《二級圓柱直齒輪減速器課程設(shè)計說明書.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級圓柱直齒輪減速器課程設(shè)計說明書.doc（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設(shè)計（論文）說明書 題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設(shè)計任務書-3第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-3第三部分 電動機的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計-8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-22第九部分 潤滑與密封-24設(shè)計小結(jié)-25參考文獻-25第一部分 課程設(shè)計任務書一、設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱直齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化

2、不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年(300天/年),1班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟:1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9. 潤滑密封設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速

3、器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h13h22h32h4=0.9830.9720.9920.96=0.83h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=0.9m/s工作機的功率pw:pw= 1.8 KW電動機所需工作

4、功率為:pd= 2.17 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 57.3 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia=840，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (840)57.3 = 458.42292r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132S-8的三相異步電動機，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=710r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=710/57.3=12.

5、4（2）分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.09第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm = 710 = 710 r/minnII = nI/i12 = 710/4.01 = 177.1 r/minnIII = nII/i23 = 177.1/3.09 = 57.3 r/minnIV = nIII = 57.3 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pdh3 = 2.170.99 = 2.15 KWPII = PIh1h2 = 2.150.980.97 = 2.04 KWPIII = PIIh1

6、h2 = 2.040.980.97 = 1.94 KWPIV = PIIIh1h3 = 1.940.980.99 = 2.04 KW 則各軸的輸出功率：PI = PI0.98 = 2.11 KWPII = PII0.98 = 2 KWPIII = PIII0.98 = 1.9 KWPIV = PIV0.98 = 2 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Tdh3 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 29.2 Nm 所以：TI = Tdh3 = 29.20.99 = 28.9 NmTII = TIi12h1h2 = 28.94.010.980.97 = 110.2 NmTIII = TIIi23h1h

7、2 = 110.23.090.980.97 = 323.7 NmTIV = TIIIh1h3 = 323.70.980.99 = 314.1 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI = TI0.98 = 28.3 NmTII = TII0.98 = 108 NmTIII = TIII0.98 = 317.2 NmTIV = TIV0.98 = 307.8 Nm第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。

8、高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：Z2 = i12Z1 = 4.0121 = 84.21 ?。篫2 = 842 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 28.9 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小

9、齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6071011030018 = 1.02109大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.02109/4.01 = 2.55108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.91 9) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.88610 = 536.8 MPasH2 = = 0.91560 = 509.6 MPa許用接觸應力:sH = (sH1+sH2)/2 = (536.8+509.6)/2 = 523.2 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑

10、:d1t:= = 53 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.52 mm取為標準值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 157.5 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 213 = 63 mmd2 = Z2mn = 843 = 252 mmb = dd1 = 63 mmb圓整為整數(shù)為：b = 63 mm。 4) 計算圓周速度v:v = = = 2.34 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = =

11、 9.33求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-363 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.73 YFa2 = 2.23應力校正系數(shù):YSa1 = 1.57 YSa2 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次

12、數(shù):N1 = 1.02109大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2 = 2.55108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.87 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 160.2sF2 = = = 147.2 = = 0.02675 = = 0.02681大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.79 mm1.793所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 63 mmd2 = 252 mmb = ydd1 = 63 mmb圓整為整數(shù)為：b = 63 mm圓整的

13、大小齒輪寬度為：b1 = 68 mm b2 = 63 mm中心距：a = 157.5 mm，模數(shù)：m = 3 mm（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則：Z4 = i23Z3 = 3.0924 = 74.16 取：Z4 = 742 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt

14、 = 2.5 2) T2 = 110.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60177.111030018 = 2.55108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 2.55108/3.09 = 8.25107 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN

15、1 = 0.91,KHN3 = 0.93 9) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH3 = = 0.91610 = 555.1 MPasH4 = = 0.93560 = 520.8 MPa許用接觸應力:sH = (sH3+sH4)/2 = (555.1+520.8)/2 = 537.95 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 82.8 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.45 mm取為標準值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 171.5 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d3 = Z3mn = 243.5 = 84 m

16、md4 = Z4mn = 743.5 = 259 mmb = dd3 = 84 mmb圓整為整數(shù)為：b = 84 mm。 4) 計算圓周速度v:v = = = 0.78 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 10.67求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-384 = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 2) K = KAKVKFaKFb = 11

17、.11.11.35 = 1.63 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.63 YFa4 = 2.25應力校正系數(shù):YSa3 = 1.59 YSa4 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3 = 2.55108大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N4 = 8.25107 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.87 KFN4 = 0.89 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF

18、3 = = = 164sF4 = = = 150.6 = = 0.0255 = = 0.02644大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.55 mm2.553.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 84 mmd4 = 259 mmb = ydd3 = 84 mmb圓整為整數(shù)為：b = 84 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 89 mm b4 = 84 mm中心距：a = 171.5 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 2.15

19、 KW n1 = 710 r/min T1 = 28.9 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 63 mm 則:Ft = = = 917.5 NFr = Fttanat = 917.5tan200 = 333.9 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 16.2 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT1，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很

20、小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.228.9 = 34.7 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 36 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 mm。右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段

21、滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:dDT = 306216 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 68 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 89+12+1

22、0+8 = 119 mml78 = T = 16 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T= 16 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (63+5)/2+16+119-16/2)mm = 161 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (63+5)/2+18+16-16/2)mm = 60 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 249.1 NFNH2 = = = 668.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 90.7 NFNV2 = = = 243.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎

23、矩：MH = FNH1L2 = 249.1161 Nmm = 40105 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 90.7161 Nmm = 14603 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 42681 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 1.8 MPas-1 = 60 MPa

24、故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 2.04 KW n2 = 177.1 r/min T2 = 110.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 252 mm 則:Ft = = = 874.6 NFr = Fttanat = 874.6tan200 = 318.3 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 84 mm 則:Ft = = = 2623.8 NFr = Fttanat = 2623.8tan200 = 955 N3 確定

25、軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 24.2 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：6205型深溝球軸承，其尺寸為：dDT = 255215 mm，則：d12 = d67 = 25 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 30 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，則：l23 = 61 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.0730 = 2.1 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.42.1 = 2.94 m

26、m，所以：d34 = d56 = 35 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 84 mm，l45 = 89 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 37.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 15+8+10-7 = 26 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6205深溝球軸承查手冊得T = 15 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (63/2-2+37.5-15/2)mm = 59.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距

27、離L2 = (63/2+14.5+b3/2)mm = 90.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+26-15/2)mm = 70 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1472.9 NFNH2 = = = 2025.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -71.6 NFNV2 = = = -565.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 1472.959.5 Nmm = 87638 NmmMH2 = FNH2L3 = 2025.570 Nmm = 141785 Nmm截面

28、B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -71.659.5 Nmm = -4260 NmmMV2 = FNV2L3 = -565.170 Nmm = -39557 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 87741 NmmM2 = = 147200 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa

29、 = 40.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 1.94 KW n3 = 57.3 r/min T3 = 323.7 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 259 mm 則:Ft = = = 2499.6 NFr = Fttanat = 2499.6tan200 = 909.8 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:

30、A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 36.2 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2323.7 = 388.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，

31、故取II-III段軸直徑為：d23 = 43 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d78 = 45 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6209型深溝球軸承，其尺寸為：dDT = 45mm85mm19mm。由軸承樣本查得6209型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 52 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確

32、定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 82 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0752 = 3.64 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.43.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 19 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 63+10+8+5+12+2.5-10 = 90.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2 = 41.5 mm5 軸

33、的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T= 19 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (84/2+10+90.5+19-19/2)mm = 152 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (84/2-2+41.5-19/2)mm = 72 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 803.4 NFNH2 = = = 1696.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 292.4 NFNV2 = = = 617.4 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 803.4152 Nmm

34、= 122117 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 292.4152 Nmm = 44445 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 129954 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 13.8 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W

35、時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核高速聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm32mm，接觸長度:l = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm50mm，接觸長度:l = 50-8 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2574230120/1

36、000 = 264.6 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 16mm10mm70mm，接觸長度:l = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25105452120/1000 = 842.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核低速聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 12mm8mm70mm，接觸長度:l = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2585840120/1000 = 5

37、56.8 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh = 1018300 = 24000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 333.9 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 333.9 = 3364 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.68106Lh所以軸承預期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr

38、 = 955 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 955 = 6056 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6205軸承，Cr = 14 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.96105Lh所以軸承預期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 909.8 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 909.8 = 3961 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.21107L

39、h所以軸承預期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設(shè)計時應力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 1

40、0 mm d 箱體加強筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b22.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.

41、86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M822 n 地腳螺栓數(shù) 取：n = 6第十一部分 潤滑與密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性

42、來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學、材料力學、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。參考文獻1 機械設(shè)計（第八版）高等教育出版社。2 機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計高等教育出版社。3 機械零件手冊 天津大學機械零件教研室。