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二级减速器说明书详细版


机械设计基础课程设计
计算说明书

设计课题:卷扬机的减速器

学校 专业

成都理工大学工程技术学院 自动化系机械工程及自动化专业

班级 学号 设计者

2009 级 xxxxxxxxx xxxxxxxxx 董仲良 谢欣然

指导老师

2011 年 12 月 2 日

前言

机械设计课程设计是高等工业学校多数专业第一次全面的机械设 计训练,是机械设计课的最后一个重要教育环节,其目的是: (1)培养学生综合运用机械设计及相关课程知识解决机械工程问 题的能力,并使所学知识得到巩固和发展; (2)学习机械设计的一般方法和步骤; (3)进行机械设计基本技能的训练,如计算、绘图(其中包括计算 机辅助设计)和学习使用设计资料、手册、标准和规范。 此外,机械设计课程设计还为专业课设计和毕业设计奠定了基础。 此书是我在完成此次课程设计之后对整个设计计算过程的整理和 总结,主要包括整个设计的主要计算及简要说明,对于必要的地方, 还有相关简图说明。对于一些需要的地方,还包括一些技术说明,例 如在装配和拆卸过程中的注意事项; 传动零件和滚动抽成的润滑方式 及润滑剂的选择。使我们图纸设计的理论依据。 当然,由于我是第一次进行机械设计,还有很多考虑不到或不周 的地方,有很多零件尺寸,材料选择的时候考虑不周全,希望老师在 审阅时予以指正。

编者 2011 年 12 月 2 日

目录

一、 设计任务书 二、 传动方案拟定 三、 电动机的选择 四、
计算传动装置的总传动比 i ? 并分配传动比

五、 高速级齿轮传动计算 六、 低速级齿轮传动计算 七、 齿轮传动参数表 八、 轴的结构设计 九、 轴的校核计算 十、 滚动轴承的选择与计算 十一. 端盖的尺寸设计 十二. 键联接选择及校核 十三. 联轴器的选择与校核 十四. 减速器附件的选择 十五. 润滑与密封〃 十六. 设计小结 十七. 参考资料


(一)设计题目:

设计任务书

原始数据: 卷扬机起吊的重物为 W=15KN,起吊为匀速提升, 其提升速度为 V=0.65m/s;卷筒 与其制动装臵( ? 550 mm )一起用离合器与减速器输出轴相联。卷筒直径为
? 400 mm 。设卷筒效率 ? ? 0 . 97 。初定减速器的总效率为 ? 总 ? 0 . 81 。所设计的

减速器应为二级减速器。选用弹性联轴器。 1.完成减速器装配图一张(A0) 。 2.绘制箱座结构图一张(A1) 。 3.绘制轴、齿轮零件图各一张(A2) 。 4.编写设计计算说明书一份。

(二) 电动机设计步骤 传动装臵总体设计方案 设计数据: 卷筒轴的功率 p=11.41kw。 卷筒转速 n= 31.14r/min, 1.外传动机构为联轴器传动。 2.减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。 3.该方案的优缺点:瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠,径向尺寸小, 结构紧凑, 重量轻, 节约材料。 轴向尺寸大, 要求两级传动中心距相差不能太大。 减速器横向尺寸较小, 两大齿轮浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重 量较大;高级齿轮的承载能力不能充分利用;中间轴承润滑困难;中间轴较长, 刚度差;仅能有一个输入和输出端,限制了传动布臵的灵活性。原动机部分为 YZR 系列绕线转子电动机。总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应 工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 卷筒直径 D= 400 mm 。

三.电动机的选择
1.选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 YZR 系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式 结构,电压 380V。 2.确定电动机功率 Pd 按下试计算

P

d

?

F ?V 1 0 0 0 ??

kw
a

=

1 5 ? 1 0 0 0 ? 0 .6 5 0 .8 1

=12.037kw

3.确定电动机转速
' 按推荐的传动比合理范围,两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比 i ?

? 8 ~ 40

而工作机卷筒轴的转速为
nw ? 6 × 10 × 0.65 πD
4

? 31 . 05 r / min

所以电动机转速的可选范围为

n d ? i ? n w ? (8 ~ 40) ? 31.05 r m in ? (248 ~ 1242) r m in
'

符合这一范围的同步转速有 963 r min 。综合考虑电动机和传动装臵的尺寸、 质量及价格等因素, 为使传动装臵结构紧凑,决定选用同步转速为 963 r min 的 YZR 系列电动机 YZR180L-6,其满载转速为 n w ? 963 r / m in 。P0=13kw 四.计算传动装置的总传动比 i ? 并分配传动比 A.总传动比
i?

为 =
nd n ? 963 31 . 05 ? 31 . 06

i?

B.分配传动比 4

i ? ? i ? i ??
考虑润滑条件等因素,初定
i1 ? 1 .4 i 2

i? ? 6.58 , i?? ? 4 .7

C. 计算传动装臵的运动和动力参数 1.各轴的转速 I轴 II 轴 III 轴 卷筒轴

n ? ? n m ? 963 r min
n II ?
n III

? 146 . 35 r min 6 . 58 146 . 35 ? ? 31 . 14 r min 3 .7
`n w ? n III ? 31 . 14 r min

963

2.各轴的输入功率 弹性联轴器传递效率为? 01=0.99,圆柱齿轮传动取 8 级精度,则? 2=0.97,球轴 承传递效率为? 1=0.99 I轴 II 轴 III 轴
P1 ? P0 ×η 01 ? 0.99 ? 13=12.87 kw P2 ? P1 ×η 1 ×η 2 ? 0.99 ? 0.97 ? 12.87 ? 12.36kw P3 ? P2 ×η 1 ×η 2 ? 0.99 ? 0.97 ? 12.36 ? 11.87 kw

3.各轴的输入转矩 I轴
T1 ? 9 5 5 0 ? p1 n1 p2 n2 ? ? 1 2 .8 7 963 1 2 .3 6 1 4 6 .3 5 ? 9 5 5 0 ? 1 2 7 .6 3 N ? m

II 轴

T2 ? 9 5 5 0 ?

? 9 5 5 0 ? 80 6 .5 5 N ? m

III 轴

T3 ? 9 5 5 0 ?

p3 n3
?

?

1 1 .8 7 3 1 .0 5

? 9 5 5 0 ? 3 6 4 0 .2 9 N ? m

电动机轴 T 0 ? 9550 ×

P0 nm

13 963

×9550 ? 128 . 9 N ? m

将上述计算结果汇总与下表,以备查用。 项目 转速(r/min) 功率 P(kw) 转矩 T(N.m) 电动机 963 13 128.9 轴 963
?

轴 146.35
?

III 轴 31.14 11.87 3640.29

12.87 127.63

12.36 806.55

传动比 i

1

6.58

4.7

五. 高速级齿轮的计算及校核

高速轴齿轮材料采用 40Cr 表面淬火,硬齿面,查机械设计 基 础 表 11-1 : 硬 度 为 48-55HRC , 接 触 疲 劳 极 限 δ
Hlim

=1150-1210MPa, 选取 1180MPa; 弯曲疲劳极限δ FE=700-740MPa,

选取 720MPa。 查表 11-5,可取安全系数 SH=1.1,SF=1.25 ∴
? h1 ? ? h 2 ?
? FE
SF

?

H lim 1

?

1180 1 .1

SH

? 1072 . 7 MP a

? F1 ? ? F 2 ?

?

720 1 . 25

? 576 MP a

§按轮齿弯曲强度设计计算 齿轮采用 8 级精度制造, 查机械设计基础表 11-3 取载荷系 数 k=1.5,表 11-6 取齿宽系数Ф d=0.5,表 11-4 取弹性系数 ZE=189.8,区域系数 ZH=2.5。 小齿轮的转矩 T1=127.63N· 查机械设计基础图 11-8,11-9 m, 得 YFa=2.85,YSa=1.58 小 齿 轮 的 齿 数 取 Z1=22 , 则 大 齿 轮 齿 数 Z2=6.58 × 22=144.76,取 Z2=145,实际传动比 i1=145/22=6.59,模数 m
m ? 2 KT 1 Y Fa Y
3 Sa

? d Z 1 ?? F
2

?

?

3

2 ? 1 . 5 ? 127630 ? 2 . 85 ? 1 . 58 0 . 5 ? 22 576
2

? 2 . 31

取 m=3

d 1 ? mz 1 ? 3 ? 22 ? 66 mm d 2 ? mz a1 ?
2

? 3 ? 145 ? 435 mm ? 66 ? 435 2 ? 250 . 5 mm

d1 ? d 2 2

取a

1

? 251 mm

齿宽 b=Ф dd1=0.5×66=33mm,取 b2=35mm,b1=40mm §按齿面接触强度校核

? ? ZEZH 校核公式为 H
? H 1 ? 189 . 8 ? 2 . 5 ? ? H 2 ? 189 . 8 ? 2 . 5 ?

2kT i ? 1 bd
2

2

i

? ?? H

?

2 ? 1 . 5 ? 127630 ? ?6 . 59 ? 1 ? 40 ? 66 ? 6 . 59 2 ? 1 . 5 ? 127630 ? ?6 . 59 ? 1 ? 35 ? 435
2

? 754 . 88 ? ?? H 1 ? ? 122 . 44 ? ?? H 2 ?

? 6 . 59

满足接触强度条件,所以齿轮是安全的。 齿
v ?


? d 1n 1 60 ? 1000 ?


3 . 14 ? 66 ? 963 60 ? 1000









m / s ? 3 . 33 m / s ,根据机械设计

基础表 11-2 可知齿轮选择 8 级精度是合理的。 高速级齿轮的各个参数见表 1。其中模数 m=3mm

分度圆 直径 齿顶圆 直径

D1=mz1=3×22=66 D2=mz2=3×145=435 Da1=m(z1+2)=72 Da2=m(z2+2)=441

齿根高 全齿高 齿距 齿厚

Hf=1.25m=3.75 H=ha+hf=6.75 P=Л m=9.42 S=p/2=4.71

齿根圆 直径 齿顶高

Df1=m(z1-2.5)=58.5 Df2=m(z2-2.5)=427.5 Ha=m=3

槽宽 中心距 传动比

E=4.71 a1=2501 i=6.58

六.低速级齿轮的计算及校核 A. 低速轴齿轮材料采用 40Cr 表面淬火,硬齿面,查机械设 计 基 础 表 11-1 : 硬 度 为 48-55HRC , 接 触 疲 劳 极 限 δ
Hlim

=1150-1210MPa, 选取 1180MPa; 弯曲疲劳极限δ FE=700-740MPa,

选取 740MPa。 查表 11-5,可取安全系数 SH=1.1,SF=1.25
?? H 1 ? ? ?? H 2 ? ? ?? F 1 ? ? ?? F 2 ? ?
? H lim
SH ? 1180 1 .1 ? 740 1 . 25 ? 1072 . 7 MP a

? FE
SF

? 592 MP a

§按轮齿弯曲强度设计计算 齿轮采用 8 级精度制造,查机械设计基础表 11-3 取载 荷系数 k=1.3,表 11-6 取齿宽系数Ф d=0.6,表 11-4 取弹性系数 ZE=189.8,区域系数 ZH=2.5。 小齿轮的转矩 T3=806.55N· 查机械设计基础图 11-8,11-9 m, 得 YFa=2.93,YSa=1.56 小齿轮的齿数取 Z3=24,则大齿轮齿数 Z4=4.71×24=113, 取 Z4=113,实际传动比 i2=113/24=4.7,模数 m
m ? 2 KT 3 Y Fa Y sa
3

? d Z 3 ?? F
2

?

?

3

2 ? 1 . 3 ? 806550 ? 2 . 93 ? 1 . 56 0 . 6 ? 24
2

? 592

? 3 .6

取 m=4

d3=mz3=4×24=96mm

d4=mz4=4×113=452mm a2=(d3+d4)/2=274mm
齿宽 b=Ф dd3=0.6×96=57.6mm,取 b4=60mm,b3=65mm §按齿面接触强度校核 校核公式为 ? H ? Z E Z H
? H 3 ? 189 . 8 ? 2 . 5 ? H 4 ? 189 . 8 ? 2 . 5
2 ? 1 . 3 ? 806550 ? 5 . 7 65 ? 96 ? 4 . 7
2

2kT i ? 1 bd
2

i

? 977 . 69 MP a ? ?? H 3 ? ? 216 MP a ? ?

2 ? 1 . 3 ? 806550 ? 5 . 7 60 ? 452
2

? 4 .7

?

H 4

?

满足接触强度条件,所以齿轮是安全的。 齿
v ?


? d 3n 3 60 ? 1000 ?


60 ? 1000









3 . 14 ? 96 ? 146 . 35

m / s ? 0 . 735 m / s ,查机械设

计基础表 11-2 可知齿轮选用 8 级精度制造是合理的。 低速机的齿轮各个参数见表 2,其中,m=4mm 分度圆 直径 齿顶圆 直径 齿根圆 直径 齿顶高 D3=mz3=4×24=96 D4=mz4=4×117=452 Da3=m(z3+2)=104 Da4=m(z4+2)=460 Df3=m(z3-2.5)=86 Df4=m(z4-2.5)=442 Ha=m=4 齿根高 全齿高 齿距 齿厚 槽宽 中心距 传动比 Hf=1.25m=5 H=ha+hf=9 P=Л m=12.56 S=p/2=6.28 E=6.28 a2=274 i=4.7

B. 校核齿轮于轴是否发生碰撞

对于 I 轴 D1=mZ1=66mm
D a 1 ? 72 mm

m=3,i=6.58 ,Z1=22,Z2=145 D2=mZ2=435mm

D a 2 ? 441 mm ?前面已经计算 Da2 2 ? 441 2 ? 220 . 5 mmm

?

因为 a 2 ? 274 mm ,取 III 轴最大为 90mm
Da2 2 ? 90 2 ? 265 . 5 mm ? a 2

所有 C.

齿轮 2 与 III 轴不会发生碰撞 齿轮 4 的结构设计

大齿轮采用腹板式式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下: 轴孔直径 d ? 85 mm
da 2 2

轮毂长度

l

与齿宽相等

轮毂直径 d 1 ? 1 . 6 d ? 1 . 6 ? 85 ? 136 mm
D1 ? d
f 4

? 2 ? 0 ? 422 mm

轮缘厚度 ? 0 ? 2 .5 * m ? 2 .5 * 4 ? 1 0 m m 腹板厚度
C ? 1 . 5 m ? 0 . 1b ? 1 . 5 ? 4 ? 0 . ? 60 ? 12 mm

腹 板 中 心 孔 直 径 D 0 ? 0 . 55 ? D 1 ? d 1 ? ? 0 . 55 ? ? 422 ? 136 ? ? 306 . 9 mm 腹板孔直径 d 0 ? 0 . 25 ? ? D 1 ? d 1 ? ? 71 . 5 mm 齿轮倒角 取 n=4mm

齿轮 4 的结构及其尺寸

七.齿轮传动参数表
名称 中心距 传动比 模数 压力角 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 材料 热处理状态 齿面硬度 符 号 a i m α Z d da df b 单位 mm mm ? mm mm mm mm 高速级 小齿轮 251 6.58 3 20 22 66 72 58.5 40 40Cr 渗碳淬火 48~55 大齿轮 低速级 小齿轮 274 4.7 4 20 24 96 104 86 65 40Cr 渗碳淬火 48~55 大齿轮

HRC

145 435 441 427.5 35 40Cr 渗碳淬火 48~55

113 452 460 442 60 40Cr 渗碳淬火 48~55

八.轴的结构设计

A.初选轴的最小直径 选取轴的材料为 45,热处理为渗碳淬火。 <取 C=100> Ⅰ轴 d 1 ? C 3
d 1 =45mm
'

p1 n1

? 100 ?

3

12 . 87 963

? 23 . 7 mm

,考虑到联轴器、键槽的影响,取

Ⅱ轴 d 2 ? C 3

p2 n2 p3 n3

? 100 ?

3

12 . 36 146 . 35 11 . 87 31 . 14

? 43 . 87 mm

,取 d2=50mm

Ⅲ轴 d 3 ? C 3

? 100 ?

3

? 72 . 5 mm

,取 d3=80mm

B.初选轴承 1 轴选轴承为 6010 2 轴选轴承为 6210 3 轴选轴承为 6016 各轴承参数见下表: 轴承代号

安装尺寸/mm

基本尺寸/mm

6010 6210 6016

d 50 50 80

D 80 90 125

B 16 20 22

da 56 57 87

Da 74 83 118

动载荷 Cr 22.0 35 47.5

静载荷 Cor 16.2 23.2 39.8

C.确定轴上零件的位臵和固定方式 Ⅰ轴:由于高速轴齿根圆直径与轴径接近,将高速轴取为齿轮轴,使用深沟球轴 承承载,一轴端连接电动机,采用弹性柱销联轴器。Ⅱ轴:高速级采用腹板式齿 轮, 采用上端用套筒固定, 下端用轴肩固定, 由于低速轴齿根圆直径与轴径接近, 将低速轴取为齿轮轴,使用深沟球轴承承载。 Ⅲ轴:采用腹板式齿轮,齿轮上端用轴肩固定,下端用套筒固定,使用深沟球轴 承承载,下端连接卷扬机,采用 凸缘联轴器连接。 4.轴 1 段长度和直径数据见下图 1:

图1 九、轴的校核计算
1 §齿轮上的圆周力 F t ? d ? 1

2T

2 ? 127630 66

N ? 3 8 6 7 .5 8 N

径向力 Fr ? F t tan ? ? 1 3 9 2 .3 N 由于是圆柱齿轮,故不考虑轴向力。 a. 求垂直面的支承反力( 如图 2)

图2

FAy ?

F r1 L1 L1 ? L 2

?

1 3 9 2 .3 ? 3 7 140

? 3 6 7 .9 7 N

F B y ? F r 1 ? 3 6 7 .9 7 ? 1 0 2 4 .3 3 N

B

求水平面的支承反力
F1 H ? F 2 H ? Ft 2 ? 3 8 6 7 .5 8 2 ? 1 9 3 3 .7 9 N

C

求垂直面弯矩图
M 1 ? F B y ? L1 ? 1 0 2 4 .3 3 ? 3 7 ? 3 7 .9 N . m M
2

? F A y ? L 2 ? 3 6 7 .9 7 ? ? 1 4 0 ? 3 7 ? ? 3 7 .9 N . m

§水平面弯矩图(图 4)
M 3 ? F1 H ? L1 ? 1 9 3 3 .7 9 ? 3 7 ? 7 1 .5 5 N . m M
4

? F1 H ? L 2 ? 1 9 3 3 .7 9 ? 1 0 3 ? 1 9 9 .1 8 N . m

注:求合成弯矩时,取水平弯矩较大者。 e
Ma ?
2


M1 ? M
2 4


?
2


2





3 7 .9 ? 1 9 9 .1 8 ? 2 0 2 .7 5 N ? m

T ? 127 . 6 N ? m

f

危险截面当量弯矩

T d ? 1 2 8 .9 2 N .m ? 前 面 已 经 计 算 ?

取折合系数α =0.3

M

e

?

M

2 a

? ? T) ? (
2

2 0 2 .7 5 ? (0 .3 ? 1 2 8 .9 2 )
2

2

? 2 0 6 .4 N ? m

g

计算危险截面处轴的直径 轴的材料用 45 钢,调质处理,查机械设计基础表 14-1

得强度极限δ b=650MPa,表 14-3 得轴的许用弯曲应力【δ =60MPa
d ? M
3 e

-1b



0 .1 ? ? -1 b ?

?

3

2 0 6 .4 ? 1 0 0 .1 ? 6 0

3

? 3 2 .5 m m

考虑到键槽对轴的削弱,将 d 值加大 5%

d=1.05×32.5=34.15mm <45mm
∴I 轴是安全的 剪力弯矩图如图所示:

十.滚动轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用的是深沟球轴承 轴Ⅰ6010 一对,轴Ⅱ6210 一对,轴Ⅲ选用 6016 一对 (GB/T276-1994) 寿命计算: A 1.查机械设计课程设计表 6-1,得深沟球轴承 6010
C r ? 22 . 0 kN

, C r 0 ? 16 . 2 kN

轴 1 受力如图所示

由 圆 周 力 Ft ? F r ? Ft tan ? 所以

2 T1 d1

F r 1 ? Ft 1 ×tan α ?

2T 1 d1

? tan 2 0 ? 1 3 9 2 .3 N

?

由 ? M A ? 0 得 Fr 1 ? ? 1 4 0 ? 3 7 ? ? F B y ? 1 4 0 ? 0 则 F B y ? 1 0 2 4 .3 4 N 由 ? M B ? 0 得 F A y ? 1 4 0 ? Fr 1 L1 ? 0 则 F A y ? 367.965 N 所以 P 取两者中的较大者。为 1024.34N 又 f t ? 1 .0 则Cr ?
fpP ft
?

f t ? 1.8
6 0 n ? Lh 10
6

p=1024.34N

? =3

Lh=20000h n1=963r/min
? 1 9 3 6 0 .0 2 6 N<22kN

? 1 .8 ? 1 0 2 4 .3 4 3

60 ? 963 ? 20000 10
6

则所选轴承 6010 满足条件 B,轴 2 受力如下图所示:

解 : 因 为 齿 轮 1 和 齿 轮 2 相 啮 合 , 所 以 Fr2=Fr1=1392.3N ,
Fr 3 ? 2T2 d3 ×tan α ? 2 ? 806470 96 ? 0 .3 6 ? 6 0 4 8 .5 N

Fr 3 L 1? F

r 2

?L ? L ?? F
3

B y

?L ?0 1? 4 ?4 F B y6 ? 5 3 . 1 4 4 0

由? MA ? 0 得

6 0 4 8? 5 .

5?1 . 5

1?3 9 2 ? 3 . ? 1N1 2 4

FB y ? 1 1 2 3 . N 9 7 ?

F A y ? 1 4 4 ? F r 3 ? L ? L1 ? ? F r 2 ? L 3 ? 0

又 由? B ? 0

得 F A y ? 1 4 4 ? 6 0 4 8 .5 ? ? 1 4 4 ? 5 1 .5 ? ? 1 3 9 2 .3 ? 3 6 .5 ? 0
F A y ? 3 5 3 2 .4 N

P 取两者中的较大者,为 3532.4N 查教材知,f t ? 1 . 0
Cr ? fpP ft
?

f p ? 1 .8

p=3532.4N

? =3

Lh=20000h n1=146.35r/min
? 3 5 6 0 6 .8 6 N

6 0 n ? Lh 10
6

? 1 .8 ? 3 5 3 2 .4 3

6 0 ? 1 4 6 .3 5 ? 2 0 0 0 0 10
6

, 与 35kN

相差不大,则所选轴 6210 满足条件 C 轴 3 受力如下图所示

解: F r 4 ?

2 T III D4

tan ? ?

2 ? 3639930 452

? 0 .3 6 ? 5 7 9 8 N

F B y ? ? L1 ? L 2 ? ? F r 4 L1 ? 0

由 ? M A ? 0 得 FBy ? 1 4 6 ? 5 7 9 8 ? 5 0 ? 0
F B y ? 1 9 8 5 .6 2 N

则由 ? M B ? 0 得
F A y ? ? L1 ? L 2 ? ? F r 4 ? L 2 ? 0 FAy ? 1 4 6 ? 5 7 9 8 ? 9 6 ? 0 所 以 F A y ? 3 8 1 2 .3 8 N

所以 P=Fr=3812.38N 又 f t ? 1 .0 则Cr ?
fpP ft

f p ? 1 .8

p=3812.3N

? =3

Lh=20000h n1=31.14r/min
6 0 ? 3 1 .1 4 ? 2 0 0 0 0 10
6

?

6 0 n 3 ? Lh 10
6

? 1 .8 ? 3 8 1 2 .3 8 ?

3

? 2 2 6 4 5 .5 6 N <47.5kN

则所选轴 6016 满足条件

十一、端盖的尺寸设计 端盖尺寸查机械设计课程设计手册表 11-10 端盖材料采用 HT150,采用凸缘式轴承盖,查表可知 I 轴上的端 盖螺钉个数为 4 个,直径为 8mm;II 轴上的端盖 螺钉个数为 4 个,直径为 8mm;III 轴上的端盖螺钉个数为

6 个,直径为 10mm,其余尺寸见下图(现以高速轴的一个端 盖为例)

高速轴左端端盖 十二.键联接选择及校核
A. I 轴: d f 1 ? 5 8 .5 m m
X ? d f1 ? d 2 ? 5 8 .5 ? 5 5 2

轴径 d=55mm

1 .7 5 ? 3 .5 m ? 3 .5 ? 3 ? 1 0 .5 m m

故 I 轴上的齿轮和轴铸在一起,为轴齿轮。不需要安装键
d II 轴: f 2 ? 4 2 7 .5 m m , 与齿轮相连部分的轴径为 55mm,查 《机械设计手册》 ,

毂深度 t1 =4.3mm d’=55+4.3=59.3mm 由
d
f 2

?d' 2

? 4 2 7 .5 ? 5 9 .3

2

? 1 8 4 .1 ? ? 3 .5 m

,故 II 轴上必须安装键。大齿轮

与轴做成活套齿轮。 由 d f 3 =68mm,d=55mm. 查《机械设计手册》 ,毂深度 t1 =4.3mm d’=55+4.3=59.3mm 由
d
f 3

?d' 2

?

8 6 ? 5 9 .3 2

? 1 3 .3 5 ? 3 .5 m

故 II 轴上的小齿轮与轴做成轴齿轮,

不需要安装键 III 轴 : d f 4 =442mm, 与 齿 轮 相 连 部 分 的 轴 径 为 85mm. 查 手 册 可 知 t1=5.4mm,所以,d’=85+5.4=90.4mm 由
df4 ?d ' 2 ? 4 4 2 ? 9 0 .4 2 ? 1 7 7 .8 ? ? 3 .5 m

故 III 轴上必须安装键, 齿轮与轴做

成活套齿轮 B 键类型的选择
选择 45 号钢。轻微冲击,查《机械设计基础》知,其许用挤压应力 ? ? p ? =120MPa ? ? I 轴:右端连接弹性联轴器,键槽部分的轴径为 45mm,轴段长 84mm ,所以选择单圆 头普通平键(A 型) 公称尺寸:b=14mm,h=9mm,L=70mm

II 轴: 轴段长 35mm,轴径为 55mm,所以选择单圆头普通平键(A 型) 采用
双键连接。 公称尺寸:b=16mm,h=10mm,L=70mm

III 轴:1.右端接凸缘联轴器,键槽部分的轴径为 75mm,轴段长 142 mm, 所以选择单圆头普通平键(A 型)
公称尺寸:b=22mm,h=14mm,L=135mm

2.齿轮部分,轴段长为 60mm,轴径为 85 mm。选择单圆头普通平键(A 型) 采
用双键连接。

公称尺寸:b=22mm,h=14mm,L=120mm C.键的校核 I 轴:T=127.63N.m
?
p

?

4T dhl

?

II 轴: ? p

? 1 8 M P a ? ? ? p ? ,强度足够,合格。 ? ? 45 ? 9 ? 70 4T 4 ? 806470 ? ?? ? 8 3 .7 9 M P a ? ? ? p ? 强度足够,合格。 ? ? dhl 55 ? 10 ? 70

4 ? 127630

?

p1

? ?

4T dhl 4T dhl

? ?

4 ? 3639930 75 ? 12 ? 135 4 ? 3639930 85 ? 14 ? 120

III 轴:
?
p2

? 1 1 9 ? ?? p ? ? ? ? 1 0 1 .9 5 ? ? ? p ? ? ?

强度足够,合格。

十三.联轴器和离合器的选择
由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题,选用 弹性套柱销联轴器 1.减速器进口端
T I ? 1 2 7 .6 3 N .m

选用 LT8 型(GB/T 4323-2002)弹性套柱销联轴器,采用 J 1 型轴孔,A 型键,轴 孔直径 d=45~50mm,选 d=45mm,轴孔长度为 L=84mm 2.减速器的出口端
T III ? 3 6 3 9 .9 3 N .m

选用凸缘联轴器,A 型键,轴孔直径 d=75mm,轴孔长度 为 L=142mm

十四.减速器附件的选择
1.箱体设计 名称 箱体壁厚 箱盖壁厚 凸缘厚度 箱座 箱盖 底座 箱座肋厚 地脚螺钉 轴承旁联接螺栓直径 符号 δ δ1 b b1 b2 m 型号 数目 d1 df n 参数 9 8 13.5 12 22.5 8 M22 6 M16 0.75 df 设计原则 0.025a+3 >=8 0.02a+3 >=8 1.5δ 1.5δ1 2.5δ 0.85δ 0.036a+12

箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 连接螺栓的间距 轴承盖螺钉直径 观察孔盖螺钉 定位销直径 d1,d2 至外箱壁距离 d2 至凸缘边缘距离 l d3 d4 d C1 C2

M12 160 M8 M7 8 18 16 42

(0.5-0.6)df 150~200 (0.4-0.5)df 查手册 (0.7-0.8)d2 C1 ? C1min C2 ? C2min C1+ C2+(5~10)

箱体外壁至轴承盖座端面的距 l1 离 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 D2 S

120 120

130 175 130 175

注释:a 取低速级中心距,a=251mm 2.附件 为了保证减速器的正常工作,除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予 足够的重视外,还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工 及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计。

名称

规 格 或 作用 参数

窥视孔 视孔盖

165X 25 为检查传动零件的啮合情况,并向箱内注入润滑油,应在 箱体的适当位臵设臵检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时,检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。视孔盖材料为有机玻璃

轴承盖

凸 缘 式 固定轴系部件的轴向位臵并承受轴向载荷,轴承座孔两端 轴承盖 用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。采用凸缘

六 角 螺 式轴承盖,利用六角螺栓固定在箱体上,外伸轴处的轴承 栓(M8) 盖是通孔,其中装有密封装臵。材料为 HT200 定位销 M8X60 为保证每次拆装箱盖时,仍保持轴承座孔制造加工时的精

度,应在精加工轴承孔前,在箱盖与箱座的联接凸缘上配 装定位销。中采用的两个定位圆锥销,安臵在箱体纵向两 侧联接凸缘上,对称箱体应呈对称布臵,以免错装。材料 为 45 号钢 油 面 指 油 标 尺 检查减速器内油池油面的高度,经常保持油池内有适量的 示器 M20 油,一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位,装设油面 指示器,选用有气孔的杆式油标 油塞 M18 1.5 × 换油时,排放污油和清洗剂,应在箱座底部,油池的最低 位臵处开设放油孔,平时用螺塞将放油孔堵住,油塞和箱 体接合面间应加防漏用的垫圈(耐油橡胶) 。材料为 Q235 起 盖 螺 M18× 钉 30 为加强密封效果,通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻 璃或密封胶,因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为 此常在箱盖联接凸缘的适当位臵,加工出 1 个螺孔,旋入 启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将 上箱盖顶起。 起 吊 装 吊钩 臵 为了便于搬运,在箱体设臵起吊装臵,采用箱座吊钩。孔 径 34

十五.减速器润滑方式、密封形式
1.润滑 本设计采用油润滑, 润滑方式为油泵循环给油。利用油沟来把油引入各个轴承中 1).齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度小,所以浸油高度约为 30~50 ㎜。 取为 30 ㎜。 2).滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度小,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 2.密封形式 轴与轴承盖之间用 O 型密封圈,具体的根据轴来选择。

十六.设计小结
从这次机械的课程设计,我从中学到了很多知识,特别是对最以前比较生

疏或者一些比较模糊的知识有了一个较为全面的掌握。 这次的课程设计在最开始 的设计阶段用到了很多我以前从《机械设计基础》上学到的知识,让我对已学到 的很多知识有了一个比较深刻的巩固。而且在不断地学习过程中,让我挖掘到了 很多以前都没有留意到的新知识。通过懂老师的悉心讲解后,获益匪浅。特别是 在关于很多产品的零部件上的设计与加工。本着以质量第一,效益第二的设计准 则,毕竟做出来的产品要在市场上有竞争力。 我从中学到了很多知识,至少对于减速器的各个零件是比较了解的了。它 的工作原理, 以及其他零件在不同场合的运用。还有如何设计一个东西可以让他 做到占地少,工作效益高,即合理又经济。更重要的是,我基本掌握了设计方案 的制定,合理的选择相应的机构,正确选择材料,零件制造的工艺性等。在绘图 方面也有了很大的提高。 在设计的过程中,我遇到了很多问题,一开始甚至连轴上零件是怎么装配 的都不知道。第一天老师讲完了设计要求后,我的头脑里面一片茫然。不知道从
何下手,即使在把手册,指导书都看完了也不是很懂。在设计过程中,我要感谢董老师,谢 谢他一直不厌其烦的给我讲解。让我破云雾见晴天。在后面作图方面,我也是错误百出。老 师一点点的给我指出错误。 虽然课程设计比较辛苦, 但是我很快乐。 因为我真的学到了东西。

课程设计结束了,但是我的学习并未结束。我要不断勉励自己学习。

十七.参考文献 1、杨可桢、成光蕴、李仲生.机械设计基础.第五版.北京:高等 教育出版社.2006.5 2、吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第三版.北京: 高等教育出版社.2006.5 3、龚溎义、罗圣国、李平林、张立乃、黄少颜.机械设计课 程设计指导书.第二版.北京:高等教育出版社.1990.4 4、刘品、成军.机械精度设计与检查基础.第七版.哈尔滨:哈 尔滨工业大学出版社.2010.8

5、机械设计手册.第三版.化学工程出版社


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