機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書加熱爐裝料機(jī)的設(shè)計

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書目 錄第一章. 設(shè)計任務(wù)1-1設(shè)計題目 31-2.設(shè)計背景 31-3.設(shè)計參數(shù) 31-4.設(shè)計任務(wù)4 第二章. 傳動方案的分析和擬定5第三章. 電動機(jī)的選擇6第四章. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7第五章. 傳動零件的設(shè)計計算 5-1.選擇蝸桿傳動類型 95-2.選擇材料 105-3.設(shè)計計算11 第六章. 軸的設(shè)計 6-1.初步確定軸的最大直徑176-2.軸的設(shè)計 186-3.按靜強(qiáng)度進(jìn)行校核 226-4.軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計算 226-5.軸承壽命計算 236-6.第三根軸設(shè)計 26第七章7-1齒輪減速器的設(shè)計33第八章箱體部分設(shè)計8-1 鑄鐵減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸37

2、8-2 潤滑方式38第九章 設(shè)計箱體及其附件結(jié)構(gòu)9-1 工藝性 409-2. 機(jī)械加工工藝性409-3. 箱體形狀 40第十章 心得體會42參考文獻(xiàn)43第一章設(shè)計任務(wù)書加熱爐裝料機(jī)的設(shè)計1 設(shè)計題目加熱爐裝料機(jī)2 設(shè)計背景（1）題目簡述該機(jī)器用于向加熱爐內(nèi)送料。裝料機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動，通過傳動裝置是裝料機(jī)推桿做往復(fù)移動，將物料送入加熱爐內(nèi)。（2）使用狀況室內(nèi)工作，需要5臺，動力源為三相交流電動機(jī)，電動機(jī)單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速誤差4%；使用期限為10年，每年工作250天，每天工作16小時，大修期為3年。（3）生產(chǎn)狀況中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。3設(shè)計參數(shù)已知參數(shù)：推桿行程20

3、0mm。數(shù)據(jù)編號12345電動機(jī)所需功率/kw22.52.833.4推桿工作周期/s4.33.73.332.74 設(shè)計任務(wù)1）設(shè)計總體傳動方案，畫總體機(jī)構(gòu)簡圖，完成總體方案論證報告。2）設(shè)計主要傳動裝置，完成主要傳動裝置的裝配圖。3）設(shè)計主要零件，完成兩張零件工作圖。4）編寫設(shè)計說明書。1.設(shè)計任務(wù)（1）設(shè)計總體傳動方案，畫出總體機(jī)構(gòu)簡圖，完成總體方案論證報告。（2）設(shè)計主要傳動裝置，完成主要傳動裝置的裝配圖。（3）設(shè)計主要零件，完成兩張零件工作圖。（4）編寫設(shè)計說明書圖1-2 加速器結(jié)構(gòu)示意圖1電動機(jī) 2聯(lián)軸器 3蝸桿減速器4箱體 5齒輪減速器 6連桿電動機(jī)所需功率 p=2.5kw;搖桿轉(zhuǎn)速

4、要求n=16.2第二章 傳動方案的分析與擬定1方案的初步設(shè)定（1）方案二:采用二級齒輪減速器優(yōu)點：傳動比一般為840，用斜齒輪，直齒輪，或人字齒輪，結(jié)構(gòu)簡單應(yīng)用廣泛。轉(zhuǎn)速初步計算：一級圓柱齒輪傳動比=47；二級圓柱齒輪傳動比=47；總傳動比=1649；可推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍：n= =（1649）16.2 =260794;總結(jié)：轉(zhuǎn)速過低，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工精度高，難度大，設(shè)計量過大。（2）方案三：采用一級蝸桿蝸輪傳動優(yōu)點:結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，但效率較低，適用于載荷較小，間歇工作的場合。轉(zhuǎn)速初步計算：一級蝸桿傳動比=1040;可推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍：n=（1040）16.2 =162648;總結(jié)：結(jié)構(gòu)簡單

5、，便于裝拆，設(shè)計簡單，但轉(zhuǎn)速過低，而且常用的y型電動機(jī)轉(zhuǎn)速為:750;1000；1500,故此方案不使用。 （3）方案一：采用蝸桿齒輪減速器優(yōu)點：能實現(xiàn)大的傳動比，一般傳動比=1040。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結(jié)構(gòu)緊湊。沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪音低。齒輪傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定，在高速級時結(jié)構(gòu)比較緊湊。蝸桿傳動在高速級時則傳動效率高。轉(zhuǎn)速計算：蝸桿齒輪傳動比=1040；齒輪（級）傳動比=35；總傳動比=30200可推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的范圍： = =(30200)16.2=4863240;總結(jié)：轉(zhuǎn)速適中，減速器結(jié)構(gòu)適中，便于裝拆，設(shè)計較復(fù)雜，常用的y型電動機(jī)轉(zhuǎn)速為:

6、750;1000,1500,故三個方案中，蝸桿齒輪減速器方案最好2方案的擬訂經(jīng)過分析及轉(zhuǎn)速初步計算及加工的程度，因此選用蝸桿齒輪減速器傳動最好。第三章電動機(jī)的選擇一選擇電動機(jī)已知：推桿周期=3.7 可推算=60/3.7=16.2電動機(jī)所需功率：31 確定電動機(jī)類型：按已知要求和條件選用y系列一般用途的全封閉冷鼠籠型三項異步電動。2.傳動裝置中個傳動副，每對軸承，每個聯(lián)軸器的效率：彈性聯(lián)軸器效率：=0.99蝸桿傳動效率： =0.8滾子軸承效率：=0.998級齒輪效率：=0.97總效率：=0.753 3由=可算出所需電動機(jī)功率，由于已給出=2.5工作機(jī)實際需要的電動機(jī)輸出功率，工作機(jī)所需輸入功率，

7、 電動機(jī)至工作機(jī)之間傳動裝置總效率4確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速蝸桿傳動傳動比=1040, 齒輪（級）傳動比=35= =(30200)16.2=4863240電動機(jī)可選范圍5選擇電動機(jī)按照工作機(jī)轉(zhuǎn)速要求和傳動結(jié)構(gòu)合理傳動比，可以推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：對y型系列電動機(jī)，通常選用同步轉(zhuǎn)速為1500;根據(jù)選定的電動機(jī)類型結(jié)構(gòu)容量和轉(zhuǎn)速可由表12-1查處電動機(jī)的型號表3-1 電動機(jī)參數(shù)表電動機(jī)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速扭轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y100l24314302.22.3386傳動裝置的總傳動比要求應(yīng)為：=87；-電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速;蝸輪蝸桿傳動比=25；外圈齒輪的傳動比=3.48,即齒輪傳動比,在

8、此圓整為=3.5。第四章計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)電動機(jī)傳動裝置從電動機(jī)到工作機(jī)有三軸，依次為1，2，3軸，1. 各軸轉(zhuǎn)速：=1430=57.2=16.343-電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；;，-分別為1軸2軸3軸的轉(zhuǎn)速，單位：。1軸為高速軸，2軸為中間軸，3軸為低速軸；，-依次為電動機(jī)軸至1軸，1軸2軸，23軸間的傳動比；轉(zhuǎn)速誤差： 所以符合設(shè)計要求。2.各軸功率: = = -電動機(jī)輸出功率； ， -1,2,3軸的輸出功率；;-依次為電動機(jī)與1軸，1軸于2軸，123軸間的傳動效率；3各軸轉(zhuǎn)矩=9550/= =式中：-電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩，;表4-1 傳動裝置動力參數(shù)表軸傳動比轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩效率1軸11430

9、2.47516.5330.992軸2557.21.9602327.40.7923軸3.516.3431.881100/30.9603第五章傳動零件的設(shè)計計算已知：輸入功率p=2.5,蝸桿轉(zhuǎn)速=1430,傳動比=25， 壽命。1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù)gb/t10085-1988的推薦采用漸開線蝸桿（zi）；2選擇材料考慮到蝸桿傳動傳遞功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面，要求淬火，并進(jìn)行高溫回火，硬度為4555hrc，蝸輪用鑄錫磷青銅 zcusn10p1，金屬模制造，為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪心用灰鑄鐵ht200制造。3.設(shè)計計算

10、：按齒面解除疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，在按校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，按=2，效率0.8；=(2)確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故先取載荷分布不均系數(shù)k=1，由課本中表11-5中選取使用系數(shù)=1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取東載荷系數(shù)=1.05；則k=kak(3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸輪相配，故=160。(4)確定接觸系數(shù)z先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值=0.35，從課本中圖11-18中可查得z=2.9。（5）確定許用接觸應(yīng)力h根據(jù)蝸輪材料用為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模

11、制造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc，可從表11-7種查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =268。應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) khn=81071.373108=0.721則 h=khn=0.721268=193.228（6）計算中心距 a31.213339161602.9193.2282mm=124.95mm取中心距a=160mm, 因，故從表11-2中取模數(shù)m=6.3mm,蝸桿分度圓直徑d1=63mm。這時d1a=0.39375,從圖11-18中可查得接觸系數(shù)z=2.76,因為zz,因此以上結(jié)果可用。(7)選擇蝸桿頭數(shù)：由傳動比，查表12-2得選取蝸桿頭數(shù)=2，蝸輪齒數(shù)z2=z1=252=50;(8)確定蝸輪

12、的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩=57.2取k=1.21傳動效率 =4. 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 圖5.1蝸輪蝸桿配合一、蝸輪（1）蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=49；變位系數(shù)x2=1.019；驗算傳動比這時傳動比誤差為25-24.525=0.02=2，是允許的。蝸輪分度圓直徑 =mz2=6.349=308mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=308+26.3=320.6mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=308-21.26.3=292.88mm表5-1 蝸輪蝸桿幾何尺寸參數(shù)表名稱蝸輪蝸桿分度圓直徑mm30863齒頂高mm6.36.3齒根高mm88齒頂圓直徑（蝸輪候圓直徑）mm320.675.6齒根圓直徑

13、mm292.8849.9蝸桿軸向齒距蝸輪端面齒距mm2020中心距mm160160蝸輪齒數(shù) 蝸桿頭數(shù)492齒形角（度）2020蝸輪變位系數(shù) 蝸桿直徑系數(shù)1.01910頂隙mm11軸向齒厚mm15.7法向齒厚mm14.6蝸輪齒厚mm30節(jié)圓直徑mm30863圖5.2 蝸輪結(jié)構(gòu)示意圖(2)導(dǎo)程角tan=0.2=arctan0.2=11.31(3)計算滑動速度齒輪比u=12；當(dāng)蝸輪為主動時i=25；=； =；于估計速度相似；（4）蝸桿螺旋線方向應(yīng)盡量取為右旋；（5）圓周速度45m/s；故蝸桿位置在下面；（6）精度等級和表面粗糙度的確定；考慮所涉及的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從gb/t1

14、0089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f,gb/t100891988（7）蝸桿強(qiáng)度及剛度計算-材料的彈性影響系數(shù)，單位；由于青銅和鑄鐵蝸輪和鋼蝸桿相配對時，=160；-蝸桿傳動的接觸線長度和曲率半徑對接觸強(qiáng)度的影響系數(shù)，接觸系數(shù)取=從圖中11-18種差得=2.9；蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度的驗算公式=1602.9=145.7h=193.228；(8)根據(jù)蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算f蝸輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為；根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n=60n2jlh=6057.2140000=1.3728108；從課本表11-18中查得蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力f=60；=91061.37

15、28108=0.58；f=f=0.5860=34.8；蝸輪當(dāng)量齒數(shù)=49(cos11.13)3=52；y-螺旋角影響系數(shù) y=1-=1-11.31140=0.84；根據(jù)變位系數(shù) x2=1.019，=52，從圖11-19中查得齒形系數(shù)=2.3；由=f得；f =1.531.21333916633086.32.30.84=16.678mpa；故彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。（9）驗算效率 =（0.950.96）tantan(+v)已知=11.31；v=arctanfv；fv與相對滑動速度有關(guān)。=從表11-18中用插值法查的fv=0.0204，v=1.1687；帶入式中得，大于原估計值，因此不用重算。（10）

16、精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從gbt100891988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f gbt100891988 。表面粗糙度為；公差組項目：；齒圈徑向跳動公差fr=0.063； 公法線長度變動公差fw=0.050； 基節(jié)極限偏差fpb=0.014； 齒形公差ff=0.013； 齒向公差f=0.016； 公法線平均長度及其偏差為87.552-0.309-0.182； 跨測齒數(shù)k=10。 圖5.3蝸桿軸二、蝸桿（1）蝸桿軸向齒距pa=19.782mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=75.6mm；齒根圓直徑df

17、1=49.9mm,分度圓導(dǎo)程角=111836；蝸桿軸向齒厚sa=9.89mm。蝸桿的剛度計算各部分力計算：取齒形角；=；，-蝸輪蝸桿的圓周力，單位；，-蝸輪蝸桿的向心力，單位； ，-蝸輪蝸桿的軸向力，單位；-許用最大撓度；此處為蝸桿分度圓直徑，單位為；e-材料的彈性模量，鋼的；-蝸桿所受的圓周力，單位為；-蝸輪所受的徑向力，單位為；-蝸桿危險截面的慣性矩， 其中為蝸桿的齒根圓直徑；蝸桿的兩段支承間跨局距，單位為,視具體結(jié)構(gòu)要求而定，初步計算時可??；-蝸桿分度圓直徑；符合剛度要求。第六章 軸的設(shè)計1 .初步確定軸的最大直徑 123軸材料用40，調(diào)質(zhì)處理，；=100；=；輸入軸的最小直徑安裝聯(lián)軸器

18、處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相合適，故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3則1、 ；2、 對高速軸有：=kat1=1.72005=3408.5n1=2825r/mint n1nmax3、 對低速軸有：=kat3=1.726117=44398.9 n3=200.02 r/mint n3nmax所以聯(lián)軸器是符合的。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查表8-7選用hl3型彈性注銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩t=630，半聯(lián)軸器孔徑=35,故取=35半聯(lián)軸器的長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=602軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖6-2 蝸桿結(jié)構(gòu)

19、示意圖（1）根據(jù)周向定位的要求確定軸的各段直徑 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取c-d段的直徑=65;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=65;=62;按聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=60；為了把保證軸端擋圈只押在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故ab段的長度比略短一些，現(xiàn)取=55(2)初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力的作用，故選用單列圓磙子軸承，參照工作要求根據(jù)=65,由于軸承產(chǎn)品目錄中選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度及的圓柱軸承nf313，其中尺寸：ddb=6514033,故=65，右端磙子軸承采用軸向定位，由于nf313型軸承軸肩高度,因此取，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結(jié)

20、平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為,滾動軸承與軸的配合定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為。（3）確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑取r1.0；（4）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，根據(jù)軸的計算做出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算過程：a. 在x方向上 ； 由得：由得：b.在y方向上=受力分析：x方向：得：y方向：由得：由得： （5）校核彎矩合成強(qiáng)度條件取 ；當(dāng)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力時故安全，前已選定的周材料為40調(diào)制處理，淬火加高溫回火（6）軸總長：圖6-3 蝸桿軸的彎扭矩圖3.按靜強(qiáng)度進(jìn)行校核目的在于評定軸對塑性變形的抵抗能力。-危險截面

21、靜強(qiáng)度的計算安全系數(shù)；-按屈服強(qiáng)度的設(shè)計安全系數(shù)；=1.21.4用于高等塑性材料（）的鋼軸；-只考慮彎矩和軸向力時的安全系數(shù)；-只考慮扭矩時的安全系數(shù)； -材料的抗彎和抗扭彎曲極限，單位為，其中 -軸的危險截面上所收的最大彎矩和最大扭矩，單位為； -軸的危險截面面積，單位為；-分別為危險截面的抗彎和抗扭截面系數(shù)，單位為；4軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計算 ；5.軸承的壽命計算 圖6-4軸承受力分析圖圖2分析：得 圖3分析：得得 （1） 求兩軸承的計算軸向力和對于nf313軸承，軸承派生軸向力，表示表13-5的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初取 因此可估算取與同向，與同向。 取結(jié)果的

22、最大值 取結(jié)果的最大值（2） 求軸承當(dāng)量動載荷 取（3）驗算軸承壽命 取p為值，結(jié)論：該軸承經(jīng)過驗算合格！6第三根軸的設(shè)計圖6-5 蝸輪軸的示意圖1.軸的幾何尺寸設(shè)計；考慮到第三軸有兩個鍵槽則：（1） 為了半聯(lián)軸器軸向定位要求，c-d段右端需要制造出一軸肩，故取c-d段直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取d=65mm;=65mm;按聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=140mm；為了把保證軸端擋圈只押在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故ab段的長度比略短一些，現(xiàn)取=140m(2)初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力的作用，故選用單列圓磙子軸承，參照工作要求根據(jù)=65mm,由于軸承產(chǎn)品目錄中選取0基本游隙

23、組，標(biāo)準(zhǔn)精度及的圓柱軸承nf314e，其中尺寸： ddb=7015035，故=70mm，右端磙子軸承采用軸向定位，由于型軸承軸肩高度h=4mm,因此??； (3)取安裝渦輪軸段ef的直徑=75，齒輪的左端有座軸承之間采用套筒定位，已知渦輪的斷面的寬度為，根據(jù)減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋得裝拆機(jī)便于對軸承加潤滑脂的要求，去端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端面間的距離l，故取=50。（4）取渦輪距內(nèi)壁距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在設(shè)計滾動軸承位置時 ，應(yīng)距離內(nèi)壁有一段距離，取。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（5）軸的周向定位 渦輪聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按查得平鍵截面，

24、鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70，同時為了保證良好的對中型，選擇渦輪與軸的配合；同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結(jié)平鍵為：；半聯(lián)軸器與軸的配合為；滾動軸與軸的配合定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為。（6）確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑取r1.0。圖6-7蝸輪軸的彎扭矩圖2.軸的載荷驗算過程已知：， 圖b受力分析過程：對b點的力矩分析 圖c受力分析：x方向： y方向：對b點力矩分析：驗算結(jié)果與假設(shè)相反，則的方向向下。3，軸上軸承的壽命計算已知：額定壽命：40000h ，；圖6-8軸承的受力分析圖（1）求兩軸承受到的徑向載荷對圖a 受力分析：，對a點力矩分析： 對圖b受力分析

25、： （2）求兩軸承的計算軸向力取e=0.38 軸承派生軸向力，先初取，因此可估算： 計算結(jié)果取最大值 計算結(jié)果取大值得：（3）求軸承當(dāng)量動載荷取，（圓柱磙子軸承）故選擇的軸承可滿足壽命要求。第七章齒輪減速器的設(shè)計 圖7.1 齒輪減速器.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1、根據(jù)加熱爐裝料機(jī)的轉(zhuǎn)速與功率，選用直齒圓柱齒輪傳動。2、由于齒輪減速器速度不高，故選用8級精度（gb 1009588）。3、材料選擇。由課本表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4、按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行

26、試算，即1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)=1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩；(3) 由表10-7選擇齒寬系數(shù)=1(4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)(5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限(6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(7) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，(8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1,由式10-12得2） 計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入上述計算應(yīng)力中的較小值(2) 計算圓周速度(3) 計算齒寬b(4) 計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 (5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.25m/s，8級精度，

27、由圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，假設(shè)。由表10-3查得；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由，查圖10-13得；故有載荷系數(shù)（1） 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，得（2） 計算模數(shù)m5、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計a.高速軸齒輪強(qiáng)度計算由式10-5得彎曲強(qiáng)度得設(shè)計公式為1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 由圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（2） 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，（3） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,由式10-12得（4） 計算載荷系數(shù)k（5） 查取齒型系數(shù)由表10-5查得，

28、（6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5可查得，（7） 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大2） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪魔術(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒根彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.4，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.5mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。6、幾何尺寸的計算確定1） 計算分度圓直徑2） 計算中心距3）

29、計算齒輪寬度取，；驗算，合適。第八章箱體部分設(shè)計：1.鑄鐵減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸：（1）箱座壁厚（2） 箱蓋壁厚（3） 箱蓋突緣厚度（4） 箱座突緣厚度（5） 箱座底凸緣厚度（6） 地腳螺釘直徑（7） 地腳螺釘數(shù)目 ：4（8） 軸承旁連接螺栓直徑（9） 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑（10） 聯(lián)結(jié)螺栓的間距（11） 軸承端蓋螺釘直徑（12） 視孔蓋螺釘直徑（13） 定位銷直徑（14） 至外箱壁距離（15） 至凸緣邊緣距離（16） 軸承彎凸臺半徑（17） 凸臺高度h根據(jù)低速級軸承外徑確定以便于扳手操作為準(zhǔn)（18） 外箱壁之軸承座斷面距離（19） 鑄造過度尺寸（20） 渦輪外緣與內(nèi)箱壁距離（21） 渦輪輪轂端

30、面與內(nèi)箱壁距離（22） 箱蓋箱座肋厚 （23） 軸承端蓋外徑（24） 箱體寬度說明：以上單位均為，有個別尺寸沒有列出，在設(shè)計制圖時將加以標(biāo)注。2，潤滑方式：（1） 浸油潤滑，這種潤滑方式是軸承直接浸入箱內(nèi)油中潤滑（例如下置式蝸桿減速器的蝸桿軸承 ）,但是油面高度不應(yīng)超過軸承最低滾動體中心，以免加大攪油損失。油面接觸高度為h=40，對于高速運轉(zhuǎn)的蝸桿和斜齒輪，由于齒的螺旋線作用，會迫使?jié)櫥蜎_向軸承帶入雜質(zhì)，影響潤滑效果，故在軸承前常設(shè)有擋油環(huán)，但擋油環(huán)不應(yīng)封死軸承孔，以利于油進(jìn)入潤滑軸承。 （2） 脂潤滑當(dāng)滾動軸承速度較低時，常采用脂潤滑，脂潤滑的機(jī)構(gòu)簡單，易于密封，一般每隔半年左右補(bǔ)充或更換

31、一次潤滑脂，潤滑脂的填裝量不應(yīng)超過軸承空間的1/2，可通過軸承座上的注油孔及通道注入，為了防止箱內(nèi)的油浸入軸承與潤滑脂混合，并防止?jié)櫥魇?，?yīng)在箱體內(nèi)側(cè)裝擋油環(huán)，其結(jié)構(gòu)尺寸如圖所示，。（3） 密封軸伸端密封方式有接觸式和非接觸式兩種。橡膠油封是接觸性密封種性能最好的一種，可用于油或脂的潤滑的軸承中。以防漏油為主時，油封唇邊對著箱內(nèi)，以防外界灰塵為主時，唇邊對著箱外，當(dāng)兩油封相背放置時，則放漏放塵能力強(qiáng)，未安裝油封方便，軸上可做出斜角。c，齒輪與渦輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計鑄鐵渦輪或齒頂圓小于的青銅渦輪常做成整體式，但對大多數(shù)銅渦輪，為了節(jié)約有色金屬，多做成裝配式，在大量生產(chǎn)渦輪時，常將青銅輪圈鑲鑄在余熱的

32、鑄鐵或鋼制輪心上，冷縮后產(chǎn)生篩緊力，使輪圈和輪心可靠地聯(lián)結(jié)在一起。第九章設(shè)計箱體及其附件結(jié)構(gòu)1 工藝性設(shè)計鑄造箱體時，應(yīng)考慮到制模造型澆鑄和清理等工藝的方便，外形應(yīng)力要求簡單，盡量減少沿拔模方向凸起部分，并應(yīng)有一定的拔模斜度，箱體壁厚度應(yīng)均勻，過度平緩，金屬不要局部積聚，凡外形轉(zhuǎn)折處應(yīng)有鑄造圓角 ，以減少鑄件的內(nèi)應(yīng)力和減少縮孔。2 機(jī)械加工工藝性箱體結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)有利于減少加工面積，設(shè)計時已考慮減少加工件和道具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工精度和生產(chǎn)率。箱體加工面與非加工面應(yīng)嚴(yán)格封開，并且不應(yīng)在同一平面內(nèi)，因此箱體與軸承端蓋結(jié)合面，檢查孔蓋，通氣器，油標(biāo)和油塞結(jié)合處與螺栓頭部或螺母接觸處都應(yīng)作出凸臺，也可

33、將與螺栓頭部或螺母接觸處都應(yīng)作出凸臺，凸起高度h=35,也可將與螺栓頭部或螺母的接觸面沖出沉頭座坑。3 箱體形狀4 1）檢查孔和視孔蓋（1）加查孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑情況，接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置。（2） 視孔蓋可用鑄鐵，鋼板或有機(jī)玻璃制成，它與箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。（3） 放油孔應(yīng)設(shè)在箱底面的最低處，或設(shè)在箱底。在其附近應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于以油到容器內(nèi)。箱體底面常向放油孔方向傾斜，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常設(shè)為六角頭細(xì)牙

34、螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。2）油標(biāo)桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面，油標(biāo)安裝的位置不能太低，3）通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境，較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。4）起吊裝置常設(shè)有像蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成，吊環(huán)螺釘為標(biāo)準(zhǔn)件。5）起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)有12個起蓋螺釘三，拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋，起蓋螺絲直徑常與凸緣聯(lián)結(jié)螺栓相同，釘頭部分應(yīng)為細(xì)圓6） 定位銷為了

35、保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體聯(lián)結(jié)凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位，常用的定位銷，其公稱直徑可取為聯(lián)結(jié)螺栓直徑為0.8倍，為了裝拆，定位銷長度應(yīng)大于聯(lián)結(jié)凸緣總厚度，如果銷孔不是通孔，定位銷上應(yīng)具有拆卸螺釘孔，定位銷孔是箱體部分面加工完畢并用聯(lián)結(jié)螺栓緊固以后，進(jìn)行配鉆和配鉸制的，因此定位銷的位置應(yīng)考慮到鉆鉸孔的方便，且不妨礙附近聯(lián)結(jié)螺栓的裝拆。第九章. 課程設(shè)計心得體會在本次的課程設(shè)計中，我們綜合運用了各方面的知識，如機(jī)械設(shè)計、機(jī)械原理、工程材料、機(jī)械制造基礎(chǔ)、材料力學(xué)、理論力學(xué)、auto cad、solid edge等科目，在本次的設(shè)計中，我們學(xué)會了把自己所有的知識學(xué)以致用，綜合考慮各方面的因素，如質(zhì)量，體積，材料，造價，安裝，工藝等。通過本次的作業(yè)，讓我們有了一個對問題的整體把握，最重要的是使我掌握了設(shè)計的基本步驟和設(shè)計的邏輯思維。同時作為二十一世紀(jì)的大學(xué)來說