二級減速箱機械設計課程設計

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文檔簡介

1、　　目錄　　設計任務書……………………………………………………2　　傳動方案的擬定及說明………………………………………3　　電動機的選擇…………………………………………………3　　傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇

2、和計算…………………4　　傳動零件的設計計算…………………………………………5　　軸的設計計算…………………………………………………13　　滾動軸承的選擇和計算………………………………………20　　鍵聯(lián)接的選擇和計算…………………………………………21

3、　　減速器附件的選擇和密封類型的選擇………………………21　　聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………22　　減速器箱體的設計……………………………………………22　　設計小結………………………………………………………24　　參考文獻………

4、………………………………………………24　　設計任務書　　題目：設計熱處理車間清洗零件用的傳送設備上的兩級二級圓柱齒輪減速器。單向運轉，工作平穩(wěn)，兩班值工作，每班工作8小時，使用年限為10年。　　所選參數(shù)如下： &

5、lt;p>　　傳送帶拽引力 2000N　　傳送帶運行速度 0.80m/s 　　傳送帶鼓輪直徑 200mm　　方案的草圖如下：　　1，帶傳動的效率;&l

6、t;p>　　2，軸承的效率; 　　3，齒輪傳動效率;　　4，聯(lián)軸器的傳動效率;　　5，鼓輪上的傳動效率。　　一、傳動方案的擬定&

7、lt;p>　　根據(jù)要求電機與減速器間選用V帶傳動，減速器與工作機間選用聯(lián)軸器傳動，減速器為二級圓柱直齒齒輪減速器。方案草圖如上。　　二、電動機的選擇　　1、電機類型和結構型式。　　根據(jù)電源及工作機工作條件，工作平穩(wěn)，單向運轉，兩班制工作，選用Y系列三相籠型異步電動機。&

8、lt;/p>　　2、傳動總效率 　　n=　　=60×1000×0.80/（3.14×200）　　=76r/min

9、;　　卷筒所需功率　　P=Fv/1000=2000×0.80/1000=1.60kw　　傳動裝置的總效率η=ηη4η2ηη　　取V帶的效率η=0.96 　　軸承的效率η=0.99 　　直齒圓柱齒輪

10、的傳動效率η=0.97　　聯(lián)軸器的效率η=0.99　　鼓輪上的傳動效率η=0.96　　總效率η=0.95×0.994×0.972×0.99×0.96=0.824　　3、確定電動機轉速</p

11、>　　按推薦的傳動比合理范圍，帶傳動傳動比i1 =2~4，二級圓柱齒輪減速器傳動比i2 =8~40 ， 　　=i1 i2 =16~160　　而工作機卷筒軸轉速為=76r/min，所以電動機轉速的可選范圍為　　==（16~160）x76=（1216~12160）r/min</p&g

12、t;　　符合這一范圍的同步轉速有1500r/min、3000r/min兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置　　尺寸、質(zhì)量和價格等因素，選用同步轉速為1500r/min的電動機。　　4、確定電動機型號　　電動機的輸出功率&l

13、t;/p>　　P=P/η=1.6/0.824=1.94 Kw　　由已有的標準的電機可知，選擇的電機的額定功率 P=3 Kw　　按工作要求和工作條件選用Y系列同步轉速為1500r/min 的三相籠型異步電動機　　具體規(guī)格如下：

14、　　三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算　　計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比　　1)傳動裝置總傳動比　　由電動機的滿載轉速n和工作機主動軸轉速n可確定傳動裝置應有的總傳動比為i==1420/76=18.68　　2）分配各級傳動比

15、　　取V帶傳動的傳動比為i=2；　　為滿足相近的浸油條件，高速齒輪傳動比為i=1.4i；　　所以由i= i ii取i=3.62 i=2.58　　n0=1420r/min;　　n1=n0/ i=1420/2=7

16、10r/min　　nⅡ = n/ i=710/3.62=196.1r/min ;　　nⅢ = nⅡ/ i =196.1/2.58=76 r/min ;　　3)各軸輸入功率　　P= P =1.94Kw;<p

17、>　　P = P×η=1.94×0.96=1.86 Kw ;　　PⅡ = P×η×η=1.86×0.99×0.97=1.79 Kw ;　　PⅢ = PⅡ×η×η=1.79×0.99×0.97=1.72kw;

18、;　　4)各軸輸入轉矩　　T= 9550 P/ n=9550×1.94/1420=13.05 N?m ;　　T= 9550 P/ n =9550×1.86/710=25.06 N?m ;　　T=9550 PⅡ/ nⅡ =9550×1.79/196

19、.1=87.12 N?m ;　　T =9550 PⅢ/ nⅢ =9550×1.72/76=215.85N?m ;　　傳動零件的設計計算　　V帶的設計　　1、確定計算功率Pc</p&

20、gt;　　由表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.2 故Pc= KP=1.2×3＝3.6kw　　2、選擇V帶的帶型　　根據(jù)Pc及n由圖8-11選用A型帶　　3、確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速　　1）初選小帶

21、輪的基準直徑dd1.由表8—6和表8—8，取帶輪的基準直徑d=100mm　　2）驗算帶速V：　　V==3.14×100×1420／60×1000m/s=7.435m/s　　由于5m/s<v<30m/s,滿足帶速要求。

22、;　　3）計算大帶輪的基準直徑：　　d=i d=100×2mm=200mm　　4、確定V帶的中心距a和基準長度L：　　1)初選中心距a ,根據(jù)教材式（8-20）取 a=400mm　　2）基準長度：<

23、;/p>　　L≈2a+( d+ d)+　　=[2×400＋×（100+200）＋(200－100)／4×400]mm≈1277mm　　由教材表8-2取 L=1250mm 　　3)根據(jù)教材式（8-23）計算實際中心距a及其變化范圍：&

24、lt;p>　　a≈a＋＝[400＋(1250-1277)/2]mm≈386.5mm　　考慮各種誤差　　a=a-0.015 L=386.5-0.015×1250=367.75mm　　a=a+0.03 L=386.5+0.03×1250=424mm<

25、;/p>　　即中心距的變化范圍為367.5mm到424mm.　　5、驗算小帶輪上的包角α1:　　α＝180－（ d－d）57.3°/a=180-(200-100)57.3°/400≈　　165≥90符合要求

26、;　　6、計算帶的根數(shù)Z　　1）計算單根帶的額定功率P　　由d=100mm和n=1420r/min 查表8—4a得P=1.29KW　　根據(jù)1420r/min ,i =2 和A型帶等條件，　　插值法查表8—4b得△P≈0.167KW 。 </p

27、>　　查表8—5得k=0.96,查8—2得K=0.93　　于是：P=（P+△P）k K=（1.29+0.167）×0.96×0.93kw=1.30kw　　z==3.6/1.30＝2.77　　所以選用3根V帶

28、　　7、計算單根V帶的初拉力的最小值（F）　　由表8—3得A型V帶的單位長度質(zhì)量m=0.1kg/m　　所以（F）=　　=134.98N　　應使帶實際初拉力F0>1.5

29、（F）=202.47　　8、計算壓軸力：　　(F)=2z（F）sin　　=802.95N　　9、帶輪的結構設計　　1

30、）小帶輪的結構設計　　由 n= 1420 r/min選擇小帶輪的材料為鑄鋼；　　由d=100mm<300,結合軸選擇小帶輪的結構形式為腹板式。　　2）大帶輪的結構設計　　由 n=710 r/min 選擇大帶輪的材料為HT200；<p&

31、gt;　　d=180mm，所以選腹板式帶輪。　　齒輪的設計　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪傳動的設計　　1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)　　1）根據(jù)要求的傳動方案，選用標準直齒圓柱齒輪　　2）傳送設

32、備的速度不高，故選用8級精度（GB 10095—88）　　3）材料選擇。查表10-1,小齒輪選用40Cr鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS　　試選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪的齒數(shù)Z2=3.62×24=86.88，取Z2=87;　　2、按齒面接觸強度設計</p

33、>　　按式（10—9a）試算，即 　　d≥2.32　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1）試選Kt＝1.3　　2）小齒輪的輸入轉矩為 T1=2.506×N?mm<p&

34、gt;　　3）由表10－7選取尺寬系數(shù)φ＝1　　4)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa　　5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限＝650MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限＝550MPa；　　6）由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)　　N1

35、＝60njLh＝60×710×1×（2×8×360×10）＝2.48×10h　　N2＝N1/i2＝2.48×10/3.62=6.85×10h　　7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.90；K＝0.92　　8）計算接觸

36、疲勞許用應力　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得　　0.9×650MPa=585MPa　　0.92×550MPa=506MPa　?。?）計算　　試算小

37、齒輪分度圓直徑d　　d≥2.32　　=2.32　　=41.803mm　?。?）計算圓周速度<

38、;p>　　v===1.554m/s　?。?）計算齒寬b及模數(shù)m　　b=φd=1×40.63=41.803mm　　m===1.74mm　　h=2.25 m=2.25×1.74mm=3.92mm　　b/h=4

39、0.63/3.81=10.66　?。?）計算載荷系數(shù)K　　已知載荷平穩(wěn)，由表10-2取K=1.0;根據(jù)v=1.51m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)K=1.12；由表10—4插值法查得K=1.452;　　由圖10—13查得K =1.35;　　由表10—3查得K =

40、K =1　　故載荷系數(shù)K= K K K K=1.01.1211.452=1.626　　(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得　　d1= d1t=41.803=45.04mm　　計算模數(shù)m

41、　　m = d1/ Z1=45.04/24mm=1.877mm　　3.按齒根彎曲強度設計　　由式(10—5)　　m≥　　(1)確定計算參數(shù) <p

42、>　　1)計算載荷系數(shù)　　K=KKKK =1.0×1.12×1×1.35=1.512　　2）由圖10—20c得 =500Mpa =380Mpa　　3）由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.83 K=0.85

43、　　4)查取齒型系數(shù)　　由表10－5查得Y=2.65；Y=2.206　　5)查取應力校正系數(shù)　　由表10－5查得Y=1.58；Y=1.78　　6)計算彎曲疲勞許用應力　　取

44、彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　　= K/S=0.83×500/1.4MPa=296.43MPa　　= K/S=380×0.85/1.4MPa=230.71MPa　　7)計算大、小齒輪的并加以比較　　=2.65×1.58／296.43=0.01

45、412　　=2.206×1.78／230.71=0.01702　　大齒輪的數(shù)值大。　　(2)設計計算　　m≥=1.308mm　　對比結果，由齒面

46、接觸疲勞強度計算的模數(shù)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，僅與齒輪直徑有關，則取m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=45.72mm于是　　Z1= d1/m=45.04/2=22.52取Z1=23 則 Z2=i2Z=3.62×23=83.26取Z2=83&l

47、t;p>　　4.幾何尺寸計算　　1）、計算中心距　　a=( Z1+ Z2)m/2=(23+83)×2/2=106mm　　2）、計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1=m Z1=2

48、15;23mm=46mm　　d2=m Z2=2×93mm=166mm　　3）、計算齒輪寬度　　b=φ d1 =1×46mm=46mm　　圓整后取B2=45mm，B1=50mm

49、;　　(二)低速級齒輪傳動的設計　　1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)　　1）根據(jù)要求的傳動方案，選用標準直齒圓柱齒輪　　2）傳送設備的速度不高，故選用8級精度（GB 10095—88）　　3）材料選擇。小齒輪選用45鋼（表面淬火）齒面硬度約為280HBS，大齒輪選用

50、45鋼（表面淬火）硬度為240HBS;　　4）試選小齒輪齒數(shù)Z＝24，大齒輪齒數(shù)Z＝ i3Z=2.58×24=61.92,取Z2=62；　　2、按齒面接觸強度設計　　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　　按式（10—9a）試算，即

51、 　　d≥2.32 　　1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1）試選K＝1.3　　2）小齒輪傳遞的轉矩T2=87.12×N?mm　　3)由表10－7

52、選取尺寬系數(shù)φ＝1　　4)由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa　　5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限＝550MPa；　　6）由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)　　N1＝60 nⅡjLh＝6.8

53、5×10h　　N2＝N1/i3＝6.85×10/2.58=2.66×10h　　7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.92；K＝0.96　　8）計算接觸疲勞許用應力　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得</p&

54、gt;　?。?.92×600MPa＝552MPa　　＝0.96×550MPa＝528MPa　?。?）試算小齒輪分度圓直徑 d　　dt2≥2.32　　=2.32</b&g

55、t;　　=63.3mm　?。?）計算圓周速度　　v===0.65m/s　?。?）計算齒寬b及模數(shù)m　　b=φdt1=1×63.3=63.3mm&

56、lt;/p>　　m===2.64mm　　h=2.25 m=2.25×2.64=5.93mm　　b/h=63.3/5.93=10.67　　（5）計算載荷系數(shù)K　　已知載荷平穩(wěn)，由表10-2取K=1.0,根據(jù)v=0.65m/s,8級精度，

57、由圖10—8查得動載系數(shù)K=1.0；由表10—4插值法查得K=1.456　　由圖10—13查得K =1.4　　由表10—3查得K = K =1　　故載荷系數(shù)K= K K K K=1.01.011.456=1.456　　(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10

58、—10a）得　　d2= dt2=63.3=65.74mm　　計算模數(shù)m　　m = d2/ Z1=65.74/24=2.74mm　　3.按齒根彎曲強度設計　　由式(10—5)&

59、lt;/b>　　m≥　　(1)確定計算參數(shù) 　　1)計算載荷系數(shù)　　K=KKKK =1.0×1.0×1×1.4=1.4

60、　　2）由圖10—20c得 =500Mpa =380Mpa　　3）由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.85 K=0.90　　4)查取齒型系數(shù)　　由表10－5查得Y=2.65；Y=2.27　　5)查取應力校正系數(shù)</p

61、>　　由表10－5查得Y=1.58；Y=1.73　　6)計算彎曲疲勞許用應力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　　1= K/S=0.85×500/1.4Map=303.57MPa　　2=K/S=0.9×380/1.4Map=2

62、44.29MPa　　7)計算大、小齒輪的并加以比較　　=2.65×1.58／303.57=0.0138　　=2.27×1.73／244.29=0.0161　　大齒輪的數(shù)值大。

63、;　　(2)設計計算　　m≥=1.896mm　　對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)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，僅與齒輪直徑有關，則取m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=73.01mm于是</p&

64、gt;　　Z1= d1/m=65.74/2≈32.87取Z1= 33 則 Z2=i3Z1=2.58×33≈85.14 取Z2=86　　4.幾何尺寸計算　　1）、計算中心距　　a=( Z1+ Z2)m/2=(

65、33+86)×2/2=119mm　　2）、計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1=m Z1=2×33=66mm　　d2=m Z2=2×86=172mm　　3）、計算齒輪寬度<p&

66、gt;　　b=φ d1 =1×66=66mm　　圓整后取B2=65mm，B1=70mm　　五、軸的設計計算　　Ⅰ軸：　　找出輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T<

67、;p>　　P=1.86Kw n=710r/min T=25.06N.m　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15—3，取C的值為112由此確定最小軸的直徑　　d≥＝=15.45mm 選d=20mm　　求作用在齒輪上的受力　　Ft==1089.6N&

68、lt;/p>　　Fr= =396.6N（=20）　　軸的結構設計　　擬定軸上零件的裝配方案，如下　?。?）第一段軸用于安裝帶輪（經(jīng)過受力分析滿足要求），外形尺寸為:d×l=20×40mm，即直徑為20mm，長度為40mm。<

69、;/p>　?。?）第二段軸肩用于對帶輪進行軸向固定，取直徑為25mm，長度為76mm。　?。?）第三段用于安裝深溝球軸承6206和擋油板，取內(nèi)徑為30mm,長度26mm　?。?）第四段為軸肩，為深溝球軸承進行軸向定位，直徑為38mm長度為87mm.　?。?）第五段為小齒輪，齒輪采用齒輪

70、軸的形式，直徑為34mm，長度為46mm。　　(6) 第六段用于安裝深溝球軸承6206和擋油板，取內(nèi)徑為30mm,長度42mm　　4．載荷分析　　將帶輪的壓軸力F看作水平。　　（1）彎矩</

71、p>　　在水平面內(nèi)　　F=1204.43N　　Ft=1089.6N　　求得支反力=321.86N　　=767.74N　　水平面

72、內(nèi)最大的彎矩在B斷面內(nèi)，M=41841　　在鉛垂面內(nèi)　　Fr=396.6N　　求得支反力=2065.8N =-464.77N　　鉛垂面內(nèi)最大的彎矩在B斷面內(nèi)， M=25330 <

73、/p>　　經(jīng)兩彎矩合成，最大的彎矩在B斷面內(nèi)，其值為48911　?。?）校核軸的強度　　軸Ⅰ的危險截面在B截面，求其當量彎矩　　=　　由于轉矩T產(chǎn)生的切應力為脈動循環(huán)變

74、應力，取=0.6　　則 =2MPa<=60 MPa　　故可以認為軸Ⅰ安全。　?、蜉S　　1.找出輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T　　P=1.79Kw n=196.1r/min T=

75、87.12N.m　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表16.2，取C的值為112由此確定最小軸的直徑　　d≥＝=23.41mm 選d=30mm　　2、軸的結構設計　　1）擬定軸上零件的裝配方案如下：&

76、lt;p>　?。?）、第一段軸用于安裝軸承6206,取直徑為30mm，長度為41.5mm。用一套筒對軸承和小齒輪進行軸向定位，套筒外徑為47 mm 。　　（2）、第二段為安裝一級傳動大齒輪，直徑為38mm，長度為42mm 。　?。?）、第三段軸軸肩，直徑為45 mm，長度為8 mm。　?。?）、第四段軸軸肩

77、，安裝二級傳動小齒輪，直徑為38mm，長度為66mm 。　　（5）、第五段軸用于安裝軸承6206，取直徑為30mm，長度為43.5mm。　?、筝S　　求軸上的功率　　P=1.72kw n=76r/

78、min T=215.85 　　2、初步確定軸的最小直徑　　選取軸的材料為為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表16.2，取C的值為112，于是　　d≥＝=31.68mm 選d=50　　輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同

79、時選取聯(lián)軸器的型號。　　聯(lián)軸器的計算轉矩T=KT,由表19.3，考慮轉矩變化小，故取K=1.5　　則： T=KT=1.5×215.85=323.78　　故選用LH3,公稱轉矩為630N.m的彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑為40mm。半　　聯(lián)軸器與轂孔的長度為L

80、=82mm　　3、軸的結構設計　　1）擬定軸上零件的裝配方案如下：　　從右往左：　?。?）第一段軸用于安裝聯(lián)軸器，取直徑為40mm，長度為82mm，　?。?/p>

81、2）第二段軸的伸出端，取直徑為45mm，長度為66mm。　?。?）第三段用于安裝深溝球深溝球軸承6210，直徑為50mm，長度為30mm。　　(4) 第四段用于安裝二級大齒輪, 直徑為54mm，長度為62mm。　　(5) 第五段用于軸承的軸肩, 直徑為61mm，長度為8mm。<p&

82、gt;　　(6) 第六段用于安裝深溝球深溝球軸承6210, 直徑為50mm，長度為47mm。　　4、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,　　對于６２１０型的深溝球軸承,a=１０mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

83、;　　從動軸的載荷分析圖　　5、按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度　　根據(jù)課本公式（１５－５）及上述數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α＝０.６，則有：　　==ＭＰａ　　前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理

84、。　　查表15-1得[]=60MPａ　　〈 [] 此軸合理安全　　6、精確校核軸的疲勞強度.　　⑴. 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

85、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.　?、?

86、截面Ⅶ右側。　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500　　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 =215.85　　截面上的彎曲應力

87、　　截面上的扭轉應力　　==　　軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。　　由課本表15-1查得：　　因 <p&

88、gt;　　經(jīng)插入后得　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=1.82</p

89、>　　K=1+（-1）=1.26　　所以 　　綜合系數(shù)為： K=2.8　　K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù) 取0.1&l

90、t;b>　　取0.05　　安全系數(shù)　　S=19.15　　S18.91　?。荆維=1.5 所以它是安全的

91、　　截面Ⅶ左側　　抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=15746.4　　抗扭系數(shù) =0.2=0.2=31492.8　　截面Ⅳ左側的彎矩M為 　　截面Ⅳ上的扭矩為 =215850&l

92、t;p>　　截面上的彎曲應力 　　截面上的扭轉應力　　==　　軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。　　由課本表15-1查得：　　因

93、 　　經(jīng)插入后得　　2.0 =1.31　　軸性系數(shù)為　　=0.85　　K=1+=

94、3.25　　K=1+（-1）=2.62　　所以 　　綜合系數(shù)為： K=2.8　　K=1.62　　碳鋼的特性系數(shù) 取0.1<

95、;/p>　　取0.05　　安全系數(shù)　　S=26.20　　S21.23　?。荆維=1.5

96、所以它是安全的　　六、滾動軸承的選擇　　由于使用的是直齒齒輪，無軸向力，因此為了簡便，選用深溝球軸承。具體直徑根據(jù)所配合的軸的直徑選擇恰當?shù)闹睆较盗小?lt;/p>　　七、鍵聯(lián)接的選擇和計算　　選擇用平鍵，且材料為鋼制。&

97、lt;p>　　八、減速器附件的選擇和密封類型的選擇　　通氣器：采用和油面指示器相連的器件　　起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳　　放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M10×1.5　　潤滑與密封<

98、p>　　齒輪的潤滑　　采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.65m/s.考慮到中間的齒輪b充分浸油，而浸油高度為六分之一至三分之一大齒輪半徑（D=176 mm），取為50mm。　　滾動軸承的潤滑　　由于浸油齒輪的周向速度中都小于2m

99、/s的，為了簡便，所以均選用潤滑脂潤滑軸承。　　潤滑油的選擇　　齒輪與軸承用同種潤滑油較，根據(jù)周向速度，選取運動粘度約在275mm/s的潤滑油，考慮到該裝置用于中小型設備，選用N320潤滑油。　　密封方法的選取&l

100、t;p>　　選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。　　密封圈型號按所裝配軸的直徑確定。　　軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。　　九、聯(lián)軸器的選擇　　聯(lián)軸器的計算轉矩T=KT,由表19.3，考

101、慮轉矩變化小，故取K=1.5　　則：　　T=KT=1.5×215.85=323.8 　　故選用LH3,公稱轉矩為630N.m的彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑為40mm。半　　聯(lián)軸器與轂孔的長度為L=82mm</p&g

102、t;　　十、箱體的設計　　根據(jù)設計的零件尺寸大小選擇用剖分式箱體。采用鑄造工藝，材料使用HT200. 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質(zhì)量，　　大端蓋分機體采用配合.　　1、機體有足夠的剛度&

103、lt;p>　　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(nèi)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，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為35mm　　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</

104、p>　　3、機體結構有良好的工藝性.　　鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.　　4、對附件設計　　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

105、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：　　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

106、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，以防油進入油尺座孔而溢出.　　D 通氣孔：　　由

107、于減速器運轉時，機體內(nèi)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(nèi)為壓力平衡.　　E 蓋螺釘：　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。　　釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.<b&g

108、t;　　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：　　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.　　箱體的結

109、構尺寸如下表。圖參見《機械設計基礎課程設計》　　十一、設計小結　　由于時間比較緊，所以這次的設計存在許多缺點，很多時候，由于缺少經(jīng)驗，取值過于保守，使整體結構龐大，很多地方浪費材料；同時箱體的設計很粗糙。但通過這次的減速箱的設計，使我能學習到很多實踐知識，同時將公差課，機械制造基礎，機械設計，材料力學，等課程綜合起來

110、了，了解了機械設計的基本流程。在設計的過程中，我們大量查閱國標，積極請教老師，很好的培養(yǎng)了我們作為工科技術人員的基本素養(yǎng)，老師豐富的經(jīng)驗，使我們了解了作為工程師的必備素質(zhì)。　　相信在類似設計經(jīng)驗的積累，我在以后的學習或者實際工作中，能夠設計出緊湊、質(zhì)量輕、強度高的機械　　參考資料目錄<p

111、>　　[1]《機械設計課程設計指導書》，高等教育出版社，宋寶玉主編，2006年8月第一版；　　[2]《機械設計》（第四版），高等教育出版社，邱宣懷主編，1997年4月第四版；　　[3]《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;　　[4]《機械制圖》，高等教育出版社，何

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