機械設(shè)計課程設(shè)計

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機械設(shè)計課程設(shè)計 第31頁 共31頁 一、設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器 設(shè)計數(shù)據(jù)及條件 輸送帶有效拉力牛； 輸送帶工作速度米/秒； 輸送帶滾筒直徑毫米； 傳動比允許誤差（2%——4%）； 生產(chǎn)規(guī)模：單件； 工作環(huán)境：清潔； 載荷特性：稍有沖擊； 工作期限：5年2班制 其他條件：無。 總體方案設(shè)計 傳動系統(tǒng)的方案擬定 帶式輸送機傳動系方案如下圖1所示。 圖1 帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過連軸器2將動力傳入減速器3,再經(jīng)連軸器4及開式齒輪5將動力傳至輸送機滾筒6,帶動輸送帶7工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用斜齒圓柱齒輪傳動。 二.電動機的選擇 （1）電動機的功率 由已知條件可以計算出工作機所需的有效功率 設(shè)：輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 連軸器效率＝0.99 閉式圓柱齒輪傳動效率＝0.97 開式齒輪傳動效率＝0.95 一對滾動軸承的效率＝0.99 輸送機滾筒效率＝0.96 估算傳動系統(tǒng)總效率 式中 總效率 工作機所需電動機效率 （2）電動機轉(zhuǎn)速的選擇 輸送機滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速 考慮到整個傳動系統(tǒng)為三級減速，總傳動比可適當(dāng)取大一些，選同步轉(zhuǎn)速的電動機為宜。 （3）電動機型號的選擇 根據(jù)工作條件：工作環(huán)境清潔、兩班制連續(xù)工作，工作機所需功率及電動機的同步轉(zhuǎn)速等，選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號為Y132M－4,其主要性能數(shù)據(jù)如下： 電動機的額定功率 電動機滿載轉(zhuǎn)速 電動機軸伸直徑 D＝38mm 電動機軸伸長度 E＝60mm 三.傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 由傳動系統(tǒng)方案知； 按書『1』表3-1查取開式圓柱齒輪傳動的傳動比 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比 低速級傳動比 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為： 四.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下： 0軸（電動機軸） 1軸（減速器高速軸） 2軸（減速器中間軸） 3軸（減速器低速軸） 4軸（開式圓柱齒輪傳動高速軸） 5軸（開式圓柱齒輪傳動低速軸） 五.開式齒輪傳動的設(shè)計計算 (1)選擇齒輪材料、熱處理方式 大小齒輪材料均選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58－62HRC (2)確定許用應(yīng)力 ①確定極限應(yīng)力和 按齒面硬度查書『2』圖3-6得，，；查書『2』圖3-7得，，。 ②計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、確定壽命系數(shù)、 查書『2』的圖3-8得，；查書『2』的圖3-9得， ③計算許用應(yīng)力 由書『2』的表3-2取，，從而 取，則 （3）分析失效形式、確定設(shè)計準(zhǔn)則 由于設(shè)計的是硬齒面開式齒輪傳動，其主要失效是齒面磨損和輪齒折斷，按齒根彎曲疲勞強度準(zhǔn)則設(shè)計,再將求出的模數(shù)加大10％--15%后取標(biāo)準(zhǔn)值。 （4）初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 ①小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 ②選擇齒輪類型 初步估計齒輪圓周速度 根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪傳動 ③選擇齒輪傳動的的精度等級 由書『2』表3-3初選8級精度 ④初選：，由書『2』的表3-6取。 ⑤初步計算齒輪的主要尺寸 由書『2』式（3-16）設(shè)計計算時，需要先確定系數(shù) 因其是用電動機驅(qū)動，稍有沖擊，齒輪速度不高，非對稱布置，取 因當(dāng)量齒數(shù)由書『2』圖3－18和3-19查得 因 取小齒輪參數(shù)代入設(shè)計式 將加大10%--15%后取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)＝4mm 則中心距 圓整后取 調(diào)整螺旋角 計算分度圓直徑： 計算齒輪圓周速度： 滿足初估齒輪圓周速度 計算齒寬： 大齒輪 ，圓整后?。? 小齒輪～ 六.減速器傳動零件（齒輪）的設(shè)計計算 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 (1)選擇齒輪材料、熱處理方式 小齒輪（齒輪1右旋）：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217～255HBS；大齒輪(齒輪2左旋)：45鋼，正火處理，硬度為169～217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為200HBS。 (2)確定許用應(yīng)力 ①確定極限應(yīng)力和 按齒面硬度查書『2』的圖3-6得，，；查參考資料的圖3-7得，，。 ②計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、確定壽命系數(shù)、 查書『2』的圖3-8得，；查書『2』的圖3-9得， ③計算許用應(yīng)力 由書『2』的表3-2取，，從而 取，則 （2）分析失效形式、確定設(shè)計準(zhǔn)則 由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動應(yīng)按齒面接觸疲勞強度強度進行設(shè)計、確定主參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。 （3）初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 ①小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 ②選擇齒輪傳動的精度等級 初估齒輪圓周速度 按估計的圓周速度，由書『2』的表3-3初步選用8級精度。 ③初選參數(shù) 初選：，由書『2』的表3-6取。 ④初步計算齒輪的主要尺寸 因電動機驅(qū)動，載荷稍有沖擊，非對稱布置，軸的鋼性較小，取。由書『2』的圖3-15查得；查書『2』的表3-5得；??；；，從而 按書『2』的表3-7，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，則中心距 圓整后取： 調(diào)整螺旋角： 計算分度圓直徑： 計算齒輪圓周速度： 滿足初估齒輪圓周速度 計算齒寬： 大齒輪 ，圓整后??； 小齒輪～ （4）驗算輪齒的彎曲疲勞強度 計算當(dāng)量齒數(shù) 查書『2』的圖3-18得，，；查書『2』 的圖3-19得，， 計算彎曲應(yīng)力 強度滿足要求。 （5）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①齒輪1的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪1的直徑太小，故應(yīng)該將齒輪1做成齒輪軸的形式。 選用標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)(參看書『4』的110頁和書『5』的109頁)，從而壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 ②齒輪2的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪2的直徑在200～500范圍內(nèi)，故應(yīng)該將齒輪2與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。結(jié)構(gòu)參數(shù)計算如下(是齒根圓直徑，其它參數(shù)符號說明如右圖2所示)： 因為2軸上滾動軸承的內(nèi)徑為（參見軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計部分），故取 取 ～～～，又～，故 ，圓整后取 ，圓整后取 取， 圖2 低速級斜齒圓柱齒輪的傳動設(shè)計計算 (1)選擇齒輪材料、熱處理方式 小齒輪(齒輪3左旋)：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217～255HBS；大齒輪(齒輪4右旋)：45鋼，正火處理，硬度為169～217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為200HBS。 (2)確定許用應(yīng)力 根據(jù)高速級的確定方法可得 (3)分析失效形式、確定設(shè)計準(zhǔn)則 由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動應(yīng)按齒面接觸疲勞強度強度進行設(shè)計、確定主參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。 (4)初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 ①小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 ②選擇齒輪傳動的精度等級 初估齒輪圓周速度 按估計的圓周速度，由書『2』的表3-3初步選用8級精度。 ③初選參數(shù) 初選：，由書『2』的表3-6取。 ④初步計算齒輪的主要尺寸 因電動機驅(qū)動，載荷稍有沖擊，非對稱布置，軸的鋼性較小，取。由書『2』的圖3-15查得；查書『2』的表3-5得；?。?；，從而 按書『2』的表3-7，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，則中心距 圓整后?。? 調(diào)整螺旋角： 計算分度圓直徑： 計算齒輪圓周速度： 滿足初估齒輪圓周速度 計算齒寬： 大齒輪 ，圓整后??； 小齒輪～ (5)驗算輪齒的彎曲疲勞強度 計算當(dāng)量齒數(shù) 查書『2』的圖3-18得，，；查書『2』的圖3-19得， ， 計算彎曲應(yīng)力 強度滿足要求。 (6)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 ①齒輪3的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪3的直徑較小，根據(jù)書『3』19章關(guān)于圓柱齒輪的論述，應(yīng)該將齒輪3做成實心式的。 選用標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)(參看書『4』的110頁和書『5』的109頁)，從而壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 ②齒輪4的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪4的直徑在200～500范圍內(nèi)，故應(yīng)該將齒輪4與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。結(jié)構(gòu)參數(shù)計算如下(是齒根圓直徑，其它參數(shù)符號說明如圖2所示)： 因為3軸上滾動軸承的內(nèi)徑為(參見軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計部分)，故取 圓整后取101mm 取 ～～～，又～，故 ，圓整后取 ，圓整后取 取， 七.軸及軸上零件（軸承，鍵）的設(shè)計計算與校核 （1）聯(lián)軸器和滾動軸承的型號以及鏈輪輪轂寬度是根據(jù)軸端直徑確定的，而且軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是在初步計算軸徑的基礎(chǔ)上進行的，故先要初算軸徑，如下： 軸的材料選45號鋼， 對于1軸（減速器高速軸），根據(jù)受載情況取C=118，則 考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，增大5%，即 圓整后， 對于2軸（減速器中間軸），根據(jù)受載情況取C=113，則 圓整后， 對于3軸（減速器低速軸），根據(jù)受載情況取C=107，則 考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，增大5%，即 圓整后， 對于4軸（開式齒輪傳動的高速軸），根據(jù)受載情況取C=107，則 考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，增大5%，即 圓整后， （2）聯(lián)軸器的選用 選擇聯(lián)軸器的類型 由于軸的轉(zhuǎn)速較高且稍有沖擊，為了減小進去載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，由于彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單、安裝方便、耐久性好，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 選擇聯(lián)軸器的型號 查書『2』的表9-1得工作情況系數(shù)，下面分別對電機外伸軸（0軸）與1軸的聯(lián)接和3軸與4軸的聯(lián)接選擇聯(lián)軸器： ①對于電機外伸軸與1軸的聯(lián)接 計算轉(zhuǎn)矩 由于電機外伸軸徑()遠大于I軸的最小直徑()，故按電機外伸軸徑選擇。查書『3』的表13-7，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù)參數(shù)：公稱轉(zhuǎn)矩，滿足；其許用轉(zhuǎn)速，滿足；結(jié)構(gòu)參數(shù)：其軸孔直徑最小為，大于1軸的最小直徑，故聯(lián)軸器輸出端軸徑選擇；考慮到電機軸外伸長度，主動端選用有沉孔的短圓柱形軸孔(J型)，因無特殊要求，選用結(jié)構(gòu)最簡單的平鍵單鍵槽(C型)，電機輸出端孔徑及孔長為；因為無特殊要求，從動端選用結(jié)構(gòu)最簡單的長圓柱形孔(Y型)，A型鍵槽，減速器輸入端孔徑及孔長為。該聯(lián)軸器標(biāo)記為 GB5014-85 ②對于3軸與4軸的聯(lián)接 計算轉(zhuǎn)矩 同樣，根據(jù)軸徑和轉(zhuǎn)矩，查書『3』的表13-7，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù)參數(shù)：公稱轉(zhuǎn)矩，滿足；其許用轉(zhuǎn)速，滿足；孔徑范圍～，故孔徑大小與相應(yīng)的軸相同。結(jié)構(gòu)參數(shù)：因無特殊要求，兩半聯(lián)軸器均選結(jié)構(gòu)最簡單的Y型軸孔和C型鍵槽，減速器輸出端孔徑及孔長為；4軸轉(zhuǎn)矩輸入端孔徑及孔長為。該聯(lián)軸器標(biāo)記為 GB5014-85 （3）選擇變速器中各根軸上的支承軸承 滾動軸承類型選擇 根據(jù)書『2』的表7-2，由于1、2軸轉(zhuǎn)速較高，載荷較小且同時存在徑向載荷和軸向載荷，先選用角接觸球軸承，接觸角??；由于3軸的轉(zhuǎn)速較低，徑向載荷較大，先選用深溝球軸承 各軸軸承具體選用 1軸：根據(jù)上面計算出的最小軸徑及軸1與連軸器相聯(lián)軸徑知，選用內(nèi)徑為35mm的軸承比較恰當(dāng)，查書『3』表12-6，先選用7207C的角接觸球軸承，其內(nèi)徑，外徑,寬度，安裝尺寸，。 2軸：查參書『3』的表12-6根據(jù)軸2的最小直徑()初步選擇軸承代號為7307C，其內(nèi)徑，外徑,寬度，安裝尺寸，。 3軸：查書『3』的表12-6根據(jù)軸的最小直徑()及軸3與外傳動連軸器連接軸徑值50初步選擇軸承代號為6211，其內(nèi)徑，外徑,寬度，安裝尺寸，。 （4）軸的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)以上軸最小直徑的計算，聯(lián)軸器的選用，滾動軸承的選用，以及齒輪的設(shè)計計算，初步設(shè)計軸的基本結(jié)構(gòu)如下： 1軸：如圖3 圖3 2軸：如圖4 圖4 3軸：如圖5 圖5 以上各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是綜合考慮三根軸在箱體中的布置和軸上各安裝件后綜合考慮調(diào)整的結(jié)果（其中參考了書『1』的第五章和書『3』的第五章），詳細論述略。 針對以上設(shè)計結(jié)果，本說明書選第3根軸進行軸承、鍵、軸的校核計算： （5）軸3——低速軸的受力分析 軸的受力簡圖，如圖6所示 圖6 圖中 計算齒輪嚙合力 求水平面內(nèi)的支反力，作水平面內(nèi)的受力簡圖如圖7所示： 圖7 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖8所示： 圖8 求垂直面的支承反力，作垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖9所示： 圖9 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖10所示： 圖10 求支承反力，作軸的合成彎矩圖如圖11所示： 圖11 作軸的合成彎矩圖如圖12示： 圖12 （6）這樣便可進行軸承的壽命校核『使用機械設(shè)計手冊（軟件版）』自動校核，結(jié)果如下： 軸承類型：深溝球軸承 軸承代號：6211 軸承參數(shù)：軸承內(nèi)徑：55，軸承外徑：100，承寬度：21， 額定動載荷：33500，額定靜載荷：25000，極限轉(zhuǎn)速：6000 潤滑方式：油潤滑 工作參數(shù)：徑向載荷：3725.85，軸向載荷：1253.22，使用壽命：24000 工作轉(zhuǎn)速：82.01，接 觸 角：15，載荷系數(shù)：1.5 計算結(jié)果：當(dāng)量動載荷：6344.22，當(dāng)量靜載荷：5588.77，計算壽命：29922 故軸3上軸承適用。 （7）鍵強度的校核 由書『2』的表5-1得鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力 3軸與齒輪4聯(lián)接（根據(jù)該段軸徑大小及長度 選用 鍵1870 GB10096-79） 3軸與聯(lián)軸器聯(lián)接（根據(jù)該段軸徑大小及聯(lián)軸器尺寸 選用 鍵C14140 GB10096-79） （8）軸的校核 ①判斷危險截面 各可能的危險截面(S1，S2，S3，S4，S5，S6，S7，S8)如下圖13所示 圖13 S1和S2左側(cè)因為沒有扭矩作用故不需校核。S3左側(cè)與S4右側(cè)兩截面均有圓角引起的應(yīng)力集中，S3左側(cè)還有過盈配合引起的應(yīng)力集中且其受載大于S4左側(cè)，故S4右側(cè)不用校核。S5右側(cè)與S6左側(cè)的應(yīng)力集中雖然一樣，但S5右側(cè)受載大于S6左側(cè)，故S6左側(cè)不用校核。S6右側(cè)和S7右側(cè)均有圓角引起的應(yīng)力集中，但S7處軸的截面較小，故S6右側(cè)不用校核。為安全起見，其余截面均需校核。 ②校核S3左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面S3左側(cè)的彎矩為 截面S3左側(cè)的扭矩為 因齒輪單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，故截面上的彎曲應(yīng)力可視為對稱循環(huán)變應(yīng)力，即 ，亦即， 因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即 ，亦即 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由書『6』的表1-4查得：，，。 由于過盈配合而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』的表1-1查得：， 圓角處的的有效應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』的表1-2查得： ， 取其中的最大值得， 由書『2』的附表1-4可得尺寸系數(shù) ， 循環(huán)次數(shù)，故取壽命系數(shù) 軸按精車加工，由書『6』的附表1-5可得表面質(zhì)量系數(shù) 從而 由書『6』的表1-1可得碳鋼的等效系數(shù) ， 從而可以算得安全系數(shù)值如下 根據(jù)書『6』的表1-3，取軸的疲勞強度許用安全系數(shù)，因，故截面S3左側(cè)的強度足夠。 ③校核S5右側(cè) 抗扭截面系數(shù) 截面S5右側(cè)的彎矩為0 截面S5右側(cè)的扭矩為 因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即 ，亦即 截面上由于過盈配合而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』的附表1-1查得，即 截面上由于圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』的附表1-2查得 取 由書『6』的附表1-4可得尺寸系統(tǒng) 從而 從而可以算得安全系數(shù)值如下 因，故截面S5右側(cè)的強度足夠。 ④校核S7右側(cè) 抗扭截面系數(shù) 截面S7右側(cè)沒有彎矩 截面S7右側(cè)的扭矩為 因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即 ，亦即 截面上由于圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』附表1-2得 由書『6』附表1-4可得尺寸系數(shù) 從而 從而可以算得安全系數(shù)值如下 因，故截面S5右側(cè)的強度足夠。 ⑤校核S8截面 抗扭截面系數(shù) 截面S7右側(cè)沒有彎矩 截面S7右側(cè)的扭矩為 因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即 ，亦即 截面上由于鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』的附表1-1查得 截面上由于過盈配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書『6』的附表1-1查得 取 由書『6』附表1-4可得尺寸系統(tǒng) 從而 從而可以算得安全系數(shù)值如下 因，故截面S5右側(cè)的強度足夠。 八．潤滑和密封方式的選擇，潤滑油和牌號的確定 對于軸承蓋中的透蓋選擇氈圈油封的方式進行密封，具體根據(jù)軸承蓋處軸徑查書『3』表15-8選擇。 軸1的透蓋氈圈為：氈圈 35 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛氈 軸3的透蓋氈圈為：氈圈 55 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛氈 詳細參數(shù)見表。 軸承采用油潤滑方式潤滑，通過齒輪轉(zhuǎn)動帶起的濺油潤滑，這樣減速器機構(gòu)較簡單。查書『3』表15-3取潤滑油為CKC220。由于軸承采用油潤滑，故箱體需要開油漕。 箱體的密封采用水玻璃密封。 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(參照書『3』第五章設(shè)計) 低速級中心距a=125mm 箱體（座）壁厚,取 箱蓋壁厚≥(0.8～0.85 )=(0.8～0.85 )，取 箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度 箱座、箱蓋上的肋厚，取 ，取 地腳螺釘 直徑 數(shù)目 通孔直徑 沉頭座直徑 底座凸緣尺寸 聯(lián)接螺栓 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑取 通孔直徑 沉頭座直徑 凸緣尺寸 箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑取 通孔直徑 沉頭座直徑 凸緣尺寸 定位銷直徑 軸承蓋螺釘直徑 視孔蓋螺釘直徑～～～,取 箱體外壁至軸承座端面的距離 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離， 齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 軸承旁凸臺的高度和半徑，h由結(jié)構(gòu)要求確定， 軸承蓋的外徑 1軸： 2軸： 3軸： 大齒輪齒頂圓直徑為 故箱體高度 取H=225 寬度B＝286，長度L＝685 由作圖法確定凸臺高度得 校核貯油量： 油面最低時即齒輪4的浸油深度最?。?5mm）時，此時油面高度為 從而由箱體結(jié)構(gòu)可得出貯油量 故貯油量足夠，不必增加箱座高度 1軸齒輪的直徑均小于相應(yīng)的軸承軸承孔直徑較多，為防止齒輪嚙合過程中擠出的潤滑油大量沖入軸承，軸承靠箱體內(nèi)壁一側(cè)也應(yīng)裝擋油盤。 箱體設(shè)計時還要注意其上附件（油標(biāo)、油塞、視孔蓋、起吊裝置）的位置合理安排。 油塞選用M161.5 油標(biāo)選用M16 通氣器選用M361.5的A型通氣器，起蓋裝置為吊耳。詳細位置見裝配圖。 十.設(shè)計小結(jié) 通過3周的時間，我們自己動手設(shè)計了一個機械裝置（減速器），這是大學(xué)以來我們花時間最多的一個自己真正動手演練的實踐。通過這樣的一個過程，我們了解并實踐了機械設(shè)計的基本過程。同時我認(rèn)識到了機械設(shè)計是一門實踐性和經(jīng)驗性要求很高的學(xué)科，雖然是自己設(shè)計，但是要遵循很多標(biāo)準(zhǔn)。機械設(shè)計的過程實際上就是一個不斷用標(biāo)準(zhǔn)來完善的過程，而且在設(shè)計時要首先作一些假設(shè)，通過后面的設(shè)計進行比對，重復(fù)修改，不斷完善。要想設(shè)計出一件好的產(chǎn)品需要我們手頭有完善的標(biāo)準(zhǔn)和經(jīng)驗。經(jīng)過這次訓(xùn)練，我們積累了一些經(jīng)驗，同時更加熟悉了CAD軟件的運用，尤其是我們使用3為軟件的，通過這次訓(xùn)練，我們接觸到了UG軟件的更多模塊，對其使用更加熟練。 針對我個人的設(shè)計我談一下優(yōu)缺點：優(yōu)點——雖是一個兩級的減速器，但整體尺寸較小，且其總傳動比較大，經(jīng)校核其強度和要求都比較符合；使用UG進行設(shè)計零件和裝配，能很好的反映出設(shè)計結(jié)果，便于虛擬實驗，同時也可導(dǎo)成二維圖。缺點——設(shè)計過程中為了保證箱體強度其厚度取得較大，這樣加大了整體重量，可以進一步計算和實驗來減輕重量；軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計有些不太合理，可以進一步考慮進行完善；齒輪的造型是通過其他軟件直接生成后導(dǎo)入UG的，從而在圖上看著不是很完美，有待進一步學(xué)習(xí)UG軟件，從而做出在UG里顯示較好的齒輪，另外裝配中，齒輪的嚙合沒有很好的表示出來，只保證了中心距；部分附件的型號選擇是憑感覺得出的，沒有太多的依據(jù)。 當(dāng)然，三周時間設(shè)計出來的產(chǎn)品，其可靠性是值得有些懷疑的，有待于進一步探討和驗證，再說又是我們第一次作這種專業(yè)性很強的設(shè)計，問題難免沒有。而且大家做的都是減速器，雖說參數(shù)不一樣，但題目相似太多，部分同學(xué)就會拿別人的設(shè)計結(jié)果稍作修改，甚至從往屆同學(xué)處找來底稿修改，從而達不到訓(xùn)練目的。以后課程設(shè)計能否讓題目更個體化一點，從而避免這個問題。 十一.參考資料 『1』 任金泉主編. 機械設(shè)計課程設(shè)計.西安：西安交通大學(xué)出版社. 2003 『2』 張衛(wèi)國，饒芳主編. 機械設(shè)計（基礎(chǔ)篇）.武漢：華中科技大學(xué)出版社. 2005 『3』 唐增寶，何永然，劉安俊主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.武漢：華中科技大學(xué)出版社.1999 『4』 楊家軍主編.機械原理——基礎(chǔ)篇.武漢：華中科技大學(xué)出版社.2004 『5』 楊家軍，程遠雄主編.機械原理——專題篇.武漢：華中科技大學(xué)出版社.2005年 『6』 吳昌林，姜柳林主編.機械設(shè)計(專題篇).武漢：華中科技大學(xué)出版社.2006年 制圖軟件：主要UG4.0