3029 課程設計-展開式二級齒輪減速器設計,課程設計,展開式,二級,齒輪,減速器,設計 1課程設計-展開式二級齒輪減速器設計前 言減速器設計是機械設計課程設計的主要內(nèi)容。由于其設計過程中設計的問題全面，大多數(shù)工科院校的機械設計課程的課程設計都是選擇減速器設計。機械設計課程的基本目的是：通過機械設計課程設計，進一步鞏固和加深所學的理論知識，可以把機械設計及其他課程(機械制圖、工程力學、工程材料及機械制造基礎)中所學的理論知識在設計中加以綜合運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切地結合起來，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 2目錄一、 設計任務書……………………………………………3 二、 傳動方案擬定…………………………………………3 三、 電動機的選擇傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算…... 四、 計算傳動裝置的總傳動比 并分配傳動比?i五、 高速級齒輪傳動計算 六、 低速級齒輪傳動計算 七、 齒輪傳動參數(shù)表 八、 軸的結構設計 九、 軸的校核計算 十、 滾動軸承的選擇與計算 十一、 鍵聯(lián)接選擇及校核 十二、 聯(lián)軸器和離合器的選擇十三、 減速器附件的選擇 十四、 減速器潤滑方式、密封形式十五、 設計小結 十六、 參考資料 3一.設計任務書：原始數(shù)據(jù)：1 傳送帶鼓輪直徑 D=460mm2輸送帶運行速度 V=0.24m/s3 輸送帶圓周力 F=40KN p=9.6KW 1.完成減速器裝配圖一張（A0） 。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3） 。3.編寫設計計算說明書一份。二. 傳動方案擬定傳動裝置總體設計方案。1.外傳動機構為聯(lián)軸器傳動。2.減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。 43.該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結構緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為 YZR 系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三．電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 YZR 系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓 380V。2.確定電動機效率 Pw 按下試計算10kVF???試中 V=0.24m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 Nw4代入上試得kw6.9η×10VFPw?電動機的輸出功率功率 按下式owok??式中 為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由試 由表 2-4 滾動軸承效率 =0.99：聯(lián)軸器傳動效率 = 0.99：齒23gcr?r?c?輪傳動效率 =0.97（8 級精度一般齒輪傳動）則 =0.89?所以電動機所需工作功率為 5kw67.10ηpPn0?因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率 Pw 只需要稍大于 Po 即可。按表 8-169 中 YZR 系列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率 Pw 為 11kw。3.確定電動機轉速按表 2-1 推薦的傳動比合理范圍，兩級圓柱齒輪減速器傳動比 40~8'??i而工作機卷筒軸的轉速為min/96.402.160rDvnw ?????所以電動機轉速的可選范圍為min)124~8(in05.31)49~8(' rrniwd ???符合這一范圍的同步轉速有 。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及m7價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為 的 YZR 系列電動i970r機 YZR180L-6,其滿載轉速為 ,電動機的安裝結構形式以及其中心高,外in/90rnw?形尺寸,軸的尺寸等都在 8-186,表 8-187 中查的。四.計算傳動裝置的總傳動比 并分配傳動比?iA.總傳動比 為?i39.76.0niwm∑?B.分配傳動比外 齒 輪 副ii??考慮潤滑條件等因素，初定Ⅰ31i.?， ， 外 齒 輪 副i＝3.14247.6?i79.? 6C. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉速I 軸 min970rnm??II 軸 in52.1ri??III 軸 mi0.3n??卷筒軸 n51rw?2.各軸的輸入功率I 軸 0.89kw.×ηc0Ⅰ??PII 軸 10.46k.7×1rg ?III 軸 46.rⅠ3.各軸的輸入轉矩I 軸 m107.2N95×78.10np95Ⅰ???TII 軸 8..362III 軸 N950×npⅠⅠ ???3.6.17950T卷筒軸 m×ww?2..36電動機軸 NT??9.1895050nPm將上述計算結果匯總與下表，以備查用。項目 電動機 軸?軸?軸?卷筒軸轉速（r/min） 970 970 151.52 31.05 31.05 7功率 P（kw） 13 12.87 12.36 12.11 11.87轉矩 T（Nm） 128.9 127.69 808.07 3650.83 3577.02傳動比 i 1 6.47 4.79 1效率 0.99 0.96 0.96 0.995. 高速級齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度(GB10095-88)3）材料選擇。由《機械設計》表 10-1，選擇小齒輪材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為235HBS，大齒輪為 45 鋼，正火，硬度為 190HBS，二者材料硬度差為 45HBS。4）選小齒輪齒數(shù) z1=22，則： 2= zi1=142.37 取 z2=1425）初選螺旋角 ?= 02、按齒面接觸疲勞強度設計 3 211 ][.2????HEuZTkddtt ??（1）確定公式內(nèi)的各項數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt=1.62）由《機械設計》圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) ZH=2.4333）由《機械設計》圖 10-26 查得 ??1=0.788 ?2=0.863；則： = + 2=1.6514）小齒輪傳遞的轉矩 T1Ⅰ?=89.00 mN.=8.9 04?.5）由《機械設計》表 10-7 選取齒寬系數(shù) ?d=0.9。 86）由《機械設計》表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 Mpa（大小齒輪均采用鍛造）7）由《機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ?1limH=550Mpa；由圖 10-21c 按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限 ?2limH=390Mpa。8）計算應力循環(huán)次數(shù) nNhj1160?=60 0381970??=2.7936?09； 12.7936?9/3.9167=7.13259）由《機械設計》圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.94KHN2=1.02 。10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S=1，][1?= SHN1lim=0.94?550Mpa=517Mpa2= 2li=1.02 390Mpa=397.8Mpa][H= ][21?=457.4Mpa（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑 dt13 211 ][.2????HEuZTkdtt ??=324 ]4.57389016.3765.1982???=60.433mm2）計算圓周速度 v= smnt01?=3.068 s3）計算齒寬 b 及模數(shù) ntb= ??dt1?60.433mm 9mnt= zdt104cos= 2cos3.60?=2.443mm4）齒高 h=2.25 nt=2.25?2.433mm=5.474mmb/h=11.045）計算縱向重合度 ??= ??tan318.01zd= 140tan238.0?=1.9036）計算載荷系數(shù) K由《機械設計》表 10-2 查得：使用系數(shù) A=1；根據(jù) v=3.068m/s,8 級精度、由《機械設計》圖 10-8 查得： kv=1.12；由表 10-3 查得： kH?= F=1.4（假設 KAt/bⅠ軸 ，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取 =45mmmd7.23nPC≥3Ⅰ'1? '1dⅡ軸 ，取 d2=50mm543'2.Ⅲ軸 ,取 d3=75mmd723.nPC≥Ⅰ' ?B.初選軸承1 軸選軸承為 7310C2 軸選軸承為 7310C3 軸選軸承為 7217C各軸承參數(shù)見下表：基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN軸承代號d D B da Da 動載荷 Cr 靜載荷 Cor7310C 50 110 27 60 100 53.5 47.27217C 80 140 26 90 130 89.5 78.2C.確定軸上零件的位置和固定方式Ⅰ軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用深溝球軸承承載，一軸端連接電動機，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。Ⅱ軸：高速級采用實心齒輪，采用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，由于低速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將低速軸取為齒輪軸， ，下端用套筒固定，使用深溝球軸承承載。Ⅲ軸：采用實心齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸肩固定，使用深溝球軸承承載，下端連接卷揚機，采用離合器連接。九.軸的校核計算1. Ⅲ軸強度校核 18A 低速軸的強度校核由前面選定軸Ⅲ的材料為 40Cr 表面淬火，由機械設計基礎表 14-1 查得抗拉強度 =735Mpab?. .計算齒輪上受力（受力如圖所示）bK=160mm,L1=68.5,L2=137.5作用在齒輪上的圓周力 ,徑向力 ,不考慮軸向力。kNFt56.1?kNFr03.6?a.求垂直面的支撐力, LFrV2012???VrV4251?b.求水平面的支反力 NtH821?c.F 力在支點產(chǎn)生的反力根據(jù)力矩平衡計算得F=10.9kN,LKF84621??? NF1936841092 ????d.垂直面的彎矩,mNMVav??3712 mLMVav??5321`e.水平面的彎矩，LFHa?5.821 NFHa?6712`f.F 力產(chǎn)生的彎矩圖 NKF??742齒輪截面產(chǎn)生的彎矩 mLMa ????16435.08621g.求合成彎矩考慮到最不利的情況，把 直接相加2aHVaFM?與 mNaHVa ????? 7.310645.138722mN?1956`h.求軸傳遞的轉矩 19mNdFTt ?????36248165024i.求危險截面的當量彎矩從圖中可以看出，齒輪截面是最危險的，其當量彎矩為 ??22Mae??認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)應變力，取折合系數(shù) 6.0??所以 ????mNTae ????? 31762.07.2312 ???956.0795`j.計算危險截面處的直徑軸的材料選用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理。查表 14-1 得 MPa750???由表 14-3 查得 ??MPab701???所以 mdbe 8.6.3.0331???考慮到鍵槽對軸的削弱，將 d 值加大 5%故 .80.765.?危險截面滿足條件。軸 3 安全 20 21十.滾動軸承的選擇與計算考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是深溝球軸承軸Ⅰ6010 一對，軸Ⅱ6010 一對，軸Ⅲ選用 6016 一對 (GB/T276-1994) 壽命計算：A.軸Ⅰ 1.查機械設計課程設計表 6-1，得深溝球軸承 6010, kNCr0.2?kNCr2.160? 222.查《機械設計》得X=1, Y=0， ， ，ε=3,0.1?pf.tf?20??計算軸承反力及當量動載荷：因為：軸承所受得總載荷， kNTFt 9.3651027.???d kNFtr 42.1????tan03.9aα×由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： YXPar42.1?3.取軸承預期壽命 hLh0?基本額定動載荷 kNnfPChtpr 824.11096342.1063?????所以軸承 6010 安全，合格B.軸Ⅱ 1.查機械設計課程設計表 6-1，得深溝球軸承 6010,kNCr0.2?kNCr2.160?2.查《機械設計》得X=1, Y=0, ， ，ε=3,.pf.tf?20??3.計算軸承反力及當量動載荷：因為：軸承所受得總載荷， kNTFt 95.17908.22???d 6.2kNtanα×?rF由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： arYXP?4.取軸承預期壽命 hLh10? 23基本額定動載荷kNLnfPChtpr 16.281052.62.10636???????由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：所以軸承 6010 不安全，不合格。選用6210 的安全 C.軸Ⅲ1.查機械設計課程設計表 6-1，得深溝球軸承 6016,kNCr0.2?kNCr2.160?2.查《機械設計》得X=1, Y=0, ， ，ε=3,.pf.tf?20??3.計算軸承反力及當量動載荷：因為：軸承所受得總載荷， kNTFt 56.1438027.6d??? 6.03kNtanα×?rF由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： arYXP?4.取軸承預期壽命 hLh10?基本額定動載荷 kNnfPChtpr 98.15105.36.1066?????由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：所以軸承 6016 安全，合格。十一.鍵聯(lián)接選擇及校核1.鍵類型的選擇選擇 45 號鋼，其許用擠壓應力[ MPap150][??Ⅰ軸右端連接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為 45mm，軸段長 84mm，所以選擇單圓頭普通平鍵(A 型)鍵 b=14mm,h=9mm,L=70mm 24Ⅱ軸軸段長為 48mm，軸徑為 54mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A 型）鍵 b=16mm,h=10mm,L=36mmⅢ軸軸段長為 68mm，軸徑為 84mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A 型）鍵 b=22mm,h=14mm,L=56mm右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為 75mm，軸段長 110mm，所以選擇圓頭普通平鍵(A 型)鍵 b=20mm,h=12mm,L=90mm2.鍵類型的校核Ⅰ軸=127.69N.m ，T ][9704516.23Pp MakldT???????則強度足夠， 合格Ⅱ軸T=808.07N.m ， ][13.8036547.823Pp akldT???????則強度足夠， 合格Ⅲ軸T=3650.83N.m ， ][87.1045683.02Pp MakldT???????T=3650.83N.m ， ][2.97.3Ppl則強度足夠， 合格,均在許用范圍內(nèi)。十二.聯(lián)軸器和離合器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器1.減速器進口端mNT???5Ⅰ1027. 25選用 LT7 型（GB/T 4323-2002）彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用 型軸孔，A 型鍵，軸孔直徑1Jd=45~50mm,選 d=45mm,軸孔長度為 L=84mm2.減速器的出口端mNT???6Ⅰ1027.3選用矩形牙嵌式離合器器， ，A 型鍵，軸孔直徑 d=80mm,軸孔長度為 L=110mm十三.減速器附件的選擇1.箱體設計名稱 符號 參數(shù) 設計原則箱體壁厚 δ 10 0.025a+3 >=8箱蓋壁厚 δ1 10 0.02a+3 >=8箱座 b 15 1.5δ箱蓋 b1 15 1.5δ1凸緣厚度底座 b2 25 2.5δ箱座肋厚 m 20 0.85δ型號 df M24地腳螺釘數(shù)目 n 60.036a+12軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 M18 0.75 df箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸 d2 M12 （0.5-0.6）df連接螺栓的間距 l 150 150~200軸承蓋螺釘直徑 d3 M12 （0.4-0.5）df觀察孔蓋螺釘 d4 M8 （0.3-0.4）df定位銷直徑 d 8.4 （0.7-0.8）d2d1,d2 至外箱壁距離 C1 18 C1>=C1mind2 至凸緣邊緣距離 C2 16 C2>=C2min箱體外壁至軸承蓋座端面的距 l1 45 C1+ C2+(5~10) 26離軸承端蓋外徑 D2 135 145 180軸承旁連接螺栓距離 S 120 145 180注釋：a 取低速級中心距，a＝238.75mm2.附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。名稱 規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋140×120為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為 Q235軸承蓋 凸緣式軸承蓋六角螺栓（M12）固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為 HT200定位銷 M9×38 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為 45 號鋼油面指示器油標尺M20檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，選用有氣孔的桿式油標油塞 M18×1. 換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低 275 位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠） 。材料為 Q235起蓋螺釘M18×30為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出 1 個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置吊耳 為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑 18。十四.減速器潤滑方式、密封形式1.潤滑本設計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1）.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度小，所以浸油高度約為 30～50㎜。取為 30㎜。2）.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度小，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。2.密封形式軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。15.設計小結從這次機械的課程設計，我從中學到了很多知識，特別是對最以前比較生疏或者一些比較模糊的知識有了一個較為全面的掌握。這次的課程設計在最開始的設計階段用到了很多我以前從《機械設計基礎》上學到的知識，讓我對已學到的很多知識有了一個比較深刻的鞏固。而且在不斷地學習過程中，讓我挖掘到了很多以前都沒有留意到的新知識。通過各位老師的悉心講解后，獲益匪淺。特別是在關于很多產(chǎn)品的零部件上的設計與加工。本著以質(zhì)量第一，效益第二的設計準則，畢竟做出來的產(chǎn)品要在市場上有競爭力。我從中學到了很多知識，特別是加工工藝方面的。就例如，機座上面聯(lián)接機座與機蓋的孔（軸承旁聯(lián)接螺栓的孔） ，很多參考書都把這個孔設計為沉孔，一方面上，這 28樣有利于螺母的安裝于配合。另一方面，這樣可以減少螺母安裝時表面的加工面積，節(jié)約了一點成本。但是在實際加工中，機座下面的沉孔并不是那么好加工。機座的底座平面擋住了刀具的進入，使得加工沉孔就變得很難。鉆個普通的孔就一塊錢，但是為了加工這樣一個沉孔，至少還得花 10 塊錢去加工。一個沉孔就要多花至少 9 元錢，那么整個機座有很多處沉孔。很顯然，這樣的加工，如果是在小批量生產(chǎn)還算過的去。一旦進入大批量生產(chǎn)，明顯就不行了。通過對加工工藝知識的學習，我在設計孔的時候就要更多的考慮工藝性。就拿剛才的孔為例，我可以不用做沉孔，直接就在加工機座與機蓋配合的表面的同時，用銑刀在下表面稍微刮一下。在設計的時候直接設計成通孔，在表面加個粗糙度就行了。這樣也很容易加工，更重要的是，這樣節(jié)約了成本。同樣為了同樣的目的，方法不一樣，就有很大的差別。在設計的過程中，我遇到了很多問題，在最開始設計齒輪的時候，由于沒有考慮聯(lián)軸器。因此，很多已經(jīng)做好的數(shù)據(jù)都重頭開始做。因為聯(lián)軸器選用 LT7 的彈性聯(lián)軸器，兩端的軸徑不能低于 45mm。恰恰，我再最開始設計的時候沒有注意到，以至于最后我是最校軸徑 30mm 來設計 1 軸來選擇后面所有的標準零件。還有因為最開始沒有做好硬齒面和軟齒面的分析。就用軟齒面來設計 2 對齒輪，最后導致我設計的減速器尺寸和重量比較大。后來把高速級和低速級齒輪都用硬齒面來設計，減速器尺寸小了很多。經(jīng)過接近 20 多天的課程設計，讓我學到了很多知識。有一些就是書本上沒有的知識，讓我認識到，做為一個設計者，每一個小的細節(jié)都必須注意到，往往在一些小的細節(jié)上可以引發(fā)很大的問題。從我錯誤的經(jīng)歷中，讓我明白了它的重要性。不言而喻，這些誰都懂，但是又有誰能真正做好？課程設計結束了，但是我的學習并未結束。我要不斷勉勵自己學習。十六、 參考資料《機械設計基礎》第三版高等教育出版社 ISBN 978-7-04-022130-5《機械設計課程設計實例與禁忌》化學工業(yè)出版社 ISBN 978-7-122-04835-6《減速器設計實例精解》機械工業(yè)出版社 ISBN 978-7-111-27837-5《減速器課程設計指導書及圖冊》東南大學出版社 ISBN 978-7-5641-2362-8 1課程設計-展開式二級齒輪減速器設計前 言減速器設計是機械設計課程設計的主要內(nèi)容。由于其設計過程中設計的問題全面，大多數(shù)工科院校的機械設計課程的課程設計都是選擇減速器設計。機械設計課程的基本目的是：通過機械設計課程設計，進一步鞏固和加深所學的理論知識，可以把機械設計及其他課程(機械制圖、工程力學、工程材料及機械制造基礎)中所學的理論知識在設計中加以綜合運用，使理論知識和生產(chǎn)實踐密切地結合起來，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 2目錄一、 設計任務書……………………………………………3 二、 傳動方案擬定…………………………………………3 三、 電動機的選擇傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算…... 四、 計算傳動裝置的總傳動比 并分配傳動比?i五、 高速級齒輪傳動計算 六、 低速級齒輪傳動計算 七、 齒輪傳動參數(shù)表 八、 軸的結構設計 九、 軸的校核計算 十、 滾動軸承的選擇與計算 十一、 鍵聯(lián)接選擇及校核 十二、 聯(lián)軸器和離合器的選擇十三、 減速器附件的選擇 十四、 減速器潤滑方式、密封形式十五、 設計小結 十六、 參考資料 3一.設計任務書：原始數(shù)據(jù)：1 傳送帶鼓輪直徑 D=460mm2輸送帶運行速度 V=0.24m/s3 輸送帶圓周力 F=40KN p=9.6KW 1.完成減速器裝配圖一張（A0） 。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3） 。3.編寫設計計算說明書一份。二. 傳動方案擬定傳動裝置總體設計方案。1.外傳動機構為聯(lián)軸器傳動。2.減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。 43.該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結構緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為 YZR 系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三．電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 YZR 系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓 380V。2.確定電動機效率 Pw 按下試計算10kVF???試中 V=0.24m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 Nw4代入上試得kw6.9η×10VFPw?電動機的輸出功率功率 按下式owok??式中 為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由試 由表 2-4 滾動軸承效率 =0.99：聯(lián)軸器傳動效率 = 0.99：齒23gcr?r?c?輪傳動效率 =0.97（8 級精度一般齒輪傳動）則 =0.89?所以電動機所需工作功率為 5kw67.10ηpPn0?因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率 Pw 只需要稍大于 Po 即可。按表 8-169 中 YZR 系列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率 Pw 為 11kw。3.確定電動機轉速按表 2-1 推薦的傳動比合理范圍，兩級圓柱齒輪減速器傳動比 40~8'??i而工作機卷筒軸的轉速為min/96.402.160rDvnw ?????所以電動機轉速的可選范圍為min)124~8(in05.31)49~8(' rrniwd ???符合這一范圍的同步轉速有 。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及m7價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為 的 YZR 系列電動i970r機 YZR180L-6,其滿載轉速為 ,電動機的安裝結構形式以及其中心高,外in/90rnw?形尺寸,軸的尺寸等都在 8-186,表 8-187 中查的。四.計算傳動裝置的總傳動比 并分配傳動比?iA.總傳動比 為?i39.76.0niwm∑?B.分配傳動比外 齒 輪 副ii??考慮潤滑條件等因素，初定Ⅰ31i.?， ， 外 齒 輪 副i＝3.14247.6?i79.? 6C. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉速I 軸 min970rnm??II 軸 in52.1ri??III 軸 mi0.3n??卷筒軸 n51rw?2.各軸的輸入功率I 軸 0.89kw.×ηc0Ⅰ??PII 軸 10.46k.7×1rg ?III 軸 46.rⅠ3.各軸的輸入轉矩I 軸 m107.2N95×78.10np95Ⅰ???TII 軸 8..362III 軸 N950×npⅠⅠ ???3.6.17950T卷筒軸 m×ww?2..36電動機軸 NT??9.1895050nPm將上述計算結果匯總與下表，以備查用。項目 電動機 軸?軸?軸?卷筒軸轉速（r/min） 970 970 151.52 31.05 31.05 7功率 P（kw） 13 12.87 12.36 12.11 11.87轉矩 T（Nm） 128.9 127.69 808.07 3650.83 3577.02傳動比 i 1 6.47 4.79 1效率 0.99 0.96 0.96 0.995. 高速級齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度(GB10095-88)3）材料選擇。由《機械設計》表 10-1，選擇小齒輪材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為235HBS，大齒輪為 45 鋼，正火，硬度為 190HBS，二者材料硬度差為 45HBS。4）選小齒輪齒數(shù) z1=22，則： 2= zi1=142.37 取 z2=1425）初選螺旋角 ?= 02、按齒面接觸疲勞強度設計 3 211 ][.2????HEuZTkddtt ??（1）確定公式內(nèi)的各項數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt=1.62）由《機械設計》圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) ZH=2.4333）由《機械設計》圖 10-26 查得 ??1=0.788 ?2=0.863；則： = + 2=1.6514）小齒輪傳遞的轉矩 T1Ⅰ?=89.00 mN.=8.9 04?.5）由《機械設計》表 10-7 選取齒寬系數(shù) ?d=0.9。 86）由《機械設計》表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 Mpa（大小齒輪均采用鍛造）7）由《機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ?1limH=550Mpa；由圖 10-21c 按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限 ?2limH=390Mpa。8）計算應力循環(huán)次數(shù) nNhj1160?=60 0381970??=2.7936?09； 12.7936?9/3.9167=7.13259）由《機械設計》圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.94KHN2=1.02 。10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1% ，安全系數(shù) S=1，][1?= SHN1lim=0.94?550Mpa=517Mpa2= 2li=1.02 390Mpa=397.8Mpa][H= ][21?=457.4Mpa（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑 dt13 211 ][.2????HEuZTkdtt ??=324 ]4.57389016.3765.1982???=60.433mm2）計算圓周速度 v= smnt01?=3.068 s3）計算齒寬 b 及模數(shù) ntb= ??dt1?60.433mm 9mnt= zdt104cos= 2cos3.60?=2.443mm4）齒高 h=2.25 nt=2.25?2.433mm=5.474mmb/h=11.045）計算縱向重合度 ??= ??tan318.01zd= 140tan238.0?=1.9036）計算載荷系數(shù) K由《機械設計》表 10-2 查得：使用系數(shù) A=1；根據(jù) v=3.068m/s,8 級精度、由《機械設計》圖 10-8 查得： kv=1.12；由表 10-3 查得： kH?= F=1.4（假設 KAt/bⅠ軸 ，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取 =45mmmd7.23nPC≥3Ⅰ'1? '1dⅡ軸 ，取 d2=50mm543'2.Ⅲ軸 ,取 d3=75mmd723.nPC≥Ⅰ' ?B.初選軸承1 軸選軸承為 7310C2 軸選軸承為 7310C3 軸選軸承為 7217C各軸承參數(shù)見下表：基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN軸承代號d D B da Da 動載荷 Cr 靜載荷 Cor7310C 50 110 27 60 100 53.5 47.27217C 80 140 26 90 130 89.5 78.2C.確定軸上零件的位置和固定方式Ⅰ軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用深溝球軸承承載，一軸端連接電動機，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。Ⅱ軸：高速級采用實心齒輪，采用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，由于低速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將低速軸取為齒輪軸， ，下端用套筒固定，使用深溝球軸承承載。Ⅲ軸：采用實心齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸肩固定，使用深溝球軸承承載，下端連接卷揚機，采用離合器連接。九.軸的校核計算1. Ⅲ軸強度校核 18A 低速軸的強度校核由前面選定軸Ⅲ的材料為 40Cr 表面淬火，由機械設計基礎表 14-1 查得抗拉強度 =735Mpab?. .計算齒輪上受力（受力如圖所示）bK=160mm,L1=68.5,L2=137.5作用在齒輪上的圓周力 ,徑向力 ,不考慮軸向力。kNFt56.1?kNFr03.6?a.求垂直面的支撐力, LFrV2012???VrV4251?b.求水平面的支反力 NtH821?c.F 力在支點產(chǎn)生的反力根據(jù)力矩平衡計算得F=10.9kN,LKF84621??? NF1936841092 ????d.垂直面的彎矩,mNMVav??3712 mLMVav??5321`e.水平面的彎矩，LFHa?5.821 NFHa?6712`f.F 力產(chǎn)生的彎矩圖 NKF??742齒輪截面產(chǎn)生的彎矩 mLMa ????16435.08621g.求合成彎矩考慮到最不利的情況，把 直接相加2aHVaFM?與 mNaHVa ????? 7.310645.138722mN?1956`h.求軸傳遞的轉矩 19mNdFTt ?????36248165024i.求危險截面的當量彎矩從圖中可以看出，齒輪截面是最危險的，其當量彎矩為 ??22Mae??認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)應變力，取折合系數(shù) 6.0??所以 ????mNTae ????? 31762.07.2312 ???956.0795`j.計算危險截面處的直徑軸的材料選用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理。查表 14-1 得 MPa750???由表 14-3 查得 ??MPab701???所以 mdbe 8.6.3.0331???考慮到鍵槽對軸的削弱，將 d 值加大 5%故 .80.765.?危險截面滿足條件。軸 3 安全 20 21十.滾動軸承的選擇與計算考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是深溝球軸承軸Ⅰ6010 一對，軸Ⅱ6010 一對，軸Ⅲ選用 6016 一對 (GB/T276-1994) 壽命計算：A.軸Ⅰ 1.查機械設計課程設計表 6-1，得深溝球軸承 6010, kNCr0.2?kNCr2.160? 222.查《機械設計》得X=1, Y=0， ， ，ε=3,0.1?pf.tf?20??計算軸承反力及當量動載荷：因為：軸承所受得總載荷， kNTFt 9.3651027.???d kNFtr 42.1????tan03.9aα×由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： YXPar42.1?3.取軸承預期壽命 hLh0?基本額定動載荷 kNnfPChtpr 824.11096342.1063?????所以軸承 6010 安全，合格B.軸Ⅱ 1.查機械設計課程設計表 6-1，得深溝球軸承 6010,kNCr0.2?kNCr2.160?2.查《機械設計》得X=1, Y=0, ， ，ε=3,.pf.tf?20??3.計算軸承反力及當量動載荷：因為：軸承所受得總載荷， kNTFt 95.17908.22???d 6.2kNtanα×?rF由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： arYXP?4.取軸承預期壽命 hLh10? 23基本額定動載荷kNLnfPChtpr 16.281052.62.10636???????由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：所以軸承 6010 不安全，不合格。選用6210 的安全 C.軸Ⅲ1.查機械設計課程設計表 6-1，得深溝球軸承 6016,kNCr0.2?kNCr2.160?2.查《機械設計》得X=1, Y=0, ， ，ε=3,.pf.tf?20??3.計算軸承反力及當量動載荷：因為：軸承所受得總載荷， kNTFt 56.1438027.6d??? 6.03kNtanα×?rF由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷： arYXP?4.取軸承預期壽命 hLh10?基本額定動載荷 kNnfPChtpr 98.15105.36.1066?????由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷：所以軸承 6016 安全，合格。十一.鍵聯(lián)接選擇及校核1.鍵類型的選擇選擇 45 號鋼，其許用擠壓應力[ MPap150][??Ⅰ軸右端連接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為 45mm，軸段長 84mm，所以選擇單圓頭普通平鍵(A 型)鍵 b=14mm,h=9mm,L=70mm 24Ⅱ軸軸段長為 48mm，軸徑為 54mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A 型）鍵 b=16mm,h=10mm,L=36mmⅢ軸軸段長為 68mm，軸徑為 84mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A 型）鍵 b=22mm,h=14mm,L=56mm右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為 75mm，軸段長 110mm，所以選擇圓頭普通平鍵(A 型)鍵 b=20mm,h=12mm,L=90mm2.鍵類型的校核Ⅰ軸=127.69N.m ，T ][9704516.23Pp MakldT???????則強度足夠， 合格Ⅱ軸T=808.07N.m ， ][13.8036547.823Pp akldT???????則強度足夠， 合格Ⅲ軸T=3650.83N.m ， ][87.1045683.02Pp MakldT???????T=3650.83N.m ， ][2.97.3Ppl則強度足夠， 合格,均在許用范圍內(nèi)。十二.聯(lián)軸器和離合器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器1.減速器進口端mNT???5Ⅰ1027. 25選用 LT7 型（GB/T 4323-2002）彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用 型軸孔，A 型鍵，軸孔直徑1Jd=45~50mm,選 d=45mm,軸孔長度為 L=84mm2.減速器的出口端mNT???6Ⅰ1027.3選用矩形牙嵌式離合器器， ，A 型鍵，軸孔直徑 d=80mm,軸孔長度為 L=110mm十三.減速器附件的選擇1.箱體設計名稱 符號 參數(shù) 設計原則箱體壁厚 δ 10 0.025a+3 >=8箱蓋壁厚 δ1 10 0.02a+3 >=8箱座 b 15 1.5δ箱蓋 b1 15 1.5δ1凸緣厚度底座 b2 25 2.5δ箱座肋厚 m 20 0.85δ型號 df M24地腳螺釘數(shù)目 n 60.036a+12軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 M18 0.75 df箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸 d2 M12 （0.5-0.6）df連接螺栓的間距 l 150 150~200軸承蓋螺釘直徑 d3 M12 （0.4-0.5）df觀察孔蓋螺釘 d4 M8 （0.3-0.4）df定位銷直徑 d 8.4 （0.7-0.8）d2d1,d2 至外箱壁距離 C1 18 C1>=C1mind2 至凸緣邊緣距離 C2 16 C2>=C2min箱體外壁至軸承蓋座端面的距 l1 45 C1+ C2+(5~10) 26離軸承端蓋外徑 D2 135 145 180軸承旁連接螺栓距離 S 120 145 180注釋：a 取低速級中心距，a＝238.75mm2.附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。名稱 規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋140×120為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為 Q235軸承蓋 凸緣式軸承蓋六角螺栓（M12）固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為 HT200定位銷 M9×38 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為 45 號鋼油面指示器油標尺M20檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，選用有氣孔的桿式油標油塞 M18×1. 換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低 275 位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠） 。材料為 Q235起蓋螺釘M18×30為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出 1 個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置吊耳 為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑 18。十四.減速器潤滑方式、密封形式1.潤滑本設計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1）.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度小，所以浸油高度約為 30～50㎜。取為 30㎜。2）.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度小，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。2.密封形式軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。15.設計小結從這次機械的課程設計，我從中學到了很多知識，特別是對最以前比較生疏或者一些比較模糊的知識有了一個較為全面的掌握。這次的課程設計在最開始的設計階段用到了很多我以前從《機械設計基礎》上學到的知識，讓我對已學到的很多知識有了一個比較深刻的鞏固。而且在不斷地學習過程中，讓我挖掘到了很多以前都沒有留意到的新知識。通過各位老師的悉心講解后，獲益匪淺。特別是在關于很多產(chǎn)品的零部件上的設計與加工。本著以質(zhì)量第一，效益第二的設計準則，畢竟做出來的產(chǎn)品要在市場上有競爭力。我從中學到了很多知識，特別是加工工藝方面的。就例如，機座上面聯(lián)接機座與機蓋的孔（軸承旁聯(lián)接螺栓的孔） ，很多參考書都把這個孔設計為沉孔，一方面上，這 28樣有利于螺母的安裝于配合。另一方面，這樣可以減少螺母安裝時表面的加工面積，節(jié)約了一點成本。但是在實際加工中，機座下面的沉孔并不是那么好加工。機座的底座平面擋住了刀具的進入，使得加工沉孔就變得很難。鉆個普通的孔就一塊錢，但是為了加工這樣一個沉孔，至少還得花 10 塊錢去加工。一個沉孔就要多花至少 9 元錢，那么整個機座有很多處沉孔。很顯然，這樣的加工，如果是在小批量生產(chǎn)還算過的去。一旦進入大批量生產(chǎn)，明顯就不行了。通過對加工工藝知識的學習，我在設計孔的時候就要更多的考慮工藝性。就拿剛才的孔為例，我可以不用做沉孔，直接就在加工機座與機蓋配合的表面的同時，用銑刀在下表面稍微刮一下。在設計的時候直接設計成通孔，在表面加個粗糙度就行了。這樣也很容易加工，更重要的是，這樣節(jié)約了成本。同樣為了同樣的目的，方法不一樣，就有很大的差別。在設計的過程中，我遇到了很多問題，在最開始設計齒輪的時候，由于沒有考慮聯(lián)軸器。因此，很多已經(jīng)做好的數(shù)據(jù)都重頭開始做。因為聯(lián)軸器選用 LT7 的彈性聯(lián)軸器，兩端的軸徑不能低于 45mm。恰恰，我再最開始設計的時候沒有注意到，以至于最后我是最校軸徑 30mm 來設計 1 軸來選擇后面所有的標準零件。還有因為最開始沒有做好硬齒面和軟齒面的分析。就用軟齒面來設計 2 對齒輪，最后導致我設計的減速器尺寸和重量比較大。后來把高速級和低速級齒輪都用硬齒面來設計，減速器尺寸小了很多。經(jīng)過接近 20 多天的課程設計，讓我學到了很多知識。有一些就是書本上沒有的知識，讓我認識到，做為一個設計者，每一個小的細節(jié)都必須注意到，往往在一些小的細節(jié)上可以引發(fā)很大的問題。從我錯誤的經(jīng)歷中，讓我明白了它的重要性。不言而喻，這些誰都懂，但是又有誰能真正做好？課程設計結束了，但是我的學習并未結束。我要不斷勉勵自己學習。十六、 參考資料《機械設計基礎》第三版高等教育出版社 ISBN 978-7-04-022130-5《機械設計課程設計實例與禁忌》化學工業(yè)出版社 ISBN 978-7-122-04835-6《減速器設計實例精解》機械工業(yè)出版社 ISBN 978-7-111-27837-5《減速器課程設計指導書及圖冊》東南大學出版社 ISBN 978-7-5641-2362-8