《二級直齒輪減速箱的設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級直齒輪減速箱的設(shè)計（33頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、第一章 總論 設(shè)計一個帶式運輸機的傳動裝置，帶式運輸機是通過皮帶傳遞力矩給卷筒，達(dá)到運輸?shù)哪康?。傳動裝置是一種動力傳達(dá)機構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將電動機的回轉(zhuǎn)速度減速到所要的回轉(zhuǎn)速度，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。常用減速器 ：齒輪減速器，蝸輪蝸桿減速器等，絕大多數(shù)的變速器（或稱變速箱）主要起降低原動機的轉(zhuǎn)速的作用 1.1設(shè)計一個帶式輸送機的減速器 給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力F=3000N，運輸帶速度v=1.1m/s，運輸機滾筒直徑為D=400mm。運輸機使用期5年、兩班制工作、單向運轉(zhuǎn)、工作平穩(wěn)、運輸帶速度允許誤差5%、要求傳動效率大于0.9、減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。

2、1.2帶式運輸機減速器特點及作用 帶式輸送機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。主要由機架、輸送帶、托輥、滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。該減速器結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應(yīng)具有較大剛度。 第二章 機械傳動裝置總體設(shè)計 2-1分析、擬定傳動方案 設(shè)計方案：方案一（皮帶一級單級直齒

3、圓柱齒輪傳動） 方案二（皮帶一級單級斜齒圓柱齒輪傳動） 方案三（兩級展開式直齒圓柱齒輪傳動） 方案四（兩級展開式斜齒圓柱齒輪傳動） 方案五（蝸輪蝸桿傳動） 比較各個方案帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式來說較大；蝸輪蝸桿傳動的傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，但效率與其他方案相比較低，齒輪傳動較其他形式來說裝配較復(fù)雜，但傳遞效率高。兩級展開式斜齒圓柱齒輪傳動較其他齒輪傳動方案，采用兩級傳動，能夠避免單級傳動造成的工作不平穩(wěn)，噪聲大的劣勢，并且采用斜齒輪傳動，重合度高適于高速傳動，運載平穩(wěn)，

4、且斜齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)小于直齒輪。 故在課程設(shè)計方案的選取中，選取方案三（兩級展開式直齒圓柱齒輪傳動）作為本次課程設(shè)計的設(shè)計方案。 該方案是鏈接電動機和皮帶運輸機的減速裝置。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護方便、環(huán)境適用性好，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應(yīng)具有較大剛度。此外，總體寬度較大。 傳動裝置圖如圖2-1所示 2-2電動機的選擇 根據(jù)工作機的負(fù)荷、特性和工作環(huán)境，選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)形式和轉(zhuǎn)速，計算電動機功率，最后確定其型號。 電動機是系列化的標(biāo)準(zhǔn)產(chǎn)品，其中以三相異步電機應(yīng)用為最廣。Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機，適用

5、于不易燃、不易爆、無腐蝕和特殊要求的機械設(shè)備上。根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機 已知：運輸帶拉力F=4000N 運輸帶速度V= 1.10 (m/s) 滾筒直徑D=400 (mm) 1．電動機容量選擇 根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率 設(shè)： ——為彈性聯(lián)軸器的效率。=0.99 ——為8級齒輪傳動含軸承的效率。=0.97 ——輸送機滾筒效率。=0.99 為滑塊聯(lián)軸器的效率=0.98 估算傳動系統(tǒng)的總效率： 工作機所需的電動機攻率為： Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：。,因此綜合應(yīng)選電動機額定功率 2、電動機的轉(zhuǎn)速選

6、擇 根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速 方案比較 方案號 型號 額定功率 KW 同步轉(zhuǎn)速 r/min 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 1 Y112M—2 4.0KW 3000 2890 2 Y112M—4 4.0KW 1500 1440 3 Y132M1—6 4.0KW 1000 960 4 Y160M1—8 4.0KW 750 720 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)如下表： 方案號 型號 額定功率 KW 同步轉(zhuǎn)速

7、 r/min 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 電動機伸出端長度 3 Y132M1—6 4.0KW 1000 960 2.0 2.0 38mm 2-3傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比： 傳動系統(tǒng)各傳動比為： 2-4 傳動系統(tǒng)的運動和動力學(xué)參數(shù)設(shè)計 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下： 0軸——電動機軸 1軸——減速器高速軸 2軸——減速器中間軸 3軸——減速器低速軸 4軸——工作機 軸號 電動機 減速器 工作機

8、0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速r/min 960 960 197.145 52.075 52.075 功率KW 4 3.96 3.8421 3764 3.764 轉(zhuǎn)矩N?m 39.393 39.393 186.112 690.227 676.49 聯(lián)接、傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比 1 4.835 3.778 1 傳動效率 0.99 0.99 0.99 0.9801 第三章 傳動零件設(shè)計 動裝置中傳動零件的參數(shù)、尺寸和結(jié)構(gòu)，對其他零件、部件的設(shè)計起決定性作用，因此應(yīng)首先設(shè)計計算傳動零件。

9、二級直齒圓柱齒輪減速器的主要傳動零件是齒輪，齒輪安裝在軸上，或根據(jù)需要做成齒輪軸。齒輪傳動設(shè)計需要確定的內(nèi)容是：齒輪材料和熱處理方式、齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、中心距、齒寬、分度圓直徑、齒頂圓直徑、齒根圓直徑、結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪材料及熱處理方式的選擇，應(yīng)考慮齒輪的工作條件、傳動尺寸的要求、制造設(shè)備條件等。 3-1高速級齒輪設(shè)計 高速級特點為轉(zhuǎn)速高，受扭矩相對較小。 已知條件為3.96kW，小齒輪轉(zhuǎn)速=960r/min，傳動比4.835由電動機驅(qū)動，工作壽命5年，兩班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。 一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1)選用直齒圓柱齒輪傳動 2)運輸機為一般工作機，速度不高

10、，故用8級精度 3)材料選擇： 由機械設(shè)計第八版課本表10-1可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=23，大齒輪齒數(shù)：Z2=4.835Z1=4.83523=111.205 取Z2=112。 3-1-1按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）進行試算， 即： 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1） 試選Kt=1.3 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=39.393Nmm 1） 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 2） 由表10-6查得材料的彈性影響系

11、數(shù)189.8。 3） 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限700Mpa； 大齒輪的接觸疲勞強度極限=560Mpa。 4） 計算齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 5) 查得區(qū)域系數(shù) 6) 計算得重合度系數(shù)=0.8702 7）由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 2）計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 39.089mm 2）計算圓周速度v。 V==1.9648m/s 3)計算齒寬b。 b=1x39.089mm=39.089mm 4)計算齒寬與齒高之

12、比。 模數(shù)=d/z=mm=1.93mm b/h=10.2224 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.9648m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08； 齒輪的圓周力Ft=2015.554N 51.57N/mm<100N/mm 由表10-2查得使用系數(shù)=1； 由表10-4用插值法的8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.45。 查圖10-3得=1.35； 故實際載荷系數(shù)=1.8792 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 =44.1975mm 7)計算模數(shù)m。 m=d1/z1=44.1975/23=1.926m

13、m 3-1-2 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=490 Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=360 Mpa； 2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.87，KHN2=0.89； 3） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 KHN1/S=304.5pa =KHN2/s=228.85Mpa 4） 計算載荷系數(shù)K=1.6848 5） 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得=2.72，=2.206。 6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表

14、10-5查得=1.55，=1.745。 7） 計算大、小齒輪的t=并加以比較。 計算得t1=0.0138, t2=0.0123 因此，小齒輪的數(shù)值大。 ２)設(shè)計計算 1)m1.226mm 2)調(diào)整齒輪模數(shù) =1.2226x23=28.1198mm V=1.413m/s 3) 齒寬b=28.1198 4) 寬高比b/h=10.2224 5) 計算實際載荷系數(shù)=1.6848 6) 按實際載荷算得m==1.34 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

15、承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算的得模數(shù)1.34mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)2，按接觸強度算得的分度圓直徑=44.1978， 算出小齒輪齒數(shù)Z=22.098,取Z1=23 大齒輪齒數(shù)Z2=23x4..8695=111.2，取Z2=112 這樣設(shè)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(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 3)幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑d1=mZ1= 2x23=46 d2=mZ2= 112x2=224 （2） 計算中心距a==1135mm （3） 計算齒輪寬度b==1x46=46mm

16、 取=d+9=55mm =d=46mm 4）按彎曲疲勞強度校核 （1）查表10-8得 （2）查表10-3得，=1.2 （3）查表10-4得，結(jié)合b/h=16.7272查表10-13得=1.48，1.8144 ， （4）查圖10-17得 查圖10-18得 （5） （6） =142.40Mpa< ,=147.72< 綜上，強度滿足。 3-2低速級齒輪傳動設(shè)計 已知條件為輸入功率3.842kW，小齒輪轉(zhuǎn)速=197.145r/min，傳動比3.778由電動機驅(qū)動，工作壽命5年，兩班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1） 傳動方案為直

17、齒圓柱齒輪傳動。 2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度 材料選擇。由教材《機械設(shè)計》第八版，表10-1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3） 選小齒輪齒數(shù)28，大齒輪齒數(shù)Z4=3.778x28=105.6，取106。 3-2-1按齒面強度設(shè)計 設(shè)計公式為： 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù)：1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=690.277.112 Nmm 2） 由表10-7選取齒寬系數(shù)為1。 3） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189

18、.8。 4） 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限700M；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560M。 5） 計算齒輪應(yīng)力循環(huán)次。 N1=2.8 N2=N1/u2=7.4989 7）由圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)1.06；1.16 8）計算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得： 9)查得區(qū)域系數(shù) 10)計算得重合度系數(shù)=0.843 2)計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 =90.96mm 2)計算圓周速度v。 V==3.14x90.96x197.145/60000=0.9389m/s 3)計算

19、齒寬b。 b=1x90.96=90.96mm 4)計算齒寬與齒高之比。 模數(shù)90.9628=mm=2.92mm 齒高h(yuǎn)=2.25=2.25x2.92mm=6.57mm ==10.671 5)計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.9648m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.05； 1x2x197.145/=45.65N/mm<100N/mm 由表10-2查得使用系數(shù)=1； 由表10-4用插值法的8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.467。 查圖10-3得=1.2； 故實際載荷系數(shù)=1.848 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式

20、（10-10a）得 =102.27mm 7) 計算模數(shù)m。m=102.27/28=3.6526mm 3-2-2 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式為 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 8） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=490 Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=360 Mpa； 9） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.87，KHN2=0.89； 10） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 KHN1/S=304.5pa =KHN2/s=228.85Mpa 11） 計算載荷系數(shù)K=1.626

21、 12） 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得=2.62，=2.18。 13） 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得=1.53，=1.68。 14） 計算大、小齒輪的t=并加以比較。 計算得t1=0.0128 t2=0.0103 因此，小齒輪的數(shù)值大。 ２) 設(shè)計計算 m3.15mm 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(guān)，可取由彎曲強度算的得模數(shù)3.15mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)4，按接觸強度算

22、得的分度圓直徑90.96mm， 算出小齒輪齒數(shù)Z3=90.96/4=22.74,取Z3=23 大齒輪齒數(shù)Z4=23x3.786=87.078，取Z4=88 這樣設(shè)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(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 3)幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑d3=m=23x4mm=92mm d4=4x88mm=352mm （1） 計算中心距a= (d3+d4)/2=222mm （3）計算齒輪寬度b=1x92mm=92mm 取b4=98mm，b3=92mm。 第四章 各軸設(shè)計方案 軸是非標(biāo)準(zhǔn)零件，它沒有固定的、一層不變的

23、結(jié)構(gòu)形式。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計就是根據(jù)具體的工作條件，確定出軸的合理結(jié)構(gòu)和結(jié)構(gòu)尺寸。 軸是用來支持旋轉(zhuǎn)的機械零件。轉(zhuǎn)軸既傳動轉(zhuǎn)矩又承受彎矩。傳動軸只傳遞轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩或彎矩很小。心軸則只承受彎矩而部傳動轉(zhuǎn)矩。 二級直齒輪減速器中要用到三根軸分別為高速級軸、中間軸、低速級軸。該減速器中的軸上再進行安裝齒輪，三根軸既承受扭矩又承受彎矩，都是轉(zhuǎn)軸。因考慮有利于提高軸的強度和便于軸上零件的固定、裝拆，多采用階梯狀 4-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)、求Ⅰ軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 2)、計算作用在齒輪上的力： 轉(zhuǎn)矩： 圓周力： 徑向力： 3）、初步估算軸的直徑： 選取40C

24、r作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=106 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。 ）、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案： 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。 1 2 3 4 5 6 7 圖3-2-1 輸入軸 軸段7主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)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(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則： 。 根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為TL5,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段7的

25、直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔） 。 （2） 確定各軸段的直徑和長度： 軸段1：為支撐軸頸，用來安裝軸承。軸承的型號為深溝球軸承6307，直徑35，寬度B=21，所以軸長長度為L1=21。 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：,考慮到軸承與內(nèi)箱壁的距離以及內(nèi)箱壁與齒輪斷面的距離均為10mm,所以L2=20mm. 軸段3:為齒輪軸，齒輪1的齒頂圓直徑為50mm，所以軸徑d3=50mm，齒輪齒寬B=L3=55mm,軸段5：為安裝軸承部分，長度為軸承寬度L5=B=21mm，軸徑d5=35mm 軸段6： 為端蓋內(nèi)尺寸，L=k+(10~20+mm

26、,其中 ——壁厚 ——軸承旁聯(lián)接螺栓扳手位置尺寸見資料[1]表7.1.，7.2 ——端蓋凸緣厚度 資料[1]表7.17 ——軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離。 B——軸承寬度，6207軸承 B=21mm 。 軸段7:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段7直徑為=32mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段7的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段7總長為60mm. 4-2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）、求2軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 2）、計算作用在齒輪上的力： 轉(zhuǎn)矩： 圓周力： 徑向力： 3）、初步估算軸的直徑： 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)

27、質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=110 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，取軸頸處直徑=40mm。軸結(jié)構(gòu)如圖3-2-2所示。 1 2 3 4 5 圖3-2-2 中間軸 4）、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。： 該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。 軸段1為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為6308深溝球軸承，寬度。所以軸段①直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向 定位用擋油盤定位。 軸段2：為安裝齒輪部分，齒輪的左端與軸承之間采用

28、擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為60mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。 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 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98mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。 軸段⑤為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長度 4-3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）、求Ⅰ軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 2）、計算作用在齒輪上的力： 轉(zhuǎn)矩： 圓周力： 徑向力： 3）、初

29、步估算軸的直徑： 選取40Cr號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。 查表取A0=108 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,考慮與滾筒和聯(lián)軸器相連，取d=55。 4）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案： 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。 7 6 5 4 3 2 1 圖3-2-3 輸出軸 選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則： 。 根據(jù)工作要求選用金屬滑塊聯(lián)軸器， 與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑 （2）確定各軸

30、段的直徑和長度： 軸段①:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號為6312深溝球軸承。寬度B=31。所以軸段①直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位以及距離箱體內(nèi)壁10mm，則軸段①的長度為 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92mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長度。 軸段③：齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度處直徑80mm, 寬度10mm 軸段4：此軸段為連接軸身，可根據(jù)兩箱體內(nèi)壁間的距離來確定 段⑤:為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑；其長度為 軸段⑥：此軸段為連接

31、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，故取了L=45。 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(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短mm，軸段⑦總長為。 第五章 軸的強度校核 5-2中間軸的校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在大齒輪上的力 圓周力 徑向力 作用在小齒輪上的力 圓周力 徑向力 在垂直面上： 解得： 在水平面上 解得：

32、 所以軸安全。 5-1高速軸的校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。 圓周力 徑向力 在垂直面上： 解得： 在水平面上： 解得 危險截面在安裝齒輪處 所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-4 5-3低速軸的校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力 而圓周力 徑向力 在垂直面上： 解得： 在水平面上： 解得 危險截面在安裝齒輪處 所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-6

33、 第六章 滾動軸承選擇和壽命計算 選定滾動軸承的類型、尺寸后，應(yīng)該綜合考慮軸承的定位，間隙的調(diào)整，軸承座圈與其他零件的配合，軸承的裝拆和潤滑、密封等問題，正確設(shè)計軸承部件的組合結(jié)構(gòu)，以保證軸系的正常工作。 1）.高速軸上軸承采用6307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(chǎn)，價格最低. 內(nèi)徑d=35mm，外徑D=80mm 寬度B=21mm 校核，Ⅰ軸軸承是否滿足工作要求 校核所選軸承 由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)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： 滿足使用壽命要求 結(jié)論

34、：軸承型號最終確定為：6307 2）.中間軸上軸承采用6308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(chǎn)，價格最低. 內(nèi)徑d=40mm 外徑D=90mm 寬度B=23mm 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 （1）求軸承徑向支反力、 （a）垂直平面支反力、 Fr2=3186N N=197.145r/min,Cr=41.4KN 所以具有足夠的壽命。 3）低速軸上軸承采用6312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(chǎn)，價格最低. 內(nèi)徑d=60mm 外徑D=130mm 寬度B=31mm 同上兩種軸承校核方法算得軸

35、承壽命足夠。 第七章 鍵合聯(lián)軸器的選擇 7-1鍵的選擇 鍵是一種標(biāo)準(zhǔn)件，用來實現(xiàn)軸與輪轂（如齒輪、帶輪、鏈輪、聯(lián)軸器等）之間的周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩，有點還能實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導(dǎo)向。 鍵主要類型有：平鍵、半圓鍵、楔鍵、切向鍵和花鍵。鍵的作用基本相同，只是根據(jù)強度的不同選擇不同的連接方式。在機械設(shè)計中，對于鍵聯(lián)接，首先是選擇鍵的類型，決定鍵及 鍵槽的剖面尺寸，然后校核鍵聯(lián)接強度 7-1-3 高速軸上鍵的選擇 高速軸上的鍵是和聯(lián)軸器相連，選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑d=32,查表選得鍵為：bxhxl=10x8x50 7-1-2中間軸上鍵的選擇和校核 1．鍵的選擇

36、 選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑 ,查表13-20得 （大齒輪）鍵1： （小齒輪）鍵2： 2．鍵的校核 查表6-2得 鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為： ，則： 鍵1： 鍵2： 所以所選用的平鍵強度足夠 7-1-3 低速軸上鍵的選擇和校核 1．鍵的選擇 選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑,查表13-20得： （大齒輪）鍵1： （聯(lián)軸器）鍵2： 2．鍵的校核 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。 查表6-2得 鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為： ，則： 鍵1： 鍵2： 所以所選用

37、的平鍵強度足夠 7-2聯(lián)軸器的選擇和計算 聯(lián)軸器屬于機械通用零部件范疇，用來聯(lián)接不同機構(gòu)中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯(lián)軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯(lián)軸器由兩半部分組成，分別與主動軸和從動軸聯(lián)接。一般動力機大都借助于聯(lián)軸器與工作機相聯(lián)接，是機械產(chǎn)品軸系傳動最常用的聯(lián)接部件。常用聯(lián)軸器已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化或規(guī)范化。在機械設(shè)計中，主要是根據(jù)使用條件及所傳遞的扭矩大小來選擇確定其類型和尺寸。 高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則： 。 根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL6,

38、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，（J型軸孔）。 低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，則： 。 根據(jù)工作要求選用金屬滑塊聯(lián)軸器,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。 第八章 潤滑和密封形式的選擇 8-1傳動零件的潤滑 1．齒輪傳動潤滑 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(nèi)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，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。 2．滾動軸承的潤滑 軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加

39、入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。 8-2減速器密封 為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А? 1.軸外伸端密封 毛氈圈油封。 2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封 擋油環(huán) 3.箱體結(jié)合面的密封 箱體結(jié)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(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度應(yīng)為6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大 。 第九章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇 9-1箱體的結(jié)構(gòu)及尺寸 箱體是減速器的重要組成部件，用以支持

40、和固定軸系零件，以保證轉(zhuǎn)動件的潤滑。為了保證減速器能正常工作，箱體上必須設(shè)置一些附件，如用于減速器潤滑油池的排油注油、檢查油面高度以及箱體的聯(lián)接、定位和吊裝等不同功能的附屬零件或組成。 箱體約占減速器總重量的50%，是減速器中結(jié)構(gòu)和受力最復(fù)雜的零件。因此，箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工藝性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大影響。但目前尚未完整的、簡單的理論設(shè)計方法。通常是在滿足強度、剛度的前提下，同時考慮結(jié)構(gòu)緊湊、制造安裝方便、重量輕及使用要求等來進行經(jīng)驗設(shè)計。 箱體一般采用灰鑄鐵來制造，它具有良好的鑄造性能和減震性能。在重型減速器中為了提高箱體強度，也有用鑄鋼鑄造的。除此之外，還有使用鋼板

41、焊接成的箱體。 箱座壁厚：，所以，取=10mm。 箱蓋壁厚：，所以，取。 箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b=15mm,b1=15mm,b2=25mm. 箱座、箱蓋的加強肋厚：。 地腳螺釘?shù)闹睆剑?20mm；數(shù)目：4。 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：； 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：=12mm 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目：軸Ⅰ： 軸承蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑? 軸承旁凸臺高度和半徑：=22mm 外箱壁到軸承座端面的距離：。 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：?。?10mm。 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：?。?10mm。 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離，脂潤滑時：=10m

42、m 旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離：=14.5mm 齒頂圓至軸表面的距離： 大齒輪頂圓至箱底內(nèi)表面的距離：=24mm 箱底至箱底內(nèi)壁的距離：=20mm 減速器中心高：箱體 內(nèi)壁軸向距離： 如下表9-1 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 10 箱蓋壁厚 10 箱蓋凸緣厚度 15 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 M20 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M15 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M12

43、 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5) M10 M8 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） M8 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 10 ，，至外機壁距離 查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表7.2 24 20 14 ，至凸緣邊緣距離 查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表7.2 20 12 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 38 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 >1.2 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 > 10 機座肋厚 .5 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 9-2附件的設(shè)計 1）窺視

44、孔蓋和窺視孔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,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，窺視孔蓋為210x160型 2） 油標(biāo)：選擇M16型 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 3） 油塞： 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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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。油塞選擇M12X1.25. 4） 起蓋

45、螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 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(nèi)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(dá)到箱體內(nèi)為壓力平衡。 從而保證箱體密封不致被破壞。 6） 吊鉤： 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。 7） 定位銷： 為保證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(yīng)盡量遠(yuǎn)

46、些. 總結(jié) 這次課程設(shè)計是大學(xué)以來覺得最有挑戰(zhàn)的一次，工作量巨大，算數(shù)據(jù)的時候一不小心算錯了，后來就得全部修改過，在算數(shù)據(jù)的時候浪費了很多時間，而且算數(shù)據(jù)時候涉及到以前學(xué)的很多知識，由于以前基礎(chǔ)沒打好，導(dǎo)致算的過程中問題不少。再次就是畫草圖，畫草圖是建立在數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上的，如果沒有數(shù)據(jù)，草圖肯定畫的也不合格，設(shè)計是一門很有邏輯的學(xué)科，需要環(huán)環(huán)相扣，每一部分都得認(rèn)真做好，最后覺得有點困難的是CAD圖，由于以前沒怎么學(xué)過畫圖軟件的使用，開始用的時候挺生疏的，圖也沒按照要求畫的那么好，經(jīng)過多次修改，最后還是完成了，在此過程中，學(xué)習(xí)了CAD，我想這對以后畢業(yè)設(shè)計會很

47、有幫助。 通過本次設(shè)計我對減速器的工作原理以及各種工作機構(gòu)有了很全面的認(rèn)識，更對機械傳動中的電動機、齒輪、軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵、箱體等都很做了認(rèn)真的分析計算和選取，是對一個機械學(xué)習(xí)者的初次挑戰(zhàn)，整個設(shè)計過程中每個人都是很辛苦的，但它是對今后學(xué)習(xí)生活的一次適應(yīng)性訓(xùn)練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，而且在做完此次課設(shè)之后第一次覺得在大學(xué)期間這么有成就感，對自己整體的觀念的培養(yǎng)和各種工具書的使用等都有所突破，我想這都是這次設(shè)計過程收獲最大的地方. 這次設(shè)計可以說是大學(xué)以來對知識的一個總結(jié)，總的來說設(shè)計很辛苦，從設(shè)計中也認(rèn)識到了自身知識掌握的不夠牢靠，特別是力學(xué)方面，就有很大困難。其次，通

48、過這次設(shè)計也是對前面所學(xué)知識的復(fù)習(xí)，尤其制圖，機械設(shè)計，機械原理方面，還有通過話CAD圖，對CAD軟件的應(yīng)用有了進一步掌握。 三個星期，雖然累，自己設(shè)計的東西也不是那么完美，但是很有成就感，感謝老師這幾個星期的指導(dǎo)，順利的完成這次設(shè)計。 參考文獻 1.《機械設(shè)計》 高等教育出版社 主編 濮良貴 紀(jì)名剛 2.《機械原理》 高等教育出版社 主編 孫桓 陳作模 葛文杰 3.《工程制圖》 中國林業(yè)出版社 主編 霍光青 劉潔 4.《材料力學(xué)》 高等教育出版社 主編 劉鴻文 5.《互換性與技術(shù)測量基礎(chǔ)》 高等教育出版社 主編 胡鳳蘭 6《機械設(shè)計課程設(shè)計》 重慶大學(xué)出版社 主編 周元康