5T机动绞磨机变速器减速器设计【含CAD图纸、说明书】
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减速箱设计设计说明书
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本科毕业设计(论文) 题目：5T机动绞磨机变速器减速器设计院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 摘 要在论文中，首先，对绞磨机作了简单的介绍，接着，阐述了绞磨机的设计原理和理论计算。然后按照设计准则和设计理论设计了绞磨机变速器减速器。接着对变速器减速器的部件组成进行了尺寸计算和校核。该设计代表了绞磨机设计的一般过程。对其他的绞磨机的设计工作也有一定的价值。本论文研究内容摘要：(1) 绞磨机总体结构设计。(2) 绞磨机工作性能分析。(3)柴油机的选择。(4)对绞磨机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)运用计算机辅助设计，对设计的零件进行三维建模。(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：绞磨机减速器；结构设计；三维建模, 滚动轴承AbstractIn the paper, first, the cutter mill gave a brief introduction, then, he describes the cutter mill design principles and theoretical calculations. Then follow the design criteria and design theory designed cutter mill transmission gear unit. Then the components of the transmission gear unit size was calculated and checked. The design represents the general process of mill cutter design. For other cutter mill design work also has some value.This thesis Abstract:(1) cutter mill overall structural design.(2) cutter mill performance analysis.Select (3) diesel engine.(4) Transmission of the cutter mill, the execution unit and rack design.(5) Calculation of design parts design analysis and verification.(6) the use of computer-aided design, the design of the parts three-dimensional modeling.(7) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing.Keywords: cutter mill reducer; structural design; 3D modeling, Rolling 目 录摘 要IIAbstractIII第1章 绪论11.1 绞磨机概况11.2 绞磨机减速器概述2第2章 总体方案设计92.1传动方案92.2确定传动比102.3 传动比分配11第3章 变速箱传动零件的设计计算123.1 变速箱传动方案123.2 轴I上的一对齿轮的计算123.3 齿轮的校核153.4 轴的校核163.5 轴承的选择173.6 轴承的校核183.7 传动轴II各主要零件的设计193.7.1 轴径的估算193.7.2 齿轮的校核193.7.3 传动轴的校核203.7.4 轴承的校核213.8 传动轴III各主要零件的设计223.8.1 轴径的估算223.8.2 齿轮的校核223.8.3 传动轴的校核233.8.4 轴承的校核243.9 传动轴IV各主要零件的设计253.9.1 轴径的估算253.9.2 齿轮的校核253.9.3 传动轴的校核263.9.4 轴承的校核273.10 传动轴V各主要零件的设计283.10.1 轴径的估算283.10.2 齿轮的校核283.10.3 传动轴的校核283.10.4 轴承的校核303.11 传动轴VI各主要零件的设计303.11.1 轴径的估算303.11.2 主轴上一对齿轮的计算313.11.3 齿轮的校核343.11.4 传动轴的校核343.12 键的校核363.13润滑与密封363.14联轴器的选择和计算37总论38参考文献40致 谢4142第1章 绪论1.1 绞磨机概况 绞磨槽是用来直接和钢丝绳连接的牵引槽，以汽油机或柴油机、柴油机作为动力，经过变速箱的变速来达到要求的转速，整机坐落于钢结构上，稳固且移动方便。机动绞磨机由滚筒轮、变速箱、柴油机或汽油机和底座框架组成，机动绞磨工作原理：绞磨机的分类汽油机动绞磨机，柴油机动绞磨机，拖拉机绞磨机（泰山280、500型改装而成）绞磨机的型号：3T 5T 5T操作方法：1、 机械开机前，请先打开绞磨机传动离合器，把前后变挡杆拨至空挡的位置，然后才能开机运行。2、 在拨动离合器时，动作应快捷干脆，否则联锁刹车不起作用，形成增加自动刹车棘爪的冲击力。在开机时不宜过于用力，至皮带轮能带动输入轴转动不致走滑为宜。3、 换档时必须打开传动离合器，否则有可能损坏齿轮，变档后应该检查变档过程是否牢合，以防发生跳挡乱挡的现象。4、 变挡过程当中，若出现变挡入挡困难时，不可强行换挡，可使用手摇装置帮助入挡，具体做法：用扳手拨动手摇装置，使其旋转一个角度，即可入挡。5、卷筒上的允许负荷是HB-3T：慢转时3000公斤，绞磨机的维修和安全使用为了保持绞磨机的正常运行，延长绞绞磨机的使用寿命，必须加强对绞磨机的维护和保养。操作者必须了解整套机械的结构、性能，熟练地掌握使用方法。1、 卷筒上的允许负荷是3T：慢转时3000公斤，快转时1800公斤；5T慢转时5000公斤，快转时2500公斤，不得超负荷运行。2、 变速齿轮箱内必须保持1/4之润滑机油。3、 为防止跳挡现象，在拨挡叉内装有弹簧钢珠作为变档定位之作用。因此，在使用时，要注意检查弹簧钢珠是否顶牢。如不牢，必须更换弹簧后方可使用。4、 对自动刹车和联锁刹车应经常检查胶木的磨损状况，自动刹车齿轮旋转及回松间隙为0.5毫米，大于1毫米必须更换胶木，否则易造成刹车失灵而发生事故。5、 自动刹车装置在变速齿轮箱内，在起吊时，自动刹车齿轮发出“笃、笃、笃”响声，证明速齿工作正常，回松时则没有此响声。6、 机座的锚固方法：靠卷筒两侧的轴承支座（有两个孔）为锚固点，不能以其它位置作为锚固点。7、 卷筒轴承座的锁钉，必须与相应的孔配合，禁止使用其它螺丝代替锁钉。8、 变速齿轮箱外壳是铝合金铸成，其上的螺丝不宜过紧和不必要拆装，更不能用锤敲击。9、 本机经长途运输后，必须进行详细的检查，各部件紧固螺丝有无松动，润滑油是否正常。10、 原动机是汽油、柴油机、均可按该机的使用规范要求进行。11、 每次使用机器前，应检查机身有无杂物，周围有无影响机器正常运转的障碍，同时应检查各传动机构，一切正常后，方可使用。12、 机器每次使用完毕后，应及时清除机器上的灰尘、油污等脏物，所有清洁工作应在机器停止运转后进行。1.2 绞磨机减速器概述1、减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。20世纪7080年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮蜗杆减速器；行星齿轮减速器。2、一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、绞磨机减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。1）圆柱齿轮减速器 单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。 2）圆锥齿轮减速器用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。3）蜗杆减速器主要用于传动比i10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。目前广泛应用阿基米德蜗杆减速器。4）齿轮蜗杆减速器若齿轮传动在高速级，则结构紧凑； 若蜗杆传动在高速级，则效率较高。5）行星齿轮减速器传动效率高，传动比范围广，传动功率12W50000KW，体积和重量小。3、常见减速器的种类1）减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。2）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。3）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。减速器:简言之，一般机器的功率在设计并制造出来后，其额定功率就不在改变，这时，速度越大，则扭矩（或扭力）越小；速度越小，则扭力越大。目的：随着科技高速发展，减速器技术逐步向小型化、高速化、低噪声、高可靠度的方向发展，微小型减速器在国防及工业生产中越来越得到广泛的应用。本文为适应这一发展趋势开发出可应用在航空航天等领域的绞磨机减速器传动。该减速器具有重量轻、体积小、结构简单紧凑、传动效率高、润滑性能好、能自锁等优点，在国防、冶金矿山、石油化工、汽车等生产部门有着广阔的应用前景。而目前在我国，绞磨机减速器传动作为一种传动形式，对其进行一系列系统、深入的理论研究。意义：随着科技的高速发展，现代机械逐步向高速、精密、等方向发展，而减速器作为现代机械中的关键传动部件，也随之对其提出了更高的要求。当今世界各国减速器技术发展总趋势是小型化、轻量化、高速化、低噪声和高可靠度。减速器的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平。因此，开拓和发展减速器技术在我国有着广阔的前景。绞磨机减速器是为适应现代机械的高速发展而成功开发的齿轮传动，因其独特的结构特点，使之具有传统齿轮传动不可比拟的优越性能，在一定的工作条件下，是传统齿轮传动理想的替代产品。本课题研究的减速器具有重量轻、 体积小、结构简单紧凑、传动效率高、传动误差小、润滑性能好、性能价格比高、防止逆传动等优点，它可广泛应用于国防、冶金矿山、石油 化工、汽车、电子仪表、建筑工程、机床、锅炉等生产部门。将产品国产化后，加工成本低于同类进口减速器产品价格的一半，具有很高的应用价值和广阔的应用前景。（二）国内外研究现状1.国外减速器现状 减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与此类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例，减速器与柴油机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。国内减速器现状 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的“内平动齿轮减速器”不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。 （二）减速器的作用减速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，二者的设计、制造和使用特点各不相同。7080年代，世界减速器技术有了很大发展。通用减速器体现以下发展趋势：（1）高水平、高性能。（2）积木式组合设计。基本参数采取优先数，尺寸规格整齐、零件通用性和互换性强、系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。（3）形式多样化、变型设计多。摆脱了传统的单一底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、柴油机与减速机一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。促进减速器水平提高的主要因素有：（1）硬齿面技术的发展和完善，如大型磨齿技术、渗碳淬火工艺、齿轮强度计算方法、修形技术、变形及三、优化设计方法、齿根强化及其元化过渡、新结构等。（2）用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平高。（3）结构设计更合理。（4）加工精度提高到ISO5-6级。（5）轴承质量和寿命提高。（6）润滑油质量提高。 齿轮减速器的特点齿轮传动是机械传动中重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速率可达200m/s。齿轮传动的特点主要有：1 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动效率最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达99。2结构紧凑 在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般比较小。3工作可靠，寿命长 设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作可靠，寿命可长达一，二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。4传动比稳定 传动比稳定是对传动性能的基本要求。齿轮传动能广泛应用，也是因为具有这一特点。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格昂贵，且不宜用于传动距离过大的场合。 蜗杆减速器的特点蜗杆传动是在空间交错的两轴之间传递运动和动力的一种机构，两轴交错的夹角可为任意值，常用的为90度，这种传动由于具有下述特点，故应用颇为广泛。1当使用单头蜗杆时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转过了一个齿距，因而能实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比I=5-80;在分度机构或手动机构中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。2在杆蜗传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。3当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动更具有自锁性。4 蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的磨擦和磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此磨损较大，效率低；当蜗杆传动具有自锁性时，效率仅为0.4左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮，以便与钢制的蜗杆配对组合成减磨性良好的滑动摩擦剂。根据蜗杆分度曲面的形状，蜗杆传动可以分成三大类：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥蜗杆传动。蜗杆分度曲面是圆环内表面的一部分，蜗杆轴线平面内理论齿廓为直线的蜗杆传动称为直廓环面蜗杆传动，俗称“球面蜗轮传动”。它始于1921年的美国造船业，其代表产品是美国CONE DRIVE，50年代起在我国得到推广应用。与普通圆柱蜗杆传动相比，这种蜗杆同时包容齿数多，双线接触线形成油膜条件好，两齿面接触线诱导法曲率半径大。因此，承载能力是相同中心矩普通蜗杆的1.53倍（小值适应于小中心矩，大值适应于大中心矩）。在传递同样功率时，中心矩可缩小20%-40%。由于性能优良，美国、日本、俄罗斯等国都将这种传动作为动力传动中的主要形式之一广泛使用。美国生产产品系列中心矩为151320；速比为5343000；最高传动效率可达97%。我国经过40年的研究和发展，目前这种蜗杆的生产品种也十分可观，最大中心矩可达到1200；最少齿数比为5；蜗杆头数达6；最高传动效率可达94%。这种蜗杆传动分为“原始型”和“修整型”两种。“原始型”直廓环面蜗杆的螺旋齿面的形成为：一条与成形圆相切、位于蜗杆轴线平面内的直线，在绕成形圆的圆心作等角速的旋转运动的同时，又与成形圆一起围绕蜗杆的轴线作等角速的旋转运动，这条直线在空间形成的轨迹曲面，就是直廓环面蜗杆的齿面。由于蜗杆齿面的发生线是直线刀刃，蜗杆螺旋面是直线刀刃形成的不可展直纹面而不是由包络产生的，难以实现磨削，这种蜗杆制造钢筋工艺比较复杂，不易获得高精度的传动，这是直廓环面蜗杆传动的主要缺点。“修整型”直廓环面蜗杆螺旋面的形成，基本上与“原始型”相同，不同之处在于加工时根据设计要求的修形曲线，将加工参数加以改变。一般常用的有：变位异速修形和变速比修形两种工艺方法。变位异速修形方法就是在加工蜗杆时，刀具位置及固定传动比不同于蜗杆副工作时的位置及速比。变速比修形方法则是加工时瞬时传动比按一定规律变化。用修形加工方法加工的蜗杆与由修形滚刀加工成的蜗轮组成“修整型”直廓环面蜗杆传动，消除了蜗轮齿面中部棱线接触，不仅改善了装配条件，减少了误差敏感性，更重要的是：与“原始型”蜗杆传动比较，接触区扩大，形成油膜条件好，包容齿数间载荷有平均作用，因而其承载能力、啮合性能和传动效率均较“原始型”高。准平行啮合线二次包络环面蜗杆是河南省焦作市科林齿轮有限公司的一项科研成果。蜗轮滚刀是可铲背可磨削的，蜗轮齿面没有脊线，运动不会产生干涉。工装和理论相吻合。和同类蜗杆相比，它还具有以下几个特点：1 瞬时接触线和相对运动速度方向夹角稳定，且接近90度。2 蜗轮齿面是用铲背滚刀制造加工而成，因此蜗轮齿面接触面大、质量稳定。3 同时参加啮合的蜗轮齿数多，一般可达为蜗杆齿数）。4 蜗轮齿面无脊线，传递运动时不会产生干涉。因此这种蜗杆传动承载功率大，动压油涵稳定传动、噪声低、平衡温度低等特征。由以上分析可以看出，虽然普通齿轮减速器具有效率高，工作可靠，寿命长，传动比稳定等优点，但是不具备设计条件中重点要求的自锁性，所以不能选用；而准平行啮合线环面蜗杆减速器，它具有普通环面蜗杆减速器所不具备的很多优点。二、传动方案分析1蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。2斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。3圆锥齿轮传动圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。4链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，蜗杆传动斜圆柱齿轮传动圆锥齿轮传动链式传动，这样的传动方案是比较合理的。第2章 总体方案设计2.1传动方案机器一般由原动机、传动机、工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并籍以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承和机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大的比例，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。首先通过柴油机进行动力输出，然后通过带传动带动变速器，变速器通过联轴器进行减速器输出2个轴，带动双卷筒工作。本次设计为设计不变（或变化很小）下长期连续运行的机械，只有所选柴油机的额功率Ped 等于或稍大于所需的柴油机工作功率Pd,即Ped Pd ，柴油机在工作时就不会过热，通常就不必校验发热和启动力矩。柴油机传动装置的运动和动力参数计算公式引自【1】第1220页柴油机所需工作功率按式（1）为 kw由式 = kw因此 设：为联轴器的效率。=0.99（ 有1个）对滚动轴承效率。=0.99（ 有7对）为7级齿轮传动的效率。=0.98（ 有4对）滚筒效率。=0.96（ 有2对）带传动效率。=0.96（ 有1对）估算传动系统的总效率：工作机所需的柴油机功率为： 其中 F=5t=50000N 卷筒工作速度4.0m/min2.2确定传动比 卷筒工作转速为： /p404/1562836.html2.3 传动比分配 (1)总传动比 （480)(2) 分配传动装置传动比：取带传动的减速比为 i1=3设定减速器的传动比为： i7=2那么分配到变速箱的传动比为i=611.76/(2X3)=101.96当变速箱输出的速度为8m/min，变速箱的传动 i=4.08X5X5 当变速箱输出的速度为10m/min，变速箱的传动 i=4.08X5X4采用最后一级进行换挡变速器第3章 变速箱传动零件的设计计算3.1 变速箱传动方案如下图：3.2 轴I上的一对齿轮的计算（1）由于的轴I转速不是很高，运作时比较平稳，所以初选轴I与轴II相啮合的一对齿轮中，小齿轮的齿数为20，齿轮精度为7级，则与其相啮合的大齿轮齿数为 取（a）试选载荷系数（b）计算所传递的扭矩 由机械设计得（3.30），且由以上计算可知： r/min，kw (Nmm)（c）查机械设计表10-7，取得齿宽系数（d）查机械设计表10-6，得材料的弹性影响系数（e）查机械设计图10-21d，得 , （f）计算应力循环次数，参考机械设计式10-13得： （3.31） （3.32）（g）查机械设计图10-19，取，（h）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计式10-12得： MPa （3.33） MPa （3.34）(2)计算小齿轮分度圆直径，由机械设计得， （3.35）代入中较小的值 (mm) （3.36）(a)计算圆周速度V：由机械设计得： （3.37）代入已计算的数据得 (m/s) 由机械设计得：模数 （3.39） (d）计算载荷系数：根据，齿轮精度为7级，由机械设计图10-8得 动载系数，又直齿轮 ，由机械设计表10-2 得 使用系数，由机械设计表10-4，用插值法得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，由，及查机械设计图10-13得故载荷系数(e）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：由机械设计式10-10a得：（3.40），代入已有数据得： (mm)(f）计算模数m ： （3.41）(3）按齿根弯曲强度设计：由机械设计式10-5得，弯曲强度设计公式为 （3.42）（a) 由机械设计图10-20c查得弯曲强度极限，（b)由机械设计图10-18,取弯曲疲劳寿命系数，（c)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 ，由机械设计式10-12得： (MPa) （3.43） (MPa) （3.44）（d） 计算载荷系数： （3.45）（e） 查取齿形系数： 由机械设计表10-5 得齿形系数 ，（f） 查应力校正系数： 由机械设计表10-5 得应力校正系数 ， （g） 计算大、小齿轮的 ，并加以比较： 比较得大齿轮的数据大（h) 设计计算:由弯曲强度设计公式为 （3.46），代入数据得： ，整圆成 ，查实用机床设计手册可知，m得取值从0.75开始，每隔0.25都有值可选，本人选择为轴I与轴II相啮合的那对齿轮的模数。则此时按,大、小齿轮的齿数分别为： 基本组齿轮几何尺寸见下表d1=3X20=60,d2=3X82=2463.3 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ， （3.50）(1）对轴I上齿数为51的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。3.4 轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 （3.51）=式中d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=（Nmm） （3.52）式中该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 （3.53）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 齿轮的径向力： （3.52）式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；齿轮的螺旋角；0 (N) （3.53）花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：(MPa) （3.54）式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8；(MPa)故此花键轴校核合格3.5 轴承的选择根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此在一般机器中应用较广。滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业工厂大量生产制造及供应各种常用规格的轴承。滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。滚动轴承由：内圈、外圈、滚动体、保持架等四部分组成，内圈用来和轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。通常是内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可用于外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。当内、外圈相对转动时，滚动体即在内、外圈的滚道间滚动。轴承内、外圈上的滚道有限制滚动体沿轴向位移的作用。选择轴承类型时应考虑以下的因素：(1）轴承所受的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。对于纯轴向载荷，一般用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力球轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷的同时，还有不打的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大的时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向和轴向载荷。(2）轴承的转速工作转速对轴承也有一定的要求，球轴承与滚子轴承相比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。高速时宜选用相同内径而外径较小的轴承。外径较大的轴承，宜用于低速重载的场合。(3）轴承的调心性能轴的中心线与轴承座的中心线不重合时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内、外圈轴线发生偏斜。滚子轴承对轴承的倾斜最为敏感，这类轴承在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承。(4）轴承的安装和拆卸轴承在长轴上安装时，为便于装拆，可用内圈孔为112的圆锥孔的轴承，用以安装在紧定衬套上。总上所述，本人选择的轴承型号如下：轴I 从左至右分别为深沟球轴承 61808(2对) 61807（6对）3.6 轴承的校核查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得 （3.55）式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴I上的深沟球轴承的校核：(h) 故该轴承符合要求。3.7 传动轴II各主要零件的设计3.7.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：(r/min) (r/min) 效率： 查实用机床设计手册表1.110得：角接触球轴承效率=0.96 ，直齿圆柱齿轮效率=0.98 功率：（kw）由轴径确定的公式可知：转速越小轴径越大，所以只要满足转速小的地方的轴径要求，整个轴都可以满足要求。(mm) 取（mm）3.7.2 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴II上齿数为24的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。3.7.3 传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=(Nmm)式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核合格3.7.4 轴承的校核根据轴径等要求，轴II所选的轴承 从左至右分别为圆锥滚子轴承 30305 (1对) 30304（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴II上的圆锥滚子轴承的校核：(h) 所选轴承符合要求。3.8 传动轴III各主要零件的设计3.8.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：（r/min）效率： 查实用机床设计手册表1.110得：圆锥滚子轴承效率=0.98功率：（kw） （mm） 取（mm）3.8.2 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴III上齿数为63的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。3.8.3 传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=(Nmm)式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核合格。3.8.4 轴承的校核根据轴径等要求，轴III所选轴承 从左至右分别为 30306 (1对) 61806（1对） 30305（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴III上深沟球轴承的校核：(h)轴III上圆锥滚子轴承的校核：(h) 轴III上的轴承校核符合要求。3.9 传动轴IV各主要零件的设计3.9.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：(r/min) 效率：功率：(kw)(mm) 取(mm)3.9.2 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴IV上齿数为齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。3.9.3 传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=（Nmm）式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：(N)式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=22.32mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（Nmm）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核合格。3.9.4 轴承的校核根据轴径等要求，轴IV所选轴承从左至右分别为30307(1对) 30308（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴IV上的角接触球轴承的校核：(h)轴IV上的圆锥滚子轴承的校核：(h) 轴IV上的轴承校核符合要求。3.10 传动轴V各主要零件的设计3.10.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：(r/min) 效率：功率：（kw）（mm） 取（mm）3.10.2 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴V上齿数为50的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。3.10.3 传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=(Nmm)式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：(N)式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=31.43mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）：L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核合格。3.10.4 轴承的校核根据轴径等要求，轴V所选轴承 从左至右分别为 30312 (2对)查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴V上的圆锥滚子轴承的校核：(h) 轴V上的轴承校核符合要求。3.11 传动轴VI各主要零件的设计3.11.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：(r/min) 效率：功率：kw(mm) 取(mm)3.11.2 主轴上一对齿轮的计算（1）由于CA6140金属切削机床主轴箱里的主轴转速不是很高，运作时比较平稳，所以初选主轴与轴V相啮合的一对齿轮中，小齿轮的齿数为24，齿轮精度为7级，则与其相啮合的大齿轮齿数为 取（a）试选载荷系数（b）计算所传递的扭矩 由机械设计得，且由以上计算可知： r/min kw (Nmm)（c）查机械设计表10-7，取得齿宽系数（d）查机械设计表10-6，得材料的弹性影响系数（e）查机械设计图10-21d，得 , （f）计算应力循环次数，参考机械设计式10-13得： （g）查机械设计图10-19，取，（h）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计式10-12得： (MPa) (MPa)（2）计算小齿轮分度圆直径，由机械设计得，代入中较小的值 (mm)（a）计算圆周速度V：由机械设计得： ，代入已计算的数据得 (r/min)（b）计算齿宽b ：由机械设计得：(mm)（c）计算齿宽与齿高之比： 由机械设计得：模数 齿高(mm) （d）计算载荷系数：根据，齿轮精度为7级，由机械设计图10-8得 动载系数，又直齿轮 ，由机械设计表10-2 得 使用系数，由机械设计表10-4，用插值法得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，由，及查机械设计图10-13得故载荷系数（e）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：由机械设计式10-10a得：，代入已有数据得： (mm)（f）计算模数m ： （3）按齿根弯曲强度设计：由机械设计式10-5得，弯曲强度设计公式为 （a） 由机械设计图10-20c查得弯曲强度极限，（b）由机械设计图10-18,取弯曲疲劳寿命系数，（c）计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 ，由机械设计式10-12得： (MPa) (MPa)（d） 计算载荷系数： （e） 查取齿形系数： 由机械设计表10-5 得齿形系数 ，（f） 查应力校正系数： 由机械设计表10-5 得应力校正系数 ， （g） 计算大、小齿轮的 ，并加以比较： 比较得大齿轮的数据大（h）设计计算:由弯曲强度设计公式为 ，代入数据得： ，整圆成 ，查实用机床设计手册可知，m得取值从0.75开始，每隔0.25都有值可选，本人选择为主轴与轴V相啮合的那对齿轮的模数。则此时按,大、小齿轮的齿数分别为： ，整圆成 3.11.3 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴VI上齿数为50的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。3.11.4 传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=(Nmm)式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：(N)式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=35.17(mm)，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）；D、d花键轴的大径和小径（mm）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核合格。3.12 键的校核联轴器与轴：选用键的系列 键、轴和联轴器的材料都是钢，查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度3.13润滑与密封3.13.1齿轮的润滑高速级齿轮的圆周速度为：低速级齿轮周向速度为，查得，采用浸油润滑。 3.13.2轴承的润滑高速级齿轮的圆周速度为为，查得，轴承的润滑宜油润滑，采用飞溅润滑。3.13.3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。3.13.4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轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径3.14联轴器的选择和计算3.14.1类型选择根据本减速器的设计，只需要在低速输出轴和带式运输机之间按装联轴器，由于载荷有轻微震动，根据参考书对联轴器的种类和结构的介绍，选用弹性柱销联轴器。3.14.2计算载荷公称转矩 查表,故得计算转矩为3.14.3型号选择在参考书中查得GYH8型弹凸缘联轴器的选用转矩3150N.m，许用最大转速为4800r/min ，轴径为3042mm之间，故合用。根据轴的直径选择轴孔直径为34的GYH1型弹凸缘联轴器。总论 机械设计综合毕业设计是针对机械设计系列课程的要求，是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养功课学生机械设计能力是课程。随着科学技术发展的日新月异，减速器已经成为当今机电一体化的工业应用中空前活跃的领域，可以说机械无处不在。因此作为一名机械专业的大学生来说掌握减速器的设计是十分重要的。减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机（马达）的回转数减速到 所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应 用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、 汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活 中常见的家电，钟表等等.其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见 到减速机的应用，且在工业应用上，减速机具有减速及增加转矩功能。因此广泛应用在速度 与扭矩的转换设备。减速机的作用主要有： 1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出 减速机额定扭矩。 2）减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。本设计为蜗杆减速器的设计及计算机辅助软件绘制。根据二维图纸建立三维模型，完成 设计过程。 毕业设计是培养我们综合运用所学知识 ,发现,提出,分析和解决实际问题,锻炼实践能力的重要环节,是对我们的实际工作能力的具体训练和考察过程.随着科学技术发展的日新月异。让我们从理论到实践，在这段日子里，可以学到很多很多的东西，同时不仅可以
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