（cad）（tb54799944）--聯(lián)軸器-二級渦桿-斜齒圓柱-聯(lián)軸器 開式圓柱齒輪，f=80000，v=0.0833，d=650，24小時300天15年（左側(cè)_近端向上）_1_

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一部分 設(shè)計任務(wù)書3</p><p><b>　　1.1設(shè)計題目3</b></p><p><b>　　1.2設(shè)計步驟3</b></p><p>　　第二部分 選擇電動機3</p>&l

2、t;p>　　2.1電動機類型的選擇3</p><p>　　2.2確定傳動裝置的效率3</p><p>　　2.3計算電動機容量4</p><p>　　2.4確定電動機功率及轉(zhuǎn)速4</p><p>　　2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5</p><p>　　第三部分 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參

3、數(shù)6</p><p>　　3.1電動機輸出參數(shù)6</p><p>　　3.2高速軸的參數(shù)6</p><p>　　3.3中間軸的參數(shù)6</p><p>　　3.4低速軸的參數(shù)7</p><p>　　3.5工作機軸的參數(shù)7</p><p>　　第四部分 開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計算8&l

4、t;/p><p>　　4.1選精度等級、材料及齒數(shù)8</p><p>　　4.2確定傳動尺寸10</p><p>　　4.3校核齒面接觸疲勞強度11</p><p>　　4.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸12</p><p>　　4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)13</p><p>　　第五部分

5、 減速器蝸桿副傳動設(shè)計計算13</p><p>　　5.1選擇蝸桿傳動類型13</p><p>　　5.2選擇材料13</p><p>　　5.3按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計13</p><p>　　5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸14</p><p>　　5.5校核齒根彎曲疲勞強度15</p>

6、;<p>　　5.6驗算效率η16</p><p>　　5.7熱平衡計算16</p><p>　　第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算16</p><p>　　6.1選精度等級、材料及齒數(shù)16</p><p>　　6.2按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計17</p><p>　　6.3確定傳動尺寸19

7、</p><p>　　6.4校核齒面接觸疲勞強度20</p><p>　　6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸22</p><p>　　6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)22</p><p>　　第七部分 軸的設(shè)計23</p><p>　　7.1高速軸設(shè)計計算23</p><p>　　7.2中間

8、軸設(shè)計計算28</p><p>　　7.3低速軸設(shè)計計算35</p><p>　　第八部分 滾動軸承壽命校核42</p><p>　　8.1高速軸上的軸承校核42</p><p>　　8.2中間軸上的軸承校核44</p><p>　　8.3低速軸上的軸承校核45</p><p>　

9、　第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算46</p><p>　　9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核46</p><p>　　9.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核46</p><p>　　9.3中間軸與渦輪鍵連接校核47</p><p>　　9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核47</p><p>　　9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵

10、連接校核47</p><p>　　第十部分 聯(lián)軸器的選擇47</p><p>　　10.1高速軸上聯(lián)軸器47</p><p>　　10.2低速軸上聯(lián)軸器48</p><p>　　第十一部分 減速器的密封與潤滑48</p><p>　　11.1減速器的密封48</p><p>　　

11、11.2齒輪的潤滑49</p><p>　　11.3軸承的潤滑49</p><p>　　第十二部分 減速器的各部位附屬零件的設(shè)計49</p><p>　　第十三部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸50</p><p>　　第十四部分 設(shè)計小結(jié)51</p><p>　　第十五部分 參考文獻51</p&g

12、t;<p>　　第一部分 設(shè)計任務(wù)書</p><p><b>　　1.1設(shè)計題目</b></p><p>　　二級渦桿-斜齒圓柱減速器，拉力F=80000N，速度v=0.0833m/s，直徑D=650mm，每天工作小時數(shù)：24小時，工作年限（壽命）：15年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。</p><

13、;p><b>　　1.2設(shè)計步驟</b></p><p>　　1.傳動裝置總體設(shè)計方案</p><p><b>　　2.電動機的選擇</b></p><p>　　3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比</p><p>　　4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>

14、;　　5.開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計算</p><p>　　6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算</p><p><b>　　7.傳動軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　8.滾動軸承校核</b></p><p><b>　　9.鍵聯(lián)接設(shè)計</b></p><p&

15、gt;<b>　　10.聯(lián)軸器設(shè)計</b></p><p><b>　　11.潤滑密封設(shè)計</b></p><p><b>　　12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　第二部分 選擇電動機</p><p>　　2.1電動機類型的選擇</p><p&

16、gt;　　按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。</p><p>　　2.2確定傳動裝置的效率</p><p><b>　　查表得：</b></p><p>　　聯(lián)軸器的效率：η1=0.99</p><p>　　軸承的效率：η2=0.99</p><p>　　閉

17、式圓柱齒輪的效率：η4=0.98</p><p>　　開式圓柱齒輪的效率：ηo=0.96</p><p>　　蝸桿的效率：η3=0.8</p><p>　　工作機的效率：ηw=0.96</p><p>　　2.3計算電動機容量</p><p><b>　　工作機所需功率為</b></p>

18、;<p>　　2.4確定電動機功率及轉(zhuǎn)速</p><p>　　電動機所需額定功率:</p><p><b>　　工作轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，開式圓柱齒輪傳動比范圍為：2～5，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：20～80，因此理論傳動比范圍為：40～400?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia&

19、#215;nw=(40～400)×2.45=98--980r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y180L-8的三相異步電動機，額定功率Pen=11kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=730r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=750r/min。</p><p><b>　　電機主要尺寸參數(shù)</b></p><p>　　2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配

20、傳動比</p><p>　?。?）總傳動比的計算</p><p>　　由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：</p><p>　?。?）分配傳動裝置傳動比</p><p>　　取開式圓柱齒輪傳動比：ic=4</p><p><b>　　高速級傳動比</b>

21、</p><p><b>　　則低速級的傳動比為</b></p><p><b>　　減速器總傳動比</b></p><p>　　第三部分 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)</p><p>　　3.1電動機輸出參數(shù)</p><p><b>　　3.2高速軸的參數(shù)&l

22、t;/b></p><p><b>　　3.3中間軸的參數(shù)</b></p><p><b>　　3.4低速軸的參數(shù)</b></p><p>　　3.5工作機軸的參數(shù)</p><p>　　運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:</p><p>　　第四部分 開式圓柱齒輪傳動

23、設(shè)計計算</p><p>　　4.1選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　?。?）由選擇小齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC，大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC</p><p>　?。?）選小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=20×4=81。</p><p>　　實際傳動比i=4.0

24、5</p><p>　?。?）壓力角α=20°。</p><p>　?。?）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即</p><p>　　1）確定公式中的各參數(shù)值。</p><p>　?、僭囘x載荷系數(shù)KFt=1.3</p><p>　?、谟嬎銖澢趶姸鹊闹睾隙认禂?shù)Yε</p><p>　?、?/p>

25、計算YFa×YSa/[σF]</p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:</p><p>　　由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得</p><p><b>　　兩者取較大值，所以</b></p><p><b>　　

26、2）試算齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　?。?）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備</p><p><b>　?、賵A周速度ν</b></p><p><b>　?、邶X寬b</b></p><p&

27、gt;　?、埤X高h及齒寬比b/h</p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)KF</p><p>　　查圖得動載系數(shù)Kv=1.052</p><p>　　查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=1.2</p><p>　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.468</p><p>　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.089&

28、lt;/p><p><b>　　實際載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)</p><p><b>　　4）計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　4.2確定傳動尺寸</b></p><p><b>

29、;　?。?）計算中心距</b></p><p>　?。?）計算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　?。?）計算齒寬</b></p><p>　　取B1=185mm B2=180mm</p><p>　　4.3校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　齒面接觸疲勞強

30、度條件為</p><p>　　1） KH、T、φd和d1同前</p><p>　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46</p><p>　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE=189.8MPa</p><p>　　⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[σH]</p>

31、<p>　　由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：</p><p><b>　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由圖查取接觸疲勞系數(shù)：</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p><b>　　故接觸強度足夠。</b><

32、/p><p>　　4.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸</p><p>　?。?）計算齒頂高、齒根高和全齒高</p><p>　?。?）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑</p><p>　?。?）計算小、大齒輪的齒根圓直徑</p><p>　　4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)</p><p>　　第五部分 減速器

33、蝸桿副傳動設(shè)計計算</p><p>　　5.1選擇蝸桿傳動類型</p><p>　　根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）</p><p><b>　　5.2選擇材料</b></p><p>　　考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求

34、淬火，硬度未45～55HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。</p><p>　　5.3按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計</p><p>　?。?）確定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2</p><p>　　按Z1=2，故取效率η=0.8</p><p>　?。?）確定載

35、荷系數(shù)K</p><p>　　因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)Kβ=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1；則</p><p>　?。?）確定彈性影響系數(shù)ZE</p><p>　　因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=164MPa。</p><p>　　（4）確定渦輪齒數(shù)z2&

36、lt;/p><p>　?。?）確定許用接觸應(yīng)力[σH]</p><p>　　根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應(yīng)力[σH]'=268MPa。</p><p><b>　　故壽命系數(shù)為：</b></p><p>　?。?）

37、計算m^2×d1值</p><p>　　因z1=2，故從表11-2中取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm</p><p>　　5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸</p><p><b>　?。?）中心距</b></p><p><b>　?。?）蝸桿</b></p>

38、<p>　　軸向齒距pa=15.7mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=60mm；齒根圓直徑df1=38mm；分度圓導(dǎo)程角γ=11°18'36"；蝸桿軸向齒厚sa=8mm</p><p><b>　?。?）渦輪</b></p><p><b>　　渦輪分度圓直徑</b></p><

39、p><b>　　渦輪齒頂圓直徑</b></p><p><b>　　渦輪齒根圓直徑</b></p><p><b>　　渦輪咽喉母圓半徑</b></p><p>　　5.5校核齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>　　當(dāng)量齒數(shù)</b></p

40、><p>　　根據(jù)zv2=36.06，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.42。</p><p><b>　　螺旋角系數(shù)</b></p><p><b>　　許用彎曲應(yīng)力</b></p><p>　　從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應(yīng)力[σF]'=56MPa。&

41、lt;/p><p><b>　　壽命系數(shù)</b></p><p>　　彎曲強度是滿足要求的。</p><p><b>　　5.6驗算效率η</b></p><p>　　已知γ=11°18'36"；φv=arctanfv；fv與相對滑動速度Vs有關(guān)。</p>&l

42、t;p>　　代入得η=0.745，因此不用重算。</p><p><b>　　5.7熱平衡計算</b></p><p>　　取油溫t=70℃，周圍空氣溫度t0=20℃，通風(fēng)良好，取Ks=15W/(m^2?℃)，傳動效率為0.745，則散熱面積為：</p><p>　　第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算</p><

43、p>　　6.1選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　?。?）由選擇小齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC，大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC</p><p>　?。?）選小齒輪齒數(shù)Z1=21，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=21×4.32=92。</p><p>　　實際傳動比i=4.381</p><

44、;p>　?。?）初選螺旋角β=13°。</p><p>　?。?）壓力角α=20°。</p><p>　　6.2按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計</p><p>　?。?）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即</p><p>　　1）確定公式中的各參數(shù)值。</p><p>　?、僭囘x載荷系數(shù)KFt=1.3&

45、lt;/p><p>　?、谟嬎銖澢趶姸鹊闹睾隙认禂?shù)Yε</p><p>　?、塾嬎銖澢趬勖禂?shù)Yβ</p><p>　?、苡嬎鉟Fa×YSa/[σF]</p><p><b>　　小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：</b></p><p><b>　　大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：</b>&l

46、t;/p><p>　　查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:</p><p>　　由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得</p><p><b>　　兩者取較大值，所以</b></p><p><b>　　2）試算齒輪模數(shù)</b><

47、;/p><p><b>　?。?）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備</p><p><b>　?、賵A周速度ν</b></p><p><b>　?、邶X寬b</b></p><p>　?、埤X高h及齒寬比b/h</

48、p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)KF</p><p>　　查圖得動載系數(shù)Kv=1.053</p><p>　　查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=1.2</p><p>　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.388</p><p>　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.074</p><p>&

49、lt;b>　　實際載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)</p><p><b>　　4）計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　6.3確定傳動尺寸</b></p><p><b>　?。?）計算中心距</b>

50、</p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　β=13°3'56"</p><p>　?。?）計算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　?。?）計算齒寬</b></p><p>　　取B1=75mm B2=70mm<

51、;/p><p>　　6.4校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　齒面接觸疲勞強度條件為</p><p>　　1） KH、T、φd和d1同前</p><p>　?、苡蓤D查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46</p><p>　　⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa</p><p>　?、抻墒接嬎憬?/p>

52、觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε</p><p>　?、哂晒娇傻寐菪窍禂?shù)Zβ。</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力[σH]</p><p>　　由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：</p><p><b>　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由圖查取接觸疲勞系數(shù)：<

53、;/p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p><b>　　故接觸強度足夠。</b></p><p>　　6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸</p><p>　?。?）計算齒頂高、齒根高和全齒高</p><p>　?。?）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑</p&g

54、t;<p>　?。?）計算小、大齒輪的齒根圓直徑</p><p>　　6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)</p><p>　　第七部分 軸的設(shè)計</p><p>　　7.1高速軸設(shè)計計算</p><p>　?。?）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　轉(zhuǎn)速n1=730r/min；功率P1=9.5kW；軸

55、傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=124280.82N?mm</p><p>　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa</p><p>　?。?）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑</p><p>　　由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112

56、。</p><p>　　由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%</p><p>　　查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40</p><p>　?。?）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖</p><p><b>　　a.軸的結(jié)構(gòu)分析</b></p><p>　　為方便安裝和調(diào)整渦輪軸

57、。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序。</p><p>　　b.確定各軸段的直徑和長度。</p><p>　　第1段：d1=40mm，L1=110mm</p><p>　　第2段：d2=45mm（軸肩），L2=42mm</p><p>　　第3段：d3=48mm（與圓螺母連接螺紋），

58、L3=20mm</p><p>　　第4段：d4=45mm（退刀槽），L4=3mm</p><p>　　第5段：d5=50mm（與軸承內(nèi)圈配合），L5=56mm</p><p>　　第6段：d6=52mm（軸肩），L6=10mm</p><p>　　第7段：d7=58mm（軸肩），L7=10mm</p><p>　　第

59、8段：d8=42mm，L7=-21mm</p><p>　　第9段：d9=60mm（蝸桿段），L7=65mm</p><p>　　第10段：d10=42mm，L7=-21mm</p><p>　　第11段：d11=58mm（軸肩），L7=10mm</p><p>　　第12段：d12=52mm（軸肩），L7=10mm</p>&

60、lt;p>　　第13段：d13=50mm（與軸承內(nèi)圈配合），L7=31mm</p><p>　　第14段：d14=45mm（退刀槽），L7=3mm</p><p>　　第15段：d15=48mm（與圓螺母連接螺紋），L7=22mm</p><p>　?。?）蝸桿的受力分析</p><p><b>　　a.畫蝸桿的受力圖<

61、/b></p><p>　　如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖</p><p>　　b.計算作用在蝸桿的力</p><p>　　蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）</p><p>　　蝸桿所受的徑向力（d2為渦輪的分度圓直徑）</p><p><b>　　蝸桿所受的軸向力</

62、b></p><p>　　第一段軸中點到軸承中點距離La=140mm，軸承中點到蝸桿中點距離Lb=67.5mm，蝸桿中點到軸承中點距離Lc=55.5mm</p><p>　　軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和

63、布置方式有關(guān)</p><p>　　軸承A和軸承B在水平面內(nèi)的支承反力為：</p><p>　　軸承A在垂直面內(nèi)的支承反力為：</p><p>　　軸承B在垂直面內(nèi)的支承反力為：</p><p>　　軸承A的總支承反力為：</p><p>　　軸承B的總支承反力為：</p><p>　　e.畫彎矩

64、圖 彎矩圖如圖所示：</p><p>　　在水平面上，蝸桿受力點截面C處彎矩為：</p><p>　　在垂直面上，蝸桿受力點截面C左側(cè)彎矩為：</p><p>　　在垂直面上，蝸桿受力點截面C右側(cè)彎矩為：</p><p>　　合成彎矩，蝸桿受力點截面C左側(cè)為</p><p>　　合成彎矩，蝸桿受力點截面C右側(cè)為<

65、;/p><p><b>　　f.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖</b></p><p><b>　　g.校核軸的強度</b></p><p>　　由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側(cè)為危險截面</p><p><b>　　其抗彎截面系數(shù)為</b></p><p><b>

66、;　　抗扭截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　最大彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力為</b></p><p>　　按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為</p><p>　　查表得調(diào)質(zhì)處

67、理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。</p><p>　　7.2中間軸設(shè)計計算</p><p>　?。?）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　轉(zhuǎn)速n2=42.34r/min；功率P2=7.52kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=1696173.83N?mm</p>&l

68、t;p>　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa</p><p>　?。?）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑</p><p>　　由于中速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。</p><p>　　由于最小直徑軸段處均為

69、滾動軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=55mm</p><p>　?。?）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖</p><p><b>　　a.軸的結(jié)構(gòu)分析</b></p><p>　　由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設(shè)計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒

70、輪2及兩個軸承。</p><p>　　與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。</p><p>　　b.確定各軸段的長度和直徑。</p><p>　　第1段：d1=55mm（與軸承內(nèi)徑配合），L1=43mm（由軸承寬度和齒輪與

71、箱體內(nèi)壁距離確定）</p><p>　　第2段：d2=60mm（與低速級小齒輪內(nèi)孔配合），L2=73mm（比低速級小齒輪寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）</p><p>　　第3段：d3=70mm（軸肩），L3=25mm</p><p>　　第4段：d4=60mm（與渦輪內(nèi)孔配合），L4=43mm（比渦輪寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）</p>

72、;<p>　　第5段：d5=55mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=53mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定）</p><p>　?。?）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核</p><p>　　a.畫中速軸的受力圖</p><p>　　如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖</p><p>　　b.計算作用在軸上的力</p&

73、gt;<p>　　渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑）</p><p>　　渦輪所受的徑向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）</p><p><b>　　渦輪所受的軸向力</b></p><p>　　齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）</p><p><b>　　齒輪3所受的徑向力&l

74、t;/b></p><p><b>　　齒輪3所受的軸向力</b></p><p>　　c.計算作用在軸上的支座反力</p><p>　　軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=69.5mm，低速級小齒輪中點到渦輪中點距離Lb=85mm，渦輪中點到軸承中點距離Lc=64.5mm</p><p>　　軸承A在水平面內(nèi)支反

75、力</p><p>　　軸承B在水平面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承A在垂直面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承B在垂直面內(nèi)支反力</p><p>　　軸承A的總支承反力為：</p><p>　　軸承B的總支承反力為：</p><p>　　a.繪制水平面彎矩圖</p><

76、p>　　截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩</p><p>　　e.繪制垂直面彎矩圖</p><p>　　截面A

77、在垂直面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面C在垂直面內(nèi)彎矩</p><p>　　截面D在垂直面內(nèi)彎矩</p><p><b>　　f.繪制合成彎矩圖</b></p><p>　　截面A和截面B處合成彎矩</p><p><b>　　截面C右側(cè)合成彎矩</b></p>

78、<p><b>　　截面C左側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　截面D右側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　截面D左側(cè)合成彎矩</b></p><p><b>　　b.繪制扭矩圖</b></p><p><b&g

79、t;　　c.繪制當(dāng)量彎矩圖</b></p><p>　　截面A和截面B處當(dāng)量彎矩</p><p><b>　　截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p>

80、;<p><b>　　截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩</b></p><p><b>　　d.校核軸的強度</b></p><p>　　因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。</p><p><b>　　其抗彎截面系數(shù)為</b></p><p>&l

81、t;b>　　抗扭截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　最大彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力為</b></p><p>　　按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為</p><p>　　

82、查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。</p><p>　　7.3低速軸設(shè)計計算</p><p>　?。?）已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　轉(zhuǎn)速n3=9.8r/min；功率P3=7.3kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T3=7113775.51N?mm</p>

83、<p>　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa</p><p>　?。?）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑</p><p>　　由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。</p><p>　　由于最小軸段直徑

84、截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%</p><p>　　查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為70mm故取dmin=70</p><p>　?。?）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖</p><p><b>　　a.軸的結(jié)構(gòu)分析</b></p><p>　　低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸

85、的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=22×14mm(GB/T 1096-2003)，長L=56mm；定位軸肩直徑為75mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。</p><p>　　b.確定各軸段的長度和直徑。</p><p>　　第1段：d1=70mm（由標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑或聯(lián)軸器孔徑確定），L1=140mm</p>

86、<p>　　第2段：d2=75mm（軸肩），L2=57mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）</p><p>　　第3段：d3=80mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=48.5mm（由軸承和擋油環(huán)（定距環(huán)）寬度確定）</p><p>　　第4段：d4=85mm（軸肩），L4=-2mm</p><p>　　第5段：d5=95mm（軸肩），L5=10mm</p&

87、gt;<p>　　第6段：d6=85mm（與大齒輪內(nèi)孔配合），L6=70mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）</p><p>　　第7段：d7=80mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=48.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定）</p><p>　?。?）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核</p><p>　　a.畫低速軸的受力圖<

88、/p><p>　　如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖</p><p>　　b.計算作用在軸上的力</p><p>　　齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）</p><p><b>　　齒輪4所受的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪4所受的軸向力<

89、/b></p><p>　　c.計算作用在軸上的支座反力</p><p>　　第一段軸中點到軸承中點距離La=70.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=78.5mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=162.5mm</p><p><b>　　a.支反力</b></p><p>　　軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH

90、和RBH</p><p>　　軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV</p><p>　　軸承A的總支承反力為：</p><p>　　軸承B的總支承反力為：</p><p>　　b.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：</p><p>　　在水平面上，軸截面A處所受彎矩：</p><p>　　在

91、水平面上，軸截面B處所受彎矩：</p><p>　　在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：</p><p>　　在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：</p><p>　　在水平面上，軸截面D處所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：</p&g

92、t;<p>　　在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：</p><p>　　在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：</p><p><b>　　c.繪制合成彎矩圖</b></p><p>　　截面A處合成彎矩彎矩：</p><p><b>　　截面B處合成彎矩：</b></p>

93、;<p>　　截面C左側(cè)合成彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)合成彎矩：</p><p><b>　　截面D處合成彎矩：</b></p><p><b>　　d.繪制扭矩圖</b></p><p><b>　　e.繪制當(dāng)量彎矩圖</b></p>

94、<p><b>　　截面A處當(dāng)量彎矩：</b></p><p><b>　　截面B處當(dāng)量彎矩：</b></p><p>　　截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：</p><p>　　截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：</p><p><b>　　截面D處當(dāng)量彎矩：</b></p>&

95、lt;p><b>　　f.校核軸的強度</b></p><p>　　因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。</p><p><b>　　其抗彎截面系數(shù)為</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)為</b></p><p><b

96、>　　最大彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b>　　剪切應(yīng)力為</b></p><p>　　按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為</p><p>　　查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<

97、[σ-1b]，所以強度滿足要求。</p><p>　　第八部分 滾動軸承壽命校核</p><p>　　8.1高速軸上的軸承校核</p><p>　　根據(jù)前面的計算，選用7210AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm</p><p>　　當(dāng)Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=

98、0.41Fr+0.87Fa</p><p>　　軸承基本額定動載荷Cr=40.8kN，軸承采用正裝。</p><p>　　要求壽命為Lh=108000h。</p><p>　　由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：</p><p>　　由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。</p><

99、p>　　查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0</p><p>　　查表可知ft=1，fp=1</p><p>　　取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式</p><p>　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。</p><p>　　8.2中間軸上的軸承校核</p><p>　　根據(jù)前面的計算，

100、選用7211AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm</p><p>　　當(dāng)Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa</p><p>　　軸承基本額定動載荷Cr=50.5kN，軸承采用正裝。</p><p>　　要求壽命為Lh=108000h。</p><p

101、>　　由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：</p><p>　　由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。</p><p>　　查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0</p><p>　　查表可知ft=1，fp=1</p><p>　　取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式</p&g

102、t;<p>　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。</p><p>　　8.3低速軸上的軸承校核</p><p>　　根據(jù)前面的計算，選用7216AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=80mm，外徑D=140mm，寬度B=26mm</p><p>　　當(dāng)Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa</p>

103、;<p>　　軸承基本額定動載荷Cr=85kN，軸承采用正裝。</p><p>　　要求壽命為Lh=108000h。</p><p>　　由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：</p><p>　　由計算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。</p><p>　　查表得X1=1，Y1=0，X2=1

104、，Y2=0</p><p>　　查表可知ft=1，fp=1</p><p>　　取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式</p><p>　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。</p><p>　　第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計計算</p><p>　　9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核</p><p>　

105、　選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。</p><p>　　鍵的工作長度 l=L-b=78mm</p><p>　　聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　9.2中間軸與低速

106、級小齒輪鍵連接校核</p><p>　　選用A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。</p><p>　　鍵的工作長度 l=L-b=38mm</p><p>　　低速級小齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠

107、壓應(yīng)力</p><p>　　9.3中間軸與渦輪鍵連接校核</p><p>　　選用A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003）,鍵長32mm。</p><p>　　鍵的工作長度 l=L-b=14mm</p><p>　　渦輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。<

108、/p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核</p><p>　　選用A型鍵，查表得b×h=22mm×14mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。</p><p>　　鍵的工作長度 l=L-b=34mm</p><p>　　低速級大齒輪

109、材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核</p><p>　　選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長125mm。</p><p>　　鍵的工作長度 l=L-b=

110、105mm</p><p>　　聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。</p><p>　　鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力</p><p>　　第十部分 聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　10.1高速軸上聯(lián)軸器</p><p><b>　?。?）計算載荷</b></p

111、><p>　　由表查得載荷系數(shù)K=1.3</p><p>　　計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=161.57N?m</p><p><b>　　選擇聯(lián)軸器的型號</b></p><p>　?。?）選擇聯(lián)軸器的型號</p><p>　　軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-20

112、02），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=48mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=40mm，軸孔長度L1=112mm。</p><p>　　Tc=161.57N?m<Tn=1250N?m</p><p>　　n=730r/min<[n]=4700r/min</p><p>　　10.2

113、低速軸上聯(lián)軸器</p><p><b>　?。?）計算載荷</b></p><p>　　由表查得載荷系數(shù)K=1.3</p><p>　　計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=9247.91N?m</p><p><b>　　選擇聯(lián)軸器的型號</b></p><p>　?。?）選擇聯(lián)

114、軸器的型號</p><p>　　軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX6彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=6300N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=2720r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=70mm，軸孔長度L1=142mm。從動端孔直徑d=65mm，軸孔長度L1=142mm。</p><p>　　Tc=9247.91N?m<Tn=6300N?m</p>&

115、lt;p>　　n=9.8r/min<[n]=2720r/min</p><p>　　第十一部分 減速器的密封與潤滑</p><p>　　11.1減速器的密封</p><p>　　為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合

116、面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。</p><p><b>　　11.2齒輪的潤滑</b></p><p>　　閉式齒輪傳動，

117、根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);

118、，牌號為L-AN10。</p><p><b>　　11.3軸承的潤滑</b></p><p>　　滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁

119、距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。</p><p>　　第十二部分 減速器的各部位附屬零件的設(shè)計</p><p>　　減速器的各部位附屬零件的設(shè)計：</p><p>　　(1)窺視孔蓋與窺視孔：</p><p>　　在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處

120、要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi)。</p><p><b>　　(2)放油螺塞</b></p><p>　　放油孔的位置設(shè)在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。</p><p><b>　　(3)油標(biāo)&l

121、t;/b></p><p>　　油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應(yīng)按傳動件浸入深度確定。</p><p><b>　　(4)通氣器</b></p><p>　　減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向

122、外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。</p><p><b>　　(5)啟蓋螺釘</b></p><p>　　為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺

123、釘直徑與凸緣連接螺栓相同。</p><p>　　在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)整.</p><p><b>　　(6)定位銷</b></p><p>　　為了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)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如

124、機體是對稱的,銷孔位置不應(yīng)對稱布置。</p><p>　　(7)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤</p><p>　　為了拆卸及搬運，應(yīng)在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。</p><p><b>　　(8)調(diào)整墊片</b></p><p>　　用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。</p

125、><p><b>　　(9)密封裝置</b></p><p>　　在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。</p><p>　　第十三部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件

126、。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：</p><p>　　第十四部分 設(shè)計小結(jié)</p><p>　　這次關(guān)于二級渦桿-斜齒圓柱減速器的課程設(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。通過設(shè)計實踐，使我對

127、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)。</p><p>　　在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力。</p><p>　　由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計

128、出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。</p><p>　　第十五部分 參考文獻</p><p>　　[1] 濮良貴、紀名剛主編. 機械設(shè)計. 北京：高等教育出版社，2006.5</p><p>　　[2] 機械設(shè)計手冊編委會. 機械設(shè)計手冊（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機械工業(yè)出版社，2004</p><p>　　[3] 鄭文緯

129、、吳克堅主編. 機械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7</p><p>　　[4] 陳立德主編.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書</p><p>　　[5] 龔桂義主編.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版）</p><p>　　[6] 陳鐵鳴主編.新比恩機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊</p><p>　　[7] 邱宣懷主編.機械設(shè)計（第四版）.北京：機