機(jī)械設(shè)計課設(shè)說明書

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書 系 別： 專業(yè)班級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 日 期：專心-專注-專業(yè)目 錄第1章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計背景一級直齒圓柱減速器；拉力F=2300N，速度v=1.2m/s，直徑D=300mm；每天工作小時數(shù)：16小時，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)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.原動機(jī)的選擇 3.傳動裝置的確定 4.計算運(yùn)動和動力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.軸的設(shè)計及校核計算 9.鍵聯(lián)接設(shè)計計算 10.聯(lián)軸器及其他標(biāo)準(zhǔn)件的選擇 11

2、.減速器的潤滑及密封 12.減速器箱體及附件設(shè)計第2章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。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帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。第3章 選擇原動機(jī)3.1原動機(jī)類型的選擇 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝

3、置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 V帶的效率：v=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機(jī)的效率：w=0.97a=1×23×3×v×w=0.8773.3選擇原動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=F×V1000=2300×1.21000=2.76kW 電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.760.877=3.15kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.2×300=76.43rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動

4、比范圍，V帶傳動比范圍為：24，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：35，因此理論傳動比范圍為：620。可選擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd= (620)×76.43=459-1529r/min。額定功率Pen=4kW，進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132M1-6的三相異步電動機(jī)，滿載轉(zhuǎn)速為n=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 3.4確定傳動裝置的總傳

5、動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=96076.43=12.561 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=3 減速器傳動比為i1=4.561第4章 計算運(yùn)動和動力參數(shù)4.1電動機(jī)輸出參數(shù)P0=3.15kWn=960r/minT0=×P0n0=×3.15960=31335.94Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×v=3.15×0.96=3.02kWn 1=320r/minT1=90128N*mm4.3低速軸的參數(shù)P=P×2×3

6、=3.02×0.99×0.98=2.93kWN 2=70.16r/minT2=*2.93/70.16=N.mm4.4工作機(jī)的參數(shù)P=P×1×2×2×w=2.93×0.99×0.99×0.99×0.97=2.76kWn 3=n 2=70.16r/minT3=*2.76/70.16=N*mm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機(jī)軸9603.1531335.9高速軸3203.0290128低速軸70.162.93工作機(jī)70.162.76第5章 普通

7、V帶設(shè)計計算 （1）求計算功率Pc 查表13-9得KA=1.1，故 Pc=KA×P=1.1×3.15=3.465kW （2）選V帶型號 根據(jù)Pc=3.465kW、n1=960r/min，選用A型。 （3）驗算帶速vv=×dd1×n60×1000=×100×96060×1000=5.02ms-1 帶速在530m/s范圍內(nèi)，合適。 （4）求V帶基準(zhǔn)長度Ld和中心距a 初步選取中心距a0=1.5×d1+d2=1.5×100+280=570mm。取a0=570mm，符合0.7×d1+d2<

8、;a0<2×d1+d2 由式（13-2）得帶長Ld0=2×a0+2×d1+d2+d2-d124×a0=2×570+2×100+280+280-10024×5701751mm 由表13-2，對A型帶選用Ld=1750mm。再由式（13-15）計算實際中心距aa0+Ld-Ld02=570+1750-17512570mm （5）驗算小帶輪的包角11180°-dd2-dd1×57.3°a180°-280-100×57.3°570=161.91°>120

9、° 合適。 （6）求V帶根數(shù)z 由式（13-14）得 z=PcP0+P0×K×KL 今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得 P0=0.96kW 由式（13-8）得傳動比 i=d2d1×1-=×1-0.02=2.86 查表13-6得 P0=0.112kW 由1=161.91°查表13-8得K=0.954，表13-2得KL=1，由此可得 z=3.4650.96+0.112×0.954×1=3.39 取4根帶型AV帶中心距570mm帶的根數(shù)4包角161.91°帶速5.02m/s帶長1750mm

10、（7）.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶寬B=z-1×e+2×f=63mm第6章 減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用40MnB（調(diào)質(zhì)處理），齒面硬度241286HBS，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，Hlim1=720MPa，F(xiàn)E1=595MPa（表11-1）大齒輪選用ZG35SiMn（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，F(xiàn)E2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，則H1=Hlim1SH=7201.1=654.55MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559.09MPaF1=Flim1SF=5951.25=476MPaF2=F

11、lim2SF=5101.25=408MPa （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 設(shè)齒輪按8級精度制造。區(qū)載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)d=1（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=4.22則d12.32×3K×T1d×u+1u×ZEH2=2.32×31.3×89526.621×4.22+14.22×189.8559.092=59.2mm 齒數(shù)取Z1=27，則Z2=i×Z1=4.25×27=115。故實際傳動比i=11527=4.259 模數(shù)m=d1z1=59.22

12、7=2.19mm 齒寬 b=d×d1=59.2mm 取b1=65mm b2=60mm 按表4-1取m=2.5mm，實際的d1=z1×m=27×2.5=68mmd2=z2×m=115×2.5=287.5mm 則中心距a=z1+z2×m2=27+115×2.52=178mm （2）驗算輪齒彎曲強(qiáng)度 齒形系數(shù) 查表YFa1=2.57，YFa2=2.13，YSa1=1.6，YSa2=1.848F1=2×K×T1×YFa1×YSa1b2×d1×m=93.838MPa<F

13、1=476MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=89.827MPa<F2=408MPa （3）齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×68×322.1560×1000=1.15 可知選用8級精度是合適的。6.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn2.52.5法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z27115齒頂高h(yuǎn)a2.52.5齒根高h(yuǎn)f335分度圓直徑d68288齒頂圓直徑da73292齒根圓直徑

14、df62280齒寬B6560中心距a178178第7章 軸的設(shè)計及校核計算7.1高速軸設(shè)計計算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=320r/min；功率P=3.02kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=90128Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40MnB調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×33.02322.15=23.62mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×23.62=24.8mm 查表

15、可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為25mm故取dmin=25 (4)確定各軸段的直徑和長度。圖7-1 高速軸示意圖1) 高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=25mm，l1長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l1=48mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=36mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d2 = 30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d3 = d7 = 35 mm

16、，取擋油環(huán)的寬度為12，則l3 = l78 = 17+12= 29 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d4 = d6 = 40 mm。 3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l5= 65 mm，d 5= 72 mm 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 +

17、24 - 17 -10 = 66 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，則l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑25303540724035長度4866298658297.2低速軸設(shè)計計算 (1)已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=70.16r/min；功率P=2.93kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa (3)

18、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 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>=37.78 由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×37.78=40.42mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為42mm故取dmin=42 (4)確定各軸段的長度和直徑。圖7-3 低速軸示意圖 1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KA×T=476.5N

19、mm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查設(shè)計手冊，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 12×8mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=90mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 47 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×B = 50×90×20mm，故d34 = d67 = 50 mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 55 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大

20、齒輪輪轂的寬度為B = 60 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 58 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 55 mm故取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 65 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 8 mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 20 -10 =

21、63 mm 5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，已知滾動軸承的寬度B = 20 mm，則l34= B+2+2=20+10+12.5+2= 44.5 mml67= B+2-l56=20+10+12.5-8 = 34.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑424750556550長度1106344.558834.5 (5)軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2549.829N 大齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan=2549.

22、829×tan20°=928.062N 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離l1=63.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l2=63.5mm，軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離l3=128mm 計算支承反力 在水平面上為FNH1=Fr2×l2l1+l2=928.062×63.563.5+63.5=464.03NFNH2=Fr2-FNH1=928.062-464.03=464.032N 在垂直平面上為FNV1=Ft2× l2l1+ l2=2549.829×63.563.5+63.5=1274.91NFNV2=Ft4-FNV1=2549.829-127

23、4.91=1274.919N 軸承1的總支承反力為FN1=FNH12+FNV12=464.032+1274.912=1356.73N 軸承2的總支承反力為FN2=FNH22+FNV22=464.0322+1274.9192=1356.74N 1)畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上，a-a剖面右側(cè)為MaH=FNH1×l1=464.03×63.5N·mm=29465.9N·mm a-a剖面左側(cè)為MaH'=FNH2×l2=464.032×63.5N·mm=29466.03N·mm 在垂直平面上,a-a剖面MaV

24、=-FNV1×l1=1274.91×63.5N·mm=-80956.78N·mm 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)為Ma=MaH2+MaV2=29465.92+-80956.782N·mm=86152.42N·mm a-a剖面右側(cè)為Ma'=MaH'2+MaV2=29466.032+-80956.782N·mm=86152.46N·mm 2)轉(zhuǎn)矩Ta=N*mm圖7-4 低速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強(qiáng)度 因a-a左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a左側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=&

25、#215;55332=16325.55mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=32651.09mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=5.28MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=11.23MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=14.47MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。 （6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷危險截面 截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的

26、疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A、B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 2）截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1×d3=0.1×553=16637.5mm3 抗扭

27、截面系數(shù)WT=0.2×d3=0.2×553=33275mm3 截面左側(cè)的彎矩M=86152.46×63.5-2963.5=46807.24Nmm 截面上的扭矩T=.86Nmm 截面上的彎曲應(yīng)力b=MW=46807.5=2.81MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T=TWT=.=11.02MPa 軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)。由表查得：B=650MPa，-1=300MPa，-1=155Mpa。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表查取，由于：rd=0.0364 Dd=1.1818 經(jīng)過插值后可以查得：=1.533 =1.37 查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q=0.79 q=

28、0.79 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：k=1+q×-1=1+0.79×1.533-1=1.42k=1+q×-1=1+0.79×1.37-1=1.29查圖得尺寸系數(shù)=0.56，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.85。 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：=0.94 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，得綜合系數(shù)為：K=k+1-1=1.420.56+10.94-1=2.6K=k+1-1=1.58 碳鋼的特性系數(shù)為：=0.1=0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：S=-1K×a+×m=41.06S=-1K×a+×m=17.26Sca=S×

29、;SS2+S2=25.87>>S=1.5 故可知其安全。 3）截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1×d3=0.1×653=27462.5mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2×d3=0.2×653=54925mm3 截面左側(cè)的彎矩M=86152.46×63.5-2963.5Nmm=46807.24Nmm 截面上的扭矩T=.86Nmm 截面上的彎曲應(yīng)力b=MW=46807.5=1.7MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T=TWT=.=6.67MPa過盈配合處的，k，由附表用插值法求出，并取，k=0.8×k，于是得k=3.16，k=0.8

30、5;3.16=2.53 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：=0.94K=k+1-1=1.50.47+10.94-1=3.26K=k+1-1=2.61 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：S=-1K×a+×m=54.13S=-1K×a+×m=17.47Sca=S×SS2+S2=36.64>>S=1.5 故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。7.2低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)621050902035 根據(jù)前面的計算，選用6210深溝球軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm

31、由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=35kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=48000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=464.032+1274.912=1356.73NFr2=RBH2+RBV2=464.0322+1274.9192=1356.74N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1356.73+0×0=1356.73NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×13

32、56.74+0×0=1356.74N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第8章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長36mm。 鍵的工作長度 l=L-b=28mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=41MPa<p=60MPa8.2低速軸

33、與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長45mm。 鍵的工作長度 l=L-b=29mm 大齒輪材料為ZG35SiMn，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=92MPa<p=120MPa8.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。 鍵的工作長度 l=L-b=78mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵

34、連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=56MPa<p=120MPa第9章 聯(lián)軸器及其他標(biāo)準(zhǔn)件的選擇9.1低速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=476.5Nm 選擇聯(lián)軸器的型號 （2）選擇聯(lián)軸器的型號 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=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。 Tc=476.5Nm<Tn=1250Nm n=

35、76.34r/min<n=4700r/min第10章 減速器的密封與潤滑10.1減速器的密封(參考課本) 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。對于無相對運(yùn)動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，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。10.2齒輪的潤滑（參考課本及設(shè)計

36、手冊） 閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，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)動時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(GB 443-1989);，牌號為L-AN10。10.3軸承的潤滑（參考課本及設(shè)計手冊） 滾動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

37、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)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。第11章 減速器箱體及附件設(shè)計（見綜合課程設(shè)計書）11.1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。11.2通氣器 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，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

38、裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。11.3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。11.4窺視孔和視孔蓋（參考老版綜合課程設(shè)計書） 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(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。 A1=130，A2=115，B1=90，B2=75 h=5mm d4=7mm R=5mm B=60mm11.5定位銷 采用銷GB/T117-2000，對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能夠保持精確