機(jī)械課程設(shè)計(jì)---展開式雙級(jí)直齒圓柱齒輪減速器

1、<p><b>　　機(jī) 械 設(shè) 計(jì)</b></p><p><b>　　設(shè)計(jì)說明書</b></p><p>　　起止日期： 2011 年 12月 25 日 至 2012 年 1 月 3 日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>

2、　　設(shè)計(jì)任務(wù)..............................第2頁(yè)</p><p>　　傳動(dòng)方案分析..........................第3頁(yè)</p><p>　　原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配............第4頁(yè)</p><p>　　3.1原動(dòng)件的選擇........................第4頁(yè)</p>&

3、lt;p>　　3.2計(jì)算總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.............第6頁(yè)</p><p>　　傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算.................第8頁(yè) </p><p>　　4.1傳動(dòng)帶的計(jì)算 ......................第8頁(yè)</p><p>　　4.2齒輪的計(jì)算.........................第10頁(yè)</p&g

4、t;<p>　　4.3減速器低速級(jí)的齒輪傳動(dòng)............. 第14頁(yè)</p><p>　　第五章 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算........................第18頁(yè)</p><p>　　5.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)....................... 第18頁(yè)</p><p>　　5.2軸承壽命的校核................

5、..... 第24頁(yè)</p><p>　　第六章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計(jì)..............第26頁(yè) </p><p>　　6.1箱體的設(shè)計(jì)......................... 第26頁(yè)</p><p>　　6.2箱體附件設(shè)計(jì)....................... 第26頁(yè)</p><p>　　設(shè)計(jì)小結(jié).

6、.............................第28頁(yè)</p><p>　　參考文獻(xiàn)..............................第29頁(yè)</p><p><b>　　第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)</b></p><p>　　設(shè)計(jì)任務(wù)如圖1.1所示，為用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)圓柱齒輪減速器。帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載

7、起動(dòng)，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5％；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計(jì)壽命為8年，大修期為2～3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。</p><p><b>　　已知數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　圖1.1帶式傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖</p><p>　　1.電機(jī)　　2.V帶傳動(dòng)　　3.兩級(jí)圓

8、柱齒輪減速器　　4.聯(lián)軸器　　5.滾筒 6.輸送帶</p><p>　　第二章.傳動(dòng)方案分析</p><p>　　合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個(gè)方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評(píng)比各種傳動(dòng)方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。&l

9、t;/p><p>　　本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大，采用二級(jí)傳動(dòng)，帶傳動(dòng)平穩(wěn)、吸振且能起過載保護(hù)作用，故在高速級(jí)布置一級(jí)帶傳動(dòng)。在帶傳動(dòng)與帶式運(yùn)輸機(jī)之間布置一臺(tái)兩級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，</p><p>　　軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。</p><p>　　圖1.2帶式傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖</p><p>　　1.電機(jī)　　2.V帶傳動(dòng)　　3.兩級(jí)圓柱齒輪減速器　

10、　4.聯(lián)軸器　　5.滾筒 6.輸送帶</p><p>　　第三章.原動(dòng)件的選擇與傳動(dòng)比的分配</p><p><b>　　3.1原動(dòng)件的選擇</b></p><p>　　(1)電動(dòng)機(jī)類型的選擇</p><p>　　根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，并參照第12章選用一般用途的Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為

11、380V。</p><p>　　圖3-3 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖</p><p>　　1—電動(dòng)機(jī)；2一聯(lián)軸器；3—兩級(jí)圓柱齒輪減速器；4—聯(lián)軸器；</p><p>　　5—開式圓柱齒輪傳動(dòng)；6—滾筒；7—輸送帶</p><p>　?。?）電動(dòng)機(jī)容量的選擇</p><p>　　根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為&l

12、t;/p><p>　　=7000х0.5/1000=3.5kW</p><p>　　設(shè)：—— 輸送機(jī)滾筒軸（5軸）至輸送帶間的傳動(dòng)效率；</p><p>　　—— 聯(lián)軸器效率，=0.99；</p><p>　　—— 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率（設(shè)齒輪精度為8級(jí)），=0.97；</p><p>　　—— 開式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，=0

13、.95；</p><p>　　—— 一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，=0.99；</p><p>　　—— 輸送機(jī)滾筒效率，=0.96。</p><p>　　估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率為</p><p>　　式中， =0.99</p><p>　　則傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率為</p><p>　　=

14、0.99×0.9603×0.9603×0.9801×0.9405×0.9504=0.7998</p><p>　　工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)所需的功率為</p><p>　　=3.5/0.7998=4.376kW</p><p>　　由表12-1可知，滿足P≥P條件的Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)額定功率P應(yīng)取為5.5kW。</

15、p><p>　　（3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇</p><p>　　根據(jù)已知條件，可得輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速為</p><p>　　=60000х0.5/（3.14х450）=21.23r/min</p><p>　　通過對(duì)上述兩種方案比較可以看出：方案I選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價(jià)格低，總傳動(dòng)比為58.78，這對(duì)兩級(jí)減速傳動(dòng)而言不算大，故選方案I較為合

16、理 </p><p>　　Y132S-4型三相異步電動(dòng)機(jī)的額定功率P=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min。由表12-2查得電動(dòng)機(jī)中心高H=132mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長(zhǎng)度分別為D=38mm和E=80mm </p><p>

17、;　　3.2計(jì)算總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比</p><p>　　3.2.1、計(jì)算總傳動(dòng)比</p><p>　　根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)所需轉(zhuǎn)速，按下式計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：</p><p>　　=1440/21.23 = 67.8 （3-5）</p><p>　　在另一方面，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程可知，機(jī)械傳

18、動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比應(yīng)等于各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積，即</p><p><b>　　…</b></p><p>　　由傳動(dòng)系統(tǒng)方案（見圖3-3）知：</p><p><b>　　1 ；1</b></p><p>　　按表3-4查取開式圓柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比為</p><p><b&

19、gt;　　4</b></p><p>　　由計(jì)算可得兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比=67.8/(1х1х4)=16.96</p><p>　　3.2.2、傳動(dòng)比的分配</p><p>　　在設(shè)計(jì)多級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)系統(tǒng)時(shí)，分配傳動(dòng)比是設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要問題。傳動(dòng)比分配得不合理，會(huì)造成結(jié)構(gòu)尺寸大、相互尺寸不協(xié)調(diào)、成本高、制造和安裝不方便等。因此，分配傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)考慮

20、下列幾點(diǎn)原則：</p><p>　　各種傳動(dòng)的每級(jí)傳動(dòng)比應(yīng)在推薦值的范圍內(nèi)</p><p>　　各級(jí)傳動(dòng)比應(yīng)使傳動(dòng)系統(tǒng)尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象。例如，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比選得過大，將使大帶輪外圓半徑大于減速器中心高H</p><p>　?。?）設(shè)計(jì)雙級(jí)圓柱齒輪減速器時(shí)，應(yīng)盡量使高速級(jí)和低速級(jí)的齒輪強(qiáng)度接近相等，即按等強(qiáng)度原則分配傳動(dòng)比。</p>

21、<p>　?。?）當(dāng)減速器內(nèi)的齒輪采用油池浸油潤(rùn)滑時(shí)，為了使各級(jí)大齒輪浸油深度合理，各級(jí)大齒輪直徑應(yīng)相差不大，以避免低速級(jí)大齒輪浸油過深，而增加攪油損失</p><p>　　展開式雙級(jí)圓柱齒輪減速器，考慮各級(jí)齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑合理，應(yīng)使兩大齒輪直徑相近，推薦取=（1.3～1.4）或=～，其中、分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比，為減速器的總傳動(dòng)比。對(duì)于同軸式雙級(jí)圓柱齒輪減速器，一般取==。</p>

22、<p><b>　　各級(jí)傳動(dòng)比分別為；</b></p><p>　　i01=1; i12=4.69; i23=3.62; i34=1; i45=4</p><p>　　3.2.3．傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算</p><p>　　傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下：</p><p>&l

23、t;b>　　0軸（電動(dòng)機(jī)軸）：</b></p><p>　　=1 440r/min</p><p><b>　　4.376kW</b></p><p>　　T0=9550*P0/n0=9550х4.376/1440=29.02N·m</p><p>　　1軸（減速器高速軸）：</p>

24、;<p>　　=1 440r/min</p><p>　　4.376×0.99=4.332kW</p><p>　　T1=9550х4.332/1440=28.73N·m</p><p>　　2軸（減速器中間軸）：</p><p>　　n2=n1/i12=1440/4.69=307r/min</p>

25、;<p>　　4.376×0.9603=4.202kW</p><p>　　T2=9550х4.202/307=130.71N·m</p><p>　　3軸（減速器低速軸）：</p><p>　　n3=307/3.62=84.81r/min</p><p>　　4.202*0.9603=4.035kW<

26、/p><p>　　T3=454.36N·m</p><p>　　4軸（開式圓柱齒輪傳動(dòng)高速軸）：</p><p>　　n4=n3/1=84.81r/min</p><p>　　4.035×0.9801=3.955kW</p><p>　　T4=9550х3.955/84.81=445.35N·

27、m</p><p>　　5軸（開式圓柱齒輪傳動(dòng)低速軸、即輸送機(jī)滾筒軸）：</p><p>　　n5=n4/4=84.81/4=21.20r/min</p><p>　　3.955×0.9405=3.720kW</p><p>　　T5=9550х3.720/21.20=1675.75N·m</p><p

28、>　　表3-1 各軸的運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)</p><p>　　第四章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p><b>　　4.1傳動(dòng)帶的計(jì)算</b></p><p>　　4.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率</p><p>　　——計(jì)算功率，KW;</p><p>　　—— 工作情況系數(shù)，見表8-7；<

29、;/p><p>　　——所需傳遞的額定功率，KW。</p><p>　　由上述可知電動(dòng)機(jī)的功率為，V帶輪轉(zhuǎn)速為n1=1440r/min，V帶傳動(dòng)比，每天工作16小時(shí)。</p><p>　　由【1】表8-7查的工作情況系數(shù)，所以</p><p>　　4.1.2選擇V帶的型號(hào)</p><p>　　根據(jù)、由圖8-11選用A型&l

30、t;/p><p>　　初選小帶輪基準(zhǔn)直徑。由【1】表8-6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=140mm.</p><p>　　驗(yàn)算帶速。按【1】式（8-13）驗(yàn)算帶的速度：</p><p><b>　　m/s</b></p><p>　　因?yàn)?lt;<,故帶速符合。</p><p>　　計(jì)算大帶輪的

31、基準(zhǔn)直徑。根據(jù)【1】式（8-15a),計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑：</p><p>　　dd2=idd1=3×90=270mm</p><p>　　根據(jù)【1】表8-8，取為dd2=280mm</p><p>　　4.1.4確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度</p><p>　　（1）由參考書[1]式8-20可知：</p>&

32、lt;p>　　0.7（dd1+dd2）≤a 0≤ 2（dd1+dd2）</p><p>　　初步確定中心距a0=500mm</p><p>　?。?）由參考書[1]式8-22可知：</p><p>　　Ld0 = =</p><p><b>　　=1599mm</b></p

33、><p>　　由表8-2選取Ld=1600mm</p><p>　　4.1.5計(jì)算中心距a及其變動(dòng)范圍</p><p>　　由參考書[1]P158式8-23得：</p><p><b>　　由式8-24得：</b></p><p>　　amin=a-0.015Ld=500.5-0.015×1

34、600=476.50mm</p><p>　　amax=a+0.03Ld=500+0.03×1600=548.50mm</p><p>　　4.1.6驗(yàn)算小帶輪上的包角</p><p>　　由參考書[1]式8-25得：</p><p><b>　　=</b></p><p>　　∴ 主動(dòng)

35、輪上的包角合適</p><p>　　4.1.7計(jì)算V帶的根數(shù)Z</p><p>　　由參考書[1]P158 式8-26得：</p><p>　　P0 —— 基本額定功率得P0=1.07</p><p>　　P0——額定功率的增量P0=0.17</p><p>　　——包角修正系數(shù)得Kα=0.93</p>

36、<p>　　——長(zhǎng)度系數(shù)得KL=1.02</p><p><b>　　∴=2.56</b></p><p><b>　　∴取3根</b></p><p>　　4.1.8計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值</p><p>　　由【1】表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量，所以</p>&

37、lt;p><b>　　應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力</b></p><p>　　4.1.9計(jì)算壓軸力</p><p><b>　　壓軸力的最小值為：</b></p><p>　　4.2高速級(jí)齒輪的計(jì)算</p><p>　　4.2.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p&g

38、t;　　1、按圖1.1所示的傳動(dòng)方案，為提高傳動(dòng)平穩(wěn)性及強(qiáng)度，選用斜齒圓柱齒輪；</p><p>　　2、 因?yàn)檫\(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度；</p><p>　　3 、材料選擇。為簡(jiǎn)化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，由參考書[1]表10-1選擇小齒輪材料為：40Cr（調(diào)質(zhì) ），硬度為 HBS1=280，大齒輪材料為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS2=240,兩者硬度差為

39、40HBS，滿足要求。</p><p>　　4、選用小齒輪齒數(shù)=24,大齒輪齒數(shù)=24×4=96。</p><p>　　4.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　按式（10-21）試算，即</p><p>　　確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)Kt=1.6。</p>

40、<p>　　計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　T1=95.5×105×3.5/1440=2.32×104N?m</p><p>　　由【1】表10-7選取齒輪寬度系數(shù)。</p><p>　　由【1】表10-6差得材料的彈性影響系數(shù)。</p><p>　　由【1】圖10-21d按齒面硬度查得小

41、齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。</p><p>　　由【1】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　×1.4=1.0368×109</p><p>　　N2=1.0368×109/4.12=2.5×108</p><p>　　7)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù);。

42、</p><p>　　8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由【1】式（10-12）得</p><p><b>　　2計(jì)算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得：</p><p><b>　　=40.61mm</

43、b></p><p><b>　　②、計(jì)算圓周速度。</b></p><p>　　9）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mt。</p><p>　　mt=d1t/z1=40.61/24=1.69</p><p>　　10）計(jì)算齒寬與齒高之比。</p><p>　　齒高 h=2.25×1.69

44、=3.80mm</p><p>　　=40.61/3.80=10.69</p><p>　　11）計(jì)算載荷系數(shù)K。</p><p>　　根據(jù)，7級(jí)精度，由【1】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；</p><p><b>　　直齒輪，；</b></p><p>　　由【1】表10-2查得使用系數(shù)；</p

45、><p>　　由【1】表10-4插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， ；由，，查【1】圖10-13得。故動(dòng)載系數(shù)</p><p>　　按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由【1】式（10-10a）得</p><p><b>　　計(jì)算模數(shù)。</b></p><p>　　m=d1/z1=74.35/24=3.

46、10</p><p>　　4.2.3 .按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由【1】式（10-5）得到彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為</p><p>　　確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p>　　1）由【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限；</p><p>　　2）由【1】圖10-18取彎

47、曲疲勞壽命系數(shù),；</p><p>　　3）計(jì)算彎曲疲勞需用應(yīng)力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù),由式（10-12）得</p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)K。</b></p><p>　　5)查取齒形系數(shù) </p><p>　　由【1】表10-5查得；。</p>&

48、lt;p>　　6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由【1】表10-5查得；。</p><p>　　7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p>　　對(duì)此計(jì)算結(jié)

49、果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪 直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)2.03并就近圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5,按接觸疲勞強(qiáng)度算的得的分度圓直徑d1=74.87,算出小齒輪齒數(shù)</p><p>　　z1=d/m=74.87/2.5≈30 </p>

50、<p>　　z2=4.12x30=123.6，取z2=124。</p><p>　　4.2.4幾何尺寸的計(jì)算</p><p><b>　　計(jì)算分度圓直徑</b></p><p>　　d1=z1m=30x2.5=75mm</p><p>　　d2=z2m=124x2.5=310mm</p><

51、p><b>　　計(jì)算中心距</b></p><p>　　a=(d1+d2)/2=(75+310)/2=192.5mm</p><p><b>　　計(jì)算齒輪寬度</b></p><p>　　b=φd=1x75=75mm</p><p>　　取B2=75mm，B1=80mm。</p>

52、<p>　　表4-1 減速器高速級(jí)齒輪的基本參數(shù)</p><p>　　4.3減速器低速級(jí)的齒輪傳動(dòng)</p><p>　　4.3.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　1) 由已知可知該齒輪選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。</p><p>　　2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88).&

53、lt;/p><p>　　3）材料選擇。由【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的材料硬度差為40HBS。</p><p>　　4）選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)，取為77。</p><p>　　4.3.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由【1】設(shè)計(jì)計(jì)算公式

54、（10-9a）進(jìn)行試算，即</p><p>　　（1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　　1）試選載荷系數(shù)。</b></p><p>　　2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　T2=95.5×105×3.5/307=1.089×105N?m</p>&l

55、t;p>　　3）由【1】表10-7選取齒輪寬度系數(shù)。</p><p>　　4)由【1】表10-6差得材料的彈性影響系數(shù)。</p><p>　　5)由【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。</p><p>　　6)由【1】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N1=60njLh

56、=60x307x1x2x8x300x8=7.073x108</p><p>　　N2=7.073x108/3.27=2.16x108</p><p>　　7)由【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù);。</p><p>　　8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由【1】式（10-12）得</p&

57、gt;<p><b>　　(2)計(jì)算</b></p><p>　　1)試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 </p><p><b>　　2）計(jì)算圓周速度。</b></p><p>　　V=Лx115x69/60000=0.38m/s</p><p>　　3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)

58、。</p><p><b>　　取5.</b></p><p>　　4）計(jì)算齒寬與齒高之比。</p><p><b>　　齒高 </b></p><p>　　5）計(jì)算載荷系數(shù)K。</p><p>　　根據(jù)，7級(jí)精度，由【1】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；</p>

59、<p><b>　　直齒輪，；</b></p><p>　　由【1】表10-2查得使用系數(shù)；</p><p>　　由【1】表10-4插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， ；由，，查【1】圖10-13得。故動(dòng)載系數(shù)</p><p>　　6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由【1】式（10-10a）得</

60、p><p><b>　　7）計(jì)算模數(shù)。</b></p><p>　　m=d/z=120/24=5</p><p>　　4.3.3 .按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由【1】式（10-5）得到彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為</p><p>　　確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p>

61、;　　1）由【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限；</p><p>　　2）由【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),；</p><p>　　3）計(jì)算彎曲疲勞需用應(yīng)力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù),由式（10-12）得</p><p>　　4）計(jì)算載荷系數(shù)K。</p><p>

62、;　　5)查取齒形系數(shù) </p><p>　　由【1】表10-5查得；。</p><p>　　6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由【1】表10-5查得；。</p><p>　　7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p>

63、<p><b>　　8）設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p>　　對(duì)此計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m=3.7mm,按接觸疲勞強(qiáng)度算的得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)</p>

64、<p><b>　　，取。</b></p><p>　　4.3.4幾何尺寸的計(jì)算</p><p><b>　　1、計(jì)算分度圓直徑</b></p><p><b>　　2、計(jì)算中心距</b></p><p><b>　　3、計(jì)算齒輪寬度</b>&l

65、t;/p><p><b>　　取，。</b></p><p>　　,

66、

67、 </p><p>　　表4-2 減速器低速級(jí)的各齒輪的基本參數(shù)</p><p>　　第五章 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算</p><p

68、><b>　　5.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　5.1.1求低速軸上的功率p、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T</p><p>　　由前邊各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算可知： </p><p>　　P=1.66kw ; n=38.4r/min ; T4=41300N?mm.</p><p>　　5.1.2 求作用在齒輪上

69、的力</p><p>　　因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：</p><p><b>　　203.09mm</b></p><p><b>　　而 圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力

70、</b></p><p>　　圓周力 ，徑向力 ，軸向力的方向如圖5-2所示。</p><p>　　5.1.3 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得</p><p>　　軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了便于

71、所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1可得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取</p><p>　　按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用型號(hào)為L(zhǎng)×2彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm,故該軸段的直徑為32mm。半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。&l

72、t;/p><p>　　5.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　?。?） 擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　軸上零件的裝配方案,如圖5-1所示。</p><p>　　圖5-1軸的結(jié)構(gòu)及裝配</p><p>　?。?） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度</p><p>　?、贋榱藵M

73、足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑為：37mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為：40mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　②初選滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)收到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)Ⅱ-Ⅲ段的直徑為：37mm。由軸承產(chǎn)品目錄中

74、初步選取滾子軸承型號(hào)為30308，其尺寸為，故該軸段的直徑為=40mm。 而=25.25mm。</p><p>　　右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30308型軸承的定位高度h=4mm，因此，取。</p><p>　?、廴“惭b齒輪的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑為45mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為64mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段的應(yīng)略短于齒輪輪

75、轂的的寬度，故取。齒輪的右端面采用軸肩定位，軸肩高度h=0.07~0.1d,故h=4mm，則軸環(huán)段的直徑為53mm，軸肩寬度,取。</p><p>　　④軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于軸承添加潤(rùn)滑脂的要求取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為l=30mm。故取。</p><p>　?、萑↓X輪距箱體內(nèi)壁之間的距離a=16mm，兩個(gè)斜齒圓柱齒輪之間的距離c=20mm?？紤]到

76、箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=25.25mm,高速級(jí)的大齒輪輪轂L=45mm,則</p><p>　　此時(shí)，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。</p><p>　　(3) 軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查表6-1得齒輪上的平鍵截面b×h=

77、14mm×9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm。同時(shí)為了保證齒輪有軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mm×8mm×50mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p&

78、gt;　　參考表15-2，取軸端倒角為1.2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖5-1所示。</p><p>　　5.1.5 求軸上的載荷</p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖5-2）。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值（參考圖15-23）。對(duì)于30308型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=19.5。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距：</p>

79、;<p>　　根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖5-2）。</p><p>　　圖7-4軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖</p><p><b>　　表5-1</b></p><p>　　5.1.6 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度

80、。按照公式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力:</p><p>　　前面已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故安全。</p><p>　　5.1.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　?。?)判斷危險(xiǎn)截面</b></p><p>

81、　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅵ的相近，但是截面Ⅴ不受到扭矩作用，故截面Ⅴ不需要校核。截面C雖然

82、應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ、Ⅶ顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　?。?）截面Ⅳ左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p>

83、;<p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為</p><p><b>　　截面Ⅳ上的扭矩為</b></p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</

84、b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1可查得155MPa。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=2/40=0.05,D/d=45/40=1.125,經(jīng)插值后可以查得</p><p>　　=2.1， =1.34</p><p>　　又由附圖3-1可得軸的材料

85、的敏感系數(shù)為</p><p>　　故有應(yīng)力集中系數(shù)按照下試計(jì)算</p><p>　　由附圖3-2可以查得尺寸系數(shù)為，由圖可以查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為。</p><p>　　按照磨削加工，由附圖3-4可得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，由公式（3-12）及式（3-12a）可得綜合系數(shù)為</p><p&g

86、t;　　由碳鋼的特性系數(shù)可得</p><p>　　于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按照公式（15-6）~（15-8）可得</p><p><b>　　>>1.5</b></p><p><b>　　故可知安全。</b></p><p><b>　?。?)截面Ⅳ的右側(cè)</b>&

87、lt;/p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p><b>　　彎矩M及彎曲應(yīng)力為</b></p><p><b>　　扭矩及扭矩切應(yīng)力為</b></p><p&g

88、t;　　過盈配合處的，由附表3-8求出，取，于是可得</p><p>　　=3.1 ，=2.48</p><p>　　按照磨削加工，由圖可得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，由公式可得綜合系數(shù)為</p><p>　　所以截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為</p><p><b>　　>&g

89、t;1.5</b></p><p><b>　　故安全足夠。</b></p><p>　　5.2軸承壽命的校核</p><p>　　查得滾動(dòng)軸承樣本可知，圓錐滾子軸承30308的基本額定動(dòng)載荷C=90800N,基本額定靜載荷</p><p>　　5.2.1求出兩軸承受到的徑向載荷和</p>&l

90、t;p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(圖5-3a)和水平面(5-3b)兩個(gè)平面力系，其中圖(5-3c)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線，圖(5-3a)中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。受力分析可知：</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p&

91、gt;<b>　　軸向力</b></p><p>　　5.2.2求兩軸承的計(jì)算軸向力和</p><p>　　對(duì)于圓錐滾子軸承，按表可知軸承派生軸向力Fd=Fr/2Y,由表13-5查得Y=1.7,因此</p><p>　　所以軸承1被放松，軸承2被壓緊。</p><p>　　5.2.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和</p>

92、<p><b>　　因?yàn)椋?； </b></p><p>　　由表13-5可查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為</p><p>　　軸承1 , 軸承2 , </p><p>　　因?yàn)檩S承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微的沖擊載荷，由表可得，取，則</p><p>　　5.2.4 驗(yàn)算軸承的壽命</p>

93、<p>　　因?yàn)?所以按照軸承1的受力驗(yàn)算</p><p>　　所以所選軸承的壽命足夠。</p><p>　　第六章.箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計(jì)</p><p><b>　　6.1箱體的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　6.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　減速器箱體支承和固定

94、軸系的零件，保證了傳動(dòng)零件的正確嚙合及箱體內(nèi)零件的良好的潤(rùn)滑和可靠的密封。</p><p>　　設(shè)計(jì)鑄造箱體結(jié)構(gòu)是應(yīng)考慮箱體的剛度、結(jié)構(gòu)工藝性等幾個(gè)方面的要求。箱體尺寸主要按照經(jīng)驗(yàn)確定，減速器的主要尺寸如下：</p><p>　　箱體壁厚： 箱蓋壁厚： </p><p>　　箱座的凸緣厚度： 箱蓋的凸緣厚度：</p><p>&

95、lt;b>　　箱座底的凸緣厚度：</b></p><p>　　地腳螺栓直徑： 地腳螺栓個(gè)數(shù)</p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：</p><p>　　箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑：</p><p><b>　　軸承端蓋螺釘直徑：</b></p><p><b>　　檢查

96、孔蓋螺釘直徑：</b></p><p>　　箱蓋的肋板厚度為： </p><p><b>　　箱蓋的肋板厚度為：</b></p><p>　　大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間的距離：</p><p>　　齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離：</p><p><b>　　6.2箱體附件設(shè)計(jì)&l

97、t;/b></p><p>　　為了檢查傳動(dòng)件嚙合情況、注油、排氣、指示油面、通氣、加工及裝配時(shí)的定位、拆卸和吊運(yùn)，需要在減速器上安裝以下附件。</p><p>　　6.2.1窺視孔和窺視孔蓋</p><p>　　窺視孔是為了觀察運(yùn)動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)，潤(rùn)滑油也可以由此注入。為了便于觀察和注油，一般將窺視孔開在嚙合區(qū)的箱蓋頂部。窺視孔平時(shí)用蓋板蓋住，稱為窺

98、視孔蓋。窺視孔蓋底部墊有耐油橡膠板，防止漏油。</p><p><b>　　6.2.2通氣器</b></p><p>　　由于傳動(dòng)件工作時(shí)產(chǎn)生熱量，使箱體內(nèi)溫度升高、壓力增大，所以必須采用</p><p>　　通氣器溝通箱體內(nèi)外的氣流，以平衡內(nèi)外壓力，保證減速器箱體的密封性。通氣器設(shè)置在箱蓋上。</p><p><

99、b>　　6.2.3起吊裝置</b></p><p>　　起吊裝置用于減速器的拆卸和搬運(yùn)。箱蓋用掉耳環(huán)，箱座用吊鉤。主要的尺寸如圖4-1。</p><p><b>　　圖6-1</b></p><p><b>　　6.2.4油標(biāo)</b></p><p>　　油標(biāo)用來指示油面的高度，應(yīng)

100、設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定,且不妨礙減速器正常工作的地方。</p><p>　　6.2.5油塞與排油孔</p><p>　　為將箱體內(nèi)的廢油排出，在箱體座面的最低處應(yīng)設(shè)置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向傾斜的平面。平時(shí)排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直徑為20mm。</p><p><b>　　6.2.6定位銷</b></p>

101、<p>　　為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣上距離較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)定位銷，并盡量放在不對(duì)稱位置，以便于定位精確。銷A6×35。</p><p><b>　　6.2.7起蓋螺釘</b></p><p>　　為了便于起蓋，在箱蓋側(cè)邊的凸緣上裝1個(gè)起蓋螺釘。起蓋時(shí)，先擰動(dòng)此起蓋螺釘頂起箱蓋。</p><p>&

102、lt;b>　　第七章.設(shè)計(jì)小結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過幾周的學(xué)習(xí)，我終于完成了機(jī)械設(shè)計(jì)這門課程的設(shè)計(jì)作業(yè)，在整個(gè)設(shè)計(jì)過程中，感覺學(xué)到了很多的關(guān)于機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，這些都是在平時(shí)的理論課中不能學(xué)到的。還將過去所學(xué)的一些機(jī)械方面的知識(shí)系統(tǒng)化,使自己在機(jī)械設(shè)計(jì)方面的應(yīng)用能力得到了很大的加強(qiáng)。</p><p>　　除了知識(shí)外，也體會(huì)到要成為一名優(yōu)秀的設(shè)計(jì)人員在設(shè)計(jì)過程中必

103、須具有嚴(yán)謹(jǐn)認(rèn)真的工作態(tài)度，并且要注意當(dāng)中的每一個(gè)細(xì)節(jié)。在設(shè)計(jì)過程中，會(huì)遇到各種各樣的問題，特別是那些及其細(xì)微的地方，更是作為一名機(jī)械設(shè)計(jì)者來說必須克服的。比如軸上各段直徑的確定，以及各個(gè)尺寸的確定；齒輪的強(qiáng)度校核，只有真正意義上地把所學(xué)的東西應(yīng)用到實(shí)際當(dāng)中才能解決各類難題。經(jīng)過老師的講解和自己的更加深入的思考之后,才使之了然。</p><p>　　去年我們做的是灌裝機(jī)的設(shè)計(jì)，相對(duì)來說，這次減速器的設(shè)計(jì)難度更大，但

104、是我還是根據(jù)老師布置的任務(wù)要求，一步一步往底下做。在畫圖的過程中，這次顯得不是那么復(fù)雜，因?yàn)樽约簩?duì)CAD有了初步的掌握。設(shè)計(jì)實(shí)際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖，或是計(jì)算。這就需要我們有極大的耐心和毅力.從這里我才真的體會(huì)到了做工程的還是非常的不容易的，以后的路還會(huì)更艱苦。</p><p>　　經(jīng)過這次課程設(shè)計(jì)讓自己對(duì)設(shè)計(jì)這一方面有了更加深入的了解，而且畫圖的效率也逐步提高，經(jīng)過訓(xùn)練能夠非常熟練的使用AutCAD

105、，讓自己受益匪淺。本次設(shè)計(jì)中老師給予了很大的幫助和指導(dǎo)，衷心感謝老師的支持。</p><p><b>　　第八章 參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　1．濮良貴，紀(jì)名剛主編．《機(jī)械設(shè)計(jì)》，第八版．北京：高等教育出版社，2006</p><p>　　2．王 魏主編．《機(jī)械制圖》（第二版）．北京：高等教育出版社，2006</p>&

106、lt;p>　　3．朱 理主編．《機(jī)械原理》（第二版）．北京：高等教育出版社，2009</p><p>　　4 楊光主編．《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》．北京：高等教育出版社，2010</p><p>　　5．中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典編委會(huì)，《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典3》．江西：江西科學(xué)出版社，2002</p><p>　　6．成大先主編．《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)——常用設(shè)計(jì)資料》．北京：化學(xué)工