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机械设计课程设计完整说明书

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目录
一． 设计任务书……………………………………………2
二. 传动装置总体设计…………………………………………… 3
三． 电动机的选择………………………………………………… 4
四． V带设计……………………………………………………… 6
五．带轮的设计…………………………………………………… 8
六．齿轮的设计及校核…………………………………………… 9
七．高速轴的设计校核…………………………………………… 14
八．低速轴的设计和校核………………………………………… 21
九 .轴承强度的校核……………………………………………… 29
十．键的选择和校核……………………………………………… 31
十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择………………………32
十二. 箱体的设置………………………………………………… 33
十三. 减速器附件的选择………………………………………… 35
十四.设计总结………………………………………………………37
十五。参考文献………………………………………………………38

一．任务设计书
题目A: 设计用于带式运输机的传动装置

原始数据:

工作条件: 一半制, 连续单向运转。载荷平稳, 室内工作, 有粉尘( 运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑) 。
使用年限: 十年, 大修期三年。
生产批量: 十台。
生产条件: 中等规模机械厂, 可加工7～8级齿轮及蜗轮。
动力来源: 电力, 三相交流( 380/220) 。
运输带速度允许误差: ±5%。
设计工作量: 1.减速器装配图一张( A3)
2.零件图( 1～3)
3.设计说明书一份

个人设计数据:
运输带的工作拉力 T(N/m)___4800______
运输机带速V( m/s) ____1.25_____
卷筒直径D( mm) ___500______
已给方案

三．选择电动机
1．传动装置的总效率:
η=η1η2η2η3η4η5
式中: η1为V带的传动效率, 取η1=0.96;
η2η2为两对滚动轴承的效率, 取η2=0.99;
η3为一对圆柱齿轮的效率, 取η3=0.97;
η为弹性柱销联轴器的效率, 取η4=0.98;
η5为运输滚筒的效率, 取η5=0.96。
因此, 传动装置的总效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86
电动机所需要的功率
P=FV/η=4800*1.25/( 0.86×1000) =6.97KW
2．卷筒的转速计算
nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min
V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页
一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[8, 10 ]; 机械设计第八版413页
总传动比的范围为[16, 40];
则电动机的转速范围为[763,1908];
3．选择电动机的型号:
根据工作条件, 选择一般用途的Y系列三相异步电动机, 根据电动机所需的功率, 并考虑电动机转速越高, 总传动比越大, 减速器的尺寸也相应的增大, 因此选用Y160M-6型电动机。额定功率7.5KW, 满载转速971( r/min) ,额定转矩2.0( N/m) ,最大转矩2.0( N/m)
4、 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
总传动比ib=n/nw=971/47.7=20.3
式中: 为电动机满载转速;
为工作机轴转速。
取V带的传动比为i1=3, 则减速器的传动比i2=ib/3=10.03;
5．计算传动装置的运动和动力参数
6.计算各轴的转速。
Ⅰ轴: n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;
Ⅱ轴: n2=ni/6.76=47.7; r/min
卷筒轴: n3=n2=47.7 r/min
7.计算各轴的功率
Ⅰ轴: P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW);
Ⅱ轴P2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW);
卷筒轴的输入功率: P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW)
8．计算各轴的转矩
电动机轴的输出转转矩: T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 N·m
Ⅰ轴的转矩: T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 N·m
Ⅱ轴的转矩: T3=T2i2*η2η3=195.36.760.990.97=1267.8N·m
第二部分 传动零件的计算
四.V型带零件设计
1.计算功率:

--------工作情况系数, 查表取值1.3;机械设计第八版156页
--------电动机的额定功率
2.选择带型
根据, n=971,可知选择B型; 机械设计第八版157页
由表8－6和表8－8取主动轮基准直径

则从动轮的直径为
据表8－8, 取mm
3.验算带的速度
==7.11m/s
机械设计第八版157页
7.11m/s 25m/s

V带的速度合适
4、 确定普通V带的基准长度和传动中心矩
根据0.7(+)<<2(+), 初步确定中心矩
机械设计第八版152页

=1000mm
5.计算带所需的基准长度:
= = =2950.6mm
机械设计第八版158页

由表8－2选带的基准长度=3150mm
6.计算实际中心距a
=/2=1100mm
机械设计第八版158页

验算小带轮上的包角
=
7.确定带的根数Z
Z＝ 机械设计第八版158页

由, 查表8－4a和表8－4b
得 =1.68, =0.31
查表8－5得: 0.955,查表8－2得: 1.07, 则
Z＝
=9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794
取Z=5根
8.计算预紧力

机械设计第八版158页
查表8-3得q=0.18( kg/m)
则=230.8N
9.计算作用在轴上的压轴力
=2285.2N 机械设计第八版158页

五.带轮结构设计
带轮的材料采用铸铁
主动轮基准直径, 故采用腹板式( 或实心式) , 从动轮基准直径, 采用孔板式。
六．齿轮的设计
1．选定齿轮的类型, 精度等级, 材料以及齿数;
( 1) .按传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动;
(2).减速器运输机为一般工作机器, 工作速度不是太高, 因此选用7级精度( GB10095-88) ;
(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质), 硬度为280HBS, 大齿轮的材料为45刚( 调质) , 硬度为240HBS, 二者的材料硬度相差为40HBS。
(4).选小齿轮的齿数为24, 则大齿轮的齿数为246.76=162.24, 取=163
2按齿面接触强度进行设计
由设计公式进行计算, 即
机械设计第八版203页
选用载荷系数=1.3
计算小齿轮传递的转矩

由表10-7选定齿轮的齿宽系数; 机械设计第八版205页
由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa
3.计算应力循环次数
==60323.61( 2436510) =1.7; 机械设计第八版206页
=2.522/6.76=
取接触疲劳寿命系数=0.89, =0.895;机械设计第八版207页
4.计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%, 安全系数S=1, 得
=534
=492.25
机械设计第八版205页
5.计算接触疲劳许用应力。
1)试算小齿轮分度圆的直径, 带入中较小的值
=2.32 =71mm
(1)计算圆周的速度
==1.20mm/s
(2)计算齿宽b
=171mm=71mm
(3)计算齿宽和齿高之比。
模数=2.95 mm
齿高=2.252.95=6.63 mm
=11
(4) 计算载荷系数。
根据V=1.2mm/s;7级精度, 可查得动载系数=0.6; 机械设计第八版194页
直齿轮 =1;
可得使用系数 =1;机械设计第八版193页
用插图法差得7级精度, 小齿轮相对支承非对称布置时, =1.423; 机械设计第八版196页
由10.68, =1.423 可得=1.36
故载荷系数==0.8538
机械设计第八版192页
(5) 按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。
==61.6mm
(6) 计算模数m。
==2.56;
6．按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的计算公式
; 机械设计第八版201页
( 1) 确定公式内各计算数值
1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版209页
2) 查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.86, =0.87;
3) 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由式可得
= =307.14 Mpa
= =236.14 Mpa
计算载荷系数K
= =0.816
查取齿形系数。
查得 2.65 2.06
机械设计第八版200页
6)查取应力校正系数。
查表可得 = 1.58 =1.97
机械设计第八版200页
计算大, 小齿轮的并加以比较。
==0.0159
= =0.0172
大齿轮的数值大。
( 2) 设计计算。
=1.84
对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数, 由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力, 仅与齿轮直径( 即模数与齿数的乘积) 有关,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2, 按接触强度计算得的分度圆直径=71 mm, 算出小齿轮数
= =31
大齿轮的齿数=6.7631=210
这样设计出的齿轮传动, 既满足了齿面接触疲劳强度, 又满足了齿根弯曲疲劳强度, 并做到结构紧凑, 避免了浪费
4.几何尺寸的计算
( 1) 计算分度圆直径
=m=64mm
= m=420mm
(2)计算中心距
=242mm
( 3) 计算齿轮的宽度
64 mm
七．轴的设计与校核
高速轴的计算。
( 1) 选择轴的材料
选取45钢, 调制处理, 参数如下:
硬度为HBS＝220
抗拉强度极限σB＝650MPa
屈服强度极限σs＝360MPa
弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa
剪切疲劳极限τ－1＝155MPa
许用弯应力[σ－1]=60MPa
二初步估算轴的最小直径
由前面的传动装置的参数可知= 323.6 r/min; =6.5184(KW); 查表可取=115; 机械设计第八版370页表15-3
=31.26mm
三．轴的机构设计
( 1) 拟定轴上零件的装配方案
如图( 轴1) , 从左到右依次为轴承、 轴承端盖、 小齿轮1、 轴套、 轴承、 带轮。

( 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径, 取=32 mm, 为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上, , 故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一些, 取带轮的宽度为50 mm, 现取。
带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度 , 取=2.5 mm, 则=37 mm。
轴承端盖的总宽度为20 mm, 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求, 取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm, 故取=50 mm.
2.初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用, 一般情况下不受轴向力的作用, 故选用深沟球滚动轴承, 由于轴=37 mm, 故轴承的型号为6208, 其尺寸为40mm, 80mm, mm.因此==40mm, = =18mm
3.取做成齿轮处的轴段Ⅴ–Ⅵ的直径=45mm, =64mm
取齿轮距箱体内壁间距离a＝10mm, 考虑到箱体的铸造误差,
4.在确定滚动轴承位置时, 应距箱体内壁一段距离s,
取s＝4mm, 则
s+a＝4mm＋10mm＝14mm
=48mm
同理=s+a=14mm, =43 mm
至此, 已经初步确定了各轴段的长度和直径
( 3) 轴上零件的轴向定位
齿轮, 带轮和轴的轴向定位均采用平键链接( 详细的选择见后面的键的选择过程)

( 4) 确定轴上的倒角和圆角尺寸
参考课本表15－2, 取轴端倒角为1×45°, 各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm
(四)计算过程
1.根据轴的结构图作出轴的计算简图, 如图, 对于6208深沟球 滚轴承的, 简支梁的轴的支承跨距: L= = -2a= 18+14+64+14+18-2 9=120mm
=47+50+9=106mm, =55 mm, =65mm
2.作用在齿轮上的力
= =916.6N
333.6N

计算支反力
水平方向的ΣM=0, 因此
, =458.3N
0, =541.6N
垂直方向的ΣM=0, 有
0, =197N
0, =166.8N
计算弯矩
水平面的弯矩
= =29789.5
垂直面弯矩
10840
10840
合成弯矩
==31700
==31700
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图, 可看出C为危险截面, 现将计算出的截面C处的及M的值列于下表:
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
541.6N
458.3N
197N
166.8N
弯矩
=29789.5
10840
总弯矩
=31700
=31700
扭矩
T=195300

3.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时, 一般只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面( 即危险截面C) 的强度。根据课本式15－5及上表中的值, 并扭转切应力为脉动循环变应力, 取α＝0.6, 轴的计算应力

==13.51QMPa

已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,因, 故安全。
4.精确校核轴的疲劳强度
截面A, Ⅱ, Ⅲ, B只受扭矩作用, 虽然键槽、 轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度, 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的, 因此截面A, Ⅱ, Ⅲ, B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看, 截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重; 从受载的情况看, 截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近, 但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大, 故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大, 但应力集中不大( 过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大, 故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可, 因为V的右侧是个轴环直径比较大, 故可不必校核。
2)截面V左侧
抗弯截面系数: W＝0.1d3＝0.1×453＝9112.5mm3
抗扭截面系数: WT＝0.2d3＝0.2×453＝18225mm3
截面V左侧的弯矩为
13256.36
截面V上的扭矩为
=195300
截面上的弯曲应力
=1.45Mpa
截面上的扭转切应力
=21.45Mpa
轴的材料为45号钢, 调质处理, 由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa
过盈配合处的的值, 由课本附表3-8用插入法求出, 并取
, ＝2.18
则0.8×2.18＝1.744
轴按磨削加工, 由课本附图3-4查得表面质量系数＝0.92
故得综合系数值为:
＝ ＝＝2.267
＝ ＝＝1.831
又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数
＝0.1～0.2 , 取 ＝0.1
＝0.05～0.1 , 取 ＝0.05
因此轴在截面V左侧的安全系数为
=83.6
==7.68
7.652>>S=1.6
( 因计算精度较低, 材料不够均匀, 故选取s＝1.6)
故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性, 故可略去静强度校核。
八．低速轴的计算
1.轴的材料选取
选取45钢, 调制处理, 参数如下:
硬度为HBS＝220
抗拉强度极限σB＝650MPa
屈服强度极限σs＝360MPa
弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa
剪切疲劳极限τ－1＝155MPa
许用弯应力[σ－1]=60MPa
2.初步估计轴的最小直径
轴上的转速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知
=47.7; =6.25 取=115
58.4
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应, 故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩, 查表14-1, 考虑到转矩变化小, 故取.则
＝=1906800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( 软件版) R2.0, 选HL5型弹性套柱销连轴器, 半联轴器孔的直径, 长度L＝142mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度。故取＝60mm
3.拟定轴的装配方案

4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
( 1) 选取d=60mm, 。因I-II轴右端需要制出一个
定位轴肩, 故取
( 2) 初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用, , 故选用深沟球轴承, 参照工作
要求, 由轴知其工作要求并根据dⅡ–Ⅲ＝70mm, 选取单列圆锥滚子轴承
33015型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数:
轴承直径: d＝75mm ; 轴承宽度: B＝31mm, D=115mm
因此,
( 3) 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承
的定位轴肩高度h=2mm,因此, 取

( 4) 取做成齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径＝85mm;
齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位, 齿轮的宽度为64
mm,取
( 5) 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于
对轴承添加润滑脂的要求, 取端盖的外端面与带轮右端
面间的距离l ＝30mm, 故取
( 6) 因为低速轴要和高速轴相配合, 其两个齿轮应该相重合, 因此取=42mm.
=32 mm..
(7) 轴上零件的周向定位。
齿轮、 带轮与轴的周向定位均采用平键联接( 详细选择
过程见后面的键选择) 。
( 8) 确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考课本表15－2, 取轴端倒角为1×45°, 各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm

参考课本表15－2, 取轴端倒角为1×45°, 各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm
4.计算过程

1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。
故

因此作为简支梁的支点跨距
计算支反力
作用在低速轴上的==6220N
=2263.8N
水平面方向 ΣMB＝0,
故
=0,
垂直面方向 ΣMB＝0,
故
ΣF＝0,

2)计算弯距
水平面弯距
= =185295
垂直面弯矩
67457
67430
合成弯矩
==197190
==197190
根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面, 现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3:

载荷
水平面H
垂直面V
支反力

弯距M

总弯距

扭距T
T＝1307.2 N·m

5.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时, 一般只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面( 即危险截面C) 的强度。根据课本式15－5及上表中的值, 并扭转切应力为脉动循环变应力, 取α＝0.6, 轴的计算应力

＝ MPa＝13.166 MPa
已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60MPa, 因<[σ－1], 故安全。

6.精确校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
截面A, Ⅱ, Ⅲ, B只受扭矩作用, 虽然键槽、 轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度, 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的, 因此截面A, Ⅱ, Ⅲ, B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看, 截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重; 从受载的情况看, 截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近, 但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大, 故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大, 但应力集中不大( 过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大, 故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可, 因为IV的左侧是个轴环直径比较大, 故可不必校核。
2)截面IV右侧
抗弯截面系数: W＝0.1d3＝0.1×853＝61412.5mm3
抗扭截面系数: WT＝0.2d3＝0.2×853＝122825mm3
弯矩M及弯曲应力为:
M＝197190×＝100112 N·mm
＝ ＝ ＝1.63MPa
截面上的扭矩
截面上的扭转切力:
＝＝＝10.6Mpa
过盈配合处的的值, 由课本附表3-8用插入法求出, 并取
, ＝2.20
则0.8×2.20＝1.76
轴按磨削加工, 由课本附图3-4查得表面质量系数＝0.92
故得综合系数值为:
＝ ＝＝2.29
＝ ＝＝1.85
又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数
＝0.1～0.2 , 取 ＝0.1
＝0.05～0.1 , 取 ＝0.05
因此轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为
=103.30
＝26.32
25.505>S＝1.6
( 因计算精度较低, 材料不够均匀, 故选取s＝1.6)
故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性, 故可略去静强度校核。
九.轴承强度的校核
1.高速轴上的轴承校核
按照以上轴的结构设计, 初步选用型号3 型的单列圆锥滚子轴承。
1) 轴承的径向载荷
轴承D
＝1557.716N
轴承B
＝1557.716N
求两轴承的计算轴向力
对于3 型轴承, 按表13-7, 轴承派生轴向力, 其中e为判断系数, 其值由的大小来确定, 但现在轴承轴向力
N

则
查机械设计手册( 软件版) R2.0得3 型轴承的基本额定动载荷C＝70.5KN
。按照表13-5注1) , 取则相对轴向载荷为, 在表中介于0.172～0.345之间, 对应的e值为0.19～0.22, Y值为1.99～2.30。用线性插值法求Y值
Y＝1.99+( 2.30-1.99) ×( 0.345-0.279) /( 0.345-0.172) ＝2.108
故 X=0.4 Y＝2.108
3) 求当量动载荷P

4) 验算轴承寿命, 根据式( 13-5)
h
已知轴承工作寿命为
因为, 故所选轴承满足工作寿命要求。
2.低速轴上的轴承的校核
选用深沟球轴承61812, 查机械设计手册( 软件版) R2.0得基本额定动载荷
轴承的径向力计算:
轴承1 ＝＝1290.32N
轴承2 ＝＝1825.35N
因为 <, 以轴承2为校核对象
Pr==1825.35N

=3750347.275h>48000h
所选轴承合适。
十．键的选择和校核
1.选择键的链接和类型
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端, 故选用圆头普通平键( A型)
根据d＝45mm, 从表6-1中查得键的截面尺寸为: 宽度b＝14mm, 键高h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列, 取键长L＝70mm
2.校核键连接的强度
键、 轴、 轮毂的材料都是钢, 由表6-2查得许用挤压应力[]=100-120MPa,取其平均值。[]＝110MPa.
键的工作长度l＝L-b=70-14=56mm
键与轮毂键槽的接触高度k＝0.5h=0.5×9=4.5mm
由式( 6-1) 得,

故合适。键的类型为键14×70 GB/1096-1979
3.带轮上的键的选择
带轮处键位于轴端, 选择 键 C863 GB/T1096－79, 查表得公称尺寸b×h=8×7
长度L=63mm,
键材料用45钢, 查课本得
许用挤压应力[]＝100～120Mpa, 取[
键的工作长度l＝L-b＝63-8＝55mm
k＝0.5h＝0.5×7＝3.5mm。
故合适。
4.大齿轮上的键的选择
选择 键 70×20 GB/T1096－79, 查表得公称尺寸b×h=20×12
长度L=70mm,
键材料用45钢, 查课本得
许用挤压应力[]＝100～120Mpa, 取[
键的工作长度l＝L-b＝70-20＝50mm
k＝0.5h＝0.5×12＝6mm。

故合适。
5.联轴器上的键的选择
键位于轴端, 选单圆头平键( C型) b=14mm,h=9mm,L=80mm.
工作长度l＝L-B=80-14=66mm, k＝0.5h＝0.5×9=4.5mm

故合适。选择键C80×14 GB/T1096-1979
十一．减速箱的润滑方式和密封种类的选择
1.润滑方式的选择
在减速器中, 良好的润滑能够减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热, 还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用, 从而保证减速器的正常工作及寿命。
齿轮圆周速度:
高速齿轮
V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×45×284/(60×1000)=0.669m/s<2m/s
低速齿轮
V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×66×79.78/(60×1000)＝0.276 m/s<2m/s
由于V均小于2m/s, 而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、 粘附性较好、 不易流失。因此轴承采用脂润滑, 齿轮靠机体油的飞溅润滑。
2.润滑油的选择
由于该减速器是一般齿轮减速器, 故选用N200工业齿轮油, 轴承选用ZGN－2润滑脂。
3.密封方式的选择
输入轴和输出轴的外伸处, 为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀, 要求设置密封装置。因用脂润滑, 因此采用毛毡圈油封, 即在轴承盖上开出梯形槽, 将毛毡按标准制成环形, 放置在梯形槽中以与轴密合接触; 或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封, 然后用另一个零件压在毡圈油封上, 以调整毛毡密封效果, 它的结构简单。
因此用毡圈油封。
十二．箱体的设置
名称
计算公式
结 果
机座壁厚δ
δ=0.025a+1≥8
10mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.02a+1≥8
8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
15 mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
12 mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
25mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12=17.904
20mm
地脚螺钉数目
a<250,n=4
4
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75
16 mm
箱盖与箱座联接螺栓直径d2
d2=(0.5～0.6)
12 mm
联接螺栓d2间距
L=150～200
160 mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4～0.5)
10 mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3～0.4)
8 mm
定位销直径
d=(0.7～0.8)
10 mm
轴承旁凸台半径
R=C
Rf=24mm
R1=20mm
R2=16mm

轴承盖螺钉分布圆直径
D1= D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D11=97mm
D12=105mm
D13=125mm

轴承座凸起部分端面直径

D2= D1+2.5d3
D21=122mm
D22=130mm
D23=150mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
14 mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
10 mm

df,d1,d2至外机壁距离

C1=1.2d+(5～8)
C1f=30mm
C11=20mm
C12=20mm

df,d1,d2至凸台边缘距离

C2
C2f=24mm
C21=20mm
C22=16mm

机壳上部( 下部) 凸缘宽度

K= C1+ C2
Kf=54mm
K1=40mm
K2=36mm
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1～1.2)d1
16mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+ C2f+(3～5)
58 mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
16mm
十三．减速器附件的选择
1.观察孔盖
由于减速器属于中小型, 查表确定尺寸如下
检查孔尺寸(mm)
检查孔盖尺寸(mm)
B
L
b1
L1
b2
L2
R
孔径d4
孔数n
68
120
100
150
84
135
5
6.5
4
2.通气器
设在观察孔盖上以使空气自由溢出, 现选通气塞。查表确定尺寸如下:
D
D
D1
S
L
l
a
d1
M20×1.5
30
25.4
22
28
15
4
6
3.游标
选游标尺, 为稳定油痕位置, 采用隔离套。查表确定尺寸如下:
d
d1
d2
d3
h
a
b
c
D
D1
M12
4
12
6
28
10
6
4
20
16
4.油塞
d
D0
L
h
b
D
S
e
d1
H
M18×1.5
25
27
15
3
28
21
24.2
15.8
2
5.吊环螺钉
d
d1
D
d2
h1
l
h
r1
r
a1
d3
a
b
D2
h2
d1
M16
14
34
34
12
28
31
6
1
6
13
4
16
22
4.5
62
6.定位销
为保证箱体轴承座的镗制和装配精度, 需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.7～0.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径, 长度等于分箱面凸缘总厚度。
7.起盖螺钉
为便于开启箱盖, 在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉, 螺钉螺纹段要高出凸缘厚度, 螺钉端部做成圆柱形。
十四.设计总结
作为一名机械设计制造及自动化大三的学生, 我觉得能做类似的课程设计是十分有意义, 而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面, 如何去锻炼我们的实践面? 如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢? 我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中, 我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善, 更加符合工程标准, 一次次翻阅机械设计手册是十分必要的, 同时也是必不可少的。我们是在作设计, 但我们不是艺术家。她们能够抛开实际, 尽情在幻想的世界里翱翔, 我们是工程师, 一切都要有据可依.有
理可寻, 不切实际的构想永远只能是构想, 永远无法升级为设计。
作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的, 由于本次大作业要求用 auto CAD制图, 因此要想更加有效率的制图, 我们必须熟练的掌握它。
虽然过去从未独立应用过它, 但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高, 记得大二学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度, 单单是为了学而学, 这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率, 这是我作本次课程设计的第二大收获。可是由于水平有限, 难免会有错误, 还望老师批评指正。

十六: 参考资料

1.《机械原理》 孙桓、 陈作模、 葛文杰主编高等教育出版社
2.《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社
3.《机械设计手册》 吴宗泽﹑ 罗圣田主编 高等教育出版社 1993年
4.《机械设计课程设计》 刘俊龙 ﹑ 何在洲主编 机械工业出版社 1992年
5.《机械设计课程设计》 卢颂峰﹑ 王大康主编 北京工业大学出版社 1993年
6.《机械设计课程设计》蔡广新 主编 机械工业出版社
7.《中国机械设计大典》第六卷 中国机械工程学会、 中国机械
设计大典编