机械设计二级减速器课程设计 - 图文

课 程 设 计

课程名称：设计题目：班 级：学 号：姓 名：指导教师：完成时间：

机械设计 二级减速器的设计（1） 20120716 2012071611 黄启信 杨恩霞

哈尔滨工程大学教务处 制

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机械设计课程设计任务书

题目：设计一螺旋输送机驱动装置的二级减速器，如下图所示：

1.已知数据

2.工作条件

两班制工作运送砂石，每班工作8小时，单向运转；螺旋输送机效率为0.92。

螺旋轴转矩T/（N·mm） 螺旋轴转速n/(r/min) 420 140

3.使用期限及维修间隔

使用期限为10年，检修间隔为2年。

4.生产批量

小批量生产。

5.要求完成的工作量

（1）设计说明书一份

（2）同轴式二级齿轮减速器装配图一张

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计算项目及内容 主要结果 Pw =6.157 kW 一、选择电动机 ①选择电动机类型 该螺旋输送机驱动的二级减速器用于运送砂石，故灰尘多 故采用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，电压为380V，自扇冷式。 ②选择电动机的功率 已知条件：螺旋轴转矩：T=420N·m=4.2×10N·mm n=140r/min 工作机的有效功率:Pw=5T×n（kW） 9.55×106 解得： Pw =6.157 kW 从电动机到工作机输送带间的总效率为 式中， ηηηη· η Σ=21·42·234η、η、η、 η分别是联轴器、轴承、齿轮传动和螺旋输送机 1234 的传动效率。 由表2-1选取， 联轴器选取弹性联轴器： 滚动轴承取球轴承： η=0.99 1η=0.99 2 齿轮传动取8级精度的一般齿轮传动： 螺旋输送机的送机效率： 计算可得：η=0.97 3 η=0.92 4 ηΣ=0.815 η Σ=0.815 所以电动机所需的工作功率为： Pd=Pw6.157==7.555 kW ηΣ0.815Pd?7.555kW 3

③确定电动机转速 ' 查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比iΣ=8~40，

而螺旋输送机的转速为：nw=140 r/min 所以电动机转速的可选范围为： nw=140 r/min nd=nw ·nw=（8~40）×140=（1120~5600）r/min 符合这一范围的同步转速为1500r/min,3000r/min两种，综合考虑电动机和 传动装置尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同 步转速为1500r/min。 根据电动机类型、容量和装束，由点击产品目录或有关手册选定电动机型 号为：Y132M-4 其主要性能如下表： 型号 额定功率P/kW 满载时 转速 1440 电流 15.4 效率 /Φ 87 功率因数cosΦ 0.85 额定转矩 2.3 质量/kg Y132M-4 7.5 79 二、计算传动装置的总传动比，并分配传动比 总传动比： i?? 分配传动比： nd1440??10.29 nw140i??10.29 取：i1?i2?3.21 i1?i2?3.21 4

三、计算传动装置各轴的运动和动力参数 各轴的转速： ?轴n??nd?1440r?min?1??轴n???n?1440??449r?min?1i13.21n449???轴n????????140r?min?1i23.21输出机轴n轴?n????140r?min?1 各轴输入功率：

?轴P??Pd?1?7.555?0.99?7.480(kW)??轴P???P??2?3?7.480?0.99?0.97?7.183(kW)???轴P????P???2?3?7.183?0.99?0.97?6.898(kW)卷筒轴P卷?P????2?1?6.898?0.99?0.99?6.761(kW) 各轴的输入转矩： 电动机轴的输入转矩为: P7.555Td?9.55?106d?9.55?106??5.010?104(N?mm) nd1440 故： ?轴T??Td?1?5.010?104?0.99?4.960?104(N?mm) ??轴T???T??2?3i1?4.960?104?0.99?0.97?3.21?1.529?105(N?mm)???轴T????T???2?3i2?1.529?10?0.99?0.97?3.21?4.713?10(N?mm)55卷筒轴T卷?T????2?1?4.713?10?0.99?0.99?4.619?10(N?mm)55 将上面结果汇总于表中，以备查用： 轴名 电机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 螺旋轴 功率P/kW 7.555 7.480 7.183 6.898 6.761 转矩T/(N?mm) 转速n/(r/min) 1440 1440 449 140 140 5.010?10 4.960?10 1.529?10 4.713?105 5444.619?105 四、传动零件的设计计算 1、低速级圆柱直齿轮传动的设计与校核 ①选择材料、热处理方式、精度等级及齿数 选择小齿轮材料45号刚，调质处理，硬度为250HBW；大齿轮材 料45号刚，正货处理，硬度为220HBW。齿轮精度为8级。 取小齿轮齿数z1?24，大齿轮齿数z2?i2z1?3.21?24?77.04，为防止 磨损集中在某几个齿上，而造成齿轮过早报废，两齿轮齿数应互质，故取。 z1?24 z2?77 5

z2?77 ②按齿面接触强度设计

d1? a.确定各参数数值 初选载荷系数Kt?1.3 由表7-5，初选齿宽系数由表7-6，查得弹性系数32KT1?du?1?ZEZH???????u?H????2mm ?d?1 zE?189.8MPa 12由图7-12查取节点区域系数zH?2.5 由图7-18,查得接触疲劳强度极限?Hlim1?650MPa，?Hlim2?580MPa； 小齿轮应力循环次数： 91.5?10N1?60n1jLh=60?449?1?350?16?10= 大齿轮应力循环次数： N1?60n1jLh=60?140?1?350?16?10=4.7?10 由图7-19查得接触疲劳系数ZN2?0.95，ZN2?1.05（允许局部点蚀） 取安全系数8SH?1，则： ??H1??ZN1?Hlim1?0.95?650?617.5MPa SH??H2??ZN2?Hlim2SH?1.05?580?609MPa ??H????H1????H2??613.25MPa2 b.确定传动尺寸 初算小分度圆直径d1 2KT1u?1?ZEZH3d1t?????du????H?????252?1.3?1.529?103.21?1?189.8?2.5??3???? 13.21?613.25?2d1t?67.3mm 6

?67.3mm

圆周速度v??dn60?1000???67.3?44960?1000?1.58m/s?6m/s c.精确计算载荷系数K 查图7-7得动载荷系数Kv?1.13； 由表7-2查得使用系数KA?1.0； KAFt?100N/mmb 由表7-3，假设，得齿间载荷分配系数K??1.1； 由图查取齿向载荷分布系数K??1.06（设轴刚性大）; 故载荷系数：K?KAKvK?K??1.0?1.13?1.1?1.06?1.52 按K值对修正，即d1?d1t3 ③主要尺寸计算 a.确定模数:m? K1.52?67.3?3?70.92mm K?1.3d1?70.92mm m=3mm a=150mm d170.92??2.96mm，取m=3mm。 z124 b.中心距:a?m3(z1?z2)??（24?77）?151.5mm， 22 圆整中心距为5的倍数，取a=150mm。 传动比:i2'?76?3.17，?i2?3.21?3.17?1.2%?5% 24i23.21 传动比误差在允许范围之内。 c.分度圆直径:d1?mz1?3?24?72mm， d2?mz2?3?76?228mm。 d.齿宽: b??dd1?1?72?72mm， 取小齿轮齿宽: b1?75mm，大齿轮齿宽: b2?70mm。 ④校核齿根弯曲疲劳强度 a.确定各参数 由表7-4查取齿形系数和应力校正系数: d1?72mmd2?228mm b1?75mm b2?70mm 7

YF1?2.65，YS1?1.58；YF2?2.24，YS2?1.75 由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数: YN1?0.89，YN2?0.91 由图7-16查表得齿轮弯曲疲劳极限

?Flim1?580MPa，?Flim2?320MPa 取安全系数，计算得许用弯曲应力： ??F1??YN1?Flim1?0.89?580SF1.25?412.96MPa ??F2??YN2?Flim2SF b.验算齿根弯曲强度 ?0.91?320?232.96MPa 1.25 2KT12?1.52?1.529?105?F1?YF1YS1??2.65?1.58?128.71MPa???F1? bmd170?3?72?F1?128.71MPa ?F2YY2.24?1.75??F1F2S2?128.71??120.50MPa???F2?YF1YS12.65?1.58 ?F2?120.50MPa 弯曲疲劳强度足够。 c.验算 KAFt2KATII2×1.0×1.529×105=?=67.67N/mm?100N/mm，合适。 bbd170×72 2、高速级圆柱斜齿轮传动的设计与校核 ①选择材料、热处理方式、精度等级及齿数 选择小齿轮材料45号刚，调质处理，硬度为250HBW；大齿轮材 料45号刚，正货处理，硬度为220HBW。齿轮精度为8级。 取小齿轮齿数z1?34，大齿轮齿数z2?i2z1?3.21?34?109.14， 初步 选定为取 z2?110，初选螺旋角??16? z1?34 z2?110 ??16? ②按齿面接触强度设计 d1?3 确定各参数数值 初选载荷系数Kt?1.3； 2KT1u?1?ZEZH????d??u????H????mm ?2 由表7-5，初选齿宽系数?d?1； 由表7-6，查得弹性系数zE?189.8MPa； 12 由图7-12查取节点区域系数zH?2.43； 由图7-18,查得接触疲劳强度极限?Hlim1?650MPa，?Hlim2?580MPa； 小齿轮应力循环次数：

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N1?60n1jLh=60?1440?1?350?16?10=4.83×109 大齿轮应力循环次数： N1?60n1jLh=60?449?1?350?16?10=1.50×109 由图7-19查得接触疲劳系数ZN1?0.88，ZN2?0.95（允许局部点蚀）； 取安全系数SH?1，则： ??H1??ZN1?Hlim1?0.88?650?572MPa SH??H2??ZN2?Hlim2SH?0.95?380?551MPa ??H????H1????H2??561.6MPa2 要想计算重合度系数，首先必须计算重合度，当量齿轮的重合度为： ??H??561.6MPa ??v11cos316?cos316??[1.88?3.2(?)]cos??[1.88?3.2(?)]cos16??1.702zv1zv234110 纵向重合度为： ??v?1.702 ???bsin??0.318?dz1tan??3.091?mn ???3.091 ???1计算重合度系数：因，取???1，故 Z?? 螺旋角系数： 4???3(1???)???1??0.767???? Z??0.767 Z??cos??0.980 将上面数据代入： 初步求出小齿轮分度圆直径，即： Z??0.980 9

2KT1u?1?ZEZHZ?Z?d1t?3????du????H?????2 42?1.3?4.960?103.21?1?189.8?2.43?0.767?0.980??3???? 13.21?561.5?2d1t?39.90mm ?39.90mm 圆周速度v??dn60?1000???39.90?144060?1000?3.01m/s 查图7-7得动载荷系数Kv?1.06； 由表7-2查得使用系数KA?1.0； KAFt?100N/mm 由表7-3，假设b，得齿间载荷分配系数K??1.2； 由图查取齿向载荷分布系数K? 故载荷系数： K?KAKvK?K??1.0?1.17?1.2?1.06?1.49 按K值对修正，即： d1?d1t3 ③主要尺寸计算 a.计算模数： ?1.06（设轴刚性大）； K1.49?39.90?3?41.76mm K?1.3d1?41.76mm mn?d1cos?41.76?cos16???1.18mm z134 为了防止齿轮太小引起的意外断齿，模数取mn=2mm； b.计算中心距：同低速级中心距相同，a1=150mm； c.计算螺旋角： mn=2mm a1=150mm mn(z1?z2)2(34?110)?cos?1?16.26??16?15'36'' 2a2?150 ??cos?1 与初选值相差不大，故与有关的参数值不需修正。 传动比： i1'?110?i0.025?3.235，1??0.78%?5% 34i13.21??16?15'36'' 10

传动比误差在允许范围之内； d.重新计算大小轮分度圆直径：

mz2?34d1?n1??70.833mm cos?cos16.26?d2? e.重新核对复核中心距： d1?70.833mmd2?229.167mm mnz22?110??229.167mm cos?cos16.26?a? f.确定齿宽： d1?d270.833?229.167??150mm,满足要求 22b??dd1?1?70.833?70.833mm a?150mm b?70.833mm b1?75mm b2?70mm 取小齿轮齿宽b1?75mm，大齿轮齿宽b2?70mm。 ④校核齿根弯曲疲劳强度 ?F1? 公式中各参数： 2KT1YFaYSaY?Y????F?bmnd1 a.小、大齿轮的齿轮疲劳极限：?Flim1?580MPa，?Flim2?320MPa 由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数： YN1?0.87，YN2?0.89； 取安全系数SF?1.25，计算得许用弯曲应力： ??F1??YN1?Flim1?0.87?580SF1.25??F1??403.68MPa??F2??227.84MPa ?403.68MPa ??F2??YN2?Flim2SF b.当量齿数： ?0.89?320?227.84MPa 1.25Zv1?z134??38.43 33?cos?cos16.26z2110??124.34 cos3?cos316.26?Zv1?38.43 Zv2?124.34 Zv2? c.当量齿轮的端面重合度: ??v?[1.88?3.2(

1111?)]cos??[1.88?3.2(?)]cos16.26??1.70 zv1zv238.43124.34??v?1.70 11

d.重合度系数： Y??0.25?0.75??v?0.25?0.75?0.691 1.70 Y??0.691 e.螺旋角系数： Y?min?1?0.25???1?0.25?3.091?0.23 (???3.091?1按???1计算) 16.26??1?1??0.865?Y?min?0.23 Y??1???120?120??Y??0.865 f.齿形系数： YF1?2.45 YF2?1.65 g.应力修正系数： YS1?1.65 YS2?1.79 h.弯曲强度校核计算： 2KT12?1.49?4.960?104?F1?YFaYSaY?Y???2.45?1.65?0.691?0.865bmnd170?2?70.833 ?36.01MPa???F1?YY1.79?2.18??F1F2S2?36.01??34.76MPa???F2?YF1YS12.45?1.65 ?F1?36.01 MPa ?F2?F2?34.76MPa 12

弯曲疲劳强度足够。 j.验算： KAFt2KAT12×1.0×4.960?104=?=20.01N/mm?100N/mm bbd170?70.833 合适。

五、轴的设计计算 1.电动机的安装尺寸 轴外伸直径为：D?38k6mm，轴外伸长度为：L?80mm，中心高H?1320?0.5mm键槽宽度F?10mm，键槽深度G?5mm。 2.初定轴的最小直径 先按轴所承受的转矩初步估算轴的最小直径，公式为 dmin?C3轴材料选45号钢调质处理，取C=110，则： Pn ?轴：d1min?110?37.480?19.05mm轴上有键槽，加大4%，得d1min?19.81mm1440 d1min?19.81mm d2min?28.82mm 7.183??轴：d2min?110?3?27.72mm轴上有键槽，加大4%，得d2min?28.82mm449 ???轴：d3min?110?36.898 ?40.33mm轴上有键槽，加大4%，得d3min?41.94mm140 3 .选择联轴器和轴承 1高速输入轴连轴器选择 ○d3min?41.94mm 高速连轴器高速轴与电动机连接拟选用LX型弹性柱销联轴器GB/T 5014-2003，取K?1.5，计算转矩为TC?KT??1.5?50.10?75.15N?m。确定选LX3型弹性柱销联轴器(TP?1250N?m?TC,nP?4750r/min?n?)，轴孔直径d?30~38mm 2低速输出轴连轴器选择 ○低速轴与输送机连接拟选用滑块联轴器JB/ZQ 4384-1986，取K?1.5，计算转矩为TC?KT????1.5?471.3?706.95N?m。确定选KL7滑块联轴器(Tn?900N?m?Tc,np?3200r/min?n???)，轴孔直径d?40~50mm。 LX3型弹性柱销联轴器 KL7滑块联轴器 13

3初选轴承 ○轴承选择深沟球轴承 I轴选择深沟球轴承6008 II轴选择深沟球轴承6206 III轴选择深沟球轴承6210 深沟球轴承6008 选择深沟球轴承6206 选择深沟球轴承6210 4.低速轴的设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Pdmin?C3 n 1）最小直径d由公式定出，取1段直径为d1?42mm，L1根据 联轴器可知L1?112mm 2）外伸段轴肩高度h按固定传动零件或联轴器及密封尺寸的要求给出。轴肩高 度h应大于2~3倍轮毂倒角C。密封处轴径d2应符合密封标准轴径要求，般 为0,2,5,8结尾的轴径。故取d2?45mm,L2?55mm 3）根据安装方便和轴承内径要求，确定安装轴承处的轴径d3。轴径d3一般比前 段直径大1~5mm,应是以0或5结尾的数值。同一根轴上的轴承成对使用，故 取一样的值，所以d3?d6?50mm，轴段3和轴段6的长度与轴承宽度相配 合，故取L3?55mm,L6?24mm。 4）根据受力合理及装配方便的原则，确定安装齿轮处的直径d4。这一段直径比 前段直径稍大2~5mm。故取d4?55mm。为使密封圈端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧,轴段4的长度L4应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b?70mm，取l6?68mm。齿轮左端用轴肩固定。由此可取L4?68mm。 5）固定齿轮的轴环直径d5，根据固定要求定出，台阶高度应大于2~3倍轮毂孔 倒角C。故取d5?60mm,L5?10mm。 6）取轴端倒角为C2。

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低速轴的设计尺寸如下图： （1）计算大圆柱齿轮受力 根据齿轮设计时所得的数据有： 圆周力： Ft1?4134.2N 径向力 ： Ft1?4134.2N Fr1?1504.7N Fr1?1504.7N （2）计算支承反力 轴承选用深沟球轴承6210，D=20mm,B=20mm。 根据长度关系把轴受力图简化： Ft R'A 54 水平面支反力: Fr R'B RA RB 63 120 RA?810.2N RA?810.2N RB?694.5N RB?694.5N 竖直面支反力: RA?2226.1NMH 'R'A?2226.1N R'B?1908.1N

R'B?1908.1N 15

水平面弯矩图见下图： MH?43743.5N MH?43743.5N 竖直面弯矩图见下图： MV?120209.4N MV?120209.4N 合成弯矩合成弯矩 M?MH2?MV2 M?127924.5N M?127924.5N 画转矩图 ，。 ??650MPa??360MPas 计算许用应力，根据许用应力插入法，b 由表查得[?0b]?102.5MPa，[??1b]?60MPa 则折合系数为： [??1b]???0.59 ??0.59 [?0b]

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所以可得转矩图如下： T?4.713?105N?mm?T?0.59?4.713?105?2.781?105N?mm T?4.713?105N?mm ?T?2.781?105N?mm 画当量弯矩图： 3.061?105 1.279?105 当量弯矩2.781?105 ?T?0.59?4.713?105?2.781?105N?mm 当量弯矩在齿轮中间截面处： Me?M2?(?T)2?127924.52?(2.781?105)2?3.061?105N?mm （4）校核轴径 大齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，危险截面为大 齿轮所在中间截面。 该截面有键槽，抗扭截面模量为 Me?3.061?105 N?mm bt(d?t)2W???14230.1mm3322d 其中，b=16mm,t=6mm 则 ?d3W?14230.1mm3 Me3.061?105?e???21.51MPa?[??1b] W14230.1 故轴的尺寸满足要求。 ?e?21.51MPa 5.中速轴的设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）参照工作要求并根据初步选择的滚动轴承（6206），可确定中间轴轴段1和 轴段5的直径d1?d5?40mm，,轴段1和轴段5的长度与轴承宽度相配 合，故取l1?40.5mm，l5?37.5mm。

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轴承的拆卸和定位，可取d2?34mm。齿轮右端用轴肩固定，由此可确定 轴段3的直径, 轴肩高度h?0.07~0.1d,取d3?39mm，l3?70mm。小 齿轮左端由套筒固定，为使齿轮左端顶在密封圈上，即靠紧，轴段2的长 度l2应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b?75mm，取 l2?73mm。 3）轴段4上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大与d5，考虑到 轴承的拆卸和定位，可取d2?34mm。 4）取轴端为C2。 中速轴的设计尺寸如下图： 6.高速轴的设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Pdmin?C3 n 1）最小直径d由公式定出，取6段直径为d6?30mm，L6根据 联轴器可知L6?82mm 2）外伸段轴肩高度h按固定传动零件或联轴器及密封尺寸的要求给出。轴肩高 度h应大于2~3倍轮毂倒角C。密封处轴径d5应符合密封标准轴径要求，般 为0,2,5,8结尾的轴径。故取d5?35mm,L5?60mm 3）根据安装方便和轴承内径要求，确定安装轴承处的轴径d4。轴径d3一般比前 段直径大1~5mm,应是以0或5结尾的数值。同一根轴上的轴承成对使用，故 取一样的值，所以d1?d4?40mm，轴段1和轴段4的长度与轴承宽度相配 合，故取L1?19mm,L4?28mm。 2）轴段2上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，d2应略大与d1，考虑到

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前段直径稍大2~5mm。故取d3?44mm。为使密封圈端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧,轴段3的长度L3应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b?75mm，取l3?73mm。齿轮左端用轴肩固定。 5）固定齿轮的轴环直径d5，根据固定要求定出，台阶高度应大于2~3倍轮毂孔 倒角C。故取d2?46mm,L2?10mm。 6）取轴端倒角为C2。 高速轴的设计尺寸如下图： 六、滚动轴承的类型、代号及寿命计算 （1）低速轴轴承的选择 低速轴轴承处直径为?50，选用深沟球轴承GB/T276-94，型号为6210， 基本额定动载荷C?35.0kN，e?0.30。 （2）计算当量动载荷 2222Fr1?RA?R'A?2369.0N， Fr2?RB?R'B?2030.6N P?Fr 由于低速轴上的轴承不承受轴向力，只承受径向力，故 4）根据受力合理及装配方便的原则，确定安装齿轮处的直径d3。这一段直径比 即：P1 ?Fr1?2369.0NFr1?2369.0N P2?Fr2?2030.6N Fr2?2030.6N 19

（3）计算寿命

取较大者P2代入寿命计算公式，取fP?1.2，则 106ftC?1061?350003Lh?()??()?222170h?17520h 60nfPP60?1401.2?2369 故轴承符合寿命要求。 Lh?222170h 七、键连接的选择计算 （1）低速轴键的选择 低速轴与大圆柱齿轮的连接。选用圆头普通平键（A型），尺寸大小为，b=16mm， h=10mm，L=60mm。 低速轴与输送机联轴器的连接。选用圆头普通平键（A型），尺寸大小为， b=12mm，h=8mm，L=102mm。 （2）低速轴与大圆柱斜齿轮的连接校核。 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表查得许用挤压应力 [?p]?120~150MPa 取其平均值[?p]?135MPa。 键的工作长度l=L-b=60-16=44mm 键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=5mm 则 2T2?4.713?105?p???77.90MPa?[?p] kld5?44?55 键的强度符合要求。 ?p?77.90MPa 键、轴和联轴器的材料都是钢，由表查得许用挤压应[?p]?120~150MPa， [?]?135MPa 取其平均值p。 键的工作长度l=L-b=102-12=90mm. 键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm 则 2T2?4.713?105?p???62.37MPa?[?p] kld4?90?55 键的强度符合要求。

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（3）低速轴与输送机联轴器的连接校核。

?p?62.37MPa 八、箱体设计 减速器的箱体材质选用铸铁（HT150）。采用剖分式结构。 1.机体有足够的刚度 机体设置外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。 2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿 顶到油池底面的距离H为30mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有 足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。 3.机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。 4.对附件设计 A窥视孔和窥视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况，并兼作注油孔。由于检测时常需要使用 相应的工具并需观察，所以窥视孔一般设计在减速器的上方，并应有足够的 尺寸，以便观察和操作。为防止杂质进入箱体和箱体内油液溢出，窥视孔上 设有窥视孔盖及密封垫圈。窥视孔与箱体用螺纹连接。 B通气器 机器工作时其内部温度会随之升高，箱体内气体膨胀，如无通气管道则油气 混合气体会从减速器周边密封处溢出，为此应在箱体上方设置通气器，使机 器运转升温时气体通畅通出。为避免停机时吸入灰尘，使用带有过滤网的通 气器。 C放油孔及放油螺塞 为放出箱体内油液，应在箱体底部设置放油孔，其设计位置在箱体地面稍低 部位，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便排油时将油液排净。 机器正常工作时用螺塞加耐油垫片将其阻塞密封，为加工内螺纹方便，需在 靠近放油孔内箱体上局部铸造一小坑，使钻孔攻丝时，钻头丝锥不会一侧受 力。 D油面指示器 为了指示减速器内油面的高度，以保持箱体内正常的油量，在便于观察的油 面比较稳定部位设置油面指示器。 E吊环螺钉，吊耳及吊钩 为了装拆和搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。 F定位销 为了精确的加工轴承座孔，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终 保持加工时的位置精度，所以在箱盖和箱座的剖分面加工完成并用螺栓连接 之后、镗孔之前，在箱盖和箱座的连接凸缘上装备两个定位圆锥销。 G启盖螺钉 为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在箱盖和箱座剖 分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因黏接较紧而不宜分开。为 此在箱盖凸缘的适当位置上设置2个启盖螺钉。 21

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。螺钉杆端部做成圆柱形， 以免破坏螺纹。 箱体主要尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 箱座肋厚 箱盖肋厚 轴承旁凸台的高度 轴承旁凸台的半径 符号 计算公式 结果 8 8 12 12 20 8 8 44 23 ? ?1 b b1 b2 m ??0.025a?3?8 ?1?0.02a?3?8 b?1.5? b1?1.5?1 b2?2.5? m?0.85? m1?0.85?1 由结构要求确定 m1 h R1 R1?c2 D11?108 轴承盖外径 D2 D+(5~5.5)d3 D21?D22?92 D31?130 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 地脚螺钉通孔直径 地脚螺钉沉头座直径 df 查手册 查手册 查手册 查手册 查手册 查手册 M16 6 20 45 25 23 M12 M8 M8 n df' D0 c1 底座凸缘尺寸 c2 轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 d1 d2 d1?0.75df d2=（0.5~0.6）df d3 d3=（0.4~0.5）df 22

窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 箱体外壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 轴承旁联结螺栓距离 d4 d4=（0.1~0.4）df M6 6 52 13 9.5 108 d l1 ?1 ?2 d=（0.7~0.8）d2 l1=c+c+（5~8） 12?1?1.2? ?2?? S S?D2 九、润滑密封的选择 因为传动装置传速较高，轴承能达到使用油润滑的标准，所以轴承采用油润滑。 由于齿轮圆周速度远小于12m/s，故齿轮传动选用浸油润滑。箱体内选用L-AN150号润滑，装至规定高度。油的深度为50mm。 从密封性上来看，由于I，III轴与轴承接触处的线速度v?5ms，所以采用毡圈密封。 十、设计小结 1.设计体会 通过此次课程设计，使我更加扎实的掌握了有关机械设计方面的知识，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次又一次的思考，一遍又一遍的检查终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。实践出真知，通过亲自动手制作，使我们掌握的知识不再是纸上谈兵。 过而能改，善莫大焉。在课程设计过程中，我们不断发现错误，不断改正，不断领悟，不断获取。最终的检测调试环节，本身就是在践行“过而能改，善莫大焉”的知行观。这次课程设计终于顺利完成了，在设计中遇到了很多问题，最后在老师的指导下，终于游逆而解。在今后社会的发展和学习实践过程中，一定要不懈努力，不能遇到问题就想到要退缩，一定要不厌其烦的发现问题所在，然后一一进行解决，只有这样，才能成功的做成想做的事，才能在今后的道路上劈荆斩棘，而不是知难而退，那样永远不可能收获成功，收获喜悦，也永远不可能得到社会及他人对你的认可！ 课程设计诚然是一门专业课，给我很多专业知识以及专业技能上的提升，同时又是一门讲道课，一门辩思课，给了我许多道，给了我很多思，给了我莫大的空间。同时，设计让我感触很深。使我对抽象的理论有了具体的认识。通过这次课程设计，我掌握了零件的选用；熟悉了机器设计的大致过程；以及如何提高机器的性能等等。 我认为，在这学期的实验中，不仅培养了独立思考、动手操作的能力，在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是，在实验课上，我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的，真的是受益匪浅。要面对社会的挑战，只有不断的学习、实践，再学习、再实践。这对于我们的将来也有很大的帮助。以后，不管有多苦，我想我们都能变苦为乐，找寻有趣的事情，发现其中珍贵的事情。就像中国提倡的艰苦奋斗一样，我们都可以在实验结束之后变的更加成熟，会面对需要面对的事情。

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回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是苦多于甜，但是可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。 实验过程中，也对团队精神的进行了考察，让我们在合作起来更加默契，在成功后一起体会喜悦的心情。果然是团结就是力量，只有互相之间默契融洽的配合才能换来最终完美的结果。 此次设计也让我明白了思路即出路，有什么不懂不明白的地方要及时请教或上网查询，只要认真钻研，动脑思考，动手实践，就没有弄不懂的知识，收获颇丰。 2.设计的优缺点 1）能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1：10.29的总传动比。 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮。不仅能够满足强度及刚度要求，又能节省材料，降低了加工成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级同轴式圆柱齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过对轴长时间的精心设计，该减速器所使用的轴具有较大的刚度，保证了传动的稳定性。 4）加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与道具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀，美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 5）设计中存在的不足 由于时间紧迫，这次的设计中存在着许多缺点，比如箱体结构庞大，重量也很大；对齿轮和轴的材料要求过高，有一定浪费等等缺陷。我相信，经过这次实践，我在以后设计中可以避免很多不必要的工作，使目的更加明确，有能力设计出结构更紧凑，更合理，传动更稳定精确的设备。 十一、参考资料 [1]杨恩霞,刘贺平.机械设计课程设计[M].第二版.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社2012. [2]杨恩霞.机械设计[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2008. [3]李广君.机械工程制图[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2011. [4]杨在林.工程力学[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2010.

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[5]于惠力.学生版简明设计机械设计手册[M]北京：机械工业出版社，2013

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