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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 機械設計課程設計計算說明書 題 目 螺旋輸送機傳動裝置 指導教師 楊金勇 院 系 機電學院 班 級 機自2012級10班 學 號 姓 名 梁 威 目錄 一、機械傳動裝置的總體設計………………….… 1.1.1螺旋輸送機傳動裝置簡圖 1.1.2，原始數據

2、 1.1.3，工作條件與技術要求 1.2.4，設計任務量 二、電動機的選擇………………………………………. 2.1 選擇電動機的類型和結構形式 2.2 選擇電動機的功率 2.3 初選電動機 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………… 3.1 計算總傳動比 3.2 分配傳動裝置各級傳動比 四、計算各軸的功率，轉數及轉矩……………………… 4.1 已知條件 4.2 電動機軸的功率，轉速及轉矩 4.3 Ⅰ軸的功率，轉速及轉矩 4.4 Ⅱ軸的功率，轉速及轉矩 4.5 Ⅲ軸的功率，轉速

3、及轉矩 五、齒輪的設計計算……………………………… … 5.1齒輪傳動設計準則 5.2 斜齒1、2齒輪的設計 5.3 斜齒3、4齒輪的設計 5.4 開式錐齒輪的設計 六、鑄造齒輪結構尺寸………………………………………. 七、軸的設計計算………………………………………….. 7.1軸的尺寸設計及滾動軸承的選擇 7.2軸的強度校核 八、軸承端蓋的選擇…………………………………………… 九、鍵聯(lián)接的選擇及計算………………………………….. 十、聯(lián)軸器的選擇…………………………………………… 十一、減速器箱體的設計………………………

4、…………. 十二、潤滑及密封設計……………………………………. 十三、減速器的維護和保養(yǎng)……………………………… 十四、附錄（零件及裝配圖）………………………….. 專心---專注---專業(yè) 計 算 及 說 明 結 果 一、機械傳動裝置的總體設計 1.1螺旋輸送機傳動裝置簡圖 1—螺旋輸送機；2—減速器 3—電動機；4—開式齒輪傳動 1.2減速器裝置運動簡圖 1.3原始數據 螺旋軸上的功率 P = 6.5kW 螺旋筒軸上的轉速 n=100 r/min 1.4工作條件與技術要求 1)機器

5、功用：輸送散裝物料 2)工作情況：單向轉動，連續(xù)工作，工作平穩(wěn)； 3)運動要求：輸送機轉速允許誤差為±7%； 4)使用壽命：5年，每年300天，每天8小時； 5)檢修周期：兩年大修，半年小修； 6)生產廠型：中小型機械制造廠； 7)生產批量：中批生產。 1.5，設計任務量 減速器裝配圖一張（A1）、零件工作圖2張、說明書1份 二、電動機的選擇 1.1 選擇電動機的類型和結構形式 生產單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍內平穩(wěn)地調速，經常起動和反轉等)，通常都采用三相交流異步電動機。我國已制訂統(tǒng)一標準的Y系列是一般用途的

6、全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械，如金屬切削機床、風機、輸送機、攪拌機、農業(yè)機械和食品機械等。由于Y系列電動機還具有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉矩有較高要求的機械(如壓縮機等)。在經常起動，制動和反轉的場合，要求電動機轉動慣量小和過載能力大，此時宜選用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相異步電動機。 三相交流異步電動機根據其額定功率(指連續(xù)運轉下電機發(fā)熱不超過許可溫升的最大功率，其數值標在電動機銘牌上)和滿載轉速(指負荷相當于額定功率時的電動機轉速，當負荷減小時，電機實際轉速略有升高，但不會超過同步轉速——磁場轉速)的不同

7、，具有系列型號。為適應不同的安裝需要，同一類型的電動機結構又制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術數據(如額定功率、滿載轉速、堵轉轉矩與額定轉矩之比、最大轉矩與額定轉矩之比等)、外形及安裝尺寸可查閱產品目錄或有關機械設計手冊。 按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。 1.2 選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為： 彈性聯(lián)軸器的傳動效率 η=0.99（0.98） （2對） 圓柱齒輪的傳動效率 η=0.97 （2對） 球軸承的傳動效率 η=0.99 （4對） 錐齒輪的傳動效率

8、 η=0.95 （1對） 螺旋筒的傳動效率 η=0.96 （1個） 電動機至運輸帶之間總效率 = =0.800 1.3 初選電動機 選擇電動機型號為Y160M-4 其額定功率為11kw，滿載轉數為1460r/min（《機械設計課程上機與設計》P215） 三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比 3.1 計算總傳動比 總傳動比 3.2 分配傳動裝置各級傳動比 考慮兩級齒輪潤油問題，兩級齒輪應有相近的浸油深度，所以高速級齒輪傳動比與低速

9、級齒輪傳動比的比值取1.3，即=1.3 取=1.3; if =16.2/1.3=11.2 =3.8； 四、計算各軸的功率，轉數及轉矩 4.1 已知條件 4.2 電動機軸的功率，轉速及轉矩 N·mm 4.3 Ⅰ軸的功率，轉速及轉矩 kw r/min N·mm 4.4 Ⅱ軸的功率，轉速及轉矩 kw r/min N·mm 4.5 Ⅲ軸的功率，轉速及轉矩 kw r/min N·mm 傳動和動力參數結果 軸 參數 電機軸 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 螺旋軸 功率P/KW 8.125

10、7.96 7.64 7.34 6.5 轉矩T/（N·mm） 53.15 52.07 189.90 529.88 620.75 轉速n/（r/min） 1460 1460 384.21 132.49 100 傳動比i 4 3.1 1.3 效率 0.99 0.97 0.97 0.95 五、齒輪的設計計算 5.1齒輪傳動設計準則 齒輪傳動是靠輪齒的嚙合來傳遞運動和動力的，齒輪失效是齒輪常見的失效形式。由于傳動裝置有開式、閉式，齒面硬度有軟齒面（硬度≤350HBS）、硬齒面（硬度＞350HBS），齒輪轉速有高與低，載荷有輕與重之

11、分，所以實際應用中常會出現各種不同的失效形式。分析研究試銷形式有助于建立齒輪設計的準則，提出防止和減輕失效的措施。 設計齒輪傳動時應根據齒輪傳動的工作條件、失效情況等，合理地確定設計準則，以保證齒輪傳動有足夠的承載能力。工作條件、齒輪的材料不同，輪齒的失效形式就不同，設計準則、設計方法也不同。 對于閉式軟齒面齒輪傳動，齒面點蝕是主要的失效形式，應先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的主要參數和尺寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 閉式硬齒面齒輪傳動常因齒根折斷而失效，故通常先按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的模數和其他尺寸，然后再按接觸疲勞強度校核齒面的接觸強度。

12、 對于開式齒輪傳動中的齒輪，齒面磨損為其主要失效形式，故通常按照齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的模數，考慮齒輪的模數，考慮磨損因素，再將模數增大10%～20%，而無需校核接觸強度。 5.2 斜齒1、2齒輪的設計 (一)根據已知條件選擇材料 1、 kw 2、 r/min （二）選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用 40Cr （合金鋼） 調質 硬度為280HBS 大齒輪45（碳鋼） 調質 硬度為240HBS （《機械設計》P191查表10-1） 精度等級：8級 (三)按齒輪接觸疲勞強

13、度設計 轉矩 N·mm ； (四）載荷系數和材料彈性影響系數 試選載荷系數=1.6 查《機械設計》P201表10-6得材料的彈性影響系數 (五）齒寬系數 齒輪齒面為軟齒面，查《機械設計》P205表10-7得， (六)許用接觸疲勞許用應力 由《機械設計》P209圖10-2(d)查得， 查《機械設計》P207圖10-19得， ， 安全系數 MPa MPa =594 MPa （七）選小齒輪齒數Z1=23,則大齒輪齒數Z2=23*4=92.圓整=90 初選螺旋角 （八） 查圖選取區(qū)域系數

14、 （九）查《機械設計》P215圖10-26得 則 1.試算小齒輪分度圓直徑 ， mm 2.計算圓周速度V 圓周速度v=3.2m/s 3.計算齒寬b及模數 mm mm 4.縱向重合度 5. 查課本P193表10-2得使用系數 由精度等級為8，V=3.2m/s查課本《機械設計》P194圖10-8得 動載系數=1.15 查課本P195表10-3得斜齒輪.4 查課本P196表10-4以及采用插值法得小齒輪相對于軸承非對稱布置時，1

15、 查《機械設計》P198圖10-13得 =1.45 因此，載荷系數K==2.336 6.按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑(選=1.6) 7.計算模數 mm 8.按齒根彎曲疲勞強度校核設計 由式： 1）確定有關系數與參數 （1）查《機械設計》P208圖10-20（c）得 小齒輪（40Cr）彎曲疲勞強度極限mpa； 大齒輪（45鋼）彎曲疲勞強度極限mpa （2）查《機械設計》P206圖10-18圖得 彎曲疲勞壽命系數； （3）計算彎曲疲勞許用應力 查《機械設計》P206取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得

16、 MPa MPa （4）.計算載荷系數K （5）查齒形系數和應力校正系數 查圖10-28得螺旋角影響系數 計算當量齒數 查《機械設計》P200表10-5得 ，，， （6）.計算齒輪的 由此得知大齒輪的數值較大 設計計算 由計算公式得： mm 對比計算結果，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=1.50，并取圓

17、整為標準值m=2，前面計算得=47.82mm,得小齒輪的齒數 取 則,大齒輪齒數 幾何尺寸計算 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 中心距：133.980mm 取134mm 螺旋角： 分度圓直徑： mm 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒寬： 取 5.3 斜齒3、4齒輪的設計 (一)根據已知條件選擇材料 1， kw 2， r/min （二） 齒輪材料及精度等級。 小齒輪選用40Cr調質 硬度HB3=280HBS 大齒輪選

18、用45鋼調制 硬度HB4=240HBS 精度等級：8級 (三)按齒輪接觸疲勞強度設計 轉矩 N·mm ； （四）載荷系數和材料彈性影響系數 選載荷系數=1.6, 查《機械設計》P201表10-6得材料的彈性影響系數 (五)齒寬系數 因二級齒輪傳動為非對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面， (六)許用接觸應力 由《機械設計》P209圖10-21（d）查得， 查《機械設計》P207圖10-19得， ， 安全系數 MPa MPa MPa （七）選小齒輪齒數Z3=25則大齒輪齒數Z4=25*3.1=77.5，取Z

19、=78 初選螺旋角 （八）查《機械設計》P217圖10-30選取區(qū)域系數 （九）查《機械設計》P215圖10-26得 端面重合度 則 1.試算小齒輪分度圓的直徑， 2.計算圓周速度v V===1.280m/s 3.計算載荷系數 縱向重合度 根據v=1.280m/s，8級精度，由課本《機械設計》P194圖10-8查得動載荷系 由課本《機械設計》P195圖10-3查得斜齒輪， 查課本《機械設計》P193表10-2得使用系數 查課本《機械設計》P196表10-4得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， 查

20、《機械設計》圖10-13得 得，載荷系數K==2.242 4.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 =64.04 = 71.25（取1.6） mm 5.按齒根彎曲疲勞強度設計 由式： 1）確定有關系數與參數 （1）查《機械設計》圖10-20c得，小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限 （2）查《機械設計》圖10-18得，彎曲疲勞壽命系數； （3）計算彎曲疲勞許用應力 查《機械設計》P206表10-6得彎曲疲勞安全系數 MPa MPa （4）計算載荷系數K （5）查齒

21、形系數和應力校正系數 查圖得螺旋角影響系數 計算當量齒數 查《機械設計》P200表10-5得， ，，， （6）計算兩齒輪的 并比較 由此得知，取大齒輪數據 設計計算 對比計算結果，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=2.22，并取圓整為標準值m=2.5，前面計算得=71.66mm,得小齒輪的齒數 得 取28 則大齒輪齒數 取87 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 中心距：148.1

22、5mm 取148mm 螺旋角： 分度圓直徑： mm 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒輪寬度： 圓整后取 高速級齒輪參數 低速級齒輪參數 模數 2 2.5 小輪分度圓/d3 53.6 72.07 大輪/d4 214.4 223.93 中心距 134 148 小輪/df3 48.6 65.82 大輪/df4 209.4 217.68 小輪/da3 57.6 77.07 大輪/da4 218.4 228.92

23、 小輪/b3 60 78 大輪/b4 54 72 小輪齒數 26 28 大輪齒數 104 87 5.4.外傳動（開式直齒錐齒輪傳動） 1.齒輪材料，確定許用應力 小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS 大齒輪 45 正火 硬度240HBS 2.許用接觸應力[] 由式6-6， 查《機械設計》P209圖10-21d得 工作條件：使用壽命5,每天8小時，每年300天。連續(xù)工作，工作平穩(wěn) 接觸疲勞極限，查圖6-4 接觸強度壽命系數： 3.按齒輪接觸疲勞強度設計

24、 轉矩 N·mm ； 4.載荷系數和材料彈性影響系數 選載荷系數=1.6, 查《機械設計》P201表10-6得材料的彈性影響系數 查《機械設計》P207圖10-19得， ， 安全系數 MPa MPa MPa 選小齒輪齒數Z=25則大齒輪齒數Z=25*1.3=33， 5.試算小齒輪分度圓的直徑 mm 6.計算圓周速度v V==1.056m/s 齒寬 B=53.48 根據v=1.005m/s，8級精度，由課本《機械設計》P194表10-8查得 動載荷系 由課本《機械設計》P226 查課本

25、《機械設計》P193表10-2得 使用系數 查課本《機械設計》P 226 得，載荷系數K==2.1 7..按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 （取1.6） 8..按齒根彎曲疲勞強度設計 由式： 1）確定有關系數與參數 （1）查《機械設計》P108圖10-20c得，小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限 （2）查《機械設計》P206圖10-18得，彎曲疲勞壽命系數； （3）計算彎曲疲勞許用應力 查表得彎曲疲勞安全系數 MPa MPa （4）.計算載荷系數K （5）查齒形系數和應力

26、校正系數 得 計算當量齒數 查《機械設計》表得，，，， （6）計算兩齒輪的 并比較 (2)設計計算 對比計算結果，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=6.227，并取圓整為標準值m=7，前面計算得=207.909mm,得小齒輪的齒數 得 取30 則大齒輪齒數 mm 錐距mm 六、鑄造齒輪結構尺寸 根據《機械設計課程上機與設計》P155表12-10與由齒頂圓直徑選擇腹板

27、式（200≤da≤500）得到 齒輪2： d0=126.2mm，δ1=10.5mm，dk=31.1,mm，l≥b=54mm，C=18.9mm 齒輪4： d0=146.465mm，δ1=10.375mm，δ=16，dk=25.2325mm，l≥b=54mm，C=25.2mm 七、軸的設計計算 7.1 軸選40Cr 調質 由《機械設計》P370確定 高速軸 A01=100，中間軸 A02=112，低速軸 A03=112 高速軸：=17.60mm 有聯(lián)軸器d=30mm 中間軸：=30.34mm 因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值d2min=35mm 低速軸：=

28、42.70mm 有聯(lián)軸器d=45mm 1）高速軸 各軸直徑 d11:最小直徑，安裝HL3彈性柱銷聯(lián)軸器，d11=d1min=30mm（由電動機機座號160M依次參考《機械設計課程上機與設計》P217、P192得出） d12:密封處軸段，定位高度h=（2.1～3），所以d12=30+5=35mm,該處與密封圈標準（氈圈密封）取d12=35mm d13：角接觸球軸承處軸段， 查《機械設計課程上機與設計》P170表13-4 軸承選7008C其尺寸為 d*D*B=40*68*15，d13=40mm d14：過渡軸段，由于各級齒輪傳動的線速度 d14=46mm d15：d15為齒輪軸

29、 d16：d16=46mm d17：角接觸球軸承軸段，d16=40mm 各軸長度 L11：由半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔寬L=82mm確定 L11=80mm（比L短一些） l12：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，L12=90mm L13：由角接觸球軸承，檔油盤：L13=36mm L14：由高速小齒輪B1=60mm，由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定L14=87mm L15：齒輪軸段L16=60mm L16：L16=10mm L17：角接觸球軸承軸段，由滾動軸承，檔油盤：L17=26mm 2)中間軸 各軸直徑 d21:最小直徑，角接觸球軸承處軸段，應與

30、軸承的內徑孔一致查《機械設計課程上機與設計》P170表13-4取d21=35mm，角接觸球軸承選7007C其尺寸為d*D*B=35*62*14 d22:高速級大齒輪軸段，d22=40mm d23：軸承，根據齒輪的軸向定位要求，d23=46mm d24：低速小齒輪軸段，d24=d22=40mm d25：d25=d21=35mm 各軸長度 L 21：由角接觸球軸承，檔油盤，l21=38mm L22：由低速級小齒輪的轂孔寬度B2=78mm確定，所以L22=75mm L23：l23=12mm L 24：由高速速級大齒輪的轂孔寬度B3=54確定，所以l24=51mm L2

31、5：由滾動軸承擋油盤及裝配關系確定l25=41mm 3）低速軸 各軸直徑 d31:聯(lián)軸器段，聯(lián)軸器的計算轉矩：Tca=KA×T3=1.3*529.07=687.791N/m按計算Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，參考《機械設計課程上機與設計》P192表14-6，選用HL4彈性柱銷聯(lián)軸器，d31=45mm, d32:密封處軸段，根據定位要求以及密封圈的標準取，=50mm, d33：角接觸球軸承段選7011c其尺寸為d*D*B=55*90*18， d34：低速級大齒輪軸段d34=60mm， d35：過度軸段d35=68mm， d36：，d36=60mm， mm。 各軸長度

32、 L31：安裝HL4彈性柱銷聯(lián)軸器，由半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔寬L=112mm確定（比L短一些）mm， L32：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，mm， L33：由角接觸球軸承擋油盤及裝配關系確定mm， L34：由低速級大齒輪的轂孔寬度B4=72確定取mm， L35：過度軸段mm， L36：由箱體結構mm， ：由角接觸球軸承擋油盤及箱體結構，軸承端蓋裝配關系確定mm。 7.2軸的校核 1.高速軸的校核： r/min 已知軸材料40Cr調制，

33、 故符合強度要求 2.中間軸校核 kw r/min N·mm 而作用在小齒輪上的圓周力Ft2=2T2/d2=2*/214.4=1771.46N 徑向力：Fr2=Ft2*tan α/cosβ1=664.60N 作用在大齒輪上的圓周力Ft3=2T2/d3=2*/72.07=5269.88N 徑向力：Fr3=Ft3*tan α/cosβ2=1974.75N 軸向力：Fa2=Ft2*tanβ1=442.82N Fa3=Ft3*tanβ2=1363.97N 求水平面的支承力: FNH1=(Ft3(L1+L2)+Ft2*L3)/

34、(L1+L2+L3)=4087.54N FNH2=(Ft2(L1+L2)+Ft3*L1)/(L1+L2+L3)=2953.80N 求垂直面的支反力： FNV1=(Fr3(L2+L3-Fr2*L3)/(L1+L2+L3)=1166.56N FNV2=Fr3-Fr2-FNH1=143.59N 計算水平彎矩 MH1=FNH2*(L2+ L3)-Ft2* L2=.02N*mm MH3=FNH1*(L1+ L2)-Ft3* L2=.65N*mm 計算垂直彎矩 MV1=FNV2*(L2+ L3)+Fr2* L2=70577.30N*mm MV2=FNV1*(L1+ L2)-Fr3

35、* L2=6707.06N*mm 總彎矩： 其軸的力學模型及轉矩、彎矩如圖所示 抗彎扭合成力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和最大轉矩的截面（即危險截面C）的強度。由軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6， 軸的當量力矩為： 軸的計算應力： 故符合強度要求 低速級軸的校核: 輸出軸上的功率 kw N·mm 由于軸上所受的扭矩相同，故軸直徑最小的一段為危險截面 故危險截面的直徑d=45mm 由于只受扭矩作用，故按扭轉強度計算。 r/min 圓周力：Ft4=2T3/d2=2*529.07/60=1763.57N

36、 徑向力：Fr4:=Ft4*tan α/cosβ2=660.85N 求水平面的支承力: FNH1=Ft4 *L2/(L1+L2)=1206.11N FNH2=Ft4 - FNH1=557.46N 求垂直面的支反力： FNV1=Fr *L3/(L1+L2)=451.96N FNV2=Fr4 -FNV1=208.89N 計算水平彎矩 MH=FNH1*L1 =1206.11*59.3=71522.32N*mm 計算垂直彎矩 MV=FNV1*L1=451.96*59.3=26801.23N*mm 總彎矩： 軸的材料45號鋼，調質處理。查表8.

37、2得=60 故軸的強度滿足要求 八、軸承端蓋的選擇 根據軸承外徑的大小，按照《機械設計課程上機與設計》P202表15-3得到： 高速軸：軸承外徑D1=68mm，螺栓直徑d3=8，4個螺栓。計算結果如下： 螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=88mm，D2=D0+2.5d3=108mm， 厚e=1.2d3=9.6mm，D4=D-（10-15） 中速軸：軸承外徑D2=62mm，螺栓直徑d3=8，4個螺栓。計算結果如下： 螺栓孔d0=d3+1=9mm，D0=D1+2.5d3=82mm，D2=D0+2.5d3=102mm， 厚e=1.2d3=9.6mm

38、 低速軸：軸承外徑D3=62mm，螺栓直徑d3=10，4個螺栓。計算結果如下： 螺栓孔d0=d3+1=11mm，D0=D1+2.5d3=115mm，D2=D0+2.5d3=140mm， 厚e=1.2d3=12mm 九、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算 7.1鍵的選擇與強度驗算 選取45鋼作為平鍵材料，連接方式為靜鏈接， 取載荷性質為沖擊 高速軸 連接聯(lián)軸器的鍵： 選 中速軸 大齒輪： 選 小齒輪： 選 低速軸 連接聯(lián)軸器的鍵：

39、 選 大齒輪： 選 十、聯(lián)軸器的選擇 由《機械設計》P370表15-3確定 高速軸 A01=100，中間軸 A02=112，低速軸 A03=112。 根據許用轉矩TP和最小直徑，按照《機械設計課程上機與設計》P192表14-6得到 高速軸：=17.60mm 選擇聯(lián)軸器：HL3，d=30mm 低速軸：=42.70mm 選擇聯(lián)軸器：HL4，d=45mm 十一、減速器箱體的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構,為了保證齒輪配

40、合質量， 大端蓋分機體采用配合. 1.機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3.機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 4.對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開

41、窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D 通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡. E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚

42、度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. 潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,并勻均布置，保證部分面處的密封性. 鑄鐵主要結構尺寸 名稱 符號 減速器

43、形式及尺寸關系/mm 齒輪減速器 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 10 箱蓋凸緣厚度 15 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 24 地腳螺釘數目 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 18 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 14 軸承端蓋螺釘直徑 10 檢查孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 12 箱蓋、箱座肋厚 8.5 至外機壁距離 34,24,20 28,22,18 大齒輪頂圓與內機壁距離 20 齒輪端面與內機壁距離 15 軸承端蓋外徑 軸1-3分別為108,1

44、02,140 十二、潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應有足夠的寬度，表面粗超度應為 密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,并勻均布置，保證部分面處的密封性. 十三、減速器的維護與保養(yǎng) 對皮帶運輸機實行定期維護保養(yǎng)的目的是。減少機器的故障，延長機器使用壽命；縮短機器的停機時間；提高工作效率，降低作業(yè)成本。 齒輪的維護 （1）使用齒輪傳動時，在啟動、加載、

45、卸載及換檔的過程中應力求平穩(wěn)，避免產生沖擊載荷，以防引起斷齒等故障。 （2）經常檢查潤滑系統(tǒng)的狀況（如潤滑油的油面高度等）。油面過底則潤滑不良，油面過高會增加攪油功率的損失。對于壓力噴油潤滑系統(tǒng)還需檢查油壓狀況，油壓過底會造成供油不足，油壓過高則可能是因為油路不暢通所致，需及時調整油壓，還應按照使用規(guī)則定期更換或補充規(guī)定牌號的潤滑油。 （3）注意檢查齒輪傳動的工作狀況，如有無不正常的聲音或箱體過熱現象。潤滑不良和裝配不符合要求是齒輪失效的重要原因。聲響監(jiān)測和定期檢查是發(fā)現齒輪損傷的主要方法。 軸的維護 在工作過程中，對機械要定期檢查和維修，對于軸的維護重點注意三個方面。 （1）認

46、真檢查軸和軸上零件的完好程度，若發(fā)現問題應及時維修或更換。軸的維修部位主要是軸頸及軸端。對精度要求較高的軸，在磨損量較小時，可采用電鍍法或熱噴涂（或噴焊）法進行修復。軸上花鍵、鍵槽損傷，可以用氣焊或堆焊修復，然后再銑出花鍵或鍵槽。也可以將原鍵槽焊補后再銑制新鍵槽。 （2）認真檢查軸以及軸上主要傳動零件工作位置的準確性、軸承的游隙變化并及時調整。 （3）軸上的傳動零件（如齒輪、鏈輪等）和軸承必須保證良好的潤滑，應當根據季節(jié)和工作地點，按規(guī)定選用潤滑劑并定期加注。要對潤滑油及時檢查和補充，必須及時更換。 十四、附錄（零件1張及裝配圖2張）

47、 =0.800 =8.125kw =1460r/min =14.6 =1.3 =3.8 =2.9 N·mm =7.96kwr/min 52.07 7.57k

48、w =365r/min 189.90N·mm 7.34kw =132.49r/min mm m=

49、2 =26 104 a=134mm =53.6mm mm mm HB3=280HBS HB4=240HBS V=1.280m/s m=2.5 =28 =87

50、 a=148mm =72.07mm =223.93mm mm + 硬度280HBS 硬度240HBS V=1.056m/s mm R=171.57mm

51、 A01=100 A02=112 A03=112 d11=30mm d12=35mm d13=40mm d14=46mm d15=d13 L11=80mm L12=90mm l13=36mm L14=87mm L15=60mm L16=60mm L16=10mm L17=26mm d21=35mm d22=40mm d23=46mm d24=d22=40mm d25=d21=35mm L21=38mm L22=75mm l23=12mm L24=51mm

52、 L25=41mm d31=45mm d32=50mm d33=55mm d34=60mm d35=68mm d36=60mm mm L31=112mm L32=107mm L33=45mm L34=69mm L35=10mm L36=62mm L37=32mm

53、

54、 計 算 及 說 明 結 果 參考文獻 [1]程志紅、唐大放.《機械設計課程上機與設計》.南京：東南大學出版社，2007 [2]程志紅.《機械設計》.南京：東南大學出版社，2007 [3]金清肅.《機械設計課程設計》.武漢：華中科技大學出版社，2007 [4]吳宗澤.《機械設計師手冊》（上、下冊）.北京：機械工業(yè)出版社，2002 [5]韓正銅、王天熠.《機械精度設計與檢測》.徐州：中國礦業(yè)大學出版社，2009 [6]李愛軍、陳國平.《畫法幾何及機械制圖》.北京：機械工業(yè)出版社，2008 [7]孫海波、姚新港.《AutoCAD2008使用教程》.北京：機械工業(yè)出版社，2008 計 算 及 說 明 結 果