机械设计课程设计-用于链式运输机的圆锥-圆柱二级齿轮减速器F=6000,V=0.32

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1、 机电及自动化学院 课程设计说明书全套图纸加扣3012250582 设计题目：用于链式运输机的圆锥-圆柱二级齿轮减速器 专 业 ： 机械电子 班 级 ：09机械电子3班 姓 名 ： 指导老师 ： 设计时间：2011年12月25日2010年1月12日 目 录第一章 设计任务书3第二章 传动方案的拟定及说明5第三章 电动机的选择5第四章 计算传动装置的运动和动力参数7第五章 传动件设计计算9第六章 轴的设计计算25第七章 键连接的选择及校核计算39第八章 滚动轴承的选择及计算40第九章 联轴器的选择46第十章 润滑与密封47第十一章 减速器结构设计及附件的选择48第十二章：设计小结54附录：参考资

2、料目录55前 言 （一）设计目的： 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计、计算能力以及熟悉一般的机械装置设计过程。 （二）传动方案的分析： 机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换运动形式以满足工作需要的装置，是机器的重要组成部分。传动装置的设计是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除工作装置的功能外，还要求结构简单，制造方便、成本低廉、传动效率高以及使用与维护方便。本设计中，原动机为电动机，工作机为链式输送机。传动方案采用了三级传动，第一级传动为圆锥-圆柱二级齿轮减速器，第二级传动为开式齿轮传动，第

3、三级传动为链传动。链传动能够保证准确的传动比，传动效率较高，无弹性滑动和整体打滑现象，工作可靠，两轴相距较远，适宜低速重载，工作环境恶劣等场合，因此布置在低速级。开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好，磨损较严重，寿命较短，应布置在低速级。圆锥-圆柱齿轮二级减速器的传动效率高，适用功率和速度范围广，使用寿命长，是现代机器中较为常用的机构之一。第一章 设计任务书题目：设计一用于链式运输机传动装置中的圆锥-圆柱二级齿轮减速器一 总体布置简图1电动机 2、7联轴器 3圆锥圆柱二级齿轮减速器 4开式齿轮传动5运输机 6链轮图1二 工作情况：二班制、连续单向运动、有轻微振动、室内工作、无灰尘三 原始数

4、据链条总拉力F（N）：6000N链条节距P（mm）：125mm链条速度V（m/s）：0.32 （运输链速度允许误差：）链轮齿数 Z ：6开式齿轮传动比 i2 ：5使用期限：20年、大修期一年生产规模：少批量（40台）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮 动力来源：电力、三相交流、电压380/220伏四 设计内容1 电动机的选择与运动参数计算；2 齿轮传动设计计算3 轴的设计4 滚动轴承的选择5 键和联轴器的选择与校核；6 装配图、零件图的绘制7 设计计算说明书的编写第二章 传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：圆锥-圆柱二级齿轮减速器。根据已知条件计算出工作机的链轮半

5、径为工作机链轮的转速为按图1所示的传动方案进行设计。第三章 电动机的选择1.电动机类型和结构的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机 ，电压380V。 2.电动机容量的选择1） 工作机所需的有效功率为 PwFv/1000 =(60000.32/1000)kW=1.92kW2） 电动机的输出功率 为了计算电动机的所需功率Pd,先要确定从电动机到工作机的 总效率。设1、2、3、4、5、6分别为弹性联轴器、链传动、闭式圆柱齿轮传动（8级 精度）、闭式圆锥齿轮传动（7级）、滚动轴承、开式圆柱齿轮传动,由课程设计指导书表1和P12页查 1=0.99, 2=0.92,3=0.98

6、 4=0.96,5=0.99, 6=0.95。 传动装置总效率为： =0.7051电机所需功率为：PdPw/由机械设计手册软件版v3选取电动机的额定功率为3kW。3.电动机转速的选择 根据机械设计课程设计指导书表1： 取圆锥-圆柱齿轮二级减速器的传动比范围：i1=1025，又已知 开式齿轮传动的传动比i2=5 故总传动比i的范围： 故电动机转速的可选范围： r/min 因此选择同步转速为1000r/min和1500r/min两种。4. 电动机型号的确定根据电动机所需功率，查机械设计手册软件版v3可知，电动机型号为Y100L2-4、。根据电动机的满载转速nm和链轮转速nw可算出总传动比。现将此种

7、电动机的数据和总的传动比列于下表中。电动机的数据机及总的传动比方案号电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)1Y100L2-4315001430i=1430/25.6=55.86 Y系列三相异步电动机选择电机型号为Y100L2-4 第四章 计算传动装置的运动和动力参数1.传动装置的总传动比及其分配 已知开式齿轮传动比i2=5 则减速器的总传动比为i1=i/ i2=55.86/ 5=11.172 取i1=11.17， 高速级锥齿轮传动比 i3=0.25i1=0.2511,17=2.8 低级传动比为 i4=i1/i3=11.17/2.8=3.989 圆整后取i4=4

8、.0 则i= i3 i4=2.84.0=11.2 则取定各传动比后，当前的总传动比为 传动后运输链速度误差为： （在运输链速度允许误差范围内）2.各轴的转速计算：n1=nm=1430r/minn2= n1/ i3=(1430/2.8) r/min =510.7r/minn3= n2/ i4=(510.7/4.0) r/min =128r/min n4 =n3=128r/minn5=n4/i2=128/5=25.6r/min 3.各轴的输入功率计算 P1=Pd1=2.723x 0.99 =2.696kW P2= P114=2.696x 0.96 x 0.99=2.562kWP3= P253=2.

9、562x 0.99 x0.98=2.486kW P4= P351=2.486 x 0.99 x0.99=2.436 kW P5=P456=2.436 x 0.99 x 0.95=2.29kW4. 各轴的输入转矩计算：T1=9550P1/ n1=9550 x 2.13444/960 =18.0Nm T2=9550P2/ n2=9550 x 2.0081/369.23=47.78Nm T3=9550P3/ n3=9550 x 1.8892/92.31=185.42Nm T4=9550P4/ n4=9550 x 1.7959/92.31=181.73 Nm T5=9550P5/n5=9550 x1.

10、6544/16.78=854.58Nm 各轴的运动及动力参数轴号转速（r/min）功率（kW）转矩（Nm）传动比i114302.69618.02.82510.72.56247.7831282.486185.424.041282.436181.73525.62.29854.585.0i3=2.8i4=4.0第五章 传动件设计计算(一)高速级齿轮的传动设计圆锥直齿轮设计已知输入功率2.696kw，小齿轮转速1430r/min，齿数比u=2.8，由电动机驱动，工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度

11、不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则。2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮的转矩为输出转矩3） 选齿宽系数4） 由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数6） 计算应力循环次数 7) 由机械设计（第八版）图10-19取接触

12、疲劳寿命系数。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2） 计算圆周速度v3） 计算齿宽4） 模数 5） 计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 直齿轮 由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数，则接触强度载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得7） 计算模数 8） 计算齿轮相关参数 3. 按照齿根弯曲疲劳强度设计由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限

13、由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数 1） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 2） 确定弯曲强度载荷系数3） 计算当量齿数 4） 由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数 应力校正系数 计算大、小齿轮的并加以比较。5） 设计计算 结合之前算得的m=2.57,取m=2.75。为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径d=59.128mm,=59.1282.75=21.6，选齿数为22，则，取。9）计算相关参数 圆整并确定齿宽 斜齿轮设计已知输入功率2.562kw，小齿轮转速512r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，工作有轻

14、震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数4） 选取螺旋角。初选螺旋角 2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即(1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 计算小齿轮的转矩47.78（3） 选齿宽系数（4） 由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数（5） 由机械设计（第八版）图10-26查得，则由机械设计（第八

15、版）表10-6查得材料的弹性影响系数计算应力循环次数7） 由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限8） 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数9） 由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限10） 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 计算圆周速度v 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5） 计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8

16、查得动载系数由机械设计（第八版）表10-3查得由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数由机械设计（第八版）表10-13查得 由机械设计（第八版）表10-4查得接触强度载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得1） 计算模数校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数1） 根据重合度，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数2） 计算当量齿数4）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系4）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数应力校正系数3） 由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限，由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲

17、劳寿命系数 7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得8） 计算大、小齿轮的并加以比较，取较小值计算。 按照弯曲强度来计算 结合之前求得的，取，为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数： 2 几何尺寸的计算 （1）计算中心距 ，中心距圆整为124mm. （2）螺旋角 3）分度圆直径 （4）宽度 圆整后取 齿宽 开式齿轮的传动设计开式齿轮设计条件： 功率P4=2.436 kW 主动轮转速：n4=128r/min 传动比：i3=5 转矩：T4=181730 Nmm 1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1）材料及热处理 大小齿轮均选用材料选择 由机械设计（第八版）表10-

18、1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。 2）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2.分析失效形式，确定设计准则 由于设计的是软齿面开式齿轮传动，其主要失效形式是齿 面磨损和轮齿折断。因此，该齿轮传动主要按弯曲疲劳强 度设 应力循环次数3.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 根据前面计算可知齿轮的名义转矩： T1 =T4=181730Nmm 选择齿轮的传动精度 根据“机械设计书”（P210）中图1022（b）和已知条件 ，初步选定齿轮的传动精度为8级。 初算齿轮的主要尺寸 1 ) 按弯曲疲劳强度进行设计： 根据“机械设计书”中（P201），由式（10

19、-5） 式中 的选择，根据已知条件，可知小斜齿轮的支承方式为悬臂布置，查“机械设计书”中表10-7（P205），可得,初选K=1.4; 查“机械设计书”中表106（P201），由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 根据齿数“机械设计书”中表10-5（P200）查得 ， 比较大小齿轮的 由上可知小齿轮的数值比较大 圆整取4mm 计算齿轮的半径、齿宽以及圆周速度 根据“机械设计书”中图10-8查得 KV=1.06（P194） 再根据已知工作条件及环境以及“机械设计书”中 （P193）表10-2查得 KA=

20、1.25 根据“机械设计书”中表10-4（P196）查得 齿向载荷分布系数： 其中根据“机械设计书”图10-9查得 (插值法，b/h：（4：1.15）、（6：1.17）) 根据“机械设计书”中表10-3（P195）查得 齿间载荷分配系数可取 故载荷系数： K=1.58Kt=1.4差较大须进行修正 考虑齿面磨损，应将强度计算所得的模数加大10%20%， 因此 根据“机械设计手册软件版”，选择标准模数系列中的 2 ) 计算大小齿轮的分度圆直径以及齿宽： 取b2=30mm 取b1=35mm 3 ） 结构设计 由于小齿轮直径为81mm小于160mm，因此采用实心式 由于大齿轮直径为405mm大于160

21、mm，因此采用腹板式 K=1.58b1=35mmb2=30mm大齿轮：腹板式小齿轮：实心式第六章 轴的设计计算）高速级轴1.选择材料 该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表15-3和表15-1（P370）查得其许用扭转切应力(2545)，2.按扭转强度初步设计轴端直径。 1 ） 初步估算轴的最小直径： 考虑轴端开有键槽，因此轴的最小轴径增大5%7%，则 考虑到电机轴以及联轴器的选用（具体参考本书第九章）， 由于选用的弹性套柱销联轴器,所以取最小 轴径28mm。 锥齿轮存在键槽，则其键槽底面到齿根的距离 ， 因此可以做成齿

22、轮用轴。 2 ）作用在小锥齿轮上的力： 已知： T1=18Nm 圆周力： 轴向力： 径向力：3 ）轴的结构设计（如图6-1）： 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满 足联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需要制出一轴肩 ，由于联轴器内径和内孔长分别为和 ，故取2-3轴段的直径为 和。 初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作需要初步确定，根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的型号为30308，其主要参数为，所以取，。根据“机械设计课程指导书”中（P47），可知，。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。4

23、）计算轴上载荷及较核： 高速轴的受力分析图如下图。 计算轴上载荷： 1.求垂直面内的支反力： ， 代入数据计算得： 与图示反向 2.求水平面内的支反力： ， 代入数据计算得： 3. 合成弯距： 4 .轴的扭距 T1=18Nm 5.较验高速轴，根据第三强度理论进行校核弹性套柱销联轴器高速轴：齿轮用轴圆锥滚子轴承的型号为30308证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（1） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为3、 求轴上的载荷，确定截面载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的

24、强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。4、 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面5右侧受应力最大（2） 截面5左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数

25、。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。（2） 中间轴已知条件： n1 =1430r/min P1=2.56kW T1=18Nm 1.选择材料 该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表15-3和表15-1（P370）查得其许用扭转切应力(2545)，2.按扭转强度初步设计轴端直径。 1 ） 初步估算轴的最小直径：查机械设计指导书表15-3,取A=112有 考虑轴开有两个键槽，因此轴的最小轴径增大10%15%， 则 考虑到与

26、之配合的轴承，根据“机械设计手册”，初步选 定为单列圆锥滚子轴承 30205，其主要参数为， ，因此最小轴径,0组游隙。 2 ）作用在小斜齿轮上的力： 圆周力： 径向力： 轴向力： 作用在大圆锥齿轮上的力： 圆周力： 轴向力： 径向力： 3 ）轴的结构设计（如图6-2）： 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 A ) 初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径 向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。根据与之配合的 轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的 型号为30205，其主要参数为， ，以及根据“机械设计课程指导书”中表3 （P26），经计算 ， 因此可取 ，。 B ) 取

27、安装大圆锥齿轮处的轴端直径，齿轮左端通 过挡油板定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度 ，取因此 轴段长度取，由，确定轴环轴肩高 度和宽度，经计算，因此取， ， 取，即因此轴 环直径。 C）取安装小圆柱斜齿轮处的轴端直径，齿轮左端通过挡油板定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度，因此轴段长度取 ，由。 ）根据）的分析，可知，。至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。 ）计算轴上载荷及校核 轴的受力分析图如下图： 计算轴上载荷： 1.求水平面内的支反力： ， 代入数据计算得： （“”表示与图示方向相反） 2.求垂直面内的支反力： 代入数据计算得： 最大弯距： （“”表示与图示方向相反） 3. 合成

28、弯距： 4 .轴的扭距 5.较验高速轴，根据第三强度理论进行较核 由于 所以轴是满足强度要求的。单列圆锥滚子轴承型号 30205（3） 低速轴已知条件： n2=128r/min P2=2.4862kW T2=185.42Nm 1.选择材料 该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表15-3和表15-1（P370）查得其许用扭转切应力(2545)， 2.按扭转强度初步设计轴端直径。 1 ） 初步估算轴的最小直径： 考虑轴开有一个键槽，因此轴的最小轴径增大5%7%， 则 考虑到电机轴以及联轴器的选用（具体参考本书第九章）， 由于

29、选用的滑块联轴器,所以取最小轴径 35mm。 2 ）作用在小斜齿轮上的力： 圆周力： 轴向力： 径向力： 3 ）轴的结构设计（如图6-2）： 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 A ) 为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需要制 出一轴肩 ，由于联轴器内径和内孔长参数可得 和 ，故取2-3轴段的直径为 ， 。 B ) 初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径 向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。根据与之配合的 轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的 型号为32009，其主要参数为， 。根据“机械设计手册”，可查得轴承透盖 的相关参数：， ，取，因此， ，取且 ，

30、其次根据“机械设计课程指导书”中表3（P26），经计算 。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由“机械设计手册” 查得最小定位轴径为，配合轴段长度 ，。 C）取安装大圆柱斜齿轮处的轴端直径，齿轮左端通过套筒定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度，因此轴段长度取 ，由。 确定轴环轴肩高度和宽度，经计算，因 此取，取， 因此轴环直径。 D)其余轴段长度由减速器与中间轴确定，初步确定。 ）计算轴上载荷及校核 轴的受力分析图如下图：计算轴上载荷：其中， 1.求垂直面内的支反力： ， 代入数据计算得： 2.求水平面内的支反力： ， 代入数据计算得： 3. 合成弯距： 4 .轴的扭距 T4=195.448

31、6Nm 5.较验低速轴，根据第三强度理论进行较核 考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表15-4(P373) （，） 由于， 所以轴是满足强度要求的。弹性套柱销联轴器第七章 键连接的选择及校核计算1.高速轴的键连接 A)高速轴的输入端与联轴器的键连接： 采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 小锥齿轮与高速轴的键连接： 采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，取键长。 2.中间轴的键连接 A)小斜齿轮与中间轴的键连接： 采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得,取键长。 B ) 大锥

32、齿轮与中间轴的键连接： 采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，取键长。3.低速轴的键连接 A)低速轴的输出端与联轴器的键连接： 采用普通半圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，取键长。 B ) 大斜齿轮与低速轴的键连接： 采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，取键长。4. 键的强度校核：上述键连接都属于静连接，其主要失效形式是工作面被压溃，因此根据“机械设计书”中式6-1（P106） ，其中，（A型）（B型）轴径键的工作长度键型转矩Nm极限应力高速轴2022A21.23332.2MPa2717A21.233

33、23.1MPa中间轴3032A51.93930.9MPa3017A51.93958.2MPa低速轴3231B195.44898.5MPa5220A195.44875.2MPa由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压应力，因此上述键皆安全。1096-20031096-20031096-20031096-20031096-20031096-2003第八章 滚动轴承的选择及计算1.高速级轴轴承的选择 根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33006。其主要参数：，,，。查“机械设计书”中表13-5（P321）得 当时，X=1,Y=0。 当时，X=0.40,Y=Y。（6）

34、 计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： B)附加轴向力（对滚动轴承而言） C)轴向外载荷 （7） 计算各轴承的轴向受力： 经过分析，由于，因此轴承1被压紧，轴承2 被放松，可得实际轴向力： （8） 计算各轴承的当量载荷： 由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表13-6（P321)得。 由于 因此 由于 因此（9） 计算轴承寿命：理论寿命： 使用要求寿命：由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。 单列圆锥滚子轴承型号：0308满足寿命要求九、联轴器的选择(见前文)第10章 润滑与密封 (一) 齿轮的润滑在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度v而定，经过前面的计算可知，

35、高速级齿轮的圆周速度约为3.38m/s，低速级的齿轮圆周速度约为1.03m/s，可采用浸油润滑。高速级大齿轮与低速级大齿轮半径相差19.5mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，低速级大齿轮离池底40mm，大斜齿轮应至多浸油的分度圆半径，故最高油面取75.7mm，而大锥齿轮的润滑条件为至少浸没0.5b（b：圆锥齿轮齿宽），因此，油面高度取75mm，润滑油选用L-CKC68。（二）滚动轴承的润滑根据“机械设计书”中表13-10（P332）中的dn值 ，选定滚动轴承的润滑方式为脂润滑。（三）密封方法的选取减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接合能力面和轴承盖，窥视孔以及放油的接合面

36、等处。为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油标等处需装纸封油垫（或皮封油圈），以确保密封性。对于轴伸出端的密封，主要是为了使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承处，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈油封，毡圈油封的结构简单，价格便宜，安装方便，但与轴颈接触，对轴颈的磨损较严重，因而功耗大，寿命较短。至于轴承内侧的密封，采用挡油板密封，防止过多的机油进入轴承，破坏脂润滑的效果。齿轮采用：浸油润滑滚动轴承采用：脂润滑第11章 减速器结构设计及附件的选择（1） 箱体设计的主要尺寸及数据箱体的

37、尺寸及数据如表11-1：表11-1名称符号减速器形式及尺寸单位mm圆锥齿轮减速器机座壁厚12机盖壁厚12机座凸缘厚度18机盖凸缘厚度18机座底凸缘厚度30地脚螺钉直径16地脚螺钉数目66个轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径10联接螺栓的间距150200150轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径818、16、22 14、20 轴承旁凸台半径1616凸台高度2121外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离15.1齿轮端面与内机壁距离14机盖、机座肋厚 10.2轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离注：轴承旁联接螺栓距离应尽量靠近，以和互不干涉为准。（2） 箱体附件的

38、设计（一）窥视孔和视孔盖 作用：为了检查箱内齿轮啮合情况及注油； 位置：为便于同时观察高、低速齿轮工作情况； 查“机械设计手册”，并同时考虑箱体的尺寸，设计结构如下： ABA1B1CKR螺钉尺寸螺钉数目102701321001171002M6X204 （二）通气装置减速器在工作时，箱内温度升高，气体膨胀，压力增大，对减速器各部接缝面的密封很为不利，故常在箱顶部装有透气装置，使减速器内热胀的气体能自由逸出，保持箱内的压力正常，从而保证减速器各部分接缝面的密封性能。查“机械设计手册”，选用A型通气罩，其结构见装配图，结构尺寸如下表：(单位均为：mm)dd1d2d3d4DhabcM181.5M331

39、.58316404012716（三）起吊装置为了便于拆卸及搬运，应在机盖和机座上铸出吊钩，根据“机械设计手册”等相关资料，自行设计了吊钩的结构尺寸，见装配图。（四）油面指示装置油标由于减速器齿轮是采用浸油法润滑传动件的减速器，为了在加注润滑油或工作中比较方便地检查箱内油面的高度，确保箱内的油量适度，因此要在减速器的箱体的低速级传动件附近的箱壁上装有游标。游标不能装在高速级，因高速级齿轮的转速大于低速级，油的拌搅大，油面不稳定。油标的结构图如右图，结构尺寸见下表：dd3bDd1hcD1d2aM1266204284161210 (五)放油孔和油塞放油孔设置在箱座底面最低处，以能将污油放尽。箱座底面

40、常做成11.5倾斜面，在油孔附近应做成凹坑。螺塞有六角头圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹两种，此处选用圆柱细牙螺纹，需加封油垫片。螺塞直径可按减速器的箱座壁厚的1.52.5倍选取。螺塞尺寸和油封垫片的尺寸查“机械设计手册”，选取M181.5 。（六）起盖螺钉起盖螺钉安装在箱盖凸缘上，数量为2个，直接与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取6mm；长度应大于箱盖凸缘厚度，取28mm，故螺钉为螺栓GB/T 5783 M628。螺钉端部制成圆柱端，以免损坏螺纹和剖分面。（七）定位销两个定位销钉设在箱体连接凸缘上，相聚尽量远些，而且距对称线距离不等，以使箱座能正确定位。此外，还要考虑到定位销拆装时不与其它零件相干涉。综合

41、以上因素考虑，并结合由 表11-1算得的直径范围，选取销钉为销GB/T117 A836。第十二章：设计小结为期三周的课程设计写到这里基本就算是结束了，三周的紧张忙碌是少不了的，但回想起来更多的还是内心的满足感。次关于链式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设

42、计等于一体。这三个星期的设计可谓是真正的设计，虽然它仅仅是比较基础的设计，但它让我真正触碰到了机械设计的大门。在减速箱的设计中，我们不断做着计算、绘图、校验这些工作，计算完了画图，画图出现问题后修改之前的计算并重新校验。不可否认，这些计算、绘图、校验的重复过程不断消磨我们的耐性，使我们感到厌烦，但这就是机械设计，为了实现最优方案必须不断修改自己的设计，在不断修改中完善自己的设计。在设计的整个过程中，三根轴的先设计出来了，但画图过称告终根据各方面因素又不断修改各轴段长度而返工，曾一度让我不想再做下去，但想想我们是照着书上的步骤一步一步走下来，结果还要进行如此多次的重复修改，而如果真正做设计，没有

43、先例可循，设计师的工作量该有多大，以后的我们肯定是要面对自己的设计的，这次的设计就当做是练兵吧，咬咬牙又坚持了下来。阳光总在风雨后，辛苦总会有成果，回头看看自己的成果，一种成就感油然而生。在整个课程设计中，我们更深入理解了机械设计书中的很多知识，学会了将书中的理论初步运用在实际的问题解决过程中，这对我们未来的设计是一笔巨大的财富。然而，课程设计让我们学到了的不仅仅是怎么设计减速器，还有如何思考问题和解决问题，更教会我们耐心与细致。拥有耐心与细致，相信我们在未来的设计道路甚至人生的道路必将平坦不少！附录：参考资料目录附录：参考资料目录1机械设计课程设计指导书（第2版），龚溎义 （主编） 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜 编。2机械设计（第八版），西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 主编 濮良贵 纪名刚 副主编 陈国定 吴立言。3机械制图（第六版），大连理工大学工程图学教研室 编。4机械设计手册（软件版v3.0）5材料力学（第四版） 刘鸿文 主编6互换性与测量技术基础 李军 主编7机械设计实用手册