2022年步进式推刚机设计说明书 .pdf

步进式推刚机设计计算说明书系别：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：指导老师：孙骅胡一丹日期：二一六年十二月二十三日名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 33 页 - - - - - - - - - 2 目录一、设计题目 . 3二、工作机构的运动学和动力学分析. 5三、电动机的选择 . 8四、传动装置总体设计. 9五、蜗轮的设计 . 10六、轴的设计 . 13七、轴承的计算和校核. 21八、键连接的计算和校核. 24九、联轴器的计算和校核 . 26十、减速箱的结构计算 . 27十一、密封和润滑设计 . 31十二、传动装置的附件 . 32十二、参考文献 . 32十三、心得体会 . 32名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 33 页 - - - - - - - - - 3 一、 设计题目1、 方案的确定方案简图方案特点方案一传动平稳，结构简单，传动比稳定，保护点机，发热较 2 重方案二传递力矩大，运行不平稳，造价高，无法保护电机方案三运行平稳，高刚度，高精度，造价高，启动转矩大，运行时有震动，体积大名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 33 页 - - - - - - - - - 4 2、 步进式推刚机的传动系统示意图步进式推钢机简图3、已知条件步进式推钢机的工作原理热轧车间加热炉前步进式推钢机简图,如图所示。 电动机通过传动装置驱动推头往复移动,工作时推头推动工件前移一个工作行程,将钢材推进加热炉,然后推头返回 ,并推动新的钢坯前移。步进式推刚机简图名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 33 页 - - - - - - - - - 5 1） 选用题 3 的工作参数推头阻力F 3000N 推头行程s 500mm 往复次数n 辊道高度 H 8001000mm 行程变化系数K 1.2 机构最小传动角402） 工作情况：两班制，电动机连续单向运转，载荷有轻微冲击，室内工作；3） 使用期限： 10 年；检测间隔三年一大修，两年一中修，半年一小修；4） 生产条件：一般机械厂，单件生产；5） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。3、 设计内容和设计工作量1） 拟定工作机构和传动系统方案；2） 工作机构的运动学和动力学分析；3） 设计绘制推刚机系统总图1 张；4） 设计绘制减速器装配图1 张；5） 设计绘制零件工作图2 张；6） 编写设计计算说明书1 份。二、 工作机构的运动学和动力学分析设计计算及过程结果1、 工作机构的运动学分析名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 33 页 - - - - - - - - - 6 1）根据机构的演化原理。滑块与导路组成的移动副可以视为转动中心在其导路垂直方向的无穷远处的转动副，即为转动副，故此曲柄滑块机构ABC可视为铰链四杆机构ABC，于是由铰链四杆机构的特性可推知此偏置曲柄滑块机构特性。2）由于行程变化系数K=1.2 而，得 =16.36; 由于最小传动角不小于40，故最大压力角，取；推头行程s=500mm，即；由，解得曲柄，连杆，曲柄滑块机构的偏距。作图法作出该机构的两个极位如图。=16.36mm e=602mm 2、 工作机构动力学分析名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 33 页 - - - - - - - - - 7 设曲柄旋转角度为，则, , , , 所以，其中，故，代入数据，作图如下名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 7 页，共 33 页 - - - - - - - - - 8 如 上 图 所 示 ， 得 到 执 行 机 构 需 要 的 最 大 功 率 为。三、 电动机的选择设计及计算过程结果电动机是标准件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构、功率和转速。1、 选择电动机类型和结构由于生产单位一般采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交流电动机，2、 选择电动机的功率3、 选择电动机的转速曲柄的转速：电机转速：选择转速为20r/min 的电动机，如下表表 1 电动机主要性能参数电 动 机型号额 定 功率 /kW 转速/(r/min) 额 定 电压/V 起 转 转矩 / 额定转矩最 大 转矩 / 额定转矩Y801F-4 0.55 20 380 2.2 2.4 选择 Y801F-4电动机名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 8 页，共 33 页 - - - - - - - - - 9 四、 传动装置总体设计设计计算及过程结果1、计算传动比传动装置的总传动比要求应为式中，为电机满载转速，r/min ；为执行机构转速，r/min 。i=20 2、计算传动装置的运动和动力参数设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。由于采用一级蜗轮减速器，故从电动机到工作机有两轴，即蜗杆和蜗轮轴，依次为、轴，则1） 各轴转速式中，为电动机满载转速，r/min ；、分别为、轴的转速， r/min ；轴为蜗杆，轴为蜗轮轴；i为蜗轮与蜗杆间的传动比。3、各轴功率式中，为电动机轴输出功率，kW；，分别为、轴输入功率， kW；，分别为联轴器和蜗轮的传动效率。，3、各轴转矩式中，为电动机轴的输出转矩，。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 33 页 - - - - - - - - - 10 式中，分别为蜗杆和蜗轮轴的输入转矩，。表 2 运动和动力学参数功率P/kW 转矩T/(N?m) 转速n/(r/min) 传动比 i 效率 电动机0.55 107.194 20 0.99 蜗杆0.5445 106.122 20 20 0.68 蜗轮轴0.3703 3535.985 1 五、 蜗轮的设计设计计算及过程结果1、根据 GB/10085-1988 推荐采用渐开线蜗杆（ZI） 。2、根据传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45 钢；因为希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度45-55HRC ，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1 金属铸造，为节约贵重金的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100 铸造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲接触疲劳强度。由式（11-10）1） 作用在蜗轮上的转矩按=2，估取效率 =0.8，则2） 确定载荷系数K 因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由表 11-5 选取使用系数=1.15；由于转速不高， 冲击不大， 可取动载系数=1.05；则=1.05名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 10 页，共 33 页 - - - - - - - - - 11 3) 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故确定弹性影响系数。4）确定蜗轮齿数5)确定许用接触应力根据蜗轮材为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造， 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC ，从表 11-7 查得蜗轮许用应力=268MPa 应力循环次数寿命系数则6）计算值因=2， 故从表 11-2 中取模数 m=5mm， 蜗杆分度圆直径。4、蜗杆蜗轮的主要参数1）计算中心距2） 蜗杆轴向齿距直径系数q=10 蜗杆齿顶园直径蜗杆齿根圆直径f1d=38mm 分度圆导程角 =11 183 6”m=5mmq=10 f1d=38mm =111836”=40 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 33 页 - - - - - - - - - 12 蜗杆轴向齿厚3） 蜗轮齿数=40 蜗轮分度圆直径=蜗轮喉圆直径a2d=+2a2h=200+25=210mm 蜗轮齿根圆直径f2d=2d+2f2h=200-21.25=188mm 蜗轮咽喉母圆半径g2r=a-a2d21=125-21021=20mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度F=mddKT53.12122FaYYF当量齿数根据，从图 11-17 查得齿形系数2FaY=2.38 螺旋角系数许用弯曲应力从 11-8 查得 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的许用弯曲应力寿命系数FNK=96288000010=0.832 弯曲强度满足要求。6、验算效率a2d=210mm f2d=188mmg2r=20mm2FaY=2.38FNK=0.832弯曲强度满足要求名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 33 页 - - - - - - - - - 13 =（0.950.96）vtantan已知；v=arctan vf；vf与相对滑动系数sv有关。sv=cos100060nd11=cos5.71 1000602050m/s=0.2093m/s 从表 11-18 中用插值法查得vf=0.070、v=；代入得=0.68 大于原来估计，因此不用从新计算。蜗轮数据总结模数m/mm 蜗 杆 分度 圆 直径/mm 蜗 轮 分度 圆 直径/mm 蜗杆头数蜗 轮齿 数蜗 杆材料蜗轮材料10 50 200 2 40 45刚 ，表 面淬火ZCuSn10P1金 属 模 制造sv=0.2093m/s六、 轴的设计设计计算及过程结果1、 两轴上的力的计算1） 求输入轴上的功率和转矩输出轴上的功率和转矩2） 圆周力名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 33 页 - - - - - - - - - 14 径向力轴向力2、 蜗轮轴的计算1） 初步确定轴的最小直径根据工作条件选择轴材料为45 号刚，调质处理，查表得。考 虑 到 轴 与 联 轴 器 连 接 有 键 槽 ， 轴 径 增 加3% ，。查表得。根据标准选的联轴器2） 轴的结构设计如上图所示， 蜗轮和左轴承全部从轴的左端装入，考虑到装配方便及强度要求，则装蜗轮处的直径装轴承处的直径、装轴承端盖处的直径装联轴器（未画出）处的直径轴的最小直径考虑蜗轮蜗杆传动，故选30209 轴承，则B=19mm，D=85mm，d=45mm，因为蜗轮的轮毂宽度l=70mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 14 页，共 33 页 - - - - - - - - - 15 取 l=70mm ，为了便于轴向固定蜗轮，取，蜗轮和左轴承间用定距环进行轴向固定。蜗 轮 右 端 用 轴 肩 进 行 轴 向 固 定 ， 取 轴 肩 处，右轴承从右端装入，轴承大小选取与左端相同，故， 轴 向 固 定 右 轴 承 的 轴 肩，。蜗轮和联轴器与轴用键周向固定。最后完成轴的结构设计图。3）求轴上载荷作轴的受力简图求支反力水平面支反力垂直支反力式中，两轴承中心间距L=120mm，蜗轮分度圆直径=100mm 作弯矩图水平弯矩垂直面弯矩名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 33 页 - - - - - - - - - 16 C 点左边C 点右边求合成弯矩M，做出合成弯矩图C 点左边C 点左边作扭矩 T图名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 33 页 - - - - - - - - - 17 计算计算弯矩，该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取。C 点左边C 点左边3） 按弯扭合成应力校核轴的强度校核 C剖面校核 D 剖面45 号刚调质处理时，查表得，抗拉强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力，故安全。轴安全3、 蜗杆轴的计算1）初步确定轴的最小直径根据工作条件选择轴材料为45 号刚，调质处理，查表得。考 虑 到 轴 与 联 轴 器 连 接 有 键 槽 ， 轴 径 增 加3% ，。查表得。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 33 页 - - - - - - - - - 18 根据标准选的联轴器3） 轴的结构设计如图所示， 右端两个圆锥滚子轴承从轴的右端装入，左端一个深沟球轴承从轴的左端装入，考虑到装配方便及强度要求，则蜗杆螺纹处的直径轴肩处的直径、装轴承处的直径、装轴承端盖处的直径装联轴器 （未画出） 处的直径轴的最小直径。因为联轴器内径和轴孔长度，轴段的直径=26mm ，长度=42mm；轴段 2 安装端盖，直径，长度=50mm；轴段 4 与深沟球轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，查表选定轴承型号为6208， B=18mm ， D=80mm ，d=40mm，所以，；轴段 10 与一对正装的圆锥滚子轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，查表选定轴承型号为30208， B=18mm ，D=80mm，d=40mm，所以，；轴段 5 与轴段 9 为轴肩， 轴承轴向固定， 为符合轴承拆卸尺寸，取，；轴段3 与轴段11 为外螺纹，与螺母配合轴向固定轴承，取，；=26mm =42mm =50mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 33 页 - - - - - - - - - 19 轴段 7 取蜗杆齿顶圆直径，由表 11-4 ，得蜗杆齿宽故取。蜗杆和联轴器与轴用键周向固定。最后完成轴的结构设计图。3）求轴上载荷作轴的受力简图求支反力水平面支反力垂直支反力式中，两轴承中心间距L=227mm，蜗杆分度圆直径=50mm 作弯矩图水平弯矩名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 33 页 - - - - - - - - - 20 垂直面弯矩C 点左边C 点右边求合成弯矩M，做出合成弯矩图C 点左边C 点左边作扭矩 T图计算计算弯矩，该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取。C 点左边C 点左边4） 按弯扭合成应力校核轴的强度校核 C剖面校核 D 剖面安全名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 33 页 - - - - - - - - - 21 45 号刚调质处理时，查表得，抗拉强度极限，弯曲疲劳极限， 剪切疲劳极限，许用弯曲应力，故安全。七、 轴承的计算和校核设计计算及过程结果1、蜗轮轴上的轴承校核轴承型号内径 (mm) 外径 (mm) 宽度 (mm) 荷6208 40 80 18 30208 40 80 18 1）根据前面的计算，选用6208 深沟球轴承，内径d=35mm，外径 D=80mm，宽度 B=18mm 由于深沟球轴承在蜗杆的活动端，不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷=29.5kN，基本额定静载荷=18kN 要求寿命为。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得，查表可知, 轴承应有的基本额定动载荷深沟球轴承6208d=35mmD=80mmB=18mm=29.5kN=18kN名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 21 页，共 33 页 - - - - - - - - - 22 带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。2） 根据前面的计算， 选用 30208 圆锥滚子轴承， 内径 d=35mm ，外径 D=80mm，宽度 B=18mm 轴 承 基 本 额 定 动 载 荷=63kN ， 基 本 额 定 静 载 荷=74kN，计算系数e=0.37，Y=1.6，轴承采用成对正装，蜗杆上的轴向载荷都由这一对圆锥滚子轴承承担。要求寿命为。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力，查表可知，所以，轴承应有的基本额定动载荷工作寿命足够圆锥滚子轴承30208d=35mmD=80mmB=18mm=63kN=74kN名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 22 页，共 33 页 - - - - - - - - - 23 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。2、蜗轮轴上的轴承校核轴承型号内径 (mm) 外径 (mm) 宽度 (mm) 荷30209 45 85 19 根据前面的计算，选用30209 圆锥滚子轴承，内径d=45mm，外径 D=85mm，宽度 B=19mm 轴承基本额定动载荷=67.8kN，=20.5kN，计算系数e=0.4，Y=1.5，轴承采用正装。要求寿命为=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：工作寿命足够圆锥滚子轴承30209d=45mmD=85mmB=19mm=67.8kN=20.5kN名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 23 页，共 33 页 - - - - - - - - - 24 查表可知，所以，轴承应有的基本额定动载荷取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够满足寿命要求八、 键连接的计算和校核设计计算及过程结果1、蜗轮轴上的键1）周向固定蜗轮的键选用 A 型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,bhL=14963名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 24 页，共 33 页 - - - - - - - - - 25 键长 63mm。键的工作长度l=L-b=49mm 蜗轮轮芯材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力5060MPa。键连接工作面的挤压应力所选键符合设计要求2）蜗轮轴上周向固定连轴器的轴选用 A 型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长 45mm。键的工作长度l=L-b=35mm 联 轴 器 材 料 为 碳 钢 ， 可 求 得 键 连 接 的 许 用 挤 压 应 力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力所选键符合设计要求2、蜗杆上的键选用 A型键， 查表得 bh=10mm 8mm （GB/T 1096-2003） ,键长 40mm。键的工作长度l=L-b=30mm 联 轴 器 材 料 为 碳 钢 ， 可 求 得 键 连 接 的 许 用 挤 压 应 力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力l=49mm所选键符合设计要求bhL=10845l=35mm所选键符合设计要求bhL=10840l=30mm 所选键符合设计要求名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 25 页，共 33 页 - - - - - - - - - 26 所选键符合设计要求九、联轴器的计算和校核设计计算及过程结果1、连接蜗轮轴的连轴器1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩=KT=596N?m 2）选择联轴器的型号公称转矩=900 N?m，许用转速 n=6800r/min ，主动端 Y型轴孔,孔直径d=38mm ，轴孔长度82mm 。从动端型轴孔直径d=38mm，轴孔长度。=596N?m=900N?mn=1r/minn=6800r/m 所选联轴器符合设计要求2、连接蜗杆的联轴器1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩=KT=51N?m 2）选择联轴器的型号公称转矩=112 N?m，许用转速 n=9500r/min ，主动端 Y型轴所选联轴器符合设计要求所选联轴器符合设计要求名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 26 页，共 33 页 - - - - - - - - - 27 孔,孔直径d=26mm，轴孔长度62mm 。从动端型轴孔直径d=26mm，轴孔长度。=51N?m=112N?mn=20r/minn=9500r/m 所选联轴器符合设计要求。十、减速箱的结构计算设计计算及过程结果减速器箱体是用来支承和固定轴承的组合结构，保证传动零件的正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，其结果和受力都比较复杂。箱体结构需要在保证刚度和强度要求的前提下，需要考虑密封可靠、结构紧凑、有良好的加工和装配工艺性、维修及使用方便等方面的要求。减速箱体一般用灰铸铁（HT150 或 HT200）铸造而成。在重型机器中，为了提高强度和刚度，也可以用铸钢 （ZG200-400 或 ZG230-450）铸造。本装置为轻型机械，为减少成本，故选用HT200 铸造。为便于轴承组合结构的装拆，减速器箱体采用剖分式结构，箱体由箱盖和箱座组成。剖分面取蜗轮的轴的轴心线所在平面。箱盖用普通螺栓连接。为保证轴承座的支承刚度，轴承座孔需要拥有一定壁厚。当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时，根据安装轴承盖螺钉需要确定的轴承座厚度就可以满足刚度的要求。为了提高轴承座的刚度，还要设置加强筋。为保证剖分式箱体的连接刚度，轴承座孔两侧连接螺栓应当适当靠近，并在两侧设置凸台。两侧联接螺栓的间距，近似取为轴承盖外径。凸台高度h 由联接螺栓直径所确定的扳手空间和确定。为加工方便，两个轴承座凸台高度取为一致高度。为保证箱盖和箱座的联接刚度，箱盖和箱座联接处凸缘的厚度要比箱壁略厚， 一般取 1.5 倍。 为了保证箱体支承的刚度，箱座底板的厚度也应该大于箱座壁厚，一般取为 2.5 倍。由于箱体的结构和受力情况比较复杂，故其结构尺寸通常根据经验设计确定。1）蜗杆减速器箱座壁厚经验公式为名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 27 页，共 33 页 - - - - - - - - - 28 由蜗轮尺寸计算知，中心距a=125mm，因此2）蜗杆在下的蜗杆减速器箱盖壁厚经验公式为所以3）箱盖凸缘厚度4）箱座凸缘厚度5）箱底座凸缘厚度6）地脚螺钉直径取 M13 7）地脚螺钉数目n=4 8）轴承旁连接螺栓直径取 M12 9）盖与座连接螺栓直径取 M8 10）连接螺栓的间距 l=80mm 11）轴承端盖螺钉直径取 M6 12）视孔盖螺钉直径取 M5 13）定位销直径l=80mm mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 28 页，共 33 页 - - - - - - - - - 29 取 A8 14）、至外箱壁的距离15）、至凸缘外缘的距离16）轴承旁凸台半径17）凸台高度18）外箱壁至轴承座端面距离19）铸造过度尺寸20）蜗轮外圆与内箱壁距离取21）蜗轮轮毂与内箱壁距离取22）箱座肋厚23）轴承端盖外径名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 29 页，共 33 页 - - - - - - - - - 30 D-轴承外径24）轴承旁连接螺栓距离取箱座壁厚8mm 箱盖壁厚8mm 箱盖凸缘厚度14mm 箱座凸缘厚度b 14mm 箱座底凸缘厚度20mm 地脚螺栓的直径M13 地脚螺栓的数目n 4 轴承旁连接螺栓直径M12 盖与座连接螺栓直径M8 轴承端盖螺钉直径M6 视孔盖螺钉直径M5 定位销直径d A8 、至外箱壁距离18mm 、18mm 、14mm 、至凸缘边缘距离16mm 、12mm 、12mm 轴承旁凸台半径12mm 凸台高度h 45mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 30 页，共 33 页 - - - - - - - - - 31 外箱壁至轴承座端面距离30mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离20mm 齿轮端面与内箱壁距离20mm 箱盖、箱座肋厚.m 25mm 轴承端盖外径115mm 轴承旁连接螺栓距离S 120mm 十一、密封和润滑设计设计计算及过程结果1、减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、 及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。 本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。2、蜗轮的润滑闭式齿轮传动， 根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度 v 12m/s 时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2 个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的到 。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损， 大齿轮齿顶距油池底面距离不小于 30-50mm 。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到17-33mm。3、轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于 V 齿 2m/s，所以均选半粗羊毛毡封油圈浸油润滑脂润滑名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 31 页，共 33 页 - - - - - - - - - 32 择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。十二、传动装置的附件设计计算及过程结果1、 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够空间，以方便伸入进行操作，窥视孔有盖板，盖板用铸铁制成，由螺钉M5 紧固。2、 油螺塞放油孔位于油池最底部，并安排在减速器不与其他部件靠近一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。3、 油标油标位于便于观察减速器油面和油面稳定处，油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔溢出。4、 通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高， 气压增大， 为便于排气，在机盖顶部的窥视孔上安装通气器，平衡机体内气压。5、 起盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度。6、 定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，安装圆锥销以提高定位精度。7、 吊环螺钉吊环螺钉用于起吊和搬运。十二、参考文献1 吴宗泽机械设计课程设计手册（第四版） ，高教出版社，20122 濮良贵机械设计（第九版） ，高等教育出版社，2013；3 王伯平互换性与测量技术基础（第4 版） ，北京：机械工业出版社，2013 4 孙桓机械原理（第八版），北京：高等教育出版社,2001. 十三、心得体会这次机械设计课程设计的推刚机，虽然看起来挺简单的，其结构设计方法已相当成熟，名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 32 页，共 33 页 - - - - - - - - - 33 可供利用的参考资料也很多，但依然感觉时间很紧张。这次的设计让我更加深入地了解了机械设计的基本方法，体会到那些我以往看来无用的基本技能的有用之处。感谢孙老师的认真教学和严格要求让我认真反思了自己的不足，及时改正错误。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 33 页，共 33 页 - 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