机械设计毕业论文.doc

黄黄冈职业冈职业技技术术学院学院 毕业设计 课题名称:设计螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 系 别 机电工程系 专 业 机电一体化 班 级 机电动机 200702 班 姓 名 杨国志 学 号 200703011211 指导教师 李杰老师 黄冈职业技术学院毕业论文 第 2 页 共 28 页 目目 录录 第第 1 章、总述章、总述.4 一、机械设计基础毕业设计的目的.4 二、机械设计基础毕业设计的内容.4 三、机械设计基础毕业设计的要求.4 第第 2 章、传动装置的总体设计章、传动装置的总体设计.5 一、减速箱的工作原理.5 二、电动机的选择.6 三、计算总传动比及分配各级的传动比.7 四、运动参数及动力参数计算.7 第第 3 章、传动零件的设计计算章、传动零件的设计计算.9 一、带轮传动的设计计算.9 二、带轮的安装与维护.11 第第 4 章、轴的设计计算章、轴的设计计算.12 一、从动轴的设计计算.12 二、从动轴校核轴受力图.13 第第 5 章、滚动轴承的选择及校核计算章、滚动轴承的选择及校核计算.16 一、从动轴滚动轴承的设计.16 二、主动轴滚动轴承的设计.17 第第 6 章、键联接的选择及校核计算章、键联接的选择及校核计算.18 一、从动轴与齿轮配合处的键.18 二、主动轴与齿轮配合处的键.19 第第 7 章、润滑的选择章、润滑的选择.20 第第 8 章、联轴器及轴承盖的选择章、联轴器及轴承盖的选择.21 一、联轴器的选择.21 二、轴承盖的选择.21 第第 9 章、减速器箱体和附件设计章、减速器箱体和附件设计.22 一、减速器箱体：.22 二、附件设计：.23 小结小结.26 参考文献参考文献.27 黄冈职业技术学院毕业论文 第 3 页 共 28 页 摘要 本次毕业课题设计中的减速机选择的是非标准减速器。一级圆柱齿轮减速机是位 于原动机和工作机之间的机械传动装置。机器常由原动机、传动装置和工作机三部分 组成。合理的传动方案不仅应满足工作机的性能要求，而且还要工作可靠、结构简单 紧凑加工方便、成本低、传动效率高以及使用和维护方便。 关键词关键词 ： 传动装置 箱体 齿轮 低速轴 Abstract The subject of design graduates choose non-standard gear reducer. A cylindrical gear reducer is located between the prime mover and working machine mechanical transmission device. Machines often the original motivation, transmission and work machine of three parts. Sound transmission programs should not only meet the performance requirements of the work machine, but also reliable operation, simple structure, compact and easy processing, low cost, high transmission efficiency, as well as easy to use and maintain. Key words: low-speed gear box gear shaft 黄冈职业技术学院毕业论文 第 4 页 共 28 页 第 1 章、总述 一、机械设计基础毕业设计的目的一、机械设计基础毕业设计的目的 （1）培养我们综合运用所学的机械设计课程的知识去解决机械工程问题的能力， 并使所学知识得到巩固和发展。 （2）学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。 （3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、 标准和规范。 二、机械设计基础毕业设计的内容二、机械设计基础毕业设计的内容 （1）拟定和分析传动装置的设计方案。 （2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数。 （3）进行传动件的设计计算，结构设计，校核轴、轴承、连轴器、键等零部件的 强度，选择润滑和密封方式。 （4）绘制减速器装配图。 （5）绘制零件工作图。 （6）编写设计计算说明书，准备答辩。 三、机械设计基础毕业设计的要求三、机械设计基础毕业设计的要求 （1） 理论联系实际，力求设计合理，同时鼓励创新。 （2） 认真阅读教材中与课程有关的内容，认真查阅有关资料。 （3） 正确运用课程设计指导书，按步骤进行设计和计算，不要急于求成；按时完 成全部设计任务。 黄冈职业技术学院毕业论文 第 5 页 共 28 页 第 2 章、传动装置的总体设计 一、减速箱的工作原理 一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至 另一轴，实现减速的，如图 2-1 齿轮减速器结构图所示。动力由电动机通过皮带轮 （图中未画出）传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴， 从而实现减速之目的。由于传动比 i = n 1 / n 2 ，则从动轴的转速 n 2 = z 1 / z 2n 1。 减速器有两条轴系两条装配线，两轴分别由滚动轴承支承在箱体上，采用过 渡配合，有较好的同轴度，从而保证齿轮啮合的稳定性。端盖嵌入箱体内，从而确定 了轴和轴上零件的轴向位置。装配时只要修磨调整环的厚度，就可使轴向间隙达到设 计要求。 1) 运动简图： 1电动机 2带传动 3联轴器 4 皮带式输送机 5 一级圆柱齿轮减速器 2)工作条件：皮带式输送机单向运转，有轻微的震动，两班制工作，使用年限 5 年， 输送机带轮轴转速的允许误差为5%。小批量生产，每年工作 300 天。 3)要求：每人交上说明书一份，装配图一张，零件图二张 黄冈职业技术学院毕业论文 第 6 页 共 28 页 输送带（牵引力）F=5KN 滚筒直径 D=300mm 输送带带速 v=1.1m/s 二、电动机的选择 1) 选择电动机的类型： 按电动机的特性及工作条件选择。若无特殊要求一般选择 Y 系三相异步电动机， 其优点是可直接接在三相交流电路中，结构简单，价格便宜，维护方便。 2) 选择电动机的容量： 电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。容量选择过大， 则电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转， 基效率和功率数都较低从而造成能源的浪费。 对于长期运行、载荷比较稳定的机械，通常按照电动机的额定功率选择，而不校 核电动机的发热和起动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率 Ped 应略大 于工作机所需的电动机功率 Pd 即 PedPd 3) 电动机输出功率： Pw=Fv/1000=5kn1.1m/s/1000=5.5kw 4) 电动机至输送带的总功率： 总=14234 根据表 21 查得 1=0.99（球轴承） 2=0.99（弹性联轴器） 3=0.97（8 级精度的一般齿轮传动） 4=0.96(带传动) 总=14234 =0.9940.990.970.96 =0.88 5) 电动机所需的工作功率： Pd=Pw/ 总=5.5/0.88=6.25kw 6) 电动机额定功率： Ped为 7.5kw 黄冈职业技术学院毕业论文 第 7 页 共 28 页 7) 确定电动机转速： 电动机输出轴转速： nw=601000V/D =6010001.1/3.14300 =70r/min 表 22 查得 带传动的传动范围 i1=24 闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围 i2=34 总传动比范围为 i =（24） （34） =616 故电动机转速的可选范围为 nd =inw =（616）70 r/min =(4201120) r/min 所以 nd=970 r/min（满载时转数） 8) 确定电动机型号： 查附表 3，选定电动机型号为 Y160M6 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比： i 总=nd/nw=970/70=13.85 2、分配各级传动比： （1） 据指导书，取齿轮 i 齿轮=5（单级减速器 i=36 之间取 3.15、3.55、4、4.5、5、5.6 合理，为减少系统误差，取整数为宜） （2）i 总=i 齿轮i 带 i 带=i 总/i 齿轮=13.85/5=2.77 四、运动参数及动力参数计算 1) 计算各轴转速（r/min） nI=n 电动/ i 带=970/2.77=350r/min 黄冈职业技术学院毕业论文 第 8 页 共 28 页 nII=nI/ i 齿轮=350/5=70r/min nIII=nII =70r/min 2) 计算各轴的功率（KW） PI=Pd 带=6.250.96=6KW PII=PI 齿轮轴承 齿轮=60.990.97=5.76KW PIII=PII 齿轮轴承 联轴器=5.760.990.99 =5.64KW 3、计算各轴扭矩（Nmm） Td = 9550Pd / n 电动= 95506.25/970 =61 Nmm TI=9550PI/nI=95506/350=163.71Nmm TII=9550PII/nII=95505.76/70=785.82mm TIII=9550PIII/nIII=95505.64/70=769.45Nmm 黄冈职业技术学院毕业论文 第 9 页 共 28 页 第 3 章、传动零件的设计计算 一、带轮传动的设计计算 解：确定计算功率 PC，选择 V 型带。由于载荷平稳，工作时间两班制。 所以由书表 117 查得 k=1.3，故计算功率为 PC=kP=1.33=3.9kw 由于 PC=3.9kw，n1=970 r/min。由书表 118 得，确定带的型号为 A 型号。 确定带轮的基准直径 d1和 d2 由书表 118，根据 d1dmin 的要求，取 d1=100mm。 d2= d1 n1/ n2=100970/369.23=262mm 1) 验算带速 V=d1n1/601000=3.14 100970/601000=5.076 m/s 带速 V 在 525 m/s 范围内，故合适。 2) 计算中心距 a，带长 Ld 初定中心距为 0.7(d1+d2)a02(d1+d2)得 0.7(100+262)a02(100+262) 254mma0722mm 取 a0=500mm 初定带长为 L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1) 2/4a0 =2500+3.14（100+262）/2（262-100）2/4500 =1569mm 由书表 111 取 Ld=1600mm 中心距 aa0+（Ld-L）/2 =500+（1600-1569）/2 =515mm 中心距变化范围为 amin=a-0.015Ld=515-0.0151600 =491mm amax=a+0.03Ld=515+0.031600 黄冈职业技术学院毕业论文 第 10 页 共 28 页 =563mm 3) 验算小带轮包角 小带轮包角可按下列公式得 1=1800-（d2-d1）/a57.30 =1800-（260-100）/51557.30 =162.10 1=162.101200 小带轮包角 1合适。 4) 确定 V 带的根数 Z 根据书表 114 查得，单根普通 V 带所能传递的功率 P0=0.96kw 根据书表 115 查得，单根普通 V 带功率增量为P0=0.11kw 根据书表 116 查得，包角修正系数为 Ka=0.95 根据书表 111 查得，带长修正系数为 KL=0.99 Z=PC/(P0+P0)KKL =3.9/(0.96+0.11) 0.950.99 =3.88 取 Z=4 5) 计算初压力 F0 由书表 112 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2 =5003.9/45.024(2.5/0.96-1)+0.15.0242 =160.65N 6) 计算轴上的力 Fy Fy=2ZF0sin1/2=24160.65sin167.6/2 =1233.792N 7) 带轮的材料选用 小带轮的材料为铸铁（AT150）因为直径采用实心式带轮。大带轮的材料为 HT150，因为直径 d2=262mm。采用腹板式带轮。普通 V 带轮的轮槽尺寸 黄冈职业技术学院毕业论文 第 11 页 共 28 页 V 带为 A 型号，查书表 113 查得 bd=11mm hamin=2.75mm e=150.3mm fmin=9mm hfmin=8.7mm min=6mm =34 根据机械设计手册 235 页 查得轮宽 B=（Z-1）e+2f=（4-1）15+29 =63mm 二、带轮的安装与维护 安装时，两轮的轴线应平行，否则带间磨损严重，一般应使小轮包角 1120。 要先将中心距缩小，带套在带轮上再慢慢拉紧，不要硬撬，带装好后，带的张紧程度 是大拇指能按下 12mm 为宜，在使用过程中对带传递应进行定期检查，发现有疲劳破坏 现象时，应及时将 V 带更换，用安全防护罩将带传动罩起来，即保证人身安全，又防 止酸碱等腐蚀腰带，而发生意外。 黄冈职业技术学院毕业论文 第 12 页 共 28 页 第 4 章、轴的设计计算 一、从动轴的设计计算 已知：P4=2.6kw，从动齿轮转速 70 r/min。分度圆直径 d2=222.5mm，单向传动， 载荷平稳，工作时间两班制。 1) 选择轴的材料，确定许用应力 查书表 162 得选用 45 钢，正火处理，硬度在 170217HBW，抗拉强度 b=600Mpa 查书表 164 得许用弯曲应力-1bb=55Mpa 2) 按扭转强度计算最小直径 dC(P/n)1/3 由书表 163，C=118107 取 C=115 d234.49mm 考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大 3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不 用将轴径增大。根据弹性套柱销连轴器 TL6 内孔直径取 d2=35mm，查附表 210。选弹 性套柱销联轴器（GB43241984） 3) 轴的结构设计 A. 确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器， 齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合 H7/r6 实现周 向固定。查 53 表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。 B. 确定轴各段直径和长度 根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确 定。而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两个 支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。 查表 51 外伸轴直径 d1=35mm 联轴器定位肩高度 a=3mm，圆角半径 R=2，直径 d2=41mm 为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径 d3d2。且 查表 51 查得，轴颈的直径 d3=47mm。因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方 黄冈职业技术学院毕业论文 第 13 页 共 28 页 便或区分表面，所以两直径略有差值。即轴颈直径 d3=45mm。因直齿圆柱齿轮减速器的 轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。选择轴承型号 60209 宽度系 列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号 09。 安装齿轮，采用标准系列值，取 d4=55mm。 轴环处考虑齿轮定位和固定直径。查机械设计手册 771 页 8355 查 得，a=（0.070.1）d4，a=5.5 d5= d4+2a=66mm 轴上两轴承的轴径的直径应一致 d6=45mm。 C. 确定各段轴的长度 因为选用弹性套柱销联轴器（GB43231984） 。主动端 Z 型轴孔，C 型键槽 dz=35mm，L=60mm，A=45mm。TL6 型号。对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短 于相配轮毂的宽度。 l1=58mm 为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面 与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为 15.79mm。选择凸 缘式轴承盖，密封圈 B=（614）mm，取 B=6mm。根据机械设计手册表 692 1493 页。轴承盖 b1=12mm，L=16mm。 l2=43.79mm 查机械设计手册 986 页 轴承宽度 b=19mm，r=2，套筒设定为 8mm。 l3=41mm 安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度 L=66mm，所 以跟齿轮联接的轴段 l4=64mm。 轴环宽度 l5=b=1.4a=7.7mm 根据机械设计手册 表 8355 查得 轴径 l6=21mm 为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环 l=（1015） mm， 设定挡油环长度为 12mm。 二、从动轴校核轴受力图 圆周力：Ft=2T/ d2=339.33N 黄冈职业技术学院毕业论文 第 14 页 共 28 页 径向力：Fr= Fttan=760.1N 作用在右端带轮上的力 F=2500N，方向向下。 K=136mm L=56.2mm 1) 画出轴的空间受力图 2) 根据水平受力图求水平面支反力，并画出水平弯矩图。 F1H=F2H=Ft/2=1169.67N 截面 a 处弯距为 MaH=F1HL/2=32.87Nm 3) 根据垂直面受力图求垂直面支反力，并画出垂直 面弯距图。 F1V=Fr L/2L=380.05 Nm F2V= Fr- F1V=380.05 Nm F1V= F2V 垂直面弯距 Mav=F2VL/2=10.68Nm 4) 求 F 力在支点所产生的反力，并画出其弯距图 F1F=Fr K/L=6049.82Nm F2F= F- F1F=8549.82Nm F 力产生的弯距 MaF=FK=340Nm 在轴的 aa 截面，F 力产生的弯距为 MaF=F 1FL/2=170Nm 5) 求合成弯距，并画出合成弯距图 按 F 力作用的最不利的情况考虑，把 MaF 与（Mav2+ MaH2）1/2 直接相加，得 Ma=（Mav2+ MaH2）1/2+MaF=204.56 Nm 画出转距图 T=260.25 Nm 由图可见，aa 截面最危险，求当量弯距。 Me=Ma2+ （2T）21/2 由于轴的转距变化规律不清楚，所以按脉动变化转距计算。 =-1bb / 0bb 黄冈职业技术学院毕业论文 第 15 页 共 28 页 根据机械设计手册表 8346 762 页 -1bb=60Mpa 0bb=100Mpa =-1bb / 0bb=0.6 Me=Ma2+(T)21/2=257.35 Nm 6) 计算危险截面的直径 轴的材料选用 45 钢调质处理，已查得-1bb=60Mpa d(Me/0.1-1bb)1/3=35mm 说明：因截面 a 处有一键槽，应将直径增大 3%，但因为轴传递的功率小。所以不增加。 结构设计图中此处直径为 55mm，故强度足够。图如下: 黄冈职业技术学院毕业论文 第 16 页 共 28 页 第 5 章、滚动轴承的选择及校核计算 一、从动轴滚动轴承的设计 a) 选择轴承类型：由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深 沟球轴承。 D=85mm b) 选择轴承型号，根据轴径 d=45mm，选择轴承型号 60209 型滚动轴承。 c) 验算 T=9550p/n=260.25 Nm Ft=2T/d2=2339.33 Nm Fr=Fttan=760.1N 已知：轴承的使用期限（5 年） ，每年工作 300 天（两班制） 。 Lh=19440h 直齿圆柱齿轮不承受轴向力 当量动载荷 P=x Fr 根据书表 188 查得 x=1 P=760.1N 根据机械设计手册 986 页 Cr=2560KN C0=1810KN 根据书表 185 查得 当轴承的工作温度 100C ft=1 根据书表 186 查得 载荷性质：为冲击，平稳 fp=1.2 轴承为深沟球轴承 轴承的寿命指数 =3 Cr= fpp/ ft（60n/106Lh）1/ =4387.3N 黄冈职业技术学院毕业论文 第 17 页 共 28 页 4.3873KNCr 轴承型号 60209 型滚动轴承满足要求。 二、主动轴滚动轴承的设计 a) 选择轴承类型：由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深 沟球轴承。 D=72mm b) 选择轴承型号，根据轴径 d=35mm，选择轴承型号 60207 型滚动轴承。 c) 验算 T=9550p/n=70.09 Nm Ft=2T/d2=2437.91 Nm Fr=Fttan=792.12N 已知：轴承的使用期限（5 年） ，每年工作 300 天（两班制） 。 Lh=19440h 直齿圆柱齿轮不承受轴向力 当量动载荷 P=x Fr 根据书表 188 查得 x=1 P=792.12N 根据机械设计手册 986 页 Cr=2010KN C0=1390KN 根据书表 185 查得 当轴承的工作温度 100C ft=1 根据书表 186 查得 载荷性质：为冲击，平稳。fp=1.2 轴承为深沟球轴承 轴承的寿命指数 =3 Cr= fpp/ ft（60n/106Lh）1/ =7176.6N 7.1766KNCr 轴承型号 60207 型滚动轴承满足要求。 黄冈职业技术学院毕业论文 第 18 页 共 28 页 第 6 章、键联接的选择及校核计算 一、从动轴与齿轮配合处的键 分已知：d=55mm n=70r/min 载荷平稳，单向传动。 a. 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径 d=55mm 由机械设计手册表 499 4100849 页查得 b. 选用 A 型平键，尺寸为 b=16mm 说明：查机械设计手册可得键的长度应比轴段短 510mm 故取 L=56mm h=10mm 1) 验算键联接挤压强度 A 型键 工作长度 l=L-b=40m 查书表 153 查得许用应力挤压应力 F=125150Mpa P=4000T/hld=47.32MpaF 合格 2) 相配键槽设计 由机械设计手册表 499 查得槽深 t=6 毂槽深 t1=4.4 尺寸偏差宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS0.02 深度 轴 t0 0 毂 t1 0 键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 510 取轮毂装入侧的轴段端 5mm 从动轴联轴器相配键槽的设计已知：d2=35mm n=70 r/min 载荷平稳，单向传动。 a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径 d=35mm 由机械设计手册表 499 849 页查得 选用 A 型平键，尺寸为 b=10mm h=8mm 说明：查机械设计手册可得键的长度应比轴段短 510mm 故取 L=50mm 槽深 t=5 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0 键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 510mm 取轮毂装入侧的轴段端 3mm。 黄冈职业技术学院毕业论文 第 19 页 共 28 页 二、主动轴与齿轮配合处的键 已知：d=40mm n=350r/min 载荷平稳，单向传动。 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径 d=40mm 由机械设计手册表 499 4100 849 页查得 选用 A 型平键，尺寸为 b=12mm 说明：查机械设计手册可得键的长度应比轴段短 510mm 故取 L=56mm h=8mm 1) 验算键联接挤压强度 A 型键 工作长度 l=L-b=44mm 查书表 153 查得许用应力挤压应力F=125150Mpa P=4000T/hld=19.91MpaF 合格 2) 相配键槽设计由机械设计手册表 499 查得槽深 t=5 毂槽深 t1=3.3 尺寸偏 差 宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS0.02 深度 轴 t0 0 毂 t1 0 键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 510 取轮毂装入侧的轴段端 5mm 3) 主动轴联轴器相配键槽的设计 已知：d1=24mm n=369.23r/min 载荷平稳，单向传动。 a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。故联接选用平键。根据轴径 d=24mm 由机械设计手册表 499 849 页查得 选用 A 型平键，尺寸为 b=8mm h=7mm 说明：查机械设计手册可得键的长度应比轴段短 510mm 取 L=40mm 槽深 t=4mm 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0 键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 510mm 取轮毂装入侧的轴段端 3mm。 黄冈职业技术学院毕业论文 第 20 页 共 28 页 第 7 章、润滑的选择 1.齿轮的圆周速度 v=1.1m/s12m/s 采用池浴润滑，为了减少搅拌损失和避免润 池温度过高，大齿轮侵入油池中的深度为 1 个全齿高，但不小于 10mm。但为避免传动 零件转动时将沉积在油底的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的 距离不小于 3050mm。根据书表 414 查得，齿轮传动润滑油粘度为 220cSt。 2.轴承的润滑 d1n1=0.13105 mmr/min（1.52）105 mmr/min d2n2=0.043105 mmr/min（1.52）105 mmr/min 采用脂润滑，润滑脂填充量不得超过轴承空隙的 1/31/2，过多会引起轴承 发热。 3.轴承密封的选择：密封是为了防止灰尘，水份等侵入轴承，并且防止润滑剂流 入。 根据密封类型的特点：选用毡圈密封，轴颈圆周速度 v5m/s 合适。毡圈材料为 毛毡，安装前用热矿物油浸渍。 主动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=29mm， 毛毡尺寸 d=d0-1=28mm D=d0+（1420）=45mm B=6mm 槽的尺寸 d1=d0+（12）=30mm D1=D+（12）=46mm B1=B+（0.51.5）=5mm 从动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=41mm， 毛毡尺寸 d= d0-1=40mm D= d0+（1420）=55mm B=6mm 黄冈职业技术学院毕业论文 第 21 页 共 28 页 槽的尺寸 d1=d0+（12）=42mm D1=D+（12）=56mm B1=B+（0.51.5）=5mm 第 8 章、联轴器及轴承盖的选择 一、联轴器的选择 根据其特点，补偿两轴相对偏移、减振、缓冲、绝缘性能，重量较轻，承载能力 大，工作温度100C。由附表 210 选择弹性套柱销联轴器。 主动轴联轴器型号为 TL4 型。 从动轴联轴器型号为 TL6 型。 二、轴承盖的选择 选用可穿透端盖结构，故选用凸缘式轴承盖，主动轴 D=72mm，根据机械设 计手册表 4230 986 页 轴承外径，根据表 42 查得，d3=9mm 端盖上螺钉数目为 4。 d0= d3+1=10mm D0= D+2.5 d3=94.5mm D2= D0+2.5 d3=117mm e=1.2 d3=10.8mm e=10.8 D4= D-（1015）=60mm L=0.15D=10.8mm 选用可穿透端盖结构，故选用凸缘式轴承盖。 从动轴 D=85mm，根据机械设计手册表 4230 986 页 轴承外径，根据表 42 查得，d3=10mm 端盖上螺钉数目为 4。 黄冈职业技术学院毕业论文 第 22 页 共 28 页 d0=d3+1=11mm D0= D+2.5 d3=110mm D2= D0+2.5 d3=135mm e=1.2 d3=12mm e1e=12 D4= D-（1015）=70mm L=0.15D=10.8mm 第 9 章、减速器箱体和附件设计 一、减速器箱体：减速器箱体： 1) 箱座壁厚 =0.025a+1=3.6mm 一级齿轮减速器 8mm 箱体壁厚取 1=8mm 2) 箱盖壁厚 1=0.2a+1=2.175mm 一级齿轮减速器 18mm 箱体壁厚取 1=8mm 3) 箱盖凸缘厚度 b1=1.51=12mm 4) 箱座凸缘厚度 b=1.5=12mm 5) 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=18 6) 地脚螺钉数目 a=150mm250mm n=4 7) 轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75 df=M14 8) 盖与座连接螺栓直径 d2=（0.50.6）df=M9 9) 连接螺栓 d2的距离 l=125200 10) 轴承端盖螺钉直径 d3=M10 11) 检查孔盖螺钉直径 d4=（0.30.4）df=7.2 根据表 44 取 d4=M8 黄冈职业技术学院毕业论文 第 23 页 共 28 页 12) 定位销直径 d=（0.70.8）d2=7.2mm 13) 箱座加强肋厚度 m=0.85=6.8mm 14) 箱盖加强肋厚度 m1=0.851=6.8mm 15) 轴承盖螺钉分布圆直径 主动轴 D=72mm 根据机械设计手册表 8401 查得 轴承盖螺钉分布圆直径 D1=95mm 轴承座凸缘端面直径 D2=115mm 从动轴 D=85mm 根据机械设计手册表 8401 查得 轴承盖螺钉分布圆直径 D1=110mm 轴承座凸缘端面直径 D2=130mm 16) 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 df=18mm 根据机械设计手册表 8398 查得 到外箱壁距离 C1=25 到凸缘边距离 C2=22 D0=45 轴承座旁连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d1=14mm 根据机械设计手册表 8397 查得 到外箱壁距离 C1=22 到凸缘边距离 C2=18 D0=30 r=4 17) 盖与座连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d2=9mm 根据机械设计手册表 8397 查得 到外箱壁距离 C1=15 到凸缘边距离 C2=13 D0=20 r=3 18) 箱盖铸造壁相交部分的尺寸 1=8mm 根据机械设计手册表 8399 查得 X=3 Y=15 R=5 19) 箱体内壁和齿顶的间隙 1.2=9.6mm 故取=10mm 20) 箱体内壁与齿轮端面的间隙11015 取1=12mm 21) 底座深度 Hd=0.5d+（3050）=156mm 22) 底座高度 H=Hd+（510）=171mm 23) 外箱盖至轴承座端面距离 l1= C1 +C2+（510）=46mm 24) 轴承座连接螺栓间的距离 说明：因尽量靠近，以与端盖螺栓互不干涉为准。 主动轴 S= D1+（22.5）d1=70 黄冈职业技术学院毕业论文 第 24 页 共 28 页 从动轴 S2= D2+（22.5）d1=80 但因为距离太近 取 S=124 二、附件设计： 1) 挡油环设计：采用脂润滑时，为防止箱体内润滑油飞溅到轴承内，稀释润滑脂而变 质，同时防止油脂泄入箱内轴承面向箱体内壁一侧应加挡油环。挡油板做成齿状， 主动轴，挡油环厚度为 6.9mm，挡油环与轴承间隔为 3.9mm，置于轴承内侧。 从动轴，挡油环厚度为 7.2mm，挡油环与轴承间隔为 5mm，置于轴承内侧。 2) 视孔盖：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油。在箱体的适当位置 设置观察孔，视孔盖用螺钉固定在箱盖上。根据表 44 查得 取 A=115mm B=90mm A1=75 B1=50mm A2=95mm B2=70mm h=3mm R=10mm 螺钉 d=M8 L=15 4 个 3) 通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱体内热胀 空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分合面、轴伸密封处或 其他缝隙渗漏，在箱体顶部装通电器。选择通气器类型为简单式通气器。根据表 45 查得 取 d=M10D1=13mm D1=11.5mm S=10mm L=16mm l=8mm a=2mm d1=3mm 4)油标：为检查减速器内油池面的高度及油的颜色是否正常，经常保持油池内有适量 的能使用的油，一般在箱体便于、油面较稳定的部分，安装油标。选择油标类型为 油标尺。根据表 47 查得，d=M12 d1=4mm d2=12mm d3=6mm h=28mm a=10mm b=6mm C=4mm D=20mm D1=16mm 5)油塞：为在换油时便于排污油和清洗剂，应在箱底部、油池的最低位置处开设放油 孔，平时用油塞将放油孔堵住。根据表 410 查得，外六角螺塞的尺寸为 d=M121.25 d1=10.2 D=22 黄冈职业技术学院毕业论文 第 25 页 共 28 页 e=15 S=13 L=24 h=12 b=3 b1=2 c=1.0 6)定位销：为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工 轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装圆锥定位销。因为采用多销定位，相对 于箱体应为非对称布置，以免配错位。 圆锥销的结构尺寸 dmin=9.94mm l=60mm dmax=10mm a1.2mm r1d1=9.94mm r2a/2+d+（0.021）2/8a=10.54mm 公称直径 d=10mm，长度 l=60mm， 材料 35 钢，热处理硬度 2838HRC，表面氧化处理 A 型圆锥销。 7)启盖螺