《一級圓柱斜齒輪減速器機械設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《一級圓柱斜齒輪減速器機械設計（35頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設計《課程設計》 課題名稱 一級圓柱齒輪減速器的設計計算 學 院 專 業(yè) 班 級 081 班 姓 名 胡桐 學 號 080802110198 指導老師 鄭偉剛老師 完成日期 2011年1月8日星期六 目錄 第一章 緒 論 4. 第二章 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明 5 2.1 課題題目 5. 2.2 主要技術(shù)參數(shù)說明 5. 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 5. 2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 5. 第三章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算 6 3.1 減速器結(jié)構(gòu) 6. 3.2 電動機選擇 6. 3.3 傳動比分配 7. 3

2、.4 動力運動參數(shù)計算 7. 第四章 帶輪設計 9. 第五章 齒輪的設計計算 1. 0 5.1 齒輪材料和熱處理的選擇 1. 0 5.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 11 5.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 11 5.2.2 齒輪幾何尺寸的確定 13 5.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設計 1. 4 第六章 軸的設計計算 1. 5 6.1 軸的材料和熱處理的選擇 1. 5 6.2 軸幾何尺寸的設計計算 1. 6 6.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑 16 6.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 1. 6 6.3 輸出軸幾何尺寸的設計計算 2. 1 6

3、.3.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計輸出軸的最小直徑 21 6.3.2 輸出軸的結(jié)構(gòu)設計 22 第七章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 25 7.1 滾動軸承的校核計算 2. 5 7.1.1 輸入軸承的校核（型號 7208C） 25 7.1.2 輸出軸承的校核（型號 7210C） 26 7.2 鍵的選擇計算及校核 2. 7 7.3 聯(lián)軸器的選擇 2. 8 第八章 減速器潤滑、 密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的 計算 2..8 8.1 潤滑的選擇確定 2. 8 8.1.1潤滑方式 2. 9 8.1.2 潤滑油牌號及用量 29 8.2 密封形式 2.9

4、8.3 減速器附件的選擇確定 2. 9 8.4 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 3. 0 第一章 緒 論 參考文獻 1、《機械設計基礎》，楊可楨等主編，高等教育出版社。 2、《機械設計課程設計》 ，周元康等主編，重慶大學出版社《機械制圖》教材 3、《機械零件設計手冊》 4、《工程力學》教材 第二章 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明 2.1課題題目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器 及v帶傳動。 2.2主要技術(shù)參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=2800N,輸送帶的工作速度V=1.4m/s，輸送機滾筒直徑 D=275mm。 2.3傳動系統(tǒng)工作條件

5、 帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)； 兩班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量 生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 2.4傳動系統(tǒng)方案的選擇 圖1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 第三章減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算 3.1減速器結(jié)構(gòu) 本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構(gòu)。 3.2電動機選擇 （一） 工作機的功率Pw Pw=F*V/1000 t=2800X 1.4/（1000*1）=3.92kw （n—工作及傳動效率為1） 電動機 選用： Y132S-4 （二） 總效率總 總=帶齒輪聯(lián)軸器 =0.

6、95X 0.98X 0.99X 0.98=0.903 （三） 所需電動機功率Pd P=Pv?總=3.92/0.9=4.34 kw 查《機械零件設計手冊》得 Ped = 5.5 kw 電動機選用Y100L2-4 電動機額定功率P 5.5kw 電動機滿載轉(zhuǎn)速nm 1440r/mi n 電動機軸伸出端直徑 38mm 電動機伸出端安裝長度 60mm i 輪=3.7025 i齒=4 3.3傳動比分配 工作機的轉(zhuǎn)速n=60X lOOOv/ ( D =60X 1000 X 1.4/( nX 275) =97.22r/mi n ^、=nm /nw =1440/97.

7、22=14.810 取i齒=4則 i 帶=i 總/i 齒=14.810/4=3.7025 取咼速小齒輪齒數(shù) 乙=20, 大齒輪齒數(shù)Z2=80 3.4動力運動參數(shù)計算 (一)轉(zhuǎn)速n 口0 =門滿=1440 (r/min ) n I = n o / i 帶=n 滿 /=1440/3.7=389 (r/min ) nII = nI /i 齒=389/4=97 (r/min ) nhi = nii =97 (r/min ) (二)功率P P =P 帶=5.5 X 0.95=5.23 kw F2=R 帶 齒輪=5.23 X 0.98=5.12 kw F2=P 帶齒輪聯(lián)軸器=5

8、.12X 0.99=5.07kw （三）轉(zhuǎn)矩T Ti=9550R/ni=9550X 5.23/1440=34.65 N ? m T2=9550F2/n2=9550X 5.12/398=135.84 N ? m T3=9550P?/n3=9550X 5.07/97=499.06 N ? m 計算及說明 結(jié)果 結(jié)果 將上述數(shù)據(jù)列表如下: 軸號 功率 P/kW N /(r.min “) T/ (N - m) i 1 5.23 1440 34.652 3.7025 2 5.12 389 135.835 4 3 5.07 97 49

9、9/061 第四章 帶輪設計 1. 計算功率巳 由表 13-8 得Ka=1.2 FC=Ka XP= 1.2 X5.5kw = 6.6KW 2. 選擇V帶型號 P=6.6KW n1=1440r/min 選擇 A型普通 V帶 3. 求大小帶輪基準直徑 、d2 由表13-9應不小于75取d1=125mm (2=n1 d1 (1 - s) =1440//389 X125 X (1 - 0.02) =490mm n2 由表 13-9 取d2=500mm 4. 驗算帶速V nd1 nj 3.14 X 125 X 1440 V= = =9.4m/s 60 X 100 60 X

10、100 帶速在5-25m/s范圍內(nèi) 選擇合適 5. 求V帶基準長度Ld和中心距a 初步選取中心距 ￡0=1.5 (d1+d2 ) =1.5 X (125+500 =937.5mm 取a0=900mm符合 0.7 (d1 +d2)

11、 > 120° 1 a 890 包角合適 7. 求V帶根數(shù)Z Z= Pc (P0+?P 0KdK|) n仁 1440r/min d1 =125 mm 查表 13-3 得 F0 =1.90KW 由 i= 竺 = 900 =4.1 d1 ( 1- ￡) 125 X(1-0.02 ) 查表 13-5 得？F0 = 0.16KW 由 a =1560 查表 13-7 得 K a=0.94 查表 13-2 得 Kl=1.06 Z= Pc 36 =2.98 (P0+?P 0Kd Kl) (1.05+0.16 ) X 0.93 X 1.06 取z=3根 8. 求作用在帶輪軸上的

12、壓力Fq 查表 13-1 得 q=0.1kg/m 單根V帶的初拉力： -500P c 2.5 2 F0=ZVC(Ka - 1)+ qv2 =500 X 6.6( 2.5 - 1)+0.1 X 9.42 =203 N 3 X 9.4 ' 0.94 ‘ 作用在軸上的壓力： 1560 Fq=2ZF0 sin 寺=2X 3 X 203 X sin 號N=1191N 第五章齒輪的設計計算 5.1齒輪材料和熱處理的選擇 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度250HBS 大齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度200HBS 5.2齒輪幾何尺寸的設計計算 5.2.1按照接

13、觸強度初步設計齒輪主要尺寸 (1)由《機械零件設計手冊》查得 OHIiml =600MPa oHiim2 =550MPa ofei =460 MPa ofe2 = 410MPa Sh = 1 Sf = 1.25 [OF1 ]= ofei / Sf= 460/1.25=368MPa [OF2]= OFE2 / Sf= 410/1.25=328MPa [oH1 ] = oHlim1 / Sh = 600/1 =600 MPa [0H2] = oHlim2 / Sh = 550/1 =550 MPa (2)按接觸強度設計: . 八 3 〃 335 2 a＞（u+ 1）

14、 V（—-）2 OH K?T 2 Od?u 由已知得：T2 = 135.835 N ? m 載荷系數(shù)：k=1.2 (表11-3) d= 1.2 （表（11-6） a＞（u+ 1） W：）2 鶯=（4+ 1） 1.2 X 135.835 1.2 X4 =143.86 取 a=155 初選螺旋角：3=15° 模數(shù): Mn 2a ? cos 3 2?155 ? cos15 Z1+Z 2 20+80 0 =2.99 取: Mn = 3 校核螺旋角：供cos- 1 rMn ? (z1+z2) ] -1 3? (20+80 ) — [ 2?

15、a ] WWO _ _ .廠 L 2?155 =14° 35' 33〃 (3)驗算彎曲強度： 校核公式: 0F = 2k ?r2 "haYsa 2 二［ of] b Mn - z 計 算及 說 明 結(jié)果 齒形系數(shù)：（查圖11-8）得: YFa1=2.93 YFa2=2.25 Ysa1=1.57 Ysa2 = 1.77 di =mZ〃cos p=60 b=?d = 1.2 ? 60 = 72取 b2=75mm,b1 =80mm 2k ■ T ? FaY Sa r cF1 = 2 =149

16、Mp < [ cF1 ] =368MPa b Mn ? z 同理， F2c129MPa< [ c2] = 328MPa 所以彎曲強度符合要求 (4)齒輪的圓周速率: V=ndM=n（SJ8=1.17 m/s 60 X 100 60 X 100 對照表11-2,選8級精度制造合適 5.2.2齒輪幾何尺寸的確定 由《機械零件設計手冊》得 ha =1 c = 0.25 法面模數(shù) Mn 螺旋角 14° 35' 33〃 法面壓力角 an 20° d1 60.0 mm 分度圓直徑 d2 240.0mm 齒頂圓直徑 * dai = di +

17、 2 h a ? Mn 在此處鍵入公式。 66mm * da2 = d2 + 2 ha?Mn 246 mm 齒根圓直徑 * dfi = di + 2 h f ?Mn 52.5 mm * df2 = d2 + 2 h f ? Mn 在此處鍵入公式。 232.5 mm 中心距 _Mn ?(Zi+Z2) a cos B 155mm 齒寬 b2 = b 75 mm bi = b2 + (5~10) 80 mm 5.3齒輪的結(jié)構(gòu)設計 (1) 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)， (2) 大齒輪采用平腹板鑄造結(jié)構(gòu)大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下： 軸孔直徑

18、： d= 60(mm) 輪轂直徑： D1=1.6d=1.6 X 60=96( mm) D =df2-2 o =252.5-16=216mm 輪轂長度： L=(1.2~1.5) d =72 mm 輪緣厚度： 8 o = (2.5 ?4)mn =7.5(mm) 取 o =8mm 輪緣內(nèi)徑： D 2 =0.25(Do+ D1)=156mm 分布孔徑： d1=0.25 (D0-D1) =0.25X( 216-96) = 30mm 腹板厚： C=0.2b2 = 15mm 齒輪倒角： n=0.5mn=0.5X 3=1.5 第六章軸的設計計算 6.1軸的材料和熱處理的選擇 由《機械

19、零件設計手冊》中的圖表查得 選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217?255HBS b=650MPa s=360MPa 1 =280MPa 6.2軸幾何尺寸的設計計算 6.2.1按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑 查表 14-2,取 C=115 3 "「厶「 P 3 5 1205 從動軸 d =C ' 2 =115X^_ =27.86 mm 仆2 360 考慮軸上有鍵槽，將直徑增大5%.則 d1 =27.86 X( 1+5%) =29.25mm 考慮到帶輪結(jié)構(gòu)，取 d1 = 30mm 6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設計 (1) 軸上零件的定位、固定和裝配： 單機減速器可將此輪安排在箱體中

20、央，相對與兩軸承對稱分布，小齒 輪直徑較小，可以直接鑄造在軸上，做出齒輪軸。根據(jù)軸上零件的定位、 裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階 梯軸。 (2) 確定軸各段直徑和長度 軸承型號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 7208C d D B da/min Da/max 40 80 18 47 73 初選用7208C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑 d=40mm,外徑 D=80mm,寬度 B=18mm.安裝尺寸 da=47mm,Da=73mm. I段：di=40mm 長度取 li=18mm t h=2c c=1.5mm II段:為軸承

21、的軸間，d2=da=47mm 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁的距離為 10- 13mm，軸承端面 和箱體內(nèi)壁應有一定距離。 通過密圭寸蓋軸段長應根據(jù)密圭寸 蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定， 為此，取該段長為29mm , 2l =A| +^2 =30 mm III段鑄造鍛：直徑d3=dai =66mm（齒頂圓直徑） L3為齒輪的寬度13= 80mm W段與II段關(guān)于III段對稱：故直徑d4=47mm l4=29mm V段與I段關(guān)于III段對稱：直徑d5=40mm.長度l5=18mm W段：它的設計是為區(qū)分加工表面，便于軸承裝配，取 h=2mm 所以 d = d5

22、 - 2 ? 2 = 36 mm 6 =亠+厶5 = 57 mm 叫段要求安裝帶輪，且?guī)л啺惭b 3根V帶。此段的左邊的階梯作為定 位軸肩考慮，查圖 11-10，取 l7=45mm,L=(1.5~2)d d7 = d6 - 2 ?3 = 30 mm 軸的總長度 L= l1+ l2 +l3+ l3+ l4+ l 5 +l 6+ 17=276mm. (3)按彎矩復合強度計算 已知：分度圓 d=60mm轉(zhuǎn)矩T,=135.835Nm軸向力 Fa=Fttan B =1213.2N 圓周力 Ft=2T2/d=4527.83N 徑向力 Fr =Fttan B /cos B =1706.1N.

23、 因為兩軸承對稱分布，所以 L = L2 = 78mm L3=88.5 mm 由帶輪設計已知 (f= 1191 N 軸的受力分析如下圖： MQ ① 垂直面支座反力 d3 Fr ? L Fa ?/ L 1706.13 X 78-1213.2 X % 156 =619.7 N Bjy = Fr - FAy = 1086.4N ② 水平面支撐反力 Fza=Fzb =

24、 Ft/2=2263.9 N 1191 X88.5 N = 675.66N 156 ③ Fq在支撐點產(chǎn)生的反力 Fq x L3 Fqa = r - Li + L2 Fqb = Fq + Fqa = 1191 + 675.66 = 1866.67 N 外力Fq作用方向與帶傳動的布置有關(guān)，在具體布置尚未確定時, 按最不利因素考慮 ④ 算垂直面的彎矩圖: My = FBy XL2 = 1086.47 x 78/1000 = 84.7392N m My' = FAy XL1 = 619.7 x 78/1000 = 48.3366N m ⑤ 計算水平面的彎矩 Mz=Fz

25、a x L1 =2263.9 X78/1000=176.5842 N m ⑥ Fq產(chǎn)生的彎矩 Mq=Fq x L3=1191X88.5/1000=105.4035 N m 在a-a截面上，F(xiàn)q產(chǎn)生的彎矩為 Maq =Fqa x L1 =675.66 x 78/1000 = 52.7015 N m ⑦ 求合成彎矩 考慮到最不利因素，所以 M = Maq+ VMy2 + Mz2=52.7015 + V84.7392^ + 176.5842 2 =248.565 N m M' =MAQ+VMy，2 + Mz2=52.7015+ V48.336& + 176.5842 =235.7

26、8 ⑧ 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： T =Ft ><竺=135.8349 N m L 2 ⑨ 從彎矩圖可知，a-a截面最危險,按脈動循環(huán)應變力a=0.6 Me =⑷2 + (aT) 2 = V248.565 2 + (0.6 X 135.8349) 2 =261.585 Nm 所以 占二 Me=13.04MPa< ［皿］=60MPa 故選擇符合要求 6.3輸出軸幾何尺寸的設計計算 6.3.1按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計輸出軸的最小直徑 由《機械零件設計手冊》中的圖表查得 選40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度 241?286HBS 查表14-2,取C=98 從動軸 d=C . P2 =98xV5

27、.1205 =36mm 飛 n2 97 考慮軸上有鍵槽，將直徑增大5%.則 d1 =36X( 1+5%) =37.8 mm 考慮到聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)，取 d = 38 mm 632輸出軸的結(jié)構(gòu)設計 (1)輸出軸上零件的定位、固定和裝配： 單機減速器可將此輪安排在箱體中央，根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方 便的需要，同時考慮到強度的原則，輸出軸設計為階梯軸。齒輪相對與 兩軸承對稱分布，齒輪左邊用軸肩定位，右手用套筒軸向定位，周向定 位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位。 (2)確定輸出軸各段直徑和長度 爭——毛—齊毛呑-堆 初選軸承7210C角接觸軸承

28、軸承型號 基本尺寸 安裝尺寸 7210C d D B da/min Da/max 50 90 20 57 83 I段：因為選擇聯(lián)軸器HL3J型(表6.8) 所以取 1 d= 38mm 1l = B1 =60mm II段：它的設計是為區(qū)分加工表面，便于軸承裝配，取 h=2mm 所以：d2 = d1 + 2h = 42 mm 2 =△〔+△? =60 mm 川段：d3 = d = 50mm 長度為軸承的寬度：13= B2 = 20 mm W段：為軸承軸肩，考慮齒輪內(nèi)端面和箱體內(nèi)壁之間的距離為 10—13 mm通過密封蓋軸端長應根據(jù)封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器

29、與箱體外壁有一 段距離。所以 d = da = 57mm 4 = 20.5mm V段：由圖 14-10 4= d6 + 2 x7 = 74mm l5 = B3=10 mm 切段：其直徑為齒輪的內(nèi)徑 所以 c6 = 60 mm b = B4 - ^5 = 75 mm (參考齒輪結(jié)構(gòu)設計) %段：其與軸三對稱，所以 d7 = d3 = 50mm 17 =^5 + △6+亠+ B5 = 50.5mm 所以 軸的總長度 L= l1 + |2 +l3+ l3+ I 4+ l 5 +l6+ 17=278mm (3)按彎矩復合強度計算： 已知 分度圓直徑 d = 240 mm 轉(zhuǎn)矩 T3

30、=499.061 N ? m 所以 圓周力：Ft=2T3/d =4148.8N 軸向力：Fa=Ft x tan 3=1114.3 N 徑向力：Fr =Ft tan a/ cos 3= 4158.8 xtan 20 ° Cos15 ° =1567.1 N 軸的受力分析如下圖： Fn 卜 h Mt iff IK ① 垂直面支座反力 Fr Li- Fa ? 1567.1 X78 - 1114.3 X 120 FAy = L = 156 =73.6 N BBy = Fr + F Ay = 1640.7 N ② 水平面支撐反力 Fza =Fzb = Ft/2=2079

31、.4 N ③ 算垂直面的彎矩圖My = FBy XL2 = 1640.7 X 78/1000 = 127.97N m My' = FAy X L1 = 73.6 X 78/1000 = 5.74N m ④ 計算水平面的彎矩 Mz=FZa X L1 =2079.4 X78/1000=162.19N m ⑤ 求合成彎矩 考慮到最不利因素，所以 M = “My2 + Mz2=206.6 N m M =VMy 2 + Mz2=162.3N m ⑥ 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： T =Ft xda=4158.8 X12O/1OOO=499.1 N m t 2 ⑦ 從彎矩圖可知，a-a截面最

32、危險,按脈動循環(huán)應變力a=0.6 Me=“M2+ (aT)2 = “206.6 2 + (0.6 X 499.1)2=363.8 N m 所以 筆=罟=Me=16.84Mpa < ［訃］=75Mpa 符合要求。 第七章軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 7.1滾動軸承的校核計算 7.1.1輸入軸承的校核(型號 7208C) 作用在軸承上的徑向力 A處FrA=“Az2 + Fay2=“2263.9 + 619.72 =2347.2N B 處 FrB = VFbz2 + Fby2=“2263.3 + 1086.42 =2511.1 N 作用在軸承上的軸向力 A 處Fsa = eFrA

33、= 0.47 X 2347.2 = 1103.2N B 處 Fsb = eFrB = 0.47 X 2511.1 = 1180.2N 又已知 FA = 1312.2 N 二 A（松段） Fa = Fsa = 1180.2 N B緊段） F^b = Fa + Fsa = 2393.4 N B = 0.44FrA + 1.19FaA = 0.44 X 2347.2 + 1.19 X 1180.2 = 2437.2N FB = 0.44FrB + 1.19FaB = 0.44 X 2511.1 + 1.19 X 2393.4 = 3953.0N 取 f1 = 1 , fp = 1.2

34、= & （表 16-8、16 - 9） 由 t C= 30.5kN （附表 1） L1 = 106 60n f1C Pb 106 60 X 360 1 X30.5 X1000 1.2 X 3953 =18190 h 軸承的設計壽命為3年，雙班工作, 即 L= 3 X16 X365 = 17520 h L1 > ?? .軸承使用壽命符合條件。 7.1.2輸出軸承的校核（型號 7210C） 作用在軸承上的徑向力： A處FrA =vFaz2 + Fay2=V2079.冷+ 73.62 =2080.7N B 處 FrB = vFbz2 + Fby2=" 169

35、2.E+ 1659.22 =2648.7 N 作用在軸承上的軸向力 A 處Fsa = eFrA = 0.42 X2080.7 = 873.9N B處 Fsb = eFrB = 0.42 X 2648.7 = 1112.45N 又已知 FA = 1114.3 N A（松段） Fa = Fsa = 1112.45 N Fbb = Fa + Fsa = 2226.8N Pa = 0.44FrA + 1.3FaA = 0.44 X 2080.7 + 1.3 X 1112.45 = 2361.6N FB = 0.44FrB + 1.3FaB = 0.44 X 2648.7 + 1.

36、3 X 2226.8 = 4060.3N 取 f1 = 1 , fp = 1.2 = & （表 16-8、16 - 9） 由 t C=42.8kN （附表 1） L?1 = 106 60n f1C （fpR? 106 60 X 97 1 X42.8 X1000 1.2 X 4060.3 =108489 h 軸承的設計壽命為8年，雙班工作, 即 L= 8 X2 X365 X8 = 46720 h L1 > ?? .軸承使用壽命符合條件。 7.2鍵的選擇計算及校核 （一）主動軸外伸端 d=25mm,故選鍵8X 7 GB/T1096—2003, b=8mm,

37、L=30mm, h=7mm, 選45號鋼，其許用擠壓力 p =100MPa Ft p = ' - p h l = 4000T2 =4000 135.8 =63.8 MPa < p hld 7 30 25 則強度足夠，合格 （二）與齒輪聯(lián)接處 d=60mm,選鍵 18X 11 GB/T1096— 2003, b=18mm, L=60mm, h=11mm,選45號鋼，其許用擠壓應 力 p =100MPa Ft h 'l =41.9 MPa < 4OOOT3 =4000 499.06 hld 11 60 60 則強度足夠，合格 7.3聯(lián)軸器的選擇 由于

38、減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng) 濟問題，選用彈性注銷聯(lián)軸器 K=1.3 TC =9550 K Pj/n3 =9550 X 1..3X5.069/97 =628.8 N ? m 選用HL3型彈性注銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩 Tn =630，Tc

39、寸的計算 8.1潤滑的選擇確定 8.1.1潤滑方式 1. 齒輪V=1.2vv 12 m/s選用浸油潤滑 2. 軸承采用潤滑脂潤滑 8.1.2潤滑油牌號及用量 1. 齒輪潤滑選用150號機械油，最低?最高油面距10?20mm需油量為 1.5L左右 2. 軸承潤滑選用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3?1/2為宜 8.2密封形式 1?箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的 方法 2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石 棉橡膠紙、墊片進行密圭寸 3軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸 端與透蓋的間隙，由于

40、V<3 (m/s),故選用半粗羊毛氈加以密圭寸 4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi) 部 8.3減速器附件的選擇確定 名稱 功用 數(shù)量 材料 規(guī)格 螺栓 安裝端蓋 12 Q235 M6 X 16 GB 5782 — 1986 螺栓 安裝端蓋 24 Q235 M8 X 25 GB 5782 — 1986 銷 定位 2 35 A6 X 40 GB 117 —1986 墊圈 調(diào)整安裝 3 65Mn 10 GB 93— 1987 螺母 安裝 3 A3 M10 GB 6170 — 1986 油標尺

41、 測量油 面高度 1 組合件 通氣器 透氣 1 A3 8.4 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 名稱 符號 具體尺寸mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 1 8 箱體凸緣厚度 b、bi、b2 b=i2 bi=8 b2=20 加強肋厚 m、 mi m=6.8 mi=6.8 地腳螺釘直徑 df i8 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 di i4 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 io 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑和數(shù)目 da、n da =8 n=4 軸承蓋（軸承座端面）外徑 D2 i35 觀察孔蓋螺釘

42、直徑 d4 6 df、di、d2至箱體外壁距離； df、d2至凸緣邊緣距離 Ci、C2 20、i8 軸承旁凸臺高度和半徑 h、Ri i8 箱體外壁至軸承座端面距離 li 48 一個人在兩星期內(nèi)完成這次設計不可謂不艱辛，然而，我卻從這兩星內(nèi) 學到了許多大三、大四都沒來得及好好學的關(guān)鍵內(nèi)容，而且在實踐中運 用，更是令我印象深刻，深切體會到機械這門課程并非以前所想像的那 樣紙上談兵。所有理論、公式都是為實踐操作而誕生的。 慶幸自己終于認真獨立地做了一次全面的機械設計，真的，從中學到了 很多很容易被忽視的問題、知識點，甚至還培養(yǎng)了自己的耐心細心用心 的性格。從一頁頁復習課本，一次次計算數(shù)據(jù)，一遍遍修改草圖，一遍 遍打印裝配圖，這些都是我從來未曾獨立做過的。確定電動機傳動方案， 選擇聯(lián)軸器又費了番功夫，軸和齒輪更使我翻爛了《機械設計》 ……我 想，這對于以后的工作肯定有莫大的幫助。 最后，感謝所有幫助過的老師、師兄和同學們。