兩級減速器課程設計書

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文檔簡介

1、　　目錄　　一課程設計書 2　　二設計要求 2　　三設計步驟

2、 2　　1. 傳動裝置總體設計方案 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. 設計V帶和帶輪 6　　6. 齒輪的設計 8　　7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19

4、;　　8. 鍵聯(lián)接設計 26　　9. 箱體結構的設計 27　　10.潤滑密封設計 30　　11.聯(lián)軸器設計

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

6、>　　設計課題:　　設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,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,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.設計說明書一份。　　三.

8、設計步驟　　1. 傳動裝置總體設計方案　　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. 設計V帶和帶輪<

9、p>　　6. 齒輪的設計　　7. 滾動軸承和傳動軸的設計　　8. 鍵聯(lián)接設計　　9. 箱體結構設計　　10. 潤滑密封設計

10、　　11. 聯(lián)軸器設計　　1.傳動裝置總體設計方案:　　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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。　　其傳動方案如下：　　圖一:(傳動裝置總體設計圖)　　初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。　　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　　＝0.96×××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)行機構的曲柄轉速為n＝=82.76r/min，</p

14、>　　經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，滿載轉速1440 r/min，同步轉速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速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1460/76.4＝19　?。?）分配傳動裝置傳動比　?。?#215;<

17、;p>　　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?。?.5，則減速器傳動比為＝＝19/2.5＝7.6　　根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為＝3.12，則＝＝2.4　　4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)　　（1）　各軸轉

18、速　　＝＝1460/2.5＝584r/min　?。剑?84/3.12＝187.18r/min　　＝ / ＝187.18/2.4=78 r/min　　==78r/min&l

19、t;p>　?。?）　各軸輸入功率　?。?#215;＝14.14×0.96＝13.57kW　?。?#215;η2×＝13.57×0.99×0.97＝13.04kW　?。?#215;η2×＝13.04×0.99×0.97＝12.51kW<

20、;/p>　?。?#215;η2×η4=12.51×0.99×0.97＝12.01kW　　各軸輸入轉矩　　=×× N·m　　電動機軸的輸出轉矩=955

21、0 =9550×14.14/1460=92.5 N·　　所以: ＝×× =92.5×2.4×0.96=213.2 N·m　?。?#215;××=213.2×3.12×0.99×0.97=638.26 N·m

22、　?。?#215;××=638.26×2.4×0.99×0.97=1470.45N·m　　運動和動力參數(shù)結果如下表　　5.設計Ｖ帶和帶輪　?、拧〈_定計算功率

23、　　查課本表9-9得：　　pc=ka.p=1.2x14.14=16.97kw,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.　　⑵　選擇帶型號　　根據(jù)pc=16.97kw，n=1460

24、r/min,查課本圖3.28選用帶型為spz窄型v帶．　?、恰∵x取帶輪基準直徑　　查課本圖3.28小帶輪基準直徑dd1=112~160mm參照表3.3選擇dd1=125mm，則大帶輪基準直徑dd2=2.4x125=300mm,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常?。?%～2%），查課本表8-7后取。

25、⑷　驗算帶速v　　在5～25m/s范圍內，Ｖ帶充分發(fā)揮。　　⑸　確定中心距a和帶的基準長度　　由于,所以初步選取中心距a：，初定中心距a0=800，所以帶長,　　mm.查課本表8-2選取基準長度Ld=2240得實際中心距<

26、p>　?、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3.8,并由內插

27、值法得. 選取v帶由表3.7選取po=3.42kw　　查課本表8-8,并由內插值法得=　　由公式8-22得　　故選Z=4根帶。　?、獭∮嬎泐A緊力</p&

28、gt;　　查課本表3.1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　　利用公式可得:　　6.齒輪的設計

29、　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪傳動的設計計算　　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　?、?材料：高速級小齒輪選用鋼調質，

30、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.　?、?齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。&l

31、t;/p>　?。玻醪皆O計齒輪傳動的主要尺寸　　按齒面接觸強度設計　　確定各參數(shù)的值:　　①試選=1.6　　查課本圖10-30

32、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計算應力值環(huán)數(shù)　　N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8

33、）　　=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　　取失效概率為1%,安全系數(shù)

34、S=1,應用公式10-12得:　　[]==0.93×550=511.5 　　[]==0.96×450=432 　　許用接觸應力 　　⑤查課本由表10-6得： =189.8MP

35、;　　由表10-7得: =1　　T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09　　=4.86×10N.m　　3.設計計算　　①小齒輪的分度圓直徑d&

36、lt;/p>　　=　?、谟嬎銏A周速度　?、塾嬎泯X寬b和模數(shù)　　計算齒寬b　　b==49.53

37、mm　　計算摸數(shù)m　　初選螺旋角=14　　=　?、苡嬎泯X寬與高之比　　齒高h=

38、2.25 =2.25×2.00=4.50　　= =11.01　?、萦嬎憧v向重合度　　=0.318=1.903　　⑥計算載荷系數(shù)K

39、　　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

40、;　　=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):　　K＝K K K

41、 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)　　=</

42、p>　　4. 齒根彎曲疲勞強度設計　　由彎曲強度的設計公式　　≥　?、?確定公式內各計算數(shù)值　　① 小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kN·m<b&

43、gt;　　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;

44、計算當量齒數(shù)　　z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 　　z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43　?、?#160; 初選齒寬系數(shù)　　按對稱布置，由表查得＝1&

45、lt;/p>　?、?#160; 初選螺旋角　　初定螺旋角＝14　　⑤ 載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1

46、5;1.07×1.2×1.35＝1.73　?、?#160; 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y　　查課本由表10-5得:　　齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 　　應力校正系數(shù)Y＝1.596

47、 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（tg/cos）＝arctg（

48、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

49、　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，每年工作300天</p

50、>　　小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10　　大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10　　查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限

51、60; 　　小齒輪大齒輪　　查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):　　K=0.86 K

52、=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.　?、?設計計算&

53、lt;/p>　　計算模數(shù)　　對比計算結果，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圓整為標準模數(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來計算應有的齒數(shù).于是由:　　z==25.0

54、97 取z=25　　那么z=3.24×25=81 　?、?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&l

55、t;p>　　=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</p&

56、gt;　　計算齒輪寬度　　B=　　圓整的 　?。ǘ?低速級齒輪傳動的設計計算　?、?材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度

57、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。&l

58、t;p>　?、?按齒面接觸強度設計　　1. 確定公式內的各計算數(shù)值　?、僭囘xK=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　　=0.

59、83 =0.88 =0.83+0.88=1.71　　應力循環(huán)次數(shù)　　N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)　　=4.45×

60、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<p&g

61、t;　　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,則接觸疲勞許用應力　　[]==　　[]==0.98×550/1=517<p&g

62、t;　　[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　　=14.33

63、15;10N.m　　=65.71　　2. 計算圓周速度　　0.665　　3. 計算齒寬　　b=d=1

64、5;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&l

65、t;p>　　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　　使用系數(shù)K=1

66、 　　同高速齒輪的設計,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

67、　　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. 按齒根彎曲強度設計　　m≥　?、宕_定公式內各計

68、算數(shù)值　?。?）計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN·m　　（2）確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.33×30

69、＝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<p&

70、gt;　　（4）初選螺旋角　　初定螺旋角＝12　?。?）載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.04×1.2&

71、#215;1.35＝1.6848　?。?）當量齒數(shù) 　　z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 　　z＝z/cos＝70/ cos12＝74.797　　由課本表10-5查得齒形系數(shù)

72、Y和應力修正系數(shù)Y　?。?）螺旋角系數(shù)Y　　軸向重合度＝＝2.03　　Y＝1－＝0.797　?。?）計算大小齒輪的 <

73、;/p>　　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

74、>　　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計計算.　　計算模數(shù)　　對比計算結果，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圓整為標準模數(shù),取m

75、=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來計算應有的齒數(shù).　　z==27.77 取z=30　　z=2.33×30=69.9 取z=70　　② 初算主要尺寸　　計算中心距 a===102.234<

76、/p>　　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</p&

77、gt;　　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：&

78、lt;p>　　V帶齒輪各設計參數(shù)附表　　1.各傳動比　　2. 各軸轉速n　　3. 各軸輸入功率 P　　4. 各軸輸入轉矩 T　　5

79、. 帶輪主要參數(shù)　　7.傳動軸承和傳動軸的設計　　1. 傳動軸承的設計　?、? 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩　　P=2.70KW =82.93r/min　　=311.35N．m<

80、;/p>　?、? 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</p

81、>　　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,調質處理,根據(jù)課本取

82、;　　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　　因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以　　查《機械設計手冊》　　選取LT7型彈

83、性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑　　⑷. 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?、?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的長度應比略短一些,現(xiàn)取

84、　　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),由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.　　2. 從動軸的設計 　　對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .　　右端滾動軸承采用軸肩進行軸向

85、定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,　　③ 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. 　?、?軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定

86、) .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,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,　　高速齒輪輪轂長L=50,則

87、　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)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,　　查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.　　對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.&

88、lt;/p>　　傳動軸總體設計結構圖:　　(從動軸)　　(中間軸)　　(主動軸)　　從動軸的載荷分析圖:&

89、lt;p>　　6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度　　根據(jù)　　==　　前已選軸材料為45鋼，調質處理。　　查表15-1得[]=60MP　　〈

90、 [] 此軸合理安全　　7. 精確校核軸的疲勞強度.　?、? 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力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面

91、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上雖然應力最大,但是應力集中不大,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左右兩側需驗證即可.　?、? 截面Ⅶ左側。　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500</p

92、>　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅶ的右側的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =311.35　　截面上的彎曲應力　　截面上的扭轉應力</p&g

93、t;　　==　　軸的材料為45鋼。調質處理。　　由課本表15-1查得：　　因 　　經插入后得　　2.0

94、 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=1.82　　K=1+（-1）=1.26　　所以

95、 　　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　　安全

96、系數(shù)　　S=25.13　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的　　截面Ⅳ右側　　抗

97、彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000　　截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560　　截面Ⅳ上的扭矩為 =295　　截面上的彎曲應力 　　截面上的扭轉

98、應力　　==K=　　K=　　所以 　　綜合系數(shù)為：　　K=2.8

99、 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<b&g

100、t;　　S13.71　　≥S=1.5 所以它是安全的　　8.鍵的設計和計算　?、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，應用平鍵.　　根

101、據(jù) d=55 d=65　　查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36　　b=20 h=12 =50　?、谛：玩I聯(lián)接的強度　　查表6-2得 []=110MP</p&

102、gt;　　工作長度 36-16=20　　50-20=30　?、坻I與輪轂鍵槽的接觸高度　　K=0.5 h=5　　K=0.5 h=6<

103、;/p>　　由式（6-1）得：　?。糩]　?。糩]　　兩者都合適　　取鍵標

104、記為：　　鍵2：16×36 A GB/T1096-1979　　鍵3：20×50 A GB/T1096-1979　　9.箱體結構的設計　　減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了

105、保證齒輪佳合質量，　　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. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。　　因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了

106、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)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為　　3. 機體結構有良好的工藝性.　　鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.　　4. 對附件設計</

107、p>　　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：<p&

108、gt;　　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，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，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：　　油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。　　油尺安置的部位不能太低，以防油

109、進入油尺座孔而溢出.　　D 通氣孔：　　由于減速器運轉時，機體內溫度升高，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，以便達到體內為壓力平衡.　　E 蓋螺釘：　　啟蓋螺釘上的螺紋長

110、度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。　　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)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.　　G 吊鉤：<

111、/b>　　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.　　減速器機體結構尺寸如下：　　10. 潤滑密封設計　　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，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)

112、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，化學合成油，潤滑效果好。　　密封性來講為了保證機蓋與機座

113、聯(lián)接處密封，聯(lián)接　　凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 　　密封的表面要經過刮研。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)軸器設計

114、　　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.　　公稱轉矩：T=95509550333.5　　查課本,選取</b&

115、gt;　　所以轉矩 　　因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以　　查《機械設計手冊》　　選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm

116、;　　四. 設計小結　　這次關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計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過二個星期的設計實踐，使我對機械設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.　　機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程

117、，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《公差與配合》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設計手冊》等于一體。　　這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。　　在這次的課程

118、設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、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)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。　　本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助.　　設計中還存在不少錯誤和缺點，需

119、要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。　　五. 參考資料:　　1.《機械設計》　　西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著。高等教育出版社<

120、;b>　　2.《機械原理》　　西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著。高等教育出版社　　3.《現(xiàn)代工程圖學教程》湖北科學技術出版社。　　2002年8月版　　4.《機械零件設計手冊》國防工業(yè)出版社&

121、lt;/p>　　1986年12月版　　5.《機械設計手冊》機械工業(yè)出版社　　2004年9月第三版　　6.《實用軸承手冊》遼寧科學技術出版社　　2001年10月版

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