二級展開式圓柱齒輪減速器課程設計說明書

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　設計任務書……………………………………………………1</p><p>　　傳動方案的擬定及說明………………………………………2</p><p>　　電動機的選擇…………………………………………………2</p><p>　　計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)…

2、…………………………2</p><p>　　傳動件的設計計算……………………………………………3</p><p>　　減速箱箱體結構………………………………………………10</p><p>　　軸的設計計算…………………………………………………13</p><p>　　滾動軸承的選擇及計算………………………………………10</p>

3、<p>　　鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………21</p><p>　　聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………22</p><p>　　減速器附件的選擇……………………………………………22</p><p>　　潤滑與密封……………………………………………………23</p><p>　　設計小結………

4、………………………………………………24</p><p>　　參考資料目錄…………………………………………………24</p><p>　　傳動方案的擬定及說明</p><p>　　由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。</p><p>　　本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較大，結構較復雜，由于不

5、對稱布置，震動大，對剛度要求較高。</p><p><b>　　電動機的選擇</b></p><p>　　電動機類型和結構的選擇</p><p>　　因為本傳動的工作狀況是：空載起動，工作有輕震、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y系列的電動機。</p><p><b>　　電動機容量的選擇</b>&l

6、t;/p><p>　　工作機所需功率Pw </p><p>　　Pw＝Fv/1000ηw 其中ηw=0.98得Pw=1.98KW</p><p><b>　　電動機的輸出功率</b></p><p><b>　　Pd＝Pw/ηa</b></p><p>　　ηa＝η聯(lián)軸器η

7、軸承η高速齒η軸承η低速齒η軸承η聯(lián)軸器η軸承＝0.86</p><p><b>　　Pd＝2.3KW</b></p><p>　　3. 電動機型號的確定</p><p>　　由機械設計課程設計（機械工業(yè)出版社）表19－1查出電動機型號為Y100L 2—4,其額定功率為3kW，滿載轉速ne=1420r/min。基本符合題目所需的要求。</

8、p><p>　　計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　傳動裝置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　計算總傳動比</b></p><p>　　由電動機的滿載轉速ne和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：</p><p><b>　　Ia＝ne/nw<

9、;/b></p><p>　　nw＝v/2πr =58r/min</p><p>　　ia＝1420/58=24.48</p><p><b>　　合理分配各級傳動比</b></p><p>　　由于減速箱是展開式布置，所以i1＝（1.1~1.5）i2。</p><p>　　所以取 i1＝5

10、.85，取i2＝4.18</p><p>　　各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩</p><p><b>　　傳動件設計計算</b></p><p><b>　　高速級</b></p><p>　　選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p><b>　　材料及熱處理；<

11、/b></p><p>　　選擇小齒輪材料為45Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　精度等級選用7級精度；</p><p>　　試選小齒輪齒數(shù)z1＝21，大齒輪齒數(shù)z2＝123；</p><p>　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°

12、</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算</p><p>　　按式（10—21）試算，即 </p><p><b>　　dt≥</b></p><p>　　確定公式內的

13、各計算數(shù)值</p><p><b>　　試選Kt＝1.6</b></p><p>　　由機械設計（高等教育出版社）圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433</p><p>　　由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1</p><p>　　由圖10－26查得εα1＝0.76，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.63<

14、;/p><p>　　由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8</p><p>　　由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；</p><p>　　由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　N1＝60n1jLh＝60×1420&

15、#215;1×（1×8×365×5）＝1.244×10e9</p><p>　　N2＝N1/5.85＝2.126×10e8</p><p>　　由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.98；KHN2＝0.98</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失

16、效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得</p><p>　　[σH]1＝＝0.98×600MPa＝588MPa</p><p>　　[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa</p><p>　　[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝563.5MPa</p><p><b>　　計算</

17、b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p>　　==36.45 </p><p><b>　　計算圓周速度</b></p><p>　　v===1.83m/s</p><p&

18、gt;　　計算齒寬b及模數(shù)mnt</p><p>　　b=φdd1t=1×36.45mm=36.45mm</p><p>　　mnt===1.786</p><p>　　h=2.25mnt=2.25×1.786mm=4.42mm</p><p>　　b/h=36.45/4.42=8.28</p><p&

19、gt;<b>　　計算縱向重合度εβ</b></p><p><b>　　εβ==1.586</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1</p><p>　　根據(jù)v=4.37m/s,7級精度，由圖10—8查得動載

20、系數(shù)KV=1； </p><p>　　故 KHβ=1.41</p><p>　　由表10—13查得KFβ=1.325</p><p>　　由表10—3查得KHα=KFα=1.4。故載荷系數(shù)</p><p>　　K=KAKVKHαKHβ=1.97</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑

21、，由式（10—10a）得</p><p>　　d1==mm=39.07mm</p><p><b>　　計算模數(shù)mn</b></p><p>　　mn =mm=1.768</p><p><b>　　按齒根彎曲強度設計</b></p><p><b>　　由式(10

22、—17)</b></p><p><b>　　mn≥</b></p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1.855</p><p>　　根

23、據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.586，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0.88</p><p><b>　　計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　zv1=z1/cosβ=20/cos14=21.9</p><p>　　zv2=z2/cosβ=92/cos14=100.7</p><p>

24、;<b>　　查取齒型系數(shù)</b></p><p>　　由表10－5查得YFa1=2.72；Yfa2=2.18</p><p><b>　　查取應力校正系數(shù)</b></p><p>　　由表10－5查得Ysa1=1.57；Ysa2=1.79</p><p><b>　　計算[σF]<

25、/b></p><p>　　σF1=500Mpa</p><p>　　σF2=380MPa</p><p><b>　　KFN1=0.92</b></p><p><b>　　KFN2=0.95</b></p><p>　　[σF1]=328.57Mpa</p&g

26、t;<p>　　[σF2]=257.86MPa</p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　==0.0130</b></p><p><b>　　==0.0151</b></p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b><

27、/p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　mn≥=1.29</b></p><p><b>　　取mn=2.0</b></p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　

28、　計算中心距</b></p><p>　　z1=17.68，取z1=18</p><p><b>　　z2=83</b></p><p>　　a=104.09mm</p><p><b>　　按中心距修正螺旋角</b></p><p>　　β=arcos=1359

29、’44”</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　d1=37.1mm</b></p><p>　　d2=171.08mm</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　b=φdd1</b>

30、;</p><p>　　B1=45mm，B2=40mm</p><p><b>　　結構設計</b></p><p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。</p><p><b>　　低速級</b></p><p>　　選

31、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p><b>　　材料及熱處理；</b></p><p>　　選擇小齒輪材料為45Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　精度等級選用7級精度；</p><p>　　試選小齒輪齒數(shù)z1＝28，大齒輪

32、齒數(shù)z2＝92；</p><p>　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°</p><p>　　2按齒面接觸強度設計</p><p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算</p><p>　　按式（10—21）試算，即 </p><p><b>　　dt≥</

33、b></p><p>　　確定公式內的各計算數(shù)值</p><p><b>　　試選Kt＝1.6</b></p><p>　　由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433</p><p>　　由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1.0</p><p>　　由圖10－26查得εα1＝0.8，εα2＝0.

34、896，則εα＝εα1＋εα2＝1.696</p><p>　　由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8</p><p>　　由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；</p><p>　　由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　

35、N1＝60n1jLh＝60×209×（1×8×300×5）＝1.506×10e8</p><p>　　N2＝N1/5＝0.459×10e8</p><p>　　由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.98；KHN2＝1.05</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p>

36、<p>　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得</p><p>　　[σH]1＝＝0.98×600MPa＝515.5MPa</p><p>　　[σH]2＝＝1.05×550MPa＝577.5MPa</p><p>　　[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝582.75MPa</p><p>

37、<b>　　計算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p><b>　　==59.365 </b></p><p><b>　　計算圓周速度</b></p><

38、p>　　v===0.65m/s</p><p>　　計算齒寬b及模數(shù)mnt</p><p>　　b=φdd1t=1×59.365mm=59.365mm</p><p>　　mnt===2.057</p><p>　　h=2.25mnt=2.25×2.057mm=4.63mm</p><p>　

39、　b/h=59.365/4.63=12.82 </p><p><b>　　計算縱向重合度εβ</b></p><p>　　εβ==0.318×1×28×tan14=2.22</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，所以取K

40、A=1</p><p>　　根據(jù)v=1.48m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=0.5；</p><p>　　故 KHβ=1.42</p><p>　　由表10—13查得KFβ=1.35</p><p>　　由表10—3查得KHα=KFα=1.4。故載荷系數(shù)</p><p>　　K=KAK

41、VKHαKHβ=1</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得</p><p>　　d1==mm=50.76mm </p><p><b>　　計算模數(shù)mn</b></p><p>　　mn =mm=1.759</p><p><b>　　按齒根彎曲

42、強度設計</b></p><p><b>　　由式(10—17)</b></p><p><b>　　mn≥</b></p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p>&l

43、t;p>　　K=KAKVKFαKFβ=0.945</p><p>　　根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=2.22，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0.88</p><p><b>　　計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　zv1=z1/cosβ=28/cos14=30.65</p><p&

44、gt;　　zv2=z2/cosβ=92/cos14=100.7</p><p><b>　　查取齒型系數(shù)</b></p><p>　　由表10－5查得YFa1=2.5；Yfa2=2.18</p><p><b>　　查取應力校正系數(shù)</b></p><p>　　由表10－5查得Ysa1=1.63；Y

45、sa2=1.79</p><p><b>　　計算[σF]</b></p><p>　　σF1=500Mpa</p><p>　　σF2=380MPa</p><p><b>　　KFN1=0.95</b></p><p><b>　　KFN2=0.98</b

46、></p><p>　　[σF1]=339.28Mpa</p><p>　　[σF2]=266MPa</p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　==0.0120</b></p><p><b>　　==0.0147</b></p&

47、gt;<p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　mn≥=1.328</b></p><p><b>　　取mn=2.0</b></p><p><b>　

48、　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　z1=28.8，取z1=29</p><p><b>　　z2=95</b></p><p>　　a=127.80mm</p><p><b>　　按中心距修正螺

49、旋角</b></p><p>　　β=arcos=1413’12”</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　d1=59.77mm</p><p>　　d2=195.82mm</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p&

50、gt;<b>　　b=φdd1</b></p><p>　　B1=85mm，B2=80mm</p><p><b>　　結構設計</b></p><p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。</p><p><

51、b>　　齒輪參數(shù)如下表：</b></p><p>　　7.減速器箱體結構尺寸如下：</p><p><b>　　軸的設計計算</b></p><p><b>　?。╓為彎矩最大點）</b></p><p>　　擬定輸入軸齒輪為左旋</p><p><b

52、>　　I軸：</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　d≥＝=16.12mm</p><p>　　求作用在齒輪上的受力</p><p>　　Ft==1651.75N</p><p>　　Fr=Ft=619.59N</p><p>　　Fa=Ftta

53、nβ=411.83N；</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　8 7 6 5 4 3 2 1</p><p>　　1-2段軸用于安裝HL2型彈性

54、柱銷聯(lián)軸器，故取直徑為20mm。</p><p>　　2-3段為外伸段，直徑取27mm。</p><p>　　3-4段軸承同時受有徑向力和軸向力的作用安裝30206圓錐滾子軸承，查表取直徑30mm。</p><p>　　4-5段為普通軸，右端軸肩定位軸承，直徑為36mm。</p><p>　　5-6段為普通軸，直徑為30mm。</p&g

55、t;<p>　　6-7段為齒輪軸齒輪段，齒輪齒根圓直徑32.1mm。</p><p>　　7-8段安裝軸承30206，直徑為30mm。</p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1-2段半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1略短一些，

56、取L1=36 mm。</p><p>　　2-3段為外伸段，由軸承蓋結構，使得裝拆方便確定為90mm。</p><p>　　3-4段安裝軸承，由軸承結構確定長度為17.25mm。</p><p>　　4-5段由結構確定，長度為75.5mm。</p><p>　　5-6段由結構確定為12mm。</p><p>　　6-7

57、段由齒輪寬度確定，齒輪寬度為45mm</p><p>　　7-8由軸承寬和結構確定，長度為33.25mm</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　由已知Ft=1651.75N Fr=619.59N Fa=411.83N T=30640N.mm Ma=7639.45N.mm </p><p&

58、gt;　　由M（C）z=0得FNH1=1206.25N</p><p>　　由FH=0得FNH2=445.5N</p><p>　　由M(C)H=0得FV1=501.65N</p><p>　　由FV=0得FNV2=117.94N</p><p>　　由圖得1截面處為危險點</p><p>　　MH1=FNH1x41.

59、95=50602.19N.mm</p><p>　　MV1=FNV1x41.95=21044.22N.mm</p><p><b>　　W=</b></p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　W=54803.4N.mm</p><p>　　T=30640N.mm</

60、p><p>　　45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。</p><p><b>　　故軸的選用安全。</b></p><p><b>　　中間軸：</b></p><p>　　作用在齒輪上的力（1為大齒輪，2為小齒輪）</p><p>　　Ft1==1581.72N

61、</p><p>　　Fr1=Ft1=593.32N</p><p>　　Fa1=Fttanβ=394.37N；</p><p>　　Ft2==4527.35N</p><p>　　Fr2=Ft2=1698.27N</p><p>　　Fa2=Fttanβ=1128.79N；</p><p>　

62、　初步確定軸的最小直徑</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　確定軸上零件的裝配方案</p><p>　　6 5 4 3 2 1</p><p>　　2）根據(jù)軸向定位的要求確

63、定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1-2段安裝軸承30206，直徑30mm。</p><p>　　2-3段安裝齒輪2，，直徑34mm。</p><p>　　3-4段位定位軸肩，定位左右兩齒輪，直徑40mm。</p><p>　　4-5段安裝齒輪1，直徑34mm。</p><p>　　5-6段安裝軸承30206，

64、直徑30mm。</p><p><b>　　3）各段長度的確定</b></p><p>　　1-2段安裝軸承，長度35.25mm。</p><p>　　2-3段安裝齒輪2，長度為齒輪寬-2，長度63mm。</p><p>　　3-4段定位軸肩，長度10mm。</p><p>　　4-5段安裝齒輪1

65、，長度為齒輪寬-2=38mm。</p><p>　　5-6段安裝軸承，長度35.75mm。</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　由已知Ft=4348.99N Fr=1631.32N Fa=1084.3N T=425800N.mm Ma=106163.8N,mm </p><p>　　由M（C）z=0得FN

66、H1=1397.89N</p><p>　　由FH=0得FNH2=2951.1N</p><p>　　由M(C)H=0得FV1=197.85N</p><p>　　由FV=0得FNV2=1829.17N</p><p>　　由圖得2截面處為危險點</p><p>　　MH2=FNH1x37.95+Ftx62.5=134

67、560.44N.mm</p><p>　　MV2=FNV1x37.95+Ma+Frx62.5=92677.62N.mm</p><p><b>　　W=</b></p><p>　　W=163388.05N.mm</p><p>　　T=135300N.mm</p><p>　　45鋼的強度極限為

68、，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。</p><p><b>　　故軸安全</b></p><p><b>　　III軸</b></p><p><b>　　作用在齒輪上的力</b></p><p>　　Ft==4348.99N</p><p>　　Fr=

69、Ft=1631.32N</p><p>　　Fa=Fttanβ=1084.3N；</p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p><b>　　軸上零件的裝配方案</b></p><p>　　8 7

70、 6 5 4 3 2 1 </p><p>　　據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1-2段裝30210軸承，直徑為50mm。</p><p>　　2-3段裝齒輪，直徑52mm。</p><p>　　3-4段定位軸肩，直

71、徑58mm。</p><p>　　4-5段普通軸，直徑56mm。</p><p>　　5-6段安裝軸承，直徑為50mm。</p><p>　　6-7段普通軸，結構需要，直徑48mm。</p><p>　　7-8軸與HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器相連，直徑40mm。</p><p><b>　　長度確定</b&g

72、t;</p><p>　　1-2段裝軸承，長度42.25mm。</p><p>　　2-3段裝齒輪，長度=齒輪寬-2，長度58mm。</p><p>　　3-4段軸肩，長度12mm。</p><p>　　4-5段軸，由結構確定長度為59mm。</p><p>　　5-6段裝軸承，長度21.75mm。</p>

73、<p>　　6-7段外伸軸，由結構確定長度為84mm。</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　由已知Ft=1651.75N Fr=619.59N Fa=411.83N T=30640N.mm Ma=7639.45N,mm </p><p>　　由M（C）z=0得FNH1=1206.25N<

74、;/p><p>　　由FH=0得FNH2=445.5N</p><p>　　由M(C)H=0得FV1=501.65N</p><p>　　由FV=0得FNV2=117.94N</p><p>　　由圖得1截面處為危險點</p><p>　　MH1=FNH1x102.75=139439.53N.mm</p>&

75、lt;p>　　MV1=Ma-FNV1x102.75=86428.26N.mm</p><p><b>　　W=</b></p><p>　　W=164052.5N.mm</p><p>　　T=425800N.mm</p><p><b>　　6. 彎扭校合</b></p>&l

76、t;p><b>　　軸的選用合格</b></p><p>　　滾動軸承的選擇及計算</p><p><b>　　I軸：</b></p><p>　　求兩軸承受到的徑向載荷</p><p>　　軸承30206的校核</p><p><b>　　徑向力</b

77、></p><p><b>　　派生力</b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p><b>　　由于，</b></p><p><b>　　所以軸向力為

78、，</b></p><p><b>　　當量載荷</b></p><p><b>　　由于，，</b></p><p><b>　　所以，，，。</b></p><p>　　由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為</p><p><

79、;b>　　軸承壽命的校核</b></p><p><b>　　II軸：</b></p><p>　　軸承30206的校核</p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　派生力</b></p><p><b

80、>　　，</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p><b>　　由于，</b></p><p><b>　　所以軸向力為，</b></p><p><b>　　當量載荷</b></p><p&

81、gt;<b>　　由于，，</b></p><p><b>　　所以，，，。</b></p><p>　　由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為</p><p><b>　　軸承壽命的校核</b></p><p><b>　　III軸：</b><

82、;/p><p>　　軸承30210的校核</p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　派生力</b></p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　軸向力</b></p>

83、<p><b>　　由于，</b></p><p><b>　　所以軸向力為，</b></p><p><b>　　當量載荷</b></p><p><b>　　由于，，</b></p><p><b>　　所以，，，。</b&g

84、t;</p><p>　　由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為</p><p><b>　　軸承壽命的校核</b></p><p><b>　　III軸合格</b></p><p>　　鍵連接的選擇及校核計算</p><p>　　計算公式：。選用鍵均為圓頭平鍵。<

85、;/p><p>　　由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。</p><p><b>　　聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。</p><p>　　高速軸用聯(lián)軸器的設計計算</p><p>　　由于裝置用于運輸機，原動機為電動機

86、，查表14-1得工作情況系數(shù)為，</p><p><b>　　計算轉矩為</b></p><p>　　查機械設計課程設計（機械工業(yè)出版社）表17-2選用彈性柱銷聯(lián)軸器HL2（GB/T 5014—1995）其主要參數(shù)如下：</p><p><b>　　材料HT200</b></p><p><b

87、>　　公稱轉矩</b></p><p><b>　　軸孔直徑，</b></p><p><b>　　軸孔長，</b></p><p>　　第二個聯(lián)軸器的設計計算</p><p><b>　　工作情況系數(shù)為，</b></p><p>&l

88、t;b>　　計算轉矩為</b></p><p>　　所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器HL3（GB/T 5014—1995）</p><p><b>　　其主要參數(shù)如下：</b></p><p><b>　　材料HT200</b></p><p><b>　　公稱轉矩</b&g

89、t;</p><p><b>　　軸孔直徑 </b></p><p><b>　　軸孔長 </b></p><p><b>　　減速器附件的選擇</b></p><p><b>　　通氣器</b></p><p>　　采用簡易式通氣

90、器，采用M22×1.5</p><p><b>　　油面指示器</b></p><p><b>　　選用游標尺M12</b></p><p><b>　　起吊裝置</b></p><p>　　采用吊環(huán)螺釘、箱座吊鉤</p><p><b&

91、gt;　　放油螺塞</b></p><p>　　選用外六角油塞及墊片M16×1.5</p><p><b>　　潤滑與密封</b></p><p><b>　　齒輪的潤滑</b></p><p>　　采用浸油潤滑，浸油高度約為三分之一大齒輪半徑，取為30mm，通過安裝在箱體上油

92、標觀察并判斷油面高度，及時添加潤滑油以便時減速器工作環(huán)境良好，延長齒輪工作壽命。見裝配圖所示。</p><p><b>　　滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　V=πDn/60=2.078m/s,采用油潤滑，開設油溝、飛濺潤滑。</p><p><b>　　潤滑油的選擇</b></p><p&g

93、t;　　齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，因V<2.5m/s,故選用中負荷工業(yè)齒輪潤滑油320（GB 5903-1995）。</p><p><b>　　密封方法的選取</b></p><p>　　選用凸緣式端蓋易于調整。</p><p>　　軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。</p><p><b&g

94、t;　　設計小結</b></p><p>　　這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒</p><p>　　輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入</p><p>　　了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們</p><p>　　機械設計的綜合素質大有用處。通過三個星期的設計</p><p

95、>　　實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我</p><p>　　們以后的工作打下了堅實的基礎. </p><p>　　1. 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際</p><p>　　的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修</p><p>　　課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際</p>&

96、lt;p>　　問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面</p><p>　　的知識等方面有重要的作用。 </p><p>　　2.在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程</p><p>　　中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進</p><p>　　行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論</p>

97、;<p>　　水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高</p><p>　　了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產</p><p>　　品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 </p><p>　　3.本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。</p><p>　　衷心的感謝老師的指導和幫助. </p

98、><p>　　機械設計課程設計 </p><p><b>　　38 </b></p><p><b>　　設計內容</b></p><p>　　計算及說明 結果 </p><p>　　4.在本次設計中我還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)</p><p&g

99、t;　　努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計</p><p>　　習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 </p><p><b>　　參考資料目錄</b></p><p>　　[1]《機械設計（第八版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版；</p><p>　　[2]《機械制圖（第四