机械设计说明书 梁辰

设 计 任 务 书 华南理工大学 课程设计说明书 题目 V带——单级斜齿圆柱减速器 院（系） 材料科学与工程学院 专 业 高分子材料与工程 班 级 2007级甲班 学 号 200737233198 学生姓名 梁 辰 专业教研室、研究所负责人 指导教师 朱文坚 2010 年 1 月 5 日 华 南 理 工 大 学 课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书 兹发给 高分子甲 班学生 梁辰 课程设计（论文）任务书，内容如下： 1．​ 设计题目： V带——单级圆柱斜齿轮减速器 2．​ 应完成的项目： （1） 减速器的装配图一张(A1) （2） 齿轮零件图 一张(A3) （3） 轴零件图一张(A3) （4） 设计说明书一份 3．​ 参考资料以及说明： （1） 《机械设计课程设计》 朱文坚、黄平 北京：科学出版社 （2） 《机械设计基础》 北京：冶金工业出版社 （3） 《机械零件手册》 北京：化学工业出版社 （4） （5） （6） （7） 4．​ 本设计（论文）任务书于2009年12月 22日发出，应于2010 年1月 5 日前完成，然后进行答辩。 专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日 指导教师 朱文坚 签发 年 月 日 课程设计（论文）评语： 课程设计（论文）总评成绩： 课程设计（论文）答辩负责人签字： 年 月 日 目 录 摘要………………………………………………………… 5 一、设计任务…………………………………………………… 6 二、传动系统MATCH_ word word文档格式规范word作业纸小票打印word模板word简历模板免费word简历 _1716116586953_0的拟定……………………………………… 6 三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算………… 7 四、V带传动设计……………………………………………… 8 五、齿轮传动的设计和计算…………………………………… 9 六、轴的设计和校核计算………………………………………11 七、滚动轴承的选择和校核计算………………………………14 八、键的选择和校核计算………………………………………14 九、联轴器的选择和计算………………………………………15 十、减速器箱体的主要结构尺寸………………………………15 十一、减速器的润滑……………………………………………16 十二、设计 总结 初级经济法重点总结下载党员个人总结TXt高中句型全总结.doc高中句型全总结.doc理论力学知识点总结pdf …………………………………………………16 摘要 本文详细介绍了带式运输机用的圆柱单极斜齿轮减速器的设计理念，图纸绘制。系统的阐述了在设计减速器的过程中需要设计的部分，对每部分的设计算过程的过程都进行了详尽的介绍，对材料的选择也进行了说明。 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：用于带式运输机的单级圆柱斜齿轮减速器 运输带工作拉力：3300 F/N 运输带工作速度：1.3 V/(m/s) 运输带滚筒直径：390 D/mm 学院 材料科学与工程 班级 高分子材料与工程(甲)班 设计者 梁 辰 设计时间 2010年1月 指导教师 朱文坚 设 计 任 务 书 设 计 及 说 明 结 果 一、设计任务 1、设计题目：运输原料的带式输送机用的单级圆柱斜齿齿轮减速器 2、设计说明： 设计参数如下: 1)​ 运输带工作拉力 F =3.3 KN 2)​ 运输带工作速度 V =1.3 m/s 3)​ 滚筒直径 D = 390 mm 4)​ 滚筒效率及运输带效率 η=0.94 5)​ 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷中等冲击,允许总传动比误差±4%； 6)​ 轴承使用寿命15000小时, 齿轮使用寿命为10年 3、设计任务： 选择电动机型号；确定传动零件的主要参数及尺寸；设计减速器.减速器装配图一张（A1图纸）；零件工作图两张（A3图纸）；设计说明书一份。 参考资料： ①——机械设计课程设计 朱文坚 黄平 主编 ②——机械设计基础 黄平 朱文坚 主编 二、传动系统方案的拟定 三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 1.​ 选择电动机的类型 按工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机 2.​ 确定电动机的容量 电动机所需功率由 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 Pd = Pw /η (kW) 根据已知条件F、V、D并可得到工作机所需有效功率 Pw = F v /1000=3300×1.3/1000=4.29 kW 传动总效率按下式计算 η =η1 η2 η3 η4 … ηn ηw 查表2-3得: 弹性套柱销联轴器效率η1=0.993； V带传送效率η2 =0.95； 闭式齿轮传动效率η3 =0.97（精度等级8）； 十字滑块联轴器效率 η4=0.98； 滚动球轴承传动效率η5 =0.99(两对球轴承)； 工作机效率: η6 =0.94 则η=0.993 × 0.95× 0.97× 0.98 x× 0.99 ²× 0.94=0.826 Pd = F v / (1000η)=3300 × 1.3/ (1000× 0.826）=5.19kW 查表19-1选电动机，额定功率Pe 为5.5kW 3.​ 确定电动机的转速 据已知条件计算运输机滚筒的工作转速: 由V=πD nw / (60×1000) 得nw = 60×1000v / (πD)=60×1000×1.3 / (390π) = 63.6 ( r/min ) 根据表2-2查V带传动比i1 =2~4,而单级圆柱斜齿轮减速器的传动比i2=3～6,因此总传动比的合理范围: ia =6~24。 电动机转速可选范围 na = ia× nw =(6~24) ×63.6=381.6~1526.4( r/min ) 查表19-1,符合这一范围的电动机同步转速有: 750 , 1000 , 1500 ( r/min )三种,选用同步转速1500 (r/min)时,电动机性能比较合适,因此选定电动机型号为 Y132S-4 满载转速为nm = 1440 ( r/min )。查表得其型号和主要数据如下: 电动机型号 额定功率 kW 满载转速 r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2 4.​ 确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 (1)​ 求传动比 由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: ia = nm / nw =1440/63.6=22.6 (2)​ 分配传动装置传动比 ia = i1 i2 取V带传动比i1=3.8 则单级圆柱斜齿轮减速器的传动比i2=6 实际总传动比ia' =3.8×6=22.8 总传动比误差( ia'- ia ) / ia =(22.8-22.64)/22.8=0.7%<4% 传动比合适 5.​ 传动装置的运动和运动参数的计算 (1)​ 计算各轴输入功率 电动机轴 Pd = 5.19 kW 轴Ⅰ(减速器高速轴) PⅠ = Pd ×η1×η2 = 5.19 × 0.993×0.95 = 4.896 (kW) 轴Ⅱ(减速器低速轴) PⅡ = PⅠ×η3 ×η5 = 3.61 × 0.97 × 0.99 =4.701 (kW) (2)​ 计算各轴转速 电动机轴nm = 1440 r/min 轴Ⅰ nⅠ = nm / i1 =1440 / 3.8 = 378.9 r/min 轴Ⅱ nⅡ = nⅠ/ i2 =378.9 / 6 = 63.6 r/min (3)​ 计算各轴转矩 电动机轴 Td = 9550 Pd / nm = 9550 × 5.19 /1440 = 34.42( N×m ) 轴Ⅰ TI = 9550 PI / nⅠ = 9550× 4.896 / 378.9= 123.4 ( N×m ) 轴Ⅱ TⅡ=9550 PⅡ / nⅡ = 9550 ×4.701/ 63.6 =705.89 ( N×m ) 把上述计算结果列于下表: 输入功率kW 转速n (r/min) 输入转矩T Nm 传动比i 电动机轴 5.19 1440 34.42 3.96 轴Ⅰ 4.896 378.9 123.4 轴Ⅱ 4.701 63.6 705.89 6 四．V带传动设计 1.​ 确定计算功率Pc 根据V带工作条件,查表12-3,选工况系数KA=1.3， 所以 Pc = KA × P = 1.3 ×5.19= 6.70 kW 2.​ 选定V带型号 根据Pc = 6.70 kW n1 = 1440 r/min,由图12-10,选用A型带 3.​ 确定带轮基准直径dd1,dd2 由表12-4选dd1=80mm根据i = n1/n2 = d2/d1 ，从动轮基准直径dd2 = ( n1/n2 ) dd1 = ( 1440/378.9 ) × 80 = 304mm根据表12-4选dd2 = 300mm 4.​ 验算带速V V = πdd1n1 / (60×1000) = 3.14×80×1440 / (60×1000) = 6.03 m/s V在5～25 m/s范围内,故带的速度合适. 5.​ 确定中心距和基准长度Ld 初选中心距,由式 0.7 ( dd1+dd2 ) ≤ a0 ≤ 2 ( dd1 + dd2 ) 代入数据得, 0.7 (80 + 300 ) ≤ a0 ≤ 2 ( 80 + 300 ) 266≤ a0 ≤ 760 故选择a0=400mm. 初定V带基准长度 L0= 2a0 + 1.57 ( dd1 + dd2 ) + ( dd2 - dd1 ) 2 / ( 4a0 ) = 2×400 + 1.57 × 380 +( 300-80 ) 2/（4×400） = 1426.85 mm 根据初定的L0,由表12-2选取相近的基准长度Ld=1400mm 近似计算实际所需中心距 A ≈ a0 + ( Ld-L0 ）/ 2 =386.6mm 6.​ 验算小带轮包角α1 α1 = 1800 - ( dd2-dd1 ) / ( a×57.30 ) = 180 – 220 / (386.6 × 57.3) = 148.5 α1 ≥ 1200 故主动轮上包角合适 7.​ 确定带的根数Z Z = PC / ( P0 + △P0 ) Kα KL 由n1 = 1440r/min dd1 = 80 mm, 查表12-5得P0=0.80kW 由i=3.8 查表12-6得△P0=0.17kW 查表12-7得Kα=0.91 查表12-2得KL=0.96 Z = 6.70 / [( 0.80 + 0.17) × 0.91 × 0.96 ] = 7.9 取Z=8 8.​ 确定V带初拉力F0并计算作用在轴上的载荷FQ F0 = 500 PC / ( ZV )×( 2.5/ Kα－1 )+qV2 查表12-1得 q=0.11,所以 F0 = 500 ×6.7 / ( 8 ×6.03 )×( 2.5 / 0.91-1 ) + 0.11×6.032 =125.37 N FQ = 2 Z F0 sinα1 / 2 = 2 ×8 × 125.37 × sin( 148.5 / 2 )=1930.6 N 9.​ 带轮的结构设计 （单位）mm V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s. 带轮 尺寸 小带轮 大带轮 槽型 A A 基准宽度 11 11 基准线上槽深 2.75 2.75 基准线下槽深 8.7 8.7 槽间距 15.0 0.3 15.0 0.3 槽边距 9 9 轮缘厚 6 6 外径 da=dd1+2ha=86 da=dd2+2ha=306 内径 30 30 带轮宽度 B3=（z-1）e+2f=123 B3=（z-1）e+2f=123 带轮结构 实心式 腹板式 五. 齿轮传动的设计和计算 1.​ 选择齿轮类型、材料、精度 1)​ 选用斜齿圆柱齿轮传动 2)​ 选择齿轮材料;小齿轮选用45号钢,调质，HBS1=230 3)​ 大齿轮用45号钢正火，HBS2=2000 4)​ 选取齿轮为8级精度(GB10095-1988) 5)​ 选小齿轮齿数Z1=22,大齿轮齿数z2 = uz1 = i2z1 = 6× 22 = 132 6)​ 初选螺旋角β=150 2.​ 按齿面接触疲劳强度设计 a ≥ (u＋1) [( 305 / [σH] ）² × K TI / ( Φa × u )]1/3 T1为小齿轮传递的转矩T1 = 123.4 (N×m) Φa为齿宽参数,轻型减速器可取φa = 0.4; K为载荷系数,对带式运输机,载荷中等冲击,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K = 1.2; [σH]为齿轮材料许用接触应力,[σH]=σHlim/SH[MPA] σHlim为为实验齿轮的接触疲劳极限应力 查图10-26（c）,根据HBS1=230得σHlim1=540 N/mm²(优质碳素钢调质) 根据HBS2=200得σHlim2=540 N/mm²(优质碳素钢正火). 查表10-5得安全系数SH=1.0,u为齿数比u=i=4.3 所以[σH1]=570/1.0=570 [σH2]=540/1.1=490.91 MPA 计算时以[σH2]代入计算: a ≥ (u＋1) [( 305 / [σH] ）² × K TI / ( Φa × u )]1/3 = 200.69mm 取a=201mm 根据已选定的z1、z2和螺旋角β,计算模数mn mn = 2a cosβ / (z1+z2) = 2×201×cos150 / ( 22 + 132 ) = 2.52 查表10-1取为标准值: mn=2.5 mm 修正螺旋角β = arcos[ mn ( z1 + z2 ) / (2a)] = 16.72210 螺旋角β在80～200之间,合适 故分度圆直径 d1 = mtz1 = mn z1 / cosβ = 2×22 / cos16.72210 = 57.43 mm d2 = mtz2 = mn z2 / cosβ = 2×132/ cos16.72210= 344.57 mm 大齿齿宽b2 = Ψa × a = 0.4 × 201 = 80.4 mm 小齿齿宽b1 = b2 + ( 5~10）取b1 =85.4 mm 3.​ 校核齿根弯曲强度 =1.6KT YF / (b mn d ) =1.6KT YF / (b mn d2) 许用弯曲应力[σF]= σFlim/SF 查表10-5取SF=1.4 查图10-24(c) 由HBS1=230 得σFlim1=190 HBS2=200得σFlim2=180 =σFlim1 / SF = 190/ 1.4 = 135.71 =σFlim2 / SF = 180 / 1.4 = 128.57 校核小齿轮: 小齿轮当量齿数zV1 = z1/cos3β = 22 / cos316.7221= 25.04 查图10-23得小齿轮齿形系数YF1=2.73 = 1.6 KT YF / ( b1mnd1 ) = 1.6 × 1.2 × 123400× 2.7 3/ (85.4 × 2.5 × 57.43) =52.75 校核大齿轮: 大齿轮当量齿数zV2 = z2/cos3β = 132 / cos316.7221 = 150.27 查图10-23得大齿轮齿形系数YF2=2.21 = 1.6 K T2 YF / ( b2mnd2 ) = 1.6 × 1.2 × 705890× 2.21 / (80.4× 2.5 × 344.57 ) =43.25 所以大小齿轮的弯曲强度足够 4.​ 确定齿轮的主要几何尺寸 中心距a = 201 mm 传动比i = 6 法面模数mn1 = 2.5 mm 端面模数mt1 = 2.61 mm 法面压力角α = 200 齿顶高ha = mn = 2.5 mm 齿根高hf = 1.25mn = 3.125 mm z1 = 22 d1 = 57.43mm da1 = d1 + 2mn = 62.43mm df1 = d1 - 2hf =51.18 mm b1 = 85mm z2 = 132 d2 =344.57 mm da2 = d2 + 2mn = 349.57mm df2 = d2 - 2hf = 338.32 mm b2 = 80 mm 5.​ 齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用辐板式锻造结构齿轮，按表计算结构尺寸，然后据此绘出齿轮结构图 齿顶圆直径与轴径接近，把小齿轮做成齿轮轴。 齿顶圆直径da≤500mm，用锻造齿轮。 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用辐板式结构。大齿轮尺寸： 代号 计算公式 结果 70 112 54 /2 221 da 349.57 df 338.32 d 344.57 b 80 330 c 0.2~0.3b 24 4mn 10 六、轴的设计和校核计算 1.​ 高速轴的设计 (1)选择轴的材料 选用45号钢,调质处理,HBS=230 (2)初步估算轴的最小直径 根据教材P288公式 取C=115得 d ≥ C = 115×(4.896/378.9)1/3 =26.986 mm (3)轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸 考虑带轮的结构要求及轴的刚度（轴上开有键槽）.取装带轮处轴径dmin=30mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=40mm,轴的装配草图如图 两轴承支点间的距离为 L1= B1+2Δ1+2Δ2+B 式中小齿轮齿宽B1=85mm Δ1—箱体内壁与小齿轮端面的间隙, 取Δ1=10mm Δ2--箱体内壁至轴承端面的的距离, 取Δ2=10mm B-轴承宽度,初选7408AC型角接触球轴承,查表16-3得B=27 代入上式得L1=85+2×10+2×10+27=152mm 带轮对称线至轴承支点的距离为 L2=B/2+l2+l3+k+B3/2 轴承盖高度l2=δ+c1+c2+5+t-Δ2-B=8+22+18+5+10-10-27=26mm l3螺栓头端面至带轮端面的距离l3=13mm ｔ，轴承盖凸缘厚度，ｔ=1.2d4=9.6mm，取10mm ，轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得k=5.3 B3带轮宽度B3=2f+(n-1)e 查表12-8得f=9,e =15,n=5 B3=123 所以L2=119 按弯扭合成应力校核轴的强度 a)​ 绘出轴的计算简图 如15页图所示 b)​ 计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力Ft1 = 2T1 / d1 = 2×123400/57.43 =4297.4 N 径向力Fr1 = Ft1 tanαn / cosβ = 4297.4×tan20°/cos16.7221° = 1633.2 N 轴向力Fa1 = Ft1 tanβ = 4297.4×tan16.7221° = 1291.1 N 带传动作用在轴上的压力Q = FQ = 1930.6 N c)​ 计算支反力 水平面 R AH = RBH = Ft1/2 = 2148.7N 垂直面 ∑MB=0 R AV×152- Fr1×152- Fa1×d1/2-Q(119+152)=0 R AV =4501.8N ∑F=0 R BV = R AV -Q- Fr1=4501.8-1930.6-1633.2=938 N d)​ 作弯矩图 水平面弯矩 R CH = - RBH×L1/2= -2148.7×76= -1637310.9N·mm 垂直面弯矩 R AV =-Q×L2 = -1930.6×119= -230320.6 N·mm M AV1 = -Q×(L2+ L1/2)+ R AV×L1/2=-1930.6×(119+76) +4501.8×76=-34395.1 N·mm M AV1 = - R BV×L1/2= -938×76= -71457.6N·mm 合成弯矩 M A= M AV = -230320.6 N·mm e)​ 作转矩图 T 1 = 123400N·mm f)​ 作计算弯矩图 当扭转剪应力为对称循环变应力时，取系数α=1，则 g)​ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料为45号钢，调质，查表得拉伸强度极限σB=650MPa 对称循环变应力时的许用应力 [σ-1] b = 60MPa 由计算弯矩图可见，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为 σcaA= McaC1 /W ≈McaA / (0.1d C3 ) = 261295.1/ (0.1×403) =40.83＜[σ-1] b （安全） D剖轴径最小，该处的计算应力为 σcaD= McaD /W ≈McaD / (0.1dD3 ) = 123400/ (0.1×303)=45.71＜[σ-1] b （安全） 2. 低速轴的设计 (1)选择轴的材料 选用45号钢,调质处理,HBS=230 (2)初步估算轴的最小直径 根据教材公式 取C=115得 d ≥ C = 115×(4.701/63.57)1/3 = 48.27mm 考虑到装链轮处有两个键,轴应加大10% d≥1.1×48.27=53.10mm (3)​ 轴的结构设计 初定轴径及轴向尺寸,考虑到十字滑块联轴器的结构要求及轴的刚度 有工作情况查表19-1取联轴器工作情况系数Ka=1.5 得 Tc = KaTⅡ = 1.5×705.9 = 1058.9N则可取装十字滑块联轴器处dmin=55mm取轴承处轴径d=60mm 两轴承支点间的距离: L4= B2+2Δ1+2Δ2+B 式中大齿轮齿宽B2=80mm Δ1—箱体内壁与小齿轮端面的间隙, 取Δ1=10mm Δ2--箱体内壁至轴承端面的的距离, 取Δ2=12.5mm B-轴承宽度,初选7412AC型角接触球轴承,查表16-3得B=35 代入上式得 L4 =80+2×12.5+2×10+35 = 160mm 联轴器对称线至轴承支点的距离为 L3=B/2+l2 +l3+k+B3/2 轴承盖高度l2=δ+c1+c2+5+t-Δ2-B=8+22+18+5+10-10-35=18mm ，螺栓头端面至带轮端面的距离，15mm ，轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得k=5.3 L，轴联器配合长度， - 七．滚动轴承的选择和校核计算 减速器为斜齿圆柱齿轮,中等载荷冲击,轴向冲击小,故选用角接触球轴承,由轴的尺寸,初定高速轴轴承型号7409AC,低速轴上轴承型号7412AC、 校核高速轴轴承 初步选定高速轴型号7409AC 根据条件，轴承寿命为15000小时 （1）计算轴承载荷 a)​ 轴承的径向载荷 RA = (RAH2+RAV2)1/2 =4988.3 N RB = (RBH2+RBV2)1/2 = 2344.5 N b)​ 轴承的轴向载荷 S=0.7R SA=0.7RA=0.7×4988.3=3491.8 SB=0.7RB=0.7×2344.5=1641.2 外部轴向力Fa=1291.1 AA = SA=3491.8 N A2 = SA –Fa=3491.8-1291.1=2200.7 c)​ 轴承A,B的当量载荷 由表7000AC型轴承e=0.68 AA / RA = 0.7 > 0.68 AB / RB = 0.94 < 0.68 查表18-11得 XA=0.41 YA=0.87 XB=0.41 YB=0.87 当量动载荷 P=XR+YA PA =0.41×4988.3+0.87×3491.8 =5083.4 N PB =0.41×2344.5+0.87×2200.7 = 2875.8 N d)​ 计算轴承的预期寿命 因两端选择同样尺寸的轴承, P1 > P2，以P1代入计算 工作温度正常,查表18-8得fT=1; 中等冲击载荷,查18-9得fF=1.3 查表16-3得7408ＡＣ型轴承的径向额定动载荷C =６２０００ N 已知n1=３７８.９r/min Lh = 106/60n [ C fT / (P fF) ]ε = ３６３２５ h > １５０００ h 所以预期寿命足够 八、键的选择和校核计算 1.​ 高速轴与V带轮用键联接 a)​ 选用单圆头普通平键(C型) 按轴径d=30mm 查表13-1选C8×90 b x h 8 x 7 GB/T 1096-1979 b)​ 强度校核 键材料用45号钢,V带轮材料为铸铁HT150,查表14-2得许用应力[σ]p=60Mpa,键的工作长度l = L- b/2 = 90 - 8/2 = 86 mm 挤压应力σp = 4TI103/ (hld) = 4×123.4×103 / (30×7×86) = 27.33Mpa σp ≤ [σ]p,安全 2.​ 低速轴与齿轮用键链接 a)​ 选用圆头普通平键(A型) 按轴径d=70mm, 查表13-1选键20×60 b x h 20x 12 GB/T 1096-1979 b)​ 强度校核 键材料用45号钢,齿轮材料为45钢,查表得许用应力[σ]p=100～120Mpa,键的工作长度l = L-b =60-20 =40 mm 挤压应力σp = 4TI103/ (hld) = 4×705.9×103 / (12×40×70) =84Mpa σp ≤ [σ]p,安全 3.​ 低速轴与联轴器用键链接 a)​ 选用普通平键(A型) 按轴径d=55mm 查表13-1,选键16×90 b x h 16 x 10 GB/T 1096-1979 b)​ 强度校核 键材料用45号钢,十字滑块联轴器材料为铸钢,查表得许用应力[σ]p=100～120Mpa,键的工作长度l = L-b = 90-16 = 74 mm 查表取十字滑块联轴器工作情况系数Ka=1.5 σp = 4Ka TⅡ103 / (kld) = 4×1.5×705.9×103 / (10×74×55) = 104 MPa σp ≤ [σ]p,安全 九. 联轴器选择和计算 联轴器的计算转矩Tc 查表19-1取工作情况系数Ka=1.5 得 Tc=KaTⅡ = 1.5×705.9 = 1058.9 N 根据工作条件选用十字滑块联轴器,查表18-7得十字滑块联轴器得许用转矩[T]=1250 N×m许用转速[n]=250 r/min, 配合轴径d=55mm 配合长度L1=110mm 十.减速器箱体的主要结构尺寸 名称 代号 尺寸计算 结果(mm) 底座壁厚 0.025a+1≧7.5 8 箱盖壁厚 1 （0.8~0.85） ≧8 8 底座上部凸圆厚度 h0 （1.5~1.75） 12 箱盖凸圆厚度 h1 （1.5~1.75） 1 12 底座下部凸圆厚度 h2 （2..25~2.75） 20 底座加强筋厚度 e （0.8~1） 8 地脚螺栓直径 d 2 16 地脚螺栓数目 n 表4－4 6 轴承座联接螺栓直径 d1 0.75d 12 箱座与箱盖联接螺栓直径 d2 （0.5～0.6）d 8 轴承盖固定螺钉直径 d3 （0.4～0.5）d 8 视孔盖固定螺钉直径 d4 （0.3～0.4）d 8 轴承盖螺钉分布圆直径 D1 D+2.5d３ １３０ １７０ １５０ １９０ 轴承座凸缘端面直径 D2 D1+2.5d３ 螺栓孔凸缘的配置尺寸 c1\c2\D0 表４-2 c1 =22，c2=１８, D0=30 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 c’1\c’2\D’0 表４-3 c′1=2１, c2=２６, D′0=45 箱体内壁与齿轮距离 △ ≥1.2 1０ 箱体内壁与齿轮端面距离 △1 ≥ 1０ 底座深度 H 0.5da+(30~50) ２１５ 外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+(5~10) ４５ 十一.减速器的润滑 齿轮传动圆周速度 v = πd1n1 /60000 = 3.14×57.43×378.9/60000 = 1.14 m/s 因v<12m/s,所以采用浸油润滑,由表17-1,选用L-AN32全损耗系统用油(GB443-1989),大齿轮浸入油中的深度约为1-2个齿高,但不应少于10mm. 对于轴承的润滑,因v<12ms,采用脂润滑,选用钙基润滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987),油脂只需填充轴承空间的1/3～1/2,并在轴承内侧设挡油环,使油池中的油不能进入轴承导致稀释润滑脂. 十二.设计总结 开始写总结就意味着我这两周的工作即将告一段落了，说实在的，心里的感触很多，有点像当年朱自清先生的“最近心里颇不平静”一般，不为别的，就为我这两周的辛勤付出与还算丰硕的成果。从最初开始设计的忐忑不安到最后写完说明的略有得意，这两周可谓过的跌宕起伏，悲喜交加。 万事开头难，我的设计就充分印证了这一句老话。由于在设计初期对整体结构并没有一个明确的概念，我的计算过程就充满了悲剧的味道。用时整整两天半，而且每天都是奋斗到晚上三点，可以说那两天过的一点不比考试轻松，才把基本的框架计算好，拿出了一套方案。不过令我欣慰的是，由于计算的比较周密，在后期的画图中因为前期计算的问题导致的错误基本没有出现。 计算中，我根据Ｖ带的Ｐｃ和转速选择了Ａ型带，导致了我的Ｖ带数达到了惊人的８根，经过与老师的交流和沟通，才知道，在这种情况下，可以根据经验选择Ｂ带的，看来理论还要联系实际才能行的通啊！在计算中还闹出了一个笑话就是在设计Ｖ带的大带轮时我没有考虑到箱座的高度限制，结果导致了大带轮的直径超过　了箱座的高度，用我的话自嘲就是“这个减速箱用的时候下面得垫两块砖才行，不然Ｖ带轮就在地上打出沟了”，悲剧的后果就是第四次的重新计算。 画图中的问题就暴露了更多。跟来觉得这是一个创作的过程，但实际开始画才发现，有那么多的国标行标在限制着我，无规矩不成方圆，虽然基本上时每画一个都要去查标注，但在画图的过程中，我也慢慢懂得了标准的重要性，不然，每个零件都不一样，社会化大生产和零件的互换性将无从谈起，生产的效率也将大大下降，而这些感受，如果不经过实际的制图操作时完全无法从课本中得到感性的认识的。 最大的问题暴露在了整个零件图即将完成的时候。在绘制正视图的轴承座凸台高度时，我才发现，我的凸台高度竟然超过了Ｍ１２螺栓国标规定的最长长度！这个发现对我而言不啻一个晴天霹雳，因为这就意味着我将把所有的工作从头来过，也就是说彻底返回设计的第一步，重新选择一个转速较低的电动机，降低传动比，前期所有的数据和图将全部拜拜了。还好与老师沟通后得知，螺栓是可以特制的，我的悲剧才有所缓解。经过这一次教训，我更深入的体验到了什么叫“实践是检验真理的唯一标准”，貌似天衣无缝的设计，再怎么检查，不经过实际的制图，像这种问题是根本发现不了的。 解决了这个问题后，后面的制图过程就比较顺利了，两个零件图的绘制在完成了大装配图的基础上也变得轻而易举。粗糙度的确定和公差等级的确定虽然也制造了一点小麻烦，但经历了大风大浪后，这点问题就不足为奇了。 两周的时间很快就过去了，可能以后我也很少再有机会来做制图了，但这两周的制图教给了我很多，不光是制图经验，更多的是书本上永远学不到的理论之外的东西。这两周我受益匪浅。 F=3300N V=1.3 m/s D=390 mm Pe=5.5kW 电动机型号为Y132S-4 dd1=80 mm dd2=300mm Ld=1400mm a=386.6mm Z=8 FQ= 1930.6N Z1=22 Z2=132 a=201mm mn=2.5 mm d1=57.43mm d2=344.57 mm b1=85mm b2=80mm L1=152 mm L2=119 mm L4=160 mm L3=166 mm C8×90 GB/T 1096-1979 20×60 GB/T 1096-1979 16×90 GB/T 1096-1979