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1、 目錄 一． 設計任務書……………………………………………2 二. 傳動裝置總體設計…………………………………………… 3 三． 電動機的選擇………………………………………………… 4 四． V帶設計……………………………………………………… 6 五．帶輪的設計…………………………………………………… 8 六．齒輪的設計及校核…………………………………………… 9 七．高速軸的設計校核…………………………………………… 14 八．低速軸的設計和校核………………………………………… 2

2、1 九 .軸承強度的校核……………………………………………… 29 十．鍵的選擇和校核……………………………………………… 31 十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇………………………32 十二. 箱體的設置………………………………………………… 33 十三. 減速器附件的選擇………………………………………… 35 十四.設計總結………………………………………………………37 十五。參考文獻………………………………………………………38 一．任務設計書 題目A：設計用于帶式運輸機的傳動裝置 原始數(shù)據(jù)： 工作條件：一半制，連續(xù)單

3、向運轉。載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵（運輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在F中考慮）。 使用年限：十年，大修期三年。 生產批量：十臺。 生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7～8級齒輪及蝸輪。 動力來源：電力，三相交流（380/220）。 運輸帶速度允許誤差：5%。 設計工作量：1.減速器裝配圖一張（A3） 2.零件圖（1～3） 3.設計說明書一份 個人設計數(shù)據(jù)： 運輸帶的工作拉力 T(N/m)___4800______ 運輸機帶速V（m/s） _

4、___1.25_____ 卷筒直徑D（mm） ___500______ 已給方案 三．選擇電動機 1．傳動裝置的總效率： η=η1η2η2η3η4η5 式中：η1為V帶的傳動效率，取η1=0.96； η2η2為兩對滾動軸承的效率，取η2=0.99； η3為一對圓柱齒輪的效率，取η3=0.97; η為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取η4=0.98； η5為運輸滾筒的效率，取η5=0.96。 所以，傳動裝置的總效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86 電動機所需要的功率 P=FV/η=4800*1.25/（0.861

5、000）=6.97KW 2．卷筒的轉速計算 nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min V帶傳動的傳動比范圍為;機械設計第八版142頁 一級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2∈[8，10 ]；機械設計第八版413頁 總傳動比的范圍為[16，40]； 則電動機的轉速范圍為[763,1908]; 3．選擇電動機的型號： 根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應的增大，所以選用Y160M-6型電動機。額定功率7.5KW，滿載轉速971（r/mi

6、n）,額定轉矩2.0（N/m）,最大轉矩2.0（N/m） 4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 總傳動比ib=n/nw=971/47.7=20.3 式中：為電動機滿載轉速； 為工作機軸轉速。 取V帶的傳動比為i1=3，則減速器的傳動比i2=ib/3=10.03; 5．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6.計算各軸的轉速。 Ⅰ軸：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min; Ⅱ軸：n2=ni/6.76=47.7; r/min 卷筒軸：n3=n2=47.7 r/min 7.計算各軸的功率 Ⅰ軸：P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW); Ⅱ軸P

7、2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW); 卷筒軸的輸入功率：P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW) 8．計算各軸的轉矩 電動機軸的輸出轉轉矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 Nm Ⅰ軸的轉矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 Nm Ⅱ軸的轉矩：T3=T2i2*η2η3=195.36.760.990.97=1267.8Nm 第二部分 傳動零件的計算 四.V型帶零件設計 1.計算功率： --------工作情況系數(shù)，查表取值

8、1.3;機械設計第八版156頁 --------電動機的額定功率 2.選擇帶型 根據(jù)，n=971,可知選擇B型；機械設計第八版157頁 由表8－6和表8－8取主動輪基準直徑 則從動輪的直徑為 據(jù)表8－8，取mm 3.驗算帶的速度 ==7.11m/s 機械設計第八版157頁 7.11m/s 25m/s V帶的速度合適 4、確定普通V帶的基準長度和傳動中心矩 根據(jù)0.7(+)<<2(+)，初步確定中心矩 機械設計第八版152頁 =1000mm 5.計算帶所需的基準長度： = = =2950.6mm 機械設計第八版158頁

9、 由表8－2選帶的基準長度=3150mm 6.計算實際中心距a =/2=1100mm 機械設計第八版158頁 驗算小帶輪上的包角 = 7.確定帶的根數(shù)Z Z＝ 機械設計第八版158頁 由， 查表8－4a和表8－4b 得 =1.68，=0.31 查表8－5得：0.955,查表8－2得：1.07，則 Z＝ =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794 取Z=5根 8.計算預緊力 機械設計第八版158頁 查表8-3得q=0.18（kg/m） 則=230.8N 9.計算作用在軸上的

10、壓軸力 =2285.2N 機械設計第八版158頁 五.帶輪結構設計 帶輪的材料采用鑄鐵 主動輪基準直徑，故采用腹板式（或實心式），從動輪基準直徑，采用孔板式。 六．齒輪的設計 1．選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)； （1）.按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動； (2).減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7級精度（GB10095-88）； (3).選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者的材料硬度相差為40HBS。 (4).選小齒輪的齒數(shù)為2

11、4，則大齒輪的齒數(shù)為246.76=162.24，取=163 2按齒面接觸強度進行設計 由設計公式進行計算，即 機械設計第八版203頁 選用載荷系數(shù)=1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩 由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)；機械設計第八版205頁 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 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 3.計算應力循環(huán)次數(shù) ==60323.61（2436510）=1.7；機械設計第八版206頁 =2.522/6.76= 取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89, =0.895;機械

12、設計第八版207頁 4.計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 =534 =492.25 機械設計第八版205頁 5.計算接觸疲勞許用應力。 1)試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值 =2.32 =71mm (1)計算圓周的速度 ==1.20mm/s (2)計算齒寬b =171mm=71mm (3)計算齒寬和齒高之比。 模數(shù)=2.95 mm 齒高=2.252.95=6.63 mm =11 (4）計算載荷系數(shù)。 根據(jù)V=1.2mm/s;7級精度，可查得動載系數(shù)=0.6；機械設計第八版194頁 直齒輪 =1; 可得使用系數(shù)

13、 =1;機械設計第八版193頁 用插圖法差得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.423； 機械設計第八版196頁 由10.68，=1.423 可得=1.36 故載荷系數(shù)==0.8538 機械設計第八版192頁 (5）按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。 ==61.6mm (6）計算模數(shù)m。 ==2.56； 6．按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的計算公式 ；機械設計第八版201頁 （1）確定公式內各計算數(shù)值 1)查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa;

14、 大齒輪的彎曲強度極限=380 Mpa 機械設計第八版209頁 2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86, =0.87； 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得 = =307.14 Mpa = =236.14 Mpa 計算載荷系數(shù)K = =0.816 查取齒形系數(shù)。 查得 2.65 2.06 機械設計第八版200頁 6)查取應力校正系數(shù)。 查表可得 = 1.58 =1.97 機械設計第八版200頁 計算大，小齒輪的并加以比較。 ==0.01

15、59 = =0.0172 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算。 =1.84 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m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所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.3并就近圓整為標準值m=2，按接觸強度計算得的分度圓直徑=71 mm，算出小齒輪數(shù) = =31 大齒輪的齒數(shù)=6.7631=210 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免了浪費 4.幾何尺寸的計算

16、（1）計算分度圓直徑 =m=64mm = m=420mm (2)計算中心距 =242mm （3）計算齒輪的寬度 64 mm 七．軸的設計與校核 高速軸的計算。 （1）選擇軸的材料 選取45鋼，調制處理，參數(shù)如下: 硬度為HBS＝220 抗拉強度極限σB＝650MPa 屈服強度極限σs＝360MPa 彎曲疲勞極限σ－1＝270MPa 剪切疲勞極限τ－1＝155MPa 許用彎應力[σ－1]=60MPa 二初步估算軸的最小直徑 由前面的傳動裝置的參數(shù)可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW)；查表可取=115；

17、 機械設計第八版370頁表15-3 =31.26mm 三．軸的機構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 如圖（軸1），從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取=32 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，，故Ⅰ段的長度應比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取。 帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度 ，取=2.5 mm，則=37 mm。 軸承端蓋的總寬度為20 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆

18、裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離=30 mm，故取=50 mm. 2.初步選責滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸=37 mm，故軸承的型號為6208，其尺寸為40mm，80mm, mm.所以==40mm，= =18mm 3.取做成齒輪處的軸段Ⅴ–Ⅵ的直徑=45mm，=64mm 取齒輪距箱體內壁間距離a＝10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差， 4.在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s， 取s＝4mm，則 s+a＝4mm＋10mm＝14mm =48mm 同理=s+a=14mm，=43

19、mm 至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑 （3）軸上零件的軸向定位 齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程） （4）確定軸上的倒角和圓角尺寸 參考課本表15－2，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑 R=1.2mm (四)計算過程 1.根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6208深溝球 滾軸承的，簡支梁的軸的支承跨距： L= = -2a=

20、 18+14+64+14+18-2 9=120mm =47+50+9=106mm，=55 mm, =65mm 2.作用在齒輪上的力 = =916.6N 333.6N 計算支反力 水平方向的ΣM=0，所以 ，=458.3N 0, =541.6N 垂直方向的ΣM=0，有 0， =197N 0, =166.8N 計算彎矩 水平面的彎矩 = =29789.5 垂直面彎矩 10840 10840 合成彎矩 ==31700 ==31700 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面

21、，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 541.6N 458.3N 197N 166.8N 彎矩 =29789.5 10840 總彎矩 =31700 =31700 扭矩 T=195300 3.按彎扭合成應力校核軸的硬度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝0.6，軸的計算應力 ==13.51QMPa 已由前面查得許用彎應力[σ－1]=60Mpa,因，故安全。 4.精確校核軸的疲勞強度 截

22、面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 2)截面

23、V左側 抗彎截面系數(shù)：W＝0.1d3＝0.1453＝9112.5mm3 抗扭截面系數(shù)：WT＝0.2d3＝0.2453＝18225mm3 截面V左側的彎矩為 13256.36 截面V上的扭矩為 =195300 截面上的彎曲應力 =1.45Mpa 截面上的扭轉切應力 =21.45Mpa 軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa 過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取 ，＝2.18 則0.82.18＝1.744 軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)＝0.92 故得綜合系數(shù)值為：

24、＝ ＝＝2.267 ＝ ＝＝1.831 又由課本3－1及3－2得炭鋼得特性系數(shù) ＝0.1～0.2 ，取 ＝0.1 ＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05 所以軸在截面V左側的安全系數(shù)為 =83.6 ==7.68 7.652>>S=1.6 （因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s＝1.6） 故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 八．低速軸的計算 1.軸的材料選取 選取45鋼，調制處理，參數(shù)如下: 硬度為HBS＝220 抗拉強度極限σB＝650MPa 屈服強度極限σs＝360MPa 彎曲疲勞極限σ－1＝

25、270MPa 剪切疲勞極限τ－1＝155MPa 許用彎應力[σ－1]=60MPa 2.初步估計軸的最小直徑 軸上的轉速 功率由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知 =47.7；=6.25 取=115 58.4 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩變化小，故取.則 ＝=1906800按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊（軟件版）R2.0，選HL5型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長度L＝142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔

26、長度。故?。?0mm 3.擬定軸的裝配方案 4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 （1）選取d=60mm, 。因I-II軸右端需要制出一個 定位軸肩，故取 （2）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，，故選用深溝球軸承，參照工作 要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)dⅡ–Ⅲ＝70mm，選取單列圓錐滾子軸承 33015型,由機械設計手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)： 軸承直徑：d＝75mm ； 軸承寬度：B＝31mm，D=115mm 所以， （3）右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取33215型軸承 的定位軸肩高度h=2mm,因此，取 （4）取做

27、成齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑＝85mm； 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64 mm,取 （5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于 對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端 面間的距離l ＝30mm， 故取 （6）因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應該相重合，所以取=42mm. =32 mm.. (7）軸上零件的周向定位。 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇 過程見后面的鍵選擇）。 （8）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考課本表15－2，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑為R＝1.2mm 參考課本表15

28、－2，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑為R＝1.2mm 4.計算過程 1.根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。 故 因此作為簡支梁的支點跨距 計算支反力 作用在低速軸上的==6220N =2263.8N 水平面方向 ΣMB＝0, 故 =0, 垂直面方向 ΣMB＝0， 故 ΣF＝0, 2)計算彎距 水平面彎距 = =185295 垂直面彎矩 67457 67430 合成彎矩 ==197190 ==197190 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？?/p>

29、看出c截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的及M的值列于下表3： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 彎距M 總彎距 扭距T T＝1307.2 Nm 5.按彎扭合成應力校核軸的硬度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝0.6，軸的計算應力 ＝ MPa＝13.166 MPa 已由前面查得許用彎應力[σ－1]=60MPa，因<[σ－1]，故安全。 6.精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B

30、只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面IV的應力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側即可，因為IV的左側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 2)截面IV右側 抗

31、彎截面系數(shù)：W＝0.1d3＝0.1853＝61412.5mm3 抗扭截面系數(shù)：WT＝0.2d3＝0.2853＝122825mm3 彎矩M及彎曲應力為: M＝197190＝100112 Nmm ＝ ＝ ＝1.63MPa 截面上的扭矩 截面上的扭轉切力: ＝＝＝10.6Mpa 過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取 ，＝2.20 則0.82.20＝1.76 軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數(shù)＝0.92 故得綜合系數(shù)值為： ＝ ＝＝2.29 ＝ ＝＝1.85 又由課本3－1及3－2得炭鋼得特性系數(shù) ＝0.1～0.2 ，取 ＝0.1

32、＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05 所以軸在截面Ⅵ的右側的安全系數(shù)為 =103.30 ＝26.32 25.505>S＝1.6 （因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s＝1.6） 故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 九.軸承強度的校核 1.高速軸上的軸承校核 按照以上軸的結構設計，初步選用型號32007型的單列圓錐滾子軸承。 1）軸承的徑向載荷 軸承D ＝1557.716N 軸承B ＝1557.716N 求兩軸承的計算軸向力 對于32007型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中e為判

33、斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力 N 則 查機械設計手冊（軟件版）R2.0得32007型軸承的基本額定動載荷C＝70.5KN 。按照表13-5注1），取則相對軸向載荷為，在表中介于0.172～0.345之間，對應的e值為0.19～0.22，Y值為1.99～2.30。用線性插值法求Y值 Y＝1.99+（2.30-1.99）（0.345-0.279）/（0.345-0.172）＝2.108 故 X=0.4 Y＝2.108 3）求當量動載荷P 4）驗算軸承壽命，根據(jù)式（13-5） h 已知軸承工作壽命為 因為，故所選軸

34、承滿足工作壽命要求。 2.低速軸上的軸承的校核 選用深溝球軸承61812，查機械設計手冊（軟件版）R2.0得基本額定動載荷 軸承的徑向力計算： 軸承1 ＝＝1290.32N 軸承2 ＝＝1825.35N 因為 <，以軸承2為校核對象 Pr==1825.35N =3750347.275h>48000h 所選軸承合適。 十．鍵的選擇和校核 1.選擇鍵的鏈接和類型 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型） 根據(jù)d＝45mm，從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b＝14mm

35、，鍵高h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L＝70mm 2.校核鍵連接的強度 鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力[]=100-120MPa,取其平均值。[]＝110MPa. 鍵的工作長度l＝L-b=70-14=56mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k＝0.5h=0.59=4.5mm 由式（6-1）得， 故合適。鍵的類型為鍵1470 GB/1096-1979 3.帶輪上的鍵的選擇 帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵 C863 GB/T1096－79，查表得公稱尺寸bh=87 長度L=63mm， 鍵材料用45鋼，查課本得 許用擠壓應力[]＝100～1

36、20Mpa，取[ 鍵的工作長度l＝L-b＝63-8＝55mm k＝0.5h＝0.57＝3.5mm。 故合適。 4.大齒輪上的鍵的選擇 選擇 鍵 7020 GB/T1096－79，查表得公稱尺寸bh=2012 長度L=70mm， 鍵材料用45鋼，查課本得 許用擠壓應力[]＝100～120Mpa，取[ 鍵的工作長度l＝L-b＝70-20＝50mm k＝0.5h＝0.512＝6mm。 故合適。 5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇 鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（C型）b=14mm,h=9mm,L=80mm. 工作長度l＝L-B=80-14=66mm，k＝0.5h＝0.

37、59=4.5mm 故合適。選擇鍵C8014 GB/T1096-1979 十一．減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇 1.潤滑方式的選擇 在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦﹑磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻﹑散熱﹑防銹﹑沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。 齒輪圓周速度： 高速齒輪 V1=πd1n1/(601000)=3.1445284/(601000)=0.669m/s<2m/s 低速齒輪 V2=πd2n2/(601000)=3.146679.78/(601000)＝0.276 m/s<2m/s 由

38、于V均小于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。 2.潤滑油的選擇 由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN－2潤滑脂。 3.密封方式的選擇 輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調整毛氈密封效果，它的結構簡單。 所以用氈圈油封。 十二．箱體的設置

39、名稱 計算公式 結 果 機座壁厚δ δ=0.025a+1≥8 10mm 機蓋壁厚δ1 δ1=0.02a+1≥8 8mm 機座凸緣壁厚 b=1.5δ 15 mm 機蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12 mm 機座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 25mm 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12=17.904 20mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=4 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 16 mm 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) 12 mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150～200 160 mm 軸承

40、蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) 10 mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) 8 mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) 10 mm 軸承旁凸臺半徑 R=C Rf=24mm R1=20mm R2=16mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1= D+2.5d3 (D為軸承孔直徑) D11=97mm D12=105mm D13=125mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2= D1+2.5d3 D21=122mm D22=130mm D23=150mm 大齒頂圓與箱體內壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 14 mm 齒輪端面與箱體

41、內壁距離Δ2 Δ2>δ 10 mm df,d1,d2至外機壁距離 C1=1.2d+(5～8) C1f=30mm C11=20mm C12=20mm df,d1,d2至凸臺邊緣距離 C2 C2f=24mm C21=20mm C22=16mm 機殼上部（下部）凸緣寬度 K= C1+ C2 Kf=54mm K1=40mm K2=36mm 軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離 e=(1～1.2)d1 16mm 軸承座凸起部分寬度 L1≥C1f+ C2f+(3～5) 58 mm 吊環(huán)螺釘直徑 dq=0.8df 16mm 十三．減速器

42、附件的選擇 1.觀察孔蓋 由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下 檢查孔尺寸(mm) 檢查孔蓋尺寸(mm) B L b1 L1 b2 L2 R 孔徑d4 孔數(shù)n 68 120 100 150 84 135 5 6.5 4 2.通氣器 設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下： D D D1 S L l a d1 M201.5 30 25.4 22 28 15 4 6 3.游標 選游標尺，為穩(wěn)定油痕位置，采用隔離套。查表確定尺寸如下： d d1 d2 d3 h a b c D

43、 D1 M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16 4.油塞 d D0 L h b D S e d1 H M181.5 25 27 15 3 28 21 24.2 15.8 2 5.吊環(huán)螺釘 d d1 D d2 h1 l h r1 r a1 d3 a b D2 h2 d1 M16 14 34 34 12 28 31 6 1 6 13 4 16 22 4.5 62 6.定位銷 為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐

44、定位銷。定位銷直徑d=(0.7～0.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑，長度等于分箱面凸緣總厚度。 7.起蓋螺釘 為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。 十四.設計總結 作為一名機械設計制造及自動化大三的學生，我覺得能做類似的課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。在已度過的大三的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的當數(shù)查閱大量的

45、設計手冊了。為了讓自己的設計更加完善，更加符合工程標準，一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的。我們是在作設計，但我們不是藝術家。他們可以拋開實際，盡情在幻想的世界里翱翔，我們是工程師，一切都要有據(jù)可依.有 理可尋，不切實際的構想永遠只能是構想，永遠無法升級為設計。 作為一名專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，由于本次大作業(yè)要求用 auto CAD制圖，因此要想更加有效率的制圖，我們必須熟練的掌握它。 雖然過去從未獨立應用過它，但在學習的過程中帶著問題去學我發(fā)現(xiàn)效率好高，記得大二學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度，單單是為了學

46、而學，這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會提高效率，這是我作本次課程設計的第二大收獲。但是由于水平有限，難免會有錯誤，還望老師批評指正。 十六：參考資料 1.《機械原理》 孫桓、陳作模、葛文杰主編高等教育出版社 2006年 2.《機械設計》 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 2001年 3.《機械設計手冊》 吳宗澤﹑ 羅圣田主編 高等教育出版社 1993年 4.《機械設計課程設計》 劉俊龍 ﹑ 何在洲主編 機械工業(yè)出版社 1992年 5.《機械設計課程設計》 盧頌峰﹑ 王大康主編 北京工業(yè)大學出版社 1993年 6.《機械設計課程設計》蔡廣新 主編 機械工業(yè)出版社2002年 7.《中國機械設計大典》第六卷 中國機械工程學會、中國機械 設計大典編 36