機械課程設計---二級圓柱齒輪減速器設計

1、<p><b>　　機械設計</b></p><p><b>　　課程設計</b></p><p>　　課程題目：二級圓柱齒輪減速器設計</p><p>　　學院： 機械工程學院</p><p>　　專業(yè)：機械設計及其自動化</p><p>　　班級：機本XXXX班

2、</p><p>　　姓名： XXXXXX</p><p>　　學號：XXXXXXXXXXX</p><p><b>　　指導老師:</b></p><p><b>　　2013年12月</b></p><p><b>　　目錄</b></p&g

3、t;<p>　　前言..................................................................................................................2</p><p>　　第一章設計任務書.........................................................

4、......................................2</p><p><b>　　§1-1設計任務</b></p><p>　　第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設計.......................................................................5</p><p

5、>　　§2-1電動機的選擇 </p><p>　　§2-2傳動比的分配</p><p>　　第三章高速級齒輪設計.......................................................................................8</p><p>　　§3-1按齒面強度設計

6、</p><p>　　§3-2 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　第四章低速級齒輪傳動設計..............................................................................11</p><p>　　§4-1按齒面強度設計</p><p>　　&

7、#167;4-2 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　第五章各軸設計方案...........................................................................................12</p><p>　　§5-1高速軸的的結構設計</p><p>　　§5-2中間軸的

8、結構設計</p><p>　　§5-3低速軸的結構設計</p><p>　　第六章 軸的強度校核.......................................................................................17</p><p>　　§6-1高速軸的校核</p><

9、;p>　　§6-2中間軸的校核</p><p>　　§6-3低速軸的校核</p><p>　　第七章 滾動軸承選擇和壽命計算..................................................................21</p><p>　　第八章 鍵連接選擇和校核................

10、..............................................................25</p><p>　　§8-1軸1上鍵的選擇和校核</p><p>　　§8-2軸2上鍵的選擇和校核</p><p>　　§8-3 低速軸上鍵的選擇和校核</p><p>　　第九章

11、 聯(lián)軸器的選擇和計算..........................................................................26</p><p>　　第十章 潤滑和密封形式的選擇......................................................................26</p><p>　　&

12、#167;10-1傳動零件的潤滑</p><p>　　第十一章 箱體及附件的結構設計和選擇........................................................27</p><p>　　總 結.............................................................................

13、...................................29</p><p>　　參考文獻..............................................................................................................30</p><p><b>　　前言</b>

14、</p><p>　　機械設計課程設計是學生第一次較全面的在機械設計方面的訓練，也是機械設計課程的一個重要教學環(huán)節(jié)，其目的是：第一、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關先修課程的理論和知識，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使學生知識得到鞏固，深化和擴展。第二、學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件部件、機械傳動裝置和簡單機械的設計原理和過程，第三、進行機械設計基本技能的

15、訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料(手冊、圖冊、標準和規(guī)范等)以及使用經驗數(shù)據(jù)，進行經驗估算和數(shù)據(jù)處理等。</p><p>　　機械設計課程設計的題目是帶式運輸機的傳動裝置的設計，設計內容包括：確定傳動裝置總體設計方案，選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力的參數(shù)；傳動零件，軸的設計計算；軸承，聯(lián)軸器，潤滑，密封和聯(lián)接件的選擇與校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計說明書。<

16、/p><p><b>　　第一章設計任務書</b></p><p><b>　　§1-1設計任務</b></p><p>　　1、 設計題目 ：用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器。</p><p>　　2、工作條件：單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運轉，工作中有輕微振動。</p&g

17、t;<p>　　運輸帶速度允許速度誤差為±5%。，連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵（運輸帶與卷筒及支承間，包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在F中考慮）。</p><p>　　3、使用期限：十年，檢查期間間隔期三年。</p><p>　　4、生產批量：小批量生產。</p><p>　　5、生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7—8級精度齒輪及渦

18、輪。</p><p>　　6、動力來源：電力，三相交流（220/380V）。</p><p>　　7、運輸帶速度允許誤差：土5%</p><p><b>　　8、原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　輸送機工作帶扭矩 W=800 N·m</p><p>　　輸送帶的工作速度

19、 v=1.3m/s</p><p>　　輸送帶的卷筒直徑 d=370mm</p><p>　　傳動系統(tǒng)方案的總體設計</p><p>　　一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示：</p><p>　　§2-1電動機的選擇 </p><p><b>　　1．電動機容量選擇</b><

20、;/p><p>　　根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率</p><p>　　設：—對滾動軸承效率。 =0.99</p><p>　　—為齒式聯(lián)軸器的效率。 =0.99</p><p>　　—為7級齒輪傳動的效率。=0.98</p><p>　　—輸送機滾筒效率。 =0.96</p>

21、<p>　　估算傳動系統(tǒng)的總效率：</p><p>　　工作機所需的電動機功率為：</p><p>　　Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中應滿足：。,因此綜合應選電動機額定功率</p><p>　　2、電動機的轉速選擇</p><p>　　根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速</p><p><b

22、>　　方案比較:</b></p><p>　　方案號 型號額定功率KW同步轉速r/min 滿載轉速r/min</p><p>　　1 Y112M—2 4.0KW 3000 2890</p><p>　　2 Y112M—4 4.0KW 1500

23、 1440</p><p>　　3 Y132M1—6 4.0KW 1000 960</p><p>　　4 Y160M1—8 4.0KW 750 720</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可

24、見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數(shù)如下：</p><p>　　方案號 型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 額定轉矩 最大轉矩</p><p>　　3 Y132M1—64.0KW 1000r/min 960r/min 2.0 2.0</p><p>　　§2-

25、2傳動比的分配</p><p>　　帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比：</p><p>　　傳動系統(tǒng)各傳動比為：</p><p>　　§2-3 傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設計</p><p>　　傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩的計算如下：</p><p><b>　　0軸——電動機軸</b>

26、</p><p>　　1軸——減速器中間軸</p><p>　　2軸——減速器中間軸</p><p>　　3軸——減速器低速軸</p><p><b>　　4軸——工作機</b></p><p>　　第三章高速級齒輪設計</p><p>　　已知條件為3.297kW，小齒輪

27、轉速=960r/min，傳動比3.45由電動機驅動，工作壽命10年，單班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。</p><p>　　一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。</p><p>　　1)選用直齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　2)運輸機為一般工作機，速度不高，故用7級精度（GB10095-88）</p><p><b>　　3)

28、材料選擇：</b></p><p>　　由機械設計第九版書本“表10-1常用齒輪材料及其力學性能”可選小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬差為40HBS。</p><p>　　4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.45×24=82.8</p><p>

29、<b>　　取Z2=83。</b></p><p>　　§3-1按齒面強度設計</p><p>　　由設計計算公式（10-9a）進行試算，</p><p><b>　　即：2.32</b></p><p>　　確定公式內的各計算數(shù)值</p><p><b>

30、;　　試選Kt=1.3</b></p><p>　?。?）計算小齒輪傳遞的轉矩：=N·mm=3.28 N·mm</p><p>　　由表10-7選取齒寬系數(shù)。</p><p>　　由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8。</p><p>　　由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限600M；

31、</p><p>　　大齒輪的接觸疲勞強度極限=550M。</p><p>　　計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)：</p><p>　　60609601（1836510）=1.68192</p><p><b>　　=4.88</b></p><p>　　7）由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)0.88；0.

32、91</p><p>　　8）計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：==0.88600M=528M</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.32=2.32mm 46.21mm</p><p>　　2）計算圓周速度

33、v。</p><p>　　vm/s2.32m/s</p><p><b>　　3)計算齒寬b。</b></p><p>　　b=146.21mm=46.21mm</p><p>　　4)計算齒寬與齒高之比。</p><p>　　模數(shù)=mm=1.93mm</p><p>　

34、　齒高h=2.25=2.251.93mm=4.34mm</p><p><b>　　==10.65</b></p><p><b>　　5)計算載荷系數(shù)。</b></p><p>　　根據(jù)v=2.32m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)1.20；</p><p><b>　　直齒輪，

35、1；</b></p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)1；</p><p>　　由表10-4用插值法的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.417。</p><p>　　由=10.65，1.417查圖10-13得1.35；</p><p>　　故載荷系數(shù)K=11.201.417=1.7004</p><

36、p>　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p>　　46.21mm=50.4mm</p><p><b>　　7)計算模數(shù)m。</b></p><p><b>　　mmm=2.1mm</b></p><p>　　§3-2 按齒根彎曲強度設計

37、</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為m</p><p>　　1)確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限500 M；大齒輪的彎曲疲勞強度極限380 M；</p><p>　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.87；</p><p>

38、　　計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p>　　=M=303.57M</p><p>　　=M=236.14M</p><p>　　計算載荷系數(shù)K= K==11.2011.35=1.62</p><p>　　查取齒形系數(shù)。由表10-5查得2.65，2.206。</p><p

39、>　　查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得=1.58，=1.745。</p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b>　　0.0138</b></p><p><b>　　0.0163</b></p><p>　　因此，大齒輪的數(shù)值大。</p><p

40、><b>　?。?設計計算</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算的得模數(shù)1.44mm，并就近圓整為標準模數(shù)1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑=50.40mm，</p&

41、gt;<p>　　算出小齒輪齒數(shù)=33.634</p><p>　　大齒輪齒數(shù)34=117.3，取</p><p>　　這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　3)幾何尺寸計算</b></p><p>　　計算分度

42、圓直徑=m=341.5mm=51mm</p><p>　　=m=1181.5mm=177mm</p><p>　　計算中心距a=mm=114mm</p><p>　　計算齒輪寬度b=151mm=51mm</p><p>　　取51mm，56mm。</p><p>　　第四章低速級齒輪傳動設計</p>&l

43、t;p>　　已知條件為輸入功率3.2kW，小齒輪轉速=278.3r/min，傳動比2.65由電動機驅動，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　傳動方案為直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）.</

44、p><p>　　材料選擇。由教材《機械設計》第八版，表10-1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　選小齒輪齒數(shù)24，2.6524=63.6，取64。</p><p>　　§4-1按齒面強度設計</p><p>　　設計公式為

45、：2.32</p><p>　　1)確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)：1.3</p><p>　　2）計算小齒輪傳遞的轉矩：= N·mm</p><p>　　=1.098 N·mm</p><p>　　由表10-7選取齒寬系數(shù)。</p><p>　　由

46、表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8。</p><p>　　由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限600M；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550M。</p><p>　　計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)：</p><p>　　6060278.31（1836510）=4.876</p><p><b>　　=1.84</b

47、></p><p>　　7）由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)0.91；0.921</p><p>　　8）計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得：==0.9600M=546M</p><p>　　==0.92550M=506.55M</p><p><b>　　2)計算</b&g

48、t;</p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。</p><p>　　2)計算圓周速度v。</p><p>　　vm/s1.02m/s</p><p><b>　　3)計算齒寬b。</b></p><p>　　b=170.11mm=70.11mm</p><p

49、>　　4)計算齒寬與齒高之比。</p><p>　　模數(shù)=mm=2.92mm</p><p>　　齒高h=2.25=2.252.92mm=6.57mm</p><p><b>　　==10.671</b></p><p><b>　　5)計算載荷系數(shù)。</b></p><p

50、>　　根據(jù)v=1.02m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)1.1；</p><p><b>　　直齒輪，1；</b></p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)1；</p><p>　　由表10-4用插值法的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.420。</p><p>　　由=10.671，1.420

51、查圖10-13得1.38；</p><p>　　故載荷系數(shù)K=11.11.420=1.562</p><p>　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p>　　70.11mm74.4mm</p><p>　　7)計算模數(shù)m。m=3.1mm</p><p>　　§4-2

52、 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為m</p><p>　　1）確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限500 M；大齒輪的彎曲疲勞強度極限380 M；</p><p>　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87，=0.89；</p>

53、<p>　　計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得</p><p>　　=M=310.70M</p><p>　　=M=241.57M</p><p>　　計算載荷系數(shù)K= K==11.111.38=1.518</p><p>　　查取齒形系數(shù)。由表10-5查得2.65，2.256。</p&

54、gt;<p>　　查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得=1.58，=1.738。</p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較。</p><p><b>　　0.0135</b></p><p><b>　　0.0162</b></p><p>　　因此，大齒輪的數(shù)值大。</p&

55、gt;<p><b>　　2)設計計算</b></p><p>　　mmm=2.11mm</p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算的得模數(shù)3mm，按接觸

56、強度算得的分度圓直徑=70.11mm</p><p>　　算出小齒輪齒數(shù)=23.3724</p><p>　　大齒輪齒數(shù)2.6524=63.6，取</p><p>　　這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　3)幾何尺寸計算</b&

57、gt;</p><p>　?。?）計算分度圓直徑=m=243mm=72mm</p><p>　　=m=643mm=192mm </p><p>　　計算中心距a=mm=132mm</p><p>　?。?）計算齒輪寬度b=172mm=72mm</p><p>　　取72mm，77mm。</p><p

58、><b>　　第五章各軸設計方案</b></p><p>　　§5-1高速軸的的結構設計</p><p>　　1)、求Ⅰ軸上的功率 </p><p><b>　　轉速：</b></p><p><b>　　轉矩 </b></p><p>

59、;　　2)、計算作用在齒輪上的力：</p><p><b>　　轉矩：</b></p><p><b>　　圓周力：</b></p><p><b>　　徑向力：</b></p><p>　　3）、初步估算軸的直徑：</p><p>　　選取45號鋼作為

60、軸的材料，調質處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112</p><p>　　根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。</p><p>　　4）、.軸的結構設計：</p><p>　?。?）確定軸的結構方案：</p><p>　　該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-1。</p>

61、<p>　　1 2 3 4 5 6 7</p><p>　　圖3-2-1 輸入軸</p><p>　　軸段①主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：</p><p>　　根據(jù)

62、工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段①的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。</p><p>　?。?）確定各軸段的直徑和長度：</p><p>　　軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段①直徑為mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段①的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段①總長為

63、。</p><p>　　軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。對于軸承端蓋的寬度有取軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。</p><p>　　軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6305深溝球軸承。寬度。所以軸段③直徑應為軸承內圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。</p><p>　　軸段

64、4：取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一定距離s,取已知滾動軸承寬度為在軸承左側有一擋油盤，取其長度為，則此段軸的長</p><p><b>　　取其直徑為</b></p><p>　　軸段5：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度</p><p>　　則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度</p><p

65、>　　軸段6：為安裝齒輪部分，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為56mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度。</p><p>　　軸段7：為支撐軸頸，用來安裝軸承。</p><p>　　§5-2中間軸的結構設計</p><p>　　1）、求2軸上的功率</p><p><

66、;b>　　轉速</b></p><p><b>　　轉矩</b></p><p>　　2）、計算作用在齒輪上的力： </p><p><b>　　轉矩：</b></p><p><b>　　圓周力：</b></p><p><b&

67、gt;　　徑向力：</b></p><p>　　3）、初步估算軸的直徑：</p><p>　　選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112</p><p>　　根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響，軸結構如圖3-2-2所示。</p><p>　　1 2

68、3 4 5</p><p>　　圖3-2-2 中間軸 </p><p>　　4）、軸的結構設計：</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。：</p><p>　　該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。</p><p>　　軸段1為支撐軸頸

69、，用來安裝軸承。預選軸承型號為6306深溝球軸承。寬度。所以軸段①直徑應為軸承內圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。</p><p>　　軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度。</p><p>　　軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度</

70、p><p>　　軸段4：為安裝齒輪部分，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為77mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度。</p><p>　　軸段⑤為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應為軸承內圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長度</p><p>　　§5-3低速軸的結構設計</p>

71、;<p>　　1）、求Ⅰ軸上的功率</p><p><b>　　轉速</b></p><p><b>　　轉矩</b></p><p>　　2）、計算作用在齒輪上的力： </p><p><b>　　轉矩：</b></p><p><

72、b>　　圓周力：</b></p><p><b>　　徑向力：</b></p><p>　　3）、初步估算軸的直徑：</p><p>　　選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112</p><p>　　根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。</

73、p><p>　　4）、軸的結構設計：</p><p>　?。?）確定軸的結構方案：</p><p>　　該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-3。</p><p>　　7 6 5 4 3 2 1</p><p>　　圖

74、3-2-3 輸出軸</p><p>　　選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取。</p><p><b>　　那么：</b></p><p>　　根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段①的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。</p&

75、gt;<p>　　（2）確定各軸段的直徑和長度：</p><p>　　軸段①:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為6309深溝球軸承。寬度。所以軸段①直徑應為軸承內圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。取擋油盤寬度為30mm，則軸段①的長度為</p><p>　　軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為72mm,為了使套筒的端面可

76、靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取其長度。</p><p>　　軸段③：齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度</p><p>　　軸段4：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。長度為綜合計算后得到的</p><p>　　段⑤:為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應為軸承內圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長

77、度為</p><p>　　軸段⑥：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：。軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。</p><p>　　軸段⑦:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段⑦直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器左端用一套筒定位，軸段⑦的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段⑦總長為。</p><p>　　第六

78、章 軸的強度校核</p><p>　　§6-1高速軸的校核</p><p>　　根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力</p><p><b>　　51而：圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b><

79、;/p><p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　在水平面上：</b></p><p><b>　　解得</b></p><p>　　危險截面在安裝齒輪處</

80、p><p>　　所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-4</p><p>　　§6-2中間軸的校核</p><p>　　根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉為平面，最后求合力。作用在大齒輪上的力</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b

81、>　　徑向力</b></p><p><b>　　作用在小齒輪上的力</b></p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　在垂直面上：</b></p>

82、<p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　在水平面上</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　所以軸安全。</b></p><p>　　§6-3低速軸的校核</p>

83、;<p>　　根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐標轉為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力</p><p><b>　　227.5</b></p><p><b>　　而圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><

84、;p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　解得：</b></p><p><b>　　在水平面上：</b></p><p><b>　　解得</b></p><p>　　危險截面在安裝齒輪處</p><p

85、>　　所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-6</p><p>　　第七章 滾動軸承選擇和壽命計算</p><p>　　1）.高速軸上軸承采用6305型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低.</p><p>　　內徑d=25mm 外徑D=62mm 寬度B=17mm</p><p>　　校核Ⅰ軸軸承是

86、否滿足工作要求</p><p>　　1）求軸承徑向支反力、</p><p>　　（a）垂直平面支反力、</p><p>　?。╞）水平面支反力、</p><p><b>　?。╟）合成支反力、</b></p><p>　?。?）計算軸承的當量載荷、</p><p>　?、俨?/p>

87、表13-5 有：</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　得：</b></p><p><b>　　②</b></p><p>　　查表13-5有：，取，得：</p><p><b>　　因此軸承1危險。</

88、b></p><p><b>　?。?）校核所選軸承</b></p><p>　　由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù) 1 ，計算軸承工作壽命：</p><p><b>　　滿足使用壽命要求</b></p><p>　　結論：軸承型號最

89、終確定為：6305</p><p>　　2）.中間軸上軸承采用6306型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低.</p><p>　　內徑d=30mm 外徑D=72mm 寬度B=19mm</p><p>　　校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求</p><p>　　（1）求軸承徑向支反力、</p>

90、<p>　?。╝）垂直平面支反力、</p><p>　?。╞）水平面支反力、</p><p><b>　?。╟）合成支反力、</b></p><p>　?。?）計算軸承的當量載荷、</p><p>　?、俨楸?3-5 有：</p><p><b>　　取</b>

91、;</p><p><b>　　得：</b></p><p><b>　?、?lt;/b></p><p>　　查表13-5有：，取，得：</p><p><b>　　因此軸承2危險。</b></p><p><b>　?。?）校核所選軸承</

92、b></p><p>　　由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù) 1 ，計算軸承工作壽命：</p><p>　　2）低速軸上軸承采用6309型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低.</p><p>　　內徑d=45mm 外徑D=100mm 寬度B=25mm<

93、;/p><p>　　校核Ⅲ軸軸承是否滿足工作要求</p><p>　　畫軸的受力簡圖如圖3-3-3。</p><p>　?。?）求軸承徑向支反力、</p><p>　?。╝）垂直平面支反力、</p><p>　?。╞）水平面支反力、</p><p><b>　?。╟）合成支反力、</

94、b></p><p>　?。?）計算軸承的當量載荷、</p><p>　　①查表13-5 有：</p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　得：</b></p><p><b>　?、?lt;/b></p><

95、;p>　　查表13-5有：，取，得：</p><p><b>　　因此軸承2危險。</b></p><p><b>　?。?）校核所選軸承</b></p><p>　　由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承，查表13-7取溫度系數(shù) 1 ，計算軸承工作壽命：</p><

96、;p><b>　　滿足使用壽命要求</b></p><p>　　結論：軸承型號最終確定為：6309</p><p>　　第八章 鍵連接選擇和校核</p><p>　　§8-1高速軸上鍵的選擇和校核</p><p><b>　　1．鍵的選擇</b></p><p&

97、gt;　　選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑,查表13-20得</p><p><b>　?。?lián)軸器）鍵1：</b></p><p><b>　　（小齒輪）鍵2：</b></p><p><b>　　2．鍵的校核</b></p><p>　　鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面

98、算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長；鍵1：；鍵2：</p><p><b>　　查表6-2得</b></p><p>　　鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：</p><p><b>　　，則：</b></p><p><b>　　鍵1：</b></p>

99、<p><b>　　鍵2：</b></p><p>　　所以所選用的平鍵強度足夠</p><p>　　取鍵標記為：鍵1：6×32 GB1096-79</p><p>　　鍵2：8×40 GB1096-79</p><p>　　§8-2中間軸上鍵的選擇和校核</p>

100、<p><b>　　1．鍵的選擇</b></p><p>　　選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑 ,查表13-20得</p><p><b>　?。ù簖X輪）鍵1：</b></p><p><b>　　（小齒輪）鍵2：</b></p><p><b>　　2．

101、鍵的校核</b></p><p>　　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,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1：；鍵2：</p><p><b>　　查表6-2得</b></p><p>　　鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：</p><p><b>　　，則：</b>

102、;</p><p><b>　　鍵1：</b></p><p><b>　　鍵2：</b></p><p>　　所以所選用的平鍵強度足夠</p><p>　　取鍵標記為： 鍵1：10×40 GB1096-79</p><p>　　鍵2：10×63 GB

103、1096-79</p><p>　　第九章 聯(lián)軸器的選擇和計算</p><p>　　高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉矩為，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度

104、，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。</p><p>　　低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉矩為，則：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。</p><p>　　

105、第十章 潤滑和密封形式的選擇</p><p>　　§10-1傳動零件的潤滑</p><p><b>　　1．齒輪傳動潤滑</b></p><p>　　因為齒輪圓周速度，并且傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用油潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號油潤滑，裝至規(guī)定高度。圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒

106、輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。</p><p><b>　　2．滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。</p><p><b>　　二、減速器密封</b></p><p>　　為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并

107、阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?lt;/p><p><b>　　1.軸外伸端密封</b></p><p><b>　　毛氈圈油封。</b></p><p>　　2.軸承靠箱體內側的密封</p><p><b>　　擋油環(huán)</b></p><p>　　3.箱體結合面的密封

108、</p><p>　　箱體結合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度應為6.3,密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，不大于。</p><p>　　第十一章 箱體及附件的結構設計和選擇</p><

109、p><b>　　箱座壁厚：，而，</b></p><p>　　所以，取=10mm。</p><p>　　箱蓋壁厚：，所以，取。</p><p>　　箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm. </p><p>　　箱座、箱蓋的加強肋厚：。</p><p>　

110、　地腳螺釘?shù)闹睆剑?20mm；數(shù)目：6。</p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：；</p><p>　　箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：=12mm </p><p>　　軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目：軸Ⅰ：</p><p>　　軸承蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑?lt;/p><p>　　軸承旁凸臺高度和半徑：=

111、22mm</p><p>　　外箱壁到軸承座端面的距離：。</p><p>　　齒輪頂圓與內箱壁距離：?。?10mm。</p><p>　　齒輪端面與內箱壁距離：?。?11mm。</p><p>　　軸承端面至箱體內壁的距離，脂潤滑時：=10mm</p><p>　　旋轉零件間的軸向距離：=14.5mm</p&g

112、t;<p>　　齒頂圓至軸表面的距離：</p><p>　　大齒輪頂圓至箱底內表面的距離：=40mm</p><p>　　箱底至箱底內壁的距離：=20mm</p><p>　　減速器中心高：箱體內壁軸向距離：</p><p><b>　　附件的設計</b></p><p>　　1）

113、 視孔蓋和窺視孔</p><p>　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固</p><p><b>　　2） 油標：</b></p><p>　　油標位在便于觀察減速器油面及油面

114、穩(wěn)定之處。</p><p>　　油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。</p><p><b>　　3） 油塞：</b></p><p>　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。</p>

115、<p><b>　　4） 起蓋螺釘：</b></p><p>　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。</p><p>　　釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。</p><p>　　5） 通氣孔：減速器每工作一段時間后,溫度會逐漸升高,這將引起箱內空氣膨脹,在機蓋頂部的窺視孔蓋上安裝通氣孔，油蒸汽由該孔及時排出,以便達到

116、箱體內為壓力平衡。</p><p>　　從而保證箱體密封不致被破壞。</p><p><b>　　6） 吊鉤：</b></p><p>　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。</p><p><b>　　7） 定位銷：</b></p><p>　　為保證

117、箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度,在加工時,要先將箱蓋和箱座用兩個圓錐銷定位,并用聯(lián)接螺栓緊固,然后再鏜軸承孔.以后的安裝中,也由銷定位.通常采用兩個銷,在箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣上,沿對角線布置,兩銷間距應盡量遠些。</p><p><b>　　總結</b></p><p>　　經過二級減速器的課程設計，讓我對機械設計有關部分零件有了進一步刻的認識與運用，懂得在二級減速器中選

118、擇符合規(guī)格的組裝零件很重要，因為這些參數(shù)直接影響著二級減速器的使用壽命及是否能正常運轉等條件。怎樣選軸承，是否能承受其帶來的轉矩，不能應及時改進，二就是怎么選軸承，斜齒輪要用角接觸的軸承，不能用深溝球軸承；直齒輪要用深溝球軸承類的，而不能用角接觸之類的軸承，三是齒輪的選擇，有直齒輪和斜齒輪之分，其選著則需要根據(jù)設計人員要求來選著，三者的材料的選擇也是很重要的，要能承受他們之間的互相擠壓。再就是減速器設計時密封性要好，不然灰塵進入，有可能

119、使齒輪產生點蝕破壞之類的，影響齒輪的壽命?？傊?，二級減速器的設計有很多細節(jié)值得主要的東西，也值得我們努力學習，同時這次也使我對二級減速器有了更深的了解。</p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　[1]《機械設計》（第九版）—濮良貴，陳國定，吳立言主編。北京：高等教育出版社，2013.5。</p><p>　　[2]

120、《機械設計\機械設計基礎課程設計指導》（第二版）—趙友紅，周知進主編。湖南：中南大學出版社，2013.7</p><p>　　[3]《機械原理》潘存云主編。中南大學出版社，2012.12。</p><p>　　[4]《機械制造工程訓練》-何國旗，何瑛，劉吉兆主編。湖南：中南大學出版社，2012.7</p><p>　　[5]《互換性與技術測量基礎》（第二版）—胡鳳蘭

121、主編。北京：中國高等教育出版社2010.8</p><p>　　[6]機械設計手冊(第二版)— 吳宗澤.羅圣國主編。北京：中國高等教育出版社2011.8</p><p>　　[7]《機械工程材料》（第二版）—高為國，鐘利萍主編。湖南：中南大學出版社，2012.8。</p><p>　　[8]《材料力學》-劉杰明主編。北京：中國電力出版社，2009</p>