《機械設計課程設計帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器（40頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….………………………………3 二、電動機的選擇…………………………………………….4 三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比…….…….6 四、傳動裝置的運動和動力設計……………………………..7 五、普通V帶的設計………………………………………….10 六、齒輪傳動的設計…………………………………………..15 七、傳動軸的設計………………………….…………………..18 八、箱體的設計………..…………………….………………….27 九、鍵連接的設計………………………………………………29 十、滾動軸承的設計……

2、………………………………………31 十一、潤滑和密封的設計………………………………………32 十二、聯(lián)軸器的設計……………………………………………33 十三、設計小結……………………………………………….....33 設計題目：單級圓柱齒輪減速器 機械系： 設計者： 學 號： 指導教師： 一、設計課題： 設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)工作，單向運轉載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產，使用期限8年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為96%，運輸帶允許速度誤差為5%。 原始數(shù)據(jù)

3、 題號 35 運輸帶拉力F （KN） 2.5　　　　 運輸帶速度V （m/s） 2.3　　　 卷筒直徑D （mm） 380 設計任務要求： 1. 減速器裝配圖紙一張（１號圖紙） 2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（３號圖紙） 3. 設計說明書一分 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 １、工作情況：使用年限8年，工作為兩班工作制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)。 2、制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量； 工作環(huán)境：室內，輕度污染環(huán)境； 3、邊界連接條件：原動機采用一般工

4、業(yè)用電原動機，傳動裝置與工作機分別在不同底座上用彈性聯(lián)軸器連接。 4原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力：F=2.5KN； 運輸帶工作速度：V=2.3m/s； 滾筒直徑D=380mm； 方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 二、電動機選擇 1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電

5、動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa =7.93 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 =5.75(KW) 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η總=η帶η滾2η齒η聯(lián)η滑η平 式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取η帶=0.90，η滾＝0.98，η齒＝0.98，η聯(lián)＝0.99，η滑=0.96，η平=0.90

6、則：　η總=0.900.9820.980.990.960.90 　　 =0.725 所以：電機所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =5.75/0.725 = 7.93(kw) 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒＝601000V/（πD） =(6010002.3)/（380π） 　　　　　 =95.5 r/min 根據(jù)手冊Ｐ７表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I帶=3～６。 ?。謳鲃颖龋升X=２～４ 。則總傳動比

7、理論范圍為：Ｉ總＝６～２４。 故電動機轉速的可選范為 nm =I總n卷筒 　　　　　 =(6～24)95.5 =573～2292 r/min 則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方 案 電 動 機 型 號 額定功率 電動機轉速 (r/min) 電動機重量 N 參 考 價 格 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速 器 1 Y132S-4 5.5 1500

8、1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 和帶傳動、減速器傳動比，可見第1方案比較適合。 此選定電動機型號為 Y132S-4，其主要性能： 方 案 電 動 機 型 號 額定功率 電動機轉速 (r/min) 電動機重量 N 參 考 價 格 傳動裝置傳動

9、比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速 器 1 Y160M-6 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n 1、可得傳動裝置總傳動比為： Ｉ總=nm/ n卷筒 =1440/95.5 =15.07 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 Ｉ總=Ｉ齒I帶 2、分配各級傳動裝置傳動比：

10、根據(jù)指導書P17，取I帶=3.5（普通V帶 i=2～4） 因為：　?。煽?Ｉ齒I帶 所以：　　?。升X＝15.07/3.5 ＝4.31 四、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及 i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比 η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率 PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉矩 （Nm） nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉矩 （r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 1、 運動參數(shù)及

11、動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉數(shù)： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 =1440/3.5=411.43 （r/min） 　?、蜉S：nⅡ= nⅠ/ i1 =411.43/4.31=95.46 r/min 卷筒軸：nⅢ= nⅡ （2）計算各軸的功率： Ⅰ軸： PⅠ=Pdη01 =Pdη1 =6.620.90=5.96（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠη12= PⅠη2η3 =5.980.980.98 　 =4.11（KW） 計算各軸的輸入轉矩： 電動機軸輸出轉矩為： Td=9550Pd/nm=95506.62/

12、1440 =43.90 Nm Ⅰ軸： TⅠ= 9550PI/NI =95505.96/411.43=138.34 Nm Ⅱ軸： TⅡ= 9550PI/NI =95505.72/95.46 =572.24 Nm 由指導書的表1得到： η1=0.90 η2=0.98 η3=0.98 五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC

13、=KAP=1.26.62=7.94（ KW） 根據(jù)課本P219圖13-15得知其交點在A、B型交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=80mm d2=n1d1(1-ε)/n2= I帶d1(1-ε) =3.580(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） 由課本P218表13-8查得KA=1.2

14、 由課本P218表13-9得，推薦的A型小帶最小輪基準直徑為75mm =144080π/（100060） =6.03m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（80+274）≤a0≤2（80+274） 247.8 ≤a0≤708 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+π（

15、d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（80+274）/2+（274-80）2/(4500) =1574.88 mm 由表13-2選用Ld=1400 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1574.88)/2=412.56 mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-80)57.3/412.56=153.06>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)KLKα） =7.94/（（1.33+0.17）0.960

16、.95） = 7.25 故要取8根A型V帶 計算軸上的壓力 由書13-17的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =5007.94（2.5/0.95-1）/（86.03）+0.16.032 =137.7 N 由課本13-18得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =28137.7sin(153.06/2)=2142.59 N 方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mm d2=n1d1(1-ε)/n2= I帶d1

17、(1-ε) =3.5140(1-0.02)=480.2mm 由表9-2取d2=480mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） =1440140π/（100060） =10.56 m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（140+480）≤a0≤2（140+480） 434≤a0

18、≤1240 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+π（140+480）/2+（480-140）2/(4700) =2415.18mm 由表13-2選用Ld=2500mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2500-2415.18)/2=742.41mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(480-140)57.3/742.41=153.76>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P

19、0+△P0)KLKα） =7.94/（（2.82+0.46）1.000.95） = 2.55 故取3根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =5007.94（2.5/0.95-1）/（310.56）+0.1710.562 =232.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =23223.42sin(153.76/2) =1305.53 N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合

20、 由課本P214 表13-3查得 P0=1.33 由表13-5查得 △P0=0.17 由表13-7查得 Kα=0.95 由表13-2查得KL=0.96 由課本表13-9得，推薦的B型小帶輪基準直徑125mm 由機

21、械設計書 表13-3查得 P0=2.82 由表13-5查得 △P0=0.46 由表13-7查得 Kα=0.95 由表13-2查得KL=1.00 帶輪示意圖如下： d0 d H L S1 斜度1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 六、齒輪傳動的設計： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 閉合斜齒，軟齒面，小齒輪的材料為40Mn8調質，齒面硬度為241~286HBS，大齒輪選用ZG35SiMn，齒面硬度為241~169

22、HBS。 齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1u=204.5=90 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1≥ 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表11.3 取K=1.3 小齒輪名義轉矩 T1=9.55106P/n1=9.551065396/411.43 =1.38105 Nmm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表11-4 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 螺旋角系數(shù)：初取螺旋角15 Zβ==0.983 許用

23、應力 查課本表11-1, 查表11-5 按一般可靠要求取SH=1.0 則 取兩式計算中的較小值，即［σH］=620Mpa 于是 d1≥ = =62.72 mm (4)確定模數(shù) m=d1 /Z1≥62.720.966/20=3.03 取標準模數(shù)值 m=3.5 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核 式中 小輪分度圓直徑d1=mZ/ =3.520/=72.4mm 齒輪嚙合寬度b=Ψdd1 =1.072.4=72.4mm 復合齒輪系數(shù) 由Z=20/=22.22 Z=90

24、/=100查圖11-8 YFa1=2.82 YFa2=2.24 查圖11-9 Ysa1=1.58 Ysa2=1.82 許用應力 查表11-1 σFlim1=600MPa σFlim2=510Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計算大小齒輪的并進行比較 < 取較大值代入公式進行計算 則有 =71.48MPa<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （6） 幾何尺寸計算 a=m （Z1+Z2）/ 2=3.5（20+90）/(20.966)=199.28 mm 取a=200mm 確定螺旋角β=a

25、rcos[m(z1+z2)/2a]=15.74= d1=mz1/=72.69mm d2=mz2/=327.10 則取得d1=72mm,d2=328mm b=75 mm b2=75 取小齒輪寬度 b1=80 mm （7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=πd1n1/（601000） =3.1472411..43/（601000） =1.55 m/s 對照表11-2可知選擇8級精度合適。 七 軸的設計 1， 齒輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，

26、5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒 6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪 10—鍵 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ=5.96 KW 轉速為nⅠ=411.43 r/min 根據(jù)課本P245（14-2）式，并查表12-2，取c=110 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）19+211.5=61 mm 則第一段長

27、度L1=58mm 右起第二段直徑取D2=Φ38mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用單列圓錐滾子軸承，選用32008型軸承，其尺寸為dDB=406819，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=24mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=Φ48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ80mm，分度圓直徑為Φ72mm，齒輪的寬度為80mm，則，此段

28、的直徑為D5=Φ80mm，長度為L5=80mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ48mm 長度取L6= 10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=24mm (4) 按彎矩較合強度計算 由上述軸各段的長度及軸承的類型可以算得軸支承跨距 小齒輪分度圓直徑：d1=72mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.38105 Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T1/d1=21.38105/72=3833.3N 求徑向力Fr Fr=Fttanα/=3833.3tan200

29、/=1448.82N 求軸向力Fa Fa=Fttanβ=3833.33tan=1080.39N （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。L=124,K=140 水平面的支反力：F= F=Ft/2 =1916.65N 垂直面的支反力：F =Fr(L/2)-Fa(d1/2)/L=410.75 N F=Fr- F=1038.07N F力在支點產生的反力 F= FK/L=1305.53140/124=1473.98N F= F+ F=1305.53+1523.12=2779.51N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C

30、處的彎矩： 垂直面的彎矩： Mcv= FL/2=1048.530.124/2=65.001 Nm Mcv’ = FL/2=410.750.124/2=25.47 Nm 水平面的彎矩：Mch= FL/2=1916.650.124/2=118.83Nm F力產生的彎矩：M2f= FK=1305.530.14=182.77N 在c-c截面F力產生的彎矩：Mcf= FL/2=1473.980.124/2=91.39N 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd1/2=138 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6

31、 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC=241.48Nm ,由課本表14-3有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC/W= MeC/(0.1D43) =241.481000/(0.1803)=4.72Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =35.41000/(0.1303)=13.11 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。

32、 受力圖如下： PⅠ的值為前面第10頁中給出 在前面帶輪的計算中已經得到Z=3 其余的數(shù)據(jù)手冊得到 D1=Φ30mm L1=58mm D2=Φ38mm L2=70mm D3=Φ40mm L3=24mm D4=Φ48mm L4=10mm D5=Φ80mm L5=80mm D6=Φ48mm L6= 10mm D7=Φ40mm L7=24mm

33、 Ft=3833.3N Fr=1395.21N Fa=1080.39N F= F=1916.65N F =410.75 N F=1038.07N F=1305.53N F=1473.98N F=2779.51N Mcv=65.001 Nm Mcv’ =25.47 Nm Mch=118.83Nm M2f=182.77N Mcf==91.39N T=138 Nm α=0.6 MeC= ［σ-1］=60Mpa MD=

34、 輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ=5.72 KW 轉速為nⅡ=95.46 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉矩TC=KATⅡ=1

35、.3572.24=743.912Nm，查標準GB/T 4323-1984，選用TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，該段裝有滾動軸承，選用單列圓錐滾子軸承，，選用32011型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑

36、為328mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=75mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=73mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=24mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=328mm 作用在齒輪上的轉矩為：T2 =5.72105Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=25.72105/328=3487.8N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=3487.8tan200=1269.46

37、N 求軸向力Fa Fa=Fttanβ=3487.8tan=983N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1743.9 N 垂直面的支反力：RA’=RB’ =Fr/2= 634.75 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA0.0515= 89.81 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’0.0515=3.28 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd2/2=

38、104.63 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=109.63Nm ,由課本表14-3有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =109.631000/(0.1603)=5.075 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1

39、D13) =62.781000/(0.1453)=6.89 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： D1=Φ45mm L1=82mm D2=Φ52mm L2=74mm D3=Φ55mm L3=36mm D4=Φ60mm L4=73mm D5=Φ66mm L5=10mm D6=Φ55mm L6=24mm

40、 Ft=3487.8N Fr=1269.46N RA=RB =1743.9 N RA’=RB’ =634.75 N MC=89.81 Nm MC1’= MC2’ =3.28 Nm MC1=MC2 = T=104.63 Nm α=0.6 MeC2= ［σ-1］=60Mpa MD= 繪制軸的工藝圖（見圖紙） 八．箱體結構設計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到

41、傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結

42、合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋

43、之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 8 機蓋壁厚 δ1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160？？？ 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位

44、銷直徑 d 8 df至外機壁距離 C1 26, df至凸緣邊緣距離 C2 24, d1至外壁距離 C1 22 d1至凸緣邊緣距離 C2 20 d2至外壁距離 C1 18 d2至凸緣邊緣距離 C2 16 軸承旁凸臺半徑 R1 C1 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 l1 60，44？？？ 大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 12 齒輪端面與內機壁距離 △2 10 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 92， 140？？ 軸承端

45、蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2 九．鍵聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=30mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： A鍵 108 GB1096-1979 L=L1-b=50-8=42mm T=43.9Nm h=8mm 根據(jù)課本P158（10-26）式得 σp=4 T/(dhL) =443.91000/（30842） =17.42Mpa < [σR] (110Mpa) 2、輸出軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=45mm L2=63mm

46、TⅠ=120.33Nm 查手冊 選A型平鍵 GB1096-79 B鍵128 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm σp=4 TⅠ/（dhl） =4120.331000/（44850） = 27.34Mpa < [σp] (110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=60mm L3=56mm TⅡ=572.84Nm 查手冊P124 選用A型平鍵 鍵1811 GB1096-1979 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm σp=4TⅡ/（dhl） =4572.841000/（6011

47、42） =82.66Mpa < [σp] (110Mpa) 十．.軸承的選擇與壽命校核 A 高速軸軸承壽命校核 根據(jù)已知條件，軸承預計壽命Lh=163008=38400小時 兩軸承徑向反力： Fr1= ==3434.15N FR2= =＝4959.51N 軸承外載荷Fa =1080.39N 采用正安裝，初選兩軸承為圓錐滾子軸承33008型號 采用正安裝，初選兩軸承為圓錐滾子軸承33008型號 受力分析如下圖所示： 先計算軸承1、2

48、的軸向力Fa1、Fa2 Y ＝0.4cotα＝1.6 α=14.04 F1s = FR1 / (2Y)= 3434.15/(21.6)N＝1010.04N F2s= FR2 / (2Y)= 4959.51/ (21.6)＝1458.68N 因為F1s+ Fa =1010.04+1080.39＝2090.43N＞F2s ∴2端為壓緊端，F(xiàn)a2 = Fa +F1s＝2090.43N 1端為放松端 Fa1=F1s=1010.04N 計算當量載荷P1、P2 由表16-11可知圓錐滾子軸承的e為1.5tgα＝1.5tg13.24=0.35,而Fa1/FR1＝1010.04/3434.

49、15＝0.29e , 由表16-11可查得，X1=1,X2=0.4, Y1=0,Y2=1.7。 故當量動載荷為 P1= (X1Fr1+Y1Fa1)= 3434.15 X1=3434.15N P2= (X2Fr2+Y2Fa2)= 4959.51 X 0.4+2090.43 X 1.7=5537.54N 8.1.3 計算所需的徑向基本額定動載荷Cr 因軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，今P2>P1，故以軸承2的徑向當量動載荷P2為計算依據(jù)。因受輕微沖擊載荷，查表16-9得fp=1.2；工作溫度正常，查表16－8得

50、ft=1。 圓錐滾子軸承ε=10/3， 根據(jù)手冊得33108型的Cr=84.8kN Cr2=（fp P /ft) (60nLh/1000000）^1/ε=51.94 kN 因為Cr2 e） 由表16-12查得軸承內部軸向力為 F1’=eFr

51、1=0.401855.83=742.33N F2’＝eFr2=0.401855.83=742.33N 因為F2’+Fa＝742.33+983=1725.33N>Fr1’ 故軸承1端為壓緊端 Fa1＝F2’+Fa＝1725.33N 軸承端2端為放松端 Fa2＝F2’＝983N 3.計算軸承1;2的當量動載荷 由表16-11及有關表格得e＝0.4，而 Fa1/Fr1＝1725.33/1855.83=0.93>e Fa2/Fr2＝983/1855.83=0.53>e 查表16-11得X1=0.40; Y1=1.2; X

52、2=1; Y2=0 故當量動載荷為 P1=X1Fr1+Y1Fa1＝0.401855.83+1.21725.33=2812.724N P2=X2Fr2+Y2Fa2＝11855.83=1855.83N 計算軸承的壽命，查表15-6《機械設計/機械設計基礎課程設計》得 Cr＝115KN 查表16-8得ft＝1；查表16-9得fp＝1.2 故 Lh=106/60n（FtC/fpP）^ε ＝106/6095.36（1115/1.22.81）^ε ＝22482784.02h 而軸承在8年內要工作的時間是h＝830016＝38400h 故

53、對高速軸軸承能夠滿足使用要求。所選30211型軸承適用。 十一、密封和潤滑的設計 1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定

54、所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 十二．聯(lián)軸器的設計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算 計算轉矩TC=KATⅡ=1.3518.34=673.84Nm， 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3 （3）型號選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性

55、柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、設計小結 　　機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 　　(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（

56、手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數(shù)據(jù)，進行經驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 鍵128 Fr1=3434.15 N Fr2=4959.51N Fa=1080.39N Fa1=1010.04N Fa2= 2090.4N 查表16-11 X1=1 Y1=0， X2=0.4，Y2=1.7 P1=3434.15N P2=5537.54N 選33108 Fr1＝Fr2=1855.83N P1=2812.724N P1=1855.83N 40