香皂包装机设计说明书课程设计说明书.doc

《香皂包装机设计说明书课程设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《香皂包装机设计说明书课程设计说明书.doc（34页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、 编号： 机械设计课程设计说明书 题 目： 香皂包装机构设计 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 副 教 授 2012年7月2日目 录1.香皂包装机设计任务书1 1.1 课程设计要求1 1.1.1功能要求1 1.1.2原始数据和设计要求1 1.2 香皂包装机设计参数1 1.3 香皂包装机设计任务12.香皂包装机传动方案2 2.1香皂包装机传动方案分析2 2.2电动机选择3 2.2.1 电机类型和结构形式3 2.2.1 电机容量选择3 2.3香皂包装机传动方案确定5 2.3.1 带传动5 2.3.2 链传动5 2.3.3 减速

2、箱6 2.3.4 锥齿轮73.传动零件的设计计算8 3.1 V带传动计算【1】8 3.2 齿轮计算11 3.3 轴的计算18 3.4 轴承计算23 3.4 键、螺纹和联轴器的计算24 3.4.1 键的计算24 3.4.1 螺纹的计算26 3.4.1 联轴器的计算274.箱体结构设计及润滑285.设计总结316.参考文献321. 香皂包装机设计任务书 1.1 课程设计要求 1.1.1功能要求实现对香皂的进料、包装、出料工作。 1.1.2原始数据和设计要求生产率为每分钟50-100件。 1.2 香皂包装机设计参数生产率：60块/分钟香皂尺寸：90mm50mm35mm香皂盒子尺寸：95mm60mm3

3、5mm香皂重量：125g( 上料器：长500mm，大约6块，待进入大约100块 进料带：长1000mm，大约11块 出料带：长500mm，大约5块 总计质量：15.25kg) 1.3 香皂包装机设计任务1、说明书一份（10000字以上）；2、所设计产品（或产品的某个部分）的装配图一张（A0图幅绘制，A3图幅打印）；3、有关键零件的零件图4张（绘制图幅根据需要选定，A3图幅打印）。注：如果 是1个人独立完成设计的，只需要关键零件的零件图2张.2. 香皂包装机传动方案 2.1香皂包装机传动方案分析如图1.1所示，是本次设计的香皂传动路线示意图。香皂由最左端的上料器进入，经过筛选方向，不符合方向要求

4、的滑落到回收箱中，等收集满后由人工回送到上料器上；符合要求的进入到进料传动链上，传动到了轮右边等待包装。包装盒在中部上料器内，用不完全轮抽出，经滚轮进入到设定位置，等待包装。包装完的香皂，被推到出料链轮上，被运送到设计位置。如图1.2所示，为本次设计的香皂包装机主要传动部分示意图。动力由电机输出，经减速箱，减速箱输出三种转速，分别为链轮、凸轮、不完全轮、抽纸轮等提供动力。然后，完成相应的预定设计动作。同时，由锥齿轮完成垂直轴的传动，由链轮完成相距较远的两根轴的传动，由齿轮完成相距较近的和传动比要求较高的轴之间的传动。图2.1 香皂包装机整机传动示意图（部分结构略）图2.2 香皂包装及传动部分示

5、意图 2.2电动机选择 2.2.1 电机类型和结构形式一般选用Y系列三项交流异步电动机。Y系列电动机具有高效、节能、噪声小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准（IEC），适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机以及农用机械和食品机械。所以，此处选用Y系列三项交流异步电动机。 2.2.1 电机容量选择由于工作机稳定（变化较小）载荷连续运转的机械，而且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率Pcd等于或稍大于电动机的实际输出功率Pd，即PcdPd就可以了。电动机的输出功率Pd为式中：PW工作机所需输入功率（kw）； R传动装置总效率。工作机所需功率PW由工作机的工作阻力

6、（F或T）和运动参数（v或n）确定，即或 推香皂推杆：选择10mm方钢管，0.785kg/m3，则=0.125kg+0.785kg/m0.25m=0.3125kg滑动摩擦系数查表得=0.140.10.3125kg9.8N/kg=0.30625N杠杆摆角，则角速度最大线速度为推杆部分所需功率：总效率： =0.850.990.960.990.960.96=0.74=0.25W同理，可求得：PW1=0.41W，PW2=0.54W，PW3= PW4=0.55W上料链轮：最大线速度为，最大力取F=链轮部分所需功率：总效率： 进料链轮：=0.125kg6+0.6kg/m2m=2.575kg最大线速度为链轮

7、部分所需功率：总效率： =0.960.90.990.960.960.960.96=0.73同理，可得：出料链路所需功率：所以，电机所需功率：考虑到传动零件，如：齿轮、轴、链轮的转动惯量，以及各滑动、滚动摩擦副间的摩擦等诸多因素。所以，选择电机：Y801-46( Y：Y系列三相异步电动机（IP44）； 80M：机座号； 1：代表同一机座号和转速下不同的功率； 4:4级电机，同步转速1500转/分)电机转速：同步转速1500r/min、满载转速1390r/min、额定功率是0.55kw 2.3香皂包装机传动方案确定 2.3.1 带传动选取电机转速n电动机 =1390r/min，根据转速需要，拟通过

8、带轮把转速降到n带轮=480r/min，则可知带轮传动比1：2.90 2.3.2 链传动 进料链：进料带轮带速：v=90mm/0.75s=0.12m/s链轮用于传输，功率、转速要求均不高，可直接选08A1进行校核强度。节距1：p=12.7mm（质量0.6kg/m3）线速度1：，则z1n1p=120，p=12.7mm，取 z1=20,n1=0.5r/s链轮直径1：进料链：进料带轮带速：=90mm/0.75s=0.12m/s链轮用于传输，功率、转速要求均不高，可直接选08A进行校核强度。节距：p=12.7mm（质量0.6kg/m）线速度：=0.12m/s，则z2n2p=120，p=12.7mm，取

9、 Z2=20,n2=0.5r/s链轮直径：121.5mm 2.3.3 减速箱转速需求：合盖子机构转速及行程中：第一步转速：n=1r/0.25s=4r/s=240r/min第二部转速：n=1r/0.25s=4r/s=240r/min第三步转速：n=1r/0.25s=4r/s=240r/min第四步转速：n=1r/0.25s=4r/s=240r/min抽纸不完全轮： n=1r/0.75s=1.33r/s=80r/min抽纸轮转速：为减少变速箱输出转速数取n=4r/s链轮转速：暂时选为0.5r/s，根据后面链传动设计在进行修正。根据分析，需要三种转速，分别为：n合盖子=240r/min、n抽纸=80

10、r/min、n链轮=30r/min，则：一级传动比：为了减小减速箱体积，选择z1=17，则z2=34。二级传动比：同理，为了减小减速箱体积，选择z3=17，则z4=51。三级传动比：同理，为了减小减速箱体积，选择z5=18，则z6=48。 2.3.4 锥齿轮此处采用锥齿轮传动，只改变传动方向，所以，直接选择z锥齿轮1=z锥齿轮2=17。3. 传动零件的设计计算假设电机的输出功率不大于0.21kw，计算各个传动零件的尺寸强度，在进行校核功率是否大于0.21kw。若大于，则重新调整输出功率进行校核。 3.1 V带传动计算【1】1、确定计算功率P 由表8-7查得工作情况系数=1.1=1.10.21k

11、w=0.231kw2、选择普通V带的带型 根据=0.231 kw 、=1390r/min 由表8-4a选用Z型3、确定带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径。 由表8-6和表8-8，取=90 mm2）验算带速。按式（8-13）验算带的速度：=m/s=6.55 m/s 因为5m/s30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。由式（8-15a）得=2.990=261 mm 根据文献3，圆整为dd2=265mm。4、确定V带的中心距a和基准长度1）根据式（8-20），初定中心距=300 mm.2）由式（8-22）计算所需的基准长度 1176mm 由表8-2选带的基准长度=1120 m

12、m3）由式（8-23）计算实际中心距a。328mm 由式（8-24）算得中心距的变化范围为311361 mm5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数1）计算单根V带的额度功率。由=90mm和=1390r/min，查表8-4a得：=0.3528kw 根据=1390r/min，=2.9和Z型带，查表8-4b得：=0.03kw。 查表8-5得：=0.92查表8-2得：=1.08于是，kw2）计V带的根数。= 由此可知，取2根即可。7、计算单根V带的初拉力的最小值 由表8-3得：Z带的单位长度质量=0.06kg/m，所以= 应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为带型基准直径/mm带速v/m/

13、s基准长度包角V带根数最小压轴力/NZ902616.551120150o263.75表3-1 V带相关参数9、带轮结构设计（1）带轮的材料 由于减速器的转速不是很高，故选用HT150型。（2）带轮的结构形式 V带轮由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z=2，小带轮基准直径=90，大带轮基准直径=261，小带轮选择腹板式，大带轮选择孔板式。（3）V带轮的轮槽 V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应；V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40度，选择38度。（4）V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧

14、结的带轮在轮缘、腹板、轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。槽型bdeminZ8.52.07.0120.37385.5表3-2 轮槽的截面尺寸（5）带轮参数计算 轮毂宽度： 由于 所以，查表537得：取轮毂宽度为L=45mm 腹板厚度1： 所以，取S=C/=5mm 轮毂孔径d及d1:查表1531可知：若使用40Cr的轴，则孔径可取d=19mm，毂的公差带可选D10，d1=1.820mm=34.2mm，取d1=35mm，键的宽度b=6mm。查表8117得；最小轮缘厚

15、度min=5.5mm,取轮缘厚度取=6mm查表537得：t1=2.8mm孔板上空的位置D0=0.5（D1+d1）=135mm，直径d0=95mm 3.2 齿轮计算圆柱直齿数：Z1=17， Z2=3411、选定齿轮类型、精度、材料、齿数1）按表10-8，选用直齿圆柱齿轮传动，选择7级精度。2）由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。3）齿：Z1=17，Z2=34（i=2）2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算。即（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.3。计算小齿

16、轮传递的转矩。P1=P电=0.210.950.98=0.2kw= =3979.17Nmm查表10-7，选取齿宽系数=1.查表10-6，取材料的弹性影响系数=189.8。查表10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。由公式10-13计算应力循环次数。=60 =N1/2=1.0368109查图10-19，取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95。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：MPa MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值。=2.32= 23.3mm2）圆周速度:=3）齿

17、宽b:b=123.3mm=23.34）计算齿宽与齿高之比：模数 齿高 =2.251.37=3.0825mm5）计算载荷系数。根据v=0.586 m/s，7级精度，查图10-8得动载系数=1；直齿轮，；查表10-2得使用系数=1.00；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对于支承非对称布置时，=1.417；查图10-13得=1.34；故载荷系数K=1111.417=1.4176）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=23.97mm7）计算模数m3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）查图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MP

18、a；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；2）查图10-18，取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88；3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4。由式（10-12）得：=4）计算载荷系数K 5）查取齿形系数。 查表10-5得：=2.97； =2.464（用插值法求得）.6）查取应力校正系数查表10-5得：=1.52 =1.645（用插值法求得）7）计算大、小齿轮的并加以比较。= = 大齿轮的数值大。（2）设计计算=0.856mm对于计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所

19、决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的的模数0.856，并就近圆整为标准值m=1.0，按接触强度算得的分度圆直径=23.97mm，算出小齿轮齿数=23.97取= 24 =224=48。 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算1）计算分度圆直径 =241=24mm =481=48mm2）计算中心距 =363）计算齿宽宽度 取B2=24，B1=30。直齿锥齿轮：寿命为5年（每年按300天计算）传动功率：P锥=P3=0.180.980.98=0.17 kw锥齿轮用于转换方向: 1、选择

20、齿轮材料和精度等级（1）查表10-1选择齿轮材料为45号调质钢，大小齿轮都选择硬度为250HBS。等级为8级。（2）选齿轮齿数： 取Z锥7=Z锥8=17， 传动比：U=1，转速：n锥=n5=30 r/min2、按齿面接触疲劳强度设计由齿面接触疲劳强度设计公式d1t 进行计算。1）选载荷系数Kt=1.62）计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55106 =9.551060.17/30=54116.7 (Nmm)3）由表选取齿宽系数 4）确定弹性影响系数查表10-6得ZE=189.8 5）确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动ZH=2.56）由公式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=603

21、01(283005)=4.32107N2=60n2jLh=60301(283005)=4.321077）查教材图10-19曲线得接触疲劳强度寿命系数 KHN1=0.93 ， KHN2=0.938）查教材图10-21d得接触疲劳强度极限应力Hlim1= 600MPa ， Hlim2=600MPa9）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数Sh=1.0.MPaMPa10）由接触强度计算小齿轮的分度圆直径d1t =105.1 mm11）计算齿轮的圆周速度12）齿轮的使用系数载荷状况以均匀平稳为依据查表10-9得KA=1.0dm1=d1(1-0.5)=75.8(1-0.50.3)=89.34 mm

22、由图10-8查得KV=1.0取KHa=KFa=1.0查表10-9得轴承系数=1.10所以由公式得 =1.51.10=1.65接触强度载荷系数 =1.01.01.01.65=1.6513）按实际的载荷系数校正分度圆直径106.2 mm模数： =6.25取标准值m= 6.514）则计算相关的参数： d1=z1m=176.5=110.5mm d2=z2m=176.5=110.5mm 锥距：=85=78 mm15）圆整并确定齿宽 圆整取b2=25 mm ，b1=25 mm3、校核齿根弯曲疲劳强度 1）确定弯曲强度载荷系数 =1.01.01.01.65=1.65 2）计算当量齿数：=24=24 3）查表

23、10-5得=2.65 =2.65=1.58 =1.58 4）计算弯曲疲劳许用应力：由图得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 , KFN2=0.92取安全系数 SF=1.4由图（10-20c）FN1=440 MPa , FN2=440 MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力-=MPa=289.14MPa=MPa=289.14MPa 5）校核弯曲强度： 根据弯曲强度条件公式进行校核： =57.6 =57.6满足弯曲强度，所选参数合适。经校核，其他齿轮均满足强度要求，同理可得：齿轮类型传动比i设计齿数z校核齿数z模数m小齿轮d1大齿轮d2中心距ao第一组直齿217：3424：481306045第二

24、组直齿317：5119：571.528.585.557第三组直齿8/318：4827：721.540.510874.25第四组锥齿117：1724：245105105表33 齿轮传动参数小齿轮材料硬度热处理精度压力角齿宽b1孔径dh轮毂D1轮毂宽L第一组40 Cr280HBS调质7级20o30第二组40 Cr280HBS调质7级20o35第三组40 Cr280HBS调质7级20o50第四组45250HBS调质8级20o18表34 小齿轮设计参数大齿轮材料硬度热处理精度压力角齿宽b2孔径dh轮毂D1轮毂宽L第一组45240HBS调质7级20o301930.430第二组45240HBS调质7级20

25、o28.51930.430第三组45240HBS调质7级20o40.51930.455第四组45250HBS调质8级20o18表35 大齿轮设计参数第三组齿轮参数计算7：根据轴颈计算，选择dh=19mm。于是，有：D1=30.4mm l=(1.21.5)dh=22.428.5mm(lb)，取b=55mm =2.5mn=7.5mm(7.5 为了满足V带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故I段直径19mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42 mm。根据大带轮轮毂与轴的配合长度且为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，I-II段的长度应比略短一些，故得mm； 2

26、 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。按工作要求并根据25mm，选取轴承代号32905，其尺寸为dDT=25mm42mm12mm，左右端滚动轴承采用封油盘进行轴向定位（采用脂润滑）；3 由于da=32mm2d=40mm，所以，取安装齿轮处的轴段IV采用齿轮轴，齿轮左端与左轴承之间采用轴套和封油盘定位。已知齿轮宽度为30 mm，通常为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此处轴段应略小于轮毂宽度，此处使用齿轮轴则不必考虑。通常，齿轮另一端端采用轴肩定位，轴肩高度。轴环宽度，此处取b=30mm。4 轴承端盖的总宽带为20（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖

27、的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离为20 mm，故取。5 取齿轮距箱体内壁之间距离=16mm；考虑采用脂润滑，轴承与箱体内壁间距s取10mm，已知滚动轴承宽度T=12mm，齿轮轮毂长30mm。至此，已初步确定轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位齿轮、V带轮、与轴的周向定位均采用圆头平键连接。按d=19mm查表6-1得平键截面bh=6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，查文献1表61，选择标准超度系列，L=40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合,查文献7，选择配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的

28、直径尺寸公差为4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。（5）求轴上的载荷做出轴的受力简图；作为简支梁的轴的支承距做出轴的弯矩图和扭矩图。大带轮的重量忽略不计。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表36 轴上载荷分布表（6）按弯扭合成应力校核轴的强度校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得。因此，故安全。图32 轴上载荷分布图同理可得：第二根轴：选定轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得：。因此，故安全。第二根轴的装配

29、方案如下图所示：图3.3 第二根轴装配方案第三根轴：选定轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得：。因此，故安全。第三根轴的装配方案如下图所示：图3.4 第三根轴装配方案第四根轴：选定轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得：。因此，故安全。第四根轴的装配方案如下图所示：图3.5 第四根轴装配方案轴第一根轴2578齿轮轴251823391943第二根轴14551520齿轮轴19229519291430第三根轴145615291929295192齿轮轴1430第四根轴1455152019352951939.51430表37 各轴的结构 3.4 轴承计算根据轴的直径，查文献3，可知：选择轴承代

30、号32905的轴承，其尺寸为dDT=25mm42mm12mm1、求两轴承所受的径向载荷和 由上表得：= =2、求两轴承的计算轴向力和对于32905型轴承，查机械设计手册.4得e=0.32,Y=1.88。轴承派生轴向力，Y是对应的Y值。因为外加轴向载荷为0，且，所以=53.9N。3、计算轴承当量动载荷因此， 对轴承1：X=1 Y=0 对轴承2：X=0.4 Y=1.88按表13-6查得fp=1.0 4、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算预期使用寿命，所以：故所选轴承满足寿命要求。5、滚动轴承的润滑1）润滑方式的选择滚动轴承的润滑方式，通常根据速度因数dn值（d为轴承内径，n为轴承工作转速

31、）来选择，见文献7表1310。因为dn均小于（23）105mmrmin-1，所以，选择脂润滑。2）润滑剂的选择滚动轴承的润滑剂，取决于轴承类型、尺寸和运转条件。从使用角度，润滑脂具有使用方便，不宜泄漏等特点。故目前大部分滚动轴承用润滑脂润滑。查文献7表1311，由于连续工作温度可能略高，但是工作环境较好，比较干燥，所以，选择钠基润滑脂（温度较高（120o）、环境干燥的轴承）轴承型号dDT润滑方式润滑剂结构第一根轴32905254212脂润滑3号钠基两端固定第二根轴30302154214脂润滑3号钠基两端固定第三根轴30302154214脂润滑3号钠基两端固定第四根轴30302154214脂润滑

32、3号钠基两端固定润滑脂的选择要考虑轴承工作温度、dn界限值和使用环境，查文献7表1312，选择3号钠基润滑脂（轴承工作温度40o80o，dn80000 mmrmin-1,使用环境干燥）。表38 轴承型号及润滑选择 3.4 键、螺纹和联轴器的计算 3.4.1 键的计算链轮装在主轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面相关计算和轴的计算，可知，各轴颈的直径，根据文献7表53，可选出键的bh，再根据轴颈和轮毂长度，参考L系列，选取键长L值。1、第一根轴上的键：单圆头普通平键，bhL=6640材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力MPa，故满足强度要求。2、第二根轴上的键：1）、单圆头普通平键，bh

33、L=5532材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力 MPa，故满足强度要求。2）、圆头普通平键，bhL=6628材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力 MPa，故满足强度要求。3、第三根轴上的键：1）、单圆头普通平键，bhL=5532材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力 MPa，故满足强度要求。2）、圆头普通平键，bhL=6628材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力 MPa，故满足强度要求。4、第四根轴上的键：1）、单圆头普通平键，bhL=5532材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力 MPa，故满足强度要求。2）、圆头普通平键，bhL=6636材料为钢，由表6-2查得许用挤压应力 MPa，故满足强

34、度要求。键键键bhL轴N9毂JS9轴t毂t1bhL轴N9毂JS9轴t毂t1第一根轴66400-0.0300.0153.5+0.12.8+0.1-第二根轴55250-0.0300.0153.0+0.12.3+0.166250-0.0300.0153.5+0.12.8+0.1第三根轴55250-0.0300.0153.0+0.12.3+0.166250-0.0300.0153.5+0.12.8+0.1第四根轴55250-0.0300.0153.0+0.12.3+0.166360-0.0300.0153.5+0.12.8+0.1表38 轴承型号及润滑选择 3.4.1 螺纹的计算分析减速器处的箱体连接

35、螺栓的受力情况：1、材料选Q235，性能等级4.6，查表5-8得此螺栓的屈服极限为=240MPa ,安全系数查表5-10选S=1.5 ，则螺栓的许用拉应力2、螺栓总拉力为 ，对于连接螺栓，取所以 ，2、螺栓危险截面的拉伸强度条件为所以，最小截面 mm所以可以取常用值：选螺栓M12 ，符合强度要求。其他，螺纹校核同理可得。 3.4.1 联轴器的计算用联轴器连接的两轴，由于制造和安装误差、受载后的变形、轴承磨损以及温度变化等因素的影响，往往不能不能保证严格的对中，两轴间会产生一定程度的相对位移或偏斜等误差。因此联轴器除了能传递所需的转矩外，还应在一定程度上具有补偿两轴间偏移的性能，以避免轴 、轴承

36、和联轴器在工作中引起附加动载荷和强烈的振动，从而破坏机器的正常工作。1、类型选择：为了适应不同工作的需要，人们设计了多种形式的联轴器，一般机械式联轴器可分为三大类。（1）刚性联轴器：它要求被连接的两轴严格对中而没有相对偏移。（2）挠性联轴器：它允许并能补偿两轴间的相对位移，按补偿偏移的方式不同可分为无弹性原件挠性联轴器和有弹性元件挠性联轴器。（3）安全联轴器：它限制被连接两轴传递转矩的数值，超出此数值则自行断开。 因为载荷平稳、中小转矩，且为了隔离振动与冲击，所以选用弹性套柱销联轴器，材料为35钢。2、载荷计算: 公称转矩 T=7560.4 N.mm由表14-1查得KA=1.3 ，故由式（14

37、-1）得计算转矩为：Tca=KAT=1.37560.4=9828.52 N.mm=9.82852 N.m3、型号选择：从机械设计手册29-153中查得TL2的许用转矩为16 Nm，许用最大转速为7600 r/min ，周径为12-19 mm之间，故合用。4. 箱体结构设计及润滑1、减速器的润滑（1）齿轮传动的润滑。齿轮的圆周速度小于1m/s，选用人工定期润滑。选用机械油（GB443-84）32号（2）滚动轴承的润滑滚动轴承的dn值都小于10mmr/min，选用脂润滑方式，只需在最初装配时和每隔一定时间（通常每年12次）将润滑脂填充到轴承空隙（填充量为轴承内部空间的1/21/3）中即可，选用滚珠轴承脂润滑（SY1514-82）。2、减速器的密封（1）轴伸出端的密封：轴颈圆周速度小于1m/s且轴承用脂润滑，因此用毡圈密封（2）轴承靠箱体内侧的密封：由于轴承用脂润滑，因此，用封油杯密封（常用旋转式封油杯）。（3）箱体结合面的密封：在箱盖与箱座接合面上涂密封胶或水玻璃，也可开回油沟；3、减速器箱体的结构设计（1）减速器箱体制成剖分式，毛坯制造方法为铸造，材料为HT150。（2）箱体的结构尺寸减速器箱体的结构尺寸名称符号结构尺寸/mm下箱座壁厚10上箱盖壁厚110下箱座剖分面处凸缘厚度b20上箱盖剖分面处凸缘厚度b120地脚螺栓底脚厚度P2.5箱座、箱盖上的肋厚m， m1