数控技术毕业设计（论文）-单级齿轮减速器输送机传动装置.doc

i 单级齿轮减速器输送机传动装置 摘摘 要要 带式输送机是现代最重要的散状物料输送设备，被广泛使用于电 力、冶金、化工、煤炭、矿山和港口等领域。随着带式输送向着高带 速、长距离、大运量的大型发展，拓展运人、运料和双向运输等功能， 做到一机多用，使其发挥最大的经济效益，从而大大的提高了生产效 率，降低劳动力。 本次课程设计为带式输送机传动系统的设计，首先分析了带式输 送机的发展前景，根据所设计的工作条件分析和确定传动方案，接着 通过计算对带式输送机有关零部件进行合理选择、校核以及对重要零 部件选择合理经济的润滑方式。根据工作的需求，选择合理经济的方 案应保证工作可靠且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传 动效率高和使用维护便利。 通过带式输送机传动系统的设计，进一步巩固和所学基本知识并 使所学知识得到综合运用，并为在今后学习本专业和进行此类设计打 下了坚实的基础，对自己将来工作中有很大的帮助。 关键词：带式输送机，带传动，齿轮传动 ii 目 录 摘摘 要要.i 第第 1 章章 绪论绪论1 1.1 设计题目1 1.1.1设计思路.1 1.1.2设计的目的和要求.1 1.2 设计内容1 1.2.1内容安排.1 第第 1 章章设计步骤设计步骤3 1.1设计课题：3 1.2计算过程及计算说明4 1.2.1 传动方案拟定4 第第 2 章章电动机选择电动机选择5 1、电动机类型和结构的选择：5 2、电动机容量选择：5 3、确定电动机转速5 2.1确定传动装置的总传动比和分配级传动比：6 2.2传动装置的运动和动力设计7 2.2.1 运动参数及动力参数的计算7 第第 3 章章v 带的设计带的设计 9 第第 4 章章齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算11 第第 5 章章轴的设计轴的设计15 5.1齿轮轴的设计15 5.2输出轴的设计计算18 第第 6 章章箱体结构设计箱体结构设计22 第第 7 章章键联接设计键联接设计24 7.1输入轴与大带轮联接采用平键联接24 iii 7.2输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接24 7.3输出轴与齿轮 2 联接用平键联接24 第第 8 章章滚动轴承设计滚动轴承设计25 8.1输入轴的轴承设计计算25 8.2输出轴的轴承设计计算26 第第 9 章章密封和润滑的设计密封和润滑的设计26 9.1密封26 9.2润滑27 第第 10 章章联轴器的设计联轴器的设计27 第第 11 章章设计小结设计小结27 致谢（三号黑体居中）致谢（三号黑体居中）30 参考文献参考文献31 附录附录 1i 附录附录 2ii 浙江工业大学专科毕业设计论文 1 第第 1 1 章章 绪论绪论 1.1 设计题目设计题目 按要求设计一台直齿圆柱齿轮一级减速器 1.1.1 设计思路 （1）根据工作功率计算电动机功率，确定电动机 （2）根据电动机满载转速和工作机转速，确定传动装置总传动比 （3）根据总传动比分配各部分分传动比 （4）根据分传动比确定各轴转速、功率 （5）根据各轴转速确定带及减速器参数 （6）验算所选零件的温度 （7）绘图 （8）成稿 1.1.2 设计的目的和要求 目的：机械设计基础课程设计是机械设计基础课堂理论学习的一个后续教学环节，其目 的是： （1）综合运用机械设计基础课程及其它选修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练， 使理论和生产实践知识密切的结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固加深和扩展。 （2）学习和掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的一般设计方法，培养学生工程 设计能力和分析问题解决问题的能力。 （3）对学生在计算、制图、运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及经验估算、考 虑技术决策、机械 cad 技术等机械设计方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的 水平。 要求：1.减速器装配图一张 a2 纸 2.零件工作图若干张（传动零件、轴、箱体等） 3.设计计算说明书一份（a4 纸） 1.2 设计内容设计内容 1.2.1 内容安排 （1）传动方案的分析与拟定 （2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 （3）传动件（如齿轮传动、带传动的设计） （4）轴的设计 （5）轴承及其组合部件的设计 浙江工业大学专科毕业设计论文 2 （6）键联接和联轴器的选择及校核 （7）箱体及附件的设计 （8）装配图及零件图的设计和绘制 （9）设计计算说明书的编写 浙江工业大学专科毕业设计论文 3 第第 1 1 章章设计步骤设计步骤 1.1设计课题：设计课题： 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连 续工作，单向运转，工作中有轻微震动，经常满载，空载启动。减速续工作，单向运转，工作中有轻微震动，经常满载，空载启动。减速 器小批量生产，使用期限器小批量生产，使用期限 8 年（每年以年（每年以 300 天计）天计） ，两班制工作，卷，两班制工作，卷 筒不包括其轴承效率为筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为，运输带允许速度误差为 5%。 原始数据原始数据 题号题号 3 运输带拉力运输带拉力 f （kn） 4.5 运输带速度运输带速度 v （m/s） 1.2 卷筒直径卷筒直径 d （mm） 900 设计人员设计人员 (对应学号对应学号) 46 15 11 25 设计任务要求：设计任务要求： 1. 减速器装配图纸一张（减速器装配图纸一张（2 号图纸）号图纸） 2. 轴、齿轮零件图纸各一张（轴、齿轮零件图纸各一张（3 号或号或 4 号图纸）号图纸） 3. 设计说明书一分设计说明书一分 浙江工业大学专科毕业设计论文 4 1.2计算过程及计算说明计算过程及计算说明 1.2.1 传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 、工作条件：使用年限 8 年，工作为两班工作制，有轻微 震动，环境清洁。 、原始数据：滚筒圆周力 f=4500n； 带速 v=1.2m/s； 滚筒直径 d=900mm； 方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求， 同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工 况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 1.电动机 2.v 带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带 浙江工业大学专科毕业设计论文 5 第第 2 2 章章 电动机选择电动机选择 1、电动机类型和结构的选择：、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：、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（1）： )(/kwpp awd 由式(2)：1000/vfpw)(kw 因此 )(1000/kwvfp ad 由电动机至运输带的传动总效率为： 总= 543 3 21 式中：、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联 1 2 3 4 5 轴器和卷筒的传动效率。由机械手册查得如下数据： 取=0.96，0.99，0.93，0.99，=0.95 1 2 3 4 5 则： 总=0.960.99 0.930.990.95 3 =0.81 所以：电机所需的工作功率： zd vfp1000/ )81 . 0 1000/()2 . 14500 （ =5.13(kw) 3、确定电动机转速、确定电动机转速 卷筒工作转速为： 浙江工业大学专科毕业设计论文 6 卷筒 n)/(100060dv )900/()2 . 1100060( 80min/r 根据手册表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=35。 取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a 0。 故电动机转速的可选范为 nd=ian 卷筒 =(1620)80 =4801600 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 表 1）综合考虑电动机和传动装置尺寸重量价格和带传动、减速 器传动比，比较两种方案可见第 2 方案比较适合。 故选定电动机型号为 y132m2-6，其主要性能：额定功率为 5.5 kw 满载转速为 960 r/min，额定转矩为 2 2.1确定传动装置的总传动比和分配级传动比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=nm/n 卷筒 =960/80=12 总传动比等于各传动比的乘积 浙江工业大学专科毕业设计论文 7 分配传动装置传动比 ia=i0i （式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据机械设计基础查得取（普通 v 带 i=24）因为：iai0i 所以： iiai0 12/3 4 2.2传动装置的运动和动力设计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（nm） 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 2.2.1 运动参数及动力参数的计算 如图所示： （1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0 =960/3=320（r/min） 轴：n= n/ i1 浙江工业大学专科毕业设计论文 8 =320/4=80 r/min 卷筒轴：n= n=80 r/min （2）计算各轴的功率： 轴： p=pd01 =pd1 =5.130.96=4.92)(kw 轴： p= p12= p23 =4.920.930.99 =4.53)(kw 卷筒轴： p= p23= p24 =4.530.930.99=4.17)(kw （3）计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： td=9550pd/nm=95505.13/960 =51.03 nm 轴： t= tdi001= tdi01 =51.0330.96=146.97 nm 轴： t= ti112= ti124 =146.9740.990.95=552.9nm 卷筒轴输入轴转矩：t = t24 =520 nm （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=4.920.99=4.87 kw 浙江工业大学专科毕业设计论文 9 p= p轴承=4.530.99=4.48kw （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 =146.970.99=145.5 nm t = t轴承 =552.90.99=547.4nm 效率 p （kw） 转矩 t （nm） 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5.13146.979602.80.96 轴4.924.92146.97145.5320 40.95 轴4.534.53552.9547.480 卷筒轴4.174.17520492.8480 1.000.99 第第 3 3 章章 v v 带的设计带的设计 （1）选择普通 v 带截型由机械设计基础课本1p165 表 9-6 得 ka=1.2 p=5.13 )(kw pc=kap=1.25.13=6.156 )(kw 浙江工业大学专科毕业设计论文 10 根据 pc=6.156，n=320 r/min 由课本1p165 图 9-9 得知)(kw 其交点在 b 型交界线处，故选 b 型 v 带。 （2）确定带轮的基准直径，并验算带速： 由课本1p165 表 9-9 及 p164 表 9-3 取小带轮 d1=180mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =3180(1-0.01)=534.6mm 由课本【1】p164 表 9-3 取 d2=560mm (虽使 n2 略有减少， 但其误差小于 5%，故允许) 带速验算： v=/（100060） 1 n 1 d =960180/（100060） =9.04 m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 (3)确定带长和中心距 a： 初定中心距为580mm 取带的基准长度为 0 a d l =2+（d1+d2）+ a l 0 a 2 0 2 12 4 )( a dd =2580+（180+560）+ 2 5804 )180560( 2 =2384.63 mm 根据课本【1】p162 由表 9-2 选取相近的 ld=2240mm 确定实 际中心距 a=+=580+=507.69 mm 0 a 2 ad ll 2 63.23842240 （4）验算小带轮上的包角 1 浙江工业大学专科毕业设计论文 11 =- 1 180 a dd 12 3 . 57 =-=120 合适 180 69.507 180560 3 . 57 112.137 （5）确定带的根数 z 根据课本【1】表 9-4a 和 b 当=180 mm =960 r/min =3.22 当 1 d 1 n 0 p i0=3 时=0.03查课本【1】表 9-5 得=0.88 查表 9-2 得 0 p)(kw k =1.00 则 v 带的根数为： l k z= l c kkpp p )( 00 = 00 . 1 88 . 0 )30 . 0 22 . 3 ( 156 . 6 = 1.987（故要取 2 根 b 型 v 带） (6)计算轴上的压力 由课本【1】表 9-1 查得q=0.17由课本 p166 9-18 单根 v 带mkg / 的初拉力公式为 = 0 f 2 ) 1 5 . 2 ( 500 qv kzv pca = 2 04 . 9 17 . 0 ) 1 88 . 0 5 . 2 ( 04 . 9 2 156 . 6 500 =327 n 由课本【1】9-19 得作用在轴上的压力为 =2zsin q f 0 f 2 =22327sin=1217 n 2 112.137 带轮示意图如下 浙江工业大学专科毕业设计论文 12 第第 4 4 章章齿轮传动的齿轮传动的设计设计计算计算 (1)选择齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 根据机械设计手册【2】卷 3 表 14-182，选用便宜便于 制造的材料，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的 材料为 45 号钢调质，齿面硬度为 250hbs，大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为 200hbs。 精度等级：运输机是一般机器，速度不高故齿轮精度初 选 8 级。 (2)、初选主要参数 z1=20 ，u=4 z2=z1u=204=80 由课本【1】p116 表 7-4 取=1.1 d （3）按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径 d1 u u h kt d 1 6 . 76 2 2 1 3 确定各参数值 1、 查课本表 6-6 取 k=1.2 2、轮名义转矩 t1=9.55106p/n1=9.551064.92/320 =1.47 nmm 5 10 3、许用应力查课本图 6-21 小齿轮的齿面平均硬度为 240hbs 许用应力可根据课本【1】表 7-3 通过线性插值来计算即： 浙江工业大学专科毕业设计论文 13 =513+=532 1 h)513545( 217255 217240 a mp =301+=309 1 f 217255 217240 )301315( a mp =491=291 2 h a mp 2 f a mp 4、重合度系数 t=1.88-3.2（1/z1+1/z2） =1.88-3.2（1/20+1/80）=1.68 大齿轮的齿面平均硬度为 190hbs 由课本【1】表 7-3 线性 插值求得许用应力分别为=491,=291 2 h a mp 2 f a mp d1 u u h kt d 1 6 . 76 2 2 1 3 =76.6 4 14 4911 . 1 2 . 1104 . 1 3 2 6 =152.52 mm (4)确定模数 m=7.63 由课本【1】p104 标准模数第一系 1 1 z d 20 52.152 列上的值，取标准模数值 m=8 (5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 校核式中 ffsf yy mbd kt 1 1 2 小轮分度圆直径 d1=mz=820=160mm 1 齿轮啮合宽度 b=dd1 =1.1160=176 mm 2 复合齿轮系数 yfs1=4.36yfs2=3.98 3 重合度系数 y=0.25+0.75/t 4 浙江工业大学专科毕业设计论文 14 =0.25+0.75/1.68=0.6834 许用应力 查图 6-22（a） 5 flim1=245mpa flim2=220mpa 查表 6-8 ，取 sf=1.25 则 a f f f mp s 196 25 . 1 245 1lim 1 a f f f mp s 176 25 . 1 220 2lim 2 计算大小齿轮的并进行比较=0.02224 6 f fs y 196 36 . 4 1 1 f fs y 0.0226 176 98 . 3 2 2 f fs y 1 1 f fs y 2 2 f fs y 取较大值代入公式进行计算 则有 8176160 1047 . 1 2 . 122 5 2 1 1 2 yy mbd kt fsf 6834 . 0 95 . 3 4.28f2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 （6） 几何尺寸计算 d1=mz=820=160mm d2=mz1=880=640 mm a=m （z1+z2）=8（20+80）/2=400mm b=176 mm b2=176 mm 取小齿轮宽度 b1=180mm 浙江工业大学专科毕业设计论文 15 （7）验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v=/（601000） 1 d 1 n =3.14320160/（601000） =2.68 m/s 因为 m/s 可知选择 8 级精度合适。6v 第第 5 5 章章 轴的设计轴的设计 5.1齿轮轴的设计齿轮轴的设计 1 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键 2按扭转强度估算轴的直径 选轴的材料 用 45#并调质处理，硬度 217255hbs 浙江工业大学专科毕业设计论文 16 轴的输入功率为 p=4.92 )(kw 转速为 n=320 r/min 根据课本 p205（13-2）式，并查机械设计手册第二卷第六篇 6-4 表 6-1-1，取 c=118 d=29.34 mm 1 3 n p c 320 92. 4 3 118 3确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接， 1 则轴应该增加 5%，取 d1=35mm，又带轮的宽度 b=（z- 1） e+2 f =（2-1）19+212.5=44 mm 则第一段长度 l1=50mm 右起第二段直径取 d2=43mm 2 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚 度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第 二段的长度 l2=60mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则 3 轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6208 型轴承，其尺寸为 ddb=408018，那么该段的直径为 d3=40mm，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 4 动轴承的内圈外径，取 d4=48mm，长度取 l4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直 5 径为 176mm，分度圆直径为 160mm，齿轮的宽度为 浙江工业大学专科毕业设计论文 17 180mm，则，此段的直径为 d5=176mm，长度为 l5=180mm 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=48mm 长度取 l6= 10mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 7 d7=40mm，长度 l7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径：d1=160mm 2作用在齿轮上的转矩为：t1 =1.47105 nmm 3求圆周力： t f =2/=21.47105/160n t f 1 t 1 d 5 . 1837 求径向力 r f = r f t ftan 5 . 1837 20tan 8 . 668n 的方向如下图所示 t f r f （5）轴长支反力 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： a r2/ tb fr 2/ 5 . 183775.918n 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 a f0 那么/ a r 1b r 1r f22/ 8 . 668 1 . 334n （6）画弯矩图 右起第四段剖面 c 处的弯矩： 水平面的弯矩： nmm c m a r52 2/ 5 . 23887 垂直面的弯矩： nmm 121acc rmm52 2/ 6 . 8686 浙江工业大学专科毕业设计论文 18 合成弯矩： nmmmmm cccc 9 . 25417 6 . 8686 5 . 23887 22 2 1 2 21 （7）画转矩图： t d1nmm t f2/2/160 5 . 1837147000 （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面 c 处的当量弯矩： nmtmm cec 5 . 91789)1470006 . 0( 9 . 25417)( 222 2 22 （9）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 1 相差不大，所以剖面 c 为危险截面。 已知=nm ,由机械设计手册第二卷第六篇 6-4 表 6- 2ec m 5 . 91789 11 有: -1=60mpa 则： e 2ec mw/ 2ec m/)1 . 0( 3 4 d nm)481 . 0/(5 .91789 3 3 . 8 1 右起第一段 d 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为 2 危险截面： nmtmd882001470006 . 0 2 ）（ e)1 . 0/(/ 3 1 dmwm dd nmm 57.20)351 . 0/(88200 3 1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 浙江工业大学专科毕业设计论文 19 5.2输出轴的设计计算输出轴的设计计算 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 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)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255hbs 轴的输入功率为 p=4.53 转速为 n=80r/min 根据课本 p205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115 d= 1 3 n p c 80 53 . 4 3 118 (3)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，则轴 1 应该增加 5%，取45mm，根据计 nm，查标准 gb/t 50142003，选用 tkt ac 9 . 5522 . 1 5 . 663 浙江工业大学专科毕业设计论文 20 lxz2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长 l1=82mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 2 52mm,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，则轴承有 3 径向力，而轴向力为零，选用 6211 型轴承，其尺寸为 ddb=5510021，那么该段的直径为 55mm，长度为 l3=36 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径 4 要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 640mm，则第四段的直径取 660mm,齿轮宽为 b=176mm，为了保证定位的可靠性，取轴段 长度为 l4=600mm 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=665mm ,长度取 l5=10mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 6 d6=55mm，长度 l6=21mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=640mm 1 作用在齿轮上的转矩为：=5.08105nmm 2 1 t 求圆周力： 3 t f =2/=2 t f 1 t 1 d640/1008 . 5 5 n 5 . 1587 浙江工业大学专科毕业设计论文 21 求径向力fr 4 fr=fttan=tan200=n 5 . 1587 8 . 577 fr的方向如下图所示 t f （5）轴长支反力 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： n a r2/ tb fr 75.7932/ 5 . 1587 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 a f0 那么/ a r 1b r 1r f2n 9 . 2882/ 8 . 577 （6）画弯矩图 右起第四段剖面 c 处的弯矩： 水平面的弯矩：nm c m a r 5 . 206372/52 垂直面的弯矩：nm 121acc rmm52 2/ 4 . 7511 合成弯矩： nmmmmm cccc 21962 4 . 75115 .20637 22 2 1 2 21 （7）画转矩图：nmt t f 1 d2/2/640 5 . 1587508000 （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面 c 处的当量弯矩： nmtmm cec 305590)5080006 . 0(21962)( 222 2 22 （9）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 1 相差不大，所以剖面 c 为危险截面。 浙江工业大学专科毕业设计论文 22 已知=nm ,由由机械设计手册第二卷第六篇 6-4 表 2ec m305590 6-11 有: -1=60mpa 则： e 2ec mw/ 2ec m/)1 . 0( 3 4 d mn.01 . 7 )6601 . 0/(305590 2 1 右起第一段 d 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为 2 危险截面： nmtmd3934955080006 . 0 22 ）（ e)1 . 0/(/ 3 1 dmwm dd mn. 2 . 43)451 . 0/(393495 3 1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： 绘制轴的工艺图（见图纸） 第第 6 6 章章箱体结构设计箱体结构设计 (1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上都可以看到传动零件，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。窥视孔内有盖板，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。 浙江工业大学专科毕业设计论文 23 (4)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。 (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。 (10)箱体结构尺寸选择如下表： 名称符号尺寸（mm） 机座壁厚 8 机盖壁厚 1 8 机座凸缘厚度b12 机盖凸缘厚度b 112 机座底凸缘厚度b 220 地脚螺钉直径df20 地脚螺钉数目n4 浙江工业大学专科毕业设计论文 24 轴承旁联结螺栓直径d116 机盖与机座联接螺栓直径d212 联轴器螺栓 d2的间距 l 160 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c126, 22, 18 df， d2至凸缘边缘距离c224, 16 轴承旁凸台半径r124, 16 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 60，44 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 10 机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7 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 第第 7 7 章章 键联接设计键联接设计 7.1输入轴与大带轮联接采用平键联接输入轴与大带轮联接采用平键联接 由机械设计基础课本 p201 查得许用挤压应力为 此段轴径 d1=35mm,l1=50mm 查手册得，选用 abs mp120100 c 型平键，得： a 键 87 gb1096-79 l=l1-b=50-8=42mm t=51.03nm h=7mm 根据机械设计基础课本 p201（10-5）式 得 dhl t bs 4 a mp69 . 9 86735 1003.514 3 a mp69 . 9 86735 1003.514 3 bs 浙江工业大学专科毕业设计论文 25 7.2输入轴与齿轮输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接联接采用平键联接 轴径 d2=43mm l2=60mm t=146.97nm 查手册 选 a 型平 键 gb1096-79 b 键 128 gb1096-79l=l2-b=62-12=50m h=8mm dhl t bs 4 2 . 34 50843 1097.1464 3 a mp a mp69 . 9 86735 1003.514 3 bs 7.37.3 输出轴与齿轮输出轴与齿轮 2 2 联接用平键联接联接用平键联接 轴径 d3=660mm l3=600mm t=552.9nm 查手册 p51 选用 a 型平键键 1811 gb1096-79 l=l3-b=600-18=582mm h=11mm dhl t bs 4 53 . 0 58211660 10 9 . 5524 3 bs 第第 8 8 章章 滚动轴承设计滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 lh=830016=38400 小时 8.1输入轴的轴承设计计算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=668.8n （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 n7467 38400 10 32060 1 8 . 6882 . 1 10 60 3 1 6 1 6 ）（）（ h t d l n f pf c （3）选择轴承型号 浙江工业大学专科毕业设计论文 26 查机械设计手册第二卷表 7-277，选择 6208 轴承 cr=29.5kn 由课本式 11-3 有 384002622129 8 . 6682 . 1 295001 32060 10 )( 60 10 3 66 ）（ pf cf n l d t h 预期寿命足够 此轴承合格 8.2输出轴的轴承设计计算输出轴的轴承设计计算 （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=577.8n （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 n3946 38400 10 8060 1 8 . 5772 . 1 10 60 3 1 6 1 6 ）（）（ h t d l n f pf c （3）选择轴承型号 查机械设计手册第二卷表 7-277，选择 6211 轴承 cr=43.2kn 由课本式 11-3 有 3840050370601 8 . 5772 . 1 432001 8060 10 )( 60 10 3 66 ）（ pf cf n l d t h 预期寿命足够 此轴承合格 浙江工业大学专科毕业设计论文 27 第第 9 9 章章 密封和润滑的设计密封和润滑的设计 9.1密封密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡 密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到 密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油 和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行 润滑。 9.2润滑润滑 (1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油 润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。 同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 h 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全 高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每转 1kw 需油量 v0=0.350.7m3。 (2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供 油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失， 同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。 第第 1010 章章联轴器的设计联轴器的设计 （1）类型选择 浙江工业大学专科毕业设计论文 28 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。