機械設計課程設計-展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器F=5200V=0.52D=400

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1、 大連民族大學課程設計 機械設計課程設計 任務說明書 設計題目: 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 全套圖紙加扣?3012250582 機械設計及其自動化專業(yè)144班 設計者： 學號： 指導老師： 2016年10月26日 目錄 一.電動絞車傳動裝置設計及傳動方案的擬定…………………………………………………2 二、電動機的選擇計算…………………………4 三、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算…………………………………………………5 四、齒輪的設計計算及校核…………

2、…………7 五、軸的設計計算和其相應軸承的選擇…………………………………………………24 六、軸的校核……………………………………30 七、滾動軸承的壽命驗算………………………33 八、鍵的選擇及校核……………………………34 九、聯軸器的選擇計算…………………………37 十、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇………………………………………38 十一、設計體會…………………………………38 十二、參考文獻…………………………………40 一.電動絞車傳動裝置設計及傳動方案的擬定 ⑴課程目的： 1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有

3、關選修課程的理論和生產實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。 2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。 ⑵題目： 1.題目：設計帶式運輸機傳動裝置的二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器 2、工作條件 兩班制工作；每班工作8小時，常溫下連續(xù)、單向運轉，載荷稍微波動；輸送帶滾輪效率為0.96。 3、使用期限 使用期限為10年。 4、生產批量及生產條件 小批量生產，無鑄鋼設備。 5、要求完成工作量 ①.減速器裝配圖一張(A0)。

4、 ②.設計說明書一份。 ③.零件圖若干。 ④.草圖 6、設計的技術數據： 鋼絲繩曳引力： F=5200N 鋼絲繩速度： V=0.52 m/s 滾筒直徑： D=400mm 滾筒長度; L=800mm ⑶設計內容： ①.電動機的選擇與運動參數設計計算； ②.斜齒輪傳動設計計算； ③.軸的設計及校核； ④.裝配草圖的繪制 ⑤.鍵和聯軸器的選擇與校核； ⑥.滾動軸承的選擇及壽命驗算； ⑦.裝配圖、零件圖的繪制； ⑧.設計計算說明書的編寫。 二、電動機的選擇計算 根據工作要求及條件，選擇三相異步電動機

5、 ，封閉式結構，電壓380V，Y系列。 1.選擇電動機功率 滾筒所需的有效功率：=F×V=6000×0.48=2.704kw 傳動裝置的總效率：?=?承5 · ?閉合3 · ?聯2 ·?滾筒1=0.800 查機械設計指導書表17-9得式中: 滾筒效率： = 0.96 聯軸器效率： = 0.99 斜齒輪嚙合效率： = 0.98 滾子軸承效率： =0.98 傳動總效率: ?=0.800 所需電動機功率 := =2.704/0.800=3.38kw 2.選取電動機的轉速 滾筒轉速 ===2

6、4.83r/min 查機械設計指導書表27-1,取Y132M-6比較合理 其n0=960r/min，滿載功率為4.0kw 三、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算 1、分配傳動比 總傳動比: =/ =960/24.83=38.663 設：高速傳動比l1,中間軸傳動比i2,低速傳動比i3,外傳動比為i外 外傳動比取 則減速的傳動比：i外= 38.663/3.0=12.888 對減速器傳動比進行分配時，即要照顧兩級傳動浸油深

7、度相近，又要注意 大齒輪不能碰著低速軸，試?。? ==4.1 低速軸的傳動比：== 12.888/4.1=3.143 2、各軸功率、轉速和轉矩的計算 0軸：即電機軸 P0==4.0KW n0=960r/min T0=9550×P0/n0=9550×4/960=39.79

8、Ⅰ軸:即減速器高速軸 P1= 4×0.99=3.960KW n1= 960 r/min T1=9550×P1/n1=9550×3.960/960=39.39 Ⅱ軸：即減速器中間軸 P2= P1·=3.4960×0.98×0.99=3.803kw n2== n1/=960/4.1=234.15r/min

9、 T2=9550×P2/n2=9550×3.803/234.15=15.11 Ⅲ軸：即減速器的低速軸 P3= P2·=3.803×0.98×0.99=3.652kw n3= n2/i23=234.15/3.143=74.5r/min T3=9550×P3/n3=9550×3.652/74.5=468.14N·m ⅳ軸：即減速箱外與低速軸相連的軸 P4=P3··=3.652×0.9

10、8×0.99=3.543kw n4=n3=74.5 r/min T4=9550×P4/n4=9550×3.543/74.5=454.17 N·m ∨軸：即傳動滾筒軸 P5= P4··=3.543×0.98×0.98=3.403kw n5= n4 =24.83r/min T4=9550×P5/n5=9550×3.403/24.83=1312.69N·m 將上述計算結果匯于下頁表： 表3-1 各 軸

11、運 動 及 動 力 參 數 軸序號 功 率 P/ KW 轉 速 n/(r/min) 轉 矩 T/N.m 傳動形式 傳動比i 效率η 0軸 4.0 960 39.79 聯軸器 1.0 0．99 Ⅰ軸 3.960 960 39.39 齒輪傳動 4.48 0．97 Ⅱ軸 3.803 234.15 155.11 齒輪傳動 3.319 0．97 Ⅲ軸 3.652 74.5 468.14 聯軸器 1.0 0．99 Ⅳ軸 3.543 74.5 454.17 ∨軸 3.403 24.83 1312.69 齒

12、輪傳動 2.989 0.96 四、齒輪的設計計算及校核 一、高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算： 1.原始數據： 高速軸的輸入功率 ： 4.0kW 小齒輪轉速 ： 960 r/min 傳動比 ： 4.1 單向傳動，工作載荷平穩(wěn)， 每天工作8小時，預期工作10年。 選擇齒輪材料精度等級 齒輪減速器為一般機械， 小齒輪材料選用40Gr鋼，調質處理，取硬度為280HBS 大齒輪材料選用45鋼，調質處理，硬度取240HBS。

13、 齒輪精度等級為7級 初選小齒輪齒數Z1=23，大齒輪Z2=4.1×23=94.3，取Z2=95。 Z2 ， Z2為互質數 壓力角α=20，螺旋角?=14 2.按齒面接疲勞強度設計： ⑴計算小齒輪分度圓直徑 設計公式: d t=3T1 klt u+1 Φt u · 3( ZH·ZE·Zα·ZβΦd)2 ①確定公式中各參數： 初選klt=1.3 參考文獻1表10-20 ZH=2.433 參考文獻1表10-7 Φd=1,變位系數X1=X2=0

14、 重合度系數Zq αt=arctan(tanα/cos?)=20.562 αat1=arcos【Z 1cosα t/(Z 1+2H*cos?)】=30.295 αat1=arcos【Z 2cosα t/(Z 2+2H*cos?)】=23.430 端面重合度：εβ=Φd·z1·tanβ/=1.825 Zq=（1-εβ）4-εα3+εβεα=0.679 式10-23 得螺旋角系數Zβ=cosβ=0.985 轉矩T1=3.939×104N·mm 參考文獻1表10-7，選取齒寬示數Φd=1 參考文獻1表10-5 得材料彈性系數ZE=189.8 Mpa 齒輪的許用應力【Φ】=KN

15、Φlims s=1 ②計算應力循環(huán)次數N h h 參考文獻1圖5-10得 =0.90, =0.95 查表得:=600Mpa，=550MPa 由教材式(5-28)計算許用接觸應力 =KHN1σHN1S ==540Mpa =KHN2σHN2S==523Mpa 取兩者中較小值作為該齒輪許用應力 【Φ】=523 Mpa ③計算小齒輪的分度圓直徑： d t=3T1 klt u+1 Φt u · 3( ZH·ZE·Zα·ZβΦd)2 =35.408mm ⑵調整小齒輪的分度圓直徑： ①計算實際載荷示數前的

16、數據準備 =1.78m/s 齒寬b==35.408mm ②計算實際載荷系數:查表得使用系數 =1 由七級精度 v=1.78m/s 由圖10-8查得動載荷系數=1.06 齒輪的圓周力=2/=2.225×103N /b=62.84<100N/mm 參考文獻1表10-3 得齒輪滿載分配系數Kα=1.4 參考文獻1表10-4 得齒輪滿載分配系數Kβ=1.416 載荷系數 =2.101 ③求得按實際載荷示數計算的齒輪模數 d1=dlt·3KHKHt=41.552mm 相應的齒輪模數：m=d1cosβ/Z1=1.753mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 ⑴計算齒輪

17、模數 設計公式：Mnt=32·kltT1·Yε·COSβ Φd·Z12·YfaYsaσF ①確定各參數值 試選載荷系數 KFt=1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數 βb=arctan(tabβ·cosαt)=13.14° εαv=εx/cos2βb=1.551 Yε=0.25+0.75/εαV=0.735 根據文獻1式10-19，螺旋角系數Yβ=1-εββ120°=0.787 ②計算 YfaYsa【σF] Zv1=Z1/cos3β=25.18 Zv2=Z2/cos3β=103.99 參考文獻1圖10-17 查得齒形系數

18、 YFa1 =2.67 YFa2=2.19 參考文獻1圖10-18 查得應力修正系數 Ysa1=1.59 Ysa2=1.81 由文獻1圖10-24c查得齒輪彎曲疲勞極限: σFlim1=500 σFlim2=380 參考文獻1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全系數s=1.4 [σF]1=KFN1·σlim1S=303.57mpa [σF]2=KFN2·σlim2S=238.86MPa YFN1Ysa1[σF]1=0.0140

19、 YFN2Ysa2[σF]2=0.0166 取較大值 YFN2Ysa2[σF]2=0.0166 ③計算模數 m≥32·KFt·T1·Yε·Yβ·COS2βΦdZ12·YFa·YSa[σF]=1.335mm ⑵調整齒輪模數 ①計算實際載荷示數前的數據準備 圓周速度： d1=mntz1/cosβ=31.645mm =1.59m/s 齒寬b =31.645mm 齒輪高寬比b/h h=(2h*+c*) mnt=3.004mm

20、 b/h=26.287÷3.18825=10.53 ②計算實際載荷：kF V=1.59m/s，查得動載荷系數KV=1.04 由=2/=2.489kN KAFT1/b=78.65N/mm＜100N/mm 參考文獻1表10-3 得齒面載荷分配系數 KFα=1.4 參考文獻1表10-4 得齒面載荷分配系數 Kβ =1.416 結合b/h=1053 查表10-13得 KFβ=1.35 滿載系數 KF=KA·KV·KFα·KFβ=1.966 ③求得按實際載荷示數計算的齒輪模數 Mn=MNt3KFKFt=1.532

21、對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根疲勞強度計算的，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準模數中取m=2mm 4.尺寸計算確定： 為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=41.225mm來計算小齒輪的齒數，即; Z1=d1cosβ/mn=20.16, 取z1=21，則z2=μz1=86.1，取z2=86，z1與z2互質 d1=Z1mcosβ=43.18mm d2=Z2mcosβ=176.82mm d= (Z1+Z2)m2cosβ=110.276mm 考慮到模數的取值有所增大，將中心距取為110mm 將圓整后得中心

22、距修正旋轉角β=arcos(Z1+Z2)m2a=13.412° 5.總結 模數m=2 中心距d=110mm β=13.412° 齒數Z1=21 分度圓d1=43.18mm 齒寬b1=50mm 齒數Z2=86 分度圓d2=176.8mm 齒寬b2=45mm 二、中速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 1.原始數據： 中速軸的輸入功率 ： 3.803kW 小齒輪轉速 ： 234.15r/min 傳動比 ： 3.143 單向傳動，工作載荷平穩(wěn)， 每天工作8小時，預期工作10年。

23、 選擇齒輪材料精度等級 齒輪減速器為一般機械， 小齒輪材料選用40Gr鋼，調質處理，取硬度為280HBS； 大齒輪材料選用45鋼，調質處理，硬度取240HBS。 齒輪精度等級為7級 初選小齒輪齒數Z1=21，大齒輪Z2=3.143×21=66.15，取Z2=67。 Z2 ， Z2為互質數壓力角α=20，螺旋角?=14 2.按齒面接疲勞強度設計： ⑴計算小齒輪分度圓直徑 設計公式: d t=3T1 klt u+1 Φt u ·

24、3( ZH·ZE·Zα·ZβΦd)2 ①確定公式中各參數： 初選klt=1.3 選齒寬系數Φd=1 參考文獻1表10-20 ZH=2.433 查得材料影響系數ZE=189.8MPa3 參考文獻1表10-7 Φd=1,變位系數X1=X2=0 計算接觸疲勞強度用重合的系數Zq αt=arctan(tanα/cos?)=20.562 αat1=arcos【Z 1cosα t/(Z 1+2H*cos?)】=31.01° αat1=arcos【Z 2cosα t/(Z 2+2H*cos?)】=24.503 端面重合度：εβ=

25、Φd·z1·tanβ/=1.667 Zq=（1-εβ）4-εα3+εβεα=0.708 式10-23 得螺旋角系數Zβ=cosβ=0.985 轉矩T1=1.547×105N·mm 參考文獻1表10-5 得材料彈性系數ZE=189.8 Mpa 齒輪的許用應力【Φ】=KNΦlims s=1 ②計算應力循環(huán)次數N 109 h 參考文獻1圖5-23得 =1.05, =1.1 查表得:=600Mpa，=550MPa 由教材式(5-28)計算許用接觸應力 =KHN1σHN1S ==630Mpa =KHN2σHN2S==605Mpa

26、取兩者中較小值作為該齒輪許用應力 【Φ】=605Mpa ③計算小齒輪的分度圓直徑： d t=3T1 klt u+1 Φt u · 3( ZH·ZE·Zα·ZβΦd)2 =53.096mm ⑵調整小齒輪的分度圓直徑： =0.653m/s 齒寬b==53.096mm 計算實際載荷系數:查表得使用系數 =1. 由7級精度 v=0.653m/s 由圖10-8查得動載荷系數=1.01 齒輪的圓周力=2/=5.827×103N /b=109.8＞100N/mm 參考文獻1表10-3 得齒輪滿載分配系數Kα=1.2 參考文獻1表10

27、-4 得齒輪滿載分配系數Kβ=1.420 載荷系數 =1.721 d1=dlt·3KHKHt=58.30mm 相應的齒輪模數：m=d1cosβ/Z1=2.694mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 ⑴計算齒輪模數 設計公式：Mnt=32·kltT1·Yε·COSβ Φd·Z12·YfaYsaσF ①確定各參數值 試選載荷系數 KFt=1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數 βb=arctan(tabβ·cosαt)=13.14° εαv=εx/cos2βb=1.704 Yε=0.25+0.75/εαV=0.690 參考文獻1式10-1

28、9，螺旋角系數Yβ=1-εββ120°=0.806 ②計算 YfaYsa【σF] Zv1=Z1/cos3β=22.99 Zv2=Z2/cos3β=73.34 參考文獻1圖10-17 查得齒形系數 YFa1 =2.72 YFa2=2.25 參考文獻1圖10-18 查得應力修正系數 Ysa1=1.58 Ysa2=1.72 參考文獻1圖10-24c查得齒輪彎曲疲勞極限: σFlim1=500 σFlim2=380 參考文獻1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.86

29、 KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全系數s=1.4 [σF]1=KFN1·σlim1S=307.14 [σF]2=KFN2·σlim2S=238.86MPa YFN1Ysa1[σF]1=0.0140 YFN2Ysa2[σF]2=0.0162 取較大值 YFN2Ysa2[σF]2=0.0162 ③計算齒輪模數 計算模數 m≥32·KFt·T1·Yε·Yβ·COS2βΦdZ12·YFa·YSa[σF]=1.98mm ⑵調整齒輪模數 ①計算實際載荷前的數據準備 圓周速度： d

30、1=mntz1/cosβ=42.85mm =0.526m/s 齒寬b =42.85mm 齒輪高寬比b/h h=(2h*+c*) mnt=4.455mm b/h=42.85÷4.455=9.62 ②計算實際載荷：kF V=0.526m/s，查得動載荷系數KV=1.01 由=2/=7.221×103N KAFT1/b=168.5 N/mm＞100N/mm 參考文獻1表10-3 得齒面載荷分配系數 KFα=1.2 參考文獻1表10-4 得齒面載荷分配系數 Kβ =1.416 結合b/

31、h=9.62 查表10-13得 KFβ=1.51 滿載系數 KF=KA·KV·KFα·KFβ=1.830 ③求得按實際載荷示數計算的齒輪模數 Mn=MNt3KFKFt=2.22mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根疲勞強度計算的，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準模數中取m=2.5mm 4.尺寸計算確定 為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.30mm來計算小齒輪的齒數，即; Z1=d1cosβ/mn=22.63, 取z1=23，則z2=μz1=72.45，取z2=73，z1與z

32、2互質 d1=Z1mcosβ=58.94mm d2=Z2mcosβ=187.20mm d= (Z1+Z2)m2cosβ=123.673mm 考慮到取的模數有所增大，將中心距取為123mm 將圓整后得中心距修正旋轉角β=arcos(Z1+Z2)m2a=12.680° 5.總結 模數m=2.5 中心距d=123mm β=12.680° 齒數Z1=23 分度圓d1=58.94mm 齒寬b1=65mm 齒數Z2=73 分度圓d2=187.2mm 齒寬b2=60mm 三、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 1.原始數據： 低速軸的輸

33、入功率 ： 3.543kW 小齒輪轉速 ： 73.8r/min 傳動比 ： 2.989 單向傳動，工作載荷平穩(wěn)， 每天工作8小時，預期工作10年。 選擇齒輪材料精度等級： 齒輪減速器為一般機械， 小齒輪材料選用40Gr鋼，調質處理，取硬度為280HBS； 大齒輪材料選用45鋼，調質處理，硬度取240HBS。 齒輪精度等級為7級 初選小齒輪齒數Z1=21，大齒輪Z2=2.989×21=62.769，取Z2=62。 Z2 ，

34、 Z2為互質數壓力角α=20，螺旋角?=14 2.按齒面接疲勞強度設計： ⑴計算小齒輪分度圓直徑 設計公式: d t=3T1 klt u+1 Φt u · 3( ZH·ZE·Zα·ZβΦd)2 ①確定公式中各參數： 初選klt=1.3 選齒寬系數Φd=1 參考文獻1表10-20 ZH=2.5 參考文獻1得材料影響系數ZE=189.8MPa3 參考文獻1表10-7 Φd=1,變位系數X1=X2=0 計算接觸疲勞強度用重合的系數Zq αt=arctan(tanα/cos?)=

35、20.562 αat1=arcos【Z 1cosα t/(Z 1+2H*cos?)】=31.009° αat1=arcos【Z 2cosα t/(Z 2+2H*cos?)】=24.78 εβ=Φd·z1·tanβ/=1.667 Zq=（1-εβ）4-εα3+εβεα=0.503 參考文獻1式10-23 得螺旋角系數Zβ=cosβ=0.985 轉矩T1=4.566×105N·mm 參考文獻1表10-5 得材料彈性系數ZE=189.8 Mpa 齒輪的許用應力【Φ】=KNΦlims s=1 ②計算應力循環(huán)次數N 108 h 參考文獻1圖5-23得 =0.90, =0

36、.95 查表得:=600Mpa，=550MPa 參考文獻1式(5-28)計算許用接觸應力 =KHN1σHN1S ==540Mpa =KHN2σHN2S==523Mpa 取兩者中較小值作為該齒輪許用應力 【Φ】=523Mpa ③計算小齒輪的分度圓直徑： d t=3T1 klt u+1 Φt u · 3( ZH·ZE·Zα·ZβΦd)2 =68.47mm ⑵調整小齒輪的分度圓直徑： ①計算實際載荷示數前的 =0.267m/s 齒寬b==68.47mm ②計算實際載荷系數:查表得使用系數 =1

37、 由7級精度 v=0.267m/s 由圖10-8查得動載荷系數 =1.002 齒輪的圓周力=2/=1.36×104N /b=198.62＞100N/mm 參考文獻1表10-3 得齒輪滿載分配系數Kα=1.2 參考文獻1表10-4 得齒輪滿載分配系數Kβ=1.423 載荷系數 =1.71 ③按照實際載荷示數求小齒輪分度圓直徑 d1=dlt·3KHKHt=62.982mm 相應的齒輪模數：m=d1cosβ/Z1=2.91mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 ⑴求齒輪模數 設計公式：Mnt=32·kltT1·Yε·COSβ Φd·Z12·YfaYsaσF

38、 ①確定各參數值 試選載荷系數 KFt=1.3 計算彎曲疲勞強度用重合度系數 βb=arctan(tabβ·cosαt)=13.14° εαv=εx/cos2βb=1.698 Yε=0.25+0.75/εαV=0.691 參考文獻1式10-19，螺旋角系數Yβ=1-εββ120°=0.872 ②計算 YfaYsa【σF] Zv1=Z1/cos3β=22.98 Zv2=Z2/cos3β=67.86 參考文獻1圖10-17 查得齒形系數 YFa1 =2.74 YFa2=2.27 參考文獻1圖10-18

39、查得應力修正系數 Ysa1=1.57 Ysa2=1.76 參考文獻1圖10-24c查得齒輪彎曲疲勞極限: σFlim1=500 σFlim2=380 參考文獻1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全系數s=1.4 [σF]1=KFN1·σlim1S=303.57 [σF]2=KFN2·σlim2S=238.86MPa YFN1Ysa1[σF]1=0.0136 YFN2Ysa2[σF]2=0.0167

40、取較大值 YFN2Ysa2[σF]2=0.0167 ③計算齒輪模數 模數 m≥32·KFt·T1·Yε·Yβ·COS2βΦdZ12·YFa·YSa[σF]=2.95mm ⑵調整齒輪模數 ①求實際載荷示數前的數據準備 圓周速度： d1=mntz1/cosβ=63.846mm =0.248m/s 齒寬b =63.846mm 齒輪高寬比b/h h=(2h*+c*) mnt=5.973mm b/h=63.85/5.973=10.689 ②計算實際載荷：kF V=0

41、.248m/s，查得動載荷系數KV=1.01 由=2/=1.43×104N KAFT1/b=223.97 N/mm＞100N/mm 參考文獻1表10-3 得齒面載荷分配系數 KFα=1.2 參考文獻1表10-4 得齒面載荷分配系數 Kβ =1.422 結合b/h=10.689 查表10-13得 KFβ=1.34 滿載系數 KF=KA·KV·KFα·KFβ=1.624 ③按照實際載荷示數求得齒輪模數 Mn=MNt3KFKFt=2.667、 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根疲勞強度計算的，從滿足

42、彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準模數中取m=3mm 4.尺寸計算確定 為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=62.982mm來計算小齒輪的齒數，即; Z1=d1cosβ/mn=20.37, 取z1=21，則z2=μz1=62.769，取z2=62，z1與z2互質 d1=Z1mcosβ=64.77mm d2=Z2mcosβ=191.2mm d= (Z1+Z2)m2cosβ=128.311mm 考慮到取的模數有所增大，將中心距取為128mm 將圓整后得中心距修正旋轉角β=arcos(Z1+Z2)m2a=13.429°

43、5.總結 模數m=3 中心距d=128mm β=13.429° 齒數Z1=21 分度圓d1=64.77mm 齒寬b1=70mm 齒數Z2=62 分度圓d2=191.2mm 齒寬b2=65mm 五、軸的設計計算和相應軸承的選擇 1．減速器高速軸的設計計算 （1）選擇軸的材料 軸的材料為45號鋼，調質處理 （2）按扭矩初步估算軸端直徑 原始參數 ：P1=3.960kw n1=960r/min T1=3.939×104N·mm d1=43.18mm α=20° β=13.412° 作用在齒輪上的力Ft=2T1/

44、d1=1824N 徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=682N 軸向力：Fa=Frtanβ=163N 初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=106 dmin=A03P1n1=16.99mm 考慮軸上有一個鍵槽，直徑增加5%～7% dmin=A03P1n1=17.85mm 為了使軸與聯軸器相適應同時選擇聯軸器型號： 聯軸器轉矩Ta=KA·T1 查表得KA=1.3 Ta=1.3×3.939×104N·mm=51207N·mm Ta選擇應該小于聯軸器的公稱轉矩，選用L-1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為250000N·mm，半聯軸器孔徑di=

45、19mm，聯軸器長度L=42mm。配合轂孔長L1=30mm。 ⑶齒輪軸的尺寸 做出高速軸零件圖： 分析圖確定軸各段的參數 ⅠⅡ：d1=20 L1=30 ⅡⅢ: d2=24 L2=2.8 ⅢⅣ: d3=22 L3=27 ⅣⅤ: d4=25 L4=50 ⅤⅥ: d5=30 L5=78 ⅥⅦ：d6=25 L6=86 初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7005AC 基本尺寸： d=25mm D=47mm B=12mm 2.減速器中速軸的設計 1 選擇軸的材料： 軸的材料為45號鋼，調制處理 2 按照扭矩初步估算軸

46、端直徑： 原始參數：P2=3.803kw n2=234.15r/min T2=1.547×105N·mm 齒輪2，分度圓直徑 d2=176.82mm，α=20°，β=13.412° 齒輪3，分度圓直徑 d3=58.94mm，α=20°β=12.680° 作用在齒輪2上的力Ft=2T2/d2=1750N 徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=655N 軸向力：Fa=Frtanβ=156N 作用在齒輪3上的力Ft=2T2/d4=5249N 徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=1958N 軸向力：Fa=Frtanβ=440N 初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=

47、106 dmin=A03P2n2=26.84mm 考慮軸上有兩個鍵槽，直徑增加10%～15% dmin=A03P2n2=29.53mm ⑶中速軸的尺寸： 做出中速軸的零件圖: 分析圖確定軸各段的尺寸 ⅠⅡ：d1=30 L1=41.5 ⅡⅢ: d2=37 L2=43 ⅢⅣ: d3=44 L3=7.5 ⅣⅤ: d4=30 L4=102 初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7006AC 基本尺寸： d=30mm D=55mm B=13mm 3.減速器低速軸的設計 ⑴選擇軸的材料： 軸的材料為45號鋼，調制處理 ⑵按照扭

48、矩初步估算軸端直徑： 原始參數：P3=3.543kw n3=74.5r/min T3=4.566×105N·mm 齒輪4，分度圓直徑 d=187.20mm，α=20°，β=12.680° 作用在齒輪4上的力Ft=2T3/d=4878N 徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=1820N 軸向力：Fa=Frtanβ=409N 初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=106 dmin=A03P3n3=38.4mm 考慮軸上有兩個鍵槽，直徑增加10%～15% dmin=A03P2n2=42.24mm ⑶低速軸的尺寸： 做出低速軸的零件圖： 分析圖確定各段的尺寸：

49、 ⅠⅡ：d1=40 L1=63 ⅡⅢ: d2=45 L2=26 ⅢⅣ: d3=50 L3=63.5 ⅣⅤ: d4=57 L4=58 ⅤⅥ: d5=67 L5=7 ⅥⅦ：d6=57 L6=58.5 ⅦⅧ：d7=50 L7=32 初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7010AC 基本尺寸： d=50mm D=80mm B=16mm 為了使軸與聯軸器相適應，同時選擇聯軸器型號： 聯軸器轉矩Ta=KA·T1 查表得KA=1.3 Ta=1.3×4.566×105N·mm=498580N·m

50、m Ta選擇應該小于聯軸器的公稱轉矩，選用LT7型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為500000N·mm，半聯軸器孔徑di=40mm，聯軸器長度L=65mm。配合轂孔長L1=112mm。 4.外低速軸的設計 ⑴選擇軸的材料： 軸的材料為45號鋼，調制處理 ⑵按照扭矩初步估算軸端直徑： 原始參數：P4=3.543kw n4=74.5r/min T4=4.566×105N·mm 齒輪5，分度圓直徑 d=64.77mm，α=20°，β=13.429° 作用在齒輪5上的力Ft=2T4/d=4878N 徑向力：Fr=Fttanα/cosβ=1820N 軸向力：Fa=Frtanβ

51、=409N 初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=112 dmin=A03P3n3=38.4mm 考慮軸上有兩個鍵槽，直徑增加10%～15% dmin=A03P2n2=42.24mm ⑶確定軸各段的參數 ⅠⅡ：d1=60 L1=47 ⅡⅢ: d2=65 L2=60 ⅢⅣ: d3=77 L3=12 ⅣⅤ: d4=57 L4=800 ⅤⅥ: d5=70 L5=7 ⅥⅦ：d6=60 L6=18 初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7012AC 基本尺寸： d=60mm D=95mm B=18mm 六、軸的校核

52、 我們在這里對第一根高速軸進行校核。 1.按彎扭合成校核軸的強度 做出軸的空間受力簡圖如下： 2.軸上的受力分析 齒輪的圓周力：Ft=2T1/d1=2×39390/43.18=1824.5N 齒輪的徑向力：Fr=Ft×tanα/cosβ=1824×tan20°/cos13.412°=682.5N 齒輪的軸向力：Fa= Ft×tanβ=1824×tan13.412°=435.0N 3.計算作用于軸上的支反力 水平面內的支反力： FHA=FHB=Ft/2=1824/2=912N 垂直面內的支反

53、力： FVA=1/lAB(Fr×lAB/2+Fa×d1/2)390.5N FVB=Fr-FVA=292N 4.畫彎矩圖，并計算軸的彎矩 MV1=lAC×FVA=48812N·mm MV2=lAC×FVA-Fa×d1/2=39420N·mm 計算MH MH=lAC×FHA=114000N·mm M1=MH2+MV12=124010N·mm M2=MH2+MV22=120623N·mm 5.畫扭矩圖

54、 6.校核軸的強度 根據條件得α≈0.7，考慮鍵的影響d需乘上0.94 根據式： σcM12+(αT)20.1d3≈8.6Mpa 又因為45號鋼軸材料【σ-1】=59Mpa，故C處軸徑安全。 七、滾動軸承的壽命驗算 原始數據輸入： 軸上齒輪上的切向力：Ft=1824N， Fr =682N，軸向力：Fa =163N，分度圓直徑：d=43.18mm，轉速n=960r/min，輕微沖擊Lhˊ=2×8×10×365×0.3=17520h 初選軸承7005AC 兩軸承受到的徑向載荷：Fr1和Fr2 Fr1v=（Fr×73-Fa×d/2）/（73+145

55、）=212.67N Fr1H=73×Ft/（73+145）=610.78N Fr2v= Fr- Fr1v=469.33N Fr2H= Ft- Fr1H=1213.22N Fr1=2Fr1v2+Fr1H2=646.74N Fr2=2Fr2v2+Fr2H2=1300.83N 只需對軸承B進行強度校核。 查滾動軸承樣本得： 額定動載荷：C=11.2kN 額定靜載荷：C0=7.08Kn 此處Fa/ C0=0.023，故取e=0.39 由于Fa/Fr=163/682=0.23＜e 取 X=1， Y=0. 因軸承運轉輕微沖擊，按表13-6，fd=

56、1.1 則有： p= fd（X2Fr+Y2Fa）=750.2N 驗算壽命： 在此，我們不考慮工作溫度的影響，有： C′=P360Lh′n106=7.525KN＜C 因此軸承壽命滿足要求。 八、鍵連接的選擇及校核 ⑴同聯軸器相連的鍵： 鍵及鍵槽參數的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據軸的直徑d=20mm和軸段長為38mm以及半聯軸器的長度L=35mm，選取鍵 鍵的 公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 6 6 28 校核： 齒輪和齒輪軸都是鋼，用鍵構成靜連接。齒輪精

57、度為7級，裝齒輪處的直徑為20mm，需要傳遞的轉矩T=39.39Mpa，輕微沖擊。所以按照接觸工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。 鍵的尺寸： 圓頭普通平鍵（A）型 6×6×28 軸t1=3.5 轂t2=2.8 鍵，軸，轂的材料都是鋼。查表6-2 得許用擠壓應力（σp）=100～120Mpa。取其平均值（σp）=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=28-6=22mm 由式6-1可得： σp=4000T/hld=59.68≤（σp） 所以所選鍵1合適。 ⑵同中速齒輪相連的鍵： 鍵及鍵槽參數的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據軸的直徑

58、d=37mm和軸段長為43mm，選取鍵 鍵的 公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 10 8 32 校核： 齒輪和齒輪軸都是鋼，用鍵構成靜連接。齒輪精度為7級，裝齒輪處的直徑為37mm，需要傳遞的轉矩T=154.7Mpa，輕微沖擊。所以按照接觸工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。 鍵的尺寸： 圓頭普通平鍵（A）型 10×8×32 軸t1=5.0 轂t2=3.3 鍵，軸，轂的材料都是鋼。查表6-2 得許用擠壓應力（σp）=100～120Mpa。取其平均值（σp）=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32-10=22mm 由式6

59、-1可得： σp=4000T/hld=95.02≤（σp） 所以所選鍵2合適。 ⑶同低速齒輪相連的鍵： 鍵及鍵槽參數的確定 采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，裝拆方便，對中性好。 則根據軸的直徑d=57mm和軸段長為58mm，選取鍵 鍵的 公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 16 10 50 校核： 齒輪和齒輪軸都是鋼，用鍵構成靜連接。齒輪精度為7級，裝齒輪處的直徑為57mm，需要傳遞的轉矩T=456.6Mpa，輕微沖擊。所以按照接觸工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。 鍵的尺寸： 圓頭普通平鍵（A）型 16×10×50

60、 軸t1=6.0 轂t2=4.3 鍵，軸，轂的材料都是鋼。查表6-2 得許用擠壓應力（σp）=100～120Mpa。取其平均值（σp）=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50-16=34mm 由式6-1可得： σp=4000T/hld=94.24≤（σp） 所以所選鍵3合適。 九、聯軸器的選擇計算 在減速器高速軸與電動機之間需采用聯軸器聯接。因工作載荷不大，且有輕微沖擊，因此聯軸器應具有緩沖減振能力，故選用彈性套柱銷聯軸器。 減速器中高速軸轉距：39.39 根據：電動機軸直徑d=19mm，選擇聯軸器：LX1 由指導書表17-5：[T]= 250N·m，[n]=850

61、0 r/min 由表查得：KA= 1.3 Tca=KA T= 1.3×39.39=21.207<[T]=250 n = 960r/min <[n] 十、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算 1．齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取油的高度為H=68mm，選用全損耗系統(tǒng)用油CKC220。 2．滾動軸承的潤滑 由于浸油齒輪的圓周速度V=πd1n1/(60×1000)=1.97m/s＜2m/s 故滾動軸承采用脂潤滑，軸承內測設計有擋油板。 3．密封方法的選取 由于此處滾動軸承采用脂潤滑，此處采用毛站圈密封。毛氈圈：

62、高速軸：軸徑d=25，氈圈:D=39,d1=24,B1=7,D0=38,d0=26,b=6 低 速 軸 ： 軸 徑 d=50， 氈圈：D=69，d1=49，B1=8 ，D0=68，d0=51，b=7 十一、設計體會： 這次的課程設的目的就是讓我們學會怎么團隊合作，完成成一個產品的設計，在進行運算的時候，每一個尺寸的選取都要進過深思熟慮，經過反復校核，多次的計算，才能達到要求，并且在盡量節(jié)約材料的前提下才能繼續(xù)設計。在課設的過程中，每天都會有老師更新一些對我們有幫助的視頻或者材料來開拓我們的思路，而且在這一個月的時間里，每天都有老師在我們的工

63、作室里為我們解疑答惑，對我們的學習設計差生了巨大的幫助，讓我們清楚認機械設計基礎課程設計是學校為了讓我們更深刻的理解認識機械的構造而進行的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎的一個重要教學環(huán)節(jié)，是我們進行專業(yè)課的奠基石?；仡欉@一個月的課程設計，讓我們學到了許多以前了解不到的知識。當我們完成我們的設計課題之后，內心的喜悅之情不言于表?？粗约寒嫷拿恳粡垐D，我們計算的每一張草紙，真的覺得自己的收獲很多，我們在這些天里分工協作，每個人都在學習的同時快樂。相信這次課設不但給我們每個人帶來了巨大的提高，同時也為我以后的畢業(yè)設計打下了堅實的基礎。 這次課設不但培養(yǎng)了我們團結協作的能力，也培養(yǎng)我們的耐

64、心和細心度。課設的每一步計算，都需要我有十足足夠的耐心和細心，有時候考慮的不夠周全，導致在設計的過程中有些數據不合理，從而產生很大的影響。像我們組，在第二組齒輪的計算過程中出現了一些問題，在零件裝配的時候中速軸上的大齒輪與低速軸產生了干涉，導致我們兩天的計算白費。只能重新計算。這就讓我們重新審視我們自己，發(fā)現了自己的不足，也要求我們在機械設計的過程中，無論做什么，一定要嚴謹嚴謹再嚴謹。在畫圖時，每畫一個尺寸我都要考慮尺寸的合理性，當遇到困難時，我們組的同學一起討論，尋求最佳方案，實在解決不了的問題，老師就幫助我們解決，最后得到最佳解決方案。這次課設，讓我們從幾個方面提高了自己。 這次課程設計

65、是一次非常難得的磨練與精神體驗。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面和淺層次的理解，不能全面的去鍛煉我們的實踐能力。做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。比如面對綜合問題，如何著手解決和狠，準，穩(wěn)的心態(tài)去面對問題；如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去。在這次課設中，我們印象最深刻的就是加深了各種計算機軟件的應用熟練程度。通過老師的指導以及我自己的努力，最后很順利的完成了這次的課程設計。十分感謝學校給我們這次實踐的機會和老師們的指導。 這次的課程設計已經接近尾聲，但是專業(yè)知識的學習才剛剛起步，我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，這是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程。在今后的學習中,我們一定認真探索，積極實踐，認真嚴謹。爭取有一天可以把學習到的知識運用到生活，工作當中。 十二、參考文獻： 1、《機械設計》：主編 濮良貴 陳國定 吳立言 2、《機械設計課程設計》：主編 李育錫 41