機械專業(yè)液體包裝機-機械設計基礎課程設計

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文檔簡介

1、　　第一章設計任務書　　一、設計目的　　綜合運用機械設計及先修課程（機械制圖、材料力學、機械原理、機械制造技術、工程材料等）的理論和實際知識，掌握機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。

2、　通過本課程設計，在掌握各種運動形式變換，運動參數(shù)確定及力和功率傳遞過程中，對機械運動學和動力學的分析與設計有一較完整的概念，學會從機器功能要求出發(fā)，合理選擇機構的選型和組合，制定機械傳動系統(tǒng)的方案（功能設計），正確計算零件的工作功能，確定它的尺寸、形狀、結構及材料，并考慮制造工藝、使用維修、經濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力（結構設計）。　　學習運用標準，規(guī)范，手冊，圖表和查閱有關資料等，培養(yǎng)

3、設計的基本技能。　　二、設計內容　　1、設計題目　　液體包裝機的設計　　——二級圓柱齒輪減速器的設計

4、;　　2、主要內容　?。?）確定包裝機設計方案（包括傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構等）　?。?）選擇電動機、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)等　?。?）進行傳動件的設計計算，校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的強度等　　（4）繪制減速箱裝配圖及典型零件工作圖

5、　　（5）整理和編寫設計計算說明書　?。?）答辯　　3、設計參數(shù)　?。?）數(shù)據(jù)組別Ⅲ　?。?）已知條件</b&g

6、t;　　①輸送帶滾筒直徑D=80mm　?、谘b料壓縮泵活塞直徑為30mm　　③裝料啟閉閥擺角約90°　?、芄ぷ髑闆r：兩班制工作，每年工作300天，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動　?、菔褂谜叟f期：使用年限為8年，3

7、年大修一次　?、拗圃鞐l件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產　?、呖傮w尺寸：650*750*1600（mm*mm*mm）以內　　4、具體工作　?。?）、包裝機機構運動簡圖1張（A1）　?。?

8、）、減速箱裝配圖1張（A0）　?。?）、零件工作圖2張（A3）　?。?）、設計計算說明書一份（約6—8千字）　　第二章機械運動方案的設計　　一、擬定執(zhí)行系統(tǒng)的功能原理　　1、包裝機功能原理&

9、lt;/p>　　自動完成計量、充料、制袋、封合、切斷、輸送等全過程　　2、各部分功能　　電控機構　　調速機構

10、傳動機構　　拉袋機構　　熱封機構　　供紙機構　　裝/進料機構

11、;　　成品輸出機構　　3、設計部分　?、贌岱獠糠?lt;/b>　?、谘b料部分　　③減速器部分&l

12、t;/p>　　二、執(zhí)行機構的選型及構型　　1、熱封部分　?、龠x用凸輪機構　?、跀[動滾子推桿盤形凸輪機構　　2、裝料部分</p

13、>　?、龠x用平面四桿機構　?、谇鷵u桿機構　　3、減速器部分　　①圓柱齒輪減速器　?、诙増A

14、柱齒輪減速器（展開式）　　三、各執(zhí)行機構的協(xié)調設計　　根據(jù)工藝要求，各執(zhí)行機構需要按照嚴格的順序動作，熱封后裝袋，然后拉袋，結合執(zhí)行機構的選型，對執(zhí)行機構進行協(xié)調設計，繪制運動循環(huán)圖，如圖2—1所示。　　四、執(zhí)行機構運動尺寸設計　　1、曲柄搖桿機構（含齒輪齒條機構）<

15、;/p>　　（1）、已知條件：計量40ml/袋，包裝量60袋/min，裝料壓縮泵活塞直徑為30mm　　（2）、分析：由曲柄搖桿機構的搖桿驅動齒輪齒條機構（齒條加工在活塞桿上），曲柄每轉一周，活塞完成一次推拉動作。活塞推程由計量量和活塞直徑確定，進而可推知搖桿的擺角，再給定設計條件，即可完成要求動作。　　（3）、給定設計條件：齒

16、輪（m=2mm，z=55），分度圓半徑為r，連桿b=200mm，搖桿c=52mm，要求該機構無急回運動。　?。?）、設計計算：　　①活塞行程　?、趽u桿擺角&l

17、t;b>　?、矍L度　　④機架長度　?、菔疽鈭D，如圖2—2　?、迋鲃咏球炈?lt;/b>　　γ1<γ2，且γ1>40°～50°滿足要求</p&g

18、t;　　2、曲柄搖桿機構（含閥體）　　（1）、已知條件：裝料啟閉閥擺角約90°　　（2）、分析：為保證活塞推桿中心與啟閉閥回轉中心在同一水平面，機架位置和長度將受到限制　?。?）、給定設計條件：　　機架長度d=108mm，機架連線垂直水平面

19、　　擺角θ=90°　　搖桿長度c=40mm　　要求該機構無急回運動　?。?）、設計計算：　　①曲柄長度&l

20、t;/p>　?、谶B桿長度　　③示意圖，如圖2—3　?、軅鲃咏球炈?lt;/b>　　，且>40°～50°滿足要求　　3、擺動滾子推桿盤形凸輪機構</p&

21、gt;　　（1）、分析：該機構用于驅動熱風器進行熱封操作，熱封時間要充足，盤形凸輪安裝在分配軸上，故凸輪的基圓半徑減去滾子圓半徑應大于軸頸，以便于安裝　?。?）、分配軸最小軸頸計算：　?、僖阎獥l件：分配軸轉速n1=60r/min=1r/s，袋尺寸長×寬=160×90（mm×mm）物料輸送力F=300

22、N，輸送帶滾筒直徑D=80mm，設輸送帶滾筒轉速n2，　?、诜峙漭S輸出功率計算　　分配軸輸出到輸送帶滾筒由一對錐齒輪傳動，如圖2—4所示。　　其中z1=24,z2=36　　輸送帶線速度<

23、b>　　輸送帶功率　　由表6—15[1]查得錐齒輪傳動效率　　滾動軸承效率　　滾筒效率　　輸送部分總功率&

24、lt;p>　　分配軸輸出總功率　　P1為熱封和剪切所需功率　　P2為裝料所需功率　　③計算軸的最小直徑　　選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15—3

25、[2]取A0=112　?、艽_定凸輪機構基本尺寸　　選滾子圓半徑　　基圓半徑,取　　機架距離　　擺桿

26、長度　　初始擺角　　最大擺角　　推程　　遠休<b&g

27、t;　　回程　　近休　?、萃茥U運動規(guī)律　　二次多項式運動規(guī)律（等加速等減速運動規(guī)律），適于中速輕載，有柔性沖擊　　等加速段運動方程 <

28、;/p>　　等減速段運動方程 　?、尥馆喪疽鈭D　　4、包裝機機構運動簡圖　　第三章機械傳系統(tǒng)方案設計　　一、傳動系統(tǒng)類型選擇

29、　　1、傳動方案示意圖　　如圖3—1所示，電機作為原動機，經帶傳動減速，再由減速箱減速輸出至錐齒輪傳動，實現(xiàn)換向，錐齒輪上端與分配軸用一彈性聯(lián)軸器聯(lián)接，實現(xiàn)動力的輸出。　　2、組成部分　　V帶傳動，二級圓柱齒輪減速器，錐齒輪傳動</

30、p>　　二、選擇原動機確定總傳動比分配各級傳動比　　1、電動機類型的選擇　　Y系列三相異步電動機　　2、電動機功率的選擇　　（1）、傳動裝置的總效率　　由表6—15[1]查得

31、　?。?）、電機所需功率　　3、確定電動機型號　　根據(jù)以上數(shù)據(jù)，查表6—145[1]選取電動機型號為Y801-4　　其主要技術數(shù)據(jù)：額定功率0.55kW，滿載轉速1390r/min　　4、傳動裝置總傳動比及其分配&l

32、t;/p>　　（1）、總傳動比　?。?）、分配各級傳動比　　設Ⅰ.Ⅱ.Ⅲ軸的轉速nⅠ.nⅡ.nⅢ.且nⅢ=　　根據(jù)表2—5[1] 　　且展開式減速器要求</p&

33、gt;　　故分配如下　　三、計算各軸的轉速、轉矩及功率　　1、計算各軸的轉速　　電動機的滿載轉速　　2、計算各軸功率&

34、lt;/b>　　3、計算各軸轉矩　　電動機軸的輸出轉矩：　　設　　5560　　為方便下一階段設計計算，將以上數(shù)

35、據(jù)整理至下表　　第四章機械傳動裝置的設計　　一、主要傳動零部件的設計計算　　（一）帶傳動設計計算　　已知電動機額定功率，輸出功率，滿載轉速，傳動比，每天工作16小時，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動。

36、　1、確定計算功率　　由表8—8[2]查得工作情況系數(shù)　　2、選擇V帶的帶型　　根據(jù)由圖8—11選用Z型　　3、確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速　　1）、初選小帶輪基準直徑，

37、由表8—7,8—9,取　　2）、驗算帶速　　鑒于工作機低速輕載，故帶速小于5m/s也認為合適　　3）、計算大帶輪基準直徑　　由圖8—9取標準值為　　4、確定V帶的中心距a和基準長度</p

38、>　　1）、初定中心距　　2）、計算帶所需的基準長度　　由表8—2選帶的基準長度　　3）、計算實際中心距a　　中心距的變化范圍為

39、;　　5、驗算小帶輪上的包角　　6、計算帶的根數(shù)z　　1）、計算單根V帶的額定功率　　由　　由

40、由　　2）、計算V帶的根數(shù)z　　7、計算單根V帶的初拉力　　由表8—3得Z型帶的單位長度質量為　　8、計算壓軸力　　9、帶輪結構設計&

41、lt;/p>　　小帶輪采用實心式，大帶輪采用腹板式，大帶輪輪轂寬度取L=28mm，B=26mm。結構從略。　　10、主要設計結論　　選用Z型普通V帶2根，帶基準長度920mm，帶輪基準直徑中心距控制在a=297～339mm，單根帶初拉力F0=41N，帶輪安裝角度為30°。<

42、/p>　　（二）、高速級齒輪傳動設計　　已知采用斜齒輪傳動，高速軸輸入功率,小齒輪轉速，傳動比，工作壽命8年，每年按300天算，兩班制，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動。　　1、確定齒輪類型精度等級材料及齒數(shù)　?。?）、根據(jù)傳動方案及減速箱高速級要求，選用斜齒圓柱齒輪傳動，

43、壓力角　?。?）、參考表10—6[2]，通用減速器齒輪精度等級范圍6～8，主動齒輪偏上限選取，故選6級精度　　（3）、由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS　　（4）、選&l

44、t;p>　?。?）、初選螺旋角　　2、按齒面接觸疲勞強度設計　?。?）、試算小齒輪分度圓直徑　　1）、確定式中各參數(shù)值　?、僭囘x載荷系數(shù)<b&

45、gt;　?、谛↓X輪傳遞的轉矩　　高速軸的輸出功率　　③由圖10—20查取區(qū)域系數(shù)　?、苡杀?0—7選取齒寬系數(shù)　　⑤由表10—5查取材料的彈性影響系數(shù)　?、抻嬎憬佑|疲勞強度

46、用重合系數(shù)　　⑦螺旋角系數(shù)　?、嘤嬎憬佑|疲勞許用應力[]　　由圖10—25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為　　， 　　計算應力循

47、環(huán)次數(shù)　　由圖10—23查取接觸疲勞壽命系數(shù)　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1　　取中較小者，即　　2）、試算小齒輪分度圓直徑　　（2）調整小齒輪分度圓直徑</p&

48、gt;　　1）、數(shù)據(jù)準備　　①圓周速度　?、邶X寬b　　2）、計算實際載荷系數(shù)　?、儆杀?0—2查得使用系數(shù)<

49、;p>　?、诟鶕?jù)，由圖10—8查得動載系數(shù)　?、埤X輪的圓周力　　由表10—3查得齒間載荷分配系數(shù)　?、苡杀?0—4插值得6級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時　　載荷系數(shù)

50、　　3）、用實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑　　對應的齒輪模數(shù)　　由表10—1[3]取標準模數(shù)　　4）、確定齒輪各參數(shù)　?、冽X數(shù) <b&

51、gt;　　②中心距　　考慮模數(shù)從0.93mm增大圓整至1.5mm，為此將中心距減小圓整為85mm　?、郯磮A整后的中心距修正螺旋角　?、苡嬎阈?、大齒輪分度圓直徑　?、萦嬎泯X輪寬度<p&g

52、t;　　取　?、迗A周速度　　3、按齒根彎曲疲勞強度校核　　根據(jù)公式　　1）、確定式中各參數(shù)值　?、俑鶕?jù)，由圖10—8

53、查得動載系數(shù)　?、邶X輪的圓周力　　由表10—3查得齒間載荷分配系數(shù)　　由表10—4用插值法得　　結合　　查圖10—13得</b&g

54、t;　　載荷系數(shù)　?、塾嬎銖澢趶姸扔弥睾隙认禂?shù)　?、苡嬎銖澢趶姸鹊穆菪窍禂?shù)　　⑤選取　　斜齒輪當量齒數(shù)為&

55、lt;/p>　　查圖10—17得齒形系數(shù)　　查圖10—17得應力修正系數(shù)　?、抻嬎銖澢谠S用應力[]　　由圖10—24c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為　　， <p&g

56、t;　　由圖10—22查取接觸疲勞壽命系數(shù)　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　?、咝：藦澢鷱姸?lt;/b>　　齒根彎曲疲勞強度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。　　4、主要設計結論</p

57、>　　齒數(shù)，模數(shù)，壓力角20°，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬，小齒輪用40（調質），大齒輪用45鋼（調質），齒輪按6級精度設計。　?。ㄈ?、低速級齒輪傳動設計　　已知采用直齒輪傳動，低速軸輸入功率,小齒輪轉速，傳動比，工作壽命8年，每年按300天算，兩班制，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動。</p&g

58、t;　　1、確定齒輪類型精度等級材料及齒數(shù)　?。?）、根據(jù)傳動方案及減速箱高速級要求，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角　?。?）、參考表10—6[2]，通用減速器齒輪精度等級范圍6～8，故選7級精度　　（3）、由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為4

59、5鋼（調質），齒面硬度240HBS　?。?）、選　　2、按齒面接觸疲勞強度設計　?。?）、試算小齒輪分度圓直徑　　1）、確定式中各參數(shù)值　?、僭囘x載荷系數(shù)

60、　?、谛↓X輪傳遞的轉矩　　低速軸的輸出功率　?、塾蓤D10—20查取區(qū)域系數(shù)　　④由表10—7選取齒寬系數(shù)　?、萦杀?0—5查取材料的彈性影響系數(shù)</

61、p>　　⑥計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應力[]　　由圖10—25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為　　計算應力循環(huán)次數(shù)　　由圖10—23查取接觸疲勞壽命系數(shù)

62、　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1　　取中較小者，即　　2）、試算小齒輪分度圓直徑　?。?）調整小齒輪分度圓直徑　　1）、數(shù)據(jù)準備&l

63、t;b>　?、賵A周速度　?、邶X寬b　　2）、計算實際載荷系數(shù)　?、儆杀?0—2查得使用系數(shù)　?、诟鶕?jù)，由圖10—8查得動載系數(shù)　?、埤X輪的圓周力&l

64、t;/b>　　由表10—3查得齒間載荷分配系數(shù)　?、苡杀?0—4插值得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時　　載荷系數(shù)　　3）、用實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑　　對應的齒輪

65、模數(shù)　　由表10—1[3]取標準模數(shù)　　4）、確定齒輪各參數(shù)　?、冽X數(shù) 　?、谥行木?lt;/b>　?、塾嬎阈?、大齒輪分度圓直徑

66、　　④計算齒輪寬度　　取　?、輬A周速度　　3、按齒根彎曲疲勞強度校核　　根據(jù)公式

67、;　　1）、確定式中各參數(shù)值　?、俑鶕?jù)，由圖10—8查得動載系數(shù)　　②齒輪的圓周力　　由表10—3查得齒間載荷分配系數(shù)　　由表10—4用插值法得　　結合

68、　　查圖10—13得　　載荷系數(shù)　?、塾嬎銖澢趶姸扔弥睾隙认禂?shù)　?、苓x取　　查圖10—17得

69、齒形系數(shù)　　查圖10—17得應力修正系數(shù)　　⑤計算彎曲疲勞許用應力[]　　由圖10—24c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為　　由圖10—22查取接觸疲勞壽命系數(shù)　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4<

70、p>　?、扌：藦澢鷱姸?lt;/b>　　齒根彎曲疲勞強度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。　　4、主要設計結論　　齒數(shù)，模數(shù)，壓力角20°，變位系數(shù)，中心距，齒寬，小齒輪用40（調質），大齒輪用45鋼（調質），齒輪按7

71、級精度設計。　?。ㄋ模?、高速軸及軸上零件的設計計算及校核　　1、軸的設計　?。?）、已知高速軸的輸入功率　　輸出功率　　高速軸傳遞的轉矩

72、　　高速軸輸出的轉矩　?。?）、初步確定軸的最小直徑　　選取軸的材料為40，調質處理，根據(jù)表15—3，取　　最小軸頸處安裝帶輪，需開鍵槽，故將軸頸增加，取最小軸頸為　?。?

73、）、軸的結構設計　　1）、軸上零件的定位，固定和裝配　　普通齒輪減速器中的軸支承跨距較小，常采用兩端單向固定支承，軸承內圈由軸肩或套筒定位，外圈由軸承端蓋作軸向固定。周向固定由相應的配合實現(xiàn)，軸呈階梯狀，軸上零件從兩端順序裝入。　　2）、確定軸各段直徑和長度<b&g

74、t;　　1段：　　2段：　　3段：初選用6004型深溝球軸承，其參數(shù)為　　擋油盤長度取14mm　　4段：　　5段：&

75、lt;/b>　　6段：　　7段：　　由上述各軸段長度可算得軸支承跨距　?。?）、按彎扭復合強度計算　　1）、小齒輪受力分析：

76、　　已知分度圓直徑　　圓周力　　徑向力　　軸向力　　2）、帶輪壓軸力的分解&l

77、t;p>　　帶輪安裝角度為30°（大小帶輪中心連線與水平面成30°角）壓軸力，,　　3）、計算軸的彎矩和扭矩　　根據(jù)以上數(shù)據(jù)可知危險截面為B截面（綜合考慮彎扭復合強度和軸頸大?。?，考慮軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取　　查表15—1材料為40，調質處理，

78、　　因,故安全。　　2、軸承的校核　?。?）、軸承型號及參數(shù)　　6004型深溝球軸承，基本額定動載荷,基本額定靜載荷　?。?）、已知條件&l

79、t;/p>　　預計壽命,轉速　?。?）、受力分析　　求比值：　　由表13—5插值的　?。?）

80、、求軸承的當量動載荷　　因軸承運轉中有輕微振動，按表13—6，　　Y值由表13—5插值得　?。?）、驗算軸承壽命　　因，所以按軸承2的受力大小驗算　　滿足壽命要求<

81、;p>　　3、鍵的選擇及校核　?。?）、選擇鍵的類型和尺寸　　因帶輪裝在軸端，選用圓頭普通平鍵（C型）　　參考軸的直徑，從表6—1中查得鍵的截面尺寸為,取鍵長（比帶輪輪轂寬度小些）。　?。?）、校核鍵連接的強度

82、;　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6—2查得許用擠壓應力,取其平均值，，鍵的工作長度　　已知需要傳遞的轉矩　　鍵的標記為：GB/T 1096 鍵C 　?。ㄎ澹?、中間軸及軸上零件的設計計算及校核

83、　　1、軸的設計　　（1）、已知中間軸的輸入功率　　輸出功率　　中間軸傳遞的轉矩　　中間軸輸出的轉矩<p&g

84、t;　?。?）、初步確定軸的最小直徑　　選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15—3，取　　最小軸頸處安裝軸承，兩處需開鍵槽，故將軸頸增加，取最小軸頸為　?。?）、軸的結構設計　　1）、軸上零件的定位，固定和裝配　　普通齒輪減速

85、器中的軸支承跨距較小，常采用兩端單向固定支承，軸承內圈由軸肩或套筒定位，外圈由軸承端蓋作軸向固定。周向固定由相應的配合實現(xiàn)，軸呈階梯狀，軸上零件從兩端順序裝入。　　2）、確定軸各段直徑和長度　　1段：初選用6204型深溝球軸承，其參數(shù)為　　擋油盤長度取14mm，套筒長度取9mm<p&

86、gt;　　2段：　　3段：　　4段：　　5段：　　由上述各軸段長度可算得軸支承跨距<p&g

87、t;　　（4）、按彎扭復合強度計算　　1）、受力分析　　小齒輪受力分析：　　已知分度圓直徑　　圓周力

88、　　徑向力　　大齒輪受力分析：　　已知大齒輪分度圓直徑　　圓周力　　徑向力

89、　　軸向力　　2）、計算軸的彎矩和扭矩　　根據(jù)以上數(shù)據(jù)可知危險截面為B截面（綜合考慮彎扭復合強度和軸頸大小），考慮軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取　　查表15—1材料為45鋼，調質處理，

90、　因,故安全。　　2、軸承的校核　?。?）、軸承型號及參數(shù)　　6204型深溝球軸承，基本額定動載荷,基本額定靜載荷　?。?）、已知條件

91、　　預計壽命,轉速　?。?）、受力分析　　求比值：　　由表13—5插值的　?。?）、求軸承的當量動載荷

92、;　　因軸承運轉中有輕微振動，按表13—6，　　（5）、驗算軸承壽命　　因，所以按軸承1的受力大小驗算　　滿足壽命要求　　3、鍵的選擇及校核<p

93、>　?。?）、選擇鍵的類型和尺寸　　因齒輪裝在軸中部，選用圓頭普通平鍵（A型）　　參考軸的直徑，從表6—1中查得鍵的截面尺寸為,兩齒輪輪轂寬度分別為55mm和38mm，配合軸段長度為53mm和36mm，故取鍵長　?。?）、校核鍵連接的強度　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼

94、，由表6—2查得許用擠壓應力,取其平均值，，鍵的工作長度　　已知需要傳遞的轉矩　　鍵的標記為：GB/T 1096 鍵 　　GB/T 1096 鍵 　　（六）、低速軸及軸上零件的設計計算及校核&

95、lt;b>　　1、軸的設計　?。?）、已知低速軸的輸入功率　　輸出功率　　低速軸傳遞到轉矩　　低速軸輸出的轉矩

96、　?。?）、初步確定軸的最小直徑　　選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15—3，取　　最小軸頸處安裝錐齒輪，兩處需開鍵槽，故將軸頸增加，取最小軸頸為　?。?）、軸的結構設計　　1）、軸上零件的定位，固定和裝配

97、;　　普通齒輪減速器中的軸支承跨距較小，常采用兩端單向固定支承，軸承內圈由軸肩或套筒定位，外圈由軸承端蓋作軸向固定。周向固定由相應的配合實現(xiàn)，軸呈階梯狀，軸上零件從兩端順序裝入。　　2）、確定軸各段直徑和長度　　1段：初選用6007型深溝球軸承，其參數(shù)為　　擋油盤長度取14mm，套筒長度取11.5mm</p

98、>　　2段：　　3段：　　4段：　　5段：　　6段：&

99、lt;/p>　　7段：　　由上述各軸段長度可算得軸支承跨距　?。?）、按彎扭復合強度計算　　1）、受力分析　　大齒輪受力分析：&l

100、t;/p>　　圓周力　　徑向力　　2）、錐齒輪設計參數(shù)及受力分析：　　設計通過調整輪轂寬度使錐齒輪受力點距定位軸肩為30mm　　圓周力</b&g

101、t;　　徑向力　　軸向力　　3）、計算軸的彎矩和扭矩　　根據(jù)以上數(shù)據(jù)可知危險截面為C截面（綜合考慮彎扭復合強度和軸頸大?。紤]軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取&

102、lt;p>　　查表15—1材料為45鋼，調質處理，　　因,故安全。　　2、軸承的校核　　（1）、軸承型號及參數(shù)　　6007型深溝球軸承，基本額定動載荷,基本額定靜載荷

103、　?。?）、已知條件　　預計壽命,轉速　?。?）、受力分析　　求比值：　　由表13—

104、5插值的　　（4）、求軸承的當量動載荷　　因軸承運轉中有輕微振動，按表13—6，　　Y值由表13—5插值得　?。?）、驗算軸承壽命　　因，所以按軸承2的受力大小驗算&l

105、t;b>　　滿足壽命要求　　3、鍵的選擇及校核　?。?）、選擇鍵的類型和尺寸　　因圓柱齒輪裝在軸中部，選用圓頭普通平鍵（A型）　　因圓錐齒輪裝在軸端，選用圓頭普通平鍵（C型）<p

106、>　　參考軸的直徑，從表6—1中查得鍵的截面尺寸為,結合齒輪輪轂寬度取鍵長　?。?）、校核鍵連接的強度　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6—2查得許用擠壓應力,取其平均值，，鍵的工作長度　　已知需要傳遞的轉矩　　鍵的標記為：GB

107、/T 1096 鍵 　　GB/T 1096 鍵C 　?。ㄆ撸┢渌?lt;/b>　　總傳動比驗算　　1）、實際各傳動比<b&g

108、t;　　帶傳動　　減速箱高速級　　減速箱低速級　　2）、實際總傳動比　　3）、傳動比誤差</p

109、>　　二、傳動裝置—減速器的設計　?。ㄒ唬?、箱體的設計　　箱體結構尺寸的設計計算見表4—1和4—2。　　表4—1 箱體結構尺寸一　　表4—2 箱體結構尺寸二　?。ǘ?/p>

110、）、減速器附件的選擇及說明　　1、窺視孔及視孔蓋：根據(jù)所設計的減速器實際大小并參照表3—7[1]設計　　2、通氣器：在室內使用，采用一次過濾，選擇通氣帽M25×1.5　　3、油面指示器：根據(jù)油面高度設計油標尺位置，選擇M12(12)　　4、放油孔和油塞：選用M1

111、4×1.5油塞　　5、啟蓋螺釘：根據(jù)要求設計結構，螺紋尺寸為M10，與箱蓋箱座聯(lián)接螺栓相同　　6、定位銷：根據(jù)要求設計　　7、起吊裝置：采用吊鉤，具體參數(shù)按要求設計　　（三）、潤滑和密封的選擇　　1、齒

112、輪的潤滑　　因齒輪圓周速度，故采用浸油潤滑，浸油高度約為大齒輪半徑，取為15mm　　2、滾動軸承的潤滑　　由于三對軸承的dn值分別為13900,3840,2100，均小于160000，故采用脂潤滑

113、　　3、潤滑油的選擇　　考慮該裝置用于小型設備，選用中負荷工業(yè)齒輪油(GB5903-2011)牌號320　　4、密封方法的選擇　　選用凸緣式透蓋、悶蓋，氈圈油封，擋油盤擋油　　第五章設計體會&l

114、t;/b>　　一、體會　　此次課程設計歷時四周，基本圓滿完成了設計任務。設計過程中通過合作，而且絕大部分是自主設計，我收獲良多。因課設覆蓋知識面廣泛，考慮實際應用的情況復雜，而且是初次涉及綜合利用所學機械設計相關知識進行實際設計，難免有些力不從心，但我仍堅持到了最后，抓緊時間完成任務。從最初的白紙到最后大篇幅的

115、圖紙和厚厚的說明書，我看到了堅持的成果，也深感這些來之不易和其中的艱辛。我相信這為以后奠定了一些基礎，使我能更加得心應手去迎接新的任務。　　二、設計分析　　此次設計過程和成果都較為粗糙，體現(xiàn)在設計（作圖）誤差，計算精確度和準確度，以及設計的合理性。由于基本按照課本設計，某些實際問題未能考慮全面，具體制造及加工工藝方面

116、的內容較為欠缺，局部與整體的協(xié)調適應性不足。綜上，設計作品有待改進。　　三、改進意見　　整體按照課程設計要求設計及計算，未全面考慮實際應用與所學知識的互融互通，綜合調整設計、計算、制造、成本、使用性能等方面的關系。改進結構設計便于加工及節(jié)省材料，降低成本，精確計算以控制使用性能等的要求，使其具有性能優(yōu)，成本合理的特點

117、。　　第六章參考文獻　　參考文獻　　[1]張莉彥，閻華主編.機械設計綜合課程設計.北京：化學工業(yè)出版社，2012.　　[2]濮良貴，紀名剛主編.機械設計.第九版.北京：高等教育出版社，2013.

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