電動葫蘆課程設(shè)計

1、<p>　　課 程 設(shè) 計 說 明 書</p><p>　　課程設(shè)計名稱： </p><p>　　題 目： </p><p>　　學(xué) 生 姓 名： </p><

2、p>　　專 業(yè)： </p><p>　　指 導(dǎo) 教 師： </p><p>　　日期： 2014 年 12 月 25 日</p><p><b>　　前言</b></p><p>　　機械綜合課程設(shè)

3、計是機械專業(yè)教學(xué)的一個重要組成部分。機械綜合課程設(shè)計的目的在于進一步鞏固和加深學(xué)生所學(xué)的機械專業(yè)各課程理論知識，培養(yǎng)學(xué)生獨立解決實際問題的能力，使學(xué)生對機械的運動學(xué)和動力學(xué)的分析和設(shè)計有一較完整的概念，并進一步提高計算、繪圖和使用技術(shù)資料的能力，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新機械的能力。本論文主要內(nèi)容是進行圓柱斜齒輪的設(shè)計計算，在設(shè)計計算中運用到了《機械設(shè)計基礎(chǔ)》、《機械制圖》、《理論力學(xué)》、《公差與互換性》等多門課程知識，并運用《AUTO

4、CAD》軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓(xùn)練。通過這次訓(xùn)練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：</p><p>　?。?）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練了綜合運用機械設(shè)計課程和其他相關(guān)課程的基礎(chǔ)理論并結(jié)合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關(guān)機械設(shè)計方面的知識。</p><p>　　（2）

5、通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設(shè)計，使我們掌握了一般機械設(shè)計的程序和方法，樹立正確的工程設(shè)計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學(xué)的工程設(shè)計能力和創(chuàng)新能力。</p><p>　?。?）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊、圖冊及相關(guān)技術(shù)資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設(shè)計方面的能力。</p><p><b>　　目錄</b></p>&

6、lt;p>　　1 課程設(shè)計任務(wù)書 ………………………………………………………3</p><p>　　2 電動葫蘆的設(shè)計方案 …………………………………………………3</p><p>　　3選擇電動機 ………………………………………………………………4</p><p>　　4確定減速器總傳動比及分配各級傳比 …………………………………4</p>

7、<p>　　5 分別計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 ………………………………………5</p><p>　　6 齒輪的設(shè)計與校核 ……………………………………………………6</p><p>　　7軸設(shè)計與校核 …………………………………………………………13</p><p>　　8 鍵的選擇和校核 ………………………………………………………18<

8、/p><p>　　9減速器的潤滑方式和密封種類的選擇 ………………………………19</p><p>　　10箱體設(shè)計 ………………………………………………………………19</p><p>　　11 總結(jié) ……………………………………………………………………20</p><p>　　12 參考文獻 ………………………………………………………

9、………21</p><p>　　1.機械綜合課程設(shè)計任務(wù)書</p><p>　　題目：電動葫蘆傳動裝置</p><p><b>　　指導(dǎo)老師： </b></p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　使用年限：10年</b>&

10、lt;/p><p>　　工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)；三相交流電源，電壓380v/220v</p><p>　　設(shè)計工作量：1.減速器裝配圖一張</p><p><b>　　2.設(shè)計說明書一份</b></p><p>　　2電動葫蘆的設(shè)計方案  電動葫蘆起升機構(gòu)的排

11、列主要為電動機，減速器和卷筒裝置3個部件。排列方式有平行軸和同軸兩種方式排列形式，如圖一所示</p><p>　　圖一 電葫蘆設(shè)計方案</p><p>　　這里優(yōu)先選用b方案，電機、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大齒輪和卷筒連在一起，轉(zhuǎn)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，使得卷筒只受彎矩而不受扭矩。其優(yōu)點是機構(gòu)緊湊，傳動穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動，載荷方向不變和齒輪傳動的脈動循環(huán)，對電動

12、機產(chǎn)生一個除彈簧制動的軸向力以外的載荷制動軸向力。當(dāng)斜齒輪傾斜角一定時，軸向力大小與載荷成正比，起吊載荷越大，該軸向力也越大，產(chǎn)生的制動力矩也越大；反之亦然。它可以減小制動彈簧的軸受力，制動瞬間的沖擊減小，電動機軸受扭轉(zhuǎn)的沖擊也將減小，尤其表現(xiàn)在起吊輕載荷時，提高了電動機軸的安全性。 圖a的結(jié)構(gòu)電機與卷筒布置不再同一平面上通過減速器相連，使得減速器轉(zhuǎn)矩增大。</p><p>　　初步設(shè)計減速箱原理如下圖

13、二所示</p><p>　　圖二 電葫蘆減速器原理圖</p><p><b>　　3選擇電動機</b></p><p><b>　　起升機構(gòu)總效率</b></p><p>　　η0=η14η2η33η4</p><p>　　η14為四對滾動軸承的傳動效率取η1 =0.99&l

14、t;/p><p>　　η2 為彈性柱銷聯(lián)軸器的傳動效率取η2 =0.98</p><p>　　η33 為三對齒輪與齒輪軸的傳動效率取η3 =0.97</p><p>　　η4為滾筒的傳動效率取η4 =0.98</p><p>　　則提升機構(gòu)總效率為η =0.98x0.994 x0.98x0.983 x=0.864</p><p

15、>　　故此電動機靜功率w=FxV/η</p><p>　　P=50000x0.1333/0.864=7.414kw</p><p>　　根據(jù)工作條件，選擇一般用途的y系列三相異步電動機，型號為Y-132M—4，額定功率7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min,額定轉(zhuǎn)矩2.2N/M 最大轉(zhuǎn)矩2.2N/M.</p><p>　　4確定減速器總傳動比及分配各級傳動比&

16、lt;/p><p>　　總傳動比 這里n3為電動機轉(zhuǎn)速（r／min）。</p><p>　　4.1 分配各級傳動比</p><p><b>　　減速器實際總傳動比</b></p><p>　　i=iAB·iCD·iEF=</p><p><b>　　第一級傳動比 &l

17、t;/b></p><p><b>　　第二級傳動比 </b></p><p><b>　　第三級傳動比 </b></p><p>　　這里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分別代表齒輪A、B、C、D、E和F的齒數(shù)。</p><p>　　5．分別計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩</p>

18、<p>　　5.1軸I(輸入軸)</p><p>　　NI=n=1400 r/min</p><p><b>　　PI=7.5 kw</b></p><p>　　TI=9550PI/nI=9550x7.5/1400=53.65 N.M</p><p>　　5.2軸Ⅱ(中間軸)：</p><

19、p>　　NII=1400/5.125=273.17 r/min</p><p>　　PII=7.5x0.97=7.329 kw</p><p>　　TII=9550PII/nII=9550x7.329/273.17=266.70 N.M</p><p>　　5.3軸Ⅲ(中間軸)：</p><p>　　NIII=273.17/3.875=

20、70.58 r/min</p><p>　　PIII=7.329x0.97=7.21 kw</p><p>　　TIII=9550PIII/nIII=9550x7.21/70.58=1001.27 N.M</p><p>　　5.4軸Ⅳ(輸出軸)：</p><p>　　NIV=70.58/4.125=17.22 r/min</p>

21、<p>　　PIV=7.21x0.97=7.15 kw</p><p>　　TIV=9550PIV/nIV=9550x7.15/17.22=3981.94 N.M</p><p>　　各級齒輪傳動效率取為0.97。計算結(jié)果列于下表：</p><p><b>　　表一 各傳動軸數(shù)據(jù)</b></p><p>&

22、lt;b>　　6齒輪的設(shè)計與校核</b></p><p>　　6.1高速級齒輪A、B傳動設(shè)計</p><p>　　因起重機起升機構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，材料抗拉強度σB=1100MPa，屈服極限σs=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)。</p><

23、p>　　考慮到載荷性質(zhì)及對高硬度齒面齒輪傳動，因此以抗彎強度為主，初選螺旋角β＝12°</p><p>　　6.1.1 按齒面接觸強度條件設(shè)計</p><p><b>　　小輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　≥</b></p><p><b>　　確定式中各

24、參數(shù)：</b></p><p><b>　　端面重合度</b></p><p>　　其中: ,且 求得:</p><p>　　(2) 載荷系數(shù)Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt＝2。</p><p>　　(3)齒輪A轉(zhuǎn)矩TA TA＝T1＝64.39 ×103N·mm。<

25、/p><p>　　(4)齒寬系數(shù)φd 取φd=1。</p><p>　　(5)齒數(shù)比u 對減速傳動，u＝i＝5.125。</p><p>　　(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 查《機械設(shè)計》圖6.19得ZH＝2.47。</p><p>　　(7)材料彈性系數(shù)ZE 查《機械設(shè)計》ZE＝189.8。</p><p>　　(8)材

26、料許用接觸應(yīng)力[σ] H</p><p><b>　　式中參數(shù)如下：</b></p><p>　?、僭囼烗X輪接觸疲勞極限應(yīng)力[σ] Hlim＝1450MPa；</p><p>　?、诮佑|強度安全系數(shù)SH＝1.25；</p><p>　?、劢佑|強度壽命系數(shù)KHN：因電動葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對電動葫蘆為中級工作類

27、型，用轉(zhuǎn)矩T代替圖中的載荷Q(轉(zhuǎn)矩了與載荷Q成正比)，當(dāng)量接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：</p><p><b>　　對齒輪A：</b></p><p>　　式中 n1——齒輪A(軸1)轉(zhuǎn)速，n1＝1400r／min；</p><p>　　i——序數(shù)，i＝1，2，…，k；</p><p>　　ti——各階段載荷工作時間，h，&l

28、t;/p><p>　　Ti——各階段載荷齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N·m；</p><p>　　Tmax——各階段載荷中，齒輪所受的最大轉(zhuǎn)矩，N·m。</p><p><b>　　故</b></p><p>　　NHA=60×1400×6000×(13×0.20＋0.53&#

29、215;0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)</p><p>　　=1.142×108</p><p><b>　　對齒輪B：</b></p><p>　　查[3]得接觸強度壽命系數(shù)KHNA＝1.18，KHNB＝1.27。</p><p>　　由此得齒輪A的許用接觸應(yīng)力&l

30、t;/p><p>　　齒輪B的許用接觸應(yīng)力</p><p>　　因齒輪A強度較弱，故以齒輪A為計算依據(jù)。</p><p>　　把上述各值代入設(shè)計公式，得小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　≥</b></p><p>　　(9)計算：齒輪圓周速度</p><p>　　(

31、10)精算載荷系數(shù)K</p><p>　　查[3]表6.2得工作情況系數(shù)KA＝1.25。</p><p>　　按8級精度查表得動載荷系數(shù)Kv＝1.12,齒間載荷分配系數(shù)KHα＝1.1,齒向載荷分布系數(shù)KHβ＝1.14。故接觸強度載荷系數(shù)</p><p>　　按實際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　齒輪模數(shù)&l

32、t;/b></p><p>　　6.1.2按齒根彎曲強度條件設(shè)計</p><p><b>　　齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　　≥</b></p><p><b>　　確定式中各參數(shù)：</b></p><p>　　(1)參數(shù)Kt＝2,T

33、A＝T1＝64.39 ×103N·mm,φd=1, ,。</p><p>　　(2)螺旋角影響系數(shù)Yβ 因齒輪軸向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查表 得Yβ=0.92。</p><p>　　(3)齒形系數(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)</p><p>　　查表6

34、.4 得 齒形系數(shù)YFaA＝2.97，YFaB＝2.21；＝1.52，＝1.78</p><p>　　(4)許用彎曲應(yīng)力[σ]F</p><p>　　式中σFlim——試驗齒輪彎曲疲勞極限，σFlim＝850MPa；</p><p>　　SF——彎曲強度安全系數(shù)，SF＝1.5；</p><p>　　KFN——彎曲強度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循

35、環(huán)次數(shù)有關(guān)。</p><p><b>　　對齒輪A：</b></p><p>　　式中各符號含義同前。仿照確定NHA的方式，則得</p><p><b>　　對齒輪B：</b></p><p>　　因NFA>N0＝3×106，NFB>N0＝3×106，故查得彎曲強度壽

36、命系數(shù)KFA＝1，KFB＝1。</p><p>　　由此得齒輪A、B的許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　式中系數(shù)=0.70是考慮傳動齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。</p><p>　　(6)比較兩齒輪的比值</p><p><b>　　對齒輪A：</b></p><p><b>

37、　　對齒輪B：</b></p><p>　　兩輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應(yīng)以A輪為計算依據(jù)。</p><p>　　(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m</p><p>　　把上述各值代入前述的設(shè)計公式，則得</p><p><b>　　=1.77mm</b></p><p>　　對

38、比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小玉由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度從決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.77并就近圓整標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm, 這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)果緊湊，避免浪費。</p><p>　　6.1.3主要幾何尺寸計算</p&g

39、t;<p><b>　　(1)中心距a</b></p><p><b>　　取中心距。</b></p><p><b>　　(2)精算螺旋角β</b></p><p>　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。</p><p>　　(3)齒輪A、B的

40、分度圓直徑d</p><p><b>　　(4)齒輪寬度b</b></p><p>　　6.2中速級齒輪C、D傳動設(shè)計</p><p>　　因起重機起升機構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，材料抗拉強度σB=1100MPa，屈服極限σs=850MPa。齒輪精度選為8級(G

41、Bl0095—88)。</p><p>　　6.2.1按齒根彎曲強度條件設(shè)計</p><p><b>　　齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　　≥</b></p><p><b>　　確定式中各參數(shù)：</b></p><p>　　(1)參數(shù)Kt＝

42、2,TC＝T1＝266.70 ×103N·mm,φd=1, ,。</p><p>　　(2)螺旋角影響系數(shù)Yβ 因齒輪軸向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查得Yβ=0.92。</p><p>　　(3)齒形系數(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)</p><p>　　查

43、表得 齒形系數(shù)YFaC＝2.97，YFaD＝2.26；＝1.52，＝1.74</p><p>　　(4)許用彎曲應(yīng)力[σ]F</p><p>　　式中σFlim——試驗齒輪彎曲疲勞極限，σFlim＝850MPa；</p><p>　　SF——彎曲強度安全系數(shù)，SF＝1.5；</p><p>　　KFN——彎曲強度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循環(huán)次

44、數(shù)有關(guān)。</p><p><b>　　對齒輪C：</b></p><p>　　式中各符號含義同前。仿照確定NHC的方式，則得</p><p><b>　　對齒輪D： </b></p><p>　　因NFC>N0＝3×106，NFD>N0＝3×106，故查得彎曲強度壽

45、命系數(shù)KFC＝1，KFD＝1。</p><p>　　由此得齒輪C、D的許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　式中系數(shù)=0.70是考慮傳動齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。</p><p>　　(6)比較兩齒輪的比值</p><p><b>　　對齒輪C：</b></p><p><b>

46、　　對齒輪D：</b></p><p>　　兩輪相比，說明C輪彎曲強度較弱，故應(yīng)以C輪為計算依據(jù)。</p><p>　　(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m</p><p>　　把上述各值代入前述的設(shè)計公式，則得</p><p><b>　　=2.97mm</b></p><p>　　比

47、較上述兩種設(shè)計準(zhǔn)則的計算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn＝3mm。</p><p>　　6.2.2主要幾何尺寸計算</p><p><b>　　(1)中心距a</b></p><p><b>　　取中心距。</b></p><p><b>　　(2)精算螺旋角β</b></p&

48、gt;<p>　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。</p><p>　　(3)齒輪C、D的分度圓直徑d</p><p><b>　　(4)齒輪寬度b</b></p><p>　　6.3低速級齒輪E、F傳動設(shè)計</p><p>　　因起重機起升機構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，

49、齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，材料抗拉強度σB=1100MPa，屈服極限σs=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)。</p><p>　　考慮到載荷性質(zhì)及對高硬度齒面齒輪傳動，因此以抗彎強度為主，初選螺旋角β＝12°</p><p>　　6.3.1按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m</p><p>　　把各值

50、代入前述的設(shè)計公式，則得</p><p><b>　　=3.70mm</b></p><p>　　比較上述兩種設(shè)計準(zhǔn)則的計算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn＝4mm。</p><p>　　6.3.2主要幾何尺寸計算</p><p><b>　　(1)中心距a</b></p><p>

51、;<b>　　取中心距。</b></p><p><b>　　(2)精算螺旋角β</b></p><p>　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。</p><p>　　(3)齒輪E、F的分度圓直徑d</p><p><b>　　(4)齒輪寬度b</b></

52、p><p>　　齒輪A、B、C、D、E、F其它尺寸計算結(jié)果列于下表： </p><p>　　表二 齒輪設(shè)計數(shù)據(jù) 單位：mm</p><p><b>　　7軸的設(shè)計與校核</b></p><p><b>　　7.1計算軸Ⅳ</b

53、></p><p>　　7.1.1計算軸Ⅳ的直徑</p><p>　　軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　式中 P——軸Ⅳ傳遞功率，P＝7.18kW；</p><p>　　n——軸Ⅳ轉(zhuǎn)遞，n＝17.22r／min

54、；</p><p>　　β——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5；</p><p>　　A0——系數(shù)，對20CrMnTi，可取A0＝107。</p><p><b>　　代入各值，則</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　取d＝85mm，并以此

55、作為軸Ⅳ(裝齒輪F至裝卷筒段)最小外徑，并按軸上零件相互關(guān)系設(shè)計軸。軸Ⅳ的結(jié)構(gòu)如圖三所示。</p><p>　　圖三 軸I與軸IV的結(jié)構(gòu)</p><p>　　7.1.2分析軸Ⅳ上的作用力</p><p>　　軸Ⅳ上的作用力如圖四所示，各力計算如下：</p><p>　　(1)齒輪F對軸Ⅳ上的作用力</p><p>　

56、　齒輪F齒數(shù)zF＝66，模數(shù)mn=4mm，螺旋角β＝10°52′36"，分度圓直徑d=Φ268.75mm</p><p>　　圓周力 </p><p>　　徑向力 </p><p>　　軸向力 </p><p>　　(2)卷筒對軸Ⅳ上的徑向

57、作用力R</p><p>　　圖四 軸ⅳ的作用力分析</p><p>　　當(dāng)重物移至靠近軸Ⅳ的右端極限位置時，卷筒作用于軸Ⅳ上e點的力R達到最大值，近似取</p><p>　　這里系數(shù)1.02是表示吊具重量估計為起重量的2％。</p><p>　　(3)軸I在支承d處對軸Ⅳ上的徑向作用力Rdn和Rdm，</p><p&g

58、t;　　軸I的作用力分析如圖五所示。</p><p>　　如果略去軸I上聯(lián)軸器附加力的影響，齒輪A作用于軸1上的力有：</p><p><b>　　圓周力 </b></p><p>　　徑向力 </p><p><b>　　軸向力 </b></p>&

59、lt;p>　　由圖1按結(jié)構(gòu)取L＝322mm，L1＝29mm。</p><p>　　求垂直平面(mcd面)上的支反力：</p><p>　　求水平面(ncd面)上的支反力： </p><p>　　對軸Ⅳ來說，Rdm與Rdn的方向應(yīng)與圖五所示的相反。</p><p>　　由于上述的力分別作用于xdy坐標(biāo)系內(nèi)和ndm坐標(biāo)系內(nèi)，兩坐標(biāo)間的夾角為

60、θ1，因此要把ndm坐標(biāo)系內(nèi)的力Rdn和Rdm換算為xdy坐標(biāo)系內(nèi)的力Rdx和Rdy。</p><p>　　由[1]式(4-12)得兩坐標(biāo)系間的夾角 代入數(shù)據(jù)得：</p><p>　　圖五 軸I的作用力分析</p><p>　　根據(jù)[1] 式(4-13)和[3] 圖4-9，得力Rdn和Rdm在坐標(biāo)xdy上的投影</p><p><

61、;b>　　（與x軸方向相反）</b></p><p>　　把上述求得的力標(biāo)注在軸Ⅳ的空間受力圖上(圖五)。</p><p>　　3．計算軸上危險截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩如圖（六）</p><p>　　根據(jù)上述數(shù)據(jù)和軸上支點a、b處的支反力，可計算軸上危險截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩。</p><p>　　圖六 IV軸所受彎矩

62、圖</p><p>　　由計算可知軸Ⅳ強度符合要求。</p><p>　　7.2．軸I、Ⅱ、Ⅲ的設(shè)計計算</p><p>　　軸的直徑計算結(jié)果如下：</p><p>　　表三 軸的尺寸設(shè)計數(shù)據(jù) 單位：mm</p><p><b>　　8 鍵的選擇和校核</b></

63、p><p>　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用普通平鍵（A型），由于傳遞轉(zhuǎn)矩較大，故此處采用雙平鍵鏈接，兩平鍵布置在沿周向180°的位置上。末級大齒輪和卷筒通過花鍵和軸相連，</p><p>　　8.1 B號齒輪上鍵的選擇    根據(jù)d=43mm，從表6-1（機械設(shè)計第九版106頁）中查得b*h=

64、12*8mm，由輪轂寬度并參考鍵長度系列，取鍵長L=32mm. 鍵軸輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]100～120MPa,取其平均值，取[]=110MPa 鍵的工作長度l=L-b=20mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=4cm 由=2000T/（kld）=2000*266.7/（4*20x43）x1.5=103.4MPa(機械設(shè)

65、 計第八版106頁式6-1）     <[]=110MPa 故合適</p><p>　　8.2 D號齒輪上的鍵的選擇    選擇鍵由d=65mm，選擇鍵bxh=18x11mm,鍵長L=56mm。    鍵的材料仍選用45鋼&#

66、160;   許用擠壓應(yīng)力[]=100～120MPa    鍵的工作長度l=L-b=56-18=38mm    K=0.5h=0.5x11=5.5mm    =2000T/（dkl）=2000*1001.07/(65*5.5*38)x1.5=98.25MPa<[] 

67、   所以所選鍵18x11合適</p><p>　　9 減速器的潤滑方式和密封種類的選擇  9.1滑方式潤的選擇     在減速器中，良好的滑潤可以減少相對運動表面的摩擦，磨損和發(fā)熱，還可起動冷卻，散熱，防銹，沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作壽命。   &#

68、160; 齒輪圓周速度：</p><p>　　高速齒輪：v1=πd1n1/(60*1000)=3.14*22*1400/60*1000=1.612m/s<2m/s低速齒輪：v2=πd2n2/(60*1000)=3.14*56*70.58/60*1000=0.207m/s<2m/s由于速度v均小于2m/s，且考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大，粘附性較好，不易流失。所以軸承采用脂滑劑，齒輪靠機

69、體油的飛濺潤滑 9.2 潤滑油的選擇  由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用Z6N-2潤滑脂 9.3 密封方式的選擇   輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨缁覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置，因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸，或在軸承蓋上開缺口防止氈圈

70、油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單，所以用氈圈油封。</p><p><b>　　10 變速箱體設(shè)計</b></p><p>　　箱體在工作過程中，受力十分復(fù)雜，為了保證具有足夠的強度和剛度要求，對箱體的壁厚有單獨的要求，并應(yīng)在軸承座設(shè)置加強助。箱體采用鑄造加工方法，材料為灰鑄鐵。</p><p>　　10.

71、1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p><b>　　表四 變速箱尺寸</b></p><p><b>　　11 總結(jié)</b></p><p>　　通過這段時間的設(shè)計，我們受益匪淺，不僅在學(xué)問方面有所提高，而且在為人處事方面有了更多的認(rèn)識。</p><p>　　當(dāng)我們遇到一個問題時，首先不能畏懼，而是要對

72、自己有信心，相信通過自己的努力一定能解決的。就像人們常說的在戰(zhàn)略上藐視它，但是在戰(zhàn)術(shù)上的重視它。通過慎重的考慮，認(rèn)真的分析，腳踏實地去完成它，克服重重困難，當(dāng)你成功實現(xiàn)目標(biāo)時，那種成就感一定會成為你成長的動力。</p><p>　　這次設(shè)計課程不僅讓我們加深了對機械原理理論課程的理解和認(rèn)識，更培養(yǎng)了我們用理論知識去解決實際問題的能力。也許我們的這種方案不是很好的方案，但它確實我們的一次大膽嘗試。作為學(xué)習(xí)設(shè)計的我們

73、，對未來的設(shè)計充滿了信心。</p><p>　　我們希望學(xué)校多開設(shè)這類的設(shè)計課程，這不僅能幫助我們理解理論知識，更重要的是讓我們學(xué)會用理論知識解決實際問題，也能幫助我們把理論知識轉(zhuǎn)化成一種能力，讓我們更容易解決問題。</p><p>　　附 減速器裝配圖一張</p><p><b>　　12 參考文獻</b></p><p&

74、gt;　　[1] 王賢民 ， 機械產(chǎn)品綜合課程設(shè)計，南京：南京工程學(xué)院，2006</p><p>　　[2] 朱 理 ，機械原理，北京：高等教育出版社，2004</p><p>　　[3] 徐錦康 ，機械設(shè)計，北京：高等教育出版社，2004</p><p>　　[4] 葉偉昌 ，機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊，上</p><p>　　[5]