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1、機械原理課程設計 第一部分 課程設計概述 第三部分 傳動裝置的設計 第二部分 執(zhí)行機構及總體設計 華北理工大學機械原理課程設計 第一部分 課程設計概述 1、培養(yǎng)學生綜合運用所學知識解決工程實際問題的能力，并通過 實際設計訓練使所學理論知識得以鞏固和提高。 2、學習和掌握一般機械設計的基本方法和程序，樹立正確的工程 設計思想，培養(yǎng)獨立設計能力，為后續(xù)課的學習和實際工作打基 礎。 3、進行機械設計基本技能的訓練，包括設計計算、繪圖、查閱和 使用標準規(guī)范、手冊、圖冊等相關技術資料等。 一、設計目的 題目一 壓床的設計與分析 二、設計題目 電動機經帶傳動，帶動二級圓柱齒輪減速器，然后帶動曲柄 1轉 動
2、，再經六桿機構（執(zhí)行機構）使滑塊 5上下往復運動，實現沖壓。 在曲柄軸 A上裝有飛輪（未畫出）。在曲柄軸的另一端裝有油泵凸 輪，驅動油泵向連桿機構的各運動副供油。 設計數據表 1 連桿 機構 的設 計及 運動 分析 h1(mm) 50 60 70 52 50 48 47 46 49 45 h2(mm) 140 170 200 80 85 68 72 76 82 66 h3(mm) 220 200 310 110 112 115 118 120 122 125 min=60 ， =120 ， =0.5， =0.25 H(mm) 150 180 210 190 160 165 170 175 18
3、0 185 n1 (r/min) 100 90 120 95 110 115 105 125 120 110 力分 析及 飛輪 轉動 慣量 的確 定 工作阻力 (N) 4000 7000 11000 5000 5500 6000 6500 7000 7500 8000 BC桿質量 (kg) 60 60 82 70 72 84 76 78 76 82 DE桿質量 (kg) 40 40 42 40 42 44 46 48 46 42 滑塊質量 (kg) 30 55 80 30 50 60 45 55 65 50 曲柄 AB轉動慣量 (kgm2) 0.82 0.64 1.35 0.8 0.7 1.0
4、 0.9 0.78 0.75 0.85 BC轉動慣量 0.18 0.20 0.30 0.25 0.35 0.18 0.20 0.30 0.25 0.35 不均勻系數 0.1 0.11 0.12 0.1 0.11 0.12 0.1 0.11 0.12 0.09 凸輪 機構 設計 參數 從動件行程 17 18 19 16 15 17 18 19 16 15 許用壓力角 30 32 34 35 30 32 34 35 30 32 推程運動角 55 60 65 60 55 60 65 60 70 60 遠休止角 25 30 35 25 30 35 25 30 35 30 回程運動角 85 80 75
5、85 80 75 85 80 75 74 推程運動規(guī)律 余弦 等加等減 正弦 余弦 等加等減 正弦 余弦 等加等減 正弦 正弦 回程運動規(guī)律 正弦 余弦 等加等減 正弦 余弦 等加等減 正弦 余弦 等加等減 正弦 注：構件 2、 3的質心均在各桿的中點處，滑塊 5的質心在滑塊的中心，曲柄 AB的質心在 A點，不計其余構件的質量及轉動慣量。 1 2 B A O 1 O C 2 3 4 D 8O 題目二 插床的設計分析 電動機 帶傳動 滾動軸承 聯軸器 凸輪機構 執(zhí)行桿機構 偏心輪 插床是用插刀加工 工件表面 的機床。常用于加工 鍵槽 ，加工時， 插刀往復運動為 主運動 ，工件的間歇移動或間歇轉動
6、為 進給運動 ， 直 線 運動 (縱、橫向 )和 圓周 運動的工作臺不允許三項同時進行。本設計 的原動機采用一臺電動機，執(zhí)行機構包括插削機構及進給機構。 題 號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 桿 機 構 參 數 插削次數 /min 50 49 50 52 50 48 47 46 49 插刀行程 H (mm) 100 115 120 125 130 135 140 136 128 曲柄 lO2A (mm) 65 70 75 80 85 68 72 76 82 行程速比系數 K 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.0 1.7 1.8 1.9 機 構 動 態(tài) 靜 力 分 析 最大切削力
7、 Fmax(N) 8500 9600 10800 9000 10100 9200 8200 9800 8800 力臂 d (mm) 100 105 108 110 112 115 118 120 122 滑塊 6質量 m6 (kg) 40 50 60 60 50 60 45 55 65 導桿質量 m4 (kg) 20 20 22 20 22 24 26 28 26 導桿 4質心轉動慣量 Js4 (kg m2) 1.1 1.1 1.2 1.2 1.2 1.3 1.2 1.1 1.2 注：滑塊質心在 C點，導桿質心位于 AO1范圍內，與擺動中心間的距離 mm，其余構件的質量和轉動慣量忽略不計，不計
8、摩擦。從電動機 到曲柄軸傳動系統(tǒng)的等效轉動慣量 (設曲柄為等效構件 )為 18kgm2。 凸 輪 機 構 參 數 從動件最大擺角 max 20 20 20 20 20 20 20 20 20 從動件桿長 (mm) 125 135 130 122 123 124 126 128 130 許用壓力角 38 42 45 43 44 41 40 42 45 設計數據 內容設計 天數 一、執(zhí)行機構的設計 1.平面連桿機構的設計、運動分析、力分析 2.執(zhí)行機構的其他運動方案設計及分析 3. 飛輪的設計，確定電動機的功率 4. 凸輪機構的設計 7天 二、選擇電動機型號，分配傳動比 三、傳動裝置的設計 1.帶
9、傳動的設計計算 2.齒輪傳動的設計計算 2天 四、減速器的設計 1. 軸的結構設計，軸、軸承、鍵的驗算 2. 減速器裝配圖 0#一張 3. 箱體或箱蓋零件圖 1#一張 軸、齒輪或皮帶輪零件圖任選兩張 2天 6天 3天 五、編寫設計說明書 1.5天 六、答辯 0.5天 三、設計內容及大概時間安排 四、設計注意事項及成績評定 設計成績 分為：優(yōu)秀、良好、中等、及格、不及格 成績評定主要依據 ：圖紙、答辯、平時、說明書 注意事項： 正確利用現有設計資料，勤于思考，敢于創(chuàng)新 正確使用標準和規(guī)范 設計是邊計算、邊畫圖、邊修改的交叉過程，要養(yǎng)成有 錯必改，精益求精的科學態(tài)度。 第二部分 執(zhí)行機構及總體參數
10、確定部分 設計講解 （題目一） 一 、 平面連桿機構的設計 已知：滑塊行程 H， 構件 3的上 、 下 極限角 3 、 3 ， 比 值 、 ， 尺寸 h1、 h2、 h3 ， 曲柄轉速 n1 。 要求：設計各構件的運動尺寸 二 、 平面連桿機構的運動分析及力分析 要求：按給定位置作機構的速度和加 速度多邊形 。 給定位置： /CE CDll /EF DEll 繪制滑塊的運動線圖 （ s ， v ， a 畫在一個坐標系中 ） =60時的 速度多邊形 =60時的 加速度多邊形 =60時的 力多邊形 確定各指定位置加于曲柄上的平衡力矩 Mb 數據匯總 繪制阻力圖 Mr (坐標紙上 ） 第二部分 執(zhí)行
11、機構及總體參數確定部分 設計講解（題目二） 一 、 執(zhí)行平面連桿機構的設計 已知：滑塊行程 H， 曲柄長 ， 曲柄轉速 n1 。 要求：設計各構件的運動尺寸 1） 機架 桿長 O1O2 ： 根據 K值計算極位夾角 ，導桿的擺角 ，曲柄 與導桿垂直時的極限位置，確定 機架 桿長 O1O2的大?。?2） 確定 擺桿長 BO1 ： 根據三角形 為 等腰三角形 ，且上下兩 極限位置對稱，形成平行四邊形，則其底邊長即為 行程 H，確定 擺 桿長 BO1： 再確定 連桿長 為 (0.5 0.6)擺桿長。 3）滑塊機構 的 偏距 e ： 設 BO1與水平線間的夾角為 ，確定 傳動角 最值與機構的幾何尺寸關系
12、表達式， 反算偏距 e的值。 22 c o sc o s 1 BC eBO 2 s i n 2 1 H BO 2 s i n 2 21 AOlOO 211 BOB 平面連桿機構設計過程簡介 二 、 平面連桿機構的運動分析及力分析 要求：按給定位置作機構的速度和加速度多邊形 。 曲柄給定位置：從滑塊對應的下極限位置起。 運動分析、力分析 格式范例： 1）組成移動副的兩構件重合點間的速度、加速度關系 3434 AAAA vvv rkAtAn AAAAA aaaaa 34344 34 2）影像定理確定 B點的運動參數 3）同一構件兩點間的運動關系 CBBC vvv tnBC CBCB aaaa 繪制
13、滑塊的運動線圖 （ s ， v ， a 畫在一個坐標系中 ） =60時的 速度多邊形 =60時的 加速度多邊形 =60時的 力多邊形 確定各指定位置加于曲柄上的平衡力矩 Mb 數據匯總 繪制阻力圖 Mr (坐標紙上 ） =60時的 位置圖 01656 FFF r C 5 6 F 16 F 56 F r F56 4）靜力分析（依次分析不計摩擦和慣性力時，每個構件的力系） 如：連桿為二力構件，曲柄為力偶系，導桿和滑塊為三力匯交力系 滑塊受力圖及求解 F 34 F 54 F 14 導桿為 三力匯交力系（根據已知力，確定匯交點，力的方向 過交點和鉸鏈的中心） 曲柄 為力偶系 F 32 F 54 F 1
14、4 F 12 三、執(zhí)行機構其他運動方案的設計 根據執(zhí)行機構具有急回運動、原動為轉動、執(zhí)行構件為往復 移動等要求，另外 設計兩種其他運動方案 ，運動簡圖，并分析比 較。 如：可設計為 雙曲柄機構與曲柄滑塊的組合機構 四、飛輪設計 已知：機器運轉的許用速度不均勻系數 ，力分析所得平 衡力 Mb ，驅動力矩 Md為常數，飛輪安裝在曲柄軸 A上。 要求：確定飛輪的轉動慣量 JF 求盈虧功 畫能量指示圖 m a x 2Fe m WJJ 求驅動力矩，并畫在圖上 求飛輪轉動慣量 五 、 凸輪機構設計 0 s 0 已知：從動件行程 h ，偏距 e，許用壓力角 ，推程運動角 ，遠休止角 ，回程運動角 要求： 1
15、）按許用壓力角 確定凸輪機構的基本尺寸，選取滾子半徑 rr ； 2）繪制凸輪廓線。 ，從動件運動規(guī)律見表 1， 凸輪與曲柄共軸。 2 2 0 dd t an ser s e 提示： 根據 來計算基圓半徑。用 計算機算 比較方便，也可借助 諾模圖 確定。 六、電動機選型設計 類型選擇 電動機容量的確定 無特殊需要，選用 Y系列 三相交流異步電動機 所選電動機的額定功率 Ped應等于或稍大于 電動機的實際輸出功率 Pd ded PP 即 電動機的實際輸出功率 a w d PP d 1000 AB ww w MPP 工 作 機 所 需 入 功 率 ， 若容量過小，不能保證工作機正常工作，電機過早損壞
16、；若容量過大，成本增加，造成 浪費。 w a 機 構總效率 0.9 5 聯軸承齒輪帶傳動裝臵的總效率 32aa ， 轉速的選擇 電動機的型號確定 常用同步轉速有： 3000、 1500、 1000、 750r/min 電動機的可選轉速范圍 nniinin ad )408()42(減速器帶 同步轉速低的電動機，級對數多， 尺寸大，重量大，成本高，但總傳 動比小；同步轉速高則正好相反。 根據容量和轉速范圍，從表 19-1中查出適用的電動機型號。 并記錄下電動機的 額定功率 Ped， 滿載轉速 nm，外形尺寸， 中心 高 ，伸出端直徑等主要參數和安裝尺寸。 n 曲柄轉速，已知 各效率查表 12-8確
17、定 七、傳動比的分配 總傳動比 減速器帶 滿 總 iin ni 分配傳動比時應注意以下幾點： 1） 各級 傳動比 都應在合理范圍內 2） 應注意使 各傳動件 尺寸協調 ， 結構勻稱 ， 避免發(fā)生相 互 干涉 。 3）對于多級減速傳動，可按照 “ 前小后大 ” （即 由高速級向低 速級逐漸增大 ）的原則分配傳動比，且 相鄰兩級差 值不要過 大。 大帶 輪碰 地面 高速級 大齒輪 碰低速軸 4） 在采用 浸油潤滑 時 ， 分配傳動比時要考慮傳動件的浸油條件 。 （ 油面高度低于大齒輪半徑的三分之一 ） 展開式 或分流式 二級圓柱齒輪 減速器 ， 其高速級傳動比 i1和低速 級傳動比 i2的關系通常
18、?。?分配圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比時 ， 通常取錐齒輪傳動比 i13。 兩級同軸式圓柱齒輪減速器 ， 兩級傳動比可取為 1 21 )5.13.1( i iiii 減速器 減速器 ， 減速器iii 21 5）盡量使傳動裝臵外廓尺寸緊湊，或重量最小 。 八、運動和動力參數的計算 1. 計算各軸轉速 1i nn 2i nn 帶i nn m 2. 計算各軸輸入功率 帶 d PP 齒輪軸承 PP 齒輪軸承 PP 3. 計算各軸輸入轉矩 ,1055.9 6 i i i n PT 將上述計算數據列成表 2-3 1 2 B A O 1 O 2 3 4 聯軸器 凸輪機構 導桿機構 九、傳動件的設計計算（帶傳動
19、、齒輪傳動） 1. 帶傳動 已知 ：帶傳動的輸入功率，小帶輪的轉速，傳動比 i帶 設計 ：帶的型號、根數 Z、基準長度 Ld，帶輪基準直徑 dd，壓軸力 FQ，帶傳動的中心距 a等。 帶實際 總 齒輪齒輪帶實際 進而修正此時 i i，ii d di d d ,)1(1 2 取系列值 檢查帶輪尺寸與傳動裝臵外廓尺寸的相互關系。 如裝在電機軸上的 小帶輪直徑 與 電機中心高 是否適宜，其軸孔 直徑與電機軸徑是否一致， 大帶輪 是否過大與 底板（減速器中 心高） 相碰等 。 根據情況，選擇直齒輪或斜齒輪傳動，軟齒面或硬齒面。 設計確定：模數 m，中心距 a，齒數 z，分度圓直徑 d， 齒頂圓直徑 d
20、a， 齒根圓直徑 df ,齒寬 b，精度等級，螺旋角 ，結構形式 。 2. 齒輪傳動 （ 1）軟齒面與硬齒面齒輪傳動的設計程序不同 注意： 對閉式軟齒面齒輪傳動 (配對齒輪之一的硬度 350HBS), 最常出現：齒面疲勞點蝕 先按齒面接觸強度進行設計，然后校核齒根彎曲強度 對閉式硬齒面齒輪傳動（配對齒輪的硬度均 350HBS）， 最常出現：輪齒折斷 先按齒根彎曲強度進行設計，然后校核齒面接觸強度 齒寬 b 取整， b1 = b2 + (5 10) mm； 直徑 d 、 da 、 df ，螺旋角 應為精確值 （ 2）數據處理 模數 m 標準系列值，不小于 1.5mm ； 中心距 a 0或 5結尾
21、的整數 對于直齒輪， a應嚴格等于 )( 2 1 21 zzm 對于斜齒輪， a應嚴格等于 )(c o s21 21 zzm n 十、最小軸徑的估算 3 n PCd 2）當此軸段上有 鍵槽 時，將 d 按單、雙鍵分別加大 4%或 7%后，取 整數。 1） C由軸的許用扭切應力所確定的系數，與材料有關，查表確定。 注意：若為 齒輪軸 （上圖 )，軸的材料即為齒輪的材料。 說明： 若最小軸徑處裝 聯軸器 ，最小軸徑應與聯軸器的孔徑匹配。 作成齒輪軸時圓柱齒輪 ，5.2 mx 固定式聯軸器 可移式聯軸器 （要求被聯接 兩軸軸線嚴格 對中） （可補償被聯接兩 軸的相對位移） 剛性 可移式聯軸器 彈性
22、可移式聯軸器 （無彈性元件） （有彈性元 件） 齒式聯軸器 凸緣聯軸器 套筒聯軸器 十字滑塊聯軸器 萬向聯軸器 彈性套柱銷聯軸器 彈性柱銷聯軸器 輪胎式聯軸器 . 十一、聯軸器的選擇 聯軸器的選擇包括聯軸器類型和型號的合理選擇 。 （ 一 ） 、 聯軸器的類型 對中小型減速器，輸入軸、輸出軸均可采用 彈性套柱銷聯 軸器 (TL)或 彈性柱銷聯 軸器 (HL) 按計算轉矩并兼顧所聯接兩軸的尺寸選定。要求所 選聯軸器允許的最大轉矩不小于計算轉矩，聯軸器軸孔直 徑應與被聯接兩軸的直徑匹配。 即 Tc KAT T maxnn 聯軸器的極限轉速 工作轉速 且保證 (二 )、 聯軸器型號的確定 式中： T
23、聯軸器傳遞的名義轉矩 KA 工作情況系數，查表 T 聯軸器許用轉矩，查標準 第三部分 減速器的結構 油標尺 箱座 視孔蓋 通氣器 箱蓋 放油塞 軸承蓋 定位銷 低速軸系 高速軸系 中間軸系 一級減速器 1.確定箱體的結構 整體式或剖分式 鑄造或焊接 2.確定軸承的潤滑方式 當齒輪的圓周速度 v 2m/s時，軸承采用 脂潤滑 。軸承端面 與箱體內壁的距離為 812mm，此時要設有封油盤。 當齒輪的圓周速度 v 2m /s時，軸承采用 油潤滑。軸承 端面與箱體內壁的距離為 23mm 。 2 3m/s 時，不必開設油溝 3.確定軸承端蓋的形式 凸緣式或嵌入式 （ P39-40） 除了原始數據和上述的
24、計算數據外，軸的結構設計前還必須確 定以下內容： 一、 軸的結構設計（草圖的設計） 圖例 （ A）凸緣式軸承蓋 （ B）嵌入式軸承蓋 7.軸承蓋結構 4.減速器結構尺寸的確定 繪制減速器裝 配圖前，必須確 定減速器的基本 機體結構尺寸， 計算出 表 4-1的所 有尺寸，并理解 其含義。 下面以鑄造剖 分式箱體、脂潤滑 軸承、凸緣式軸承 端蓋的二級展開式 圓柱齒輪減速器為 例，說明輸出軸的 結構設計過程。 1.先畫高速級齒輪 2.兩個大齒輪端面相距 3， 畫低速級齒輪 3.畫箱體內壁：小齒輪端面與內壁相距 2 ，大齒輪頂圓與內壁相距 1， 左側暫不畫 4.畫軸承端面位臵：若為脂潤滑，軸承端面與箱
25、體內壁的距離為 812mm 5.明確軸上主要零件的布臵及定位方法，依據初估軸徑，考慮定位軸肩和非定位軸 肩逐一確定各軸段直徑 二級減速器俯視圖畫圖過程 LB 軸段直徑： 從聯軸器 d1處開始， 112 )1.007.0(2 ddd 結尾或須 50),31(23 dd 334 )1.007.0(2 ddd )31(35 dd 軸段長度： mmL 215比齒輪的輪轂短 軸徑確定后，初定軸承型號， 從而查得軸承寬度 B )85(21 CC軸承座的寬度 軸承蓋的厚度e 軸承蓋上螺釘有關 小和與伸出端安裝零件的大BL 24 21 直徑查表 按軸承旁聯接螺栓 壁厚 、CC 由聯軸器孔的長度確定1L 一級減
26、速器低速軸 1.按中心距先畫軸 線、齒輪、內壁、 軸承的端面、軸承 的位置 2.先畫箱內，后畫箱 外 3. 先粗畫，后細畫 4.一般先畫俯視圖， 再畫主視圖，最后 畫側視圖。 5. 布圖上下左右要 適當勻稱。 注意事項 齒輪 輪轂的長度 應滿足 l=（ 1.21.5)d，至少 l=d， d 裝齒輪處軸的直徑 當齒寬系數取值較小時，尤其是 硬齒面 ，會導致 齒寬 b較 小 ，鍵的強度不足，可能會出現齒輪輪轂長度 l小于所在軸直徑 d，此時應 加長輪轂 至滿足上述要求。此時箱體 內壁應加寬 。 注意： 軸承蓋 的尺寸也是 確定凸臺高 的關鍵因素。不能 太大或太小。 定位軸肩高和非定位軸肩高的取法。
27、 1.鍵的選擇及校核 軸的結構設計完成后，根據鍵所在的軸徑查標準確定鍵的截 面尺寸 b、 h。兼顧輪轂長度確定標準鍵長 L 。 驗算 鍵的擠壓 強度。若強度不足，可采用相隔 180的 雙鍵， 但按 1.5個鍵計算 。 2.軸承的壽命計算 類型的選擇：若軸上的齒輪為斜齒輪，最好選用 7類或 3類軸承， 以便承受較大的軸向載荷；若為直齒輪，優(yōu)先選用 6類軸承。 型號的確定：可從中系列初選。如軸頸直徑 d=40mm,若選深 溝球軸承，則可初選 6308。 求得各軸承所受的當量動載荷 P，從而計算軸承壽命 Lh ,滿足 二、校核計算 60 10 h 6 h t L P Cf n L 一般以大修期計算
28、精確確定：軸的支點位臵及軸上所受載 荷的大小、方向和作用點。 軸的強度校核一般遵循下列步驟： （ 1）畫出軸的空間受力簡圖 （ 2）作出水平面的受力圖、彎矩 MH圖 （ 3）作出垂直面的受力圖和彎矩 MV圖 （ 5）作出轉矩 T 圖 （ 7）確定危險截面，進行校核計算 （ 4）作出合成彎矩 M 圖 22 VH MMM 3.軸的強度校核 轉軸，可按 當量彎矩法 進行強度校 核；對重要軸，進行 疲勞強度安全系數 校 核 。 （ 6）作出當量彎矩 Me 圖 22 )TMM e （ 減速器附件設計 油標尺 作用：測量油面深度，要有最高液面，最低液面刻度。位置 設計時要防止拔不出油標或油外溢。 放油塞
29、作用：更換潤滑油的出口，設計在箱體底座最低位置處。 主視圖的高度確定 油底油面高度 3050，以保證足夠的油量，且避免塵渣泛 起 。 減速器中心高： da2/2+3050+58 四、裝配圖其他工作要求 裝配圖底圖完成后，應進行尺寸標注，技術要求、減速器特性、 零部件編號及零件明細表和標題欄的填寫，檢查無誤后加深，完成 裝配圖。 尺寸標注 ：裝配圖上只標注以下四類尺寸 （ 68） 技術特性 ： 在裝配圖上以表格形式列出 技術要求 ： （ 1）輸入功率和轉速（ 2）傳動效率（ 3）總傳動比及各級傳動比 等。 （ 1） 特性尺寸 。指減速器的中心距及偏差。 （ 2） 配合尺寸 。如齒輪、帶輪、聯軸器
30、和軸的配合，軸承和 軸、軸承座的配合等。 寫明在視圖上無法表示的關于裝配、調整、檢驗、維護等方 面的技術說明。 （ 3） 安裝尺寸 。如底板尺寸、中心高、地腳螺栓孔及位臵等。 （ 4） 外形尺寸 。指總長、總寬、總高 零部件編號 ： 按要求對各個零件正確編號，既不能重復也不能遺 漏。各視圖中的編號均按順時針或逆時針方向排列 整齊。 零件明細表和標題欄 ： 零件明細表和標題欄必須符合標準 。明細表中的內容 應與零部件編號對應，由下向上填寫， 五、繪制零件工作圖 應包括制造和檢驗零件所需的全部內容。包括：圖形、 尺寸及其公差、表面粗糙度、形位公差、材料和熱處理 說明、技術要求、標題欄等。 1.二級
31、減速器的裝配圖 四、裝配圖 2.一級減速器的裝配圖 2、齒輪零件圖 1）視圖 齒輪類零件一般選取 1 2個視圖，側視圖可只畫主視圖表達不清的 鍵槽和孔。 2）尺寸標準 包括圓、寬度和鍵槽三部分。 3）嚙合特性表 齒輪類零件的主要參數和誤差檢驗項目應在齒輪（蝸輪）嚙合特性 表中列出。嚙合特性表一般布置在圖幅的右上角。齒輪（蝸輪）的精 度等級和相應的誤差檢驗項目的極限偏差或公差取值見第六章。 4）技術要求 1）對毛坯的要求：如鑄件不允許有缺陷，鍛件毛坯不允許有氫化 皮及毛刺。 2）對材料化學成分和力學性能的要求，允許使用的代用材料。 3）零件整體和表面處理的要求：如熱處理方法、熱處理后的硬 度、滲
32、碳 /滲氮要求及淬火深度。 4）未注倒角、圓角半徑、斜度等的說明。 5）其他特殊要求：如修形或對高速齒輪的動平衡試驗等。 齒輪的零件圖 1）視圖選擇 軸的結構可用一個視圖加若干斷面。 2）尺寸標注 滿足加工、檢驗、裝配要求。 注意：基準面，加工過程，尺寸鏈不封閉。 3）形位公差 重點是軸頸和軸頭部分。 4）表面粗糙度 5）技術要求 軸類零件的技術要求包括： 1）對材料化學成分和力學性能的要求，允許使用的代用材料。 2）熱處理方法和要求：如熱處理后的硬度、滲碳 /滲氮要求及淬火 深度等。 3）未注倒角、圓角的說明。 4）其他加工要求：如對某些關鍵尺寸、加工狀態(tài)要求的特殊說明。 3、軸 ( 軸類零
33、件圖 ) 低速軸零件圖 (一 )、主要內容（ P83） 目錄（標題及頁次） 設計任務書 傳動方案的擬定（簡要說明，附傳動方案簡圖） 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算 傳動零件的設計計算 軸的設計計算（ 軸的彎扭矩圖畫在同一張紙上 ） 鍵聯接的選擇和計算 滾動軸承的選擇和計算 聯軸器的選擇 主要參考文獻 設計小結 潤滑方法和密封形式，潤滑油牌號的選擇 六、撰寫設計計算說明書 (二 )、封面要求 （ P82） (三 )、計算部分的格式要求（ P82） 不許涂抹 希望同學們認真設計，留下美好回憶 ! 祝同學們設計愉快，取得好成績 ! 以上均要求獨立完成，如有雷同視為作弊。 二級展開式圓柱齒輪減速器 蝸桿減速器 齒輪蝸桿減速器 返回 圓錐圓柱齒輪減速器
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