南昌大学机械设计课程设计说明书 - 图文

机械设计 课程设计说明书

设计题目：带式运输机的展开式两级齿轮减速器设计 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级：机制 班 学生姓名： 学 号：

指导老师：刘泽文老师

2015年1月23日

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目录

1.机械设计课程设计任务书 ..................................................................... 3 2.传动系统总体设计 ................................................................................. 3 2.1 电动机的选择 ............................................................................... 3 2.2 传动装置的总传动比及分配 ....................................................... 4 2.3计算传动装置的运动和动力参数 ................................................ 5 2.4运动和动力参数结果表 ................................................................ 6 3.传动零件的设计 .................................................. 错误！未定义书签。 3.1齿轮的设计

3.11 高速级齿轮设计 .................................................................. 7 3.12低速齿轮的设计 .................................................................. 10 3.2轴及轴上零件的设计 .................................................................. 13 3.21 高速轴的设计 ..................................................................... 13 3.22 中间轴的设计 ..................................................................... 15 3.23 低速轴的设计 ..................................................................... 16 3.24轴承、润滑、密封、键的选择及校核计算 ...................... 19 3.3箱体及其附件的设计 .................................................................. 25 3.4减速器铸造箱体的结构尺寸 ...................................................... 27 4.参考文献 ............................................................... 错误！未定义书签。 5.课程设计心得 ....................................................................................... 28

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1.机械设计课程设计任务书

设计题目：带式输送机两级圆柱齿轮减速器。

运输机械载荷变化不大，空载启动，单向运转，每日单班制工作，使用期限为10年，每年300工作日，减速器小批量生产，卷筒效率为0.96。

已知参数：滚筒直径D＝3270mm 运输机工作机工作拉力F=1600N 带速V＝1.4m/s

输送机在常温下连续单向工作，载荷平稳，采用电动机为原动力。

完成内容：1、完成减速器装配图1张，0号图纸。

2、零件图二张，箱体输出轴和输出轴上的齿轮，用1号图纸。 3、设计说明书1份。

2.设计说明

2.1 电动机的选择

设计内容 计算及说明 结 果 1.选择电动根据工作条件和工作状况，选用Y（笼型）Y（笼型）三相机的类型 三相异步交流电动机。具有效率高、工作可靠、异步交流电动

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2.选择电动机的容量 结构简单、维护方便、价格低的特点、较好的启动性能、适用启动转矩较高的机械，其机构为封闭式结构。 卷筒轴的输出功率为： TnwπDnwp? v? 955060?1000 传动系统的总效率为： ???1*?1*?2*?2*?3*?3*?3*?4 机，同步转速为1500r/min PW?2.24kw nw?99r/min 3.确定电动机的转速 ??0.99 式中：弹性联轴器1，齿轮传动 ?2?0.97，滚动轴承?3?0.99，卷筒滑动轴 承 ?4?0.96， ??0.86 ??0.86 所以电动机所需的功率： Ped?3kw Pd?Pw/??2.6kw 取额定功率为Ped?3kw 卷筒轴工作转速为: nw?99r/min 根据传动比的合理范围，二级圆柱齿轮减速nw?99r/min器传动比范围为i2'=8~60,链传动的传动比范 围为i1'=2~4 故电动机转速的可选范围为: nd'?nwn1'n2'?792~5940r/min nd'?792~选取电动机型号为：Y132S-4 Y132S-4电动机参数 5940r/min 额定功率 同步转速 满载转速 3 1500 1430

2.2 传动装置的总传动比及分配

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设计内容 计算及说明 结 果 1.总传动比 3.两级圆柱齿轮传动比比 i?nm?14.44 nwi?14.44 V带传动iv?2-4,去2.5 圆柱齿轮减速器传动比： ii0??9 iv开式圆柱齿轮减速器i1?(1.1~1.5)*i2 i1为高速级，i2为低速级，取i1?1.2*i2于是： i0?9 i2?3.47 i1?4.16 i2? i01.2?3.47 i1?1.2*i2?4.16 4.传动比分配 总传动比 14.44 高速级传动比 4.16 低速级传动比 3.47 2.3计算传动装置的运动和动力参数

设计内容 1.说明 2.各轴的转数 计算及说明 电动机轴为0轴、减速器高速轴为1轴、中间级为轴、低速轴为3轴 0轴 n0?nm?1430r/min n1?1轴 n0?1430r/miniv n2?2轴 n1?344r/mini1 n2i2?99r/minn3?3轴 5

3.各轴的输入功率 0轴：p0?ped?3kw 1轴：p1?p0??1?2.97kw 2轴：p2?p1??2??3?2.85kw 3轴：p3?p2??2??3?2.74kw 4.各轴的输出转矩 P1?19.83N?m n1P2轴：T2?95502?79.12N?m n2P3轴：T3?95503?264.3N?m n31轴：T1?9550 2.4运动和动力参数结果表

运动和动力参数结果表

参数 转速/（r/min） 功率/kw 转矩/N·m 传动比 效率 电动机轴 1430 3 高速轴 1430 2.97 19.83 4.16 0.96 中间轴 344 2.85 79.12 低速轴 99 2.74 264.3 3.47 0.96

3.1 齿轮的设计

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3.21 高速级齿轮设计

设计内容 计算及说明 结 果 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.选用斜齿圆柱齿轮传动 2.由于速度不高，选用选用一般8级精度，传动效率0.97 3.材料选择，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，强度极限700MPa，屈服极限500MPa；大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS。初选螺旋角??14o，压力角?n?20o 4.试选小齿轮齿数z1?24 大齿轮齿数z2?z1?i1?100 斜齿圆柱齿轮 小齿轮调质处理 大齿轮调质+表面淬火处理 z1?24 z2?100 2.按齿面接根据设计公式进行试算小齿轮分度圆直径，即 触强度设计 2kHtT1u?1ZHZEZ?Z?23d?**() 1t??H??du

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2.1确定公式内的各计算参数值： 试选载荷系数：KHt=1.3 计算小齿轮传递的转矩： T1=19.83N·m 由机械设计教材表10—7选取齿宽系数为1 由机械设计教材图10—20选取区域系数为2.433 由机械设计教材表10—5得材料的弹性影响系数为189.8MPa1/2 计算重合度系数：

?tan?n?o??t?arctan??20.562?cos????z1cos?to?at1?(arccos)?29.974z1?2ha*cos??H1?540MPa?H2?500MPa ?at2?23.364o?????z1(tan?at1?tan?t)?z2?tan?at2 ??tan?t2π??dz1tan?/π?1.905(4???)?1????3cos??0.985??1.675z??z?????0.678?? 小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?540MPa=540MPa.，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?500MPa。 计算齿轮应力循环次数： N1?60njLh?4.118?109 N2?N1/i1?9.9?108 由任务书可得每天工作8小时，每年300天，可以工作10年。 由教材图10-23取接触疲劳强度寿命系数KHN1?0.90; KHN2?0.95。 取失效概率为1%，安全系数S?1。 ?H1?0.90*540?486MPa ?H2?0.95*500?475MPa 小齿轮分度圆直径d1。 2kHtT1u?1ZHZEZ?Z?23d1t?**()=29.635mm ??H??du 2.2调整小齿轮分度圆直径 圆周速度： ?d1tn1v??2.218m/s 60?1000 齿宽b： b??d.d1t?29.635mm 8

实际载荷系数： KH?KAKVKH?KH??2.233使用系数KA?1动载系数KV?1.10齿间载荷分布系数KH??1.4齿向载荷分布系数KH??1.419 分度圆直径： d1?d1t3kH?35.491mm kHt3.几何尺寸的计算 相应的模数： mn?d1cos?/z1?1.649，取2 dcos?Z1?1?23.714 mn Z1?24 Z2?i1Z1?4.17?24?100.08 Z1?24Z2?1005.2计算中心距 Z2?100 (Z1?Z2)mn2圆整为90mma??90.693mm d1?34.800md2?145.342 mm a1?90.693mm b?35.491mm d2?z2mn?145.342mm cos? 5.3计算齿轮宽度 b??dd1?35.491mm 大齿轮B2?49mm； 小齿轮B1?30mm。 4.主要尺寸 名称 模数 符号 mn 结果（mm） 2 9

分度圆直径 中心距 齿宽 d1 d2 a34.800 145.342 90.693 49 30 B1 B2

3.22低速齿轮的设计

设计内容 计算及说明 结 果 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.选用直齿圆柱齿轮传动 2.由于速度不高，选用选用一般8级精度，传动效率0.97 3.材料选择，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，强度极限700MPa，屈服极限500MPa；大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS。 4.试选小齿轮齿数z1?24 z2?24?3.47?83.28大齿轮齿数取z2?83 直尺圆柱齿轮 小齿轮调质处理 大齿轮调质+表面淬火处理 z1?24 z2?83 2.按齿面接触强度设计 根据设计公式进行试算小齿轮分度圆直径，即 2kHtT2u?1ZHZEZ?Z?2d1t?3**() ??H??du 2.1确定公式内的各计算参数值： 试选载荷系数：KHt=1.3 计算小齿轮传递的转矩： T2=3821N·m 由机械设计教材表10—7选取齿宽系数为1 由机械设计教材图10—20选取区域系数为2.433 由机械设计教材表10—5得材料的弹性影响系数为189.8MPa1/2 10

由机械设计教材式（10-9）计算重合度系数： z??0.676 z??0.676,Z??0.985 小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa.， 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。 计算齿轮应力循环次数： N1?60njLh?2.52?108 N2?N1/u?0.92?108 由任务书可得每天工作8小时，每年300天， 可以工作10年。 ?H1?570MPa 由教材图10-23取接触疲劳强度寿命系数?H2?495MPa KHN1?0.90;KHN2?0.95。 取失效概率为1%，安全系数S?1。 ?H1?0.95?600?570MPa ?H2?0.90?550?495MPa 小齿轮分度圆直径d1。 2kHtT1u?1ZHZEZ?Z?23d1t?**()=46.22mm ??H??du 2.2调整小齿轮分度圆直径 圆周速度： ?d1tn2v??0.832m/s 60?1000 齿宽b： b??d.d1t?46.22mm 实际载荷系数： KH?KAKVKH?KH??2.132 上式中的系数查图表：分别为1、1.10、1.4、1.419 分度圆直径： v?0.832m/s b?46.22mm KH?2.132 d1?95.804mmd2?261.048mm a?185mmm?4 d1?d1t3kH?54.506mmkHt d2?211.167mm相应的模数： mn?d1/z1?2.204 11

中心距a??z1?z2?mn?136.288mm2cos? 5.校核 圆整为136mm计算齿轮宽度 b??dd1?61.37mm 大齿轮B2?59mm； 小齿轮B1?65mm。 1.齿面接触疲劳强度的校核，按照机械设计教材 （10-10），得到： 2KHT2u?1?H?**ZHZEZ?Z?3 u?dd2 ?106.23MPa???H? 上式的数据已由前面计算得出。 2.齿根弯曲疲劳强度校核 22KFT2YFa1YSa1Y?cos? ?F1? ?dmn3z122KFT2YFa2YSa2Y?cos?22?dmn3z2?F1??F1?135MPa ?F2?127MPa （1）?b?arctan?tan?cos?t??12.517o???1??1.7042cos?bY??0.25?0.75 ?1?0.690（2）螺旋角系数Y??1-??（3）齿形系数?1200?0.788 YFa1?2.55YFa2?2.22Ysa1?1.625（4）应力修正系数 Ysa2?1.670KFN1?0.85（5）弯曲疲劳寿命系数 KFN2?0.88 12

?Flim1?500Mpa?Flim2?380Mpa（6）疲劳安全系数S?1.4 ??????6.低级主要设计结论 F1F2?KFN1?Flim1?282.86MpaS?244.29Mpa由大小关系，得强度符合要求。 0，， 齿数z1?24、z2?66，压力角为20选择小 齿轮材料为40Cr（调质）螺旋角14o 7.主要尺寸

名称 模数 分度圆直径 中心距 齿宽 符号 mn 结果（mm） 2.5 61.307 211.167 136 65 59 d1 d2 a B1 B2 两组齿轮组的数据如下： 高速级 齿数z 24 100 中心距a(mm) 90 模数m(mm) 2 齿宽b(mm) 55 36 分度圆直径d(mm)

34.800 145.342 低速级 24 136 2.5 70 61.307 63 211.167 83 3.3轴及轴上零件的设计

3.31 高速轴的设计

设计内容

计算及说明 结 果 13

1.说明 功率 转矩 转速 1430r/min 齿轮齿宽 49mm 40Cr（调质） dmin?13.53mm Tca?46475 d=14mm 30204圆锥滚子轴承 d1-2=14mm d2-3=20mm L2-3=46mm L1-2=50mm d4-5=30mm d6-7=15mm L6-7=51mm L4-5=44mm L2-3=46mm d5-6=30mm 14

2.97Kw 19.83 N·m 2.选择轴的材料 3.选择联轴器及确定轴的直径 因传递的功率不大，且需要满足齿轮的硬度需要，选择材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。 根据《机械设计》教材表15-3选择A0?100。于是得： dmin?A03P1?13.53mm n04.选择滚动轴承 5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴。联轴器的计算转矩：查表14-1得到KA?1.3。 Tca?KAT0?1.3*35750?46475N*mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000N·m。半联轴器的孔径为14mm，d=14mm，半联轴器的长度为50mm，縠孔长度为30mm。 初步选择滚动轴承。30204型号单列圆锥滚子轴承；通过查手册可知d*D*T=20*47*15.25mm 由前面知轴1-2的直径d1-2=14mm，为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端要有一轴肩，故取2-3段直径为d2-3=20mm，左边由轴承端盖确定，轴承端盖厚计算为18.6mm，则加上轴承以及与联轴器的间隙为60mm,由于滚动轴承的存在，需要一个轴肩，因此2-3段变为20mm以及34.75mm两段轴肩高度为1mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上，取L1-2=50mm。 初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据d2-3=20mm，取用30204型号单列圆锥滚子轴承；通过查手册可知d*D*T=20*47*15.25mm，则有L6-7=51mm，轴承中间处用轴肩定位，由于与齿轮配合的轴需要

略小于齿轮的宽度，齿轮宽度为49mm，故取L4-5=44mm。 取轴承端盖总宽为17mm，外端面与半联轴器右端面间距离为17mm，故取L2-3=46mm。由于有轴肩所以选择5-6大于6-7，即可选择d5-6=50mm。即可得到L5-6=50mm。设高速级的主动轮与低速级的主动轮的距离为10mm，则L3-4=30mm。由于轴向定位则需要3-3a段轴肩定位，d3-3a=36mm。 轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按d1-2=16mm。查得平键截面b*h=5*5mm，键槽用铣刀加工，长为：25mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6；齿轮与轴的同样采用周向定位的平键连接。按d4-5=28mm，则b*h=8*7mm，键长为40mm 求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时 ,查得机械设计手册知：a=11.2，简支梁的轴支承跨距：为L=191.25mm。 轴直径（mm） 轴长度（mm） 1-2 14 55 -3 20 52 3-4 24 28 4-5 30 70 5-6 37 10 6-7 15 50 3-3a 14 58 L5-6=50mm L3-4=30mm d3-4=24mm d3-3a=36mm 3.32 中间轴的设计

设计内容 计算及说明 结 果 1.说明 功率 2.85Kw 2.选择轴的材料 3.初步确定轴的直径

转矩 79.12N·m 转速 344r/min 齿轮齿宽 30mm 65mm 40Cr（调质） dmin?23.01mm15

同前面高速轴的方法，选择材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。 根据《机械设计》教材表15-3选择A0?100。于是得：

dmin?A03P25.18?100?3?23.01mm n1414.99 4.选择滚动轴承 5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 根据最小直径，可以假设1-2的直径为24mm,则查机30205圆锥滚械设计手册可知可选用圆锥滚子轴承30205。则可以子轴承 得到d*D*T=25*52*16.25mm。 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 轴直径（mm） 25 31 36 30 25 轴长度（mm） 40 66 10 33 69 3.33 低速轴的设计

设计内容 计算及说明 结 果 1.说明 功率 2.74Kw 转矩 264.3N·m 转速 99r/min 齿轮齿宽 63mm 16

2.选择轴的材料 3.初步确定轴的直径 4.选择滚动轴承 5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 同前面高速轴的方法，选择材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。 根据《机械设计》教材表15-3选择A0?112。于是得： Pdmin?A033??33.878mm n340Cr（调质） dmin?38.878m 根据最小直径，可以假设1-2的直径为35mm,则查机30313圆锥滚械设计手册可知可选用圆锥滚子轴承30313。则可以子轴承 得到d?D?T?65mm?140mm?36mm 17

由于低速轴的齿轮与中间传动轴的配合关系。可得L7-8=42mm，且由与轴相配合的关系可得L6-7=60mm。根据最小直径选取的直径为d1-2=34mm。由已经确定的圆锥滚子轴承可知L3-4=80mm。取定位的轴肩5-6段的长度L5-6=10mm。则由箱体的尺寸确定可得知：L4-5=80mm。L2-3为轴承端盖端，由端盖的大小得到L2-3=50mm,为了方便轴承端盖的装配，增加10mm的装配空间。L1-2=58mm。由于轴肩的存在，所以需要存在阶梯的轴，即可得到d2-3=43mm,而可查表得到圆锥滚子轴承30313符合要求。则可以得到d?D?T?65mm?140mm?36mm。d3-4=50d7-8=44mm。轴肩的高度取为7mm。则可得到d4-5=50mm。且d5-6=58mm。d6-7=63mm。 轴上零件的周向定位：齿轮与轴的周向定位均用平键联接。按d4-5=50mm,查得平键截面b*h=20mm*12mm，键槽用铣刀加工，长分别为：l6-7=60mm，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6 求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时 ,查得机械设计手册知：a=18.6，简支梁的轴支承跨距：为L=190.25mm 轴直径（mm） 轴长度（mm） 1-2 34 58 2-3 43 50 3-4 46 27 4-5 50 80

5-6 6-7 7-8 58 53 44 10 60 42 由上可知齿轮 齿轮截面为危险截面。 将各计算的数值列于下表： 载荷 水平面 垂直面 支反力 FNH12148N FNV1=782.2N FNH2=1192N FNV2=433.8N 弯矩 MH=129739N·mm MV=74245N·mm 总弯矩 M=149481N·mm 扭矩 T1=330550N·mm 上表的计算结果如下： F1?2T12?350550??3.34?103N d1210Fr1?F1?tan??1216N 绕支点一端的力矩和 ?M?0 得：FNV?L?Fr?L2?0 可以计算出:FNV同理可以计算出FNH。 弯矩M=F*r 22总弯矩M?MH ?MV F1?1.57?103N Fr1?571.43N ?a?46.57MPa 即可计算出上式的所有结果。 根据机械设计6教材的公式。 校核轴的强度：取α=0.6 ?a?M2?(?T)2W2149481?(0.6*350550)2 ?0.1*523?18.35MPa 由选定的材料为40Cr钢，调制处理，由机械教材查表可知???1??70MPa，?a????1?。故满足安全 18

6.确定轴 参考机械设计教材表15-2，取轴端倒角为2.0× 的的倒角45°，各轴肩处的圆角为2.0。 和圆角

3.34轴承、润滑、密封、键的选择及校核计算

设计内容 计算及说明 结 果 1.轴承的1.1高速轴轴承的校核计算 校核计算 1.11选用 30204型号单列圆锥滚子轴承；通过查手册可知 d*D*T=20*47*15.25mm，额定动载荷Cr?26.8kN 1.12验算 因为是滚子轴承，??10/3 轴承1所受总径向力 2?2? FR1?FR1?FR1 ?559.122?203.962 ?F.16NR1?595?595.16N 轴承2所受总径向力 ?2?2FR2?FR2?FR2 ??1080.882?394.292 FR2?1149.62N?1149.62N 两轴承中轴承2受力较大，故只需验算2的寿命.根 据机械设计教材表13-6，由电动机的轻微冲击，载 f?1.0荷系数取d，计算当量动载荷P P?1149.62N P?fdFR2?1.0?1149.62?1149.62N ft?1根据公式，温度系数 Lh?185422h

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106?ftCr???Lh??60n ?p???106?1?26800? ????60?1140?1149.62???185422h?Lh?2?8?300?10?48000h10/3 轴承寿命符合要求 1.2中速轴轴承的校核计算 1.21选用圆锥滚子轴承30205。则可以得到 ?FR3?1964N d*D*T=25*52*16.25mm。额定动载荷Cr?32.2kN 1.22验算因为是滚子轴承，??10/3 轴承3所受总径向力 ?2?2FR3?FR3?FR3?F?1964N R322?1734?921.79 ?1964N 轴承4所受的总径向力 2?2? FR4?FR4?FR4 ?31262?847.142 P?3239N ?3239N 两轴承中轴承4受力较大，故只需验算齿轮4的寿命. 根据机械设计教材表13-6，轻微冲击，载荷系数取 fd?1，当量动载荷P ?P?fdFR4?1?3239?3239N Lh?84845h ft?1根据公式，温度系数 ? 106?ftCr???Lh? ??60n ?p?? 10/36 10?1?32200??? ? 60?414.99?3239? ??84845h?Lh?2?8?300?10?48000h

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?FR5?2286N d*D*T=45*85*20.75mm额定动载荷Cr?64.2kN。 1.32验算因为是滚子轴承，??10/3 轴承5所受总径向力 ?2?2FR5?FR5?FR5?FR6?1268N 22?2148?782.2 ?2286N 轴承6所受总径向力 2?2? FR6?FR6?FR6 ?11922?433.82 ?1268N 两轴承中轴承5受力较大，故只需验算齿轮5的寿命. 根据机械设计教材表13-6，轻微冲击，载荷系数取P?2286N fd?1，计算当量动载荷P ?P?fdFR5?1?2286?2286N ft?1根据公式，温度系数 ?610?ftCr? ??Lh???60n ?p? 10/3 106?1?64200???? ?Lh?7824848h 60?143.59?2286? ??7824848h?Lh?2?8?300?10?48000h 轴承寿命符合要求 2.平健联2.1中间轴II大齿轮处键的选择 结的选用2.1.1以轴的直径大小选择键的宽和高 和计算 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为30mm 机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为：

21

轴承寿命符合要求 1.3低速轴轴承的校核计算 1.31选用圆锥滚子轴承30209。则可以得到

b?h?8?7 该键为一般键联接 2.1.2以毂宽选择键的长度 因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设计教材表6.1选择长度L = 36mm 2.1.3校核 根据公式 4T?103 ?p???p hld 其中：T?T1?119.21?103N?mm l?L?b?36?8?28mm l?28mm 钢材料、轻微冲击，?p由机械设计教材表6-2根据： 则 ?p?120MPa 4T?103?p? hld 2?119.21?103 ? ?p?47.31MPa7?28?30 ?40.54MPa???p? 强度条件符合要求。 2.2中间轴II小齿轮处键的选择 2.2.1以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为30mm 机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为： b?h?8?7 该键为一般键联接 2.1.2以毂宽选择键的长度 因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设 计教材表6.1选择长度L = 70mm 2.1.3校核 根据公式 4T?103?p???p hld 其中：T?T1?119.21?103N?mm l?62mm l?L?b?70?8?62mm 钢材料、轻微冲击， ?p由机械设计教材表6-2根据： ?????????? 22

则 ?p?120MPa 4T?103?p?hld2?119.21?103 ? 7?62?30?18.31MPa??p?? ?p?18.31MPa 强度条件符合要求。 2.3低速轴大齿轮处键的选择 2.3.1以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为52mm 机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为： b?h?16?10 该键为一般键联接 2.3.2以毂宽选择键的长度 因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设 计教材表6.1选择长度L = 63mm 2.3.3校核 根据公式 4T?103?p???p hld 其中：T?T2?330.55?103N?mm l?L?b?63?16?47mm 钢材料、轻微冲击， ?p由机械设计教材表6-2根据：l?47mm 则 ?p?120MPa 4T?103?p? hld 2?330.55?103 ? 10?47?52 ?2.5MPa???p? 强度条件符合要求。 2.4高速轴小齿轮处键的选择 2.4.1以轴的直径大小选择键的宽和高 ?p?2.5MPa 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为28mm 机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为： ???????? 23

b?h?8?7 该键为一般键联接 2.4.2以毂宽选择键的长度 因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设计教材表6.1选择长度L =40mm 2.4.3校核 根据公式 4T?103 ?p???p hld 其中：T?T1?35.75?103N?mm l?L?b?40?8?32mm 钢材料、轻微冲击，?p由机械设计教材表6-2根据： 则 ?p?120MPa 4T?103?p?l?32mm hld 2?35.75?103 ? 7?32?28 ?9.86MPa???p? 强度条件符合要求。 ?p?9.86MPa ??????3.润滑方由公式： ?dn式选择 v? 60?1000 算得齿轮圆周速度最大不超过12m/s，润滑方式选用油润滑 ，轴承的润滑采用脂润滑。 1.齿轮润滑：考虑到减速器的工作载荷不是太大，查机械设计手册表16.1.1润滑剂，抗氧防锈工业齿轮油(SY 1172-1980)，牌号选68号作为齿轮的润滑方式。，高滚动轴承润滑：查16.1.2表,根据用途可选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1994），牌号选用ZL?1。 2.由于轴承选用了油润滑，故要利用齿轮的润滑油进入轴承后飞溅润滑，要增加导油沟，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。 齿轮润滑： 抗氧防锈工业齿轮油(SY 1172-1980)，牌号选68号 轴承润滑：锂基润滑脂（GB/T 7324-1994），牌号选用ZL?1 24

4.润滑装置 由于转速较高，由于转速不低于50-60r/min，选油环润滑 择油环润滑。油环润滑的轴承，其轴线应水平布置。摘自机械设计教材《润滑方法》P57。 5.密封方 由于工作环境较清洁，不需要很严格的密封方式。毡圈密封 式的选择 选择梯形毡圈密封16.3.1密封形式，结构简单，用于密封处轴的表面圆周速度较小的场合。 6.联轴器 根据《机械设计》教材表15-3选择A0?112。于是 的选择 得： dmin?A03P36.7?112?3?52mm n364 输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴。联轴器的计算转矩：查表14-1得到KA?1.3。 Tca?KAT3?1.3?999770?1299701N*mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000N·m。半联轴器的孔径为55mm，d=55mm，半联轴器的长度为112mm，縠孔长度为84mm。 7.轴承端由机械设计课程设计表8-9凸缘轴承盖进行计算如 盖的选择 下。 1.高速轴的轴承端盖 由滚动轴承，可以得到D=47，即可得到d3=8mm，D0=D+2.5d3=67mm。D2=D0+2.5d3=87mm。e=1.2d3=9.6mm。D6=D-2=42mm。D4=D-10=37mm。厚度为m+e=28.37mm，该处m为18.77mm。 2.中间轴的轴承端盖 由滚动轴承，可以得到D=52mm，即可得到d3=8mm，D0=D+2.5d3=72mm。D2=D0+2.5d3=92mm。e=1.2d3=9.6mm。D6=D-2=50mm。D4=D-10=42mm。厚度为m+e=28.37mm，该处m为壁厚18.77mm。 3.低速轴的轴承端盖 由滚动轴承，可以得到D=85mm，即可得到d3=10mm，D0=D+2.5d3=110mm。D2=D0+2.5d3=135mm。e=1.2d3=12mm。D6=D-2=83mm。D4=D-10=75mm。厚度为m+e=30.77mm，该处m为壁厚18.77mm。 3.4箱体及其附件的设计

设计内容 计算及说明 1.箱体的箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体

结 果 25

结构设计 进行具体设计。 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚?,选择8mm。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些选择比较合理，计算得到20mm。 2.合理设计肋板； 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。计算得12mm 3.合理选择材料； 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用HT200制成。 2.附件的1.检查孔和视孔盖 结构设计 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触 斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 2.放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。油赛选择外六角油赛，选择M10X1。 3.油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。油标选择机械设计课程设计教材表8-14中得油标尺3，且尺寸为M20。 4.通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。通气器选择机械设计教材表8-6通气螺塞（无过滤装置），尺寸为M20X1.5。 5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔。按照机械设计课程设计教材表8-22尺寸计算得到合理的吊耳。箱盖的起重吊钩宽16mm。 7.定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。定位销的直径d=0.2d2=2.4mm。 8.导油沟

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利用盘铣刀铣制油沟。当利用箱内传动件飞溅起来的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟，使飞溅到箱盖内壁上得油经导油沟进入轴承。导油沟距离壁l为5mm，油沟深度h为4mm，宽度b为6mm。L*h*b=5*4*6。 9.起盖螺钉 起盖螺钉设置在箱盖的连接凸缘，起盖螺钉与凸缘连接螺钉相同为12mm。 10.定位销 选择公称直径为10mm的，由于d=1.2d2，由于箱体的厚度，则公称长度为35mm。 11.粗糙度的确定 由机械设计课程设计教材P219得到键的非结合面Ra6.3。轴肩，槽表面Ra3.2。轴承等固定面为Ra1.6。其余Ra12.5。 12.轴端挡圈 按照轴的大小，查机械设计课程设计表14-21，选择公称直径为28mm、32mm、55mm的。

3.5减速器铸造箱体的结构尺寸

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座 箱体凸缘厚箱盖 度 箱座底 箱座 加强肋厚 箱盖 地脚螺钉直径和数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖和箱座联接螺栓直径 高速轴 轴承盖螺钉直径和中间轴 数目 公式 δ=0.025a+3≥8 δ1=0.02a+3≥8 b=1.5δ b1=1.5δ b2=2.5δ m=0.85δ m1=0.85δ df=0.036a2+12 d1=0.72 df d2=0.6 df M8 M8 数值(mm) 8 8 12 12 20 6.8 6.8 M20 M16 M12 n=4 n=4 n=4 27

低速轴 高速轴 轴承盖外中间轴 径D2 低速轴 观察孔盖螺钉直径 df df、d1、d2 至箱外壁d1 距离 d2 df df、d1、d2 至凸缘边d1 缘的距离 d2 大齿轮齿顶圆与内壁距离 齿轮端面与内壁距离 轴承端面至箱体内壁的距离 传动零件的轴向距离 齿顶圆至输出端面的距离 大齿轮顶圆至箱底内壁的距离 箱底厚 减速器中心高 箱座中心高 螺栓凸台高度 箱盖箱座连接螺栓间距

M10 D2=D+5d3 d4=0.4 df C1 n=4 87 92 135 M8 26 22 18 24 20 16 10 10 10 10 10 32 20 159.5 157.5 34.8 160 C2 Δ1>1.2δ Δ2>δ Δ3（脂润滑轴承） Δ4 Δ5 Δ6 Δ7 H=Ra+Δ6+Δ7 H=30+da2/2+Δ7 h=04.D2=0.4*87

4.课程设计心得

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有了前两次课程设计的得与失，这次的课程设计从自己的心里上都有了充分的准备，加上课程设计的教材与我们期末复习及期中考试的程序设计，让我们对齿轮，轴等章节的知识内容更加地熟悉了。因此，这次的课程设计准备工作看起来是非常充足的，但是到了任务书下来的那天，才发现了这次的课程设计与以往的不同，更加接近了实际与我们的生活。是一个减速器。但是当拿到任务书的时候却无从下手，经过老师指导，我们开始专心研究机械设计课程设计这本书。经过多次翻阅和查找资料，按照书上的步骤开始了我的课程设计之旅，首先根据任务书上确定的传动方案，第一步，选择电动机的类型，根据工作情况，初选电动机类型，然后确定那个电动机的功率，根据工作机所需的功率选择电动机功率，然后选择确定转速，根据电动机的类型，功率以及转速，即可选择合适的电动机。第二步，分配传动比，传动比的合理分配影响整个减速器的尺寸和传动平稳性，初步分配各级的传动比，保持结构合理。第三步，计算运动和动力参数，计算各轴的转速以及输出功率。保证一定的分配比。这些的确定就用去了半天得时间，但是这才是这次课程设计的一个零头，因此接下来的时间我加快了工作效率和增加了工作时间。接下来需要进行传动零件设计计算。首先要进行的就是减速器外传动零件的设计，我的是链传动，因此需要选择链轮齿数然后计算链节距，中心距，最后还需要计算链传动的作用在轴上得力。由于链轮的齿数等会影响整体的尺寸，因此需要经过多次的反复选值计算，最终确定合理的链条及链轮。接下来就是圆柱齿轮的设计，有了链传动的经验，为了防止多次试验，因此，先查看了课本上关于圆柱齿轮的设计实例，然后根据机械设计教材上得设计实例一步步计算下来，由于需要进行计算和校核，因此所选的齿数可能满足不了校核。经过几次的调试和选择，终于确定了一个比较合理的范围，并选择了一个合适的值，确定了高速级和低速级的模数和齿数后自然需要进行尺寸的设计，设计发现大齿轮与小齿轮分度圆直径相差的数值过大，再次进行了调整，将其放在了合适的发范围内，接下来就开始了画草图，根据机械设计课程设计教材的步骤多次重复选择和计算，终于得到了一个三个轴的尺寸，进行弯矩计算校核后，选择了合适的值，

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并由此确定了轴承和键。进行键和轴承的校核后发现，都在允许范围内，因此，接下来就是绘制装配图，装配图上有许多零件，螺栓，油塞，视孔盖，油标等都有规范的要求，因此根据自己设计的总体尺寸，选择合适的部件，根据标准的尺寸和图例画出来并装配上去，但是画图的过程中发现很多的尺寸都不能确定，这个时候经过和同学的讨论，发现了课本上都有详细的尺寸计算方法，因此，逐步完善细节，最终在昼夜加班的情况下完成了装配图，然后进行零件图的绘制，根据已经设计的尺寸，很快绘制出了零件图，但是公差方面由于是一面多以前学习的内容，因此很多地方都忘记了，我又翻阅了公差与技术测量的教材。以及指导书的指导，慢慢地完成了零件图。接下来就是完成说明书，将自己在草稿纸上整理后的内容打出来。

经过此次课程设计，发现学习理论知识固然重要，但是实际运用的时候却没有原来想象的那么简单了，实际运用的时候需要考虑多方面的因素，如果一个没有考虑完整，后面再次发现的时候就会前功尽弃，重新开始设计。课程设计也锻炼我们的协作意识，当自己步懂不会的时候与同学互相帮助，我会用CAD画图，而有的同学不会，我忘记了弯矩怎么计算，而有的同学做了功课，就记得，这样你教我，我指导你，很快面前的问题也得到了解决，设计的过程中，也需要对草稿的整理，不然在最后整理的过程中就发现了许许多多的问题。

此次课程设计整个过程对我的提升很大，让我的综合运用能力以及细节把握能力得到了提升。对我大学两年多得知识也是一个回顾和总结。实践是检验真理的唯一方法。

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