带式运输机传动装置机械设计说明书

*大学机械设计课程设计说明书目录一、设计任务4.1.1.带式运输机传动装置设计的布置：.4.12 设计的技术数据： 4.1.3.工作情况及要求: 4.二、电动机的选择计算 4.2.1. 选择电动机功率5.2.2. 选取电动机的转速 5.三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 63.1、 分配传动比 .6.3.2、 各轴功率、转速和转矩的计算 .6四、传动零件的设计计算8.4.1、 确定设计功率PC8.4.2、 选取V带的型号8.4.3、 确定带轮基准直径dd1、dd28.4.4、 确定中心距a和带的基准长度 Ld.94.5、 验算包角9.4.6、 确定带根数z按教材式4-29104.7、 确定初拉力F0按教材式4-301.04.8、 计算轴压力Q1.04.9、 确定带轮结构和尺寸绘制工作图 1.1五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1.15.1. 选择齿轮材料精度等级 1.15.2. 按接触疲劳强度计算中心距125.3. 验证圆周速度135.4. 计算齿轮的几何参数1.35.5. 验算齿根弯曲强度 1.556齿轮主要几何参数1.6六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 1.66.1. 选择齿轮材料，确定精度及许用应力 1.66.2. 按接触疲劳强度确定中心距 176.3. 验算齿面接触疲劳强度196.4. 校核齿根弯曲疲劳强度216.5. 齿轮主要几何参数22七、轴的设计计算227.1. 减速器高速轴的设计计算 227.1.1 选择轴白向材料227.1.2 按扭矩初步估算轴端直径227.1.3 初选滚动轴承237.1.4 设计轴的结构237.1.5 对轴进行分析，作当量弯矩图。 247.1.6 校核轴的静强度 267.1.7 校核轴的疲劳强度 27八、滚动轴承的选择和寿命验算29九、键联接的选择和验算309.1. 选择键联接的类型和尺寸309.2. 键联接的强度计算 30十、联轴器的选择计算31十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择 3111.1. 齿轮润滑油的选择 3111.2. 齿轮箱的油量计算 3111.3. 滚动轴承的润滑 3211.4. 滚动轴承的密封3211.5. 验算齿轮是否与轴发生干涉现象 33十二、设计体会34十三、附表35十四、参考文献3628一、设计任务1.1.带式运输机传动装置设计的布置12设计的技术数据：运输带的工作拉力：F=2650N运输带的工作速度：V=0.80m/s运输带的滚筒直径：D=280mm运输带的宽度：B=300mm1.3.工作情况及要求:用于机械加工车间运输工作，2班制连续工作，载荷有轻度冲击，使用4.5年，小 批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流 380/220V。速度允差5%。二、电动机的选择计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V, Y系列。2.1. 选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pi =F X V=2650 X 0.8=2.12KW传动装置的总效率：力总力带/4, J联J卷筒式中： 滚筒效率：滚筒=0.96联轴器效率： 力联=0.99V带传动效率： =0.95深沟球轴承：量=0.99承斜齿轮啮合效率：斜=0.97传动总效率：”总,=0.95 *0.972* 0.994*0.99 *0.96=0.825所需电动机功率：P总=Pi / 总=2.12/0.816=2.570 kw2.2. 选取电动机的转速滚筒转速6060 0.8二 0.28=54.6r/min查表4.12-1，可选Y系列三相异步电动机Y132S-6,额定功率 P0=3 KW,同步转速1000 r/min;或选Y系列三相异步电动机Y100L2-4，额定功率额定功率P0=3 KW,同步转速1000 r/min.均满足P0 Pr 。电动机数据及传动比力杀方电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2 43.010001420262Y132S63.O100096017.58比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过大。为使传动装置紧凑，决定选用方案 2。电动机型号为Y132S-6.查表得其主要性能如下电动机额定功率P0/ kw3.0电动机轴仰长度日mm80电动机满载转速n0/(r/min)960电动机中心高H/mm132电动机轴伸直往D/mm28堵转转矩/额定*矩T/N.m2. 0三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1、 分配传动比总传动比：I &=no/nw =960/54.6=17.58V带传动比为24,取 i带=2.5则减速的传动比：i减=i/i带=17.58/2.5=7.032对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大锥齿轮不能碰着低速轴，试取：i 1 = J1.35i 减=4.35。7.032 = 3.081低速轴的传动比：i2 = i减/i尸7.032/3.081=2.2823.2、 各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴P0=%=2.57kwn0=960r/minT0=9550X P0/n0=9550X 2.57/960=25.57N mI轴：即减速器高速轴P1= Po 工带=2.57X0.96=2.47kwn1= n0/i01 =960/2.5=384r/minT1=9550X P1/n1=9550X 2.47/384= 61.43N mII轴：即减速器中间轴P2= P1 -齿承=2.47X 0.97X0.99=2.37kwn2=n1/i12= n1/i1=384/3.081=124.6r/minT2=9550X P2/n2=9550X 2.37/124.6=181.65N m田轴：即减速器的低速轴P3= P2-齿承=2.37X 0.97X0.99=2.276kwn3= n2/i23=124.6/2.282=54.6r/minT3=9550X P3/n3=9550X 2.276/54.6=398.1N - mIV轴：即传动滚筒轴P4= P3 承联=2.276X 0.99 - 0.99=2.23 kw 单 林n4= n3=54.6r/minT4=9550X P4/n4=9550X 2.23/54.6=390.04 N - m将上述计算结果汇于下表：表1:各轴运动及动力参数轴序号功P/ kw部速n/(r/min)转矩T/N.m传动形式传动比i效率40轴2.5796025.57带传动2. 50. 96I轴2. 4738461.43齿轮传动3.0810. 96II轴2. 37124.6181.65齿轮传动2.2820. 96田轴2. 27654.6398.1联轴器1. 00. 98IV轴2. 2354.6390.04四、传动零件的设计计算4.1、 确定设计功率PC原始数据：电动机的输出功率 ：2.57kW满载转速 ：960r/min从动轴转速：384 r/min传动比：2.5由教材表44,查得：KA=1.3PC= Ka X P=1.3X 2.57=3.34 kw4.2、 选取V带的型号根据PC和n0由教材图4-12确定，因工作点外于A型区，故选A型4.3、 确定带轮基准直径dd1、dd2选择小带轮直径dd1由教材表4-5和教材表4-6确定dd1 =100mm验算带速V:V=二ddf60 1000二100 96060 1000=5.027m/s在525m/s之间，故合乎要求确定从动轮基准直径dd2dd2=i带 dd1=2.5X 100=250mm 查教材表 4-6 取 dd2 =250mm实际从动轮转速,和实际传动比i不计e影响，若算得出与预定转速相差：5%为允许/= 250=2.5 dd2 1004.4、 确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心a0本题目没有给定中心距，故按教材式 425确定0.7(dd2+dd1户 a0 2(dd2+dd1)0.7义( 100+250) & a 磴X (100+250)245 1200 符合要求519.354.6、 确定带根数z按教材式4-29r PC rZ ZmaxPo由教材式4-19单根V带所能传递的功率Po=ka(Po+ P0 )Kl查附图得Ko, F0,由教材式4-20包角系数ka：0162.67ka=1.25(1 -580-)=1.25(1 -5-)=0.962Po=ka(Po+ Po )Ki=0.962X (0.9+0.25) Kl=1.095V带的根数ZP = 234=3.05 取 Z=4 根P0 1.0954.7、 确定初拉力F0按教材式4-30F0=500Pc(2.5-1)+q . 2 z Ka=500 X 3.342.5 -1 1 + 0.1 父5.02725.027 父 4(0.962)=135.31N式中q由教材表4-1查得q=0.1Kg/m。4.8、 计算轴压力Q按教材式4-31a162 67Q=2F0zsin=2 x 135.31 x 4 x sin=1070.12N224.9、 确定带轮结构和尺寸绘制工作图小带轮dd0(2.5-3)d,采用实心式结构大带轮采用腹板式结构d1=1.8d=1.8X 26=46.8mm查指导书表 25-5得 e=15, f=10, he =12, 6=6,小=340, ba=11mm, hamin=2.75带轮的宽度：B= (z-1) e+2f= (4-1) x 15+2X 10=65mm带轮的具体结构略。五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：原始数据：电动机的输出功率：2.47kW小齿轮转速：384 r/min传动比：3.081单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作4.5年。5.1. 选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由教材表51查得小齿轮45调质，硬度217255HB,取硬度为235255HB;大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度 162217HB,取 190 217HB。齿轮精度等级为8级计算应力循环次数N(由教材式5- 33)N1=60nl j Lh=60X384X 1 X(4.5X300X 16)=4.976X 108刈=N1/i2=4.976X 108/3.081=1.615X 108查教材图5-17得齿面接触疲劳极限Zni=1.09, Zn2=1.13取 Zw=1.0, SHlim1=1.0, Zlvr =0.92, Zx=1.0由教材图5-16(b)得：二Hm1=580Mpa, ；llim2=550MPa由教材式（5-28）计算许用接触应力I 1=-Hlm1 ZN1ZXZWZLVR= 580 1.08 1.0 0.92 =576.288Mpa550 1.13 1.0 0.921.0=571.9MpaSHmin1.0!=h 2 = Hm1 ZN2ZXZWZLVR= SH min5.2.按接触疲劳强度计算中心距取Zx=1.0,由教材式5-39a 2(u +14装0HzsZeh)2由教材表55查得：Ze =189.8MPa取 r=0.4T1=9550 旦=61428.39N mmn1初取：KtZ； = 1.0 ,暂取：1 =12：估取：/=：n =20)=12由式5 42计算ZHZ ; = . cos = 0.989ZH = 2cos b / cos： t sin 二 t_2 cos12- cos20 sin20=2.45at 之(u+1)3 ;KT-HZ/EZp/产h)2 2 au, 上、1父 61428.39 12.45父189.8父 0.989 )= 3.081 +1 3 -*2 父0.4父3.081 1571.9 J=108.4mm圆整取： a=110mm一般取：mn = (0.01 0.02)a = (0.01 0.02) 1 1 01.12.2mm查教材表5-7取标准模数：mn =2.mm总齿数：Z、=2acos - =107.59mn整取：Z T =108小齿轮齿数：z1 = Zz /(u+1)=26.464整取：z1 =27大齿轮齿数：z2= Z=z1 =81取：z1=27z2=81实际传动比：i =包=笆=3 乙 27传动比误差： 四=|15二I父100% =2.63%5% i理故在范围内。修正螺旋角：cos; =mn (4 z2)/2a=2 (27 81)/(2 110)= 0.978取6=11056 31与P=12相近，故Zp、Zh可不修正d 二mnzcos- - 55.21mmd2 = mz/cos： = 165.62mm5.3. 验证圆周速度v =k11d1 /60 父 1000=1.109 6m/s 故满足要求5.4. 计算齿轮的几何参数由5-3按电动机驱动，轻度冲击KA =1.25v.z/100 =1.109 27/100 =0.299m/s按8级精度查取5-4(d)得：KV =1.025齿宽：b=：.：,a a = 0.4 110 = 44mm取整：b2=50b1=55按b/d =50/55.21 =0.906 ,考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查教材图5-7a得：Kp=1.08按8级精度查教材表5-4得：K6 = 1.2K =KaKvK 水:.=1.661齿顶圆直径：. . . _ * . _ . _ _ .da1 =d1 2ha m =55.21 2 1.0 2 = 59.21mm a i i a*da2 =d2 2ha m =165.62 2 1.0 2 = 169.62 mm端面压力角：t = arctan(tan -n) = 20.41 cos :齿轮基圆直径：db1 = d1 cos： t =55.21 cos20.41 = 51.74mmdb2 =d2cos： t =165.62 cos20.41 = 155.22mm齿顶圆压力角：二 at1 arccosdbZ1 tan 二 at1 -tan 二 t 厂 Z2 tan 二 at2 -tan 二 t 1.676 arccos5174 =29.09 da159.21Ctat2db2155.22= arccos =arccos一 da2169.62= 23.78_ bsin :二 mn=1.655由教材式5-43得：Z高皿72由教材式 5-18 得：Zp-cosB =0.989基圆螺旋角：飞=acrtan(tan ： cos=t) = 11.267ZH=2cos -b b = 2.450cos： t sin ： t= ZhZeZ Z：. 2KT1y (u 1) =510.58MPa Oh i =576.28MPa-bdu5.5. 验算齿根弯曲强度由式5-442KT2 bd2mnzv1=z1/cos3 =27/ cos311.94 =28.83Zv2 = z 2 / cos3 : =81/cos311.94 =86.49查教材图 5-14 得：YFa1=2.58,YFa2 =2.32查教材图 5-15 得：Ysa1=1.62,Ysa2=1.76由教材式5-47计算Yp:11.94Y=1- F20 =1-1.676 I2。=0.833由式5-48计算丫名:0.75cos2 -b 0.75 cos211.2671.676Y =0.25+b =0.25+=0.680由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图 5-18b得：仃Flm1 =230MPa产Flm2 =210MPa查图 5-19 得：YN1 =YN2 =1.0取： Yx=1.0取：Yst =2.0,SFmin =1.4=F min230 2 1 11.4=329Mpak =-F2F lim 2YSTSF min210 2 1 1YN2Yx =300Mpa1.42KT1bd1mnYFai Ysai Y ； Y ：2 1.661 61428.450 55.21 22.58 1.62 0.68 0.833=87.51MPa b f 1 =329Mpa 安全_ _YFa2Ysa2二 F 2 =、F1 Y Fa1 Ysa1232 1 76= 87.51 父=85.49MPa2=59.21mm.i* 一da2 = d2 +2hamn =165.62+2 1X2=169.62mmdf1 = d1 -2.5mn =55.21-2.5 2=50.21mmdf2 = d2-2.5mn =165.62-2.5 2=160.62mma=110mmb1=55mmb2=50mm齿轮的结构设计：小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离 x(u+1)3|ZZEZ/P22 aU , th 1mmT2=9550-p2=181649.27N - mm初选 KtZt2=1.1,暂取 1 =12 , a -0.4由式 542 z -： = cos : =0.989由表 55 得 ZE =189.8 vMPa由式5 41计算ZH估取：t =-n -20%=12则 Zh= 2cos ：b cos： tsin ： t2 cos12 =2.467 cos20 sin20ct (u+1)3KT2(ZhZeZ/p?2 aULh 1=2.282 11.661 181649.27X2 0.4 2.28222.467 189.8 0.989666.7=141.3mm圆整取:二二145mm般取:mn =(0.01 0.02)、= (0.01 0.02)X 145=1.452.9取标准值:mn =2.5mm两齿轮齿数和：2a cos :mn2 145 cos12 =113.472.5取：Z、=114Zi = z v /(u+1)=114 =34.7352.282 - 1取：Zi =35Z2= Z、-z1=114-35=79实际传动比:=z2 =79=2.257Zi 35传动比误差:M100% =1.1% 5%故在范围内。修正螺旋角=arccosmn z1 z2 = arccos2-35 79 =11.6550 = 11 39182a2 145与初选 接近，Zh , zp不可修正,mnZ1d1N2.5 35 =89.34mm cos11.655,mnZ2 d22.5 79=201.66mmcosll .655圆周速度:二dm二 89.34 124.6 .V= 3 =0.583m/s60 10360 1000取齿轮精度为8级6.3 .验算齿面接触疲劳强度|2KT u +1N=Zh ZeZ Zp ：jbd1u有表5-3查得：KA=1.25Vz1/100=0.583 X 35/100=0.204按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.01齿宽 b= aa=0.4X 145=58mm取：b2 = 65 mm b =60 mmb/d2=60/89.34=0.672查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：查表 5-4 得：Ka=1.2载荷系数 K =KAKvK K =1.25X 1.01X1.04X 1.2=1.576由 5-42 z ： = cos : = cos12 =0.989计算重合度小 ,好以计算z:da1 = d1 +2 h；m=89.34+2 乂 1.0X 2.5=94.34mmda2 = d2 +2ha m =201.66+2 X 1.0X 2.5=206.66mm:t =arctan(tan二 n /cos B )K ：=1.04=arctan(tan200/cos11.650)=20.390 db1 = di cos: t =89.34X cos20.390=83.74mm db2 = d2 cos 二 t=201.66X cos20.390=189.02mm二at1 =arccosdd1 = arccos 8374 =27.420 da194.34dd2189.02：at2 =arccos = arccos =23.850da2206.661 L ,、八、= Z1(tanctat1-tanut)+Z2(tanctat2-tanaj2 二1 _ _ - =一 35 x tan27.420-tan20.39 +79 x (tan23.85o-tan20.39J2 二=1.705bsin :60 sin11.66 =1.545-mn2.5 二由式5-43计算Z11= 0.7651.705Z ： = cos - = 0.99:b= arctan(tan : cos： t)=arctan(tan11.66 x cos20.390)=10.950Zh =2cos b2 cos10.95cosat sinat cos20.39 sin 20.39=2.45由式5-38计算齿面接触应力仃h；I=Zh Ze Z Z ：2KT2 u 1bd； u=2.45X 189.8X0.766X 0.99X2 L576 181649-27 2.282 1260 201.6622.282=204.86MPa: H =666.7Mpa6.4. 校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44得:2KT1二F =bd1mnYFa YsaYg YpMzv尸 zl/cos3 - =35/ COS3 11.66 =37.26Zv2= z 2 / cos3 : =79/cos311.66 =84.1查图 5-14 得：YFa1=2.47,YFa2 =2.27查图 5-15 得：Ysa1=1.65,Ysa2=1.76由式5-47计算YpY：=1-述12011.66=1-1.705 120=0.834由式5-48计算Y名Y =0.25+0.75cos2 b=0.25+0.75 cos210.951.705=0.67由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图 5-18b 得：仃Flim1 =220MPa尸Flim2 =210MPa查图 5-19 得：YN1 =YN2 =1.0取： Yx=1.0取:Yst =2.0,SFmin=1.4=314Mpai_ I ；“iYstv v 220 2 1 1-F1 J= -YniYx =SF min1.4 = Yn2Yx =210 2 1 1 =300Mpa SFmin1.4F12KTibd1mnYFa1%Y； Y：2 1.576 181649.2760 89.34 2.52.47 1.65 0.67 0.834=97.31MPa t F 1=314Mpa 安全二 F 2 = ；=F1安全Fa2 sa2 =97,31 2.27 1.76 =95.39MPa2.5=94.34mm. . da2 = d2 +2hamn =201.66+2 1X2,5=206.66mmdf1 = d1 -2.5mn =89.34-2.5 2%=83.05mmdf2 = d2-2.5mn =201.66-2.5 2.5=195.41mma=145mm取b1=60mm, b2 =65mm齿轮结构设计计算：(1)小齿轮da1200mm,制成实心结构的齿轮。(2)大齿轮，da21153X (1+3%) =22.029mm :384考虑轴端有一个键槽取：d1=28mm7.1.3 初选滚动轴承因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见, 选用角接触球轴承。根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选角接触球轴承62077.1.4 设计轴的结构a.带轮用户33mm的轴肩定位轴承按标准取6207内径为435mm该轴为齿轮轴，轴承的周向用有过盈的配合，带轮的周向用键定位。b.布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸,作轴的简图如图：力学模型311.57.1.5 对轴进行分析，作当量弯矩图。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图圆周力：Fti = 2Ti/dmi=2X 61430/55.210=2225.322N轴向力：Fa = Ft tan - = 470.572N径向力：Fr = Ft tan ： n / cos : = 827.862N带对轴的压轴力：Q=1077.16 N齿轮的分度圆直径：d1 =55.210mm齿轮的齿根圆直径：df1=50.210mm将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图工M 2H =0,50.6 即：QX265-178Rh 56Fr + Fa=02265 1077.16 25.3 470.572 -56 827.862 R1H =N =1410.071N178 M1H =0即：87Q -178R2H 122Fr 25.3Fa = 087 1077.16 122 827.862 25.3 470.572 R2H =N =1161.566N178Mh 二87Q =87 1077.16 =93712.92N mmM2H =56 R2H =56 1161.566 =65047.696N mmM 2HLM -25.3 Fa = 65047.696 - 470.572 25.3 = 53142.224N mm 2H 0a M1V =0 -178R1V 56Ft =0R1v56 2225.322178= 700.101NM2V =0 -178R2v 122Ft =0R2v122 2225.322178= 1525.221M 2v =122Rv =122 1525.221 =186076.925N mm*大学机械设计课程设计说明书求轴的弯矩M,画弯矩图M1 =M1H =93712.92N mmM2 = ,M 22HM 22v = . 65047.6962 186076.9252 =197118.809 N .mmM2O = Jm 22ho M 22v- S,满足要求c. IV剖面校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。-maxminmax467023W 0.1 28=21.3MPa一飞=-21.3MPamax= 21.3MPa61430Wt30.2 28=14MPam” =7M Pa a根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据:D -d 55.2 -50.2 -=3.31.5查得:r 1.50.066查得:并取:S；=二d 50.2KS,满足要求八、滚动轴承的选择和寿命验算由于转速高、有较大轴向力，故选用角接触球轴承由机械设计课程设计查得7208Ac系列轴承：Cr （动）=25.8KNCr。（静）=19.2KN由前面计算得知：R1H =2 6 QS6 18R2H =1098.179NRiv =6 9NR2V =1530N.合成支反力：Ri = . R2H R2v = 2607.3682 6962 =2698.656NR2 =、；R2H +R2V = J1098.1792 +15302 =1883.32NFa=470.572NIA1= Fa=470.572N, A 2=0A1/Cro（静）=470.572/19.2=0.0245查表得 e=0.4Y=1.4A1/R1=470.572/2698.656=0.174eX1二1 , Y1 =0A2 =0 A2/R2=0P.计算轴承1的寿命L =106 ftc ；Li0h 60n 宿101062 25800 潟60 M 384 3128.8421=24330.99h =5.07预期寿命：5.07年4.5年，寿命足够 在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，V带与轴的配合直径为28mm, 轮毂长为65mm,传递转矩T=61430N mm9.1.选择键联接的类型和尺寸由于精度为8级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的材料：45钢。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定。高速轴与大带轮连接的键：轴径=28mm,由表24-30查得键剖面宽b=8mm高h=7=mm。选键长L=56mm中间轴上与小大齿轮联接的键：轴径分别为42、40mm,采用相同键宽，分别为键 8X40和8X50低速轴上得键：轴径为60、42,采用相同键宽，选键14X45和14X1009.2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表 2-10查得0PL100MPa。键的工作长度：l = L - b =40-8=32mm.由式2-35得:41；p =一 dhl4 6143028 7 32=16.154MPaJp】=100MPa 安全。十、联轴器的选择计算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击,因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性柱销联轴器。减速器中低速轴转距：398.1 Nm,根据：d=44.578 mm,选择联轴器：45X84 HL3 型号 GB9014 85由指导书表 4.7-1: T= 1250.Nm, n=4000 r/min由表查得：KA= 1.4Tca= K A T= 1.4X398.1=557.34 Nm T=1250 Nmn = 54.6 r/min n卜一、减速器的润滑方式及密封方式的选择11.1. 齿轮润滑油的选择润滑油牌号齿轮的接触应力为 500MPa ,故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。润滑油的牌号按齿轮的圆周速度Vm选择参照5-12选择：vm -a2+(30-50)+6+(3-5)nim=200.632/2+8+5=151.316mm 2圆整 H=152mm高速轴轴心距下箱内壁：152-10=142mm油深：h=50mm减速器装油量 V = l b h =460 140 50 = 3.22dm3低速轴大齿轮浸油深度：45.133mm没超过大齿轮顶圆的1/3故油深合理油量V=(0.350.7)X2X p = dm3V=6.93 dm3Vo =4.0348 dm3VVo油量合理11.3. 滚动轴承的润滑确定轴承的润滑方式与密封方式 减速器中高速级齿轮圆周速度二d m/160 1000二 50.600 48660 1000=1.29m/s由于V 2m/s所以角接触球轴承采用脂润滑选择通用锂基润滑脂：GB7324- 87代号ZL-1。适用于200 - 1200C范围内角接触球轴承的润滑11.4. 滚动轴承的密封高速轴密封处的圆周速度V-dn60 1000二 179.400 48660 1000=4.57m/s由于V 5m/s,所以采用毡圈密封11.5. 验算齿轮是否与轴发生干涉现象1、2轴之间距离：110mm,2轴上小齿轮齿顶圆半径47.17mm,碰不至I 1轴2、3轴间距离：145mm,2轴上大齿轮的齿顶圆半径：84.81mm。2轴大齿轮与3轴之间的距离：60.16 mm。即使3轴直径为70mm,也碰不到3轴。因此，齿轮传动设计合理。十二、设计体会时间过得很快，转眼间为期三周半的机械课设就这样结束了。 在这段时间 里，从刚开始的不知所云，到后来的慢慢有了头绪，再到最后有了自己清晰的 思路，我慢慢体会到了自己动手设计的乐趣。 时间虽然不长，但在这短暂的时间 里,我用自己辛勤的汗水，换来了巨大的收获。机械课程设计是我们机械专业第一次比较全面的机械设计训练，是机械设计课的一个重要环节，培养我们综合运用机械设计及相关课程知识解决机械工 程问题的能力，并使所学的知识得到巩固和发展，对我们的独立思考能力和团队 协作能力还有自己查阅资料解决相关专业知识的能力都是一次很大的锻炼。以前的我们学的都是课本知识，没有具体应用过，但通过这次的课程设计，我 学会了运用课本上的知识解决实际问题。 当我看到任务书的第一眼，我就有点 不知所措、无从下手。后来经过老师的认真讲解后，思路变得逐渐清晰起来， 也知道该怎样着手工作了。我们首先确定设计目标，然后明确其工况条件，确 定其所需的基本条件，然后就开始计算，最后经过校核以后，就开始一边画图， 一边修改，就这样一步一步的走到了今天。看到自己通过一点点计算，一点点 画图，最后完成了一张完整的图时，心中的喜悦之情已经不能用言语来形容了。 就在这一刻，我觉得自己的辛苦终于没有白费，是十分值得的，我觉得自己的 能力得到了锻炼。机械设计的过程，就是一个从理论上升到实践的认知过程。 在这个过程中， 我受益良多。我们要先画俯视图，根据俯视图再画主视图和左视图，而且有些 地方是要综合考虑三个视图才可画出的。 画图的时候还要注意先画主要的部分 这样才可以确定其他小零件的位置。 画图时我最注意的就是要确保尺寸线都封 闭，才能打上剖面线。还有一些细微的地方，比如圆角、倒角等的尺寸。在这短短的三周多的时间里，我不但深刻的理解了书本上的知识， 学会了 运用知识解决实际问题，更培养了一种科学的严谨的态度，一种脚踏实地，不 能有半点马虎的科学的精神。相信在以后的工作和生活中，我都会受益匪浅， 我会永远记住大三机械课程设计的这段美好时光。十三、附表十四、参考文献1、机械设计：主编 孙志礼冷兴聚魏延刚 曾海泉2、机械设计课程设计：主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波3、机械设计习题解题分析：主编喻子建张磊邵伟平