最终修订版说明书1111 - 图文

机械设计课程设计 计算说明书

设计题目：设计用于盘磨机的二级圆柱齿轮减速器

________机械_______系_________2_________班 设计者______马超______

指导教师________门淑贵_________

___2009_____年_____6_____月_______11______日

北京工业大学耿丹学院

北京工业大学耿丹学院

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机械设计课程设计任务书

学号 060101227 姓名 马超 班级 机制2班

一、设计题目： 盘磨机传动装置 二、传动装置简图：

1—电动机；2、5—联轴器；3—圆柱齿轮减速器；

4—碾轮；6—锥齿轮传动；7—主轴

三、设计原始数据：

主轴转速：n主?50r/min 圆锥齿轮传动比：i=4 电动机功率：P= 5.5 kW 电动机转速：n电?1500r/min 每日工作时数：8小时 传动工作年限：8年 四、机器传动特性：

传动不逆转，有轻微的振动，起动载荷为名义载荷的1.5倍，主轴转速允许误差为±5%。 五、设计工作量：

1．减速器装配图1张（A0）； 2．零件工作图2张； 3．设计说明书1份。

指导教师： 门淑贵 2009年2月28日

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目 录

一、设计任务书………………………………………………… 二、传动系统方案的分析与拟定……………………………… 三、电动机的选择计算…………………………………………… 四、计算传动装置分配各级传动比……………………………… 五、传动装置运动及动力参数的计算………………………… 六、传动零件的设计计算……………………………………… 七、轴及联轴器结构的初步设计……………………………… 八、轴的计算…………………………………………… 九、验算滚动轴承的寿命……………………………………… 十、键联接的选择和计算……………………………… 十一、减速器润滑方式、润滑油牌号、密封类型的选择和装油量

计算……………………………………………… 十二、减速器箱体设计…………………………………… 十三、误差分析……………………………………… 十四、设计小结…………………………………………… 十五、参考文献……………………………………………

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计 算 及 说 明 结 果 一、设计任务书 1．设计任务 题目六：设计盘磨机传动装置的二级圆柱直齿轮减速器 2．原始数据 (1).主轴转速 n=50 r/min (2).圆锥齿轮传动比 i=4 (3).电动机功率 P=5.5 kW (4).电动机转速 n=1500 r/min 3．工作条件 连续单向运转，空载起动，使用期限8年，，每日工作时数8小时，有轻微的振动，起动载荷为名义载荷的1.5倍，主轴转速允许误差为?5%。 二、传动系统方案的分析与拟定 盘磨机传动系统方案如下图所示。 1—电动机；2、5—联轴器；3—圆柱齿轮减速器；4—碾轮； 6—锥齿轮传动；7—主轴 由电动机带动高速级齿轮转动，再由低速级齿轮经联轴器将动力传递给锥齿轮，再由锥齿轮传给磨盘。齿轮传动瞬时速比稳定，传动效率高，工作可靠，寿命长，结构紧凑，外形尺寸小。 选用两级展开式圆柱齿轮减速器，结构简单、应用广泛。齿轮相对于轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此轴应设计得具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。 盘磨机工作主轴为立轴，减速器输出轴为卧轴，通过一对锥齿轮改变传动方向并进一步减速。锥齿轮在箱体外为开式传动，由于润滑条件差，磨损严重，故布置在低速级。 计 算 及 说 明 结 果 - 4 -

三、电动机的选择计算 1．选择电动机的类型及原因： 选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。此类型电动机是按照国际电工委员会(IEC)标准设计的，具有国际互换性的特点，应用广泛。其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。 2．传动装置的总效率： 按表2-3确定各部分效率： 联轴器的效率 ?1?0.99 球轴承的效率 ?2?0.99 滚子轴承的效率 ?3?0.98 8级精度齿轮效率 ?4?0.97 锥齿轮效率 ?5?0.93 ??0.99?0.99?0.99?0.97?0.97?0.913 3．电动机型号的选择： 根据题意要求选择同步转速1500r/min，额定功率5.5kw,故选择Y132S-4 符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min。现比较，查表16-1，电动机数据及计算出的总传动比列于下表 方案 电动机型号 额定功率 P/kW 电机转速n/?rmin? 同步转速 ??0.913 满载转速 １ Y132S-4 5.5 1500 1440 由表16-3查取电动机轴外伸端尺寸：D=38mm E=80mm F=10mm G=33mm. 计 算 及 说 明 - 5 - 结 果

四、计算传动装置分配各级传动比 1．传动装置的总传动比： n1440i总?m??28.8 nw502．分配传动装置各级传动比： 由题目可知减速器圆锥齿轮传动比i45?4 i28.8则减速器内的传动比为 i13?i12?i23?总??7.2 i454高速级传动比 i12?1.3?i13?1.3?7.2?3.06 i7.2低速级传动比 i23?13??2.35 i123.06 五、传动装置的运动和动力参数的计算 １．输入功率、转速和转矩 (1)0轴（电机轴）： P0?P?5.5 kW n0?n?1440r/minT0?9550P05.5?9550??36.48N?mn01440 (2)Ⅰ轴 P1?P0??1?5.5?0.99?5.445kW n1?n?1440r/min P5.445T1?95501?9550??36.11N?m n11440(3)Ⅱ轴 P2?P1??2??4?5.445?0.99?0.97?5.229kW n1440n2?1??470.59rmin i123.06p5.229T2?95502?9550??106.12N?m n2470.59(4)Ⅲ轴 P3?P2??2??4?5.229?0.99?0.97?5.021kW n470.59n3?2??200.25rmin i232.35P5.021T3?95503?9550??239.45N?m n3200.25(5)Ⅳ轴 P4?P3??2??1?5.021?0.99?0.99?4.921kW n4?n3?200.25r/min P4.921?234.68N?m T4?95504?9550?n4200.25

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i总?28.8 i45?4 i13?7.2 i12?3.06 i23?2.35 P0?5.5 kW n0?1440r/minT0?36.48N?m P1?5.445kWn1?1440rmin T1?36.11N?m P2?5.229kW n2?470.59rmin T2?106.12N?m P3?5.021kWn3?200.25rmin T3?239.45N?m P4?4.921kWT4?234.68N?m n4?200.25r/min(6)Ⅴ轴 P5?P4??3??5?4.921?0.98?0.93?4.485kW n200.25 n5?4??50.06r/min i454P4.485 T5?95505?9550?855.61N?m n550.06计 算 及 说 明 ２．输出功率、转速和转矩 将上述运动和动力参数的计算结果汇总下 P5?4.485kWn5?50.06r/min T5?855.61N?m 结 果 参数 i 传动比 轴 名 0 轴 Ⅰ 轴 效率? 转速n (r/min) 输入功率P 输入转矩 T (kW) (N?m) 1 3.06 0.99 0.99?0.97 ?0.961440 1440 470.59 200.25 200.25 50.06 5.5 5.445 5.229 5.021 4.921 4.485 36.48 36.11 106.12 239.45 234.68 855.61 Ⅱ 轴 2.35 Ⅲ 轴 1 Ⅳ 轴 Ⅴ 轴 0.99?0.97 ?0.960.99?0.99 ?0.980.98?0.93 ?0.914 1.减速器外直齿锥齿轮传动设计 T4?234.68N?m，由教材P11?3查得载荷系数K?1.2,根据教材P181?R?0.3, 169表取Z1?20,且u?4，Z2?20?4?80。根据教材P11?1选择锥齿轮材料为40Cr， 166表 并进行表面淬火处理。硬度为48~55HRC，接触疲劳极限?Hlim为，取 1150~1210MPa ?Hlim?1180MPa。弯曲疲劳极限?FE为700~740MPa,取?FE?720MPa。根据教材 ?FE720[?]???576MP取最小安全系数。 S?1.25P表11?5FaF171 S1.25六、传动零件的设计计算 F 根据教材P70表4-5可得： tan?2?u?4,??2?arctanu?7557'36\ ? ??1?90???2?90??75?57'36\?14?2'24\ 计 算 及 说 明

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?2?75?57'36\ ?1?14?2'24\ 结 果 ?cos?2?cos75?57'36\?0.24，cos?1?cos14?2'24\?0.97 Z120 根据教材P当量齿数 ：Z???20.62 V1181cos?10.97Z280 ZV2???333.33 cos?20.24 根据教材P11?8和表11?9可查得： 173?174表 外齿轮齿形修正系数： YFa1?2.9，YFa2?2.13 外齿轮齿根修正系数： YSa1?1.56，YSa2?1.92 根据教材P11?17可得： 181公式m?34KT1?RZ12(1?0.5?R)23YFaYSau2?1[?F]?2.9?1.56 25764?1? m?4?1.2?234.68?1030.3?202(1?0.5?0.3)2m?3.2mm实际m?3.2?(1?10%)?3.52mm，取m?3.75mm ?分度圆直径：d1?mZ1?3.75?20?75mm d2?mZ2?3.75?80?300mm； 112??3.75?202?802?154.6mm 锥距：R?mZ12?Z222齿顶高：ha?m?3.75mm 齿根高：hf?1.2m?1.2?3.75?4.5mm 齿顶圆直径：da1?d1?2mcos?1?75?2?3.75?0.97?82.275mm da2?d2?2mcos?2?300?2?3.75?0.24?301.8mm 齿根圆直径：df1?d1?2.4mcos?1?75?2.4?3.75?0.97?66.27mm df2?d2?2.4mcos?2?300?2.4?3.75?0.24?297.84mm 齿宽： b?10m?10?3.75?37.5mm h3.75?1.39? 齿顶角：?a1??a2?arctana?arctanR154.6hf4.5?1.67? 齿根角：?f1??f2?arctan?arctanR154.6 根锥角：?f1??1??f?14?2'24\?1.67??12.37? ?f2??2??f?75?57'36\?1.67??73.29? 顶锥角：?a1??1??a?14?2'24\?1.39??15.43? ?a2??2??a?75?57'36\?1.39??77.35?

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ZV1?20.62 ZV2?333.33 m?3.75mm d1?75mm d2?300mm ha?3.75mm hf?4.75mm da1?82.275mm da2?301.8mm df1?66.27mm b?37.5mm ?a1??a2?1.39? df2?297.84mm ?f1??f2?1.67? ?f1?12.37? ?f2?73.29? ?a1?15.43? ?a2?77.35? ２．减速器内圆柱齿轮传动的设计计算： 一、高速级： （1） 选择齿轮材料 采用软齿面闭式齿轮转动。由教材P166表11-1查得： 小齿轮选用40MnB，调质处理，齿面硬度为241～286HBS。 大齿轮选用ZG35SiMn，调质处理，齿面硬度为241～269HBS。 （2） 确定许用应力 由教材P171表11-5查得： 最小安全系数取SH?1.1,SF?1.25 由教材P表11-1查得： 166 小齿轮接触疲劳极限?Hlim1?730MPa，弯曲疲劳极限?FE1?600MPa 大齿轮接触疲劳极限?Hlim2?620MP a，弯曲疲劳极限?FE2?510MPa ① 许用接触应力： ?730 [?H1]?Hlim1?MPa?664MPa Sh1.1 ?Hlim2620 ???MP?564MP?H2?aa SH1.1 ② 许用弯曲应力： ?FE1600?MPa?480MPa ??F1?? SF1.25 ?FE2510?MPa?408MPa ??F2??SF1.25 依据：当大小齿轮都是软齿面时，考虑到小齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载 次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20～50HBS。 硬齿面齿轮的承载能力较高，但需专门设备磨齿，常用于要求结构紧凑或生产批量大 的齿轮。当大小齿轮都时硬齿面时，小齿轮的硬度应略高，也可和大齿轮相等。 （3）按齿面接触疲劳强度设计： 设齿轮按8级精度制造。 ① 选择齿宽系数?d（教材P175表11-6） 由于齿轮为非对称布置，且为软齿面，所以取?d=1.2。 ?d=1.2 ② 选择载荷系数K（教材P169表11-3） 由于中等冲击，原动机为电动机，所以取K=1.2。 ③ 小齿轮上的转矩 5.445?3.61?104N?mm T1?9550?103?1440④ 弹性系数ZE(教材P171表11-4) ZE=188 ⑤ 区域系数ZH(教材P171) 由于标准齿轮，ZH?2.5。 ⑥ 许用接触应力 ??H?应取配对齿轮中较小的许用接触应力

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K=1.2 T1?36100N?mm ZE=188 ZH?2.5。 ??H????H2???Hlim2SH⑦ 小齿轮分度圆直径 3?620MPa?564MPa 1.25??H??564MPa d1?40.52mm Z1?22 Z2?67 m?2mm d1?44mmd1?32KT1u?1?ZE?ZH????du????H?????2 d1?2?1.2?3.61?1043.06?1?188?2.5????? 1.23.06?564?2d1?40.52mm⑧ 齿轮的模数 取Z1?22,则Z2?3.06?22?67 67?3.05 故实际传动比 i实?22d40.52模数 m?1??1.8mm Z122根据教材P取 m?2mm 57表4?1⑨ 齿轮几何尺寸的计算 d1?m?Z1?2?22?44mm d2?m?Z2?2?67?134mm *da1?d1?2?m?ha?44?2?2?1?48mmd2?134mmda1?48mmdf1?40mmda2?138mmdf2?130mmdf1?d1?2?m?h?44?2?2?1?40mm*da2?d2?2?m?ha?134?2?2?1?138mm* df2?d2?2?m?ha?134?2?2?1?130mm*a 根据大齿轮安装的轴的直径可得: b2??d?b?1.2?40?48mm又因为小齿轮一般比大齿轮宽5-10，所以b1?b2?8?48?8?56mmm2 中心距 a??Z1?Z2??(22?67)?89mm 22 b1?56mm(4) 验算轮齿弯曲强度 外齿轮的齿形系数YFa和外齿轮吃根修正系数YSaP11?8和表11?9可查得: 173?174表 YFa1?2.84 ,YSa1?1.57 YFa2?2.28 ,YSa2?1.73 由?F?2?K?T1?YFa?YSa2?K?T1?YFa?YSa????F?得， b?m2?Z1b?m2?Z12?K?T1?YFa1?YSa12?1.2?3.61?104?2.84?1.57?F1??22b?m?Z45?2?22 1?F1?97.55MPa???F1??480MPab2?48mma?89mm ，根据教材 - 10 -

?F2??F1YFa2?YSa22.28?1.73?97.55?YFa1?YSa12.84?1.57 ?F2?86.29MPa???F2??408MPa 根据计算结果可以得出齿根弯曲强度足够。 （5）齿轮的圆周速度 v??3.32m/s 60?100060?1000 根据教材P168表11-2可知，选用8级精度实合适的。 ???d1?n1??44?1440 v?3.32m/s 二、低速级： 设计方法、材料选择及工况系数、齿宽系数选择同高速级。 设齿轮按8级精度制造。 由于软齿面，载荷系数K?1.2,齿宽系数?d=1.2 5.229?106.12N?m?1.0612?105N?mm 小齿轮上转矩T1?9550?103?470.59 K?1.2 ?d=1.2 小齿轮分度圆直径： 取ZE?188,ZH?2.5 3 T1?1.061?10N?mm ZE?188 5 d1?32KT1u?1?ZE?ZH????du????H?????2 d1?2?1.2?1.0612?1052.35?1?188?2.5????? 1.22.35?564?2d1?59.45mm 取Z1?32 则Z2?2.35?32?75 75 故实际传动比 i实??2.34 32d59.45 模数m?1??1.9mm Z132m?2mm 根据教材P57表4?1，ZH?2.5 d1?59.45mm Z1?32 Z2?75 i实?2.34 m?2mm da1?68mmdf1?60mm 齿轮的几何尺寸计算 *da1?d1?2?m?ha?64?2?2?1?68mm *df1?d1?2?m?ha?64?2?2?1?60mm*da2?d2?2?m?ha?150?2?2?1?154mm da2?154mmdf2?146mm df2?d2?2?m?h?150?2?2?1?146mm*a 根据大齿轮的安装的轴的直径可得：b2??d?d?1.2?50?60mm 由于尺寸调整 b1?b2?4?60?4?64mm 中心距 a?m2?Z1?Z2???32?75??107mm 22

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b1?64mm b2?60mm a?107mm 验算轮齿弯曲强度: YFa1?2.56 ，YSa1?1.63 YFa2?2.27 ，YSa2?1.76 由?F?2?K?T1?YFa1?YSa12?K?T1?YFa1?YSa1????F? 2b?d1?Z1b?m?Z12?K?T1?YFa1?YSa12?1.2?1.0612?105?2.56?1.63?F1??2b?m?Z175?22?32 ?F1?110.7MPa???F1??480MPaY?Y2.77?1.76?F2??F1Fa2Sa2?110.7?YFa1?YSa12.56?1.63 ?F2?105.99MPa???F2??405MPa根据计算结果可以得出齿根弯曲强度足够。 齿轮的圆周速度 ??d1?n2??64?470.59??1.58m/s， v?60?100060?1000?选8级精度是合适的。 计 算 及 说 明

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结 果 1．材料的选择 高速轴与低速轴均用45号钢，进行调质处理 2．估算轴的最小直径 根据教材P245表14-2，取c?2。 （1）、 估算Ⅰ轴的直径： 33P5.445 按教材公式14-2可得：dⅠ?C?1?110??17.14mm n11440 因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴 径应增大5%。 ?dⅠ?17.14?(1?5%)?17.997mm dⅠ?30mm 由于发动机轴直径为38mm,取联轴器30?82mm，将轴颈调整为dⅠ?30mm （2）、估算Ⅱ轴的直径： 33 P25.229按教材公式14-2可得：dⅡ?C??110??24.55mm n2470.59dⅡ?35mm 考虑到减速箱的协调性,所以dⅡ?35mm。 （3）、估算Ⅲ轴的直径： 33P5.021 按教材公式14-2可得：dⅢ?C?3?110??32.2mm n3200.25 因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴颈，此时轴 颈应增大5%。 ?dⅢ?32.2?(1?5%)?33.81mm 由于联轴器取35?82mm,将轴颈调整为dⅢ?35mm。 dⅢ?35mm （4）、估计Ⅳ轴的直径： 33 P44.921按教材公式14-2可得：dⅣ?C??110??31.98mm dⅣ?38mm n4200.25 因为有键槽，所以dⅣ?33.579mm 。初估轴颈为dⅣ?38mm。 3．联轴器的选用 1选择联轴器的类型： ○ 对中、小型减速器，输入轴、输出轴均可采用弹性柱销联轴器，它加工制造容 易，装拆方便，成本低，能缓冲减振。 2计算转矩T： ○C 输入轴（Ⅰ轴）：由教材P291表17-1查得工作情况系数KA?1.5。 TC?KA?T?1.5?36.48?54.72N?m TC?Tn?250N?m 输出轴（Ⅲ轴）：由教材P291表17-1查得工作情况系数KA?1.5。 TC?KA?T?1.5?239.45?359.175N?m TC?Tn?630N?m 3型号选择： ○ 由设计指导书P附表9.3、9.4可查得： 126?127 YA38?80 输入轴联轴器选择为：TL6联轴器 (GB 4323-84)； YA32?82七、轴及联轴器结构的初步设计 - 13 -

输出轴联轴器选择为：HL3联轴器YA35?82 (GB 5014-85). YA38?824.轴承类型的选用 考虑到轴承主要承受径向载荷及较小的轴向载荷，选用深沟球轴承。 根据初估轴承处的轴的直径，由设计指导书P129?131附表10.1进行轴承型号的选择。 输入轴：选取轴承类型6007 基本尺寸d?35mm、D?62mm、B?14mm 输出轴：选取轴承类型6009 基本尺寸d?45mm、D?75mm、B?16mm 5．轴的结构设计 输出轴的设计： （1） 确定各轴段的直径：按结构和强度要求做成阶梯轴，外伸端直径为??35mm。为使联轴器能轴向定位，在轴的外伸端做一轴肩，所以通过轴承透盖，及与透盖毡圈接触的轴径为??40mm。由于选用两个6009型深沟球轴承，故安装轴承的轴颈为??45mm。安装齿轮的轴头直径取为?50mm，轴环外径取为?60mm。（详细尺寸见零件图） （2） 确定各轴段的长度： 齿轮轮毂宽度是60mm,故取安装齿轮的轴头长度为58mm，由轴承标准查 得6009型深沟球轴承宽度是16mm。根据齿轮端面、轴承端面与箱体内壁应保持一定的距离，取挡油环宽度为13mm；套筒为4mm；内嵌式端盖处加调整垫片2mm，用于调整轴向间隙； 通过轴承透盖的长度根据轴承盖的型式及箱体的结构确定为44mm。安装联轴器的轴头长度根据联轴器尺寸取为?16?82mm。由结构图可知，跨距l??2??13?2?60?55?10?4??171mm。 2??（3） 轴上零件的轴向固定：联轴器及齿轮处均采用A型普通平键连接，参考设计10?8?70mm；齿轮处键指导书P108附表5.11(GB 1096-79) 。联轴器上键为为14?9?48mm。 八、轴的计算 （1）、画结构简图和轴的受力图（图（a））,并确定轴上的作用力（图（b））。 转矩为 T2?106.12N?m 2T2?106.12齿轮的圆周力 Ft?2??3316.25N d364?10?3齿轮的径向力 Fr?Ft?tan??3316.25?tan20??1207.02N （2）、做水平面的弯矩MH图 （图（d）） F?l3316.25?116水平面内的支反力（图（c））: FAH?tCB??2249.62N lAB171 FBH?Ft?FAH?3316.25?2249.62?1066.63N 水平面弯矩: MHC?FAH?lAC?2249.62?55?123.73N?m （3）、做垂直面的弯矩MV图 (图（f）) 垂直面内的支反力(图（e）)： FAV? FBV

Fr?lCB1207.02?116??818.8N lAB171?Fr?FAV?1207.02?818.8?388.22N - 14 -

T2?106.12N?m Ft?3316.25N Fr?1207.02N FAH?2249.62N FBH?1066.63N MHC?123.73N FAV?818.8N FBV?388.22N 结 果 计 算 及 说 明 垂直面弯矩： MVC?FAV?lAC?818.8?55?45.03N?m （4）、作合成弯矩M图 （图(g)） 22?MVC?123.732?45.032?131.67??m 合成弯矩： MC?MHCMVC?45.03N?m MC?131.67N?m（5）、作转矩T图 (图（h）) 转矩： ?3?239.45N?m （6）、作当量弯矩Me图 (图（i）) 因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系数??0.6，则??T3?0.6?239.45?143.67??m。 危险截面C处的当量弯矩： 2Me?MC?(??T3)2?131.672?143.672?194.88N?m T3?239.45N?m ??0.6 Me?194.88N?m （7）、校核危险截面轴径 ?B?700MPa 由于输出轴采用45号钢制造，取?B?700MPa，???1b??65MP，且考虑a[??1b]?65MPa 到键槽影响，d乘以1.05,则有： 2MC?(??T3)2Me131.672?143.672 ?e????13.47MPa 3?33W0.1?d0.1?（50?10?1.05） ?e?13.47MPa ?e?13.47MPa?[??1b],强度足够，故安全。 计 算 及 说 明

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结 果

计 算 及 说 明

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结 果 九、验算滚动轴承的寿命 由设计指导书P129?131附表10.1进行轴承型号的选择: 输入轴：选取轴承类型6007。 输出轴：选取轴承类型6009 低速轴轴承正装受力如图 ⑴受力分析 22FrA?FAH?FAV?2249.622?818.82?2394.0N FrB?F2BH?F2BV?1066.63?388.22?1135.1N22 ⑵ 计算当量动载荷P 因为此轴承只承受径向载荷,根据教材P280公式16-5可得：P?Fr。 ⑶轴承寿命计算 根据教材P279表16-8可查得：温度系数ft?1； 根据教材P279表16-9可查得：载荷系数fP?1.2； 根据设计指导书P129?131附表10.1可查得：基本额定动载荷Cr?21.0kN； 根据教材P278可查得：寿命系数??3。 根据教材P279公式16-3得 10?ftCr?Lh????60n?fP?p?6??1?21.0?103?106Lh????32510h60?200.25?1.2?2394.0?3 每天工作8小时，每年按250天计算，轴承寿命为：32510.07/(250?8)?16年。 因此轴承寿命足够。 - 17 - 计 算 及 说 明 十、键联接的强度校核 1．许用挤压应力 键、轴和轮毂的材料都是45钢，由教材P10?10查得连接件的许用挤压158表应力??P??100~120MPa，取其平均值??P??110MPa。 2．校核联接大齿轮和输出轴Ⅲ的键 联接大齿轮和输出轴Ⅲ的键采用普通A型平键。尺寸为b?h?L?14?9?48。 键的工作长度为l?L?b?48?14?34mm。 键的高度h?9。 4T4?239.45?103??62.6MPa???P? ?P?dhl50?9?34 故满足挤压强度要求。 3．校核联接输出轴Ⅲ与联轴器的键 联接输出轴Ⅲ与联轴器的键采用普通A型平键。尺寸为b?h?L?10?8?70。 键的工作长度为l?L?b?70?10mm?60mm。 键的高度h?8mm。 4T4?239.45?103?P???57.01MPa???P? dhl35?8?60 故满足挤压强度要求。 4．校核联接联轴器与输入轴Ⅰ的键 联接联轴器与输入轴Ⅰ的键采用普通A型平键。尺寸为b?h?L?8?7?70。 键的工作长度为l?L?b?70?8?62mm。 键的高度h?7mm。 4T4?36.48?103??11.2MPa???P? ?P?dhl30?7?62 故满足挤压强度要求。 结 果 十一、减速器润滑方式、润滑油牌号、密封类型的选择和装油量计算 １．轴承润滑方式和润滑油牌号的选择 输出轴上轴承：dⅢ?n3?45?200.25mm?r/min?9.011?103mm?r/min 输入轴上轴承：dⅠ?n2?35?1440mm?r/min?5.04?104mm?r/min 因为d?n?(1.5~2)?105mm?r/min,所以滚动轴承均采用润滑脂润滑。脂润滑因润滑脂不易流失，故便于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。选用通用钙基润滑脂（GB491-87），牌号为L-XAAMHA1。其耐水性能。适用于工作温度低于55?C?60?C的机械设备的轴承润滑，特别是有水或潮湿处。润滑脂的装填量不宜过多，一般不超过轴承内部空间容积的1/3～2/3。 ２．齿轮润滑方式、润滑油牌号的选择和装油量的计算 当v?12m/s时闭式齿轮传动的润滑法多采用油池润滑。大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把润滑油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油池中的深度一般为一个齿高，但不应小于10mm。为避免搅油损失过大，大齿轮的浸油深度不应该超过其分度圆半径的1/3。为避免搅油时将油池底部的脏油带起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶到油池底面的距离应大于30～50mm，现取为50mm。为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。二级减速器每传递1kW的功率， - 18 - 计 算 及 说 明 需油量为Q0?(0.7?1.4)L。?装油量Q?(5.445?0.7?5.445?1.4)L?(3.81?7.62)L ３．密封类型的选择 （１）轴外伸处的密封设计 为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其他杂质渗入，造成轴承磨损或腐蚀， 应设置密封装置。深沟球轴承为脂润滑，选用毡圈油封，材料为半粗羊毛毡。 （２）剖分面的密封设计 为保证密封，箱体剖分面处的连接凸缘应有足够的宽度，连接螺栓的间距也不应过大，以保证足够的压紧力；在剖分面间涂水玻璃，以防止漏油，保证了密封。 结 果 十二、减速器箱体设计 减速器箱体起着支承和固定轴系部件、保证传动零件啮合精度和良好润滑以及轴组件的可靠密封等重要作用，其质量约占减速器总质量的30%~50%。因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。 为便于轴系部件的安装和拆卸，箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接，圆锥销定位。 １．减速器箱体的结构设计 首先保证箱体具有足够的刚度，使箱体有足够的壁厚，箱座和箱盖的壁厚取???1?10mm。 其次，为保证减速器箱体的支承刚度，箱体轴承座处要有足够的厚度，并设置加强肋，且选用外肋结构。为提高轴承座孔处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近（以避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔干涉为原则）。为提高联接刚度，在轴承座旁联接螺栓处做出凸台，要有一定高度，以留出足够的扳手空间。由于减速器上各轴承盖的外径不等，各凸台高度设计一致。 另外，为保证箱座与箱盖的联接刚度，箱座与箱盖联接凸缘应有较大的厚度b?b1?15mm。 为保证箱体密封，除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度外，合理布置箱体凸缘联接螺栓，采用对称均匀布置，并不与吊耳、吊钩和定位销等发生干涉。 ２．油面位置及箱座高度的确定 对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，对于多级传动中的低速级大齿轮，其浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的的距离大于30～50mm。取50mm。 ３．箱体结构的工艺性 箱体结构工艺性的好坏对于提高加工精度和装配质量，提高生产率以及便于检修维护等有很大影响。主要考虑铸造工艺和机械加工工艺两方面。 （1）、由于采用铸造箱体，所以要注意铸造的工艺要求，力求壁厚均匀、过渡平缓、外形简单、不要出现局部金属积聚；考虑液态金属的流动性，箱体壁厚不应过薄，砂形铸造圆角半径取R?5mm；为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向设计成1:10～1:20的拔模斜度，应尽量减少沿拔模方向的凸起结构，以利于拔模。箱体上应尽量避免出现狭缝，以免砂型强度不够，在浇铸和取模时易形成废品。 （2）、设计箱体的结构形状时，应尽量减小机械加工的面积，减少工件和刀 计 算 及 说 明

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结 果 具的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。同一方向上的平面尽量能一次调整、加工完成。各轴承座端面应在同一平面上。箱体加工面与非加工面必须严格分开。另外，窥视孔盖、通气器、油标和油塞等的结合面处，与螺栓头部或螺母接触处都应做出凸台(凸起高度h?3~5mm)。也可将螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。 ４．减速器附件的结构设计 1、窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点等，还可用于注入润滑油。窥视孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，尺寸以便于观察为宜。 2、放油孔应设在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成向放油孔方向倾斜1?~1.5?，并在其附近做一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。 3、油标用来指示油面高度，应设在便于检查及油面较稳定处，选用杆式油标。 4、应在窥视孔盖上安装通气器，使箱体内的热胀气体自由逸出，以保证箱体内外压力均衡，提高箱体由缝隙处的密封性能。 5、要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形或大倒角，以免顶坏螺纹。 6、为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取(0.7~0.8)d2，取d?8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以利于装拆。 7、为了拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳，，并在箱座两端凸缘下面铸出吊钩，用于调运整台减速器。 根据设计指导书表4-1计算得铸铁减速器箱结构尺寸列于下表 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 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 内箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱座肋厚 符 号 ? ?1 b b1 减 速 器 型 式 及 尺 寸 关 系 10mm 10mm 1.5??15mm 1.5?1?15mm b2 df 2.5??25mm M16 n d1 d2 l d4 4 0.75df?M12 (0.5~0.6)df?M10 106mm (0.3~0.4)df?M6 (0.7~0.8)d2??8 l1?C1?C2?(5~10)?1018?16?6?10?50mm ?1>1.2?=12mm，取12mm ?2>??10mm，取10mm ??8.5,取8mm m≈0.85?，d l1 ?1 ?2 m

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十三、误差分析 验算转速误差： 实际传动比为： i实?Z2高?Z2低?Z2锥Z1高?Z1低?Z1锥n1440实际转速为： n实?m??50.44r/min i实28.55?67?75?80?28.55 22?32?20 i实?28.55 n实?50.44r/min nw?50r/min 理论转速为： nw?50r/min n?n50?50.44转速误差为： ?n?w实?100%??100%??0.88% nw50 ??n?0.88%?5% ?设计是合格的 十四、设计小结 时间过的真快，一个学期的机械设计课程设计即将结束，经过这么久的努力就剩下答辩了。大2时看到过其它院校的同学搞这个，感觉挺简单的。等轮到自己的时候，真有点摸不到头绪，况且开学后身体状况很差，老师两次讲传动设计计算都因为回家看病没听上，一下子我的进度落到了班里的最后一名。好不容易病好了，信心十足的去上这门课，可看到别的同学交的一大堆数据，有的甚至已经着手准备画草图了，自己一下子慌了，不知如何是好。多亏我们课程设计的指导教师门老师，我向她说明自己情况后，老师非常耐心的给我讲解，使我课设的进度逐渐赶了上来，自己也更加有信心完成这项任务。 机械设计这门课程是综合性很强的一门课程。设计期间我到图书馆查阅了许多资料，且通过与机械系的其他老师们的讨论才对这门课有了系统的了解，对各章节的知识应用基本掌握。所有图纸上的数据准备完后开始了草图的绘制，凭着大一时制图的基础，草图完成的质量基本可以，得到了老师的肯定，整张草图的绘制几乎是站着画，蛮辛苦的。草图完后是机图的绘制，大一学的caxa软件，两年都没动很生疏，但通过复习之前学过的知识还是轻松的用caxa将图完成。我感觉最难的地方就是尺寸标注，形位公差都忘的差不多了，当初学的时候都是理论，现在终于明白是如何应用。说明书里要写明各零件及标准件的强度校核等内容，记得大三第一学期上这门课时老师讲了许多大长公式，当时也是稀里糊涂的，现在清楚了这些公式的应用！最后和老师一起帮同学检查草图使自己在答辩的准备得到了巩固和提高。 通过这次课程设计使我收获不小，并且让自己的知识储备与应用又提高了一个档次，对今后的学习和工作有很重要的作用。总结起来有下列几点： 1、态度决定一切，设计也是如此。只有在态度端正的前提下才能够搞好，在以后的工作中也要这样才会有更好发展。 2、提高了自己分析与解决问题的能力，考虑问题更加全面。 3、提高了自学的能力。设计中用到的课本中没有的知识都要去自己查阅资料，自己研究，边查边算边设计，同时查阅机械手册的能力也得到锻炼，对以后的工作有很大帮助。

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4、提高了计算实际问题的能力。学习当中碰到的问题即使解出来，也不一定知道实际生活中用到何处，此次课程设计弥补了这一点，将我学到的理论联系上了实际。 5、提高了自己总结知识的能力。将前序课程中的精华知识提取出来，例如材料力学中的强度校核分析、机械原理中的齿轮计算、机械制图中的标准件的计算等，总结到一起完成课程设计任务。 6、提高了自己计算机绘图及office办公软件的应用能力，对日后的工作学习中起了重要。 7、提高了自己独立思考能力。 8、加深了自己对机械加工工艺性的理解。 最后，顺利完成这次二级圆柱齿轮减速器的设计还要感谢门老师对我耐心的的辅导及其他老师对我的设计提出的宝贵意见。 十五、参考文献 [1] 杨可桢.机械设计基础.高等教育出版社 2005.10 [2] 陈立德主编.机械设计基础课程设计指导书.高等教育出版社 2002.11 [3] 陆玉、何在洲主编.机械设计课程设计.机械工业出版社. 1998.5 [4] 周开勤主编.机械零件手册.高等教育出版社. 2000.12 [5] 裘文言主编.机械制图.高等教育出版社. 2003.4 [6] 景荣春主编.材料力学简明教程.清华大学出版社. 2006.6 [7] 吴克坚，于晓红主编.机械设计.高等教育出版社. 2002.12 计 算 及 说 明

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结 果

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