北航优秀机械设计说明书_加热炉装料机.pdf

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1、.机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计题目：加热炉装料机设计院院系：系：能源与动力工程学院设设 计计 者：者：指导教师：指导教师：20142014 年年 6 6 月月 3 3 日日.前言前言加热炉装料机可用于向加热炉内送料。由电动机驱动，于室内工作。通过传动装置使装料机推杆往复运动，将物料送入加热炉内。设计一台由减速器与传动机构组成装料机，配以适当的电动机等零部件，实现自动送料过程。尽量实现占地面积小，工作平稳及急回特性明显等工作特征。.目录目录目录目录一、设计任务书.11、设计题目.12、设计要求.13、技术数据.14、设计任务.2二、总体方案设计.21、传动方案的拟定.2（1）原动机.

2、2（2）传动机构.2（3）执行机构.32、执行机构设计.4（1）设计计算过程.4（3）推板设计.73、电动机的选择.7（1）电动机类型选择.7（2）选择电动机功率.74、传动系统运动和动力参数.8三、传动零件设计.101、蜗轮蜗杆的设计.10最终结果:.142、直齿圆柱齿轮的设计.15最终结果：.213、轴的设计和校核计算.22（1）蜗杆轴.22.（2）蜗轮轴.25（3）大齿轮轴.284、轴承的设计和校核计算.31（1）蜗杆轴轴承.31（2）小齿轮轴.34（3）大齿轮轴.355、键连接设计计算.37（1）蜗杆上联轴器轴键.37（2）蜗杆轴键.38（3）大齿轮轴键.386、联轴器的选择.39（1

3、）输入轴.39（2）输出轴.39四、减速器箱体及附件的设计.391、箱体设计.392、润滑与密封.401、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑.402、滚动轴承的润滑.403、油标及排油装置.414、密封形式的选择.415、技术要求.41五、参考资料.42.一、设计任务书一、设计任务书1、设计题目加热炉装料机2、设计要求（1）装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。（2）生产批量为 5 台。（3）动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。（4）使用期限为 10 年，每年工作 300 天，大修期为三年，双班制工作。（5）生

4、产厂具有加工 7、8 级精度齿轮、蜗轮的能力。加热炉装料机设计参考图如图1电动机2联轴器3蜗杆副4齿轮5连杆6装料推板3、技术数据数据编号推杆行程/mm62501.推杆所需推力/N推杆工作周期/s70002.54、设计任务（1）完成加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。（2）完成主要传动部分的结构设计。（3）完成装配图一张（用 A0 或 A1 图纸），零件图 2 张。（4）编写设计说明书 1 份。二、总体方案设计二、总体方案设计1、传动方案的拟定传动方案分为原动机、传动机构和执行结构（1）原动机设计要求：动力源为三相交流电 380/220v，故原动机选用电动机。（2）传动机构由于

5、输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。方案一：二级圆锥圆柱齿轮减速器。方案二：齿轮蜗杆减速器。方案三：蜗杆齿轮减速器。方案一方案二方案三电动机输出转速较高，并且输出不稳定。总传动比较大，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用方案三：二级蜗杆圆柱斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利2.于在粉尘较大的环境下工作。根据设计，电动机通过联轴器，将功率传到蜗轮蜗杆机构中，再通过与蜗轮同轴的一个小齿轮，再与一个直齿圆柱齿轮相连，达到减速目的，最后通过输出轴与执行机构相连接。（3）执行机构执行机构由电动机驱动，原动件输出等速圆

6、周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。方案一方案二方案三方案评价：方案一：结构简单、紧凑，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，机会性能好，工作效率高，寿命长。方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：结构简单，可实现复杂轨迹，但极位夹角小。由于装料机

7、轨迹简单，不需要较高精度，且单行程工作，考虑到工作效率问题，需要良好的急回特性。综上所述，方案一作为装料机执行机构的实施方案较为合适。3.2、执行机构设计（1）设计计算过程1)选定行程变化系数 K=2，则极位夹角=180 1=60，取工作范围为15。2)取机架1=120，由几何关系得：oa=160=603)由行程=250可得：bb=cc=250mm，摇杆1a=bb=250mm。ccbbO1aO1O14)取滑轨位置距1距离L=2(1115)，此时滑轨与摇杆轨迹相对位置为：相等相等L1滑轨与摇杆顶端处于工作极限时距离相等，此时最大压力角最小。取L=2(1115)=245.74mm圆整为L=246m

8、m。5)最大压力角取2541.由 4)可知摇杆1位于最高点时压力角最大此时sin=1,bc=1sin=40.225圆整为bc=40mm。此时最大压力角=24.35。（2）机构简图及机构特性机架1=120mm曲柄oa=60mm摆杆1=250连杆bc=40mm导轨与1距离L=246mm工作段行程 250mm5.1)取行程速度变化系数 K=2，则极位夹角=180 1=602)机构特性急回特性：行程速度变化系数 K=2传力特性：最大压力角=24.35 301速度特性：由 11 经 matlab 数值模拟，推板速度曲线为：由此可见推板在工作段速度平稳且回程速度快。受力特性：取与1偏角为15为有效工作行程

9、，显然此时有效工作行程大于推杆行程的35%。受 力 分 析：当 =15 时，压 力 角 =arcsin115=12.240=7162.8200=7171.14cos()1=31.171a=167.247mm6.11b=21a 2=10719.3823=12527.98M=3 =751.68 又经简易计算分析，推板受力与转角的关系为如图所示：故取M=751.68 时，在15内 F 均大于等于 7000N，即为有效行程。（3）推板设计3、电动机的选择（1）电动机类型选择按工作条件和要求，选用 Y 系列三相异步电动机，电压 380v。（2）选择电动机功率1）机械效率效率数量弹性联轴器10.9917.

10、蜗轮蜗杆20.801油润滑 8 级精度圆柱齿轮30.971滚动轴承40.993总效率=1 2 3 34=0.7452)功率=1889.2=2.54kW电动机额定功率略大于Pd即可，因此选定电动机额定功率为 3kW。3)确定转速=蜗杆1=1040圆柱齿轮2=25 i=20200=(4804800)/60=24/可取=1000/或=1500/Y132S-6Y100L2-4重量/kg6635价格420444705740额定电流/A7.26.8综合质量和价格等因素，取=1500/即取 Y100L2-4 电动机4、传动系统运动和动力参数（1）总传动比：i=59.178.（2）分配传动比蜗轮蜗杆1=20圆

11、柱齿轮2=2.96（3）运动和动力参数计算0 轴（电动机轴）0=2.540=1420/00=9550=17.08 1=螺旋角系数由2表 2-7Zcos 0.99KA 1.25由2图 2-6KH 1.74KV 1.1Ft 2T1/d1 4867.27NKH 1.2817.KAFt 55.77N/mm 100N/mmb查2表 2-8KH KF 1/Z2 1.74查2表 2-92bKH AB1 0.6d1 1.282H 592.28N/mm2b3C 10bd1齿面接触应力H 2.47 189.8 0.77 0.994867.272.96 1 1.25 1.1 1.28 1.74109.998 662

12、.96 592.28N/mm2计算许用接触应力HPHPH limZNTZLZVZRZWZXSH limZNT1 1.16ZNT2 1.22总工作时间th 10 365 16 58400h（单向运转取 1）应力循环次数NL1 60nt 60 1 71 58401h 2.49 108ZW1 ZW 21.14ZX 1 ZX 2 1.0NL2NL1/i 8.4 107接触寿命系数ZNT1 1.16，ZNT2 1.22ZL1ZL2ZR1ZR2ZV1ZV21SH lim 1.05齿面工作硬化系数18.HB2 130ZW 1 ZW2 1.2 1700 1.2 (240 130)/1700 1.14接触强度尺

13、寸系数HP1 894.19N/mm2HP2 768.25N/mm2ZX1ZX2 1.0H 592.28N/mm2 minHP1,HP2 768.25MPa润滑油膜影响系数取为ZL1 ZL2 ZR1 ZR2 ZV 1 ZV 2 1取最小安全系数SH lim 1.05许用接触应力:接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整HP1 710 1.16 1 1 1 1.14 1/1.05 894.19N/mm2HP2 580 1.22 1 1 1 1.14 1/1.05 768.25N/mm2验算:H 592.28N/mm2 minHP1,HP2 768.25MPa中心距a(d1 d2)/2217.959m

14、m,圆整取a220mm(1+2)=arccos=1324422=4.1121485 5、确定、确定主要传主要传动尺寸动尺寸小齿轮直径d1mtz1 111.028mm大齿轮直径d1 111.028mmd2 328.972mmb2 66mmd2mtz2 328.972mm齿宽b2 d1 66mm，b1 70mm1=13=29b1 70mm2=871=2919.2=23=876 6、齿根、齿根弯弯 曲曲 疲疲劳劳 强强 度度验算验算计算尺根弯曲应力F KAKVKFKFFtYFaYSaYYFPb1mnKA 1.25KV 1.1KF 1.74KF 1.1KA 1.25，KV 1.1，KFKH 1.74=

15、7.33由2图 2-9、图 2-20、图 2-21KF 1.1YF 1 2.60.68Y0.250.75YF 2 2.24cosbYS 1 1.62YF 1 2.6YF 2 2.24，YS 2 1.75Y 0.68YS 1 1.62，YS 2 1.75Y 0.90齿根弯曲应力:Y 0.90F1KAKVKF KF 119.5MPa2F1 119.5MPaFtYFa1YSa1YYb1mnF2 111.2MPaF2F1YFa2YSa/YFa1/YSa1a 111.2MPa计算许用弯曲应力FPFPY Y YYYFlimSTNTVrelTRrelTXSFlimF lim 1 300 MPa试验齿轮的齿根

16、弯曲疲劳极限F limF lim 2 270 MPaF lim1 300 MPa，F lim 2 270 MPa20.另外取YNT10.93YVrelT1YVrelT2YRrelT1YRrelT2 1,YNT1 0.93,YNT2 0.95确定尺寸系数YX 1=YX 2 1YNT20.95YX 1=YX 2 1SF min 1.25查最小安全系数SF min 1.25FP1 446.4MPaFP2 410.4MPaFP1FP2300 2 0.93 1 1 1 446.4MPa1.25弯曲疲劳强度验算270 2 0.95 1 1 1 410.4MPa 119.5MPaF11.25FP1F1 11

17、9.5MPaFP1F2 111.2MPaFP27 7、静强、静强度校核度校核最终结果：i=2.96,=0.97,3=71,4=24小齿轮大齿轮小齿轮8 级精度静强度校核,因传动无严重过载,故不作静强度校核F2 111.2MPaFP2合格大齿轮m=4mmm=4.112148mm3=273=111.0283=704=804=328.9724=6640Cr调制闭式软齿面45 钢调制HB=197255取平均 HB=22621=132443a=220mm=20右旋左旋HB=241286取平均 HB=260.3=294=873、轴的设计和校核计算（1）蜗杆轴计算项目计算项目计算内容计算内容计算结果计算结果

18、1 1选择材选择材45 钢,淬火,硬度为 HRC=4550。料，热处料，热处理理2 2按扭转按扭转查 表 得，当 轴 材 料 为 45 钢 时 可 取 C=112，强度估算强度估算dC3P/n 13.94mm轴径轴径根据与联轴器端连接的尺寸，按联轴器的标准系列，取弹性套柱销式联轴器 LT6 Y 型，其直径 d=35mm，轴孔长度L 80mm。3 3初定轴初定轴初定该轴为一端游动，一端固定的结构的结构d=35mm,L=80mm22.4 4轴的空轴的空间受力间受力输入轴转矩T1 9.55 106蜗杆受圆周力P16910NmmnT116910NmmFt1径向力2T1d12 16910 422.750

19、N80Ft1 422.750NFr1轴向力2T2d2tan 608.968NFr1 608.968NFa15.5.求支反求支反力，并绘力，并绘出水平面出水平面和垂直面和垂直面的弯矩图的弯矩图2T2d2 1673.125NFa1 1673.125N=1002N=393=307N=116=131262=136731 及合成弯及合成弯1）垂直面支反力矩图矩图=(12+11)(608.968 347+1673.125 40)=1+2131+347=1002N=1=393=40217 =137285=142522 23.2）水平面支反力=12422.750 347=307N1+2131+347=1=11

20、63)弯矩计算=1=131262=1 11=136731=1=40217 4）合成弯矩=2+2=137285=2+2=142522 6 6、计算并计算并T 16.91Nm1绘制转矩绘制转矩图图T1 16.91Nm24.7 7、求当量求当量弯矩弯矩转矩按脉动循环考虑，取Me,1b/0b,查表得b 600 MPa1b 55MPa,0b 95MPa,则 55/95 0.579危险截面处当量弯矩：MeMC2(T)2 143522NmmMe 143522NmmbbcMeMe 1b3W0.1d143522 2.8MPa30.1 80bc 1b合格查得许用应力 1b 55MPa（2）蜗轮轴计算项目计算项目计

21、算内容计算内容计算结果计算结果1 1、选择材选择材45 钢，正火，硬度 HB=170-217料、热处料、热处理理2 2、按扭转按扭转查 表 得，当 轴 材 料 为 45 钢 时 可 取 C=112，d 35mmmin强度初估强度初估dC3P/n 34mm轴径轴径3 3、初定轴初定轴初定该轴为两端固定，取轴承 30207（一对）的结构的结构25,取dmin 35mm.4 4、轴的空轴的空涡轮受力与蜗杆受力大小相等，方向相反间受力分间受力分析析2=267.2 F涡轮轴向力a2径向力圆周力Ft1 442.750NFa2 442.750NFr2 608.968NFr2Fr1 608.968NFt2Fa

22、1 1673.125NFt2 1673.125N小齿轮圆周力Ft3 2T2/d3 4822.20Ntann 1804.35NcosFt3 4822.20NFr3 1804.35NFr3Ft3径向力轴向力Fa3Ft3tan 1149.87NFa3 1149.87N5.5.求支反求支反力，并绘力，并绘出水平面出水平面和垂直面和垂直面的弯矩图的弯矩图及合成弯及合成弯矩图矩图1）垂直面支反力=3(2+3)23 22=3035N1+2+331 2(1+2)+22=11781+2+3=3035N=1178=468N=337=169960 =87172=16332=26208 26.2）水平面支反力=3(2

23、+3)+23+33=468N1+2+32(2+3)31 33=3371+2+3=90026 =24938 =171969=192330 =90669 =29810 3)弯矩计算=1=169960 =3=87172=3 22=16332=1=26208=1 33=90026 =3=24938 4）合成弯矩=2+2=171969=2+2=192330 =2+2=90669 27.=2+2=29810 6 6、计算并计算并T 267.7Nm2绘制转矩绘制转矩图图7 7、求当量求当量弯矩弯矩转矩按脉动循环考虑，取T2 267.7Nm 1b/0b,查表得b 600 MPaMe1b 55MPa,0b 95

24、MPa,则 55/95 0.58危险截面处当量弯矩：Me 247180NmmMeMC(T)247180Nmm22bbcMeMe 1bW0.1d3247180 33MPa0.1 1103bc 1b合格查得许用应力 1b 55MPa（3）大齿轮轴计算项目计算项目计算内容计算内容计算结果计算结果1 1、选择材选择材45 钢，正火，硬度 HB=170-21728.料、热处料、热处理理2 2、按扭转按扭转查 表 得，当 轴 材 料 为 45 钢 时 可 取 C=112，d 50mmmin强度初估强度初估dC轴径轴径3 3、初定轴初定轴初定该轴为两端固定，取轴承 30212（一对）的结构的结构4 4、轴的

25、空轴的空大齿轮轴间受力分间受力分圆周力FF 4822.20Nt4t3析析径向力Fr4Fr3 1804.35N轴向力Fa4Fa3 1149.87N5.5.求支反求支反力，并绘力，并绘出水平面出水平面和垂直面和垂直面的弯矩图的弯矩图及合成弯及合成弯1）垂直面支反力矩图矩图=42=3572N1+2=123872 293P/n 48mmdmin 50mm,取Ft4 4822.20NFr4 1804.35NFa4 1149.87N=3572N=1250=2212N=407=4=1250.2）水平面支反力=42+44=2212N1+2=65139=210112 =243908=219978=4=4073)

26、弯矩计算=1=123872=1 11=65139=1=210112 4）合成弯矩=2+2=243908=2+2=219978 30.6 6、计算并计算并T 760.42Nm3绘制转矩绘制转矩图图8 8、求当量求当量弯矩弯矩转矩按脉动循环考虑，取T3 760.42NmMe,1b/0b,查表得b 600 MPa1b 55MPa,0b 95MPa,则 55/95 0.58危险截面处当量弯矩：MeMC2(T)2 503995NmmMe 503995NmmbbcMeMe 1b3W0.1d503995 21MPa30.1 62bc 1b合格查得许用应力 1b 55MPa4、轴承的设计和校核计算滚动轴承寿命

27、:Lh 16 365 10 58400h（1）蜗杆轴轴承蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个圆锥滚子球轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选30208；游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选 6010。1)深沟球轴承 6010（一个），其尺寸：D=80mm,d=50mm,B=16mm31.计算项计算项目目轴承主轴承主要性能要性能参数参数计算内容计算内容计算结果计算结果查1表 6-63 得轴承 6010 主要性能参数如下：Cr 22.0KNC0r 16.2KNnlim 9000r/min221=1+1=1008.69N1=1008.69N1=0轴承受轴承受力情况力情况球轴

28、承不承担轴向力：1=0X X、Y Y 值值冲击载冲击载荷系数荷系数当量动当量动载荷载荷轴承寿轴承寿命命载荷变化载荷变化系数系数FaFr 0 X=1Y=0查2表 8-8X 1Y 0fd 1.2P 1210N=70546h 58400满足使用寿命要求PfdXFrYFa 1210N16670 CrnPL10 h（球轴承 3）=0.0551=1载荷分布载荷分布=0系数系数2=1许用转速许用转速n=12=9000/n=9000/大于工作转速 1420r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。2)圆锥滚子轴承 30208（一对，且成对安装），其尺寸D=80mm,d=40mm,B=18mm

29、32.计算项目计算项目计算内容计算内容计算结果计算结果查1表 6-67，轴承主要性能参数如下：C 63kNrCr 63kN；C0r 74kNC0r 74kNnlim 6300r/minnlim 6300r/min轴承主要轴承主要性能参数性能参数e=0.37e=0.37Y 1.6成对安装：=729Y 1.6=108=279=108=(0.60.8)=37805040/轴承受力轴承受力情况情况=(2)=128=4.39 =0.67=1.6冲击载荷冲击载荷系数系数当量动载当量动载荷荷查2表 8-8=(0.60.8)=37805040/=128=1801=0.67=1.6=+=1801X X、Y Y

30、值值fd 1.2P fdXFrYFaP 4103NP 4103N106 CrLh60 nPLh 636748h58400h寿命合格轴承寿命轴承寿命（滚子轴承 10/3）载荷变化载荷变化系数系数载荷分布载荷分布对于圆锥滚子轴承P 0.04Crf1 1f2 0.4533系数系数.tanFa 4.39Frn=17012268/大于工作转速 1420r/min满足要求n=12=17012268/许用转速许用转速结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（2）小齿轮轴采用两端固定的支撑方案。圆锥滚子轴承 30207（一对），其尺寸 D=72mm,d=35mm,B=17mm计算项目计算项目计算内容

31、计算内容查1表 6-67，30207 轴承主要性能参数如下：轴承主要轴承主要性能参数性能参数Cr 54.2kN；C0r 63.5kN计算结果计算结果Cr 54.2kNC0r 63.5kNnlim 6700r/mine=0.37nlim 6700r/mine=0.37Y 1.61=2987N2=1333NY 1.6221=1+1=2987N2=22+22=1333N1=轴承受力轴承受力情况情况2=1(2)=9332(2)=417Fa1 933NFa2 1660NFA=FA3 FA2=727NFS1 933N,方向向右；FS2 417N，方向向左；FS1FA-FS2 1423N 034.Fa1FS

32、1 933NFa2FS1FA 1660Ne=0.37X X、Y Y 值值X1Y1 01Fa1Fr1 0.31 eFa2Fr2 1.24 eX2 0.4Y2 1.6冲击载荷冲击载荷系数系数当量动载当量动载荷荷查2表 8-8fd 1.2P fdXFrYFaP1 3584N,P2 3872NP1 3584N,P2 3872N106 CrLh60 nPLh 1613342h58400h寿命合格轴承寿命轴承寿命（滚子轴承 10/3）载荷变化载荷变化系数系数载荷分布载荷分布系数系数P 0.07Cr对于圆锥滚子轴承f1 1f2 0.7n=4690/大于工作转速 71r/min满足要求tanFa 0.24Fr

33、n=12=4690/许用转速许用转速结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（3）大齿轮轴采用两端固定的支撑方案。圆锥滚子轴承 30212（一对），其尺寸 D=110mm,d=60mm,B=22mm计算项目计算项目计算内容计算内容计算结果计算结果35.查1表 6-67，30212 轴承主要性能参数如下：轴承主要轴承主要性能参数性能参数Cr 102kN；C0r 130kNCr 102kNC0r 130kNnlim 4500r/mine=0.4nlim 4500r/mine=0.4Y 1.51=4044N2=1487NY 1.5221=1+1=4044N2=22+22=1487N1=1(

34、2)=13482=轴承受力轴承受力情况情况2(2)=495.7FA=1150NFa1 1646NFa2 496NFS1 1348N,方向向右；FS2 496N，方向向左；FS2FA-FS1 298N 0Fa1FS2FA 1646NFa2FS2 496Ne=0.4X X、Y Y 值值X1 1Y1 0Fa1Fr1 0.4 eFa2Fr2 0.33 eX21Y2 0冲击载荷冲击载荷系数系数当量动载当量动载荷荷查2表 8-8fd 1.2P fdXFrYFaP1 4853N,P2 1784NP1 4853N,P2 1784N36.轴承寿命轴承寿命106 CrLh60 nPLh 17793871h5840

35、0h寿命合格（滚子轴承 10/3）载荷变化载荷变化系数系数载荷分布载荷分布系数系数P 0.05Cr对于圆锥滚子轴承f1 1f2 0.5n=2250/大于工作转速 24r/min满足要求Fatan 0.28Frn=12=2250/许用转速许用转速结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。5、键连接设计计算查1表 6-57键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。（1）蜗杆上联轴器轴键材料选 45 钢，则P100120MPa键的选择键的选择选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=35mm,选平键剖和参数和参数面尺寸 b=10mm,h=8mm,根据轮

36、毂长 80mm,选择标准键长 L=70mm转矩转矩键10 8T 16.91NmT 16.91Nml=24mm接触长度接触长度l Lb 60mm校核强度校核强度P4Thld4 16910 4MPa8 60 35PP故满足要求37.（2）蜗杆轴键材料选 45 钢，则P100120MPa1)小齿轮键键的选择键的选择选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=42mm,选平键剖和参数和参数面尺寸 b=12mm,h=8mm,根据轮毂长 68mm,选择标准键长 L=56mm转矩转矩键12 8T 267.7NmT 267.7Nml=44mm接触长度接触长度l Lb 44mm校核强度校核强度P4Thld 72MP

37、aPP故满足要求2)蜗轮键键的选择键的选择选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=42mm,选平键剖和参数和参数面尺寸 b=12mm,h=8mm,根据轮毂长 60mm,选择标准键长 L=50mm转矩转矩键12 8T 267.7NmT 267.7Nml=38mm接触长度接触长度l Lb 38mm校核强度校核强度P4Thld 84MPaPP故满足要求（3）大齿轮轴键材料选 45 钢，则P100120MPa1)大齿轮键键的选择键的选择选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=62mm,选平键剖和参数和参数面尺寸 b=18mm,h=11mm,根据轮毂长 74mm,选择标准键长 L=63mm转矩转矩键18

38、 11T 760.42NmT 760.42Nm38.接触长度接触长度l Lb 45mm校核强度校核强度l=45mmP4Thld 99MPaPP故满足要求2)联轴器键键的选择键的选择选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=50mm,选平键剖和参数和参数面尺寸 b=14mm,h=9mm,根据轮毂长 112mm,选择标准键长 L=100mm转矩转矩键14 9T 760.42NmT 760.42Nml=86mm接触长度接触长度l Lb 86mm校核强度校核强度P4Thld 63MPaPP故满足要求6、联轴器的选择查1表 6-99（1）输入轴选择弹性套柱销式联轴器 LT6 Y 型，轴孔直径35mm，轴孔

39、长度 82mm（2）输出轴选择弹性套柱销式联轴器 LT9 Y 型，轴孔直径50mm，轴孔长度 112mm四、减速器箱体及附件的设计四、减速器箱体及附件的设计1、箱体设计查1表 3-1计算项目计算项目箱座厚度箱座厚度箱盖厚度箱盖厚度计算内容计算内容=0.04a+381=0.858计算结果计算结果取=12mm取1=10mm39.箱座突缘厚度箱座突缘厚度箱盖突缘厚度箱盖突缘厚度箱座底突缘厚度箱座底突缘厚度地角螺钉直径地角螺钉直径地角螺钉数目地角螺钉数目轴承旁连接螺钉直径轴承旁连接螺钉直径b=1.5b1=1.51b2=2.5df=0.036a+12d1=0.75 dfb=18mmb1=15mmb2=3

40、0mmdf=20mmn=4取 d1=16mm取 d2=12mm取 d3=8mm取 d4=8mm取 d=8mm取1=10mm取2=12mm依轴承而定t=10mm取 m1=8mm取 m=10mm机盖与机座连接螺栓直径机盖与机座连接螺栓直径d2=(0.50.6)df轴承端盖螺钉直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径连接螺栓连接螺栓 d2d2 的间距的间距定位销直径定位销直径d3=(0.40.5)dfd4=(0.30.4)dfl=(150200)mmd=(0.70.8)d2大齿轮顶圆与内机壁距离大齿轮顶圆与内机壁距离11.2齿轮端面与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离轴承端盖外径轴承端盖外径

41、轴承端盖突缘厚度轴承端盖突缘厚度机盖肋厚机盖肋厚机座肋厚机座肋厚2D2=1.25D+10t=(11.2)d3m1=0.851m=0.852、润滑与密封1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度 V=6.07m/s，采用浸油润滑，选用 L-AN68。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑蜗杆轴上的一个深沟球轴承和一对圆锥滚子轴承均用 L-AN68 采用油润滑。其他两对轴承轮缘线速度均小于 2m/s，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处 dn 值进行计算。dn 值小于2 105 /时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。40.两对轴承

42、处 dn 值分别为：5112 /，2640 /，均小于2 105 /，所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，两对轴承均选用通用锂基润滑脂 ZL-1（GB 7324-1987），它适用于20120宽温度范围内各种机械设备的轴承。3、油标及排油装置(1)油标：选择杆式油标 C 型(2)排油装置：管螺纹外六角螺塞M24 2及其组合结构4、密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如

43、机盖与机座间、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。输入轴由于距油面较近，故采用油沟式密封；蜗轮轴与轴承盖间 V3m/s，采用粗羊毛毡封油圈；输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。5、技术要求（1）装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。（2）保持侧隙不小于 0.115mm。（3）调整、固定轴承时应留轴向间隙蜗杆轴上轴承 1=4070m;小齿轮轴上轴承2=50100m;大齿轮轴上轴承3

44、=80150m。（4）齿轮传动侧隙不小于 0.175 妹妹，蜗轮蜗杆传动侧隙不小于 0.115mm。41.（5）涂色检查接触斑点，小齿轮沿齿高不小于 40%，沿齿长不小于 35%；大齿轮沿齿高不小于 20%，沿齿长不小于 35%；蜗轮蜗杆沿齿高不小于 55%，沿齿长不小于 50%（5）减速器剖分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。（6）箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。（7）箱内装全损耗用油 L-AN68 至规定高度。五、参考资料五、参考资料1王之栎、王大康.机械设计综合课程设计ISBN 978-7-111-12040-7.机械工业出版社.2007(2013 重印)。2王之栎、马纲.机械设计ISBN 978-7-5124-0553-0.北京航空航天大学出版社.201142