機械設計課程設計--二級展開式斜齒輪減速器

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p>　　2013-2014第二學期</p><p>　　名 稱： 二級展開式斜齒輪減速器 </p><p>　　學 院： 機電與汽車工程學院 </p><p><b>　　目錄<

2、/b></p><p><b>　　緒論</b></p><p><b>　　第一章 概述</b></p><p>　　1.1機械設計的任務及目的……………………………4</p><p>　　第二章 傳動方案的分析論證</p><p>　　2.1 傳動裝置的組成與特

3、點 …………………………5</p><p>　　2.2 傳動方案的確定及分析 …………………………5</p><p>　　第三章 電動機的選擇</p><p>　　3.1選擇電動機的類型…………………………………5</p><p>　　3.2選擇電機的功率……………………………………5</p><p>　　3.3電機

4、轉速的選擇……………………………………6</p><p>　　3.4總傳動比計算和分配各級傳動比…………………6</p><p>　　第四章 傳動裝置運動和動力參數的計算</p><p>　　4.1 各軸轉速的推算…………………………………7</p><p>　　4.2 各軸功率的計算………………………………… 7</p>&l

5、t;p>　　4. 3 各軸扭矩的計算………………………………… 7</p><p><b>　　第五章 齒輪設計</b></p><p>　　5.1 高速級齒輪設計及校核…………………………9</p><p>　　5.2低速級齒輪設計及校核…………………………13</p><p>　　第六章 軸、鍵的設計及校核&l

6、t;/p><p>　　6.1 高速軸和鍵的設計及校核………………………19</p><p>　　6.2 中間軸和鍵的設計及校核………………………23</p><p>　　6.3低速軸和鍵的設計及校核…………………………28</p><p>　　第七章 聯軸器的選擇………………………………………31</p><p>　　第八

7、章 軸承的校核</p><p>　　8.1高速軸軸承的校核…………………………………32</p><p>　　8.2中間軸軸承的校核…………………………………33</p><p>　　8.3低速軸軸承的校核…………………………………34</p><p>　　第九章 箱體的設計…………………………………………35</p><

8、;p>　　第十章 減速器的潤滑與密封………………………………36</p><p>　　第十一章 減速器附件的選擇及說明………………………37</p><p>　　第十二章 設計小結…………………………………………37</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p><b>　　緒論<

9、/b></p><p>　　本論文主要內容是進行二級斜齒硬面齒輪的設計計算，在設計計算中用到了《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計》等多門課程知識。并用了《AutoCAD》軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的實踐環(huán)節(jié)，通過對齒輪的設計計算，加深了對已學科目的影響，并通過自主設計，理論與實踐結合，是一次對所學知識全面的、系統(tǒng)的、規(guī)范的實踐訓練。通過訓練，使我們在各個方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。</p>

10、<p>　　機械設計課程設計是機械設計課程的重要教學環(huán)節(jié)。通過課程設計我們學會了：</p><p>　　1、通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決問題的能力，掌握了機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想。</p><p>　　2、學會從機器功能要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型、制定傳動方案、合理選擇標準部件的類型和型號、正確計算零

11、件的工作能力、確定其尺寸、形狀及機構材料、并考慮制造工藝、使用、維護 、經濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力。</p><p>　　3、通過課程設計，學習運用標注、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。</p><p>　　4、加強了我們對Office軟件中 Word功能的運用。</p><p><b>　　第一章

12、 概述</b></p><p>　　1.1機械設計的任務及目的</p><p>　　1.1.1課程題目：設計一個二級斜齒硬面齒輪減速器及帶式運輸機傳動裝置，運輸帶連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制，室內灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃，三相交流電，工作電壓220/380V,允許運輸帶速度誤差為±5%。</p><p>　　1.1.2設計參數：運輸

13、帶工作拉力F=6KN，運輸帶工作速度v=1.3m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%），滾筒直徑D=400mm。</p><p>　　1.1.3設計工作量：</p><p>　?。?）減速器裝配圖1張（A0或A1）；</p><p>　?。?）零件工作圖1—3張；</p><p>　　（3）設計說明書一份；</p><

14、;p>　　1.1.4設計目的：通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決問題的能力，掌握了機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想。學會從機器功能要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型、制定傳動方案、合理選擇標準部件的類型和型號、正確計算零件的工作能力、確定其尺寸、形狀及機構材料、并考慮制造工藝、使用、維護 、經濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力。通過課程設計，學習運用標注、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱

15、科技文獻資料，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。</p><p>　　第二章 傳動方案的分析論證</p><p>　　2.1 傳動裝置的組成與特點</p><p>　　2.1.1傳動裝置的組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。</p><p>　　2.1.2傳動裝置的特點：齒輪相對軸承的位置不對稱，故沿軸向載荷分布不均勻，要

16、求軸有較大的剛度。</p><p>　　2.2 傳動方案的確定及分析</p><p>　　合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，還要與工作環(huán)境相適應。同時，要求工作可靠，結構簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，使用維護方便，工藝性和經濟性好。因此，兼顧諸多因素初步確定傳動系統(tǒng)總體為二級斜齒硬面齒輪減速器。傳動方案分析：結構簡單，采用齒輪傳動組合，即可滿足傳動比要求。</p>&l

17、t;p>　　第三章 電動機的選擇</p><p>　　3.1選擇電動機的類型</p><p>　　3.1.1 選擇電動機類型和結構形式：電機分交流電機和直流電機兩種。因為無特殊要求，故本課程設計選用三相交流電動機，其中異步交流電動機應用最廣泛。Y系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式，其結構簡單、工作可靠、啟動性好、價格低廉、維護方便，不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體，應用與無

18、特殊要求的機械上。因此電機選Y系列三相異步電動機。 </p><p>　　3.2選擇電機的功率</p><p>　　電動機功率的選擇：電動機的功率選擇是否合適，對電動機的工作和經濟性都有要求。功率小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或電動機因長期超載而過早損毀；功率選的過大，電動機的價格過高 ，傳動能力不能充分利用，而且由于電動機在輕載下運行

19、，效率和功率因數較低從而造成能源的浪費。對于載荷比較穩(wěn)定，長期運轉的機械，通常按照電動機的功率選擇，而不必校核電動機的發(fā)熱 和啟動轉矩。選擇電動機的功率時應保證電動機的額定功率Ped等于或稍大于工作機所需的電動機功率Pd，即Ped<Pd,如圖所示的帶式運輸機，其電動機所需的工作功率為Pd=Pw/?KW 式中的Pd為工作機所需功率，?為電動機至工作機的總效率。傳動裝置的總效率?應為組成傳動裝置的各個運動副效率之積，即?=?1?2…

20、.?n式中?分別為每一個運動副、每對軸承、每個聯軸器及傳動滾筒的效率，各種傳動機構、軸承、聯軸器和滾筒的效率值見下表9-1</p><p><b>　　電機需要功率Pd</b></p><p><b>　　計算如下：</b></p><p><b>　　Pw=FVw=</b></p>&

21、lt;p>　　?=?w?聯?2齒輪?4承==0.673</p><p><b>　　Pd=Kw</b></p><p>　　3.3電機轉速的選擇</p><p>　　查閱《機械設計課程設計》中表9-2推算傳動比的合理范圍 </p><p>　　二級圓柱齒輪傳動比一般為8-40</p><p&g

22、t;<b>　　卷筒工作轉速</b></p><p><b>　　nw=</b></p><p>　　D=400mm V=1.3m/s</p><p>　　則電動機轉速的可選范圍為</p><p>　　nd=inw=(8-40)62r/min=496-2480r/min</p>

23、<p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，參考《機械設計課程設計》表15-1，選定電機的型號為Y160M-4的電動機。</p><p>　　3.4總傳動比計算和分配各級傳動比</p><p><b>　　(1)總傳動比</b></p><p><b>　　ia=</b>&l

24、t;/p><p>　　(2)分配傳動裝置的傳動比</p><p><b>　　ia=i1*i2</b></p><p>　　考慮到潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i1=1.4*i2 故</p><p>　　i1=4.7 i2=3.33</p><p>　　第四章 傳動裝置運動和動力參數的計算&

25、lt;/p><p>　　為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩，如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定位Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸以及</p><p>　　i0, i1 為相鄰兩軸間的傳動比</p><p>　　?01，?12 為相鄰兩軸間的傳動效率</p><p>　　P1，P2為各軸輸入功率（kw）</p><p>　　T1，

26、T2為軸輸入轉矩（N.m）</p><p>　　n1，n2為各軸的轉速（r/min）</p><p>　　則可按電動機軸至工作運動路線推算</p><p>　　4.1 各軸轉速的推算</p><p>　?、褫S n1=nm=970r/min</p><p><b>　?、蜉S n2=</b><

27、;/p><p><b>　　Ⅲ軸 n3=</b></p><p>　　卷筒軸 n卷=n3=62r/min</p><p>　　4.2 各軸功率的計算</p><p>　?、褫S P1=P0*?1 =11.59*0.99=11.47kw</p><p>　　Ⅱ軸 P2=P1*?2?

28、3=11.47*0.98*0.97=10.9kw</p><p>　　Ⅲ軸 P3=P2*?2?3=10.9*0.97*0.98=10.37kw</p><p>　　卷筒 P4=P3*?2?1=10.37*0.99*0.98=10.05kw</p><p>　　4.3 各軸扭矩的計算</p><p><b>　　電

29、動機輸出扭矩 </b></p><p><b>　　Td=</b></p><p><b>　?、褫S </b></p><p>　?、蜉S </p><p><b>　?、筝S </b></p><p><b

30、>　　卷筒軸 </b></p><p>　　帶式傳動裝置的運動和動力參數</p><p><b>　　第五章 齒輪設計</b></p><p>　　5.1 高速級齒輪設計（下文中圖、表參考《機械設計 第九版》（濮良貴，陳國定主編））</p><p>　　1、選精度等級、材料及齒數</p>

31、<p>　?。?）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動，運輸機為一般工作機器，由表10-6選用7級精度；</p><p>　　（2）由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質后表面淬火），齒面硬度50HRC，大齒輪材料為45鋼（調質后表面淬火），齒面硬度50HRC 。</p><p>　?。?）選小齒輪齒數Z1=17，則Z2= Z1 i=174.7=79.9 取Z2=80。&

32、lt;/p><p>　?。?）初選螺旋角=14，壓力角=20</p><p>　　2、按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　（1）由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p><b>　　d1t=</b></p><p>　　確定公式中的各參數值</p><p&

33、gt;　　試選載荷系數KHt=1.3，由表10-5，材料彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2</p><p>　　由圖10-20查取區(qū)域系數ZH=2.433</p><p>　　由式10-21計算接觸疲勞強度用重合系數Z</p><p>　　t=arctan(tann/cos)</p><p>　　=arctan(tan20/cos40)

34、</p><p><b>　　=20.562</b></p><p>　　at1=arcos[Z1cost/( Z1+2 hcos)]</p><p><b>　　=32.82</b></p><p>　　at2= arcos[Z2cost/( Z2+2 hcos)]</p><

35、p><b>　　23.92</b></p><p>　　=[Z1(tanat1-)+ Z2(tanat2-)]/2=1.601</p><p>　　=d Z1tan/=1.35</p><p><b>　　Z==1.123</b></p><p>　　由式10-23可得螺旋角系數</p&

36、gt;<p><b>　　==0.985</b></p><p>　　計算接觸疲勞許用應力[H]</p><p>　　由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為</p><p>　　Hlim1=970 MPa Hlim2=920 MPa</p><p>　　由式10-15計算應力

37、循環(huán)次數</p><p>　　N1=60n1jLH=609701（283008）=1.12109</p><p>　　N2= N1/u=0.47109</p><p>　　由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90 KHN2=0.95</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-14得：</p>&

38、lt;p>　　[H]1==873 MPa</p><p>　　[H]2==874 MPa</p><p>　　取[H]1和[H]2中較小者為該齒輪副的接觸疲勞許用應力</p><p>　　即[H]= [H]1=873 MPa</p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　d1t=

39、43.87</b></p><p>　?。?）調整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計算實際載荷系數前的數據準備</p><p><b>　?、賵A周速度v</b></p><p>　　v==2.22m/s</p><p><b>　　②齒寬b</b><

40、;/p><p>　　b=dd1t=43.87 mm</p><p>　　2）計算實際載荷系數KH</p><p>　　①由表10-2查得使用系數KA=1</p><p>　?、诟鶕=2.22m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.05</p><p>　?、埤X輪的圓周力Ft1==5.15103 N <

41、;/p><p>　　KAFt1/b=117.39 N/mm>100 N/mm</p><p>　　查表10-3得齒間載荷分配系數=1.2</p><p>　?、苡杀?0-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.428，則載荷系數為KH=KAKv=1.7999</p><p>　　由式10-12，可得按實際載荷系數算得分度圓直徑&l

42、t;/p><p>　　d1=d1t=48.88 mm</p><p>　　及相應的齒輪模數 mn=d1/Z1=2.789</p><p>　　3、按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　?。?）由式10-20試算齒輪模數，即</p><p><b>　　mn</b></p><p

43、>　　1）確定公式中的各參數值</p><p>　?、僭囘x載荷系數KFt=1.3</p><p>　?、谟墒?0-18可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數</p><p>　　=arc（）=13.14</p><p>　　=/cos2=1.688</p><p>　　=0.25+0.75/=0.694</p&g

44、t;<p>　?、塾墒剑?0-19）可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yß</p><p>　　Yß=1-?ß=1-1.35=0.8425</p><p><b>　?、苡嬎?lt;/b></p><p><b>　　由當量齒數</b></p><p>　　查圖1

45、0-17得齒形系數YFa1=2.925 YFa2=2.18</p><p>　　查圖10-18查的應力修正系數Ysa1=1.52 Ysa2=1.78</p><p>　　查圖10-24查的小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為a a</p><p><b>　　a</b></p><p>　　因為大齒輪

46、的大于小齒輪，所以取==0.0099</p><p><b>　?、朴嬎泯X輪模數：</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　⑶調整齒輪模數</b></p><p>　　計算實際載荷系數前數據準確</p><p><

47、;b>　　①圓周速度V </b></p><p>　?、邶X寬 b b=</p><p>　?、埤X高h及齒寬比b/h </p><p>　　b/h=30.99/3.98=7.786</p><p>　　計算實際載荷系數KF</p><p>　　根據V =1.57m/s,7級精度，由圖10-

48、8查得動載荷系數KV=1.07</p><p><b>　　由</b></p><p>　　查表10-3得齒輪載荷分配系數KF2=1.2</p><p>　　由表10-4得,結合b/h=7.78 查圖10-13得 則載荷系數為</p><p>　　由式10-13可得按實際載荷系數 算得的齒輪模數</p>&

49、lt;p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于彎曲疲勞強度計算的法面模數。從彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=2mm ，為了同時滿足接觸疲勞強度。按d1=48.88來計算小齒輪齒數即 Z1=d1cos/mn=23.71,取Z1=24，則Z2=uZ1=244.7=112.8，取Z2=113</p><p><b>　　4 幾何中心計算</b></p>

50、<p>　?。?）計算中心距： a=</p><p>　　考慮到模數從1.94增大到2，為此中心距減少到141</p><p>　?。?）按調整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　=arc=13.68</p><p>　?。?）計算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p>　　d1==49.40 m

51、m</p><p>　　d2==232.60 mm</p><p><b>　　（4）計算齒輪寬度</b></p><p>　　b==149.40=49.40 mm</p><p>　　取b2=50 mm ，b1=55 mm</p><p>　　5、圓整中心距后的強度校核</p>

52、<p>　?。?）齒面接觸疲勞強度校核</p><p>　　按照前面類似算法，計算式10-22中各參數，KH=1.5，T1=11.3104Nmm，=1，d1=74.42mm，u=4.7，ZH=2.45，ZE=189.8MPa1/2,=1.0,=0.99,帶入得</p><p>　　=692MPa<[]=873 MPa</p><p>　　滿足齒面接觸

53、疲勞強度條件。</p><p>　?。?）按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　按照前面類似算法，計算式10-17中各參數，KF=2.07，T1=11.3104Nmm，YFa1=2.51，YFa2=2.0，Ysa1=1.55，Ysa2=1.79，=0.69，=0.81，=13.68，=1，mn=2.0，Z1=24，帶入得</p><p>　　=209.31MP

54、a<[]1</p><p>　　=192.77MPa<[]2</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度滿足要求。</p><p>　　5.2低速級齒輪設計（下文中圖、表參考《機械設計 第九版》（濮良貴，陳國定主編））</p><p>　　1、選精度等級、材料及齒數</p><p>　?。?）按要求的傳動方案，選

55、用圓柱斜齒輪傳動，運輸機為一般工作機器，由表10-6選用7級精度；</p><p>　?。?）由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質后表面淬火），齒面硬度50HRC，大齒輪材料為45鋼（調質后表面淬火），齒面硬度50HRC 。</p><p>　?。?）選小齒輪齒數Z3=24，則Z4= Z3 i=243.33=79.92取Z4=80</p><p>　?。?）

56、初選螺旋角=14，壓力角=20</p><p>　　2、按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　?。?）由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即</p><p><b>　　d2t=</b></p><p>　　2)確定公式中的各參數值</p><p>　?、僭囘x載荷系數KHt=1.3，由表1

57、0-5，材料彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2</p><p>　　②由圖10-20查取區(qū)域系數ZH=2.433</p><p>　?、塾墒?0-21計算接觸疲勞強度用重合系數Z</p><p>　　t=arctan(tann/cos)</p><p>　　=arctan(tan20/cos40)</p><p>

58、;<b>　　=20.562</b></p><p>　　at3=arcos[Z3cost/( Z3+2 hcos)]</p><p><b>　　=29.97</b></p><p>　　at4= arcos[Z4 cost /( Z4+2 hcos)]</p><p><b>　　=

59、23.92</b></p><p>　　=[Z3(tanat3-)+ Z4(tanat4-)]/2=1.64</p><p>　　=d Z3tan/=1.90</p><p><b>　　Z==0.67</b></p><p>　　由式10-23可得螺旋角系數</p><p><

60、b>　　==0.985</b></p><p>　　④計算接觸疲勞許用應力[H]</p><p>　　由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為</p><p>　　Hlim3=970 MPa Hlim4=920 MPa</p><p>　　由式10-15計算應力循環(huán)次數</p>&

61、lt;p>　　N3=60n2jLH=60206.381（283008）=4.75108</p><p>　　N4= N3/u=1.426108</p><p>　　由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN3=0.90 KHN4=0.95</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-14得：</p><p>　　[H]

62、3==873 MPa</p><p>　　[H]4==874 MPa</p><p>　　取[H]3和[H]4中較小者為該齒輪副的接觸疲勞許用應力</p><p>　　即[H]= [H]3=873 MPa</p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　d3t=59.24</b&g

63、t;</p><p>　?。?）調整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計算實際載荷系數前的數據準備</p><p><b>　?、賵A周速度v</b></p><p>　　v==0.64m/s</p><p><b>　　②齒寬b</b></p><

64、p>　　b=dd3t=59.24 mm</p><p>　　2）計算實際載荷系數KH</p><p>　?、儆杀?0-2查得使用系數KA=1</p><p>　　②根據v=0.64m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.05</p><p>　?、埤X輪的圓周力Ft3==1.7104 N </p><p

65、>　　KAFt3/b=197.42 N/mm>100 N/mm</p><p>　　查表10-3得齒間載荷分配系數=1.2</p><p>　?、苡杀?0-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.428，則載荷系數為KH=KAKv=1.7999</p><p>　　由式10-12，可得按實際載荷系數算得分度圓直徑</p><

66、p>　　d3=d3t=66.03 mm</p><p>　　及相應的齒輪模數 mn=d3/Z3=2.669</p><p>　　3、按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　?。?）由式10-20試算齒輪模數，即</p><p><b>　　mn</b></p><p>　　1）確定公式中的

67、各參數值</p><p>　?、僭囘x載荷系數KFt=1.3</p><p>　?、谟墒?0-18可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數</p><p>　　=arc（）=13.14</p><p>　　=/cos2=1.729</p><p>　　=0.25+0.75/=0.684</p><p>　

68、?、塾墒剑?0-19）可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yß</p><p>　　Yß=1-?ß=1-1.35=0.778</p><p><b>　?、苡嬎?lt;/b></p><p>　　由當量齒數Zv3==26.27</p><p>　　Zv4==87.57</p><p

69、>　　查圖10-17得齒形系數YFa3=2.925 YFa4=2.18</p><p>　　查圖10-18查的應力修正系數Ysa3=1.52 Ysa4=1.78</p><p>　　查圖10-24查的小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為a a</p><p><b>　　a</b></p><p&g

70、t;　　因為大齒輪的大于小齒輪，所以取==0.0099</p><p><b>　　⑵計算齒輪模數：</b></p><p><b>　　=2.24</b></p><p><b>　?、钦{整齒輪模數</b></p><p>　　計算實際載荷系數前數據準確</p>

71、<p>　?、賵A周速度V =55.4</p><p><b>　　=0.59</b></p><p>　?、邶X寬 b b==55.4</p><p>　　③齒高h及齒寬比b/h =6.576</p><p><b>　　b/h=7.79</b></p><

72、;p>　　計算實際載荷系數KF</p><p>　　根據V =0.59m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數KV=1.07</p><p>　　由=1.82104N</p><p>　　查表10-3得齒輪載荷分配系數KF2=1.2</p><p>　　由表10-4得,結合b/h=7.79 查圖10-13得 則載荷系數為</p

73、><p>　　由式10-13可得按實際載荷系數 算得的齒輪模數</p><p><b>　　=2.459</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于彎曲疲勞強度計算的法面模數。從彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=2.5mm ，為了同時滿足接觸疲勞強度。按d3=66.03來計算小齒輪齒數即Z3=d3cos/

74、mn=25.62, 取Z3=26則Z4=uZ3=3.3326=86.58,取Z4=87</p><p><b>　　4 幾何中心計算</b></p><p>　?。?）計算中心距： a==145.57</p><p>　　考慮到模數從2.459增大到2.5，為此中心距減少到145</p><p>　?。?）按調整后的中

75、心距修正螺旋角</p><p>　　=arc=13.06</p><p>　?。?）計算小、大齒輪的分度圓直徑</p><p>　　d3==66.73 mm</p><p>　　d4==223.28 mm</p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p&g

76、t;　　b==167.83=66.73 mm</p><p>　　取b4=72 mm ，b3=67 mm</p><p>　　5、圓整中心距后的強度校核</p><p>　?。?）齒面接觸疲勞強度校核</p><p>　　按照前面類似算法，計算式10-22中各參數，KH=1.5，T2=50.47104Nmm，=1，d3=67.83mm，u=

77、3.3，ZH=2.45，ZE=189.8MPa1/2,=1.0,=0.99,帶入得</p><p>　　=667MPa<[]=873 MPa</p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度條件。</p><p>　?。?）按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　按照前面類似算法，計算式10-17中各參數，KF=2.07，T2=50.471

78、04Nmm，YFa1=2.51，YFa2=2.0，Ysa1=1.55，Ysa2=1.79，=0.69，=0.81，=13.06，=1，mn=2.5，Z3=26，帶入得</p><p>　　=213.51MPa<[]3</p><p>　　=189.77MPa<[]4</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度滿足要求。</p><p>

79、　　高速級小齒輪和低速級小齒輪材料為40Cr（調制后淬火），高速級大齒輪和低速級大齒輪材料為45鋼（調制后淬火）。</p><p>　　主要設計結論整理成下表：</p><p>　　第六章 軸的設計及校核</p><p>　　6.1 高速軸的設計</p><p>　　1、已知條件：軸的輸入功率P、轉速n、轉矩T分別為：</p>

80、<p>　　P=11.47kW，n=970r/min，T=N.mm</p><p><b>　　作用在齒輪上的力</b></p><p>　　Ft1==4.62103 N</p><p>　　Fr1= Ft1tan=1.73103 N</p><p>　　Fa1= Ft1tan=1.12103 N</p&

81、gt;<p>　　2、初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式《機械設計》中15-2初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。</p><p>　　查15-3表取A0=112，則最小直徑</p><p><b>　　=</b></p><p>　　取最小直徑為dmin=26mm</

82、p><p>　　因為軸上應開1個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7% ，所以取d=28將軸圓整為標準直徑,取d=28，明顯的該軸應做成齒輪軸。</p><p><b>　　3、軸的結構設計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　通過分析比較，選用[2]圖15-8的裝配方案</p>

83、<p>　　I II III IV V </p><p>　?。?）最小直徑處顯然是安裝聯軸器，查設計手冊，確定聯軸器的型號為 LX3-Z，基本尺寸為dXL=40X84mm。</p><p>　　為保證其與軸端擋圈充分接觸，應取軸的長度略小于其寬度,故，取第1段軸的長度和軸徑分別為l1=83mm，d1=40mm，聯軸器左端用軸段擋圈定位，軸端擋

84、圈直徑取D=43</p><p>　　(3) 聯軸器右端采用軸肩定位，取軸肩高度為2，II段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為20（由減速器及軸的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I段右端的距離為20故第II段軸徑和長度分別為=40，=43</p><p>　?。?）、初步確定滾動軸承型號</p><p>　　因為有軸向力和徑

85、向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據d=43，查設計手冊，確定軸承型號為30209，其尺寸為</p><p>　　。又右邊套筒長取20.25所以L=20.75+20.25=41故，第3段軸的軸徑和長度分別為d3=45mm，</p><p>　　(5)第四段為了和低速級齒輪配合，留出一定空隙，確定尺寸為d4=47,L4=93。</p><p>　?。?）因為齒輪分

86、度圓直徑與軸的直徑接近，所以齒輪直接在IV段軸上加工出來，做成齒輪軸，軸徑d=51，齒寬55，但是軸此段應稍微加長考慮到V段軸承的定位，故L=53</p><p>　?。?）Ⅶ段為軸承,因為齒輪軸軸徑高度恰好可以作為軸承的定位,故其左邊用齒輪軸的軸肩定位，因為軸承仍選用圓錐滾子30209所以d7=45，L7=20.75</p><p>　　4.軸上零件的周向定位</p>&l

87、t;p>　　輸入軸鍵的選擇：輸入軸與聯軸器采用平鍵連接，根據 d=40mm，L=83mm，查設計手冊，選擇鍵的型號為C型圓頭普通平鍵,平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為L=70mm。為了保證配合具有良好的對中性，聯軸器與軸的配合為。滾動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。</p><p>　　5.確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考[2]表15

88、-2取軸端倒角為2*450各軸肩處圓角見零件圖。</p><p><b>　　6、軸的校核</b></p><p>　　1）、從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出齒輪截面是軸的危險截面?，F將計算出的截面處的M，M和M的值如下： </p><p><b>　　Fa</b></p><p>　　鉛垂

89、平面，∑M=0，∑F=0，即</p><p>　　解得=735.43N =994.57N</p><p>　　水平方向,∑M=0，∑F=0</p><p>　　解得=1745.56N =3874.44N</p><p>　　2）、根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面

90、是軸的危險截面。將計算出截面處的、及M的值列于下表：</p><p>　　3）、按彎扭合成應力校核軸的強度：</p><p>　　通過彎矩圖和扭矩圖可以明顯看出，軸上齒輪處承受最大彎矩和扭矩，為危險截面。根據公式及齒輪處的數據，以及單向旋轉、扭轉切應力為動脈循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的應力為 </p><p>　　前面已經選定軸的材料為40C

91、r鋼，調質后表面淬火處理，由表15-1查得</p><p><b>　　故安全。</b></p><p><b>　　軸的載荷分析圖</b></p><p><b>　　6.2中間軸的設計</b></p><p>　　1、求作用在齒輪上的力</p><p&g

92、t;　　1）中間軸小齒輪的力</p><p>　　Ft2==4.34103 N</p><p>　　Fr2= Ft2tan=1.63103 N</p><p>　　Fa2= Ft2tan=1.06103 N</p><p>　　2）中間軸大齒輪上的力</p><p>　　Ft3==1.51104 N</p>

93、<p>　　Fr3= Ft3tan=0.57104 N</p><p>　　Fa3= Ft3tan=0.35104 N</p><p>　　2、初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式15-2初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質后表面淬火。</p><p>　　查15-3表取A0=112，則最小直徑<

94、/p><p>　　=112=42.02 mm</p><p>　　取最小直徑為dmin=43mm</p><p>　　因為軸上應開1個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7% ，所以取d=49.45將軸圓整為標準直徑,取d=50</p><p>　　3、擬定軸的設計草圖如下：</p><p>　　1 2

95、 3 4 5</p><p>　　4、顯然軸的最小直徑處是安裝軸承根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　初選滾動軸承為30210，其尺寸為</p><p>　　1）4段為低速級小齒輪安裝位置，由前面知道齒寬b3=72mm，分度圓直徑為d=66.73，由于齒輪分度圓直徑和軸的直徑相

96、差不大，故低速級小齒輪做成齒輪軸故取L4=72 </p><p>　　2）5段為軸承安裝位置，由滾動軸承為30210查表知T=21.75，考略到用套筒定位，取套筒10mm，所以L5=21.75+10=33.75，d5=50mm</p><p>　　3）3段為兩齒輪的軸向定位，保證一定的空隙，由同軸條件計算可得L3=10mm，d3=57.2mm</p><p>　　4

97、）2段為高速級大齒輪的安裝位置，由前面知道齒寬b2=50mm，為了使齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取L2=48 ，d2=53.2</p><p>　　5）1段為軸承安裝位置，由滾動軸承為30210查表知T=21.75，考略到用套筒定位，取套筒10mm，所以L1=21.75+10+4=35.75，d1=50mm</p><p>　　5、鍵的選擇與鍵強度計算</p>

98、<p>　　1）由安裝齒輪的軸段的直徑，查表選用A型鍵，其中2段鍵尺寸為b=16mm，h=10mm，L=45mm，4段鍵尺寸為b=16mm，h=10mm，L=56mm</p><p>　　2）2段軸上鍵強度計算：</p><p>　　查表6-2得許用擠壓應力為[]=110 MPa</p><p>　　由p====130.85 MPa>110 MPa

99、</p><p>　　故采用雙鍵對稱布置，</p><p>　　p====87.23 MPa<[]=110 MPa</p><p>　　采用雙鍵對稱布置時能安全工作。</p><p><b>　　6、軸的校核</b></p><p>　　1）、從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出齒輪截面

100、是軸的危險截面?，F將計算出的截面處的M，M和M的值如下： </p><p>　　鉛垂平面，∑M=0，∑F=0，即</p><p>　　解得=1127.54N =1072.46N</p><p>　　水平平面,∑M=0，∑F=0</p><p>　　解

101、得=3275.87N =2574.13N</p><p><b>　　C處：</b></p><p><b>　　D處：</b></p><p><b>　　C處： </b></p><p><b>　　D處：</b></p>&

102、lt;p>　　T=50.47104Nmm</p><p>　　2）、計算出的截面大小齒輪C處和D處的M，M和M的S數值列表如下：并畫出各截面所顯示的彎矩和扭矩圖.</p><p><b>　　中間軸的載荷分析</b></p><p>　　3）、按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核危

103、險截面的強度，則對大小齒輪處校核根據[2]式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力</p><p>　　=3.28MPa </p><p><b>　　=11.29MPa</b></p><p>　　前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由[2]表15-1查得[]=70Mp，，故安全。</p><p><

104、;b>　　6.3低速軸的設計</b></p><p>　　1、求作用在齒輪上的力</p><p>　　Ft4==1.43104 N</p><p>　　Fr4= Ft4tan=0.54104 N</p><p>　　Fa4= Ft4tan=0.33104 N</p><p>　　2、初步確定軸的最小直

105、徑</p><p>　　先按式15-2初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。</p><p>　　查15-3表取A0=100，則最小直徑</p><p>　　=100=55.097 mm</p><p>　　取最小直徑為dmin=55mm</p><p>　　因為軸上應開1個鍵槽，所以軸徑應增大5%-

106、7% ，所以取d=57.85將軸圓整為標準直徑,取d=60</p><p>　　3、擬定軸的設計草圖如下：</p><p>　　1 2 3 4 5 6</p><p>　　4、顯然軸的最小直徑處是安裝軸承根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　初選滾動軸承為30

107、212，其尺寸為</p><p>　　1）1段為軸承安裝位置，由滾動軸承為30212查表知T=23.75，考略到用套筒定位，取套筒10mm，所以L1=23.75+10+4=37.75，d1=60mm</p><p>　　2）2段為齒輪安裝位置，由前面知道齒寬b4=67mm，為了使齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取L4=63 ，d2=65</p><p>

108、　　3）3段為齒輪的軸向定位，保證一定的空隙，由同軸條件計算可得L3=61mm，d3=68mm</p><p>　　4）4段為軸承安裝位置，由滾動軸承為30210查表知T=21.75，考略到用套筒定位，取套筒10mm，所以取L4=34.75，取d4=60mm</p><p>　　5）5段為軸承端蓋的安裝位置，以保證軸承定位，取L5=20mm，d5=55mm</p><p

109、>　　6）此段為聯軸器連接部分，根據軸的參數查表選取聯軸器型號為LX5-Z，參數為dL=50mm84mm，聯軸器部位鍵的參數查表得b=16mm，h=10mm，L=56mm</p><p>　　5、鍵的選擇與鍵強度計算</p><p>　　1）由安裝齒輪的軸段的直徑，查表選用A型鍵，鍵尺寸為b=1m8m，h=11mm，L=55mm，其中6段為聯軸器，鍵尺寸為b=16mm，h=10mm，

110、L=56mm</p><p>　　2）2段軸上鍵強度計算：</p><p>　　查表6-2得許用擠壓應力為[]=110 MPa</p><p>　　由p====162.5 MPa>110 MPa</p><p>　　故采用雙鍵對稱布置，</p><p>　　p====108.33MPa<[]=110 MPa

111、</p><p>　　采用雙鍵對稱布置時能安全工作。</p><p><b>　　6、軸的強度校核</b></p><p>　　1）、從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出齒輪截面是軸的危險截面。現將計算出的截面處的M，M和M的值如下：

112、 鉛垂平面，∑M=0，∑F=0，即</p><p>　　解得=1085.76N =4314.24N</p><p>　　水平平面,∑M=0，∑F=0</p><p>　　解得=9102.76N =5197.24N</p><p>　　2）、根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面

113、是軸的危險截面。將計算出截面處的、及M的值列于下表：</p><p><b>　　低速軸載荷分析圖</b></p><p>　　3）、按彎扭合成應力校核軸的強度：</p><p>　　通過彎矩圖和扭矩圖可以明顯看出，軸上齒輪處承受最大彎矩和扭矩，為危險截面。根據公式及齒輪處的數據，以及單向旋轉、扭轉切應力為動脈循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的應力

114、為 </p><p>　　前面已經選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得</p><p><b>　　故安全。</b></p><p>　　第七章 聯軸器的選擇</p><p>　　在前面第六章中軸的設計時候為確定軸的尺寸及長度時就選擇了聯軸器，其中高速級上聯軸器的

115、型號為 LX3-Z，基本尺寸為dXL=40X84mm，輸出軸上聯軸器型號為LX5-Z，基本尺寸為dL=50mm84mm。</p><p>　　第八章 軸承的校核</p><p>　　8.1高速軸軸承的校核</p><p>　　對軸I上軸承由軸承的壽命計算公式</p><p>　　其中，n=970r/min，采用單列圓錐滾子軸承，，選取左右軸

116、承為30209，標準精度等級，尺寸為：軸承正裝，軸的受力情況分析：求得徑向力</p><p>　　求得派生軸向力（查[3]表12.4得Y=1.5，C=67900）</p><p>　　由[2]表13-6，取載荷系數，</p><p><b>　　又因為<e， <e</b></p><p><b>　

117、　查得： </b></p><p><b>　　當量動載荷</b></p><p><b>　　則：</b></p><p><b>　　軸承符合預期壽命。</b></p><p>　　8.2中間軸軸承的校核</p><p>　　對軸I

118、I上軸承由軸承的壽命計算公式</p><p>　　其中，n=206.38r/min，采用圓錐滾子軸承，，選取左右軸承為30210，標準精度等級，尺寸為軸承正裝，軸的受力情況分析：求得徑向力</p><p>　　求得派生軸向力（查[3]表12.4得Y=1.4，C=73300）</p><p>　　由[2]表13-6，取載荷系數，</p><p>

119、;<b>　　又因為<e， <e</b></p><p><b>　　查得：</b></p><p><b>　　當量動載荷</b></p><p><b>　　則：</b></p><p><b>　　軸承符合預期壽命。</b

120、></p><p>　　8.3低速軸軸承的校核</p><p>　　對軸III上軸承由軸承的壽命計算公式</p><p>　　其中，n=62r/min，采用圓錐滾子軸承，，選取左右軸承為30212，標準精度等級，尺寸為：,軸承正裝，軸的受力情況分析：求得徑向力</p><p>　　求得派生軸向力（查[3]表12.4得Y=1.5，C=10

121、300）</p><p>　　由[2]表13-6，取載荷系數，</p><p><b>　　又因為<e， <e</b></p><p><b>　　查得： </b></p><p><b>　　當量動載荷</b></p><p><

122、;b>　　則：</b></p><p><b>　　軸承符合預期壽命。</b></p><p><b>　　第九章 箱體的設計</b></p><p><b>　　箱體結構尺寸計算表</b></p><p>　　第十章 減速器的潤滑與密封</p>

123、<p>　　1. 潤滑的方式:對于齒輪來講，由于傳動件的圓周速度小于12m/s，采用侵油潤滑。軸承選用潤滑脂潤滑。</p><p>　　2.潤滑油牌號及選用：（1）齒輪潤滑選用150號機械油，最低到最高油面距離為10-20mm，需油量為1.5L左右；（2）軸承潤滑選用2L-3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3-1/2為宜。</p><p>　　3.密封形式：（1）箱座與箱蓋凸緣

124、結合面的密封：選用在結合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）觀察孔和油孔等處結合面的密封：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：悶蓋和透蓋用作與之對應的軸承外部，軸的外伸端與透蓋的間隙，由于v<3m/s，故選用半粗毛氈加以密封。（4）軸承靠近機體內壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內部。</p><p>　　第十一章 減速器附件的選擇及說明</p><

125、p>　　1、油面指示裝置設計</p><p>　　油面指示裝置采用油標指示，選選用桿式游標尺M16。</p><p><b>　　2、通氣器的選擇</b></p><p>　　通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查機械手冊通氣帽 。</p><p>　　3、放油孔及螺塞的設計</p><p>

126、　　放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查機械設計手冊選型外六角螺塞。</p><p>　　4、起吊環(huán)、吊耳的設計</p><p>　　為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺減速器，在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤</p><p><b>　　5、起蓋螺釘的

127、選擇</b></p><p>　　為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。</p><p><b>　　6、定位銷選擇</b></p><p>　　為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯接凸緣長度方向的兩端，各裝

128、配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍，長度等于分箱面凸緣總厚度。</p><p>　　第十二章 設計小結</p><p>　　機械設計是我們機械專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性和實踐性環(huán)節(jié)。</p><p>　　1、通過這次機械課程設計的設計，綜合運用了機械專業(yè)所學的相關知識、理論，結合生產實際培養(yǎng)