机械设计课程设计-搓丝机传动装置课程设计毕业论文.docx

机械设计课程设计说明书

机械设计基础课程设计说明书

设计题目： 搓丝机传动装置
四 系 120417 班
设计者：

指导老师：

日期：2011-6

目录
目录 2
前 言 4
轴辊搓丝机传动装置的设计 5
一 课程设计题目 5
1搓丝机传动装置设计 5
2原始技术数据 6
二 拟定传动方案 6
三 传动装置设计 7
1 机构初步设计 7
2 设计参数 8
四 带传动主要参数及几何尺寸计算 11
五 齿轮传动设计计算 12
1低速级 12
2高速级 16
六 轴的设计与校核 20
1初估轴径 20
2轴强度校核 20
1 高速轴 20
2 中间轴 23
3 低速轴 25
七 轴承的选择与校核 27
1 输入轴承6203 27
2中间轴轴承6209 28
3输出轴轴承6216 28
八 键的选择与校核 29
九 减速器箱体各部分结构尺寸 31
十润滑及密封形式选择 32
1二级减速齿轮的润滑 32
2滚动轴承的润滑 32
3密封形式的选择 32
十一其他技术说明 33
十二 参考文献 34

前 言
搓丝机用于加工轴辊螺纹，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。
本课程设计的要求是设计一套搓丝机传动装置，配以适当的电动机等零部件，实现自措置螺纹的功能。要求使用期限是双班制10年大修期为3年，电机单向运转，载荷比较平稳。
我感觉自己的收获还是相当大的，从最初的方案简图，到A0的大图（我立起来画草图时要用1:1就用两张方格纸拼接了一下），再到最后的CAD制图，我花了很大的精力，也力图使自己所设计的图尽善尽美，同时感谢老师的指导，让我们逐渐学会了机械设计的基本方法，从一个完完全全的外行人一点点向内行迈进，为未来的自主设计能力的锻炼打下了坚实的基础。

轴辊搓丝机传动装置的设计
一 课程设计题目
1搓丝机传动装置设计

1、设计要求
（1）搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。
（2）室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机单向运转，载荷较平。
（3）动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转，载荷较平稳。（4）使用期限为十年，每年工作300天；大修周期为三年。
（5）专用机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。

2原始技术数据
最大加工直径
/mm
最大加工长度
/mm
滑块行程
/mm
搓丝动力
/kN
生产率
/（件/min）
8
160
300~320
8
40
3设计任务
1) 完成搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计原理方案图；
2) 完成主要传动装置的结构设计；
3) 完成装配图一张（A1）,零件图两张（A3）；
4) 编写设计说明书。

二 拟定传动方案
根据系统要求可知：
滑块每分钟要往复运动40次，所以机构系统的原动件的转速应为40r/min。以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。运动形式为连续转动→往复直线运动。根据上述要求，有以下方案，在方案中齿轮1、2可看作传动部分的最后一级齿轮。

方案中采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半，故机构尺寸较小，结构简洁。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。应当选择曲柄滑块机构实现运动规律。整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。

三 传动装置设计
1 机构初步设计

取曲柄长度为130mm，连杆长度为400mm，取连杆行程300mm。计算如下：
最小传动角：rmin =arccosa+eb=43.82°>40°
急回特性：K=ρ1ρ2=1.22ϵ[1.2,1.5]
满足要求。

2 设计参数
（1）工作机输出功率计算：
已知水平搓丝力大小为8KN，生产率为40件/min，根据adams仿真知滑块最大速度0.7578m/s。
则滑块功率为
PH=Fν=8×0.7578 kw=6.06kw
系统总效率为
η总=0.97×0.96×0.99=0.923

电动机所需实际功率为
Pd=P输出η总=6.060.923=6.57KW
要求Ped略大于Pd，则选用Y系列电动机，额定功率7.5KW
( 2 ) 工作机转速40r/min
传动比范围:
V型带：ii=2~4；
减速器：i2=8~40;
总传动比i= i1×i2=16~160
电动机转速可选范围为：nd=i×n w=640~6400r/min
可知电动机应选三相异步电动机，380v。
查表6-164得：
型号
同步转速
满载转速
功率
Y160M—6
1000r/min
970r/min
7.5kw
（3）总传动比i=nm/nw=970/40=24.25
初步取带轮效率为2，
则减速器传动比为12.12
有i1=（1.3~1.4）i2
取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比 i1=4
低速级传动比 i2=3.03
（4）各轴转速
n0=nm=970rmin
n1= n0/i1=485r/min
n2=n1i1=160rmin
n3=n2/ i2=40r/min
（5）各轴输入功率
P0=Pd=7.5KW
P1=Pd×η带=6.2×0.96=7.2KW
P2=P1×η1=7.056KW
P3=P2×η2=6.912KW
（6）各轴输入转矩
电动机所需实际转矩及电动机的输出转矩为
T1= 9550P1/ n1=141.8N·m
T2= 9550 P2 / n2=421.155N·m
T3= 9550 P3/n3=1650N·m
轴
输入功率
输出功率
转矩
转速
传动比
效率
电机轴

7.5KW

970r/min

高速轴
5.952KW

141.8Nm
485r/min
2
0.96
中间轴
5.716KW

421.155Nm
160r/min
4
0.98
低速轴
5.489KW

1650Nm
40r/min
3.03
0.98
（7）根据结构尺寸要求作图如下

四 带传动主要参数及几何尺寸计算

计算项目
计算内容
计算结果
确定计算功率

由公式Pc=kA∙P=1.3×7.5Kw
kA =1.3
Pc=9.75Kw
选取带型
查机械设计书得
选用B带
选取小带轮直径
查表4-15得
dd1=132mm
大带轮直径
dd2=i×dd1

dd2=264mm
小带轮带速
ν1=πdd1n160×1000

ν1=6.8m/s
初选中心距a0
0.55(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

⟹214.5mm≤a0≤786mm

初选a0=500mm
带初步基准长度Ld`
Ld`=2a0+π2dd1+dd2+(dd1+dd2)24

Ld`=1630mm
带基准长度Ld
由表31-2
Ld=2000mm
实际中心距
a≈a0+(Ld-Ld1)2
amin=a0-0.015Ld=474mm
amax=a0+0.03Ld=548mm

选取a=500mm

小带轮包角
α1=180°-2θ≈180°-dd1-dd2a×57.3∘

α1=165>120∘适宜

带的根数
查机械设计书得：单根带基本额定功率P0
基本额定功率增量ΔP0
包角系数kα
长度系数kL
z=Pc(P0+ΔP0)kαkL
P0=2.13Kw
ΔP0=0.13Kw

kα=0.98
kL=1.03
z=4.534
取z=5

带的压轴力
查表得：取ρl=0.10
初压力:
F0=500pνz2.5kα-1+ρlν2
FQ=2zF0sinα12

F0=241.80N

FQ=2397N
材料选取
铸铁

五 齿轮传动设计计算
计算项目
计算内容
计算结果
材料选取
齿轮都使用45钢，调质处理，硬度229~286HB平均硬度240HB；
精度等级均为8级，闭式软齿面。
有关数据以及公式引自《机械设计基础》（下册）
1低速级
计算项目
计算内容
计算结果
（1）初步计算
转矩T1

T1=539N∙m
齿宽系数ψd

ψd=0.8
接触疲劳极限σHlim
查表得
σHlim1=710MPa
σHlim2=580MPa
需用接触应力计算σHP
σHP1=0.9σHlim1
σHP2=0.9σHlim2
σHP1=639MPa
σHP2=522MPa
Ad
由表B1，估计β≈11∘
Ad=766
动载荷系数K

K=1.4
初步计算小齿轮直径d1
d1≥Ad3KT1ψdσHP2i+1i=766×31.4×5391.2×52223.5+13.5
d1=130.84mm

取d1=130mm
初步齿宽b
b=ψdd1=104.67mm
b=104mm
（2）校核计算
圆周速度
ν=πd1n160×1000
ν=0.88m/s
精度等级
选取8级精度
8级精度
齿数z
取z1=45
z2=iz1=136+
由于z1,z2互质

取z1=44 z2=133
模数
mt=d1z1
查表取标准值
确定齿数z1=d1mt
z2=iz1
β=arccosmnmt
d2=mtz2
mt=3.068mm
d2=408.044mm
取mn=3
β=12.551005∘

使用系数KA
查表2-7得
KA=1.25
动载系数KV
查表2-6得
KV=1.05
齿间载荷分配系数
首先求解
Ft=2T1d1
KAFtb=117.4>100N/mm
非硬齿面斜齿轮，8级精度

Ft=7985N

KHα=1.0
齿向载荷分配系数KHβ
KHβ=A+B0.6bd12+1+C∙10-3
KHβ=1.38
区域系数ZH
查表得
ZH=2.5
弹性系数ZE
查表得
ZE=189.8MPa
重合度系数Zε
查表得
αt=tan-1tanαncosβ
αat1=cos-1db1da1
同理
由于无变位，端面啮合角
αt`=αt
εα=12πz1tanαat1- tanαt`+ z2tanαat2- tanαt`
εβ=bsinβπmn
zε=1εα

αt=22.91°

αat1=22.17°

αat2=22.091°

αt'=20.525°

εα=1.73

εβ=1.73>1
zε=0.76

螺旋角系数Zβ
Zβ=cosβ
Zβ=0.99
许用接触应力
查2-17表取最小安全系数SHlim
总工作时间th=3×300×8
盈利循环次数
NL1=60γn1th 单向运转γ=1
NL2=NL1i
表2-27取接触寿命系数ZNT

齿面工作硬化系数ZW
接触强度尺寸系数ZX
润滑油膜影响系数取值

σHP=σHlimZNTZLZVZRZWZXSHlim
SHlim=1.05
th=7200h

NL1=4.555×107
NL2=1.035×107
ZNT1=1.16
ZNT2=1.20
ZW1=ZW2=1.14
ZX1=ZX2=1.0
ZL1=ZL2=1.0
ZR1=ZR2=1.0
ZV1=ZV2=1.0
σHP1=894MPa
σHP2=756MPa
验算
σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtbd1u+11

σH=525.79MPa
（3）确定主要传动尺寸
中心距
a=d1+d22=271.378mm
取整a=272mm
螺旋角
β=cos-1mnz1+z22a
β=12.551005°
端面模数
mt=mn/cosβ
mt=3.0734
分度圆直径
d=mnz/cosβ
d1=135.232mm
d2=408.768mm
齿宽

b=98mm
（4）齿根弯曲疲劳强度验算
齿形系数YFa
由当量齿宽查图取值
YFa1=2.2
YFa2=2.17
应力修正系数
由图取值
YSa1=1.78
YSa2=1.82
螺旋角系数Yβ
由图取值
Yβ=0.87
齿向载荷分配系数
bh=1043×2.25=15.4
由图2-9取值
KFβ=1.28
许用弯曲应力
由图2-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限σFlim
由表2-17取最小安全系数SFmin
由表2-33确定尺寸系数YX
由图2-32确定弯曲寿命系数YNT

另外取值如右

σFP=σFlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim
σFlim1=300N/mm2
σFlim2=270N/mm2
SFmin=1.25
YX1=YX2=1.0
YNT1=0.93
YNT2=0.99
YST1=YST2=2
YVrelT1=YVrelT2=1.0
YRrelT1=YRrelT2=1.0
σFP1=670MPa
σFP2=535MPa
验算
σF=KAKVKFαKFβYFaYSaYεYβFtb1mn
σF1=304MPa
σF2=298MPa
（5）齿轮主要传动尺寸列表
压力角ααn
经验值
20°
螺旋角β
计算结论
12.551005°
分度圆直径d
计算结论
d1=135.231mm
d2=408.768mm
齿顶高ha
ha=ha*m
ha=3mm
齿根高hf
hf=hf*m
hf=3.75mm
齿顶间隙C
C=0.25m
C=.075mm
中心距a
a=d1+d22
a=272mm

2高速级
计算项目
计算内容
计算结果
（1）初步计算
转矩T1

T1=137.52N∙m
齿宽系数ψd
查表得
ψd=1.2
接触疲劳极限σHlim
查表得
σHlim1=710MPa
σHlim2=580MPa
需用接触应力计算σHP
σHP1=0.9σHlim1
σHP2=0.9σHlim2
σHP1=639MPa
σHP2=522MPa
Ad
由表B1，估计β≈11∘
Ad=756
动载荷系数K

K=1.4
初步计算小齿轮直径d1
d1≥Ad3KT1ψdσHP2i+1i=756×31.4×117.121.2×52225.32+15.32
d1=70.23mm

取d1=70mm
初步齿宽b
b=ψdd1
b=84mm
（2）校核计算
圆周速度
ν=πd1n160×1000
ν=1.84m/s
精度等级
选取8级精度
8级精度
齿数z
取z1=23
z2=iz1=92
由于z1,z2互质

取z1=23 z2=91
模数
mt=d1z1
查表取标准值
确定齿数z1=d1mt
z2=iz1
β=arccosmnmt
d2=mtz2
mt=3.044mm
d2=277.004mm
取mn=3
β=10.6549°

使用系数KA
查表得
KA=1.25
动载系数KV
查表得
KV=1.15
齿间载荷分配系数
首先求解
Ft=2T1d1
KAFtb=60.88<100N/mm
非硬齿面斜齿轮，8级精度

Ft=3653

KHα=1.35
齿向载荷分配系数KHβ
KHβ=A+B0.6bd12+1+C∙10-3
KHβ=1.37
区域系数ZH
查表得
ZH=2.5
弹性系数ZE
查表得
ZE=189.8MPa
重合度系数Zε
查表得
αt=tan-1tanαncosβ
αat1=cos-1db1da1
同理
由于无变位，端面啮合角
αt`=αt
εα=12πz1tanαat1- tanαt`+ z2tanαat2- tanαt`
εβ=bsinβπmn
zε=1εα

αt=29.53°

αat1=25.88°

αat2=22.563°

αt'=20.211°

εα=1.73

εβ=1.11>1
zε=0.77

螺旋角系数Zβ
Zβ=cosβ
Zβ=1
许用接触应力
查表取最小安全系数SHlim
总工作时间th=3×300×8
盈利循环次数
NL1=60γn1th 单向运转γ=1
NL2=NL1i
取接触寿命系数ZNT

齿面工作硬化系数ZW
接触强度尺寸系数ZX
润滑油膜影响系数取值

σHP=σHlimZNTZLZVZRZWZXSHlim
SHlim=1.05
th=7200h

NL1=4.555×107
NL2=1.139×107
ZNT1=1.06
ZNT2=1.17
ZW1=ZW2=1.14
ZX1=ZX2=1.0
ZL1=ZL2=1.0
ZR1=ZR2=1.0
ZV1=ZV2=1.0
σHP1=817MPa
σHP2=736MPa
验算
σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtbd1u+11
σH=615MPa
（3）确定主要传动尺寸
中心距
a=d1+d22=171.5mm
取整a=172mm
螺旋角
β=cos-1mnz1+z22a
β=10.6549°
端面模数
mt=mn/cosβ
mt=3.0526
分度圆直径
d=mnz/cosβ
d1=70.210mm
d2=277.790mm
齿宽

b=84mm
（4）齿根弯曲疲劳强度验算
齿形系数YFa
由当量齿宽查图取值
YFa1=2.65
YFa2=2.38
应力修正系数
由图取值
YSa1=1.59
YSa2=1.68
螺旋角系数Yβ
由图取值
Yβ=0.87
齿向载荷分配系数
bh=843×2.25=12.44
由图27-9取值
KFβ=1.38
许用弯曲应力
由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限σFlim
由表27-17取最小安全系数SFmin
由表27-33确定尺寸系数YX
由图27-32确定弯曲寿命系数YNT

另外取值如右

σFP=σFlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim
σFlim1=300N/mm2
σFlim2=270N/mm2
SFmin=1.25
YX1=YX2=1.0
YNT1=0.89
YNT2=0.93
YST1=YST2=2
YVrelT1=YVrelT2 =1.0
YRrelT1=YRrelT2=1.0
σFP1=427MPa
σFP2=401MPa
验算
σF=KAKVKFαKFβYFaYSaYεYβFtb1mn
σF1=130.9MPa
σF2=125.9MPa
（5）齿轮主要传动尺寸列表
压力角ααn

20°
螺旋角β

8°38'
分度圆直径d

d1=70.210mm
d2=277.79mm
齿顶高ha
ha=ha*m
ha=3mm
齿根高hf
hf=hf*m
hf=3.75mm
齿顶间隙C
C=0.25m
C=0.75mm
中心距a
a=d1+d22
a=172mm

六 轴的设计与校核

1初估轴径
电机轴
d0≥C3P0n0=20.092mm
取d00=24mm
高速轴
d1≥C3P1n1=27.034mm
取d11=30mm
中间轴
d2≥C3P2n2=42.627mm
取d22=45mm
低速轴
d3≥C3P3n3=61.278mm
取d33=65mm
2轴强度校核
1 高速轴
齿轮上的作用力
转 矩
圆周力
径向力
轴向力

T1= 9550P1/ n1
Ft=2T1d1
Fr=Ft×tanαncosβ
Fa=Ft×tanβ
T1=141.77N·m
Ft=4051N
Fr=1500N
Fa=736N
支反力
Y-Z平面
FBV+FAV=Ft
FBV×65=FAV×171
FAV=903.48N
FBV=3147.3N
MV1=228.157N·m
X-Z平面
FBH+FAH=Fr
FBH×65+Fa×35=FAH×171
FAH=561N
FBH=1231N
MH1=47.119N·m
MH2=93.504N·m
合成弯矩
Mc2=MV2+MH22
Mc1=228.192N·m
Mc2=359.550N·m
转矩

T1=141.77N·m
当量弯矩
α=σ-1bσ0b=5595=0.579脉动
Mec1=Mc12+αT12
Mec2=Mc22+αT12
α=0.58

Mec1=252N·m

Mec2=374.7N·m
校核
σ-1b=75MPa
σbc=Mec2Wc=Mec20.1d3
σbc=41MPa<σ-1b

轴初步设计图：

垂直面（Y-Z）受力:

FBV
Ft1
FAV

弯矩图：

垂直面受力图：
Fa

184
66

Fr
FBH
FAH

弯矩图：

合成弯矩图：

当量弯矩图：

2 中间轴
高速级大齿轮齿轮上的作用力
转 矩
圆周力
径向力
轴向力

T2= 9550P2/ n2
Ft=2T2d2
Fr=Ft×tanαncosβ
Fa=Ft×tanβ
T1=555.75N·m
Ft1=4051N
Fr1=1500N
Fa1=762N
低速级小齿轮齿轮上的作用力
转 矩
圆周力
径向力
轴向力

T2= 9550P2/ n2
Ft=2T2d2
Fr=Ft×tanαncosβ
Fa=Ft×tanβ
T2=555.75N·m
Ft2=8007N
Fr2=3982N
Fa2=1780N
支反力
Y-Z平面
FBV+FAV=Ft1+Ft2
Ft1×59+Ft2×164=FAV×200
FAV=4462N
FBV=3590N
MV1=323.49N·m
MV2=376.95N·m
X-Z平面
FBH+FAH=Fr1+Fr2
Fa2×59+FAH×200=Fa1×239+Fr1×132+Fr2×102
FAH=628N
FBH=619N
MH1=44.877N·m
MH2=65.94N·m
合成弯矩
Mc1=MV12+MH12
Mc2=MV22+MH42

Mc1=324.298·m

Mc2=379.62N·m
转矩

T1=555.75N·m
当量弯矩
α=σ-1bσ0b=5595=0.579脉动
Mec1=Mc12+αT12
Mec2=Mc22+αT12
α=0.58

Mec1=553N·m

Mec2=568N·m
校核
σ-1b=75MPa
σbc1=Mec1Wc
σbc2=Mec1Wc

σbc1=19.4MPa<σ-1b
σbc2=20.7MPa<σ-1b
轴初步设计图：

竖直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下：

84
104
67
Ft2
FBV
FAV

FBH
FAH
水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：
Fa2
Fa1

Fr2

Fr1

MHD’

MHC’

3 低速轴

齿轮上的作用力
转 矩
圆周力
径向力
轴向力

T3= 9550P2/ n2
Ft=2T2d3
Fr=Ft×tanαncosβ
Fa=Ft×tanβ
T3=1650.26N·m
Ft=8074N
Fr=3011N
Fa=1796N
支反力
Y-Z平面
FBV+FAV=Ft
FAV×103=Ft×103
FAV=3180N
FBV=4894N
MV1=636.22N·m
X-Z平面
FBH+FAH=Fr

FAH=2297N
FBH=714N
MH1=40.49N·m
MH2=509.18N·m
合成弯矩
Mc2=MH22+MV12
Mc2=310.66N·m

转矩

T1=2116.598N·m
当量弯矩
α=σ-1bσ0b=5595=0.579脉动

Mec2=Mc22+αT12
α=0.579

Mec2=1498N·m
校核
σ-1b=75MPa

σbc2=Mec2Wc

σbc2=24.4MPa<σ-1b

轴初步设计图：

4数据列表

高速轴
中间轴
低速轴
当量弯矩
Mec1=283.3N·m
Mec2=161.6N·m
Mec1=627.4N·m
Mec2=386.9N·m
Mec1=1053.6N·m
Mec2=646.8N·m
危险截面校核
σbc2=41MPa<σ-1b
σbc2=20.7MPa<σ-1b
σbc2=24.4MPa<σ-1b
七 轴承的选择与校核
1 输入轴承6203
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
6309轴承主要性能参数如下：
d=45mm,D=100mm,B=26mm, C0r=31800N；
C0r=31800N
确定AB端X、Y值
由表8.7,FaC0r=0.068,取e=0.27
X=1，Y=0
X=1
Y=0
冲击载荷系数
由表8.8查得
fd=1.1
B端轴承当量载荷

P=5430N
轴承寿命

L10h=6年
寿命合格
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。

2中间轴轴承6209

计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
6209轴承主要性能参数如下：
d=45mm,D=85mm,B=19mm, C0r=20500N；
C0r=20500N
确定AB端X、Y值
由表18.7,FaC0r=0.077,取e=0.28
X=1，Y=0
X=1
Y=0
冲击载荷系数
由表18.8查得
fd=1.1
B端轴承当量载荷

P=4908N

轴承寿命

L10h=7年
寿命合格
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。

3输出轴轴承6216
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册6216轴承主要性能参数如下：
d=70mm,D=125mm,B=24mm, C0r=45000N；
C0r=45000N
确定AB端X、Y值
由表8.7,FaC0r=0.033,取e=0.23
X=0.56，Y=1.8
X=0.56
Y=1.8
冲击载荷系数
由表8.8查得
fd=1.1
B端轴承当量载荷

P=6608N
轴承寿命

L10h=10年
寿命合格
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。

八 键的选择与校核
高速轴
键的选择和参数
选用普通平键,圆头, d1=30mm ,选用键b×h=8×7, ,

转 矩

T1= 141.77N·m
键长

L2= 90mm
接触长度
l`=l-b=82mm
l`=82mm
许用挤压应力
查表铸铁许用挤压应力为
σP=70~80MPa
σP=4Thl`d
σP=32.8MPa
σP<σP
满足要求，可用
中间轴
键的选择和参数
选用普通平键,圆头,d1=55mm,d2=55mm,选用键b×h=16×10, b×h=16×10

转 矩

T1= 555.75N·m
键长

L1= 63mm
L2= 63mm
接触长度
l1`=L1-b=47mm
l2`=L2-b=47mm
l1`=47mm
l2`=47mm
许用挤压应力
查表铸铁许用挤压应力为
σP=70~80MPa
σP1=4Thl`1d1
σP2=4Thl`2d2
σP1=21.5MPa
σP2=21.5MPa
σP1<σP
σP2<σP
满足要求，可用

低速轴

键的选择和参数
选用普通平键,圆头, d1=85mm,d2=70mm,选用键b×h=22×14, b×h=20×12

转 矩

T1= 1650.25N·m
键长

L1= 70mm
L2= 70mm
接触长度
l1`=L1-b=48mm
l2`=L2-b=50mm
l1`=48mm
l2`=50mm
许用挤压应力
查表铸铁许用挤压应力为
σP=70~80MPa
σP1=4Thl`1d1
σP2=4Thl`2d2
σP1=44.27MPa
σP2=62.71MPa
σP1<σP
σP2<σP
满足要求，可用

九 减速器箱体各部分结构尺寸
计算项目
计算过程
计算结果
箱盖壁厚
δ1=0.02a+3
δ=9mm
箱座壁厚
δ=0.025×272+3
δ1=10mm
箱盖凸缘厚度
b1=1.5δ1
b=13.5mm
箱座凸缘厚度
b=1.5δ
b1=15mm
地脚螺钉直径
df=0.036a+12
df=24mm
地脚螺钉数目
250<a<500
n=6
轴承旁连接螺钉直径
d1=0.75df
d1=16mm
箱盖与箱座连接螺钉直径
d2=0.5df
d2=12mm
轴承端盖螺钉直径
d3=(0.4~0.5)df
d31=9mm
窥视孔盖螺钉直径
d4=0.4df
d4=9mm
定位销直径
d=0.8d2
d=10mm
起盖螺钉直径
d5
d5=16mm
大齿轮顶圆与内壁距离
Δ1>1.2δ
Δ1=15mm
齿轮端面与内壁距离
Δ2>δ
Δ11=12mm
Δ2>δ
Δ12=14mm
轴承端盖外径

D2=1.25D+10

D21=70mm
D22=70mm
D23=95mm
轴承端盖凸缘厚度
t=(1~1.2)d3
t=10mm
t=12mm

十润滑及密封形式选择
1二级减速齿轮的润滑
减速器中的二级减速齿轮,由于齿轮外缘的回转速度小于12m/s，因此采用浸油润滑，选用全损耗系统用油（GB443-1989）,浸油深度应没过至少1到2个齿高，一般不应小于10mm。
2滚动轴承的润滑
油润滑适用于中速齿轮，润滑性能非常好。 润滑剂可以简单的更换，润滑剂的寿命较长， 冷却效果好，还可以循环容易滤除杂质。
3密封形式的选择
为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V <3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。

十一其他技术说明
①减速器装配前，必须按图纸检验各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。
②在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。
③轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的2/3。
④减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，其次应该定期检查，半年更换一次。润滑轴承的润滑脂应定期添加。
⑤在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。
⑥对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。
⑦减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。
空载实验：在额定转速下正反转各1～2小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。
负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过，轴温升不得超过。
⑧搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。
⑨机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运输外包装后，要注明放置要求。

十二 参考文献
（1）机械设计基础（下策），吴文祥等主编，北京：北京航空航天大学出版社出版，2005年2月
（2）机械设计综合课程设计，王之栋、王大康主编，北京：机械工业出版社，2007年8月

机械设计基础课程设计说明书

设计题目：
系 班
设计者：

指导老师：

日期：2011-6

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三严三实开展以来，我认真学习了习近平总书记系列讲话，研读了中央、区、市、县关于党的群众路线教育实践活动有关文件和资料。我对个人“四风”方面存在的问题及原因进行了认真的反思、查摆和剖析，找出了自身存在的诸多差距和不足，理出了问题存在的原因，明确了今后努力的方向和整改措施。现将对照检查情况报告如下，不妥之处，敬请各位领导和同志们批评指正。
一、存在的突出问题 

一是学习深度广度不够。学习上存在形式主义，学习的全面性和系统性不强，在抽时间和挤时间学习上还不够自觉，致使自己的学习无论从广度和深度上都有些欠缺。学习制度坚持的不好，客观上强调工作忙、压力大和事务多，有时不耐心、不耐烦、不耐久，实则是缺乏学习的钻劲和恒心。学用结合的关系处理的不够好，写文章、搞材料有时上网拼凑，求全求美求好看，结合本单位和实际工作的实质内容少，实用性不强。比如，每天对各级各类报纸很少及时去阅读。因而，使自己的知识水平跟不上新形势的