机械设计课程说明书.doc

机械设计课程说明书

47
2020年4月19日
文档仅供参考

仲恺农业技术学院机电工程学院

<机械设计>课程设计
说明书

班级:机械081班
学号: 10824114
姓名:黄运才
指导老师:王旭东

目录
<机械设计>课程设计 1
说明书 1
设计任务书 2
设计步骤 3
电动机的选择 5
传动件的设计计算 7
圆锥直齿轮设计 7
圆锥直齿轮计算 8
按齿根弯曲强度设计 9
圆柱斜齿轮设计 11
轴的设计 15
轴的材料选择和最小直径的估算 15
轴的结构设计 16
轴的校核 19
求轴上的载荷 20
按弯扭合成应力校核轴的强度 22
滚动轴承的选择和验算 25
键的强度校核 26
链传动的设计 26
联轴器的选择和验算 27
减速器的润滑 28
箱体结构的设计 28
设计小结 31
参考文献 32

学号
T(N·m)
V(m/s)
D(mm)
14
900
0.70
300

二. 设计要求
• 1.减速器装配图一张;
• 2.零件工作图若干张(传动零件、轴和箱体等,具体由教师指定);
• 3.设计计算说明书一份
• 4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。

设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 齿轮的设计
6. 滚动轴承和传动轴的设计
7. 键联接设计
8. 箱体结构设计
9. 润滑密封设计
10. 联轴器设计

传动装置总体设计方案:

1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。
其传动方案如下:

原始数据:输送带的扭矩T=900N·m;输送带的线速度V=0.70m/s;驱动滚筒直径D=300mm;工作机传动效率取为0.96。
工作条件:运输带速度允差± 5％,运输机效率=0.96;工作情况:两班制,连续单向运转,轻微冲击;工作年限:8年;工作环境:室内,灰尘较多;动力来源:电力,三相交流,电压380V,检修间隔期:三年一次大圩,两年一次中修,半年一次小修;制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。

传动方案:如图a-1所示。

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择二级圆锥—圆柱齿轮减速器和链轮传动。
传动装置的总效率
=0.99***0.96=0.7837
根据机械设计手册可查得各部件的效率如下:
为联轴器效率,取0.99;为滚子轴承效率,取0.98;
为球轴承效率,取0.99;为圆锥齿轮效率,取0.97;
为圆柱齿轮效率,取0.98;为链传动效率,取0.96;
为滚筒效率,取0.96;为运输机效率,取0.96。(齿轮为7级精度,油脂润滑。滚珠链传动为闭式传动)

电动机的选择

电动机所需工作功率为: P＝P/η＝＝5.36kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=44.59r/min,
经查表按推荐的传动比合理范围,链传动的传动比i＝2～3.5,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝6～15,
则总传动比合理范围为i＝12～52.5,电动机转速的可选范围为n＝i×n＝(12～52.5)×63.69＝764.28～3343.73r/min。

方案
电动机型号
额定功率/KW
同步转速/(r*min)
满载转速/(r*min)
总转动比i
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
39.663
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
59.494
3
Y112M-4
4.0
1500
1440
47.11
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,
选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机,额定功率为5.5KW
额定电流12A,满载转速960r/min,同步转速1000r/min。实际传动比为i=960/63.69=15

分配传动比
根据传动比分配原则:
圆锥-圆柱齿轮减速器,为了便于大齿轮加工,高速级锥齿轮传动比=0.25,且使。
根据课程设计指导书P17图12可查得齿轮传动中,高速级传动比为 3,低速级为5,链传动推荐为2~4,取=4
传动装置的运动和动力参数计算
各轴转速的计算
=n=960r/min
＝=n=960r/min
=＝960/3r/min＝320r/min
  ＝＝320/5r/min＝64r/min
 ==64/4r/min=24 r/min
(2)　各轴输入功率0
P=5.36kW
＝=5.36kW
=××η2＝5.36×0.99×0.98KW＝5.20kW
   ＝×＝5.20×0.97＝5.04kW
   ＝×η2×＝5.04×0.98×0.98＝4.84kW
P＝×η2×=4.84×0.98×0.96＝4.55kW
（3） 各轴输入转矩
=×× N·m
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×5.36/960 N·m=53.32N·m
因此: ＝=53.32N·m
＝××=53.32×0.98×0.99=51.73N·m
＝××=51.73×3×0.98=152.09N·m
=×××=152.09×0.98×0.97×5=722.88 N·m
T=××η2×=722.88×4×0.98×0.96=2720.34 N·m

项目
轴1
轴2
轴3
轴4
轴5
转速(r/min)
960
960
320
64
24
功率(kw)
5.36
5.20
5.04
4.84
4.55
转矩(N*m)
53.32
51.73
152.09
722.88
2720.34
传动比
1
1
3.0
5.0
4
效率
1
0.976
0.97
0.958
0.950

传动件的设计计算
圆锥直齿轮设计
已知输入功率P=5.36KW,小齿轮转速960r/min,齿数比u=3.,由电动机驱动,工作寿命8年(设每年工作300天),二班制,单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。减速器小批量生产。选定齿轮精度等级、材料及齿数
1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)
2） 材料选择 由<机械设计(第八版)>表10-1选择小齿轮材料为(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为250HBS。
3） 选小齿轮齿数,大齿轮齿数z=3*25=75
1、 按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算,即

（1） 确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数
2） 计算小齿轮的转矩
=95.5×10×=95.5×10×5.25/960
=5.22×10N.m

选齿宽系数
4)由<机械设计(第八版)>图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限
5)由<机械设计(第八版)>表10-6查得材料的弹性影响系数
6） 计算应力循环次数
由计算应力值环数
N=60nj =60×960×1×(2×8×300×8)
=2.21×10h
N= =2.21×10/3=0.74×10h #(3为齿数比,即3=)
7) 由<机械设计(第八版)>图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.92 K=0.96
8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.92×620=570.4
[]==0.96×580=556.8

圆锥直齿轮计算
1） 试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值

=2.92=64.71mm

2） 计算圆周速度v

3） 计算载荷系数
根据v=3.25m/s,7级精度,由<机械设计(第八版)>图10-8查得动载系数
直齿轮由[3]表10-3查得锥齿轮齿间载荷分配系数,
由<机械设计(第八版)>表10-2查得使用系数
根据大齿轮两端支撑,小齿轮作悬臂布置,查<机械设计(第八版)>表得轴承系数,则接触强度载荷系数
4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得

5） 计算模数m

取标准值m=4mm
按齿根弯曲强度设计
1. 按齿根弯曲强度设计
由[3]式(10-24)得弯曲强度的设计公式为

1.确定齿轮弯曲疲劳强度
由[3]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限;

2.弯曲疲劳寿命系数
由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数

3.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.3,由[3]式(10-12)得

4.计算载荷系数K

5.查取齿形系数
由[3]表10-5查得;

6.查取应力校正系数
由[3]表10-5查得;

7.计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大
大齿轮的数值大
（4） 设计计算
1).确定模数
2).计算齿数
1).
对比计算结果,由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,按m=3.105接近标准模数m=3,故取模数为m=4,按接触强度算得的分度圆直径
2),取
大齿轮齿数,
1）
2）

9. 几何尺寸计算
2. .计算分度圆直径
3. 平均分度圆直径

4. 计算齿轮宽度

5. 计算分锥角

6. 计算当量齿数

2、 .
3、
取

齿轮传动的设计计算
⑴ 材料:低速级小齿轮选用钢,齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿齿数=20
速级大齿轮选用钢,齿面硬度为大齿轮 220HBS z=5×20=100 圆整取z=100
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998,选择7级,齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K=1.6
②查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45
③试选,查课本由图10-26查得
=0.76 =0.92 =0.76+0.92=1.68
应力循环次数
N=60×n×j×L=60×320×1×(2×8×300×8)
=7.37×10
N=1.47×10
由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数
K=0.94 K= 0.97
查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MPa选取齿宽系数
T=95.5×10×=95.5×10×5.04/320
=1.5×10N.m
=62.67
2. 计算圆周速度
1.05
3. 计算齿宽
b=d=1×62.67=62.67
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m=
齿高 h=2.25×m=2.25×3.065=6.896
==9.088
5. 计算纵向重合度

6计算载荷系数K
根据v=1.05m/s,七级精度,由图10-8可得动载荷系数为k=1.06
由<机械设计(第八版)>表10-3查得K=K=1.2
由<机械设计(第八版)>表10-2查得使用系数K=1
由<机械设计(第八版)>表10-3查得
由<机械设计(第八版)>表10-4查得

K＝=1×1.06×1.2×1.42=1.806
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d=d=62.67×
计算模数
8. 按齿根弯曲强度设计
m≥
㈠确定公式内各计算数值
(1)       计算小齿轮传递的转矩＝152.09kN·m
(2)       确定齿数z
因为是硬齿面,故取z＝20,z＝i ×z＝5×20＝100
传动比误差  i＝u＝z/ z＝5
Δi＝0.05％5％,允许
(3)       初选齿宽系数
   按对称布置,由表查得＝1
(4)      初选螺旋角
  初定螺旋角＝12
(5)      载荷系数K
K＝K K K K=1×1.06×1.2×1.38＝1.76
(6) 当量齿数     
  z＝z/cos＝20/ cos12＝21.37
z＝z/cos＝100/ cos12＝106.86
由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

(7)       螺旋角系数Y
 轴向重合度 ＝＝1.35
Y＝1－＝0.865
(8)       计算大小齿轮的
由<机械设计(第八版)>图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K=0.88 K=0.92 S=1.4

计算大小齿轮的,并加以比较

小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算.10.54342
① 计算模数

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.252来计算应有的齿数.
z==21.27取z=20
z=5×20=100 取z=100
    ② 初算主要尺寸
计算中心距 a===184.02
将中心距圆整为185
修正螺旋角
=arccos13.37
因值改变不多,故参数,,等不必修正
   分度圆直径
d==58.12
d==290.6
计算齿轮宽度

圆整后取

轴的设计
1、轴的材料选择和最小直径的估算
根据工作条件,初选轴的材料为40Cr钢,调质处理。按扭转强度进行最小直径估算,即:dmin＝A0。初算轴径时,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时,d增大5％～7％,两个键槽时,d增大10％～15％。A0值由教材表15-3确定。高速轴A01＝125,中间轴A02＝115,低速轴A03=110。
高速轴:,因为高速轴最小直径出安装联轴器,查机械设计手册2.0的联轴器标准件,取联轴器的孔径,因此。
中间轴:,因中间轴最小直径处安装滚动轴承,取标准值。
低速轴:,因输出轴最小直径处安装滚动轴承,取标准值=46。

轴的结构设计
高速轴的结构设计
1)各轴段直径的确定
d11:最小直径,安装在联轴器上,d11=d1min=20mm;
d12:密封处轴段,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),d12=30mm
d13:滚动轴承处轴段,d13=35mm,由于该轴同时受到径向力和轴向力的作用,故选单列圆锥滚子轴承,轴承代号为30207,其尺寸为:d×D×B=30mm×72mm×17mm。
:过渡轴段,由于这段轴在两个轴承的中间,能够选取=40mm
: 滚动轴承处轴段, =35mm。
: 安装齿轮处轴段的直径=30mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
2)各轴段长度的确定
:为了满足联轴器的轴向定位要求,Ⅰ轴的最小直径为安装联轴器的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查[3]表14-1,由于转矩变化很小,故取,则

查[1]表8-5,选TL4弹性套销联轴器,其公称转矩为63,半联轴器的孔径d1=20mm,故取=20mm,
联轴器与轴配合的毂孔长度mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上,故的长度应比略短一些,现取=50mm
:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,=50mm;
:由滚动轴承,挡油盘及装配关系确定=20mm
:由装配关系、箱体结构等确定, =60mm;
:由滚动轴承装配关系确定=18mm;
:由小锥齿轮的结构和装配关系等确定,=40mm。
3)细部结构设计略,参见中间轴

中间轴的结构设计
1)各轴段直径的确定
:最小直径,滚动轴承处轴段,=30mm,滚动轴承选取30206,其尺寸d×D×B=30mm×62mm×16mm;
:低速级小齿轮轴段=40mm;
:轴环,根据齿轮的轴向定位要求,=45mm;
:高速级大齿轮轴段,=40mm;
:滚动轴承处轴段,=30mm。
2)各轴段长度的确定
:由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定, =38mm;
:由低速级小齿轮的毂孔宽度B＝60mm确定=63mm;
:轴环宽度, =20mm;
:由高速级大齿轮的毂孔宽度B＝45mm确定=48mm;
:由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定=38mm。

低速轴的结构设计
1)各轴段直径的确定
:最小直径,滚动轴承处轴段,=46mm,滚动轴承选取6208,其尺寸d×D×B=46mm×80mm×18mm;
:低速级大齿轮轴段=47mm;
:轴环,根据齿轮的轴向定位要求,=50mm;
:过渡轴段,=46mm;
:滚动轴承处轴段,=46mm;
:接外部轴段,根据轴唇形密封圈标准,;
: 接链轮处轴段,根据链轮大小,=35mm。
2)各轴段长度的确定
:由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定, =37mm;
:由低速级大齿轮的毂孔宽度B＝70mm确定=67mm;
:轴环宽度, =12mm;
:由装配关系确定过渡轴段,=66mm;
:由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定=30mm;
:接外部轴段,根据装配关系确定=45mm;
:接传动带轮轴段,根据装配关系确定=50mm。

轴的校核(这里以中间轴为例)
计算轴上的作用力
锥齿轮上:

斜齿轮上:,

求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下在确定轴承的支点位置时,应从手册 中查得a值,对于30206型的圆锥滚子轴承,由手册中查得a=13.8。因此作为 简支梁的轴的支承跨距L1+L2=108+36mm,

由计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图,如上图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中能够看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B出的、及M的值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据[3]式15-5及上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力

前已选定轴的材料为40Cr(调质),由[3]表15-1查得,因此故安全。轴上的受力分析图,能够知道截面Ⅴ处受载荷和弯矩最大,故需要校核截面M左右两侧即可。
7、精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
根据轴上的受力分析图,能够知道截面M处受载荷和弯矩最大,故需要校核截面M左右两侧即可。
（1） 截面M右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面5右侧弯矩M为
截面5上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为40Cr,调质处理。由[3]表15-1查的 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[3]表3-2查取
。因 可查的=1.6又图3-1可得轴的敏性系数为
故有效应力集中系数为

由[3]附图3-2的尺寸系数,扭转尺寸系数。
轴按磨削加工,由[3]附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即,则综合系数为

又由3-1及3-2取碳钢的特性系数

于是计算安全系数值,按[3]式15-6~15-8

故可知其安全。

（2） 截面M左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面5左侧弯矩M为
截面5上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
过盈配合处的,由附表[3]表3-8用插值法求出,并取=0.8,于是
=2.52,=0.8*2.52=2.016
轴按磨削加工,由[3]附图3-4得表面质量系数为
故综合系数为:

于是计算安全系数值,按[3]式15-6~15-8

故可知其安全。综上,该轴满足要求。

滚动轴承的选择和验算
Ⅰ轴上滚动轴承的选择
1、按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为,由前计算结果知:轴承所受的径向力,轴向力。
2、初选滚动轴承30205(GB/297-1994),基本额定动载荷, 基本额定静载荷
3、径向当量动载荷.,查[1]表6-7[GB/297-1994],得 。即。因此动载荷, 根据[3]P319式13-6得:
,满足要求。

Ⅱ轴上滚动轴承的选择
1、按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为,由前计算结果知:轴承所受的径向力,轴向力。
2、初选滚动轴承30206(GB/297-1994),基本额定动载荷, 基本额定静载荷
3、径向当量动载荷.,查[1]表6-7[GB/297-1994],得 。即。查得Y=1.6。因此动载荷, 根据[3]P319式13-6得:
,满足要求。
Ⅲ轴上滚动轴承的选择
1、按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为,
2、初选滚动轴承30207(GB/297-1994),基本额定动载荷, 基本额定静载荷
3、寿命验算:查[3]表13-6 取。则轴承的当量动载荷,

合适。

滚动轴承的选择和验算
Ⅰ轴上滚动轴承的选择
1、按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为,由前计算结果知:轴承所受的径向力,轴向力。
2、初选滚动轴承30205(GB/297-1994),基本额定动载荷, 基本额定静载荷
3、径向当量动载荷.,查[1]表6-7[GB/297-1994],得 。即。因此动载荷, 根据[3]P319式13-6得:
,满足要求。

Ⅱ轴上滚动轴承的选择
1、按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为,由前计算结果知:轴承所受的径向力,轴向力。
2、初选滚动轴承30206(GB/297-1994),基本额定动载荷, 基本额定静载荷
3、径向当量动载荷.,查[1]表6-7[GB/297-1994],得 。即。查得Y=1.6。因此动载荷, 根据[3]P319式13-6得:
,满足要求。
Ⅲ轴上滚动轴承的选择
1、按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为,
2、初选滚动轴承30207(GB/297-1994),基本额定动载荷, 基本额定静载荷
3、寿命验算:查[3]表13-6 取。则轴承的当量动载荷,

合适。

键的强度校核
Ⅰ轴联轴器的键联接校核
1、选择键联接的类型和尺寸 ,与联轴器联接处选用普通圆头平键(A型)

2、校核键联接的强度
键、轴材料都是钢,由[3]表6-2查得许用挤压应力为。
键的工作长度, ,键与联轴器键槽的接触高度,。由[3]式(6-1)得
, 合适

Ⅰ轴齿轮的键联接校核
1、选择键联接的类型和尺寸
选用圆头普通平键(A型)。联接齿轮:
校核键联接的强度 由[3]表6-2查得许用挤压应力为
,键与联轴器键槽的接触高度,。由[3]式(6-1)得
, 合适
Ⅱ轴联轴器的键联接校核
1、选择键联接的类型和尺寸 ,与联轴器联接处选用普通圆头平键(A型)

2、校核键联接的强度
键、轴材料都是钢,由[3]表6-2查得许用挤压应力为。
键的工作长度, ,键与联轴器键槽的接触高度,。由[3]式(6-1)得
, 合适

Ⅱ轴齿轮的键联接校核
1、选择键联接的类型和尺寸
选用单圆头平键(C型)。联接齿轮:
校核键联接的强度 由[3]表6-2查得许用挤压应力为
,键与联轴器键槽的接触高度,。由[3]式(6-1)得
, 合适
Ⅲ轴联轴器的键联接校核
1、选择键联接的类型和尺寸 ,与联轴器联接处选用普通圆头平键(A型)

2、校核键联接的强度
键、轴材料都是钢,由[3]表6-2查得许用挤压应力为。
键的工作长度, ,键与联轴器键槽的接触高度,。由[3]式(6-1)得
, 合适

Ⅲ轴齿轮的键联接校核
1、选择键联接的类型和尺寸
选用圆头普通平键(A型)。联接齿轮:
校核键联接的强度 由[3]表6-2查得许用挤压应力为
,键与联轴器键槽的接触高度,。由[3]式(6-1)得
, 合适

链传动的设计
传动比 主动轮转速
虚拟电动机额定功率
(1)轮齿
取,
则,取
2)计算功率
查表9-6,
查图9-13, 单排链

3） 链条型号和节距

由和n 查表选型号32A ,查表9-1,p=50.8mm

4) 连接和中心矩

初选
取

取
查表9-7
最大中心矩
10. 链速v和润滑方式

查图9-14 采用地油润滑
11. 压轴力

有效圆周力
水平布置

联轴器的选择和验算
见各轴的设计
在轴的计算中已选定联轴器型号。
输入轴选HL1型弹性柱销联轴器,其公称转矩为160000,半联轴器的孔径,故取,半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。
输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000,半联轴器的孔径,故取,半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。

减速器的润滑
1、润滑方式的选择
齿轮用润滑油润滑,并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。
2、密封方式的选择
计算可得,各轴与轴承接触处的线速度,因此采用毡圈密封
3、润滑油的选择
因为该减速器属于一般减速器,查机械手册可选用中负载工业齿轮油320号润滑。

箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,
大端盖分机体采用配合.
1、 机体的刚度
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度
2、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40mm
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
3.、 机体结构的工艺性.
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便.

4、 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固
B 油螺塞:
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。
C 油标:
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔:
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡。
E 盖螺钉:
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹.
F 位销:
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.
G 吊钩:
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下:

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=(0.5～0.6)
M10
轴承端盖螺钉直径

=(0.4～0.5)
10
视孔盖螺钉直径

=(0.3～0.4)
8
定位销直径

=(0.7～0.8)
8
,,至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
34
22
18
,至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
28
16
外机壁至轴承座端面距离

=++(8～12)
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机盖,机座肋厚

9 8.5
轴承端盖外径

+(5～5.5)
120(1轴)125(2轴)
150(3轴)
轴承旁联结螺栓距离

120(1轴)125(2轴)
150(3轴)

润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,因此其速度远远小于(2m/s),因此采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
因此H+=30+34=64
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。

从密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大,150mm为宜。并匀均布置,保证部分面处的密封性。

设计小结
这次关于带式运输机上的两级直齿圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。经过二个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融<机械原理>、<机械设计>、<理论力学>、<材料力学>、<公差与配合>、<CAD实用软件>、<机械工程材料>、<机械设计手册>等于一体。
2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.
5. 设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
参考文献
1.濮良贵,纪名刚主编.机械设计.北京:高等教育出版社,
2.孙恒,陈作模,葛文杰主编.机械原理.北京:高等教育出版社,
3.龚溎义主编.<机械设计课程设计图册>.北京:高等教育出版社,
4.龚溎义主编.<机械设计课程设计指导书>.北京:高等教育出版社,
5.<机械设计手册>电子版R2.0