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1、新鄉(xiāng)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 新鄉(xiāng)職業(yè)技術學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 ：一級圓柱齒輪減速器 系 別： 機械制造系 學生姓名： 學 號： 專業(yè)名稱： 機械設計與制造 指導教師： 2013年12月20日 II 新鄉(xiāng)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論

2、文） 摘要 這次畢業(yè)設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法，構成減速器的通用零件圖。 這次畢業(yè)設計主要 介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等以學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪—蝸桿減速器、軸裝式減速器、組裝式減速器、軸裝式減速器、連體式減速器。 關鍵詞： 減速器 剛性 工藝學 零部件 方案 Abstr

3、act This graduation design is a closed all the content in the rigid shell gear transmission is a complete independent institutions. By this time can be designed a preliminary master the simple machines of a complete set of design and method, constitutes a general part drawing speed reducer.

4、 This graduation design is mainly introduced the reducer, such as the type of role and composition of comprehensive use of learned knowledge. Such as: mechanical drawing, metal material technology of tolerance to studied the theory of knowledge. To analyze and solve in the actual production. Reduce

5、r general type: cylindrical gears reduction gear, bevel gear reducer, gear - worm reducer, shaft mounted reducer, packaged type gear reducer, even with reducer, shaft reducer. Key words： reducer rigid technology components V 新鄉(xiāng)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 目 錄 摘要 I Abstract II 目 錄 III 緒論 VI 第

6、1章：設計要求 1 1.1設計題目 1 1.2運動簡圖 1 1.3工作條件 1 第2章：傳動方案的擬定與電機選擇 2 2.1傳動方案擬定 2 2.2選擇電動機 2 2.2.1選擇電動機類型 2 2.2.2選擇電動機容量 2 2.2.3選擇電動機的轉速 3 2.3各級傳動比的分配 3 2.3.1計算總傳動比 3 2.3.2分配各級傳動比 3 2.3.3計算各軸轉速、功率及轉矩、列成表格 4 第3章：傳動零件設計計算 5 3.1帶傳動 5 3.1.1確定設計功率 5 3.1.2選V帶型號 5 3.1.3確定帶輪直徑 5 3.1.4驗算帶速 5 3.1.5確定

7、的基準長度和傳動中心距 5 3.1.6驗算小帶輪包角 5 3.1.7計算帶的根數(shù) 6 3.1.8計算初拉力 6 3.1.9計算對軸的壓力 6 3.1.10帶輪結構設計工作圖 6 3.2齒輪 6 3.2.1選用斜齒輪傳動 6 3.2.2按輪齒彎曲疲勞強度設計 7 3.2.3幾何尺寸計算 8 第4章：軸的設計計算與校核 10 4.1Ⅱ軸選擇軸的材料，確定許用應力 10 4.2按扭轉強度，初估軸的最小直徑 10 4.3確定齒輪和軸承的潤滑 10 4.4軸系初步設計 10 4.4.1軸的結構設計 10 4.4.2徑向尺寸 10 4.4.3軸向尺寸的確定 11 4.5

8、軸的強度校核 11 4.6.1Ⅰ軸選擇軸的材料，確定許用應力 14 4.6.3確定齒輪和軸承的潤滑 15 4.6.4軸系初步設計 15 4.6.5軸的結構設計 15 第5章：鍵的選擇與校核 18 5.1Ⅱ軸齒輪上的鍵 18 5.1.1鍵的類型及其尺寸選擇 18 5.1.2驗算擠壓強度 18 5.1.3確定鍵槽尺寸 18 5.2聯(lián)軸器上的鍵 18 5.2.1鍵的類型及其尺寸選擇 19 5.2.2驗算擠壓強度 19 5.2.3確定鍵槽尺寸 19 5.3Ⅰ軸齒輪上的鍵 19 5.3.1鍵的類型及其尺寸選擇 19 5.3.2驗算擠壓強度 19 5.3.3確定鍵槽尺寸

9、19 5.4帶輪上的鍵 20 5.4.1鍵的類型及其尺寸選擇 20 5.4.2驗算擠壓強度 20 5.4.3確定鍵槽尺寸 20 第6章：減速器箱體的設計 20 第7章：軸承蓋的選擇 22 7.1 7207軸承的軸承蓋 22 7.2 7312CJ軸承的軸承蓋 22 第8章：潤滑與密封的選擇 23 8.1 潤滑 23 8.2 密封 23 第9章：減速器附件及說明 23 9.1 窺視孔蓋 23 9.2 六角頭油塞 23 9.3 通氣管 23 9.4 游標尺 24 9.5 吊耳和吊鉤 24 9.5.1 吊耳環(huán)（鑄在箱蓋上） 24 9.5.2 吊鉤（鑄在箱座上）

10、 24 結論 25 參考文獻 26 致 謝 27 第 VI 頁 新鄉(xiāng)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 緒論 傳動裝置的總體設計，主要是分析和擬定傳動方案，選擇電動機型號。 設計總傳動比和分配各級傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為設計傳動件和裝配草圖提供依據(jù)，傳動裝置的傳動方案是否合理，將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其它形式大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統(tǒng)的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 鏈傳動傳動平穩(wěn)性差，宜布置在低速級。 斜齒輪傳動較直齒輪平穩(wěn)，相對應用于低速級。

11、一般情況下，總是將改變運動形式和機構布置在傳動系統(tǒng)的末端。 第 28 頁 新鄉(xiāng)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文） 第1章：設計要求 1.1設計題目 設計皮帶式輸送機傳動裝置的一級圓柱齒輪減速器 1.2運動簡圖 原始數(shù)據(jù) 已知條件 卷筒切向力F/N 卷筒直徑D/mm 卷筒轉速n/r 數(shù)據(jù) 4200 420 36 1.3工作條件 （1）工作情況：一班制，輸送機連續(xù)單向運轉，載荷有輕微震動，少粉塵。（2）使用期限：10年，大修期三年，每年工作300天。（3）生產批量：100臺（小批生產）。（4）工廠能力：中

12、等規(guī)模機械廠，可加工7～8級精度齒輪。（5）動力來源：三相交流（220V/380V）電源。（6）設計工作量設計說明書 1份|:減速器裝配圖 1張 ，減速器零件圖 ，2張裝配圖和零件圖共1.5倍的A0圖紙 第2章：傳動方案的擬定與電機選擇 2.1傳動方案擬定 根據(jù)工作條件和原始數(shù)據(jù)，擬定傳動方案： 傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機

13、為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低.在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之。 2.2選擇電動機 2.2.1選擇電動機類型 系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2

14、.2.2選擇電動機容量 工作機所需的功率 P===3.54kw 其中帶式輸送機的效率ηw = 0.94 其中η為電動機至滾筒主動軸傳動裝置的總效率。包括V帶傳動，一對齒輪傳動，兩對滾動軸承及聯(lián)軸器等的效率η計算如下： η=ηbηgηrηc V帶傳動效率ηb = 0.96 ，一對齒輪傳動效率ηg = 0.98，一對滾動球軸承效率ηr = 0.99，聯(lián)軸器效率ηc = 0.995。因此， η = 0.960.980.995 = 0.917 所以 PO = = = 3.86kw 根據(jù)PO選取電動機的額定功率Pm

15、= Pm = （1~1.3）PO = 3.86~5.02Kw , 電動機的額定功率為Pm = 4Kw，電動機的額定功率為Pm = 4Kw 2.2.3選擇電動機的轉速 V帶傳動比ib = 2~4，單級圓柱齒輪傳動比ig = 3~5，則總傳動比的范圍為i= （23）~（45）= 6~20. 電動機的轉速范圍應為 n = i = （6~20）36 = 216 ~720 綜合考慮電動機和傳動裝置的情況選擇同步轉速為720v/min. 選擇電動機的型號為Y160M1-8，其滿載轉速ηm = 720. 此外，電動機的中心高，外形尺寸，軸伸尺寸等均可查表得出 2.3各

16、級傳動比的分配 2.3.1計算總傳動比 i===20 2.3.2分配各級傳動比 為使帶傳動的尺寸不至過大，滿足ib

17、.96=3.69Kw P=p2ηrηc=3.690.990.995=3.58Kw 2.3.3.3各軸的轉矩 TO=9550=9550=53.1Nm T1=9550=9550=203.7Nm T2=9550=9550=978.9Nm T2=9550=9550=949.7Nm 最后將所計算的結果填入下表 參數(shù) 軸名 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 滾筒軸 轉速n/rmin 720 180 36 36 功率P/KW 4 3.84 3.69 3.58 轉矩T/Nm 53.1 203.7 978.9 94

18、9.7 傳動比i 4 5 1 效率η 0.96 0.97 0.98 第3章：傳動零件設計計算 3.1帶傳動 3.1.1確定設計功率 由式5-17，Pd=KAP 查表5-13，取工作情況系數(shù)KA=1.3 Pd=41.3=5.2Kw 3.1.2選V帶型號 根據(jù)Pd和n，查圖5-8選B型普通V帶 3.1.3確定帶輪直徑 小帶輪基準直徑dd1=125mm 傳動比i=N1/N2=720/180=4 大帶輪基準直徑dd2=idd1=4125=500mm 取dd2=500mm 誤差為0 3.1.4驗算帶速 由式5-9，V===4.71m/s合適 3.

19、1.5確定的基準長度和傳動中心距 由式5-18計算帶的基準長度 Ld=2ao+π/2(dd1+dd2)+/4ao =2900+π/2625+()/4900 =2821mm 查圖5-3，取Ld=2800mm 由式（5-20），實際中心距 3.1.6驗算小帶輪包角 a= a+(Ld1-Ld)/2=900+(2800-2821)/2=890mm 由式（5-6）得α1=180-60（dd1+dd2）/a =180-60375/890 =154.7>120

20、 3.1.7計算帶的根數(shù) 由式（5-22）得Z= 由dd1=125mm N1=720r/min,查表5-9得P1=1.34Kw 由i=4,N1=720r/min,查表5-10，得P1=0.22Kw 由α1=154.7，查表5-14得△P1=0.927Kw 查表5-15，由Ld=2800得KL=1.05 Z==3.42 取Z=4根 3.1.8計算初拉力 由表（5-23）得FO=500 +q 查表5-4，B型帶，q=0.17Kg/m FO =500 +0.71 =237.9N 3.1.9計算對軸的壓力 由式（5-24）得FQ =2ZFOsin(α/2)

21、 =24237.9sin(154.7/2) =1857N 3.1.10帶輪結構設計工作圖 3.2齒輪 3.2.1選用斜齒輪傳動 選定齒輪傳動類型，精度等級，材料，熱處理方式，確定許用應力，選用斜齒輪傳動。 考慮此減速器的功率較大，故大小齒輪都用軟齒面，選大小齒輪的材料為45鋼，調質淬火，硬度為40~50HRC（表7-7），齒輪按7級精度制造（表7-9） 6Hlim=1150Mpa【圖7-33（b）】, 6Flim=380Mpa 【圖7-34（b）】 SH=1,SF=1(表7-12)，YX=1（圖7-3

22、5） 故【σH】==1150Mpa 【σF】==330Mpa 3.2.2按輪齒彎曲疲勞強度設計 按式（7-55）計算齒輪的模數(shù) Mn≥mm 確定公式內的各計算數(shù)值 3.2.2.1初步選定齒輪參數(shù) Z1=36，Z2=UZ1=536=180 d=1.2(表7-13) 初選β=14 3.2.2.2小齒輪的名義轉距 T1=9550P/n=95503.84/180=203.7N/m=2.037Nmm 3.2.2.3計算載荷系數(shù)K

23、KA=1.25(表7-10) 初估速度V=1m/s,VZ/100=0.24m/s K=1.01圖7-28（b） εα=【1.88-3.2()】cosβ =【1.88-3.2()】cos14=1.72 εβ =tanβ=tan14=3.43 εγ=εα+εβ=1.72+3.43=5.15 Kα=1.43 Kβ=1.07 K=KAKV KαKβ=1.251.011.431.07=1.93 3.2.2.4查取復合齒形系數(shù)YFS ZV1===39.41查圖7-32得YFS1=4.38 ZV2===197.04 YFS1=3.95 3.2.2.5

24、計算大小齒輪的并加以比較 ==0.0133>==0.012 3.2.2.6計算重合度系數(shù)Yε Yε=0.25+=0.25+=0.6860(式(7-41)) 3.2.2.7設計螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εβ =1-3.43=0.5998(式(7-56)) 3.2.2.8設計計算 Mn≥=1.38 取Mn=1.5mm(表7-2) 3.2.3幾何尺寸計算 3.2.3.1中心距a a===166.960mm 取a=167mm 3.2.3.2修正螺旋角β β=arc= arc1.5 =1403′ 用β值與初選值相比改變不多，故參數(shù)εα Kα等不必修正

25、 3.2.3.3大小齒輪分度圓直徑d1,d2及齒寬b1,b2 d1===55.67mm d1===278.34mm b=φdd1=1.255.67=66.80mm 圓整后，b2=72mm b1=82mm 3.2.3.4校核齒面接觸疲勞強度 Zε===0.384 式（7-53） Zβ===0.9849式（7-53） ZE=189.8(表7-11) ZH=2.42(圖7-31) σH = ZεZβZE ZH =189.82.420.3840.9849=357.2Mpa<【σH】 故安全 3.2.3.5齒輪的實際圓周速度 V ===0.525

26、m/s 對照表7-9可知齒輪選7級精度是合適的，且由于與所選K值差距不大，對K影響很小，故無須修正以上設計計算。 3.2.3.6結構設計及繪制齒輪零件圖 第4章：軸的設計計算與校核 4.1Ⅱ軸選擇軸的材料，確定許用應力 普通用途，中小功率減速器，選用45鋼，正火處理。查表14-2，取σb=600Mpa, 【σ-1】b=55Mpa 4.2按扭轉強度，初估軸的最小直徑 由表15-5查得A=110，按式（4-2）得 d≥A =110A =51.48mm 軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，由n和轉距Tc=KT=1.95978772.5=19086

27、06Nmm,查GB5014-85選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，標準孔徑d1=50mm,即軸伸直徑d1=50mm。 4.3確定齒輪和軸承的潤滑 計算齒輪圓周速度 V====0.7m/s 4.4軸系初步設計 4.4.1軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內容：1.各軸段徑向尺寸的確定；2.各軸段軸向長度的確定：3.其余尺寸的確定。1 4.4.2徑向尺寸 從軸段d1=50mm開始，逐漸選取相鄰軸段的直徑，d2起定位固定作用，定位軸高度h可在（0.07～0.1）d范圍內按經(jīng)驗選取故d2= d1+2h≥57mm。查手冊取標準軸徑d2=60mm；d3=63mm,選定軸承型號為

28、7312CJ；d4與齒輪孔徑相配合，為了便于裝配，按標準直徑系列，取d4=67mm,d5起定位作用，由h=（0.07～0.1）d=（0.07～0.1）67=4.69～6.70mm.取h=5mm,d5=80mm;d7與軸承配合，取d7=d3=63mm;d6為軸承軸肩，查機械設計手冊，取d6=72mm 4.4.3軸向尺寸的確定 與傳動零件相配合的軸段長度，一般略小于傳動零件的輪轂寬度，題中鍛造齒輪輪轂寬度B2=(1.2～1.5)d4=(1.2～1.5)67=80～101mm,取B2=b=82mm,取軸段L4=80mm。聯(lián)軸器HL5的J型軸孔B1=84mm，取軸段L1=82mm，與軸承相配

29、合的軸段如L7，查軸承寬度為31mm，取擋油板厚為1mm，于是L7=32mm. 齒輪端面與箱壁的距離△2取10-15mm ; 軸承端面與箱體內壁的距離△3與軸承的潤滑有關。脂潤滑時△3=5-10mm, △3 =5mm,考慮軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離△1=10-15mm，初步取L2=55mm，軸環(huán)寬度L5=8mm,兩軸承中心間的跨距L=152mm. 4.5軸的強度校核 4.5.1計算齒輪受力 分度圓直徑d= ==278.34mm 轉矩T=9549=9549=978773Nmm 齒輪切向力Ft=2T/d==7033 Nmm 齒輪徑向力Fr=Ft tanα/cosβ=70

30、33 tan20/cos143′=2639 Nmm 齒輪軸向力F=Ft tanβ=7033 tan143′=1761 Nmm 4.5.2繪制軸的受力簡圖 4.5.3計算支承反力 水平平面FHⅠ===2741 N FHⅡ=Fr-FⅡ2639-2741=-102N 垂直平面 FⅠ=FⅡ=Ft/2=3516.5N 4.5.4繪制彎矩圖 水平平面彎矩圖 B截面M′Hb=76 FHⅠ=762741=208316Nmm M″Hb=M′Hb-F/2=208316-1761278.43/2=36762 Nmm

31、 垂直平面彎矩圖2 =76FvⅠ=763516.5=267254 Nmm 合成彎矩圖 M′b ==338851 Nmm M″b===269771 Nmm 4.5.5繪制轉矩圖 轉矩T=978773Nmm 4.5.6繪制當量轉矩圖 單向運轉，轉矩為脈動循環(huán)：α=0.6 αT=0.6978773=587264 Nmm b截面：M′ ===678011 Nmm M″ ===646263

32、 Nmm A截面和I截面 =Mel=αT=587264 Nmm 4.5.7分別校核a和b截面 da===47.44mm db===49.77mm 考慮鍵槽da=105℅47.44=49.8mm, db=105℅49.77=52.3mm實際直徑分別為60mm和8omm，強度足夠，如所選軸承和鍵聯(lián)接等經(jīng)計算后，確定壽命和強度均能滿足，則該軸和結構設計無須修改。 4.6.1Ⅰ軸選擇軸的材料，確定許用應力 普通用途，中小功率減速器，選用

33、45鋼，正火處理。查表14-2，取σb=600Mpa, 【σ-1】b=55Mpa 4.6.2按扭轉強度，初估軸的最小直徑 由表14-5查得A=110，按式（4-2）得 d≥A =110A =30.5mm 4.6.3確定齒輪和軸承的潤滑 計算齒輪圓周速度 V====0.5m/s 4.6.4軸系初步設計 4.6.5軸的結構設計 4.6.5.1徑向尺寸 從軸段d1=31.5mm開始，逐漸選取相鄰軸段的直徑，d2起定位固定作用，定位軸高度可在（0.07～0.1）d范圍內按經(jīng)驗選取故d2= d1+2h≥35.41mm。查手冊取標準軸徑d2=35.5mm；d3=3

34、7.5mm,選定軸承型號為7207CJ；d4為齒輪徑相，為了便于裝配，按標準直徑系列，取d4=56mm,d5起定位作用，由h=（0.07～0.1）d=（0.07～0.1）40=2.8～4mm.取h=3mm,d5=45mm;d7與軸承配合，取d7=d3=37.5mm;d6為軸承軸肩，查機械設計手冊，取d6=42mm 4.6.5.2軸向尺寸的確定 與傳動零件相配合的軸段長度，一般略小于傳動零件的輪轂寬度，題中鍛造齒輪輪轂寬度B2=(1.2～1.5)d4=(1.2～1.5)40=48～60mm,取B2=60mm，取軸段L4=60mm，L1=52mm,與軸承相配合的軸段長度為L7，查軸承寬度

35、為17mm，取擋油板厚為1mm,于是L7=18mm。 取L2=50mm,L3=39mm,軸環(huán)寬度L5=8mm,兩軸承中心間的跨距L=116mm. 4.6.6.1軸的強度校核 4.6.6.1.1計算齒輪受力 分度圓直徑d= ==55.67mm 轉矩T=9549=9549=203712Nmm 齒輪切向力Ft=2T/d==7319 Nmm 齒輪徑向力Fr=Ft tanα/cosβ=7319 tan20/cos143′=2746 Nmm 齒輪軸向力=Ft tanβ=7319 tan143′=1833 Nmm 4.6.6.1.2繪制軸的受力簡圖 4.

36、6.6.1.3計算支承反力 水平平面FHⅠ===1813N FHⅡ=Fr-Ⅱ=2746-1813=933N 垂直平面 Ⅰ=Ⅱ=Ft/2=3659.5N 4.6.6.1.4繪制彎矩圖 水平平面彎矩圖 B截面M′Hb=58 FHⅠ=581813=105154Nmm M″Hb=M′Hb-F/2=105154-183355.67/2=54132 Nmm 垂直平面彎矩圖 =58FvⅠ=583659.5=21225 Nmm 合成彎矩圖 M′b===23687 Nmm M″b

37、===219045 Nmm 4.6.6.1.5繪制轉矩圖 轉矩T=203712Nmm 4.6.6.1.6繪制當量轉矩圖 單向運轉，轉矩為脈動循環(huán)：α=0.6 αT=0.6203712=122227 Nmm b截面：M′ ===266547 Nmm M″ ===250839 Nmm A截面和I截面 M=Mel=αT=122227 Nmm 4.6.6.1.

38、7分別校核a和b截面 da===28.11mm db===36.46mm 考慮鍵槽da=105℅28.11=29.2mm, db=105℅36.46=38.3mm實際直徑分別為31.5mm和40mm，強度足夠，如所選軸承和鍵聯(lián)接等經(jīng)計算后，確定壽命和強度均能滿足，則該軸和結構設計無須修改。 第5章：鍵的選擇與校核 5.1Ⅱ軸齒輪上的鍵 5.1.1鍵的類型及其尺寸選擇 齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選用A型平鍵聯(lián)接 根據(jù)軸徑d=67mm,由表4-1查得鍵寬b=20mm,鍵高h=12mm,故輪轂長度為82mm,故標準鍵長L

39、=70mm。 5.1.2驗算擠壓強度 將 l=L-b=70-20=50mm,k=0.4h=0.4*h=4.8mm 代入公式（4-1）得擠壓力為： σp===111.74MPa 由表4-2查得：輕微沖擊載荷的許用擠壓應力 所以擠壓強度足夠 5.1.3確定鍵槽尺寸 由普通平鍵標準查得軸槽深t=7.5mm, 轂槽深t1=4.9mm. 5.2聯(lián)軸器上的鍵 5.2.1鍵的類型及其尺寸選擇 選用C型平鍵聯(lián)接 根據(jù)軸徑d=50mm,由表4-1查得鍵寬b=14mm,鍵高h=9mm,取標準鍵長L=70mm。 5.2.2驗算擠壓強度 將 l=L-b=70-1

40、4=46mm,k=0.4h=0.4*h=3.6mm 代入公式（4-1）得擠壓力為： σp===136.42MPa 由表4-2查得：輕微沖擊載荷的許用擠壓應力 【σp】=150>σp 所以擠壓強度足夠 5.2.3確定鍵槽尺寸 由普通平鍵標準查得軸槽深t=5.5mm, 轂槽深t1=3.8mm. 5.3Ⅰ軸齒輪上的鍵 5.3.1鍵的類型及其尺寸選擇 齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好，故選用A型平鍵聯(lián)接 根據(jù)軸徑d=40mm,由表4-1查得鍵寬b=12mm,鍵高h=8mm,故輪轂長度為70mm,故標準鍵長L=63mm。 5.3.2驗算擠壓強度 將 l

41、=L-b=63-12=51mm,k=0.4h=0.4*h=3.2mm 代入公式（4-1）得擠壓力為： σp===62.41MPa 由表4-2查得：輕微沖擊載荷的許用擠壓應力 【σp】=100>σp 所以擠壓強度足夠 5.3.3確定鍵槽尺寸 由普通平鍵標準查得軸槽深t=5.0mm, 轂槽深t1=3.3mm. 5.4帶輪上的鍵 5.4.1鍵的類型及其尺寸選擇 選用A型平鍵聯(lián)接 根據(jù)軸徑d=31.5mm,由表4-1查得鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm,取標準鍵長L=45mm。 5.4.2驗算擠壓強度 將 l=L-b=45-10=35mm,k=0.4h=0

42、.4*h=3.2mm 代入公式（4-1）得擠壓力為： σp===115.48MPa 由表4-2查得：輕微沖擊載荷的許用擠壓應力 【σp】=120>σp 所以擠壓強度足夠 5.4.3確定鍵槽尺寸 由普通平鍵標準查得軸槽深t=50mm, 轂槽深t1=3.3mm. 第6章：減速器箱體的設計 圖3-1 P = 3.54kw 由表10-1 η = 0.917 Po = 3.84kw 由表3-2 由表1

43、0-110 i=20 i=5 N1=180r/min N2=36r/min N=36 r/min P1=3.84Kw P2=3.69Kw P=3.58Kw TO=53.1Nm T1=203.7Nm T2=978.9N T2=949.7Nm 由表5-13 Pd=5.2Kw B型 由表5-8 dd1=125mm dd2=500mm i=4 V=4.71m/s 合適 Ld

44、=2800mm a=890mm α=154.7 合適 Z=4根 FO=237.9N FQ =1857N σH=1150Mpa σF=330Mpa Z1=36 Z2=180 T1=2.037Nmm T εα=1.72 εβ=3.43 εγ=5.15 K=1.93 ZV1=39.41 ZV2=197.04 Yε=0.6860 Yβ=0.5998

45、 Mn=1.5mm a=167mm β=1403′ d1=55.67mm d1278.34mm b=66.80mm Zε=0.384 Zβ=0.9849 σH =357.2Mpa V=0.525m/s 表14-2 V=0.7m/s T=978773 Nmm Ft=7

46、033 Nmm Fr=2639 Nmm F=1761 Nmm FHⅠ=2741 N FHⅡ=-102N FⅠ=3516.5N M′Hb=208316Nmm M″Hb=36762 Nmm M=267254 Nmm M′b=269771 Nmm M″b=269771 Nmm M′=678011 Nmm M″=646263 Nmm M=587264 Nmm da=47.44mm db=49.77mm

47、 d=55.67mm T=203712Nmm Ft=7319 Nmm Fr=2746 Nmm F=1833 Nmm FHⅠ=1813N FHⅡ=933N M′Hb=105154Nmm M″Hb=54132 Nmm M=21225 Nmm M′b=23687Nmm M″b=219045 Nmm T=203712Nmm M′=266547 Nmm M″=250839 da=28.11mm db=36.46mm

48、 σp=111.74MPa 【σp】>σp 強度足夠 t=7.5mm t1=4.9mm σp=136.42MPa 【σp】>σp 強度足夠 t=5.5mm t1=3.8mm σp=62.41MPa 【σp】>σp 強度足夠 t=5.0mm t1=3.3mm 【σp】>σp 強度足夠 t=50mm t1

49、=3.3mm 名稱 符號 尺寸關系 δ=12mm δ1=10mm b=18mm b1=15mm b2=30mm d=16mm n=6mm d1=12mm d2=10mm d4=6mm c1=16mm c2=14mm DO=24mm RO=5mm r=3mm D2=172mm S=170mm h=80 R1=14mm L1=36mm m1=12mm m=10mm △1=15mm △2=13mm 箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座 箱蓋 箱座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 地腳螺栓數(shù)目 軸承旁連接螺栓直徑 箱蓋箱座連接

50、螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 檢查孔蓋螺釘直徑 d至箱外壁距離 d1至箱外壁距離 d2至箱外壁距離 d至凸緣邊緣距離 d2至凸緣邊緣距離 軸承座外徑 軸承旁連接螺栓距離 軸承旁凸臺高度 軸承旁凸臺半徑 箱外壁軸承座端面距離 箱蓋筋厚 箱座筋厚 大齒輪頂圓與箱內壁距離 齒輪端面與箱內壁距離 δ δ1 b b1 b2 d n d1 d2 d3 d4 c1 c2 DO RO r D2 S h R1 L1 m1 m △1 △2 0.025a+△≥8 δ1=o.85δ b=1.5δ b1=1.5δ1

51、 b2=2.5δ d=16 n=6 d1=0.75df d2=(0.5-0.6)d d3=10,n=4(7312CJ),d3=12,n=6(7207CJ) d4=6 c1=16 c2=14 DO=24 RO=24 r=3 D2=D+(5～5.5)d3 S≈D2 h=80 R1=C2 L1=C1+C2+(5～8) m1>0.85δ m>0.85δ1 △1≥1。28 △2≥8 第7章：軸承蓋的選擇 兩個軸承蓋均選用凸緣式 7.1 7207軸承的軸承蓋 d3=10mm d0=d3+1=11mm D=72mm(表10-38) D0=D+

52、2.5d3=97mm D2=D0+2.5d3=122mm D4=D-(10～15)mm,D4=60mm D′=D-(3～4)mm,D′=68mm e=1.2d3=12mm e1=(0.1～0.15)D≥e，e1=12mm b=6mm h=5mm 7.2 7312CJ軸承的軸承蓋 d3=12mm d0=d3+1=13mm D=130mm(表10-38) D0=D+2.5d3=160mm D2=D0+2.5d3=190mm D4=D-(10～15)mm,D4=118mm D′=D-(3～4)mm,D′=126mm e=1.2d3=14.4mm e1=(0.1

53、～0.15)D≥e，e1=18mm b=8mm h=7mm 第8章：潤滑與密封的選擇 8.1 潤滑 因齒輪圓周速度較小，采用浸油潤滑，浸油深度h=10mm,潤滑油的深度H=40mm。 軸承選用脂潤滑，選用鈣基2號鈉基3號潤滑脂。 8.2 密封 軸伸出處氈圈式密封 軸承室內側選用擋油環(huán)密封 箱蓋與箱座接合面開回油溝密封 第9章：減速器附件及說明 9.1 窺視孔蓋 A=150~250mm A=100mm B=75mm A1=150mm B1

54、=100mm C=125mm C1=60mm J=80mm R=12mm 螺釘尺寸 M620 螺釘數(shù) 4 9.2 六角頭油塞 d=M201.5 D0=30mm L=28mm l=15mm a=4mm D=25.4 s=22mm D1=21mm d1=22mm

55、材料Q235 9.3 通氣管 d為M161.5 D=22mm D1=19.6mm s※=17mm L=23mm l=12mm a=2mm d1=5mm 9.4 游標尺 d為M12 d1=4mm d2=12mm d3=6mm h=28mm a=10mm b=6mm c=4mm

56、D=20mm D1=16mm 9.5 吊耳和吊鉤 9.5.1 吊耳環(huán)（鑄在箱蓋上） d=b≈(1.8～2.5)δ1=20mm R≈(1-1.2)d=24mm e≈(0.8～1)d=18mm 9.5.2 吊鉤（鑄在箱座上） K=c1+c2=30mm H≈0.8K=24mm H=0.5K=15mm R=K/6=5mm B=(1.8～2.5) δ=24mm H1按結構確定。 結 論 通過這兩個星期的課設計我們收獲

57、了許許多多的東西。不僅 使我們在專業(yè)課上加深了對所學知識的理解和應用，而且大大提高了我們的動手能力和分析能力。 我們實習的主要內容是齒輪減速器，通過自己切身的體會，運用自己所學的知識來設計，李在老師等人的指導下，我們圓滿完成了老師給我們布置的各項任務。在這兩周的實習生活中，我們收獲的不僅僅是“圓滿完成了任務”，通過實習，我們也深深地懂得了團隊精神的重要性。當然，在計算過程中由于沒有經(jīng)驗或者粗心大意難免會犯一些這樣或那樣的錯誤，但由于我們大家的共同的共同努力，經(jīng)過多次的修改，反復的驗算，及時的修正了錯誤，最終畫出了一幅比較準確的圖紙。 實習雖然結束了，但我們的學習還沒結束，由于我們品時學的知

58、識不是很扎實，在我們實習中還是造成了不小的障礙，這也給我們以后踏上工作之路敲了一個警鐘。 有參與就有收獲，在實習中能發(fā)現(xiàn)小問題能避免在以后的工作中出現(xiàn)大的問題。 我們未知的東西還很多，我們的路還很長，所以我決心要正視自己的不足，在這為數(shù)不多的日子里好好學習，爭取在自己的專業(yè)上做出點成績。 、 參考文獻 一．《機械設計基礎》 中國礦業(yè)大學出版社 主編：張建中 二．《機械設計基礎課程設計》 中國礦業(yè)大學出版社 主編：張建中 三．《簡明機械設計手冊》 同濟大學出版社 主編：洪鐘德 四．《工程機械構造手冊》 機械工業(yè)出版社 主編：劉希

59、五．《機械制造工藝學》 機械工業(yè)出版社 主編：鄭修本 六．《工程力學少學時》 高等教育出版社 主編：張定華 七．《機械手冊》 化學工業(yè)出版社 主編：成大先 八．《機械制造技術基礎》 上海交通大學出版社 主編：陳子良 九．《機械設計簡明手冊》 國防工業(yè)出版社 主編：楊黎明 十．《精密機械設計》 機械工業(yè)出版社 主編：龐振基 致 謝 歷時將近四個月的時間，我們終于將這篇論文寫完了。在論文完成之際，我們的心情萬分激動。在此，我們要在這里向所有幫助過我們的朋友、同學、老師，表示深深的謝意!畢

60、竟這次畢業(yè)論文能夠得以順利完成，并非只有我們四個人的功勞，是所有指導過我們的老師，幫助過我們的同學和一直關心支持著我們的家人對我的教誨、幫助和鼓勵的結果。從論文的選題、資料的收集到論文的撰寫編排整個過程中，我們都得到了許多的熱情幫助。 首先要感謝李玲老師，她為人隨和熱情，治學細心嚴謹，而且還很關心我們。在閑聊時她總能像知心朋友一樣鼓勵我們，在論文的寫作和措辭等方面她也總會以“專業(yè)標準”嚴格要求我們，從選題、定題開始，一直到最后論文的反復修改、潤色，李老師始終認真負責地給予我們深刻而細致地指導，幫助我們開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。正是李老師的無私幫助與熱忱鼓勵，我們的畢業(yè)論文才能夠得以順

61、利完成，在此我們衷心的感謝李老師。 另外，在校圖書館查找資料的時候，圖書館的老師也給我們提供了很多方面的支持與幫助。在此向幫助和指導過我的各位老師表示最衷心的感謝! 感謝這篇論文所涉及到的各位學者。本文引用了數(shù)位學者的研究文獻，如果沒有各位學者的研究成果的幫助和啟發(fā)，我將很難完成本篇論文的寫作。 感謝我們身邊所有的同學和朋友，在我們撰寫論文的過程中給予了我們很多不同的素材，還在論文的撰寫和排版燈過程中提供熱情的幫助。正是由于你們的幫助和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。謝謝你們三年來的關照與寬容，與你們一起走過的繽紛時代，將會是我們一生珍貴的回憶。 由于我的學術水平有限，所寫論文難免有不足之處，懇請各位老師和學友批評和指正!