機械設計課程設計盤磨機傳動裝置的設計

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1、 提供全套，各專業(yè)畢業(yè)設計 編號： 8-2 　機械設計課程設計說明書 題 目： 盤磨機傳動裝置的設計 院 （系）： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師單位： 姓 名： 職 稱：

2、 2014年6月25日 目錄 引言 ………………………………………………………………3 一、設計題目 …………………………………………………………3 1、盤磨機的工作原理 ……………………………………………3 2、工作條件 ……………………………………………………3 3、原始數(shù)據 ………………………………………………………4 二、總體傳動方案的選擇與分析 ………………………………………4 1、傳動方案的選擇 ……………………………………………4 2、傳動方案的分析 ……………………

3、………………………4 三、電動機的選擇 ……………………………………………………4 1、電動機功率的確定 ………………………………………………4 2、確定電動機的轉速 ………………………………………………5 四、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 …………………………………5 1、各軸的轉速計算 ……………………………………………6 2、各軸的輸入功率 ………………………………………………6 3、各軸的輸入轉矩 ………………………………………………6 五、齒輪傳動的設計及其參數(shù)計算 ………………………………

4、……7 1、高速級齒輪傳動材料及強度計算 ……………………………7 2、低速級齒輪傳動材料及強度計算 ……………………………11 3、齒輪傳動的幾何尺寸計算 ……………………………………15 4、齒輪傳動的潤滑 …………………………………………………18 六、軸的設計計算及校核 ………………………………………………18 1、選擇軸的材料及熱處理 …………………………………………18 2、高速軸的設計計算及結構設計 …………………………………18 3、中間軸的設計計算及結構設計 ……………………

5、……………21 4、低速軸的設計計算及結構設計 …………………………………22 5、聯(lián)軸器的選擇 ……………………………………………………25 6、軸承的選擇及計算 ……………………………………………26 七、鍵聯(lián)接設計計算 …………………………………………………26 1、高速軸聯(lián)接鍵選擇與校核 ……………………………………26 2、中間軸聯(lián)接鍵的選擇與校核 ……………………………………26 3、低速軸聯(lián)接鍵的選擇與校核 ……………………………………27 八、箱體的設計計算 ………………………………

6、……………………27 1、箱體的構形式和材料 ……………………………………………27 2、箱體主要結構尺寸和關系 ………………………………………27 九、螺栓等相關標準的選擇 ……………………………………………28 十、減速器潤滑與密封的概要說明 ………………………………………29 1、減速器的潤滑 ……………………………………………29 2、減速器附的密封 ……………………………………………29 十一、設計小結 …………………………………………………………31 參考文獻 引言 機械設計是機械產品開發(fā)設

7、計的一個重要組成部分，是機械生產的第一步，是決定機械性能的最主要因素。機械設計的過程實際上就是如何實現(xiàn)機械設計理論的過程。機械設計課程設計是培養(yǎng)學生具有機械設計能力的技術設計課程。課程設計是機械設計課程中得一部分，屬于實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是高等院校機械專業(yè)學生的一次全面的設計能力的訓練。因此對于我們必須要利用學習的資源充實自己。將理論基礎打扎實，實現(xiàn)實踐與理論相結合。 機械設計課程設計的目的：（1）通過機械設計課程設計，建立起一個合理的正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設計、機械原理等相關課程的理論知識與實際分析和解決機械設計問題的能力。（2）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構

8、和零件類型，正確計算零件的尺寸及掌握機械零件的能力，能較全面的考慮制造工藝，使用維護要求，結構設計，以達到了解和掌握機械零件、機械傳動裝置和簡單機械設計的方法。（3）學習機械設計基礎技能的訓練，如：計算、查閱資料和手冊、繪圖、懂得運用標準和規(guī)范等內容。 一、 設計題目 1、設計原理： 盤磨機傳動裝置的設計（二級斜齒圓柱齒輪減速器） 圖1 1電動機；2、4—聯(lián)軸器；3—圓柱斜齒輪減速器； 5—開式圓錐齒輪傳動；6—主軸；7—盤磨 2、工作條件 每日兩班制工作，傳動不逆轉，有中等沖擊，盤磨機轉速允

9、許誤差為5%；盤磨機效率η=0.95（包括軸承與開式圓錐齒輪傳動效率損失）；工作環(huán)境：灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；檢修間隔期：四年一次大修，一年一次小修；使用年限：10年。 3、原始數(shù)據 盤磨主軸輸出轉矩T（N*m）：1680； 主軸直徑D(mm)：50; 主軸轉速n(r/min)：25。 二、總體傳動方案的選擇與分析 1、傳動方案的選擇 選擇二級斜齒圓柱齒輪減速器與錐齒輪傳動 圖2 兩級展開式圓柱齒輪減速器 圖3 錐齒輪傳動 2、傳動方案的分析 該減速器是二級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對與

10、軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常分布在遠離轉矩輸入端的一邊，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。高速級常用斜齒，建議用于載荷較平穩(wěn)的場合。錐齒輪傳動平穩(wěn)，機械效率高，傳動力矩大，常布置在高速級。 三、電動機的選擇 1、電動機功率的確定 由設計的條件可以知道盤磨機的功率： 通過查手冊可以的出各零件的傳動效率： 盤磨機效率： 聯(lián)軸器4效率： 二級圓柱減速器效率： 聯(lián)軸器2的效率： 四對滾動軸承效率： 則總效率： 電動機功率： 2、確定電動機的轉速 由題目可知錐齒輪的傳動比為： 查手冊知二級圓柱齒輪減速器傳動比為： 則電動機轉速： Y系

11、列三相異步電動機符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min。 3、電動機型號的選擇以及參數(shù) 表1 通過以上的計算以及查表1選擇Y系列三相異步電動機(型號：Y160M2-8)。其額定功率：5.5kW；同步轉速：750r/min；滿載轉速720r/min。 四、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 對于展開式二級圓柱齒輪減速器，兩級齒輪的傳動比可按下式分配： (1)總傳動比:i=Nm/Nw=720/25=28.8 (2)分配傳動裝置各級傳動比： 由題目給定錐

12、齒輪的傳動比為， 則減速器的傳動比： 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比： 則低速級的傳動比： 1、各軸的轉速計算 高速軸：; 中間軸 ：; 低速軸：; 主軸： 2、各軸的輸入功率 高速軸： ； 中間軸：； 低速軸：； 主軸： 3、各軸的輸入轉矩 高速軸： 中間軸： 低速軸： 主軸： 五、齒輪傳動的設計及其參數(shù)計算 1、錐齒輪傳動比 錐齒輪齒數(shù)為Z5=18， Z6=27，則齒數(shù)比； 2、高速級、低速級齒輪傳動材料 2.1、高速級齒輪傳動材料及強度計算 2

13、.1.1 高速級齒輪傳動材料 (1）因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選 項毛坯，大齒輪、小齒輪均調質鋼，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS， 大齒輪硬度為240HBS。 齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。 （2）因為傳動平穩(wěn)性的條件，齒數(shù)宜取多些，取Z3=24,則Z4=245.0=120。 （3）選取螺旋角。初選螺旋角： 2.1.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式（2-1）； 試算; (1)確定公式內各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù); 2） 計算小齒輪傳遞的轉矩：

14、 ; 3)由教材書表10-7選取齒寬系數(shù); 4)由教材書表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa; 5)由教材書圖6-23按齒面強度查得： 小，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa。 6)計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由教材書圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91,KHN2=0.96; 8)接觸疲勞許用應力,取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得： 9) 由教材書圖10-30選取區(qū)域系數(shù)； 10）由圖

15、10-26查得 則； 11）許用接觸力： ； (2)計算 1）小齒輪分度圓直徑由公式（2-1）得： 2) 圓周速度： 3）齒寬： 4）模數(shù)： 5）計算縱向重合度： 6）計算載荷系數(shù)K 根據V=1.65m/s，教材書表10-8查得齒輪傳動精度等級：選7級精度，由教材書圖10-8查得動載系數(shù)：；從教材書表10-3查得：；由教材書表10-2查得使用系數(shù)：;由教材書表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時：；查圖10-13得;故載荷系數(shù)： 7）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：

16、8）計算模數(shù)： 2.1.3按齒根彎曲強度設計 由設計公式 (2-2)； （2-3）； 試算： （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）計算載荷系數(shù)K： 2）根據縱向重合度， 從教材書圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 3）計算當量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由教材書表10-5查得： 5）查取應力校正系數(shù) 由教材書表10-5查得： 6）由教材書圖10-20c查得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的

17、彎曲疲勞強度極限； 7）由教材書圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.86,=0.97:； 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（2-3）得： 9）計算大、小齒輪的并加以比較： ； ； 大齒輪的數(shù)值大。 （2）計算 由公式（2-2）可得： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的

18、模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取,按接觸強度算得的分度圓直徑。 算出小齒輪齒數(shù)：； 取；則。 計算中心距： 取整 按整圓后的中心距修正螺旋角： 取修正值： 2.2、低速級齒輪傳動材料及強度計算 2.2.1低速級齒輪傳動材料 (1）因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選 項毛坯，大齒輪、小齒輪均調質鋼，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS， 大齒輪硬度為240HBS。 齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。 （2）

19、因為傳動平穩(wěn)性的條件，齒數(shù)宜取多些，取Z3=24,則。 （3）選取螺旋角。初選螺旋角： 2.2.2按齒面接觸強度設計 試算; (1)確定公式內各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù); 2)計算小齒輪傳遞的轉矩： ; 3)由教材書表10-7選取齒寬系數(shù); 4)由教材書表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa; 5)由教材書圖6-23按齒面強度查得： 小，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa。 6)計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由教材書圖10-19取

20、接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96,KHN2=0.97; 8)接觸疲勞許用應力,取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得： 9) 由教材書圖10-30選取區(qū)域系數(shù)； 10）由圖10-26查得 則； 11）許用接觸力： ； (2)計算 1）小齒輪分度圓直徑由公式（2-1）得： 2) 圓周速度： 3）齒寬： 4）模數(shù)： 5）計算縱向重合度： 6）計算載荷系數(shù)K 根據V=0.63m/s，教材書表10-8查得齒輪傳動精度等級：選7級精

21、度，由教材書圖10-8查得動載系數(shù)：；從教材書表10-3查得：；由教材書表10-2查得使用系數(shù)：;由教材書表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時：；查圖10-13得;故載荷系數(shù)： 7）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)： 2.2.3按齒根彎曲強度設計 試算： （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）計算載荷系數(shù)K： 2）根據縱向重合度， 從教材書圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 3）計算當量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由教材書表10-

22、5查得： 5）查取應力校正系數(shù) 由教材書表10-5查得： 6）由教材書圖10-20c查得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 7）由教材書圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.89,=0.90:； 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（2-3）得： 9）計算大、小齒輪的并加以比較： ； ；大齒輪的數(shù)值大。 （2）計算

23、 由公式（2-2）可得： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取,按接觸強度算得的分度圓直徑。 算出小齒輪齒數(shù)：； ?。粍t。 計算中心距： 按整圓后的中心距修正螺旋角： 3、齒輪傳動的幾何尺寸計算 （1）高速齒輪幾何尺寸計算 1）計算大、小齒輪的分度圓直徑： 2）計算齒輪寬度： 圓整后取 3）結構設計：

24、 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑： 小齒輪 大齒輪 齒根圓直徑： 小齒輪 大齒輪 高速級齒輪傳動的幾何尺寸如表5-1所示 名稱 計算公式 結果 法面模數(shù) 2 法面壓力角 螺旋角 150 分度圓直徑 51.7mm 258.8mm 齒頂圓直徑 da1 55.7mm da2 262.8mm 齒根圓直徑 46.7mm 253.8mm 中心距 α 154.6mm 齒寬 ； 52mm； 57mm 表5-1 （2）低速齒輪幾何尺寸計算

25、 1）計算大、小齒輪的分度圓直徑： 2）計算齒輪寬度： 圓整后取 3）結構設計： 齒頂高 齒根高 齒高 齒頂圓直徑： 小齒輪 大齒輪 齒根圓直徑： 小齒輪 大齒輪 低速級齒輪傳動的幾何尺寸如表5-2所示 名稱 計算公式 結果 法面模數(shù) 3 法面壓力角 螺旋角 150 分度圓直徑 96.3mm 372.7mm 齒頂圓直徑 102.3mm 378．7mm 齒根圓直徑 89.3mm 365.7mm

26、中心距 a 234.5mm 齒寬 ； 96mm；101mm 表5-2 （3）由設計的齒輪確定的傳動比 ； ；傳動比滿足要求。 4、齒輪傳動的潤滑 齒輪傳動時，相嚙合的齒面間由相對滑動，因此就要發(fā)生摩擦和磨損，增加動力損耗，降低傳動效率，特別是高速傳動，就更需要考慮齒輪的潤滑。 輪齒列和面間較加注潤滑劑，可以避免金屬直接接觸，減少摩擦損失，還可以散熱及防銹蝕。因此，對齒輪傳動進行適當?shù)臐櫥梢源鬄楦纳讫X輪工作狀況，且保持運轉正常并達到預期壽命。 六、軸的設計計算 1、選擇軸的材料及熱處理 軸的材料主要是碳鋼

27、和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，由的直接用圓鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故減速器的軸采用45號調質鋼。 2、高速軸的設計計算及結構設計 1）高速軸的結構設計示意圖（圖6-1） 圖6-1 2）初步確定軸的最小直徑 （6-1） 通過式（6-1）初算高速軸的最小直徑： 軸的直徑小于100mm，且有一個

28、鍵槽，軸徑增大（5%-7%）； 則。 此軸的最小直徑即安裝在聯(lián)軸器處軸的最小尺寸，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩查教材書表14-1，取, 則： 按照及電動機軸尺寸等限制條件，以及根據傳動裝置的工作條件擬選用HL3型彈性注銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩，半聯(lián)軸器的孔徑；可滿足電動機的軸徑要求。 3）初選軸承 選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求,選軸承型號30208，其尺寸為dDT=40mm80mm19.75mm,故40mm，而

29、 4）各軸段直徑與長度的確定 由所選半聯(lián)軸器的孔徑，取高速軸最小直徑；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為；為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端要求制出一軸肩，故取II-III段的直徑；軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定），根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為15mm，故取。 由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設計成齒輪軸。取軸上軸段Ⅴ-Ⅵ處為高速小齒輪，直徑dⅤ-Ⅵ=51.7mm。已知小齒輪的輪轂寬度為57mm,故取LⅤ-Ⅵ=57mm。高速級小齒輪輪轂長L=57mm，則取， 高速軸參數(shù) 軸段 I I

30、I Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 直徑d(mm) 30 35 40 43 51.7 43 40 長度L(mm) 56 45 31.75 118 57 11 31.75 5）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅠ-Ⅱ由教材書表6-1查得平鍵截面bh=10mm8mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm；滾動軸承與 軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 6）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考教材書表15-2，取軸端倒角為C=1.245。 7）確定軸及求作用在齒輪上的力 輸入軸上的P1=5.45KW

31、 ；n1=720r/min ；T1 = N．mm 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為： =51.7 而 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示： 3、中間軸的設計計算及結構設計 1）中間軸的結構設計示意圖（圖6-2） 圖6-2 2）初步確定軸的最小直徑 通過式（6-1）初算高速軸的最小直徑： 軸的直徑小于100mm，且有一個鍵槽，軸徑增大（5%-7%）；則。 3）初選軸承 選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，選軸承型號30209，其尺寸為dDT=45m

32、m85mm20.75mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁6 mm。 4）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=56mm.兩端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為57mm,小齒輪的輪轂寬度為101mm.為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故分別取LⅡ-Ⅲ=98mm,LⅣ-Ⅴ=54mm。 兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度: h>0.07dⅡ-Ⅲ=0.0756=3.92mm，取h=4mm; 軸環(huán)處的直徑:dⅢ-Ⅳ=56+8=64 mm; 軸環(huán)寬度:b≥1.4h=1.44=5

33、.6mm,取LⅢ-Ⅳ=10mm。 由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，則 ； 中間軸參數(shù) 軸段 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 直徑d(mm) 45 56 64 56 45 長度L(mm) 45.75 98 6 54 45.75 5) 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅡ-Ⅲ和dⅣ-Ⅴ分別由表6-1查得平鍵截面bh=10 mm8 mm,長度分別為63 mm和36 mm, 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來

34、保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 6)確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為1.245。 7) 確定軸及求作用在齒輪上的力 中間軸上的功率P、轉速n：P= P2=5.28KW, n= n2=144r/min 求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為： =258.8 則 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： =96.3 則 4低速軸的設計計算及結構設計 1) 低速軸的結構設計示意圖 軸的設計示意圖如下： 2)初選軸承 選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求,選軸承型號30213，其尺寸 dDT=65mm120

35、mm24.75mm,故，而。 3)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ.為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩。按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為3150。半聯(lián)軸器的孔徑為60mm,故取dⅠ-Ⅱ=60mm,聯(lián)軸器長142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=114mm.為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故?、?Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=112mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出

36、一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=65mm,右端擋圈定位，按軸 端直徑取擋圈直徑D=67mm。 取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑dⅥ-Ⅶ=78mm.齒輪的的左端與左端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為101mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅥ-Ⅶ=98mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h﹥0.07d=0.0778=5.46,則軸環(huán)處=90mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h=1.46=8.4,取=10mm。 低速軸參數(shù) 軸段 I II Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 直徑d(mm) 60 62 65 75 90 78 65

37、 長度L(mm) 112 45 45.75 50 10 98 45.75 5）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅠ-Ⅱ由表6-1查得平鍵截面bh=6 mm6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,滾動軸承與軸的周向 定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 6）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考教材書表15-2，取軸端倒角為245。 7) 確定軸及求作用在齒輪上的力 中間軸上的功率P、轉速n：P= P3=5.12KW, n= n3=37.5r/min 求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為： =372.4

38、 則 8）低速軸的載荷計算及校驗 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定軸承的支點位置。 對于30213型單列圓錐滾子軸承,從手冊中查取有a=23.8mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距 ， 根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 現(xiàn)將計算出的危險截面C處的MH、MV和M列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 前已選軸材料為45鋼，調質處理。 查表15-1得[]=60MP ＜[] 此軸合理安全 輸出軸

39、的載荷分析圖如下: 5、聯(lián)軸器的選擇 1）高速軸上聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的計算轉矩查教材書表14-1，取, 則：；按照及電動機軸尺寸等限制條件，以及根據傳動裝置的工作條件擬選用HL3型彈性注銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩，半聯(lián)軸器的孔徑；可滿足電動機的軸徑要求。 2）低速軸上聯(lián)軸器 低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ.為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩。按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為3150。 6、軸承的選擇 1）高速軸上軸承 選

40、單列圓錐滾子軸承。參照工作要求,選軸承型號30208，其尺寸為dDT=40mm80mm19.75mm。 2）中間軸上軸承 選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，選軸承型號30209，其尺寸為dDT=45mm85mm20.75mm。 3) 低速軸上軸承 選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求,選軸承型號30213，其尺寸為 dDT=65mm120mm24.75mm。 七、鍵聯(lián)接設計計算 1)高速軸上的鍵的設計與校核 聯(lián)軸器與軸的周向定位都是平鍵連接，由表6-1查得聯(lián)軸器上的鍵尺寸為bhL =8748 mm，聯(lián)軸器采取過渡配合，但不允許過

41、盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6（具有小過盈量，木錘裝配）d=30 mm,T1=72.3 Nm, 查表得=100~120 ， 所以所選鍵符合強度要求。 2）中間軸上的鍵的設計與校核 已知dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=56mm，T2=350.2 Nm，參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=50~58 mm所以取bh=1610 mm，查表得=100~120 取低速級鍵長為63 mm. 高速軸為齒輪軸，則設L=40 符合強度條件。 3）低速軸上的鍵的設計與校核 已知裝齒輪處軸徑d=78mm， T=1303.9Nm。參考教

42、材，由式6-1可校核鍵的強度，由于dyiz=75~85mm,所以取bhL=22 mm14mm63 mm，查表得=100~120 聯(lián)軸器處軸徑d=60mm，T=1303.9Nm，由于d=58~65mm，所以取 bhL=18 mm11 mm100 mm 所以所選鍵符合強度要求。 八、箱體的設計計算 1、箱體的構形式和材料 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用配合. 1.機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面

43、粗糙度為 2.機體結構有良好的工藝性. 鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2。機體外型簡單，拔模方便. 3.對附件設計 1) 窺視孔蓋和窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔,大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內。窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。 I 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內。 2、箱體主要結構尺寸和關系 箱體長度L=370mm，高度H=180mm，寬度B=130

44、mm。 箱座壁厚=10mm。 箱座凸緣厚度b=1.5mm,mm。 箱蓋厚度=8mm。 箱座凸緣厚度b1=12mm。 箱底座凸緣厚度=2.5mm。 齒輪軸端面與箱體內壁距離L=10mm。 大齒輪端面與箱體內壁距離L=12mm。 九、螺栓等相關標準的選擇 1）放油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 2） 通氣孔： 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,為便于排氣，所以在機蓋頂部或窺視

45、孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。 3） 啟蓋螺釘： 為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 4） 定位銷： 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個

46、圓錐定位銷。以提高定位精度，兩銷相距盡量遠些。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置。 5） 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在上出吊鉤。 6） 調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用。 十、減速器潤滑與密封的概要說明 齒輪減速器中，除少數(shù)低速(v<0.5m/s)小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)減速器的齒輪都采用油潤滑。對于齒輪圓周速度v≤12m/s的齒輪傳動可采用浸油潤滑，即將齒輪浸入油中，當齒輪回轉時粘在其上的油液被帶到嚙合區(qū)進行潤滑，同時油池的油被甩上箱壁，有助散熱。為避免浸油潤滑的攪油功耗太大

47、及保證輪齒嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油齒輪的一個齒高為適宜，速度高的還可淺些(約為0.7倍齒高左右)，但不應少于10mm；錐齒輪則應將整個齒寬(至少是半個齒寬)浸入油中。對于多級傳動，為使各級傳動的大齒輪都能浸入油中，低速級大齒輪浸油深度可允許大一些，當其圓周速度v=0.8~12m/s時，可達1/6齒輪分度圓半徑；當v<0.5~0.8m/s時，可達1/6~1/3分度圓半徑。如果為使高速級的大齒輪浸油深度約為一個齒高而導致低速級大齒輪的浸油深度超過上述范圍時，可采取下列措施：低速級大齒輪浸油深度仍約為一個齒高，可將高速級齒輪采用帶油輪蘸油潤滑，帶油輪常

48、用塑料制成，寬度約為其嚙合齒輪寬度的1/3~1/2，浸油深度約為0.7個齒高，但不小于10mm；也可把油池按高低速級隔開以及減速器箱體剖分面與底座傾斜。 為了避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證輪齒嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，合適的浸油深度見表10-1。 減速器類型 傳動件浸油深度 一級圓柱齒輪減速器（圖6.3a） m<20mm時，h為1個齒高，但不小于10mm； m≥20mm時，h為0.5個齒高 二級或多級圓柱齒輪減速器（圖6.3b） 高速級：hf約為0 7個齒高，但不小于10mm 低速級：hf按低速級大齒輪的圓周速度確定：當vs=0.8~

49、12m/s時，hs約為一個齒高（不小于10mm）~1/6齒輪半徑；當vs=0.5~0.8m/s時，hs≤（1/6~1/3）齒輪半徑 錐齒輪減速器（圖6.3c） 整個齒寬浸入油中（至少半個齒寬） 蝸桿減速器 蝸桿下置式（圖6.3d） h1≥1個螺牙高，但油面不應高于軸承最低一個滾動體中心 蝸桿上置式（圖6.3e） h2同低速級圓柱大齒輪的浸油深度hs 表10-1 1減速器的潤滑 1）.飛濺潤滑 減速器中只要有一個浸油齒輪的圓周速度v≥1.5~2m/s，即可采用飛濺潤滑（圖5-1）。當v>3m/s時，飛濺的油可形成油霧并能直接濺入軸承室。有時由于圓周速度尚不夠大或油的粘度較

50、大，不易形成油霧，此時為使?jié)櫥煽?，常在箱座接合面上制出輸油溝，讓濺到箱蓋內壁上的油匯集在油溝內，而后流入軸承室進行潤滑。在箱蓋內壁與其接合面相接觸處制出倒棱，以便于油液流入油溝。在難以設置輸油溝匯集油霧進入軸承室時，亦有采用引油道潤滑或導油槽潤滑。 間隙0.5 刮油板 圖5-1 圖5-2 2）.刮板潤滑 當浸油齒輪的圓周速度v<1.5~2m/s時，油飛濺不起來；下置式蝸桿的圓周速度即使大于2m/s，但因蝸桿的位置太低，且與蝸輪軸線成空間垂直交錯，飛濺的油難以進入蝸輪軸軸承室。此時可采用刮板潤滑（圖5-2）

51、。利用刮油板將油從蝸輪輪緣端面刮下后經輸油溝流入蝸輪軸軸承。刮板潤滑裝置中，刮油板與輪緣之間應保持一定的間隙(約0.5mm)，因而輪緣端面跳動和軸的軸向竄動也應加以限制。 2減速器的密封 1）.氈圈式密封 如圖6.4所示，利用矩形截面的毛氈圈嵌入梯形槽中所產生的對軸的壓緊作用，獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、灰塵等侵入軸承室的密封效果。用壓板壓在毛氈圈上，便于調整徑向密封力和更換氈圈。氈圈式密封簡單、價廉，但對軸頸接觸面的摩擦較嚴重，主要用于脂潤滑以及密封處軸頸圓周速度較低(一般不超過4~5m/s)的油潤滑。 2）.間隙式密封 間隙式密封裝置結構簡單、軸頸圓周速度一般并無特定限制，但

52、密封不夠可靠，適用于脂潤滑、油潤滑且工作環(huán)境清潔的軸承 3).其他部位的密封 檢查孔蓋板、排油螺塞、油標與箱體的接合面間均需加紙封油墊或皮封油圈密封。螺釘式軸承端蓋與箱體之間需加密封墊片密封，嵌入式軸承端蓋與箱體間常用O形橡膠密封圈密封防漏。 十一、設計小結 這次的課程設計對于我來說有著深刻的意義。這種意義不光是自己能夠完成了設計任務，更重要的是在這段時間內使自己深刻感受到設計工作的那份艱難。而這份艱難不僅僅體現(xiàn)在設計內容與過程中為了精益求精所付出的艱辛。 對于課程設計，我只能說我已經盡了我最大的努力。這就是我最好，最出色的設計。過程我只能用不堪回首來形容，但是結果確實意義

53、重大的。我付出了遠比設計內容更多的毅力與決心。而我也應該保留這份精神，繼續(xù)奮斗。 感覺設計對我們這些剛剛入門（或者在某種意義上來說還是門外漢）就是按照條條款款依葫蘆畫瓢的過程，有的時候感覺挺沒有勁的。反正按照步驟一定可以完成設計任務，其實不然。設計過程中有許多內容必須靠我們自己去理解，去分析，去取舍。就拿電動機型號選擇來說，可以分別比較幾種型號電動機總傳動比，以結構緊湊為依據來選擇；也可以考慮性價比來選擇。前者是結構選擇，后者確實經濟價格選擇。而擺在我們面前的卻是兩條路，如何將兩者最優(yōu)化選擇才是值得我們好好深思的。 課程設計是機械設計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設計時間不到兩周略顯得倉促

54、一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。 這次課程設計我得到的題目是設計一個盤磨機減速箱，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實課程設計當中的每一天都是很累的，有的同學更是選擇了一整夜的學習畫圖找資料。其實正向老師說得一樣，設計所需要的東西都在書上了，每一個數(shù)據都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找到出處。我因為這個就吃了不少的虧，比如在我設計減速器的裝配草圖時我沒有太注意相關尺寸，致使我設計的箱體出現(xiàn)了較大的結構錯誤，間接導致了我以后的裝配

55、圖的步履維艱。雖然種種困難我都已經克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務。 經過兩周的努力,我們終于將機械設計課程設計做完了。在這次作業(yè)過程中,我們遇到了許多困難,大量的計算,大量地查找資料。這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,細細想來，我們的收獲還是很大的.不僅僅給予以前的實踐很好的理論透析，而且也對制圖有了更進一步的掌握caxa、Word、圖畫這些工具軟件的應用也得到了鍛煉。 對我們來說,收獲最大的是方法的積累和能力的鍛煉。在整個過程中,我們發(fā)現(xiàn)對好多東西不熟悉。沒有感性的認

56、識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)，在設計計算的過程中，參考了書本或其他方面的裝配圖最終完成了作業(yè)。 在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。 本次課程設計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。希望以后的學習過程中繼續(xù)發(fā)揚刻苦專研的精神，改正自己的不足之處，希望下次做的更好。 參考文獻： [1]濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [2]成大先主編.機械設計手冊（第五版）[M].北京：化學工業(yè)出版社，2008.3 [3]陸玉主編，機械設計課程設計（第四版）[M].機械工業(yè)出版社，2006.12 [4]孫桓，機構原理（第七版）[[M].北京，高等教育出版社，2006 33