北京门头沟中考一英语模试题及答案 28页

‎ 编号 ‎ 淮安信息职业技术学院 毕业论文 题 目 设计螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 ‎ 学生姓名 杨家琪 学 号 ‎21094025‎ 系 部 机电工程系 专 业 机械制造与自动化 班 级 ‎210940‎ 指导教师 陈玮 讲师 ‎ 二〇一二年六月 目 录 第1章、总述 4‎ 一、机械设计基础毕业设计的目的 4‎ 二、机械设计基础毕业设计的内容 4‎ 三、机械设计基础毕业设计的要求 4‎ 第2章、传动装置的总体设计 5‎ 一、减速箱的工作原理 5‎ 二、电动机的选择 6‎ 三、计算总传动比及分配各级的传动比 7‎ 四、运动参数及动力参数计算 7‎ 第3章、传动零件的设计计算 9‎ 一、带轮传动的设计计算 9‎ 二、带轮的安装与维护 11‎ 第4章、轴的设计计算 12‎ 一、从动轴的设计计算 12‎ 二、从动轴校核轴受力图 13‎ 第5章、滚动轴承的选择及校核计算 16‎ 一、从动轴滚动轴承的设计 16‎ 二、主动轴滚动轴承的设计 17‎ 第6章、键联接的选择及校核计算 18‎ 一、从动轴与齿轮配合处的键 18‎ 二、主动轴与齿轮配合处的键 19‎ 第7章、润滑的选择 20‎ 第8章、联轴器及轴承盖的选择 21‎ 一、联轴器的选择 21‎ 二、轴承盖的选择 21‎ 第9章、减速器箱体和附件设计 22‎ 一、减速器箱体： 22‎ 二、附件设计： 23‎ 小结 26‎ 参考文献 27‎ 摘要 本次毕业课题设计中的减速机选择的是非标准减速器。一级圆柱齿轮减速机是位于原动机和工作机之间的机械传动装置。机器常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。合理的传动方案不仅应满足工作机的性能要求，而且还要工作可靠、结构简单紧凑加工方便、成本低、传动效率高以及使用和维护方便。‎ 关键词 ： 传动装置 箱体 齿轮 低速轴 Abstract The subject of design graduates choose non-standard gear 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 machine, but also reliable operation, simple structure, compact and easy processing, low cost, high transmission efficiency, as well as easy to use and maintain. ‎ Key words: low-speed gear box gear shaft 第1章、总述 一、机械设计基础毕业设计的目的 ‎（1）培养我们综合运用所学的机械设计课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。‎ ‎（2）学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。‎ ‎（3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。‎ 二、机械设计基础毕业设计的内容 ‎（1）拟定和分析传动装置的设计方案。‎ ‎（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数。‎ ‎（3）进行传动件的设计计算，结构设计，校核轴、轴承、连轴器、键等零部件的强度，选择润滑和密封方式。‎ ‎（4）绘制减速器装配图。‎ ‎（5）绘制零件工作图。‎ ‎（6）编写设计计算说明书，准备答辩。 ‎ 三、机械设计基础毕业设计的要求 ‎（1） 理论联系实际，力求设计合理，同时鼓励创新。‎ ‎ （2） 认真阅读教材中与课程有关的内容，认真查阅有关资料。 ‎ ‎ （3） 正确运用课程设计指导书，按步骤进行设计和计算，不要急于求成；按时完成全部设计任务。‎ 第2章、传动装置的总体设计 一、减速箱的工作原理 一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现减速的，如图2-1齿轮减速器结构图所示。动力由电动机通过皮带轮（图中未画出）传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。由于传动比i = n 1 / n 2 ，则从动轴的转速n 2 = z 1 / z 2×n 1。 ‎ 减速器有两条轴系——两条装配线，两轴分别由滚动轴承支承在箱体上，采用过渡配合，有较好的同轴度，从而保证齿轮啮合的稳定性。端盖嵌入箱体内，从而确定了轴和轴上零件的轴向位置。装配时只要修磨调整环的厚度，就可使轴向间隙达到设计要求。‎ 1) 运动简图：‎ ‎ 1——电动机 2——带传动 3——联轴器 4—— 皮带式输送机 ‎ 5—— 一级圆柱齿轮减速器 2) 工作条件：皮带式输送机单向运转，有轻微的震动，两班制工作，使用年限5年，输送机带轮轴转速的允许误差为±5%。小批量生产，每年工作300天。‎ 3) 要求：每人交上说明书一份，装配图一张，零件图二张 输送带（牵引力）F=5KN 滚筒直径D=300mm 输送带带速v=1.1m/s 二、电动机的选择 1) 选择电动机的类型：‎ 按电动机的特性及工作条件选择。若无特殊要求一般选择Y系三相异步电动机，其优点是可直接接在三相交流电路中，结构简单，价格便宜，维护方便。‎ 2) 选择电动机的容量：‎ ‎ 电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。容量选择过大，则电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转，基效率和功率数都较低从而造成能源的浪费。‎ ‎ 对于长期运行、载荷比较稳定的机械，通常按照电动机的额定功率选择，而不校核电动机的发热和起动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Ped应略大于工作机所需的电动机功率Pd即 Ped≥Pd 3) 电动机输出功率：‎ ‎ Pw=Fv/1000=5kn×1.1m/s/1000=5.5kw 4) 电动机至输送带的总功率：‎ ‎ η总=η14×η2×η3×η4‎ ‎ 根据表2—1查得 ‎ η1=0.99（球轴承） η2=0.99（弹性联轴器）‎ ‎ η3=0.97（8级精度的一般齿轮传动）‎ η4=0.96(带传动)‎ ‎ η总=η14×η2×η3×η4‎ ‎ =0.994×0.99×0.97×0.96‎ ‎ 　=0.88‎ 5) 电动机所需的工作功率：‎ Pd=Pw/η总=5.5/0.88=6.25kw 6) 电动机额定功率：‎ ‎ Ped为7.5kw ‎ 7) 确定电动机转速：‎ 电动机输出轴转速：‎ nw=60×1000V/πD ‎=60×1000×1.1/3.14×300‎ ‎=70r/min 表2—2查得 带传动的传动范围i`1=2～4闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围i`2=3～4‎ 总传动比范围为i` =（2～4）（3～4）‎ ‎=6～16‎ 故电动机转速的可选范围为nd =i`•nw ‎ =（6～16）×70 r/min ‎ =(420～1120) r/min ‎ 所以nd=970 r/min（满载时转数）‎ 1) 确定电动机型号：‎ 查附表3，选定电动机型号为Y160M—6‎ 三、计算总传动比及分配各级的传动比 ‎1、总传动比：‎ i总=nd/nw=970/70=13.85‎ ‎2、分配各级传动比：‎ ‎（1） 据指导书，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）‎ ‎（2）∵i总=i齿轮×i带 ‎∴i带=i总/i齿轮=13.85/5=2.77‎ 四、运动参数及动力参数计算 1) 计算各轴转速（r/min）‎ nI=n电动/ i带=970/2.77=350r/min nII=nI/ i齿轮=350/5=70r/min nIII=nII =70r/min 1) 计算各轴的功率（KW）‎ PI=Pd×η带=6.25×0.96=6KW PII=PI×η齿轮轴承×η齿轮=6×0.99×0.97=5.76KW PIII=PII×η齿轮轴承×η联轴器=5.76×0.99×0.99 =5.64KW ‎3、计算各轴扭矩（N•mm）‎ Td = 9550×Pd / n电动= 9550×6.25/970 =61 N•mm ‎ TI=9550×PI/nI=9550×6/350=163.71N•mm TII=9550×PII/nII=9550×5.76/70=785.82•mm TIII=9550×PIII/nIII=9550×5.64/70=769.45N•mm 第3章、传动零件的设计计算 一、带轮传动的设计计算 ‎ 解：确定计算功率PC，选择V型带。由于载荷平稳，工作时间两班制。‎ ‎ 所以由书表11—7查得k=1.3，故计算功率为 PC=kP=1.3×3=3.9kw 由于PC=3.9kw，n1=970 r/min。由书表11—8得，确定带的型号为A型号。‎ 确定带轮的基准直径d1和d2‎ ‎ 由书表11—8，根据d1〉dmin的要求，取d1=100mm。‎ ‎ ∵d2= d1 n1/ n2=100×970/369.23=262mm 1) 验算带速 ‎ V=πd1n1/60×1000=3.14 ×100×970/60×1000=5.076 m/s ‎ ∴带速V在5～25 m/s范围内，故合适。‎ 2) 计算中心距a，带长Ld ‎ 初定中心距为 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)得 ‎ 0.7(100+262)≤a0≤2(100+262)‎ ‎ 254mm≤a0≤722mm ‎ 取a0=500mm ‎ 初定带长为L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1) 2/4a0‎ ‎ =2×500+3.14（100+262）/2（262-100）2/4×500‎ ‎=1569mm ‎ 由书表11—1取Ld=1600mm ‎ 中心距a≈a0+（Ld-L）/2 =500+（1600-1569）/2‎ ‎ =515mm ‎ 中心距变化范围为amin=a-0.015Ld=515-0.015×1600‎ ‎ =491mm ‎ amax=a+0.03Ld=515+0.03×1600‎ ‎ =563mm 1) 验算小带轮包角 ‎ 小带轮包角可按下列公式得 ‎ ‎ α1=1800-（d2-d1）/a×57.30‎ ‎=1800-（260-100）/515×57.30‎ ‎ =162.10‎ ‎ ∵α1=162.10〉1200‎ ‎ ∴小带轮包角α1合适。‎ 2) 确定V带的根数Z 根据书表11—4查得，单根普通V带所能传递的功率P0=0.96kw 根据书表11—5查得，单根普通V带功率增量为△P0=0.11kw 根据书表11—6查得，包角修正系数为Ka=0.95‎ 根据书表11—1查得，带长修正系数为KL=0.99‎ Z=PC/(P0+△P0)KαKL ‎ =3.9/(0.96+0.11) ×0.95×0.99‎ ‎ =3.88‎ ‎ 取Z=4‎ 3) 计算初压力F0‎ 由书表11—2查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：‎ F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2‎ ‎=500×3.9/4×5.024×(2.5/0.96-1)+0.1×5.0242‎ ‎ =160.65N 4) 计算轴上的力Fy Fy=2ZF0sinα1/2=2×4×160.65sin167.6/2‎ ‎=1233.792N 5) 带轮的材料选用 ‎ 小带轮的材料为铸铁（AT150）因为直径采用实心式带轮。大带轮的材料为HT150，因为直径d2=262mm。采用腹板式带轮。普通V带轮的轮槽尺寸 ‎ ∵V带为A型号，查书表11—3查得 ‎ ∴bd=11mm hamin=2.75mm e=15±0.3mm fmin=9mm hfmin=8.7mm δmin=6mm φ=34° ‎ ‎ 根据《机械设计手册》 235页 查得轮宽 B=（Z-1）e+2f=（4-1）×15+2×9‎ ‎ =63mm 二、带轮的安装与维护 ‎ 安装时，两轮的轴线应平行，否则带间磨损严重，一般应使小轮包角α1≥120°。要先将中心距缩小，带套在带轮上再慢慢拉紧，不要硬撬，带装好后，带的张紧程度是大拇指能按下12mm为宜，在使用过程中对带传递应进行定期检查，发现有疲劳破坏现象时，应及时将V带更换，用安全防护罩将带传动罩起来，即保证人身安全，又防止酸碱等腐蚀腰带，而发生意外。‎ 第4章、轴的设计计算 一、从动轴的设计计算 ‎ ‎ 已知：P4=2.6kw，从动齿轮转速70 r/min。分度圆直径d2=222.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制。‎ 1) 选择轴的材料，确定许用应力 ‎ 查书表16—2得选用45钢，正火处理，硬度在170～217HBW，抗拉强度σb=600Mpa ‎ 查书表16—4得许用弯曲应力[σ-1bb]=55Mpa 2) 按扭转强度计算最小直径 d≥C(P/n)1/3‎ ‎ 由书表16—3，C=118～107取C=115‎ ‎ d2≥34.49mm 考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。根据弹性套柱销连轴器TL6内孔直径取d2=35mm，查附表2—10。选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984）‎ 3) 轴的结构设计 A. 确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。查5—3表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。‎ B. 确定轴各段直径和长度 根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。‎ ‎ 查表5—1 ①外伸轴直径d1=35mm ‎ ②联轴器定位肩高度a=3mm，圆角半径R=2，直径d2=41mm ‎ ③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。且查表5—1查得，轴颈的直径d3=47mm。因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。即轴颈直径d3‎ ‎=45mm。因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。选择轴承型号60209宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号09。‎ ‎④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=55mm。‎ ‎⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。查《机械设计手册》 771页8—355 查 得，a=（0.07～0.1）d4，a=5.5 d5= d4+2a=66mm ‎⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=45mm。‎ A. 确定各段轴的长度 ‎ 因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。主动端 Z型轴孔，C型键槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。TL6型号。对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。 ‎ ‎ ∴l1=58mm 为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为15.79mm。选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。根据《机械设计手册》表6—92 1493页。轴承盖b1=12mm，L`=16mm。‎ ‎∴l2=43.79mm 查《机械设计手册》 986页 轴承宽度b=19mm，r=2，套筒设定为8mm。‎ ‎∴l3=41mm 安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。‎ 轴环宽度l5=b=1.4a=7.7mm 根据《机械设计手册》 表8—355查得 轴径l6=21mm 为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（10～15）mm， 设定挡油环长度为12mm。‎ 二、从动轴校核轴受力图 圆周力：Ft=2T/ d2=339.33N 径向力：Fr= Ft•tanα=760.1N 作用在右端带轮上的力F=2500N，方向向下。‎ ‎ K=136mm L=56.2mm 1) 画出轴的空间受力图 2) 根据水平受力图求水平面支反力，并画出水平弯矩图。‎ F1H=F2H=Ft/2=1169.67N ‎ 截面a处弯距为 MaH=F1HL/2=32.87N•m ‎ 3) 根据垂直面受力图求垂直面支反力，并画出垂直 ‎ 面弯距图。‎ ‎ F1V=Fr L/2L=380.05 N•m ‎ F2V= Fr- F1V=380.05 N•m ‎ ∴F1V= F2V ‎ 垂直面弯距 ‎ Mav=F2VL/2=10.68N•m 4) 求F力在支点所产生的反力，并画出其弯距图 F1F=Fr K/L=6049.82N•m ‎ F2F= F- F1F=8549.82N•m ‎ F力产生的弯距 MaF=FK=340N•m ‎ ‎ 在轴的a—a截面，F力产生的弯距为MaF=F 1FL/2=170N•m 5) 求合成弯距，并画出合成弯距图 ‎ 按F力作用的最不利的情况考虑，把MaF与（Mav2+ MaH2）1/2直接相加，得 ‎ Ma=（Mav2+ MaH2）1/2+MaF=204.56 N•m ‎ 画出转距图 T=260.25 N•m ‎ 由图可见，a—a截面最危险，求当量弯距。‎ ‎ Me=[Ma2+ （2T）]21/2‎ ‎ 由于轴的转距变化规律不清楚，所以按脉动变化转距计算。‎ ‎ α=[σ-1bb] / [σ0bb]‎ ‎ 根据《机械设计手册》表8—346 762页 ‎ [σ-1bb]=60Mpa [σ0bb]=100Mpa ‎ ∴α=[σ-1bb] / [σ0bb]=0.6‎ ‎ Me=[Ma2+(αT)2]1/2=257.35 N•m 1) 计算危险截面的直径 轴的材料选用45钢调质处理，已查得[σ-1bb]=60Mpa d≥(Me/0.1[σ-1bb])1/3=35mm 说明：因截面a处有一键槽，应将直径增大3%，但因为轴传递的功率小。所以不增加。‎ 结构设计图中此处直径为55mm，故强度足够。图如下:‎ ‎ ‎ 第5章、滚动轴承的选择及校核计算 一、从动轴滚动轴承的设计 a) 选择轴承类型：由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。‎ ‎ D=85mm b) 选择轴承型号，根据轴径d=45mm，选择轴承型号60209型滚动轴承。‎ c) 验算 T=9550p/n=260.25 N•m ‎ Ft=2T/d2=2339.33 N•m ‎ Fr=Ft•tanα=760.1N ‎ 已知：轴承的使用期限（5年），每年工作300天（两班制）。‎ ‎ ∴Lh=19440h ‎ ∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力 ‎ ∴当量动载荷P=x Fr 根据书表 18—8查得 x=1‎ ‎ ∴P=760.1N 根据《机械设计手册》 986页 ‎ Cr=2560KN C0=1810KN 根据书表18—5查得 当轴承的工作温度100°C ft=1‎ 根据书表18—6查得 载荷性质：为冲击，平稳 fp=1.2‎ ‎∵轴承为深沟球轴承 ‎∴轴承的寿命指数ε=3‎ ‎∴Cr′= fp•p/ ft（60n/106•Lh′）1/ε ‎ ‎=4387.3N ‎∵4.3873KN〈Cr ‎∴轴承型号60209型滚动轴承满足要求。‎ 二、主动轴滚动轴承的设计 a) 选择轴承类型：由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。 D=72mm b) 选择轴承型号，根据轴径d=35mm，选择轴承型号60207型滚动轴承。‎ c) 验算 T=9550p/n=70.09 N•m ‎ Ft=2T/d2=2437.91 N•m ‎ Fr=Ft•tanα=792.12N ‎ 已知：轴承的使用期限（5年），每年工作300天（两班制）。‎ ‎ ∴Lh=19440h ‎ ∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力 ‎ ∴当量动载荷P=x Fr ‎ 根据书表 18—8查得x=1‎ ‎ ∴P=792.12N ‎ 根据《机械设计手册》 986页 ‎ Cr=2010KN C0=1390KN ‎ 根据书表18—5查得 ‎ 当轴承的工作温度100°C ft=1‎ 根据书表18—6查得 ‎ 载荷性质：为冲击，平稳。 fp=1.2‎ ‎∵轴承为深沟球轴承 ‎∴轴承的寿命指数ε=3‎ ‎∴Cr′= fp•p/ ft（60n/106•Lh′）1/ε ‎=7176.6N ‎∵7.1766KN〈Cr ‎∴轴承型号60207型滚动轴承满足要求。‎ 第6章、键联接的选择及校核计算 ‎ 一、从动轴与齿轮配合处的键 ‎ ‎ 分已知：d=55mm n=70r/min 载荷平稳，单向传动。 ‎ a. 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径d=55mm由《机械设计手册》表4—99 4—100849页查得 ‎ b. 选用A型平键，尺寸为b=16mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=56mm h=10mm 1) 验算键联接挤压强度A型键 工作长度l=L-b=40m 查书表15—3查得许用应力挤压应力 ‎[σF]=125～150Mpa σP=4000T/hld=47.32Mpa〈[σF]‎ ‎∴合格 2) 相配键槽设计 由《机械设计手册》表4—99查得槽深t=6 毂槽深t1=4.4 尺寸偏差宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS±0.02 深度 轴t0 0 毂 t1 0‎ ‎∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10‎ ‎∴取轮毂装入侧的轴段端5mm 从动轴联轴器相配键槽的设计已知：d2=35mm n=70 r/min 载荷平稳，单向传动。 ‎ a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径d=35mm由《机械设计手册》表4—99 849页查得 选用A型平键，尺寸为b=10mm h=8mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=50mm 槽深t=5 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0‎ ‎∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10mm ‎ ∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。‎ 二、主动轴与齿轮配合处的键 已知：d=40mm n=350r/min 载荷平稳，单向传动。 ‎ 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径d=40mm由《机械设计手册》表4—99 4—100 849页查得 选用A型平键，尺寸为b=12mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm 故取L=56mm h=8mm 1) 验算键联接挤压强度A型键 工作长度l=L-b=44mm 查书表15—3查得许用应力挤压应力[σF]=125～150Mpa σP=4000T/hld=19.91Mpa〈[σF]‎ ‎∴合格 2) 相配键槽设计由《机械设计手册》表4—99查得槽深t=5 毂槽深t1=3.3 尺寸偏差 宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS±0.02 深度 轴 t0 0 毂 t1 0‎ ‎∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10‎ ‎∴取轮毂装入侧的轴段端5mm 3) 主动轴联轴器相配键槽的设计 已知：d1=24mm n=369.23r/min 载荷平稳，单向传动。 ‎ a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径d=24mm由《机械设计手册》表4—99 849页查得 选用A型平键，尺寸为 b=8mm h=7mm 说明：查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm ‎ 取L=40mm 槽深t=4mm 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0‎ ‎∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10mm ‎∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。 ‎ 第7章、润滑的选择 ‎1.齿轮的圆周速度v=1.1m/s〈12m/s 采用池浴润滑，为了减少搅拌损失和避免润池温度过高，大齿轮侵入油池中的深度为1个全齿高，但不小于10mm。但为避免传动零件转动时将沉积在油底的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于30～50mm。根据书表4—14查得，齿轮传动润滑油粘度为220cSt。‎ ‎ 2.轴承的润滑 ‎ ∵ d1n1=0.13×105 mm•r/min〈（1.5～2）×105 mm•r/min ‎ d2n2=0.043×105 mm•r/min〈（1.5～2）×105 mm•r/min ‎ ∴ 采用脂润滑，润滑脂填充量不得超过轴承空隙的1/3～1/2，过多会引起轴承发热。‎ ‎3.轴承密封的选择：密封是为了防止灰尘，水份等侵入轴承，并且防止润滑剂流入。‎ 根据密封类型的特点：选用毡圈密封，轴颈圆周速度v〈5m/s合适。毡圈材料为毛毡，安装前用热矿物油浸渍。‎ 主动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=29mm，‎ ‎ 毛毡尺寸 d=d0-1=28mm ‎ D=d0+（14～20）=45mm ‎ B=6mm ‎ 槽的尺寸 d1=d0+（1～2）=30mm ‎ D1=D+（1～2）=46mm ‎ B1=B+（0.5～1.5）=5mm ‎ 从动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=41mm，‎ ‎ 毛毡尺寸 d= d0-1=40mm ‎ D= d0+（14～20）=55mm ‎ B=6mm ‎ 槽的尺寸 d1=d0+（1～2）=42mm ‎ D1=D+（1～2）=56mm ‎ B1=B+（0.5～1.5）=5mm 第8章、联轴器及轴承盖的选择 一、联轴器的选择 ‎ 根据其特点，补偿两轴相对偏移、减振、缓冲、绝缘性能，重量较轻，承载能力大，工作温度〈100°C。由附表2—10选择弹性套柱销联轴器。‎ ‎ 主动轴联轴器型号为TL4型。‎ ‎ 从动轴联轴器型号为TL6型。‎ 二、轴承盖的选择 ‎ 选用可穿透端盖结构，故选用凸缘式轴承盖，主动轴 D=72mm，根据《机械设计手册》表4—230 986页 轴承外径，根据表4—2查得，d3=9mm端盖上螺钉数目为4。‎ ‎ d0= d3+1=10mm ‎ D0= D+2.5 d3=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 ‎ 选用可穿透端盖结构，故选用凸缘式轴承盖。‎ ‎ 从动轴 D=85mm，根据《机械设计手册》表4—230 986页 轴承外径，根据表4—2查得，d3=10mm端盖上螺钉数目为4。‎ ‎ d0=d3+1=11mm ‎ D0= D+2.5 d3=110mm D2= D0+2.5 d3=135mm e=1.2 d3=12mm e1≥e=12‎ D4= D-（10～15）=70mm L=0.15D=10.8mm 第9章、减速器箱体和附件设计 一、减速器箱体：‎ 1) 箱座壁厚δ=0.025a+1=3.6mm ‎ ∵一级齿轮减速器δ≥8mm ‎ ∴箱体壁厚取δ1=8mm 2) 箱盖壁厚δ1=0.2a+1=2.175mm ‎ ∵一级齿轮减速器δ1≥8mm ‎ ∴箱体壁厚取δ1=8mm 3) 箱盖凸缘厚度b1=1.5δ1=12mm 4) 箱座凸缘厚度b=1.5δ=12mm 5) 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=18‎ 6) 地脚螺钉数目 ∵a=150mm〈250mm ‎ ∴ n=4‎ 7) 轴承旁连接螺栓直径d1=0.75 df=M14‎ 8) 盖与座连接螺栓直径d2=（0.5～0.6）df=M9‎ 9) 连接螺栓d2的距离 l=125～200‎ 10) 轴承端盖螺钉直径d3=M10‎ 11) 检查孔盖螺钉直径d4=（0.3～0.4）df=7.2‎ 根据表4—4 取d4=M8‎ 12) 定位销直径 d=（0.7～0.8）d2=7.2mm 13) 箱座加强肋厚度 m=0.85δ=6.8mm 14) 箱盖加强肋厚度 m1=0.85δ1=6.8mm 15) 轴承盖螺钉分布圆直径 ‎ 主动轴D=72mm 根据《机械设计手册》表8—401查得 轴承盖螺钉分布圆直径D1=95mm 轴承座凸缘端面直径D2=115mm 从动轴D=85mm 根据《机械设计手册》表8—401查得 轴承盖螺钉分布圆直径D1=110mm 轴承座凸缘端面直径D2=130mm 1) 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 df=18mm ‎ 根据《机械设计手册》表8—398查得 到外箱壁距离C1′=25‎ 到凸缘边距离C2′=22 D0′=45‎ 轴承座旁连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d1=14mm 根据《机械设计手册》表8—397查得 到外箱壁距离C1=22‎ 到凸缘边距离C2=18 D0=30 r=4‎ 2) 盖与座连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d2=9mm根据《机械设计手册》表8—397查得 到外箱壁距离C1=15 到凸缘边距离C2=13 D0=20 r=3‎ 3) 箱盖铸造壁相交部分的尺寸δ1=8mm ‎ 根据《机械设计手册》表8—399查得 X=3 Y=15 R=5‎ 4) 箱体内壁和齿顶的间隙 △〉1.2δ=9.6mm 故取△=10mm 5) 箱体内壁与齿轮端面的间隙△1≈10～15 取△1=12mm 6) 底座深度Hd=0.5d+（30～50）=156mm 7) 底座高度H=Hd+δ+（5～10）=171mm 8) 外箱盖至轴承座端面距离 l1= C1 +C2+（5～10）=46mm 9) 轴承座连接螺栓间的距离 ‎ ‎ 说明：因尽量靠近，以与端盖螺栓互不干涉为准。‎ ‎ 主动轴 S= D1+（2～2.5）d1=70‎ ‎ 从动轴 S2= D2+（2～2.5）d1=80‎ ‎ 但因为距离太近 取S=124‎ 二、附件设计：‎ 1) 挡油环设计：采用脂润滑时，为防止箱体内润滑油飞溅到轴承内，稀释润滑脂而变质，同时防止油脂泄入箱内轴承面向箱体内壁一侧应加挡油环。挡油板做成齿状，主动轴，挡油环厚度为6.9mm，挡油环与轴承间隔为3.9mm，置于轴承内侧。‎ 从动轴，挡油环厚度为7.2mm，挡油环与轴承间隔为5mm，置于轴承内侧。‎ 2) 视孔盖：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油。在箱体的适当位置设置观察孔，视孔盖用螺钉固定在箱盖上。根据表4—4查得 ‎ 取A=115mm B=90mm A1=75 B1=50mm ‎ A2=95mm B2=70mm h=3mm R=10mm ‎ 螺钉d=M8 L=15 4个 3) 通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱体内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分合面、轴伸密封处或其他缝隙渗漏，在箱体顶部装通电器。选择通气器类型为简单式通气器。根据表4—5查得 ‎ 取d=M10×D1=13mm D1=11.5mm ‎ S=10mm L=16mm l=8mm a=2mm ‎ d1=3mm 4) 油标：为检查减速器内油池面的高度及油的颜色是否正常，经常保持油池内有适量的能使用的油，一般在箱体便于、油面较稳定的部分，安装油标。选择油标类型为油标尺。根据表4—7查得，d=M12 d1=4mm d2=12mm d3=6mm h=28mm a=10mm b=6mm C=4mm D=20mm D1=16mm 5) 油塞：为在换油时便于排污油和清洗剂，应在箱底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时用油塞将放油孔堵住。根据表4—10查得，外六角螺塞的尺寸为 ‎ d=M12×1.25 d1=10.2 D=22 ‎ ‎ e=15 S=13 L=24 h=12 b=3 b1=2‎ ‎ c=1.0‎ 6) 定位销：为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装圆锥定位销。因为采用多销定位，相对于箱体应为非对称布置，以免配错位。 圆锥销的结构尺寸 ‎ dmin=9.94mm l=60mm dmax=10mm a≈1.2mm r1≈d1=9.94mm r2≈a/2+d+（0.021）2/8a=10.54mm 公称直径d=10mm，长度l=60mm，‎ 材料35钢，热处理硬度28～38HRC，表面氧化处理A型圆锥销。‎ 1) 启盖螺钉：为加强密封效果，通常装配时在箱体剖分面以上有水玻璃或密封胶，然而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工出1～2个螺孔，旋入启盖螺钉，将上箱盖顶起。‎ 2) 起吊装置：当减速器重量超过25kg时，为了便于拆卸和搬运，在箱体上应设置起吊装置。它常由箱盖上的吊孔和箱座上的吊钩构成。吊钩在箱座上铸出。根据表4—12查得。 K=C1+ C2=40mm H≈32mm ‎ h≈0.5H=16mm r≈0.25K=10mm ‎ b≈（1.8～2.5）δ=20mm 3) 套筒：防止轴上零件的轴向定位移动，使零件准确而可靠地处在规定的位置，以保证机器的正常工作。‎ ‎ 主动轴的套筒直径为47mm，宽为8mm ‎ 从动轴的套筒直径为59mm，宽为4.9‎ 4) 回油沟的形状及尺寸： a=5 b=8 c=5‎ 小结 经过这次的机械毕业设计，使我学习并掌握了更多的机械设计中的知识，通过这次实习我也能把上课所学到的理论知识联系到实际的机械设计中去，从而更加巩固了上课时学习的内容和提高了机械设计的水平，了解了设计时需要的内容和设计步骤，及其设计出的零件组成。‎ ‎ 这次设计是进行一级圆柱齿轮减速器设计，首先是对电动机的选择，再计算出各带的传递功率、转速和转距。然后进行传动零件的设计计算，从而对V带轮和V带各部分进行正确的选择，再对圆柱齿轮进行设计，计算出圆柱齿轮各个尺寸，从而设计出合理的圆柱齿轮。再进行齿轮轴的设计，计算出齿轮轴上的各径向和轴向尺寸。再对滚动轴承进行选择，选择出只受径向力的深沟球轴承和对轴承进行校核。再进行对键的联接的设计和校核计算，选择保证正常工作的键。最后进行润滑的选择、联轴器的选择和轴承盖的选择。然后再对减速器箱体和附件进行设计尺寸。‎ ‎ 最后对设计完的一级圆柱齿轮减速器的各零件部分用CAD绘画出装配图和零件图，用此来检查自己设计出的各零件尺寸是否正确、组装是否合理、是否满足设计要求。‎ ‎ 经过这次设计使我能更加了解了机械设计的知识，使我巩固理论知识，提高实际问题的思考分析能力，进一步提高了我独立解决问题的能力。也使我进一步认识一级圆柱齿轮减速器的内部结构，掌握各部分的计算和进行正确的选择；进一步加强了我独立工作能力的培养、巩固专业知识、锻炼了专业技能。‎ ‎ 在此要谢谢指导老师老师的悉心教导，提高了自我的知识面和发现自身的不足，来使我们的知识能更丰富，能为国家做更大贡献。‎ 参考文献 ‎[1] 陈立德.机械设计基础. 3版. 北京:高等教育出版社,2007.‎ ‎[2] <<机械设计师手册>>编写组,机械设计师手册. 北京:机械工业出版社,1998.‎ ‎[3] 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.2版. 北京:高等教育出版社,1999.‎ ‎[4] 龚桂义,机械课程设计指导书.2版. 北京:高等教育出版社,1990.‎ ‎[5] 卢颂峰.机械零件课程设计手册. 北京:中央广播电视大学出版社,1985.‎ ‎[6] 浙江大学机械零件教研室.机械零件课程设计. 杭州:浙江大学出版社,1983.‎ ‎[7] 上海交通大学机械原理及机械零件教研室.机械零件课程设计. 上海:上海交通大学出版社,1980.‎ ‎[8] 哈尔滨工业大学,等.机械零件课程设计指导书. 北京:高等教育出版社,1982.‎ ‎[9] 陈于萍.互换性与测量技术基础. 北京:机械工业出版社,1998.‎ ‎[10] 王中发.机械设计. 北京:理工大学出版社,1998.‎ ‎[11] 吴宗泽.机械零件设计手册. 北京:机械工业出版社,2004.‎