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一级圆锥齿轮减速器


《机械设计》课程设计计算说明书

机械设计课程设计 说明书
题 目: 一级圆锥齿轮减速器 指导老师: 学生姓名: 学 号: 所属院系: 机 械 工 程 学 院 专 业: 机械工程及自动化 班 级: 机械 10-2 完成日期: 2014 年 1 月 25 日

目录 第一章 机械设计课程设计任务书

《机械设计

》课程设计计算说明书

1.1 设计题目 ......................................................................... 1 第二章 电动机的选择 2 2.1 选择电动机类型 ................................................................... 2 2.2 确定电动机的转速 ................................................................. 3 第三章 各轴的运动及动力参数计算 3.1 传动比的确定 ..................................................................... 4 3.2 各轴的动力参数计算 ............................................................... 4 第四章 锥齿轮的设计计算 4.1 选精度等级、材料及齿数……………………………………………………………………………….5 4.2 按齿面接触强度设计…………………………………………………………………… 5 第五章链传动的设计 ....................................................................... 8 第六章 轴的结构设计 6.1 轴 1(高速轴)的设计与校核……………………………………………………………………………9 6.2 轴 2(低速轴)的设计……………………………………………………………………………… 10 第七章 对轴进行弯扭校核 7.1 输入轴的校核轴 .................................................................. 12 7.2 输入轴的校核 .................................................................................... 13 第八章 轴承的校核 8.1 输入轴的校核 .................................................................... 14 8.2 输出轴的校核 .................................................................... 15 第九章 键的选择与校核 .................................................................................... 16 第十章 减速箱体结构设计 10.1 箱体的尺寸计算 ..................................................................... 18 10.2 窥视孔及窥视孔 .................................................................................... 20 设计小结 .................................................................................... 23 参考文献 .................................................................................... 24

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第一章 机械设计课程设计任务
1.1 设计题目
用于带式运输机的一级圆锥齿轮减速器。 传动装置简图如右图所示。 (1)带式运输机数据 见数据表格。 (2)工作条件 两班制工作, 空载启动, 单向连续运转, 载荷平稳。运输带速度允许速度误差为 ±5%。 (3) 使 用 期 限 图1 工作期限为十年,每年工作 300 天;检 修期间隔为三年。 (4) 生产批量 小批量生产。 2.设计任务 1)选择电动机型号; 2)确定链传动的主要参数及尺寸; 3)设计减速器; 4)选择联轴器。 3.具体作业 1)减速器装配图一张; 2)零件工作图二张(大齿轮,输出轴) ; 3)设计说明书一份。

1—电动机 2—联轴器 3—圆锥齿轮减速器 4—链传动 5—带式运输机

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第二章 电动机的选择
2.1 选择电动机类型
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y 系列全封闭 自冷式笼型三相异步电动机,电压 380V。 1. 电动机容量的选择 1) 工作机所需功率

p

w

=FV=2800?1.8=5.04KW

电动机的输出功率 Pd=
2) 效率:

p

w



弹性连轴器工作效率η 1=0.99 圆锥滚子轴承工作效率η 2=0.99 锥齿轮(8 级)工作效率η 3=0.97 滚子连工作效率η 4=0.96 传动滚筒工作效率η 5=0.96 传动装置总效率: η =η 1?η 23?η 3?η 4?η 5 =0.99?0.993?0.97?0.96?0.96=0.87 则所需电动机功率为: Pd=

p

w

/η =5.04/0.87=5.79KW 取 Pd=5.7KW

2.2 电动机转速的选择
滚筒轴工作转速 nw=60?1000v/π D=60?1000?1.8/π ?320r/min=107r/min (5) 通常链传动的传动比范围为 i1=2-5,一级圆锥传动范围为 i2=2-4,则总的传动比范 围为 i=4-20,故电动机转速的可选范围为 n 机= nw?i=(4~20)?107=428-2140 r/min (6) 符合这一范围的同步转速有 750 r/min,1000 r/min,1500 r/min,现以同步转速 750 r/min,1000 r/min,1500 r/min 三种方案比较,由第六章相关资料查的电动机 数据及计算出的总传动比列于下表

方案 1 2 3

电动机型号 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8

额定功率(KW) 5.5 5.5 5.5
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同步转速/满载转速 1500 r/min/1440 r/min 1000 r/min/960 r/min 750 r/min/720r/min

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4.电动机型号的确定 方案 1 电动机轻便,价格便宜,但总的传动比比较大,传动装置外轮廓尺寸大,制造成本高, 结构不紧凑,固不可取。而方案 2 与方案 3 比较,综合考虑电动机和传动比,装置的尺寸, 重量价格,及总的传动比,可以看出为使传动装置紧凑,选用方案 3 比较好。如果考虑电动 机的重量和价格应选 2,现拟选方案 2,选择电动机型号 Y132M2-6。

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第三章 各轴的动力参数计算
3.1 传动比的确定
I 总=nm/nw=960/107=8.97 取 i2=3,则减速器的传动比 i2= 8.97/3 =2.99

3.2 各轴的动力参数计算
0 轴(电动机轴): P0=Pd=5.5KW, T0=9550 n0=nm=960 r/min,

P n

0

=54.71N?m

0

1 轴(高速轴): P1=P0η 1 =5.5?0.99=5.445KW T1=9550

n1=n0=960r/min,

P n

1

=54.1N?m

1

2 轴(低速轴) : P2=P1η 12=P1η 2η 3=5.445?0.99?0.97=5.22KW T2=9550

n2=n1/i12=960/3=320r/min

P n

2

=156N?m

2

3 轴(滚筒轴) : P3=P2η 23=P2η 3η 4=5.22?0.97?0.96=4.86KW n3=

n i

2

= 320/3.5 =91r/min

1

T3=9550?

P /n3=510N?m
3

表 2 各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 转速(r/min) 功率(kW) 转矩(N?m) 传动比

电动机轴 960 5.5 54.71 1

高速轴 960 5.445 54.1 1
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低速轴 320 5.22 156 3

滚筒轴 91 4.86 510 3.5

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效率

0.99

0.96

0.93

0.88

第四章 锥齿轮的设计计算
4.1 选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理; 选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 260HBW,大齿轮材料为 45 钢(调质) ,硬度为 230HBW,二者材料硬度差为 30HBS。 2)工作机一般为工作机器,速度要求不高,故选用 7 级精度(GB 10095-88) 3)试选小齿轮齿数 Z1=24 则大齿轮齿数 Z2=Z1*i=24?2.5=60 4)分锥角:δ 2=arctani=arctan(2.5)=71.57?;δ 1=90?-δ 2=18.43? 4.2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 按式(10—21)试算,即 d1≥2.92? 3 ?

?? H ?
E

Z

?2 ?

KT u? ?1 ? ? ? 2

5)确定公式中的各计算数值 (1) 由表 10-7 选取尺宽系数φ R=1/3 (2) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa 由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60?1440?1?(10?30?16)=2.765?109 N2=N1/i=1.1?109 (3) 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95;KHN2=1.0 (4) 按齿面硬度查得: ? Hmin1=600Mpa ? Hmin2=600MPa (5) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式(10-12)得 [σ H]1= K HN 1? HN 1 =0.95?600MPa=570MPa S [σ H]2= K HN 2? HN 2 =1?600MPa=600MPa S 大齿轮的计算值小,带入式中进行计算. 2) 将以上述只带入设计公式进行计算: (1) d1≥2.92? ?
3

189.8 2 1.6 ? 25.74 ? ? 1 1 585 ? ?1 ? ? 2 ? 2.5 3 6
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=57.17mm

(2)

计算圆周速度: v=
π d1t n2 π ? 57.17 = =2.87m/s 60 ? 1000 60 ? 1000

(3)

计算载荷系数: k=kAkvkHα α kHβ 查表得:kA=1.0, kHα =kFα =1.0,kHβ =kFβ =1.25, kV=1.15,kHβ be=1.25?1.5=1.875 k=1.0?1.15 ?1 ?1.875=2.156 1/3 1/3 (4) 修正 d1 d1=d1t(k/kt) =557.17?(2.156/1.6) =63.15mm (5) 计算模数 m m=d1/z1=63.15/24=2.49 3. 按齿根弯曲强度设计

m≥
(1)计算公式中个参数的值: k=kAkVkFα kFβ =1.0?1.15?1.0?1.825=2.156 T=T1=25.74Nm Φ R=1/3 Z1=24,Z2=60 当量齿数 Zv1=

COS ?21.8?

Z

1

=25.8, Zv2=

COS ?68.2?

Z

2

=161.56

齿形系数 YFa1=2.61,YFa2=2.13 应力校核系数 Ysa1=1.6,Ysa2=1.84 许用弯曲应力[σ F]=

K K
FN

FE

S

小齿轮 σ FE1=500Mpa, KFN1=0.9 大齿轮σ FE2=380Mpa,KFN2=0.88 取安全系数 S=1.4 则 0.85 ? 500 [σ F]1= =303.6Mpa 1 .4 0.87 ? 500 [σ F]2= =310.7Mpa 1 .4 比较大小齿轮的 Y Fa Y Sa 值大小

?? ?
F

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Y Y
Fa1 Fa 2

?? ?

Sa1

=2.69?1.575/321.43=0.0132

F 1

Y Y

?? ?

Sa 2

=.88?380/104=0.01655

F 2

大齿轮的计算值大 (2)将以上各数值带入设计公式得:

m≥
=2.21 比较计算结果,有齿面接触强度计算的模数大于有弯曲强度计算的模数,由于齿轮模数大 小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力, 而齿面接触强度所决定的承载能力仅与齿轮直 径(模数于齿数的乘积)有关,因而可去标准模数 m=2.5,按接触强度算得分度圆直径
63.15 d=63.15, 小齿轮齿数 z1= d 1 = =26,大齿轮齿数 z2=u?z=2.5?26=65。 2 .5 m

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第五章 链传动的设计
1 选择链轮齿数 z1,z2
假设链速 v 在 0.6-3 之间,取 z1=21,z2=iz1=71,取 z2=71

2 计算功率 Pca
查手册得工作系数 kA=1.0 故 Pca=kaP2=3.69KW

3 确定链节数 Lp
初定中心距 a0=(30~50)p=(30~50) ? 15.875=477~794mm, 取 a0 =600mm 则链节数为 Lp=2a0/p+(z1+z2)/2+p[(z2-z1)/2π ]2 =131.6 节 取 Lp=132 节

4 确定链节数
由教材中图 9-13 按小齿轮转速估计链工作在功率曲线顶点左侧时可能出现链板疲劳破坏, 由表 9-10 查得链轮齿数系数 Kz=(z1/19)1.08=1,kL=(Lp/100)0.26=1.075 选取单排链,由标 9-11 查得多排链系数 kp=1.0 所需传递功率为 P0=Pca/kzkLkp=3.629/(1*1.075*1.0)=3.69KW 根据小链轮链速及功率,由图 9-13 选链号为 10A-1 的单排链,同时也证实原估计链工作在 额定功率曲线顶点左侧是正确的,再由表 9-1 查得联结距 p=15.875mm

5 确定链长 L 及中心距 a
L=LpP/1000=132*15.875/1000m=2.095m
? ? ? p ?? ? Z1 Z 2 ? a= ? L P ? ?? 4 ?? 2 ? ? ? ? ? ? ? ? ? LP ? Z 1 Z 2 ? ? 8? Z 2 Z 1 ? ? ? ? ? 2 ? ? ? 2? ?
2 2

? ? ? ?

= =616mm 中心减量Δ a=(0.002~0.004)a=(0.002~0.004)?616=1.2~2.4mm 实际中心距 a’=a-Δ a=616-(1.2~2.4)=613.6~614.8mm 取 a’=614mm

6 验算链速
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v=

384 ? 21 ? 15 .875 m/s=2.134 m/s 60 ? 1000 60?1000
1 1

nz

p

=

由 V=2.134m/s 和链号 10A-1,查表 9-14 可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。 7 作用在轴上的压轴力 Fp=KFpFe 有效圆周力 Fe=1000P/v=1000?3.37/2.41N=1406N 按水平布置,取压轴力系数 KFp=1.15,Fp=1.15?1406N=1616

第六章 轴的结构设计
6.1 轴 1(高速轴)的设计与校核
1 求该轴上的功率 P1 转速 n1 和转矩 T1 由前面的计算知:P1=5.445KW,n1=960r/min,T1=54.1N.m 2 求作用在齿轮上的力 小锥齿轮的分度圆直径 d1=65mm
1 平均分度圆直径 dm1=d1(1-0.5Φ R)=65?(1-0.5? )=54.16mm 3 压力角α =20°,分锥角δ 1=21.8°

2 2 ? 25.74?10 切向力 Ft1= T 1 = N=950.5N 54.16 d m1
径向力 Fr1=Ft1tanα cosδ 1=909.76?tan20?cos21.8°N=330N 轴向力 Fa1=Ft1tanα sinδ 1=950.5?tan20°?sin21.8°N=130N 3 初步确定轴 1 的最小直径 按照式 15-2 初步估计轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,调质处理。取 A0=112 得 dmin= A0 3

3

P n

1

= 112? 3

1

3.93 =15.54mm 1140

轴的最小端直径是安装的联轴器的直径,应先选取联轴器的类型。 联轴器的计算转矩 Tca= K AT 1 ,查手册取 KA=1.3, 则 Tca=1.5?25.6Nm=33.5Nm 按照计算转矩应小于联轴器 的公称直径 Tca 的条件,并考虑电机 Y112M-4 伸出轴直径为 D=20mm,查标准 GB/T4243-1984 选用 TL4 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 63Nm,半联 轴器的孔径 d=20mm,故取轴 dⅠⅡ=20mm,半联轴器长度 L=52mm,定位轴肩 H=(0.07~0.1)d 4 轴的结构设计

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L2

L1








图 5.1 齿轮轴结构示意图





由于小锥齿轮做成齿轮轴, 并采用悬臂布置, 查手册支点跨距 L1 与悬臂零件间的距离 L2 应满足 L1≥L2,取 L1=100mm,L2=50mm。 i. 为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II 段需要伸出一轴肩,故取 II-III 段直径 为 28mm,左端用轴端挡圈固定,按轴端挡圈直径取挡圈直径 38mm。半联轴器与轴 配合的毂段长度 L=52mm, 轴用于安装联轴器,故取直径为 20mm,长度为 50mm ii. II-III 段轴肩用于安装轴承端盖,直径为 28mm,长度为 50mm iii. 初选滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承。参 照要求并根据 II-III 段直径 28,由轴承产品目标中初步选取 0 基本游隙组,标准 精度级的单列圆锥滚子轴承 30206。其尺寸 d ? D ? T = 30 ? 62 ? 17 .25 ,所以该段轴直 径为 30mm,长度为 20mm。 iv. 取安装锥齿轮处的轴端直径为 28mm。齿轮轮毂的宽度 L=1.2~1.6 d

k 。取 L 长度

为 32mm, 为使套筒端面可靠的压紧齿轮, 为此轴端应略长于轮毂宽度, 故取 L=36mm. 齿轮的左端采取轴端挡圈固定。若采用孔径 d=28mm,则小锥齿轮小端的 e 值。小端 直 径

d

1

=

D ? 2B sin?
1

1

=42.7 。 齿 根 圆 直 径

d

f

=

d

1

-2.4=36.7mm 。

e ? d f ? d k ? k =0.85 ? 1.6e=4 。 即 应 该 做 成 齿 轮 轴 式 的 齿 轮 。 重 新 选 取 2 2
v. vi. L=34mm。 轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对称轴承添加润滑脂的需 要,取端盖的外端面与半联轴器的右端面距离 30mm,故取长度 L=50mm。 V-VI 段直径为 30mm,长度为 25mm。

6.2 轴 2(低速轴)的设计
1 求该轴上的功率 P2 转速 n2 和转矩 T2 由前面的计算知:P2=5.22KW,n2=320r/min,T2=156N.m 2 求作用在齿轮上的力 压力角α =20°,分锥角δ 2=71.57° 切向力 Ft2=Ft1909.76N 径向力 Fr2=Fa1 =104.7N 轴向力 Fa2=Fr1 =314.13N
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链轮的压轴力为 Fp=1608.1N 3.轴上零件布置及轴的结构设计

1

2

3

4

5

6

7

8

图 5.2 输出轴结构示意图

1). 为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2 段需要伸出一轴肩,故取 II-III 段直径 为 38mm,左端用轴端挡圈固定,按轴端挡圈直径取挡圈直径 38mm。半联轴器与轴配合 的毂段长度 L=42mm,长度为 40mm 2). 初选滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承。参 照要求并根据 II-III 段直径 38,由轴承产品目标中初步选取 0 基本游隙组,标准精 度级的单列圆锥滚子轴承 30208。其尺寸 d ? D ? T = 40 ? 80 ? 19.75 ,所以该段轴直径为 40mm,长度为 30mm。取 3-4 端右端滚动轴承采用套筒定位,查手册 30208 型轴承的定 位轴间 d=50mm. 3).取安装锥齿轮处的轴端直径为 45mm。齿轮轮毂的宽度 L=1.2~1.6 d

k 。取 L 长度为

60mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,为此轴端应略长于轮毂宽度,故取 L=56mm.齿 轮的左端采取轴肩固定。 轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对称轴承添加润滑脂的需要, 取端盖的外端面与半联轴器的右端面距离 30mm,故取长度 L=50mm。 V-VI 段直径为 30mm,长度为 25mm。
表 5.1 各轴段的直径及长度:

序 号 安 装 零 件

1-2 链 轮

2-3 端 盖

3-4 轴 承

5-6 齿 轮

7-8

8-9

9-10 套筒 轴承

D (mm) L(mm)

30 40

38 50

40 40

45 56

53 8

45 120

40 40

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第七章 对轴进行弯扭校核:
7.1 输入轴的校核轴

Fr

Ft Fa

MH
8.072Nm

Mv
45.88Nm 46.2Nm

M T

26.06Nm
图 6.1 输入轴弯矩和扭矩图

危险截面处按照公式σ ca=[M +(α T)] /W≤[σ -1] 进行校核计算,其中折合系数α ≈0.3,45 钢 的许用弯曲应力[σ -1]=60Mpa,W=35.2Nm ,T=26.06Nm 带入数据得:

2

1/2

? ca

=

2 M ???T ? W

2
=

1477 0.1?33?10?6

Mpa=14.3Mpa<60Mpa

该轴强度足够。 按 照 公 式 σ ca=[M2+( α T)]1/2/W ≤ [ σ -1] 进 行 校 核 计 算 45 钢 调 质 后 的 许 用 弯 曲 应 力 为 [-1]=60Mpa,扭转切应力为静应力,折合系数α ≈0.3 ,
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危险截面Ⅰ处:

σ

ca1

=

2 M ???T ? W 2 M ???T ? W

2
Mpa=18.3Mpa<60MPa

危险截面 II 处:

2
Mpa=19Mpa<60MPa

σ

ca2

=

可见输出轴的强度足够。

7.2

输入轴的校核

该轴所受弯矩和扭矩如下图所示:

Fp

Ft Fr Fa
33.2 30.4 61.85

n2
Mv

53.38 18.544

55.38

MH
53.38II 58.4I

M
72

T
图 5 输出轴弯矩和扭矩图

1.求两轴承受到的径向载荷 Fr1=(Fv12+FH12)1/2=811.3N Fr2=(Fv22+FH22)1/2=3261.3N 2.派生轴向力: Fd1=eFr1=300N Fd2=eFr2=1206.68N
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3.轴向力 Fa1=Fae+Fd2=104.7+529.97=634.67N Fa2=Fd2=529.97N 4.计算当量载荷: Fa1/Fr1=634.67/470.72=1.35<e 所以 X1=0.4,Y1=1.6; Fa2/Fr2=529.97/1432.26=0.37=e 所以 X2=0.4,Y2=1.6。 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1?(0.4?470.72+1.6?634.67)=1203.76N P2=fp(X2Fr2+Y1Fa2)=1432.26> P1 5.寿命计算: Lh=106(Cr/P2)10/3/60n1=106(63000/1432.26)10/3/(960?1440)h =3.47?106h>>4.8?104h 该轴承寿命足够。

第八章 轴承的校核
8.1 输入轴的校核

1. 求两轴承受到的径向载荷 Fr1=(Fv12+FH12)1/2=1350N Fr2=(Fv22+FH22)1/2=320N e=0.37 2.派生轴向力: Fd1=eFr1=0.37?1350N=500N Fd2=eFr2=0.37?320N=118.4N 3.轴向力 Fa1=max(Fd1,Fae+Fd2)=500N Fa2= max(Fd1,Fae-Fd2)=368N 4.计算当量载荷:

Fa1 Fr1

=0.38>e

所以 X1=0.4,Y1=1.6;

Fa2 F r2

=1.15>e

所以 X2=0.4,Y2=1.6。

P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3068 P2=fp(X2Fr2+Y1Fa2)=857<P1 5.寿命计算:

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Lh=

10 ? c ? ? 60n ? p ?
6

10 ?3

=

9.26?104

实际使用寿命 Lh=

10?300?16 =4.8 ?104

可见 30206 轴承寿命足

8.2

输出轴的校核

1. 求两轴承受到的径向载荷 Fr1=(Fv12+FH12)1/2=811.3N 2 2 1/2 Fr2=(Fv2 +FH2 ) =3261.3N e=0.37 2.派生轴向力: Fd1=eFr1=300N Fd2=eFr2=1206.68N 3.轴向力 Fa1=max(Fd1,Fae+Fd2)=1206.7N Fa2= max(Fd1,Fae-Fd2)=1536.7N 4.计算当量载荷:

Fa1 Fr1

=0.37=e

所以 X1=0.4,Y1=1.6;

Fa2 F r2

=1.9=e

所以 X2=0.4,Y2=1.6。

P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3619N P2=fp(X2Fr2+Y1Fa2)=4240N 5.寿命计算:

Lh=

10 ? c ? ? 60n ? p ?
6

10 ?3

=

9.87 ?104
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《机械设计》课程设计计算说明书

实际使用寿命 Lh= 可见轴承寿命足

10?300?16 =4.8 ?104

第九章 键的选择与校核
键的选择根据的直径可得
表 3 键的选择与校核

项 目

直 径 mm

轴段 长度 mm 50

键的 尺寸 b?h?l

长度 mm

许用应 力 MPa

小 轴 20 端 大 齿 45 轮 链轮 30 40 56

6?6

45

110

14?9

31

110

8?7

20

110

(1) 校核键联接的强度 轴一左键 键的材料是钢,查得: ? ?? p ? ? ? 110MPa

键的工作长度: l ? L ? b ? 45 ? 6 ? 39mm 接触高度: k ? 0.5h ? 3

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2T 1?103 2?25.74?103 = ?p ? ?17.5Mpa KLD 3?49?20 键标记 6? 45GB / T1096 ? 2003
轴二左键 键的材料是钢,查得: ? ?? p ? ? ? 110MPa 键的工作长度: l ? L ? b ? 22mm 接触高度: k

? 0.5h ? 3.5

2T 1?103 = 53.6Mpa ?p ? KLD 键标记 8?30GB / T1096 ? 2003
轴二右键 键的材料是钢,查得: ? ?? p ? ? ? 110MPa 键的工作长度: l ? L ? b ? 36mm 接触高度: k

? 0.5h ? 4.5

2T 1?103 = 17Mpa ?p ? KLD 键标记14?50GB / T1096 ? 2003

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第十章 箱体部分设计:
10.1.铸铁减速器箱体主要结构尺寸:
(1)箱座壁厚 d ? 0.04a ? 183 ? 3 ? 10.3mm (1) 箱盖壁厚 d1 = 0.85d = 8.8mm (2) 箱盖突缘厚度 b1 ? 1.5 d1 ? 8.8 ?1.5 ? 13.2mm (3) 箱座突缘厚度 b ? 1.5d ? 8 ? 1.5 ? 12 mm (4) 箱座底凸缘厚度 b2 = 2.5d = 25.8 ㎜ (5) 地脚螺钉直径 d f = 0.036a + 12 = 18.6mm (6) 地脚螺钉数目 :4 (7) 轴承旁连接螺栓直径 d1 = 0.75d f = 14mm (8) 盖与座联结螺栓直径 d2 = 0.5d f = 9.3mm (9) 联结螺栓 d2 的间距 l=180 ㎜ (10)轴承端盖螺钉直径 d3 = 0.5d f = 9.3mm (11)视孔盖螺钉直径 d4 = 0.4d f = 7.4mm
19 第 页

《机械设计》课程设计计算说明书

(12)定位销直径 d = 0.7d2 = 6.5mm (13) d f d1d2 至外箱壁距离 c1 = 22mm (14) d f , d2 至凸缘边缘距离 c2 = 20mm (15)轴承弯凸台半径 R1 = 20mm (16)凸台高度 h 根据低速级轴承外径确定以便于扳手操作为准

(17)外箱壁之轴承座断面距离 l1 = c1 + c2 + 8 = 50mm (18)铸造过度尺寸 K=3 h=15 ,R=5 (19)涡轮外缘与内箱壁距离 D1 = 1.2d = 12.4 (20)涡轮轮毂端面与内箱壁距离 D 2 = d = 10mm (21)箱盖箱座肋厚 m1 = 0.85d1 = 7.5mm
m = 0.85d = 8.8mm

(22)轴承端盖外径 D2 = D + 5.2D3 (23)箱体宽度 B2 = 315 + 2D1 + 2d = 360mm

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10.2 窥视孔及窥视孔
(一 )窥视孔

图 6-1

A ? 150mm, A1 ? 180mm, A2 ? 165mm, h ? 4mm, d 4 ? 6mm, B1 ? 140mm, B2 ? 125mm
(2)通气器 直径 M 20 ? 1.5 ,则相应系数为:

D ? 30mm, D1 ? 25.4, s ? 22mm, L ? 28mm, l ? 15mm, a ? 4mm, d1 ? 6mm
(3)轴承端盖 凸缘式轴承盖

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《机械设计》课程设计计算说明书

图 6-2

高速部分: D2 ? 118mm, D0 ? 93mm, d1 ? 37mm, D4 ? 58mm, D ? 65mm

e ? 10mm, e1 ? 10mm, d0 ? 10mm, m ? 33mm
低速部分: D2 ? 150mm, D0 ? 155mm, d1 ? 60mm, D4 ? 84mm, D ? 95mm

e ? 12mm, e1 ? 12mm, d0 ? 10mm, m ? 41mm
(4)螺塞

图 6-3

此选择 M 20 ? 1.5 的,其他参数见下:
D ? 21mm, L ? 30mm, a ? 4mm, l ? 15mm

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《机械设计》课程设计计算说明书

(5)油标 如左图杆式油标,螺纹直径选为 M16,则相应系数为:

d2 ? 16mm d3 ? 6mm
h ? 35mm a ? 12mm b ? 8mm c ? 5mm D ? 26mm

D1 ? 22mm

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设计小结

这次课程设计,我们的设计题目是单级圆锥齿轮减速器,刚拿到题目时,还 以为挺简单,心里面想着:不就一个单级减速器吗?就算是双级的,我也给你做 出来。 当我们真正开始之后才发现,情况远远不像我们想象得那么简单。因为在前 面轴和齿轮的设计计算中,我们还有书上的例题可供参考,进程还算顺利,当进 行到后面箱体的设计时,几乎所有的尺寸都需要去查手册,选经验值,或选经验 公式来计算, 还需要依靠题目给定的数值所确定的大致尺寸。减速器附件的选择 应根据箱体的大致尺寸来确定。 当设计进行到上机阶段时,一些新的问题又有待 解决, 有一些不太熟悉的命令和操作步骤需要重新学习,比如齿轮的生成命令对 刚开始设计的我们来说是完全陌生的, 我们需要慢慢学习直到慢慢熟悉再到逐渐 掌握。这对我们来说,是具有挑战性的。在上机的过程中,我们会用到以前学过 的软件,我们学要将 Solid Edge 的各模块重新学习巩固一遍,因为我们的作图 过程基本上涵盖了它的大部分,零件,钣金,工程,装配,这些我们都用到了。 在上机时,我们要对整个过程有一个统筹规划,先画完零件,再进行装配。 而这整个过程就是一个不断发现问题解决问题的过程。需要我们有耐心,课程设 计同时也是对我们信心和毅力的考验。由于这次设计时间紧迫,大部分同学都整 天坐在教室或实验室, 累是必然的,但是解决那一个又一个问题的成就感是无与 伦比的。但最终看到自己的设计成果时,那曾今的腰酸背痛又算得了什么? 这次的课程设计让我们收获了不少,但仍存在一些问题,由于时间紧,我 们对一些问题没有深究, 导致了这次的设计不可避免地有一些粗糙,有些解决方 法我们只是不求甚解, 而在有些问题上我们甚至是在糊弄自己, 只是想蒙混过关。 但我们有理由相信, 经过这一次的课程设计,我们至少懂得了应该更深的去考虑 一个`问题,懂得了一个工程设计人员应具有的品质和精神,懂得了付出能给人 带来的那久违的快乐, 懂得了设计并不仅仅是一个人的事情, 而是属于整个团队。

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《机械设计》课程设计计算说明书

参考资料目录

[1]《机械设计课程设计》 ,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995 年 12 月第 一版; [2]《机械设计(第七版) 》 ,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001 年 7 月第七版; [3]《简明机械设计手册》 ,同济大学出版社,洪钟德主编,2002 年 5 月第一版; [4]《减速器选用手册》 ,化学工业出版社,周明衡主编,2002 年 6 月第一版; [5]《工程机械构造图册》 ,机械工业出版社,刘希平主编 [6]《机械制图(第四版) 》 ,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001 年 8 月第 四版; [7]《互换性与技术测量(第四版) 》 ,中国计量出版社,廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根, 杨兴骏编,2001 年 1 月第四版。

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