《二級齒輪減速箱》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級齒輪減速箱（27頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 湖南工業(yè)大學(xué) 課 程 設(shè) 計 資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部 ） 2012 ~ 2013 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計 指導(dǎo)教師 邱顯焱 職稱 講師 學(xué)生姓名 呂曉波 專業(yè)班級 機(jī)設(shè)1001 學(xué)號 10405701030 題 目 二級圓柱齒輪減速器 成 績

2、 起止日期 2012 年 12 月24日～ 2013年 1月4日 序號 目 錄 清 單 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設(shè)計任務(wù)書 1份 2 課程設(shè)計說明書 1份 3 課程設(shè)計圖紙 4張 1張 4 5 6 課程設(shè)計任務(wù)書 2012—2013學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè)機(jī)設(shè)1001班級 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計

3、 設(shè)計題目： 二級圓柱齒輪減速器 起止日期：自 2012年 12 月24 日至 2013 年 1 月 4 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、設(shè)計任務(wù): 設(shè)計兩級圓柱齒輪減速器 二、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù) 運(yùn)輸帶工作拉力（F/N） 運(yùn)輸帶工作速度（m/s） 卷筒直徑（mm） 4500 1.0 355 工作條件：常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±

4、;5%；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為2~3年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 三、設(shè)計工作量 設(shè)計計算說明書一份, 零件圖3張A3圖紙, 裝配圖1張A0圖紙 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2012.12.25~2012.12.26 設(shè)計方案分析，電動機(jī)選擇，運(yùn)動和動力參數(shù)設(shè)計 2012.12.27~2012.12.31 齒輪及軸的設(shè)計 2013.1.1~2013.1.2 軸承及鍵強(qiáng)度校核，箱體結(jié)構(gòu)及減速器附設(shè)計 2013.1.3~2013.1.6 零件圖和裝配圖繪制 主 要 參 考 資 料

5、 [1]、《機(jī)械設(shè)計》銀金光、劉揚(yáng)主編， 北京交通大學(xué)出版社 [2]、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 銀金光、劉揚(yáng)主編，　北京交通大學(xué)出版社 [3]、《機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計》 王之櫟、王大康主編， 機(jī)械工業(yè)出版社 [4]、《機(jī)械設(shè)計手冊》（第五版） 成大先主編， 化學(xué)工業(yè)出版社 [5]、《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》 徐學(xué)林主編， 湖南大學(xué)出版社 指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 目錄 一.課程設(shè)計任務(wù)

6、書 二.設(shè)計要求 三.設(shè)計步驟 1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 2. 電動機(jī)的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5. 齒輪的設(shè)計 6. 軸的設(shè)計 7. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 8. 潤滑密封裝置及其它 9. 三維模型 四、 設(shè)計小結(jié) 五、 參考資料 一.課程設(shè)計任務(wù)書 1.設(shè)計任務(wù): 設(shè)計兩級圓柱齒輪減速器 2.設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù) 運(yùn)輸帶工作拉力（F/N） 運(yùn)輸帶工作速度（m/s） 卷筒直徑（mm） 4500 1.0 355 工作條件：常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載啟動，工作載荷較平

7、穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為2~3年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 二． 設(shè)計要求 1. 完成傳動設(shè)計方案； 2.編寫設(shè)計計算說明書一份（計算機(jī)打印，30頁以上）； 裝配圖一張（一號圖或0號圖，CAD或Proe繪制）； 3.零件圖三張（三號圖，CAD或Proe繪制）； 三． 設(shè)計步驟 1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 帶式輸送機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動。電動機(jī)1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪 減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機(jī)滾筒5，帶動輸送帶6工作。 2.

8、電動機(jī)的選擇 （1）電動機(jī)的類型選擇。 根據(jù)動力源和工作條件，并參照第12章選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為380伏。 （2）電動機(jī)的容量選擇。 根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為 設(shè)：：輸送機(jī)滾筒軸（4軸）至傳送帶的傳動效率； ：聯(lián)軸器效率，=0.99（見表3-3）； ：閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為8級），=0.97（見表3-3）； ：一對滾動軸承效率，=0.99（見表3-3）； ：輸送機(jī)滾筒效率，=0.96（見表3-3）； 估算傳動系統(tǒng)總效率為：

9、 則傳動系統(tǒng)的總效率為： 工作時，電動機(jī)所需的功率為： 為滿足電機(jī)功率： 條件Y系列交流異步電動機(jī)額定功率應(yīng)該為： （3）電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇。根據(jù)已知條件，可得出滾筒的工作轉(zhuǎn)速為： = 初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min、1000r/min和750r/min的電動機(jī)，查表得型號分別為Y132S4-6、Y132S-4和Y132M2-6兩種現(xiàn)將其有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算的總傳動比列于表中。通過對上述兩種方案的比較可以看出：方案Ⅱ選用的電動機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為17.83，這對兩級減速傳動而言不算大，故選方案Ⅰ較為合理。

10、 方案號 電動機(jī)型號 額定功率 /KW 同步轉(zhuǎn)速 /(r/min) 滿載轉(zhuǎn)速 /(r/min) 總傳動比 外伸軸徑 D/mm 軸外伸長度 E/mm Ⅰ Y132S4-6 5.5 1500 1440 26.75 38 80 Ⅱ Y132M2-6 5.5 1000 960 17.83 38 80 Ⅲ Y160M2-8 5.5 750 715 13.8 38 80 （4）各級傳動比的分配 帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比為 由傳動系統(tǒng)方案（見圖3-3）知 ； 由

11、計算可得兩級圓柱齒齒輪減速器的總傳動比為： 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比為 低速級傳動比為 傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為： 4. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下所示。 0軸（電動機(jī)軸）： ( 1軸：（減速器高速軸） （KW） ( 2軸：（減速器中間軸） （r/min） ( 3軸：（減速器低速軸）

12、 ( 4軸：（輸送機(jī)滾筒軸） 將上述的結(jié)果列表以供后續(xù)工作的查用： 軸號 電動機(jī) 兩級圓柱齒輪減速器 工作機(jī) 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 960 960 190.58 53.94 53.94 功率 5.29 5.2371 5.0292 4.8295 4.733 轉(zhuǎn)矩 52.62 52.10 240.65 855.06 837.97 傳動比 1 4.81 3.70 1 5. 齒輪的設(shè)計 5.1高速級齒輪（齒輪1、2）的設(shè)計（采用斜齒圓柱齒輪） 1.選擇齒輪材料、熱處理方法、

13、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料與熱處理 根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1取小齒輪材料為40Gr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求。 （2）選擇齒輪的精度 此減速器為一般工作機(jī)，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。 （3）初選齒數(shù) 取=24， 2.確定材料許用接觸應(yīng)力 （1）確定接觸疲勞極限，由圖7-18（a）查MQ線得 ， （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪循環(huán)次數(shù) 由圖7-19查得 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7

14、-20取 （4）確定安全系數(shù)，由表7-8取=1.05 （5）計算許用接觸應(yīng)力，按式(7-20)計算，得 3.根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 齒面接觸強(qiáng)度按式（7-25）計算，其公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）初定螺旋角=15°，并試選載荷系數(shù)=1.3 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）確定齒寬系數(shù)，由表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8 （4）確定材料彈性影響系數(shù)，由表7-5查得 （5）確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由圖7-14得=2.43 （6）確定重合度系數(shù) 由式（7-27）可得端面重合度為 軸面重合度 因＞1

15、，由式（7-26）得重合度系數(shù) （7）確定螺旋角系數(shù) （8）試算所需小齒輪直徑 4.確定實(shí)際載荷系數(shù)與修正所計算的分度圓直徑 （1）確定使用系數(shù)，按電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表７-2取=1 （2）確定動載系數(shù) 計算圓周速度 ` 故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得＝1.15 （3）確定齒間載荷分配系數(shù) 齒寬初定=0.8×44=36mm 計算單位寬度載荷值為 查表7-3取=1.4 （4）確定齒向載荷分布系數(shù)，由表7-4得 （5）計算載荷系數(shù) （6）按實(shí)際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-12）得 （7）計算模數(shù)

16、 4.23 mm 5.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算 由式（7-28）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為 ， 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）由圖7-21（a）取， （2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù) （4）由圖7-23得尺寸系數(shù)＝１ （5）由式（7-22）得許用彎曲應(yīng)力 （6）確定計算載荷 初步確定齒高 =2.25=2.25×2.21=4.97，=36/4.97=7.24 查圖7-12得=1.35,計算載荷 （7）確定齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù)為 ， 由圖7-16查得 （8）由圖７-17查得應(yīng)力校正系

17、數(shù) ， （9）計算大小齒輪的值 ， 大齒輪的數(shù)值大。 （10）求重合度系數(shù) 端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為 當(dāng)量齒輪端面重合度，由式（7-30）得 按式（7-30）計算 （11）由圖7-25得螺旋角影響系數(shù) （12）將上述各值代入公式計算，得 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計算出來的2.69按國標(biāo)圓整為=3。并根據(jù)接觸強(qiáng)度計算出的分度圓直徑=101.4mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 這樣設(shè)計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費(fèi)，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 6.齒輪幾何尺寸計算 (1）中

18、心距 把中心距圓整成216mm。 (2）修正螺旋角 螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。 (3）分度圓直徑 (4）確定齒寬 ，b1=52mm 5.2低速級齒輪（齒輪3、4）的設(shè)計（采用直齒圓柱齒輪） 1.選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料與熱處理 根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1，取小齒輪材料為40Gr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求。

19、 （2）選擇齒輪的精度 此減速器為一般工作機(jī)，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。 （3）初選齒數(shù) 取， 2.確定材料許用接觸應(yīng)力 （1）確定接觸疲勞極限 由圖7-18（a）查MQ線得， （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪循環(huán)次數(shù) 由圖7-19查得=1，=1 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-20查得ZX3= ZX4=1 （4）確定安全系數(shù)，由表7-8取 （5）計算許用接觸應(yīng)力 根據(jù)式(7-22)得 3.根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按式（7-11）計算齒面接觸強(qiáng)度，公式如下： 確定上式中的各計

20、算數(shù)值如下： （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）確定齒寬系數(shù)，由表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8 （4）確定材料彈性影響系數(shù)，由表7-5查得材料彈性影響系數(shù) （5）確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由圖7-14得 （6）確定重合度系數(shù)，由式(7-9)計算重合度為 由式(7-8)計算重合度系數(shù) （7）試算所需小齒輪直徑 4.確定實(shí)際載荷系數(shù)與修正所計算的分度圓直徑 （1）確定使用系數(shù)，按電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表７-2取=1 （2）確定動載系數(shù) 計算圓周速度 故前面取8級精度合理。 由齒輪的速度與精度查圖7-8得＝1.05 （3）確定齒間載

21、荷分配系數(shù) 齒寬初定 單位載荷 由表7-3查得 （4）確定齒向載荷分布系數(shù)，由表7-4得 （5）計算載荷系數(shù) （6）根據(jù)實(shí)際載荷系數(shù)按式（7-12）修正所算的分度圓直徑為 （7）計算模數(shù) 5.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算 彎曲強(qiáng)度按式（7-17）計算，其公式如下： 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）確定彎曲應(yīng)力極限值 由圖7-21（a）取， （2）確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由圖7-22查得 （3）確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由表7-8查得 （4）確定尺寸系數(shù)，由圖7-23得 （5）按式（7-22）計算許用彎曲

22、應(yīng)力為 （6）確定計算載荷 初步確定齒高=2.25=2.25×3.67=8.3，=67/8.3=8.1，查圖7-12取=1.27；計算載荷為 （7）確定齒形系數(shù)，由圖7-16查得， （8）確定應(yīng)力校正系數(shù)，由圖7-17查得， （9）計算大小齒輪的數(shù)值 ， 大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)該把大齒輪的數(shù)據(jù)代入公式計算。 （10）計算重合度系數(shù)，按式（7-18）計算得 （11）把以上數(shù)值代入公式計算，得 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計算出來的數(shù)值2.2按國標(biāo)圓整為=3。再按接觸強(qiáng)度計算出的分度圓直徑=83mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 ， 這樣設(shè)計

23、出來的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費(fèi)，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 6.齒輪其他主要尺寸計算 分度圓直徑 d=mz=84 mm d=mz312 mm 齒頂圓直徑 d= d＋2 h=84＋2×2=88 mm d=d＋2 h=312＋2×2=316 mm 齒根圓直徑 d= d－2 h=84－2×2.5=79 mm d= d－2 h=312－2

24、15;2.5=307 mm 中心距 齒寬 取，b=72 mm 6.軸的設(shè)計 6.1 Ⅰ軸（減速器高速軸）的設(shè)計 1.初步確定軸的最小直徑 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。根據(jù)表12-3,取，于是得 輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，如圖所示。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配，故需選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表11-1，已知轉(zhuǎn)矩變化很小，取=1.3，則 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003或手冊，選用HL3型

25、彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315000。但該軸外伸端用的聯(lián)軸器與電動機(jī)相聯(lián)。外伸軸直徑和電動機(jī)直徑應(yīng)相差不大。之前所選用的電動機(jī)型號為Y132S-4，該電動機(jī)軸最小直徑為38mm，故按d=（0.8~1.2D），取d=30mm。再查機(jī)械設(shè)計手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=82mm。 4．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。齒頂圓直徑，因此應(yīng)該做成齒輪軸形式。選用裝配方案如圖所示。 軸1的結(jié)構(gòu)與裝配 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段的

26、左端需要一個定位軸肩，取直徑=36；聯(lián)軸器右端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應(yīng)取VII-VIII段的長度比聯(lián)軸器轂孔長=82略短一點(diǎn)，取=80。 ②初步選擇滾動軸承。因?yàn)檩S上安裝的齒輪為斜齒輪，應(yīng)考慮存在軸向力，軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=36，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，故；將套筒和擋油環(huán)設(shè)計成一體，取。=35mm，已知齒輪輪轂寬度為52mm，所以=52mm。 ③軸承端蓋的總寬度為20 (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取

27、端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離=40 (參看圖12-21)，故取60。 ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,齒輪2與齒輪3之間的距離c=20。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s= 10 ，已知滾動軸承寬度=23，齒輪2、齒輪3之間的寬度分別為，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位。半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接中性，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考課本表12-2，取軸端

28、倒角為，各軸肩處的圓角半徑如上圖所示。 6.2 Ⅱ軸（減速器中間軸）的設(shè)計 1.求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力，及軸向力的方向如圖所示。 2.初步確定軸的最小直徑 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。根據(jù)表12-3,取，于是得 3.軸的設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。選用裝配方案如圖所示。 軸2的結(jié)構(gòu)與裝配 初步選擇滾動軸承。因?yàn)檩S上安裝的齒輪為斜齒輪和直齒輪,應(yīng)考慮存在軸向力。 軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=34.6m

29、m，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用圓錐滾子軸承30307，其尺寸為，故。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ的直徑==45mm，左齒輪和右齒輪都采用 軸肩和軸套定位。齒輪2和齒輪3的寬度分別為。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取42mm，=70mm。軸肩高度h＞0.07,故取=5mm，則=56mm。另外兩齒輪相距c=20mm。故取=20mm。 ②取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s= 10mm，已知滾動軸承寬度=21mm，則 至此

30、，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位。齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面 ,鍵槽長為28mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如上圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(如圖12-26所示)作出軸的計算簡圖(如圖12-24所示)。在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取a值(如圖12-23所示)。對于30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=17。因此，作為

31、簡支梁的軸的支承跨距。 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 垂直面： 水平面： 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表(參看圖12-24)。 載荷 水平面 垂直面 支反力 ， ，， 彎矩 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，根據(jù)式(12-5)及上表中的數(shù)值，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1

32、2-1查得=180MPa 因此，故安全。 7.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1)判斷危險截面。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ、Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。又因?yàn)樵撦S在結(jié)構(gòu)上基本是對稱的，故截面Ⅱ也不必進(jìn)行校核，Ⅲ截面處的應(yīng)力沒Ⅳ截面處應(yīng)力大，故該軸只需校核Ⅳ截面左右兩側(cè)即可。 （2)截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為 =240650 截面上的彎

33、曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表12-1查得 截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)及，由機(jī)械計手冊【16】表5-1-31查取?！?.63，≈1.89查得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即,則按式（2-19)得綜合影響系數(shù)為 又由機(jī)械計手冊【16】表5-1-33查得應(yīng)力折算系數(shù)， 于是，計算安全系數(shù)值，按課本上式(12-6)～(12-8)則得 ， 故可知其安全。 截面Ⅳ左側(cè)軸段直徑比右側(cè)軸段直徑大，且無軸肩，右側(cè)符合要求，故左側(cè)無需校核。 6.3Ⅲ軸（減速器低速軸）

34、的設(shè)計 1初步確定軸的最小直徑 先按式(12-2)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。根據(jù)表12-3,取，于是得 輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，如圖12-26所示。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配，故需選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表11-1，已知轉(zhuǎn)矩變化很小，取=1.3，則 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014—2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取=50mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。 2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1

35、）擬定軸上零件的裝配方案。選用裝配方案如圖12-26所示。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段的左端需要一個定位軸肩，取直徑=57；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應(yīng)取段的長度比聯(lián)軸器轂孔長=84略短一點(diǎn)，取=82。 軸3的結(jié)構(gòu)與裝配 ②初步選擇滾動軸承。因?yàn)檩S上安裝的齒輪為直齒輪，只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=62，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用深溝球軸承6212，尺寸為，將擋油環(huán)與套筒設(shè)計成一體，故；而=22+12=34mm。左端軸承定位的套筒需要采用肩軸向定位。由

36、手冊上查得6212型軸承的定位軸肩高度h=5mm，則=70mm。 ③取安裝齒輪處的軸段Ⅶ、Ⅵ的直徑=68mm 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為68，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取=65；齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07,故取=5,則軸環(huán)處的直徑=78。軸環(huán)寬度，取=10。 ④軸承端蓋的總寬度為20 (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離=30 (參看圖12-21)，故取50。 ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,齒輪2與齒輪3之間的

37、距離c=20?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s= 10 ，已知滾動軸承寬度=22，齒輪2、齒輪3之間的寬度分別為，則 (（3)軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按=68mm由手冊查得平鍵截面 ,鍵槽長為40，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如上圖所示。 7.減速器裝配圖的設(shè)計

38、7.1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 1.鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸 減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如下表： 名稱 符號 齒輪減速器 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣壁厚 16 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地角螺栓直徑 18 地角螺栓數(shù)目 6 軸承旁連接螺栓直徑 14 連接螺栓的間距 150 軸承端蓋螺釘直徑 8，12 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 8 至外箱壁距離 24/20/16 至凸緣邊緣距離 22/14 軸承旁凸臺半徑 18 凸臺

39、高度 低速軸承外徑確定 外箱壁至軸承座端面距離 46 鑄造過度尺寸 x,y x=5 y=25 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 8 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 >8 箱蓋箱座肋厚 軸承端蓋外徑 122/112/142 蓋與座連接螺栓直徑 10 2．箱體內(nèi)壁的確定 箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于30~50mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪中心的距離。 7.2 減速器附件的確定 視孔蓋： 由是雙級減速器和中心距，

40、可確定視孔蓋得結(jié)構(gòu)尺寸。 透氣孔： 選用型號為的通氣塞 探油針： 選用型號的桿式油標(biāo) 排油口： 油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚2~2.5倍選取。取螺塞直徑為17mm. 起蓋螺釘： 起蓋螺釘數(shù)量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為8mm 吊環(huán)： 吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。 8.潤滑密封裝置及其它 8.1潤滑 1.齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。 2.軸承的潤滑 軸承采用潤滑脂

41、進(jìn)行潤滑。 8.2密封 為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應(yīng)進(jìn)過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應(yīng)過大應(yīng)均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調(diào)整，采用密封圈實(shí)現(xiàn)密封。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。 8.3其它 （1）裝配圖圖紙選用A0的圖紙，按1：2的比例畫。 （2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機(jī)內(nèi)不許有任何雜物存在，內(nèi)壁圖上不被機(jī)油侵蝕的涂料兩次。 （3）齒嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗(yàn)不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側(cè)隙的四倍。 （4）用涂色法檢驗(yàn)斑點(diǎn)，按齒高接觸斑點(diǎn)不小于

42、40%，按齒長接觸斑點(diǎn)不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。 （5）應(yīng)調(diào)整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.03~0.008mm F45為0.06~0.12mm F750.08~0.15mm. 檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。 （6）機(jī)內(nèi)裝N68潤滑油至規(guī)定高度 （7）表面涂灰色油漆。 9.三維模型 四、 設(shè)計小結(jié) 幾個周的課程設(shè)計結(jié)束了，這次的課程設(shè)計對于我來說有著深刻的意義。這種意義不光是自己能夠獨(dú)立完成了設(shè)計任務(wù)，更重要的是在這段時間內(nèi)使自己深刻感受到設(shè)計工作的那

43、份艱難。而這份艱難不僅僅體現(xiàn)在設(shè)計內(nèi)容與過程中為了精益求精所付出的艱辛，更重要的是背負(fù)惡劣的天氣所付出的決心與毅力! 通過這次的設(shè)計我也發(fā)現(xiàn)自己有很多的不足，理論與實(shí)踐終究是有差距的，深深地感覺到了自己專業(yè)知識的薄弱。自己雖然是一名大三的學(xué)生，但作為一名學(xué)機(jī)械專業(yè)的人來說，自己的專業(yè)基礎(chǔ)真的需要大大加強(qiáng)！自己在設(shè)計的過程中遇到了太多的問題，自己設(shè)計出來的減速器也難經(jīng)得起考驗(yàn)，因?yàn)檫€有很多問題需要改善，但是時間不多了，馬上就要考試了自己也沒心情去認(rèn)認(rèn)真真的把所有問題去解決，還需要很多時間去學(xué)習(xí)。但在后的學(xué)習(xí)生活中我會把在這次課程設(shè)計中遇到的問題去解決好。作為一名機(jī)械學(xué)子，就要有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膶W(xué)習(xí)作風(fēng)，

44、做到精益求精！ 課程設(shè)計是我們專業(yè)課程知識綜合應(yīng)用的實(shí)踐訓(xùn)練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程．”千里之行始于足下”，通過這次課程設(shè)計，我深深體會到這句千古名言的真正含義．我今天認(rèn)真的進(jìn)行課程設(shè)計，學(xué)會腳踏實(shí)地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實(shí)的基礎(chǔ)。通過這次課程設(shè)計，我最大的收獲是對CAD和Proe軟件的使用比較熟練了，自己能獨(dú)立畫出二級齒輪減速器的三維模型，只是對齒輪的畫法還不夠熟練。我覺得這些軟件平時要多加練習(xí)，這樣在以后做課程設(shè)計甚至畢業(yè)設(shè)計中才能做得更快更好！ 總之，這次設(shè)計培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識解決

45、工程實(shí)際問題的能力，在設(shè)計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團(tuán)隊精神，跟同學(xué)們在一起共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認(rèn)識到了自己在知識的理解和應(yīng)用方面的不足，也懂得了應(yīng)該怎樣去加強(qiáng)自己的專業(yè)知識素養(yǎng)，在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力。 五、參考資料 [1]、《機(jī)械設(shè)計》銀金光、劉揚(yáng)主編， 北京交通大學(xué)出版社 [2]、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 銀金光、劉揚(yáng)主編，　北京交通大學(xué)出版社 [3]、《機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計》 王之櫟、王大康主編， 機(jī)械工業(yè)出版社 [4]、《機(jī)械設(shè)計手冊》（第五版） 成大先主編， 化學(xué)工業(yè)出版社 [5]、《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》 徐學(xué)林主編， 湖南大學(xué)出版社 [6]、《工程制圖》（第二版） 趙大興主編， 高等教育出版社 27