鏈式輸送機傳動裝置設計【二級圓錐圓柱齒輪減速器】,二級圓錐圓柱齒輪減速器,鏈式,輸送,傳動,裝置,設計,二級,圓錐,圓柱齒輪,減速器 設計 論文 畢業(yè) 任務書 一、題目 機械設計制造及其自動化 二、指導思想和目的要求 畢業(yè)設計是學生在校期間進行最后一次理論結合實際的較全面和基本的訓練，是對幾年來所學知識的系統(tǒng)運用和檢驗，也是走向工作崗位之前的最后一次的過渡性練兵。 通過這次畢業(yè)設計要求達到以下基本目的： 1）鞏固、加強、擴大和提高以往所學的有關基礎理論和專業(yè)知識。 2）培養(yǎng)學生綜合運用所學的知識以解決實際工程問題的獨立工作能力，并初步掌握機械裝備或部件設計的思想、設計程序、設計原則、步驟和方法。 3）培養(yǎng)學生使用有關設計規(guī)范、手冊、參考文獻以及分析計算、繪圖和編寫設計說明書等項能力的基本技能訓練。 對本次畢業(yè)設計的基本要求是： 設計者必須充分重視和熟悉原始資料，明確設計任務，在學習和參考他人經驗的基礎上，發(fā)揮獨立思考能力，創(chuàng)造性地完成設計任務；合理利用標準零件和標準部件，非標準件應滿足工藝性好、操作方便、使用安全等要求，降低成本提高效益；繪制圖紙應符合國家標準，各項技術要求和尺寸標注應符合規(guī)范，說明書論述要充分，層次清楚，文字簡潔，計算步驟正確。 三、主要技術指標 輸送鏈的牽引力F/KN： F=8kN 輸送鏈的速度v/(m/s)： V=0.5m/s 輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d/mm d=399mm 設計工作量： 設計說明書1份 減速器裝配圖1張 零件工作圖1～3張 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為5% ，鏈板式輸送機的傳送效率為0.95。 四、進度和要求 1. 熟悉題目背景、查閱相關資料、復習有關知識；查找與課題相關的英文資料并翻譯成中文；完成開題報告。 寒假 2. 確定主要技術參數：進行參數計算，確定原動機型號； 第1-2周 3. 繪制裝配草圖，并對重要零件（如軸、軸承等）進行工作能力校核； 第3-5周 4. 繪制傳動部件裝配圖； 第6-8周 5. 繪制非標準件零件圖； 第9-11周 6. 撰寫說明書初稿； 第12-13周 7. 修改說明書，準備答辯。 第14周 5、 主要參考書及參考資料 [1]陳作模.《機械原理》[M].高等教育出版社,2011. [2]劉鴻義.《材料力學》[M].第四版.上海科學技術出版社,2009. [3]吳宗澤.《機械設計》[D].高等教育出版社,2011. [4]趙康.《機械設計課程設計手冊》[D].華中科技大學出版社,2005. [5]劉朝儒.《機械制圖》[J].高等教育出版社,2007. [6]徐學林.《互換性與測量技術基礎》[D].湖南大學出版社,2012. [7]張建中.《機械設計基礎》[M].中國礦業(yè)大學出版社,2011. [8]鄧方英.《金屬工藝學》[M].高等教育出版社,2006. [9]劉興.《金屬學與熱處理原理》[M].哈爾濱工業(yè)大學出社,2013. - 摘要 齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或高，轉速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設計的就是一種典型的二級錐齒輪圓柱直齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調質），硬度約為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質材料。 關鍵詞：鏈式輸送機；錐齒輪；軸、軸承； I ABSTRACT Gear is a wide range of applications, and a particularly important form of mechanical transmission, which can be used for any axis in space to pass between the movement and power, is currently gearing gradually to small, high-speed, low noise, high reliability Hardened technical direction and development of stable and reliable gear with the transmission, high transmission efficiency (typically up to 94% and high precision cylindrical gear up to 99%), transmission power range (from the meter gear small power transmission to large machinery and tens of thousands of kilowatts of power transmission) speed range (speed of the circumference of gear from 0.1m / s to 200m / s or higher, the rotational speed or higher from 1r/min to 20000r/min ), compact, and easy maintenance. Therefore, it is in a variety of mechanical equipment and instrumentation is widely used. This is a typical design of a cylindrical gear reducer gear. One small gear material 40Cr (quenched), the hardness is about 240HBS, gear material is 45 steel (quenched and tempered), hardness of about 215HBS, gear accuracy grade 8 level. Shafts, bearings, keys are made of steel material. KEY WORDS: reducer; gear; shafts, bearings; key; coupling  目 錄 第一章 緒論 ………………………………………………………………………6 1.1 分析和擬定傳動方案………………………………………………………6 1.2方案的確定及優(yōu)缺點分析…………………………………………………7 第二章 電動機的選擇與傳動比的分配 …………………………………………7 2.1 電動機的選擇計算…………………………………………………………7 2.2 計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比………………………………8 2.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數……………………………………8 第三章 鏈傳動的設計計算 ………………………………………………………9 3.1選擇鏈輪齒數…………………………………………………………………9 3.2確定計算功率…………………………………………………………………9 3.3 確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距a0，取定鏈節(jié)數Lp…………………10 3.4 求作用在軸上的力…………………………………………………………10 3.5 選擇潤滑方式………………………………………………………………10 第四章 齒輪的設計計算 …………………………………………………………10 4.1 圓柱斜齒輪的設計 ………………………………………………………11 4.2 錐齒輪的設計 ……………………………………………………………14 第五章 軸的設計計算與校核 ……………………………………………………17 5.1高速軸的設計………………………………………………………………17 5.2中間軸的設計………………………………………………………………21 5.3低速軸的設計………………………………………………………………26 第六章 軸承的計算與校核 ………………………………………………………30 6.1 軸承1的計算與校核………………………………………………………30 6.2 軸承2的計算與校核………………………………………………………31 6.3 軸承3的計算與校核………………………………………………………31 第七章 箱體的設計………………………………………………………………32 第八章 鍵的選擇…………………………………………………………………34 第九章 潤滑與密封………………………………………………………………35 參考文獻……………………………………………………………………………36 致謝信………………………………………………………………………………37 畢業(yè)設計小結………………………………………………………………………38 附錄…………………………………………………………………………………39 IV 第一章 緒論 1.1 分析和擬定傳動方案： 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不 同的傳動方案來實現，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。眾所周知，齒輪傳動的傳動裝置由電動機、減速器、鏈傳動三部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。 1.2 方案的確定及優(yōu)缺點分析 1.在高速端應用圓錐齒輪，可以減小錐齒輪的尺寸，減小其模數，降低加工難度。 2.在輸出端，即低速端采用鏈傳動，因為鏈傳動的瞬時傳動比是變化的，引起速度波動和動載荷，故不適宜高速運轉。 3.在高速輸入端應用聯軸器，結構緊湊，但啟動電動機時，增大了電動機的負荷，因此，只能用于小功率的傳動。 4.由于V帶的傳動工作平穩(wěn)性好，具有過載保護作用并具有緩沖吸振能力，所以選用V帶傳動。 5.圓錐齒輪傳動結構緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高，所以減速器選擇圓錐與圓柱齒輪。  第二章 電動機的選擇與傳動比的分配 電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡單和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量和轉速、確定具體型號。按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉三相異步電動機。 2.1電動機的選擇計算： 工作機的有效功率為： Pw =FwVw /=8*0.5/0.95=4.211kw 從電動機到工作機間的總效率為： ∑=1·2·345678=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877 式中，1為聯軸器效率0.99，2為錐齒輪效率（7級）0.97，3圓柱齒輪的效率（7級）0.98，4567為角接觸球軸承的效率0.99，8滾子鏈傳動效率0.96。 所以，電動機所需工作功率為pd ==4.211/0.877= 4.802KW 選擇電動機的類型 ： 電動機額定功率pm＞pd 因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減小，比較Y132M1-4與Y112M-4兩電動機，其中pm=5kw，符合要求，但后者容易制造且體積小。故選Y112M-4。 由此選擇電動機型號：Y112M1-4 電動機額定功率pm=5kN,滿載轉速nm=1440r/min 工作機轉速nw=60*V/(pi*d)=28.570r/min 電動機型號 額定功率 滿載轉速 起動轉矩 最大轉矩 Y112M—4 5 1440 2.2 2.3 2.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 ： 總傳動比：鏈傳動比6。取鏈傳動的傳動比為4.5，則整個減速器的傳動比為 ：I總==nm/nw=1440/28.570=50.403 =I總 / 4.5=11.201 分配傳動比：= 高速級圓錐齒輪傳動： =3.2 中間級圓柱齒輪傳動比： =3.5 2.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 ： 各軸的轉速 ： Ⅰ軸: n1=1440 r/min Ⅱ軸: n2=1440/3.2=450r/min Ⅲ軸: n3=128.571 r/min 鏈輪的轉速：n4=28.571 r/min 各軸的輸入功率 ： Ⅰ軸: p1=pm*1=4*0.99=3.96kw Ⅱ軸: p2= p1*2 *4=3.96×0.97×0.99=3.803kw Ⅲ軸: p3= p2*3*5=3.689kw 各軸的輸入轉矩 ： 電動機軸的輸出轉矩：Td=9.55×10×4/1440=26.5N.m Ⅰ軸: T1=9550*p1/n1=26.2625N·m Ⅱ軸: T2=9550*p2/n2=80.7N·m Ⅲ軸: T3=9550*p3/n3=274.012N·m  第三章 鏈傳動的設計計算 3.1由3.2知鏈傳動速比：　i=4.5 輸入功率： p=3.689KW 　　選小鏈輪齒數z1=17。 　　大鏈輪齒數 z2=i×z1=4.5×17=76，z2<120，合適。 3.2確定計算功率 : 　　已知鏈傳動工作時有輕微振動，選kA =1.0，設計為雙排鏈取kP=1.75, 由主動鏈輪齒數Z=17，查主動鏈輪齒數系數，取kZ=1.55計算功率為 : 　　　　　 Pca=p3×kAkZ/kP=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW 3.3確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距a0，定鏈節(jié)數Lp 由計算功率Pca和主動鏈輪轉速n3=128.571r/min，選用鏈條型號為:16A，確定鏈條節(jié)距p=25.4mm。 初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。 　　　　　　　　?????? ????????? 　　　　　　　　　=78.7+46.5+2.8=128 　　 取Lp =128節(jié)(取偶數)。 鏈傳動的最大中心距為a=f1×p[2Lp-(z1+z2)] 由(Lp-z1)/(z2-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查得f1=0.24312. a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm 3.4求作用在軸上的力 : 　　平均鏈速 : v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s 　　工作拉力　:　F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N 　　工作時有輕微沖擊，取壓軸力系數 : KFP=1.15 　　軸上的壓力　:　Fp=KFP×F =1.15×3988.2N=4586.3N 3.5選擇潤滑方式 : 　　根據鏈速v=0.925m/s，鏈節(jié)距p=25.4mm，鏈傳動選擇滴油潤滑方式。 　　設計結果：滾子鏈型號16A -2×128GB1243.1-83，鏈輪齒數 z1=17，z2=76，中心距a=1006.57mm，壓軸力Fp =5502.4N。  第四章 齒輪的設計計算 齒輪傳動是應用最廣泛的一種傳動形式，其傳動的主要優(yōu)點是：傳遞的功率大、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證傳動比恒定，齒輪的設計主要圍繞傳動平穩(wěn)和承載能力高這兩個基本要求進行的。 4.1 圓柱直齒輪的設計 4.1.1選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數 : 由表得：選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBS，精度7級。 取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 : 計算公式：d1t T1=80.7N·m 試選Kt為1.3 查表10-6得=189.8mpa 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強度極限=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa 由式10-13計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96 N2= N1/4=3.09 查取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95，KHN2=0.98 計算接觸疲勞許用應力 : 取失效概率為1%，安全系數S=1，得 : []=0.95×600=570 Mpa []2=0.98×550=539 Mpa 取[]為537.25 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1t: d1t =59.624mm 計算圓周速度V : V=0.335m/s 計算齒寬B： B=* d1t =0.9*59.624=53.6616mm 計算齒寬與齒高之比： 模數：mn= d1t /z1=3.138 齒高：h=2.25 mn =7.061mm b/h=7.60 算載荷系數 : 根據v 、7級精度 由圖可得動載系數=1.1。直齒輪==1.0 查表得使用系數=1.25， Kv=1.866 按實際的在和系數校正所得的分度圓直徑，得 : 69.58mm 計算模數mn: 4.1.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式是 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa 取彎曲疲勞壽命系數=0.82 =0.85; 計算彎曲疲勞許用應力: 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得 : 292.86 Mpa 238.86 Mpa 計算載荷系數K : 1.25×1.05×1×1.3=1.706 查取齒形系數 : 得2.85， 2.22 查取應力校正系數 : 得 1.54 1.77 計算大小齒輪的并加以比較 : 0.01498 0.01645 由上只大齒輪的數值得 設計計算mn : =2.39 按圓柱直齒輪的標準將模數mn圓整為2.5 27 4.2×27=113 4.1.4 幾何尺寸計算 : 計算中心距a : a=（d1+d2）/2=175mm 計算分度圓直徑 d1=z1 mn=67.5mm d2 =z2 mn =282.5mm 計算齒輪寬度：b=d1=60.75mm 取小齒輪寬度B1=60mm，取大齒輪寬度B2=65mm。 4.2 錐齒輪 4.2.1 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數 由表得：選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBS，精度8級。 選取齒數：Z1=24，i=3.2, Z2=Z1·i=24×3.2=76.8 取Z2=77 4.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計： 計算公式：d 2.92× T1=26.2625N·mm 試選Kt為1.3 查表10-6得=189.8mpa 按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa 計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472 N2= N1/3.2=1.296 取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.9，KHN2=0.95 由表查得: 軟齒面齒輪,對稱安裝,取齒寬系數=1/3 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數S=1，得： []=0.9×600=540 Mpa []2=0.95×550=522.5 Mpa []為[][]2中的較小值[]=522.5 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1t 對于直齒錐齒輪 ： d1t 2.92× =53.29mm 計算圓周速度V ： V= 計算載荷系數 : 查表得， 的值 使用系數，查得=1.25，動載荷系數，查得=1.18。齒間載荷分配系數==1.5KHbe軸承系數KHbe查得KHbe=1.25。 得==1.5×1.25=1.875 1.25×1.18×1×1.875=2.766 按實際的在和系數校正所得的分度圓直徑，得: 68.2112mm 4.2.3按齒根彎曲強度設計 : 彎曲強度的設計公式是: 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa 取彎曲疲勞壽命系數=0.85 =0.88; 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得 303.57 Mpa 238.86 Mpa 計算載荷系數K 2.766 查取齒形系數 得2.65， 2.226 查取應力校正系數。 得 1.58 1.764 計算大小齒輪的并加以比較 算得 0.01379 0.01644 由上知大齒輪的數值大 設計計算mn =1.8959 按圓錐齒輪的標準將模數mn圓整為2 分度圓直徑=2×=68 i=Z2/Z1=tan＆2=cot＆1=2 得＆2= 72.6453=72°38′43″ ＆1=17.3547=17°21′17″ 平均模數m=/Zv1=2 大端模數m=mn/(1-0.5)=2.4 取大端模數2.5 分度圓處圓柱直齒輪：模數m=2，小齒輪齒數Zv1=34 分度圓直徑dv1=68 平均模數mn=2 端面模數m=2.5 小齒輪齒數Z1=Zv1×cos＆1=32.45 取32 分度圓直徑dm1=dV×cos＆1=64.9 d1= dm1/(1-0.5×0.333)=77.88 大齒輪的參數：Z2= Z1×i=102.4,取Z2=102 d2= d1×i=249.216 錐距R=131.125mm 齒寬B=43mm 齒頂高 ha=m=2.5mm 齒根高 hf=3.125 齒根角 θf tanθf=hf/R=3.125/131.125 θf=1°30′ 分錐角＆1=17°21′17″ ＆2=72°38′43″  第五章 軸的設計計算與校核 軸主要用來支撐作旋轉運動的零件，如鏈輪、帶輪，以及傳動運動和動力。本減速器有三 根軸，根據設計要求，設計具體步驟、內容如下： 5.1高速軸的設計 齒輪機構的參數：Z1=32，Z2=102. 軸上功率: p=3.96 KW 轉速: n=1440 r/min 轉矩：T≈26.2625 N.m 按轉矩法初定該軸的最小直徑： 17.64 mm 最小端與聯軸器相連，聯軸器的轉矩T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm 選取H×2,公稱轉矩：160N.M，半聯軸器的孔徑=30 mm。長度L=30mm，半聯軸器與軸配合轂長度L1=25mm 6.1.1軸的結構設計: 軸的結構設計主要有三項內容：(1)各軸段徑向尺寸的確定；(2)各軸段軸向長度的確定；(3)其他尺寸﹙如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等﹚的確定。 擬定草圖如下： 徑向尺寸的確定: 從軸段d1=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。d2=25mm，d3與軸承內徑相配合，所以d3=30mm，由于軸承右端定位d4=36， d5=d3=30mm，d6=25mm。 軸的軸向尺寸的確定: 從軸段L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm 5.1.2軸的強度校核(第一根軸) 計算齒輪受力:彎扭組合圖如下： 齒輪切向力:=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 徑向力：=Ft×tan20×cos＆1=249.25N 軸向力：=×tan20×sin＆1=75.41N 計算支反力和彎矩并校核： 垂直平面上：=348 N 向上 =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： 水平面上: =1243N 向上 =434 N 向下 MH= 35596 N.mm 水平彎矩如圖： 求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 畫出轉矩T圖: T=26262.5 N·mm 校核軸的強度:按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.3. =（M2+(aT)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=13.85 MP 前已經選定了軸的材料為45鋼，調質處理。得=60 MP <安全。 5.1.3精確校核軸的疲勞強度： 判斷危險截面為：Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ；其中最危險的截面為Ⅳ 抗彎截面系數W=0.1d3=1064.8mm3 抗扭截面系數WT=0.2d3=2129.6mm3 彎矩M及彎曲應力為M=31488N.mm =M/W=20.15 MP 扭矩T及扭轉切應力 T=26500N.mm t=T/WT=8048 MP 軸的材料為45鋼，調質處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09，at=1.66 又查得軸的材料靈敏系數為：qa=0.76，qt=0.6，故有效應力集中系數為： ka=1+qa(aa-1)=1.824 kt=1+qt(at-1)=1.396 尺寸系數a=0.95，扭轉尺寸系數b=0.925 軸按磨削加工，表面質量系數a=t=0.92 綜合系數Ka=ka/a+1/a-1=2.01 Kt= kt/t+1/t-1=1.596 取碳鋼的特性系數：a=0.1, t=0.05 計算安全系數Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=6.79 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=11.276 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2=5.814>1.5安全 故該軸在最危險截面也是安全的，此截面的左側直徑大，其他情況相同，故安全。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 5.2中間軸的設計 5.2.1已知參數： 軸上功率: p=3.81 KW 大錐齒輪的齒數z1=102 小圓柱齒輪的齒數z1=19, 對應的大齒輪齒數z2=80 轉速: n=450 r/min 轉矩：T=80700 N.mm 按轉矩法初定該軸的最小直徑： 25.83 mm 根據最小端與角接觸球軸承配合，取7206C型，故選取=30 mm。 計算齒輪圓周速度： 0.7065<5 ∴齒輪和軸承均采用脂潤滑。 5.2.2軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內容：(1)各軸段徑向尺寸的確定；(2)各軸段軸向長度的確定；(3)其他尺寸﹙如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等﹚的確定。 擬定草圖如下： 徑向尺寸的確定： 從軸段d1=30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。 起周端固定作用故d2=36mm， 固定軸肩d3=42mm，d4=36，與第一段相同d5 =30mm?？芍溯S為對稱結構。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm 5.2.3軸的強度校核(第二根軸) 計算齒輪受力 受力分析圖如下： 圓錐齒輪： 齒輪切向力:1=2T/dm1=809N 徑向力：1=Ft×tan20×cos＆2=75.41N 軸向力：1=×tan20×sin＆2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力:2=2T/dm2=2390N 徑向力：2=Ft2×tan20/cos＆2=870N 計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上：=725.4N 向下 =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm 垂直面上的彎矩圖： (b)水平面上: =1782.6N 向上 =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm 水平扭矩圖如下： (c)求合成彎矩: M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)畫出轉矩T圖: T=80700N·mm (e)校核軸的強度:按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.3. =（M2+(aT/2w)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數W d=36mm W=0.1d3=4665.6 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=36.581 MP 前已經選定了軸的材料為45鋼，調質處理。得=60 MP <安全。 5.2.4精確校核軸的疲勞強度： 由上知，截面Ⅳ為危險截面，有因此截面左側的直徑小，所以校核左側截面。 抗彎截面系數W=0.1d3=2700mm3 抗扭截面系數WT=0.2d=5400mm3 彎矩M及彎曲應力為 : M=67360N.mm =M/W=24.95 MP 扭矩T及扭轉切應力 : T=80700N.mm t=T/WT=14.94 MP 軸的材料為45鋼，調質處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 aa及at，查得aa=2.0，at=1.31,又查得軸的材料靈敏系數為：qa=0.76，qt=0.6 故有效應力集中系數為： ka=1+qa(aa-1)=1.76 kt=1+qt(at-1)=1.186 尺寸系數a=0.85，扭轉尺寸系數b=0.9 軸按磨削加工，表面質量系數a=t=0.92，軸未經表面強化處理，即 a =1， 綜合系數Ka=ka/a+1/a-1=2.05 Kt= kt/t+1/t-1=1.407 取碳鋼的特性系數：a=0.15, t=0.08 計算安全系數Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=5.376 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=7.169 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2>1.5安全 故該軸在最危險截面也是安全的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 5.3低速軸的設計 5.3.1已知參數： 軸上功率: p=3.689 KW 轉速: n=107.141 r/min 轉矩：T≈328850N.mm 鏈輪的分度圓直徑d=138.19mm，齒數z=19； 齒輪轂長離外壁10mm，總長54mm。 鏈輪軸受到的軸向力F=5502.4N 按轉矩法初定該軸的最小直徑： 40.95 mm 周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號為7210C，故選d1=50 mm。 計算齒輪圓周速度： 0.28<5 ∴齒輪和軸承均采用脂潤滑。 5.3.2軸的結構設計： 草圖擬定如下： 徑向尺寸的確定： 從軸段d1=50 mm開始， 軸承的軸肩軸向固定取d2=54mm， 對齒輪起軸向定位作用d3=58mm，與第一段相同d4=50mm， d5=48mm ，d6 =45mm。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm 軸的強度校核(第三根軸)： 計算齒輪受力：受力圖如下： 齒輪切向力: =2T/dm1=5502.4N 徑向力：=Ft×tan20/cos=870N 軸向力：=×tan=2390N 5.3.3計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： 垂直面上彎矩圖如下： =2874.55N 向下 =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上: 彎矩圖如下： =1529.86 N 向上 =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩,畫出合成彎矩圖: M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm (d)校核軸的強度:按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6 =（M2+(aT)2）1/2/W 軸上的抗彎截面系數W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 =（M2+(aT)2）1/2/W=52.39 MP 前已經選定了軸的材料為45鋼，調質處理。=60 MP <安全。 5.3.4精確校核軸的疲勞強度： 判斷軸承的右端面為危險截面，故只校核右截面。 抗彎截面系數W=0.1d3=11059.2mm3 抗扭截面系數WT=0.2d3=22118.4mm3 彎矩M及彎曲應力為 : M=572249.6N.mm =M/W=51.744 MP 扭矩T及扭轉切應力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP 軸的材料為45鋼，調質處理，查得=640 MP =275 MP t-1=155 MP 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 aa及at，查得aa=1.72，at=1.09,又查得軸的材料靈敏系數為：qa=0.8，qt=0.82 故有效應力集中系數為： ka=1+qa(aa-1)=1.576 kt=1+qt(at-1)=1.035 尺寸系數a=0.72，扭轉尺寸系數b=0.85 軸按磨削加工，表面質量系數a=t=0.92，軸未經表面處理，即取=1. 綜合系數Ka=ka/a+1/a-1=2.268 Kt= kt/t+1/t-1=1.307 取碳鋼的特性系數：a=0.15, t=0.08 計算安全系數Sca: Sa=/(Ka*aa+a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.316＞1.55安全 故該軸在最危險截面也是安全的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。  第六章 軸承的計算與校核: 6.1 軸承1的計算與校核: 第一對軸承的當量動載荷P: 查手冊取=1.1 取7206C軸承 計算步驟與內容 計算結果 1.查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.由前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =1290.8N F2=444.9N 3.兩軸的計算軸向力Fa1=231.115N Fa2=155.7N 4.計算Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107 5.查手冊e值: 6.計算Fa1/ F1=0.18348000h 6.2 軸承2的計算與校核: 第二對軸承的當量動載荷P: 查手冊取=1.1 取7206C軸承 計算步驟與內容 計算結果 1.查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.由前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =1924.5N F2=1418N 3.兩軸的計算軸向力Fa1=828.96N Fa2=579.96N 4.計算Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 5.查手冊e值: 6.計算Fa1/ F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊:X、Y的值 8.查載荷系數:fp=1.1 9. 10.計算軸承的壽命: Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=40487.6h 11.結論:基本符合要求,選用此軸承.但需及時更換 =23KW =15KW F1 =1924.5N F2=1418N Fa1=828.96N Fa2=579.96N Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 e1=0.426 e2=0.409 Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409 X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0 >e1 Fa2/F1=e2 P1=2125.99N P2=1559.8N 40487.6h<48000h 6.3軸承3的計算與校核: 第二對軸承的當量動載荷P: 查手冊取=1.1 取7221C軸承 計算步驟與內容 計算結果 1查手冊查得:、值(GB/T 276) 2.前面軸得:兩軸承所受的力分別為F1 =3256.3N F2=9286.86N 3.兩軸的計算軸向力Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N 4.計算Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 5.查手冊e值: 6.計算Fa1/ F1=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊:X、Y的值 8.查載荷系數:fp=1.1 9. 10.計算軸承的壽命: Lh=106/(60n) ×(C/P1)3=11457.96h 11.結論:基本符合要求,選用此軸承.但需及時更換 =42.8KW =32KW F1 =3256.3N F2=9286.86N Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 e1=0.476 e2=0.476 Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138 X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0 >e1 Fa2/F1=e2 P1=7288.6N P2=10215.5N P2>P1 40487.6h<48000h  第七章 箱體的設計 箱體是減速器的一個重要零件,它用與支持和固定減速器中的各種零件,并保證傳動件的齒合精度,使箱體內有良好的潤滑和密封.箱體的形狀較為復雜,其重量約見減速器的一半,所以箱體結構對減速器的工作性能加工工藝材料消耗重量及成本等有很大的影響.箱體結構與受力均較復雜,目前尚無成熟的計算方法.所以,箱體各部分尺寸一般按經驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。 箱體選用球墨鑄鐵QT400-18,,,=18﹪,布氏硬度130～180HBS ,根據工作條件的要求,箱體各尺寸如下: 名稱 符號 尺寸關系 取值 箱座壁厚 0.0125（dm1+dm2）+1mm≥8mm 8mm 箱蓋壁厚 (0.80～0.85)≥8mm 8mm 箱蓋凸緣厚度 1.5 12mm 箱座凸緣厚度 1.5 12mm 箱底座凸緣厚度 2.5 20mm 地腳螺釘直徑 0.018（dm1+dm2）+1mm≥12mm 12mm 地腳螺釘數目 查手冊 4 軸承旁聯接螺栓直徑 0.75 10mm 蓋與座聯接螺栓直徑 (0.5～0. 6) 8mm 聯接螺栓的間距 150～200 150 軸承端蓋螺栓直徑 (0.4～0.5) 6mm 視孔蓋螺栓直徑 (0.3～0.4) 4mm 定位銷直徑 (0.7～0.8) 6mm 至外箱壁距離 查手冊 16mm 至凸緣邊緣距離 查手冊 14mm 軸承旁凸臺半徑 14mm 凸臺高度 根據低速齒輪軸承座外徑確定,便于扳手操作為準. 30mm 外箱壁至軸承座端面距離 36mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離 10mm 齒輪端面與內箱壁距離 18mm 箱蓋/箱座肋厚 , 8.5mm  第八章 鍵的選擇與校核 選用A型鍵,鍵1即與聯軸器配合的鍵:因該軸段軸的直徑d=30mm,所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm,長度L=25mm,鍵所在軸的深度t=5mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.25mm.鍵2即與小圓錐齒輪配合的鍵:該軸段軸的直徑d=25mm,所以查手冊得,鍵寬b=8 mm,鍵高h=7mm,長度L=20mm,鍵所在軸的深度t=4.0mm, 輪轂深度t1=3.3mm, 圓角半徑r=0.16mm.鍵3即大錐齒輪配合的鍵:該軸段的直徑d=36mm, 所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm, 長度L=28mm, 鍵所在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.3mm. 鍵4即小圓柱齒輪配合的鍵:因該軸段軸的直徑d=36mm,所以查手冊得,鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm,長度L=45mm,鍵所在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半徑r=0.3mm.鍵5即與大圓柱齒輪配合的鍵：因該軸段軸的直徑d=54mm,所以查手冊得,鍵寬b=16mm,鍵高h=10mm,長度L=45mm,鍵所在軸的深度t=6.0mm,輪轂深度t1=4.3mm,圓角半徑r=0.3mm. 鍵6即與鏈輪配合的鍵：因該軸段軸的直徑d=45mm,所以查手冊得,鍵寬b=14mm,鍵高h=9mm,長度L=40mm,鍵所在軸的深度t=5.5mm,輪轂深度t1=3.8mm,圓角半徑r=0.3mm.根據軸和輪轂的材料,查手冊得:鍵的聯接許用應力=110,根據校核公式: 第一根鍵: p=2T/kld=2×26262.5/(4×25×30)=17.51< 滿足強度要求. 第二根鍵: p=2T/kld=2×26262.5/(3.5×20×25)=30.01< 滿足強度要求. 第三根鍵: p=2T/kld=2×80700/(4×28×36)=40.03< 滿足強度要求. 第四根鍵: p=2T/kld=2×80700/(4×45×36)=24.91< 滿足強度要求. 第五根鍵: p=2T/kld=2×274012/(5×45×54)=45.10< 滿足強度要求. 第六根鍵: p=2T/kld=2×274012/(4.5×40×45)=67.66< 滿足強度要求。  第九章 潤滑與密封 減速器的潤滑: 因為齒輪圓周速度v＜5m/s,所以齒輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑,浸油潤滑不但起到潤滑作用,同時有助于箱體散熱.為了避免浸油潤滑的攪油功能消耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑,傳動件浸油的深度不宜太深或太淺,設計的減速器的合適浸油深度H1對于圓錐齒輪一般為1個齒高,但不應小于10mm,保持一定的深度和存油量.油池太淺易激起箱底殘渣和油污,引起磨料磨損,也不易散熱.換油的時間為半年,主要取決于油中雜質多少及被氧化、污染的程度.查手冊選擇L-CKBL-CKC 150號工業(yè)齒輪油潤滑.  參考文獻 [1]陳作模.《機械原理》[M].高等教育出版社,2011. [2]劉鴻義.《材料力學》[M].第四版.上?？茖W技術出版社,2009. [3]吳宗澤.《機械設計》[D].高等教育出版社,2011. [4]趙康.《機械設計課程設計手冊》[D].華中科技大學出版社,2005. [5]劉朝儒.《機械制圖》[J].高等教育出版社,2007. [6]徐學林.《互換性與測量技術基礎》[D].湖南大學出版社,2012. [7]張建中.《機械設計基礎》[M].中國礦業(yè)大學出版社,2011. [8]鄧方英.《金屬工藝學》[M].高等教育出版社,2006. [9]劉興.《金屬學與熱處理原理》[M].哈爾濱工業(yè)大學出社,2013.  致謝 本文是在導師李文燕老師的精心指導下完成的。在論文的寫作思路以及論文細節(jié)方面，都得到了導師的悉心指導，使我獲益非淺。導師嚴謹治學的態(tài)度、豐富的知識、誨人不倦的精神都給我留下了深刻的印象，是我學習的榜樣。 在此，還要感謝在求學期間機械設計制造及其自動化專業(yè)各位老師以及所有同學給予的幫助。讓我能夠靜心完成論文寫作，同時還給予了寶貴的意見，讓我的思路更加開闊。謝謝你們！最后，我要感謝我的父母，是他們一直在背后默默地支持我！  畢業(yè)設計小結 畢業(yè)設計，它要求學生能結合課本的學習，綜合運動所學的基礎和技術知識，聯系生