課程設(shè)計(jì)-V帶-展開式二級(jí)斜齒圓柱-聯(lián)軸器-T=460-v=0.8-D=380-16小時(shí)300天

第頁目錄第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書 31.1設(shè)計(jì)題目 31.2設(shè)計(jì)步驟 3第二章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 32.1傳動(dòng)方案 32.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 3第三章電動(dòng)機(jī)的選擇 43.1選擇電動(dòng)機(jī)類型 43.2確定傳動(dòng)裝置的效率 43.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量 43.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù) 43.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 5第四章計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 64.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) 64.2高速軸Ⅰ的參數(shù) 64.3中間軸Ⅱ的參數(shù) 64.4低速軸Ⅲ的參數(shù) 7第五章普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 8第六章減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 126.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 126.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 126.3確定傳動(dòng)尺寸 156.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 156.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 166.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 16第七章減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 177.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 177.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 177.3確定傳動(dòng)尺寸 197.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 207.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 217.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 21第八章軸的設(shè)計(jì) 228.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 228.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 288.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 34第九章滾動(dòng)軸承壽命校核 409.1高速軸上的軸承校核 409.2中間軸上的軸承校核 419.3低速軸上的軸承校核 42第十章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 4310.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 4310.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核 4310.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核 4410.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 4410.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 44第十一章聯(lián)軸器的選擇 4411.1低速軸上聯(lián)軸器 44第十二章減速器的密封與潤滑 4512.1減速器的密封 4512.2齒輪的潤滑 4512.3軸承的潤滑 45第十三章減速器附件設(shè)計(jì) 4613.1油面指示器 4613.2通氣器 4613.3放油孔及放油螺塞 4613.4窺視孔和視孔蓋 4713.5定位銷 4713.6啟蓋螺釘 4713.7螺栓及螺釘 47第十四章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 48第十五章設(shè)計(jì)小結(jié) 49第十六章參考文獻(xiàn) 49

第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目展開式二級(jí)斜齒圓柱減速器，扭矩T=460N?m，速度v=0.8m/s，直徑D=380mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8.滾動(dòng)軸承校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)11.潤滑密封設(shè)計(jì)12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η3=0.98普通V帶的傳動(dòng)效率：η4=0.96工作機(jī)效率：ηw=0.97故傳動(dòng)裝置的總效率η3.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)所需功率為P3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2--4二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8--40因此理論傳動(dòng)比范圍為：16--160?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16--160)×40.23=644--6437r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880電機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100380×245160×1401228×608×243.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：i（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2.5高速級(jí)傳動(dòng)比i則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i減速器總傳動(dòng)比i第四章計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.2高速軸Ⅰ的參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.3中間軸Ⅱ的參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.4低速軸Ⅲ的參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:

軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(N?mm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比i效率η輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸2.2815226.5714302.50.96Ⅰ軸2.192.1736563.8136198.17195724.30.97Ⅱ軸2.122.1152202.68150680.6532133.023.310.97Ⅲ軸2.062.04489499.88484604.881240.1910.96工作機(jī)軸1.941.92460985.32456232.8940.19第五章普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算1.已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)普通V帶傳動(dòng)的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=2.28kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1430r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i=2.5；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號(hào)、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟（1）確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=因?yàn)?m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。取帶的滑動(dòng)率ε=0.02（3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度根據(jù)式，初定中心距a0=200mm。由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度L由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=790mm。按式計(jì)算實(shí)際中心距a。a按式,中心距的變化范圍為176--212mm。（5）驗(yàn)算小帶輪的包角αaα（6）計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=1.06kW。根據(jù)n1=1430r/min，i=2.5和A型帶，查表得△P0=0.168kW。查表的Kα=0.916，表得KL=0.85，于是2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=取3根。（6）計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F（7）計(jì)算壓軸力FpF帶型A中心距188mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角148°大帶輪基準(zhǔn)直徑180mm帶長790mm帶的根數(shù)3初拉力132.15N帶速5.61m/s壓軸力762.18N4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)樾л哾d1=75<300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此小帶輪尺寸如下：ddB=C=0.25×B=0.25×47=11.75mmL=2.0×d=2.0×28=56mm（2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=19mm因?yàn)榇髱л哾d2=180mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：ddB=C=0.25×B=0.25×47=11.75mmL=2.0×d=2.0×19=38mm第六章減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.3=99。實(shí)際傳動(dòng)比i=4.304（3）初選螺旋角β=13°。（4）壓力角α=20°。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×③查表選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa⑥重合度端面重合度為：ε軸向重合度為：ε查得重合度系數(shù)Zε=0.693查得螺旋角系數(shù)Zβ=0.987⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖查取接觸疲勞系數(shù)：K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)KA=1.25②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.07③齒輪的圓周力。FK查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.43實(shí)際載荷系數(shù)為3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4）確定模數(shù)m6.3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=（2）按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=12°35'4"（3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd（4）計(jì)算齒寬b=取B1=55mmB2=50mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1）K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=50齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z查表得：YY查圖得重合度系數(shù)Yε=0.682查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.817查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左12°35'4"右12°35'4"齒數(shù)z2399齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d47.132202.874齒頂圓直徑da51.132206.874齒根圓直徑df42.132197.874齒寬B5550中心距a125125第七章減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×3.31=76。實(shí)際傳動(dòng)比i=3.304（3）初選螺旋角β=13°。（4）壓力角α=20°。7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×③查表選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa⑥重合度端面重合度為：ε軸向重合度為：ε查得重合度系數(shù)Zε=0.693查得螺旋角系數(shù)Zβ=0.987⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖查取接觸疲勞系數(shù)：K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)KA=1.25②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.057③齒輪的圓周力。FK查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.443實(shí)際載荷系數(shù)為3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4）確定模數(shù)m7.3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=（2）按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=12°19'32"（3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd（4）計(jì)算齒寬b=取B1=80mmB2=75mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1）K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=75齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z查表得：YY查圖得重合度系數(shù)Yε=0.682查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.817查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左12°19'32"右12°19'32"齒數(shù)z2376齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d70.628233.379齒頂圓直徑da76.628239.379齒根圓直徑df63.128225.879齒寬B8075中心距a152152第八章軸的設(shè)計(jì)8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=572r/min；功率P=2.19kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=36563.81N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。d由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為19mm故取dmin=19（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=6×6mm(GB/T1096-2003)，長L=25mm；定位軸肩直徑為24mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度。外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20mm軸承端蓋厚度e=10mm調(diào)整墊片厚度△t=2mm箱體內(nèi)壁到軸承端面距離△=10mm各軸段直徑的確定d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=19mm。d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=24mmd3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=30mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7206ACd4：軸肩段，選擇d4=35mm。d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=35mm。d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=30mm。各軸段長度的確定L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=36mm。L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=63mm。L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=28mm。L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=100.5mm。L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=55mm。L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=28mm。軸段1234567直徑(mm)1924303551.1323530長度(mm)366328100.555828（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）F齒輪1所受的徑向力F齒輪1所受的軸向力F第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=89mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=148mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=55.5mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)在水平面內(nèi)高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=762.18N軸承A處水平支承力：R軸承B處水平支承力：R在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：R軸承B處垂直支承力：R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：M截面B在水平面上彎矩：M截面C左側(cè)在水平面上彎矩：M截面C右側(cè)在水平面上彎矩：M截面D在水平面上的彎矩：Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面上彎矩：M截面B在垂直面上彎矩：M截面C在垂直面上彎矩：M截面D在垂直面上彎矩：Mf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面D處合成彎矩：Mg.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖Th.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：Mf.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=133.02r/min；功率P=2.12kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=152202.68N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。d由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=30mm（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。確定各段軸直徑d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=30mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7206ACd2：過渡軸段，故選取d2=35mm。d3：軸肩段，故選取d3=45mm。d4：過渡軸段，故選取d4=35mm。d5：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=30mm。各軸段長度的確定L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=38mm。L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L2=78mm。L3：軸肩段，取L3=15mm。L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L4=48mm。L5：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=40.5mm。軸段12345直徑(mm)3035453530長度(mm)3878154840.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）F齒輪2所受的徑向力F齒輪2所受的軸向力F齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）F齒輪3所受的徑向力F齒輪3所受的軸向力Fc.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La=69mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=80mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=56.5mm軸承A在水平面內(nèi)支反力R軸承B在水平面內(nèi)支反力R軸承A在垂直面內(nèi)支反力R軸承B在垂直面內(nèi)支反力R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩M截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩M截面C在垂直面內(nèi)彎矩M截面D在垂直面內(nèi)彎矩Mf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm截面C右側(cè)合成彎矩M截面C左側(cè)合成彎矩M截面D右側(cè)合成彎矩M截面D左側(cè)合成彎矩Mf.繪制扭矩圖Tg.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A和截面B處當(dāng)量彎矩M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩Mh.校核軸的強(qiáng)度因軸截面D處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=40.19r/min；功率P=2.06kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=489499.88N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。d由于最小軸段直徑截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為45mm故取dmin=45（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析。低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=18×11mm(GB/T1096-2003)，長L=56mm；定位軸肩直徑為50mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。各軸段直徑的確定d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=45mm。d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=50mmd3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=55mm，選取軸承型號(hào)為角接觸軸承7211ACd4：軸肩段，選擇d4=60mm。d5：軸肩，故選取d5=75mm。d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=60mm。d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=55mm。各軸段長度的確定L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=110mm。L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=58mm。L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=43.5mm。L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=57.5mm。L5：軸肩，選取L5=10mm。L6：由低速級(jí)大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=73mm。L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=45.5mm。軸段1234567直徑(mm)45505560756055長度(mm)1105843.557.5107345.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）F齒輪4所受的徑向力F齒輪4所受的軸向力Fc.計(jì)算作用在軸上的支座反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=72mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=137.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=146.5mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Re.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在水平面上，軸截面D處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：M在垂直面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：M在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：Mf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面D處合成彎矩：Mg.繪制扭矩圖T=484604.88N?mmh.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：Mh.校核軸的強(qiáng)度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。第九章滾動(dòng)軸承壽命校核9.1高速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)7206AC30621622根據(jù)前面的計(jì)算，選用7206AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=22kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFF由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2中間軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)7206AC30621622根據(jù)前面的計(jì)算，選用7206AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=22kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFF由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)7211AC551002150.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用7211AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=50.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFF由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.2PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。第十章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,鍵長25mm。鍵的工作長度l=L-b=19mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度l=L-b=53mm低速級(jí)小齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長36mm。鍵的工作長度l=L-b=26mm高速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度l=L-b=38mm低速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度l=L-b=76mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ第十一章聯(lián)軸器的選擇11.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=636.35N?mm選擇聯(lián)軸器的型號(hào)（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=45mm，軸孔長度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。Tc=636.35N?m<Tn=1250N?mn=40.19r/min<[n]=4700r/min第十二章減速器的密封與潤滑12.1減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。12.2齒輪的潤滑閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號(hào)為L-AN10。12.3軸承的潤滑滾動(dòng)軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤滑脂。第十三章減速器附件設(shè)計(jì)13.1油面指示器用來指示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出。13.2通氣器由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。13.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。13.4窺視孔和視孔蓋在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。13.5定位銷采用銷GB/T117-2000，對(duì)由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時(shí)能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。13.6啟蓋螺釘由于裝配減速器時(shí)在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于開蓋，旋動(dòng)啟箱螺釘可將箱蓋頂起。13.7螺栓及螺釘用作安裝連接用。第十四章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動(dòng)零件正確相對(duì)位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計(jì)減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：箱座壁厚δ0.025a+3≥88mm箱蓋壁厚δ10.02a+3≥88mm箱蓋凸緣厚度b11.5δ112mm箱座凸緣厚度b1.5δ12mm箱座底凸緣厚度b22.5δ20mm地腳螺栓的直徑df0.036a+12M18地腳螺栓的數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM14蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5∽0.6)dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4∽0.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3∽0.4)dfM6定位銷直徑d(0.7∽0.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1查表24mm、20mm、18mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離C2查表22mm、18mm、16mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1C218mm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)29mm外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(5∽10)43mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△1>1.2δ10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2>δ10mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ8mm、8mm軸承端蓋外徑D2D+(5∽5.5)d3；D--軸承外徑102mm、、102mm、140mm第十五章設(shè)計(jì)小結(jié)這次關(guān)于展開式二級(jí)斜齒圓柱減速器的課程設(shè)計(jì)，是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí)，為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。在設(shè)計(jì)的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程及其他課程的理論知識(shí)和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)解決工程實(shí)際問題的能力。由于時(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計(jì)算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。第十六章參考文獻(xiàn)[1]張春宜、郝廣平主編.減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.7（2014.1重?。2]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第1卷、第2卷、第3卷）（新版）北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004[3]鄭文緯、吳克堅(jiān)主編.機(jī)械原理.7版.北京：高等教育出版社，1997.7[4]陳立德主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[5]龔桂義主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)（第三版）[6]陳鐵鳴主編.新比恩機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)[7]邱宣懷主編.機(jī)械設(shè)計(jì)（第四版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995[8]周開勤主編.機(jī)械零件手冊(cè)（第四版）.北京：高等教育出版社，1994[9]徐灝主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991基于C8051F單片機(jī)直流電動(dòng)機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對(duì)良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實(shí)現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級(jí)倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測(cè)試儀的研制基于單片機(jī)的自動(dòng)找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動(dòng)力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測(cè)儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實(shí)現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗(yàn)臺(tái)控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動(dòng)器的研究和設(shè)計(jì)基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實(shí)時(shí)內(nèi)核設(shè)計(jì)及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測(cè)儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點(diǎn)滴速度自動(dòng)檢測(cè)儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測(cè)量儀的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計(jì)和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號(hào)檢測(cè)儀基于單片機(jī)的電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)Pico專用單片機(jī)核的可測(cè)性設(shè)計(jì)研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計(jì)基于雙單片機(jī)的智能遙測(cè)微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實(shí)踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測(cè)基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時(shí)控和計(jì)數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測(cè)量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機(jī)應(yīng)用能力的探究基于單片機(jī)控制的自動(dòng)低頻減載裝置研究基于單片機(jī)控制的水下焊接電源的研究基于單片機(jī)的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機(jī)的氚表面污染測(cè)量儀的研制基于單片機(jī)的紅外測(cè)油儀的研究96系列單片機(jī)仿真器研究與設(shè)計(jì)基于單片機(jī)的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機(jī)的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)基于MSP430單片機(jī)的電梯門機(jī)控制器的研制基于單片機(jī)的氣體測(cè)漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機(jī)的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機(jī)和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測(cè)技術(shù)研究基于單片機(jī)的膛壁溫度報(bào)警系統(tǒng)設(shè)計(jì)基于AVR單片機(jī)的低壓無功補(bǔ)償控制器的設(shè)計(jì)基于單片機(jī)船舶電力推進(jìn)電機(jī)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于單片機(jī)網(wǎng)絡(luò)的振動(dòng)信號(hào)的采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的大容量數(shù)據(jù)存儲(chǔ)技術(shù)的應(yīng)用研究基于單片機(jī)的疊圖機(jī)研究與教學(xué)方法實(shí)踐基于單片機(jī)嵌入式Web服務(wù)器技術(shù)的研究及實(shí)現(xiàn)基于AT89S52單片機(jī)的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的多道脈沖幅度分析儀研究機(jī)器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機(jī)控制系統(tǒng)基于單片機(jī)的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學(xué)實(shí)驗(yàn)中的應(yīng)用研究\t"_bla