课程设计--展开式二级圆柱齿轮减速器

课程设计--展开式二级圆柱齿轮减速器

2011/2012学年 第2学期 《机械设计》课程设计说明书

题目名称 展开式二级圆柱齿轮减速器 学院（系） 专 业 班 级 学 号 姓 名 指导教师 高瑞贞

河北工程大学 2012年5月

河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

课程设计任务书

设计数据：运输带传递的有效圆周力F=740N

运输带速度V=1.2m/s 滚筒的计算直径D=300mm

设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。 工作条件：工作时间10年，每年按300天计 单班工作（每班8小时）。 传动示意图如下：

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目 录

1、电机的选择……………………………………………………………03 2、传动装置的运动和动力参数 ………………… ……………………05 3、V带的设计 ……………………………………………………………06 4、减速器输入轴齿轮的设计……………………………………………08 5、输出轴齿轮的设计……………………………………………………11 6、输入轴的设计…………………………………………………………14 7、输出轴的设计…………………………………………………………23 8、减速箱的结构尺寸……………………………………………………27 9、轴承端盖的参数………………………………………………………29 10、轴承的参数……………………………………………………………30 11、齿轮的参数……………………………………………………………30 12、带轮的参数……………………………………………………………31

一、选择电机 ................................................................ 2 二、确定传动装置的总传动比和分配传动比： ..................................... 3 三、计算传动装置的运动和动力参数： ........................................... 4 四、设计V带和带轮： ......................................................... 5 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N ............................................ 24 3、箱体结构应具有良好的工艺性 ............................................... 31

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一、选择电机 231. 工作机所需功率Pw： Pw=740*1.2/1000=0.888 η－带传动效率：0.95 1η－每对轴承传动效率：0.95 2η－圆柱齿轮的传动效率：0.975 3η－联轴器的传动效率：0.99 4 η—卷筒的传动效率：0.96 5说明： η-电机至工作机之间的传动装置总的总效率： η=η*η42*η*η*η 总145 η总 =0.96*0.99*0.96*0.993*0.96 2 =0.717 vn=πD60*10卷筒360vD*103=60*1.2*1000=76 .43r/3.14*300min 2.确定电机转速：查机械设计课程实际第7页表2.1： 取V带传动比i=2︿4 二级圆柱齿轮减2 =0.7河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

速器传动比i=8︿40 所以电动机转速的可选范围是： n电动机17 =n*i=917.2卷筒总 P=1.5w︿11005.92 r/min r/min 根据电动机所需功率和转速查手册第167页表12-1 查出电动机型号为Y90L—4。其额定功率为1.5KW，工作输出功率为1.45KW。基本符合所需设计要求。 二、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比：i=18.32 平均传动比：i= 平均 初选电动机同步转速为1500 KW N=1400r/min i=18.总总=n电动机n卷筒= 140076.43 318.32=2.64 带齿轮 分配传动比：取i =2.2 ；i =3.5则i =ii*i=4.3 总链32 i=2.2 带带23 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

注：i为带轮传动比，i为齿带齿轮i齿轮i链=3.5 轮传动比， i为链传动比 链=4.3 i链三、计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、 3轴, 。η,η,η---依次为电机与轴1，011223轴1与轴n电动机i带2， 轴2与轴3之间的传动效率。 1.各轴转速： n=1=1400=636.36 2.214007.7r/min n=2n1i1=n电动机i带*i1==181.82 r/min n n=n==75.76 r/min ii*i*i2电动机132带2 2.各轴输入功率：P=P1=4.3 电动机*η=1.5*0.95=1.178 kw 01 P=P*η=1.178*0.975=1.149 kw 2112 4 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

P=P*η=1.149*0.95=1.09 KW 3223 d=80mm 1 3.T电动机各轴电动机电动机输入转矩：P=9550n1.5=9550*1400=10.23 Nm 1P T=9550n=21.38 11Nm P T=9550n=72.96 222Nm PT=9550n=166.35 Nm 333四、设计V带和带轮： 1.设计V带 ①确定V带型号 查课本P表13-8得：K=1.1 218A d=2224mm 则 计算功率P c P=K*PcA电动机=1.1*1.24=1.364kw Pc 根据=1.364 kw 5 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

n电动机=1400 r/min, 219 L=12900 由课本P图13-15，选择Z型V带。 取d=80 mm d=i*d*(1-ε)=217.8mm 12带1 查课本Pd=224mm 2219表13-9取 为带传动的滑动率ε=0.01︿0.02 ②验算带速：V=3.14*80*140060*1000πd电动机60*1000.24 mm a=455 mm = =5.86 m/s 带速在5︿25 m/s范围内，合适 ③取V带基准长度L和中心距da： 初步选取中心距a： a=1.2(d+d)=1.5*(80+224)=364.0128 mm，取a=400 mm 0符合0.7(d+d) < a < 1206 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

2(d+d) 12 205由课本P式（13-2）得： L0=2a0+(d1+d)+dπ22 Z=4 F =49 0 d14a022=1290.24 mm 查课本P表13-2取L=1400 213dmm 由课本P式13-16计算实际中220心距： a=a+L0dL02=455 mm ④验算小带轮包角α：由课本P式13-1得： 205N F=387 c α=180-d02d1a*57.3=162＞120 000 ⑤求V带根数Z：由课本P式218N 13-15得： Z=p214PC0Δp0KaKL 0查课本P表13-3得， P=0.35 查课本P216表13-5得, 7 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

ΔP=0.03 0 213查课本PK=1.14 L表13-2得, 表13-7得, 2查课本PK=0.95 则 a217 1.8Z=PΔP==3.3 0.500.04*0.97*1.08PKKc00aL取Z=4 ⑥求作用在带轮轴上的压力F： Q 查课本P表13-1得q=0.06 212kg/m， 故由课本P式13-17得单根220V带的初拉力： P2.5 F=500*+qV 1ZVK0c2a *1.82.5=500*1+0.06*10.55 4*10.550.977 Z=32 1 =49 N 作用在轴上压力： Fc=2 Z 8 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

166Fsinα=2*4*39*sin=387N 220 m=2 bb2 五、齿轮的设计 1.第一级减速齿轮的设计 a.选择材料及确定许用应力 由课本P表11-1 166=32 =40 小齿轮用45钢调质 齿＃mm 1面硬度197︿286HBC 大齿轮用45钢 齿面＃mm d=45m1硬度156︿217HBC δδ=460 Mpa FE1Hlim1=600 =380 Mpa Mpa m d=168 2 δδ=320 Mpa FE2mm 中心距a=129 mm Hlim2由课本P表11-5 ， 171 最H小F安全系数 S=1.0, S=1.25 =δS=700 Mpa δHlim1HH1= δH2F1δHlim2SH=600 Mpa =δ δ=480 Mpa SFE1F9 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

=δ δ=360 Mpa SFE2FF2 h=1.5 a1b.按齿面强度设计 设齿轮按8级精度制造， 由课本P取载荷系数K=1.5 由课本P171表11-4 齿宽系数φ=0.8 d169表11-3 取Z=188 标准齿轮EZ=2.5 H由课本d≥13P1712式 11-3，2KT1i11ZE*ZH**Φdi1δH1h=1.9 f1 =39.84 mm 取Z=32,则Z=i*30=112 121h=1.5 a2h=1.9 f2da1=48 4.3传动比误差4.315=0.0035＜4.3mm d=171 a25% 可取 d模数m=Z=1.245 由课本P11mm f1 在误差范围内 d=41.2 mm 57d=164f210 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

表4-1 取m=2 齿宽b=φd=0.8*39.84=31.9 d1.2 mm F1mm 取b=32 mm 2b= b+8=40 mm 12实际上d=Z*m=19*2=45mm 11 d=Z*m=82*2=168 mm 22中心距 a=d1d22=382164=129 mm c.验算轮齿弯曲强度 由课本P图11-8 ， P图17317411-9得， 齿形系数Y=1.63 Sa1YFa1=2.56 =2.15 YY=1.81 Sa2Fa2 由课本P式11-5得， 172 δ=F12KT1YFa1YSa1bmZ12  =116 Mpa＜δ δ= δF2 YFaYSa22F1YFaYSa1 F21 =108 Mpa＜δ11 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

d.齿轮的圆周速度 πdn V=60=1.5 m/s *100011 ※对照表11-2课本P,可知选用1687级精度是可以的 e.计算齿顶圆半径及齿根圆半径 齿顶高 h=h*m a※a 齿根高 h=（h+c）f※am 齿顶圆半径 d=d+2h aa 齿根圆半径 d=d-2h ff 由课本P表4-2 h=1.0 58※ac=0.25 得， ※ ha2a1=1.5 hf2f1=1.9 h=1.5 h=1.9 d=48 mm d=171 mm a1a2d=41.2 mm d=164.2 mm f1f2六、轴的设计 1. 输入轴的设计： 12 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

①材料：选用45号钢调质处理。 查课本P页表14-2 取245 Ft1=950 N Fa1=345.77 N F=172V1τ=35 Mpa C=110 ②根据课本P式14-2得： 245 d≥C3p2n2=110*31.369287.83=14.39mm 考虑到键槽対轴的削弱，将轴径增大5%， 即d=18.9*1.05=14.82 mm min取轴的装配方案如下 ③为了满足带轮的轴向定位要求在轴的Ⅱ-- Ⅲ需要制造一个轴肩。现取第一段的直径为16mm，第二段的直径为18mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端的直径取挡圈的直径D=20mm。 ④现取齿轮距箱体内壁之间的距离a=10mm，在确定滚动轴承定位时应距13 .885 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

离内壁的一段距离取2mm，则V段=12mm，已经滚动轴承的宽度T=12mm，小齿轮的宽度b=40mm，则Ⅲ段=90mm。 1N F=475 H1⑤由于小齿轮的分度圆直径d=45mm，齿1顶圆直径d=48mm，则Ⅵ段=46mm。 a1⑥由于此轴仅承受径向力，故选用单列深沟球轴承。查表（GB/T276-1994），试选用深沟球轴承6204，其参数为：d=20mm；D=47mm；B=14mm。轴承右端用轴承端盖固定，左端制造一个轴肩进行轴向定位，故d=25mm。 vN Ma=37.47 Nm M=65.e⑦由减速器及轴承端盖的设计而定，轴承端盖总宽度为15mm，为了便于轴承端盖的拆装和及时对轴承添加润滑脂，因此取端盖与带轮右端面距离为30mm，所以Ⅱ段的长度为45mm。 ⑧Ⅰ段=2*16=32mm 2．轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键。按照轴的直径，查表（10-9）得平键的参数：b=5mm；h=5mm。键14 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

槽采用铣刀加工，长度为20mm。同时为了保证带轮与轴配合具有良好的对中性。故采用H7K689 Nm 。轴承的轴向定位采用过渡配合来保证，此处选取轴的直径尺寸公差为m。 63. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端的倒角为1.0mm，各轴肩处的圆角半径r=1.5mm 4. 校核该轴和轴承： 作用在2、3齿轮上的圆周力 F=950 N 径向力: F0t1=2T1d1=2*21.38*100045 a1= F=902r1Ft1*tanα=950*tan20=345.77 N 求垂直面的支反力： F=V1Fr1*dL*FA*222L .86N F=114r2*23.5_0 =345.7747=172.885 N 2.8315 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

F= Fr1_F V2V1N =172.9 N 求水平面的支撑力： F= FH2=F H1t12 =950=475 N 2 计算、绘制水平面弯矩图： M= FHBHCH1H1147=172.9*=4.06 Nm l2*103 M=F(l+l)- F12t2l2 =4.05 Nm 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： Ma=Nm Ma=，MVBMHB22=21.4359237.44132=37.47 =60 Nm MVCMHC2=15.372582 求危险截面当量弯矩： 从图可见，B-B,C-C处截面最危险， 其当量弯矩为：（取折合系数α=0.6） 16 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

M=eMC(αT2)22==602(0.6*43.41)2=65.89 = Nm M’eMB(αT2)2237.472(0.6*45.41)2=46.3 Nm # 计算危险截面的直径： 因为材料选择45调质，查课本P241表14-1得σ=650Mpa，查课本P页B246表14-31b得许用弯曲应力Me0.1*[δ1b][σ]=60Mpa，则： C-C截面：d≥ =＜67.5mm B-B截面：d≥ =＜48mm 所以该轴是安全的。 轴承寿命校核： 轴承寿命可由式L=h333 65.89*10000.1*60=22.27mm3'Me0.1*[δ1b] =19.78mm46.3*10000.1*60106Cft*60nPfpε进行校17 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=f，查课本表16-9，r10取f=1,f=1.5取ε=10 3tp F=r12FV21FH1=34.62902.22=902.86N =1142.F=r22FV22FH2=292.7321104.7283N 则L=h10Cft*60nPfp6ε29.5*10*1=60*10=10y*287.831.5*902.8663103， 轴承使用寿命在10年范围内，因此所该轴承符合要求。 ④弯矩及轴的受力分析图如下: 18 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

3.输出轴的设计 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS），根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115 d1/31/3≥c(P3/n3)=115(2.168/76.4)=35.08mm d=35mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装19 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N·m ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）20 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.1+44.26）1/2 =47.1N·m 21 22河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1 Mec=[MC+(αT)]=[47.1+(1×271)] =275.06N·m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×45) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据实际条件，轴承预计寿命 16×365×8=48720小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 22 221/2221/23河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR1500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本P264（11-10c）式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.223000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 24 ×(1×河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵FA1/FR1Cr=30500N 根据课本P264 表（11-10）得：ft=1 根据课本P264 （11-10c）式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.430500/1355)3 =2488378.6h>48720h ∴此轴承合格 八、链传动的设计 1. 链轮齿数 由表（13—12）知，选Z=25，1×(1×大Z2Z21链链轮的齿数=Z*i=25*2.38=59.5。 所以取=59 实际传动比 i链=5925=3.36 误差远小于5%，故允许。 2. 链条节数 初选中心距 a=40P 由式0（13—21）得 26 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

LP=2+a0PZ1Z22+pZ2Z1a022 = 124 3. 计算功率 由表（13—13）查得K=1.0 A故 P= K*P=1.0*1.149=1.15 CA链km 4. 链条节距 由式（13—25） P=K0PCZ*KM 估计此链传动工作于图13—33 所示曲线顶点左侧（即可能出现链板疲劳破坏）。由表（13—33）： K=Z1.08Z119=1.25 m 采用单排链时，取K=1.0 故 1.15 P=1.2=0.92 Kw 5*1.00由图13—33查得当n=181.82r/min时，10A链条传递功率为2 kw > 0.92 kw 故合格，其27 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

参数：p=15.875mm；排距Pt=18.11mm。 5.实际中心距 a=40p=40*15.875=635 mm 6．计算链速 由式（13—20） Z*P*n V=60=1.2 m/s *100017. 作用于轴上的压力 经验所述 F=(1.2~1.3)F Q 取F=1.3F Q F=1000*P=958 N VC F=1.3F=1245 N Q 九、减速器机体结构及尺寸 ① 箱体一般用灰铸铁HT150或HT200制造。对于重型减速器也可以采用球墨铸铁或铸钢 制造。在单件生产中，特别是大型减速器，可采用焊接结构，以减轻重量，缩短生产周期。 28 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

② 箱体结构的设计要点 减速器的箱体是支持和固定轴及轴上零件并保证传动精度的重要零件，其重量一般约占 减速器总重量的40％~50％，因此，箱体结构对减速器的性能、制造工艺、材料消耗、重量和成本等影响很大，设计时务必综合考虑，认真对待。 减速器箱体的设计要点如下： ③ 箱体应具有足够的刚度 （1）轴承座上下设置加强筋。 （2）轴承座房设计凸台结构。凸台的设置可使轴承座旁的联接 设计凸台结构要注意下列几个问题： a 轴承座旁两凸台螺栓距离S应尽可能靠近。对无油构箱体（轴承采用油脂润滑）取S〈D2，应注意凸台联接螺栓（d1）与轴承盖联接螺钉（d3）不要互相干涉；对有油29 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

沟箱体（轴承采用润滑油润滑），取S≈D2〉，应注意凸台螺栓孔（d1）不要与油沟相通，以免漏油。D2则为轴承座凸缘的外径。 b 凸台高度h的确定应以保证足够的螺母搬手空间为准则。搬手空间根据螺栓直径的 大小由尺寸C1和C2确定。 c 凸台沿轴向的宽度同样取决于不同螺栓直径所确定的C1+ C2之值，以保证足够的搬 手空间。但还应小于轴承座凸缘宽度3~5mm..，以便于凸缘端面的加工。 （3）箱座的内壁应设计在底部凸缘之内。 （4）地脚螺栓孔应开在箱座底部凸缘与地基接触的部位；不能悬空。 （5）箱座是受力的重要零件，应保证足够的箱座壁厚，且箱座凸30 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

缘厚度可稍大于箱盖凸缘厚度。 2、确保箱体接合面的密封、定位和内部传动零件的润滑。 为保证箱体轴承座孔的加工和装配的准确性，在接合面的凸缘上必须设置两个定位用的 为保证箱盖、箱座的接合面之间的密封性，接合面凸缘联接螺栓的间距不宜过大，一般不大于150~180mm，并尽量对称布置。 如果滚动轴承靠齿轮飞溅的润滑油润滑时，则箱座凸缘上应开设集油沟，集油沟要保证润滑油流入轴承座孔内，再经过轴承内外圈间的空隙流回箱座内部，而不应有漏油现象发生。 3、箱体结构应具有良好的工艺性 ⑴铸造工艺性的要求，箱壁不宜太薄，δmin≧8mm，以免浇铸时铁水流动困难，出现充不满 31 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

型腔的现象。 壁厚应均匀和防止金属积聚、避免产生的缩孔、裂纹等缺陷。 当箱壁的厚度变化较大时，应采用平缓过渡的结构。 避免出现狭缝结构，因为这种结构的砂型易碎裂，正确的做法应联成整体箱壁沿拨摸方向应有1：10~1：20的拨模斜度。 （2）机械加工工艺性的要求轴承座孔应为通孔，最好两端孔径一样以利于加工。两端轴 承外径不同时，可以在座孔中安装衬套，使支座孔径相同，利用衬套的厚度不等，形成不同的孔径以满足两端轴承不同外径的配合要求。 同一侧的各种加工端面尽可能一样平齐，以便于一次调整刀具进行加工。加工表面与非加工表面必须严格区分，并尽量减少加工面积。32 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

因此，轴承座的外端面、观察孔、透气塞、吊环螺钉、油标尺和油塞以及凸缘连接螺栓孔等处均应制出凸台（凸出非加工面3~5mm）以便加工。(所示为轴承座凸缘的外端面与凸台之间的合理与不合理的结构。 本减速箱箱体，壁厚采用8mm~10mm，符合标准。 密封与润滑 润滑技术的核心问题是要解决摩擦副——也就是我们通常所说的润滑点的润滑问题，对于从事润滑技术应用的人来讲，最关心的应该是润滑点。也就是说，不管你采用什么样的润滑方式，干油润滑也好，稀油润滑也好，油雾润滑也好，或者采用油气润滑，目的是要使润滑点始终处于最佳的润滑状态。 那么，润滑点到底需要什么样的润滑呢？是不是油加得越多越好呢？回答是否定的。 33 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

润滑点，也就是摩擦副在全膜润滑状态下运行是一种理想的状况。在这种全膜润滑状态下，摩擦面之间有润滑剂，并能生成一层完整的润滑膜，把两个摩擦表面完全隔开。摩擦副运动时，摩擦是润滑膜的内部分子之间的内摩擦，而不是摩擦面之间的直接接触的外摩擦。 润滑点所需的润滑剂应该以缓慢的均匀的微量油流到达轴承，如果润滑点所需要的润滑剂能以源源不断的细流方式供应，那对润滑点来说，润滑效果是最理想的了。 举个例子：一个轴承每小时需要1ml的润滑油，是每小时加1ml呢，还是把这1ml的油在1小时内分几次加，正确的答案应该是后者。如果我们能使润滑点在每个润滑周期只得到0.1ml的油，那么1ml油在1小时内可以分10次供送，每6分钟供34 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

一次，这就能达到十分满意的效果了，这是一种最正确的润滑方式。 稀油润滑确实是一种有效的润滑方式。随着润滑技术的发展，稀油润滑已从初级的大流量润滑方式向更先进的微量润滑的方式发展。譬如油雾润滑是一种微量润滑，它的出现使稀油润滑发展到了一个新的阶段。油雾润滑虽然朝着这一正确的润滑方式迈出了一大步，但由于在应用上受到了种种限制，并严重污染环境和危害人体健康，因此应用前景越来越黯淡，取代它的是更为精确更加微量且不污染环境的润滑方式——油气润滑。 油气润滑以一种新颖的润滑理念改变了传统的润滑方式，它可以把精细的极其微量的油滴流源源不断地注入润滑点，这样，以均等的时间精确分配润滑油的方式得以实现，并能适合不同的恶劣工况条件，35 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

这是其它润滑方式都不能做到的。 本设计润滑采用油浴润滑，齿轮箱中油液面要加淹没齿轮的1/4处，利用齿轮旋转的离心力，使用油充满整个齿轮箱。 密封：采用骨架油封。在设计时，骨架油封和轴承之间需要有个台阶，当安装轴承时会对轴的表面产生划伤，如果不加台阶，骨架油封的密封性能将会大打折扣。 减速器箱体参数： 箱座厚度 σ σ=0.025a+3≥8 10mm 箱盖厚度 σ σ11=0.02a+3≥8 9mm 1箱盖凸缘厚度 bb=1.5σ 14mm 1 箱座凸缘厚度 b b=1.5σ 14mm 箱座底凸缘厚度 bb=2.5σ 25mm 22 36 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

地脚螺钉直径 dd=0.036a+12 M16 ff 地脚螺钉数目 n 查手册a<250 4 轴承旁联结螺栓直径 d 1d=0.75d M12 1f盖与座联结螺栓直径 d 2d=(0.5～0.6)d M12 2f轴承端盖螺钉直径 d 3d=(0.4～0.5)d 6mm 3f视孔盖螺钉直径 d 4d=(0.3～0.4)d 5mm 4f定位销直径 d d=(0.7～0.8)d 8mm 2df，d，d至外箱壁的距离 C查手册121得22mm 18mm 16mm df，d至凸缘边缘距离C查手册得2220mm 14mm 外箱壁至轴承端面距离l 1l=C+C+(5～10) 55mm 112大齿轮顶圆与内箱壁距离 Δ≥1.2137 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

σ 15mm 箱盖，箱座肋厚 m m m≈0.85σ111，m≈0.85σ 8mm 6.5mm 轴承端盖外径D D=D+(5～225.5)d 77mm 76mm 125mm 轴承旁联结螺栓距离S S=D 290mm 116mm 148mm 十、各项参数 1.轴承端盖的参数 38 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

第一根轴上（输入端无孔） 轴1承外右入径D=47mm d=23mm e=7.2mm M=15mm M=20mm b=8mm 左1 第三根轴 轴1承外右径D=95mm d=55mm e=7.2mm M=15mm M=20mm b=8mm 左出1 第二根轴上 39 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

D=68mm e=8mm D=76mm s=10mm m= 5mm 2.轴承参数 对于第一根轴 d=25mm D=47mm B=12mm A=11mm 球d=A/2=5.5mm 对于第二根轴 d=40mm D=68mm B=15mm A=12mm 球d=A/2=6mm 对于第三根轴 d=60mm D=95mm B=18mm A=17.5mm d=A/2=8.75mm 3.齿轮的参数 40 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

齿轮2不开孔 d=43mm d=1.6d=68.6mm b=30mm shsd=168mmδ=10mm a 齿轮4不开孔 d=70mm d=1.6d=112mm b=45mm shsd=212.5mm δ=20mm a4.带轮的参数 ds=20mm d=164mm d=160mm d=35mm ahf=7mm e=12mm φ=38 h=2.0mm 00a41 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

h=9mm δ=10mm s=12mm L=35mm fd=143mm B=2f+3e=50mm 十一、设计小节 对一级减速器的独立设计计算及作图，让我们融会贯通了机械专业的各项知识,更为系统地认识了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解,同时也让我们及时了解到自己的不足，在今后的学习中会更努力地探究. 十二、参考资料 [1] 杨可桢，程光蕴，李仲生，机械r设计基础，北京：高等教育出版社，2006.5 [2] 吴宗泽, 机械设计课程设计手册, 北京：高等教育出版社，2006.11 3“指导书”：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 42 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

2006年11月第24次印刷. 43 河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书

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