机械设计课程设计说明书模板. .pdf

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1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业： 09 级机械设计及理论学号： 090101010322 学生姓名：乔旋指导教师：许立忠教师职称：教 授名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 30 页 - - - - - - - - - 目录一、设计任务书. 二、传动方案分析. . 三、电动机的选择和参数计算.四、传动零件的设计计算. 五、轴的设计 .六、键的选择校核. 七、轴承的校核.八、联轴器的选择及校核. 九、密封与润

2、滑的选择. 十、减速器附件及说明. 十一、装配三维图. 十二、设计小结. 参考资料 .名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 30 页 - - - - - - - - - 二、传动方案分析2.1. 传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2.2 传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但

3、齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。2.3 电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。2.4 画传动系统简图：名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果三、电动机的选择和参数计算电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和

4、工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。1、选择电动机类型和结构形式由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，所以根据用途选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。2、选择电动机的容量（功率）由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的工作功率Pd即 Ped Pd，电动机就能安全工作。(1)卷筒的输出功率P16840.801.4110000.96wFpkw(2)电动机输出功率PddPP传动装置的总效率432221式中1、2、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。弹性柱销联轴器1

5、=0.99；圆柱齿轮传动2=0.97； 滚动轴承3=0.98；则85.098.097.0422故1.411.660.85dppkw电 动机 计 算 公式 和有 关 数 据皆引自机械设计 课程 设 计 指导手册第 9 页第 11 页、第119 页主要参数：Pw=1.41Kw 85.01.66dpkw名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 30 页 - - - - - - - - - 5 5 设计及计算过程结果3、转速：卷筒转速 : 60 100060 10000.8

6、056.60min3.14270rnD电机转速nd=(840) n=452.802264 r/min 选择同步转速为1000 r/min 的电动机，如下表：电动机型号额定功率（kw ）同步转速（r/min) 满载转速（r/min) 起动转矩 /额定转矩最大转矩 / 额定转矩Y100L-6 2.2 1000 940 2.0 2.0 4、传动比分配mn94016.61n56.6i总11211.31.54.65 4.994.80/3.46iiiiii总总（）取（1）各轴转速：轴min9401rnnm轴121940195.83min4.80nrni轴232195.8356.60min3.46nrni卷

7、筒轴3n56.60minrn卷（2）各轴的输入功率轴111.660.991.64dppkw轴21231.640.970.981.56ppkw轴32231.560.970.981.48ppkw56.60minrn传动装置总传动比的确定及其分配公式和有关数据皆引自机械设计课程设计指导手册第12 页第 15 页16.61i总14.8i23.46imin9401rn2195.83minrn356.60minrn56.60minrn卷11.64pkw21.56pkw31.48pkw名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整

8、理 - - - - - - - 第 5 页，共 30 页 - - - - - - - - - 6 6 设计及计算过程结果卷筒轴3131.480.990.981.44ppkw卷（3）各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为：955095501.6616.86940ddmpTN mn轴1116.860.9916.69dTTNm轴2123116.694.800.970.9876.15TTiN m轴3223276.153.460.970.98250.46TTiN m卷筒轴313250.460.990.98243.0TTN m卷表 2 运动和动力学参数轴号功率 P /kw 转矩 T /（Nm）转速 n /(

9、rmin) 传动比 i 效率电机轴1.66 16.86 940 1.00 0.99 1 轴1.64 16.69 940 4.80 0.95 2 轴1.56 76.15 195.83 3.46 0.95 3 轴1.48 250.46 56.60 1.00 0.97 卷筒轴1.44 243.00 56.60 1.44pkw卷16.86dTN m116.69TN m276.15TN m3250.46TN m243.0TN m卷名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 30

10、 页 - - - - - - - - - 7 7 设计及计算过程结果四、传动零件的设计计算1、高速级齿轮的设计1.1 选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为45 钢，调质，硬度为24010HBS，大齿轮材料为45 钢，正火，硬度为20010HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8-7-7 级精度；3）选小齿轮齿数z120 大齿轮齿数214.8096zz取2z96；21964.8020ziz误差4.804.8004.804）初选=15 d=1.1 1.2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算3)(2112HHEKTdZZ

11、ZZdt（1）载荷系数113/0.6/100AvzKm sm s估计圆周速度，动载系数 Kv=1.07 1211111.883.2()cos1.883.2()cos151.632096zz11.1220tantan151.88dz齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第 76页第 98 页斜齿圆柱齿轮主要参数：45 号钢调质HB1=240HBS HB2=200HBS z1=20 z2=96 4.80i=15d=1.1 1AKKv=1.07 1.631.88名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - -

12、 - - - 第 7 页，共 30 页 - - - - - - - - - 8 8 设计及计算过程结果1.631.883.51齿间载荷分配系统1.45K，齿向载荷分配系数1.11K则1.251.071.451.112.15AvKKKKK（2）计算小齿轮传递的转矩411.669 10TN mm（3）查得区域系数2.42HZ（4）重合度系数因1，取1，11Z0.781.63（5）螺旋角系数cos0.983Z（6）弹性影响系数MPaZE8 .189（7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1590MPa；大齿轮疲劳强度极限应力Hlim2470MPa；（8）应力循环次数9111008.1

13、83008119406060hjLnN98121.08 102.26104.8NN取疲劳寿命系数11.0HNK;21.0HNK（允许有点蚀）(9)接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（ 1012）得1lim11590HNHKMPaS2lim22470HNHKMPaS3.5141. 1K07. 1K98.1K2.42HZ0.78Z0.983Z189.8EZMPaHlim1=590MPa Hlim2=470MPa 911008.1N822.26 10N11.0HNK21.0HNKMPaH59012470HMPa名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - -

14、- - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 8 页，共 30 页 - - - - - - - - - 9 9 设计及计算过程结果取470HMPa（10）试算小轮分度圆直径d1t3213422122.151.669 104.81 189.82.420.9830.78()1.14.847038.95()tdKTEHdHmmZ Z Z Z（11）实际圆周速度1 138.959401.9161/60 100060 1000d nvm s（12）修正载荷系数：按11.9161200.4407100100vz查得动载系数04.1vK（13）校正分度圆直径3311.

15、0438.9538.581.07vvKddmmK（14）计算法向模数11cos38.58 cos151.86320ndmmmz,取2nmmm（15）中心距12()(2096)2120.092cos2cos15nzz mamm圆整取120amm（16）修正螺旋角12()(2096)2arccosarccos22 12014 5024nzz ma（17）修正由于之值改变较小，所以不需要修正,K,HZ. 470HMPad=38.95mm 1.9161 /vm s10.4407100vz04.1vK38.58mmd2nmmm120amm=14 5024名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - -

16、- - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 30 页 - - - - - - - - - 10 10 设计及计算过程结果（27）计算分度圆直径1120241.38coscos14 5024nz mdmm21962198.62coscos13 5024nz mdmm（17）齿宽11.141.3845.518dbdmm圆整取246bmm，153bmm 1.3 齿根弯曲强度校核2111111FSaFanFYYYYmbdKT2112212FSaFaSaFaFFYYYY(1)重合度系数0.750.750.250.250.711

17、.63Y(2)螺旋角系数14.8411 1.930.76120120Y(3)当量齿数11332022.2coscos 14.84vzz，223106.7cosvzz(4)齿形系数12.68FaY19.22FaY(5)应力修正系数11.56SaY21.80SaY(6)弯曲疲劳极限应力及寿命系数MPaF4501limlim2390FMPa，1FNK12FNK141.38dmm1198.63dmm246bmm 153bmm 0.71Y0.76Y122.2vz2106.7vz12.68FaY19.22FaY11.56SaY21.80SaYMPaF4501limlim2390FMPa1FNK1 12FN

18、K名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 10 页，共 30 页 - - - - - - - - - 11 11 设计及计算过程结果(7)弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 MPaSKFFF450145011lim1lim1lim2lim221 3903901FFFKMPaS(8)弯曲应力41122.151.669 102.681.560.710.764641.38242.53FFMPa222.191.8042.5340.102.68 1.56FFMPa结论：强

19、度足够所以：第一级齿轮的参数为齿轮类型齿数分度圆直径 mm 齿宽mm 中 心距mm 螺旋角模数传动比齿顶高系数顶隙系数小齿轮20 41.38 53 120 14.84o2 4.8 1 0.25 大齿轮96 198.62 46 1.4.结构设计大齿轮为锻造结构，小齿轮为齿轮轴S=1 MPaF45012390FMPa11FF22FF名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 30 页 - - - - - - - - - 12 12 设计及计算过程结果2.低速级齿轮的设计

20、及其计算2.1 选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为45 钢，调质，硬度为24010HBS，大齿轮材料为45 钢，正火，硬度为20010HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8-7-7 级精度；3）选小齿轮齿数z120 大齿轮齿数213.4669.2zz，圆整取 z270；21703.520ziz误差3.53.461.16%3.464）初选=14 d=1.1 2.2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算3)(2112HHEKTdZZZZdt（7）载荷系数11.251/0.2/100AvzKm sm s估计圆周速度，动

21、载系数Kv=1.01211111.883.2()cos1.883.2()cos141.622070zz11.1 20tantan141.75dz齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计76 页第 98 页斜齿圆柱齿轮主要参数： 45 号钢调质HB1=240HBS HB2=200HBS Z120 Z2703.5i=14d=1.1 1.25AKKv=1.0=1.62 =1.75 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 30 页 - - - - - - - - - 13

22、13 设计及计算过程结果1.621.753.37齿间载荷分配系统1.43K，齿向载荷分配系数1.11K则1.25 1 1.431.111.90AvKKKKK（8）计算小齿轮传递的转矩427.615 10TN mm（9）查得区域系数2.42HZ（10） 重合度系数因1,取=1 110.791.62Z（11）螺旋角系数985.0cosZ（12）弹性影响系数MPaZE8.189（13）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1590MPa；大齿轮疲劳强度极限应力Hlim2470MPa；（14）应力循环次数8116060 195.831 830082.2610hNn jL87122.2610

23、5.98103.5NN取疲劳寿命系数0.11HNK;21.0HNK（允许有点蚀）（15）接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（ 1012）得1lim115905901HNHKMPaS2lim221.04704701HNHKMPaS=3.37 1.43K1.11K1.90K2.42HZ0.79Z985.0Z189.8EZMPaHlim1590MPa Hlim2470MPa 812.2610N725.78 10N0 .11HNK21.0HNKMPaH59012470HMPa名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - -

24、 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 30 页 - - - - - - - - - 14 14 设计及计算过程结果取470HMPa（10）试算小轮分度圆直径d1t32142212 1.907.615103.51 189.82.420.790.985()1.13.547058.05()tdKTEHdHmmZ Z Z Z（11）实际圆周速度1158.05 195.830.5949/60 100060 1000d nvm s（12）修正载荷系数：按10.12100vz查得动载系数1.0vK（13）校正分度圆直径3158.05vvKddK（14）计算法向模数11cos58.05

25、 cos142.8220ndmmmz,取3nmmm（15）中心距12()(2070)3139.232cos2cos14nzz mamm圆整取140amm（16）修正螺旋角12()(2070)3arccosarccos22 14015.36nzz ma(17) 修正由于之值改变较小，所以不需要修正,K,HZ. 470HMPad=58.05mm 0.5949 /vm s10.12100vz1.0vK58.05mmd3nmmm140amm15.36名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - -

26、 第 14 页，共 30 页 - - - - - - - - - 15 15 设计及计算过程结果（27）计算分度圆直径11203062.22coscos14.36nz mdmm21703217.78coscos15.36nz mdmm（17）齿宽11.162.2268.442dbdmm圆整取2b=69mm，176bmm 2.3 齿根弯曲强度校核2111111FSaFanFYYYYmbdKT2112212FSaFaSaFaFFYYYY(1)重合度系数0.750.750.250.250.711.62Y(2)螺旋角系数15.36111.750.78120120Y(3)当量齿数11332022.22c

27、oscos 15.36vzz22337077.78coscos 15.36vzz(4)齿形系数12.68FaY22.20FaY(5)应力修正系数11.56SaY21.76SaY162.22dmm1217.78dmm2b=69mm176bmm0.71Y0.78Y122.22vz277.78vz12.68FaY22.20FaY11.56SaY21.76SaY名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 30 页 - - - - - - - - - 16 16 设计及计算过

28、程结果(6)弯曲疲劳极限应力及寿命系数MPaF4501limlim2390FMPa，1FNK12FNK(7)弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 MPaSKFFF450145011lim1lim1lim2lim221 3903901FFFKMPaS(8)弯曲应力4112 1.907.615 102.68 1.560.71 0.786962.22352.78FFMPa222.21.7652.7848.882.681.56FFMPa结论：强度足够所以：第二级齿轮的参数为齿轮类型齿数分度圆直径 mm 齿宽mm 中心距mm 螺 旋角模数传动比齿顶高系数顶隙系数小齿轮20 62.22 76

29、140 15.36o3 3.5 1 0.25 大齿轮70 217.78 69 2.4 结构设计大齿轮为锻造结构，小齿轮为模锻。MPaF4501limMPaF3802lim1FNK1 12FNKS=1 MPaF4501MPaF380211FF22FF名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 30 页 - - - - - - - - - 17 17 设计及计算过程结果五、轴的设计一、初步计算轴径先按式 102 初步估算轴的最小直径。选取材料为45 钢、调制处理。输入轴

30、与联轴器连接段，根据表102，取112C，于是得333min31.6411213.48940PdCmmn轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%5%，于是得1min(13%)13.88ddmm中间轴根据表102，取112C，于是得333min31.5611222.37195.83PdCmmn输出轴与联轴器连接段，根据表10-2，取 C=112，于是得333min31.4811233.2456.60PdCmmn轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%5%，于是得3min(13%)34.24ddmm以轴与齿轮连接段的最小轴径作为设计基准，尽量满足联轴器段的最小轴径要求。所以取118dmm232

31、5,35dmm dmm轴的计算和有关公式皆引自机械设计第137151页118dmm225dmm335dmm名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果二、轴的结构设计1、输出轴的初步设计如下图装配方案是：左端，大齿轮、套筒、左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，右端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，

32、直径变化值要大些，可取（38）mm，否则可取（ 13）mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（ 13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm 2、中间轴的初步设计如下图名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 30 页 - - - -

33、 - - - - - 设计及计算过程结果装配方案是：左端，小齿轮、套筒、左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，大齿轮、套筒、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同输出轴。3、 输入轴的初步设计如下图装配方案是：左端，左端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，套筒、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同输出轴。三、输出轴的弯扭合成强度计算由输出轴轴承处轴的直径d=45mm,查机械设计指导手册得到应使用轴承型号为6209，D=85mm，B=19mm 。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - -

34、 - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果1、计算齿轮受力：螺旋角：15.36分度圆直径：3320362.22coscos15.36nz mdmm44703217.78coscos15.36nz mdmm大齿轮受力：转矩：T2=250460N.mm 圆周力：23222504602300217.78tTFNd径向力：tan2300tan 20868coscos 15.36trFFN轴向力：tan2300tan 15.36632atFFN2、计算轴承反力水平面

35、：1217.7863286863276186RN2217.786328681232944186RN垂直面：1230063779186RN223001231521186RN3 、 画 出 水 平 面 弯 矩 图Mxy ， 垂 直 面 变 矩Mxz图 ， 和 合 成 弯 矩22xyxzMMM图4、画出轴的转矩T 图，T=250447Nmm 15.36362.22dmm4217.78dmm2300tFN868rFN632aFN176RN2944RN1779RN21521RN名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理

36、- - - - - - - 第 20 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 21 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果5、判断轴的危险截面应力大（弯矩M 大、有扭矩T、轴径 d 小）应力集中（过盈配合、键槽、过渡圆角）所以确定危险截面在1、2、3 截面附近，且2 截面最危险6.查表得疲劳极限：轴材料为45 刚，调制处理，查得650bMpa，360sMpa，由表 10-

37、5 所列公式求得疲劳极限10100.45293,0.815270.26169,0.50325bbbbMPaMPaMPaMPa10100022;2293-5272 169-325=0.11=0.04527325由式得，轴 的强 度 计 算公 式和 有 关 数据皆引自机械设计第142157页45 号钢调质=0.11 =0.04 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 22 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果7, 求截面 2 的应力弯矩M1=1

38、12772 2863=50121N.mm =a=3501210.145MW=5.5Mpa, 0m325044713.70.2 * 45TMPaW =m=2=6.85MPa8, 求截面 2 的有效应力集中系数因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=2mm 其应力集中可查表得D482=1.07,0.044d4545rd由650bMPa查得（用插值法）1.68,1.23KK9, 求表面状态系数和尺寸系数,，由表 10-13 查得0.92（Ra=3.2um ，650bMPa） ，由表 10-14 查得0.84,0.78（按靠近应力处的最小直径45mm查得）10, 求安全系数由式（ 10-5） （设为

39、无限寿命，1Nk）得1mN-1am1?293=24.511.68 5.50.920.84K1?169S =14.08K1.23 6.85+0.046.85+0.920.78NaKSK2222S24.51 ?14.08S=12.21 24.5114.08SSSS=1.8 所以安全可靠a=5.5MPa 0m1.68K1.23KS=24.51 S=14.08 S=12.21 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 23 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计

40、算过程结果六、键的选择校核1. 键的选择，根据轴径和轴的长度选择键，这里都选择普通平键输入轴：联轴器段轴径18，选键6632 中间轴：大齿轮配合段轴径30，选键8732 小齿轮配合段轴径30，选键8763 输出轴：大齿轮配合段轴径48，选键14956 联轴器段轴径35，选键 10870 2. 键的校核由于静连接，取110pMPa，输出轴，联轴器段键的接触长度701060llbmm能传递的转矩为33118603535 1046244250.46pThl dNmTNm输出轴，大齿轮配合段键的接触长度561442llbmm能传递的转矩为331194238 110 10498.9644250.36pT

41、hl dN mTN m校核通过结论：键安全键的选择引自机械设计手册第 189页课程设计指导名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 24 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果七、轴承的校核1、基本寿命：八年一班48 1 8 3001.9210hlh2、输出轴寿命校核轴承型号为深沟球轴承6209,其尺寸为 dDB=458519。计算轴承的轴向载荷的基本额定动载荷020.7CKN,基本额定静载荷C=31.7KN 极限转速：max9000/ min

42、rr222211176779782.70rFRRN222222294415211790.13rFRRN632aFN轴承 2 压紧306320.03120.7 * 10aFC0.23e26320.351790.13arFeF则20.56X21.9Y16320.81782.70arFeF则20.56X21.9Y11110.56 * 782.701.9 * 6321639.11CraPX FYFN22220.56 * 1790.131.9 * 6322203.27CraPX FYFN则1CP2CP,按2CP计算：1061060hLnCP=2.14610 19200h 结论：轴承安全滚动的计算公式和数

43、据皆引自 机械设计第 159173页10hL=2.14610名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 25 页，共 30 页 - - - - - - - - - 26 26 八、联轴器的选择及校核1、电动机与输入轴之间：为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查得电机轴外伸直径D=18mm ，选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160Nmm，半

44、联轴器的孔径118dmm，半联轴器长度42Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为30mm。2、输出轴与卷筒轴之间：选 HL2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315Nmm，半联轴器的孔径 d1=35mm 3.、联轴器校核16.69243.00 TN mTTN mT输入输出结论，联轴器安全。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 26 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果九、密封与润滑1、 齿轮采用浸油润滑，由机械设计 （机械设计基础） 课程设计

45、 表 16-1查得选用N220 中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。，圆柱齿轮浸入油的深 度 约 一 个 齿 高 。 由 于 第 二 级 大 圆 柱 齿 轮 圆 周 速 度smsmv/2/02. 2，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。2、滚动轴承的润滑开设油沟，飞溅润滑。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 SH 0537-1992 润滑油。4、密封方法的选取轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J 型骨架式橡胶油封，检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面涂以水玻璃。名师资料总结 - - -

46、精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 27 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果十、减速器附件及说明1窥视孔盖窥视孔盖的规格为140100mm。在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、 接触斑点级齿侧间隙等。窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小， 以便手能深入操作。平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。2放油螺塞螺塞规格为5. 116M，放油孔的位置应在油池的最低处，并安装在

47、减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。螺塞材料采用Q235。3油标油标选用M12 杆式油标，油标尺常放置在便于观测减速器油面级油面稳定处，对于多级传动油标安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。4通气器减速器在运转时， 箱体内温度升高， 气压增大， 对减速器密封极为不利。为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。5起盖螺钉： 箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔

48、，拆卸时， 拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为45。螺杆顶部做成半圆形，以免顶坏螺纹。6定位销：为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体的联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设置在不对称位置。定位销为圆公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于安装。7起吊装置：选用M1 的吊环螺钉，装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。8调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为08F。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - -

49、- - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 28 页，共 30 页 - - - - - - - - - 设计及计算过程结果十一、设计小结我设计的课题是，二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论 , 结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。经过此次的机械设计的训练，对机械设计产生了浓厚的兴趣，也对机械设计的流程有了初步的了解，能够为以后的实践做好指引。在整个过

50、程中不仅仅将学过的知识用于实践，体会到了真正应用知识的乐趣，更在课程设计的过程中体会到了工程人员应有的素质和技能，在以后的学习生活中，我会进一步的将知识基础打牢，并积极的将所学的知识用于实践，以使自己步入社会时有更多的自信。这次课程设计对以往的学习观念是个颠覆，这次我们充分体会到实践和理论学习的不同，实践中我们会遇到理论学习中的很多容易忽略的东西，而在整个课程设计中老师总是强调的工程无小事深深的刻入我们的心里，工程实践中哪怕一个螺栓一个螺母的选择都是相当谨慎的。此次课程设计收获很多，无论是心理还是知识上都是这些年学习中那一体会到的，也许这就是所谓的深刻。我想，在以后的人生道路中，我们还会遇见很