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链板式输送机传动装置


机械设计课程设计 计算说明书
设计题目:带式输送机传动装置

机械设计制造及其自动化专业 2 班 设计者:李建成 指导老师:冯银兰 2015 年 7 月 4 日星期六 太原理工大学阳泉学院

目 录

一、设计任务说明..............................................

......................... 2 二、传动简图的拟定 ................................................................... 2 三、电动机的选择....................................................................... 2 四、传动比的分配....................................................................... 3 五、传动参数的计算 ................................................................... 3 六、减速器传动零件设计计算 .................................................... 4 1. 高速级直齿锥齿轮传动的设计计算 ........................................ 4 2. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算 ........................................ 8 3. 低速级链传动的设计计算 ......................................................11 七、初算轴径 .............................................................................13 八、选择联轴器和轴承 ..............................................................13 九、绘制基本结构装配底图 ......................................................14 十、轴系零件设计校核 ..............................................................15 十一、轴承寿命校核 ..................................................................24 十二、键选择及强度校核 ..........................................................28 十三、箱体结构及附件设计 ......................................................30 十四、润滑和密封设计 ..............................................................33 十五、设计心得体会 ..................................................................33 十六、参考书目 .........................................................................34

一、设计任务说明
1.设计任务


设计链板式输送机的传动装置。

2.原始数据
题号 输送链的牵引力 F/kN 输送链的速度 v/(m/s) 输送链链轮的节圆直径 d/mm 5-C 7 0.4 383

3.工作条件
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正负 5%。

二、传动简图的拟定

三、电动机的选择
1. 类型和结构形式的选择
选择 Y 系列电动机。具有结构简单,价格低廉,维护方便,可直接接于三相 交流电网中等显著特点。

2. 功率的确定
Pw = Fw vw 1000η
w

= 7000 ×

0.4 = 2.947kW 1000 × 0.95



电动机至工作机的总效率η (串联时)。弹性联轴器效率η 效率η
2

1

= 0.99,球轴承
4

= 0.99,8 级精度锥齿轮η
5

3

= 0.96,8 级精度圆柱齿轮η

= 0.97,滚

子链传动效率η η = η 1η

= 0.96。
4

2

η 3η 4η

5

= 0.99 × 0.994 × 0.96 × 0.97 × 0.96 = 0.850 Pw η 2.947 = 3.467 0.850

所需电动机的功率Pd (kW)。 Pd = =

电动机额定功率Pm 。按照Pm ≥Pd 来选取电动机型号。

3. 转速的确定
根据 Y 系列常用转速,选择同步转速 1000r/min 的电动机。 Y 系列三相异步电动机,型号为 Y132M1—6。机座带底脚,端盖无凸缘。 型号 Y132M1-6 额定功率(kW) 满载转速(r/min) 4 960 同步转速 (r/min) 1000

四、传动比的分配
电 动 机 满 载 转 速 nm = 960r/min , 工作 机 的 转 速 nw = 60 × 1000 × π ×383 = 19.946r/min nm 960 = = 48.13 nw 19.946 一般圆锥——圆柱齿轮减速器,高速级锥齿轮传动比i1 可按下式分配 i1 = 0.25i = 12 12 明显过大,根据一般锥齿轮传动比的限制,取i1 = 3, i= 再取圆柱齿轮传动比i2 = 4, 取链传动传动比i3 =
i i 1 ×i 2 0.4 1000 v πd

= 60 ×

= 4.01。

五、传动参数的计算
1. 高速轴Ⅰ转速 中间轴Ⅱ转速 低速轴Ⅲ转速 nⅠ = nm , nⅡ = nⅠ /i1 , nⅢ = nm /(i1 × i2 ),


各轴转速 n(r/min)

滚筒轴Ⅳ转速 2.

nⅣ = nm /(i1 × i2 × i3 ) 各轴的输入功率 P(kw) η = η 1η
4 2 1 3 4 5

η 3η 4η

5

高速轴Ⅰ输入功率 中间轴Ⅱ输入功率 低速轴Ⅲ输入功率 滚筒轴Ⅳ输入功率 3. 高速轴Ⅰ输入转矩 中间轴Ⅱ输入转矩 低速轴Ⅲ输入转矩 滚筒轴Ⅳ输入转矩

PⅠ = Pm η

PⅡ = P Ⅰ η 2 η PⅢ = P Ⅱ η 2 η PⅣ = P Ⅲ η 2 η

各轴的输入转矩 T(N·m) TⅠ = 9550PⅠ /nⅠ TⅡ = 9550PⅡ /nⅡ TⅢ = 9550PⅢ /nⅢ TⅣ = 9550PⅣ /nⅣ

根据以上计算数据列出下表,供以后设计计算使用。 电机轴 3.467 960 1 0.99 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 滚筒轴Ⅳ 3.432 3.261 3.132 2.977 34.141 97.320 373.883 1421.518 960 320 80 20 3 4 4 0.9504 0.9603 0.9504

功率 P/kw 转矩 T/(N·m) 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率η

六、减速器传动零件设计计算
1. 高速级锥齿轮的设计计算 (1) 选择材料,精度,齿数: 小齿轮选择 40Cr,锻钢,调质处理,硬度 250-260HBS, 大齿轮选择 45 钢,锻钢,硬度 200-210HBS。 8 级精度。选小齿轮齿数 20,大齿轮齿数 60。 (2) 按齿面接触疲劳强度计算: d1 ≥
3

(

ZE ZH 2 4K Ht T1 ) σH ?R (1 ? 0.5?R )2 u

分别确定公式内各个计算数值:


参数 载荷系数K t 小齿轮转矩T1 弹性影响系数ZE 齿宽系数?R 齿数比 u 接触疲劳强度极限σHlim 1 接触疲劳强度极限σHlim 2 应力循环次数 N1 应力循环次数 N2 接触疲劳寿命系数 K HN 1 和 K HN 2 许用接触应力 σH 1

许用接触应力 σH

2

依据 试选 前期计算 锻钢配对 通常取 1/3 大小齿轮齿数 中等质量,硬度 250HBS 中等质量,200HBS N1=60n1 jLh N2=N1/u N1N2,允许一定点蚀, 调质刚 K HN 1 σlim 1 σH 1 = S 失效概率 1%,S=1 K HN 2 σlim 2 σH 2 = S 失效概率 1%,S=1

结果 1.6 34141N ·mm 189.8MPa1/2 1/3 3 700MPa 550MPa 2.765×109 9.22×108 K HN 1 = 0.92 K HN 2 = 1.01 644Mpa

555.5MPa

参数确定完毕,将较小的 σH 代入公式中, d1 ≥
3

(

ZE ZH 2 4K Ht T1 ) σH ?R (1 ? 0.5?R )2 u

=61.147mm 锥齿轮平均分度圆直径dm = d(1 ? 0.5?R )=50.955mm。 计算圆周速度 v,锥齿轮圆周速度需按照平均分度圆直径计算。 πdm n1 π × 50.955 × 960 v= = = 2.561m/s 60 × 1000 60000 计算实际载荷系数:载荷系数 K=K A K v K α K β K A :根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),K A = 1.25; K v :根据 v=2.561m/s,8 级精度,锥齿轮第一级精度,按照 9 级精度,查得动 载系数K v =1.15; K α : K α = 1; K β :根据K H β = K F β = 1.5K H β be 。由表 10-9 ,K H β be = 1.25。 K H β = K F β = 1.5K H β be = 1.875。 K=K A K v K α K β = 1.25 × 1.15 × 1.875 = 2.695。 校正分度圆直径:


d1 = d1t

3

K Kt

=61.147×

3

2.695 1.6

=72.754 d1 = 3.6377 z1 k F tT1 YFa YSa + 1 [σF ]

计算模数: m1 = (3) 按齿根弯曲疲劳强度计算: m≥ 确定公式中参数: 参数 载荷系数K 小齿轮转矩T1 齿宽系数?R 齿数比 u 弯曲疲劳强度极限σFE 1 弯曲疲劳强度极限σFE 2 应力循环次数 N1 应力循环次数 N2 弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 和K FN 2 许用弯曲应力 σF 1 依据 K=K A K v K α K β 前期计算 通常取 1/3 大小齿轮齿数 中 等 质 量 , 硬 度 250HBS 中等质量,200HBS N1=60n1 jLh N2=N1/u ,N1 N2,调质钢 σF = K FN 1 σFE 1 S K FN 2 σFE 2 S 结果 2.695 34141N ·mm 1/3 3 580MPa 420MPa 2.765×109 9.22×108 K FN 1 = 0.82 K FN 2 = 0.9 317MPa
3

?R (1 ?

2 0.5?R )2 z1

u2

1

S=1.5 许用弯曲应力 σF
2

σF

2

=

252MPa

S=1.5 齿形系数YFa 1 应力校正系数YSa 1 齿形系数YFa 2 应力校正系数YSa 2 系数已经确定。 对比大小齿轮
Y Fa Y Sa [σ F ]

2.80 1.55 2.28 1.73

。 YFa 1 YSa 1 = 0.0137 [σF ]1 YFa 2 YSa 2 = 0.0157 [σF ]2

大齿轮数值较大。 将大齿轮数值代入公式:


m≥

3

k F tT1
2 ?R (1 ? 0.5?R )2 z1

YFa YSa == 2.702 u2 + 1 [σF ]

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度 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(即模数与齿数的乘积)有 关,可取由弯曲强度算得的模数 2.702 就近圆整为标准值 m=3 mm。按接触强 度所得的分度圆直径d1 =72.754mm,算出小齿轮齿数: z1 =
d1 m

=

72.754 3

= 24.251 ≈ 25

大齿轮齿数:z2 = 3 × 25 = 75 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,并做到结构紧凑,避免浪费。 (4) 几何尺寸计算: 计算分度圆直径 d1 = z1 m = 25 × 3 = 75 d2 = z2 m = 75 × 3 = 225 计算锥角 得δ1 = 18.43° 计算锥距 u = z 2 = cot δ1 = tan δ2
1

z

δ2 = 71.57° R=
d1 2 2

+

d2 2 2

= 118.59

计算齿宽 b = R ·?R = 39.5 计算平均分度圆直径 dm1 = d1 1 ? 0.5?R = 62.5 dm2 = d2 1 ? 0.5?R = 187.5 计算平均模数 mm = m 1 ? 0.5?R = 2.5 计算当量齿数 zv1 = cos1δ = 26.35
1

z

zv2 =

z2 = 237.23 cos δ2

(5) 结构选择: 小齿轮齿顶圆直径<160mm,选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径>160mm,选用腹板式结构。 高速级锥齿轮的主要设计参数: 小锥齿轮 齿数 z 齿宽 b 锥角 分 度 圆直 径 平 均分度 圆直径


大锥齿轮 75 39.5mm 71.57° 225mm 187.5mm 锥距 R 模数 m 平均模数 当量齿数 结构

小锥齿轮 118.59mm 3mm 2.5mm 26.35 实心

大锥齿轮

25 39.5mm 18.43° 75mm 62.5mm

237.23 腹板式

2. 中间级圆柱齿轮的设计
(1) 选精度等级,材料及齿: 材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 250HBS,大 齿轮材料为 45 钢(调质),硬度为 200HBS。 仍选用 8 级精度。该级齿轮传动比为 4,选择小齿轮齿数z1 = 18,大齿轮齿 数z2 = 72,初选螺旋角β = 14° (2) 按齿面接触强度计算设计: 按式(10-11)试算,即 d1t ≥
3

2k t T1 u ± 1 Zβ ZE Zε ZH 2 ( ) ?d u [σH ]

分别确定公式内各个计算数值: 参数 载荷系数K t 小齿轮转矩T1 区域系数ZH 弹性影响系数ZE 齿宽系数?d 重合度εα 依据 试选 前期计算 β = 14° . 锻钢配对 结果 1.6 97320N ·mm 2.433 189.8MPa1/2 1 = 1.62 3 700MPa 550MPa 9.216×108 3.072×108 K HN 1 = 1.02 K HN 2 = 1.06 714Mpa

β = 14° , εα 1 0.73 εα 2 = 0.89 齿数比 u 大小齿轮齿数 接触疲劳强度极限σHlim 1 中等质量,硬度 250HBS 接触疲劳强度极限σHlim 2 中等质量,200HBS N1=60n1 jLh 应力循环次数 N1 N2=N1/u 应力循环次数 N2 接触疲劳寿命系数 K HN 1 和 N1N2 允许一定点蚀 , 调质刚 K HN 2 K HN 1 σlim 1 许用接触应力 σH 1 σH 1 = S 失效概率 1%,S=1 K HN 2 σlim 2 许用接触应力 σH 2 σH 2 = S 失效概率 1%,S=1 重合度系数Zε 将较小的值代入公式计算: d1t ≥
3

583MPa

0.491

2k t T1 u ± 1 Zβ ZE Zε ZH 2 ( ) = ?d u [σH ] = 54.38
πd n

3

2 × 1.6 × 97320 3+1 2.433 × 189.8 2 ( ) 1 × 1.62 3 583 = 0.91m/s

1t 1 计算圆周速度: v = 60×1000 =

π ×54.38×320 60000



计算齿宽: b = ?d ·d1t = 1 × 54.38 = 54.38mm 计算齿宽与齿高比: b b b 54.38 = = = 54.38/(2.25 × )=8 h 2.25mt 2.25 d1t 18 Z1 计算实际载荷系数: 载荷系数 K=K A K v K α K β K A :根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),K A = 1.25; K v :根据 v=0.91m/s,8 级精度,由图 10-8,锥齿轮第一级精度,按照 9 级精 度,查得动载系数K v =1.1; K α :由表 10-3, K H α = K F α = 1.2; K β :由表 10-4,非对称分布,K H β = 1.454;由表 10-13, K F β = 1.37。 接触疲劳载荷系数:K=K A K v K α K β = 1.25 × 1.1 × 1.2 × 1.454 = 2.399。 弯曲疲劳载荷系数:K=K A K v K α K β = 1.25 × 1.11 × 1.2 × 1.37 = 2.26。 校正分度圆直径: d1 = d1t
3

K Kt

=54.38×

3

2.399 1.6

=62.242

计算当量模数: d1 cos 14° = 3.355 z1 (3) 按齿根弯曲强度计算设计: mn = mn ≥ 确定参数: 参数 弯曲疲劳载荷系数K 小齿轮转矩T1 齿宽系数?d 齿数比 u 重合度εα 弯曲疲劳强度极限σFE 1 弯曲疲劳强度极限σFE 2 应力循环次数 N1 应力循环次数 N2 依据 K=K A K v K α K β 前期计算 一般 0.9-1.35 大小齿轮齿数 β = 14° ,εα 1 = 0.73 εα 2 = 0.89 中等质量,硬度 250HBS 中等质量,200HBS N1=60n1 jLh N2=N1/u

3

2k F tT1 Yε Yβ cos2 β YFa YSa 2 [σF ] ?d z1

结果 2.26 97320N ·mm 1 4 1.62 580MPa 420MPa 9.216×108 3.072×108

弯曲疲劳寿命系数K FN 1 和 K FN 2 许用弯曲应力 σF
1

N1N2,调质刚 σF
1

K FN 1 = 0.9 K FN 2 = 0.95 348MPa

=

许用弯曲应力 σF

2

σF

2

K FN 1 σFE 1 S S=1.5 K FN 2 σFE 2 = S S=1.5

266MPa 0.88

螺旋角影响系数Yβ 当量齿数zv1 当量齿数zv2 齿形系数YFa 1 应力校正系数YSa 1 齿形系数YFa 2 应力校正系数YSa 2 重合度系数Yε 系数已经确定。 对比大小齿轮
Y Fa Y Sa [σ F ]

z1 cos3 β z2 zv2 = cos3 β 当量齿数 当量齿数 当量齿数 当量齿数 zv1 =

19.70 78.81 2.80 1.55 2.22 1.77 0.683



YFa 1 YSa 1 = 0.0125 [σF ]1 YFa 2 YSa 2 = 0.0148 [σF ]2 大齿轮数值大。将较大数值代入公式中计算: mn ≥
3

2k F tT1 Yε Yβ cos 2 β YFa YSa = 2.174 2 [σF ] ?d z1

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的发面模数mn 大于齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数,由于齿轮模数mn 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(即模数与齿数 的乘积)有关, 可取由弯曲强度算得的法面模数 2.174 就近圆整为标准值 2.5mm。 按接触强度所得的分度圆直径d1 =62.242 mm,算出小齿轮齿数 z1 =
d 1 cos β mn

=

62.242 cos 14 2.5

= 24.15 ≈ 24

大齿轮齿数 z2 = 4 × 24 = 96 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,并做到结构紧凑,避免浪费。 (4) 尺寸计算: 计算中心距 a:
10

a= 圆整为 155mm 修正螺旋角:

(z1 + z2 )mn = 154.59mm 2 cos β

(z1 + z2 )mn = 14° 35′ 33″ 2a β改变不多,其他不需要修正。 计算分度圆直径: z1 mn 2.5 d1 = = 24 × ° 35′ 33″ = 58.06 cosβ cos14 z2 mn d2 = = 96 × 2.5/cos14° 35′ 33″ = 248.0 cosβ 计算齿轮宽度: b = ?d ·d1 = 58.06 圆整后取B2 = 60mm,B1 = 65mm (5) 齿轮结构选择: 小齿轮齿顶圆直径<160mm,选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径>160mm,选用腹板式结构。 中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数: 小齿轮 大齿轮 小齿轮 β = arccos 齿数 z 齿宽 B 修正后螺旋角 分度圆直径 齿顶圆直径 24 65mm


大齿轮

96 60mm

中心距 a 当量模数 mn 结构 当量齿数 齿根圆直径 实心 19.70

155mm 2.5mm 腹板式 78.81 242mm

14°35 33″ 58.06mm 67.17mm 248.00mm 253.17mm

56.19mm

3. 低速级链传动设计计算
需要传递的功率为 3.132kW,主动链轮转速n1 = 80r/min。 (1) 选择链轮齿数: 取小链轮齿数z1 = 18,大链轮齿数z2 = i ·z1 = 4 × 18 = 72。 (2) 确定计算功率: 由表 9-6,轻微冲击,工况系数K A =1.0。 由图 9-13,齿数 18,主动链轮齿数系数K Z = 1.45。 取单排链。 则计算功率为: Pca = K A K Z P = 1.0 × 1.45 × 3.132=4.5414kW (3) 选择链条型号和节距: 根据Pca = 4.5414kW和n1 = 80r/min。查图 9-11,可选择 20A。查表 9-1, 链条节距为 p=31.75mm。 (4) 计算链节距和中心距: 初选中心距
11

a0 = 30~50 p = 30~50 × 31.75 = 952.5~1587.5mm 取a0 = 1000mm,相应的链长节数为 a0 z1 + z2 z2 ? z1 2 p Lp0 = 2 + +( ) = 110.34 p 2 2π a0 取链长节数Lp 为 110 节。 查表 9-7 得到中心距计算系数f1 = 0.24087,则链传动的最大中心距为 a = f1 p 2Lp ? z1 + z2 = 0.24087 × 31.75 × 2 × 110 ? 90 = 994.19mm

(5) 计算链速 v,确定润滑方式: n1 z1 p 90 × 18 × 31.75 v= = = 0.762m/s 60 × 1000 60000 查图 9-14,选择滴油润滑。 (6) 计算压轴力 : 有效圆周力为 Fe = 1000 P 3.132 = 1000 × = . v 0.762

链轮水平布置,压轴力系数,K Fp = 1.15。 压轴力为 ≈ K Fp Fe = 4726.776N。 低速级链轮的主要设计参数 小齿轮 齿数 z 链号 排数 链节数 最大中心距 18 20A(节距 31.75mm) 1 104 994.19mm 大齿轮 72

七、初算轴径
1. 选择材料
选择 45 刚,调质处理。许用扭转切应力 τT = 35Mpa。

2. 按照扭转强度条件初步估算轴径
功率 P/kw 转速 n/(r/min) 电机轴 3.467 960 轴Ⅰ 3.432 960
12

轴Ⅱ 3.261 320

轴Ⅲ 3.132 80

滚筒轴Ⅳ 2.977 20

轴Ⅰ: d≥ 轴Ⅱ: d≥ 轴Ⅲ: d≥
3 3 3

9550000P = 16.959mm 0.2 τT n 9550000P = 24.046mm 0.2 τT n 9550000P = 37.66mm 0.2 τT n

考虑到轴上键槽的影响,对于 d≤100mm 的轴,直径放大 5%。 d1 = 16.959 × 1.05 = 17.807mm d2 = 24.046 × 1.05 = 25.248mm d3 = 37.66 × 1.05 = 39.543mm

八、选择联轴器和轴承
1. 选择高速输入轴联轴器
(1)类型选择: 选择弹性柱销联轴器, 适用于连接两同轴线的传动轴系,并具有补偿两轴相 对位移和一般减振性能。工作温度-20~70℃。 (2)载荷计算: 公称转矩T = 9550000 n = 9550000 ×
P 3.467 960

= 34489.427N ·mm,由表 14-1

查得K A = 1.5,由Tca = K A T计算得到计算转矩: Tca = 34489.427 × 1.5 = 51734.14N ·mm (3)型号选择: 根据转矩,轴最小直径 17.807mm。 选择型号。查弹性柱销联轴器 GB/T-5014-2003,LX1 联轴器可以满足要求。 主要参数如下: 型号 LX1 公称转 矩 250N·m 许用转速 转动惯量 0.002kg·m2 输出端轴径 18mm 质量 2kg

8500r/mi n 输出端轴孔长度 52mm

2. 选择轴承类型
考虑到有轴向、径向载荷,选择角接触球轴承,尺寸系列 02,0 级公差,0 组游隙,α = 25° ,脂润滑。
13

九、绘制基本结构装配底图

如图为主要内箱的装配底图,基于此图进行后边的轴系设计。 查手册表 5-1,表 5-2,表 5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚δ = δ1 = 8mm。 地脚螺栓直径df = 0.018 dm1 + dm2 +≥ 12mm。取df = 12mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径d2 = 0.5~0.6 df = 6~7.2。 根据螺栓标准取 8mm。 对应螺栓的扳手空间,至外箱壁距离c1 = 13mm,至凸缘边缘直径c2 = 11mm。 ?1 = ?2 = 8mm,?4 = 4.8~8mm,取?4 = 6mm。?5 ≥ 8mm,初取 8mm。 后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。

十、轴系零件设计校核
1. 输入轴Ⅰ设计
选择材料 45 钢,调制处理,硬度 HBS250。 设计基本结构并且确定尺寸:

14

轴最小直径 17.807,取 d1=18mm。 查联轴器参数 L1=52,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,L1 取略短一些,L1=50。 联轴器右端需一个轴肩,故取 d2=25mm。 确定 d3 为轴承配合,需要 5 的倍数,取 d3=30mm。 查角接触球轴承 (GB/T 292-1994) , 取 7206AC, 内径 30mm, 外径 D=62mm, 宽度 B=16mm,安装尺寸da = 36mm,也就是 d4≥36mm,取 d4=38mm。 d5=d3=30mm。 有一个轴肩,取 d6=24mm。 采用轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮的右端, 查手册 34 页确定 L4,L6。两轴承距离为LB ,与锥齿轮靠近的轴承与锥齿轮 分度圆处距离为LC 。如下图:

一 般 取 LB = 2LC , 或 LB = 2.5~3 d , d 为 安 装 轴 承 处 的 直 径 。 我 们 取 LB = 2.5d =75mm。取Lc = 38mm。 L4=LB ? 2
B 2

=59mm

查机械设计图 10-39,锥齿轮结构,锥齿轮与轴配合部分长度 L=(1-1.2)d, 此处 d=d6=24mm。取 L=30mm。 套杯伸出厚度为 6mm,则 L6 约为 30+6=36mm。取 L6=36mm。
15

L2 长度为套杯凸缘厚度,轴承盖厚度,加上一段距离。查手册图 6-29,根 据套杯内径 62mm,凸缘厚度取 S=(0.08~0.1)D,取 S=6mm。根据图 6-27 凸缘式 轴承盖, 轴承外径 62mm, 螺钉直径 6mm, 凸缘厚度 e=1.2×螺钉直径=7.2mm,, 圆整为 8mm,L2≥8+6=14mm 取 L2=30mm。 套杯凸缘厚度,伸出后边伸出长度,壁厚均为 6mm。固定轴承盖和套杯的 螺钉为 4 个,对称螺钉中心距为 D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸 缘处直径 D2=D0+3d3=89+3×6=107mm。套杯总长 103mm。 L3 与轴承配合。取 L3=B=16mm。 为了使甩油环与轴肩不接触,直接顶到轴承内圈, L5 比 B 稍小一些。取 L5=13mm。

2. 输入轴Ⅰ校核
受力分析画受力分析图。

已知 T1=34.141N·m,dm1 = 62.5mm,小锥齿轮的锥角δ1 = 18.43° 。 (1) 计算锥齿轮部分受力: 2T 圆周力Ft = d 1 = 1092.5N, 径向力Fr = Ft tan α cos δ1 = 377.24N, 轴向力Fa = Ft tan α sin δ1 = 125.71N, 计算轴承处作用力。 水平面内 Z 方向上力平衡:FNH 1 ? FNH 2 + Ft = 0 垂直面内力平衡:FNV 1 ? FNV 2 + Fr = 0 竖直面内对右边轴承处力矩平衡:73.5FNV 1 +
m1

62.5 2

Fa ? 38Fr = 0

水平面内对右边轴承处力矩平衡:73.5FNH 1 ? 38Ft = 0 得:FNH 1 = 564.83N, FNH 2 = 1657.33N, FNV 1 = 141.59N , FNV 2 = 518.83 (2) 画弯矩图: 根据上述简图及求出的轴上各作用力, 分别按水平面和竖直面计算各力产生 的弯矩,并按结果分别作出水平面上的弯矩MH 图和垂直面上的弯矩图MV 图;然 2 2 后按式M = MH + MV 并作出 M 图及扭矩图。 画水平方向和竖直方向弯矩图:
16

由图可知, 最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为可以看出最大计算应力 处, M=
2 2 MH + MV =

(564.83 × 73.5)2 + (141.59 × 73.5) = 42799.5N ? mm

2

转矩图:T=34.141N·m

(3)校核轴的强度: 已知轴的弯矩及扭矩后, 可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按 第三强度理论,考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响,引入折合系数 α = 0.6,计算应力σca = σ2 + 4(ατ) 。
2

从弯扭图中可以看出,危险截面为右边轴承处,其轴径为d6 =24mm,将弯 M T 曲应力σ = W ,扭转切应力τ = 2W ,带入计算应力公式,则轴的弯扭合成强度条 件为 σca = ( W ) + 4( 2W ) ≤ [σ?1 ]
M 2 αT 2

W 为轴的抗弯截面系数,mm3 ,查表 15-1 可得其值为W = 其中 d 为轴承处直径,b 为键槽宽度,t 为键槽深。 查表 6-1,键宽 b=8mm,高 h=7mm,t=h/2=3.5mm。代入, W= 32 ?
πd3 bt (d ?t)2 2d

πd3 32

?

bt (d ?t)2 2d



=

π ×303 32

?

8×3.5(30 ?3.5)2 2×30

= 2323.002mm3

代入公式: M 2 αT 2 ) + 4( ) = 20.043MPa W 2W 查表 15-1[σ?1 ],45 钢,调质, σ?1 = 60Mpa。 强度足够。 σca = (

3. 轴Ⅱ设计
17

选择材料 45 钢,调制处理,硬度 HBS250。

轴最小直径为 25.248mm,与轴承配合取 d1=d3=30mm。 一个轴肩,取 d2=38mm。 此轴各长度与箱体结构有关,根据绘制的减速器装配底图,分析确定轴上各 段长度。

如图,取大锥齿轮轮毂 45mm,分度圆距离轮毂靠近内侧边缘 21mm,取轮 毂内侧边缘距离小圆柱齿轮 a1=7mm。则距离大齿轮边缘为 7+5/2=9.5,可以保 证安全距离。 图 中 a2=37.5-21-a1=9.5 。 则 L=65-9.5+6=61.5mm 。 另 外 一 侧 a3=L-37.5+(45-21)=0。 即轮毂贴在甩油环上。 由此分析确定轴上各长度。L1 为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱壁 长度为壁厚 B 减去轴承盖腿长 m,取 m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。 L2=a1=7mm。 L3 为小圆柱齿轮宽加上?4 ,加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。

4. 轴Ⅱ强度校核
(1) 计算受力。画受力分析图:
18

由轴Ⅰ小锥齿轮受力分析,得到大锥齿轮上受力情况。 2T 圆周力Ft1 = d 1 = 1092.5N 径向力Fr1 = 125.71N 轴向力Fa1 = 377.24N 小圆柱齿轮受力情况如下: 2T 2×97320 圆周力Ft2 = d 2 = 58.06 = 3352.4N 径向力Fr2 =
F t2 tan α n cos β
1 m1

=

3352 .4×tan 20° cos 14° 35 ′ 33 ″

= 1260.8N

轴向力Fa2 = Ft2 tan β = 3352.4 × tan14° 35′ 33″ = 872.8N 水平面内 Z 方向上力平衡:FNH 1 ? FNH 2 + Ft1 ? Ft2 = 0 竖直面内力平衡:FNV 1 + FNV 2 + Fr1 ? Fr2 = 0 水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡: 43 + 60.5 FNH 1 ? 5.7.5FNH 2 ? 112.5Fa1 + 60.5Ft1 = 0 竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡: 43 + 60.5 FNV 1 + 60.5 × Fr1 ? 57.5FNV 2 = 0 得:FNH 1 = 819N, FNH 2 = 1440.9N, FNV 1 = 358.15N, FNV 2 =776.94N。 (2) 画弯矩图: 根据上述简图及求出的轴上各作用力, 分别按水平面和竖直面计算各力产生 的弯矩,并按结果分别作出水平面上的弯矩MH 图和垂直面上的弯矩图MV 图;然 2 2 后按式M = MH + MV 并作出 M 图及扭矩图:

19

M=

2 2 MH + MV =

842112 + 446742 = 95327N ·mm = 95.327N ·m

转矩图:

(3) 已知轴的弯矩及扭矩后,可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核 计算。按第三强度理论,考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响,引入折 合系数α = 0.6,计算应力σca =
T

σ2 + 4(ατ) 。从弯扭图中可以看出,危险截
M

2

面为小圆柱齿轮安装处,其轴径为 d = 30mm,将弯曲应力σ = W ,扭转切应力 τ = 2W ,带入计算应力公式,则轴的弯扭合成强度条件为: σca = ( W ) + 4( 2W ) ≤ [σ?1 ]
M 2 αT 2 πd3 bt (d ?t)2 2d

W 为轴的抗弯截面系数,mm3 ,查表 15-1 可得其值为 32 ?

,其中 d

为轴承处直径,b 为键槽宽度,t 为键槽深。 查表 6-1,键宽 b=8mm,高 h=7mm,t=h/2=3.5mm。代入: πd3 bt(d ? t)2 π × 303 8 × 3.5(30 ? 3.5)2 ? = ? = 2323.002mm3 32 2d 32 2 × 30 代入公式: M 2 αT 2 ) + 4( ) = 25.136MPa W 2W 查表 15-1[σ?1 ],45 钢,调质, σ?1 = 60Mpa。 强度足够。 σca = (

5. 轴Ⅲ设计
选择材料 45 钢,调制处理,硬度 HBS250。初步设计结构如下:

20

轴Ⅲ最小直径 39.5mm,取 d1=40mm。 有一个轴肩定位小链轮,d2=45mm。 与轴承配合,取 d3=50mm。 定位轴肩,取 d4=58mm,d5=53mm。 同样轴承配合,d6=d3=50mm。 根据已经选择的链节号,计算链轮齿宽bf1 = 19.95mm,考虑到链板宽度、 链轮结构和链轮在轴端的固定,轮毂长度比链轮齿宽大一些,取 L1=25mm。L2 应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长一些。腿长 m=5mm,查得凸缘厚度 e=9.6mm,取 L2=25mm。 L3 约为箱体壁厚减去腿长,取 L3=27mm。 L5 应该比大圆柱齿轮齿宽小一些,取 L5=57mm。 大齿轮距离内壁安全距离为 6mm,通过结构决定 L4=123-6-60=57mm。最终 绘制装配图时发现圆柱齿轮啮合不好,修正为 L4=53mm,L3=30mm,轴的装配 位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环的长度。轴上受力不变。 L6=6+(60-57)+L3=36mm。

6. 轴Ⅲ强度校核
(1) 计算受力。画受力分析图:

21

由轴Ⅱ小圆柱齿轮受力分析,得到大圆柱齿轮上受力情况如下: 圆周力Ft2 = 3352.4N, 径向力Fr2 = 1260.8N, 轴向力Fa = 872.8N。 P 链轮处受 力情况 根据 前边 滚子 链传动 计算 , 有效圆 周力 Fe = 1000 v = 1000 × 0.762 = 4110.24N。压轴力为 ≈ K Fp Fe = 4726.776N。
3.132

即Ft1 = 4110.24N,Fr1 = 4726.776N。 水平面内 Z 方向上力平衡:FNH 1 + FNH 2 + Ft1 ? Ft2 = 0 竖直面内力平衡:Fr1 + Fr2 ? FNV 1 ? FNV 2 = 0 水平面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡: 45.5 + 106 Ft1 + 106FNH 1 ? 55FNH 2 = 0 竖直面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡: 248 45.5 + 106 Fr1 ? 106FNV 1 + F + 55FNV 2 = 0 2 a 得:FNH 1 = ?4126.6N, FNH 2 = 3368.8N, FNV 1 = 7165.5N, FNV 2 = ?1177.9N。 (2) 画弯矩图: 根据上述简图及求出的轴上各作用力, 分别按水平面和竖直面计算各力产生 的弯矩,并按结果分别作出水平面上的弯矩MH 图和垂直面上的弯矩图MV 图;然 2 2 后按式M = MH + MV 并作出 M 图及扭矩图。

M=

2 2 MH + MV =

187.022 + 215.072 = 285.01N ·m

根据以前计算此处 T=373.883N·m。 (3) 计算校核: 已知轴的弯矩及扭矩后, 可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按 第三强度理论,考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响,引入折合系数 α = 0.6,计算应力σca = σ2 + 4(ατ) 。从弯扭图中可以看出,危险截面为左
22
2

边轴承安装处,其轴径为d = 50mm,将弯曲应力σ = 带入计算应力公式,则轴的弯扭合成强度条件为: σca =
M 2 αT 2

M W

,扭转切应力τ =

T 2W



( W ) + 4( 2W ) ≤ [σ?1 ]

为轴承处直径,b 为键槽宽度,t 为键槽深。 查表 6-1,键宽 b=14mm,高 h=9mm,t=h/2=4.5mm。代入: πd3 bt(d ? t)2 π × 503 14 × 4.5(50 ? 4.5)2 = ? = ? = 10967.59mm3 32 2d 32 2 × 50 代入公式: M 2 αT 2 σca = ( ) + 4( ) = 25.987MPa W 2W 查表 15-1[σ?1 ],45 钢,调质, σ?1 = 60Mpa。 强度足够。

W 为轴的抗弯截面系数,mm3 ,查表 15-1 可得其值为 32 ?

πd3

bt (d ?t)2 2d

,其中 d

十一、轴承寿命校核
预取轴承代号及重要参数如下: 轴承代号 及轴 7206AC (I 轴) 7206AC (II 轴) 7210AC (III 轴) 50 90 20 40.8 30.5 30 62 16 22.0 14.2 30 62 16 内径 d/mm 外径 D/mm 宽 B/mm 基本额定动负 荷 Cr/KN 22.0 额定静负 荷 Cor/KN 14.2

1. 高速轴上轴承的校核
画受力分析图。

由轴的计算可知: Fr1 =1736.6N,Fr2 =582.3N,Fa=125.71N。
23

计算派生轴向力:7206AC,e=0.68。 Fd2=0.68×Fr2=359.96N Fd1=0.68×Fr1=1180.89N 计算轴承轴向力: 轴承 2 被压紧,Fa2=Fd1+Fa=1180.89+125.71=1306.6N 轴承 1 被放松,Fa1=Fd1=1180.89N 计算当量动载荷:
Fa 1 Fr 1

= 0.68 = e,Fa 2 = 2.24 ≥ e
r2

F

查表 13-5,X1=1,Y1=0,X2=0.41,Y2=0.87,轻微冲击,fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=1910.26N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=1513.04N 计算寿命: 106 C m 106 22000 3 Lh = = ( ) = 26519.7h 60n Pm 60 × 960 1910.26 10 年,每年 300 天,每天 16 小时为 48000h,寿命不足。改选圆锥滚子轴承 30206,额定动载荷 43200N。计算系数 e=0.37,Y=1.6。 计算派生轴向力: Fd2=Fr2/(2Y)=181.97N Fd1=Fr1/(2Y)=542.69N 计算轴承轴向力: 轴承 2 被压紧,Fa2=Fd1+Fa=542.69+125.71=668.4N 轴承 1 被放松,Fa1=Fd1=542.69N 计算当量动载荷:
Fa 1 Fr 1

= 0.3125 ≤ e,Fa 2 = 1.15 ≥ e
r2

F

查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994),径向当量动负荷, 当 Fa/Fr≤e 时,Pr=Fr,即 Pr1=Fr1=1736.6N 当 Fa/Fr>e 时,Pr=0.4Fr+YFa,即 Pr2=0.4Fr2+1.6Fa2=1302.36 将较大数值代入寿命公式: 106 C m 106 43200 3 Lh = = ( ) = 267257h 60n Pm 60 × 960 1736.6 符合寿命要求。

2. 中间轴上轴承的校核
画受力分析:

24

由轴的计算可知: Fr1 =893.89N,Fr2 =1636.23N,Fa1=377.24N。Fa2=872.8N 计算派生轴向力:7206AC,e=0.68。 Fd1=0.68×Fr1=607.85N Fd2=0.68×Fr2=1112.63N 计算轴承轴向力: 轴承 2 被压紧,Fa22=Fd1+Fa2-Fa1=1103.41N 轴承 1 被放松,Fa11=Fd1=607.85N 计算当量动载荷:
Fa 1 Fr 1

= 0.68 = e,Fa 2 = 0.67 ≤ e
r2

F

查表 13-5,X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0,轻微冲击,fp=1.1。 P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa11)=983.28N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa22)=1799.85N 计算寿命: 106 C m 106 22000 3 Lh = = ( ) = 95116h 60n Pm 60 × 320 1799.85 10年, 每年 300 天,每天 16 小时为 48000h,寿命满足要求。

3. 低速轴上轴承的校核
画受力分析图:

由轴的计算可知: Fr1 =3568.79N,Fr2 =8268.8N,Fa=872.8N。 计算派生轴向力:7206AC,e=0.68。 Fd2=0.68×Fr2=5622.78N Fd1=0.68×Fr1=2426.78N 计算轴承轴向力: 轴承 2 被压紧,Fa2=Fd1+Fa=2426.78+872.8=3299.58N 轴承 1 被放松,Fa1=Fd1=2426.78N 计算当量动载荷:
Fa 1 Fr 1

= 0.68 = e,Fa 2 = 0.399 ≤ e
r2

F

查表 13-5,X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0,轻微冲击,fp=1.1。
25

P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=3925.67N P2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=9095.68N 计算寿命: 106 C m 106 40800 3 Lh = = ( ) = 18803h 60n Pm 60 × 80 9095.68 10 年,每年 300 天,每天 16 小时为 48000h,寿命不足。改选圆锥滚子轴承 30210,额定动载荷 43200N。代入计算: 106 C m 106 43200 3 Lh = = ( ) = 200794h 60n Pm 60 × 960 1910.26 不符合寿命要求。 改选圆锥滚子轴承 30210,额定动载荷 73200N。计算系数 e=0.42,Y=1.4。 计算派生轴向力: Fd2=Fr2/(2Y)=2953.14N Fd1=Fr1/(2Y)=1274.57N 计算轴承轴向力: 轴承 2 被压紧,Fa2=Fd1+Fa=1274.57+872.8=2147.37N 轴承 1 被放松,Fa1=Fd1=1274.57N 计算当量动载荷:
Fa 1 Fr 1

= 0.357 ≤ e, Fa 2 = 0.26 ≤ e
r2

F

查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994),径向当量动负荷, 当 Fa/Fr≤e 时,Pr=Fr,即 Pr1=Fr1=1736.6N,Pr2=Fr2=8268.8N 将较大数值代入寿命公式: 106 C m 106 73200 3 Lh = = ( ) = 144532h 60n Pm 60 × 80 8268.8 大于 48000h。符合寿命要求。 最终选择轴承情况如下: 轴承代号 及轴 3206 (I 轴) 7206AC (II 轴) 3210 (III 轴) 50 90 20 73.2 92.0 30 62 16 22.0 14.2 30 62 16 内径 d/mm 外径 D/mm 宽 B/mm 基本额定动负 荷 Cr/KN 43.2 额定静负 荷 Cor/KN 50.5

十二、键选择和键强度校核
查表 6-2,钢,轻微冲击,许用挤压强度为 σp = 120MPa。

1. 高速轴上键的校核
与联轴器相连的键校核
26

选择普通 A 型平键,6×6,L=45mm。 T=34.141N· m , b=6mm , h=6mm , L=45mm , k=0.5h=3mm ,键的有效长度 l=L-b=39mm。 根据键的静强度校核公式: 2T × 103 σp = = 28.1Mpa ≤ [σp ] kld 符合强度条件。 与小锥齿轮相连的键校核 选择普通 A 型平键,8×7,L=32。 T=34.141N·m,b=8mm,h=7mm,L=32mm,k=0.5h=3.5mm,键的有效长度 l=L-b=24mm。 根据键的静强度校核公式: 2T × 103 σp = = 25.4Mpa ≤ [σp ] kld 符合强度条件。

2. 中间轴上键的校核
与大锥齿轮相连的键校核 选择普通 A 型平键,8×7,L=40mm。 T=97.320N· m,b=8mm,h=7mm,L=40mm,k=0.5h=3.5mm,键的有效长度 l=L-b=32mm。 根据键的静强度校核公式: 2T × 103 σp = = 46.24Mpa ≤ [σp ] kld 符合强度条件。 与小圆柱齿轮相连的键校核 选择普通 A 型平键,8×7,L=56mm。 T=97.320N· m,b=8mm,h=7mm,L=56mm,k=0.5h=3.5mm,键的有效长度 l=L-b=48mm。 根据键的静强度校核公式: 2T × 103 σp = = 33.1Mpa ≤ [σp ] kld 符合强度条件。

3. 低速轴上键的校核
与链轮相连的键校核 选择普通 A 型平键,12×8,L=20mm。 T=373.88N· m , b=12mm,h=8mm ,L=20mm ,k=0.5h=4mm ,键的有效长度 l=L-b=8mm。 根据键的静强度校核公式: 2T × 103 σp = = 584.19Mpa ≤ [σp ] kld 不符合强度条件。 改用两个普通 B 型(平头)平键,12×8, L=22mm,有效长度 l=L=22mm。 代入公式: 2T × 103 σp = = 106.22 ≤ [σp ] 2kld
27

符合强度条件。 考虑两个键对于轴强度的影响,直径应比无键时增加 7%, 轴根据扭转强度初算为 37.66mm ,增大 7% 为 40.3mm ,修正轴上尺寸 d1=41mm。 大圆柱齿轮相连的键校核 选择普通 A 型平键,16×10,L=50mm。 T=373.883N· m , b=16mm , h=10mm ,L=50mm , k=0.5h=5mm ,键的有效长 度 l=L-b=34mm。 根据键的静强度校核公式: 2T × 103 σp = = 82.99Mpa ≤ [σp ] kld 符合强度条件。

十三、箱体结构和附件设计

箱体主要结构尺寸: 名称 符号
28

计算公式

结果

箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径

?

? ? 0.025 a ? 3 ? 8

8mm 8mm 12mm 12mm 20mm M12 4 M10 M8 M6 M6 6mm 13mm 11mm 18mm 16mm 40mm 8mm 8mm m1=m≈7mm 92mm 120mm 100mm,

?1
b1
b

?1 ? 0.02a ? 3 ? 8
b1 ? 1.5?1
b ? 1.5?

b2
df

b2 ? 2.5?
d f ? 0.018(d m1 ? d m2 ) ? 1 ? 12

n
d1 d2

箱座底凸缘周长之半/200 ≥4

d1 ? 0.75d f

d 2 =(0.5~0.6) d f

d3
d4
d

d 3 =(0.4~0.5) d f
d 4 =(0.3~0.4) d f ,一般
M6~M8
d =(0.7~0.8) d 2

d 2 至外箱壁距离

C1

手册表 5-3 手册表 5-3 手册表 5-3 手册表 5-3

d 2 至凸缘边缘距离
df,d1 至外箱壁距离 df 至凸缘边缘距离 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖,箱座肋厚 轴承盖外径 轴承旁联结螺栓距离

C2 C1 C2
l1

l1 = C1 + C 2 +(5~8)

?1
?2

?1 ≥ ?
?2 ≥?

m1 , m D2
S
29

m1 ? 0.85?1 , m ? 0.85?
D2=D+5d3 S≥D2

减速器中心高 主箱体宽 主箱体长

130mm H 180mm H≥da/2+(30~50)+δ+(5~8) 内壁宽 123mm,外壁宽 139mm,凸缘部分 163mm 内壁长 419mm,外壁长 435mm,凸缘部分 540mm

附件设计
(1)视孔和视孔盖:

取 A=150mm,A1=A+5d4=180mm,A2=(A+A1)/2=165mm, B1=箱体宽-15~20=139-19=120mm。B=B1-5d4=90mm, B2=(B+B1)/2=105mm。h=5mm ?= 5mm,R=5mm。 (2)通气器: 根据手册表 7-1,选择简易式通气器,安装在钢板视孔盖上 M20×1.5。 (3)油标: 由手册表 7-3 选用油尺油标 M12。 (4)放油孔和螺塞: 在油池最低位置设置放油孔,根据手册表 7-4,选择 M14×1.5。 (5)启盖螺钉: 在箱盖凸缘上装设 1 个启盖螺钉,M8。 (6)定位销: 在箱体连接凸缘长度方向的两端安置两个定位销,采用圆锥销,d=6,长度 要比凸缘总厚度长。 (7)起吊装置: 在箱体上设计吊环螺钉。中心距 155mm,取可以承载 180kg 的标准吊环螺 钉,单螺钉起吊方式螺纹 M10。

十四、润滑和密封设计
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齿 轮 油 润 滑 : 大 圆 柱 齿 轮 浸 入 润 滑 油 的 深 度 hs=40mm , 距 油 池 底 为 H-d/2-δ-(5~8),为 180-248/2=40mm。润滑油总高度 80mm。 根据常用润滑油用途,选择全损耗系统用油(GB 443-1989),代号 L-AN15。 轴承脂润滑:查润滑脂主要用途,选择钠基润滑脂 (GB 492-1989) ,代号 L-XACMGA2。 为了保证密封性,箱盖与箱体连接面应该精加工,表面粗糙度 Ra=6.3。凸缘 上螺栓间距不应过大,选择间距约为 70mm。具体位置由绘图确定。

十五、设计心得体会
刚开始看到设计题目和设计内容的时候认为还是比较简单的,但是,深入研 究之后, 发现机械设计的博大精深完全不是我可以想象到的,以前书本上学的一 些概念的东西相比这次的设计内容来说真的是太过简单。 绘制装配图的时候才真的体会到,牵一发动全身,毕竟前期的设计只是以简 单的草图为基础,缺少整体的关联尺寸,于是进行了大量的修改。这个修改的过 程真的考验了我的脑细胞和体力,几天的时间都一直在画图,但是一直坚持着精 益求精从不乱画,每一条线段,每一个尺寸都经过了推敲,每一次下笔都经过三 思,遇到小的错误也绝对不姑息,尽量做到最好。因为我知道,即使我自己觉得 已经做到了最好, 其实还是有很多的错误和不足。 如果我自己都做的没那么圆满, 那么距离真正的机械设计要求就差距更大了。为了让自己收获更多,我努力了, 我也成功了。 这次课程设计的过程,真的获益良多,感慨颇多,值得细细品味。为我以后 的设计工作打下了基础。

十六、参考书目
1.《机械设计课程设计》西北工业大学 李育锡 主编 2.《机械设计》第九版 西北工业大学编著 3《材料力学》西北工业大学出版社 4《机械原理》第七版 西北工业大学编著

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