機械設計基礎課程設計--單級圓柱齒輪減速器(中南大學)

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機 械 設 計 基 礎 課 程 設 計 學生姓名： 中南大學 學 號： 年 級： 2012級 專 業(yè)：材料科學與工程專業(yè) 院 （系）：材料科學與工程學院 指導教師： 時 間：2015.1.15----2015.1.23 目錄 設計任務書……………………………………………………………………1 一．前言 1.1設計目的……………………………………………………………2 1.2傳動方案的分析與擬定……………………………………………2 二． 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 2.1 電動機類型及結構的選擇…………………………………………3 2.2 電動機選擇…………………………………………………………3 2.3 確定電動機轉速……………………………………………………3 2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比………………………4 2.5動力運動參數(shù)計算…………………………………………………4 三．傳動零件的設計計算 3.1減速器外部零件的設計計算--普通V形帶傳動…………………6 四． 齒輪的設計計算 4.1直齒圓柱齒輪………………………………………………………8 4.2齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸疲勞強度計算………………………………………8 4.2.2 按齒根彎曲接觸強度校核計算………………………………9 4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定…………………………………………10 4.3齒輪的結構設計……………………………………………………10 五． 軸的設計計算 5.1輸入軸的設計………………………………………………………11 5.2輸出軸的設計………………………………………………………16 六．減速器箱體基本尺寸設計 6.1箱體壁厚、凸緣、螺釘及螺栓……………………………………19 6.2螺釘螺栓到箱體外避距離、箱體內部尺寸…………………………19 6.3視孔蓋、其中吊耳和吊鉤……………………………………………20 6.4細節(jié)事項………………………………………………………………20 七． 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 7.1 軸承的選擇……………………………………………………………22 7.2 鍵的選擇計算及校核 ………………………………………………22 7.3 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………………23 八． 減速器潤滑、密封 8.1潤滑的選擇確定………………………………………………………24 8.2 密封的選擇確定………………………………………………………24 九． 減速器繪制與結構分析 9.1拆卸減速器……………………………………………………………25 9.2 分析裝配方案…………………………………………………………25 9.3 分析各零件作用、結構及類型………………………………………25 9.4 減速器裝配草圖設計…………………………………………………25 9.5 完成減速器裝配草圖…………………………………………………26 9.6 減速器裝配圖繪制過程………………………………………………26 9.7 完成裝配圖……………………………………………………………27 9.8 零件圖設計……………………………………………………………27 十一.設計總結………………………………………………………………28 參考文獻…………………………………………………………………………29 設計任務書 設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。 運輸機連續(xù)單向工作，一班工作制，載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵（運輸帶與滾筒摩擦阻力影響已經在F中考慮）。 生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7—8級齒輪與蝸輪。 動力來源：電力，三相交流380/220V 題目數(shù)據(jù)： 組號 5 運輸帶工作拉力F/（KN） 4.0 運輸帶速度V/（m/s） 1.5 卷筒直徑D/(mm） 350 運輸帶允許速度誤差為5% 設計任務要求： 1. 減速器裝配圖紙一張（１號圖紙） 一張 2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（３號圖紙） 兩張 3. 設計說明書一分 一份 一 、 前言 1.1 設計目的 （1）培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。 （2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。 （3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理等設計方面的能力。 1.2傳動方案擬定 1、傳動系統(tǒng)的作用及傳動方案的特點： 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。 2、傳動方案的分析與擬定 1、工作條件：使用年限10年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，室內工作。 2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N； 帶速V=1.5m/s； 滾筒直徑D=350mm； 3、方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組 合，即可滿足傳動比要求，同時由于 帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能， 適應大起動轉矩工況要求，結構簡單， 成本低，使用維護方便。 圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 計 算 及 說 明 結果 二 、減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 2.1 電動機類型及結構的選擇 根據(jù)任務書要求可知：本次設計的機械屬于恒功率負載特性機械，且其負載較小，故采用Y型三相異步電動機（全封閉結構）即可達到所需要求。另外，根據(jù)此處工況，采用臥式安裝。 2.2 電動機選擇 （一）工作機的功率Pw =FV/1000=40001.5/1000=6kw （二）總效率 由任務書中的運動簡圖分析可知： ——V帶傳動效率；——齒輪傳動的軸承效率； ——齒輪傳動的效率；——聯(lián)軸器的效率； ——滾筒軸承的效率；——滾筒效率。 查【2】表1-7得： （初選齒輪為八級精度） 則有： （減速器內部有2對軸承，其機械效率相同，均為） （三）所需電動機功率 由Ped≥Pd = 查《機械零件設計手冊》得 Ped = 7.5 kw 2.3 確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： nw=601000V/（πD）=81.85 r/min 根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ７表2--3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比=3~6范圍。取Ｖ帶傳動比c。則總傳動比理論范圍為： =6~24。 故電動機轉速的可選范為 ==491.11～1964.4 r/min 則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min，由標準查出三種適用的電動機型號： 方案 電 動 機型 號 額 定 功 率 電動機轉速(r/min) 同 步 滿 載 1 Y160L-8 7.5kw 750 720 2 Y160M-6 7.5kw 1000 970 3 Y132M-4 7.5kw 1500 1440 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動、減速器傳動比,可見第2方案比較適合。 因此選定電動機型號為Y160M-6，=970 r/min。 2.4確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 1、確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速可得傳動裝置總傳動比為： =/=970/81.85=11.85 2、分配各級傳動裝置傳動比： 總傳動比等于各傳動比的乘積 = 由工程經驗知頂分配傳動比除了、=3~6滿足外，還應滿足≤ 取=2.5（普通V帶 i=2～4） 因為：　= 所以：?。剑?1.85/2.5＝4.74 2.5 動力運動參數(shù)計算 （一）轉速n ==970 （r/min） =/=/=970/2.5=388（r/min） =/=388/4.74=81.85（r/min） （二）各軸功率P Ⅰ軸： Ⅱ軸： （三）各軸轉矩T (N﹒m) Ⅰ軸 Ⅱ軸 (N﹒m) 將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 功率 P/kW N /(r.min-1) / (N﹒m) i 0 7.5 970 73.84 2.5 1 7.2 388 177.22 2 6.91 81.85 806.24 4.74 電動機額定功率 Ped = 7.5 kw 選定電動機型號為Y160M-6 =4.74 =388（r/min） =81.85（r/min） T0=73.84 (N﹒m) T1=177.22 (N﹒m) T2=806.24 (N﹒m) 計 算 及 說 明 結果 三、 傳動零件的設計計算 3.1減速器外部零件的設計計算----普通V形帶傳動 設計普通V形帶傳動須確定的內容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向 1、選擇帶的型號： 取, 則計算功率為 PC=KAP=17.5= 7.5KW,n0=970r/min 由圖【1】13-15，選取B型帶。 2、確定帶輪基準直徑、驗算帶速 由圖【1】13-15，B型帶d1=125~140mm,選取d1=125mm 帶速帶速驗算： V=n0d1π/（100060）=3.14125970/100060=6.35m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適 大帶輪基準直徑d2=n0/n1d1=2.5125=312.5mm 3、確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（125+312.5）≤a0≤2（125+312.5） 306.2mm≤a0≤875mm 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（112+280）/2+（280-112）2/(4500) =1629.55 mm 按標準選帶的基準長度Ld=1600mm的實際中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm 4、驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a=160.160>1200 小輪包角合適 5、確定帶的根數(shù) 由式確定V帶根數(shù)， 查【1】13－3表得＝1.72kW，查13－5表得＝0.46kW 由α1=160.160查【1】13－2和13－7表得＝1，＝0.95 則 Z=PC/（(P0+△P0)=7.5/[（1.72+0.46）10.95]= 3.62 故要取4根B型V帶 6、確定從動輪上壓力FQ Exp(f‘α2)=2.32 F=1134.7N F1=1991.2N F2=859.6N F0=1425.4N 故FQ=2808.2N 選B型帶 d1=125mm d2=312.5mm 帶中心距 a =485.23mm 小輪包角合適 選4根V帶 FQ=2808.2N 計 算 及 說 明 結果 計 算 及 說 明 結果 四、 齒輪的設計計算 4.1直齒圓柱齒輪 按輸入的轉速388 r/min，傳動比4.74計算，傳動功率7.2kw,連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)來計算。 （1） 選定齒輪材料、熱處理方式和精度等級 因載荷平穩(wěn)，小齒輪和大齒輪都選軟齒面，小齒輪的材料為40Gr鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為210HBS。 齒輪精度初選8級 （2） 初選齒數(shù)和齒寬系數(shù)。 Z1=25 Z2=Z1i1=254.74=118.5 取ψd=1，Z2=120 滑動率及修正：ε=1- （d2）/d2=0% 帶實際傳動比：i=d2/d1（1-ε）=2.5 從動輪轉速：=/ i=388 修正后齒輪傳動比：i2=120/25=4.8 i1=i/i2=11.85/4.8=2.47 傳動比誤差：Δ=（4.8-4.74）/4.74=1.3% <5% 符合誤差要求 4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按齒面接觸疲勞強度計算 確定各參數(shù)值： 1.載荷系數(shù) 因K取值在1.2--2.4之間，由于載荷平穩(wěn)， 取K=1.5 2.許用應力：σHlim1=700MPa σHlim2=560Mpa σFlim1=570MPa σFlim2=440Mpa 按一般可靠要求取安全系數(shù)為SF=1.25 SH=1， 則許用接觸應力: [σH1] =σHlim1/SH=700/1=700 MPa [σH2] =σHlim2/SH=560/1=560 MPa 許用齒根彎曲應力: [σF1]=Flim1/SF=456MPa [σF2]=Flim2/SF==352MPa 取兩式計算中的較小值，即 ［σH］=560Mpa [σF]=352MPa 3.計算小齒輪分度圓直徑 齒數(shù)比=120/25=4.8 設齒輪按8級精度制造，查【1】表11-3得(電動機，中等沖擊)，此取1.3計算。查【1】表11-6得齒寬系數(shù)為（軟齒面，對稱分布），此取1計算。 小齒輪的轉矩為: T1=9.55x10^6xP1/n1 而n1實際是等于970/2.47=392.71(r/min) 所以，T1=1.75x10^5 Nmm 查【1】表11-4?。ㄥ戜摚?，令取，故有： d1≥[2KT1/Φd(u+1)/u(ZEZH/［σH］)^2]^1/3 將數(shù)值帶入上述公式可知： d1≥73.36mm 4.確定模數(shù)和齒寬 m=d1/Z1=73.36/25=2.93 取標準模數(shù)值 m=3 4.2.2按齒根彎曲接觸強度校核計算 校核 式中： a) 小輪分度圓直徑d1=mZ=325=75mm b) 齒輪嚙合寬度b=Φdd1 =1.075=75mm （保證嚙合，故取小齒輪比大齒輪寬5到10毫米） b1=80mm，b2=75mm c) 查手冊得兩齒輪的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1=2.74 Ysa1=1.59 YFa2=2.19 Ysa2=1.84 將數(shù)據(jù)帶入公式得： σF1=117.47MPa σF2=108.65MPa 由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 4.2.3齒輪幾何尺寸的確定 分度圓直徑：d1=75mm d2=mZ2=3120=360mm 由標準正常齒制：ha*=1.0 c*=0.25 齒頂圓直徑:da1= d1+2ha*m=75+2x1x3=81mm da2=d2+2ha*m=366mm 齒根圓直徑: df1= d1-2（ha*+c）m=67.5mm df2= d1-2（ha*+c）m=352.5mm 中心距：a=m （Z1+Z2）/2=217.5mm 4.3 齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下： 軸孔直徑 ds=65 由【1】圖11-16知： 輪轂長度 ，L≥b2=75mm 故L=（78~97.5）mm，取L=80mm 輪緣厚度 δ0 = (2.5～4)m = 7.5～12(mm) ， 取 =10mm dh=1.6ds=1.6x65=104mm da2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm 腹板厚度 c=0.3b=0.375=22.5mm 取c=25(mm) 腹板中心孔直徑 d0=(df2-dh)/4= (352.5-104)/4=62(mm) 取d0=60mm 齒輪倒角n=0.5m=0.53=1.5 小齒輪為40Gr鋼調質，齒面硬度為250HBS 大齒輪為45號鋼調質，齒面硬度為210HBS Z1=25 Z2=120 =2.5 =4.8 ［σH］=560Mpa [σF]=352MPa =4.8 m=3 b1=80mm b2=75mm 強度滿足 d1=75mm d2=360mm da1=81mm da2=366mm df1=67.5mm df2=352.5mm a=217.5mm 小齒輪采用齒輪軸結構 大齒輪采用 腹板式結構 輪轂長度: =10mm dh=104mm da2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm c=25(mm) d0=60mm n=1.5 五、 軸的設計計算 5.1輸入軸的設計 （1）選擇軸的材料、熱處理方式： 由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知： 硬度：217～255HBS；強度極限：；屈服極限：；彎曲疲勞極限：。 查【1】表14-3得：彎曲需用應力（靜）。 （2）按扭轉強度估算軸的直徑 選用45號鋼調質，硬度217～255HBS [σb]=650MPa [σs]=360MPa [σ-1]=300MPa 軸的輸入功率為 轉速為n1=388 r/min 查表【1】14-2計算取 45號鋼C=118~107 此處取110 d≥ 考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%， 則d=31.24(1+5%)mm=32.8mm 圓整為35mm 以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。 （3）軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 根據(jù)高速軸上所需安裝的零件，可將其分為7段，以表示各段的直徑，以表示各段的長度。（處安裝大帶輪，處安裝軸承端蓋，處安裝一號軸承與套筒，處安裝小齒輪，處安裝二號軸承） 1) 徑向尺寸： 根據(jù)常用結構，由d1≥32.8mm，取d1=35mm；查【2】1-27知倒角倒圓推薦值為：，故Φ35（大帶輪）倒角推薦值為1.6mm，故取d2=d1+(1.6+0.5)x2=39.2mm 圓整為40mm 由于軸承的內徑≥20mm時為5的倍數(shù)，所以選取d3=45mm 由于齒根圓的直徑與軸的直徑相差不大，所以此處應該用齒輪軸，d4=df1=67.5mm 而假設軸為7段，此已不需要軸環(huán)，所以舍棄第5段。 由對稱分布知： d6=da=55mm（da為套筒高） d7=d3=45mm 2) 軸向尺寸： 由【1】圖13-17得：根據(jù)大帶輪的內孔寬L=(1.5~2)d1=56mm （取1.6計算），為防止由于加工誤差造成的帶輪晃動以及安裝要求，取 x1=53mm [確定軸承潤滑方式：v軸承=d3xn1=45x388=17460mmr/min≤ (1.5~2)x105 mmr/min，故選取脂潤滑方式]；為防止箱體內部 潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內壁距離取大于 8mm（由于所選套筒長度25mm，故軸承斷面到箱體內壁的距離 取15mm），為適宜齒輪傳動時散熱，取齒輪距箱體內壁為8~10mm（此取10mm）,故有；為了跟x4=b1=80mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，取x6=25mm，（包括越程槽尺寸）；軸承到端蓋內壁的距離，選軸承端蓋螺釘知：軸承端蓋厚度，可取A級M8非全螺線的螺栓（即）此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為 x”=l+K+(3~5)=48mm 此時取: 。 (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=75mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.75105 Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T1/d1=21.75105/75=4666.7N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=4666.7tan200=1698.54N （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 根據(jù)前軸的結構設計可得：帶輪中心到一號軸承中的距離 K=x2+B/2+L/2=83+9+28=120mm 一號軸承到齒輪中心的距離 L1=B/2+25+b/2=9+25+37.5=71.5mm 齒輪中心到二號軸承中心的距離 L2=L1=71.5mm 故有兩軸承中心距為 L’=L1+L2=143mm 根據(jù)受力分析，可列方程：（齒輪在兩軸承中心）。故可求得： F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N 水平面的支反力： F1H=F2H=Ft/2=4666.7/2=2333.35N 垂直面的支反力： 根據(jù)受力分析，可列方程：（齒輪在兩軸承中心）。故可求得： F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N 由于選用深溝球軸承則Fa=0 帶輪對軸的作用力在指點產生的反力： F1,F=K/L’=1425.4x120/143=1196.1N F2,F= F1,F+=1425.4+1196.1=2621.5N （６） 畫彎矩圖 A．繪制垂直面的彎矩圖（如圖b）： Mav=F2vL1/2=60.72 Nm B．繪制水平面的彎矩圖（如圖c）： MaH= F1HL1/2=166.83 Nm C.力產生的彎矩圖（如圖d）： M2F=K=1425.4x120/1000=171.04 Nm D.求合成彎矩圖（如圖e）： 考慮最不利情況，直接由公式得 :( MaFQ= M2F/2=85.52 Nm) Ma=MaFQ+(Mav^2+MaH^2)^1/2=263.06 Nm F.折合當量彎矩（如圖f）： 由前算出T=175 Nm “由轉矩性質而定的折合系數(shù)”知, Me=[Ma^2+(αT)^2]^1/2=283.24 Nm 圖2. 輸入軸彎扭強度校核圖 (7) 計算危險截面處軸的許用直徑： 由【1】式14-6可得： d≥==36.14mm≤67.5mm, 由此可知，此軸安全。 齒輪軸選用45號鋼調質，硬度217～255HBS d=35mm d1=35mm d2=40mm d3=45mm d4=50mm d6=55mm d7=45mm x1=53mm x2=83mm x3=43mm x4=80mm x5=0mm x6=25mm x7=18mm 圓周力：Ft=4666.7N 徑向力：Fr=1698.54N L2=L1=71.5mm L’=143mm F1H=F2H=2333.35N F1v=F2v=849.27N Fa=0 F1,F=1196.1N F2,F=2621.5N Mav=60.72 Nm MaH=166.83 Nm M2F=171.04 Nm Ma=263.06 Nm T=175 Nm Me=283.24 Nm d危險≥36.4mm 算 及 說 明 結果 5.2 輸出軸的的設計 1. 選擇軸的材料、熱處理方式： 由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知： 硬度：217~255HBS；強度極限：；屈服極限：；彎曲疲勞極限：。 查【1】表14-3得：彎曲需用應力（靜）。 2. 初步估算軸最小直徑： 由【1】式14-2得：，查【1】表14-2得C=107~118（由于作用在軸上的彎矩與轉矩相比很小所以取107計算）。由前計算可知：，故d≥107=51.765mm， 故dmin=46.939由于開了一個鍵槽，故dmin’=(1+5%)dmin=49.286mm。 3. 軸的結構設計： 根據(jù)低速軸上所需安裝的零件，可將其分為7段，以表示各段的直徑，以表示各段的長度。（處安裝聯(lián)軸器，處安裝軸承端蓋，處安裝三號軸承與套筒，處安裝大齒輪，處安裝四號軸承） 1) 徑向尺寸： 聯(lián)軸器的初步選擇：根據(jù)低速軸的計算轉矩與轉速可選用凸緣聯(lián)軸器，型號為 “”， 可得其軸孔直徑為，深孔長度為。 根據(jù)上所選聯(lián)軸器，?。桓鶕?jù)密封氈圈的標準，??；根據(jù)此處尺寸選擇6212型號軸承（查【1】表16-5知所選軸承內徑為60mm；外徑為110mm，且軸承寬度），故?。粸榉奖銣y量??； 得安裝直徑， 選取“”，]；倒角倒圓推薦值為：，故孔（大齒輪）倒角推薦值為2mm，故??；為對稱分布，故取（da為套筒外徑），。 2) 軸向尺寸： 軸承潤滑方式：脂潤滑方式。 故定箱體兩內壁間的寬度可算得大齒輪到箱體內壁的距離為12.5mm, 為防止箱體內部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內壁距離取大于8mm（為套筒尺寸此取27.5mm），故有x3=B+27.5=22+27.5=49.5mm；套筒檔齒輪時，為保證精度取x4=b2-(2~3)=75-2=73mm，故同時將修正為x3=51.5mm；軸環(huán)取5~8mm，故?。挥捎诎惭b時齒輪箱體軸承均對稱分布，取x6=22.5mm，（包括越程槽尺寸）；軸承到端蓋內壁的距離，由于軸承外徑為110mm故，選端蓋螺釘為，則軸承端蓋厚度，可取A級M8非全螺線的螺栓（即）此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為 , 材料45鋼，調制處理 硬度：217~255HBS dmin=49.286mm d1=50mm d2=55mm d3=60mm d4=65mm d5=72mm d6=70mm d7=60mm X1=112mm X2=70mm X3=51.5mm X4=73mm X5=5mm X6=22.5mm X7=22mm 計 算 及 說 明 結果 故此取，由上選聯(lián)軸器可知。 4.對輸出軸進行彎扭強度校核 按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知Ⅰ處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。 強度校核公式：σe=/W≤[σ-1] 輸出軸： (1) 軸是直徑為50的是實心圓軸，W=0.1d3=12500Nmm (2) 軸材料為45號鋼，調質，許用彎曲應力為[σ-1]=60MPa 則σe=/W=31.28≤[σ-1]= 60MPa 故軸的強度滿足要求 圖3. 輸出軸彎扭強度校核圖 六．減速器箱體基本尺寸設計 根據(jù)【2】表中11-1中的箱體基本尺寸經驗公式可算出如下數(shù)據(jù)： 6.1箱體壁厚： 箱座：（取8mm）； 箱蓋：（取8mm）。 凸緣： 箱蓋凸緣厚度，箱座凸緣厚度，箱座底凸緣厚度。 螺釘及螺栓： 地腳螺釘直徑；地腳螺釘數(shù)目：；軸承旁連接螺栓直徑；蓋與座連接螺栓直徑；連接螺栓的間距；軸承端蓋螺釘直徑；視孔蓋螺釘直徑；定位銷直徑（取整得）。 6.2螺釘螺栓到箱體外避距離： 至箱體外壁距離為： ；到凸緣邊緣距離：；軸承旁凸臺半徑：；箱體外壁至軸承端面距離： 。 箱體內部尺寸： 大齒輪齒頂圓與箱體內壁距離；齒輪端面到箱體內壁的距離： （增加散熱）；箱蓋、箱座肋厚： 。 6.3視孔蓋 由于單級減速器中心距為231mm，故查【2】表11-2得：視孔蓋長，橫向螺栓分布距離，視孔蓋寬，縱向螺栓分布距離，螺栓孔直徑，孔數(shù)4個。 其中吊耳和吊鉤 吊耳環(huán)的結構設計：根據(jù)【2】表11-3中的推薦設計公式知：吊耳肋厚度為，吊耳環(huán)孔徑為，倒角為，吊耳環(huán)空心到箱體外壁距離為。 吊鉤的結構設計：吊鉤長，吊鉤高，吊鉤內深，吊鉤內圓半徑，吊鉤厚度 。 6.4細節(jié)事項 A． 油面指示器：用來指示箱內油面的高度 B．放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1～2，使油易于流出。 C．窺視孔和視孔蓋：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油。 D．定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。 E．啟蓋螺釘：由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。 F．軸承蓋螺釘，軸承蓋旁連接螺栓，箱體與箱蓋連接螺栓：用作安裝連接用。 箱座δ=8mm 箱蓋δ1=8mm 凸緣分別為： 12mm、12mm、20mm 螺釘M20、M16、M10、M8、M6 定位銷d=8mm L1=50mm △2=10mm M1=6.8mm 吊耳肋厚度為b=20mm 吊耳環(huán)孔徑為d=20mm 吊耳環(huán)空心到箱體外壁距離為e=20mm 吊鉤長K=30mm 吊鉤高H=24mm 吊鉤內深h=12mm 吊鉤厚度b’=20mm 七． 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 7.1 軸承的選擇 根據(jù)兩根軸上軸承安裝處的軸徑大小可知： 小軸軸承型號為6209 大軸軸承型號為6212 7.2 鍵的選擇計算及校核 根據(jù)工程經驗，此處無特殊要求，故均選用A型平鍵連接。 1. 帶輪處鍵連接： 由于此處軸徑為35mm，查【1】表10-9得：選用b=10mm,h=8mm，L=22~110mm，由于此處轉矩不大，選取鑄鐵為材料，故由表下的L系列選取L=40mm，即 鍵8x36GB/T1096-2003。 對平鍵進行強度校核：查【1】表10-10得其許用擠壓應力為 [σp]=50~60MPa（輕微沖擊），根據(jù)【1】式10-26得： σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x177.2/35x8(40-20)=0.127MPa≤[σp]，故符合要求。 2. 大齒輪處鍵連接： 由于此處軸徑為65mm，查【1】表10-9得：選用，L=50~200mm，由于此處轉矩不大，選取鑄鐵為材料，故由表下的L系列選取，即。 對平鍵進行強度校核：查【1】表10-10得其許用擠壓應力為[σp]=50~60MPa（輕微沖擊），根據(jù)【1】式10-26得: σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x806.24/65x11x44=0.103MPa≤[σp], 故符合要求。 3. 聯(lián)軸器處鍵連接： 由于此處軸徑為50mm，查【1】表10-9得：選用，L=36~160mm，由于此處轉矩不大，選取鑄鐵為材料，故由表下的L系列選取，即。 對平鍵進行強度校核：查【1】表10-10得其許用擠壓應力為[σp]=50~60MPa（輕微沖擊），根據(jù)【1】式10-26得： σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x806.24/50x9x72=0.0995MPa≤[σp]，故符合要求。 7.3 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)前選出的聯(lián)軸器設計的低速軸校核得知，軸滿足要求，故聯(lián)軸器定為： 。 小軸軸承型號為6209 大軸軸承型號為6212 帶輪處鍵連接鍵強度滿足 大齒輪處鍵連接鍵強度滿足 聯(lián)軸器處鍵連接鍵強度滿足 選用GYS6型凸緣聯(lián)軸器 型號 公稱 轉矩T/(Nm) 許用 轉速 n/（r） 軸孔 直徑 d/mm 軸孔 長度 L/mm 外徑 D/mm 轉動慣量 kg.m2 最大重量 kg 鍵槽 類型 GYS6 900 6800 30-50 60-112 140 0.015 7.59 A型 計 算 及 說 明 結果 八． 減速器潤滑、密封 8.1 潤滑的選擇確定 1.由v= πdn/60x1000 可得： 軸1：v1=0.914m/s 軸ll：v2=0.278m/s 由【2】表3-4知：v<1.5-2m/s時，應選用脂潤滑 故軸用脂肪潤滑 而齒輪：小齒輪v=1.16m/s 大齒輪v=1.54m/s 故齒輪也都可用脂潤滑 8.2密封的選擇與確定 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.觀察孔和油孔等處接合面的密封 在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封 3.軸承孔的密封 悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部 軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可遮擋灰塵。 軸脂肪潤滑 齒輪脂潤滑 計 算 及 說 明 結果 九． 減速器繪制與結構分析 9.1 拆卸減速器 按拆卸的順序給所有零、部件編號，并登記名稱和數(shù)量，然后分類、分組保管，避免產生混亂和丟失；拆卸時避免隨意敲打造成破壞，并防止碰傷、變形等，以使再裝配時仍能保證減速器正常運轉。 拆卸順序： ①、拆卸觀察孔蓋。 ②、拆卸箱體與箱蓋聯(lián)連螺栓，起出定位銷釘，然后擰動起蓋螺釘，卸下箱蓋。 ③、拆卸各軸兩邊的軸承蓋、端蓋。 ④、一邊轉動軸順著軸旋轉方向將高速軸軸系拆下，再用橡膠榔頭輕敲軸將低、中速軸系拆卸下來。 ⑤、最后拆卸其它附件如油標尺、放油螺塞等。 9.2 分析裝配方案 按照先拆后裝的原則將原來拆卸下來的零件按編好的順序返裝回去。 ①、檢查箱體內有無零件及其他雜物留在箱體內后，擦凈箱體內部。將各傳動軸部件裝入箱體內； ②、將嵌入式端蓋裝入軸承壓槽內，并用調整墊圈調整好軸承的工作間隙。 ③、將箱內各零件，用棉紗擦凈，并塗上機油防銹。再用手轉動高速軸，觀察有無零件干涉。經檢查無誤后，合上箱蓋。 ④、松開起蓋螺釘，裝上定位銷，并打緊。裝上螺栓、螺母用手逐一擰緊后，再用扳手分多次均勻擰緊。 ⑤、裝好軸承小蓋，觀察所有附件是否都裝好。用棉紗擦凈減速器外部，放回原處，擺放整齊。 9.3 分析各零件作用、結構及類型： 主要零部件： ①、軸：主要功用是直接支承回轉零件，以實現(xiàn)回轉運動并傳遞動力。高速軸屬于齒輪軸；低速軸為轉軸，屬階梯軸。 ②、軸承：用來支承軸或軸上回轉零件、保持軸的旋轉精度、減小磨擦和磨損。 ③、齒輪：用來傳遞任意軸間的運動和動力，在此起傳動及減速作用，都為斜齒圓柱齒輪。 9.4 減速器裝配草圖設計 （1）裝配圖的作用： 裝配圖表明減速器各零件的結構及其裝配關系，表明減速器整體結構，所有零件的形狀和尺寸，相關零件間的聯(lián)接性質及減速器的工作原理，是減速器裝配、調試、維護等的技術依據(jù)，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調整和使用方法。 （2）設計內容： 進行軸的設計，確定軸承的型號、軸的支點距離和作用在軸上零件的力的作用點，進行軸的強度和軸承壽命計算，完成軸系零件的結構設計以及減速器箱體的結構設計。 （3）初繪減速器裝配草圖： 主要繪制減速器的俯視圖和部分主視圖： 1、畫出傳動零件的中心線； 2、畫出齒輪的輪廓； 3、畫出箱體的內壁線； 4、確定軸承座孔寬度，畫出軸承座的外端線； 5、軸的結構設計（徑向尺寸、軸向尺寸）； 6、畫出軸、滾動軸承和軸承蓋的外廓。 9.5 完成減速器裝配草圖 （1）、視圖布局： ①、選擇3個基本視圖，結合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。 ②、選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關系集中反映在一個基本視圖上。 布置視圖時應注意： a、整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術特性表、技術要求、標題欄和零件明細表的位置。 b、各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩? （2）、尺寸的標注： a) 特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。 b) 外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。 c) 安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。 （3）、標題欄、序號和明細表： ①、說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內容。 ②、裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。 （4）、技術特性表和技術要求： ①、技術特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級，布置在裝配圖右下方空白處。 ②、技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。 ②、技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。 9.6 減速器裝配圖繪制過程： （1）、畫三視圖： ①、繪制裝配圖時注意問題： a、先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳動零件、軸承、箱體及其附件。 b、先畫輪廓，后畫細節(jié)，先用淡線最后加深。 c、3個視圖中以俯視圖作基本視圖為主。 d、剖視圖的剖面線間距應與零件的大小相協(xié)調，相鄰零件剖面線盡可能取不同。 e、對零件剖面寬度的剖視圖，剖面允許涂黑表示。 f、同一零件在各視圖上的剖面線方向和間距要一致。 （2）、軸系的固定： 軸向固定：滾動軸承采用軸肩和悶蓋或透蓋，軸套作軸向固定；齒輪同樣。 （3）、減速器的箱體和附件： ①、箱體：用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。材料為：HT200。加工方式如下： 加工工藝路線：鑄造毛坯→時效→油漆→劃線→粗精加工基準面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各緊固孔、油孔等→去毛刺→清洗→檢驗 ②、附件：包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。 9.7 完成裝配圖 （1）、標注尺寸：標注尺寸反映其的特性、配合、外形、安裝尺寸； （2）、零件編號（序號）：由重要零件，按順時針方向依次編號，并對齊； （3）、技術要求； （4）、審圖； （5）、加深。 9.8 零件圖設計 （一）、零件圖的作用： 1、反映設計者的意圖，是設計、生產部門組織設計、生產的重要技術文件。 2、表達機器或部件運載零件的要求，是制造和檢驗零件的依據(jù)。 （二）、零件圖的內容及繪制： 1、選擇和布置視圖： （1）、軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。 （2）、齒輪：采用主視圖和側視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；側視圖只畫出局部視圖。 2、合理標注尺寸及偏差： （1）、軸：，徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要求，不允許出現(xiàn)封閉尺寸鏈。 （2）、齒輪：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應標相應的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應相應標出尺寸偏差。 3、表面粗糙度標注 （1）、軸：查表軸加工表面粗糙度Ra薦用值。 ①、與傳動件及聯(lián)軸器等輪轂相配合的表面取1.6。 ②、與滾動軸承相配合的表面，軸承內徑d≤80mm取1.0。 ③、與傳動件及聯(lián)軸器相配合的軸肩端面取3.2。 ④、平鍵鍵槽工作面取3.2，非工作面取6.3。 ⑤、與滾動軸承相配合的軸肩端面，d≤80mm的取2.0。 （2）、齒輪：查齒輪表面粗糙度Ra薦用值。 ①、齒輪工作面、齒頂圓、與軸肩配合的端面取3.2。 ②、軸孔取1.6。 ③、平鍵鍵槽取3.2（工作面）；12.5（非工作面）。 4、合理標注形狀和位置公差 （1）、軸：取公差等級為8級，推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。 （2）、齒輪：取公差等級為8級，推薦標注項目有圓柱度、圓跳動度、對稱度。 5、技術要求 軸：1、調質處理，硬度為217～255HBS。 2、圓角半徑為R1。 齒輪：調質處理，硬度為217～255HBS。 　　 十． 設計總結 為期一周多的課程設計已接近尾聲了，這是令人難忘的一個星期。這一周的經歷讓我成長了很多，對于未知的事物人類總是會感到恐懼，在實踐過程中，我發(fā)現(xiàn)自己有很多知識都不懂，而又總自以為是的去做，后來卻發(fā)現(xiàn)錯了，多時的努力化為泡沫。我曾一度的想要放棄，我的耐心已經被一次次的錯誤，又一次次地修改，令人崩潰的是在我算到軸的時候，發(fā)現(xiàn)齒輪的設計是錯誤的，我改正；在我算完軸后，在和同學交流時，卻發(fā)現(xiàn)自己忘了考慮鍵槽，也就是說我前面算的齒輪和軸幾乎全錯，得全部從頭來過。當時我真的不想再繼續(xù)了，后來在同學地鼓勵和幫助下，堅持下來了。 這件事讓我學到了很多，也明白了很多。做一件事之前，我們必須要有所準備，切莫自以為是。就那這件事來說，如果我開始之前就將這些知識點弄懂，先觀看別人的設計報告，相信也不會發(fā)生這么多錯誤了。做事不能閉門造車，應該多和他人交流，學習他們好的方法，如此定能事半功倍。我明白了現(xiàn)在講究的是團隊合作，這是時代的潮流，在和他人共同努力合作的情況下，我們才能更快更好的完成任務。還有，做事不能一遇到困難就想要放棄，不然很難會有所成就。 在這件事后，我開始和同學們一起交流，一起畫圖。同樣的很難，經常發(fā)生錯誤，我們一起解決，當遇到疑惑時我們一起討論，不知不覺間，我們之間的關系越來越近了。由于大學同學們都有很多自己的事要做，平時也沒有多少時間在一起交流，慢慢地都變得有點陌生了，而通過這次實踐，我們又找到了初到大學時的那種感覺，為我們的大學生活添上了豐富多彩的一筆。 以上都是我在為人處事方面的收獲，除了這些，我在對這門課程的理論知識和實踐環(huán)節(jié)也學到了很多知識。 通過本次實踐，我們將理論與實踐聯(lián)系起來，對這門課程有了更好的認識。理論聯(lián)系實際的設計，鍛煉了我綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了我相關機械設計方面的知識。通過對通用機械零件、常用