二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計

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1、 目錄 1. 題目……………………………………………………………1 2. 傳動方案的分析………………………………………………2 3. 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算………………2 4. 傳動零件的設計計算…………………………………………5 5. 軸的設計計算…………………………………………………16 6. 軸承的選擇和校核……………………………………………26 7. 鍵聯(lián)接的選擇和校核…………………………………………27 8. 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………28 9. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇……………………28

2、 10. 減速器箱體設計及附件的選擇和說明………………………………………………………………29 11. 設計總結………………………………………………………31 12. 參考文獻………………………………………………………31 題目：設計一帶式輸送機使用的V帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設計參數(shù)如下表所示。 1、基本數(shù)據(jù) 數(shù)據(jù)編號 B23 運輸帶工作拉力F/N 650 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.5 卷筒直徑D/mm 270 滾筒效率η 0.96 2.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)； 3.工作壽命10年，每年300個工

3、作日，每日工作16小時 4.部件：1.電動機，2.V帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶5.輸送帶鼓輪 6.工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動； 　　　　　　 運輸帶速度允許誤差±5%； 　　　　　　 兩班制工作，使用期限10年。 　　　　　(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮。)　　 7.設計工作量：1、減速器裝配圖1張(A0或sA1)； 　　　　　? 2、零件圖1～3張； 　　　　　? 3、設計說明書一份。　　　 §2傳動方案的分析 方案分析: 由計算(下頁)可知

4、電機的轉速的范圍為: 824.26～4246.28r/min由經(jīng)濟上考慮可選擇常用電機為1500r/min .功率為1.5kw.又可知總傳動比為13.56.如果用帶傳動,剛減速器的傳動比為5—10,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)軸器與電機相連. 兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)

5、象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速: ?特點及應用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。 從性能和尺寸以及經(jīng)濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速. 卷筒同輸出軸直接同聯(lián)軸器相連就可以,因為這樣可以減少能量的損耗. §3電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 一、電動機的選擇 1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。 2.確定電動機的容量 （1）工作機所需功率Pw Pw = Fv/1000

6、 =650 X 1.5/0.96 =1kw (2)電動機所需的輸出功率 為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機的效率，查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為 η總=η12η22η34η4 = 0.992 x 0.982 x 0.994 x 0.96=0.868 1/0.868=1.15kw 3.選擇電動機轉速 由推薦的傳動副傳動比合理范圍 聯(lián)軸

7、器傳動 i聯(lián)=1 兩級減速器傳動 i減=8～40(i齒=3～6) 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總= i聯(lián)×i齒1×i齒2 i‘總=1×（8～40）=（8～40） 電動機轉速的可選范圍為 nw==60x1000x1.5/3.14x270＝106.16r/min nd=i‘總×nw=（8～40）×nw=8nw～40nw=824.26～4246.28r/min 根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查機械設計手冊(軟件版)R2.0-電器設備-常用電動機規(guī)格，選用同步轉速為1500r/min，輸出軸直徑為

8、28j6mm 選定電動機型號為Y90L-4。 二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=1440/106.16＝13.56式中nm----電動機滿載轉速，1440 r/min; nw----工作機的轉速，106.16 r/min。 2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i聯(lián)×i齒1×i齒2 分配原則：（1） i齒=3～6 i齒1=（1.3～1.4）i齒2 減速器的總傳動比為 i = i總

9、/ i聯(lián)=13.56 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = = 4.2 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 13.56/4.2 =3.229 三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算 n0= nm =1440 r/min nⅠ= nm / i聯(lián) =1440 r/min nⅡ= nⅠ / i齒1 = 1440/4.2=342.85 r/

10、min nⅢ= nⅡ / i齒2 =342.85/3.229=106r/min 2.各軸輸入功率 P0= Pd=1.15kw PⅠ= Pdη4 = 1.15x0.99=1.138kw PⅡ= PⅠη2η3 =1.138x0.98x0.99=1.104kw PⅢ= PⅡη2η3 =1.104x0.98x0.99=1.072kw 3.各軸輸入轉矩 T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.15/1440=7.627 TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x1.138/1440=7.547 TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x1.104/342.85

11、=30.75 TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x1.072/106=96.58 表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 1.15 1440 7.627 1 Ⅰ軸 1.138 1440 7.547 4.877 Ⅱ軸 1.104 342.85 30.75 3.752 Ⅲ軸 1.072 106 96.58 4傳動零件的設計計算 一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計

12、 （一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]P208 表10-8 傳輸機為一般工作機速度不高 級 7 2．材料選擇 查[1]P180 表10-1 小齒輪40Cr(調質) 大齒輪45鋼(調質) 小齒輪280HBS,大齒輪240HBS 3．選擇齒數(shù)Z Z1=24 Z2=4.877x24 =117.3 U=117/24=4.875 個 ＝24 ＝117 U＝4.875 5．按齒面接觸疲勞強度設計 （1）試選Kt 試選1.3 Kt

13、=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440=2.0963X10 Nmm T1=2.096x 10 (3)齒寬系數(shù)Фd 由[1]P201表10-7 d=0.7~1.15 Фd=1 (4)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1] P198表10-6 鍛鋼 MP1/2 ZE=189.8 (5) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]P207圖 １０－２１ｄ 600 550 600 550 （6）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式１０－１３ N1=60n1jLh= 60X144

14、0X16X300X15＝6.2208X109 =6.22X109/4.877=1.275X109 N1=6.22X109 N2=1.28X109 （7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]P203圖

15、10-19 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 （8）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]1= =0.90X600/1=540 [σH]2= =0.95X550/1=522.5 [σH]1= 540 [σH]2= 522.5 （9）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 ＝37.8225 mm 37.823 （10）計算圓周速度v V=3.14X37.82

16、3X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85 （11）計算齒寬B b = φdd1t B1=1×37.823 mm B1=37.823 （12）模數(shù) ＝37.823/24＝1.576 h = 2.25mnt =3.546 b/h =37.823/3.546=10.5769 度 =1.576 h =3.546 b/h= 10.577 （13）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v= 2.85級精度，由[1]P190圖10-8查得動載荷系數(shù)1.10 由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(

17、1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+ 0.23X10-3X37.823=1.417 由[1]圖１０－１３P195查得KFβ=1.34假定，由[1]P193表10-3查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870 K=1.870 （14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由[1]式10-10ａ d1=d1t= 42.696 d1=42.70 （15）計算模數(shù) ＝42.70/24=1.779 mm mn=1.78 6．按齒根彎曲疲勞強度設

18、計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFα KFβ K＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K＝1.769 (2)齒形系數(shù)Fsa 由[1]P197 表10-5 Fsa1=2.65 Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664 Fsa1=2.65 Fsa2=2.166 （3）應力校正系數(shù)YSa 由[1] P197 表１０－５ YSa1=1.58 YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036 YSa1=1.58 YSa2=1.80

19、4 （4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]P204 圖１０－２０ｃ 500 380 500 380 （5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]P202 圖１０－１８ 0.84 0.88 0.84 0.88 （6）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-12得 [σF]1= ＝ 0.85X500/1.35=314.8148 [σF]2=＝ 0.88X380/1.35=247.7037 [σF]1=314.815 [σF]2=247.704 （7）計算大小齒輪的并加以比較 ＝2.65x1.58/314

20、.815=0.013299 ＝2.166x1.804/247.704=0.01577499結論：取0.01577 ＝0.01330 =0.01577大齒輪值大 （8）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－5　 =1.10298 mm 1.103 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 42.70應有的齒數(shù)。于是由=42.70/2 =21.35，取Z1=21,Z2 = Z1×i齒1

21、=21x4.877=102.417 取Z2 =102 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a A=(21+102)2/2= 123 mm a=123 （2）計算齒輪的分度圓直徑d d=zmn d1=2x21=42 d2=2x102=204 mm d1=42 d2=204 3）計算齒輪的齒根圓直徑df =42-5=37 =204-5=199 mm df1=37 df2=199 （4）計算齒輪寬度B b = φdd1 圓整后?。? B1 = 50 B2 = 45 mm B1 = 50 B2

22、= 45 （5）驗算 =2x20960/42N =998.10N =1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mm 合適 （二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 傳輸機為一般工作機速度不高 級 7 2．材料選擇 小齒輪40Cr(調質) 大齒輪45鋼(調質) 小齒輪280HBS,大齒輪240HBS） 3．選擇齒數(shù)Z =23 =3.752x23=86.3U=86/23=3.7391 個 =23 =86

23、 U=3.739 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt Kt=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ TⅡ=9550P/n TⅡ=9550x3067/295.26=99200.2 Nmm TⅡ=99.20X103 (3)齒寬系數(shù)Фd 由[1]P203表10-7 d=0.7~0.115 Фd=1 (4)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]P198表10-6 鍛鋼 MPa1/2 ZE=189.8 (5) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]P207圖10-21ｄ 600 550 600 550 （6）應力循環(huán)次數(shù)N

24、 由[1]式10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109 N4 = N3/ i齒2 =1.28x109/3.752=0.34x109 N3=1.28X109 N4=0.34x109 （7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]P203圖10-19 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 （8）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= =600X0.90/1＝540 [σH]4

25、= ＝0.95x550/1＝522.5 [σH]3=540 [σH]4=522.5 （9）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 ＝64.5788 mm 64.579 （10）計算圓周速度v v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787 m/s v=0.998 （11）計算齒寬B b = φdd3t B=1X64.579=64.579 mm B=64.579 （12）模數(shù) mnt=64.579/23=2.808 h=2.25mnt =6.318 b/

26、h =64.579/6.318 =10.221 度 mnt=2.808 h=6.318 b/h =10.221 （13）計算載荷系數(shù)K 由[1]P190表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v= 0.998級精度，由[1]P192圖10-8查得動載荷系數(shù)1.06由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X)+ 0.23X103X64.579=1.42由[1]圖10-13P195查得KFβ=1.35 假定，由[1]P193表１０－３查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1.0

27、6X1.2X1.42=1.806 K=1.806 （14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3 由[1]式10-10ａ D3=d3t=72.058 D3=72.058 （15）計算模數(shù) =72.058/23 =3.133 mm =3.133 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717 （2）齒形系數(shù)YFa 由[1]P197表 １０－５ YFa3=2.69 YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-

28、80)/(90-80)=2.208 YFa3=2.69 YFa4=2.208 （3）應力校正系數(shù)YSa 由[1]P197表 10-5 YSa3=1.575 YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776 YSa3=1.575 YSa4=1.776 （4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]P204圖 10-20ｃ 500 380 500 380 （5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]P202圖 10-18 0.85 0.88 0.85 0.88 （6）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安

29、全系數(shù)S＝1.35，由式10-2得 [σF]3= =0.85x500/1.35=314.8148 [σF]4= =0.88x380/1.35=247.7037 [σF]3=314.815 [σF]3=247.704 （7）計算大小齒輪的并加以比較 =(2.69+1.575)/314.815=0.013547 =2.208+1.776/247.704=0.016083 結論：大齒輪值大 大齒輪值大 （8）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７　 =2.1796 ＝2.18 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)

30、大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取＝2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 72.058mm來計算應有的齒數(shù)。于是由=72.058/2.5= 28.8 取29，則Z4 = Z3×i齒2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 109 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a A=(29+109)2.5/2 =172.5 將中心距圓整為173 mm a=173 （2）計算齒輪的分度圓直徑d d3=29x2.5=72.5 d4=109x2.5=272.5 mm d3=72.5 d

31、4=272.5 （3）計算齒輪的齒根圓直徑df =72.5-6.25=66.25 =272.5-6.25=266.25 mm df1=66.25 df2=266.25 （4）計算齒輪寬度B b = φdd3 圓整后?。? B3 =80 B4 = 75 mm B3 =80 B4 = 75 （5）驗算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N =1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm 合適 （三）直齒輪設計參數(shù)表 傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心

32、距 齒寬 高速級 直齒圓柱齒輪 2 21 102 123 50 45 低速級 直齒圓柱齒輪 2.5 29 109 173 80 75 §5聯(lián)軸器的選擇 Ⅰ軸的聯(lián)軸器: 由于電機的輸出軸軸徑為28mm 查[1]表14-1由于轉矩變化很小可取KA=1.3 1.3×20.964=27.253N.m 又由于電機的輸出軸軸徑為28mm 查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩[n]=63N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為20~28之間，由于電機的軸徑固定為28mm,而

33、由估算可得1軸的軸徑為20mm。 故聯(lián)軸器合用: Ⅲ的聯(lián)軸器: 查[1]表14-1轉矩變化很小可取KA=1.3 1.3×361.174=469.52 N.m 查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7,其許用轉矩[n]=500N.m,許用最大轉速為3600r/min, 軸徑為40~48之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯(lián)軸器合用. §5軸的設計計算 減速器軸的結構草圖 一、Ⅰ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為40Cr；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]式15-2的扭

34、轉強度估算軸的最小直徑的公式： =14.296mm 再查 [1]表15-3，A0=(112 ～ 97) D≥＝13.546mm 考慮鍵：有一個鍵槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 大于軸的最小直徑15.01且 考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合 20 大帶輪定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1 =20+2.8~4=22.8~24 考慮密封圈查[2]表15-8 P143得d=25 25 考慮軸承d3> d2選用6206軸承從機械設計手

35、冊軟件（R2.0） B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62 30 考慮軸承定位 查表[2] 9-7 ＝da＝＝36 36 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=46 46 >查表[2] 9-7 36 ＝（同一對軸承） 30 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” =3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單

36、位 確定結果 箱體壁厚 查[3]表3P26 小于8選8 8 地腳螺栓直徑及數(shù)目n 查[3]表3P26 df=0.036a+12 a<250時,n=4 =20 4n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查[3]表3P26 =0.75=0.75×20=15 =16 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、 查[3]表3P26 =22 =20 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查[3]表4 P27 =(0.4-0.5)=0.5x20=10 10 軸承蓋厚度 查 [2]表14-1 e=(1～1.2) =(1～1

37、.2)×10=10~12 12 小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離 查[3]表4 P27 ≥δ（或10～15） 10 軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離 查[3]P43 =3～5 4.5 軸承支點距軸承邊端面距離a 查機械手冊軟件版 8 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 (聯(lián)軸器)=38-（2－3） 36 L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5 70.5 =16(軸承B) 16 ＝Δ2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)

38、/2=4.5+10+80+10-2.5=102 102 =B1=50 50 ＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5 14.5 ＝B-2=16-2=14 14 L（總長） L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5 303 L(支點距離) L=303-36-71.5-16+2=178.5 181.5 二、Ⅱ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直

39、徑的公式： =24 再查 [1]表15-2， 考慮鍵：d≥24×（1+5%）=25.2mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 大于軸的最小直徑25.2且 考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6207 B=17,da=42,D=72 35 與鍵bxh=10x8 35+2x(0.07~0.1)x35= 39.9~42 40 軸環(huán)定位= d2+2（0.07~0.1）d2 =40+2(0.07~0.1)40=45.6~48查表[2]9-7p73 取40 48 =

40、 40 =（一對同型號軸承） 35 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” =2.91，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承邊端面距離a 查機械手冊軟件版 8.5 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝17+（5～3）+10+2＝33.5 33.5 ＝80-2＝78 78 ＝（8～15） 10 ＝45-2＝43

41、 43 ＝17+（3～5）+10+2.5+2＝34 34 L（總長） L ＝33.5+78+10+43+34＝198.5 198.5 L（支點距離） L ＝198.5－17+2＝183.5 183.5 三、Ⅲ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-2， 考慮鍵： d≥37.6×（1+5％）＝39.4mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單

42、位 確定結果 大于最小直徑39.4mm且考慮到與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合, =40 40 >,考慮聯(lián)軸器定位 查,并考慮與密封墊配合 查附表：15－8接觸式密封d=45 45 考慮與軸承公稱直徑配合> ，軸承代號：6210 B＝20 da＝57 50 d4=da＝57 57 考慮到齒輪定位, d5 =d4+(5~10)=63 查 63 = 57 = 50 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參

43、數(shù)。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 從機械手冊軟件版 10 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 與聯(lián)軸器配合長度短2~3mm ＝84-（2～3）＝82 82 ＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝67.5 67.5 ＝20 20 ＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5 62.5 軸肩 12 ＝75-2＝

44、73 73 ＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37 37 L（總長） L ＝82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354 354 L(支點距離) L ＝354-82-67.5-20+2＝186.5 mm 186.5 四、校核Ⅱ軸的強度 齒輪的受力分析： 齒輪2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力 小齒輪上的軸向力 = N 972.549*=353.979N 0 齒輪3上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力 小齒輪上的軸向力 = N 2736.552*=996.023N 0

45、1．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。 AC=8.5+17+=48 CD=+10+=72.5 BD=8.5+4.5+10+40=63 在XAY平面上： X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63） 972.549X48+2736.552X120.5=183.5 所以，=2051.427N =+—=1657.674N 所以，C斷面 =48=79.568X D斷面 =63=129.24X 在XAZ平面上： x48+X183.5=x（48+72.5） 35

46、3.979x48+x183.5=996.023x120.5 所以，=561.47N =80.574N 所以，C斷面 =X48=3.868X =X63=35.373X 合成彎矩C斷面 ===79.662X 合成彎矩D斷面 ===133.99X 因為> , 所以D斷面為危險截面。 ===22.91MPa 查表15-1得[]=60mpa,因為<[],所以安全。 §6軸承的選擇和校核 一、Ⅱ軸承的選擇和校核 1．Ⅱ軸軸承的選擇 選擇Ⅱ軸軸承的一對6207軸承，查機械手冊

47、軟件版 校核軸承，軸承使用壽命為15年，每年按300天計算。 2．根據(jù)滾動軸承型號，查出和。 Cr=25500N Cor=15200N 3．校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 （1）畫軸的受力簡圖。 （2）求軸承徑向支反力、 （a）垂直平面支反力、 = =1657.674N ==2051.427N （b）水平面支反力、 ==80.574N ==561.47N （c）合成支反力、 ==1659.631N ==2126.876N （5）計算軸承的當量載荷、 由于Fa=0 查[1] 表13-5 ：X1＝1.41,Y1＝0 查[1]表13-6取載荷系數(shù) 1.1

48、 P1＝fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N 查[1] 表13-5 ：X2＝1 ,Y2＝0 P2＝fPFr2＝1.1×2126.876=233.95636N （6）校核所選軸承 由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承P2計算，查[1]表13-6取載荷系數(shù) 1 ，查[1]表13-4取溫度系數(shù) 1 ，計算軸承工作壽命： ==73093.9h>(16×300×15)h=72000h 結論：所選的軸承滿足壽命要求。 §7鍵聯(lián)接的選擇和校核 一、Ⅱ軸大齒輪鍵 1．鍵的選擇 選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑d=40mm ,查[1]表6-1，得寬

49、度b=12mm,高度h=8mm, 2．鍵的校核 鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長L=36mm 。(查[1]表6-1) 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查[1]6-2得許用擠壓應力[οp]=100~120Mpa,取[οp]=100Mpa. 鍵的工作長度 =L－b=36－12=24mm, 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm 由式[1]6-1得οp==51.67Mpa 所以所選用的平鍵強度足夠。 §9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 一、傳動零件的潤滑 1．齒輪傳動潤滑 因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。

50、 2．滾動軸承的潤滑 因為I軸II軸齒輪圓周速度v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。 二、減速器密封 1.軸外伸端密封 I軸：與之組合的軸的直徑是25mm，查[2]表15-8P143，選d=25mm氈圈油封 II軸：無需密封圈 III軸：與之配合的軸的直徑是45mm，查[2]表15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封 2.箱體結合面的密封 軟鋼紙板 §10減速器箱體設計及附件的選擇和說明 一、箱體主要設計尺寸

51、 名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結果 箱座壁厚 0.025*123+3＝6.075 8 箱蓋壁厚 ×8=0.8x8=6.4 8 箱座凸緣厚度 1.5×8 12 箱蓋凸緣厚度 1.5×8 12 箱座底凸緣厚度 2.5×8 20 地腳螺栓直徑 0.036a+12=0.036x123+12=16.428查[3]表3P26 20 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0.75×20=15 16 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 0.5x20=10 10 聯(lián)接螺栓d2的間距 查[3]表3P26 150～200

52、 160 軸承端蓋螺釘直徑 查[3]表3P26 (0.4-0.5)df ＝0.4x20=8 8 定位銷直徑 （0.7～0.8）×10 8 、、至外箱壁距離 查[3]表4 26 22 16 、至凸緣邊緣距離 查[3]表4 24 14 軸承旁凸臺半徑 ＝10 凸臺高度 作圖得到 h=54 軸承座寬度 8+22+20+5 55 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 ≥ 1.2×8=9.6 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 ≥10~15 10 箱蓋、箱昨筋厚、 0.85×8 6.8 6.8 軸承端蓋外徑

53、 62+5×8=102 72+5×8=112 100+5×8=130 102 112 130 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 102 112 130 二、附屬零件設計 1窺視孔和窺視孔蓋 其結構見[2]表14-4 p133, 其尺寸選擇為： 2.通氣塞和通氣器 通氣器結構見[2]表14-9,p136 主要尺寸：M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5 3.油標、油尺 由于桿式油標結構簡單，應用廣泛，選擇桿式油標尺，其結構見[2]表14-8p135 其尺寸選擇為:M12 4.油塞、封油墊 其結

54、構見[2]表14-14 p139其尺寸選擇為:M20X1.5 5.起吊裝置 選擇吊耳環(huán)和吊鉤 結構見[2]表14-12 p137 6.軸承端蓋、調整墊片 查[2]表14-1 p132 §11設計小結 我們這次機械設計課程設計是做《帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器》。在兩個星期的設計過程中，讓我明白一個簡單機械設計的過程，知道一個設計所必須要準備些什么，要怎樣去安排工作，并學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律；也通過課程設計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識來分析和解決機械設計問題的能力；學會怎樣去進行機械設計計算、繪圖

55、、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學習興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學內(nèi)容的更加理解和掌握。 這次機械課程設計中，我遇到了很多問題，但同學討論和老師 指導起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設計是一件不容易的事，必須有豐富的知識面和實踐經(jīng)驗，還必須有一個好的導師。設計讓我感到學習設計的緊張，能看到同學間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧以前所學習的理論知識，也明白只有在學習理論基礎上才能做設計，讓我以后更加注重理論的學習并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O計和傳動件設計

56、時間太長，而在裝配草圖設計、裝配工作圖設計時間太緊，還有就是在裝配草圖設計中遇到一些尺寸不是很確定，而減慢了AutoCAD工程制圖的速度，這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設計思維不太嚴謹，沒有很好地熟悉一些理論知識，沒有過此類設計的經(jīng)驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)問題，而白白花了重復工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設計的過程，積累了一些設計的經(jīng)驗。 這次機械設計課程設計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設計能力訓練，很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設計，明白到學習的內(nèi)容的目的，更加明確大學學習的目標方向，能激起學生學習激情，也讓我們有學習的成就感，希望以后有更多合適實訓教學安排。 §12參考資料 [1] 濮良貴主編. 1997.《機械設計》（第七版）.高等教育出版社 [2] 唐增寶；何永然；劉安俊主編.1998.機械設計課程設計.華中科技大學出版社 [3] 龔溎義 羅圣國 李平林 張立乃 黃少顏編， 龔溎義主編《機械設計課程設計指導書》第二版，高等教育出版社 [4]機械設計手冊軟件版R2.0, 40