機械設計課程設計--加熱爐推料機傳動裝置

1、<p>　　機械設計課程設計說明書</p><p>　　設計題目：《加熱爐推料機傳動裝置》</p><p><b>　　姓 名：</b></p><p><b>　　指導教師：</b></p><p><b>　　班 級：</b></p>&

2、lt;p><b>　　學 號：</b></p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　第1章 設計任務書…………………………………………………………… 2</p><p>　　第2章 電動機的選擇………………………………………………………… 3</p><p>　　第

3、3章 傳動比的分配………………………………………………………… 4</p><p>　　第4章 蝸輪、蝸桿傳動的設計計算………………………………………… 6</p><p>　　第5章 齒輪傳動的設計計算………………………………………………… 9</p><p>　　第6章 軸的設計計算………………………………………………………… 12</p>

4、<p>　　第7章 聯(lián)軸器的選擇……………………………………………………… 18</p><p>　　第8章 滾動軸承的選擇與校核…………………………………………… 18</p><p>　　第9章 鍵的選擇與校核…………………………………………………… 20</p><p>　　第10章 箱體的設計……………………………………………

5、…………… 21</p><p>　　第11章 潤滑和密封的設計………………………………………………… 23</p><p>　　第12章 參考文獻…………………………………………………………… 24</p><p><b>　　第1章 設計任務書</b></p><p>　　1.1 設計帶式輸送機的傳動裝置&

6、lt;/p><p>　　1.1設計加熱爐推料機傳動裝置</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　大齒輪傳遞的功率:Pw=1.2kw</p><p>　　大齒輪軸的轉(zhuǎn)速:=30r/min</p><p>　　每日工作時間：T=8h</p><p>　　

7、工作年限：a=10（每年300個工作日）</p><p>　?。ㄗⅲ哼B續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，輸送機大齒輪轉(zhuǎn)速允許誤差為±5%。）</p><p>　　第2章 電動機的選擇</p><p>　　2.1 電動機的選擇</p><p>　　2.1.1選擇電動機的類型</p><p>　　按工作要求和工作

8、條件選用Y系列三相異步電動機。</p><p>　　2.1.2選擇電動機的容量</p><p>　　標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。</p><p>　　2.1.2.1電

9、動機到工作機輸送帶間的總效率為 </p><p>　　η∑= η1η2η33η4</p><p>　　η1、η2、η3、η4分別為聯(lián)軸器、蝸桿蝸輪、軸承、齒輪的傳動效率。</p><p>　　查表得η1=0.99 ，η2=0.8 ，η3=0.98，η4=0.98。</p><p>　　所以η∑=0.99×0.8×0.983

10、×0.98=0.731</p><p>　　2.1.2.2電動機所需工作功率為</p><p>　　2.1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速</p><p>　　取齒輪傳動一級減速器傳動比的范圍i1’=3～5，取蝸桿渦輪的傳動比i2’=5～80。</p><p>　　則總的傳動比 i∑’= i1’～i2’=15～400。</p>

11、<p>　　根據(jù)電動機的類型，容量，轉(zhuǎn)速,要使=，由課程設計指導書表17-7選定電動機型號為Y100L1-4型號的電動機；其主要性能如下：</p><p>　　第3章 傳動比的分配</p><p>　　3.1計算傳動裝置的仲傳動比并分配傳動比</p><p>　　3.1.1總傳動比為 =/=1430/30=47.7</p><p&g

12、t;　　3.1.2分配傳動比 </p><p>　　為電動機是用聯(lián)軸器與蝸桿相連接的，之前選用了2頭蝸桿的傳動效率，而2頭蝸桿與蝸輪的薦用傳動比在14～30之間，圓柱齒輪的傳動比在1～5之間；在協(xié)調(diào)分配傳動比，初選蝸桿蝸輪的傳動比為=20；則圓柱齒輪的傳動比為。</p><p>　　3.2計算傳動裝置各軸的運動和參數(shù)</p><p>　　3.2.1各軸的轉(zhuǎn)速<

13、/p><p><b>　　Ⅰ軸：</b></p><p><b>　?、蜉S：</b></p><p><b>　?、筝S：</b></p><p>　　3.2.2各軸的輸入功率</p><p>　　3.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩為</p><p&

14、gt;<b>　　電動機輸出轉(zhuǎn)矩為：</b></p><p><b>　?、褫S： </b></p><p><b>　?、蜉S：</b></p><p><b>　?、筝S：</b></p><p>　　將上述計算結(jié)果匯總于下表，以備查用：</p>

15、<p>　　第4章 蝸桿蝸輪的設計計算</p><p>　　4.1 選擇蝸桿的類型</p><p>　　根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。</p><p><b>　　4.2 選擇材料</b></p><p>　　考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效

16、率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,砂模鑄造；為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵（HT100）制造。</p><p>　　4.3 按齒面接觸強度設計</p><p>　　根據(jù)閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。則傳動中心距為</p><

17、p>　　4.3.1 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　按=2，估值效率為0.8，則</p><p>　　4.3.2確定載荷系數(shù)</p><p>　　因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數(shù)=1.3，由表11-5選取使用系數(shù)=1.15，由于轉(zhuǎn)速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數(shù)=1.05，則</p><p>　　K==1.3

18、×1.15×1.05=1.57</p><p>　　4.3.3 確定彈性影響系數(shù)和</p><p>　　因為選用的是錫磷青銅（ZCuSn10P1）的蝸輪和45剛蝸桿相配，故；先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值為=0.35，從圖11-18中查得=2.9。</p><p>　　4.3.4 確定許用接觸應力[]H</p><p&

19、gt;　　根據(jù)蝸輪材料為錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，可從表11-7查得蝸輪的基本許用應力 =268MPa。</p><p><b>　　應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p><b>　　壽命系數(shù) ，則</b></p><p>　　==0.747268=200MPa</

20、p><p>　　4.3.5 計算中心距 </p><p><b>　　a=</b></p><p>　　取中心距a=125mm，因為=20，故從表11-2中選取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，這時d1/a=0.4，與假設相近，從圖11-18中可查得=2.75<，因此以上計算結(jié)果可用。</p><p>　　

21、4.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸</p><p><b>　　4.4.1蝸桿</b></p><p>　　軸向齒距Pa=15.7；直徑系數(shù)q=10.00；齒頂圓直徑=60mm；齒根圓直徑=38mm；分度圓直徑=50mm；分度圓導程角=arctan=arctan=11.31°；蝸桿軸向齒厚=7.85mm，蝸桿法向齒厚。</p><p&g

22、t;<b>　　4.4.2 蝸輪</b></p><p>　　蝸輪齒數(shù)：=41；變位系數(shù)=-0.500</p><p>　　驗算傳動比：==20.5，這時傳動誤差為是允許的</p><p><b>　　蝸輪分度圓直徑：</b></p><p>　　蝸輪喉圓直徑：=+=205+22.5=210mm&l

23、t;/p><p>　　蝸輪齒根圓直徑：=+=205-27=188mm</p><p>　　蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=125-210=20mm</p><p>　　4.5 校核齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>　　當量齒數(shù)=</b></p><p>　　根據(jù)=-0.5，=43.48，從圖11-1

24、9中可查得齒形系數(shù)2.87</p><p><b>　　螺旋系數(shù)=</b></p><p><b>　　許用彎曲應力 =</b></p><p>　　從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa</p><p><b>　　壽命系數(shù) </b>

25、</p><p>　　==560.5975=33.46MPa</p><p><b>　　所以==</b></p><p>　　<,彎曲強度校核滿足要求。</p><p><b>　　4.6 驗算效率η</b></p><p>　　已知=11.31°，=，與相

26、對滑移速度有關(guān)</p><p>　　從表11-18中用插值法查得=0.0246，=1.242代入上式得</p><p>　　大于原估計值0.8，因此不用重算。 </p><p>　　第5章 齒輪傳動的設計計算</p><p>　　5.1選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)</p><p>　　按第一章的傳動方案圖，選用

27、直齒圓柱齒輪；推料機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10098-88）；由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS；選擇小齒輪的齒數(shù)為20，大齒輪則為1.8820=37.6，取大齒輪齒數(shù)為38.</p><p>　　5.2 按齒面接觸強度設計</p><p>　　由設計計算公式（

28、10-9a）進行試算，即</p><p>　　5.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)=1.3，計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　，由表10-7選取齒寬系數(shù)=1，由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)，由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa；由式10-13計算應力

29、循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為：N1=，</p><p>　　大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為：N2=</p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =1.0；計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，</p><p>　　安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得</p><p><b

30、>　　5.2.2 計算</b></p><p>　?。?）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值</p><p><b>　　88.2mm </b></p><p><b>　　計算圓周速度ν，</b></p><p>　　0.330

31、 </p><p><b>　　計算齒寬b，</b></p><p>　　計算齒寬與齒高之比b/h，</p><p>　　模數(shù) </p><p>　　齒高 h=2.25=2.254.

32、41=9.9mm， b/h=88.2/9.9=8.90；</p><p>　　計算載荷系數(shù)，根據(jù)v=0.330m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.13；</p><p><b>　　直齒輪，；</b></p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)；</p><p>　　由表10-4用插值

33、法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。</p><p>　　由b/h==8.89，，查圖10-13得，故載荷系數(shù)為</p><p><b>　　;</b></p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所的分度圓直徑，由式10-10a得</p><p><b>　　102.1mm</b></

34、p><p><b>　　計算模數(shù)m。</b></p><p><b>　　m=5.10</b></p><p>　　5.2.3 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為m</p><p>　　5.2.3.1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p

35、><p>　　由圖10-20c查得小齒輪的玩去疲勞強度極限,大齒輪的彎曲強度極限；</p><p>　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力。</p><p>　　取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b>

36、</p><p>　　K==1.251.1311.35=1.91</p><p><b>　　查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由表10-5查得, </p><p><b>　　查取應力校正系數(shù)</b></p><p><

37、;b>　　由表10-5查得，</b></p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p>　　5.2.3.2 設計計算</p><p><b>　　m=3.24</b></p><p>　　對

38、比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)5.10，并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑102.1mm，算出小齒輪的齒數(shù) </p><p><b>　　，</b></p

39、><p>　　大齒輪的齒數(shù) ，取=48。</p><p>　　5.3 幾何尺寸計算</p><p>　?。?）計算分度圓直徑 小齒輪的分度圓直徑： </p><p>　　大齒輪的分度圓直徑： </p><p>　?。?）計算中心距大齒輪的分度圓直徑</p>

40、<p><b>　　170mm</b></p><p>　　(3)計算齒輪寬度 </p><p><b>　　mm， </b></p><p><b>　　取.</b></p><p><b>　　第6章 軸的設計</b><

41、;/p><p><b>　　6.1 蝸桿軸</b></p><p>　　6.1.1 求蝸桿軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　由第3章可知，，。</b></p><p>　　6.1.1.1求作用在蝸輪上的力</p><p>　　因已知蝸桿的分度圓直徑為50mm，則

42、</p><p><b>　　切向力 </b></p><p><b>　　軸向力 </b></p><p><b>　　徑向力 </b></p><p>　　6.1.1.2 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先初步校核估算軸的最小直徑，取A。=

43、112</p><p>　　該軸是用聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則：</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX2（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560Nmm，半聯(lián)軸器的孔徑d=32，孔長度L

44、=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。</p><p>　　6.1.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 </p><p>　　6.1.2.1初選軸承</p><p>　　初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承；參照工作要求并根據(jù)=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承。型號為30208，其尺寸為d

45、15;D×T=40mm×80mm×19.75mm。</p><p>　　6.1.2.2各軸段直徑的確定</p><p>　　初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段第一段為最小端,故該段直徑為32mm；第二段的直徑為3mm；第為了設計的需要，考慮安裝密封裝置，設計第四段的直徑為40mm；五段安裝軸承，故該段直徑為44mm，第六段軸承的

46、軸向定位，查表選直徑為50mm，取第七段直徑為32mm；八段為蝸桿，直徑是蝸桿的頂圓直徑為60mm，九段直徑和七段一樣為32mm；十段直徑和六段一樣；十一段是安裝軸承，所以選直徑為44mm；十二、十三直徑分別取值為40mm,38mm。</p><p>　　6.1.2.3各軸段長度的確定</p><p>　　第一段安裝聯(lián)軸器，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，故第一段的長度

47、可取58mm；第二段長度取51mm；第三段取長度等于15mm；第四段裝端蓋，長為20 mm；軸段五安裝軸承所以長度為30mm；第六段為定位軸段裝長度為8mm；第七段的長度為20，第八段蝸桿長度為76 mm；第九段長度與第七段的長度相同；第十段為定位軸，所以取長度為10mm；第十一、三段分別取長度為33mm、30mm、20mm。</p><p>　　6.1.2.4 軸上零件的周向定位</p><

48、p>　　為了保證良好的對中性，與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為10*8 GB1096-2003。</p><p>　　6.1.2.5軸上倒角與圓角</p><p>　　為保證7208C軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為2*

49、45。</p><p>　　6.1.3 求軸上的載荷</p><p>　　在確定軸承支點位置時，查得30208圓錐滾子軸承的a=16.9mm，因此，做出簡支梁的軸的跨距為192mm，計算得出軸的彎矩和扭矩分別如下：</p><p>　　載荷 水平面H 垂直面V</p><p>　　支

50、反力F ===292 =697.465N =115.695N</p><p>　　彎矩M =28032Nmm =66956.64Nmm =11106.64Nmm</p><p>　　總彎矩 =72587.77Nmm =30152.12Nmm</p><p>　　扭矩 =14550

51、Nmm</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度，因為軸單向轉(zhuǎn)動，扭轉(zhuǎn)切應力為脈沖循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力為</p><p>　　===21.67MPa</p><p>　　前面已選定軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa，因此，＜，所以安全。</p><p>　　6.2 裝蝸輪的軸（第二根）的設計<

52、/p><p>　　6.2.1 求作用在蝸輪和齒輪上的力</p><p>　　已知蝸輪的分度圓直徑為==5×41=205mm，所以得==，，; ,。</p><p>　　6.2.2 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)15-3式，取A。=112，于是得。</p><p>　

53、　6.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設計</p><p>　　6.2.3.1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑</p><p>　　初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端,與小齒輪相連，故該段直徑為42mm。II-III段裝端蓋，采用氈油封，故該段直徑為44mm。III-IV段裝軸承，所以直徑為50mm。為了設計的需要,IV-V段軸向定位，安裝套筒，所以直徑為

54、52mm。V-VI段安裝渦輪，直徑為56mm。，考慮軸的軸向定位，為渦輪的軸向定位提供軸肩，設計VI-VII段的直徑為65mm。VII-VIII段用以裝軸承，直徑和I-II一樣為50mm。</p><p>　　6.2.3.2各軸段長度的確定</p><p>　　I-II段連接小齒輪，長度為65mm。II-III裝軸承端蓋長度為60mm, III-IV段為安裝軸承，長度為20mm。IV-V裝

55、套筒，長為25mm。軸段V-VI是安裝渦輪段，長度為65mm。軸段Ⅵ-Ⅶ為渦輪提供軸肩定位，長度為25mm。Ⅶ-Ⅷ段為安裝軸承段，長度為20mm</p><p>　　6.2.2.3 軸上零件的周向定位</p><p>　　為了保證良好的對中性，渦輪，齒輪與軸選用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號分別為16*10,12*8 GB1096-1979,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為56mm和90mm。同

56、時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為；小齒輪與軸的配合精度為。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6。</p><p>　　6.2.2.4軸上倒角與圓角</p><p>　　為保證7210C軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑分別由具體而定。根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為2*45。</p&

57、gt;<p>　　第7章 聯(lián)軸器的選擇 </p><p><b>　　蝸桿軸最小直徑</b></p><p><b>　　取直徑為32 mm</b></p><p>　　查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： </p><p>　　聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計算 <

58、/p><p>　　查表課本14-1， K=1.3，則</p><p>　　啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用LX2（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=560,許用最高轉(zhuǎn)速 n=6300，半聯(lián)軸器的孔徑d=32，孔長度l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。&

59、lt;/p><p>　　第8章 角接觸球軸承的選擇與校核</p><p><b>　　減速器軸承選取</b></p><p>　　高速軸靠近聯(lián)軸器端選用 7208C 高速軸遠離聯(lián)軸器端選用 30208</p><p>　　中間軸選用 30210</p><p>　　減速器各軸所用軸承代號及尺

60、寸</p><p>　　高速級軸承壽命驗算：</p><p><b>　　預期壽命</b></p><p>　　要求使用壽命L=10年×300天×8小時=24000小時</p><p><b>　　壽命計算</b></p><p>　　高速軸使用30208

61、型圓錐滾子軸承</p><p>　　，，，=63.0KN，=74.0KN</p><p><b>　　軸頸，轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　徑向載荷，軸向載荷</b></p><p><b>　　確定e的值：</b></p><p>　　查表1

62、6-12得e=0.8</p><p>　　查表13-5得X=0.44，Y=1.295</p><p><b>　　由式16-4得</b></p><p>　　即軸承在受徑向載荷和軸向載荷時的壽命相當于只承受純徑向載荷時的壽命</p><p><b>　　根據(jù)式16-3，有</b></p>

63、<p>　　求得的值遠小于預期壽命，所以這個減速器的低速軸正常使用，工作3.8年要換一次軸承。</p><p>　　第9章 鍵的選擇與校核</p><p>　　在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為：</p><p>　　9.1輸入軸上鍵的選擇及校核</p><p>　　聯(lián)軸器要求與蝸桿連接。根據(jù)軸徑d=32mm

64、。初選A型平鍵。b =10mm,h=8mm,L=50mm。即：鍵 10×8 GB/T1096。</p><p>　　L=L-b=50-8=42mm.</p><p>　　K=0.5h=0.5×7=3.5mm</p><p>　　查課本表6-2，得輕微沖擊載荷時，鍵聯(lián)接的許用擠壓應力[σ]p=100～120MPa。</p><p

65、>　　MP＜[]所以鍵的擠壓強度足夠。</p><p>　　9.2中間軸上鍵的選擇及校核</p><p>　　輸出軸上開有2個鍵槽，與渦輪、齒輪聯(lián)接。</p><p>　　9.2.1與蝸輪連接的鍵，選擇A型，根據(jù)軸徑d=56mm。查手冊得 b×h=16×10,即鍵寬為16，鍵高為10，取標準長度為L=56mm，所以l=L-b=56-16=4

66、0mm。k=0.5h=0.5×10=5mm。</p><p>　　所以鍵的擠壓強度足夠。</p><p>　　9.2.2與小齒輪連接的鍵，選擇A型，根據(jù)軸徑d=42mm。查手冊得 b×h=12×8,即鍵寬為12，鍵高為8，取標準長度為L=56mm，所以l=L-b=56-12=44mm。k=0.5h=0.5×8=4mm。</p><

67、p><b>　　<</b></p><p>　　所以鍵的擠壓強度足夠。</p><p>　　第10章 箱體的設計</p><p>　　10.1箱體的基本結(jié)構(gòu)設計</p><p>　　箱體是一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜

68、，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在裝配草圖的設計和繪制過程中確定。</p><p>　　10.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。</p><p>　　10.3箱體各部分的尺寸</p><p><b>　　箱體參數(shù)表1：</b&g

69、t;</p><p>　　表2：連接螺栓扳手空間c1 、c2值和沉頭座直徑</p><p>　　第11章 潤滑和密封的設計</p><p><b>　　11.1潤滑</b></p><p>　　蝸輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。</p><p>　　蝸輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤

70、滑；軸承Dpw·n=1.455×104 ≤(2~3) ×105 所以采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75 ~1）個齒高，但油面不應高于蝸桿軸承下方滾動體中心。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取浸油深度H1為10mm

71、。換油時間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。</p><p><b>　　11.2 密封</b></p><p>　　減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。</p><p>　　11.2.1軸伸出處的密封</p&

72、gt;<p>　　作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。</p><p>　　11.2.2 軸承內(nèi)側(cè)的密封</p><p>　　該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內(nèi)，破

73、壞脂的潤滑效果。</p><p>　　11.2.3 箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。</p><p>　　11.3 附件的設計</p><p>　　11.3.1 窺視孔蓋和窺視孔</p><p>　　為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側(cè)間隙及向箱內(nèi)注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視

74、孔處應凸出一塊，以便加工出與孔蓋的接觸面。</p><p>　　11.3.2 排油孔、放油油塞、通氣器、油標</p><p>　　為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計中采用螺塞M14×1.5 。</p><p>　　為了檢查減速器內(nèi)的油面高度，應在箱體便

75、于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設置油標。</p><p>　　11.3.3 吊耳和吊鉤</p><p>　　為了拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據(jù)具體情況加以修改.</p><p>　　第12章 參考文獻</p><p><b>　　[參考文獻]</b></p>

76、<p>　　[1]  吳宗澤 機械設計 北京：高等教育出版社，2001．</p><p>　　[2]  宋寶玉、吳宗澤主審 機械設計課程設計指導書，北京：高等教育出版社，2006．</p><p>　　[3]  孫恒、陳作模主編 機械原理 第七版 北京：高等教育出版社，2006．</p><p>　　[4]  裘

77、文言、張祖繼、瞿元賞主編 機械制圖， 高等教育出版社，2005．</p><p>　　[5]  劉鴻文主編 簡明材料力學 高等教育出版社，2006．</p><p>　　[6]  吳宗澤、羅國圣主編 機械設計課程設計手冊 北京：高等教育出版社，2006．</p><p>　　[7]  濮良貴、紀名剛 機械設計 7版 北京：高等教育出版社