機械設(shè)計課程設(shè)計兩級圓柱齒輪減速器

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1、 南華大學(xué) 課 程 設(shè) 計 課程名稱 機械設(shè)計 題目名稱__兩級圓柱齒輪減速器_ 學(xué)生學(xué)院 機械工程學(xué)院 專業(yè)班級 機械081班 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 2011 年 6月 7日 目 錄 機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書……………………………….1 一、傳動方案的擬定及說明………………………………….3 二、電動機的選擇…………………………………………….3 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)………………

2、……….3 四、傳動件的設(shè)計計算………………………………………..5 五、軸的設(shè)計計算…………………………………………….15 六、滾動軸承的選擇及計算………………………………….24 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………….27 八、高速軸的疲勞強度校核……………………………….….28 九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇…..........31 十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇……………….32 十一、設(shè)計小結(jié)....................................................................

3、.....32 參考資料目錄 一、課程設(shè)計的內(nèi)容 設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，空載起動，單向運轉(zhuǎn)，單班制工作。運輸帶容許速度誤差為5%。減速器小批生產(chǎn)，使用期限為8年，每年按300天計。 二、課程設(shè)計應(yīng)完成的工作 1．減速器裝配圖1張； 2．零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）； 3．設(shè)計說明書 1份。 - 1 - 設(shè)計計算及說明 結(jié)　　果 一、傳動方案的擬定及說明 傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速）

4、，說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-160。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務(wù)書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓柱齒輪傳動 二、電動機選擇 1．電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機。 2．電動機容量 1)輸送帶所需功率ＰＷ 2) 電動機輸出功率Ｐd 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得

5、： 彈性聯(lián)軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；V帶傳動=0.95 則 故 3．電動機額定功率 由[1]表20-1選取電動機額定功率 4．電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書中推薦減速裝置傳動比范圍，則 電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 可見只有同步轉(zhuǎn)速為1500\3000r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為Y100L2--4。主要性能如下表： 電機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 起運轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y100L2--4 3KW 1420r/min 2.2 2.2 5、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 1）、總傳動比=

6、31.70（符合16<<160） 2)、分配傳動比 假設(shè)V帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比= 二級減速器中： 高速級齒輪傳動比 取 低速級齒輪傳動比 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1．各軸轉(zhuǎn)速 減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 各軸轉(zhuǎn)速為： 2．各軸輸入功率 按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即 3．各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?m) 將計算結(jié)果匯總列表備用。 項目 電動機 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ N轉(zhuǎn)速（r/min） 1420 568 138.5 44.77 P 功率（

7、kW） 2.49 2.37 2.28 2.19 轉(zhuǎn)矩T(N?m) 16.75 i傳動比 2.5 4.2 3.02 效率 0.95 0.98 0.97 四、傳動件的設(shè)計計算 1．設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)。 已知帶傳動的工作條件：單班制（共8h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=2.49kw小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。 設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)按選擇了V帶傳動，所以帶的設(shè)計按V帶傳動設(shè)計方法進行） 1）、計算功率 = 2)、選擇V帶型

8、 根據(jù)、由圖8-10《機械設(shè)計》p157選擇A型帶 3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v (1)、初選小帶輪的基準直徑，由（《機械設(shè)計》p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑 （2）、驗算帶速v 因為5m/s<7.43m/s<25m/s,帶輪符合推薦范圍 （3）、計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式8-15 ， 初定=250mm （4）、確定V帶的中心距a和基準長度 a、 根據(jù)式8-20 《機械設(shè)計》p152 0.7 0.7 245a700 初定中心距=350mm

9、 b、由式8-22計算帶所需的基準長度 =2+ =2350+π0.5（100+250）+（250-100）（250-100）/4350 ＝1265.57mm 由表8-2先帶的基準長度=1250mm c.計算實際中心距 a＝+( -)/2＝350+（1250-1265.57）/2＝342.21mm 中心距滿足變化范圍:245—700mm （5）.驗算小帶輪包角 ＝180-（-）/a57.3 ＝180-（250-100）/342.2157.3 ＝154.88>120 包角滿足條件 （6）.計算帶的根數(shù) 單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=

10、1420r/min 和=100mm 表8-4a 用插值法求得=1.35kw 單根v帶的傳遞功率的增量Δ 已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=1420r/min 轉(zhuǎn)動比 i==/=2.5 查表8-4b得Δ=0.35kw 計算v帶的根數(shù) 查表8-5得包角修正系數(shù)=0.935,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.93 =(+Δ)=(1.35+0.35) 0.9350.93=1.25KW Z= =2.99/1.25=2.40 故取3根. （7）、計算單根V帶的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=93.56N 對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=140.34N

11、對于運轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=121.63N （8）．計算帶傳動的壓軸力 =2Zsin(/2)=550.13N （9）.帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu) A.帶輪的材料為:HT200 B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C．結(jié)構(gòu)圖 （略） 2、齒輪傳動設(shè)計 選擇斜齒輪圓柱齒輪 先設(shè)計高速級齒輪傳動 1）、選擇材料熱處理方式 根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面 計算說明 (HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=236HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理

12、HB2=190HBS 2)、按齒面接觸強度計算: 取小齒輪=23，則=，=234.2=96.6，取=97并初步選定β＝12 確定公式中的各計算數(shù)值 a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6 b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.46 c.由圖10-26查得, ,則 d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應(yīng)力 e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa f.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=580M

13、Pa大齒輪的為=390MPa h.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97 =1 =/S=562.6Mpa = /S=390 Mpa =(+)/2=476.3 Mpa 所以 3）、計算 （1）計算圓周速度: V=лn1/60000=1.34m/s （2)計算齒寬B及模數(shù) B=φd=1X44.95mm=44.95mm =cosβ/=1.91mm H=2.25=4.30mm B/H=44.95/4.30=10.46 （3）、計算縱向重合度 =0.318φdtanβ=1.555 （4）、計算載荷系數(shù)

14、 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得: 故載荷系數(shù) （5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 由式10—10a 得 ==50.34mm （6）、計算模數(shù) = Cosβ/Z1=2.14mm 4）、按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-17 (1)、計算載荷系數(shù): (2)、根據(jù)縱向重合度=1.555,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) (3)、計算當量齒數(shù) 齒形系數(shù) ， （4）、由[1]圖10-5查得 由表10-5 查得 由圖10-20C但得=215 MPa =170 MPa 由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.90,=0.94

15、 計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得: =/S=138.21 MPa =/S=114.14 MPa （5）、計算大小齒輪的，并比較 且，故應(yīng)將代入[1]式（11-15）計算。 （6）、計算法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=50.34mm來計算應(yīng)有的數(shù),于是有: 取2mm； （7）、則，故取=24 .則==100.8，取 （8）、計算中心距 取a1=127mm （9）、確定螺旋角 （10）、計算大小齒輪分度圓直徑: = = （11）、確定齒寬

16、取 5）、結(jié)構(gòu)設(shè)計。（略）配合后面軸的設(shè)計而定 低速軸的齒輪計算 1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS 2）、取小齒輪=23，則==69.46 取=70，初步選定β＝14 3）、按齒面接觸強度計算: 確定公式中的各計算數(shù)值 a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.4 b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) c.由圖10-26查得 則 d

17、.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩: 確定需用接觸應(yīng)力 e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa f.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=580MPa大齒輪的為=390MPa h.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.97 =1 =/S=511.45Mpa = /S=354.55 Mpa =(+)/2=433 Mpa 所以 4）、計算 (1)、圓周速度:

18、V=лn1/60000=0.51m/s （2）、計算齒寬b及模數(shù) B=φd=1.1X71.66=78.83mm =cosβ/ =3.02mm H=2.25=6.795mm b/h=78.83/6.795=11.60 (3)、計算縱向重合度 =0.318φdZ1tanβ=2.01 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得: 故 載荷系數(shù) （4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 ==81.64mm （5）計算模數(shù) = cosβ/=3.44mm 5）、按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-17 a上式中 b根據(jù)縱向重合度=2

19、.01,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 c計算當量齒數(shù) 齒形系數(shù) ， 由[1]圖10-5查得 由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.9,=0.92 d計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得: =/S=321.43 MPa =/S=249.71 MPa e比較 且，故應(yīng)將代入[1]式（11-15）計算。 f法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=81.64mm來計算應(yīng)有的數(shù),于是有: 取4mm .則 g中心距 取a1=165

20、mm h確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑: = = J 齒寬 取 4)、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計，（略）配合后面軸的設(shè)計而定 五、軸的設(shè)計計算 為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。 第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為 1．高速軸Ⅰ設(shè)計 1）按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-3，取 2）初算軸的最小直徑 高速軸Ⅰ為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大3%5%，=23mm。由《機械設(shè)計手冊》表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，

21、28,30等規(guī)格，故取=24mm 高速軸工作簡圖如圖(a)所示 首先確定各段直徑 A段：=30mm 由最小直徑算出。 B段：=35mm，在確定此軸段時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸，帶輪用軸肩定位，軸肩高度為（0.70.1)=,根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為35mm的JB/ZQ 4606-1997。 C段：=40mm，與軸承（角接觸球軸承7208C）配合，取軸承內(nèi)徑，采用脂潤滑。 D段：=48mm， 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=4mm E段：=41.86mm，將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸，考慮依據(jù)《課程設(shè)計指導(dǎo)書》p116， G段， =40mm, 取軸承型號7208C。

22、 F段：=48mm, 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=4mm 第二、確定各段軸的長度 A段：=48mm,取帶輪寬度，軸段長度略小于輪 轂長度。 B段：=75.5mm。 C段：=33mm, 與軸承（角接觸球軸承7208C）配合,加上擋油環(huán)長度（參考《減速器裝配草圖設(shè)計》p24） =B+=18+15=33mm。 G段：=33mm, 與軸承（角接觸球軸承7208C）配合,加上擋油環(huán)長度（參考《減速器裝配草圖設(shè)計》p24）。 F段：，=12+10-15=7mm E段： D段：=114mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度. 軸總長L=365.5mm

23、 2、軸Ⅱ的設(shè)計計算 1）、按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取 2）初算軸的最小直徑 因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸Ⅱ的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合部分，初選角接觸球軸承7210C，故取=50mm 軸Ⅱ的設(shè)計圖如下： 首先，確定各段的直徑 A段:=50mm,與軸承（角接觸球軸承7210C）配合 E段：=50mm. B段：=52mm, 非定位軸肩，與齒輪配合，略大于. C段：=62mm, 該段為中間軸上的齒輪提供定位，其軸肩范圍為，取其高度為5mm. D段：=52mm. 然后確定各段

24、距離： A段： =45mm, 考慮軸承（角接觸球軸承7210C）寬度與擋油盤的長度。 B段：=98mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度 C段：=10.5mm. E段：=47.5mm。 D段：=46mm,軸長比輪轂長略短。 3、軸Ⅲ的設(shè)計計算 輸入功率P=3.02KW,轉(zhuǎn)速n =44.77r/min, 軸的材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)），可由表15-3查得=110 所以軸的直徑: =40.23mm。因為軸上有一個鍵槽，故最小直徑加大3%，=42mm。 由表13.1(機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書)選聯(lián)軸器型號為GB/T5014-2003，軸孔的直徑=45mm長度L=84mm 軸Ⅲ設(shè)計圖 如

25、下： 首先，確定各軸段直徑 A段: =45mm, B段: =55mm,非定位軸肩,h取5mm C段: =60mm,與軸承（角接觸球軸承7212C）配合 D段: =72mm E段: =62mm, 便于齒輪安裝。 F段: =60mm,與軸承（角接觸球軸承7212C）配合 然后、確定各段軸的長度 A段: =82mm,由聯(lián)軸器長度，△3，△2，擋油盤尺寸確定 B段: =46mm，與零件、軸承座、軸承端蓋有關(guān)。 C段: =37mm, 軸環(huán)寬度并根據(jù)軸承（角接觸球軸承7212C）寬度需要。 D段: =73.5mm,為軸承提供定位和固定作用。 E段: =89mm, 比輪轂略短

26、。 F段: =50.5mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到 軸的校核計算, 第一根軸: 求軸上載荷 已知： 設(shè)該齒輪軸齒向是右 旋，受力如右圖： 由材料力學(xué)知識可求得 水平支反力: 合成彎矩 由圖可知,危險截面在C右邊 W=0.1=9469 =/W=15MPa<60MPa 軸材料選用45鋼，查手冊 符合強度條件! 第二根軸 求軸上載荷 已知： 設(shè)該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如下圖： 由材料力學(xué)知識可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合

27、成彎矩 由圖可知,危險截面在c右邊 W=0.1=433774 =/W=6.98MPa<60MPa 軸材料選用45鋼，查手冊 符合強度條件! 第三根軸: 求軸上載荷 已知： 設(shè)該齒輪齒向是右旋，則其受力圖如下： 由材料力學(xué)知識可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩 由圖可知,危險截面在B右邊 算得W=18300 =/W=15.36MPa<60MPa 軸材料選用45鋼 查手冊 符合強度條件! 六、滾動軸承的選擇及計算 1.Ⅰ軸軸承 型號為7208C角接觸球軸承 1）計算軸承的徑向載荷：

28、 2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 7208C軸承的基本額定動載荷Cr=36800N,基本額定靜載荷Cor=25800N. 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松 、 2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為 因為 所以取 3）校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天單班制.壽命8年.預(yù)期壽命：，故所選軸承適用。 2．Ⅱ軸軸承 1）計算軸承的徑向載荷： 2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 7210C軸承的基本額定動載荷C=42800N,基本額定靜載荷Cor=32000N.

29、兩軸承派生軸向力為： 因為 軸左移，右端軸承放松，左端軸承壓緊 、 2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為 因為， N 所以取 3）校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天單班制.壽命8年.故所選軸承適用。 2．Ⅲ軸軸承 1）計算軸承的徑向載荷： 2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 7212C軸承的基本額定動載荷C=61000N,基本額定靜載荷Co=48500N. 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 、 2） 計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為e=0.68,X=0.41,Y

30、=0.87 所以取 3）校核軸承壽命 故所選軸承適用。 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 鋼 鑄鐵 1．Ⅰ軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核 鍵A1028，bhL=6620 單鍵 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa =125MPa 滿足設(shè)計要求 2．Ⅱ軸上大齒輪處鍵 鍵 A1225，bhL=10836 單鍵 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa 滿足設(shè)計要求 3．Ⅲ軸上 １）聯(lián)軸器處 采用鍵A，bhL=14970 單鍵 滿足設(shè)計要求 2）聯(lián)接齒輪處 采用A型鍵A 單鍵 ＝125Mpa 滿足設(shè)計要求

31、 八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下： （1）判斷危險截面 在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e<2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。 從應(yīng)力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應(yīng)力集中最為嚴重，截面E左端面上的應(yīng)力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應(yīng)力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。 （2）.截面右側(cè)： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 左截面上的扭矩T3為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 軸的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得： 截

32、面上理論應(yīng)力系數(shù)按附表3-2查取。因 經(jīng)查之為：； 又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)； 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為： 皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為： ； 有附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：； 又由3-1及3-2得到40Cr的特性系數(shù) 則界面安全系數(shù)： 故可知道其右端面安全； 同理可知：E段左端面校核為： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV上的扭矩T3為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 由表15-1查得： 又由附圖3

33、-1可查取軸的材料敏性系數(shù)； 有附表3-8用插值法查得： 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：； ； 又由3-1及3-2得到40Cr的特性系數(shù) 則界面安全系數(shù)： 故E段左端截面的左端面都安全！ 九、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇 1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 名稱 符號 減速器及其形式關(guān)系 機座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 機蓋壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 機座凸緣厚度 b 1.5δ=12mm 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ=12mm 機座底凸緣厚度 p

34、 2.5δ=20mm取30mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm,n=4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=13.15mm取8mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm取180mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 定位銷直徑 d (0.7~0.8)df=1

35、2.27~14.02mm取M12 df、d2、d3至外機壁距離 c1 d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2=20 凸臺高度 h 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5~8)=44 內(nèi)機壁至軸承座端面距離 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 ≥δ=8mm取10mm 機蓋、機座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 軸承端蓋外徑 D2 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2)d

36、3=9mm取12mm 軸承旁連接螺栓距離 s s≈D2 2、減速器附件的選擇，在草圖設(shè)計中選擇 包括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，壓配式圓形油標，通氣孔，吊耳，吊鉤，螺塞，封油墊，氈圈等。 十、潤滑與密封(潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇) 減速器內(nèi)傳動零件采用浸油潤滑，減速器滾動軸承采用油脂潤滑。 11、 設(shè)計小結(jié) 一個月的課程設(shè)計，讓我收獲頗多。首先，它讓我對以前學(xué)的專業(yè)知識重新進行了一次比較全面的溫習(xí)。其次，我進一步了解到自己在哪些方面的欠缺和不足，以便在今后的學(xué)習(xí)中進行彌補。本次課程設(shè)計在王劍彬老師的指導(dǎo)下終于圓滿完成。 參考資料目錄 [1] 孫桓

37、,陳作模，葛文杰主編. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版 [2] 濮良貴,紀名剛主編. 機械設(shè)計[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版 [3] 宋寶玉主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書[M]．北京：高等教育出版社，2006年8月第1版 [4] 左宗義，馮開平主編． 畫法幾何與機械制圖[M]．廣州：華南理工大學(xué)出版社，2001年9月第1版 [5] 劉鋒，禹奇才主編. 工程力學(xué)材料力學(xué)部分[M]. 廣州：華南理工大學(xué)出版社，2002年8月第1版 [6] 禹奇才,張亞芳，劉鋒主編. 工程力學(xué)理論力學(xué)部分[M]. 廣州：華南理工大學(xué)出版

38、社，2002年8月第1版 =31.70 =350mm ＝1265.57mm ＝154.88

39、 V帶取3根 =93.56N =550.13N =562.6Mpa =390 Mpa V=1.34m/s =1.555 =50.34mm =2.14mm

40、 V=0.51m/s

41、 L=365.5mm =50mm =42mm

42、 =6.98MPa =15.36MPa

43、 MPa - 33 -