《二級減速箱機械課程設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級減速箱機械課程設計（40頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 實 訓 報 告 實 訓 報 告 目　錄 一、本課程設計的教學目的和任務 2 二　機械設計課程設計任務書 3 三　傳動方案的分析 4 四　電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算 5 一、電動機的選擇 5 二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 5 三、運動參數和動力參數計算 6 五　傳動零件的設計計算 7 一、V帶傳動設計 7 1.設計

2、計算表 7 二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計 10 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 10 （二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 15 （三）斜齒輪設計參數表 19 六　軸的設計計算 20 一、Ⅰ軸的結構設計 20 二、Ⅱ軸的結構設計 23 三、Ⅲ軸的結構設計 24 二、校核Ⅱ軸的強度 26 七　軸承的選擇和校核 30 八　鍵聯(lián)接的選擇和校核 31 一、Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 32 二．Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 32 九 聯(lián)軸器的選擇 32 十　減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 32 一、傳動零件的潤滑 32 二、減速器密封 32 十一　減速器箱體設計及附件的選擇和說明

3、34 一、箱體主要設計尺寸 34 二、附屬零件設計 36 十二　設計小結 40 十三　參考資料 40 一、本課程設計的教學目的和任務 1、通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產實際知識來分析和解決機械設計問題的能力。 2、學習機械設計的一般方法、步驟，掌握機械設計的一般規(guī)律。 3、進行機械設計基本技能的訓練：例如計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范，進行設計和繪圖的訓練。 4、聯(lián)系生產、理論聯(lián)系實際、培養(yǎng)學生動手能力、分析問題的能力和解決實際問題的能力的重要教學環(huán)節(jié)。 5、培養(yǎng)學生舉一反三，觸

4、類旁通分析其它類型的機構結構特點的能力，為學生學習后續(xù)畢業(yè)設計的學習及畢業(yè)后從事工作提供基礎知識。 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實

5、訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告

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10、 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 實 訓 報 告 二　機

11、械設計課程設計任務書 v F 一、題目：設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。 二、已知條件：輸送機由電動機驅動，經傳動裝置驅動輸送帶移動，整機使用壽命為5年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.95，要求有過載保護，小批量生產。 原始數據： 學號 1-9 10-18 19-27 28-36 37-45 46-54 輸送帶拉力F（N） 3300 3200 3400 2900 2600 2400 輸送帶速度v（m/s） 0.9 0.9 0

12、.8 1.05 1.3 1.1 鼓輪直徑D（mm） 350 400 390 390 440 450 三、設計內容： 1． 分析傳動方案； 2． 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)； 3． 繪制軸和齒輪零件圖各一張； 4． 編寫設計計算說明書一份。 三　傳動方案的分析 本設計中采用原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比一般為8-40，結構簡單，應用廣泛，展開式由于齒輪相對于軸承為不對

13、稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒好，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。所以本設計采用的是雙級斜齒齒輪傳動。 四　電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算 一、電動機的選擇 1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。 2.確定電動機的容量 （1）

14、工作機卷筒上所需功率Pw Pw = Fv/1000 = (2)電動機所需的輸出功率 為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.95，則傳動裝置的總效率為 η總=η1η22η33η4η5 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.8326 3.選擇電動機轉速 由[2]表

15、13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=2～4 圓柱齒輪傳動 i齒=3～5 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i‘總=（2～4）（3～5）（3～5）=（18～100） 電動機轉速的可選范圍為 nd=i‘總nw=（18～100）nw=18nw～100nw=1856.46～100056.46＝1019.52～5646r/min 根據電動機所需功率和同步轉速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。 選用同步轉速

16、為1500r/min 選定電動機型號為Y132S-4 二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=1440/56.46=25.50 式中nm----電動機滿載轉速，1440 r/min; nw----工作機的轉速， 56.46 r/min。 2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶＜i齒 （2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.5）i齒2

17、 根據[2]表2-3，V形帶的傳動比取i帶 = 2.3 ，則減速器的總傳動比為 i = i總 / i帶=25.50/2.3=11.09 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = = 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 11.09/3.8=2.92 三、運動參數和動力參數計算 1.各軸轉速計算 1440r/min nⅠ= nm / i帶 = 1440/2.3=626.09r/min

18、 nⅡ= nⅠ / i齒1 = 626.09/3.8=164.76r/min nⅢ= nⅡ / i齒2 = 164.76/2.92=56.42 r/min 2.各軸輸入功率 P0= Pd=4.06kw PⅠ= Pdη4 = 4.060.95=3.86kw PⅡ= PⅠη2η3 =3.860.980.99=3.74kw PⅢ= PⅡη2η3 =3.740.980.99=3.63kw 3.各軸輸入轉矩 T0 = 9550Pd/n0 =95504.06/1440=26.93Nm TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =95503.86/626.09=58.88 Nm

19、 TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 95503.74/164.76=216.78 Nm TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 95503.63/56.42=614.44Nm 表1 傳動裝置各軸運動參數和動力參數表 項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 4.06 1440 26.93 2.3 Ⅰ軸 3.86 626.09 58.88 3.8 Ⅱ軸 3.74 164.76 216.78 2.92 Ⅲ軸 3.63 56.42 614.44 五　傳動零件的設計計算 一、V帶傳動設計 1.設計計算

20、表 項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)確定計算功率Pca Pca=d 查[1]表8-7 Pca =1.24.06=4.87kw 4.87 (2)選擇帶的型號 查[1]圖8-11 取A型帶 A型 (3)選擇小帶輪直徑 85 查[1] 表8-6及8-8 90 (4)確定大帶輪直徑 = ＝2.390＝207mm 取標準值＝208 208 (5)驗算傳動比誤差 ＝ 0.48％ (6)驗算帶速 合格 (7)初定中心距 ?。?85 385 (

21、8)初算帶長 ＝1246.9 1246.9 (9)確定帶的基準長度 查[1]表8-2 取=1250 1250 (10)計算實際中心 距離 （取整） 取=397 387 11)安裝時所需最小中心距取整） 368 (12)張緊或補償伸長量所需最大中心距 424.5 (13)驗算小帶輪包角 度 162.53 (14) 單根V帶的基本額定功率 查[1]表8-4a插值法 =0.93+0.1344 =1.064kw 1.064 (15

22、) 單根V帶額定功率的增量 查[1]表8-5b插值法 ＝0.15+0.0192 ＝0.169kw 0.169 (16) 長度系數 查[1]表8-2 =0.93 0.93 (17)包角系數 查[1]表8-8插值法 =0.955 0.955 (18)單位帶長質量 查[1]表8-3 =0.1 0.1 (19)確定V帶根數 取Z=4 根 4 (20)計算初拉力 查[1]表8-3得q= 0.1 ＝149.85 149.85 (21)計算帶對軸的壓力 ＝1

23、184.9 1184.9 2.帶型選用參數表 帶型 e=15\f=9 A型 90 208 6.78 387 162.53 4 1184.9 63 3．帶輪結構相關尺寸 項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)帶輪基準寬bd 查[1]表8-10 bd＝11mm mm 11 (2)帶輪槽寬b mm 13.07 (3)基準寬處至齒頂距離ha 查[1]表8-10 取ha＝3mm mm 3 (4)基準寬處至槽底距離hf 查[1

24、]表8-10 取hf＝9mm mm 9 (5)兩V槽間距e 查[1]表8-10 mm 15 (6)槽中至輪端距離 查[1]表8-10 mm 9 (7)輪槽楔角φ 查[1]表8-10 度 38 (8)輪緣頂徑 mm 214 (9)槽底直徑 mm 190 (10)輪緣底徑D1 查[1]表8-10 ＝6mm mm 178 (11)板孔中心直徑D0 mm 114 (12)板孔直徑d0 取d0＝30mm mm 30 (13)大帶輪孔徑d 由裝帶輪的軸決定見 mm 25 (14

25、)輪轂外徑d1 取d1＝50mm mm 50 (15)輪轂長L 取L＝78mm mm 50 (16)輻板厚S 查表12-1-12 mm 14 (17)孔板孔數 查表12-1-12 4 個 4 二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-11 選用7級 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪材料：40Cr(調質) 大齒輪材料：45剛（調質） 40Cr(調質) 45剛（調質）

26、3．選擇齒數Z 取 取 個 4．選取螺旋角β 取 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 1.6～2.0 取Kt＝1.8 1.8 （2）區(qū)域系數ZH 由[1]圖１０－３０ ZH＝2.425 2.425 （3）εa 由[1]圖１０－２6查得εa1=0.765 εa2=0.915 0.765+0.915＝1.68 1.68 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 查表1 Nmm (5)齒寬系數Фd 由[1]表１０－７ Фd=1 1 (6)材料的彈性影響系數ZE 由[

27、1]表１０－６ ZE=189.8 MPa1/2 MPa1/2 189.8 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖１０－２１ｄ 600 550 600 550 （8）應力循環(huán)次數N 由[1]式１０－１３ N160n1jLh= N2= N1/i齒1 = （9）接觸疲勞強度壽命系數KHN 由[1]圖１０－１９ KHN1 = 0.9 KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.9 KHN2 = 0.95 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH

28、]1= = [σH]2= = [σH]= = = [σH]1=540 [σH]2=522.5 [σH]=531.25 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 = mm =49.87 （12）計算圓周速度v m/s V=1.63 （13）計算齒寬B b = φdd1t B1=55mm B2= mm B1=55 B2=50 （14）模數 h= 2.25mnt =2.252.09=4.7mm b/h =55/4.7=1

29、1.7 度 =2.09 h=4.7 b/h=11.7 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz1tanβ εβ==1.96 1.96 （16）計算載荷系數K 由[1]表10-2查得使用系數 根據v=1.63 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數1.07 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.2310-3b =1.12+0.18(1+0.61)1+0.2310-3 55=1.42 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.36 假定，由[1]表１０－３查得1.5 故載荷系數K=KA

30、KVKHαKHβ=11.071.51.42=2.28 v=1.63m/s1.07 KHβ=1.42 KF=1.361.5 K=2.28 （17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑 由[1]式１０－１０ａ d1=d1t=49.87 53.96 （18）計算模數 = mm 2.27 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數K K=KAKVKFαKFβ K=11.071.51.36=2.18 2.18 （2）螺旋角影響系數 根據縱向重合度εβ= 1.824從[1]圖１０－２８ 0.87 0.87 （3）計

31、算當量齒數ZV = = =25.52 =99.86 （4）齒形系數YFa 由[1]表１０－５ YFa1= YFa2= YFa1=2.610 YFa2=2.198 （5）應力校正系數YSa 由[1]表１０－５ YSa1=YSa2= YSa1=1.593 YSa2=1.781 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０ｃ 500 380 500 380 （7）彎曲疲勞強度壽命系數 由[1]圖１０－１８ 0.85 0.88 0.85 0.88 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數S＝1.

32、3，由式１０－１２得 [σF]1= = [σF]2= = [σF]1 =326.92 [σF]2 =257.23 （9）計算大小齒輪的并加以比較 = = 結論：大齒輪的數值大 ＝0.0127 ＝0.0152 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７　 ＝1.61 1.61 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取＝2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 53.96 mm來計算應有的齒數。于是由=

33、 取27 ，則Z2 = Z1i齒1 =273.8＝102.6 取Z2 = 103 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a 將中心距圓整為125mm mm 135 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數、、等不必修正。 度 （3）計算齒輪的分度圓直徑d = mm =56.08 =213.92 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df =56.08-2.52=51.08mm = 213.92-2.52=208.92mm

34、 mm =51.08 =208.92 （5）計算齒輪寬度B b = φdd1 圓整后?。? B1 =

35、65 mm B2 = 60 mm mm B1 = 65 B2 = 60 （6）驗算 =N = 2099.86N = N/mm = 35 N/mm＜100N/mm 合適 （二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-11 選用7級 級 7 2．材料選擇 小齒輪材料：40Cr(調質) 大齒輪材料：45剛（調質） 40Cr(調質) 45剛（調質） 3．選擇齒數Z 取 個

36、 4．選取螺旋角β 取 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 1.6～2.0 取Kt＝1.8 1.8 （2）區(qū)域系數ZH 由[1]圖１０－３０ ZH＝2.425 2.425 （3）εa 由[1]圖１０－２6查得εa3=0.8 εa4=0.84 0.8+0.84=1.64 1.64 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ 查表1 Nmm (5)齒寬系數Фd 由[1]表１０－７ Фd=1 1 (6)材料的彈性影響系數ZE 由[1]表１０－６ ZE=189.8 MPa1/2 MPa1/2 189.8

37、(7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖１０－２１ｄ 600 550 600 550 （8）應力循環(huán)次數N 由[1]式１０－１３ N360n3jLh= N4= N3/i齒2 = （9）接觸疲勞強度壽命系數KHN 由[1]圖１０－１９ KHN3 = 0.92 KHN4 = 0.95 KHN1 = 0.92 KHN2 = 0.95 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= = [σH]4= = [σH]= = = [σ

38、H]3=552 [σH]4=522.5 [σH]=537.25 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 = mm =77.69 （12）計算圓周速度v m/s V=0.67 （13）計算齒寬B b = φdd3t B1=85mm B2= mm B1=85 B2=80 （14）模數 h= 2.25mnt =2.252.35=5.29mm b/h =85/5.29=16.07 度 =2.35 b/h=16.07 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz3

39、tanβ εβ==2.73 2.73 （16）計算載荷系數K 由[1]表10-2查得使用系數 根據v= 0.67 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數1.06 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.2310-3b =1.12+0.18(1+0.61)1+0.2310-3 85=1.43 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=11.061.41.43＝2.12 v=0.67m/s1.06 KHβ=1.43 KF=

40、1.351.4 K=2.12 （17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑d3 由[1]式１０－１０ａ D3=d3t=77.69 82.05 （18）計算模數 ＝ mm ＝2.49 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數K K=KAKVKFαKFβ K＝11.061.41.35＝2 2 （2）螺旋角影響系數 根據縱向重合度εβ= ，從[1]圖１０－２８ 0.87 0.87 （3）計算當量齒數ZV = = =35.51 =105.41 （4）齒形系數YFa 由[1]表１０－５ YFa

41、3=YFa4= YFa3=2.445 YFa4=2.176 （5）應力校正系數YSa 由[1]表１０－５ YSa3=YSa4= YSa3=1.652 YSa4=1.794 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０ｃ 500 380 500 380 （7）彎曲疲勞強度壽命系數 由[1]圖１０－１８ 　0.9 0.92 0.9 0.92 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數S＝1.3，由式１０－１２得 [σF]3= = [σF]4= = [σF]3 =346.15 [σ

42、F]4= 268.92 （9）計算大小齒輪的并加以比較 = = 結論：大齒輪的數值大 =0.0117 =0.0145 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７　 ＝1.82 1.82 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，?。?.5 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 82.05 mm來計算應有的齒數。于是由= 取 32 ，則Z4 = Z3i齒2 = 322.92＝93.44 取Z4 = 95 3．幾何尺寸計算

43、 （1）計算中心距a 將中心距圓整為164 mm mm 164 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數、、等不必修正。 度 （3）計算齒輪的分度圓直徑d ＝ ＝ mm ＝82.64 ＝245.36 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df ＝82.64-2.52.5＝76.4mm =245.36-2.52.5=239.1mm mm =76.4 =239.1 （5）計算齒輪寬度B b = φdd3 圓整后?。? B3 = 95mm B4 = 90mm mm B3 = 95 B4

44、= 90 （6）驗算 = N =5.25N = N/mm = 55.26 N/mm＜100N/mm 合適 （三）斜齒輪設計參數表 傳動類型 模數 齒數 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒輪 2mm 135mm B1 = 65 mm B2 = 60 mm 低速級 斜齒圓柱齒輪 2.5mm 164mm B3 = 95mm B4 = 90mm  六　軸的設計計算 減速器軸的結構草圖 一、Ⅰ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材

45、料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-3， =118~107 考慮鍵：齒輪直徑小于100mm，有一鍵時，軸徑增大5％～7％，則 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單位 確定結果 用鍵與V帶連接，帶有鍵槽 ?。?5 25 考慮氈圈，查[2]表7-12，?。?0mm 30 軸承同時受到徑向力和軸向力作用選用角接觸軸承，考慮大于，選用7207AC，B=17mm,a=21mm, =42mm, =35mm

46、 35 考慮軸承定位,力用軸肩定位,取mm 42 小于2，＝51.08mm 51.08 mm 42 mm 35 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。 查 [2]，小于， 故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表 名稱 依據 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 取 ＝8mm 8 地腳螺栓直徑及數目n 查 [2]表11-1 ＝20mm =4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查 [2]表11-1 ，?。?6mm

47、 16 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、 查 [2]表11-1 , =22 =20 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查 [2]表11-1 ,取＝10 10 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 12 小齒輪端面距箱體內壁距離 查 [2] >，＝8mm,?。?0mm 10 軸承內端面至箱體內壁距離 查 [2] 小于 選擇脂潤滑＝8～12mm,?。?0mm 10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查[2]表6-6 21 軸承座寬度 =(55~60)mm,?。?5mm

48、 55 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 48 59 28 182-10-65-2=105 105 =65mm 65 =10-2=8mm 8 =17+10+2-1=28mm 28 L（總長） L=++++++=341mm 341 （支點距離） =+++++2-2a=28+108.5+60+8+28+2 -221=192.5mm 192.5 二、Ⅱ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼4

49、5；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-3，=118~107 考慮鍵：最小直徑處沒有裝鍵，故不考慮鍵的影響。 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單位 確定結果 選用軸承7308AC,d=40mm,B=23mm，a=27.5mm， mm 40 考慮大于，查表[2]1-16,?。?2mm,考慮鍵， 45 53 考慮大于，查表[2]1-16,取＝42mm,考慮鍵 45 選用軸承

50、7308AC,d=40mm,B=23mm， a=27.5mm， mm 40 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。 查 [2] 小于故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表 名稱 依據 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查表[2]6-6， 27.5 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝23-1+10+10+2.5+2＝46.5mm 46.5 =60-2=58mm 58 =(0.07~0.1)d=3.15~4.5 4.5 =95-2=93mm

51、 93 =10+10+2+23-1=44 44 L（總長） L=++++=248.5mm 248.5 （支點距離） = L-2a+2=195.5mm 195.5 三、Ⅲ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： 再查 [1]表15-3，=118~107 考慮鍵：齒輪直徑小于100mm，有一鍵時，軸徑增大5％～7％，則 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單位 確定結

52、果 選用TX4彈性柱銷聯(lián)軸器，＝50mm 50 考慮聯(lián)軸器定位和密封圈 60 選用7213AC軸承, =65mm, B=23mm a=33.5mm,mm 65 考慮軸承定位，取安裝直徑并查[2]表1-16，取標準值＝75mm 75 ?。?5mm 85 非定位軸肩，，查[2]表1-16?。?7，考慮鍵， 71 65 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。 查 [2] 小于故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表 名稱 依據 單位 確定

53、結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查表[2]6-6， 33.5 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 =100-(2~3)=98~97mm，取＝98mm 98 =50-10-23+25+10+1=53mm 53 =2+10+23-1=34mm 34 =67.5 67.5 ?。?0mm 10 =90-2=88mm 88 46.5 L（總長） L=++++++=396.5mm 396.5 （支點距離） =+++++2-2a=181mm 1

54、81 二、校核Ⅱ軸的強度 齒輪的受力分析： 高速級齒輪2受力: 低速級齒輪3受力: 齒輪2上的圓周力 齒輪2上的徑向力 齒輪2上的軸向力 2099.86 793.67N 587.87N 齒輪3上的圓周力 齒輪3上的徑向力 齒輪3上的軸向力 5246.37N 1972.7N 1360.71N 1． 求支反力、繪彎矩、扭矩圖 （1）垂直平面支反力 （2）垂直平面彎矩圖 （3）水平平面支反力 （4）水平平面彎矩圖 （5）合成彎矩圖 （6）扭矩圖 2．按彎扭合成校核軸的強

55、度 （1）確定軸的危險截面 根據軸的結構尺寸和彎矩圖可知：危險截面是D截面。 （2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度 查[1]表15-1得,因此,故安全。 七　軸承的選擇和校核 一、Ⅱ軸承的選擇和校核 1．Ⅱ軸軸承的選擇 選擇Ⅱ軸軸承的一對7308AC 軸承，校核軸承，軸承使用壽命為5年，每年按300天計算。 2．根據滾動軸承型號，查出和。 =38.5kN =30.5kN 3．校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 （1）畫軸的受力簡圖。 （2）求軸承徑向支反力、 （a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、

56、 （c）合成支反力、 （3）求兩端面軸承的派生軸向力、 （4）確定軸承的軸向載荷、 （5）計算軸承的當量載荷、 查[1] 表13-5、13-6 ： （6）校核所選軸承 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，滾子軸承的0.68 ，查[1]表13-6取沖擊載荷系數1.1,查[1]表13-4取溫度系數 1 ,計算軸承工作壽命： 結論：軸承受命合格 八　鍵聯(lián)接的選擇和校核 一、Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 選用普通圓頭平鍵 A 型,軸徑45 ,查[1]表6-1得 二．Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 鍵長度小于輪轂長度5mm-10mm，前面算得大齒輪寬度60

57、 ,根據鍵的長度系列選鍵長50 。查[1]表16-2得 所以所選用的平鍵強度足夠。 九　聯(lián)軸器的選擇 查[1]表14-1得: 查[2]表8-7，選用彈性柱銷聯(lián)軸器: LX4 十　減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 一、傳動零件的潤滑 1．齒輪傳動潤滑 因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。 2．滾動軸承的潤滑 　　由前面設計可知，所有滾動軸承的線速度（，d為軸承的內徑，n為轉速）較低，故均是選用脂潤滑。 二、減速器密封 1.軸外伸端密封 　　因為軸承選用脂潤滑，工作環(huán)境較清潔，軸頸圓周速度，工作溫度不超過，所以軸外伸端選用毛氈圈密封。 1軸氈圈

58、 3軸氈圈 2.軸承靠箱體內側的密封 　　因為軸承采用脂潤滑，為防止箱內潤滑油和潤滑脂混合，所以在軸承前設置擋油環(huán)。查圖16-12可得 3.箱體結合面的密封 為保證密封，箱體剖分面連接凸緣應有足夠寬度，并要經過精刨或刮研，連接螺栓間距也不應過大（小于150-200mm），以保證跢的壓緊力。為了保證軸承孔的精度，剖分面間不得加墊片。為提高密封性，可在剖分面上制出回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內。

59、  十一　減速器箱體設計及附件的選擇和說明 一、箱體主要設計尺寸 名稱 計算依據 計算過程 計算結果 箱座壁厚 取＝8mm 8 箱蓋壁厚 ?。?mm 8 箱座凸緣厚度 12 箱蓋凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺栓直徑 =18.3mm,取=20mm 20 地腳螺釘數目 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ?。?6mm 16 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 10 聯(lián)接螺栓的間距 查表[1]11-1 ：(150~200)mm ,?。?60mm 160 軸承端蓋螺

60、釘直徑 8 定位銷直徑 8 、、至外箱壁距離 查[1]表11-2 、至凸緣邊緣距離 查[2]表5-1 軸承旁凸臺半徑 軸承旁聯(lián)接螺栓的 ＝＝20mm 20 凸臺高度 保證扳手操作為準 由實際知＝48.56mm 48.56 軸承座寬度 =8+20+22+(5+10)=55~60mm 55 鑄造過渡尺寸 表1-38 大齒輪頂圓與內箱壁距離 ≥ =,?。?0mm 10 齒輪端面與內箱壁距離 ≥10~15 ≥10~15mm,?。?0mm 10 箱蓋、箱昨筋厚、 =7 =7 軸承端

61、蓋外徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 二、附屬零件設計 1窺視孔和窺視孔蓋 查[2] 表11-4得，因為，所以選取蓋厚為mm，長為l=180mm，寬為b=140mm的窺視孔蓋，如下圖所示。 2.通氣塞和通氣器 　　減速器工作時，箱體內的溫度和氣壓都很高，通氣器用于通氣，能使熱膨脹氣體及時排出，保證箱體內，外氣壓平衡一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油沿接合面、軸伸處及其他縫隙滲漏出來。查[2] 表11-5，選取通氣塞如下圖所示： 3.油標、油尺 　　油標尺一般安裝在箱體側面，設計時應注意其在箱座側壁上的安置高度和

62、傾斜角，設計應滿足不溢油、易安裝、易加工的要求，同時保證油標尺傾角在于或等于45度。 油標用來指示箱內油面高度，它應設置在便于檢查及油面穩(wěn)定之處，所以安裝在低速級傳動件附近。查[2] 表7-10得，選取桿式油標， 4.油塞、封油墊 為了排除油污，更換減速器箱體內的污油，在箱座底部油池的最低設置有排油孔。排油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面常做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以能將污油放盡。排油孔平時用放油螺塞堵住。 　　箱壁排油孔處應有凸臺，并加工沉孔，放封油圈以增強密封效果。放油螺塞有六角頭圓柱螺紋，油塞自身不能防止漏油，應在六角頭與放油孔接觸處加封油墊片。放油螺塞的直

63、徑可按減速箱座壁厚的2~2.5倍選取。查[2] 表7-11得 5.起吊裝置 為了裝卸和搬運減速器，常在箱蓋上鑄出吊耳或吊耳環(huán)，用于起吊箱蓋，也可用于起吊輕型減速器，但不允許起吊整臺減速器。吊鉤在箱座兩端凸緣下部直接鑄出，其寬度一般與箱壁外凸緣寬度相等，吊鉤可以起吊整臺減速器。 查[2] 表11-3得 吊耳環(huán)： 吊鉤： 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　 6.軸承端蓋、調整墊片 (1) 軸承端蓋的設計 　　軸承端蓋是用來對軸承部件進行軸向固定，它承受軸向載荷，可以調整軸承間隙，并起密封作用。根據軸

64、是否穿過端蓋，軸承端蓋分為透蓋和悶蓋兩種。透蓋中央有孔，軸的外伸端穿過此孔伸出箱體，穿過處需有密封裝置。悶蓋中央無孔，用在軸的非外伸端。 a、 Ⅰ軸的端蓋的設計，表11-10得 b、Ⅱ軸的端蓋的設計，表11-10得 c、Ⅲ軸的端蓋的設計，表11-10得 （2）調整墊片的設計 調整墊片的是用來調整軸承間隙或游隙以及軸的軸向位置。墊片組由多片厚度不同的墊片組成，使用時可根據調整需要組成不同的厚度。 十二　設計小結 十三　參考資料 [1] 濮良貴主編，《機械設計》（第八版），高等教育出版社，2006。 [2] 吳宗澤、羅圣國主編，《機械設計課程設計手冊》（第三版），高等教育出版社，2006。 [3] 陳錦昌主編，《計算機工程制圖》（第三版），華南理工大學出版社，2004 簽字： 年 月 日 注：1、文中單位名稱可采用國際通用符號或中文名稱，但全文應統(tǒng)一，不可混用。 2、字數一般不少于2000字，可另加同規(guī)格紙張。 40