課程設計--展開式二級圓柱齒輪減速器的設計

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p><b>　　說明書</b></p><p>　　設計題目：展開式二級圓柱齒輪減速器的設計</p><p><b>　　學院：機電工程學院</b></p><p>　　專業(yè)：機械設計制造及其自動化</p

2、><p>　　班級：機制10本一班</p><p><b>　　設計者：xxx</b></p><p>　　學號：xxxxxxxx</p><p><b>　　指導教師: xxx</b></p><p><b>　　目 錄</b></p&g

3、t;<p>　　一. 設計目的……………………………………………………………1</p><p>　　二. 設計方案……………………………………………………………1</p><p>　　三. 電機選擇……………………………………………………………2</p><p>　　四. 裝置運動動力參數(shù)計算……………………………………………3</p>

4、<p>　　五.帶傳動設計 …………………………………………………………4</p><p>　　六.齒輪設計 ……………………………………………………………7</p><p>　　七.軸類零件設計………………………………………………………17</p><p>　　八.軸承的壽命計算……………………………………………………26</p><

5、p>　　九.潤滑及密封類型選擇………………………………………………27</p><p>　　十.減速器附件設計……………………………………………………27 </p><p>　　設計心得 ………………………………………………………………31</p><p>　　參考文獻 ………………………………………………………………32</p><p&g

6、t;<b>　　一. 設計目的</b></p><p>　　帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的二級圓柱齒輪減速器</p><p><b>　　1.工作條件</b></p><p>　　運輸機載荷穩(wěn)定，連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，工作時有輕微震動，使用期限為10年，每年工作300工作日，小批量生產(chǎn)，單班工作制，運輸帶速度允許誤差5% 。</p&

7、gt;<p><b>　　2.原始數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　如表1.1所示。</b></p><p><b>　　表1.1: </b></p><p>　　注：本次設計選擇A4進行設計。</p><p><b>　　3.設計要求</

8、b></p><p>　　1）減速器裝配圖一張(A1)。</p><p>　　2）CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。</p><p>　　3）設計說明書一份。</p><p><b>　　二. 設計方案</b></p><p>　　1.設計組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。&l

9、t;/p><p>　　2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。</p><p>　　3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。</p><p>　　其傳動系統(tǒng)總體方案示意圖如圖1所示。</p><p>　　圖1傳動裝置總體設計圖</p><p><b&

10、gt;　　三．電動機的選擇</b></p><p>　　3.1 選擇電動機的容量</p><p>　　工作機有效功率P=,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)F=2230N，V=0.85。則有：P===1.90KW</p><p>　　從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為</p><p><b>　　=</b></p&g

11、t;<p>　　式中，，，，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)《機械設計手冊》知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，則有：</p><p><b>　　=0.96</b></p><p><b>　　=0.85</b></p><p>　　所以電

12、動機所需的工作功率為：</p><p>　　P===2.25KW </p><p><b>　　取P=3.0KW</b></p><p>　　3.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速</p><p>　　按推薦的兩級同軸式圓柱直齒輪減速器傳動比I齒=8~40和帶的傳動比I=2~4，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為：</p><

13、;p>　　I=II帶=（8~40）（2~4）=16~200</p><p><b>　　工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為</b></p><p><b>　　n==</b></p><p>　　故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為</p><p>　　n=I=（16~200）46.4</p><p&

14、gt;　　=（742~9280）</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種，根據(jù)設計要求，選電動機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min。查詢第二版《機械設計基礎(chǔ)課程設計》（孫德志，張偉華，鄧子龍主編）中表2-19-1Y系列（IP44）三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，可確定電機的型號為Y132S-6，其滿載轉(zhuǎn)速為960r/min,額定功率為3.0k

15、W。</p><p>　　四． 裝置運動動力參數(shù)計算</p><p>　　4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比</p><p>　　1.傳動裝置總傳動比 ：I=</p><p>　　2.分配到各級傳動比 </p><p>　　因為Ia=I齒×I帶已知帶傳動比的合理范圍為2~4，圓柱直齒輪傳動比I齒=8~

16、40。故取V帶的傳動比I01=2.07，則I==10分配減速器傳動比，參考《機械設計手冊》（電子版），可分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為。</p><p>　　4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算</p><p><b>　　電動機:</b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)速：n=960</b></p&g

17、t;<p>　　輸入功率：P=P=3.0kW</p><p>　　輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55=9.55=3N</p><p><b>　?、褫S（高速軸）:</b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)速：n=</b></p><p><b>　　輸入功率：P1=P</b>&

18、lt;/p><p>　　輸入轉(zhuǎn)矩:T1=9.55</p><p><b>　?、蜉S（中間軸）:</b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)速：n=</b></p><p>　　輸入功率：P=P=2.75kW</p><p>　　輸入轉(zhuǎn)矩：T=9.55</p><p

19、><b>　?、筝S（低速軸）:</b></p><p><b>　　轉(zhuǎn)速：n=</b></p><p>　　輸入功率：PP=2.64kW</p><p>　　輸入轉(zhuǎn)矩：TN </p><p><b>　　卷筒軸：</b></p><p><

20、;b>　　轉(zhuǎn)速：n</b></p><p>　　輸入功率：P=P =2.64=2.59kW</p><p><b>　　輸入轉(zhuǎn)矩： N</b></p><p>　　各軸運動和動力參數(shù)表4.1所示。</p><p><b>　　表4.1：</b></p><p&g

21、t;<b>　　五.帶傳動設計</b></p><p>　　5.1 確定計算功率Pca</p><p>　　據(jù)[2]表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.0。故有：</p><p><b>　　Pca=KAP</b></p><p>　　5.2 選擇V帶帶型</p><p>　　

22、據(jù)P和n有[2]圖8-11選用A帶。</p><p>　　5.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速</p><p>　?。?） 初選小帶輪的基準直徑dd1有[2]表8-6和8-8，取小帶輪直徑dd1=100mm。</p><p>　　（2） 驗算帶速v，有：</p><p><b>　　=5.02m/s</b></p

23、><p>　　因為5.02m/s在5m/s~25m/s之間，故帶速合適。</p><p>　?。?）計算大帶輪基準直徑dd2</p><p>　　取dd2=200mm</p><p>　　新的傳動比I==2.0</p><p>　　5.4 確定V帶的中心距a和基準長度L </p><p>　　(1)

24、據(jù)[2]式8-20初定中心距a=500mm</p><p>　　(2)計算帶所需的基準長度</p><p><b>　　=1476mm</b></p><p>　　由[2]表8-2選帶的基準長度L=1400mm</p><p>　?。?）計算實際中心距</p><p><b>　　462

25、mm</b></p><p><b>　　中心局變動范圍：</b></p><p>　　5.5 驗算小帶輪上的包角</p><p>　　5.6 計算帶的根數(shù)z</p><p>　?。?）計算單根V帶的額定功率Pr</p><p>　　由和r/min查[2]表8-4a得</p>

26、;<p><b>　　P=0.96kW</b></p><p>　　據(jù)n=960，i=2.0和A型帶，查[2]8-4b得</p><p><b>　　P=0.11kW</b></p><p>　　查[2]表8-5得K=0.96，KL=1.03，于是：</p><p>　　Pr =(P+

27、P)KLK</p><p>　　=（0.96+0.11）0.961.03 =1.06KW</p><p>　　（2）計算V帶根數(shù)z</p><p><b>　　故取3根。</b></p><p>　　5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F0）min</p><p>　　由[2]表8-3得A型帶的單

28、位長質(zhì)量q=0.1。所以</p><p><b>　　=162.30N</b></p><p>　　應使實際拉力F大于（F）</p><p>　　5.8 計算壓軸力F</p><p><b>　　壓軸力的最小值為：</b></p><p><b>　?。‵）=2（F

29、）</b></p><p>　　=23162.30.99=964.06N</p><p><b>　　5.9 帶輪設計</b></p><p><b>　?。?）小帶輪設計</b></p><p>　　由Y132S-6電動機可知其軸伸直徑為d=38mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔

30、直徑d=38mm。由《機械設計手冊》（電子版）可查得小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。</p><p><b>　?。?）大帶輪設計</b></p><p>　　大帶輪軸孔取28mm，由[4]P表14-18可知其結(jié)構(gòu)為腹板式。</p><p><b>　　六.齒輪設計</b></p><p>　　6.1高速級齒輪

31、設計</p><p>　　1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)</p><p>　　1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；</p><p>　　2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88）</p><p>　　3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為

32、45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS；</p><p>　　4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=20，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=×Z1得Z=80；</p><p>　　2.按齒面接觸疲勞強度設計</p><p><b>　　按公式：</b></p><p>　?。?）確定公式中各數(shù)值</p>&

33、lt;p>　　1）試選K=1.3。</p><p>　　2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。</p><p>　　3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：</p><p><b>　　T=5.9N。</b></p><p>　　4）由[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP</p>

34、<p>　　5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。</p><p>　　6）由[2]式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N1=60n1jLh=60×464×1×(8×300×10)=6.68×108</p>&

35、lt;p>　　N2==1.67×108</p><p>　　7）由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.93；</p><p><b>　　K=1.08。</b></p><p>　　8）計算接觸疲勞許用應力。</p><p>　　取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有</p><p

36、>　　[]==0.93580=539.4MP</p><p>　　[]==1.08560=604.8MP </p><p>　　(2) 計算確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入[]中較小的值</p><p>　　1）計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式可得：</p><p><b>　　=58.2mm</b

37、></p><p><b>　　2)計算圓周速度。</b></p><p>　　v==1.41m/s</p><p><b>　　3）計算齒寬b</b></p><p>　　b==158.2=58.2mm</p><p><b>　　4）計算模數(shù)與齒高<

38、/b></p><p><b>　　模數(shù)</b></p><p><b>　　齒高</b></p><p>　　5) 計算齒寬與齒高之比</p><p>　　6）計算載荷系數(shù)K。</p><p>　　已知使用系數(shù)KA=1，據(jù)v=1.41，8級精度。由[2]圖10-8得K

39、=1.08。</p><p>　　由[2]表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對軸非對稱布置時，K=1.46。</p><p>　　由[2]圖10-13查得K=1.40。</p><p>　　由[2]表10-3查得K=K=1。</p><p><b>　　故載荷系數(shù)：</b></p><p>

40、<b>　　K=KKKK</b></p><p>　　=1.08×1×1.46×1=1.58 </p><p>　　7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：</p><p><b>　　8）計算模數(shù)mn</b></p><p><b>　　mn=&l

41、t;/b></p><p>　　3.按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p><b>　　按公式：</b></p><p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　1）計算載荷系數(shù)。</b></p><p><b&g

42、t;　　K=KKKK=1</b></p><p><b>　　=1.37</b></p><p><b>　　2）查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由[2]表10-5查得Y=2.80，Y=2.22</p><p>　　3）查取應力校正系數(shù)</p><p>

43、　　由[2]表10-5查得Y=1.55，Y=1.77</p><p>　　4）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP</p><p>　　5）由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.98，K=1.02</p><p>　　6）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞

44、安全系數(shù)S=1.4，則有：</p><p>　　[]=231Mp </p><p>　　[]=225.9MP </p><p>　　7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較</p><p>　　=0.01879 </p><p><b>　　==0.01739

45、</b></p><p>　　經(jīng)比較小齒輪的數(shù)值大。 </p><p><b>　?。?）設計計算</b></p><p><b>　　m=1.97</b></p><p>　　對比計算結(jié)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法面模數(shù)，取 m =3.0

46、mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：</p><p><b>　　==20.03</b></p><p>　　取Z=20，則Z4×20=80</p><p>　　取Z2=80，新的傳動比I124.0</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p&g

47、t;　　（1）計算分度圓直徑</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p><b>　　a=150.0mm</b></p><p><b>　　（3）計算齒輪寬度</b></p>

48、<p><b>　　b=</b></p><p>　　B=65mm，B=60mm</p><p>　　5. 大小齒輪各參數(shù)見下表</p><p>　　高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)如表6-1所示。</p><p><b>　　表6-1：</b></p><p>

49、　　6.2 低速級齒輪設計 </p><p>　　1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)</p><p>　　1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；</p><p>　　2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095—88）</p><p>　　3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240

50、HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS；</p><p>　　4）選小齒輪齒數(shù)為Z=20，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=</p><p>　　得Z=51.78，取52；</p><p>　　2.按齒面接觸疲勞強度設計</p><p><b>　　按公式：</b></p><

51、;p><b>　　d2.32</b></p><p>　?。?）確定公式中各數(shù)值</p><p>　　1）試選K=1.3。</p><p>　　2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)=1。</p><p>　　3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：</p><p><b>　　=2

52、.3N。</b></p><p>　　4）由[2]表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP</p><p>　　5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。</p><p>　　6）由[2]式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N3=6

53、0n3jLh=60×116×1×(8×300×10)=1.67×108</p><p>　　N4==6.68×107</p><p>　　7）由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.96；</p><p><b>　　K=1.16。</b></p><

54、;p>　　8）計算接觸疲勞許用應力。</p><p>　　取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有</p><p>　　[]=0.96580=556.8MP</p><p>　　[]=1.16560=649.6MP </p><p>　　(2) 計算確定小齒輪分度圓直徑d，代入[]中較小的值</p><

55、;p>　　1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得：</p><p>　　d2.32=89.6mm</p><p><b>　　2)計算圓周速度。</b></p><p><b>　　v=0.54m/s</b></p><p><b>　　3）計算齒寬b</b><

56、;/p><p>　　b==189.6=89.6mm</p><p><b>　　4）計算模數(shù)與齒高</b></p><p><b>　　模數(shù)</b></p><p>　　齒高h=2.25mt=2.25</p><p>　　5) 計算齒寬與齒高之比</p><p

57、><b>　　=8.9</b></p><p>　　6）計算載荷系數(shù)K。</p><p>　　已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=0.54，8級精度。由[2]圖10-8得K=1.06.</p><p>　　由[2]表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對軸非對稱布置時，K=1.47。</p><p>　　由[2]圖10-1

58、3查得K=1.38.</p><p>　　由[2]表10-3查得K=K=1</p><p><b>　　故載荷系數(shù)：</b></p><p><b>　　K=KKKK</b></p><p><b>　　=1=1.56</b></p><p>　　7)按

59、實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：</p><p>　　d=d=89.6 =95.2mm</p><p><b>　　8）計算模數(shù)mn</b></p><p><b>　　mn=4.76mm</b></p><p>　　3.按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p><

60、b>　　按公式：</b></p><p><b>　　mn</b></p><p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　1）計算載荷系數(shù)。</b></p><p><b>　　K=KKKK=1</b><

61、;/p><p><b>　　=1.46</b></p><p><b>　　2）查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由[2]表10-5查得Y=2.80，Y=2.35</p><p>　　3）查取應力校正系數(shù)</p><p>　　由[2]表10-5查得Y=1.55，Y=1.6

62、8</p><p>　　4）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP</p><p>　　5）由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K=0.92</p><p>　　6）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有：</p>

63、<p>　　[]=212.1Mp </p><p>　　[]=203.7MP </p><p>　　7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較</p><p>　　0.02046 </p><p><b>　　0.01938</b></p><p

64、>　　經(jīng)比較，小齒輪的數(shù)值大。 </p><p><b>　?。?）設計計算</b></p><p><b>　　m3.25mm</b></p><p>　　對比計算結(jié)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法面模數(shù)，取 m =5mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有：</p

65、><p><b>　　Z=17.9</b></p><p>　　取Z=18，則Z2.5918=46.6取=47</p><p>　　新的傳動比I232.61</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p>　?。?）計算分度圓直徑</p>&l

66、t;p><b>　　（2）計算中心距</b></p><p><b>　　a162.5mm</b></p><p><b>　?。?）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　b90=90mm</b></p><p>　　B=95mm，B=9

67、0mm</p><p>　　5. 低速級大小齒輪各參數(shù)如表6-2表所示。(單位mm)</p><p><b>　　表6-2：</b></p><p><b>　　七.軸類零件設計</b></p><p>　　7.1 I軸的設計計算</p><p>　　1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速

68、和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　由前面算得P1=2.88kW，n=464r/min，T1=5.9N</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=60mm</p><p>　　而 F=1966.7N</p><p>　　Fr=F1966.7=715.8N</p

69、><p>　　壓軸力F=964.06N</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑</p><p>　　現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得：</p><p><b>　　d=A20.2mm</b></p><p>　　因為軸上應開2個鍵槽，

70、所以軸徑應增大5%-7%故d=21.4mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查[4]P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。</p><p><b>　　軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　通過分析比較，裝配示意圖如7-1所示。

71、 </p><p>　　圖7-1 裝配示意圖 </p><p>　?。?）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，L=76mm。</p><p>　　2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸

72、的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)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-II段右端的距離為38mm。故取L=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。</p><p>　　3）初選軸承，因為軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以L=106mm，=58mm，L=1

73、2mm</p><p>　　4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為60mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取L=58mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取L=46mm</p><p>　　（3）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、帶輪與軸之間的定位均采

74、用平鍵連接。皮帶輪用鍵按d由[2]表6-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為50mm，齒輪與軸之間的配合為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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>　　參

75、考[2]表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。</p><p><b>　　5.求軸上的載荷</b></p><p>　　軸的受力、彎矩、扭矩圖如圖7-2所示。</p><p>　　圖7-2 軸的受力、彎矩和扭矩圖</p><p>　　現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下：</p><

76、;p>　　F=1304N F=1531N F=2617N F=632N</p><p>　　M=85428N </p><p>　　M=100264 </p><p><b>　　M=162935N</b></p><p><b>　　M==N</b></p>

77、<p>　　M=M=100264N</p><p><b>　　T=1.25N</b></p><p>　　6.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應力:</p

78、><p><b>　　=36.55MP</b></p><p>　　前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1</p><p>　　查得[]=60Mp，，故安全。</p><p>　　7.2 II軸的設計計算</p><p>　　1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><

79、;p>　　由前面的計算得P2=2.75KW，n=116，T=2.3N</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=240mm d=90mm</p><p>　　而 F=1917N</p><p>　　F=F1917=698N</p><p><

80、b>　　同理可解得：</b></p><p>　　F=4596N，F(xiàn)=F1673N</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑</p><p>　　現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得：</p><p><b>　　d=A31.6mm</b>&

81、lt;/p><p>　　因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=33.8mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上只承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6207其尺寸為：d=35故d=35mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=43mm </p><p><b>　　4.軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p

82、>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖如圖7-4所示。</p><p>　　圖7-4 II軸裝配示意圖</p><p>　?。?）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為60mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=58mm，d=41m

83、m。</p><p>　　2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =18mm，d=48mm。 </p><p>　　3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為90mm可取l=88mm，d=41mm</p><p>　　4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6207，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l

84、 =43mm d=35mm </p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[2]表6-1查得平鍵截面b,按d得平鍵截面b=12其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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&l

85、t;/p><p>　　參考[2]表15-2取軸端倒角為2，各軸肩處圓覺角見圖。</p><p><b>　　5.求軸上的載荷</b></p><p>　　先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下：</p><p>　　F=709N F=2634N F=3907N

86、 F=6958N</p><p>　　M=45862N </p><p>　　M=243512Nmm </p><p>　　M=-269467N</p><p>　　M=-630131N</p><p>　　M==278612N</p><p>　　M==672402N&

87、lt;/p><p><b>　　T=5.35N</b></p><p>　　圖7-4 II軸的扭矩彎矩圖</p><p>　　6.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和Ⅵ的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)

88、[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力</p><p><b>　　=55.3MP</b></p><p>　　前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。</p><p><b>　　故該軸安全。</b></p><p>　　7.3 III軸的設計計

89、算</p><p>　　1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　由前面算得P=2.64KW，n=46.4r/min，T=5.4N</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=235mm</p><p>　　而 F=4596N</p>&l

90、t;p>　　F=F45961673N</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑</p><p>　　現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)[2]表15-3，取A=110，于是得：</p><p><b>　　d=A42.3mm</b></p><p>　　同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T

91、=K查[2]表14-1取K=1.3.則：T</p><p>　　按計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查[1]P表2-14-1可選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000N。半聯(lián)軸器孔徑d=45mm，故取d=45mm半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=102mm。</p><p><b>　　軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p>

92、<p>　　（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖如圖7-5所示。</p><p>　　圖7-5 III軸的裝配示意圖</p><p>　?。?）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=50mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=50mm

93、。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為102mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=100mm。</p><p>　　2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =50mm和方便拆裝可取l=95mm。 </p><p>　　3）初選軸承，因為只有徑向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=55mm，由軸承目錄里初選6211號其尺寸

94、為d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右邊是軸肩定位，d=60mm，l=82mm，d=65mmmm，l=12mm。</p><p>　　4）取安裝齒輪段軸徑為d=60mm，已知齒輪寬為90mm取l=88mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，軸肩高h=5mm則此處d=55mm。取l=47mm。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　

95、齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由[2]表6-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為90mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為。同樣齒輪與軸的連接用平鍵18鍵槽用鍵槽銑刀加工長為80mm。齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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>　　參考[2]表15-2取軸端倒

96、角為2，各軸肩處圓覺角見圖。</p><p><b>　　5.求軸上的載荷</b></p><p>　　先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。</p><p>　　現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下：</p><p>　　F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N</p&

97、gt;<p>　　M=-211990N M=582384N</p><p>　　M==620000N</p><p><b>　　T=1.76N</b></p><p>　　圖7-6 III軸的扭矩圖和轉(zhuǎn)矩圖</p><p>　　6.按彎扭合成應力校核軸的強度</p>

98、<p>　　進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力</p><p><b>　　=23.9MP</b></p><p>　　前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1</p><p>　　查得[]=60

99、Mp，，故安全。</p><p><b>　　八.軸承的壽命計算</b></p><p>　　8.1 I軸上的軸承6208壽命計算</p><p><b>　　預期壽命：</b></p><p><b>　　已知N，</b></p><p>　　2967

100、0h>24000h</p><p>　　故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。</p><p>　　8.2 II軸上軸承6207的壽命計算</p><p><b>　　預期壽命：</b></p><p><b>　　已知，</b></p><p>　　91665h

101、>44800h</p><p>　　故II軸上軸承6207在有效期限內(nèi)安全。</p><p>　　8.3 Ⅲ軸上軸承6211的壽命計算</p><p><b>　　預期壽命：</b></p><p><b>　　已知</b></p><p>　　1220000h>

102、;44800h</p><p>　　故III軸上的軸承6214滿足要求。</p><p>　　九.潤滑及密封類型選擇</p><p><b>　　9.1 潤滑方式</b></p><p>　　齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。</p><p>　　9

103、.2 密封類型的選擇</p><p>　　1. 軸伸出端的密封</p><p>　　軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。</p><p>　　2. 箱體結(jié)合面的密封</p><p>　　箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。</p><p>　　3. 軸承箱體內(nèi)、外側(cè)的密封</p><p>　　

104、（1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。</p><p>　?。?）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。</p><p><b>　　十.減速器附件設計</b></p><p>　　10.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計</p><p>　　觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住。

105、為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表[6]表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。</p><p>　　10.2 油面指示裝置設計</p><p>　　油面指示裝置采用油標指示。</p><p>　　10.3 通氣器的選擇</p><p>　　通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表

106、[6]表15-6選 型通氣帽。</p><p>　　10.4 放油孔及螺塞的設計</p><p>　　放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)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。查表[6]表15-7選型外六角螺塞。</p><p>　　10.5 起吊環(huán)的設計</p><p>　　為裝卸和搬運減速

107、器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。</p><p>　　10.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇</p><p>　　為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)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。</p><p>　　10.7 定位銷選擇</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(lián)接凸緣長度方向的兩端

108、，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。</p><p>　　十一.主要尺寸及數(shù)據(jù)</p><p><b>　　箱體尺寸：</b></p><p><b>　　箱體壁厚=10mm</b></p><p><b>　　箱蓋壁厚=8mm</b></p

109、><p>　　箱座凸緣厚度b=15mm</p><p>　　箱蓋凸緣厚度b=15mm</p><p>　　箱座低凸緣厚度b=25mm</p><p>　　地腳螺栓直徑d=24mm</p><p><b>　　地腳螺栓數(shù)目n=4</b></p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=

110、M16</p><p>　　機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑d=M12</p><p>　　聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)=150mm</p><p>　　軸承端蓋螺釘直徑d=M10</p><p>　　窺視孔蓋螺釘直徑d=M8</p><p>　　定位銷直徑d=10mm</p><p>　　d,d,d至外箱壁的距離

111、c=34mm，22mm，18mm</p><p>　　d，d至凸緣邊緣的距離c=28mm，16mm</p><p>　　軸承旁凸臺半徑R=16mm</p><p>　　凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定</p><p>　　外箱壁至軸承座端面距離L=70mm</p><p>　　大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離=14mm</

112、p><p>　　齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=12mm</p><p>　　箱蓋，箱座肋厚m=m=7mm</p><p>　　軸承端蓋外徑D2：凸緣式端蓋：D+（5~5.5）d</p><p>　　以上數(shù)據(jù)參考機械設計課程設計指導書</p><p><b>　　傳動比：</b></p><

113、p>　　原始分配傳動比：i=2.07 i=4.0 i=2.5</p><p>　　修正后 : i=2.0 i=4.0 i=2.6</p><p>　　各新的轉(zhuǎn)速 ：n=</p><p><b>　　n=</b></p><p><b>　　各軸的輸入效率：</b>

114、</p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：<

115、/b></p><p><b>　　設計心得：</b></p><p>　　本學期的第15、16周是我們的機械設計課程設計周，在兩周的課程設計之中，我深刻地意識到了本次設計所需要我們掌握的專業(yè)知識和實踐應用技巧，是我在自己所學的專業(yè)領(lǐng)域變得更加成熟。</p><p>　　在本次課程設計中，我綜合應用了機械設計、機械原理、互換性與技術(shù)測量、

116、理論力學和材料力學，并且結(jié)合機械設計手冊、機械設計課程設計和機械制圖等資料，對所要求設計的減速器的包括齒輪、軸、軸承的內(nèi)部結(jié)構(gòu)和包括V型帶、原動機、減速箱等外部結(jié)構(gòu)進行了尺寸、材料、大小、配合等方面的設計，這不僅使我更加熟悉、了解了減速器的各結(jié)構(gòu)和零件的功能作用，也是我通過以一反三的方式對同類的裝備機器有了更加深刻的認識，同時也使我溫習了CAD繪圖和手工繪圖，并再次體會總結(jié)了兩者的不同。</p><p>　　當然

117、，在此次課程設計中，我也認識到了自己在一些方面的不足和需要再努力的地方。其中最大的不足，我覺得是理論與實際應用中的差距，雖然課堂上聽懂了老師所講的要點，但在實際設計中有不得不三番兩次的向課本求助、向同學求助。另外，還會對一些零件的尺寸、材料、裝配公差等方面的選擇猶豫，一些計算的精度不夠的問題也會出現(xiàn)，所以，在意識到了這些問題之后，我也希望自己能夠彌補這些不足，經(jīng)過努力，使自己的不足之處成為自己長處就是自己進步的方式。</p>

118、<p>　　此次課程設計使我學到很多，認識了很多，也總結(jié)了很多，在今后的學習之中，我會更加重視理論與實踐的聯(lián)系，繼續(xù)提升自己的專業(yè)知識和應用能力，我會更加努力，也相信自己會做的更好。</p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　[1]孫德志主編.機械設計基礎(chǔ)課程設計， 科學出版社，2010）</p><p>

119、;　　[2]濮良貴主編.機械設計（第八版）， 高等教育出版社，2006）</p><p>　　[3]任金泉主編.機械設計課程設計， 西安交通大學出版社，2003）</p><p>　　[4]安琦主編.機械設計， 科學出版社，2008）</p><p>　　[5]吳宗澤主編.機械課程設計手冊（第三版）， 高等教育出版社，2006）</p><p&g