鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設(shè)計

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1、 《機械設(shè)計》課程設(shè)計（說明書） 上海工程技術(shù)大學(xué) 《機械設(shè)計》 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目 鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設(shè)計 城市軌道交通 院（系）車輛技術(shù) 專業(yè) 班級 1041102 學(xué)號 104110205 設(shè)計人 戚德建 指導(dǎo)老師 張春燕 完成時間 2012年 7 月 6 日  《機械設(shè)計》課程設(shè)計任務(wù)書 班級代號 10 學(xué)生姓名 戚德建 指導(dǎo)教師 張春燕 下達(dá)日期 2012年 6月 18日 1. 題目：鑄工

2、車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設(shè)計。 2. 設(shè)計任務(wù)： （1）減速器裝配圖（1號）1張（2）低速軸工作圖（3號）1張 （3）大齒輪工作圖（3號）1張（4）設(shè)計計算說明書1份 (5) 設(shè)計草圖 1張 3. 設(shè)計時間 2012年6月18日至2012年7月6日 4. 傳動方案 4. 設(shè)計參數(shù) (1) 傳動帶鼓輪轉(zhuǎn)速 nw =90r/min (2) 鼓輪軸輸入功率 Pw = 3kw (3) 使用期限：5年 5. 工作條件 雙班制工作、連續(xù)單向運轉(zhuǎn)、有輕微振動、室內(nèi)工作、有粉塵。小批量生產(chǎn)、底座（為傳

3、動裝置的獨立底座）用型鋼焊接。 目錄 一. 傳動方案 1 1.1 電動機 1 1.1.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)選擇 1 1.1.2 電動機容量 1 1.1.3 電動機的額定轉(zhuǎn)速 1 1.1.4 電動機型號機安裝尺寸 2 1.2 傳動比分配 3 1.2.1 傳動裝置應(yīng)有的總傳動比 3 1.2.2 各級傳動比的分配及其說明 3 1.3 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率 3 1.4 聯(lián)軸器 4 1.4.1 選型說明 4 1.4.2 聯(lián)軸器型號 4 1.5 傳動方案說明 5 二. 各級傳動 6 2.1 V帶傳動 6 2.1.1 V帶傳動

4、設(shè)計計算 6 2.1.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 2.2 齒輪傳動 8 2.2.1 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 11 三. 軸及軸轂聯(lián)接 11 3.1 減速器各軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 11 3.1.1 低速軸 11 3.1.2 高速軸 12 3.2 減速器各軸強度驗算 12 3.2.1 高速軸 12 3.2.2 低速軸(略) 14 3.3 鍵聯(lián)接工作能力驗算 14 3.3.1 軸與大齒輪周向固定的鍵 15 3.3.3 軸與聯(lián)軸器的周向固定的鍵 15 四. 軸承 16 4.1 減速器各軸所用軸承 16 4.2 高速軸軸承壽命驗算 16 4.2.1 預(yù)期壽命

5、16 4.2.2 高速軸壽命計算 16 五. 減速器的潤滑與密封 17 5.1 齒輪傳動的潤滑方式 17 5.2 滾動軸承的潤滑方式 17 5.3 減速器潤滑油面高度的確定 17 5.4 油量驗算 18 5.5 減速器各處密封方式 18 六. 減速器箱體及其附件 19 6.1 箱體 19 6.2 主要附件 20 七. 小結(jié) 23 八. 參考資料目錄 23 25 / 31文檔可自由編輯打印 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 一. 傳動方案 帶傳動放在高速軸，這樣有利于整個系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱，同時有利于傳動平穩(wěn)，緩沖吸振等優(yōu)點。 1.1

6、電動機 1.1.1 電動機的選型說明 根據(jù)電源及單向傳動、雙班制等工作條件和要求，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 1.1.2 電動機容量 （1）工作機所需功率：Pw =3kw （2）電動機輸出功率：Pd= Pw/η, 傳動裝置總效率：η=η1η22η3η4 其中：η1、η2、η3、η4為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。 V帶傳動：η1 滾動軸承：η2 圓柱齒輪傳動：η3 聯(lián)軸器：η4 由于減速器的輸出軸與鼓輪軸空間位置難以固定，因此選用可移式聯(lián)軸器，又由于傳遞扭矩不

7、太大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 由書[2] 中P7 表2—4查得： 取V帶傳動η1=0.96；滾動軸承η2=0.99； 圓柱齒輪傳動η3=0.97；聯(lián)軸器的效率η4=0.99。則： η=η1η22η3η4 = 0.960.9920.970.99≈0.91 故 Pd=Pw/η= 3/0.91 =3.29 kw (3) 電動機額定功率 Ped 由書[2]中P196表20-1選取電動機額定功率為Ped=4w 1.1.3 電動機的額定轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由書[2]P4表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍取i帶=2.66 ，單級圓柱齒輪傳動比范圍 i

8、齒=4 ，則電動機轉(zhuǎn)速可選: nd=nw i帶 i齒 = 902.664=960 r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動，減速器的傳動比，宜選同步轉(zhuǎn)速為960r/m。 1.1.4 電動機型號機安裝尺寸 已知Ped=4 kw，同步轉(zhuǎn)速 n =960r/min 由書[2] p196 表20-1，選定電動機型號為Y132M1-6 電動機 型號 額定功率 （KW） 電動機轉(zhuǎn)速 （r/min） 電動機 質(zhì)量（Kg） 傳動裝置的傳動比 同步 滿載 總傳動比 V帶傳動 單級減速器 Y132M1-6 4 1000

9、 960 73 12 3 4 電動機的外型及安裝尺寸（表一） 查書[2] P197 表20-2 電動機型號 尺寸 H A B C D E F*CD G K AB AD AC HD AA BB HA L Y132m2-6 1 3 2 216 178 89 38 80 10*8 33 12 2 8 0 2 1 0 1 3 5 3 1 5 60 2 3 8 18 515 電動機外形示意圖（圖一） 查書[2]/P196 表

10、20-1 電動機型號 額定功率 （KW） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定功率 最大轉(zhuǎn)矩額定功率 質(zhì)量 （Kg） Y132M2-6 4 960 2.0 2.2 73 1.2 傳動比分配 1.2.1 傳動裝置應(yīng)有的總傳動比 已知：電動機滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min 傳動帶的鼓輪轉(zhuǎn)速n=90 r/min iw= nm/nw=960/90=10.66 1.2.2 各級傳動比的分配及其說明 傳動裝置總傳動比是各級傳動比的連乘積,即i=i帶*i齒 分配各級傳動比時,考慮到:各級傳動機構(gòu)的傳動比應(yīng)在推薦值的范圍內(nèi)(表2-1),不應(yīng)超過

11、最大值,以利發(fā)揮其性能,并使結(jié)構(gòu)緊湊; V帶傳動的傳動比不能過大，否則會使大帶輪半徑超過減速器中心高導(dǎo)致尺寸不協(xié)調(diào)，還應(yīng)避免傳動零件之間發(fā)生干涉碰撞。 由于總傳動比i=10.66所以暫取V帶傳動的傳動比為： i帶=2.66 單級圓柱齒輪減速器理論傳動比為： i齒= i / i帶=10.66/2.66= 4 總傳動比及其分配 （表二） 總傳動比i V帶傳動比i帶 齒輪傳動比i齒 10.66 2.66 4 1.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) Ⅰ軸：減速器高速軸 Ⅱ軸：減速器低速軸 Ⅲ軸：轂輪軸 1.3.1 各軸理論轉(zhuǎn)速 電機軸： n0 = n

12、m =960 r/min Ⅰ 軸： nⅠ = n0/ i帶 = 960/2.66= 360r/min Ⅱ 軸： nⅡ = nⅠ/ i齒 = 360/4=90r/min 1.3.2 各軸輸入功率 電機軸： P0入= Pd =4kw Ⅰ 軸： PⅠ入= P0入η1=40.96=3.84kw Ⅱ 軸： PⅡ入= PⅠ入η3η2=3.840.990.97=3.68kw 1.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電機軸:T0入=9550000 *P0入/ n0=9550000*4/960 =39791Nmm Ⅰ 軸:TⅠ入 =9550000* PⅠ入/ nⅠ= 9550000

13、*3.84/360 = 101866 Nmm Ⅱ 軸:TⅡ入=9550000 *PⅡ入/ nⅡ= 9550*3.68/80 = 424444Nmm 1.3.4 各軸運動和動力參數(shù)匯總表（表三） 項目 電機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 960 320 80 輸入功率（kw） 4 3.84 3.68 輸入轉(zhuǎn)矩（Nmm） 39790 101866 424444 傳動比 2.66（i帶） 4（i齒） 10.66（i總） 1.4 聯(lián)軸器 1.4.1 選型說明 由于減速器的輸出軸與鼓輪軸空間位置難以固定，因此選用

14、可移式聯(lián)軸器，又由于傳遞扭矩不太大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。它是利用若干非金屬材料制成的柱銷置于兩個半聯(lián)軸器凸緣的孔中，以實現(xiàn)兩軸的聯(lián)接。柱銷通常用尼龍制成，尼龍有一定的彈性。其能補償兩軸間較大的相對位移，結(jié)構(gòu)簡單、更換方便。并且具有吸振和緩沖能力，且一般用于高速級中，小功率軸系的傳動，可用于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，起動頻繁的場合。 1.4.2 聯(lián)軸器型號 由書[2] P164 表17-4 得： 選用聯(lián)軸器HL3 4082 GB5014-85 聯(lián)軸器外形示意圖 （圖二） 聯(lián)軸器外形及安裝尺寸 (表四) 型號 公稱扭矩Tn （Nm） 許用轉(zhuǎn)速[n] (r/min) 軸孔直徑d

15、 (mm) 軸孔長度J1型 D (mm) 轉(zhuǎn)動慣量 （kgm2） 許用補償量 L1 L 軸向 徑向 角向 H L 3 6 3 0 5000 40 60 82 160 0.6 1 0.15 ≤030’ 1.5 傳動方案說明 傳動方案已由設(shè)計說明書給定，為V帶-單級斜齒圓柱齒輪傳動。V帶具有撓性，故放在低速端。設(shè)計任務(wù)書規(guī)定為室內(nèi)工作，即要求工作不宜在惡劣環(huán)境中進(jìn)行，規(guī)定工作機雙班制工作、單向運轉(zhuǎn)，使用期限為5年，即工作及使用壽命較短。 因此采用單級斜齒圓柱齒輪傳動方案是合理的。 1.5.1 傳動

16、裝置平面布置簡圖 （圖三） 傳動裝置主要參數(shù)及主要部件型號（表五） 傳動裝置 傳動裝置主要參數(shù) 備注 電動機型號 額定功率 （KW） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定功率 最大轉(zhuǎn)矩額定功率 質(zhì)量 （Kg） 詳見表一 Y132M1-6 4 960 2 2.2 73 聯(lián)軸器型號 公稱扭矩Tn （Nm） 許用轉(zhuǎn)速[n] (r/min) 軸孔直徑d (mm) D (mm) 轉(zhuǎn)動慣量 （kgm2） 詳見表四 HL3 630 5000 38 160 0.6 V帶輪型號 kA z v a Ld 詳

17、見表六 A 1.5 4 6.283 806 2500 二. 各級傳動 2.1 V帶傳動 2.1.1 V帶傳動設(shè)計計算 已知：Pd＝4kw，nd＝960r/min，i帶＝2.66 （1）計算功率Pc 查書[1]P218表13-6，由于帶式輸送機載荷變動小且每天雙班制工作，取工作系數(shù)kA＝1.2 ∴Pc＝kAPd＝1.23.29＝4kw （2）選擇普通V帶型號 由書[1]P219圖13-15查處此坐標(biāo)點位于A型區(qū)，選用A型帶進(jìn)行計算。 （3）求大小帶輪基準(zhǔn)直徑d1、d2 由書[1]P219圖13-15，A型V帶 取d1=12

18、5mm d2=(n1/n2)*d1*（1-ε）=(960/360)*125*0.98=326.6mm 取d2=355m (4) 驗算帶速v v = （πd1nd）/（601000） = (π125960) / (601000)=6.28m/s 帶速在5～20 m/s范圍內(nèi)，因此可以選用。 （5）求V帶基準(zhǔn)長度Ld 和中心距α 初選α0=450mm L0=2α0+(π/2）*（125+355）+（d2-d1)2/(4*α0)=1682.98mm 由書[1]212表(13-2),對A型帶取Ld＝1600mm。 再由式（13-16）計算實際中心距： α

19、≈α0+（Ld-L0）/2=491.5mm (6) 驗算小帶輪包角α1 由書[1]P205式13-1得 α1=180-(d2-d1)57.3/α=153.10’＞120 ∴合適 （7）求V帶根數(shù) 由書[1]P218式13-15得: Z≥Pc/（P0 +△P0） P0—基本額定功率（由書[1]P214表13-3）查得 P0 =1.37KW △P0—額定功率的增量（由書[1]P216表13-5）查得 △P 0=0.11KW 故z≥4/[(1.37+0.11) 0.920.99]=2.96 ∴ 取Z 為3根 (8) 求作用在帶輪軸上的壓力F0，F(xiàn)Q 查書[1

20、]P212表（13-1）得q=0.1 kg/m ，故由式P220式（13-17）得單根帶的初拉力： F0=500 Pc/Z*V（2.5/-1）+qv2 =(5004) / (36.28) （2.5/0.92-1）+0.16.282 =186.25N 查書[1]P221式13-18作用再軸上的壓力： FQ=2z F0sinα1/2 = 23186.25sin(153.10’/2)=1086.62N V帶傳動的主要參數(shù)（表六） 帶型 kA z d1 d2 v a Ld FQ F0 A 1.2 3 125 355 6.28

21、491.5 1600 1086.62 186.25 2.1.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)老師所給：小帶輪采用實心式，大帶輪采用腹板式 2.2 齒輪傳動 2.2.1 齒輪傳動設(shè)計計算 已知：PⅠ=3.84kw；nⅠ=360r/min；i=4 工作條件：連續(xù)單向轉(zhuǎn)動；所以選用閉式軟齒面斜齒齒輪

22、 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 由書[1]P166表11-1得： 小齒輪：45#鋼 調(diào)質(zhì) ，齒面硬度260HBS σHlim1=600MPa ，σFlim1=480MPa 大齒輪：45#鋼 調(diào)質(zhì) ，齒面硬度220HBS， σHlim2=550MPa ，σFlim2=410Mpa 查書[1]P171表11-5 一般可靠度 Sf＝1.25，SH=1 ∴ [σH1 ]= σHlim1/SH=600/1=600MPa [σF1 ]= σFlim1/SF=480/1.25=384Mpa （2）按齒面接觸強度設(shè)計 齒輪按8級精度制造，由書[1] P169表 [

23、11-3],已知電動機輕微載荷，所以取載荷系數(shù)K＝1.5, 由書[1] P175表11-6，由輕型減速器軟齒面對稱布置得齒寬系數(shù)ψa=1，傳動比u=4 由書[1]P177式11-9初步計算直徑d1 確定d1各參數(shù)計算值： 初選載荷系數(shù)K=1.3 小齒輪轉(zhuǎn)矩T1＝101000 Nmm 初步選取螺旋角β=15，則Zβ==0.98 取ZE=188 將各參數(shù)代入下式計算得： d1≥ ≈64.71 mm 取Z1=30 Z2= Z1u=304=120，根據(jù)Z1 ，Z2 查書[1]P173圖11-8，圖11-9，得5， 2.2

24、 ， 齒形系數(shù)： 代入下式計算得： Mn 按書[1]P57表4-1 取Mn=2 確定實際中心距 a= mn (Z1+ Z2)/ 2cosβ=2.5(30+120)/2cos15=155.29mm ∴a取155mm 確定螺旋角β β=arcos[ mn (Z1+ Z2)/2a]= 1435′24″ 分度圓直徑 d1=(mn*Z1)/cosβ=61.999≈62mm 齒寬b=ψad1=162=62mm 取b2=60mm , b1= b2+(5~10)=65mm (3) 按彎曲強度校核，驗算輪齒彎曲強度 當(dāng)量齒

25、數(shù) zv1=z1/cos3β=22.9，zv2=z2/cos3β=78.1 由書[1]P173圖11-8，圖11-9查得： 2.2 ， 按最小齒寬b= b2= 62mm由書[1]式11-14得 σF1=2KT1 /(bmd1) =167.02Mpa≤[σF1] σF2=σF1 *()/()=157.79 Mpa ≤[σF2] , 安全 (4) 齒輪的圓周速度 v=(πmnz1nⅠ)/（601000）=1.16m/s 對照書[1]P168表11-2可知選用8級精度是合宜的.

26、 齒輪材料及主要參數(shù) （表七） 齒輪 齒數(shù) 材料 熱處理 表面硬度 分度圓直徑d Z1 30 45鋼 調(diào)質(zhì) 260HBS 62 Z2 120 45鋼 調(diào)質(zhì) 220HBS 267.5 傳動 傳動比 中心距 模數(shù)m 螺旋角β 計算齒寬 3 167.2 3 94′ 63 (5) 計算齒輪幾何參數(shù)（查書[1]P68表4-4） 分度圓直徑： d1= mnZ1/cosβ=230/ cos1435′24″ =62mm d2= mnZ2/cosβ=2120/ cos1435′24

27、″ =248mm 齒頂高： ha = ha* mn =2 mm 齒頂圓直徑： da1=d1+2 ha =62+2*2=66mm da2= d2+2 ha =248+2*2=252mm 齒根圓直徑： df1= d1-2hf =57mm df2= d2-2hf =243mm 2.2.2 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)老師所給條件： 小齒輪采用齒輪軸，大齒輪采用腹板式 齒輪幾何尺寸匯總表 （表八） 輪號 分度圓 齒頂圓 齒根圓 齒寬 齒頂高 齒根高 1 62 66 57 65 2 2.5 2 248 252 243

28、 60 2 2.5 三. 軸及軸轂聯(lián)接 3.1 減速器各軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1.1 高速軸 （1） 選材 由于高速軸為齒輪軸，因此選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （2） 初定d dmm 根據(jù)教材書P245表14.2綜合得出 d1=25mm （3） 確定各軸段直徑 d2=d1+(5～10）=30mm d3=d2+(2～3)=32～33mm 查P117 表11-2 d2=40mm d4=d3+(2～3)=43～47mm 取d4=45mm d5=d3=40mm （4） 軸的各段長度 軸的各段長度由箱體內(nèi)壁線、軸承起始端、端蓋最外端約束而成，[2] P

29、24 表4-1與圖4-1.其中1=12mm、2=10mm、3=12mm 、=10mm. 繪制出箱體外形基本線后，可以定下各軸長度。 其中， L1=58mm L2=60mm L3=36mm L4=85mm L5=36mm 3.1.2 低速軸 (1)選材 由于高速軸為齒輪軸，因此選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 (2)初定d D1 [2]/P164 表17-4取D1=40mm (3)確定各軸段直徑 d1’=40mm 軸上裝聯(lián)軸器，應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)系列值 d2’=d1’+(5~10)=45mm 查書[2]

30、P158表16-9。 d2’=45mm d3=d2+(1～5)=50mm d4’=55mm d5’=60mm d6’=50mm (4)軸的各段長度 軸的各段長度由箱體內(nèi)壁線、軸承起始端、端蓋最外端約束而成，[2] P24 表4-1與圖4-1.其中1=12mm、2=10mm、3=12mm 、=10mm. 繪制出箱體外形基本線后，可以定下各軸長度。 其中， L1=82mm L2=45mm L3=52.5mm L4=58mm L5=12mm L6=40.5mm 3.2 減速器各軸強度驗算 3.2.1 高速軸 根據(jù) T=1010

31、00mm α=20 β＝14 Ft =2T1/d1=2101000/62=3258N Fr= Fttanα/cosβ=33258tan20o/cosβ =1222.1N Fa= Frtanβ=1222.1tanβ =304N 由圖得：L=108mm K=167mm (1)求垂直面的支承反力 F1v=[Fr(L/2)- Fa(d1/2)]/L =523.7 F2V=Fr-F1V=1835.63-777.65=698.4N (2)求水平面的支承反力 F1H=F2 H =Ft/2=1629N (3)FQ在支點產(chǎn)生的反力

32、 F1F= FQK/L=1680.23N F2F= FQ +F1F=2766.85N (4)繪水平的彎矩圖 MaH=F2HL/2=149409.9Nmm (5)繪垂直彎矩圖 MaV=F2VL/2=37713.6Nmm MaV’=F1VL/2=28279.8Nmm (6) FQ力產(chǎn)生的彎矩圖 M2F= FQK=181465.5Nmm a-a截面FQ力產(chǎn)生的彎矩為： MaF=F1FL/2=90732.4mm (7)求合成彎矩圖 Ma=(MaH2+MaV2)1/2+MaF=244827Nmm Ma=(MaH2+MaV2)1/2+MaF=338446Nmm (8)求軸傳

33、遞的轉(zhuǎn)矩 T =100998Nmm (9)求危險截面的當(dāng)量彎矩 認(rèn)為軸的扭矩切應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)α=0.6 Me=[Ma2+(αT)2]1/2=252215Nmm (10)計算危險截面處軸得直徑 軸得材料選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 由書1 表14－3 查得[σ-1b]=60Mpa d≥1.04[Me/(0.1[σ-1b])]1/3 =34.77mm<65mm 所以滿足強度要求，符合。 軸的受力見圖 [彎矩圖、扭矩圖等（圖七）]： 3.2.2 低速軸(略) 3.3 鍵聯(lián)接工作能力驗算 3.3.1 軸與大齒輪周向固定的鍵 已知：B

34、=60, d=d4’ =50mm , (1) 定鍵的類型：A型鍵 (2) 確定鍵的尺寸： 由書[2] p140 表 14-1 得：b=16mm h=10mm 根據(jù)L系列，取 L

35、3.3.2 軸與大帶輪的周向固定的鍵 已知：B=60, d=25mm , TⅠ入=101000Nmm （1） 鍵的類型：C型鍵 （2） 定鍵的尺寸： 由書[2] p140 表 14-1 得 b=8mm h=7mm 根據(jù)L系列，取 L

36、（4） 鍵的標(biāo)記為 鍵C 840 GB1096-79 3.3.3 軸與聯(lián)軸器的周向固定的鍵 已知： d=40mm , B=82mm, TⅡ入=424444Nmm （1） 鍵的類型：C型鍵 （2） 確定鍵的尺寸： 由書[2] p140 表 14-1 得：b=12mm h=8mm 根據(jù)L系列，取 L

37、/dhl=88MPa σp< [σp] 符合擠壓強度要求 （4） 鍵的標(biāo)記為 鍵C 860 GB1096-79 四． 軸承 4.1 減速器各軸所用軸承 由于傳動主要受徑向載荷、同時承受一定的軸向載荷，所以選用角接觸球軸承 高速軸選用 6308（由于高速軸承受載荷較大、直徑系列取中系列） 低速軸選用 6310 減速器各軸所用軸承代號及尺寸（表九） 書[2]/P148表15-6 型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） 額定動載荷Cr(KN) 額定靜載荷Cor(KN) 內(nèi)徑d

38、 外徑D 寬度B D1 min D2 max ra max 高速軸 6308 40 90 23 48 80 1.5 31.2 22.2 低速軸 6310 50 110 27 60 100 2 47.5 35.6 4.2 高速軸軸承壽命驗算 4.2.1 預(yù)期壽命 nⅠ=360r/min, 雙班制每天工作16小時，一年以250天計，使用年限為5年 則 Lh’=162505=20000h 4.2.2 高速軸壽命計算 初選軸承類型6308，查書[2]/p145表15-3，得Cr=31200

39、N Cor=22200 N 自定為右旋： F1H=(FRL/2+FAd1/2)/L=(1222108/2+30462/2)/108=698N F2H=FR - F1H=1222-698=524N F1v= F2v＝Ft/2=1629 N Fr1=[( F1H-F1F) 2+ F1v2 ]1/2=[ (398-1680)2 +5232] 1/2=1112.5 N Fr2=[( F2H+F2F) 2+ F1v2 ]1/2=[ (524+2766)2 +16292] 1/2=3671.2N Fa/C0r=0.013，取e=0.19 1) 計算軸承1、2的軸向

40、力Fs1、Fs2 取Fs1=0.19Fr1=0.19*1112.5=211.3N Fs2=0.19Fr2=0.19*3671.2=697.5N 因為Fs2+ FA=1001N> Fs1 所以軸承1為壓緊端 Fa1= FA+ Fs2=1001N 軸承2 為放松端 Fa2= Fs2=697.5N 3) 計算軸承1、2的當(dāng)量動載荷 e=0.19而 Fa1/ Fr1=0.90>e ∴ X1=0.56 Y1=2.30 P1= X1 Fr1+ Y1 Fa1=2163N Fa2/ Fr2=0.18

41、X2Fr2+ Y2Fa2 =3671N 4) 計算使用壽命 受輕微沖擊 查書[1]p279/表16-9，得fp=1.1 工作溫度正常 查書[1]p279/表16-8， 得ft=1 由于預(yù)選深溝球球軸承 因此ξ=3 這對軸承的壽命分別為 Lh1=106/60n (ftCr/fpP1)ξ=106/60*360(1*31200/1.1*2163)3 =104390 h Cr1= fp P1/ ft（60n* Lh1/106) =31199

42、五.減速器的潤滑與密封 5.1 齒輪傳動的潤滑方式 由書[2]P20表3-4得： 由于我們所設(shè)計的是單級圓柱斜齒齒輪減速器且圓周速度V=1.1m/s<2m/s 所以此齒輪傳動機構(gòu)采用脂潤滑方式。 5.2 滾動軸承的潤滑方式 由書[2]P20表3-4得： 脂潤滑適用于V<1.5~2m/s齒輪減速器。由于齒輪減速器且圓周速度V=1.28m/s<1.5~2m/s，所以采用脂潤滑，利用旋蓋式、壓注式油杯壓入軸承室。 5.3 減速器潤滑油面高度的確定 傳動件浸入油中的深度要適當(dāng)，即要避免攪油損失太大，又要保證充分的潤滑。油池應(yīng)保持一定深度的儲油量,以保證潤滑和散熱。據(jù)書[2]P1

43、9表3-3推薦，油面高度=浸油深度h+30~50（mm）。 由書[2]P32得：箱座高度 H=da2/2+(30~50)+ △7=174mm 因此，我所設(shè)定的油面高度=h+30=10+30=40mm 5.4 油量驗算 由書[2]p31得：單級減速器，每傳遞1KW功率所需油量約為350~700CM3。 現(xiàn)已知傳遞的功率為P=3.29KW,則所需油量為1151.5~2302 CM3。 內(nèi)壁長A=37cm 寬B= 8.2cm 油面高度=4cm 實際油量V=AB4=378.24= 1213.6CM3>1186.5 CM3 因此，減速器油量適宜。 5.5

44、 減速器各處密封方式 內(nèi)密封：由于軸承用潤滑脂潤滑，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內(nèi)齒輪嚙合時擠出的油沖刷、稀釋而流失，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。 外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，應(yīng)在軸承蓋的軸孔內(nèi)設(shè)置密封件。由于軸承采用脂潤滑、軸表面圓周速度較小且工作環(huán)境是鑄工車間，綜合以上因素，采用骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈密封。其特點是密封性好、工作可靠。 型號為 [2]P158 表16-10 根據(jù)直徑 高速軸：氈圈（F）B32528B 低速軸：氈圈（F）B45658B 六. 減速器箱體及其附件 6.1 箱體 減速器箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)。箱體由箱座與箱蓋兩部分組成，用螺栓聯(lián)接

45、起來構(gòu)成一個整體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合，有利于軸系部件的安裝和拆卸。 采用HT200鑄造箱體，水平剖分式向體采用外肋式結(jié)構(gòu)。箱內(nèi)壁形狀簡單，潤滑油流動阻力小，鑄造工藝性好，但外形較復(fù)雜。 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸（表十） 名稱 符號 尺寸關(guān)系 箱座壁厚 δ δ=10mm 箱蓋壁厚 δ1 δ1=10mm 箱體凸緣厚度 b b1 b2 箱座b =1.5δ=15mm 箱蓋b1=1.5δ=15mm 箱底座b2=2.5δ=25mm 加強肋厚 m m1 箱座m =0.85δ=8.5mm 箱蓋m =0.85δ=8.5mm 地

46、腳螺釘直徑 df 0.036a+12=18.912 取20mm 地腳螺釘數(shù)目 n n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 d1=0.75df=15mm 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df取10mm 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目 d3 n d3=8 n=4 d3’=10 n’=6 軸承蓋(軸承座端面)外徑 D2 6308: D2= 90mm 6310: D2=110mm 觀察孔蓋螺釘直徑 d4 d4=(0.3~0.4) df=6mm df、d1、d2至箱壁外距離 C1 df: C1=26mm d1: C1=22mm d2

47、: C1=16mm df、d2至凸緣邊緣的距離 C2 df: C2=24mm d1: C2=20mm d2: C2=14mm 6.2 主要附件 1） 窺視孔和視孔蓋 窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進(jìn)箱體進(jìn)行檢查操作為宜 窺視孔處應(yīng)設(shè)計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并應(yīng)考慮密封。 書 [2 ]P80 表 9-18 A A1 A0 B B1 B0 d4 h 100 120 110 48 88 68 M8 6 2）

48、通氣器 通氣器設(shè)置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內(nèi)部制成一定曲路，并設(shè)置金屬網(wǎng)。考選用一次過濾最小尺寸。 通氣器選M161.5 具體數(shù)據(jù)見 [2]/P76 表9-7 3）油面指示器 我選用油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)簡單、在低速軸中常用。油標(biāo)尺上有表示最高及最低油面的刻線。油標(biāo)尺的安裝位置不能太低，以避免有溢出油標(biāo)尺座孔。 選用M12 具體數(shù)據(jù)如下 [2]/P78 表9-14

49、 mm d1 d2 d3 h a b c D D1 M16 4 12 6 35 12 8 5 26 22 4） 放油孔和油塞 放油孔應(yīng)設(shè)置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上裝螺塞處應(yīng)設(shè)有凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不凈。 書 [2 ]P79 表 9-16 選M161.5 mm d D0 e L l a S d

50、1 H M161.5 22 19.6 22 12 3 17 15 2 5） 起吊裝置 減速器箱體沉重，采用起吊裝置起吊，在箱蓋上鑄有箱蓋吊耳，為搬運整個減速箱，在箱座兩端凸緣處鑄有箱座吊耳。結(jié)構(gòu)簡單，加工方便。 示意圖： 書 [2] P80 表 9-20 6） 定位銷 常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠(yuǎn)越可靠，因此，通常將其設(shè)置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并做非對稱布置。定位銷直徑d≈0.8d2=8mm,其長度應(yīng)大于箱蓋、箱座、凸緣厚度之和。 7） 起蓋螺釘

51、 起蓋螺釘設(shè)在箱蓋聯(lián)接凸緣上，其螺紋有效長度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與凸緣聯(lián)接螺釘直徑相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。 電動機選型： 三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)。 Pw= 3kw η= 0.91 Ped=4kw n =960r/min 電動機型號Y132M1-6

52、 i=10.66 i帶=2.66 i齒=4 n1=360r/min n2=90r/min P0=4kw P1=3.84kw PⅡ=3.68kw T0=39791 Nmm T1=101866 Nmm T2=424444Nmm 聯(lián)軸器型號HL3

53、 Pc=4kw 選A型帶 d1=125mm d2=355mm v=6.28m/s Ld=1600mm α=491.5mm α1=153.10’

54、 Z=3根 F0=224N Fq=1653.7N 小帶輪采用實心式 大帶輪采用腹板式 d1=64.71 mm Z1=30 , Z2=120 u=4 mn=2 a=167.2mm b=62mm b2=60mm b1=65mm β=1435′24″

55、 d1= 62mm d2=248mm da1=66mm da2=252m df1=57mm df2=243mm d1=25mm d2=30mm d3=40mm d4=45mm d5=40mm L1=58mm L2=60mm L3=36mm L4=85mm L5=36mm 6308號軸承 d1=40mm d2=45mm d3=50mm d4=55mm d5=60mm d6=50mm

56、 L1=82mm L2=45mm L3=52.5mm L4=58mm L5=12mm L6=40.5mm 6310號軸承 Ft =3258N Fr=1222.1N Fa=304N L=108mm K=167mm F1H=1629N F2H=1629N F1V=523.7N F2V=698.4N F1F=1680.23N F2F=2766.85N MaH=149409.9Nmm MaV=

57、37713.6Nmm Mav=28279.8Nmm M2F=181465.5Nmm MaF=90732.4Nmm Ma=244827Nmm Ma=338446Nmm Me=252215Nmm 鍵A 1640 GB1095-79 鍵C 840

58、 GB1096-79 鍵C 1260 GB1096-79 高速軸選用 6308 低速軸選用 6310 Lh’=5年 F1v=1863N F2v＝1863 N Fr1=1112.5N Fr2=3671N P1=2163N P2=3671N Lh1=104390h Cr1=31199N

59、 采用右旋

60、 A=100mm A0=120 一. 小結(jié) 經(jīng)過了3周漫長而充實的課程設(shè)計實習(xí)，我與同學(xué)都得到了應(yīng)有的理論知識的提升以及學(xué)以致用的經(jīng)歷。 這些天，我們從計算校核，草圖，零件圖，裝配圖，一步一個腳印。從一開始的錯誤百出，加上平時機械設(shè)計基礎(chǔ)也沒有很好的消化，導(dǎo)致了我們總比別人慢半拍，這也讓指導(dǎo)老師很是生氣。但老師仍能堅持每天都過來給我們解答疑惑，找錯糾錯。幫助我們一遍遍的修改設(shè)計草圖，檢驗計算。我們都非常感謝老師，尤其是

61、在這么炎熱的夏天，酷暑難耐。 但是正是這種環(huán)境，更能讓我們體會到機械設(shè)計的魅力。對待她，我們需要一絲不茍，耐心，付出常人無法想象的精力，也許我們不能很快捷的借用CAD等設(shè)計軟件來畫，但是手繪更考驗我們的動手能力以及對知識的充分掌握能力。 我們在繪制過程中不斷的發(fā)現(xiàn)問題，修改，再發(fā)現(xiàn)，再修改。如此反復(fù)，總希望把最完美的設(shè)計圖展示出來。雖然能力有限，不能達(dá)到工程師的標(biāo)準(zhǔn)。但是這一張張機械圖都是我們通宵無數(shù)個夜晚的心血。 當(dāng)所有圖紙裝入檔案袋中的時候，當(dāng)最后一筆完成裝配圖的時候，我不禁長舒一口氣?？粗约簥^斗的果實，也不枉我們在學(xué)?？嗫嗟睦哿艘粋€月。成就感還是有的。這將使我們在今后的學(xué)習(xí)工作中銘記于心，也使我們一筆寶貴的財富與經(jīng)歷。 二. 參考資料目錄 參考資料 [1]楊可楨 程光蘊主編.機械設(shè)計基礎(chǔ)（第四版）.北京：高等教育出版1999年 [2]王昆 何小柏 汪信遠(yuǎn)主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：高等教育出版 1996年 [3]龔桂義主編.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版）.北京：高等教育出版2004年