内蒙古科技大学-机械课程设计-螺旋输送机-减速器

重庆理工大学机械设计课程设计 1 一 设计任务书 4 二 电动机的选择 6 三 计算传动装置的运动和动力参数 8 四 传动件的设计计算 12 五 轴的设计计算 22 六 箱体的设计 30 七 键联接的选择及校核计算 32 八 滚动轴承的选择及计算 34 九 联连轴器的选择 35 十 减速器附件的选择 36 十一 润滑与密封 36 十二 设计小结 36 十三 参考资料目录 38 机械机械设计课设计课程程设计设计任任务书务书 题题目 目 设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器 工作 重庆理工大学机械设计课程设计 2 有轻振 单向运转 两班制工作 减速器小批生产 使用期限5年 输送机工作转速的容许误差为5 一一 总总体布置体布置简图简图 二二 工作情况 工作情况 工作有轻振 单向运转 三三 原始数据 原始数据 输送机工作轴上的功率 P kW 4 5 输送机工作轴上的转速 n r min 90 输送机工作转速的容许误差 5 使用年限 年 5 工作制度 班 日 2 重庆理工大学机械设计课程设计 3 四四 设计设计内容内容 1 电动机的选择与运动参数计算 2 斜齿轮传动设计计算 3 轴的设计 4 滚动轴承的选择 5 键和连轴器的选择与校核 6 装配图 零件图的绘制 7 设计计算说明书的编写 五五 设计设计任任务务 1 减速器总装配图一张 2 输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张 3 设计说明书一份 六六 设计进设计进度度 1 第一阶段 总体计算和传动件参数计算 2 第二阶段 轴与轴系零件的设计 3 第三阶段 轴 轴承 联轴器 键的校核及草图绘制 4 第四阶段 装配图 零件图的绘制及计算说明书的编写 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 4 电动电动机的机的选择选择 1 电动机类型和结构的选择 选择 Y 系列三相异步电动机 此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机 其结构简 单 工作可靠 价格低廉 维护方便 适用于不易燃 不易爆 无 腐蚀性气体和无特殊要求的机械 2 电动机容量选择 电动机所需工作功率为 式 1 d a kw 由电动机至输送机的传动总效率为 总 4 5 根据 机械设计课程设计 10 表 2 2 式中 1 2 3 4 5分别为联轴器 1 滚动轴承 一对 圆柱直齿轮传 动 联轴器 2 和圆锥齿轮传动的传动效率 取 0 99 0 99 0 97 9 5 0 93 则 总 0 99 0 994 0 97 0 99 0 93 0 85 所以 电机所需的工作功率 Pd 总 4 5 0 85 5 3 kw 总 0 85 Pd 5 3 kw 重庆理工大学机械设计课程设计 5 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 3 确定电动机转速 输送机工作轴转速为 n 1 5 1 5 90r min 85 5 94 5 r min 根据 机械设计课程设计 10 表 2 3 推荐的传动比合理范围 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 3 取开式圆锥齿轮传动的传动比 3 则总传动比理论范 围为 a 18 故电动机转速的可选范为 Nd a n 6 18 90 540 1620 r min 则符合这一范围的同步转速有 750 1000 和 1500r min 根据容量和转速 由相关手册查出三种适用的电动机型号 如 下表 电动机转速 r min 传动装置传动比 方案 电动机型 号 额定 功率 同步转速 满载转速 电动机 重量 N 参考价 格 总传动比V 带传动减速器 1Y132S 45 515001440650120018 63 55 32 2Y132M2 65 51000960800150012 422 84 44 3Y160M2 85 5750720124021009 312 53 72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 价格 nw 85 5 94 5 r min Nd 530 1620 r min 重庆理工大学机械设计课程设计 6 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 和圆锥齿轮带传动 减速器传动比 可见第 2 方案比较适合 此选定电动机型号为 Y132M2 6 其主要性能 中心高 H 外形尺寸 L AC 2 AD HD 底角安装尺 寸 A B 地脚螺栓孔 直径 K 轴 伸 尺 寸 D E 装键部位尺 寸 F GD 132520 345 315216 1781228 8010 41 电动机主要外形和安装尺寸 计计算算传动传动装置的运装置的运动动和和动动力参数力参数 一 确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 n 1 可得传动装置总传动比为 ia nm n 960 90 10 67 ia 10 67 重庆理工大学机械设计课程设计 7 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia i0 i 式中 i0 i 分别为开式圆锥齿轮传动 和减速器的传动比 2 分配各级传动装置传动比 根据指导书 P10 表 2 3 取 i0 3 圆锥齿轮传动 i 2 3 因为 ia i0 i 所以 i ia i0 10 67 3 3 56 四 传动装置的运动和动力设计 将传动装置各轴由高速至低速依次定为 轴 轴 以及 i0 i1 为相邻两轴间的传动比 01 12 为相邻两轴的传动效率 P P 为各轴的输入功率 KW T T 为各轴的输入转矩 N m n n 为各轴的输入转矩 r min 可按电动机轴至工作运动传递路线推算 得到各轴的运动和动 力参数 i0 3 i i 3 56 重庆理工大学机械设计课程设计 8 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 1 运动参数及动力参数的计算 1 计算各轴的转速 轴 n nm 960 r min 轴 n n i 960 3 56 269 66r min III轴 n n 螺旋输送机 nIV n i 0 269 66 3 89 89 r min 2 计算各轴的输入功率 轴 P Pd 01 Pd 1 5 3 0 99 5 247 KW 轴 P P 12 P 2 3 5 247 0 99 0 97 5 04 KW III轴 P P 23 P 2 4 5 04 0 99 0 99 4 94 KW 螺旋输送机轴 PIV P 2 5 4 54 KW n 960 r min n n 269 66 r min nIV 89 89 r min P 5 247 KW P 5 04 K W P 4 94 K W 重庆理工大学机械设计课程设计 9 PIV 4 54 KW 重庆理工大学机械设计课程设计 10 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 3 计算各轴的输入转矩 电动机轴输出转矩为 Td 9550 Pd nm 9550 5 3 960 52 72 N m 轴 T Td 01 Td 1 52 72 0 99 52 2 N m 轴 T T i 12 T i 2 3 52 2 3 56 0 99 0 97 178 45N m III轴 T T 2 4 174 9 N m 螺旋输送机轴 TIV T i0 2 5 483 1N m 4 计算各轴的输出功率 由于 轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率 故 P P 轴承 5 247 0 99 5 2KW P P 轴承 5 04 0 99 5 0KW P P 轴承 4 94 0 99 4 9KW 5 计算各轴的输出转矩 由于 轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率 则 T T 轴承 52 2 0 99 51 68 N m T T 轴承 178 45 0 99 176 67N m T T 轴承 174 9 0 99 173 15N m T Td 52 72 N m T 52 2 N m TII 178 45 N m T 174 9 N m TIV 483 1 N m P I 5 2KW P II 5 0KW P III 4 9K W T I 51 68 N m T II 176 67 N m T III 173 15 N m 重庆理工大学机械设计课程设计 11 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 综合以上数据 得表如下 功效率 P KW 转矩 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r min 传动比 i 效率 电动机轴5 352 72960 0 99 1 轴 5 255 252 251 68960 0 96 轴 5 045 0178 45176 67269 66 3 56 0 98 轴 4 944 9174 9173 15269 66 输送机轴4 544 50483 1478 2789 89 3 0 92 传动传动件的件的设计计设计计算算 一 减速器内传动零件设计 1 选定齿轮传动类型 材料 热处理方式 精度等级 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材 料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 齿轮精度初选 8 级 2 初选主要参数 Z1 21 u 3 6 Z2 Z1 u 21 3 6 75 6 取 Z2 76 Z1 21 Z2 76 重庆理工大学机械设计课程设计 12 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 由表 10 7 选取齿宽系数 d 0 5 u 1 a 1 15 3 按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t 3 2 1 12 H HEZ Z u u d kT 确定各参数值 1 试选载荷系数 K 1 3 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 9 55 106 P n1 9 55 106 5 2 960 5 17 104N mm 3 材料弹性影响系数 由 机械设计 表 10 6 取 ZE 189 8MPa 4 区域系数 ZH 2 5 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 960 1 2 8 300 5 1 382 109 N2 N1 3 6 3 84 108 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数KHN1 0 93 KHN2 0 97 d 1 15 T1 5 17 10 4N mm N1 1 382 109 N2 3 84 1 08 重庆理工大学机械设计课程设计 13 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 H 1 0 93 600MPa 558MPa S KHN1 1limH H 2 0 97 550MPa 533 5MPa S KHN2 2limH 4 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 d1t 代入 H 中较小值 d1t 32 1 1 2 H EH d t ZZ u uTK 49 06mm 3 2 4 5 533 8 1895 2 6 3 6 4 15 1 1017 5 1 32 2 计算圆周速度 v 2 5m s 100060 21 nd t 100060 96006 49 3 计算齿宽 b 及模数 mt b d d1t 1 49 76mm 49 06mm mt 2 33 mm 1 1 z d t 21 06 49 h 2 25mt 2 25 2 33mm 5 242mm b h 49 06 5 242 9 359 4 计算载荷系数 K 已知工作有轻振 所以取 KA 1 25 根据 v 2 5m s 8 级精 度 由图 10 8 查得动载系数 KV 1 08 H 1 558MPa H 2 533 5M Pa d1t 49 06 mm v 2 5m s b 49 06mm mt 2 33mm h 5 242mm b h 9 359 重庆理工大学机械设计课程设计 14 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 由表 10 4 用插值法查得 8 级精度 小齿轮相对轴承对 称布置时 KH 1 013 由图 10 13 查得 KF 1 015 直齿轮 KH KF 1 故载荷系数 K KA KV KH KH 1 25 1 08 1 1 013 1 368 5 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 d1 mm 49 90mm 3 1 tt KKd 3 3 1 368 1 06 49 6 计算模数 m m mm 2 37 mm 1 1 z d 21 9 49 5 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 2 F SaFa d YY z KT 1 确定计算参数 A 计算载荷系数 K KA KV KF KF 1 25 1 08 1 1 015 1 37 B 查取齿型系数 由表 10 5 查得 YFa1 2 76 YFa2 2 228 K 1 819 d1 49 90 mm m 2 37 mm K 1 37 重庆理工大学机械设计课程设计 15 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 C 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 Ysa1 1 56 Ysa2 1 762 D 计算弯曲疲劳许用应力 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F1 500Mpa 大 齿轮的弯曲疲劳强度极限 F2 380Mpa 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0 856 KFN2 0 892 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 F S KFN F F1 428Mpa F2 242 11MPa E 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 0 01005 1 11 F SaFaY Y 428 56 1 76 2 0 01621 2 22 F SaFa YY 11 242 762 1 228 2 大齿轮的数值大 6 设计计算 m 1 65mm 3 2 4 01621 0 2115 1 105 1737 1 2 对比计算结果 可取由弯曲强度算得的模数 1 65 并就近圆整为 标准值 m 2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 49 90mm 算出小齿轮齿数 Z1 d1 m 49 90 2 24 95 取 Z1 25 1 428 F Mpa 2 242 11 F MPa 1 11 F SaFaY Y 0 01005 2 22 F SaFa YY 0 01621 m 1 65mm m 2mm Z1 25 重庆理工大学机械设计课程设计 16 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 大齿轮齿数 Z2 3 6x25 90 7 几何尺寸计算 a 计算分度圆直径 d1 m Z 2 25 50 mm d2 m Z1 2 90 180mm b 计算中心距 a m Z1 Z2 2 25 90 2 115 mm c 计算齿轮宽度 b d1 d 50 取 B2 50mm B1 55mm 8 结构设计 大齿轮采用腹板式 如图 10 39 机械设计 二 减速器外 二 减速器外传动传动件件设计设计 1 选定齿轮传动类型 材料 热处理方式 精度等级 直齿圆锥齿轮 小齿轮选硬齿面 大齿轮选软齿面 小齿 轮 45 钢 调质处理 齿面硬度为 230HBS 大齿轮 45 钢 正火 处理 齿面硬度为 190HBS 齿轮精度初选 8 级 2 初选主要参数 Z1 26 u 3 Z2 Z1 u 26 3 72 取 12 0 0 3 R xx Z2 90 d1 50 mm d2 180mm a 115 mm B2 50mm B1 55mm Z1 26 u 3 Z2 72 重庆理工大学机械设计课程设计 17 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 3 确定许用应力 A 确定极限应力和 limH limF 齿面硬度 小齿轮按 230HBS 大齿轮按 190HBS 查图 10 21 得 580Mpa 550 Mpa lim1H lim2H 查图 10 20 得 450Mpa 380Mpa lim1F lim2F B 计算应力循环次数 N 确定寿命系数 kHN kFN N1 60n3jLh 60 269 66 1 2 8 300 5 3 883 108 N2 N1 u 3 883 108 3 1 294 108 查图 10 19 得 kHN1 0 96 kHN2 0 98 C 计算接触许用应力 取 min 1 H S min 1 4 F S 由许用应力接触疲劳应力公式 MPa SH H H 8 556 kHN1 1lim 1 MPa SH H H 539 kHN2 2lim 2 查图 10 18 得 kFE1 0 89 kFE2 0 91 a F F F MP S 07 286 4 1 89 0 450kFE1 1lim 1 a F F F MP S 247 4 1 91 0 380kFE2 2lim 2 4 初步计算齿轮的主要尺寸 N1 3 883 1 08 N2 1 294 1 08 重庆理工大学机械设计课程设计 18 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 因为低速级的载荷大于高速级的载荷 所以通过低速级的 数据进行计算 按式 10 26 试算 即 dt 3 2 2 RR u5 01 92 2 H Et ZTK 确定各参数值 1 试选载荷系数 K 1 3 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 9 55 106 P n3 9 55 106 4 9 269 66 1 74 104N mm 3 材料弹性影响系数 由 机械设计 表 10 6 取 ZE 189 8MPa 4 试算小齿轮分度圆直径 d1t dt 3 2 2 RR u5 01 92 2 H Et ZTK 47 53mm 3 2 2 4 539 8 189 33 05 013 0 1074 1 3 1 92 2 5 计算圆周速度 v 0 671m s 100060 21 nd t 100060 66 26953 47 因为有轻微震动 查表 10 2 得 KA 1 25 根据 v 0 67m s 8 级精度 由图 10 8 查得动载系数 KV 1 03 T1 1 74 10 4N mm dt 47 53mm v 0 671m s 重庆理工大学机械设计课程设计 19 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 取 故载荷系数 K KA KV KH KH 1 25 1 03 1 1 2 1 545 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 d1 mm 50 34mm 3 1 tt KKd 3 3 1 545 1 53 47 50 34 42 789mm 7 计算大端模数 m m mm 1 94 mm 1 1 z d 26 34 50 5 齿根弯曲疲劳强度设计 由式 10 23 mn 3 22 1 2 RR 1u5 01 4 F SaFaY Y z KT 确定计算参数 1 计算载荷系数 由表 10 9 查得KH be 1 25 则KF 1 5 KH be 1 875 K KAKVKF KF 1 25 1 03 1 1 875 2 414 2 齿形系数和应力修正系数 K 1 545 d1 50 34m m dm1 42 78 9mm m 1 94 K 2 414 重庆理工大学机械设计课程设计 20 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算 其中 cos v z z 查表 10 5 齿形系数 YFa1 2 57 YFa2 2 06 应力修正系数 Ysa1 1 60 Ysa2 1 97 3 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 0 01437 1 11 F SaFaY Y 07 286 60 1 57 2 0 01643 2 22 F SaFa YY 247 97 1 06 2 大齿轮的数值大 4 设计计算 mn 3 22 1 2 RR 1u5 01 4 F SaFaY Y z KT 1 812 3 222 4 0 01643 13263 05 013 0 1074 1 414 2 4 对比计算结果 可取由弯曲强度算得的模数 1 812 并就近圆整为 标准值 m 2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 50 34mm 算出小齿轮齿数 1 11 F SaFaY Y 0 01437 2 22 F SaFa YY 0 01643 mn 1 812 Z1 25 重庆理工大学机械设计课程设计 21 Z1 d1 m 50 34 2 25 17 取 Z1 25 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 22 大齿轮齿数 Z2 3x25 75 7 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 d1 m Z 2 25 50 mm d2 m Z1 2 75 150mm 2 计算锥距 R 79 06 2 1u d1 2 d2 2 1d 2 22 3 计算齿轮宽度 b R R 79 06x0 3 23 7 取 B2 30mm B1 25mm 轴轴的的设计计设计计算算 一 一 减速器输入轴 I 轴 1 初步确定轴的最小直径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 轴的输入功率为 PI 5 25 KW 转速为 nI 960r min 根据课本 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 A0 115 d mm n P 26 20 960 25 5 115 A 3 3 0 2 求作用在齿轮上的受力 Z2 75 d1 50 mm d2 150m m R 79 06 b 23 7 B2 30m m B1 25m m d 重庆理工大学机械设计课程设计 23 mm26 20 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 24 因已知道小齿轮的分度圆直径为 d1 50mm 而 Ft1 2067 2N d T2 Fr1 Ft 752 4N n tan 圆周力 Ft1 径向力 Fr1的方向如下图所示 3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 1 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮轴的轮齿段 6 密封盖 7 轴承端盖 8 轴端挡圈 9 半联轴器 2 确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段 由于联轴器与轴通过键联接 1 则轴应该增加 5 取 22mm 根据计算转矩 TC KA TI 1 3 52 2 67 86Nm 查标准 GB T 5014 1986 选用 YL6 型凸缘联轴器 半联轴器长度为 l1 52mm 轴段长 L1 50mm Ft1 2067 2 N Fr1 752 4N D1 24mm L1 50m m 重庆理工大学机械设计课程设计 25 右起第二段 考虑联轴器的轴向定位要求 该段的直径 2 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 26 取 30mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要 求 取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm 故取该 段长为 L2 74mm 右起第三段 该段装有滚动轴承 选用深沟球轴承 则轴承 3 有径向力 而轴向力为零 选用 6207 型轴承 其尺寸为 d D B 35 72 17 那么该段的直径为 35mm 长度为 L3 20mm 右起第四段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动 4 轴承的内圈外径 取 D4 45mm 长度取 L4 22 5mm 右起第五段 该段为齿轮轴段 由于齿轮的齿顶圆直径为 5 54mm 分度圆直径为 50mm 齿轮的宽度为 55mm 则 此段 的直径为 D5 54mm 长度为 L5 55mm 右起第六段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动 6 轴承的内圈外径 取 D6 45mm 长度取 L6 22 5mm 右起第七段 该段为滚动轴承安装出处 取轴径为 7 D7 35mm 长度 L7 20mm 4 求轴上的的载荷 1 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装 位置 建立力学模型 水平面的支反力 RA RB Ft 2 1033 6N 垂直面的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 D2 30mm L2 74mm D3 35mm L3 20mm D4 45mm L4 22 5mm D5 54mm L5 55mm D6 45mm L6 22 5mm D7 35mm L7 18mm RA RB 1033 6N 重庆理工大学机械设计课程设计 27 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 那么 RA RB Fr 2 376 2N 2 作出轴上各段受力情况及弯矩图 3 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大 而其直径与相邻段相 1 差不大 所以剖面 C 为危险截面 已知 MeC2 70 36Nm 由课本表 15 1 有 1 60Mpa 则 RA RB 376 2 N 重庆理工大学机械设计课程设计 28 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 e MeC2 W MeC2 0 1 D43 70 36 1000 0 1 453 7 72 1 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小 故该面也为危险 2 截面 e MD W MD 0 1 D13 35 4 1000 0 1 243 25 61 Nm 1 所以确定的尺寸是安全的 二 减速器 二 减速器输输出出轴轴 II 轴轴 1 初步确定轴的最小直径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 轴的输入功率为 PI 5 04KW 转速为 nI 269 66r min 根据课本 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 A0 115 d mm n P 52 30 66 269 04 5 115 A 3 3 0 2 求作用在齿轮上的受力 因已知道大齿轮的分度圆直径为 d2 180mm 而 Ft1 1963N d T2 Fr1 Ft 714 5N n tan 圆周力 Ft1 径向力 Fr1的方向如下图所示 d mm52 30 Ft1 1963N Fr1 714 5N 重庆理工大学机械设计课程设计 29 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 1 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮 4 套筒 6 密封盖 7 键 8 轴承端盖 9 轴端挡圈 10 半联轴器 2 确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段 由于联轴器与轴通过键联接 1 则轴应该增加 5 取 32mm 根据计算转矩 TC KA T 1 3 178 45 231 99N m 查标准 GB T 5014 1985 选用 HL2型弹性柱销联轴器 半联轴器长度为 l1 82mm 轴段 长 L1 80mm 右起第二段 考虑联轴器的轴向定位要求 该段的直径取 2 40mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm 故取该段 D1 32mm L1 80 D2 40mm L2 74mm 重庆理工大学机械设计课程设计 30 长为 L2 74mm 右起第三段 该段装有滚动轴承 选用深沟球轴承 则 3 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 31 轴承有径向力 而轴向力为零 选用 6209 型轴承 其尺寸 为 d D B 45 85 19 那么该段的直径为 45mm 长度为 L3 41mm 右起第四段 该段装有齿轮 并且齿轮与轴用键联接 直径要 4 增加 5 大齿轮的分度圆直径为 180mm 则第四段的直径取 50mm 齿轮宽为 b 50mm 为了保证定位的可靠性 取轴段长 度为 L4 48mm 右起第五段 考虑齿轮的轴向定位 定位轴肩 取轴肩的 5 直径为 D5 56mm 长度取 L5 6mm 右起第六段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动 6 轴承的内圈外径 取 D6 60mm 长度取 L6 20mm 右起第七段 该段为滚动轴承安装出处 取轴径为 7 D7 45mm 长度 L7 19mm 4 求轴上的的载荷 1 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装 位置 建立力学模型 水平面的支反力 RA RB Ft 2 981 5N 垂直面的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 那么 RA RB Fr 2 357 25N 4 作出轴上各段受力情况及弯矩图 D3 45mm L3 41mm D4 50mm L4 48mm D5 56mm L5 6mm D6 60mm L6 20mm D7 45mm L7 19mm RA RB Ft 2 981 5N RA RB 357 25N 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 32 5 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大 而其直径与相邻段相 1 差不大 所以剖面 C 为危险截面 已知 MeC2 121 83Nm 由课本表 15 1 有 1 60Mpa 则 e MeC2 W MeC2 0 1 D43 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 33 124 83 1000 0 1 503 9 75 1 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小 故该面也为危险 2 截面 e MD W MD 0 1 D13 106 1000 0 1 323 32 35Nm 1 所以确定的尺寸是安全的 箱体的箱体的设计设计 1 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合 处要开窥视孔 以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙 了 解啮合情况 润滑油也由此注入机体内 窥视孔上有盖 板 以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来 2 放油螺塞减速器底部设有放油孔 用于排出污油 注油 前用螺塞赌注 3 油标油标用来检查油面高度 以保证有正常的油量 油 标有各种结构类型 有的已定为国家标准件 4 通气器减速器运转时 由于摩擦发热 使机体内温度升 高 气压增大 导致润滑油从缝隙向外渗漏 所以多在机 盖顶部或窥视孔盖上安装通气器 使机体内热涨气自由 逸出 达到集体内外气压相等 提高机体有缝隙处的密 封性能 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 34 5 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶 联结后结合较紧 不易分开 为便于取盖 在机盖凸缘上 常装有一至二个启盖螺钉 在启盖时 可先拧动此螺钉 顶起机盖 在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉 便于拆 卸端盖 对于需作轴向调整的套环 如装上二个启盖螺 钉 将便于调整 6 定位销为了保证轴承座孔的安装精度 在机盖和机座用 螺栓联结后 镗孔之前装上两个定位销 孔位置尽量远 些 如机体结构是对的 销孔位置不应该对称布置 7 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成 用一调整 轴承间隙 有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作 用 8 环首螺钉 吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊 环或吊钩 用以搬运或拆卸机盖 9 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙 必须安装密 封件 以防止漏油和污物进入机体内 密封件多为标准 件 其密封效果相差很大 应根据具体情况选用 箱体结构尺寸选择如下表 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 35 名称符号尺寸 mm 机座壁厚 10 机盖壁厚 110 机座凸缘厚度b15 机盖凸缘厚度b 115 机座底凸缘厚度b 225 地脚螺钉直径df20 地脚螺钉数目n4 轴承旁联结螺栓直径d116 机盖与机座联接螺栓直径 d212 轴承端盖螺钉直径d310 窥视孔盖螺钉直径d48 定位销直径d8 df d1 d2至外机壁距离C128 24 20 df d1 d2至凸缘边缘距离C224 20 16 轴承旁凸台半径R112 8 凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定 以便于扳手操 作为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 35 大齿轮顶圆与内机壁距离 112 齿轮端面与内机壁距离 2 20 机盖 机座肋厚m1 m28 8 轴承端盖外径D290 105 轴承端盖凸缘厚度t 10 轴承旁联接螺栓距离S 尽量靠近 以 Md1和 Md2互不干涉为准 一 般 s D2 重庆理工大学机械设计课程设计 36 键联键联接的接的选择选择及校核及校核计计算算 1 输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3 50mm L3 48mm T 178 45Nm 查手册 选用 A 型平键 A 键 16 10 GB1096 2003 L L1 b 48 16 32mm 根据课本 6 1 式得 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 37 p 4 T d h L 4 176 67 1000 16 10 32 138 02Mpa R 150Mpa 2 输入轴与联轴器 1 联接采用平键联接 轴径 d2 24mm L2 50mm T 51 68N m 查手册 选 C 型平键 GB1096 2003 B 键 8 7 GB1096 79 l L2 b 50 8 2 40mm h 7mm p 4 T d h l 4 51 68 1000 8 7 40 92 28Mpa p 150Mpa 3 输出轴与联轴器 2 联接采用平键联接 轴径 d2 32mm L2 80mm T 176 67N m 查手册 选 C 型平键 GB1096 2003 C 键 10 8 GB1096 79 l L2 b 80 10 70mm h 8mm p 4 T d h l 4 176 67 1000 10 8 70 126 2Mpa p 150Mpa 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 38 滚动轴滚动轴承的承的选择选择及及计计算算 根据条件 轴承预计寿命 Lh 2 8 300 5 24000 小时 1 输入轴的轴承设计计算 1 初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用 所以 P Fr 752 4N 2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 10057 91N 24000 10 96060 1 4 7522 1 10 60 1 6 1 6 h t d L n f Pf C 3 选择轴承型号 选择 6207 轴承 Cr 19 8KN 24000183097 7 4 7522 1 198001 96060 10 60 10 3 66 Pf Cf n L d t h 预期寿命足够 此轴承合格 2 输入轴的轴承设计计算 1 初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用 所以 P Fr 714 5N 计计 算算 及及 说说 明明结结 果果 重庆理工大学机械设计课程设计 39 2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 6255 23N 24000 10 66 26960 1 5 7142 1 10 60 1 6 1 6 h t d L n f Pf C 3 选择轴承型号 选择 6209 轴承 Cr 24 5KN 24000738329 12 5 7142 1 245001 66 26960 10 60 10 3 66 Pf Cf n L d t h 预期寿命足够 此轴承合格 联连轴器的选择 1 类型选择 由于两轴相对位移很小 运转平稳 且结构简单 对缓冲要求不高 故选用弹 性柱销联轴器或凸缘联轴器 2 载荷计算 计算转矩 TC2 KA T 1 3 176 67 229 67Nm TC1 KA T 1 3 51 68 67 19Nm 其中 KA 为工况系数 KA 1 3 3 型号选择 根据 TC2 轴径 d2 轴的转速 n2 查标准 GB T 5014 1985 输出轴选用 HL2 型弹性柱销联轴器 其额定转矩 T 315Nm 许用转速 n 5600r m 故符合 要求 根据 TC1 轴径 d1 轴的转速 n1 查标准 GB T 5843 1985 输入轴选用 YL6 型凸缘联器 其额定转矩 T 100Nm 许用转速 n 5200r m 故符合要求 重庆理工大学机械设计课程设计 40 十 减速器附件的十 减速器附件的选择选择 通气器 由于在室内使用 选通气器 一次过滤 采用 M18 1 5 油面指示器 选用游标尺 M16 起吊装置 采用箱盖吊耳 箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M16 1 5 十一 十一 润润滑与密封滑与密封 齿轮的润滑 采用浸油润滑 由于低速级周向速度为 所以浸油高度约为六分之一 大齿轮半径 取为 35mm 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为 所以宜开设油沟 飞溅润滑 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利 考虑到该装置用于小型设备 选 用 L AN15 润滑油 密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整 采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实 现密封 密封圈型号按所装配轴的直径确定为 F B25 42 7 ACM F B70 90 重庆理工大学机械设计课程设计 41 10 ACM 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定 十二 十二 设计设计小小结结 机械课程设计是我们学完了大学的全部基础课 专业基础课以及大部 分专业课之后进行的 这是我们在进行毕业设计之前对所学机械课程的一次 深入的综合性的总复习 也是一次理论联系实际的训练 因此 它在我大学生 活中占有重