單級圓柱齒輪減速器設計【P=3.8,N=100】
38頁 9800字數(shù)+論文說明書+任務書+3張CAD圖紙【詳情如下】
從動軸.dwg
單級圓柱齒輪減速器裝配圖.dwg
單級圓柱齒輪減速器設計說明書【P=3.8,N=100】.doc
齒輪.dwg
目 錄
一、設計任務書………………………………………………4
二、電動機的選擇……………………………………………6
三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)………………………8
四、傳動件的設計計算………………………………………12
五、軸的設計計算……………………………………………22
六、箱體的設計………………………………………………30
七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算………………………………32
八、滾動軸承的選擇及計算…………………………………34
九、聯(lián)連軸器的選擇…………………………………………35
十、減速器附件的選擇………………………………………36
十一、潤滑與密封……………………………………………36
十二、設計小結………………………………………………36
十三、參考資料目錄…………………………………………38
一、 機械設計課程設計任務書
題目：設計一用于單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉，兩班制工作。減速器小批生產，使用期限5年。輸送機工作轉速的容許誤差為5%。
(一)、總體布置簡圖
(二)、工作情況：
工作有輕振，單向運轉
(三)、原始數(shù)據(jù)
輸送機工作軸上的功率P (kW) ：3.8
輸送機工作軸上的轉速n (r/min)：100
工作效率η總：0.86
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
(四)、設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；
2. 齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
(五)、設計任務
1.減速器總裝配圖一張
2.輸出軸及齒輪零件圖各一張
3.設計說明書一份
(六)、設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
十二、設計小結
機械課程設計是我們學完了大學的全部基礎課、專業(yè)基礎課以及大部分專業(yè)課之后進行的.這是我們在進行畢業(yè)設計之前對所學機械課程的一次深入的綜合性的總復習,也是一次理論聯(lián)系實際的訓練,因此,它在我大學生活中占有重要的地位。
我的題目是螺旋輸送機上用的單級蝸桿減速器，對于我們這些新手來說，這是很大的考驗，我一千次一萬次的問自己，怎么才能找到課堂所學與實際應用的最佳結合點？怎么才能讓自己的設計在篇幅上簡單，在使用價值上豐富？怎樣讓自己的業(yè)余更近專業(yè)？怎樣讓自己的計劃更具有序性，而不會忙無一用？機會是老師，學校，以及無數(shù)代教育工作者給的，而能力是自己的，耐性是需要的。經過自己的琢磨，聽取了學姐，學長們的建議，還查閱了很多書籍，才做到了心中有數(shù)，才了解了機械課程設計的真正用意——培養(yǎng)自學能力，養(yǎng)成程序編輯的好習慣。我從來不相信車到山前必有路的說法，認為那只是懶惰者自尋懶惰的借口，我要積極，要把握，要努力。我們自己能做到的僅此而已，因為人力也有所不能及。
就我個人而言，我希望能通過這次課程設計對自己的大學學習情況做出總結,同時為將來工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，為今后自己的研究生生活打下一個良好的基礎。但是這次課程設計的確顯得有點心有余而力不足:
首先是自己的心態(tài)問題,輕視這次課程設計,以為可以像以前一樣輕輕松松地通過,其次就是基本知識問題,由于以前上課不太認真，結果就落下了很大一截,自己很想好好的把它補上來,但一直沒補上來,說起這事情自己心里不免有些慚愧!從而就這樣,自己面對課程設計困難重重,在一次又次的打擊與挫折下,自己心里不免有點不滿起來,然而現(xiàn)實就是現(xiàn)實,沒辦法,課程設計是必須完成的.雖然自己心里有這樣的失敗感,但在外人看來,我就是行,結果自己只能強迫自己去前進!然而自己心里怎么也沒有高興感!
結果拿去給老師檢查的時候,也許一兩次還可以接受,但是在需要面對改正錯誤四五次的時候自己的心里不免郁悶和煩躁,同時也存在一定的不滿,但是從這次設計也可以看出一些問題:
1.心態(tài):應該保持認真的態(tài)度,堅持冷靜獨立的解決問題
2.基本:認真學好基本知識,扎實自己的基本知識,使面對問題時不會遇到很多挫折,從而打擊自己的信心,結果使自己很浮躁,越來越不想搞這設計,故應該好好學習基本知識,一步一步的來,不要急功近利!
3.樹立自己的良好形象,樂觀的面對生活,堅持自己的想法和意識,也許老師和他人對你的要求高一些就不要抱怨,因為那時是對你好,使你更好的發(fā)展,滿足老師及他們廣告的要求!
在這次課程設計過程中，我學到了很多人生的哲理，懂得怎么樣去制定計劃，怎么樣去實現(xiàn)這個計劃，并掌握了在執(zhí)行過程中怎么樣去克服心理上的不良情緒，黑夜過去了，我們收獲的是黎明。在本次設計中，給我印象最為深刻的是軸的選用上和校核上的問題，它將是我成功的關鍵。老天不會讓我太過順利，他在這最后的時刻設置的障礙，是要考驗我的能力。在這個問題的解決上，我打了退堂鼓，我不能忍受長時間的無功而反，時間正在消磨我的意志。最后我還是鼓起勇氣，到處問，到處查資料，黃天不負有心人，在機械設計手冊上，我終于找到了該要的公式和知識點，然后對照書本，把整根軸的結構全部設計出來了，心中無比的興奮。
總的說來,雖然在這次設計中自己學到了很多的東西,取得一定的成績,但同時也存在一定的不足和缺陷,我想這都是這次設計的價值所在,以后的日子以后自己應該更加努力認真,以冷靜沉著的心態(tài)去辦好每一件事情!
十三、參考資料目錄
[1]《機械設計課程設計》，北京大學出版社，許瑛主編，2008年8月第一版
[2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版；
[3]《機械零件簡明設計手冊》，兵器工業(yè)出版社，楊黎明主編，1992年2月第一版；
[4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；
[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編
[6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版；
[7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。
1 機械設計 課程設計說明書 設計題目 ： 單級圓柱齒輪減速器設計 開始日期 ： 完成日期 ： 班級學號 : 設計者 : 指導教師 : 所在院校 : 2 目 錄 一、設計任務書……………………………………………… 4 二、電動機的選擇…………………………………………… 6 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………… 8 四、傳動件的設計計算……………………………………… 12 五、軸的設計計算………………… ………………………… 22 六、箱體的設計……………………………………………… 30 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………… 32 八、滾動軸承的選擇及計算………………………………… 34 九、聯(lián)連軸器的選擇………………………………………… 35 十、減速器附件的選擇……………………………………… 36 十一、潤滑與密封…………………………………………… 36 十二、設計小結……………………………………………… 36 十三、參考資料目錄………………………………………… 38 3 一、 機械設計課程設計任務書 題目： 設計一 用于單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉，兩班制工作。減速器小批生產，使用期限 5年。輸送機工作轉速的容許誤差為 5%。 (一 )、總體布置簡圖 (二 )、工作情況： 工作有輕振，單向運轉 (三 )、原始數(shù)據(jù) 輸送機工作軸上的功率 P (： 送機工作軸上的轉速 n (r/ 100 工作 效率η總 ： 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 (四 )、設計內容 1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制 7. 設計計算說明書的編寫 (五 )、設計任務 (六 )、 設計進度 1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設計 3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 5 計 算 及 說 明 結 果 二、 電動機的選擇 1、電動機類型和結構的選擇： 選擇 系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單 ，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（ 1）：Ｐ d＝Ｐ Ｗ ／η a ( 由電動機至輸送機的傳動總效率為： η 總 =η １ ×η ２4×η３ ×η ４ ×η 5 根據(jù) 《機械設計課程設計》 Ｐ 10 表 2中：η 1、η 2、 η 3、η 4、η 5 分別為聯(lián)軸器 1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器 2和齒輪傳動的傳動效率。 取η １ =η ２＝ η ３＝ η ４＝０ 、 η 5＝ ： η 總 =以：電機所需的工作功率： Ｐ Ｗ /η 總 =η 總 =d=4.4(6 計 算 及 說 明 結 果 3、確定電動機轉速 輸送機工作軸轉速為： 【（ 1～（ 1+5%）】× 100r/ 93.8 r/據(jù) 《機械設計課程設計》 Ｐ 10表 2薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’ =3～６。 取開式齒輪傳動的傳動比Ｉ １ ’ =２～ 3 。則總傳動比理論范圍為：Ｉ a’＝ Ｉ’ ×Ｉ １ ’ =６～ 18。 故電動機轉速的可選范為 =Ｉ a’× =(6～ 18)× 100 =540～ 1620 r/符合這一范圍的同步轉速有： 750、 1000 和 1500r/據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速 (r/電動機重量 (N) 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 減速器 1 500 1440 650 1200 000 960 800 1500 50 720 1240 2100 合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 3.8 r/=530～1620 r/ 計 算 及 說 明 結 果 和齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第 2方案比較適合。 此選定電動機型號為 主要性能： 中心高 H 外形尺寸 L× (+ 角安裝尺寸 A× B 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 D× E 裝鍵部位尺寸 F× 32 520 × 345 ×315 216× 178 12 28× 80 10× 41 電動機主要外形和安裝尺寸三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 由選定的電動機滿載轉速 n 1、可得傳動裝置總傳動比為： =960/100 = 計 算 及 說 明 結 果 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i （式中 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書 （ 齒輪傳動 i=2～ 3） 因為： i 所以： i＝ ＝ 、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸， .....i0,.....η 01， η 12， .....的傳動效率 PⅠ， PⅡ， ..... （ TⅠ， TⅡ， ..... （ N· m） nⅠ ,nⅡ ,..... （ r/ 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 計 算 及 說 明 結 果 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （ 1）計算各軸的轉速： Ⅰ軸： nⅠ = 60（ r/ Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ / i=960/n= nⅡ /i 0==r/ 2）計算各軸的輸入功率： Ⅰ軸： PⅠ = 01 = 1 = Ⅱ軸： PⅡ = PⅠ×η 12= PⅠ×η 2×η 3 = 輸送機軸： P= PⅡ·η 2·η 5= n Ⅰ =960（ r/ P Ⅰ = P Ⅱ = 10 計 算 及 說 明 結 果 （ 3） 計算各軸的輸入轉矩： 電動機軸輸出轉矩為： 550· Pd/550× 60 =· m Ⅰ軸： TⅠ = 01= 1 =· m Ⅱ軸： TⅡ = TⅠ· i·η 12= TⅠ· i·η 2·η 3 =m 螺旋輸送機軸： TⅡ· 2·η 5=m （ 4） 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故： P’Ⅰ =PⅠ×η軸承 =’Ⅱ = PⅡ×η軸承 =’ Ⅲ = PⅢ×η軸承 = 5） 計算各軸的輸出轉矩： 由于Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ = TⅠ×η軸承 =N· m T’ Ⅱ = TⅡ× η軸承 =m . · m T Ⅰ =· m m . m P’ I= ’ ’’ I=· m T ’· m 11 計 算 及 說 明 結 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 功效率 P （ 轉矩 T （ N· m） 轉速 n r/動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 60 1 軸 60 軸 送機軸 、 傳動件的設計計算 (一 )、減速器內傳動零件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料 、熱處理方式、精度等級。 選擇小齒輪材料為 40質），硬度為 280齒輪材料為 45鋼（調質），硬度為 240者材料硬度差為 40輪精度初選 8級 (2)、初選主要參數(shù) 1 ， u= 1· u=21× 6 1 6 12 計 算 及 說 明 結 果 由表 10 d＝ =（ u+1）·φ a= 3） 按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 21 12 ?????????? ］［ σ 確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) K=) 計算小齒輪傳遞的轉矩 106× P/106× 60 =104N· ) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表 104) 區(qū)域系數(shù) ) 由圖 10疲勞強度極限 001σ ；大齒輪 的接觸疲勞強度極限502σ 。 6) 由式 10－ 13計算應力循環(huán)次數(shù) 6060× 960× 1×（ 2× 8× 300× 5）＝ 109 108 7) 由圖 10 d＝ 1=104N· 1 ＝ 109 108 13 計 算 及 說 明 結 果 8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝S*600558σ H]2＝S*550 4）、 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑 入 [σ H]中較小值 ?3 21 1·2 ?????????3 32 ?????? ???? =)計算圓周速度 v=100060 21? nd 00060 ??π=s 3) 計算齒寬 mt b=φ d*× 1mm h=b/h=)計算載荷系數(shù) K 已知工作有輕振，所以取 據(jù) v=s,8 級精度，由圖 10— 8查得動載系數(shù) [ σ H]1 ＝558 σ H]2 ＝mm v=s b=h=b/h=4 計 算 及 說 明 結 果 由表 10— 4 用插值法查得 8 級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， 圖 10— 13查得 齒輪 1。故載荷系數(shù) K=V*1× )按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10—10a）得 31 / 3 ) 計算模數(shù) m m 11 5） 按齒根彎曲強度設計 由式 (10— 5)得彎曲強度的設計公式為 m≥? ?3 21 ·2 F φ1） 確定計算參數(shù) A. 計算載荷系數(shù) K=V*1× . 查取齒型系數(shù) 由表 10－ 5查得 =mm m==5 計 算 及 說 明 結 果 C. 查取應力校正系數(shù) 由表 10－ 5查得 D. 計算彎曲疲勞許用應力 由圖 10 00齒輪的彎曲疲勞強度極限 σ 80 由圖 10彎曲疲勞安全系數(shù) S=式（ 10[σ F]= σ 428 [σ . 計算大、小 齒輪的? ?? ?1 11F 28 = ?2 22F =齒輪的數(shù)值大。 （ 6）、 設計計算 m≥ 324 ?? =比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù) m=2接觸疲勞強度算得的分度圓直 徑 出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m== 5 [ F? ]1=428 F? ]2= ?1 11F ?2 22F m≥ m=21=25 16 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪齒數(shù) 00 （ 7）、 幾何尺寸計算 a) 計算分度圓直徑 d1=m· Z=2× 25=50 mm d2=m· × 100=180mm b) 計算中心距 a=m ·（ 2） =2×（ 25+100） /2=115 mm c) 計算齒輪寬度 b= d=50 取 0 5 8）、 結構設計 大齒輪采用腹板式，如圖 10機械設計》） （二）、減速器外傳動件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為 230齒輪： 45鋼。正火處理，齒面硬度為 1100齒輪精度初選 8級 (2)、初選主要參數(shù) 6， u=3 1· u=26× 3=72 取12 0 , 0 . 3? ? ?00 0 mm 80mm a=115 2=5051=26 u=3 2 17 計 算 及 說 明 結 果 （ 3）確定許用應力 A: 確定極限應力面硬度：小齒輪按 230齒輪按 1100查圖 10580550 查圖 10=450=380: 計算應力循環(huán)次數(shù) N，確定壽命系數(shù) 1=6060× 1× （ 2× 8× 300× 5） =108 1/u=108/3=108 查圖 10— 19得 ：計算接觸許用應力 取由許用應力接觸疲勞應力公式 M P 6l i ?? σ］［ σM P 3 9k H N 2 2l i ?? σ］［ σ查圖 10 E 11l i ???? σ］［ σ 4 0k F E 22l i ???? σ］［ σ （ 4）初步計算齒輪的主要尺寸 108 108 18 計 算 及 說 明 結 果 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（ 10— 26）試算，即 ?3 22RR·????????（φ確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) K=) 計算小齒輪傳遞的轉矩 106× P/106× 104N· ) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表 104）試算小齒輪分度圓直徑 ?3 22RR·????????（φ= 3 ???????????）（=）計算圓周速度 v=100060 21? nd 00060 ??π=s 因為有輕微震動，查表 10 據(jù)v=s,8級精度，由圖 10— 8查得動載系數(shù) 104N· mm v=s 19 計 算 及 說 明 結 果 取 故載荷系數(shù) K=V*1× 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10— 10a）得 31 / 3 ） 計算大端模數(shù) m m 11 5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式 (10— 23) ?3 2212 F ）φ（φ ??確定 計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 由表 10Hβ Hβ =1× ）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) K=m==0 計 算 及 說 明 結 果 因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)?算。其中 查表 10齒形系數(shù) 力修正系數(shù) ）計算大、小齒輪的? ?? ?1 11F = ?2 22F 47 =齒輪的數(shù)值大。 4）設計計算 ?3 2212 F ）φ（φ ??= 32224 0 . 0 164 ?????????）（=比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 就近圓整為標準值 m=2接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m== 5 ? ?1 11F ?2 22F 1=25 21 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪齒數(shù) 5 （ 7）、 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d1=m· Z=2× 25=50 mm d2=m· × 75=150)計算錐距 R=2122 ??? ）（）（ =)計算齒輪寬度 b= R·φ R= 0 5、 軸的設計計算 （一）、 減速器輸入軸（ 1、 初步確定軸的最小直徑 選用 45#調質，硬度 217的輸入功率為 W 轉速為 60r/據(jù)課本 15，并查表 15 15 d≥ 330 ???Ⅰ2、 求作用在齒輪上的受力 5 0 mm 50=b=2=30 5mm d ≥22 計 算 及 說 明 結 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為 0 周力 向力 3、 軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪軸的輪齒段 6— 密封蓋 7— 軸承端蓋 8— 軸端擋圈 9— 半聯(lián)軸器 2） 確定軸各段直徑和長度 ○ 1 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 Φ =22據(jù)計算轉矩 A× 查標準 5014— 1986，選用 聯(lián)軸器長度為 2段長 0 2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑 1=241=503 計 算 及 說 明 結 果 取 Φ 30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)軸器左端面的距離為 30取該段長為 4 3 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6207 型軸承，其尺寸為 d× D× B=35× 72× 17，那么該段的直徑為Φ 35度為 0 4 右起第四段， 為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 45度取 5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ 54度圓直徑為 Φ 50輪的寬度為 55，此段的直徑為 54度為 5 6 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 45度取 7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 35度 0、 求軸上的的載荷 1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： B= =直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 02=743=353=204=Φ 454= 5=Φ 545=556=Φ 456= 7=Φ 357=18A=4 計 算 及 說 明 結 果 那么 = ==） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖 3） 判斷危險截面并驗算強度 ○ 1 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 15 ［σ =60 則： = 25 計 算 及 說 明 結 果 σ e= = =1000/(453)=σ ○ 2 右起第一段 該面也為危險截面： σ e= = =1000/(243)=m<［σ 所以確定的尺寸是安全的 。 （二）、減速器輸出軸（ 1、 初步確定軸的最小直徑 選用 45#調質，硬度 217的輸入功率為 速為 據(jù)課本 15，并查表 15 15 d≥ 330 ???Ⅰ2、 求作用在齒輪上的受力 因已知道大齒輪的分度圓直徑為 80 963N 周力 向力 d ≥963N 6 計 算 及 說 明 結 果 3、 軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 鍵 8— 軸承端蓋 9— 軸端擋圈 10— 半聯(lián)軸器 2） 確定軸各段直徑和長度 ○ 1 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 Φ 32據(jù)計算轉矩 A× TⅡ =查標 準 5014— 1985，選用 聯(lián)軸器長度為 2段長 0 2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ 40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)軸器左端面的距離為 30取該段長為 4 3 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則 21=80 402=747 計 算 及 說 明 結 果 軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6209型軸承，其尺寸為 d× D× B=45× 85× 19，那么該段的直徑為Φ 45度為1 4 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 180第四段的直徑取Φ 50輪寬為 b=50了保證定位的可靠性，取軸段長度為 8 5 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸肩，取軸肩的直徑為 56長度取 6 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 60度取 20 7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 45度 9、 求軸上的的載荷 1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： B= =直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 = ==） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖 453=414=Φ 504=485=Φ 565=6 606= 207=Φ 457=19A=t/2 =A’ = =8 計 算 及 說 明 結 果 5） 判斷危險截面并驗算強度 ○ 1 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 15 ［σ =60 則： σ e= = 29 計 算 及 說 明 結 果 =1000/(503)=σ ○ 2 右起第一段 該面也為危險截面： σ e= = =106× 1000/(323)=σ 所以確定的尺寸是安全的 。 六、 箱體的設計 1. 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。 2. 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出 污油，注油前用螺塞賭注。 3. 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 4. 通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 30 計 算 及 說 明 結 果 5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封 膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。 6. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 7. 調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用 8. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或 吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 9. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 31 計 算 及 說 明 結 果 名稱 符號 尺寸（ 機座壁厚 δ 10 機蓋壁厚 δ 1 10 機座凸緣厚度 b 15 機蓋凸緣厚度 b 1 15 機座底凸緣厚度 b 2 25 地腳螺釘直徑 0 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 6 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 2 軸承端蓋螺釘直徑 0 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 d 8 8, 24, 20 4, 20， 16 軸承旁凸臺半徑 2, 8 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作 為準 外機壁至軸承座端面距離 35 大齒輪頂圓與內機壁距離 △ 1 12 齒輪端面與內機壁距離 △ 2 20 機蓋、機座肋厚 ， 8 軸承端蓋外徑 00， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以 般s=、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑 0 8 TⅡ =手冊 選用 A 鍵 16× 10 L=82據(jù)課本（ 6得 32 計 算 及 說 明 結 果 σ p=4 · T/(d· h· L) =4× 1000/（ 16× 10× 32） = [σ R] (1502. 輸入軸與聯(lián)軸器 1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 40TⅠ =m 查手冊 選 鍵 8× 7 l=00 h=7 p=4 · TⅠ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 8× 7× 40） = [σ p] (1503. 輸出軸與聯(lián)軸器 2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 20TⅠ =m 查手冊 選 鍵 10× 8 l=00 h=8 p=4 · TⅠ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 10× 8× 70） = [σ p] (15033 計 算 及 說 明 結 果 八、 滾動軸承的選擇及計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命 × 8× 300× 5=24000小時 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以P= 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 1 0 0 5 7 . 9 1 60601 60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3）選擇軸承型號 選擇 6207軸承 40 0 0183 0 97. 98 0 0196060 10)(6010 366 ???????? ）（ε∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以P=4 計 算 及 說 明 結 果 （ 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 62 55 . 23 0 010 10 ·60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3） 選擇軸承型號 選擇 6209軸承 4000738 32 9. 0)(6010 366 ???????? ）（ε∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 九、 聯(lián)連軸器的選擇 （ 1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器或凸緣聯(lián)軸器 。 （ 2）載荷計算 計算轉矩 A× TⅡ = A× TⅡ = 其中 3）型號選擇 根據(jù) 徑 的轉速 查標準 5014— 1985，輸出軸選用 額定轉矩 [T]=315許用轉速 [n]=5600r/m ,故符合要求。 根據(jù) 徑 的轉速 查標準 5843— 1985，輸入軸選用 額定轉矩 [T]=100許用轉速 [n]=5200r/m ,故符合要求。 35 十、減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內使用，選通氣器 （一次過濾），采用 面指示器 選用游標尺 吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片 一、潤滑與密封 一、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 35 二、 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密 封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（ F） F） 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 36 十二、設計小結 機械課程設計是我們學完了大學的全部基礎課、專業(yè)基礎課以及大部分專業(yè)課之后進行的 也是一次理論聯(lián)系實際的訓練 ,因此 ,它在我大學生活中占有重要的地位。 我的題目是螺旋輸送機上用的單級蝸桿減速器，對于我們這些新手來說，這是很大的考驗，我一千次一萬次的問自己，怎么才能 找到課堂所學與實際應用的最佳結合點？怎么才能讓自己的設計在篇幅上簡單，在使用價值上豐富？怎樣讓自己的業(yè)余更近專業(yè)？怎樣讓自己的計劃更具有序性，而不會忙無一用？機會是老師， 學校 ，以及無數(shù)代教育工作者給的，而能力是自己的，耐性是需要的。經過自己的琢磨，聽取了學姐，學長們的建議，還查閱了很多書籍，才做到了心中有數(shù)，才了解了機械課程設計的真正用意 —— 培養(yǎng)自學能力，養(yǎng)成程序編輯的好習慣。我從來不相信車到山前必有路的說法，認為那只是懶惰者自尋懶惰的借口，我要積極，要把握，要努力。我們自己能做到的僅此而已，因為人力也有所 不能及。 就我個人而言，我希望能通過這次課程設計對自己的大學學習情況做出總結 ,同時為將來工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，為今后自己的研究生生活打下一個良好的基礎。但是這次課程設計的確顯得有點心有余而力不足 : 首先是自己的心態(tài)問題 ,輕視這次課程設計 ,以為可以像以前一樣輕輕松松地通過 ,其次就是基本知識問題 ,由于以前上課不太認真，結果就落下了很大一截 ,自己很想好好的把它補上來 ,但一直沒補上來 ,說起這事情自己心里不免有些慚愧 !從而就這樣 ,自己面對課程設計困難重重 ,在一次又次的打擊與挫折 下 ,自己心里不免有點不滿起來 ,然而現(xiàn)實就是現(xiàn)實 ,沒辦法 ,課程設計是必須完成的 但在外人看來 ,我就是行 ,結果自己只能強迫自己去前進 !然而自己心里怎么也沒有高興感 ! 37 結果拿去給老師檢查的時候 ,也許一兩次還可以接受 ,但是在需要面對改正錯誤四五次的時候自己的心里不免郁悶和煩躁 ,同時也存在一定的不滿 ,但是從這次設計也可以看出一些問題 : 應該保持認真的態(tài)度 ,堅持冷靜獨立的解決問題 認真學好基本知識 ,扎實自己的基本知識 ,使面對問題時不會遇到很多挫折 ,從而打擊自己的信心 ,結果 使自己很浮躁 ,越來越不想搞這設計 ,故應該好好學習基本知識 ,一步一步的來 ,不要急功近利 ! 樂觀的面對生活 ,堅持自己的想法和意識 ,也許老師和他人對你的要求高一些就不要抱怨 ,因為那時是對你好 ,使你更好的發(fā)展 ,滿足老師及他們廣告的要求 ! 在這次課程設計過程中，我學到了很多人生的哲理，懂得怎么樣去制定計劃，怎么樣去實現(xiàn)這個計劃，并掌握了在執(zhí)行過程中怎么樣去克服心理上的不良情緒，黑夜過去了，我們收獲的是黎明。在本次設計中，給我印象最為深刻的是軸的選用上和校核上的問題，它將是我成功的關鍵。老天不會 讓我太過順利，他在這最后的時刻設置的障礙，是要考驗我的能力。在這個問題的解決上，我打了退堂鼓，我不能忍受長時間的無功而反，時間正在消磨我的意志。最后我還是鼓起勇氣，到處問，到處查資料，黃天不負有心人，在機械設計手冊上，我終于找到了該要的公式和知識點，然后對照書本，把整根軸的結構全部設計出來了，心中無比的興奮。 總的說來 ,雖然在這次設計中自己學到了很多的東西 ,取得一定的成績 ,但同時也存在一定的不足和缺陷 ,我想這都是這次設計的價值所在 ,以后的日子以后自己應該更加努力認真 ,以冷靜沉著的心態(tài)去辦好每一件事情 ! 38 十三、參考資料目錄 [1]《機械設計課程設計》，北京大學出版社，許瑛主編， 2008 年 8月第一版 [2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001年 7月第七版； [3]《機械零件簡明設計手冊》，兵器工業(yè)出版社，楊黎明主編， 1992 年 2月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6月第一版； [5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年 8月第四版； [7]《 互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2001年 1月第四版。 1 機械設計 課程設計說明書 設計題目 ： 單級圓柱齒輪減速器設計 開始日期 ： 完成日期 ： 班級學號 : 設計者 : 指導教師 : 所在院校 : 2 目 錄 一、設計任務書……………………………………………… 4 二、電動機的選擇…………………………………………… 6 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………… 8 四、傳動件的設計計算……………………………………… 12 五、軸的設計計算………………… ………………………… 22 六、箱體的設計……………………………………………… 30 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………… 32 八、滾動軸承的選擇及計算………………………………… 34 九、聯(lián)連軸器的選擇………………………………………… 35 十、減速器附件的選擇……………………………………… 36 十一、潤滑與密封…………………………………………… 36 十二、設計小結……………………………………………… 36 十三、參考資料目錄………………………………………… 38 3 一、 機械設計課程設計任務書 題目： 設計一 用于單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉，兩班制工作。減速器小批生產，使用期限 5年。輸送機工作轉速的容許誤差為 5%。 (一 )、總體布置簡圖 (二 )、工作情況： 工作有輕振，單向運轉 (三 )、原始數(shù)據(jù) 輸送機工作軸上的功率 P (： 送機工作軸上的轉速 n (r/ 100 工作 效率η總 ： 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 (四 )、設計內容 1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制 7. 設計計算說明書的編寫 (五 )、設計任務 (六 )、 設計進度 1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設計 3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 5 計 算 及 說 明 結 果 二、 電動機的選擇 1、電動機類型和結構的選擇： 選擇 系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單 ，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（ 1）：Ｐ d＝Ｐ Ｗ ／η a ( 由電動機至輸送機的傳動總效率為： η 總 =η １ ×η ２4×η３ ×η ４ ×η 5 根據(jù) 《機械設計課程設計》 Ｐ 10 表 2中：η 1、η 2、 η 3、η 4、η 5 分別為聯(lián)軸器 1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器 2和齒輪傳動的傳動效率。 取η １ =η ２＝ η ３＝ η ４＝０ 、 η 5＝ ： η 總 =以：電機所需的工作功率： Ｐ Ｗ /η 總 =η 總 =d=4.4(6 計 算 及 說 明 結 果 3、確定電動機轉速 輸送機工作軸轉速為： 【（ 1～（ 1+5%）】× 100r/ 93.8 r/據(jù) 《機械設計課程設計》 Ｐ 10表 2薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’ =3～６。 取開式齒輪傳動的傳動比Ｉ １ ’ =２～ 3 。則總傳動比理論范圍為：Ｉ a’＝ Ｉ’ ×Ｉ １ ’ =６～ 18。 故電動機轉速的可選范為 =Ｉ a’× =(6～ 18)× 100 =540～ 1620 r/符合這一范圍的同步轉速有： 750、 1000 和 1500r/據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速 (r/電動機重量 (N) 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 減速器 1 500 1440 650 1200 000 960 800 1500 50 720 1240 2100 合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 3.8 r/=530～1620 r/ 計 算 及 說 明 結 果 和齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第 2方案比較適合。 此選定電動機型號為 主要性能： 中心高 H 外形尺寸 L× (+ 角安裝尺寸 A× B 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 D× E 裝鍵部位尺寸 F× 32 520 × 345 ×315 216× 178 12 28× 80 10× 41 電動機主要外形和安裝尺寸三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 由選定的電動機滿載轉速 n 1、可得傳動裝置總傳動比為： =960/100 = 計 算 及 說 明 結 果 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i （式中 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書 （ 齒輪傳動 i=2～ 3） 因為： i 所以： i＝ ＝ 、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸， .....i0,.....η 01， η 12， .....的傳動效率 PⅠ， PⅡ， ..... （ TⅠ， TⅡ， ..... （ N· m） nⅠ ,nⅡ ,..... （ r/ 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 計 算 及 說 明 結 果 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （ 1）計算各軸的轉速： Ⅰ軸： nⅠ = 60（ r/ Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ / i=960/n= nⅡ /i 0==r/ 2）計算各軸的輸入功率： Ⅰ軸： PⅠ = 01 = 1 = Ⅱ軸： PⅡ = PⅠ×η 12= PⅠ×η 2×η 3 = 輸送機軸： P= PⅡ·η 2·η 5= n Ⅰ =960（ r/ P Ⅰ = P Ⅱ = 10 計 算 及 說 明 結 果 （ 3） 計算各軸的輸入轉矩： 電動機軸輸出轉矩為： 550· Pd/550× 60 =· m Ⅰ軸： TⅠ = 01= 1 =· m Ⅱ軸： TⅡ = TⅠ· i·η 12= TⅠ· i·η 2·η 3 =m 螺旋輸送機軸： TⅡ· 2·η 5=m （ 4） 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故： P’Ⅰ =PⅠ×η軸承 =’Ⅱ = PⅡ×η軸承 =’ Ⅲ = PⅢ×η軸承 = 5） 計算各軸的輸出轉矩： 由于Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ = TⅠ×η軸承 =N· m T’ Ⅱ = TⅡ× η軸承 =m . · m T Ⅰ =· m m . m P’ I= ’ ’’ I=· m T ’· m 11 計 算 及 說 明 結 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 功效率 P （ 轉矩 T （ N· m） 轉速 n r/動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 60 1 軸 60 軸 送機軸 、 傳動件的設計計算 (一 )、減速器內傳動零件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料 、熱處理方式、精度等級。 選擇小齒輪材料為 40質），硬度為 280齒輪材料為 45鋼（調質），硬度為 240者材料硬度差為 40輪精度初選 8級 (2)、初選主要參數(shù) 1 ， u= 1· u=21× 6 1 6 12 計 算 及 說 明 結 果 由表 10 d＝ =（ u+1）·φ a= 3） 按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 21 12 ?????????? ］［ σ 確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) K=) 計算小齒輪傳遞的轉矩 106× P/106× 60 =104N· ) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表 104) 區(qū)域系數(shù) ) 由圖 10疲勞強度極限 001σ ；大齒輪 的接觸疲勞強度極限502σ 。 6) 由式 10－ 13計算應力循環(huán)次數(shù) 6060× 960× 1×（ 2× 8× 300× 5）＝ 109 108 7) 由圖 10 d＝ 1=104N· 1 ＝ 109 108 13 計 算 及 說 明 結 果 8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝S*600558σ H]2＝S*550 4）、 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑 入 [σ H]中較小值 ?3 21 1·2 ?????????3 32 ?????? ???? =)計算圓周速度 v=100060 21? nd 00060 ??π=s 3) 計算齒寬 mt b=φ d*× 1mm h=b/h=)計算載荷系數(shù) K 已知工作有輕振，所以取 據(jù) v=s,8 級精度，由圖 10— 8查得動載系數(shù) [ σ H]1 ＝558 σ H]2 ＝mm v=s b=h=b/h=4 計 算 及 說 明 結 果 由表 10— 4 用插值法查得 8 級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， 圖 10— 13查得 齒輪 1。故載荷系數(shù) K=V*1× )按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10—10a）得 31 / 3 ) 計算模數(shù) m m 11 5） 按齒根彎曲強度設計 由式 (10— 5)得彎曲強度的設計公式為 m≥? ?3 21 ·2 F φ1） 確定計算參數(shù) A. 計算載荷系數(shù) K=V*1× . 查取齒型系數(shù) 由表 10－ 5查得 =mm m==5 計 算 及 說 明 結 果 C. 查取應力校正系數(shù) 由表 10－ 5查得 D. 計算彎曲疲勞許用應力 由圖 10 00齒輪的彎曲疲勞強度極限 σ 80 由圖 10彎曲疲勞安全系數(shù) S=式（ 10[σ F]= σ 428 [σ . 計算大、小 齒輪的? ?? ?1 11F 28 = ?2 22F =齒輪的數(shù)值大。 （ 6）、 設計計算 m≥ 324 ?? =比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù) m=2接觸疲勞強度算得的分度圓直 徑 出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m== 5 [ F? ]1=428 F? ]2= ?1 11F ?2 22F m≥ m=21=25 16 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪齒數(shù) 00 （ 7）、 幾何尺寸計算 a) 計算分度圓直徑 d1=m· Z=2× 25=50 mm d2=m· × 100=180mm b) 計算中心距 a=m ·（ 2） =2×（ 25+100） /2=115 mm c) 計算齒輪寬度 b= d=50 取 0 5 8）、 結構設計 大齒輪采用腹板式，如圖 10機械設計》） （二）、減速器外傳動件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為 230齒輪： 45鋼。正火處理，齒面硬度為 1100齒輪精度初選 8級 (2)、初選主要參數(shù) 6， u=3 1· u=26× 3=72 取12 0 , 0 . 3? ? ?00 0 mm 80mm a=115 2=5051=26 u=3 2 17 計 算 及 說 明 結 果 （ 3）確定許用應力 A: 確定極限應力面硬度：小齒輪按 230齒輪按 1100查圖 10580550 查圖 10=450=380: 計算應力循環(huán)次數(shù) N，確定壽命系數(shù) 1=6060× 1× （ 2× 8× 300× 5） =108 1/u=108/3=108 查圖 10— 19得 ：計算接觸許用應力 取由許用應力接觸疲勞應力公式 M P 6l i ?? σ］［ σM P 3 9k H N 2 2l i ?? σ］［ σ查圖 10 E 11l i ???? σ］［ σ 4 0k F E 22l i ???? σ］［ σ （ 4）初步計算齒輪的主要尺寸 108 108 18 計 算 及 說 明 結 果 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（ 10— 26）試算，即 ?3 22RR·????????（φ確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) K=) 計算小齒輪傳遞的轉矩 106× P/106× 104N· ) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表 104）試算小齒輪分度圓直徑 ?3 22RR·????????（φ= 3 ???????????）（=）計算圓周速度 v=100060 21? nd 00060 ??π=s 因為有輕微震動，查表 10 據(jù)v=s,8級精度，由圖 10— 8查得動載系數(shù) 104N· mm v=s 19 計 算 及 說 明 結 果 取 故載荷系數(shù) K=V*1× 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（ 10— 10a）得 31 / 3 ） 計算大端模數(shù) m m 11 5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式 (10— 23) ?3 2212 F ）φ（φ ??確定 計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 由表 10Hβ Hβ =1× ）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) K=m==0 計 算 及 說 明 結 果 因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)?算。其中 查表 10齒形系數(shù) 力修正系數(shù) ）計算大、小齒輪的? ?? ?1 11F = ?2 22F 47 =齒輪的數(shù)值大。 4）設計計算 ?3 2212 F ）φ（φ ??= 32224 0 . 0 164 ?????????）（=比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 就近圓整為標準值 m=2接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m== 5 ? ?1 11F ?2 22F 1=25 21 計 算 及 說 明 結 果 大齒輪齒數(shù) 5 （ 7）、 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d1=m· Z=2× 25=50 mm d2=m· × 75=150)計算錐距 R=2122 ??? ）（）（ =)計算齒輪寬度 b= R·φ R= 0 5、 軸的設計計算 （一）、 減速器輸入軸（ 1、 初步確定軸的最小直徑 選用 45#調質，硬度 217的輸入功率為 W 轉速為 60r/據(jù)課本 15，并查表 15 15 d≥ 330 ???Ⅰ2、 求作用在齒輪上的受力 5 0 mm 50=b=2=30 5mm d ≥22 計 算 及 說 明 結 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為 0 周力 向力 3、 軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪軸的輪齒段 6— 密封蓋 7— 軸承端蓋 8— 軸端擋圈 9— 半聯(lián)軸器 2） 確定軸各段直徑和長度 ○ 1 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 Φ =22據(jù)計算轉矩 A× 查標準 5014— 1986，選用 聯(lián)軸器長度為 2段長 0 2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑 1=241=503 計 算 及 說 明 結 果 取 Φ 30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)軸器左端面的距離為 30取該段長為 4 3 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6207 型軸承，其尺寸為 d× D× B=35× 72× 17，那么該段的直徑為Φ 35度為 0 4 右起第四段， 為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 45度取 5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ 54度圓直徑為 Φ 50輪的寬度為 55，此段的直徑為 54度為 5 6 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 45度取 7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 35度 0、 求軸上的的載荷 1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： B= =直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 02=743=353=204=Φ 454= 5=Φ 545=556=Φ 456= 7=Φ 357=18A=4 計 算 及 說 明 結 果 那么 = ==） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖 3） 判斷危險截面并驗算強度 ○ 1 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 15 ［σ =60 則： = 25 計 算 及 說 明 結 果 σ e= = =1000/(453)=σ ○ 2 右起第一段 該面也為危險截面： σ e= = =1000/(243)=m<［σ 所以確定的尺寸是安全的 。 （二）、減速器輸出軸（ 1、 初步確定軸的最小直徑 選用 45#調質，硬度 217的輸入功率為 速為 據(jù)課本 15，并查表 15 15 d≥ 330 ???Ⅰ2、 求作用在齒輪上的受力 因已知道大齒輪的分度圓直徑為 80 963N 周力 向力 d ≥963N 6 計 算 及 說 明 結 果 3、 軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 1， 5— 滾動軸承 2— 軸 3— 齒輪 4— 套筒 6— 密封蓋 7— 鍵 8— 軸承端蓋 9— 軸端擋圈 10— 半聯(lián)軸器 2） 確定軸各段直徑和長度 ○ 1 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取 Φ 32據(jù)計算轉矩 A× TⅡ =查標 準 5014— 1985，選用 聯(lián)軸器長度為 2段長 0 2 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ 40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)軸器左端面的距離為 30取該段長為 4 3 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則 21=80 402=747 計 算 及 說 明 結 果 軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6209型軸承，其尺寸為 d× D× B=45× 85× 19，那么該段的直徑為Φ 45度為1 4 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 180第四段的直徑取Φ 50輪寬為 b=50了保證定位的可靠性，取軸段長度為 8 5 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸肩，取軸肩的直徑為 56長度取 6 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 60度取 20 7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 45度 9、 求軸上的的載荷 1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： B= =直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 = ==） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖 453=414=Φ 504=485=Φ 565=6 606= 207=Φ 457=19A=t/2 =A’ = =8 計 算 及 說 明 結 果 5） 判斷危險截面并驗算強度 ○ 1 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 已知 由課本表 15 ［σ =60 則： σ e= = 29 計 算 及 說 明 結 果 =1000/(503)=σ ○ 2 右起第一段 該面也為危險截面： σ e= = =106× 1000/(323)=σ 所以確定的尺寸是安全的 。 六、 箱體的設計 1. 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。 2. 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出 污油，注油前用螺塞賭注。 3. 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 4. 通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 30 計 算 及 說 明 結 果 5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封 膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。 6. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 7. 調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用 8. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或 吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 9. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 31 計 算 及 說 明 結 果 名稱 符號 尺寸（ 機座壁厚 δ 10 機蓋壁厚 δ 1 10 機座凸緣厚度 b 15 機蓋凸緣厚度 b 1 15 機座底凸緣厚度 b 2 25 地腳螺釘直徑 0 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 6 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 2 軸承端蓋螺釘直徑 0 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 d 8 8, 24, 20 4, 20， 16 軸承旁凸臺半徑 2, 8 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作 為準 外機壁至軸承座端面距離 35 大齒輪頂圓與內機壁距離 △ 1 12 齒輪端面與內機壁距離 △ 2 20 機蓋、機座肋厚 ， 8 軸承端蓋外徑 00， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以 般s=、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑 0 8 TⅡ =手冊 選用 A 鍵 16× 10 L=82據(jù)課本（ 6得 32 計 算 及 說 明 結 果 σ p=4 · T/(d· h· L) =4× 1000/（ 16× 10× 32） = [σ R] (1502. 輸入軸與聯(lián)軸器 1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 40TⅠ =m 查手冊 選 鍵 8× 7 l=00 h=7 p=4 · TⅠ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 8× 7× 40） = [σ p] (1503. 輸出軸與聯(lián)軸器 2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 20TⅠ =m 查手冊 選 鍵 10× 8 l=00 h=8 p=4 · TⅠ /（ d· h· l） =4× 1000/（ 10× 8× 70） = [σ p] (15033 計 算 及 說 明 結 果 八、 滾動軸承的選擇及計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命 × 8× 300× 5=24000小時 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以P= 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 1 0 0 5 7 . 9 1 60601 60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3）選擇軸承型號 選擇 6207軸承 40 0 0183 0 97. 98 0 0196060 10)(6010 366 ???????? ）（ε∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以P=4 計 算 及 說 明 結 果 （ 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 62 55 . 23 0 010 10 ·60··'1616??????? εε ）（）（ （ 3） 選擇軸承型號 選擇 6209軸承 4000738 32 9. 0)(6010 366 ???????? ）（ε∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 九、 聯(lián)連軸器的選擇 （ 1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器或凸緣聯(lián)軸器 。 （ 2）載荷計算 計算轉矩 A× TⅡ = A× TⅡ = 其中 3）型號選擇 根據(jù) 徑 的轉速 查標準 5014— 1985，輸出軸選用 額定轉矩 [T]=315許用轉速 [n]=5600r/m ,故符合要求。 根據(jù) 徑 的轉速 查標準 5843— 1985，輸入軸選用 額定轉矩 [T]=100許用轉速 [n]=5200r/m ,故符合要求。 35 十、減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內使用，選通氣器 （一次過濾），采用 面指示器 選用游標尺 吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片 一、潤滑與密封 一、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 35 二、 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密 封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（ F） F） 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 36 十二、設計小結 機械課程設計是我們學完了大學的全部基礎課、專業(yè)基礎課以及大部分專業(yè)課之后進行的 也是一次理論聯(lián)系實際的訓練 ,因此 ,它在我大學生活中占有重要的地位。 我的題目是螺旋輸送機上用的單級蝸桿減速器，對于我們這些新手來說，這是很大的考驗，我一千次一萬次的問自己，怎么才能 找到課堂所學與實際應用的最佳結合點？怎么才能讓自己的設計在篇幅上簡單，在使用價值上豐富？怎樣讓自己的業(yè)余更近專業(yè)？怎樣讓自己的計劃更具有序性，而不會忙無一用？機會是老師， 學校 ，以及無數(shù)代教育工作者給的，而能力是自己的，耐性是需要的。經過自己的琢磨，聽取了學姐，學長們的建議，還查閱了很多書籍，才做到了心中有數(shù)，才了解了機械課程設計的真正用意 —— 培養(yǎng)自學能力，養(yǎng)成程序編輯的好習慣。我從來不相信車到山前必有路的說法，認為那只是懶惰者自尋懶惰的借口，我要積極，要把握，要努力。我們自己能做到的僅此而已，因為人力也有所 不能及。 就我個人而言，我希望能通過這次課程設計對自己的大學學習情況做出總結 ,同時為將來工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，為今后自己的研究生生活打下一個良好的基礎。但是這次課程設計的確顯得有點心有余而力不足 : 首先是自己的心態(tài)問題 ,輕視這次課程設計 ,以為可以像以前一樣輕輕松松地通過 ,其次就是基本知識問題 ,由于以前上課不太認真，結果就落下了很大一截 ,自己很想好好的把它補上來 ,但一直沒補上來 ,說起這事情自己心里不免有些慚愧 !從而就這樣 ,自己面對課程設計困難重重 ,在一次又次的打擊與挫折 下 ,自己心里不免有點不滿起來 ,然而現(xiàn)實就是現(xiàn)實 ,沒辦法 ,課程設計是必須完成的 但在外人看來 ,我就是行 ,結果自己只能強迫自己去前進 !然而自己心里怎么也沒有高興感 ! 37 結果拿去給老師檢查的時候 ,也許一兩次還可以接受 ,但是在需要面對改正錯誤四五次的時候自己的心里不免郁悶和煩躁 ,同時也存在一定的不滿 ,但是從這次設計也可以看出一些問題 : 應該保持認真的態(tài)度 ,堅持冷靜獨立的解決問題 認真學好基本知識 ,扎實自己的基本知識 ,使面對問題時不會遇到很多挫折 ,從而打擊自己的信心 ,結果 使自己很浮躁 ,越來越不想搞這設計 ,故應該好好學習基本知識 ,一步一步的來 ,不要急功近利 ! 樂觀的面對生活 ,堅持自己的想法和意識 ,也許老師和他人對你的要求高一些就不要抱怨 ,因為那時是對你好 ,使你更好的發(fā)展 ,滿足老師及他們廣告的要求 ! 在這次課程設計過程中，我學到了很多人生的哲理，懂得怎么樣去制定計劃，怎么樣去實現(xiàn)這個計劃，并掌握了在執(zhí)行過程中怎么樣去克服心理上的不良情緒，黑夜過去了，我們收獲的是黎明。在本次設計中，給我印象最為深刻的是軸的選用上和校核上的問題，它將是我成功的關鍵。老天不會 讓我太過順利，他在這最后的時刻設置的障礙，是要考驗我的能力。在這個問題的解決上，我打了退堂鼓，我不能忍受長時間的無功而反，時間正在消磨我的意志。最后我還是鼓起勇氣，到處問，到處查資料，黃天不負有心人，在機械設計手冊上，我終于找到了該要的公式和知識點，然后對照書本，把整根軸的結構全部設計出來了，心中無比的興奮。 總的說來 ,雖然在這次設計中自己學到了很多的東西 ,取得一定的成績 ,但同時也存在一定的不足和缺陷 ,我想這都是這次設計的價值所在 ,以后的日子以后自己應該更加努力認真 ,以冷靜沉著的心態(tài)去辦好每一件事情 ! 38 十三、參考資料目錄 [1]《機械設計課程設計》，北京大學出版社，許瑛主編， 2008 年 8月第一版 [2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001年 7月第七版； [3]《機械零件簡明設計手冊》，兵器工業(yè)出版社，楊黎明主編， 1992 年 2月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6月第一版； [5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年 8月第四版； [7]《 互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2001年 1月第四版。