軋鋼機減速器的設計,軋鋼機,減速器,設計 第一章 傳動方案的擬定及說明 1.1 傳動方案： 傳動簡圖如圖所視： 其傳動方案為： 電動機——帶傳動機——齒輪傳動——滾筒 該傳動方案分析如下： 1 由于帶傳動承載能力較低，結構尺寸較其他形式大，故應放在傳動系統(tǒng)的高速級，此時轉速較高，在傳遞相同功率時的轉矩減小，從而使帶傳動獲得較為緊湊的結構尺寸，除此之外，帶傳動工作平衡，能緩沖吸振，被廣泛應用。 2 齒輪傳動承載能力較高，傳遞運動準確、平衡、傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結構緊湊。 3 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性，較直齒圓柱齒輪傳動好，故有平穩(wěn)性要求時，可采用斜齒圓柱齒輪傳動。 根據(jù)以上分析可得：將帶傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級，齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級，傳動方案較為合理。 此外，根據(jù)本課題要求，該減速器采用展開式。 第二章 電動機的選擇 2.1 電動機的選擇： 工業(yè)上一般使用三相交流電源，因此，當無特殊要求時均應選用交流電動機，其中以三相交流電動機使用最為廣泛。我國新設計的Y系列三相鼠籠式異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，起結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好起動性能的機械。 電動機的型號的確定主要依據(jù)電動機的額定功率和同步轉速。 1 按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機 2 選擇電動機容量 工作機所需容量為：Pw = Fw?Vw/1000ηwKw 式中Fw=34KN Vw=27.1m/s 帶式輸送機效率ηw=0.94 Pw=3.4×103/1000×0.94=97.92Kw 電動機的輸出功率為：P=Pw/η 式中：η為電動機至滾筒主動軸之間的傳動裝置總效率 根據(jù)傳動簡圖可查得：V帶傳動效率ηw=0.95 ， 三對齒輪副效率ηw = 0.97；一對滾動軸承效率ηw=0.99；聯(lián)軸器ηw=0.98；由此可得 η=η1η2η23η4=0.95x0.973x0.994x0.98=0.816 P0=Pw/0.816=97.92/0.816=120kn 一般電動機的額定功率 PM=（1~1.3）P0=（1~1.3）X120=120~156kw 經(jīng)查可取電動機額定功率為PM=150kw 3 確定電動機的轉速 滾筒轉速為：nw=60x1000Vw/πD=260r/min V帶傳動比：i1=2~4 三級圓柱齒輪傳動比i2=3~5 則總傳動比范圍為i= i1 i2=(2x3)~(4x5)=6~20 電動機可選擇的轉速范圍應為 n=i·nw=(6~20)x260=1560~5200r/min 電動機同步轉速符合這一范圍的型號為Y315s-2，其滿載轉速為nm=2970r/min 二、計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 1 傳動裝置的總傳動比I=nm/ nw=2970/53=56 2 分配各級傳動比I= i1 i2 為使V帶的外輪廓尺寸不致過大，初選傳動比i2=2 則齒輪傳動比為：i2=9 i3=6 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 以下各軸符號代表： O軸——電動機輸出軸； Ⅰ軸——減速器中的高速軸； Ⅱ軸——齒輪軸； Ⅲ軸——中間軸； Ⅳ軸——減速器中的低速軸； Ⅴ軸——低速軸； n0=nn= 2970r/min; nⅠ= n0/ i1=1485r/min; nⅡ= nⅠ/ i2=165r/min; nⅢ= nⅡ/i3=27.5r/min; nw = nⅢ=27.5r/min 各軸功率； P0=120kw; PⅠ= P0η1=120x0.95=114kw; PⅡ= PⅠη2η3 =114x0.97x0.99=109.47kw ; PⅢ= PⅡη2η3 =109.47x0.97x0.99=105.13kw; PⅣ= PⅣη2η3 =105.13x0.97x0.99=100.95kw; PⅤ= PⅣη3η4=100.95x0.99x0.98=97.95kw; 各軸轉矩； T0=9.55x106 P0/ n0=9.55x106x120/2970=3.86x105 Nm TⅠ=9.55x106 P0/ nⅠ= 9.55x106 114/ 1485=7.33x105 Nm TⅡ=9.55x106 PⅡ/ nⅡ=9.55x106 x109.47/ 1485=6.28x105 Nm TⅢ=9.55x106 PⅢ/ nⅢ=9.55x106 x105.13/ 27.5=3.65x107 Nm TⅣ=9.55x106 PⅣ/ nⅣ=9.55x106x x100.95/ 27.5==3.51x107 Nm TⅤ=9.55x106 PⅤ/ nⅤ=9.55x106 x97.95/ 27.5==3.40x107 Nm - 3 - 第三章 鑄造減速器箱體主要結構尺寸 3.1 鑄造減速器箱體主要結構尺寸: 1、箱座壁厚σ： 0.025a+3≥8 2 地腳螺栓直徑d1： d1＝0.036a+12＝16 3 地腳螺栓數(shù)目n： n＝L+B/200~300≥4 n=10 4 軸承座尺寸D1 、D2 、D3 、D4、D5： D1=34 D2= 45 D3= 49 D4= 60 D5=55 5、箱體結合面處聯(lián)接間距e： e＝180cm 6 軸承座兩旁的聯(lián)結螺栓問題： S≈10cm 第四章 軸的計算 4.1 高速軸的計算： 1 選擇軸的材料并確定許用應力： 1 選用正火處理 2 經(jīng)查得強度極限σb＝600 Mpa； 3 查得許用應力[σ-1]b=54 Mpa 2 確定軸輸出端直徑dmin; 1 按扭轉強度估算輸出端直徑 2 取A=10，則d=30cm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d＝35cm 此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，選取TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為35cm，和軸配合部分長度為60cm，故軸輸出端直徑dmin=35cm。 3 軸的結構設計 軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，16 可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，17 由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方 確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段即外伸端直徑d1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍20 短一些，21 取L1=58cm。 Ⅱ段直徑d2=45cm,亦符合氈圈密封標23 準軸徑，24 初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm. Ⅲ段齒輪，26 其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，27 z＝18，28 d3＝60cm，29 L3＝50cm Ⅳ段直徑d4＝45cm，31 長度L4＝30cm 繪制軸的結構設計草圖，如圖示 由上述軸各段長度可算得軸支撐跨距L=150cm - 35 - 4 按彎扭合成強度軸的強度 繪制軸受力簡圖（a） 繪制垂直面彎矩圖（b） 軸承支反力： FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5N FRBV=Fr+ FRAV=400.5N 計算彎矩： 截面C右側彎矩 MCN= FRBV·L/2=23N·m 截面C左側彎矩 M’CN= FRAV·L/2=23N·m 繪制水平面彎矩圖（c） 軸承支反力： FRAH = FRBH = Ft/2=1100N 截面C處的彎矩： MCH= FRAH·L/2=62.7N·m 繪制合成彎矩圖（d） MC= 67N·m ; M’C =67N·m 繪制轉矩圖（e） 轉矩： T=9.55x103·P/n=217N·m 繪制當量彎矩圖（f） 轉矩產(chǎn)生的扭轉剪應力，按脈動循環(huán)變化，取α=0.6 截面C處的彎矩為 Mec＝146N·m 較核危險截面C的強度 σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.68<54Mpa 所以軸的強度足夠 4.2 、低速軸1的計算: 5 選擇軸的材料并確定許用應力： 選用正火處理 經(jīng)查得強度極限σb＝600 Mpa； 查得許用應力[σ-1]b=54 Mpa 6 確定軸輸出端直徑dmin; 按扭轉強度估算輸出端直徑 取A=10，則d=30cm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d＝35cm 此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，選取TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為35cm，和軸配合部分長度為60cm，故軸輸出端直徑dmin=35cm。 7 軸的結構設計 軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方 確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段即外伸端直徑d1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍短一些，取L1=58cm。 Ⅱ段直徑d2=45cm,亦符合氈圈密封標準軸徑， 初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm. Ⅲ段齒輪， 其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cm Ⅳ段直徑d4＝45cm，長度L4＝30cm 繪制軸的結構設計草圖，如圖示 由上述軸各段長度可算得軸支撐跨距L=150cm 8 按彎扭合成強度軸的強度 繪制軸受力簡圖（a） 繪制垂直面彎矩圖（b） 軸承支反力： FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5N FRBV=Fr+ FRAV=400.5N 計算彎矩： 截面C右側彎矩 MCN= FRBV·L/2=23N·m 截面C左側彎矩 M’CN= FRAV·L/2=23N·m 繪制水平面彎矩圖（c） 軸承支反力： FRAH = FRBH = Ft/2=1100N 截面C處的彎矩： MCH= FRAH·L/2=62.7N·m 繪制合成彎矩圖（d） MC= 67N·m ; M’C =67N·m 繪制轉矩圖（e） 轉矩： T=9.55x103·P/n=217N·m 繪制當量彎矩圖（f） 轉矩產(chǎn)生的扭轉剪應力，按脈動循環(huán)變化，取α=0.6 截面C處的彎矩為 Mec＝146N·m 較核危險截面C的強度 σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.68<54Mpa 所以軸的強度足夠 4.3、 中間軸1的計算: 軸的設計計算： 擬定輸入軸齒輪為右旋： 1．初步確定軸的最小直徑 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齒輪上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 ? ? ? I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。 ? ? ? II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。 ? ? ? III-IV段為小齒輪，外徑90mm。 ? ? ? IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。 ? ? ? V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。 ? ? ? VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①、?I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。 ②、 II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，以 長度為16mm。 ③、III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。 ④、IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。 ⑤、V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。 ⑥、VI-VIII長度為44mm。 4． 求軸上的載荷 ? ? 66 ? ? ? ? ? 207.5 ? ? ? ? ? 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故： Fa1=638N ? Fa2=189N 5．精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 ? 由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2） 截面IV右側的應力 截面上的轉切應力為 σe= Mec /0.1d33=198x103/0.1x403=16.8<54Mpa 軸選用45，調質處理 a) ? ? 綜合系數(shù)的計算 由經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中 ， 軸的材料敏感系數(shù)為 56， ， 故有效應力集中系數(shù)為16 查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉尺寸系數(shù)為 8， 軸采用磨削加工，表面質量系數(shù)為 12， 軸表面未經(jīng)強化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為26 b) ? ? 碳鋼系數(shù)的確定 碳鋼的特性系數(shù)取為0.7 ， c) ? ? 安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為5 故軸的選用安全。 σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.68<54Mpa 4.4 、低速軸2的計算: 1．作用在齒輪上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步確定軸的最小直徑 D=40cm 3．軸的結構設計 1） 確定軸上零件的裝配方案 a) 軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方 b) 確定軸各段直徑和長度 c) Ⅰ段即外伸端直徑d1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍短一些，取L1=58cm。 d) Ⅱ段直徑d2=45cm,亦符合氈圈密封標準軸徑， 初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm. i) Ⅲ段齒輪，其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cm j) Ⅳ段直徑d4＝45cm，長度L4＝30cm 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 g)? 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。 h)? ? 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。 i）? ? 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。 j) ? ? 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。 k) ? ? 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。 l) ? ? 軸肩固定軸承，直徑為42mm。 m) ? ? 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。 2） 各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a) ? ? 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。 b) ? ? 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。 c) ? ? 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。 d) ? ? 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距 離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。 e) ? ? 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。 f) ? ? 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm 4．按彎扭合成應力校核軸的強度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45鋼的強度極限為 54Mpa，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 強度足夠。 4.5、中間軸2的計算: 1．作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步確定軸的最小直徑 D=45cm 3．軸的結構設計 1） 軸上零件的裝配方案 2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ? ? I-II ? ?II-IV ? ?IV-V ? ?V 直徑 ? ?60 ? ? 70 ? ? 75 ? ?87 ? ? 長度 ? ?105 ? ?113.75 ? ?83 ? ?9 ? ? 5．求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 第五章 滾動軸承的選擇及計算 5.1 高速軸的軸承： 1．求兩軸承受到的徑向載荷 2、 軸承30206的校核 1） 徑向力 Fr1=Fr2=1000N 2） 派生力 F=0N 3） 軸向力 由于 ，F(xiàn)a1/Fr1=0,故x1=1,y1=0 所以軸向力為 Fa=5000N， 4） 當量載荷 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為 Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=0 5） 軸承壽命的校核 Lh=16667/n(ft?C/P2)ε=2.3x107(h) 5.2 中間軸1的軸承： 1、 軸承32214的校核 1） 徑向力 Fr1=Fr2=8000N 2） 派生力 F=0N 3） 軸向力 軸向力為 Fa=0N， 4） 當量載荷 由于 Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=0 ,所以 ，取fp=1.1 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為 P1=fp(x1Fr1+y1FA1) =1.1x(1x8000+0)=8800N 5） 軸承壽命的校核 Lh=16667/n(ft?C/P2)ε=3.4x107(h) 第六章 傳動件的設計計算 6.1． 選精度等級、材料及齒數(shù): 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的； 4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14° 2．按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式試算，即 ? dt≥ 50 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1） 試選Kt＝1.6 （2） 由圖選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433 （3） 由表選取尺寬系數(shù)φd＝1 （4） 由圖查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5） 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa （6） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa； （7） 由式計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ? ? ? ? N2＝N1/5＝6.64×107 （8） 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 （9） 計算接觸疲勞許用應力 ? 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式得 ? ? ? ? [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ? ? ? ? [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa ? ? ? ? [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5Mpa 2） 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥ 67.85 （2） 計算圓周速度 v = 0.68m/s （3） 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=φd1t=167.85mm=67.85mm mnt= 3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4） 計算縱向重合度εβ 　　　　　　εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 （5） 計算載荷系數(shù)K ? ? ? 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1 根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖查得動載系數(shù)KV=1.11； 由表查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同， 故 ? ? ? KHβ=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42 由表查得KFβ=1.36 由表查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù) ? ? ? ? K=KAKVKHαKHβ=11.031.41.42=2.05 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得; ? ? ? ? d1=73.6mm （7） 計算模數(shù)mn ? ? ? mn = 3.74 3．按齒根彎曲強度設計 由式 ? ? ? ? ? mn≥ 100Mpa 1） 確定計算參數(shù) （1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFαKFβ=11.031.41.36=1.96 （2） 根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59， 查得螺旋角影響系數(shù) ? Yβ＝0。88 （3） 計算當量齒數(shù) z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ? ? z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 （4） 查取齒型系數(shù) 由表查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取應力校正系數(shù) 由表查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 （6） 計算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa （7） 計算大、小齒輪的 并加以比較 m =0.0126 m =0.01468 ? ? ? 大齒輪的數(shù)值大。 2） 設計計算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．幾何尺寸計算 1） 計算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圓整后取255mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50” 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 =85.00mm d2 =425mm 4） 計算齒輪寬度 ? ? ? ? b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5） 結構設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 第七章 連接件的選擇及潤滑 7.1 鍵連接的選擇及校核計算 ?代號 ? ?直徑32（mm） ? ?工作長度150（mm） ? ?工作高度7（mm） ? ? 轉矩 400.5（N?m） ? ?極限應力56（MPa） 高速軸 ? ?8×7×60（單頭） ? ?25 ? ?35 ? ?3.5 ? ?39.8 ? ?26.0 ? ?12×8×80（單頭） ? ?40 ? ?68 ? ?4 ? ?39.8 ? ?7.32 中間軸 ? ?12×8×70（單頭） ? ?40 ? ?58 ? ?4 ? ?191 ? ?41.2 低速軸 ? ?20×12×80（單頭） ? ?75 ? ?60 ? ?6 ? ?925.2 ? ?68.5 ? ?18×11×110（單頭） ? ?60 ? ?107 ? ?5.5 ? ?925.2 ? ?52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全 7.2 連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 二、高速軸用聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ， 計算轉矩為 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 217Nm 軸孔直徑 38cm， 軸孔長 10cm， 裝配尺寸 857cm 半聯(lián)軸器厚7cm 三、第二個聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ， 計算轉矩為 所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 7.3 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M16×1.5 7.4 潤滑與密封 一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 第八章 減速器裝配圖的繪制及技術說明 8.1 裝備圖的總體規(guī)劃 （1）、視圖布局： ①、選擇3個基本視圖，結合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。 ②、選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關系集中反映在一個基本視圖上。 布置視圖時應注意： a、整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術特性表、技術要求、標題欄和零件明細表的位置。 b、各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩? （2）、尺寸的標注： ①、特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。 ②、配合尺寸：減速器中有配合要求的零件應標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應標注公稱尺寸、配合性質及精度等級。 ③、外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。 ④、安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。 （3）、標題欄、序號和明細表： ①、說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內(nèi)容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989標題欄和明細表的格式。 ②、裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。 （4）、技術特性表和技術要求： ①、技術特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級、表的格式參考[3]P108表7-3，布置在裝配圖右下方空白處。 ②、技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。 8.2 繪制過程 （1）、畫三視圖： ①、繪制裝配圖時注意問題： a先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳動零件、軸承、箱體及其附件。 b、先畫輪廓，后畫細節(jié)，先用淡線最后加深。 c、3個視圖中以俯視圖作基本視圖為主。 d、剖視圖的剖面線間距應與零件的大小相協(xié)調，相鄰零件剖面線盡可能取不同。 e、對零件剖面寬度 的剖視圖，剖面允許涂黑表示。 f、同一零件在各視圖上的剖面線方向和間距要一致。 ②、軸系的固定： a、軸向固定：滾動軸承采用軸肩和悶蓋或透蓋，軸套作軸向固定；齒輪同樣。 b、周向固定：滾動軸承采用內(nèi)圈與軸的過渡配合，齒輪與軸除采用過盈配合還采用圓頭普通平鍵。查[3]P258~259得中速軸齒輪鍵為10x8x22GB1096-79(90)，低速軸齒輪鍵為GB1096-79（90），14x9x36。 （2）、潤滑與密封: ①、潤滑：?? 齒輪采用浸油潤滑。參考[1]P245。當齒輪圓周速度 時，圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。參考[1]P310。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的 ，采用稠度較小潤滑脂。 ②、密封：防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查[4]P383表10-37，高低速軸密封圈為：唇形密封圈（FB型）GB/T9877.1-1998。 （3）、減速器的箱體和附件： ①、箱體：用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。??? 材料為：HT200。加工方式如下：?加工工藝路線：鑄造毛坯→時效→油漆→劃線→粗精加工基準面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各緊固孔、油孔等→去毛刺→清洗→檢驗 ②、附件：包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。 8.3 完成裝配圖 （1）、標注尺寸：參考[3]P105、P106表7-2，標注尺寸反映其的特性、配合、外形、安裝尺寸。 （2）、零件編號（序號）：由重要零件，按順時針方向依次編號，并對齊。 （3）、技術要求：參考[3]P107~110（4）、審圖（5）、加深 8.4 相關技術說明 1 軸承內(nèi)圈必須緊貼軸肩或定距環(huán)，用0.05塞尺檢查，不得通過； 2 圓錐滾子軸承的軸間間隙，輸入軸0.08∽0.15； 第一級大齒輪 0.12∽0.20 第二級大齒輪 0.20∽0.30 輸 出 軸Ⅰ 0.25∽0.35 輸 出 軸Ⅱ 0.25∽0.35 3、齒輪嚙合的最小側向間隙1min 第一級 0.185 第二級 0.210 第三級 0.250 兩輸出軸級 0.250 4、齒面接觸斑點，沿齒高不小于70%，沿齒長不小于90%； 5、減速器空載試驗時，高速軸轉速為750∽1500轉/分，正、反向均不少于25m，試驗運轉應平穩(wěn)各連接件，緊固件不松動，各連接處密封處不得滲油。 參考文獻 結 語 首先我感謝老師給我的指導和教育，感謝學校給我們這次機會，在這次的畢業(yè)設計過程我不只是學到知識也學會了做人，懂的怎樣嚴格要求自己。老師是我的領路人，在老師的指導下我完成了這次畢業(yè)設計的工作。在做畢業(yè)設計時遇到了很多的問題，很多是在在校學習中沒有遇到過的問題，開始我沒有勇氣去做，怕出問題，有時嫌麻煩不愿去做，老師開導我要勇于去嘗試，現(xiàn)在有機會就不要放過不要怕出問題，有問題出現(xiàn)一方面可以發(fā)現(xiàn)自己的不足明確自己在哪方面還有欠缺，以后好去努力，另一方面，問題的出現(xiàn)可以鍛煉我們思考問題解決問題的能力提高自己的思維能力。老師對我寄予很大的希望我不能辜負了老師的期望，我盡自己的最大努力把畢業(yè)設計完成了，中間難免有些錯誤懇請老師給予指出講解。 總的來說，通過這次畢業(yè)設計使我學到了不少知識。對我以后的工作將會有很大的幫助，它將我在學校所學到的理論知識用到了實踐中來，讓我在學校學的東西得到提前的應用，他讓我真正把所學的理論應用到實踐中去，實現(xiàn)了理論和實踐的結合，對我也是一個全面的鍛煉，讓我感受到社會的壓力同時也感受到了社會也缺高層次的人才，明白自己的發(fā)展方向，清楚自己今后的目標，找到自己的人生道路。同時也是對我三年學的也是一個綜合考試 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 再次感謝學校給我的這次機會，感謝老師給予的指導和關懷！ 參考文獻 [1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版； [2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版； [3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版 [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版； [5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月 [8]《技術制圖與機械制圖標準實用手冊》? 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