之比&

40、lt;p>　　齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50　　= =11.01　　⑤計算縱向重合度　　=0.318=1.903　?、抻嬎爿d荷系數(shù)K</b

41、>　　使用系數(shù)=1　　根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得　　動載系數(shù)K=1.07,　　查課本由表10-4得K的計算公式:　　K= +0.23×10×b</p

42、>　　=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42　　查課本由表10-13得: K=1.35　　查課本由表10-3 得: K==1.2　　故載荷系數(shù):<

43、p>　　K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82　?、甙磳嶋H載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑　　d=d=49.53×=51.73　?、嘤嬎隳?shù)　　=&

44、lt;/b>　　4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計　　由彎曲強度的設(shè)計公式　　≥　　⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　?、?小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kN·m&

45、lt;p>　　確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76　　傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25　　Δi＝0.032％5％，允許　?、?#160;

46、0; 計算當(dāng)量齒數(shù)　　z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 　　z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43　　③ 初選齒寬系數(shù)

47、　按對稱布置，由表查得＝1　?、?#160; 初選螺旋角　　初定螺旋角＝14　?、?#160; 載荷系數(shù)K　　K

48、＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73　　⑥ 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y　　查課本由表10-5得:　　齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211

49、　應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774　　⑦ 重合度系數(shù)Y　　端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655　?。絘rctg（

50、tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690　?。?4.07609　　因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673　?、?#160; 螺旋角系數(shù)Y</p&g

51、t;　　軸向重合度＝＝1.825,　　Y＝1－＝0.78　?、?#160; 計算大小齒輪的 　　安全系數(shù)由表查得S＝1.25　　工作壽命兩班制，8年，

52、每年工作300天　　小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10　　大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10　　查課本由表10-20

53、c得到彎曲疲勞強度極限 　　小齒輪大齒輪　　查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):　　K

54、=0.86 K=0.93 　　取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4　　[]=　　[]=　　大齒輪的數(shù)值大.選用.　　⑵ 設(shè)

55、計計算　　計算模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:<

56、p>　　z==25.097 取z=25　　那么z=3.24×25=81 　　② 幾何尺寸計算　　計算中心距 a===109.25　　將中心距圓整為110　　按圓整后的中心距修正螺旋角

57、　　=arccos　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.　　計算大.小齒輪的分度圓直徑　　d==51.53　　d==166.97<

58、;/b>　　計算齒輪寬度　　B=　　圓整的 　?。ǘ?低速級齒輪傳動的設(shè)計計算　?、?材料：低速

59、級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30　　速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.33×30=69.9 圓整取z=70.　?、?齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

60、　?、?按齒面接觸強度設(shè)計　　1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　①試選K=1.6　?、诓檎n本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45　　③試選,查課本由圖10-26查得

61、　　=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71　　應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　　N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)

62、;　　=4.45×10 　　N=1.91×10　　由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)　　K=0.94 K= 0.97 　　查課本由圖10-21d</

63、p>　　按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,　　大齒輪的接觸疲勞強度極限　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力　　[]==　　[]==0.98×550/1=517</

64、p>　　[540.5　　查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP　　選取齒寬系數(shù) 　　T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24<p&

65、gt;　　=14.33×10N.m　　=65.71　　2. 計算圓周速度　　0.665　　3. 計算齒寬<p&

66、gt;　　b=d=1×65.71=65.71　　4. 計算齒寬與齒高之比　　模數(shù) m= 　　齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621　　=65.71/5.4621=12.03

67、　　5. 計算縱向重合度　　6. 計算載荷系數(shù)K　　K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b　　=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231<p&

68、gt;　　使用系數(shù)K=1 　　同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值　　=1.04 K=1.35 K=K=1.2　　故載荷系數(shù)　　K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776</p&

69、gt;　　7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑　　d=d=65.71×　　計算模數(shù)　　3. 按齒根彎曲強度設(shè)計　　m≥<p

70、>　?、宕_定公式內(nèi)各計算數(shù)值　　（1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝143.3kN·m　?。?）確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×

71、z＝2.33×30＝69.9　　傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.33　　Δi＝0.032％5％，允許　?。?）初選齒寬系數(shù)　　按對稱布置，由表查得＝1<

72、/p>　?。?）初選螺旋角　　初定螺旋角＝12　?。?）載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×

73、1.04×1.2×1.35＝1.6848　　（6）當(dāng)量齒數(shù) 　　z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 　　z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797

74、由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y　　（7）螺旋角系數(shù)Y　　軸向重合度＝＝2.03　　Y＝1－＝0.797　?。?）

75、0; 計算大小齒輪的 　　查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限　　查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)　　K=0.90 K=0.93 S=1.4　　[]=<b&

76、gt;　　[]=　　計算大小齒輪的,并加以比較　　大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.　　計算模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-

77、1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應(yīng)有的齒數(shù).　　z==27.77 取z=30　　z=2.33×30=69.9 取z=70　?、?初算主要尺寸　　計算中心距 a

78、===102.234　　將中心距圓整為103 　　修正螺旋角　　=arccos　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正　　分度圓直徑<

79、;/b>　　d==61.34　　d==143.12 　　計算齒輪寬度　　圓整后取 　　低速級大齒輪如上圖

80、：　　V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表　　1.各傳動比　　2. 各軸轉(zhuǎn)速n　　3. 各軸輸入功率 P　　4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T<p&g

81、t;　　5. 帶輪主要參數(shù)　　7.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計　　1. 傳動軸承的設(shè)計　?、? 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩　　P=2.70KW =82.93r/min

82、　=311.35N．m　?、? 求作用在齒輪上的力　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為　　=143.21 　　而 F=　　F= F&l

83、t;/b>　　F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N　　圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:　?、? 初步確定軸的最小直徑　　先按課本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)課本取</p

84、>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號　　查課本,選取　　因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以　　查《機械設(shè)計手冊》<

85、p>　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑　?、? 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些

86、,現(xiàn)取　　初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010C型.　　2. 從動軸的設(shè)計 　　對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .

87、右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,　?、?取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 　　④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減

88、速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.　?、?取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,　　高速齒輪輪轂長L=50,則</p&g

89、t;　　至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.　　5. 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,　　查《機械設(shè)計手冊》20-149表20.6-7.　　對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,

90、做為簡支梁的軸的支承跨距.　　傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:　　(從動軸)　　(中間軸)　　(主動軸)　　從動軸的載荷分析圖

91、:　　6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度　　根據(jù)　　==　　前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。　　查表15-1得[]=60MP

92、　　〈 [] 此軸合理安全　　7. 精確校核軸的疲勞強度.　　⑴. 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Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重,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

93、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.　?、? 截面Ⅶ左側(cè)。　　抗彎系數(shù) W=0.1=0

94、.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 =311.35　　截面上的彎曲應(yīng)力　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力<

95、/b>　　==　　軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。　　由課本表15-1查得：　　因 　　經(jīng)插入后得<

96、;p>　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=1.82　　K=1+（-1）=1.26&l

97、t;p>　　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　　取0.05

98、;　　安全系數(shù)　　S=25.13　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的　　截面Ⅳ右側(cè)

99、　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 M=133560　　截面Ⅳ上的扭矩為 =295　　截面上的彎曲應(yīng)力 <

100、;b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力　　==K=　　K=　　所以 　　綜合系數(shù)為：<

101、;p>　　K=2.8 K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù)　　取0.1 取0.05　　安全系數(shù)　　S=25.13&l

102、t;p>　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的　　8.鍵的設(shè)計和計算　?、龠x擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸　　一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.

103、　　根據(jù) d=55 d=65　　查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36　　b=20 h=12 =50　　②校和鍵聯(lián)接的強度　　查表6-2得 [

104、]=110MP　　工作長度 36-16=20　　50-20=30　　③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度　　K=0.5 h=5　　K=0.5 h=

105、6　　由式（6-1）得：　?。糩]　?。糩]　　兩者都合適

106、　　取鍵標(biāo)記為：　　鍵2：16×36 A GB/T1096-1979　　鍵3：20×50 A GB/T1096-1979　　9.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計　　減速器的箱體采用鑄造（HT20

107、0）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　　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/

108、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40mm　　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　　3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.　　鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.　　4

109、. 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：<

110、/p>　　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

111、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：<p&

112、gt;　　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.　　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.<b&g

113、t;　　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.　　減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：　　10. 潤滑密封設(shè)計　　對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357

114、-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.　　油的深度為H+　　H=30 =34　　所以H+=30+34=64　　其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。

115、密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)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)，其表面粗度應(yīng)為 　　密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太　　大，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。　　11.聯(lián)軸器設(shè)計</b

116、>　　1.類型選擇.　　為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.　　2.載荷計算.　　公稱轉(zhuǎn)矩：T=95509550333.5

117、　查課本,選取　　所以轉(zhuǎn)矩 　　因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以　　查《機械設(shè)計手冊》　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm<

118、;p>　　四. 設(shè)計小結(jié)　　這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過二個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ).　　機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),

119、是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《公差與配合》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設(shè)計手冊》等于一體。　　這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。<

120、;p>　　在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。　　本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助.　　設(shè)

121、計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。　　五. 參考資料:　　1.《機械設(shè)計》　　西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編著。高等教育出版社

122、　　2.《機械原理》　　西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編著。高等教育出版社　　2002年8月版　　3.《機械設(shè)計手冊》機械工業(yè)出版社　　2004年9月第三版<

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