課程設計--帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計

1、<p>　　帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　━━━━━━━━━━━━━━━━━━━━</p><p>　　設計任務書 ……………………………………………… 1</p><p>　　第一部分 傳動裝置總體設計 ………

2、………………… 3</p><p>　　第二部分 V帶設計 …………………………………… 6</p><p>　　第三部分 各齒輪的設計計算…………………………… 8</p><p>　　第四部分 軸的設計……………………………………… 15</p><p>　　第五部分

3、軸承的選擇及壽命的計算…………………… 20</p><p>　　第六部分 減速器的潤滑和密封………………………… 22</p><p>　　第七部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)……………………………… 23</p><p>　　第八部分 參考文獻……………………………………… 25</p><

4、;p>　　機械設計課程設計小結…………………………………… 26</p><p><b>　　設 計 任 務 書</b></p><p>　　第一部分 傳動裝置總體設計</p><p><b>　　傳動方案（已給定）</b></p><p>　　1．外傳動為V帶傳動。<

5、/p><p>　　2．減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。高速級使用斜齒圓柱齒輪。</p><p><b>　　方案簡圖如下：</b></p><p>　　二、該方案的特點分析：</p><p>　　該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振和過載保護的特點。并且該工作機屬于小功率、載荷

6、變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。 </p><p>　　減速器部分采用的是二級展開式圓柱齒輪減速器。二級閉式齒輪傳動，能適應在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。該種減速器結構簡單，但齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形將能減緩軸在彎矩作用下產(chǎn)

7、生彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。</p><p>　　原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。</p><p>　　總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低，傳動效率高。</p><p>　　三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機，電壓380V）</p><p><b&

8、gt;　　1．選擇電機容量</b></p><p>　　已知滾筒轉矩T=900 N.m 滾筒直徑D=350mm 運輸機帶速V=0.95m/s </p><p>　　可得滾筒的轉速r/min=51.87r/min</p><p>　　工作電機所需功率為 kW =4.9kW</p><p><b>　　傳動裝置總效率<

9、/b></p><p>　　查表可知:V帶傳動效率,滾動軸承傳動效率(一對) ,閉式齒輪傳動效率,聯(lián)軸器效率</p><p><b>　　代入得0.825</b></p><p>　　所需電動機功率為5.93KW </p><p>　　因載荷較為平穩(wěn),電動機額定功率等于略大于10.1即可,查表,選用電動機額定功率為

10、7.5KW</p><p><b>　　2．選擇電動機轉速</b></p><p>　　滾筒轉速51.87r/min</p><p>　　通常,V帶傳動的傳動比范圍為;二級圓柱齒輪減速器為;</p><p>　　則總傳動比范圍是,故電動機轉速的可選范圍為</p><p>　　=830~8300 r

11、/min</p><p>　　符合這一范圍的同步轉速有1000,1500,3000 r/min,綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸,重量,價格和總的傳動比,最終選擇電動機型號為Y132M-4</p><p>　　技術數(shù)據(jù):滿載轉速1440 r/min, 額定轉矩/最大轉矩1000N.m,</p><p>　　重要外形尺寸:中心距地高H=160mm,電機軸直徑D=60mm

12、</p><p>　　四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配</p><p>　　總的傳動比為: 1440/51.87=27.76</p><p>　　查表2-1取V帶傳動的傳動比為3，則減速器的傳動比為9.25</p><p>　　取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為3.6 取=3.6</p><p>　　則

13、低速級的傳動比為2.6</p><p>　　五、計算傳動裝置的動力和運動參數(shù)</p><p><b>　　0軸（電動機軸）</b></p><p><b>　　5.93KW</b></p><p>　　1440 r/min</p><p><b>　　39.3 N.

14、m</b></p><p><b>　　1軸（高速軸）</b></p><p><b>　　2軸（中間軸）</b></p><p><b>　　3軸（低速軸）</b></p><p><b>　　4軸（滾筒軸）</b></p>&

15、lt;p><b>　　第二部分 V帶設計</b></p><p>　　已知外傳動帶選為 普通V帶傳動 </p><p><b>　　1.確定計算功率：</b></p><p>　　由《機械設計》表8-7查得工作情況系數(shù) </p><p><b>　　2、選擇V帶型號</b

16、></p><p>　　根據(jù),查圖8-11(機設)選A型V帶。</p><p>　　3.確定帶輪直徑 </p><p>　　1)初選小帶輪的基準直徑:由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑=118mm</p><p>　　且,即電機中心高符合要求</p><p>　　2)驗算帶速v: 按式</p>

17、;<p>　　在(5-30)m/s范圍內,故帶速合適.</p><p>　　3)計算大帶輪的基準直徑.</p><p>　　根據(jù)表8-8,取標準數(shù)</p><p>　　4.確定中心距和帶長</p><p><b>　　1)初選中心距</b></p><p><b>　　初定

18、</b></p><p>　　2)求帶的計算基準長度</p><p>　　由表8-2取帶的基準長度Ld=1800mm</p><p><b>　　3)計算中心距:a</b></p><p><b>　　514.7mm</b></p><p>　　從而確定中心距調整

19、范圍</p><p><b>　　568.66mm</b></p><p><b>　　487.66mm</b></p><p><b>　　5.驗算小帶輪包角</b></p><p><b>　　6.確定V帶根數(shù)Z</b></p><

20、p>　　1)計算單根V帶的額定功率</p><p>　　由=118mm,n1=1440r/min ,查表8-4a得=1.61KW</p><p>　　由 n1=1440r/min,傳動比為3,A型帶,查表8-4b得△P0=0.17Kw</p><p>　　查表8-5得=0.943,表8-2得=0.99</p><p><b>

21、;　　于是1.67KW</b></p><p><b>　　2)計算V帶根數(shù)Z</b></p><p>　　4.94 取Z=5根 </p><p>　　7．計算單根V帶初拉力最小值</p><p>　　其中q由表8-3查得</p><p>　　應使實際初拉力值大于或等于150<

22、;/p><p>　　8．計算對軸的壓力最小值 </p><p><b>　　1616N</b></p><p>　　第三部分 各齒輪的設計</p><p>　　一、高速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）</p><p>　　根據(jù)帶傳動的實際傳動比修正減速器傳動比9.25</p>

23、;<p>　　兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為3.6</p><p><b>　　高速軸實際轉速</b></p><p>　　1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)及螺旋角的選擇</p><p>　　因運輸機為一般工作機器，傳遞功率不大，轉速不高，故可以選用7級精度。材料按題目要求，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，硬度210H

24、BS，小齒輪調質，硬度230HBS，均為軟齒面。軟齒面閉式傳動，失效形式主要為疲勞點蝕。</p><p>　　考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，初取=24 則87</p><p><b>　　初選螺旋角</b></p><p>　　2.按齒面接觸強度設計，即</p><p>　　確定公式內的各計算數(shù)值</p>

25、<p><b>　　試選=1.6</b></p><p>　　由圖10-30（機設）選取區(qū)域系數(shù)=2.433</p><p>　　由圖10-26查得=0.765，=0.87，則=+=1.635</p><p>　　因為為非對稱布置，由表10-7取齒寬系數(shù)</p><p>　　由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

26、</p><p><b>　　齒數(shù)比87/24</b></p><p><b>　　許用接觸應力為</b></p><p><b>　　533.6Mpa</b></p><p>　　計算 將上述有關值代入</p><p><b>　　得

27、結果</b></p><p>　　高速級小齒輪的圓周速度</p><p><b>　　齒寬b </b></p><p>　　模數(shù) 2.57mm</p><p>　　5.78mm 10.99</p><p>　　縱向重合度 </p><p>

28、;<b>　　修正</b></p><p>　　由使用系數(shù)，根據(jù)v=1.65m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，由表10-4查得，</p><p>　　由圖10-13查得，由表10-3查得</p><p><b>　　所以載荷系數(shù)</b></p><p>　　按實際的載荷系數(shù)矯正所得的分度

29、圓直徑</p><p><b>　　則 </b></p><p>　　3．按齒根彎曲強度設計，即</p><p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p><p>　　1）計算載荷系數(shù) </p><p>　　2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)<

30、;/p><p><b>　　3）計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　由表10-5查取對應的齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)</p><p>　　4）確定許用彎曲應力</p><p>　　小齒輪的彎曲疲勞極限；大齒輪的彎曲疲勞極限</p><p>　　6)計算大.小齒輪的,并加以比較</p>

31、<p>　　經(jīng)計算<,所以應代入較大值參與運算.</p><p><b>　　(2)計算</b></p><p><b>　　將上述相關數(shù)據(jù)代入</b></p><p><b>　　結果為</b></p><p><b>　　(3)修正</b&g

32、t;</p><p>　　由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),所以可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.618并就近圓整為標準值mn =2mm.</p><p>　　結合按接觸強度算得的小齒輪分度圓直徑,算出小齒輪的齒數(shù)</p><p><b>　　大齒輪齒數(shù)116</b></p><p>　　中心距15

33、2.53mm</p><p>　　將中心距圓整為155mm</p><p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　小齒輪分度圓直徑65.5mm</p><p><b>　　大齒輪分度圓直徑</b></p><p>　　計算齒輪寬度65.5mm 圓整后取=66mm, </p>

34、;<p>　　二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）</p><p>　　修正低速級齒輪的轉動比為</p><p>　　2軸(中間軸)的實際轉速</p><p>　　齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇</p><p>　　因運輸機為一般工作機器，傳遞功率不大，轉速不高，故可以選用7級精度。材料按題目要求，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒

35、輪、正火處理，硬度210HBS，小齒輪調質，硬度230HBS，均為軟齒面。軟齒面閉式傳動，失效形式主要為疲勞點蝕。</p><p>　　考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)初取Z1=24,則</p><p>　　2.按齒面接觸強度設計,即</p><p>　　(1)確定公式內的各計算數(shù)值</p><p><b>　　1)試選=1.6</b&g

36、t;</p><p>　　2)因為為非對稱布置，由表10-7取齒寬系數(shù)</p><p>　　3)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　4)齒數(shù)比63/24</p><p>　　5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限580Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限410Mpa</p><p>

37、　　6)計算應力循環(huán)次數(shù)，求出接觸疲勞許用應力</p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則許用接觸應力為</p><p><b>　　533.6Mpa</b></p><p>　　7)轉矩T=345.64N.m</p><p>&

38、lt;b>　　計算</b></p><p><b>　　將上述有關值代入</b></p><p><b>　　得結果</b></p><p>　　低速級小齒輪的圓周速度</p><p><b>　　齒寬b </b></p><p>

39、　　模數(shù) 5.67mm</p><p>　　12.8mm 10.67</p><p><b>　　(3)修正</b></p><p>　　由使用系數(shù)，根據(jù)v=0.36m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，由表10-4查得，</p><p>　　由圖10-13查得，由表10-3查得</p>

40、<p><b>　　所以載荷系數(shù)</b></p><p>　　按實際的載荷系數(shù)矯正所得的分度圓直徑</p><p><b>　　則 </b></p><p>　　3．按齒根彎曲強度設計，即 </p><p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p&

41、gt;<p>　　1）計算載荷系數(shù) </p><p>　　2）由表10-5查取對應的齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)</p><p>　　3）確定許用彎曲應力</p><p>　　4)計算大.小齒輪的,并加以比較</p><p>　　經(jīng)計算<,所以應代入較大值參與運算. </p><p><b&

42、gt;　　(2)計算</b></p><p><b>　　將上述相關數(shù)據(jù)代入</b></p><p><b>　　結果為</b></p><p><b>　　(3)修正</b></p><p>　　對比按兩種方法設計的模數(shù),由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲

43、疲勞強度計算的模數(shù),所以可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.36并就近圓整為標準值m=4mm.</p><p><b>　　算出小齒輪的齒數(shù)</b></p><p>　　大齒輪齒數(shù)89.434取值90</p><p>　　中心距248mm圓整為250mm</p><p>　　小齒輪分度圓直徑136mm</p>&l

44、t;p><b>　　大齒輪分度圓直徑</b></p><p>　　計算齒輪寬度136mm 圓整后取=136mm, </p><p>　　第四部分 軸的設計</p><p>　　1、電機軸的設計及校核</p><p>　　先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是

45、得</p><p><b>　　取最小直徑</b></p><p>　　2、高速級軸的設計及校核</p><p>　　（1）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得</p><p><b>　

46、　取最小直徑。</b></p><p>　　3、中間軸的設計及校核</p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得</p><p><b>　　取最小直徑。</b></p><

47、;p>　　4、低速級軸的設計及校核</p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得</p><p><b>　　取最小直徑。</b></p><p>　　軸的結構設計（以低速級為例，其余直接見零件圖）

48、</p><p>　　1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑d=60mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=64mm，半連軸器與軸配合的廓孔長度L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現(xiàn)取</p>

49、<p>　　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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙,標準精度級的深溝球軸承6013型,其尺寸為dxDxT=65x120x23故,而 l=23mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得6013型軸承定位軸肩高度, </p><p>　　取安裝齒輪處的軸段的直徑d=65mm，齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位

50、.已知齒輪的寬度為136mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位, 軸肩高度mm,軸環(huán)寬度取.</p><p>　　④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.</p><p>　?、?取齒輪距箱體內壁之距離

51、a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=18，大錐齒輪輪廓長L=60mm，則</p><p>　　L=T+s+a+(80-76)=59mm</p><p>　　l=L+c+a+s-12=92mm</p><p>　　2）軸上零件的周向定位</p><

52、p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的的配合為。滾動軸承與軸得的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.</p><p>　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　根據(jù)表15

53、-2，取軸端倒角為。</p><p><b>　　5、初步選擇</b></p><p><b>　?、褫S的軸承選擇</b></p><p>　　選用型號 6005, </p><p><b>　?、蜉S的軸承選擇</b></p><p><b>

54、　　選用型號6007，</b></p><p><b>　?、蜉S的軸承選擇</b></p><p><b>　　選用型號6013，</b></p><p><b>　　6.軸的受力分析</b></p><p>　　軸承A處軸頸,d=40mm, =122N.m,<

55、;/p><p>　　=4.8Mpa<[],滿足強度要求.</p><p>　　對齒輪軸段,d=64.385mm, =158.8N.m</p><p>　　=5.95Mpa<<[],滿足要求</p><p><b>　　以下是彎矩圖：</b></p><p>　　經(jīng)過對軸的彎扭強度校核

56、，設計的軸完全符合要求。</p><p>　　第五部分 軸承的選擇及壽命的計算</p><p><b>　　一、高速軸軸承校核</b></p><p>　　已知高速軸選用的是6005軸承.現(xiàn)對其進行校核:</p><p><b>　　徑向力的求解</b></p><p>　　

57、參考第四部分對軸的校核,可以得到如下的已知條件:</p><p>　　軸承在垂直面內的支撐力Ray=3342N Rby=1785N</p><p>　　軸承在水平面內的支撐力Rax=1568N Rbx=298N</p><p>　　所以,兩軸承的徑向載荷分別為:</p><p><b>　　3691N</b>

58、</p><p><b>　　1819N</b></p><p><b>　　軸向力的求解</b></p><p><b>　　初選e=0.4</b></p><p>　　1477.6(向右), 727.8N(向左)</p><p>　　因為齒輪軸向力向

59、右,且,所以右軸承壓緊,左軸承放松.Fa1=727.8+705.8=1433.6N,Fa2=727.8N</p><p>　　查《機械設計課程設計》表11-4可得該軸承基本額定靜載荷Cor=25800N,</p><p>　　因Fa1/Cor=0.054,查《機械設計》表13-5可得e=0.425;</p><p>　　因Fa2/Cor=0.026, e=0.396

60、;</p><p>　　按修正后的e重新計算</p><p>　　1461.6N; 720.3N</p><p>　　1440.1N; 720.3N</p><p>　　因Fa1/Cor=0.056, Fa2/Cor=0.027兩次計算的值相差不大,因此確定e1=0.425,</p><p>　　Fa1=1440.1N

61、,e2=0.396,Fa2=720.3N</p><p><b>　　當量動載荷的求解</b></p><p>　　因為Fa1/Fra=0.404<e1, X1=1,Y1=0</p><p>　　因為Fa2/Frb=0.399>e2, 則經(jīng)查<<機械設計>>表13-5可得X1=0.44,Y1=1.28<

62、/p><p>　　由式子 ,其中 因為受輕微振動,取為1;</p><p>　　所以 1734.3N, 1680.6N,故,只需對A軸承進行校核.</p><p><b>　　驗算A軸承壽命 由</b></p><p><b>　　=>29200h</b></p><

63、;p>　　所以滿足使用年限的要求</p><p>　　二、中間軸,低速軸軸承選擇</p><p>　　中間軸因為也裝有斜齒輪,需要承受軸向力,所以也需要向心推力軸承,且由于軸的加粗,所以選用7308C,低速軸因為裝有直齒圓柱齒輪,所以可以不用承受齒輪的軸向力,所以選用推力軸承,所以選用深溝球軸承6013</p><p>　　1.軸的材料及熱處理選擇</p

64、><p>　　同高速軸, 選擇常用材料45鋼,調質處理.</p><p>　　2.初估軸的最小直徑</p><p>　　按扭矩初估軸的直徑,查表(機設)15-3,得A0=103至126,取A0=120則:</p><p><b>　　=27.2mm</b></p><p><b>　　=57

65、.4mm</b></p><p>　　折算出的為軸受扭段的最小直徑.</p><p>　　(1)對于中間軸來說, 軸受扭段即為兩齒輪中間軸段.但根據(jù)兩齒輪的大小,并且中間軸尺寸應比高速軸大,所以將中間軸的最小直徑定在兩端裝軸承處.則其受扭段的直徑必然超過此估算的最小直徑,肯定能滿足按扭轉剪切計算的強度要求.</p><p>　　(2)對于低速軸來說,軸受

66、扭段即為大齒輪到聯(lián)軸器端的軸段,則最小軸段應定為外伸端裝聯(lián)軸器的軸段,根據(jù)聯(lián)軸器的選擇(詳見本說明書第七部分),最小直徑d3定為58mm.</p><p><b>　　3.初選軸承</b></p><p>　　(1)因為中間軸上裝有斜齒輪,則在齒輪嚙合過程中會產(chǎn)生軸向力,為了能承受軸向力的作用,并且適應相對較高的轉速,和較高速軸更粗的直徑,所以選用角接觸球軸承,型號為

67、6007</p><p>　　根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:d=35mm,也即為中間軸的最小直徑.</p><p>　　(2)因為低速軸上只安裝直齒圓柱齒輪,所以采用深溝球軸承,考慮低速軸的整體尺寸,選用6013, 根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:d=65mm.</p><p>　　第六部分 減速器的潤滑和密封</p><p><

68、b>　　1.齒輪的潤滑</b></p><p>　　根據(jù)《機械設計》P233,對于閉式齒輪傳動,當齒輪的圓周速度<12 m/s，用浸油潤滑的潤滑方式。所以根據(jù)計算采用油潤滑.</p><p>　　高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級大齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），不超過其1/3齒輪的分度圓。</p><p>

69、;　　為避免傳動零件轉動時將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面的磨損,應使低速級大齒輪距油池地面的距離不小于30-50mm.</p><p><b>　　2．滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V<2m/s所以采用脂潤滑，則每個滾動軸承旁邊都需要放置擋油環(huán).</p><p>　　第七部分 主要

70、尺寸及數(shù)據(jù)</p><p><b>　　箱體尺寸:</b></p><p><b>　　箱體壁厚</b></p><p><b>　　箱蓋壁厚</b></p><p>　　箱座凸緣厚度b=15mm</p><p>　　箱蓋凸緣厚度b1=14mm</

71、p><p>　　箱座底凸緣厚度b2=25mm</p><p>　　地腳螺栓直徑df=M24</p><p><b>　　地腳螺栓數(shù)目n=6</b></p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M20</p><p>　　聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=180mm</p><p>　　軸承

72、端蓋螺釘直徑d3=M12</p><p>　　定位銷直徑d=10mm</p><p>　　df 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=34mm、26mm、18 mm</p><p>　　df、d2至凸緣邊緣的距離C2=28mm、16 mm</p><p>　　軸承旁凸臺半徑R1=28mm</p><p>　　凸臺高度根據(jù)低

73、速軸承座外半徑確定</p><p>　　外箱壁至軸承座端面距離L1=70mm</p><p>　　大齒輪頂圓與內箱壁距離△1=14mm</p><p>　　齒輪端面與內箱壁距離△2=12mm</p><p>　　箱蓋，箱座肋厚m1=8，m=9mm</p><p>　　軸承端蓋外徑D2 ：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d

74、3</p><p>　　以上尺寸參考機械設計課程設計P17～P21</p><p><b>　　傳動比</b></p><p>　　分配傳動比為：i1=9.25 i2=3.6 i3=2.6</p><p>　　各軸新的轉速為 ：n1=1440/3=480</p><p>　　(rp

75、m) n2=480/3.6=133</p><p>　　n3=133/2.6=51</p><p><b>　　各軸的輸入功率</b></p><p>　　P1=pdη8η7 =5.93kW</p><p>　　P2=p1η6η5=5.69kW</p><p>　　P3=p2η4η3=5.

76、46kW</p><p>　　P4=p3η2η1=5.24kW</p><p>　　各軸的輸入轉矩(N·m)</p><p>　　T1=9550Pdi1η8η7 =39.3N.m</p><p>　　T2= T1 i2η6η5=113.2 N.m</p><p>　　T3= T2 i3η4η3=391.2 N

77、.m</p><p>　　T4= T3 η2η1=981.2 N.m</p><p><b>　　第八部分 參考文獻</b></p><p>　　[1] 機械設計課程設計 王大康,盧頌峰主編. 北京.北京工業(yè)大學出版社,2006.9</p><p>　　[2] 機械設計 第八版 濮良貴 主編.北京.高等教育出版社,20

78、06.5</p><p>　　[3] 數(shù)字化手冊系列·機械設計手冊(電子版)V3.0 數(shù)字化手冊編委會 編</p><p>　　[4] 互換性與技術測量基礎 胡鳳蘭 主編. 北京.高等教育出版社</p><p>　　機械設計課程設計小結</p><p>　　時光飛逝，又是一個學期的結束。在這個學期的尾聲，我們開始了機械設計課程設計

79、。6天的課程設計已然結束，我依舊感到意猶未盡。這幾天的課程設計讓我清楚地發(fā)現(xiàn)了自己知識面的狹隘性，但是在設計的過程中通過自己的努力和對各種手冊的查詢，我感覺到自己的能力有了明顯的提高。同時對概念的理解也更加深刻，對機設有了更深入的了解!</p><p>　　在這次的課程設計中，我感覺對自己的實踐又有了很大的提高。剛開始畫草圖時感覺很吃力，畢竟依舊很久沒有畫過圖了。但我在同學的指點下加上自己的反復揣摩，現(xiàn)在終于漸漸