2624 二級圓柱齒輪減速器設計,二級,圓柱齒輪,減速器,設計 各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=17148791271. 設計任務書設計任務：設計一帶式輸送機用單級圓柱齒輪減速器。已知輸送拉力F=2.5KN，帶速 V=1.1m/s，傳動卷筒直徑 D=400mm。有電動機驅動，工作壽命八年（每年工作 300 天） ，兩班制，帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉向不變。1) 工作條件兩班制工作，常溫下連續(xù)運轉；空載起動，工作載荷有輕微振動；電壓為 380/220 V 的三相交流電源。2. 傳動系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示。帶式輸送機由電動機驅動。電動機 1 通過 V 帶傳動 2 將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器 3，再經(jīng)過聯(lián)軸器 4，將動力傳至輸送機滾筒 5，帶動輸送機 6 工作。傳動系統(tǒng)中經(jīng) V 帶輪減速之后，再通過兩級齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動。3. 電動機的選擇1)電動機容量的選擇由已知條件可以算出工作機所需有效功率Pw= = 2.53kW10Fv各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=17148791272）傳動系統(tǒng)總效率 ηη 5w—輸送機滾筒軸至輸送帶之間的傳動效率；η c —聯(lián)軸器效率， η c =0.99；η g —閉式圓柱齒輪傳動效率， η =0.97'gη b —對滾動軸承效率， η b =0.99；η b —V 帶效率， η v =0.94；η cy—輸送機滾筒效率， η cy =0.96；估算傳動系統(tǒng)總效率η =η 23η 34η 45η 56η 7w式中 η 23=η v =0.94；η 34=η bη g=0.99×0.97=0.9603;η 45=η bη g=0.99×0.97=0.9603;η 56=η bη c=0.99×0.99=0.9801;η 7w=η bη cy=0.99×0.95=0.9504;系統(tǒng)總效率η =η 23η 34η 45η 56η 7w=0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074;工作機所需要電動機功率 Pr= =3.14kW;?w由文獻[1]表 3-2 所列 Y 系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足 Pm≥P r條件的電動機額定功率 Pm應該取為 4.0 kW。2)電動機轉速的選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速≈22.132 r/min;dvn??60?由文獻[1] 表 3-2 初選同步轉速為 1500 r/min 和 1000 r/min 的電動機，對應于額定功率 Pm為 4.0kw 的電動機型號應分別取為 Y112M-4 型和 Y132M1-6 型。把 Y112M-4型和 Y132M1-6 型電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應算得的總傳動比列于下表：方案的比較方案 電動機型號 額定功率（kW） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） 總傳動比I Y112M-4 4.0 1500 1440 65.07II Y132M-6 4.0 1000 960 43.383) 電動機型號的選擇對兩級圓柱齒輪傳動來說，方案 I 選用的電動機轉速高、質量輕、價格低，總傳動比為 65.07，這對兩級減速傳動來說不算大，故方案I 較合理。Pw=2.53 kWPr=3.14 kWPm=4.0 kWY112M-4Pm=4.0 kW=1440 r/min?n各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127選用 Y 系列三相異步電動機，型號為 Y112M-4，其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動機額定功率 P m=4.0 kW電動機滿載轉速 n m=1440 r/min電動機中心高 H=112 mm電動機軸伸直徑 D=28 mm電動機軸伸長度 E=60 mm4. 傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 i= = =65.07；wmn132.40由傳動系統(tǒng)方案知i12=1；按表 3-1 查取 V 帶傳動的傳動比 i v=i23=2-4 則 V 帶傳動比取為i23=3.5；由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比i∑ =i34i45= =18.591；為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度 HBS≤350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比：i34= =4.916?i3.1低速級傳動比i23= = =3.78212?8.5946傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為：i12=1； i23=3.5； i34=4.916； i 45=3.782； 5. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：1 軸（電動機軸）n1= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw；T1=9550 =9550× =20.785N·m；1p3.403 軸（減速器高速軸）i=65.07i12=1i23=3.5i34=4.916i45=3.782n1=1440 r/minP1=3.134 KwT1=20.785 N·m各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127n3= = =411.429 r/min；12i40.5P3=P1η 13 =3.134×0.94=2.946 kw；T3=9550 =68.382 N·m；3pn4 軸（減速器中間軸）n4= = =83.692 r/min；3i1.296P4=P3η 34 =2.946×0.9603=2.829 kw；T4=9550 =322.814 N·m；4pn5 軸（減速箱低速軸）n5= = =22.132 r/min；4i83.6927P5=P4η 45 =2.829×0.9603=2.717 kw；T5= 9550 =1172.39 N·m；5pn6 軸（輸送機滾筒軸）n6= =22.132 r/min；5iP6=P5η 56 =0.9801X2.717=2.663 kw；T6=9550 =1149.090 N·m；6pn將上述計算結果和傳動比效率匯總如表：電動機 兩級圓柱齒輪減速器 工作機軸 號 1 軸 3 軸 4 軸 5 軸 6 軸轉速 n(r/min) 1440 411.429 83.692 22.132 22.132功率 P(kW) 3.134 2.946 2.829 2.717 2.663轉矩 T(N·m) 20.785 68.382 322.814 1172.89 1149.090n3=411.429 r/minP3=2.946 kwT3=68.382 N·mn4=83.692 r/minP4=2.829 kwT4=322.814 N·mn5=22.132 r/minP5=2.717 kwT5=1172.39 N·mn6=22.132 r/minP6=2.663 kwT6=1149.090 N·m各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=17148791271)低速級圓柱齒輪設計（此處的下標 1 表示為小齒輪，2 為大齒輪）① 選擇齒輪材料及熱處理方式小齒輪選用 45 號鋼，調(diào)質處理， ；286~91?HBS大齒輪選用 45 號鋼，正火處理， ；302② 確定許用接觸應力 和 1HP?MPaLWNZminl][?取疲勞極限應力 MaH6201li?P5lim?根據(jù)接觸應力變化次數(shù) 7822781105. )53028(69.1t63.4.3t?????naNH按文獻[3]取接觸強度計算壽命系數(shù) =1， =1；1NZ2因 1 對齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù) =1；W一般計算中取潤滑系數(shù) =1;L按文獻[3]，當失效概率低于 1/100 時，取接觸強度最小安全系數(shù) 。1min?HS將以上數(shù)值代入許用接觸應力計算公式 LWNHPZminl][?聯(lián)接件傳動件 V 帶 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器傳動比 i 3.5 4.916 3.782 1傳動效率 η 0.94 0.9603 0.9603 0.9801小齒輪：45 鋼調(diào)質大齒輪：45 鋼正火 MPaHP620][1??47各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127得 MPaHP620][1??5③ 按齒面接觸強度條件計算中心距 a32)4.2()1????KTuZaHPE??大齒輪轉矩 N·m96.32?理論傳動比 8'i齒寬系數(shù) 5.0a?初取載荷系數(shù) 7.1'?K彈性系數(shù) 89EZMPa初取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 5.2H初取重合度系數(shù) 0'??將以上數(shù)據(jù)帶入公式 mKTuZaHPE95.16 35.09671)5068.3.2194()83().23 23'''????????按表取 a72④ 確定主要參數(shù)和計算主要尺寸模數(shù) ：n mmann 5.22~5.14~2170)~0()0(??????齒數(shù) ：,z94.1068.329.2)(57)('12' ?????uzanma18?ma1702?n5.各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127經(jīng)元整后取 107,291?z理論傳動比 68.3''ui實際傳動比 ： .1212zi傳動比誤差： %068.3' ??i（在允許誤差范圍內(nèi)）分度圓直徑 ：2,1dmzmdn5.6705.9221???齒寬 ：1,ba.93.2?取 m60?mb5~0)15(21??、?確定載荷系數(shù) K使用系數(shù) ,按表 6-5， =1.0；AA動載系數(shù) ，齒輪圓周速度V smndv /18.10663.4..3106?????齒輪精度，參考表 6-6 取為 8 級精度，按圖 6-20，動載荷系數(shù) ，齒向載荷分布系數(shù)2.VK，20.1??K端面重合度 =[1.88-3.2（ + ）]??1z2=[1.88-3.2×（ + ）]=1.74291077612?z??95.12?md95.1402?mb501?42各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127當總重合度 時，則齒間載荷分配系數(shù)74.1????=1.24，最后求得在和系數(shù)?K43.12.05.?????vA⑥ 驗算齒面接觸疲勞強度按文獻[3],算得重合度系數(shù) =?Z86.0374.14???1.8.071622'???K由于 ，故設計偏于安全。'?Z?⑦ 確定許用彎曲應力 21FP?，MPaSTXNFPYminl][??按文獻[3]，取彎曲疲勞極限應力 MPF210,4lim??根據(jù)彎曲應力變化總次數(shù) 6822681103. )53028(9.t6.4.t????naNH取彎曲強度計算系數(shù) 1,21?NTY當 時，尺寸系數(shù) ,5?nmX按標準中有關規(guī)定，取試驗齒輪的應力修正系數(shù) 。2?STY按文獻[3]，當失效概率低于 1/100 時，取彎曲強度最小安全系數(shù) 。1min?FS代入公式 STXNFPYinl][??得 MPaaPF420][,4801??K=1.667各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127⑧ 驗算齒輪彎曲強度???YmdbKTSaFnF1210???SaFnF222根據(jù)齒數(shù)： 。107,91?Z按文獻[3]，取齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 分別為FaYSaY80.1,63.,.2,5. 211 ?SFaY按文獻[3]算的重合度系數(shù) 8.074..07.2.0???a??將以上數(shù)值代入應力計算公式 MPaYmdbKTSaFnF 23.121???SaFnF 40.0222 ????因為 ， 故齒輪彎曲強度滿足要求，2211][,][???設計偏于安全。⑨ 主要設計計算結果中心距 a=170mm法面模數(shù) m n=2.5mm齒數(shù) =29 =1071z2z分度圓直徑 72.5mm =267.5mm dd齒頂圓直徑 =77.54mm =272.5mm1a2a齒根圓直徑 =66.25mm =261.25mmf f齒寬 =65mm =60mm1b2b齒輪精度等級 8 級材料及熱處理 小齒輪選用 45 號鋼，調(diào)質，HBS1=229～286，油潤滑；大齒輪選用 45 號鋼，正火，HRS2=200～230 ， 油潤滑；各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=17148791276.減速器傳動零件的設計計算（數(shù)據(jù)圖表來源自文獻[2]）2)高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算① 選擇齒輪材料及熱處理方式小齒輪 1 選用 45 號鋼，調(diào)質處理，HBS1=229～286；大齒輪 2 選用 45 號鋼，正火處理，HRS2=169～217 ； ② 確定許用接觸應力 和 1HP?2MPaLWNHPZminl][??取疲勞極限應力 MaH6201lim??P47li根據(jù)接觸應力變化次數(shù) 78227911053.4 )53028(6.3t607.t??? ??naNH按文獻[3]取接觸強度計算壽命系數(shù) =1， =1；1NZ2因 1 對齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù) =1；W一般計算中取潤滑系數(shù) =1;L按文獻[3]，當失效概率低于 1/100 時，取接觸強度最小安全系數(shù) 。1min?HS將以上數(shù)值代入許用接觸應力計算公式 LWNHPZminl][?得 Ma6201?HP47][③ 按齒面接觸強度條件計算中心距 a32).2()1????KTuZaHPE??初取螺旋角 β= 10°，各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127大齒輪轉矩 N·m3.12?T理論傳動比 76'i齒寬系數(shù) 5.0a?初取載荷系數(shù) .1'?K彈性系數(shù) 89EZMPa初取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 475.2'H初取重合度系數(shù) 0'??初取螺旋角系數(shù) 9.'?Z將以上數(shù)據(jù)帶入公式 mKTuuaHPE47.1 35.0127)4709.92.85218.()9()4.233'''? ????????按表取 a81④ 確定主要參數(shù)和計算主要尺寸中心距 ，按表 4—2，1?低速級 ma702模數(shù) ：n mnn 5.22~5.14~20)~1()(??????齒數(shù) ：,z初設 ??0'?理論傳動比 76.3''ui各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=171487912791.7606.1)7.4(52cos8)(cos'12''??????uzman?經(jīng)元整后取 6,2z實際傳動比 ： 75.411?ui傳動比誤差： %8.09.' ?i（在允許誤差范圍內(nèi)）螺旋角： ???????95.129746.0182)6(.)(cos2?azmn在 范圍內(nèi)，取小齒輪右旋，大齒輪左旋0~8分度圓直徑 ：2,1dmzmdn95.1476.05cos..221????齒寬 ：21,ba3.415.82??取 m45?mb~0)1(21?取 0⑤ 確定載荷系數(shù) K使用系數(shù) ,按表 6-5， =1.0；AA動載系數(shù) ，齒輪圓周速度V smndv /09.31064.4.3106?????各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127齒輪精度，參考表 6-6 取為 7 級精度，按圖 6-20， ，齒向載荷分布系數(shù) ，12.?VK20.1??K端面重合度 =[1.88-3.2（ + ）] cosβ??1z2=[1.88-3.2×（ + ）] cos12.95°=1.596167縱向重合度 = =1.284??nmb?si總重合度 = + =2.88，???則齒間載荷分配系數(shù) =1.24K最后求得在和系數(shù) 67.1240.1?????vA⑥ 驗算齒面接觸疲勞強度節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按圖 6-30， =2.47HZ重合度系數(shù) = =0.791?1?螺旋角系數(shù) = =0.987?Zcos75.6)92.08475.2(.1)( 10162''' ?????ZKH由于 ，故設計偏于安全。''' )??ZKH?⑦ 確定許用彎曲應力MPaSTXNFPYminl][???按文獻[3]，取彎曲疲勞極限應力 MPF190,23lim??根據(jù)彎曲應力變化總次數(shù) 6822691103.4 )53028(.t607. 4t??? ??naNH各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127取彎曲強度計算系數(shù) 1,21?NTY當 時，尺寸系數(shù) ,5?nmX按標準中有關規(guī)定，取試驗齒輪的應力修正系數(shù) 。2?STY按文獻[3]，當失效概率低于 1/100 時，取彎曲強度最小安全系數(shù) 。1min?FS代入公式 STXNFPYinl][??得 MPaaPF380][,46021??⑧ 驗算齒輪彎曲強度???YmdbKTSaFnF121??SaFnF2220?根據(jù)當量齒數(shù)： 7863.cos/,14321???Zv按文獻[3]，取齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 分別為FaYSaY2.1,.,18.,47.21?SSFaFaY按文獻[3]算的重合度系數(shù) 7.0596.07.5.01 ???aFa?按文獻[3]，當縱向重合度 時，2841?螺旋角系數(shù) 。79.0??Y將以上數(shù)值代入應力計算公式 MPamdbKTSaFnF 72.32112???YSaFnF 46.80222 ????各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127因為 ， 故齒輪彎曲強度滿足要求，2211][,][FF???設計偏于安全。⑨ 主要設計計算結果中心距 a=118mm法面模數(shù) m n=2.5mm螺旋角 β=12.95°(小齒輪左旋、大齒輪右旋)齒數(shù) =16 =761z2z分度圓直徑 =41.044mm =194.959mm dd齒頂圓直徑 =46.044mm =199.959mm1a2a齒根圓直徑 =35.544mm =187.459mmf f齒寬 =50mm =45mm1b2b齒輪精度等級 7 級材料及熱處理 小齒輪選用 45 號鋼，調(diào)質，HBS1=226～286，油潤滑；大齒輪選用 45 號鋼，正火，HRS2=169～217，油潤滑；6. 減速器軸及軸上零件的設計1)軸的布置軸的布置參照圖各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127已知數(shù)據(jù) mblh60,456m,b 50, 170a18a 22lh2 ??考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s=10 mm?？紤]齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k=10 mm.為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=5 mm。初取軸承寬度分別為 n1=20 mm，n 2=22 mm，n 3=22 mm。3 根軸的支承跨距分別為：=175 mm；111)(2bskcl lh???=177 mm；2nl=177 mm；313()hllcks2)軸的設計① 高速軸（1 軸）的設計各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127軸上小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。選擇軸的材料及熱處理 45 號鋼，調(diào)質。軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。圖中=175mm；1lAB?=50mm；21hCbkcnl?=125mm；ACBll??a) 計算齒輪的嚙合力各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127NdTFt 94.1804.21201 ???ntr 1.5.costan98cosa1 ????ta 63.271t4.11 ???b) 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。NlFRABCtX96.841? NRFAXtBX98.31?N·mm0?M42?CACXll軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（d）所示c) 求垂直面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。NldFRABaCrAY 31.25/11???Yr87.941??0?BAYMN·mm N·mm761C 7.1852?CYM軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（e）所示。d) 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉矩圖NRA02.9?NRB9.3軸向力 ，故得擬用深溝球軸承，并采用兩Fa63.7端固定組合方式，故軸向力作用在軸承 A 上。N·mm0?BAM2114590.CcxyM??N·mm22傳動力矩 =24419.95 N·mm1Te）軸的初步設計由文獻[2]表 15-1 和 15-3 查表得：，取折算系數(shù) ≈0.6MPab637????Pa7.581????各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127由式 mTMd322][)(10????所以 20.18mm, f）軸的結構設計按經(jīng)驗公式，減速器輸入端的軸端直徑mddme 6,3~4.28).1~0()2.1~80( ????初步確定軸的最小直徑，由式（15-2）估算，查表得，所選電動機軸直徑 e5輸入軸端選用 彈性套柱銷聯(lián)軸器 MPab637??[Tn]=125N.mm,[n]=4600r/min；輸入軸端直徑選用 de=32mm；安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結構尺寸參考文獻[1]的表5-2 確定所以高速軸的結構設計如下:② 中間軸（2 軸）的設計選擇軸的材料及熱處理 45 號鋼，調(diào)質a)軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127(b) (c)圖中=177mm；2lAB?；mbkcnlhC 5120521????； llACB67??； bkcnllD 5.82105221????計算齒輪的嚙合力 NdTFt 34.95.14022??ntr 7.0.2costan3.cosa2 ????NFta 98.6451t4.152???dTt 7.273033 ?ntr 6.1095.tan4.295a3 ?????軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 NlFRABDtCtAX3.18032?RXttB47.232???(a)（a）軸的受力簡圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析；（c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖；各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=17148791270?BXAM92327.34 N·mm 136741 N·mmC ?DXM軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 NllFdFRABBrCraAY 91.32/???RYrB8.45923?0?AYM10195.41 N·mm = -15635.07N·mm1C 2CYM26908.83 N·mmDY求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉矩圖= 1821.34 N = 2382.30 NARBR軸向力 ，故得擬用深溝球軸承，并采用兩Fa63.27?端固定組合方式，故軸向力作用在軸承 B 上。92888.56 N·mm 0BAM?1C93461.82 N·mm?2CN·mm =112329.53 N·mm 50.1396D 2dFTtb)軸的初步設計由文獻[2]表 15-1 和 15-3 查表得：45 號鋼調(diào)制處理，MPab637????Pa7.581???取折算系數(shù) ≈0.6?由式 mTdC3122][)(0????D3122][)(??所以 26.99 mm 29.77 mm?Cd?d在軸 C、D 段開有二個鍵槽，各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127直徑增大 4%， 28.07 mm， 30.96 mm?Cd?Dd軸的結構設計安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結構尺寸參考文獻[1]的表 5-2確定按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑 D(0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×118=35.4～41.3 mm。?Cd取減速器中間軸的危險截面的直徑 =40 mm；減速?d器中間軸的結構圖。③ 低速軸（3 軸）的設計選擇軸的材料及熱處理 45 號鋼，調(diào)質a) 軸的受力分析 （a）軸的受力簡圖；（b ）軸在水平面內(nèi)的受力分析；（c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖；(b) (c)(a)各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127b) 軸的受力簡圖如圖（a）所示。圖中=177 mm；3lAB?；mbkcnllC 5.826105221????； llBCA..87??c) 計算齒輪的嚙合力NdTFt 93.2675.63920434 ??tr 4.108.tan7an4 ???求水平面內(nèi)的支承反力，軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。N N93.804ABCtAXlFR 29.734??AXtBXRF116240.21 N·mm ?BMCM求垂直面內(nèi)的支承反力，軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。N N95.364ABCrYlFR 29.734??AYrBYRF42298.58 N·mm 0?XMCM求支承反力，合成彎矩，轉矩= 980.93 N = 2114.55 NARBR123697.03 N·mm 0?B?C396969 N·mm 3Td) 軸的初步設計由文獻[2]表 15-1 和 15-3 查表得：MPab640????Pa7.581???取折算系數(shù) ≈0.6?各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127由式 mTMd322][)(10????所以 35.76 mm C在軸 C 段開有 1 個鍵槽，直徑增大 4%， 37.19 mm?Cde) 軸的結構設計按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑=(0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×170=51～59.5 mm。Cd安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結構尺寸參考文獻[1]的表 5-2確定取減速器中間軸的危險截面的直徑 = 56 mm；d減速器低速軸的結構圖:7. 減速器滾動軸承的選擇1)高速軸（1 軸）上滾動軸承的選擇因為支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式，軸承類型選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為h。240?hL由前計算結果所知，軸承所受徑向力 N02.91?rF軸向力 N637a6206 GB∕T276－94各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127基本額定動載荷 KN，27?rC基本額定靜載荷 KN.150r軸承工作轉速 r/min4n初選滾動軸承 6206 GB∕T276－94 (參見附錄 E-2)e =0.218./?oraCFX=0.56 Y =2.09,r?290徑向當量動載荷 5.1?pfNLPCYFXrrjsarr 14.20783)10426(8.19.69.).09..5.0()31631???????因為 < jsr所以選深溝球軸承 6206 GB∕T276－94 滿足要求。相關數(shù)據(jù)如下：D=72 mm B=19 mm mm 37min?ad2)中間軸（2 軸）上滾動軸承的選擇選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。240hL由前計算結果所知，軸承所受徑向力 N3.28?rF軸向力 N964a工作轉速 r/min.0n初選軸承 6307 GB∕T276－94 (參見附錄 E-2)基本額定動載荷 33.2 KN?rC基本額定靜載荷 19.2 KNr0e =0.20514./oraFX=1 Y =2r??6307GB∕T276－946208 GB∕T276－946329 GB∕T276－94各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127徑向當量動載荷 5.1?pfNLPCfYFXrrjsparr 49.2703)106.3246(5.37.)98.0.81()13???????因為 < jsr所以選深溝球軸承 6307 GB∕T276－94 滿足要求。相關數(shù)據(jù)如下：D=80 mm B=21 mm mm 4min?ad3)低速軸（3 軸）上滾動軸承的選擇選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。20hL由前計算結果所知，軸承所受徑向力 N5.214?rF工作轉速 r/min698n初選軸承 6239 GB∕T276－94 (參見附錄 E-2)基本額定動載荷 31.5 KNrC徑向當量動載荷 5.1?pf NLPCfFrrjspr 26.154)1069.8246(85.31737.331????因為 < jsr所以選深溝球軸承 6239 GB∕T276－94 滿足要求。相關數(shù)據(jù)如下：D=85 mm B=19 mm mm 52min?ad8. 鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇1) 高速軸（1 軸）由前面的計算結果知：工作轉矩 T=24.42 N·m，各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127工作轉速 r/min140?n選擇工作情況系數(shù) K=1.75計算轉矩 N·m7.2.75.1??KTc選 TL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器。按附錄 F，選用 TL4 聯(lián)軸器，型號為: GB4323—8442568?JAZC許用轉矩[T]=63 N·m,許用轉速[n]=5700 r/min.因 <[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。cT選 A 型普通平鍵：md251?mL4'1?L35~0)(40?初選鍵：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm參考文獻[5]表 4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa由表 4-3-16， < [σ] MPa47.216725.40???dhlTp?< [τ] MPa3982b?鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。2) 中間軸（2 軸）上鍵聯(lián)接的選擇由前面的計算結果知：工作轉矩 T=112.33 N·m選 A 型普通平鍵。高速極大齒輪連接鍵： mLd40,'2121?35~)5(?初取：b=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm鍵 12×32 GB1096—79參考文獻[5]表 4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa由表 4-3-16，< [σ] MPa21.708403.1???dhlTp?< [τ] MPa4220b?鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。低速級小齒輪：各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127mLd65,40'22?0~)1(?初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm鍵 12×80 GB1096—79參考文獻[5]表 4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa由表 4-3-16，< [σ] MPa91.3480.124???dhlTp?< [τ] MPa620b?鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。3) 低速軸（3 軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇由前面的計算結果知：工作轉矩 T = 396.96N·m齒輪連接處選 A 型普通平鍵： mLd60,5'3131?5~)(?初?。篵=16 mm，h=10 mm，L=50 mm，l=34 mm鍵 16×50 GB1076—79參考文獻[5]表 4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa由表 4-3-16，< [σ] MPa39.841056.40????dhlTp?< [τ] MPa62392b?鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。聯(lián)軸器設計，由前面的計算結果知：選擇工作情況系數(shù) K=1.75計算轉矩 N·m68.94.375.1???KTc選 HL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器。按文獻[6]中表 17-9，選用 HL4 聯(lián)軸器，型號為: GB4323—84。124?JAZC許用轉矩[T]=1250 N·m ,許用轉速[n]=4000 r/min.因 <[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。cT聯(lián)軸器處選 A 型普通平鍵 mLd84,35'322?各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127mL79~4)105(8432???初取：b=10 mm，h=8 mm，L=74 mm，l=64 mm 鍵 10×74 GB1076—79參考文獻[5]表 4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa由表 4-3-16，< [σ] MPa61.84359.04???dhlTp?< [τ] MPa162b?鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。9. 減速器箱體及附件的設計箱體有關尺寸：箱體壁厚： ma83025.???箱蓋壁厚： 1箱座凸緣厚度： b箱蓋凸緣厚度： 21?箱座底凸緣厚度： mp05.?箱座上的肋厚： 8.6?箱蓋上的肋厚： .11?地腳螺栓直徑： 　　　　6,,2.03Mmda??地腳螺栓數(shù)目： ?n螺栓通孔直徑： 20'?螺栓沉頭座直徑： d45地腳凸緣尺寸： mL3,721?軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： 1,.0M螺栓通孔直徑： d5'1螺栓沉頭座直徑： mD260?剖分面凸緣尺寸： c1,21各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127上下箱聯(lián)結螺栓直徑： 10,6.9~8).5(2Mdd???螺栓通孔直徑： m9'2螺栓沉頭座直徑： D0?剖分面凸緣尺寸： c12,51定位銷直徑： mdd64.6~5)8.~7('3'??軸承旁凸臺半徑： R201大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 ?箱體外壁至軸承座端面距離 mcK47)8~5(21???剖分面至底面高度： aH0.軸承蓋：1 軸： ,62,1,25. 95.8,72430 30?????DemdDdM2 軸： ,8,,. 0.,84302 30m3 軸： ,75,125..8,54302 30DedDd?????10. 潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇齒輪采用脂潤滑,工業(yè)閉式齒輪油，GB 5903-95，粘度牌號：L-CKB150，運動粘度 135～165 mm/s(40℃)，傾點-8℃,粘度指數(shù)大于 90 軸承采用脂潤滑,通用鉀基潤滑脂，GB7324-94，代號 1 號，滴點大于 170℃，工作錐入度 31～34mm（25℃，150g）密封用氈圈密封。11. 設計小結在此次的機械課程設計中，通過對減速器的設計，我有了很多的收獲。首先，通過這一次的課程設計，我進一步鞏固和加深了所學的機械設各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127計基本理論、基本概念和基本知識，培養(yǎng)了自己分析和解決與本課程有關的具體機械所涉及的實際問題的能力。對減速器的所有組件都有了更加深刻的理解，為后續(xù)課程的學習奠定了堅實的基礎。而且，這次課程設計過程中，我與同班同學們的激烈討論讓我認識深刻地感受到了“眾人拾材火焰高”。其次，通過這次課程設計，對減速器各傳動機構以及機構選型、運動方案的確定以及齒輪傳動進行運動分析有了初步詳細精確話的了解，這都將為我以后參加工作實踐有很大的幫助。我覺得非常有成就感，培養(yǎng)了我對機械課程設計很深的學習興趣。這次課程設計我投入了不少時間和精力，我覺得這是完全值得的。我獨立思考的能力得到了進一步的加強，與此同時，又增強了我對積極求解的理解。在我的設計過程中，我采用了邊設計邊查閱資料的形式，因為很多原理知識我都不懂，只有不斷地翻閱資料，這樣，我才能更加了解減速器的構成及其減速原理等等知識。在這次的減速器設計中，我顯得很是幼稚不成熟，但是我從光是學習書本上的理論走上實際的設計，并自己動手做出了自己的東西，我已經(jīng)有了一個很好的起點，我在這過程中漸漸明白了我學的那些專業(yè)知識有什么用，我要干什么，就像學步的娃娃，終于可以一點一點的走起來，雖然我現(xiàn)在走得不平穩(wěn)，會摔倒，但是，我走出了這最難的一步，我相信我在以后的設計路上我會走得更加踏實平穩(wěn)。另外，我想提出自己的幾點建議。希望學院里面能多給學生一些這樣的自己動手的機會，以提高學生的課程設計能力。培養(yǎng)學生的思考能力，這樣有利于我們學院的學生的實踐素質的提高，增加學院的就業(yè)率，同時也能增加學院在學校里面對影響力。在最后，我要衷心感謝老師這個學期以來的悉心教導與鼓勵。這次課程設計制作過程中老師始終在我們身邊指引我們方向，讓我們學會怎樣解決問題，但是并沒有動手幫我們解決任何麻煩，我知道老師想教我的是遇到問題，怎樣試著去解決，而不是幫我把問題解決掉，謝謝老師的良苦用心。相信我們每個人在這次課程設計中都學到很多，能到在出校門之后，遇到問題知道怎樣去尋找解決之道，并從中學到了非常多的知識，收獲的各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127不僅僅是書面的東西，更多的是生活中實踐的問題。再一次衷心感謝老師！13. 參考文獻[1] 任金泉主編. 機械設計課程設計. 西安：西安交通大學出版社，2003[2] 陳國定主編. 機械設計基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2005[3] 機械設計手冊編委會編.機械設計手冊·減速箱和變速器.北京：機械工業(yè)出版社 2007[4] 成大先主編. 機械設計手冊·軸承.北京：化學工業(yè)出版社，2004[5] 成大先主編. 機械設計手冊·聯(lián)接與緊固. 北京：化學工業(yè)出版社，2004[6] 成大先主編. 機械設計手冊·軸及其連接.北京：化學工業(yè)出版社，2004[7] 成大先主編. 機械設計手冊·機械傳動. 北京：化學工業(yè)出版社，2004[8] 胡家秀編，機械工業(yè)出版社，《簡明機械零件設計實用手冊》，1999.10各類畢業(yè)設計課程定做 Q 號是 1714879127 該論文含配套的圖紙 (需購買)畢業(yè)設計課程定做 Q*Q=1714879127