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1、 目 录 1 传动简图的拟定………………………………………………2 2 电动机的选择…………………………………………………2 3 传动比的分配…………………………………………………3 4 传动参数的计算………………………………………………4 5 链传动的设计与计算…………………………………………4 6 圆锥齿轮传动的设计计算……………………………………6 7 圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………9 8 轴的设计计算…………………………………………………13 9 键连接的选择和计算…………………………………………30 10
2、滚动轴承的设计和计算………………………………………31 11 联轴器的选择…………………………………………………33 12 箱体的设计……………………………………………………33 13 润滑和密封设计………………………………………………35 设计总结…………………………………………………………36 参考文献…………………………………………………………36 1 传动简图的拟定 1.1 技术参数： 输送链的牵引力： 9 kN ， 输送链的速度 ：0.35 m/s， 链轮的节圆直径：370 mm。 1.2 工作条件：
3、 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差±5%。链板式输送机的传动效率为95%。 1.3 拟定传动方案 传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图。 方案图 2 电动机的选择 2.1 电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列） 2.2 功率的确定 2.2.1 工作机所需功率 (kw): =/(1000)=7000×0.4/(1000×0.95)= 3.316kw 2.2
4、2 电动机至工作机的总效率η： η=××××× =0.99××0.97×0.98×0.96×0.96=0.841 （为联轴器的效率，为轴承的效率，为圆锥齿轮传动的效率，为圆柱齿轮的传动效率，为链传动的效率，为卷筒的传动效率） 2.2.3 所需电动机的功率 (kw): =/η=3.316Kw/0.841=3.943kw 2.2.4电动机额定功率: 2.4 确定电动机的型号 因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中=4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。 由此选择电动机型号：Y112M—4
5、 电动机额定功率=4kN,满载转速=1440r/min 工作机转速=60*V/(π*d)=18.0754r/min 电动机型号 额定功率 (kw) 满载转速 (r/min) 起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 Y112M1-4 4 1440 2.2 2.3 选取B3安装方式 3 传动比的分配 总传动比：=/=1440/18.0754=79.667 设高速轮的传动比为,低速轮的传动比为,链传动比为，减速器的传动比为,链传动的传动比推荐<6，选=5.3 ，=/=15.0315 ,=3.758,选=3.5， 则=/=4.29 。 ==
6、3.5×4.3×5.3=79.765 =（-）/=（79.765-79.667）/79.667=0.123% 符合要求。 4 传动参数的计算 4.1 各轴的转速n(r/min) 高速轴Ⅰ的转速：==1440 r/min 中间轴Ⅱ的转速：=/=1400/3.5=411.43 r/min 低速轴Ⅲ的转速：=/=411.43/4.3=95.681 r/min 滚筒轴Ⅳ的转速：=/=95.681/5.3=18.05 r/min 4.2 各轴的输入功率P（kw） 高速轴Ⅰ的输入功率： 中间轴Ⅱ的输入功率： 低速轴Ⅲ的输入功率： 滚筒轴Ⅳ的输入功率： 4.3 各轴的输入
7、转矩T(N·m) 高速轴Ⅰ的输入转矩： 26.26N·m 中间轴Ⅱ的输入转矩： 88.20N·m 低速轴Ⅲ的输入转矩： 360.32N·m 滚筒轴Ⅳ的输入转矩： 1814.76N·m 5 链传动的设计与计算 5.1 选择链轮齿数 取小齿轮齿数=11，大链轮的齿数=×=5.3×11≈58.3 取59 。 5.2 确定计算功率 查表9-6得=1.0，查图9-13得=2.5，单排链，功率为 ==1.0×2.5×3.61=9.025kW 5.3 选择链条型号和节距 根据9.025kW和主动链轮转速=95.681（r/min），由图9-11得链条型号为24
8、A，由表9-1查得节距p=38.1mm。 5.4 计算链节数和中心距 初选中心距=(30～50)p=(30～50)×38.1=1143～1905mm。取=1200mm，按下式计算链节数: =2×1200/38.1+(11+59)/2+[(59-11)/ 2π]×38.1/1200 ≈99.74 故取链长节数=100节 由（-）/(-）=（100-11）/（59-11）=2.04，查表9-7得=0.24421，所以得链传动的最大中心距为：=p[2-(+)] =0.22648×31.75×[2×128-(11+59)]≈1209
9、57mm 5.5 计算链速v，确定润滑方式 v=p/60×1000=11×95.681×38.1/60×1000≈0.668m/s 由图9-14查得润滑方式为：滴油润滑。 5.6 计算链传动作用在轴上的压轴力 有效圆周力：=1000P/v =1000×3.61/0.668=5404.2N 链轮水平布置时的压轴力系数=1.15 则≈=1.15×5404.2≈6214.8N 计算链轮主要几何尺寸 5.7 链轮材料的选择及处理 根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时由轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，根据表9-5得 材料为
10、40号钢，淬火 、回火，处理后的硬度为40—50HRC 。 6 圆锥齿轮传动的设计计算 6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 6.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制齿形角，顶隙系数，齿顶高系数，螺旋角，轴夹角，不变位，齿高用顶隙收缩齿。 6.1.2 根据课本表10-1，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 6.1.3 根据课本表10-8，选择7级精度。 6.1.4 传动比u=/=3.5 节锥角， 不产生根切的最小齿数： =16.439 选=18，=u=18×3.5
11、63 6.2 按齿面接触疲劳强度设计 公式： ≥2.92 6.2.1 试选载荷系数=2 6.2.2 计算小齿轮传递的扭矩=95.5×10/=2.63×10N·mm 6.2.3 选取齿宽系数=0.3 6.2.4 由课本表10-6查得材料弹性影响系数。 6.2.5 由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限。 6.2.6 计算应力循环次数 6.2.7 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 6.2.8 计算接触疲劳许用应力 6.2.9 试算小齿轮的分度圆直径 代入中的较小值得
12、 ≥2.92=63.325 mm 6.2.10 计算圆周速度v mm =（3.14159×53.825×1440）/（60×1000）=4.058m/s 6.2.11 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得=1.0。 由图10-8查得动载系数=1.1。 由表10-3查得齿间载荷分配系数==1.1。 依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9得轴承系数=1.25 由公式==1.5=1.5×1.25=1.875接触强度载荷系数==1×1.1×1.1×1.875=2.27
13、 6.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 =63.325×=66.06 mm m=/=66.06/18=3.67 mm 取标准值m = 4 mm 。 6.2.13 计算齿轮的相关参数 =m=4×18=72 mm =m=4×63=252 mm = =90-=74 mm 6.2.14 确定并圆整齿宽 b=R=0.3×131.04=39.3 mm圆整取 6.3 校核齿根弯曲疲劳强度 6.3.1 确定弯曲强度载荷系数 K==2.06 6.3.2 计算当
14、量齿数 =/cos=18/cos=18.7 =/cos=63/cos74=229.3 6.3.3 查表10-5得 =2.91,=1.53,=2.29,=1.71 6.3.4 计算弯曲疲劳许用应力 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.82，=0.87 取安全系数=1.4 由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa =380Mpa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 6.3.5 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式
15、 =57.96 MPa =50.98 Mpa 满足弯曲强度要求，所选参数合适。 7 圆柱齿轮传动的设计计算 7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 7.1.1 选用闭式直齿圆柱齿轮传动。 7.1.2 根据课本表10-1，选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS 。 7.1.3 根据课本表10-8，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 7.1
16、4 试选小齿轮齿数=21,则=u==4.3×21≈89 7.2 按齿面接触疲劳强度设计 公式：≥ 7.2.1 试选载荷系数=1.3 7.2.2 计算小齿轮传递的转矩 =95.5×10 /=8.82×10N·mm 7.2.3 由表10-7选取齿宽系数=1 7.2.4 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 7.2.5 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。 7.2.6 计算应力循环次数 =60×274.3×1×（2×8×300×10）=7.90×10 =/u=7.90×10/4.3=1.83
17、72×10 7.2.8 由图10-19取接触疲劳寿命系数，。 7.2.9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 =1.02×600/1.4=437.14 MPa =0.96×550/1.4=377.14MPa 7.2.10 试算试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得= mm=70.716mm 7.2.11 计算圆周速度 =m/s=1.523m/s 7.2.12 计算齿宽b =1×70.716mm=70.716mm 7.2.13 计算齿宽与齿高之比 模数=70.716/21=3.367mm 齿高=2.25×3.367=7.576
18、mm =70.716/7.576=9.33 7.2.14 计算载荷系数 根据v=1.523m/s，由图10-8查得动载荷系数=1.04； 直齿轮，= =1 由表10-2查得使用系数=1 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.316。 由=9.33，=1.316查图10-13得=1.28;故载荷系数 ==1×1.04×1×1.28=1.331 7.2.15 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 ==71.27mm 7.2.16 计算模数m： =71.27/21=3.39mm 7.3 按齿根弯曲强
19、度设计 公式为 7.3.1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度 7.3.2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87, =0.89 7.3.3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 =0.87×500/1.4=310.71 Mpa =0.89×380/1.4=241.57 Mpa 7.3.4 计算载荷系数K ==1×1.04×1×1.28=1.331 7.3.5 查取齿形系数 由表10-5查得=2.76，=2.198 7.3.6 查取应力校正系数 由表10-5查得=1.56，=1.76
20、8 7.3.7 计算大、小齿轮的并加以比较 =2.76×1.56/310.71=0.01385 =2.198×1.758/241.57=0.01599 大齿轮的数值大。 7.3.8 设计计算 =mm=2.04mm 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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.04并就近圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径=69.444，算出小齿轮齿数: == 70.716
21、/2.528 大齿轮齿数:=4.3×28=120.4，即取=120 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，并做到了结构紧凑，避免浪费。 7.4 几何尺寸计算 7.4.1 计算分度圆直径 =m=28×2.5mm =70mm =m=120×2.5mm =300mm 7.4.2 计算中心距 a=(+)/2=(70+300)/2=185mm 7.4.3 计算齿轮宽度 b==1×70mm=70mm 取=70mm,=75mm 。 8 轴的设计计算 8.1 输入轴设计
22、8.1.1 求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.96kW =1440r/min =26.26 N·m 8.1.2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 mm 300.8 N 85.9N 8.1.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取，得 因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，取=18 mm 左右。 输入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
23、器的计算转矩，查课本表14-1，由于转矩变化很小，故取，则，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y112M—4,由指导书表17-9查得，电动机的轴伸直径D= 28 mm 。查指导书表17-4，选LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63，半联轴器的孔径=28mm，故取=28mm，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 8.1.4 拟定轴上零件的装配方案 8.1.5 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=32 mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D= 38 mm ，半联轴器与轴配
24、合的毂孔长度为L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度应比L略短一些，现取。 8.1.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=32 mm ，由指导书表15-1，初步选取02系列， 30207 GB/T 276，其尺寸为，故，而为了利于固定。由指导书表15-1查得。 8.1.7 取安装齿轮处的轴段6-7的直径；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故。为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6
25、段应略短于轴承宽度，故取。 8.1.8 轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取 8.1.9 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 8.1.10 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 轴与半联轴器之间的平键，按=28mm, 查得平键截面,长50mm 轴与锥齿轮之间的平键按，由课本表6-1查得平键截面，长为40mm，键槽均用键槽铣刀加工。 为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为，齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的
26、周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 8.1.11 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，其他均为R=1.6 8.2 中间轴设计 8.2.1 求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.80kW =411.43r/min =88.20N·m 8.2.2 求作用在齿轮上的力 已知小圆柱直齿轮的分度圆半径=70 mm = =2520=917.2N 已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径 mm 242.09N 69.17 N 8.2.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小
27、直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取，得 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故 8.2.4 拟定轴上零件的装配方案如图 8.2.5 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=，由指导书表15-1中初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，所以==30mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径37mm，内直径35mm。 8.2.6 取安装圆锥齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴
28、承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度2.45，故取，则轴环处的直径为。 8.2.7 已知圆柱直齿轮齿宽=75mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=72mm。 8.2.8 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mm处，设此距离为 则：取轴肩 有如下长度关系：++16mm=+-7mm 由于要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的4mm,取 由于要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的3mm 综合 以上
29、关系式，求出, 8.2.9 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 8.2.10 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为。 8.3 输出轴的设计 8.3.1 求输入轴上的功率、转速和转矩
30、 =3.61kW =95.681r/min =360.32N·m 8.3.2 求作用在齿轮上的力 已知大圆柱直齿轮的分度圆半径 =300mm = =2402=874.2N 8.3.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取，得 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故 8.3.4 拟定轴上零件的装配方案如图。 8.3.5 由图可得为整个轴直径最小处选=45 mm 。 为了满足齿轮的轴向定位，取。根据
31、链轮宽度及链轮距 箱体的距离综合考虑取，。 8.3.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=，由指导书表15-1中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，所以==50mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取。去安装支持圆柱齿轮处直径。 8.3.7 已知圆柱直齿轮齿宽=70mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=68mm。 8.3.8 由于中间轴在箱体内部长为228mm，轴承30310宽为29.25mm，可以得出，，。
32、 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 8.3.9 轴上的周向定位 圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；链轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 8.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为。 8.3.11 求轴上的载荷 根据轴的结
33、构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。 计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的、及的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T =360.32N·m 8.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度 根据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45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应力，因此，故安全。 8.3.13判断危险截面：截面6右侧受应力最大 8.3.14截面6右侧 抗弯截面系数
34、 抗扭截面系数 截面6右侧弯矩 截面6上的扭矩 =360.32N·m 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，，经插值后查得 =2.018 =1.382 又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为= = 由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数。轴按磨削加工
35、由课本附图3-4得表面质量系数为==0.92 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 /+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58 /+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66 计算安全系数值 >>S=1.5 故可知安全。 8.3.15 截面6左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面6左侧弯矩 截面6上的扭矩 =360.32N·m 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 由课本附表3-8用插值法求得 /=3.75，则/=0.83.75=3 轴按磨削加工，有附图3
36、4查得表面质量系数为==0.92 故得综合系数为 /+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09 又取碳钢的特性系数 所以轴的截面5右侧的安全系数为 >>S=1.5 故可知其安全。 9 键连接的选择和计算 9.1 输入轴与联轴器的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=50mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。 9.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接
37、 轴径，选取的平键界面为，长L=40mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。 9.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=32mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。 9.4 中间轴与小圆柱齿轮的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在
38、轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。 9.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=56mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。 9.6 输出轴与滚子链轮的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=6.0mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6
39、2得，键的许用应力。 满足强度要求。 10 滚动轴承的设计和计算 10.1 输入轴上的轴承计算 10.1.1 已知:=1440r/min，，, e=0.37，Y=1.6 10.1.2 求相对轴向载荷对应的e值和Y值 相对轴向载荷 比e小 10.2.2 求两轴承的轴向力 10.1.3 求轴承当量动载荷和 < e < e 由指导书表15-1查的=859.5N ， =300.8N 10.1.4 验算轴的寿命 >48000h 故可
40、以选用。 故可以选用。 10.2 中间轴上的轴承计算 10.2.1 已知：=411.43r/min，， ，， ，，e=0.31，Y=1.9 10.2.2 求两轴承的轴向力 10.2.3 求轴承当量动载荷和 < e < e 由指导书表15-1查的=2520N ， =1089N 10.2.4 验算轴的寿命 >48000h 故可以选用。 10.3 输出轴上的轴承计算 10.3.1 已知：=95.68r/min，=，=874.2N， ，，e=0.3
41、5，Y=1.7 10.3.2求两轴承的轴向力 10.3.3 求轴承当量动载荷 < e 由指导书表15-1查的=2402 N 10.2.4 验算轴的寿命 >48000h 故可以选用。 11 联轴器的选择 在轴的计算中已选定联轴器型号，选LT4型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，许用转速为5700 r/min。 12 箱体的设计 12.1 箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结
42、构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 12.2 箱体的材料及制造方法 选用HT200，砂型铸造。 12.3 箱体各部分的尺寸（如表1、2） 表1：箱体参数 名 称 符 号 圆锥圆柱齿轮减速器 计算结果 机座壁厚 0.025a+3mm≥8mm 8 机盖壁厚 （0.8~0.85）≥8mm 8 机座凸缘厚度 b 1.5δ 12 机盖凸缘厚度 1.5δ 12 机座底凸缘厚度 p 2.5δ 20 地脚螺钉直
43、径 df 0.036a+12mm 20 地脚螺钉数目 n a ≤ 250mm 4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75 df 16 机座与机盖连接螺栓直径 d2 (0.5~0.6) df 12 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm 轴承端螺钉直径 d3 (0.4~0.5) df 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3~0.4) df 8 定位销直径 d (0.7~0.8) d2 9 df、d1 、d2至外机壁距离 见表2 d1 、d2至缘边距离 见表2 轴承旁凸台半径 凸台高度 h
44、根据低速轴承座外径确定 50 外机壁到轴承端面距离 c1+ c2+(5~8)mm 50 内机壁到轴承端面距离 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 58 大齿轮齿顶圆与内机壁距离 ≥1.2δ 10 齿轮端面与内机壁的距离 ≥δ 10 机盖、机座肋厚 、m m1≈0.85δ1，m≈0.85δ 7 轴承端盖外径 轴承座孔直径+(5~5.5) d3 110 / 130 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2) d3 10 轴承旁连接螺栓距离 s 尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准 表2：连
45、接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 13 16 18 22 26 34 40 11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径 18 22 26 33 40 48 61 13 润滑和密封设计 13.1 润滑 齿轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于圆柱齿
46、轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。 13.2 密封 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。 13.2.1 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的
47、磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。 13.2.2 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。 13.2.3 箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶。 设计总结 虽然这次课程设计只有短短的三周，但是使我体会到了很多。明白了一张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题的能力，使我对机械设计有更深刻的认识。 同时要感谢肖老师多次亲自进入我们寝室，给我们指出了多处制图上不妥的地方。也要感谢学校为我们提供了良好的教学环境，为我们设计提供了硬件支持和提供了各种参考资料。
48、 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，2006． [2] 李育锡主编，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，2008．6. [3] 孙恒、陈作模主编．机械原理．第七版．北京：高等教育出版社，2006． [4] 裘文言、张祖继、瞿元赏主编．机械制图．高等教育出版社，2003． [5] 刘鸿文主编．材料力学．第四版.高等教育出版社，2004． [6] 吴宗泽、罗国圣主编．机械设计课程设计手册．北京：高等教育出版社，2004．
49、 =3.316kw η=0.816 =3.943kw =18.0754 r/min n=1500r/min 电动机型号： Y112M—4 =79.667 =3.5 =4.3 =5.3 =1440r/min =411.43r/min =95.681r/min =18.05r/min =3.96kW =3.80kW =3.61kW =3.43kW =26.26 N·m =88.20N·m =360.32N·m =1814.76N·m
50、 =11 =59 p=38.1mm =100节 滴油润滑 =135.23 mm =715.86 mm =18 =63 m = 4 mm =72 mm =252 mm
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