1114.帶式傳動機減速器的高級齒輪傳動設計 論文

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1、XX職業(yè)技術(shù)學院畢業(yè)設計（論文） 《XX職業(yè)技術(shù)學院》 畢業(yè)設計(論文) 題 目 帶式傳動機減速器的高級齒輪傳動設計 年級層次 《06級專科》 專 業(yè) 《機電一體化》 姓 名 《XXX》 學 號 《XXXXXXXXXX》 指導教師 《XXXXX》 論文完成時間： 2008 年 11 月 10 日 摘要： 　　齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高

2、速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術(shù)方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動），速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉(zhuǎn)速可以從1r/min到20000r/min或更高），結(jié)構(gòu)緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用，本課題就是齒輪傳動的一個典型應用。 　　齒輪傳動的特點是：1)效率高 在常用的機械傳動中，以齒輪傳動效率為最高，閉式傳動效率為96%~99%，這對大功率傳動有很大的經(jīng)濟意義。2）結(jié)

3、構(gòu)緊湊 比帶、鏈傳動所需的空間尺寸小。3)傳動比穩(wěn)定 傳動比穩(wěn)定往往是對傳動性能的基本要求。齒輪傳動獲得廣泛應用，正是由于其具有這一特點。4)工作可靠、壽命長 設計制造正確合理、使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。這對車輛及在礦井內(nèi)工作的機器尤為重要。但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。 　　設計減速器應先選擇它的電動機，根據(jù)要求和條件選擇其型號。然后再計算出它的容量、轉(zhuǎn)速、傳動比、功率和效率。接下來就該設計帶傳動。帶傳動的設計計算是比較重要的。再接下來就是齒輪的設計計算。要選擇齒輪的類型，按照其設

4、計準則，接觸面的疲勞強度與彎曲疲勞強度校核。然后就是軸的設計，軸承的選擇與驗算，聯(lián)軸器的選擇與驗算，箱體，箱蓋的主要尺寸計算。最后是齒輪和軸承的潤滑與密封方式的選擇和減速器附件的設計。 關鍵詞: 齒輪 傳動 效率 目 錄 第一章 前 言…………………………………………………4 1.1 設計的目的……………………………………………… 4 1.2 傳動方案的分析………………………………………… 4 第二章 傳動系統(tǒng)的參數(shù)設計……………………………… 6 2.1選擇電動機 ……………………………………………… 6 2.2 計算總傳動比并分配各級傳動比…

5、…………………… 7 2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………… 7 第三章 帶傳動的設計計算……………………………… 8 第四章 齒輪的設計計算………………………………… 10 4.1高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）………………… 10 4.1.1 齒輪的材料………………………………………………………10 4.1.2 設計計算……………………………………………………………10 4.1.3 校核齒根彎曲疲勞強度……………………………………………11 4.2低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）…………………… 11 4.2.1 齒輪的材料……………………

6、……………………………………11 4.2.2 設計計算……………………………………………………………11 4.2.3 校核齒根彎曲疲勞強度……………………………………………13 第五章 高速軸的設計………………………………………14 5.1軸的分析……………………………………………………… 14 5.1.1 選擇軸的材料及熱處理………………………………………… 14 5.1.2 初估軸徑………………………………………………………… 14 5.1.3 初選軸承………………………………………………………… 14 5.1.4 結(jié)構(gòu)設計………………………………………………………… 14

7、 5.1.5 軸的受力分析……………………………………………………… 14 5.1.6 判斷危險截面…………………………………………………… 15 5.1.7 高速軸軸承……………………………………………………… 15 5.1.8 鍵的校核………………………………………………………… 15 5.2從動軸的設計計算……………………………………… 17 5.2.1 選擇軸的材料………………………………………………… 17 5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)示意圖…………………………………………………17 第六章 軸承的選擇與驗算…………………………………18 6.1主動軸承的選擇與驗算…

8、…………………………………… 18 6.1.1 確定軸承的基本參數(shù)…………………………………………… 18 6.1.2 計算當量動負荷P…………………………………………………18 6.1.3 計算基本額定壽命……………………………………………… 18 6.2動軸承的選擇與驗算……………………………………18 6.2.1 確定軸承的基本參數(shù)…………………………………………… 18 6.2.2 計算當量動負荷P…………………………………………………18 6.2.3 算基本額定壽命………………………………………………… 18 第七章 聯(lián)軸器的選擇與驗算…………………………… 19

9、7.1 類型選擇……………………………………………… 19 7.2 計算轉(zhuǎn)矩……………………………………………… 19 7.3 型號選擇……………………………………………… 19 第八章 箱體、箱蓋主要尺寸計算………………………… 20 第九章 齒輪和滾動軸承潤滑與密封方式的選擇……………21 9.1減速器的潤滑…………………………………………… 21 9.2減速器的密封…………………………………………… 21 第十章 減速器附件的設計………………………………… 22 10.1 視孔蓋和窺視孔的設計………………………… 22 10.2 排油孔與油塞……………………………………

10、 22 第十一章 結(jié)論………………………………………………… 23 參考文獻……………………………………………………24 后記…………………………………………………………25 第一章 前 言 1.1設計的目的 機械零件畢業(yè)設計是學生學習《機械技術(shù)》課程后進行的一項綜合訓練，其主要目的是通過畢業(yè)設計使學生鞏固、加深在機械技術(shù)課程中所學到的知識，提高學生綜合運用這些知識去分析和解決問題的能力。同時學習機械設計的一般方法，了解和掌握常用機械零部件、機械傳動裝置或簡單機械的設計方法與步驟。 1.2傳動方案的分析 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置

11、組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低．在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，

12、適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之—。本設計采用的是單級直齒輪傳動。 本設計中減速器的箱體用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 原始數(shù)據(jù)： 數(shù)據(jù)編號 3 5 7 10 運輸機工作轉(zhuǎn)矩T/(N.m) 690 630 760 620 運輸機帶速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直徑D/mm 300 380 300 360 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差

13、為。 第二章　傳動系統(tǒng)的參數(shù)設計 運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T/(N.m)690。運輸機帶速V/(m/s)0.8。卷筒直徑D/mm300輸送帶的有效拉力Fw＝2350，輸送帶的速度Vw=1.5。 1)選擇合適的電動機； 2)計算傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比； 3)計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 2.1、選擇電動機 (1)選擇電動機類型：按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 (2)選擇電動機容量： 工作機所需功率： ,其中帶式輸送機效率ηw=0.94。 電動機輸出功率

14、： 其中η為電動機至滾筒、主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動效率ηb、一對齒輪傳動效率ηg、兩對滾動軸承效率η及聯(lián)軸器效率ηc，值，計算如下：η=ηb ?ηg ?ηr 2?ηc=0.90 由教材[1]表10—1(134頁)查得各效率值，代入公式計算出效率及電機輸出功率。使電動機的額定功率Pm＝(1～1.3)Po，由教材表10—110(223頁)查得電動機的額定功率Pm=5.5。 (3)選擇電動機的轉(zhuǎn)速： 計算滾筒的轉(zhuǎn)速： 95.49 根據(jù)教材表3—1確定傳動比的范圍：取V帶傳動比ib＝2～4，單級齒輪傳動比ig＝3～5，則總傳動比的范圍：i＝(2X3)～(4X5)＝6～20。電

15、動機的轉(zhuǎn)速范圍為n=i?nw(6~20)?nw=592.94~1909.8在這個范圍內(nèi)電動機的同步轉(zhuǎn)速有1000r／min和1500r／min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉(zhuǎn)速為1000，根據(jù)同步轉(zhuǎn)速確定電動機的型號為Y132M2-6，滿載轉(zhuǎn)速960。（教材[1]223頁） 型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 Ｙ１３２Ｍ２－６ ５．５ ９６０ 1000 連接這些數(shù)據(jù)源，并檢索，處理和更新數(shù)據(jù)。 2.2計算總傳動比并分配各級傳動比 (1)計算總傳動比：i=nm／nW=8～14 (2)分配各級傳動比：為使帶傳動尺

16、寸不至過大，滿足ib

17、I軸 II軸 滾筒軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) nm=960 n1=384 n11=96 nw=96 功率P(kW) Pm=5.5 P1=5.28 P11=5.08 Pw=4.99 轉(zhuǎn)矩T(Nm) T0=54.71 T1=131.31 T11=505.67 Tw=496.5 傳動比i ib=2.5 ig=4.02 1 效率η ηb=0.96 nbηr=0.96 ηrηc=0.98 第三章 帶傳動的設計計算 已知帶傳動選用Y系列異步電動機，其額定功率Pm=5.5，主動輪轉(zhuǎn)速nw=960,從動輪的轉(zhuǎn)速n=

18、384,ib=2.5。單班制工作。有輕度沖擊。 ① 確定設計功率：查表34—3，取K=1.2，故Pd=6.05kw ② 選V帶型號 ：Pd=KAP=1．2 11=6.05kW ③ 確定帶輪直徑：根據(jù)Pd和nl查圖34—9，選B型普通V帶 由表34—4，取小帶輪基準直徑ddl=125mm，傳動比 2.5 大帶輪基準直徑dd2=idd1 2.94125=312.5mm，圓整da2=315mm ④ 驗算帶速：驗算= 6．28m／s 所以合適 ⑤確定帶的基準長度和，由0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)初定中心距a0＝700mm帶的基準長度為傳動中心距： Ld

19、02700+(125+375)+(375-125)2=2208mm ⑥ 驗算小帶輪包角：查表34—2，取Ld=2800mm 由式(34—9)，實際中心距 a=a0+ =647mm a1180-57.3155 ⑦ 計算帶的根數(shù)：由式(34—11)可得，z= 由ddl=125mm，n1=960r／min，查表34—5，P1=0.8kW 查表34—6，B型帶，Kb=2．6710-3，查表34—7，由I=2．5，得 Ki=1．14 P1=2.6710-3960 =0.32kW Ka=1.25(1-5-a1/180)=1.25(1-5-160/180)=0.937 查

20、表34—2，由Ld=2800mm，得KL=1.03 則Z=6.7 取c＝7根 ⑧計算初拉力：查表34—1，B型帶,q=0．17kg／m;由式(34—13)可得 F0=500＋0.176.352=249.1N ⑨ 計算對軸的壓力 由式(34-14)得Ｑ=2zFosin251sin＝3434。4N 第四章 齒輪的設計計算 設計計算（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 4.1高速級減速器齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 4.1.1.齒輪的材料 精度和齒數(shù)選擇，因傳遞

21、功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=342.62=89 T1=9.55106P/n=9.551065.42/384=134794 Nmm 4.1.2.設計計算按齒面接觸疲勞強度設計 由式， 選取材料的接觸疲勞，極限應力為： бHILim=580 бHILin=560 選取材料彎曲疲勞極陰應力：бHILim=230 бHILin=210 應力循環(huán)次數(shù)N計算：

22、N1=60n, at=60(836010)=6.64109 N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=1.1 ZN2=1.04 查得彎曲 ：YN1=1 YN2=1 查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由式求許用接觸應力和許用彎曲應力： 將有關數(shù)值代入后得： 則V1=(πd1tn1/601000)=1.3m/s， ( Z1 V1/100)=1.3(3

23、4/100)m/s=0.44m/s 得Kv=1.05,得K A=1.25.得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.42 ，修正后得： , M=d1/Z1=1.96mm,標準模數(shù)：m=2mm (3) 計算幾何尺寸:d1=mz1=234=68mm , d2=mz2=289=178mm a=m(z1＋z2)/2=123mm , b=φddt=168=68mm 取b2=65mm b1=b2+10=75 4.1.3.校核齒根彎曲疲勞強度 已知YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7，校核大小齒輪的彎曲強度.

24、 4.2低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 4.2.1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34則Z2=Z1i=343.7=104。 4.2.2.設計計算 （1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計。 T1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm 選取材料的接觸疲勞強度

25、，極限應力為：бHILim=580 бHILin=560 選取材料彎曲疲勞極限應力： бHILim=230 бHILin=210 應力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算： N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 查得接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=1.1 ZN2=1.04 查得彎曲：YN1=1 YN2=1 查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 許用接觸應力和許用彎曲應力：

26、 將有關值代入得 則V1=(πd1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s 查得Kv=1.05，得K A=1.25.得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVK α=1.377 ,修正M=d1/Z1=2.11mm 取標準模數(shù)：m=2.5mm (3) 計算幾何尺寸：d1=mz1=2.534=85mm ，d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm ， b=φddt=185=85mm 取b2=85m

27、m b1=b2+10=95 4.2.3.校核齒根彎曲疲勞強度： 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 校核大小齒輪的彎曲強度： 總結(jié)：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5 第五章 高速軸的設計 5.1軸的分析： （1）軸選軸承為6008 （2）軸選軸承為6009 （3）軸選軸承為6012 根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mm，D2=45mm，D3=60mm 5.1.1.各軸直徑的確定： 初估軸徑

28、后,按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便于安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。 5.1.2各軸段長度的確定： 軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離

29、加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l(wèi)4，l6是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。 5.1.3.軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，分別為16*63 GB1096-1979及

30、鍵10*80 GB1096-1979。 5.1.4.軸上倒角與圓角 為保證6008軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1乘45度。 5.1.5、軸的受力分析： （1） 計算支座反力：Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20=3784，F(xiàn)Q=1588N 在水平面上：FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上：FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （2） 彎矩 在水平面上：a-a剖面左側(cè)：

31、 MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715Nm a-a剖面右側(cè)： MAh=FR2Hl2=411153=62.88 Nm 在垂直面上：MAv=M’AV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm， 合成彎矩：a-a剖面左側(cè) a-a剖面右側(cè) 轉(zhuǎn)矩 3784（68/2）=128.7Nm 5.1.6、判斷危險截面 顯然，如圖所示，a-a剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側(cè)也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側(cè)均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側(cè)和b-b截面

32、左、右側(cè)又均有可能是疲勞破壞危險截面。 5.1.7、高速軸軸承： 軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 計算當量動載荷： 查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y為X=1，Y=0 =1.2（1352）=422.4 N 3） 驗算6008的壽命： 驗算右邊軸承： 5.1.8、鍵的校核 1) 鍵1 108 L=80 GB1096-79 則強度條件為： 查表許用擠壓應力，所以鍵的強度足夠 鍵2 128 L=63 GB1096-79 則強度條件為： 查表許用擠壓應

33、力，所以鍵的強度足夠 2) 畫出軸的結(jié)構(gòu)示意圖： 3) 計箅軸各段直徑： 由教材[1]表39-7得：A=118～106，取A=118(取較大值)， d1"27.14,軸上有一個鍵槽，故軸徑增大５％ d1’=d1”（1+5%）＝28.50 按教材[1]138頁圓整dl=30 d2’=d1+2a=d1+2(0．07-0．1)d1=34.2-36，因d2必須符合軸承密封元件的要求，取d2=35。(教材[1]191頁) d3’=d2＋（1～5）mm＝36-40，d3必須與軸承的內(nèi)徑一致，圓整d3＝40。所選軸承型號為6208，B＝18，D＝80，G＝22

34、.8，C0r=15.8 d4’=d3+(1-5)mm=41-45，為裝配方便而加大直徑，應 圓整為標準直徑；一般取0,2,5,8為尾數(shù)。取d4=45，d5=d3=40，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類型。 4) 計笪軸各段長度 B帶輪=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8 L1=(1.5～2)d1，按138頁取Ll=58，L2=l1+e+m=50 e=1.2d3，其中d3為螺釘直徑，教材[1]查表5—1(23頁) m=L-Δ3-B軸承小=6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一B軸承小=20 式中6、Cl、C2查表5—1。l1、Δ3小查

35、表6—8(75頁，按凸緣式端蓋查l1),若m

36、 600MPa 55MPa 5.2.2、畫出軸的結(jié)構(gòu)示意圖 第六章 軸承的選擇與驗算 6.1.主動軸承的選擇與驗算 已知軸頸直徑d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192，運轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊 6.1.1、確定軸承的基本參數(shù) 由軸承型號查課程設計附表得軸承的基本參數(shù) 6.1.2、計算當量動負荷P P=RvA、RⅧ中較大者，P=1.2 因球軸承，故c=3，查教材[1]表38-10，取fd=1， 6.1.3、計算基本額定壽命 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh=故所選軸承合適。 (Lh可

37、查表或按大修期確定) 6.2.從動軸承的選擇與驗算 已知軸頸直徑d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，運轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊 6.2.1、確定軸承的基本參數(shù)： 由軸承型號查課程設計附表得軸承的基本參數(shù) 6.2.2、計算當量動負荷P：P二RvA、RⅧ中較大者 ,P=1.2 6.2.3、計算基本額定壽命：因球軸承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1， 代入計算得：Lh=故所選軸承合適。(1h’可查表或按大修期確定) 注意：如壽命過大，則重選軸承型號，取輕或特輕系列 第七章 聯(lián)軸器的選擇與驗算 已知聯(lián)軸器用在減速器的輸出端，從動軸

38、轉(zhuǎn)速nh=96，傳遞的功率為P11=5.08，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T"=505，軸徑為d1=45. 7.1、類型選擇： 為減輕減速器輸出端的沖擊和振動，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，代號為HL。 7.2、計算轉(zhuǎn)矩： 由教材表43-l，選擇工作情況系數(shù)K=1.25，Tc=KTⅡ=631.96 7.3、型號選擇： 按計算轉(zhuǎn)矩、軸徑、轉(zhuǎn)速，從標準中選取HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，采用短圓柱形軸孔。 公稱轉(zhuǎn)矩：Tn=630>Tc；許用轉(zhuǎn)速：n1=1000>n11 主動端：了型軸孔、A型鍵槽、軸徑，半聯(lián)軸器長度。 聯(lián)軸器的選擇結(jié)果： 型 號 軸孔直徑 軸孔長度 公稱轉(zhuǎn)矩

39、 許用轉(zhuǎn)速 HL4 45 112 1250 4000 第八章 箱體、箱蓋主要尺寸計算 箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu),采用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下： 名稱 符號 尺寸 箱體厚度 具體內(nèi)容參照23頁表5-1 8mm 第九章 齒輪和滾動軸承潤滑與密封方式的選擇 9.1減速器的潤滑 (1)、齒輪的潤滑：根據(jù)齒輪的圓周速度6.28選擇10mm潤滑，浸油深度，(36頁)潤滑油粘度為59。 (2

40、)、軸承的潤滑：滾動軸承根據(jù)軸徑選擇脂潤滑，潤滑脂的裝填量，潤滑脂的類型為鈣基2號鈉基2號。 9.2減速器的密封 (1)、軸伸出處密封：軸伸出處密封的作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕防止?jié)櫥停ㄖ┞┏龊拖渫怆s質(zhì)，水基灰塵等侵入軸承室避免軸承急劇磨損和腐蝕，采用墊圈密封方式 (2)、軸承室內(nèi)側(cè)密封：采用擋油環(huán)密封方式，其作用是防止過多的油，雜質(zhì)以及嚙合處的熱油沖入軸承室 (3)、箱蓋與箱座接合面的密封：采用密封條密封方法 第十章 減速器附件的設計 10.1、窺視孔蓋和窺視孔的設計 作用：檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側(cè)間隙及向箱內(nèi)

41、注入潤滑油。結(jié)構(gòu)示意圖窺視孔開在機蓋的頂部,應能看到傳動零件嚙合，并有足夠的大小,以便于檢修。 10.2、排油孔與油塞 作用：排放污油，設在箱座底部結(jié)構(gòu)示意圖放油孔的位置應在油池最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其結(jié)構(gòu)如圖： 第十一章 結(jié)論 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 通過這次設計使我學到了和意識到了很多東西。在設計過程中，是我感受

42、到一定要認真、細心。尤其是其中的計算。這讓我意識到在以后的不管是工作還是做事，都要有一個認真的態(tài)度。也使我的在這方面的專業(yè)知識得到了鞏固和提高，使我熟悉和掌握了設計的整個過程。使我的專業(yè)知識能力更多的轉(zhuǎn)換為實踐的能力，為我以后的工作打下了基礎。 參考文獻 [1]張建中主編.《機械設計基礎課程設計》.徐州：中國礦業(yè)大學出版社 [2]劉會霞主編.《金屬工藝學》.北京：機械工業(yè)出版社，2001 [3]蔣忠理 主編.《機電與數(shù)控專業(yè)英語》.北京：機械工業(yè)出版社，2007 [4]導向科技編著.《AutoCAD 2002基礎》.北京：人民郵

43、電出版社，2003 [5]張定華 主編.《工程力學》.北京：高等教育出版社，2000年8月 [6]李澄，吳天生，聞百橋 主編.《機械制圖》（第二版）.北京：高等教育出版社，203年8月 [7]郭仁生魏宣燕編著.《機械設計基礎》（第二版）.北京：清華大學出版社，2005年 謝辭 畢業(yè)論文終于完稿了，回想一個月來的前期準備、提筆寫作和論文修改，我禁不住的感慨萬千。面對今天已經(jīng)成稿的畢業(yè)論文，我要感謝我的論文指導老師周伯英，是他用謙虛嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和誨人不倦的傳道、授業(yè)、解惑精神，幫助我克服種種困難，完成論文的寫作。我還要感謝我的父母、同學和所有幫助過我以及給我精神動力的人。最后還要感謝系里的領導和各位老師，使我們能夠安心的做好畢業(yè)設計。感激之情無以言表，只能千言萬語匯成一句話：衷心的感謝所有我應該感謝的人，謝謝。 第 25 頁 共 25 頁