機械設計課程設計 1 機械設計基礎課程設計說明書機械設計基礎課程設計說明書 設計題目：設計題目： 螺旋輸送機傳動裝置螺旋輸送機傳動裝置 學生姓名：學生姓名： 學學 號：號： 專業(yè)年級：專業(yè)年級： 0909 機械機械 2 2 指導老師：指導老師： 成成 績：績： 20112011 年年 1212 月月 機械設計課程設計 2 機械設計課程設計說明書 學生姓名 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化 學 號 指導教師 職 稱 講師 教研室 機電系教研室 題目 螺旋輸送機傳動裝置 傳動系統(tǒng)圖： 原始數(shù)據(jù)：輸送機工作軸轉矩原始數(shù)據(jù)：輸送機工作軸轉矩 m265NT 輸送機工作軸轉速輸送機工作軸轉速 1 min130 rn 工作條件：連續(xù)單向運行，工作時有輕微振動，使用期工作條件：連續(xù)單向運行，工作時有輕微振動，使用期 8 8 年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作輸送機工年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作輸送機工 作軸轉速允許誤差作軸轉速允許誤差。%5 機械設計課程設計 3 目錄目錄 1.1.電動機的選擇與運動參數(shù)的計算電動機的選擇與運動參數(shù)的計算 1.1、電動機的選擇 （4） 1.2、傳動比的分配 （6） 1.3、傳動裝置運動參數(shù) （6） 2.2. 各齒輪的設計計算各齒輪的設計計算 2.1、直齒圓柱齒輪減速設計 （9） 2.2、直齒圓錐齒輪減速設計 （13） 3.3.軸結構設計軸結構設計 3.1 、高速軸的設計 （18） 4.4.校核校核 4.1、高速軸軸承和鍵的校核 （23） 4.2、聯(lián)軸器的選擇（23） 4.3、減速器的潤滑（23） 5.5.箱體尺寸及技術說明箱體尺寸及技術說明 5.1、減速器箱體尺寸 （25） 6.6.福建設計福建設計 附件設計 （26） 7.7.其他技術說明其他技術說明 其他技術說明（27） 8.8.設計心得設計心得（29） 參考文獻參考文獻 （30） 機械設計課程設計 31 設計計算與說明計算結果 1.1. 電動機的選擇與運動參數(shù)的計算電動機的選擇與運動參數(shù)的計算 1.11.1、電動機的選擇、電動機的選擇 1.1.1、確定傳送機所需的功率 w P 設定傳送機本身的功率98 . 0 w w P w w nT 9550 kWkW7972 . 3 98 . 0 9550 130265 1.1.2、確定傳動總效率 總 其中、分別為聯(lián)軸器、一對錐齒 4 432 2 1 總1 2 3 4 輪、一對圓柱齒輪、球軸承的效率。 查表可得：、99 . 0 1 90 . 0 2 97 . 0 3 98 . 0 4 78920 . 0 98 . 0 97 . 0 90 . 0 99 . 0 432 總 1.1.3、電動機的輸出功率 kW P P w d 6641 . 4 78920 . 0 7972 . 3 1.1.4、選擇電動機 單級圓柱斜齒輪的傳動比 6 錐齒輪 -32 則總動比的范圍是 2-18 所以，的電動機的轉速范圍為 260-2340 r、 選擇電動機型號為：Y132M2-6Y132M2-6 KWP7972 . 3 w 78920 . 0 總 kWPd6641 . 4 電動機型號： Y132M2-6Y132M2-6 機械設計課程設計 3 Y132M2-6 電動機主要技術數(shù)據(jù) 額定功率 w KkW5 . 5 滿載轉速 滿 n min 960r 同步轉速 同 n min 1000r 額定轉矩 額 TmN 0 . 2 最大轉矩 max TmN 2 . 2 1.1.5、電動機的外型尺寸 3i1 4615 . 2 i2 機械設計課程設計 3 1.21.2、總傳動比計算及傳動比分配、總傳動比計算及傳動比分配 1.2.1、總傳動比計算 由題目給定參數(shù)可知輸送機工作軸轉速 1 min130n r 38 . 7 130 960 n n ia 滿 1.2.2、傳動比的分配 一級圓柱齒輪減速器傳動比一般。6i 一級圓錐齒輪減速器，用于輸入軸與輸出軸垂直相交的傳動時，若 采用直齒輪一般，因此取一級閉式圓柱斜齒齒輪傳動比=33i a i 則一級開式圓錐此輪傳動的傳動比4615. 2 3 38. 7 i 1 2 i ia 1.1.3、傳動裝置運動參數(shù)的計算 （1）、對于圓柱斜齒齒輪傳動： 高速軸的輸入功率：kWK6175 . 4 99 . 0 6641 . 4 P 1wI Y132M2-6 電動機外形尺寸為（mm） ABCDEFGH 2161788938801033132 KABACADHDBBL 12280270210315238515 電動機安裝尺寸（mm） 中心 高 H 外形尺寸 LX（AC/2+AD） XHD 地腳安 裝尺寸 AXB 地腳螺釘 孔直徑 K 軸伸尺寸 DXE 裝鍵部位 尺寸 FXGD 132515X345X315216X1781238X8010X41 38 . 7 ia kW2586 . 4 PIII kW7596 . 3 PIv min 960 I r n min 320 II r n min 320 III r n min 130 Iv r n mNTI9345.45 mNTII996.130 mNTIII0925.127 mNTIv9215.275 kW6175 . 4 PI kW3894 . 4 PII 機械設計課程設計 3 低速軸的輸入功率：kW3894 . 4 97 . 0 978 . 0 6175 . 4 PP 34III 對于圓錐齒輪傳動： 高速軸的輸入功率 kW2586 . 4 98 . 0 99 . 0 3894 . 4 PP 41IIIII 低速軸的輸入功率 kW7596 . 3 98 . 0 90 . 0 2586 . 4 PP 42IIIIv （2）、各軸轉速的計算 對于圓柱齒輪傳動： 高速軸轉速 min 960n r nI 滿 低速軸轉速 min 320 3 960n 1 II r i n I 對于圓錐齒輪傳動： 高速軸轉速 min 320 2 r nnIII 低速軸轉速 min 130 4615 . 2 320n 2 Iv r i n III （3）、各軸輸入轉矩的計算 對于圓柱齒輪傳動： 高速軸輸入轉矩mN n P T I I I 9345.45 960 6175 . 4 95509550 低速軸輸入轉矩mN n P T II II II 996.130 320 3894 . 4 95509550 對于圓錐齒輪傳動： 高速軸輸入轉矩mN n P T0925.127 320 2586 . 4 95509550 III III III 低速軸輸入轉矩mN n P T Iv Iv 215.275 130 7560 . 3 95509550 Iv 31 1 Z 93 2 Z 20 MPa650 1H MPa580 2H 機械設計課程設計 3 （4）、各軸功率、轉速、轉矩列于下表: : 軸 名功率kW轉速 min r 轉矩mN 高速軸 I 4.617596045.9345 圓柱齒 輪傳動 低速軸II 4.3894320130.996 高速軸III 4.2586320127.0925 圓錐齒 輪傳動 低速軸IV3.7560130275.9215 6 . 1K 5 . 1m mma96 mm48b1 mmb144 2 機械設計課程設計 3 2.2. 各齒輪的設計計算各齒輪的設計計算 2.12.1、直齒圓柱齒輪減速設計、直齒圓柱齒輪減速設計 2.1.1 工況分析 直齒圓柱斜齒齒輪傳動采用軟齒面閉式傳動，初選傳動精度為 7 級，齒輪表面粗糙度為，其主要失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)6 . 1 a R 性，齒數(shù)宜取多一些，取，壓力角為25 1 Z75325 112 iZZ 。 20 2.1.2 設計原則 1、設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度 計算。 2、按齒根彎曲疲勞強度設計。 2.1.3 設計計算 （ 1）、選擇齒輪材料并確定螺旋角 小齒輪用 45 調質，齒面硬度 250HBS 大齒輪用 45 ?；?210HBS 選螺旋角為 14 （2）、按齒面接觸接觸強度設計 即即 3 12 1 1 d H E HtT k t d ）（）（ 】【 (1) 確定公式的各值 1.試選 2.區(qū)域系數(shù) 6 . 1 t k45 . 2 H Z 3.查得 則78 . 0 1 87 . 0 2 65 . 1 21 4.許用接觸應力 ： 2 21 HH H 565 . 2 1Fa Y 2178 . 2 2 Fa Y 機械設計課程設計 3 5.安全系數(shù) S=1 失效概率為 1% 選齒寬系數(shù) 1 d 彈性影響系數(shù) 2 1 8 . 189 MPaZE 查表，MPa650 2limH MPa580 2limF MPa 5 . 617MPa 1 65095 . 0 S K H Hlim2HN2 H2 MPa522MPa 1 5809 . 0 S K F Flim2FN2 2F MPa H 5 . 569 6.應力循環(huán)次數(shù) 9 1 1091 . 2 836582196060N 8 32 10 2 . 97 . 8 1 N N 則9382.45 3 75.5693 8 . 48945 . 2 4 5 . 459346 . 123 12 1 1 d H E HtT k t d ）（）（ 】【 7.計算圓周速度 smv nd t /3091 . 2 100060 11 8. 計算齒寬 b 及模數(shù) 9382.45 1 tdd bmmzdm tn 7829 . 1 /cos. 1 0115 . 4 25 . 2 nt mh4516.11011 . 4 /9382.45 h b 9. 重合度9822 . 1 tan318 . 0 1 z d 10.計算載荷系數(shù) k 已知使用系數(shù) 根據(jù) v=2.3091m/s 動載荷系數(shù)1 A k 08 . 1 v k 418 . 1 H k14 . 1 H k2 . 1 FH kk 載荷系數(shù)855 . 1 HHVA kkkkk 11.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 20 3 Z 50 4 Z o 20 機械設計課程設計 3 2594.48 3 11 t k k t dd 12.計算模數(shù) 8731 . 1 /cos 11 zdmn （3）、按齒根彎曲強度設計 3 cos2 2 1 2 1 F FaFa dz YYYkT n m （1）1.計算載荷系數(shù) 8312 . 1 FFVA kkkkk 2.縱向重合度 9822 . 1 查得螺旋角影響系數(shù) 85 . 0 Y 3 計算當量齒數(shù) 367.27 cos3 1 1 z zv 1011.82 cos3 2 2 z zv （4）查取齒形系數(shù) 565 . 2 1Fa Y 2178 . 2 2 Fa Y （5）查取應力校正系數(shù) 604 . 1 1Sa Y772 . 1 1Sa Y （6）.計算大小齒輪的 F SaFaY Y = F SaFaY Y 1 /604 . 1 565 . 2 F （7）確定公式內各參數(shù) 1.查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 取 MPa FE 440 1 MPa FE 420 2 s=1.4 2.彎曲疲勞系數(shù) 92 . 0 1 FN k96 . 0 2 FN k 3. 143.289 1 F288 2 F “385721 1 “21 2 68o 2 機械設計課程設計 3 4.=0.014229 =0.013646 1 F SaFaY Y 2 F SaFaY Y （4）.設計計算 計算的1.23 n m （1）取=1.5=1.5 n m 217.31 cos 1 n m d z 取 31 1 z93 2 Z （2）.幾何尺寸的計算 847.95 cos2 )( 21 n mzz a 取 a=96 （3）正螺旋角 3615.14 2 cos 21 a mzz ar n （4） 計算大小齒輪的分度圓直徑 99.47 1 d99.143 2 d （5 5）計算齒寬）計算齒寬 99.47db d 圓整后取圓整后取 55 1 B50 2 B （5）、計算齒輪其他參數(shù) 齒頂高 mmmhh a 5 . 15 . 11 * a 頂隙 mmmcc375 . 0 5 . 125 . 0 * 齒根高 mmh875 . 1 f 全齒高 mmhhh fa 375 . 2 875 . 1 5 . 1 分度圓直徑 mmmZ48d 11 mmd144 2 5 e m mm255R 機械設計課程設計 3 基圓直徑 mmdb94.44 1 mmdb83.134 2 齒頂圓直徑 512 11 aa hdd 1472 22 aa hdd 齒根圓直徑 25.442 11 ff hdd 25.1402 22 ff hdd 齒距 71 . 4 nn mp 齒厚 s=p/2=2.355 齒槽寬 e=p/2=2.355 2.22.2、直齒圓錐齒輪減速設計、直齒圓錐齒輪減速設計 2.2.1 選定高速級齒輪精度等級、材料及齒數(shù) （1）輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用 7 級精度。 （3）材料選擇 選則小齒輪材料為 45 鋼，調質處理，硬度為 250HBS。大齒輪材料為 45 鋼，常化，硬度為 210HBS，二者硬度差為 40HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù),20 1 z 則：。50z23.49204615 . 2 2112 ，取ziz 2.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 按參考文獻1式 10-9a 計算 即 3 2 1 2 1 5 . 01 92 . 2 u KTZ d RR H E t （1)確定公式內的各項數(shù)值 試選載荷系數(shù) =1.3. t K 計算小齒輪的轉矩：mNT 5 . 127092 1 mm 5 . 20DImin mm25.32DIImin mm 5 . 31DIIImin 機械設計課程設計 3 由機械設計201 頁表 10-6 查出材料的彈性影響系數(shù)： 2 1 8 . 189 MPZE 由參考文獻1209 頁表 10-21 按齒面硬度查出： 小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa； 1limH 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa 2limH 由參考文獻1式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)： =603201（2183658）=2.246 h jLnN 11 60 8 10 =2.246/3.5=9.111。 212 /iNN 9 10 7 10 由參考文獻1207 頁圖 10-19 查出得接觸疲勞壽命系數(shù)： =0.94,=0.96。 1HN K 2HN K 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1。 =0.94600MPa=564MPa S K HHN H 1lim1 1 =0.96550MPa=528MPa S K HHN H 2lim2 2 由參考文獻1193 頁 10-2 ?。挥蓹C械設計194 頁 10-81 A K 試選動載系數(shù)；由機械設計226 頁表 10-9 取及08 . 1 V K H K 為 1；,，則 H K HbeFH KKK5 . 1 25 . 1 Hbe K =1.51.25=1.875，所以： K 025 . 2 875. 1108 . 1 1 KKKKK VA 錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)常取 R= 3 1 (2)計算 計算小齒輪分度圓直徑 t d1 3 2 1 2 1 5 . 01 92 . 2 uR KTZ d R H E t D1=40mm D2=40mm D3=45mm 機械設計課程設計 3 113.27mm 3 2 2 4615 . 2 3 1 5 . 01 3 1 5 . 12092025 . 2 ) 528 8 . 189 ( 計算圓周速度 =1.897m/sv 100060 1 ndm 計算載荷系數(shù) V=1.897m/s,7 級精度，查得與試選值相同，故選取08 . 1 v k08 . 1 v k 故選取mm27.113 1 d 計算小齒輪模數(shù)mm65. 5 20 27.113 1 1 z d m 2.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 3 22 1 2 1 15 . 01 4 F SaFa RR t YY uz KT m （1）確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)11.0811.875=2.025。 FFaVA KKKKK 由參考文獻1208 頁表 10-21 查出： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限=460MPa； 1FE 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=440MPa 2FE 由參考文獻1206 頁 10-18 查表彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.88,=0.92。 1FE K 2FE K 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1 =404.8MPa S K FEFE F 11 1 1 46088 . 0 =418MPa S K FEFE F 22 2 1 44092 . 0 計算節(jié)圓錐角 “385721arctan 2 1 1 Z Z mm91.20 1 D mmD22.30 2 機械設計課程設計 3 “21 268“38572190 2 計算當量齒數(shù) =21.5647，133.670 “385721cos 20 cos 1 1 1 z zv 2 2 2 cos z zv 由參考文獻1200 頁 10-5 查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 查表得：=2.74，=2.164.，=1.555，=1.869。 1Fa Y 2Fa Y 1Sa Y 2Sa Y 計算大小齒輪的并加以比較 F SaFaY Y =0.0105；=0.0094。 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY 小齒輪值較大 （2）計算 3 22 1 2 1 15 . 01 4 F SaFa RR t YY uz KT m =534 . 3 0105. 0 14615. 220 3 1 5 . 01 3 1 100925.12025 . 2 4 3 22 2 4 綜合分析取=5mm ,mmm20 1 Z50 2 Z100 11 mzd 2.2.4 幾何尺寸計算 （1）錐齒輪大端分度圓直徑 100mm,=250mm 1 d 2 d （2）計算錐距 R =255mm 2 14615 . 2 100 2 1 22 1 u dR （3）節(jié)圓錐角： ,“385721 1 “21“268 2 （5）計算齒寬 mmD92.29 3 714.38 4 D 聯(lián)軸器 YL8 YL9 38 1 L mm84L2 機械設計課程設計 3 ,33.33100 3 1 RB R RB 3 1 取 mmB B 34 38 2 1 2.2.5 計算齒輪其他參數(shù) 分度圓直徑 100 1 d 250 2 d 齒頂高 5 1a h 齒根高 mmhf6 全齒高 mmhhh fa 1165 頂隙 mmmcc152 . 0 * 齒頂圓直徑 3 . 109 1 d 7 . 258 2 d 齒根圓直徑 87.88cos4 . 2 111 ef mdd 5 . 250 2 f d 齒寬 ，,3/Rb mmb38 齒根角 “8 332)/arctan(Rhf f 根錐角 “302419 1 ff “542865 f 頂錐角 “463024 11 a 3670 2 mm5L3 mm15L4 mm55L mm33L6 NFt98.1913 NFr96.717 NFBV98.358 NFAV98.358 機械設計課程設計 3 3.3.軸結構設計軸結構設計 3.13.1、高速軸的設計、高速軸的設計 3.1.1 選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇 常用材料 45 鋼,調質處理. 3.1.2 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑,則: 3 Imin CD n p 確定參數(shù)，A 為材料系數(shù)，查得 A 118-107，在這里取 118，再 考慮鍵對軸的削弱，若計算的軸截面上有鍵槽則應將軸頸增大，一個鍵 槽增大 3%-5%,兩個增大 7%-10%。 mm91.20 1 DmmD22.30 2 mmD92.29 3 714.38 4 D 3.2.3、初選軸承 1）I軸選軸承為 6208 2）II軸選軸承為 6208 3）III軸選軸承為 6209 根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為: D1=40mm D2=40mm D3=45mm 3.2.4、聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為 YL8 和 YL9 剛性聯(lián)軸器 3.2.5 結構設計 現(xiàn)只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便, NFAH99.956 99.956 BH F MNMH59.24 mNMH56.65 mNM02.70 機械設計課程設計 3 減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示. （1） 各軸直徑的確定 初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑。 1）第一段軸要安裝聯(lián)軸器 YL8，故該段軸徑為=38mm 1 D 2） 該軸軸段安裝軸承 6208,故該段直徑為。mmD40 2 3） 軸承右段有軸肩，故該段直徑為。mmD46 3 4）軸肩過后為一段 D=40mm 軸，齒輪處，直徑為。mmD51 4 5） 齒輪右端用軸肩固定。 6） 軸肩過后為安裝軸承處。 （2）各軸段長度的確定 1） 軸段 1 的長度為聯(lián)軸器的長度38 1 L 2） 軸段 2 為軸承安裝處和軸承端蓋的安裝處和擋油盤安裝處， 取mm84L2 3） 軸段 3 為軸肩，取mm5L3 4） 軸段 4 為齒輪左斷面和軸肩之間的距離，取。mm15L4 5） 軸段 5 為齒輪，取長度。mm55L 6） 軸段 6 安裝軸承和擋油盤，長度為mm33L6 （3）軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性堅固性，采用齒輪軸。與軸承內圈配合軸 應選用 k6，軸與聯(lián)軸器均采用 C 型普通平鍵聯(lián)接，軸與齒輪均采 用 A 型普通平鍵聯(lián)接。 （4）軸上倒角與圓角 為保證 6208 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊 的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。 機械設計課程設計 3 根據(jù)標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為。 o 451 3.2.5 軸的受力分析 1）畫軸的受力簡圖 2）計算支座反力 作用于齒輪上的圓周力 N d T Ft98.1913 99.47 9345.4522 1 1 徑向力 NFF o tr 96.717cos/20tan 在水平面上 N L LF Ar AV 98.358 137 5 . 6896.717 F N L LF Br BV 98.358F 在垂直面上 N L LF At AH 99.956F N L LF Bt H 99.956FB 3）作軸的水平面和垂直面的彎矩圖 作垂直面彎矩圖 mN59.24 5 . 6898.358 2 L FM AVV 作水平面彎矩圖 mN56.65 5 . 6899.956 2 L FM AHH 計算合成彎矩，作合成彎矩圖 mN02.7059.2456.65MMM 22 2 V 2 HA 計算轉矩 mN n P T9345.4555 . 9 計算危險截面當量彎矩： 機械設計課程設計 3 mN25.759345.456 . 002.70TMM 2 2 22 A 其中，應力校正系數(shù)為。6 . 0 3.2.6 判斷危險截面 如上所訴可知，軸的危險截面位于安裝齒輪的位置。 其危險截面為 222 57.124 4 14159 . 3 d 4 Acm 3.2.7 軸的彎扭合成強度校核 查表可得 折合系數(shù)6 . 0 計算抗扭截面系數(shù) 333 6 . 441 . 01 . 0Wmd MPa W TM e 4 . 17 2 2 軸受力圖 F Ft t F FA Az zF FB Bz z MM A Av v F Fr r F FA Ay yF FB By y MM A Ah h 機械設計課程設計 3 T T MM A A 圖.1 3.2.8.軸的安全系數(shù)校核 由表 10-1 查得 1 . 0,02,155,275,640 11 MPaMPaMPa B 由表查得62 . 1 80 . 2 KK， 彎曲應力 MPa W M 36.16 4 . 6 25.75 b 應力幅 MPa a 36.16 b 平均應力 0 m 切應力 MPa W T T 989 . 9 4 . 6 9345.45 MPa T ma 5 2 989 . 9 2 安全系數(shù) 94 . 5 1 ma K S 1 . 16 1 mat K S 5 . 157 . 5 SS SS 22 S S 在需用安全系數(shù)范圍內，故 a-a 剖面安全。 機械設計課程設計 3 4.4. 校校 核核 4.14.1、高速軸軸承、高速軸軸承 NFa t 21.477tanF N96.717Fr NCor0414 . 0 /Fa 選擇軸承的型號為 6208， e=0.024 x=0.56 KN r 5 . 25C y=1.85 1）： P=P= )2 . 1(88.1541)21.47785 . 1 71719656 . 0 (2 . 1)( parp fYxFf 2） 驗算 60208 的壽命 hh Pn 4556869.200082 88.1541 25500 96060 1025500 60 10 L 3 6 3/10 6 h 4.2、鍵的校核 鍵 1 108 L=56 則強度條件為 MPa T lkd T P 71.11 35564 2102 3 查表許用擠壓應力MPa P 120 所以鍵的強度足夠 4.3、聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為 YL8 和 YL9 型彈性聯(lián)軸器 4.4、減速器的潤滑 （1） 齒輪的潤滑 機械設計課程設計 3 因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 低速齒輪浸入油里約 1/3，高速級齒輪靠低速級齒輪帶油潤滑。 （2） 滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度 V2m/s 所以采用 脂潤滑。 機械設計課程設計 3 5.5.減速器箱體尺寸減速器箱體尺寸 箱體壁厚 箱蓋壁厚 mm10 mm8 1 箱蓋凸緣厚度 箱座凸緣厚度mm15b1mm15b 地腳螺栓直徑 地腳螺栓數(shù)目 16Mdf4n 定位銷直徑 mm8d 箱蓋，箱座肋厚mm12mm 21 大齒輪頂圓與內箱壁距離mm5 . 61 齒輪端面與內箱壁距離mm152 軸承端面至箱體內壁距離mm153 大齒輪齒頂圓至箱體底面內壁間距mm164 減速器中心高 H=102mm 箱體內壁軸向間距 mm101L1 機械設計課程設計 3 6 6. . 附附件件設設計計 6 6. .1 1. .視視孔孔蓋蓋和和窺窺視視孔孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)位置，并有 足夠的空間，以便于能深入進行操作，窺視孔有蓋板機體上開窺 視孔與凸緣一塊，以便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加 強密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M10 緊固。 6 6. .2 2 放放油油孔孔與與螺螺塞塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近 的一側，與便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁 應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支撐面，并加封油圈加以 密封。 6 6. .3 3 油油標標 油標位于便于觀察減速器油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不 能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 6 6. .4 4 通通氣氣孔孔 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大為便于排氣， 在機蓋頂部窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達到體內為壓力平衡。 6 6. .5 5 起起蓋蓋螺螺釘釘 起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，釘桿端 部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 6 6. .6 6 定定位位銷銷 為保證刨分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián) 凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 6 6. .7 7 吊吊鉤鉤 在機蓋上直接鑄處吊鉤和吊環(huán)，用以吊起或搬運較重的物體 機械設計課程設計 3 7.7.其他技術說明其他技術說明 7.17.1、對零件的要求、對零件的要求 裝配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上潤滑 油。在箱體內表面涂防侵蝕涂料，箱體內不允許有任何雜物。 （1）對滾動軸承游隙的調整要求 為保證滾動軸承的正常工作，應保證滾動軸承的軸向有一定的游隙。 對游隙不可調的軸承，可取游隙為 0.25 至 0.4mm。對可調游隙的軸承， 其游隙值可查機械設計手冊。本設計采用深溝球軸承，因此可取游隙 0.3mm。 7.27.2 嚙合傳動側隙和接觸斑點嚙合傳動側隙和接觸斑點 傳動側隙和接觸斑點使齒輪傳動中兩項影響性能的重要指標，安裝 時必須保證齒輪副或蝸桿副所需的側隙及齒面接觸斑點。 傳動側隙的大小和傳動中心距有關，與齒輪的精度無關。側隙檢查 可用塞尺或 者把鉛絲放入相互嚙合的兩齒面間，然后測量塞尺或者鉛絲變形后的厚 度。本設計中嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于 0.16 mm,鉛絲不得大于最小側 隙的四倍。 接觸斑點的要求是根據(jù)傳動件的精度確定的。它的檢查時在主動輪 的齒面上涂色，將其轉動 2 至 3 周后，觀察從動輪齒上的著色情況，從 而分析接觸區(qū)的位置和接觸面積的大小。本設計用涂色法檢驗斑點，按 齒高接觸斑點不小于 40%；按齒長接觸斑點不小于 50%.必要時可用研磨 或刮后研磨以便改善接觸情況。 若齒輪傳動側隙或者接觸斑點不符合設計要求，可調整傳動件的嚙 合位置或者對齒面進行刮研、跑和。 7.37.3 對潤滑密封的要求對潤滑密封的要求 減速器剖分面、各接觸面及密封處均不允許漏油，滲油。剖分面上 允許涂密封膠或水玻璃，但決不允許使用墊片和使用任何填料。 機械設計課程設計 3 7.47.4 對試驗的要求對試驗的要求 減速器裝配完畢后，在出廠前一半要進行空載試驗和整機性能試驗， 根據(jù)工作和產(chǎn)品規(guī)范，可選擇抽樣和全部產(chǎn)品試驗。 先做空載試驗，在額定轉速下正反轉各 1 至 2h。要求運轉平穩(wěn).噪 聲小，連接固定處不松動，不漏油。 負載試驗時要求在額定轉速和額定功率下，油池溫升不要超過 35 攝氏度，軸承溫升不能超過 40 攝氏度。 7.57.5 對外觀、包裝和運輸?shù)囊髮ν庥^、包裝和運輸?shù)囊?減速器應根據(jù)箱體的要求，在箱體表面涂上灰色油漆。軸的外伸端 及各附件應涂有包裝。運輸用的減速器包裝箱應牢固可靠，裝卸時候不 可倒置，安裝搬運時候不得使用箱蓋上的吊鉤、吊耳、吊環(huán)等。 7.67.6 對潤滑油的要求對潤滑油的要求 機座內采用 L-CKD150 潤滑油，并裝潤患有至規(guī)定高度。 機械設計課程設計 3 8.8.設計心得設計心得 機械設計基礎的課程設計可以說是對機械專業(yè)學生的一種非常直接、 非常有效的綜合考察方法。 也是機械專業(yè)基礎知識學習的畢竟途徑。通 過這為期兩周的課程設計，基本上，我又把書本教材看了一遍，而且比 以前看的更加仔細了。通過理論驗算，受力分析，畫零件圖，裝配圖， 讓我對于設計一個成品的過程，當然，不僅僅是本次設計的減速器，有 了更深的了解，對機械的有關各零部件的有機結合有了深刻的認識。并 且，把所學的理論力學，材料力學，公差與測量技術，工程材料，CAD， 等等許多機械的學科很好的綜合起來。對我而言，這樣的一種練習，不 僅僅只是課程設計，而是對專業(yè)綜合知識的強化訓練。 雖然，經(jīng)過將近兩周的努力，任務基本完成，但是整個設計還是存 在很多缺陷，在設計過程中還是遇到了很多問題，如標準件的選擇，裝 配圖的繪制等等，雖然是設計出來，但是我也明白，對于其中的尺寸的 設計，以及查表之后的計算過程中產(chǎn)生的誤差等都沒能夠很好的把握。 讓我更加徹底的認識到自己專業(yè)知識的不足之處。從而更加明確了自己 今后要努力的方向。 我一直覺得，把理論知識應用到實際當中去，這不僅比上理論課有 意思，而且更能夠讓我們明白機械設計基礎這門課程的重要性，也讓我 們十分清楚的知道，對于所學知識，哪些是非常重要，必須掌握的。以 實踐的方式去學習，我覺得是十分有意義的，而且也是值得提倡的。 希望學院以后能多改變教學方式，多注重實踐性的學習，把培養(yǎng)學 生的興趣作為教學的主要目的，在教學時盡量把理論知識通俗化，而不 是學術化。多提供我們一些途徑讓我們把所學知識在實踐中得到應用。 或許，這種教學方式可以說成是科研型教學模式吧。 機械設計課程設計 3 參考文獻參考文獻 1 .機械設計蒲良貴 紀名剛 高等教育出版社 2 .機械設計課程設計陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第 3 版 機械 工業(yè)出版社 3 .機械制圖 劉朝儒 吳志軍 高政一 主編 4 .機械設計手冊 蔡春源 主編 遼寧科學科技出版社 5 .機械設計課程設計手冊 張龍 主編 國防工業(yè)出版社 機械設計課程設計 3