《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-單級(jí)圓柱直齒輪減速箱》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-單級(jí)圓柱直齒輪減速箱（27頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目： 單級(jí)圓柱直齒輪減速箱 學(xué) 院： 專業(yè)年級(jí)： 學(xué) 號(hào)： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 2015年 7月 1日 目 錄 一、傳動(dòng)方案擬定…………………………………………………2 二、電動(dòng)機(jī)的選擇…………

2、………………………………………3 三、確定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比………………4 四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì)…………………………………5 五、普通V帶的設(shè)計(jì)………………………………………………6 六、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)………………………………………………8 七、傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)…………………………………………………11 八、箱體的設(shè)計(jì)……………………………………………………19 九、鍵連接的設(shè)計(jì)…………………………………………………21 十、滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)………………………………………………22 十一、潤(rùn)滑和密封的設(shè)計(jì)…………………………………………24 十二、聯(lián)軸器的

3、設(shè)計(jì)………………………………………………24 十三、設(shè)計(jì)小結(jié)……………………………………………………25 1 計(jì)算過程及計(jì)算說明 1、 傳動(dòng)方案擬定 設(shè)計(jì)單級(jí)圓柱齒輪減速箱和一級(jí)帶傳動(dòng) １、工作條件：使用年限10年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 ２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2700N； 帶速V=1m/s； 滾筒直徑D=240mm； 方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)的組合，即可滿足傳動(dòng)比要求，同時(shí)由于帶傳動(dòng)具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，使用維護(hù)方便。 1.電動(dòng)機(jī) 2.V帶傳動(dòng)

4、 3.圓柱齒輪減速箱 4.聯(lián)軸器 5.滾筒 6.運(yùn)輸帶 二、電動(dòng)機(jī)選擇 1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，此系列電動(dòng)機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，價(jià)格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械。 2、電動(dòng)機(jī)容量選擇： 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝Ｆ*V/1000 (KW) 因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW) 由電動(dòng)機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動(dòng)總

5、效率為： η總=η１×η２３×η３×η４ 式中：η1、η2、η3、η4分別為帶傳動(dòng)、減速箱、聯(lián)軸器和卷筒的傳動(dòng)效率。 取η１=0.96，η2=0.97，η３.＝0.99，η４＝0.96 則：　η總=0.960.97×0.99×0.96 　　 =0.89 所以：電機(jī)所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =(2.7×1)/0.89 =3.03 (kw) 3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒＝60×1000·V/（π·D） =(60×1000×

6、1)/（240·π） 　　　　　 =79.58 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊(cè)查出電動(dòng)機(jī)類型取1500r/min 電動(dòng)機(jī)型號(hào)：（如下表） 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率（kw） 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min) 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 Y112M4-4 4 1500 1440 三、確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配級(jí)傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n 1、可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： i=nm/nw=1440/79.58 =18.09 總傳動(dòng)比等于各傳動(dòng)比的乘積 分配

7、傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 i=i1×i2 （式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速箱的傳動(dòng)比） 2、分配各級(jí)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比： 取i1=3.6（普通V帶 i=2～4） I2=5（減速箱） 所以： i=i1×i2 =3.6×5=18 四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力設(shè)計(jì)： 1、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 （1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 高速軸：nⅠ=nm/ i1 =1440/3.6=400（r/min） 　低速軸：nⅡ= nⅠ/ i2 =400/4.445=80r/min （2）計(jì)算各軸的功率： 高速軸： P1=Pd×η1 =4×

8、0.96=3.84（KW） 低速軸： P2= P1×η2×η3 =3.84×0.98×0.97 　 =3.65（KW） （3）計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： T=9550·Pd/nm=9550×4/1440 =26.53 N·m 高速軸： T1=9550·Pd/n1=91.68 N·m 低速軸： T2=9550·Pd/n2=435.72 N·m i1為帶傳動(dòng)傳動(dòng)比 i2為減速器傳動(dòng)比 綜合以上

9、數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 功率P （KW） 轉(zhuǎn)矩T （N·m） 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動(dòng)比 i 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 4 26.53 1440 3.6 高速軸 3.84 91.68 400 5 低速軸 3.65 435.72 80 五. V帶的設(shè)計(jì) （1）選擇普通V帶型號(hào) 由PC=KA·P=1.1×4=4.4（ KW） 根據(jù)課本表13-11得知其交點(diǎn)在A型交界線處，故A型方案 （2）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm 帶速驗(yàn)算： V=n1·d1

10、·π/（1000×60）=7.54 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 （3） 大帶輪直徑 d2=n1×d1/n2=i1×d1=360mm KA=1.1 推薦的A型小帶輪基準(zhǔn)直徑為75mm~125mm 取d2=375mm (雖使n2略有增加，但其誤差小于5%，故允許) （4）確定帶長(zhǎng)和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） 0.7×（100+375）≤

11、a0≤2×（100+375） 332.5 ≤a0≤950 初定中心距a0=500 ，則帶長(zhǎng)為 L0=2·a0+π·（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+π·（100+375）/2+（375-100）2/(4×500) =1783.94mm 由表9-3選用Ld=1800 mm的實(shí)際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1800-1783.94)/2=508.03mm （5）驗(yàn)算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =148.98>120 合適 （6） 確定

12、帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =4.4/（（1.32+0.17）×1.01×0.92） = 3.178 故要取4根A型V帶 P0=1.32 △P0=0.17 Kα=0.92 KL=1.01 六、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)： (1)、選定齒輪傳動(dòng)類型、材料、熱處理方式、精度等級(jí)。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為200H

13、BS。齒輪精度初選8級(jí) (2)、初選主要參數(shù) Z1=25 ，u=5， Z2=Z1·u=25×5=125 （3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1≥ 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取K=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.84/400 =94680 N·m 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 許用應(yīng)力 查課本 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則

14、 取兩式計(jì)算中的較小值，即［σH］=560Mpa 于是 d1≥ = =57.45mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z1≥57.45/2.5=2.298 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值 m=2.5 (5) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 校核 式中 小輪分度圓直徑d1=m·Z=2.5×25=62.5mm 齒輪嚙合寬度b=Ψd·d1 =1×62.5=62.5mm b2=65mm b1=b2+(5~10)mm=70mm 復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=2.85 YFS2=2.18 YSa1=1.54 YSa2=1.79 ④

15、許用應(yīng)力 查圖6-22（a） σFlim1=245MPa，σFlim2=220Mpa，SF=1.25 則 ⑤計(jì)算大小齒輪的并進(jìn)行比較 > 取較大值代入公式進(jìn)行計(jì)算 則有 =98.89<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求 （6） 幾何尺寸計(jì)算 d1=m·Z=2.5×25=62.5mm d2=m·Z1=2.5×125=312.5 mm a=m·（Z1+Z2）/2=2.5×（25+125）/2=187.5 mm 取小齒輪寬度 d1=62.5 mm，d2=312.5mm （7）驗(yàn)算初選精度等級(jí)是否

16、合適 齒輪圓周速度 v=π·d1·n1/（60×1000） =π×60×400/（60×1000） =1.31m/s 對(duì)照表6-5可知選擇8級(jí)精度合適。 七 軸的設(shè)計(jì) 1.齒輪軸的設(shè)計(jì) (1)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=3.84 KW 轉(zhuǎn)速為n1=400r/min ,c=11 d≥ (2)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=Φ25mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f=（4-1）

17、×15+2×9=63 mm 則第一段長(zhǎng)度L1=60mm 右起第二段直徑取D2=Φ30mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求和箱體的厚度，則取第二段的長(zhǎng)度L2=60mm 右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用滾子軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用N208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=18mm 右起第四段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ48mm，長(zhǎng)度取L4= 11mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ67.5mm，分度圓直徑為Φ62.5mm，

18、齒輪的寬度為62.5mm，則，此段的直徑為D5=Φ67.5mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)5=62.5mm 右起第六段，為滾動(dòng)軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動(dòng)軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ48mm,長(zhǎng)度取L6= 11mm 右起第七段，該段為滾動(dòng)軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長(zhǎng)度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=62.5mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =91680 N·m 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×91680/62.5=29337.6N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=29337.6×tan200

19、=10678.01N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長(zhǎng)支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =5339 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA×62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=59.0 Nm （

20、8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。 已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =35.4×1

21、000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： PⅠ的值為前面第10頁(yè)中給出 在前面帶輪的計(jì)算中已經(jīng)得到Z=4 D1=Φ25mm L1=60mm D2=Φ30mm L2=60mm D3=Φ40mm L3=18mm D4=Φ48mm L4=11mm D5=Φ67.5

22、mm L5=62.5mm D6=Φ48mm L6= 11mm D7=Φ40mm L7=18mm Ft=1966.66Nm Fr=628.20Nm RA=RB =983.33Nm RA’=RB’ =314.1 N MC=60.97Nm MC1’= MC2’ =19.47 Nm MC1=MC2 =64.0Nm T=59.0 Nm α=0.6 MeC2=73.14Nm ［σ-1］=60Mpa MD=35.4Nm

23、 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動(dòng)軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為P2=3.65 KW 轉(zhuǎn)速為n2=80 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110 d≥ (3)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=

24、1.3×435.72=566.436Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為l1=84mm,軸段長(zhǎng)L1=112mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長(zhǎng)為L(zhǎng)2=60mm 右起第三段，該段裝有滾動(dòng)軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用N211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為Φ55mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=36 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大

25、齒輪的分度圓直徑為312.5mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4=63mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長(zhǎng)度取L5=13mm 右起第六段，該段為滾動(dòng)軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長(zhǎng)度L6=20mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=312.5mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =91680N·mm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×91680/312.5=586.752N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3762.

26、96×tan200=1369.61N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長(zhǎng)支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d

27、2/2=508.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= M

28、D/(0.1·D13) =304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計(jì)算所需的圖如下： D1=Φ45mm L1=84mm D2=Φ52mm L2=60mm D3=Φ55mm L3=36mm D4=Φ65mm L4=63mm D5=Φ66mm L5=13mm D6=Φ55mm L6=20mm Ft=3762.96Nm Fr=1369.61Nm RA

29、=RB =1881.48Nm RA’=RB’ =684.81 N MC=116.65Nm MC1’= MC2’ =41.09 Nm MC1=MC2 =123.68Nm T=508.0 Nm α=0.6 MeC2=307.56Nm ［σ-1］=60Mpa MD=33.45Nm 繪制軸的工藝圖（見圖紙） 八．箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動(dòng)零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點(diǎn)和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤(rùn)滑油也由此注入機(jī)體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)和潤(rùn)滑

30、油飛濺出來。 (2)放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)件。 (4)通氣器減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱，使機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤(rùn)滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機(jī)體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機(jī)蓋與機(jī)座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機(jī)蓋凸緣上常裝有一至二個(gè)啟蓋螺釘，在啟蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起機(jī)蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸

31、端蓋。對(duì)于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個(gè)啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷：為了保證軸承座孔的安裝精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個(gè)定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機(jī)體結(jié)構(gòu)是對(duì)的，銷孔位置不應(yīng)該對(duì)稱布置。 (7)調(diào)整墊片：調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動(dòng)零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運(yùn)或拆卸機(jī)蓋。 (9)密封裝置：在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：

32、名稱 符號(hào) 尺寸（mm） 機(jī)座壁厚 δ 8 機(jī)蓋壁厚 δ1 8 機(jī)座凸緣厚度 b 12 機(jī)蓋凸緣厚度 b 1 12 機(jī)座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機(jī)壁距離 C1 26,，22,，18 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 20，16 軸承旁凸

33、臺(tái)半徑 R1 24, 16 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn) 外機(jī)壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 △1 10 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 △2 9 機(jī)蓋、機(jī)座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 120， 140 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2 九．鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=25mm,L1=60mm A鍵 8×7 GB1096-79 L=

34、L1-b=60-8=52mm T=91.68N·m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4 ·T/(d·h·L) =4×91.68×1000/（25×7×52） =40.3Mpa < [σR] (110Mpa) 2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d4=60mm L4=63mm T2=435.72N·m B鍵12×8 GB1096-7 L=L2-b=60-18=42mm h=8mm σp=4 ·TⅠ/（d·h·L） =4×435.72×1000/（60×8×63） = 87Mpa < [σp] (110Mpa) 3、輸出軸與聯(lián)軸

35、器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=45mm L3=84mm TⅡ=435.77Nm 查手冊(cè)P51 選用A型平鍵 鍵14×9 GB1096-79 l=L3-b=82-14=68mm h=9mm σp=4·TⅡ/（d·h·l） =4×435.77×1000/（45×9×68） =63.29Mpa < [σp] (110Mpa) 十．滾動(dòng)軸承設(shè)計(jì) 根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命 Lh10×365×8=29200小時(shí) 1.輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=10678.0N （2）求軸承應(yīng)有的徑向

36、基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號(hào) 查課本表11-5，選擇N208軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1369.61N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號(hào) 查課本表11-5，選擇N211軸承 Cr=43.2KN 由課本式11-3有 ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤(rùn)滑的設(shè)計(jì) 1.密封 由于選用的電動(dòng)機(jī)為低速，常溫，常壓的電動(dòng)機(jī)則可以選用毛氈密封。

37、毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達(dá)到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲(chǔ)存潤(rùn)滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，毛氈又可以將潤(rùn)滑油自行刮下反復(fù)自行潤(rùn)滑。 2．潤(rùn)滑 (1) 對(duì)于齒輪來說，由于傳動(dòng)件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤(rùn)滑，因此機(jī)體內(nèi)需要有足夠的潤(rùn)滑油，用以潤(rùn)滑和散熱。同時(shí)為了避免油攪動(dòng)時(shí)泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應(yīng)小于30~50mm。對(duì)于單級(jí)減速器，浸油深度為一個(gè)齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級(jí)傳動(dòng),每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對(duì)于滾動(dòng)軸承來說，由于傳動(dòng)件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。這樣不僅密封

38、簡(jiǎn)單，不宜流失，同時(shí)也能形成將滑動(dòng)表面完全分開的一層薄膜。 十二．聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) （1）類型選擇 由于兩軸相對(duì)位移很小，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，對(duì)緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計(jì)算 計(jì)算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×435.72=566.436Nm, 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3 （3）型號(hào)選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、設(shè)計(jì)小結(jié) 　　機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是我們第一次較全面的機(jī)械設(shè)計(jì)

39、訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實(shí)踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機(jī)械設(shè)計(jì)課程的設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用了機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力，并使所學(xué)知識(shí)得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。 　　(2) 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過程。 　　(3) 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊(cè)、圖冊(cè)、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算和數(shù)據(jù)處理等。 鍵12×8 26