牛头刨床机械传动系统方案设计说明书

1、目录第一章 设计任务 2页第二章 总体设计5页 2.1 确定传动方案5 页2.2 刨床选择合适的电机类型6 页2.3 V带设计9页2.4 齿轮1设计12页2.5 齿轮2设计16 页2.6 轴I设计20页2.7 轴I的受力分析21页2.8 轴II设计25 页2.9 轴 III设计31 页2.10轴 III的受力分析33 页2.11轴承寿命计算38页2.12键的选择和校核40 页2.13 联轴器及润滑、密封方式的选择和设计42 页2.14减速器箱体相关尺寸的设计43 页第三章 个人总结45页参考文献 47页第一章 设计任务 设计结果1.1、课程设计题目：牛头刨床机械传动系统方案设计1.2、工作原理

2、：牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工作的平面切削加工的机床。如图1为其参考示意图。电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。刨床工作时，刨头6由曲柄2带动右行，刨刀进行切削，称为工作行程。在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离，工作阻力F为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。在刨刀空回行程时，由摆动从动件盘形凸轮机构通过四杆机构带动棘轮机构，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给运动，以便刨刀继续切削。 图1设计结果1.3、设计要求：电动机轴与曲柄轴2平行或垂

3、直，刨刀刀刃E点与铰链点C的垂直距离为50mm，水平距离为1.2H。使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。允许曲柄2转速偏差为±5%。要求导杆机构的最大压力角应为最小值；凸轮机构的最大压力角应为许用值a之内，摆动从动件9的升，回程运动规律均为等加速等减速运动，其他参数见设计数据。电机同步转速为1500r/min，执行机构的传动效率按0995计算，系统有过载保护。按小批量生产规模设计。1.4、设计数据：导杆机构运动分析转速n2机架lo2o4工作行程H行程速比系数K连杆与导杆之lBC/lO4B483803101.460.25导杆机构动态静力分析工作阻力Fmax（N）导杆质量m4

4、（kg）滑块6质量m6（kg）导杆4转动惯量Js4（kgm2）4520701.1凸轮机构设计从动件最大摆角max从动件杆长lO9D许用压力角推程运动角o远休止角s回程运动角o15°12540°75°10°75°1.5、设计内容：1、设计题目（包括设计条件和要求）；2、根据电机转速和主轴转速的比值，选择传动机构并比较，确定传动系统方案；3、电动机类型和功率的选择；4、确定总传动比、分配各级传动比；5、计算传动装置的运动和动力参数；6、传动零件（带传动及齿轮传动（或蜗杆传动）设计计算；7、传动轴的结构设计及校核；8、滚动轴承的选择和寿命计算；9、键

5、连接的选择和校核计算；10、联轴器的选择计算；11、润滑剂及润滑方式、密封装置的选择；12、减速器箱体的结构和主要尺寸设计；13、运用计算机软件设计及绘图；14、列出主要参考资料并编号；15、设计的心得体会和收获。1.6、设计工作量：1.7、整个刨床运动方案简图，运动循环图一张（A3），建议采用三维软件绘制（如proe 等） 设计结果2、传动轴零件图1张；传动零件1张，均要求计算机采用A3图纸出图，图纸格式为留装订边，标题栏、明细栏参考机械设计手册国标规定；3、设计说明书一份（应包含设计主要内容，在说明书中列出必要的计算公式、设计计算的全部过程。），可打印，封面格式见机械设计课程设计指导书；4

6、、以组为单位进行答辩，答辩要求制作PPT。1.7、设计时间：16周-17周第二章 总体设计 2.1确定传动方案 设计结果传动方案图解如下：2.2刨床选择合适的电机类型：设计结果按照工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，同步转速1500r/min,执行机构的传动效率按0.95计算，系统有过载保护。1. 根据要求取步转速 n同=1500 r /min2. 根据扭头刨床设计数据知有效工作行程 H=0.31 m3. 工作机有效功率为 P=1004.4（w）（减速后输出效率）4. 所以电机所需要的工作效率为：P入=1206（w）（其中分别是：V带轮、齿轮、轴承、联轴器传动的传动效率及总的传动效

7、率）5. 为增加电机的应对突变载荷的性能，需要提升它的工作效率，即：Ped=1.3P入=1.31206=1567.8（w）根据以上的计算结果查询机械设计课程指导书，选取型号为Y90L4，其P额=1.5 KW，n满=1400 r/min的电机。电机型号Y90L46. 计算传动装置的总传动比并分配传动比：总传动比为 =设计结果轮1的传动比 i2=3.7齿轮2的传动比 i3=2.6由于n出=，可推出带传动的传动比i1i1=3.037. 计算传动装置各轴的转速：轴 n1=1400 r/min轴n2=462.05 （r/min）轴n3=124.9 （r/min）轴n4=48.03 （r/min）8. 各

8、轴输入的功率轴P1=P入=1.206 kw轴 P2=P入带=1.206×0.96=1.158 (kw)轴P3=P2齿1轴承=1.158×0.98×0.99=1.123（kw）轴 P4=P3齿2轴承=1.123×0.98×0.99=1.090 （kw）联轴器输入功率 P5=P4轴承=1.090×0.99=1.079 （kw）9. 各轴输入的转矩 电动机轴的输出转矩Td为设计结果Td=9.55×10=9.55×10×=8226.6 （N·mm） 轴T1=Td=8226.6 N·mm轴T2=

9、T1i1=8226.6×0.96×3.03=23929.5 （N·mm）轴T3=T2齿1轴承i2=23929.5×0.98×0.99×3.7=85900.8 （N·mm）轴T4=T3齿2轴承i3=85900.8×0.98×0.99×2.6=216686.5 =（N·mm）将上述计算汇总于下表，以备查用：轴名功率 P/KW转矩 T/(N·mm)转速 n/（r/min）传动比i效率电机轴1.2068.2266×10140011I轴1.2068.2266×101

10、4003.030.95II轴1.1582.39295×10462.053.70.97III轴1.1238.59008×10124.92.60.97输出轴1.0902.166865×1048.032.3 V带设计设计结果1. 确定计算功率Pca查表得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.1×1.206=1.3266（kw）2. 选择V带的带型根据P、n1由图选择Z型。Z型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径dd1。由表86和表88,可得取小带轮的基准直径dd1=71mmdd1=71mm2) 验算带速v。V= =5.2

11、 (m/s)因为5m/s<v<7m/s,故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径。.dd2=i·dd1=3.03×71=215.13(mm)根据表可知圆整为dd2=224mmdd2=224mm4. 确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 计算V带的中心距a0.7（d+d）a2（d+d）0.7（71+224）a2(71+224)206.5a590初定中心距a0=400mm.2) 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+(dd1+dd2)+ =2×400+× 295+=1278（mm）设计结果 由表8-2选带的基准长度Ld=1250mm.Ld=125

12、0mm3) 按式计算实际中心距a0a=a0+=(400+14) =414（mm）5. 验算小带轮上的包角=180°-（dd2-dd1）=180°-153*=158.82°90° a=158.82°6. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr由dd1=71mm和n1=1400r/min,查表得P0=0.294kw查表8-5得P0=0.03 kw查表得K=0.942,KL=1.11，于是Pr=(P0+P0)*K*KL=（0.294+0.03）×0.942×1.11=0.339（KW）2） 计算V带的根数z.Z=3.9取4

13、根。 V带取4根7. 计算单根V带的处拉力的最小值（F0）min由表A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以（F0）min=500 =500×+0.06×5.2 =54.37(N)应使带的实际处拉力F0>(F0)min.设计结果8. 计算压力轴Fp压力轴的最小值为（Fp）min=2z(F0)minsin=2×4×54.37×sin=427.55(N)2.4 齿轮1设计设计结果1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图1023所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 插床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 材料选择。由表101

14、选择小齿轮材料为40Cr（调质），小齿轮40Cr硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料 大齿45钢硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=3.7×2488.8，取Z2=89。2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即d1t2.321 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。T1=2392935（Nmm） 由表107选取齿宽系数=1。 由表106查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 由图1021d按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=

15、550MPa。 由式1013计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60×462.05×1×10×300×8×16.65×10N2=1.8×10 由图1019取接触疲劳寿命系数=0.95;=0.97。 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数S=1，由式（1012）得=MPa570MPa=MPa533.5MP 计算计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入中较小的值。设计结果d1t2.322.32·mm 37.43mm 计算圆周速度。=m/s=0.906m/s 计算齿宽b。 b=·d1t =1&#

16、215;37.43mm=37.43mm 计算齿宽与齿高之比。模数 mt=1.5（mm） 模数1.5mm齿高 h2.25mt=2.25×1.56mm3.51mm=10.66 计算载荷系数。根据=0.906m/s，7级精度，由图108查得动载系数=1.05；直齿轮，1;由表102查得使用系数=1.25;由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.416；由=10.66，1.416查图1013得1.32；故载荷系数1.25×1.05×1×1.4161.8585 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得37.43×

17、;mm=42.166mm 计算模数m。=mm=1.757mm3、 按齿根弯曲强度设计设计结果由式（105）得弯曲强度的设计公式为m 确定公式内的各计算数值 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲强度极限380MPa 由图1018取弯曲疲劳强度寿命系数=0.91,=0.93 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得MPa=325MPaMPa=252.43MPa 计算载荷系数K。1.25×1.05×1×1.32=1.7325 查取齿形系数。由表105查得 2.65，2.20 查取应力校正系数。由表105查得

18、1.58,1.78 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.012883=0.015513设计计算。mmm=1.31mm设计结果对比计算结果是由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.31并就近圆整为标准值m = 1.5 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1 = 42.166 mm，算出小齿轮齿数。Z1 = = 28大齿轮齿数Z2 = u×Z1 = 3.7×28 = 103.6；取Z2=104。4、几何

19、尺寸计算。（1）计算分度圆直径d1 = Z1× m = 28×1.5mm= 42 mmd1=42mmd2 = Z2× m = 104×1.5mm= 156 mmd2=156mm（2）计算中心距a = mm= 99mm a=99mm（3）计算齿轮宽度b = = 1×42= 42（mm），可取B1 = 42mm ； B2 = 47 mmB1 = 42mm（5）结构设计及绘制齿轮零件图。B2 = 47 mm2.5 齿轮2设计设计结果4、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图1023所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 插床为一般工作机器，速度不

20、高，故选用7级精度。 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为小齿轮40Cr280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 大齿45钢 选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=2.6×2462.4，取Z2=62。5、 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即d1t2.322 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。T1=85900.8（Nmm） 由表107选取齿宽系数=1。 由表106查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 由图1021d按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限

21、=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 由式1013计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60×124.9×1×10×300×8×11.79856×10N2=6.9175×10 由图1019取接触疲劳寿命系数=0.97;=0.99。 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数S=1，由式（1012）得=MPa582MPa=MPa594MP 计算 计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入中较小的值。设计结果d1t2.322.32·mm 58.20mm 计算圆周速度。=m/s=0.38m/s

22、 计算齿宽b。 b=·d1t =1×58.20mm=58.20mm 计算齿宽与齿高之比。模数 mt=2.425（mm）齿高 h2.25mt=2.25×2.425mm5.46mm=10.66 计算载荷系数。根据=0.38m/s，7级精度，由图108查得动载系数=1；直齿轮，1;由表102查得使用系数=1.25;由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.421；由=10.66，1.421查图1013得1.34；故载荷系数1.25×1×1×1.4211.776 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）

23、得58.20×mm=64.58mm 计算模数m。=mm=2.69mm6、 按齿根弯曲强度设计设计结果由式（105）得弯曲强度的设计公式为m 确定公式内的各计算数值 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲强度极限380MPa 由图1018取弯曲疲劳强度寿命系数=0.98,=0.99 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得MPa=350MPaMPa=268.7MPa 计算载荷系数K。1.25×1×1×1.34=1.675 查取齿形系数。由表105查得 2.65，2.272 查取应力校正系数。由表1

24、05查得 1.58,1.734 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01196=0.01466设计计算。mmm=1.98mm设计结果对比计算结果是由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.98并就近圆整为标准值m = 2 mm，按接触强度算得的分度圆直径模数m = 2 mmd1 = 64.58 mm，算出小齿轮齿数。Z1 = = 32Z1 =32大齿轮齿数Z2 = u×Z1 = 2.6×32 = 8

25、3.2；取Z2=83。Z2=834、几何尺寸计算。（1）计算分度圆直径d1 = Z1× m = 24×2mm= 48 mmd1 =48mmd2 = Z2× m = 83×2mm= 166mmd2 =166mm（2）计算中心距a = mm= 107mma =107mm（3）计算齿轮宽度b = = 1×48= 48（mm），可取B1 = 48mm ； B2 =53 mmB1 = 48mm（5）结构设计及绘制齿轮零件图。B2 =53 mm2.6 轴I设计设计结果1.轴径计算：轴的最小直径dd=A0=112×=15.2（mm）圆整以及查询机械

26、设计手册可取d=20mm，d=20mm即连接V带轮的直径=20mm查询手册可知，轴径=25mm，毛毡外圈D=39 mm，毡圈内径=24mm=+2×（0.070.1）=28.5mm30 mm查询轴承的标准，取=30 mm，即选用深沟球轴承6206=30 mm查询轴承系列数可知da=36 mm，即=36 mm=36 mm2.长度确定：（1）、查询带轮槽数据可知，f=7，e=12，有4根带轮，即L=3e+2f=50mm，取L=48mmL=48mm（2）、轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与V带轮右端的距离l=30mm，故取L=50mmL=50mm（3）、查询数据得，轴承的宽度B=1

27、6mm，挡油板取12mm，所以l=16+12+2+8=38（mm）l=38mm（4）、从右端往左端确定，L情况与L一样，故取长度L =L=38mmL=38mm（5）、根据齿轮计算可知，L取47mm（6）、根据轴长度确定L长度为61.5mm综上所述可知，轴箱体内的长度为124.5mm2.7 轴I受力分析：设计结果F由带轮设计结果知为F=427.55N 8211553.5FFFFFFFBC DE假设受力方向如图所示,则竖直方向受力如图所示.82115 53.5FFFF则，设计结果即427.55107101.275168.5+53.5=0。由上式可得，水平方向受力如图所示FF53.5F 115 82

28、则由上式可得，设计结果M()x(mm)35059.1103.2-4010.36竖直方向弯距图M()x(mm)-41595.5水平方向弯距图设计结果M () x(mm)35059.141788.4弯距合成图T ()x(mm)23929.5 扭距图校核轴的强度：强度条件为=8.05=60强度条件满足2.8 轴II设计设计结果 一 、 根据轴三的设计，轴二可以选用深沟球轴承6207，其内径为35mm，即 因为2段为齿轮轴，da=45mm，即 第三段是退刀槽，取直径为=34mm，=34mm 第六段是装轴承的，根据对称设计，使用统一型号的轴承6207，直径一样为35mm。35mm 故 （mm） 故 （m

29、m）二 、 ， 轴承宽B =17mm,故 L（mm）L L等于齿轮宽度 故 L=53 mmL=53 mm L为退刀槽取5 故 L=5 mmL=5 mm L为轴环宽度 故 L=1.4=5.6 mm6 mmL=6 mm L为安装齿轮处 故 L=B2=422=40（mm）L=40mm L从右端开始确定 设计结果故 L= B+8+2+2.5=17+12+8+2.5+2+2=43.5（mm）L=43.5mm三、轴2的受力分析：FFFFFFFyxzABCDFFFF55mm57.5mm53mm设计结果 FFFFABCD根据图可知F=F·Tan=·Tan20°=×Tan

30、20°=414.7（N）F=414.7NF= F·Tan=·Tan20°=×Tan20°=1302.7（N）F=1302.7N由F= F+ F+ F= F·l- F·l+ F·l即414.7= F+1302.7+ F1320.7×55-414.7×122.5+ 165.5F=0由上式可得，F=-1039.0N F=151.0NF=-1039.0N根据图可知F=151.0NF=1139.5（N）F=1139.5NF=3579.2（N）F=3579.2N则F+F=F+F设计结果=F

31、3;l+F·l-F·l即F+F=4718.73579.2×55+1139.5×112.5-165.5 F=0由上式可得，F =2754.8N F=1963.9NF =2754.8NF=1963.9NM（N·mm）x（mm）71648.58003根据图所得的弯矩图设计结果M（N·mm）x（mm）167600.7104086.7根据图所得的弯矩图M（N·mm）x（mm）167600.7104393.9合成弯矩图设计结果T(N·mm)x（mm）85900.8 扭矩图T(N·mm)x（mm）167600.7175

32、346.6116423.8104393.9弯矩合成图校核轴的强度：根据弯扭合成图,分析出B、C点为危险截面则强度条件为=31.33=60=2.57=60满足强度条件2.9 轴III设计设计结果1、 确定各台肩的直径 从轴的左边开始往右边确定该轴选用45钢，故取。可计算轴的最小直径为：圆整，取=32mm。=32mm下一个台肩直径为：取，试选深沟球轴承6209， 取，根据优先数系可选取 取现从右边往左边确定：，取，此处为轴承台肩，故需要选用优先数系取根据联轴器长度确定第一段台肩的长度，由查课程设计指导书p140表13.6 取滑块联轴器KL5 取M16 根据指导书P26 表4.2 根据选取的轴承型号

33、，可查的B=19，挡油板总长20mm，右端轴承上长度需增长2mm，故所以 轴套B=10.5mm该台阶用来放置齿轮，需要留一段距离用下一段的轴套来卡住齿轮，轴环的长度： 取根据第一根轴确认的箱体内长度，可得2.10轴III的受力分析：设计结果ABCDyxzFFFFFFDABFFF 图64119.5130.5C设计结果图DA BFF64mm119.5mm130.5mmCF根据图可知F= F=1302.7NF= F=1302.7NF= F+ F= F·l- F·l=0即1302.7= F+ F1302.7×64-183.5 F=0由上式可得，F=848.4N F=454

34、.3NF=848.4N根据图可知F=454.3N F= F=3579.2NF= F=3579.2NF= F+ F= F·l- F·l=0即3579.2= F+ F3579.2×64-183.5 F=0设计结果由上式可得，F=2330.9NF=2330.9N F=1248.3N F=1248.3NM（N·mm）54297.6x（mm）根据图所得的弯矩图M（N·mm）x（mm）根据图所得的弯矩图-149177.6设计结果M（N·mm）x（mm）158752 合成弯矩图T（N·mm）x（mm）216686.5 扭矩图设计结果N&#

35、183;mmx（mm）158752205185.7130011.9 弯扭合成图校核轴的强度：根据弯扭合成图，分析出B点为危险截面强度条件为=11.68=60强度符合要求2.11轴承寿命计算设计结果6206: n=462.5r/min c=19.5*10N F=767.3N F=361.7N F=74.96N F=0 F=777.6N F= F= 由F=0可知<e, 根据表可得深沟球轴承的最小e值为0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*848.28=1017.936N p=1.2*1*781.20=937.44N 由得6207: n=12

36、4.9r/min c=25.7*10N F=1039.0N F=2754.8N F=151.0N F=0 F=1963.9N F= F= 由F=0可知<e, 根据表可得深沟球轴承的最小e值为0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 设计结果P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*2944.22=3533.064N =1.2*1*1969.70=2623.64N 由得6209: n=48.03r/min c=31.7*10N F=848.4N F=2330.9N F=454.3N F=0 F=1248.3N F= F= 由F=0可知<e, 根据表可得深沟球轴承的最小e值为0.

37、22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*2480.50=2976.6N p=1.2*1*1328.40=1594.08N 由得2.12 键的选择和校核设计结果（1）：轴1上大带轮上的键选择使用单圆头普通平键（C型）根据轴大小的计算，最小出轴直径（即 大带轮上的轴直径为20mm），所以根据机械设计课程设计指导书P116中键的推荐表格可选键的公称尺寸为：故 该键的代号为： 键C GB/T 1096 强度校核材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度要求 （2）：轴2上的大齿轮处的键选用双圆头普通平键（A型）根据轴的大小，知此处的轴直径为56mm，故取键的

38、公称尺寸为：故 该键的代号为：键A GB/T 1096 强度校核材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度要求 符合强度要求（3）：轴3上的大齿轮处的键选用双圆头普通平键（A型）根据轴的大小，知此处的轴直径为40mm，故取键的公称尺寸为：故 该键的代号为：键A GB/T 1096 强度校核材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度要求 符合强度要求（4）：轴3上联轴器的键选用半圆头普通平键（C型） 根据轴的大小，知此处的轴直径为32mm，故取键的公称尺寸为：故 该键的代号为：键A GB/T 1096 强度校核设计结果材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度要求 符合强度要求2.13 联轴器及润滑、

39、密封方式的选择和设计设计结果（1）：联轴器的选择设计计算： 计算轴上的最大转矩： 查询机械设计课程设计手册P141，表13.6得，选用KL5 (2) 润滑剂及润滑方式、密封装置的选择：齿轮传动润滑剂的选择齿轮圆周速度、轴上的齿轮圆周速度=1.09（m/s）12 m/s大=1.04（m/s）12 m/s小=0.43（m/s）12 m/s综上所述，齿轮圆周速度均小于12 m/s，选用油浸润滑方式查询课本P234表1011和表1012，选择GB59031995 牌号为100的润滑剂轴承润滑方式：轴承dn值 d2n2=30×462.05=1.39×10 (mmr/min)d3n3=

40、35×124.9=0.44×10 (mmr/min)d4n4=45×48.03=0.22×10 (mmr/min)查课本P332表1310，选取轴承润滑方式为脂润滑查询机械设计课程指导书P96，选择通用锂基润滑脂（GB/T73241994）3号润滑脂密封方式：轴承与箱体内部因润滑方式的不同选挡油环密封。在轴伸处用毛毡密封，不是轴伸处用闷盖加垫圈密封。2.14减速器箱体相关尺寸的设计设计结果电机选择型号为：Y90L-4选用铸件减速机体，根据以上选择按照机械设计课程设计指导书中的P25页 表4-1 铸件减速器机体结构尺寸计算表，可得如下计算结果：机座壁厚：=

41、0.025a+3 mm8 mm（选用的是二级圆柱直齿轮减速器，a为二级齿轮变速的齿轮中心距离中较大的一个，根据前面计算为107mm）。 所以：=0.025*107+3=5.675<8mm，所以选用=8mm。机盖壁厚：=0.02a+3mm8 mm，=0.025*107+3=5.14<8mm，故选用=8mm机座凸缘厚度：机盖凸缘厚度：机座底凸缘厚度：地脚螺钉直径：，取地脚螺钉数目：a250mm时，取n=4轴承旁连接螺栓直径 ：机盖与机座连接螺栓直径：，取连接螺栓的间距：=轴承端盖螺钉直径：，取窥视孔盖螺钉直径： ，取定位销直径： ，取：，没有凸缘 ：,：,设计结果轴承旁凸台半径： 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（见图4.44）外机壁至轴承座端面距离：,取内机壁至轴承座端面距离： ，大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离： =10mm。齿轮（锥齿轮或蜗轮轮榖）端面与内机壁距离： 机盖、机座肋厚：轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度： ，取轴承旁连接螺栓距离： s 尽量靠近，以第三章 个人总结 计算结果两周的课程设计结束了。