機械設計課程設計-盤磨機傳動裝置的設計(共29頁)

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上第一章 課程設計任務書年級專業(yè)過控101學生姓名付良武學 號題目名稱盤磨機傳動裝置的設計設計時間第17周19周課程名稱機械設計課程設計課程編號設計地點化工樓一、 課程設計（論文）目的1.1 綜合運用所學知識，進行設計實踐®鞏固、加深和擴展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設計簡單機械的能力®為以后的學習打基礎。1.3 進行工程師的基本技能訓練®計算、繪圖、運用資料。二、 已知技術參數和條件2.1 技術參數：主軸的轉速：42rpm 錐齒輪傳動比：23電機功率：5kW電機轉速：1440rpm2.2 工作條件：每日兩班制工作，工作年限為10年，傳動不逆轉

2、，有輕微振動，主軸轉速的允許誤差為±5%。1電動機；2、4聯軸器；3圓柱斜齒輪減速器；5開式圓錐齒輪傳動；6主軸；7盤磨三、任務和要求3.1 編寫設計計算說明書1份，計算數據應正確且與圖紙統一。說明書應符合規(guī)范格式且用A4紙打?。?.2 繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖1號圖1張；繪制零件工作圖3號圖2張（齒輪和軸）；標題欄符合機械制圖國家標準；3.3 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；注：1此表由指導教師填寫，經系、教研室審批，指導教師、學生簽字后生效；2此表1式3份，學生、指導教師、教研室各1份。四、參考資料和現有基礎條件（包括實驗室、主要儀器設備等）4.1 機械設計教材 4.2 機械設計

3、課程設計指導書4.3 減速器圖冊4.4 機械設計課程設計圖冊4.5 機械設計手冊 4.6 其他相關書籍五、進度安排序號設計內容天數1設計準備（閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書）12傳動裝置的總體設計23各級傳動的主體設計計算24減速器裝配圖的設計和繪制75零件工作圖的繪制16編寫設計說明書27總計15六、教研室審批意見教研室主任（簽字）： 年 月 日七|、主管教學主任意見 主管主任（簽字）： 年 月 日八、備注指導教師（簽字）： 學生（簽字）：計算及說明結果第二章 傳動方案的整體設計2.1傳動裝置總體設計方案:2.1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.1.2 特點：齒輪相對于

4、軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。選擇錐齒輪傳動和一級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。2.2電動機的選擇 根據已知任務書給定的技術參數，由給定的電動機功率為5KW，電動機轉速為1440r/min,查表17-7選取電動機型號為Y132S4，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。2.3確定傳動裝置的總傳動比和分配各級的傳動比2.3.1總傳動比由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速=42，可得傳動裝置總傳動比為nm/1440/4234.29。2.3.2分配傳動裝置傳動比錐齒輪傳動比：=3減速器傳動比：=/=34.29/3=11.43高速級傳動比：1=低

5、速級傳動比：2.4計算傳動裝置的運動和動力參數2.4.1 各軸轉速n（r/min）n0=nm=1440 r/min高速軸1的轉速:n1nm1440 r/min中間軸2的轉速：低速軸3的轉速：主軸6的轉速：2.4.2 各軸的輸入功率P(KW)P0=Pm=5kw高速軸1的輸入功率: P1=P0c=5×0.99=4.95kw中間軸2的輸入功率：P2=P11g=4.95×0.98×0.98=4.75kw低速軸3的輸入功率: P3=P22g=4.75×0.98×0.98=4.57kw主軸6的輸入功率: P4=P3ggd=4.57×0.98

6、15;0.99×0.97=4.30kwPm為電動機的額定功率；c為聯軸器的效率；g為一對軸承的效率；1高速級齒輪傳動的效率；2為低速級齒輪傳動的效率；d為錐齒輪傳動的效率。2.4.3 各軸輸入轉矩T(Nm)T0=9550P0/n0=3.316× N·m高速軸1的輸入轉矩T1=9550P1/n1=（9550×4.95）/1440=3.283×104N·m中間軸2的輸入轉矩T2=9550P2/n2=（9550×4.75）/366.4=1.238×105N·m低速軸3的輸入轉矩T3=9550P3/n3=（955

7、0×4.57）/126.3=3.4556×105N·m主軸6 的輸入轉矩T4=9550P4/n4=（9550×4.30）/42.1=9.7542×105N·m 第3章 傳動零件的設計計算 3.1 高速級斜齒輪的設計和計算 3.1.1 選精度等級，材料及齒數 （1）齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。（2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。（3）慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜

8、取多些，取=24,則=24×3.93=94.32，取=94。（4）選取螺旋角。初選螺旋角為=14o3.1.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式 試算（1）確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數Kt=1.6。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。3）由機械設計課本表10-7選取齒寬系數4)由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MP。 5)由圖10-21d按齒面強度查地小、大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa。 6)由式10-13計算應力循環(huán)次數。 N1=60n1j Lh=60×1440×1×（2×8

9、5;365×10）=5.05×N2=N1/i2=5.05×109/3.93=1.28×97)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90,KHN2=0.95。 8)計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數S=1由式10-12得：H1=Hlim1 KHN1/S=600×0.90/1 Mpa=540 MpaH2=Hlim2 KHN2/S=550×0.95/1 Mpa=522.5Mpa9) 由圖10-30選取區(qū)域系數ZH=2.433。10) 由圖10-26查得 ，則11) 許用接觸力：計算1）試算=39.629mm2） 圓

10、周速度（3）齒寬模數 （4）計算縱向重合度（5）計算載荷系數K根據V=2.988m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.12。;由表10-2查得使用系數KA=1.25;由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.417。查圖10-13得=1.34;故載荷系數：（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （7）計算模數3.1.3 按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1）計算載荷系數KK=1.25×1.12×1.4×1.34=2.632）根據縱向重合度=1.903，從圖10-

11、28查得螺旋角影響系數=0.883）計算當量齒數4） 查取齒形系數 由表10-5查得 5） 查取應力校正系數由表10-5查得6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.86,=0.89;8）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得/S=0.86×500/1.4=307.14MPa/S=0.89×380/1.4=241.57MPa 9）計算大、小齒輪的并加以比較 =2.592×1.596/307.14=0.01347MPa=2.178×1.791/241.57=

12、0.01615MPa大齒輪的數值大。（2） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于mn由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大于主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取mn=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=47.643mm,算出小齒輪齒數（3）幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為122mm2） 將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數，等不必修正。 b3) 計算分度圓直徑=94×2/cos14.7123=194.373mm4) 計算齒輪寬度圓整后取B2=50mm,B1=55

13、mm 5）結構設計齒頂高齒根高齒高齒頂圓直徑：小齒輪=d+2=53.627 mm 大齒輪=198.373 mm 齒根圓直徑：小齒輪=d-2=44.627 mm 大齒輪= d-2=190.373 mm3.2 低速級斜齒輪的設計和計算 3.2.1 選精度等級，材料及齒數。 1）齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。 3） 慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取,則,取。4） 選取螺旋角。初選螺旋角

14、14。3.2.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式試算（1）確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數Kt=1.6 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。3）由機械設計課本表10-7選取齒寬系數4）由表10-6查得材料的彈性影響系數=189.8MP5）由圖10-21d按齒面強度查地小，大齒輪的接觸疲勞強度極限 6） 由式10-13計算應力循環(huán)次數。7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95，KHN2=0.97。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數S=1.由式10-12得H1=Hlim1 KHN1/S=600×0.95/1 Mpa=570MpaH2=Hlim2 KHN2

15、/S=550×0.97/1 Mpa=533.5Mpa9）由圖10-30選取區(qū)域系數10）由圖10-26查得 則11）許用接觸力（2）計算1)試算2)圓周速度V=d1t n2/（60×1000）=1.169 m/s 3)齒寬4) 計算縱向重合度 5)計算載荷系數K根據V=1.169m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.08，;由表10-2查得使用系數KA=1.25;由表10-4查地7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.421；查圖10-13得;故載荷系數： 6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得7) 計算模數3.2.3 按齒根彎曲強

16、度設計由式10-5得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.89,KFN2=0.90; 3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得： 4）計算載荷系數KK=KAKVKFKF=1.25×1.08×1.4×1.35=2.555）根據縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數=0.88 6)計算當量齒數7）查取齒形系數 由表10-5查得 YFa1=2.592;YFa2=2.227 8）查取應力校正

17、系數 由表10-5查得 YSa1=1.596;YSa2=1.763 9） 計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。（2） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于mn由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大于mn主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取mn=2.5,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=72.449,算出小齒輪齒數取，取（3）幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為141 mm2） 將圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數等不必修正。 b3) 計算分度圓直徑4) 計算齒輪寬度圓整后

18、取B3=72，B2=77.5）結構設計齒頂高齒根高齒高齒頂圓直徑小齒輪大齒輪齒根圓直徑小齒輪，大齒輪第四章 軸的設計計算4.1 中間軸的設計計算4.1.1 中間軸上的功率P、轉速n和轉矩T由已知，得：P= P=4.75KW, n= n=366.4r/min4.1.2 確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取A0=112。得4.1.3 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如下：（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1）由于=26.31 mm，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小

19、處） 軸徑d=30 mm,則d-=d-=30 mm。2）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 d-=30 mm，選軸承型號30206，其尺寸為d×D×T=30 mm×62 mm×17.25mm。考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁6 mm。3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段-和-的直徑d-=d-=34mm.兩端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為50mm,小齒輪的輪轂寬度為77mm.為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故分別取L-=74mm,L-=47mm。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度:h>

20、0.07d-=0.07×34=2.38mm，取h=3mm;軸環(huán)處的直徑:d-=34+6=40 mm;軸環(huán)寬度:b1.4h=1.4×3=4.2mm,取L-=5mm。4）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以L-=17.25+6+16+3=42.25 mm L-=17.25+6+18.5+3=44.75 mm (3)軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-和d-分別由表6-1查得平鍵截面b×h=10 mm×8 mm,長度分別為63 mm和36 mm, 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定

21、位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°。(5) 軸的校核經校核，該軸合格，故安全。4.2 高速軸的設計計算4.2.1 求高速軸上的功率P、轉速n和轉矩T由已知，得：P=P1=4.95kw,n=n1=1440 r/min4.2.2 初步確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取A0=112.得 軸上有一鍵槽，則增加后得直徑d=20 mm，高速軸的最小直徑為安裝聯軸器處軸的直徑d-，取d-=20 mm。4.2.3 軸的結構設計（1）擬

22、定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如下：（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求,-軸段左端需制出一軸肩,故取-段的直徑d-=24 mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=38 mm，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，故取-段的長度應比L1略短一些，現取L-=36mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 d-=24 mm，選軸承型號30205，其尺寸d×D×T=25 mm×52 mm&#

23、215;16.25 mm,故d-=d-=25 mm.由于軸承右側需裝甩油環(huán)，且軸承需離箱體內壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁6 mm。，則取L-=L-=16.25 mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取d=30 mm.3）由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設計成齒輪軸。4）軸承端蓋的總寬度取為16 mm.取端蓋的外端面與聯軸器端面間的距離為30 mm,則L-=46 mm。5）取軸上軸段-處為高速小齒輪，直徑d-=53.627mm。已知小齒輪的輪轂寬度為55mm,故取L-=55mm。6）取齒輪距箱體內壁的距離L-=a=19.5 mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm,低速

24、級小齒輪輪轂長L=80mm,又因為已知箱體兩內壁之間的距離為178.5，高速級小齒輪輪轂長L=55，則（3）軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-由表6-1查得平鍵截面b×h=6 mm×6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°。4.2.4州的校核(1) 輸入軸上的功率P1，轉速n1，轉矩T1P1=5KW n1=1440r/min T1 =3.283×104Nm (2) 確定軸

25、及求作用在齒輪上的力1)求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =49.627而 F= F= F F= Ftan=1323.070×tan14.7123°=347.405N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: 輸入軸的載荷分析圖如下:4.3 低速軸的設計計算4.3.1 求低速軸上的功率P、轉速n和轉矩T由已知，得：P=P=4.57 KW ，n= n=126.3r/min4.3.2 初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取A0=112.得4.3.3 軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案軸的設

26、計示意圖如下：(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d-.為了使所選的軸直徑d-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=。按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL4型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250。半聯軸器的孔徑為40mm,故取d-=40mm,聯軸器長112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.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，故取-段的長度應比L1略短一些，現取L-=80mm。為了滿足半聯軸器的軸向定位要求,-軸段左端需制出一軸肩,故取-段的直徑d-=48mm

27、,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。2）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d-=48mm,選軸承型號30210，其尺寸為d×D×T=50mm×95mm×21.75 mm,故。3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=52mm.齒輪的的左端與左端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為72mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L-=69 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d=0.07×52=3.64,則軸環(huán)處=60mm。軸環(huán)寬度b1.4h=1.4×4=5.6,

28、取=10mm。4）取齒輪距箱體內壁的距離L-=a=25.5mm,考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁6 mm。已知滾動軸承寬度T=21.75mm,L-=L-=21.75 mm,已知箱體兩內壁之間的距離為178.5，則5) 取軸承端蓋外端面與聯軸器端面的距離為30 mm，端蓋厚20 mm，則L- =50. （3）軸上零件的周向定位齒輪，聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得平鍵截面b×h=16 mm×10 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，聯軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm&#

29、215;8 mm×70 mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°。4.3.4 軸的校核（1） 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P2=4.75KW n2=366.4r/min T2=1.238×105Nm（2） 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =209.643而 F=2×1.238×105/209.643= F= F F= Ftan=1181.055×tan15。=316.463N圓周力F，徑向力F及軸向

30、力F的方向如圖示:（3） 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定軸承的支點位置。對于30210型圓錐滾子軸承,從手冊中查取有a=21mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距 ，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構簡圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。 現將計算出的危險截面C處的MH、MV和M列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全 輸出軸的載荷分析圖如下:第五章 鍵連接的選擇和計算5.1 高速軸上的鍵的設計與校核齒輪、聯軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，

31、由表6-1查得聯軸器上的鍵尺寸為bhL =6×6×25 mm，聯軸器采取過渡配合，但不允許過盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6（具有小過盈量，木錘裝配）d=20 mm,T1=32.83 N·m, 查表得=100120 式中k=0.5h，l=L-b，所以所選鍵符合強度要求。5.2 中間軸上的鍵的設計與校核已知d-=d-=34 mm，T2=123.81 N·m，參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=3038 mm所以取bh=108 mm查表得=100120取低速級鍵長為63 mm，高速級鍵長為36 mm。所以所選鍵：

32、bhL=10 mm8 mm63 mm bhL=10 mm8 mm36 mm符合強度條件。 ´5.3 低速軸上的鍵的設計與校核已知裝齒輪處軸徑d=52mm，T=345.56N·m。參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=5058 mm,所以取bhL=16 mm10 mm63 mm，查表得=100120聯軸器處軸徑d=40mm，T=345.56N·m，由于d=3844mm，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm所以所選鍵符合強度要求。第六章 滾動軸承的選擇和計算6.1 計算高速軸的軸承：由前面可以知道n1=1500r/min兩軸承徑向反力：Fr=298.72N

33、=軸向力：Fa=0N初步計算當量動載荷P，根據P=+根據表13-6，=1.01.2，取=1.2。 根據表13-5，X=1所以P=1.21298.72=358.46N計算軸承30205的壽命：故可以選用 6.2 計算中間軸的軸承：已知n2=366.4r/min兩軸承徑向反力： 軸向力均為0初步計算當量動載荷P，根據P=根據表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據表13-5，X=1所以P=1.2286.6=343.92NP=1.2693.8=832.56N計算軸承30206的壽命：故可以選用。6.3 計算低速軸的軸承已知 n3=126.3r/min兩軸承徑向反力：= 673.45N軸向力：為0

34、初步計算當量動載荷P，根據P=根據表13-6，=1.01.2，取=1.2。X=1 所以P=1.2673.45=808.14N計算軸承30210的壽命：故可以選用。 第七章 聯軸器的選擇7.1類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.7.2載荷計算聯軸器1 公稱轉矩：T=.83N.m查課本表14-1,選取所以轉矩 因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計課程設計表17-4（GB/T4323-2002）選取LT5型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為125Nm，聯軸器2 公稱轉矩：T=.56N.m查課本表14-1,選取所以轉矩 因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計課程設計表17-4

35、（GB/T4323-2002）選取LT8型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為710Nm。第八章 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.8.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度8.2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為8.3.機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2。機體外型簡單，拔模方便.8.4.對

36、附件設計A 窺視孔蓋和窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔,大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內。窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。B 放油螺塞：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，以便放油，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承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處

37、即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣孔：減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,為便于排氣，所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。E 啟蓋螺釘：為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便

38、于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。F 定位銷：為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。以提高定位精度，兩銷相距盡量遠些。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置。G 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。 H 調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用。 I 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內。減速器機體結構尺寸如

39、下：名稱符號計算公式結果箱座厚度10箱蓋厚度（0.80.85）8mm 8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度b15 箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數目na<250mm4軸承旁聯結螺栓直徑M12蓋與座聯結螺栓直徑M10軸承端蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑dM8 至外箱壁的距離課本128頁241816至凸緣邊緣距離課本128頁221814外箱壁至軸承端面距離50大齒輪頂圓與內箱壁距離 15齒輪端面與內箱壁距離16箱蓋，箱座肋厚為、0.85 軸承端蓋外徑+（55.5）92（一軸）102（二軸）135（三軸）軸承旁聯結螺栓距離S76（一軸）86（二軸）119（三軸）箱體深度HdDs/2+(3050)157箱座高度HHd+(510)177第九章 軸承端蓋的設計與選擇根據箱體設計，選用凸緣式軸承端蓋。各軸上的端蓋：悶蓋和透蓋：參照表7-17 課本145頁 悶蓋示意圖 透蓋示意圖表 三個軸的軸承蓋DDDDd0螺釘孔數ne1m b1d1927242529410102825262941013511285959610第十一章 潤滑和密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=30 =34 所以