《閉式二級圓柱斜齒減速器說明書.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《閉式二級圓柱斜齒減速器說明書.doc（37頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

機械設計基礎課程設計說明書 課題名稱 機械設計基礎課程設計 專業(yè)班級 機械143 　　 姓 名 學 號 201410824333 指導老師 張瑞華 答辯日期 目錄 第一章 設計任務書 l 設計目的 設計題目 l 設計步驟 第二章 傳動裝置總體設計方案 l 傳動方案 l 該方案的優(yōu)缺點 第三章 電動機的選擇 l 選擇電動機類型 l 確定傳動裝置的效率 l 選擇電動機的容量 l 確定電動機參數 l 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數 l 電動機輸出參數 l 高速軸Ⅰ的參數 l 中間軸Ⅱ的參數 l 低速軸Ⅲ的參數 l 工作機軸的參數 第五章 減速器高速級齒輪傳動設計計算 l 選精度等級、材料及齒數 l 按齒面接觸疲勞強度設計 l 確定傳動尺寸 l 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 l 校核齒根彎曲疲勞強度 l 齒輪參數和幾何尺寸總結 第六章 減速器低速級齒輪傳動設計計算 l 選精度等級、材料及齒數 l 按齒面接觸疲勞強度設計 l 確定傳動尺寸 l 校核齒根彎曲疲勞強度 l 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 l 齒輪參數和幾何尺寸總結 第七章 軸的設計 l 高速軸上聯軸器 l 高速軸設計計算 l 高速軸與聯軸器配合處的鍵連接 l 高速軸上的軸承校核 l 中間軸設計計算 l 中間軸上的軸承校核 l 中速軸與齒輪2配合處的鍵連接 l 中速軸與齒輪3配合處的鍵連接 l 低速軸設計計算 l 低速軸上的軸承校核 l 低速軸與齒輪4配合處的鍵連接 l 低速軸與鏈輪配合處的鍵連接 第八章 減速器的密封與潤滑 l 減速器的密封 l 齒輪的潤滑 l 軸承的潤滑 第九章 減速器附件設計 l 軸承端蓋 l 油面指示器 l 通氣器 l 放油孔及放油螺塞 l 窺視孔和視孔蓋 l 定位銷 l 啟蓋螺釘 l 螺栓及螺釘 第十章 減速器箱體主要結構尺寸 第十一章 設計小結 第十二章 參考文獻 第一章 設計任務書 設計目的 機械設計課程是培養(yǎng)學生具有機械設計能力的技術基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數專業(yè)學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是： （1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的能力。 （2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律。 （3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。 （4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。 （5）培養(yǎng)了我們理論聯系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。 （6）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。 （7）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數據處理、計算機輔助設計方面的能力。 （8）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。 一、課程設計內容 題目參數 學 號 帶拉力F(N) 3700 傳送帶轉速 V(r/s) 50 滾筒直徑D(mm) 330 1．帶式輸送機用來運送谷物、型沙、碎礦石、煤等 2. 輸送機運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定 3. 輸送帶鼓輪的傳動效率取0.97 4.工作壽命15年，每年300天，每天16小時 二、課程設計的要求與數據 已知條件 1.帶拉力 F=3.7kN 2.滾筒直徑 d=330mm 3.轉速 n=50r/s 三、設計的內容和步驟 1.傳動方案的分析與擬定 2.電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數的計算 3.傳動件（如齒輪或蝸桿傳動、帶傳動的設計） 4.軸的設計 5.軸承及其組合部件的設計 6.鍵聯接和聯軸器的選擇與校核 7.潤滑設計 8.箱體、機架及附件的設計 9.裝配圖和零件圖的設計與繪制 10.設計計算說明書的編寫 四、課程設計應完成的工作 1．減速器裝配圖1張； 2 ．零件工作圖 2張（輸出軸、大齒輪）； 3．設計說明書 1份。 第二章 傳動裝置總體設計方案 傳動方案 傳動優(yōu)點和缺點 通過聯軸器把電機和減速器連接。聯軸器是將兩軸軸向聯接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯軸器有時也兼有過載安全保護作用。 聯軸器屬于機械通用零部件范疇，用來聯接不同機構中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯軸器由兩半部分組成，分別與主動軸和從動軸聯接。一般動力機大都借助于聯軸器與工作機相聯接，是機械產品軸系傳動最常用的聯接部件。 計算與說明 第三章 電動機的選擇 （1）選擇電動機的類型、功率和轉速。 1 ）電動機類型選擇。 根據題意，帶式輸送機是一般用途的機械，因此選用價格 便宜、結構簡單、市場供應充足的Y系列全封閉自扇冷籠型 三相異步電動機，標準電壓380V。 2 ）電動機功率與轉速的確定。 1.輸送帶工作速度? =0.86393797m/s 2. 求出工作機所需功率 3. 電動機所需功率 = —-鏈效率 ---鼓輪效率 ---聯軸器效率 ---軸承效率 ---齒輪效率 查手冊得 =0.96*0.99*0.97**=0.8333 解得 =3.836kW 取P=4kw3.836kW 4.確定電動機轉速 =（2-6）*（8-40） =（16-240） 經查表按推薦的傳動比合理范圍，鏈傳動的傳動比范圍為i0 = 2~6，二級圓柱齒輪減速器傳動比i = 8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~240，電動機轉速的可選范圍為nd = ian = (16*240)45 = 820~12000r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y112M-4的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉速nm=1440r/min，同步轉速1500r/min。，電動機質量49kg, Y112M-4電機是屬于Y系列的三相異步電動機；具體參數包括：額定電壓380V、額定頻率50Hz、額定功率4KW、額定轉速為1400rpm（每分鐘1400轉）、有4個極數、 防護等級為IP54、產品通過3C認證。 Y系列電動機的優(yōu)點 1、Y系列電動機具有高效、節(jié)能、性能好、振動小、噪聲低、壽命長、可靠性高、維護方便、起動轉矩大等優(yōu)點；安裝尺寸和功率等級完全符合IEC標準；采用B級絕緣、外殼防護等級為IP44，冷卻方式IC411； 2、Y系列電動機應用于一般無特殊要求的機械設備、如農業(yè)機械、食品機械、風機、水泵、機床、拌攪機、空氣壓縮機等。 電動機主要外形尺寸 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 伸出段尺寸 鍵尺寸 H LHD AB K DE FG 112mm 400265 190140 12mm 2860 824 二.傳動比的計算和分配 平均傳動比 取鏈傳動比 高速齒輪傳動比 低速齒輪傳動比 以上傳動比的分配只是初步的。傳動裝置的實際總傳動比必須在各級傳動零件的參數，如帶輪直徑，齒輪參數等確定以后才能計算出來。一般，總傳動比的實際值與設計要求值的允許誤差為3%-5%。 第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數 0軸 （電動機軸）； =25.4 N*m I軸（高速軸）； =25.18 N*m II軸（中間軸）； 9550*3.65/336.37=103.628 N*m III軸 （低速軸） 303.863 N*m IV軸 （滾筒軸） 636.03 N*m 1-3軸的輸出功率或輸出轉矩分別為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘軸承效率0.99.例如1軸的輸出功率Kw；輸出轉矩*0.99=25.18*0.99=25.00.,其余以此類推運動和動力參數的計算結果應加以匯總，列出表格，供以后計算使用 各軸的運動和動力參數。 軸 功率P/Kw 轉矩T/N*m 轉速 r/min 傳動比 輸入 輸出 輸入 輸出 電 3.836 25.40 1440 1 4.281 3.058 2.2 1 3.797 3.760 25.180 25.00 1440 2 3.650 3.610 102.591 102.591 336.37 3 3.500 3.470 300.820 300.823 110 4 3.330 3.300 629.030 629.670 50 齒輪的設計 第五章 減速器高速級齒輪設計計算 高速齒輪的設計 采用硬齒面，小齒輪使用40Cr表面淬火，齒面硬度50HRC 大齒輪選用45鋼表面淬火，齒面硬度46HRC 按齒根彎曲疲勞強度設計 1）需用應力 齒輪單向 安全系數 S=1.4 需用彎曲應力 2)計算齒輪模數 小齒輪轉矩T=25180Nm 載荷系數 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪 在兩軸承間對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表 得，取K＝1.3 齒寬系數 根據齒輪為硬齒輪在兩軸承間為非對稱布置。查《機械原理 與機械零件》教材中表得，?。?.6 齒數 取 取 初取螺旋角 當量齒數 =22.2 =96.5 復合齒形系數 取較大者帶入 計算模數=1.2 模數取2mm 確定幾何尺寸 中心距 a==2*(20+87)/2/cos=110.7mm 取a=111mm 實際螺旋角=arccos2.5*/2/111 =15.428 分度圓直徑 mm mm 齒寬 取 b2=b=25mm b1=b2+10=35mm 齒頂圓直徑 mm mm 齒根圓直徑 mm mm 4.校核齒面接觸疲勞強度 1.許用接觸應力 極限應力 安全系數 S=1 需用彎曲應力 2.驗算齒面接觸應力 節(jié)點區(qū)域系數 彈性系數 齒數比 齒面接觸應力 ，故接觸疲勞強度足夠 第六章 減速器低速級齒輪設計計算 低速齒輪的設計 采用硬齒面，小齒輪使用40Cr表面淬火，齒面硬度50HRC 大齒輪選用45鋼表面淬火，齒面硬度46HRC 按齒根彎曲疲勞強度設計 1）需用應力 齒輪單向 安全系數 S=1.4 需用彎曲應力 2)計算齒輪模數 小齒輪轉矩T=103628Nm 載荷系數 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪 在兩軸承間對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表 得，取K＝1 齒寬系數 根據齒輪為硬齒輪在兩軸承間為非對稱布置。查《機械原理 與機械零件》教材中表得，?。?.6 齒數 取 取 初取螺旋角 當量齒數 =22.2 =67.69 復合齒形系數 =4.29 =4.00 取較大者帶入 計算模數=2.14 模數取3mm 確定幾何尺寸 中心距 a==3*(20+61)/2/cos=125.78mm 取a=126mm 實際螺旋角=arccos3*/2/126 =18.3376 分度圓直徑 mm mm 齒寬 mm 取 b2=b=40mm b1=b2+10=50mm 齒頂圓直徑 mm mm 齒根圓直徑 4.校核齒面接觸疲勞強度 1.許用接觸應力 極限應力 安全系數 S=1 需用彎曲應力 2.驗算齒面接觸應力 節(jié)點區(qū)域系數 彈性系數 齒數比 齒面接觸應力 ，故接觸疲勞強度足夠 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒輪z1 = 17，大鏈輪的齒數為z2 = iz1 = 2.217 = 37 ≈ 37。 2.確定計算功率 由表查得工況系數KA = 1，由圖查得主動鏈輪齒數系數KZ = 1.08，單排鏈，則計算功率為 Pca = KAKZP = 11.223.1 = 3.822Kw 3.選擇鏈條型號和節(jié)距 根據Pca = 3.78 Kw，n4 = 50.00 r/min，查圖可選16A。查表鏈條節(jié)距為p = 25.4 mm。 4.計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距 a0 = (30~50)p = (30~50)25.4 = 762~1270 mm。取a0 = 1050 mm 。相應的鏈長節(jié)數為 Lp0 = = =108 取鏈長節(jié)數Lp = 108。 查表，采用線性插值，計算得到中心距計算系數f1 = 0.24918，則鏈傳動的最大中心距為 amax = f1p[2Lp-(z1+z2)] = 0.2491825.4[2108-(17+37)] = 1025.5 mm 5.計算鏈速v，確定潤滑方式 v = n4z1p/(601000) = 50.001725.4/(601000) = 0.8 m/s 由v = 0.8 m/s和鏈號16A，查圖可知應采用滴油潤滑。 6.計算壓軸力Fp 有效圓周力為： Fe = 1000P/v = 10003.47/0.8 = 4337.5 N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數KFp = 1.2，則壓軸力為： Fp ≈ KFpFe = 1.24337.5=5205 N 7.主要設計結論 鏈條型號16A；鏈輪齒數z1 = 17，z2 = 37；鏈節(jié)數Lp = 108，中心距a = 1025.50 mm。 第七章 軸的設計 １軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計 １．輸入軸上的功率 轉矩 ２．求作用在齒輪上的力 　 ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料45為鋼，調質處理。根據機械手冊，取 （以下軸均取此值），于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號. 聯軸器的計算轉矩T=KAT1,,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.5,則， 查《機械設計手冊》，選用LT4型彈性套柱銷聯軸器，其公 稱轉矩為630000Nmm。半聯軸器的孔徑故取 半聯軸器長度L＝38mm，半聯軸器與軸配合的轂 長度。 4.軸的結構設計 １）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ２）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (１)為滿足半聯軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一 軸肩，軸肩的高度,故?。捕蔚闹睆?。半聯軸器與軸配合的轂孔長度=38mm.，為 了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現取 （2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據 初選型號為單列圓錐滾子軸承其尺寸為 ， 基本額定動載荷基本額定靜載荷,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取　 (3)取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸, 軸段4 的直徑應根據的定位軸肩直徑確定 （4）軸段5上安裝齒輪,由于齒輪的齒槽底面到鍵槽底面的距離, 所以采用齒輪軸，已知齒厚為,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑和軸段4的直徑相等,,取, ,故取 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應根 軸段3確定,即， (5)取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖 5．受力分析、彎距的計算 （１）計算支承反力 　 在水平面上 （２）在垂直面上 解得 故 總支承反力 ２）計算彎矩并作彎矩圖 　 （１）水平面彎矩圖 　　　 　 （２）垂直面彎矩圖 　　　 　 （３）合成彎矩圖 　　　 　　　 3）計算轉矩并作轉矩圖 　　　 6．作受力、彎距和扭距圖 7．選用鍵校核 鍵連接：聯軸器：選單圓頭平鍵（C型） 聯軸器:由式６－１ 查表６－２，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據式１５－５，并取，軸的計算應力 由表１５－１查得，，故安全 9．校核軸承和計算壽命 （１） 校核軸承A和計算壽命 徑向載荷 軸向載荷 由，在表１３－５取X＝0.56。相對軸向載荷 為，在表中介于0.040－0.070之間，對應的e值為0.24－0.27之間，對應Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。 由表１３－６取　則，A軸承的當量動載荷 ，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 校核軸承B和計算壽命 　徑向載荷 當量動載荷，校核安全 根據條件，軸承預計壽命： Lh = 1528300 = 72000 h 該軸承壽命該軸承壽命 小于Lh ２軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 1. 中間軸上的功率 轉速 轉矩 ２．求作用在齒輪上的力 高速大齒輪: 　 低速小齒輪: ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調質處理。 根據機械設計手冊得，取，于是由上式初步估算軸的最小直徑為 這是安裝軸承處軸的最小直徑 4．根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據 ，初選型號為單列圓錐滾子軸承其尺寸為 ，基本額定動載荷基本額定靜載荷,　軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故取，， 因為齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸, 軸段2的直徑應根據的定位軸肩直徑確定 ( 2 )軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取 ( 3)軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。軸段6長 取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ， （4）參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖 5.軸的受力分析、彎距的計算 1）計算支承反力： 　 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力： 2)計算彎矩 在水平面上： 在垂直面上： 故 3)計算轉矩并作轉矩圖 6．作受力、彎距和扭距圖 7．選用校核鍵 　１）低速級小齒輪的鍵 由表６－１選用圓頭平鍵（A型） 　 由式６－１， 查表６－２，得 ，鍵校核安全 2）高速級大齒輪的鍵 由表６－１選用圓頭平鍵（A型）　　 　 由式６－１， 查表６－２，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面 根據式１５－５，并取 　 由表１５－１查得，，校核安全。 9．校核軸承和計算壽命 １）校核軸承A和計算壽命 徑向載荷 軸向載荷 ,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6 ,,取,故 因為，校核安全。 該軸承壽命該軸承壽命 ２）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 查表13-3得預期計算壽命，故安全。 ３軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 １． 輸入功率　轉速　 轉矩 2． 第三軸上齒輪受力 　 3．初定軸的直徑 軸的材料同上。由式１５－２，初步估算軸的最小直徑 這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度： ，為保證鏈輪與箱體的距離，取 4．軸的結構設計 １）擬定軸的結構和尺寸（見下圖） ２）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）軸段2和軸段7用來安裝軸承，根據，初選型號30000型圓錐滾子軸承， 參數基本： 　基本額定動載荷　基本額定靜載荷 由此可以確定： （2）為減小應力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應根據30000型圓錐滾子軸承的定位軸肩直徑確定,即，取 ( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，?。?）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（6）參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。 5.軸的受力分析、彎距的計算 （１）計算支承反力 　 在水平面上 在垂直面上 故 （2）計算彎矩 １）水平面彎矩 　 在C處，在B處， ２）垂直面彎矩 　　　 在C處　 在B處， ２）垂直面彎矩 　　　 在C處　 （３）合成彎矩圖 　　　 在C處　 在B處， 畫受力、彎距和扭距圖 選用校核鍵 　１）低速級大齒輪的鍵 　　　由表６－１選用圓頭平鍵（A型） 　 由式６－１， 查表６－２，得 ，鍵校核安全 2）高速級鏈輪的鍵 　由表６－１選用圓頭平鍵（A型）　　 　 由式６－１， 查表６－２，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面 根據式１５－５，并取 由表１５－１查得，，校核安全。 9．校核軸承和計算壽命 １）校核軸承A和計算壽命 徑向載荷 　　當量動載荷 因為，校核安全。 該軸承壽命該軸承壽命 ２）校核軸承B和計算壽命 　徑向載荷 當量動載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命小于Lh校核安全。 主要結果 V=0.86m/s =0.8333 電機額定功率 4kW 28.8 采用硬齒面，小齒輪使用40Cr表面淬火，齒面硬度50HRC 大齒輪選用45鋼表面淬火，齒面硬度46HRC =360MPa =339MPa =20 =87 =2mm a=111mm =15.428 =41.5mm =180.5mm b1=35mm b2=25mm =45.5mm =184.5mm =36.5mm =175.5mm =1170MPa =1130MPa =824.2 采用硬齒面，小齒輪使用40Cr表面淬火，齒面硬度50HRC 大齒輪選用45鋼表面淬火，齒面硬度46HRC =360MPa =339MPa =20 =61 =3mm a=126mm =18.3376 =63.2mm =192.79mm b1=50mm b2=40mm =69.2mm =196.79mm =55.7mm =185.3mm =1170MPa =1130MPa =595.4 鏈條節(jié)距為p = 25.4 mm 取鏈長節(jié)數Lp = 108 v = 0.8 m/s Fe = 4337.5 N a = 1025.50 mm 第八章 減速器的密封與潤滑 減速器的潤滑 1齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h = 6.75 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于低速大齒輪圓周速度v = 0.9 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 11.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。 第九章 減速器附件設計 9.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，油孔處還有慮油網。查機械設計手冊選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為120140和90110。 9.2 油面指示裝置設計 油面指示裝置采用油標指示。 9.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查機械設計手冊選236M 型通氣帽。 9.4 放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面做成5.1外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查機械設計手冊選5.120M型外六角螺塞。 9.5 起吊環(huán)、吊耳的設計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺減速器，在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤。 9.6 起蓋螺釘的選擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 9.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 第十章 減速器箱體主要結構尺寸 取低速齒輪的中心距 a=126mm 名稱 符號 公式與計算 結果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025126+3=6.15 取6.5mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02126+3=5.52 取6mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.56=9 取9mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.56.5=9.75 取10mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.56.5=16.25 取16.5mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036126+12=16.5 取M20 地腳螺釘數目 n a≤250時，取n=4 取4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.7520=15 取M16 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12 取M10 連接螺栓d2的間距 l 150-200 取150mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10 取M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8 取M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8 取8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據螺栓直徑查表 取26、22、16 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據螺栓直徑查表 取24、20、14 軸承旁凸臺半徑 R1 =20 取20mm 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外箱壁至軸承座端面距離 L1 C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10) 取47 大齒輪頂圓與內箱壁距離 Δ1 ＞1.2δ=1.26.5=7.8 取12mm 齒輪端面與內箱壁距離 Δ ＞δ=8 取16mm 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ≈0.85δ=0.856.5=5.6 取6mm 第十一章 設計小結 通過本次畢業(yè)設計，使自己對所學的各門課程進一步加深了理解，對于各方面知識之間的聯系有了實際的體會。同時也深深感到自己初步掌握的知識與實際需要還有很大的距離，在今后還需要繼續(xù)學習和實踐。 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。 本設計由于時間緊張，在設計中肯定會有許多欠缺，若想把它變成實際產品的話還需要反復的考慮和探討。但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲，設計涉及到機械、電氣等多方面的內容，通過設計計算、認證、畫圖，提高了我對機械結構設計、控制系統(tǒng)設計及步進電動機的選用等方面的認識和應用能力?？傊?，本次設計讓我受益非淺，各方面的能力得到了一定的提高。 同時，本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 第十二章 參考文獻 機械設計綜合課程設計 王之棟 王大康 2版 機械工業(yè)出版社 機械設計基礎 李建功 機械工業(yè)出版社 工程力學 材料力學 北京科技大學 東北大學 高等教育出版社 實用機構圖冊 黃繼昌 機械工業(yè)出版社 2008.1 機械制圖 何銘新 錢可強 第六版 高等教育出版社 機械設計師手冊 上冊 王少懷 電子工業(yè)出版社 機械設計師手冊 中冊 王少懷 電子工業(yè)出版社 機械設計師手冊 下冊 王少懷 電子工業(yè)出版社