东北大学机械设计ZL-10

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轴承端盖外径 D2 （5~5.5）D2?D+d3 120（1轴） 125（2轴） 130（3轴） 齿轮浸油深度为h=10mm，齿轮最低端到箱内底面的高度为H= 19mm，所以 10. 润滑密封设计 <1>润滑 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，大齿轮的转速大于装2m/s，所以采用稀油润滑，箱体内选用抗氧防锈工业齿轮油SY1172-1980代号为220，油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。装至规定高度. 油的深度为H+h1=10+19=29mm <2>密封 订 采用凸缘式轴承盖。在轴端通盖处采用唇形密封圈密封，防止箱内油外漏。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接线表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，匀均布置，保证剖分面处的密封性。 11.联轴器的选择和校核 1.类型选择. a、在输入端，转速较大，为了隔离振动和冲击，采用弹性柱销联轴器1与电动机连接 b、在输出端，选用弹性柱销齿式联轴器2与开式齿轮联接。 35

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2.载荷计算. a、联轴器1的计算 3公称转矩：T0=9.55×P0/n0=9.55×10×4.70/960=46.76N·m 查课本P351表14?1,选取Ka?1.5 所以转矩 Tca?KaTa?1.5?46.7?70.005N?m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》选用HL2型弹性柱销联轴器其公称转矩为315N 公称转矩：TIII=9.55×PIII/nIII=9.55×10×4.29/69=593.76 N·m 查课本P351表14?1,选取Ka?1.5 所以转矩 Tca?KaTb?1.5?593.76?890.64N?m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》选取HL4型弹性柱销齿式联轴器其公称转矩为1250N.许用转速为4000r/min。满足要求 36

3装 b、联轴器2的计算和确定 订 线 机械课程设计

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?p齿?78.54MPa＜[?p]1=120~150 ?p联=106MPa ＜[?p]2=120~150 Mpa H7r6配合. 机械课程设计

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装订线

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目 录

一 课程设计书 2 二 设计要求 2 三 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 3 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 齿轮的设计 6 6. 传动轴的设计和校核 16 7．滚动轴承的选择和设计 23 8. 键联接设计 24 9. 箱体结构的设计 25 10.润滑密封设计 28 11.联轴器设计 29

四 参考资料 31

一. 课程设计书

2

4 机械课程设计

1、设计课题:

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.要求： 1运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为○

0.96(包括其支承轴承效率的损失)。

2减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作。 ○

3工作环境清洁，载荷平稳，少有波动。 ○

装 2、技术参数： 滚筒圆周力:13000N 滚筒直径：500mm 滚筒长度:850mm 带速:0.28m/s

订 二. 设计要求

1.减速器装配图草图（零号图）和正视图（零号图）各一张。 2．减速器零件（输出轴及其上齿轮）图（2号图）两张。 3.设计说明书一份。

线 三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比

1

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4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 传动轴的设计和校核 7．滚动轴承的选择和设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 装 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 设 计 计 算 说 明 结 果 ZL-10 双击圆柱齿轮减速器 工作年限 10年，班制 2，多灰尘环境，载荷稍有波动，小批量生产，滚动圆周力F=16000N，带速v=0.24m/s，滚筒直径D=400mm，滚筒长度850mm。 订 1.传动装置总体设计方案: 线 2.电动机的选择 计算： 1） 工作电压选用380V 三相交流电，确定电机 2

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①选用电动机功率 P?Fv1000?16000N?0.24m/s w1000?3.84Kw传动装置效率 ???3齿?5承?2联?筒 查课本附表4.2-9得： ?齿 ?承 ?联 ?筒 0.97 0.99 0.99 0.96 装所以?=0.973?0.997?0.96=0.817 3.84所需电机功率Pr=Pw?=0.817=4.70Kw 订工作条件选用封闭式结构，Y系列，故采用Y132SS-4型或Y132M2-6型，额定功率为5.5Kw>4.70Kw 线?电机转速选择?滚筒转速nvw=60?D=60?0.243.14?0.4=11.5r/min?方电机型号 额定功同比转速满载转质量总转动比 案率/Kw r/min 速号 r/min 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 125.22 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 83.48 为使结构更加紧凑，故选用Y132M2-6型电机，查表的电 3

Pw?3.84Kw ?=0.817 Pr=4.70Kw 机械课程设计

机中心高H=132mm。外伸轴段D?E=38mm?80mm 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 由i1=(1.3~1.4)i2得i减=（1.3~1.4）i减 另选用ii外齿=6，则i减=ii=83.486=13.913 外齿装所以i1=4.253 ；i2=3.271 4.计算传动装置的运动和动力参数 订0轴：电动机轴 P0?Pr?4.70Kw线n0?960r/min T4.700?9.55?960?46.76N?mⅠ轴：高速轴 P1?P0?联=4.70?0.99=4.65Kwn1=n0=960r/min T31=9.55?4.65?10/960=46.26NmⅡ轴：中间轴 4

nw=11.5r/min

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P2?fpR2?1.1?3049.55?3354.51N 3、校核轴承寿命 106?C?3106?3L10h?60n??P???60?69??72200??2811.6?? ?4090257h?L'10h?48000h故30210圆锥滚子轴承适用 装8.键的选择和校核 ①选择键联接的类型和尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用A型普通平键. 订a高速轴与电动机连接的联轴器上的键：bxh=10x8 t=5.0 t1=3.3 L=35 线b中间轴与大齿轮的连接键：bxh=14x9 t=5.5 t1=3.8 L=63 c输出轴与大齿轮的连接键：bxh=16x10 t=6.0 t1=4.3 L=70 d输出轴与联轴器的连接键：bxh=12x8 t=5.0 t1=3.3 L=70 ○2校核键的接触强度 30

?T=16.9MPa ?B?640MPa ??1?275MPa T?1?155MPa rd?0.04 Dd?1.12 ???1.91 ?T=1.21 q??0.82 q?=0.85 K?=1.26 ???0.72 ???0.85 ??????0.92 K??2.52 机械课程设计

只需要校核输出轴上的键。假定在键的工作面上载荷均匀分布。 K齿=0.5 h齿=5 K?=1.57 K联=0.5 h联=4 T齿=593.76N?m T联=593.76Nm D齿=56mm D联=40mm 装 l齿=L-b=54 l联=L-b=58 由式（6-1）得： 订 Sca?11.08?p齿2T齿?1032?593.76?103??=78.54MPa ＜[?p]1=120~150 MPa K齿l齿D齿5?54?562T联?1032?593.67?103??=106MPa ＜[?p]2=120~150 MPa K联l联D联4?40?58≥S=1.5安全 线?p联W=12500 两者都合适 wT=25000 M?175767.6N?mm9.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， T3=593760N.mH7配合. r631

?b?14.06MPa 大端盖分机体采用 机械课程设计

1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度大于2m/s，故采用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8，圆角半径为R=2。机体外型简单，拔模方便. 6.3 ?T=23.75MPa ? K???K??3.16，?? ?2.53 装 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 K?=3.25 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 K?=2.62 订 线B 油螺塞： C 油标和油尺： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 32

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D 通气孔： Sca3.80≥S=1.5 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销： 装 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. M16 33

G 吊钩： 订 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下： 符号 ? 计算公式 结果 8 12 12 20 线 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 轴承旁联接螺栓直径 ??0.025a?3?8 8 ?1 b1 b ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 b?1.5? b2 d1 b2?2.5? d1?0.72df

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轴承旁联接螺栓通孔 17.5 直径 轴承旁接沉头座直径 D0 26 轴承旁凸台凸缘尺寸 C1 C1=32mm C2 C2=24mm 机盖与机座联接螺栓直径 d2 d2=（0.5~0.6）df M12 机盖与机座联接螺栓D2 13.5 通孔直径 机盖与机座联接螺栓 26 沉头座直径 箱缘尺寸（扳手空间） C1 C1=20mm C2 C2=16mm 装地脚螺钉数目 n 6 地脚螺钉直径 M20mm 地脚螺钉通孔直径 25mm 地脚螺钉沉头座直径 48mm 底角凸缘尺寸 L1 L1=32mm 订L2 L2=30mm 轴承端盖螺钉直径 d8mm 3 d3=（0.4~0.5）df 视孔盖螺钉直径 d4 d4=（0.3~0.4）df 8mm 线减速器中心高 H H=(1~1.12)a* 180 圆锥定位销直径 d d=（0.7~0.8）d12 2 轴承旁凸台半径 R? 20 外机壁至轴承座端面K 距离 K=CC52 1+2+（5~8） 轴承座孔长度 K+? 62 大齿轮顶圆与内机壁距离 ?14 1 ?1>1.2? 齿轮端面与内机壁距离 ??12 2 2>? 箱盖，箱座 m1,mm1?0.85?1m1?8 肋厚 m?0.85? m?8 34

R1?2556.00NR2?3049.55N P1?2811.60NP2?3354.51N L10h?4090257h?L'10h?48000h安全适用 30210圆锥滚子轴承

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a/m/mmmm z1 高速级齿轮 低速级齿轮 z2 d1 d2 B1 B2 KV=0.85 4.253 168 2 31 132 63.902 272.098 70 65 KH?=1.46 3.271 180 3 27 89 83.793 276.206 90 85 KF?=1.35 Ⅲ-Ⅳ开始齿轮设计校核（与前两者相同，此处设计从略） K＝2.17 KH?=KF?=1.4 装 6. 传动轴的设计和校核 <一> 轴颈的初估 1.输入端轴的设计 选取轴的材料为45钢,调质处理,硬度217~255HBS,对称循环许用应力 d1=79.10mm 订 线[?-1]=180MPa根据课本表15-3，取A=115 mn=4.04mm 高速级小齿轮上的分度圆直径为da1=63.902mm 2T?2?46.26?103①圆周力为Ft???1457.23N d163.902Fttan20?1457.23?tan20???546.66N cos?cos14?0'49'' ②径向力为Fr? ③轴向力为Fa?Fttan??1457.23?tan14?0'49''?363.70N 20

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初步确定轴的最小直径。 dP???Ao3n?115?34.65?19.46mm ?960计算转矩Tca= kaT=1.3×46.26=60.14 N．m 2.输出轴的设计 选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3，取Ao?115 A、输出轴上的功率为P=4.29kw n3=69r/min T3=593.76Nm 装B、求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮上的分度圆直径为d4=276.206mm 订①圆周力为F2T2t?d?2?593.76?103?4299.39N 2276.206②径向力为FFttan20?4299.39?tan20?r?cos??cos14?50'6''?1618.81N 线 ③轴向力为Fa?Fttan??4299.39?tan14?50'6''?1138.76N 初步确定轴的最小直径。 dP?????Ao3n?11534.29?45.56mm ??69计算转矩Tca= kaT=1.3×593.76=771.888N．m 3.中间轴的设计 21

K?2.01 Y??0.88 zv1?20.80zv2?68.96 YF?1?2.752YF?2?2.244 YS?1?1.558YS?2?1.748 YF?1YS?1[??0.01412F]1YF?2YS?2[??0.01642F]2 mn?2.73mm 机械课程设计

选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3，取Ao?115 A、输入轴上的功率为P=4.47kw n2=225.7r/min T2=189.13Nm B、初步确定轴的最小直径。 d????Ao3 P???4.47?1153?31.114mm n???225.7 计算转矩Tca= kaT=1.3×189.13=245.87 N．m <二>轴的校核。 z1=26.36 装 输入轴和中间轴由于承受载荷不大。所以只校核输出轴的强度。 <1>按弯扭合成校核轴的强度。 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7. 对于型30210型的圆锥滚子轴承,a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. L2?L3?130.5mm?83.5mm?184mm z1=27z2=89 订 a=180mm 线 轴上所受力为，如图 ?=1450'6'' d1=83.793mmd2=276.206mm22

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装订线 23

b=83.793mm B2=85mm，B1=90mm 机械课程设计

2T22?593.76?103①圆周力为Ft???4299.39N d2276.206Fttan20?4299.39?tan20???1618.81N cos?cos14?50'6'' ②径向力为Fr? ③轴向力为Fa?Fttan??4299.39?tan14?50'6''?1138.76N 载荷 支反力F 水平面H 垂直面V ， Ft?1457.23NFr?546.66NFNH1?1951.08NFNH2?3049.39N FNV1?1651.20NFNV2?-31.39N Fa?363.70NMV1?215481.6N.mmMV2?-2617.7N.mm 装 弯距M MH?254616N.mm 总弯距 订 M1?254616?215481.6?333559N.mm 22 M2?254616?2617.7?254629Nmm 扭距T 22d??19.46mm 线T3?593760N.mm Tca=60.14 N．M 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度，取截面C处进行校核。 扭转切应力为脉动循环变应力。取??0.6 根据 ?ca=M1?(?T3)2W23335592?(0.6?593760)2=?27.79 MPa 0.1?56324

Ft?4299.39N

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前已选轴材料为45钢，调质处理。 Fr?1618.81N 查表15-1得[??1]=60MPa ?ca〈 [??1] 此轴合理安全 <2>精确校核轴的疲劳强度. Fa?1138.76N ⑴. 判断危险截面 截面A、B只受扭矩作用。所以A、B无需校核.从受载来看,截面C上的应力最大.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C装截面也不必做强度校核。由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核齿轮接触处的轴肩与接近轴承的轴过度处的的左右两侧即可。 ⑵. 截面左侧。 抗弯系数 W=0.1d=0.1?56=17561.6mm 抗扭系数 wT=0.2d=0.2?56=35123.2mm 333d???45.56mm Tca=771.888N．m 订 333线 截面Ⅶ的左侧的弯矩M为 M?M1?83.5-39.5?175767.6N?mm 83.5d????31.114mm Tca=245.87 N．M 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=593760N?mm 截面上的弯曲应力 ?b?M175767.6??10.0MPa W17561.6 25

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截面上的扭转应力 ?T3593760T=W=?16.9MPa T35123.2轴的材料为45钢。调质处理。 由课本P355表15-1查得： ?B?640MPa ??1?275MPa T?1?155MPa 装因rd? 2.050?0.04 Dd?5650?1.12 经插入后得 ???1.91 ?T=1.21 订轴性系数为 q??0.82 q?=0.85 ?K?=1+q?(???1)=1.75 线K?=1+q?（?T-1）=1.26 查得尺寸系数 ???0.72 ???0.85 表面质量系数 ??????0.92 综合系数为： ?K??=K??1?1?2.52 ???26

L2?L3?184mm 机械课程设计

K?=K???1?1?1.57 ???碳钢的特性系数 ???0.1～0.2 取0.1 ???0.05～0.1 取0.05 安全系数Sca S?=??1装K?275=57.13 ??a??a?m2.52?1.91+0.1?0S??1?k????11.32 ??atm订SS?S?ca?S2?11.08≥S=1.5 所以它是安全的 ??S2?截面右侧 线抗弯系数 W=0.1d3=0.1?503=12500 抗扭系数 w33T=0.2d=0.2?50=25000 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 M?M83.5-39.51?83.5?175767.6N?mm 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=593760N.mm 27

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M175767.6 截面上的弯曲应力 ?b?W?12500?14.06MPa 截面上的扭转应力 ?T=T3593760W=25000?23.75MPa T过盈配合处的K?K??，由附表3-8查得，并取?0.8K??。所以????K????3.16，K???2.53 ?装磨削加工表面质量系数 ??????0.92 综合系数为：?KK??=??1.25 ???1?3?订K??=K??1???1?2.62 ?碳钢的特性系数 线???0.1～0.2 取0.1 ???0.05～0.1 取0.05 安全系数Sca S??1?=K???6.02 ?a?a?mS??1?k??4.89 ?a??t?m28

Ft?4299.39NFr?1618.81NFa?1138.76NFNH1?1951.08NFNH2?3049.39N FNV1?1651.20NFNV2?-31.39NMH?254616N.mmMV1?215481.6N.mmMV2?-2617.7N.mmM1?333559N.mm 机械课程设计

ScaS?S?2S??S?2?3.80≥S=1.5 M2?254629Nmm本例中因无过大的瞬时过载量和严重的应力循环不对称性，故略去静强度T3?593760 校核。所以它是安全的 7.滚动轴承的选择和寿命验算 1.高速轴轴承选择 高速轴轴承选择一对30208圆锥滚子轴承。 装工作中稍有波动，工作温度低于1000C，予计寿命48000h。 2.中间轴轴承选择 中间轴轴承选择一对30209圆锥滚子轴承。 3.低速轴轴承校核 订低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承。 6.1.1确定轴承的承载能力 线查表可知轴承30210的Cr=72200N，C0r=55200N 1、计算径向支反力 R?R2R221NH1?NV1?1951.082?1651.20?2556.00N R222?RNH2?RNV2?3049.392?31.392?3049.55N 该轴承只承受径向力，取fp=1.1 。 2、计算当量动载荷 P1?fpR1?1.1?2556.00?2811.60N 29

N.mm?ca=27.79 MPa ?ca〈 [??1] 此轴合理安全 W=17561.6mm3 wT=35123.2mm3 M?175767.6N?mmT3=593760N?mm ?b?10.0MPa

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装订线

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装 订 线 参 考 文 献 [1] 《机械原理教程》，清华大学出版社，申永胜主编，2005年12月第二版； [2] 《机械制图》，高等教育出版社，大连理工大学工程画教研室编，2003年8月第五版； [3]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版； [4]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，郭重庆、洪钟德主编。2002年版； [5]《机械设计手册》，机械工业出版社，徐颖主编，1991年版。 41

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