機械設計畢業(yè)論文(shi)

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1、 ( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！ ) 目 錄 第 1 章、總述 3 一、機械設計基礎畢業(yè)設計的目的 3 二、機械設計基礎畢業(yè)設計的內容 3 三、機械設計基礎畢業(yè)設計的要求 3 第 2 章、傳動裝置的總體設計 4 一、減速箱的工作原理 4 二、電動機的選擇 5 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 6 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 6 第 3 章、傳動零件的設計計算 8 一、帶輪傳動的設計計算 8 二、帶輪的安裝與維護 10 第 4 章、軸的設計計算 11

2、 一、從動軸的設計計算 11 二、從動軸校核軸受力圖 12 第 5 章、滾動軸承的選擇及校核計算 15 一、從動軸滾動軸承的設計 15 二、主動軸滾動軸承的設計 16 第 6 章、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 17 一、從動軸與齒輪配合處的鍵 17 二、主動軸與齒輪配合處的鍵 18 第 7 章、潤滑的選擇 19 第 8 章、聯(lián)軸器及軸承蓋的選擇 20 一、聯(lián)軸器的選擇 20 二、軸承蓋的選擇 20 第 9 章、減速器箱體和附件設計 21 一、減速器箱體： 21 二、附件設計： 22 參考文獻 25

3、 1 摘要 本次畢業(yè)課題設計中的減速機選擇的是非標準減速器。 一級圓柱齒輪減速機是位于 原動機和工作機之間的機械傳動裝置。 機器常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。 合理的傳動方案不僅應滿足工作機的性能要求， 而且還要工作可靠、 結構簡單緊湊加工 方便、成本低、傳動效率高以及使用和維護方便。 關鍵詞 ： 傳動裝置 箱體 齒輪 低速軸 Abstract The subject of design graduates choose non-standard gear

4、 reducer. A cylindrical gear reducer is located between the prime mover and working machine mechanical transmission device. Machines often the original motivation, transmission and work machine of three parts. Sound transmission programs should not only meet the performance requirements of the work

5、machine, but also reliable operation, simple structure, compact and easy processing, low cost,efficiency, as well as easy to use and maintain. Key words: low-speed gear box gear shaft 第 1 章、總述 一、機械設計基礎畢業(yè)設計的目的 （1）培養(yǎng)我們綜合運用所學的機械設計課程的知識去解決機械工程問題的能力， 并使所學知識得到鞏固和發(fā)展。 （2）學習機械設計的一般方

6、法和簡單機械傳動裝置的設計步驟。 （3）進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖和學習使用設計資料、手冊、 標準和規(guī)范。 二、機械設計基礎畢業(yè)設計的內容 （1）擬定和分析傳動裝置的設計方案。 （2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。 （3）進行傳動件的設計計算，結構設計，校核軸、軸承、連軸器、鍵等零部件的 強度，選擇潤滑和密封方式。 （4）繪制減速器裝配圖。 （5）繪制零件工作圖。 （6）編寫設計計算說明書，準備答辯。 三、機械設計基礎畢業(yè)設計的要求

7、 （1） 理論聯(lián)系實際，力求設計合理，同時鼓勵創(chuàng)新。 （2） 認真閱讀教材中與課程有關的內容，認真查閱有關資料。 （3） 正確運用課程設計指導書，按步驟進行設計和計算，不要急于求成；按時完 成全部設計任務。 第 2 章、傳動裝置的總體設計 一、減速箱的工作原理 一級圓柱齒輪減速器是通過裝在箱體內的一對嚙合齒輪的轉動， 動力從一軸傳至另 一軸，實現(xiàn)減速的，如圖 2-1 齒輪減速器結構圖所示。動力由電動機通過皮帶輪（圖中 未畫出）傳送到齒輪軸，然后通過兩嚙合齒輪（小齒輪帶動大齒輪）傳送到軸，從而實 現(xiàn)減速之目的。由于傳動比

8、 i = n 1 n 2 ，則從動軸的轉速 n 2 = z 1 z 2 n 1 。 減速器有兩條軸系——兩條裝配線， 兩軸分別由滾動軸承支承在箱體上， 采用過渡 配合，有較好的同軸度，從而保證齒輪嚙合的穩(wěn)定性。端蓋嵌入箱體內，從而確定了軸 和軸上零件的軸向位置。 裝配時只要修磨調整環(huán)的厚度， 就可使軸向間隙達到設計要求。 1) 運動簡圖： 1 ——電動機 2 ——帶傳動 3 ——聯(lián)軸器 4 —— 皮帶式輸送機 5 —— 一級圓柱齒輪減速器

9、 2) 工作條件：皮帶式輸送機單向運轉，有輕微的震動，兩班制工作，使用年限 5 年， 輸送機帶輪軸轉速的允許誤差為 5% 。小批量生產，每年工作 300 天。 3) 要求：每人交上說明書一份，裝配圖一張，零件圖二張 輸送帶（牽引力） F=5KN 滾筒直徑 D=300mm 輸送帶帶速 v=1.1ms 二、電動機的選擇 1) 選擇電動機的類型： 按電動機的特性及工作條件選擇。若無特殊要求一般選擇 Y 系三相異步電動機，其優(yōu)點是可直接接在三相交流電路中，結構簡單，價格便宜，維護方便。 2) 選擇電動機的容

10、量： 電動機的容量選擇是否合適，對電動機的工作和經濟性都有影響。容量選擇過大，則電動機的價格高， 傳動能力又不能充分利用，而且由于電動機經常在輕載下運轉，基效率和功率數(shù)都較低從而造成能源的浪費。 對于長期運行、 載荷比較穩(wěn)定的機械，通常按照電動機的額定功率選擇，而不校核 電動機的發(fā)熱和起動轉矩， 選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率 Ped 應略大于工 作機所需的電動機功率 Pd 即 Ped ≥Pd 3) 電動機輸出功率： Pw=Fv1000=5kn1.1ms1000=5.5kw 4) 電動機至輸送帶的總功率： 4 η總 =η 1 η2 η3

11、η4 根據(jù)表 2—1 查得 η 1 =0.99 （球軸承）η 2=0.99 （彈性聯(lián)軸器） η 3 =0.97 （8 級精度的一般齒輪傳動） η 4 =0.96( 帶傳動 ) η總 =η14η 2η 3η 4 =0.99 40.99 0.97 0.96 =0.88 5) 電動機所需的工作功率： Pd=Pwη 總 6) 電動機額定功率： P ed 為 7.5kw 7) 確定電動機轉速：電動機輸出軸轉速： nw=601000VπD =601000300 =70rmin 表 2

12、—2 查得 帶傳動的傳動范圍 i` 1 =2～ 4 閉式直齒圓柱齒輪傳動的傳動范圍 i` =3～4 2 總傳動比范圍為 i` = （ 2～ 4）（3～4） =6～16 故電動機轉速的可選范圍為 nd =i` ?nw = =(420  （6～16） 70 rmin ～1120) rmin 所以 nd=970 rmin （滿載時轉數(shù)） 8) 確定電動機型號： 查附表 3，選定電動機型號為 Y160M—6 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比： i

13、總=ndnw=97070=13.85 2、分配各級傳動比： （ 1） 據(jù)指導書，取齒輪 i 齒輪 =5（單級減速器 i=3~6 之間取 3.15 、3.55 、4、4.5 、5、 5.6 合理，為減少系統(tǒng)誤差，取整數(shù)為宜） （ 2）∵ i 總=i 齒輪 i 帶 ∴ i 帶=i 總 i 齒輪 =13.855=2.77 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1) 計算各軸轉速（ rmin ） nI =n 電動 i 帶=9702.77=350rmin nII =nI i 齒輪 =3505=70rmin nIII

14、 =nII =70rmin 2) 計算各軸的功率（ KW） PI =Pdη帶 =6.25 0.96=6KW PII =PI η齒輪軸承 η 齒輪 =60.99 0.97=5.76KW PIII =PII η齒輪軸承 η聯(lián)軸器 =5.76 0.99 0.99 =5.64KW 3、計算各軸扭矩（ N?mm） Td = 9550 Pd n 電動 = 9550 6.25970 =61 N ?mm TI =9550PInI =95506350=163.71N?mm TII =9550PII nII =95505.7670=785.82?mm

15、 TIII =9550PIII nIII =95505.6470=769.45N?mm 第 3 章、傳動零件的設計計算 一、帶輪傳動的設計計算 解：確定計算功率 PC，選擇 V 型帶。由于載荷平穩(wěn)，工作時間兩班制。 所以由書表 11—7 查得 k=1.3 ，故計算功率為 P C=kP=1.3 3=3.9kw 由于  PC=3.9kw，n1=970 rmin  。由書表  11— 8 得，確定帶的型號為  A 型號。 確定帶輪的基準直徑  d1 和  d2

16、 由書表 11—8，根據(jù) d1〉 dmin 的要求，取 d1 =100mm。 ∵d2= d 1 n 1 n 2=100970369.23=262mm 1) 驗算帶速 V= π d1n1 601000=3.14 100970601000=5.076 ms ∴帶速 V 在 5～25 ms 范圍內，故合適。 2) 計算中心距 a，帶長 Ld 初定中心距為 0.7(d 1+d2) ≤ a0≤2(d 1+d2) 得 0.7(100+262) ≤ a0≤2(100+262) 254mm ≤a0≤722mm 取 a0=500mm 初定帶長為 L0

17、=2a0+π(d 1+d2)2+(d 2-d 1) 24a 0 =1569mm 由書表 11—1 取 Ld=1600mm =515mm 中心距變化范圍為 amin=a-0.015L d=515-0.015 1600 =491mm a max=a+0.03Ld =515+0.031600 =563mm 3) 驗算小帶輪包角 小帶輪包角可按下列公式得 α 1=1800-（d2-d 1）a57.30 =162.10 ∵α1=162.10 〉1200 ∴小帶輪包角 α 1 合適。 4) 確定 V 帶的根數(shù) Z 根

18、據(jù)書表 11—4 查得，單根普通 V 帶所能傳遞的功率 P0=0.96kw 根據(jù)書表 11—5 查得，單根普通 V 帶功率增量為△ P0=0.11kw 根據(jù)書表 11—6 查得，包角修正系數(shù)為 Ka=0.95 根據(jù)書表 11—1 查得，帶長修正系數(shù)為 KL=0.99 Z=PC(P0+△P0)KαKL =3.9(0.96+0.11) 0.95 0.99 =3.88 取 Z=4 5) 計算初壓力 F0 由書表 11—2 查得 q=0.1kgm，單根 V 帶的初拉力： F0=500PCZV（ 2.5Kα -1 ） V2

19、 +q =5003.94 5.024 (2.50.96 - 1)+0.1 5.0242 =160.65N 6) 計算軸上的力 Fy Fy=2ZF0sinα 12=24 =1233.792N 7) 帶輪的材料選用 小帶輪的材料為鑄鐵（  AT150）因為直徑采用實心式帶輪。大帶輪的材料為  HT150， 因為直徑  d2=262mm。采用腹板式帶輪。普通  V 帶輪的輪槽尺寸 ∵V 帶為  A 型號，查書表  11— 3 查得 ∴ bd=11mm =2.75mm  e

20、=15 0.3mm  f min=9mm  =8.7mm  δ min=6mm φ =34 根據(jù)《機械設計手冊》 235 頁 查得輪寬 B=（ Z-1） e+2f= （4-1 ） 15+29 =63mm 二、帶輪的安裝與維護 安裝時，兩輪的軸線應平行，否則帶間磨損嚴重，一般應使小輪包角 α 1≥120。 要先將中心距縮小，帶套在帶輪上再慢慢拉緊，不要硬撬，帶裝好后，帶的張緊程度是 大拇指能按下 12mm為宜，在使用過程中對帶傳遞應進行定期檢查，發(fā)現(xiàn)有疲勞破壞現(xiàn) 象時，應及時將 V 帶更換，用安全防護

21、罩將帶傳動罩起來，即保證人身安全，又防止酸 堿等腐蝕腰帶，而發(fā)生意外。 第 4 章、軸的設計計算 一、從動軸的設計計算 已知： P4=2.6kw，從動齒輪轉速 70 rmin 。分度圓直徑 d2=222.5mm，單向傳動，載 荷平穩(wěn)，工作時間兩班制。 1) 選擇軸的材料，確定許用應力 查書表 16—2 得選用 45 鋼，正火處理，硬度在 170～217HBW，抗拉強度 ζ b=600Mpa 查書表 16—4 得許用彎曲應力 [ ζ -1bb]=55Mpa 2) 按扭轉強度計算最小直徑 d≥

22、C(Pn)13 由書表 16— 3， C=118～107 取 C=115 d 2 ≥34.49mm 考慮到軸頸上有一鍵槽，應將軸徑增大 3%，但因為從動軸傳遞的功率較小，故不 用將軸徑增大。根據(jù)彈性套柱銷連軸器 TL6 內孔直徑取 d2=35mm，查附表 2—10。選彈 性套柱銷聯(lián)軸器（ GB4324—1984） 3) 軸的結構設計 A. 確定軸上零件布置在箱中央， 軸承對稱地布置在兩側， 軸在外軸端安裝聯(lián)軸器，齒輪以軸環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定， 以平鍵聯(lián)接和過盈配合 H7r6 實現(xiàn)周向固定。查 5—3 表，為便于裝拆和調整等要求，通常將軸設計

23、成階梯軸。 B. 確定軸各段直徑和長度 根據(jù)軸各段直徑確定的原則， 采用階梯軸尺寸按由小至大， 由兩端到中央的順序確定。 而裝有密封件和滾動軸承處的直徑， 則應與密封件和軸承的內徑一致。 軸上兩個支點的 軸承，應盡量采用相同的型號，便于軸承座孔的加工。 查表 5—1 ①外伸軸直徑 d1=35mm ②聯(lián)軸器定位肩高度 a=3mm，圓角半徑 R=2，直徑 d2=41mm ③為安裝軸承便于安裝，兩滾動軸承處的軸徑直徑 d3 〉d2 。且查 表 5—1 查得，軸頸的直徑 d3=47mm。因為兩相鄰軸段直徑的變化僅是軸上的拆裝方便或區(qū)分表面，所以兩直徑

24、略有差值。即軸頸直徑 d3=45mm。因直齒圓柱齒輪減速器的軸有 存在徑向載荷， 所以選深溝球軸承來承受徑向載荷。 選擇軸承型號 60209 寬度系列代號 為窄，直徑系列代號為輕，內徑代號 09。 ④安裝齒輪，采用標準系列值，取 d4=55mm。 ⑤軸環(huán)處考慮齒輪定位和固定直徑。 查《機械設計手冊》 771 頁 8—355 查 得， a=（0.07 ～ 0.1 ）d ，a=5.5 d 5 =d +2a=66mm 4 4 ⑥軸上兩軸承的軸徑的直徑應一致 d6=45mm。 C. 確定各段軸的長

25、度 因為選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 （GB4323— 1984）。主動端 Z 型軸孔，C型鍵槽 dz=35mm， L=60mm，A=45mm。 TL6 型號。對于安裝聯(lián)軸器的軸段，應使軸段的長度略短于相配輪轂 的寬度。 ∴ l 1=58mm 為保證齒輪固定可靠， 而且齒輪端面與箱體之間不相碰及軸承拆卸方便， 齒輪端面與 箱體壁間應留有一定間隙，為使軸承含在箱體內取兩者之間間距為 15.79mm。選擇凸緣 式軸承蓋，密封圈 B=（ 6～14）mm，取 B=6mm。根據(jù)《機械設計手冊》表 6—92 1493 頁。軸承蓋 b1=12mm， L`=16m

26、m。 ∴ l 2=43.79mm 查《機械設計手冊》  986 頁 軸承寬度  b=19mm，r=2 ，套筒設定為  8mm。 ∴ l 3=41mm 安裝齒輪的軸段，應使軸段的長度略短于相配輪轂的寬度，因為輪轂寬度  L=66mm，所 以跟齒輪聯(lián)接的軸段  l 4=64mm。 軸環(huán)寬度  l 5 =b=1.4a=7.7mm 根據(jù)《機械設計手冊》  表 8— 355 查得 軸徑  l 6=21mm 為防止傳動件潤滑油飛濺到軸承內，軸承面向箱體內壁側應加擋油環(huán)  l=

27、  （10～15） mm， 設定擋油環(huán)長度為  12mm。 二、從動軸校核軸受力圖 圓周力： Ft=2T d 2=339.33N 徑向力： Fr= Ft ?tan α=760.1N 作用在右端帶輪上的力 F=2500N，方向向下。 K=136mm L=56.2mm 1) 畫出軸的空間受力圖 2) 根據(jù)水平受力圖求水平面支反力，并畫出水平彎矩圖。 F1H=F2H=Ft2=1169.67N 截面 a 處彎距為 MaH=F1HL2=32.87N?m 3) 根據(jù)

28、垂直面受力圖求垂直面支反力，并畫出垂直面彎距圖。 F1V=Fr L2L=380.05 N?m F2V= Fr- F1V=380.05 N?m ∴F1V= F2V 垂直面彎距 Mav=F2VL2=10.68N?m 4) 求 F 力在支點所產生的反力，并畫出其彎距圖 F1F=Fr KL=6049.82N?m F2F= F- F1F=8549.82N?m F 力產生的彎距 MaF=FK=340N?m 在軸的 a— a 截面， F 力產生的彎距為 MaF=F 1FL2=170N?m 5) 求合成彎距，并畫出合成彎距圖 按 F 力作

29、用的最不利的情況考慮，把 MaF與（ Mav2+ MaH2）12 直接相加，得 Ma= （ Mav2+ MaH2） 12+MaF=204.56 N?m 畫出轉距圖 T=260.25 N?m 由圖可見， a— a 截面最危險，求當量彎距。 Me=[Ma2+ （ 2T）]212 由于軸的轉距變化規(guī)律不清楚，所以按脈動變化轉距計算。 α =[ ζ -1bb] [ ζ0bb] 根據(jù)《機械設計手冊》表 8—346 762 頁 [ ζ-1bb]=60Mpa [ ζ 0bb]=100Mpa ∴α=[ ζ -1bb] [ ζ0

30、bb]=0.6 Me=[Ma2+( αT)2]12=257.35 N?m 6) 計算危險截面的直徑 軸的材料選用 45 鋼調質處理，已查得 [ ζ-1bb]=60Mpa d≥(Me0.1[ ζ-1bb])13=35mm 說明：因截面 a 處有一鍵槽，應將直徑增大 3%，但因為軸傳遞的功率小。所以不增加。 結構設計圖中此處直徑為 55mm，故強度足夠。圖如下 :

31、 第 5 章、滾動軸承的選擇及校核計算 一、從動軸滾動軸承的設計 a) 選擇軸承類型：由于單向傳動主要受徑向載荷，同時也承受軸向載荷，選擇深 溝球軸承。 D=85mm b) 選擇軸承型號，根據(jù)軸徑 d=45mm，選擇軸承型號 60209 型滾動軸承。 c) 驗算 T=9550pn=260.25 N ?m Ft=2Td  2=2339.33 N?m Fr=Ft?tan α=760.1N 已知：軸承的使用期限（ 5 年

32、），每年工作 300 天（兩班制）。 ∴Lh=19440h ∵直齒圓柱齒輪不承受軸向力 ∴當量動載荷 P=x Fr 根據(jù)書表 18 — 8 查得 x=1 ∴ P=760.1N 根據(jù)《機械設計手冊》  986 頁 Cr=2560KN C  0=1810KN 根據(jù)書表  18—5 查得  當軸承的工作溫度  100C  ft=1 根據(jù)書表  18—6 查得 載荷性質：為沖擊，平穩(wěn)  f  p=1.2 ∵軸承為深溝球軸承 ∴軸承的壽命指數(shù) ε=3 ∴

33、Cr′= f p?p f t （60n106?Lh′） 1ε =4387.3N ∵ 4.3873KN〈Cr ∴軸承型號 60209 型滾動軸承滿足要求。 二、主動軸滾動軸承的設計 a) 選擇軸承類型：由于單向傳動主要受徑向載荷，同時也承受軸向載荷，選擇深溝球軸承。 D=72mm b) 選擇軸承型號，根據(jù)軸徑 d=35mm，選擇軸承型號 60207 型滾動軸承。 c) 驗算 T=9550pn=70.09 N ?m f p=1.2 Ft=2Td 2 =2437.91 N?m Fr=Ft?tan α

34、=792.12N 已知：軸承的使用期限（ 5 年），每年工作 300 天（兩班制）。 ∴ Lh=19440h ∵直齒圓柱齒輪不承受軸向力 ∴當量動載荷 P=x Fr 根據(jù)書表 18 — 8 查得 x=1 ∴ P=792.12N 根據(jù)《機械設計手冊》  986 頁 Cr=2010KN C  0=1390KN 根據(jù)書表  18—5 查得 當軸承的工作溫度 100C ft=1 根據(jù)書表 18—6 查得 載荷性質：為沖擊，平穩(wěn)?！咻S承為深溝球軸承∴軸

35、承的壽命指數(shù) ε=3 ∴ Cr′= f p ?p f t （60n106?Lh′） 1ε =7176.6N ∵ 7.1766KN〈Cr ∴軸承型號 60207 型滾動軸承滿足要求。 第 6 章、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 一、從動軸與齒輪配合處的鍵 分已知： d=55mm n=70rmin 載荷平穩(wěn)，單向傳動。 a. 齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯(lián)接選用平鍵。根據(jù)軸徑 d=55mm由《機械設計手冊》表 4—99 4 — 100849 頁查得 b. 選用 A 型平鍵，尺寸為 b=16mm 說明：查

36、《機械設計手冊》 可得鍵的長度應比軸段短 5～10mm 故取 L=56mm=70 rmin 載荷平穩(wěn)，單向傳動。 a 齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯(lián)接選用平鍵。根據(jù)軸徑 d=35mm由《機械設計手冊》表 4— 99 849 頁查得 選用 A 型平鍵，尺寸為 b=10mm =350rmin 載荷平穩(wěn)，單向傳動。 齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯(lián)接選用平鍵。根據(jù)軸徑 d=40mm由《機械設計手冊》表  4—99 4  — 100 849  頁查得  選用  A

37、型平鍵，尺寸為 b=12mm  說明：查《機械設計手冊》可得鍵的長度應比軸段短  5～ 10mm  故取  L=56mm =369.23rmin  載荷平穩(wěn)，單向傳動。 a 齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好， 以防止嚙合不良。故聯(lián)接選用平鍵。根據(jù)軸徑 d=24mm 由《機械設計手冊》表 4— 99 849 頁查得 選用 A 型平鍵，尺寸為 b=8mm 〈（ 1.5 ～2） 105 mm?rmin d 2 n =0.043 105 mm?rmin 〈（1.5 ～2） 105 mm?rmin 2 ∴ 采用

38、脂潤滑，潤滑脂填充量不得超過軸承空隙的 13～ 12，過多會引起軸承發(fā) 熱。 3. 軸承密封的選擇： 密封是為了防止灰塵， 水份等侵入軸承， 并且防止?jié)櫥瑒┝魅搿? 根據(jù)密封類型的特點：選用氈圈密封，軸頸圓周速度v〈 5ms合適。氈圈材料為毛 氈，安裝前用熱礦物油浸漬。 主動軸軸承毛氈密封的尺寸設計。 d0=29mm， 毛氈尺寸 d=d 0-1=28mm D=d 0+（14～ 20）=45mm B=6mm 槽的尺寸 d 1=d0 +（ 1～ 2） =30mm D 1=D+（1～2）=46mm B 1=B+（0.5 ～1.5 ） =

39、5mm 從動軸軸承毛氈密封的尺寸設計。 d0 =41mm， 毛氈尺寸d= d 0 -1=40mm D= d 0 +（ 14～20）=55mm B=6mm 槽的尺寸 d 1=d0+（1～2）=42mm D 1=D+（1～2）=56mm B 1=B+（0.5 ～1.5 ） =5mm 第 8 章、聯(lián)軸器及軸承蓋的選擇 一、聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)其特點，補償兩軸相對偏移、減振、緩沖、絕緣性能，重量較輕，承載能力 大，工作溫度〈 100 C。由附表 2—10 選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。

40、 主動軸聯(lián)軸器型號為 TL4 型。 從動軸聯(lián)軸器型號為 TL6 型。 二、軸承蓋的選擇 選用可穿透端蓋結構，故選用凸緣式軸承蓋，主動軸 D=72mm，根據(jù)《機械設計手冊》表 4— 230 986 頁 軸承外徑， 根據(jù)表 4— 2 查得， d3=9mm 端蓋上螺釘數(shù)目為 4。 d0= d3+1=10mm D0= D+2.5 d 3=94.5mm D2= D0+2.5 d3=117mm e=1.2 d3=10.8mm ≥ e=10.8 D4= D-（10～ 15） =60mm L=0.15D=10.8mm

41、 選用可穿透端蓋結構，故選用凸緣式軸承蓋。 從動軸 D=85mm ，根據(jù)《機械設計手冊》表 4— 230 986 頁 軸承外徑，根據(jù)表 4 — 2 查得， d3=10mm 端蓋上螺釘數(shù)目為 4。 d0=d3+1=11mm D0= D+2.5 d 3=110mm D2= D0+2.5 d3=135mm 3 1≥e=12 e=1.2 d =12mm e D4= D-（10～ 15） =70mm L=0.15D=10.8mm 第 9 章、減速器箱體和附件設計 一、減速器箱體： 1) 箱座

42、壁厚 δ=0.025a+1=3.6mm ∵一級齒輪減速器 δ≥8mm ∴箱體壁厚取 δ1 =8mm 2) 箱蓋壁厚 δ1=0.2a+1=2.175mm ∵一級齒輪減速器 δ1≥ 8mm ∴箱體壁厚取 δ1 =8mm 3) 箱蓋凸緣厚度 b1 =1.5 δ 1=12mm 4) 箱座凸緣厚度 b=1.5 δ=12mm 5) 地腳螺釘直徑 d f =0.036a+12=18 6) 地腳螺釘數(shù)目 ∵a=150mm〈250mm ∴ n=4 7) 軸承旁連接螺栓直徑 d1=0.75 d f =M14 8) 蓋與座連接螺栓直徑 d2=（

43、 0.5 ～0.6 ）df =M9 9) 連接螺栓 d2 的距離 l=125 ～200 10) 軸承端蓋螺釘直徑 d3=M10 11) 檢查孔蓋螺釘直徑 d4=（0.3 ～ 0.4 ）df =7.2 根據(jù)表 4—4 取 d4=M8 12) 定位銷直徑 d= （0.7 ～ 0.8 ）d2=7.2mm 13) 箱座加強肋厚度 m=0.85 δ =6.8mm 14) 箱蓋加強肋厚度 m1=0.85 δ1=6.8mm 15) 軸承蓋螺釘分布圓直徑 主動軸 D=72mm 根據(jù)《機械設計手冊》表 8— 401 查得 軸承蓋螺釘分布圓直徑

44、 D1=95mm 軸承座凸緣端面直徑 D2=115mm 從動軸 D=85mm 根據(jù)《機械設計手冊》表 8— 401 查得 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1=110mm 軸承座凸緣端面直徑 D2=130mm 16) 地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸 d f =18mm 根據(jù)《機械設計手冊》表 8— 398 查得 到外箱壁距離 C′ =25 1 到凸緣邊距離 C2′ =22 D 0′=45 軸承座旁連接螺栓孔凸緣的配置尺寸 d 1=14mm 根據(jù)《機械設計手冊》表 8— 397 查得 到外箱壁距離 C1=2

45、2 到凸緣邊距離 C2=18 D 0 =30 r=4 17) 蓋與座連接螺栓孔凸緣的配置尺寸d 2=9mm根據(jù)《機械設計手冊》表 8—397 查得 到外箱壁距離 C1=15到凸緣邊距離 C2=13 D 0=20 r=3 18) 箱蓋鑄造壁相交部分的尺寸δ 1=8mm 根據(jù)《機械設計手冊》表 8— 399 查得 X=3 Y=15 R=5 19) 箱體內壁和齒頂?shù)拈g隙 △〉 1.2 δ=9.6mm 故取△ =10mm 20) 箱體內壁與齒輪端面的間隙△ 1≈ 10～15 取△ 1=12mm 21) 底座深度 Hd

46、=0.5d+（ 30～50）=156mm 22) 底座高度 H=Hd+δ+（5～ 10）=171mm 23) 外箱蓋至軸承座端面距離 l1= C 1 +C2+（5～10） =46mm 24) 軸承座連接螺栓間的距離 說明：因盡量靠近，以與端蓋螺栓互不干涉為準。 主動軸 S= D 1+（2～2.5 ） d1 =70 從動軸 S 2= D2+（ 2～ 2.5 ）d1=80 但因為距離太近 取 S=124 二、附件設計： 1) 擋油環(huán)設計：采用脂潤滑時，為防止箱體內潤滑油飛濺到軸承內，稀釋潤滑脂而變質，同時防止油脂泄

47、入箱內軸承面向箱體內壁一側應加擋油環(huán)。擋油板做成齒狀， 2) a=5 b=8 c=5 主動軸，擋油環(huán)厚度為 6.9mm，擋油環(huán)與軸承間隔為 3.9mm，置于軸承內側。 從動軸，擋油環(huán)厚度為 7.2mm，擋油環(huán)與軸承間隔為 5mm，置于軸承內側。 2) 視孔蓋：為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內注入潤滑油。在箱體的適當位置 設置觀察孔，視孔蓋用螺釘固定在箱蓋上。根據(jù)表4— 4 查得取 A=115mm B=90mm1 =75A B1=50mm A 2 =95mm B2=70mm=9.94mm l=60mm dmax =10mm

48、 a≈ 1.2mm r1≈d1=9.94mm r 2≈ a2+d+（ 0.021）28a=10.54mm 公稱直徑 d=10mm，長度 l=60mm， 材料 35 鋼，熱處理硬度 28～38HRC ，表面氧化處理 A 型圓錐銷。 3) 啟蓋螺釘：為加強密封效果，通常裝配時在箱體剖分面以上有水玻璃或密封膠，然而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當位置，加工出1～ 2 個螺孔，旋入啟蓋螺釘，將上箱蓋頂起。 4) 起吊裝置：當減速器重量超過 25kg 時，為了便于拆卸和搬運，在箱體上應設置起 吊裝置。它常由箱蓋上的吊孔和箱座上的吊鉤構成

49、。吊鉤在箱座上鑄出。根據(jù)表 4 — 12 查得。 K=C1 2 =40mm H ≈ 32mm + C r ≈0.25K=10mm b≈（ 1.8～2.5）δ=20mm 5) 套筒：防止軸上零件的軸向定位移動，使零件準確而可靠地處在規(guī)定的位置，以保證機器的正常工作。 主動軸的套筒直徑為 47mm，寬為 8mm 從動軸的套筒直徑為 59mm，寬為 4.9 6) 回油溝的形狀及尺寸： 參考文獻 [1] 陳立德 .機械設計基礎 . 3 版 . 北京 :高等教育出版社 ,2007. [2] << 機械設計師手冊 >>編寫組

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