一級斜齒圓柱齒輪減速器設計【F=2000V=1.8D=400(說明書+CAD圖紙+solidworks三維建模）課程設計,一級,圓柱齒輪,減速器,設計,說明書,仿單,cad,圖紙,solidworks,三維,建模,課程設計 機械設計減速器設計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設計任務書..............................................4 第二部分 傳動裝置總體設計方案.....................................5 第三部分 電動機的選擇............................................5 3.1 電動機的選擇............................................5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)............................7 第五部分 V帶的設計..............................................8 5.1 V帶的設計與計算.........................................8 5.2 帶輪的結構設計..........................................11 第六部分 齒輪傳動的設計.........................................12 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計..........................20 7.1 輸入軸的設計...........................................20 7.2 輸出軸的設計...........................................24 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................29 8.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................29 8.2 輸出軸鍵選擇與校核......................................30 第九部分 軸承的選擇及校核計算....................................30 9.1 輸入軸的軸承計算與校核..................................30 9.2 輸出軸的軸承計算與校核...................................31 第十部分 聯(lián)軸器的選擇...........................................32 第十一部分 減速器的潤滑和密封....................................33 11.1 減速器的潤滑...........................................33 11.2 減速器的密封...........................................34 第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸...........................34 設計小結.......................................................36 參考文獻.......................................................37 第一部分 設計任務書 一、初始數(shù)據(jù) 設計一級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2000N，V = 1.8m/s，D = 400mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 二. 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 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. 設計V帶和帶輪 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯(lián)接設計 9. 箱體結構設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 第二部分 傳動裝置總體設計方案 一. 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。 3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和一級斜齒圓柱齒輪減速器。 二. 計算傳動裝置總效率 ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。 第三部分 電動機的選擇 3.1 電動機的選擇 圓周速度v: v=1.8m/s 工作機的功率pw: pw= 3.6 KW 電動機所需工作功率為: pd= 4.32 KW 工作機的轉速為: n = 86 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=3~6，則總傳動比合理范圍為ia=6~24，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×86 = 516~2064r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=960r/min，同步轉速1000r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 132mm 515×315 216×178 12mm 38×80 10×33 3.2 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速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nm/n=960/86=11.16 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0×i 式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為: i=ia/i0=11.16/2.5=4.46 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速: 輸入軸：nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/min 輸出軸：nII = nI/i = 384/4.46 = 86.1 r/min 工作機軸：nIII = nII = 86.1 r/min （2)各軸輸入功率: 輸入軸：PI = Pd×h1 = 4.32×0.96 = 4.15 KW 輸出軸：PII = PI×h2×h3 = 4.15×0.98×0.97 = 3.94 KW 工作機軸：PIII = PII×h2×h4 = 3.94×0.98×0.99 = 3.82 KW 則各軸的輸出功率： 輸入軸：PI' = PI×0.98 = 4.07 KW 輸出軸：PII' = PII×0.98 = 3.86 KW 工作機軸：PIII' = PIII×0.98 = 3.74 KW (3)各軸輸入轉矩: 輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉矩: Td = = 42.98 Nm 所以： 輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 42.98×2.5×0.96 = 103.15 Nm 輸出軸：TII = TI×i×h2×h3 = 103.15×4.46×0.98×0.97 = 437.32 Nm 工作機軸：TIII = TII×h2×h4 = 437.32×0.98×0.99 = 424.29 Nm 輸出轉矩為： 輸入軸：TI' = TI×0.98 = 101.09 Nm 輸出軸：TII' = TII×0.98 = 428.57 Nm 工作機軸：TIII' = TIII×0.98 = 415.8 Nm 第五部分 V帶的設計 5.1 V帶的設計與計算 1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故 Pca = KAPd = 1.1×4.32 kW = 4.75 kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 112 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度 5.63 m/s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑 dd2 = i0dd1 = 2.5×112 = 280 mm 根據(jù)課本查表，取標準值為dd2 = 280 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度 Ld0 ≈ ≈ 1630 mm 由表選帶的基準長度Ld = 1640 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。 a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1640 - 1630)/2 mm ≈ 505 mm 按課本公式，中心距變化范圍為480 ~ 554 mm。 5.驗算小帶輪上的包角a1 a1 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（280 - 112)×57.3°/505 ≈ 160.9°> 120° 6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.16 kW。 根據(jù)nm = 960 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是 Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.16 + 0.11)×0.95×0.99 kW = 1.19 kW 2）計算V帶的根數(shù)z z = Pca/Pr = 4.75/1.19 = 3.99 取4根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105 kg/m，所以 F0 = = = 175.4 N 8.計算壓軸力FP FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×4×175.4×sin(160.9/2) = 1383.59 N 9.主要設計結論 帶型 A型 根數(shù) 4根 小帶輪基準直徑dd1 112mm 大帶輪基準直徑dd2 280mm V帶中心距a 505mm 帶基準長度Ld 1640mm 小帶輪包角α1 160.9° 帶速 5.63m/s 單根V帶初拉力F0 175.4N 壓軸力Fp 1383.59N 5.2 帶輪結構設計 1.小帶輪的結構設計 1）小帶輪的結構圖 2）小帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內孔直徑d 電動機軸直徑D D = 38mm 38mm 分度圓直徑dd1 112mm da dd1+2ha 112+2×2.75 117.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×38 76mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 63mm L (1.5~2)d (1.5~2)×38 76mm 2.大帶輪的結構設計 1）大帶輪的結構圖 2）大帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 26mm 26mm 分度圓直徑dd1 280mm da dd1+2ha 280+2×2.75 285.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×26 52mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 63mm L (1.5~2)d (1.5~2)×26 52mm 第六部分 齒輪傳動的設計 1.選精度等級、材料及齒數(shù) （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 25，大齒輪齒數(shù)z2 = 25×4.46 = 111.5，取z2= 112。 （4）初選螺旋角b = 14°。 （5）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 T1 = 103.15 N/m ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561° aat1 = arccos[z1cosat/(z1+2han*cosb)] = arccos[25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°)] = 29.683° aat2 = arccos[z2cosat/(z2+2han*cosb)] = arccos[112×cos20.561°/(112+2×1×cos14°)] = 23.025° 端面重合度： ea = [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2π = [25×(tan29.683°-tan20.561°)+112×(tan23.025°-tan20.561°)]/2π = 1.664 軸向重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×25×tan(14°)/π = 1.984 重合度系數(shù)： Ze = = = 0.653 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zb = = = 0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×384×1×10×300×2×8 = 1.11×109 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.11×109/4.46 = 2.48×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = = 528 MPa [sH]2 = = = 500.5 MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [sH] = [sH]2 = 500.5 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 48.811 mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v v = = = 0.98 m/s ②齒寬b b = = = 48.811 mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 0.98 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。 ③齒輪的圓周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×103.15/48.811 = 4226.506 N KAFt1/b = 1×4226.506/48.811 = 86.59 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KHb = 1.345。 則載荷系數(shù)為： KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.4×1.345 = 1.977 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1 = = 48.811× = 56.131 mm 及相應的齒輪模數(shù) mn = d1cosb/z1 = 56.131×cos14°/25 = 2.179 mm 模數(shù)取為標準值m = 2 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a = = = 141.19 mm 中心距圓整為a = 140 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 b = = = 11.889° 即：b = 11°53′20″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 = = = 51.095 mm d2 = = = 228.905 mm （4）計算齒輪寬度 b = sd×d1 = 1×51.095 = 51.095 mm 取b2 = 52 mm、b1 = 57 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 sF = ≤ [sF] 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos311.889° = 26.679 ZV2 = Z2/cos3b = 112/cos311.889° = 119.52 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan11.889°×cos20.561°) = 11.152° 當量齒輪重合度： eav = ea/cos2bb = 1.664/cos211.152°= 1.729 軸面重合度： eb = φdz1tanb/π = 1×25×tan11.889°/π = 1.675 重合度系數(shù)： Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.729 = 0.684 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yb = 1-eb = 1-1.675× = 0.834 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.345，結合b/h = 11.56查圖得KFb = 1.315 則載荷系數(shù)為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05×1.4×1.315 = 1.933 ⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87 取安全系數(shù)S=1.4，得 [sF]1 = = = 303.57 MPa [sF]2 = = = 236.14 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 182.097 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 173.013 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設計結論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 112，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 11.889°= 11°53′20″，中心距a = 140 mm，齒寬b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。 6.齒輪參數(shù)總結和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數(shù)m 2mm 2mm 齒數(shù)z 25 112 螺旋角β 左11°53′20″ 右11°53′20″ 齒寬b 57mm 52mm 分度圓直徑d 51.095mm 228.905mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2mm 2mm 齒根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齒高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 55.095mm 232.905mm 齒根圓直徑df d-2×hf 46.095mm 223.905mm 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 7.1 輸入軸的設計 1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 P1 = 4.15 KW n1 = 384 r/min T1 = 103.15 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 51.095 mm 則: Ft = = = 4037.6 N Fr = Ft× = 4037.6× = 1501.7 N Fa = Fttanb = 4037.6×tan11.8890 = 849.6 N 3.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，調質處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得： dmin = A0× = 112× = 24.8 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 26 mm 4.軸的結構設計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 31 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 36 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 31 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T = 35×72×18.25 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 18.25+15 = 33.25 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 57 mm，d56 = d1 = 51.095 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，則 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30207軸承查手冊得a = 15.3 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (63/2+50+15.3)mm = 96.8 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (57/2+33.25+9-15.3)mm = 55.4 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (57/2+9+33.25-15.3)mm = 55.4 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 2018.8 N FNH2 = = = 2018.8 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -1645.6 N FNV2 = = = 1763.7 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 2018.8×55.4 Nmm = 111842 Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0 = FpL1 = 1383.59×96.8 Nmm = 133932 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = -1645.6×55.4 Nmm = -91166 Nmm MV2 = FNV2L3 = 1763.7×55.4 Nmm = 97709 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： M1 = = 144291 Nmm M2 = = 148512 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（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 = 11.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設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： 7.2 輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2 P2 = 3.94 KW n2 = 86.1 r/min T2 = 437.32 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 228.905 mm 則: Ft = = = 3821 N Fr = Ft× = 3821× = 1421.2 N Fa = Fttanb = 3821×tan11.889° = 804 N 3.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，調質處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得 dmin = A0× = 112× = 40.1 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT2，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca = KAT2 = 1.3×437.32 = 568.5 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45 mm故取d12 = 45 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結構設計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 50 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 55 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm，故d34 = d67 = 55 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 22.75+15 = 37.75 mm 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 64 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 52 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 50 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 22.75 mm，則 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 22.75+8+16+2.5+2 = 51.25 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30211軸承查手冊得a = 21 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (52/2-2+51.25-21)mm = 54.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (52/2+11.5+37.75-21)mm = 54.2 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 1910.5 N FNH2 = = = 1910.5 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 1559.5 N FNV2 = = = 138.3 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 1910.5×54.2 Nmm = 103549 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = 1559.5×54.2 Nmm = 84525 Nmm MV2 = FNV2L3 = 138.3×54.2 Nmm = 7496 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： M1 = = 133667 Nmm M2 = = 103820 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（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 = 13.6 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設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： 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×50mm，接觸長度:l' = 50-8 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×42×26×120/1000 = 229.3 Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 8.2 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×45mm，接觸長度:l' = 45-18 = 27 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×27×50×120/1000 = 534.6 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 Nm T≥T2，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 = 10×2×8×300 = 48000 h 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×1501.7+0×849.6 = 1501.7 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 1501.7× = 12294 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30207軸承，Cr = 54.2 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 6.66×106≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 9.2 輸出軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×1421.2+0×804 = 1421.2 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 1421.2× = 7430 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30211軸承，Cr = 90.8 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.99×108≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 1.載荷計算 公稱轉矩： T = T2 = 437.32 Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉矩為： Tca = KAT2 = 1.3×437.32 = 568.5 Nm 2.型號選擇 選用LT8型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉矩為T = 710 Nm，許用最大轉速為n = 3000 r/min，軸孔直徑為45 mm，軸孔長度為84 mm。 Tca = 568.5 Nm ≤ T = 710 Nm n2 = 86.1 r/min ≤ n = 3000 r/min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 第十一部分 減速器的潤滑和密封 11.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 4.5 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于大齒輪圓周速度v = 0.98 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 11.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。 第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸 12.1 減速器附件的設計與選取 1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質。視孔蓋示意圖及相關尺寸計算如下： 查輔導書手冊得具體尺寸如下： L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞 放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。箱外應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈尺寸如下圖所示： 3.油標（油尺） 油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設計采用桿式油標，桿式油標結構簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊，具體結構和尺寸如下： 4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱體內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導書手冊，本設計采用通氣器型號及尺寸如下： 5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示： 吊孔尺寸計算： b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mm d = b =16 mm R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm 吊耳尺寸計算： K = C1+C2 = 16+14 = 30 mm H = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mm h = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mm r = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm 6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應為圓柱形，以免損壞螺紋。本設計起蓋螺釘尺寸如下： 7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷長度應大于連接凸緣總厚度。本設計定位銷尺寸如下： 12.2 減速器箱體主要結構尺寸 名稱 符號 公式與計算 結果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025×140+3=4.5 取8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02×140+3=3.8 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.5×8=12 取12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036×140+12=17 取M18 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250時，取n=4 取4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.75×18=13.5 取M14 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8 取M10 連接螺栓d2的間距 l 150-200 取150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9 取M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2 取M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 取8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據(jù)螺栓直徑查表 取24、20、16 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據(jù)螺栓直徑查表 取22、18、14 軸承旁凸臺半徑 R1 =18 取18 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 外箱壁至軸承座端面距離 L1 C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10) 取43 大齒輪頂圓與內箱壁距離 Δ1 ＞1.2δ=1.2×8=9.6 取12 齒輪端面與內箱壁距離 Δ ＞δ=8 取16 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ≈0.85δ=0.85×8=6.8 取7 設計小結 這次關于減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設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。 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設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機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 參考文獻 [1] 濮良貴、陳國定、吳立言.機械設計.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陳立德.機械設計課程設計指導書 [3] 龔桂義.機械設計課程設計圖冊 [4] 機械設計手冊委員會.機械設計手冊(新版).北京機械工業(yè)出版社，2004