單級圓柱齒輪減速器課程設計,圓柱齒輪,減速器,課程設計 機械設計 課程設計說明書 設計題目 ： 設計用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器 開始日期 ： 2009年1月12日 完成日期 ： 2009年1月19日 班級學號: 10704020203 設計者 : 陳云飛 指導教師: 林昌華 所在院校: 重慶理工大學汽車學院 重慶理工大學機械設計課程設計 前言 減速器的結(jié)構(gòu)隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平面與水平面平行，如圖1-2-1a所示。后者兩軸線平面與水平面垂直，如圖1-2-1b所示。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速器作為主要介紹對象。 單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。 圖1-2-2和圖1-2-3所示分別為單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖和結(jié)構(gòu)圖。減速器一般由箱體、齒輪、軸、軸承和附件組成。 箱體由箱蓋與箱座組成。箱體是安置齒輪、軸及軸承等零件的機座，并存放潤滑油起到潤滑和密封箱體內(nèi)零件的作用。箱體常采用剖分式結(jié)構(gòu)（剖分面通過軸的中心線），這樣，軸及軸上的零件可預先在箱體外組裝好再裝入箱體，拆卸方便。箱蓋與箱座通過一組螺栓聯(lián)接，并通過兩個定位銷釘確定其相對位置。為保證座孔與軸承的配合要求，剖分面之間不允許放置墊片，但可以涂上一層密封膠或水玻璃，以防箱體內(nèi)的潤滑油滲出。為了拆卸時易于將箱蓋與箱座分開，可在箱蓋的凸緣的兩端各設置一個起蓋螺釘（參見圖1-2-3），擰入起蓋螺釘，可順利地頂開箱蓋。箱體內(nèi)可存放潤滑油，用來潤滑齒輪；如同時潤滑滾動軸承，在箱座的接合面上應開出油溝，利用齒輪飛濺起來的油順著箱蓋的側(cè)壁流入油溝，再由油溝通過軸承蓋的缺口流入軸承（參圖1-2-3）。 減速器箱體上的軸承座孔與軸承蓋用來支承和固定軸承，從而固定軸及軸上零件相對箱體的軸向位置。軸承蓋與箱體孔的端面間墊有調(diào)整墊片，以調(diào)整軸承的游動間隙，保證軸承正常工作。為防止?jié)櫥蜐B出，在軸的外伸端的軸承蓋的孔壁中裝有密封圈（參見圖1-2-3）。 減速器箱體上根據(jù)不同的需要裝置各種不同用途的附件。為了觀察箱體內(nèi)的齒輪嚙合情況和注入潤滑油，在箱蓋頂部設有觀察孔，平時用蓋板封住。在觀察孔蓋板上常常安裝透氣塞（也可直接裝在箱蓋上），其作用是溝通減速器內(nèi)外的氣流，及時將箱體內(nèi)因溫度升高受熱膨脹的氣體排出，以防止高壓氣體破壞各接合面的密封，造成漏油。為了排除污油和清洗減速器的內(nèi)腔，在減速器箱座底部裝置放油螺塞。箱體內(nèi)部的潤滑油面的高度是通過安裝在箱座壁上的油標尺來觀測的。為了吊起箱蓋，一般裝有一到兩個吊環(huán)螺釘。不應用吊環(huán)螺釘?shù)踹\整臺減速器，以免損壞箱蓋與箱座之間的聯(lián)接精度。吊運整臺減速器可在箱座兩側(cè)設置吊鉤（參見圖1-2-3）。 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(jié)………………………………………………36 十三、參考資料目錄…………………………………………38 一、 機械設計課程設計任務書 題目：設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作。減速器小批生產(chǎn)，使用期限5年。輸送機工作轉(zhuǎn)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(zhuǎn) (三)、原始數(shù)據(jù) 輸送機工作軸上的功率P (kW) ：4.5 輸送機工作軸上的轉(zhuǎn)速n (r/min)：90 輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 (四)、設計內(nèi)容 1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 斜齒輪傳動設計計算 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.輸出軸及其輸出軸上齒輪零件圖各一張 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 計 算 及 說 明 結(jié) 果 二、 電動機的選擇 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)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）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為： η總=η１×η２4×η３×η４×η5 根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、 η3、η4、η5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和圓錐齒輪傳動的傳動效率。 取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93 則：　η總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 　　 =0.85 所以：電機所需的工作功率： 　　　　Pd　=ＰＷ/η總 =4.5/ 0.85 =5.3 (kw) η總=0.85 Pd=5.3(kw) 計 算 及 說 明 結(jié) 果 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為： nＷ＝【（1-5%）～（1+5%）】×90r/min ＝85.5～94.5 r/min 根據(jù)《機械設計課程設計》Ｐ10表2-3推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。 取開式圓錐齒輪傳動的傳動比Ｉ１’=２～3 。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝ Ｉ’ ×Ｉ１’=６～18。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd’=Ｉa’× nＷ 　　　　　 =(6～18)×90 =540～1620 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)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(zhuǎn)速 (r/min) 電動機重量(N) 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V帶傳動 減速器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 nw＝85.5～94.5 r/min Nd’=530～1620 r/min 計 算 及 說 明 結(jié) 果 和圓錐齒輪帶傳動、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Y132M2-6，其主要性能： 中心高H 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安裝尺寸 A×B 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 D×E 裝鍵部位尺寸 F×GD 132 520×345×315 216×178 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(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n 1、可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ nＷ =960/90 =10.67 ia=10.67 計 算 及 說 明 結(jié) 果 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動 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P10表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動 i=2～3） 因為：　　　ia＝i0×i 所以：　　　i＝ia／i0 ＝10.67/3 ＝3.56 四、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，......以及 i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比 η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率 PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min） 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) i0=3 i i＝3.56 計 算 及 說 明 結(jié) 果 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉(zhuǎn)速： Ⅰ軸：nⅠ= nm=960（r/min） 　?、蜉S：nⅡ= nⅠ/ i=960/3.56=269.66r/min III軸：nⅢ= nⅡ 螺旋輸送機：nIV= nⅢ/i 0=269.66/3=89.89 r/min （2）計算各軸的輸入功率： Ⅰ軸： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1 =5.3×0.99=5.247（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3 =5.247×0.99×0.97=5.04（KW） III軸： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4 =5.04×0.99×0.99=4.94（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= PⅢ·η2·η5=4.54（KW） nⅠ=960（r/min） nⅢ= nⅡ=269.66 r/min nIV=89.89 r/min PⅠ=5.247（KW） PⅡ=5.04（KW） PⅢ=4.94（KW） PIV=4.54（KW） 計 算 及 說 明 結(jié) 果 （3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×5.3/960 =52.72 N·m Ⅰ軸： TⅠ= Td·η01= Td·η1 =52.72×0.99=52.2 N·m Ⅱ軸： TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3 =52.2×3.56×0.99×0.97=178.45N·m III軸：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4=174.9 N·m 螺旋輸送機軸：TIV = T Ⅲ ·i0·η2·η5=483.1N·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=5.247×0.99=5.2KW P’Ⅱ= PⅡ×η軸承=5.04×0.99=5.0KW P’ Ⅲ= PⅢ×η軸承=4.94×0.99=4.9KW （5）計算各軸的輸出轉(zhuǎn)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=52.2×0.99=51.68 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η軸承=178.45×0.99= 176.67N·m T’ Ⅲ= TⅢ×η軸承=174.9×0.99= 173.15N·m T Td =52.72 N·m TⅠ=52.2 N·m TII=178.45N·m TⅢ=174.9 N·m TIV=483.1N·m P’I= 5.2KW P’II=5.0KW P’III=4.9KW T’I=51.68 N·m T’II=176.67 N·m T’III= 173.15 N·m 計 算 及 說 明 結(jié) 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 功效率P （KW） 轉(zhuǎn)矩T （N·m） 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 5.3 52.72 960 1 0.99 Ⅰ軸 5.25 5.2 52.2 51.68 960 0.96 3.56 Ⅱ軸 5.04 5.0 178.45 176.67 269.66 0.98 Ⅲ軸 4.94 4.9 174.9 173.15 269.66 3 0.92 輸送機軸 4.54 4.50 483.1 478.27 89.89 四、 傳動件的設計計算 (一)、減速器內(nèi)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40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=21 ，u=3.6 Z2=Z1·u=21×3.6=75.6 取Z2=76 Z1=21 Z2=76 計 算 及 說 明 結(jié) 果 由表10-7選取齒寬系數(shù)φd＝=0.5·（u+1）·φa=1.15 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t≥ 確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)K=1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.2/960 =5.17×104N·mm 3) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表10-6取 ZE=189.8 4) 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6) 由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×5）＝1.382×109 N2＝N1/3.6＝3.84×108 7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.93；KHN2＝0.97 φd＝1.15 T1=5.17×104N·mm N1＝1.382×109 N2＝3.84×108 計 算 及 說 明 結(jié) 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 [σH]1＝＝0.93×600MPa＝558MPa [σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa （4）、計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小值 d1t≥ ==49.06mm 2) 計算圓周速度 v===2.5m/s 3) 計算齒寬b及模數(shù)mt b=φd*d1t=1×49.76mm=49.06mm mt===2.33 mm h=2.25mt=2.25×2.33mm=5.242mm b/h=49.06/5.242=9.359 4) 計算載荷系數(shù)K 已知工作有輕振，所以取KA=1.25，根據(jù)v=2.5m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.08； [σH]1＝558MPa [σH]2＝533.5MPa d1t≥49.06 mm v=2.5m/s b=49.06mm mt=2.33mm h=5.242mm b/h=9.359 計 算 及 說 明 結(jié) 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， KHβ=1.013 由圖10—13查得KFβ=1.015 直齒輪KHα=KFα=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.08×1×1.013 =1.368 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 d1==mm=49.90mm 6) 計算模數(shù)m m =mm=2.37 mm （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≥ 1） 確定計算參數(shù) A. 計算載荷系數(shù) K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.08×1×1.015=1.37 B. 查取齒型系數(shù) 由表10－5查得YFa1=2.76；YFa2=2.228 K=1.819 d1=49.90 mm m=2.37 mm K=1.37 計 算 及 說 明 結(jié) 果 C. 查取應力校正系數(shù) 由表10－5查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 D. 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σF1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σF2=380Mpa； 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.856，KFN2=0.892 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）[σF]= [σF1]=428Mpa [σF2]=242.11MPa E. 計算大、小齒輪的并加以比較 ==0.01005 ==0.01621 大齒輪的數(shù)值大。 （6）、設計計算 m≥=1.65mm 對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=49.90mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=49.90/2=24.95取Z1=25 []1=428 Mpa []2=242.11MPa = 0.01005 = 0.01621 m≥1.65mm m=2mm Z1=25 計 算 及 說 明 結(jié) 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3.6x25=90 （7）、幾何尺寸計算 a) 計算分度圓直徑 d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×90=180mm b) 計算中心距 a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mm c) 計算齒輪寬度 b= d1·φd=50 取B2=50mm B1=55mm （8）、結(jié)構(gòu)設計 大齒輪采用腹板式，如圖10-39（《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。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=72 取 Z2=90 d1=50 mm d2=180mm a=115 mm B2=50mm B1=55mm Z1=26 u=3 Z2=72 計 算 及 說 明 結(jié) 果 （3）確定許用應力 A: 確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查圖10-20得=450Mpa, =380Mpa B: 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =60×269.66×1×（2×8×300×5）=3.883×108 N2=N1/u=3.883×108/3=1.294×108 查圖10—19得kHN1=0.96,kHN2=0.98 C：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式 查圖10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91 （4）初步計算齒輪的主要尺寸 N1=3.883×108 N2=1.294×108 計 算 及 說 明 結(jié) 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 dt≥ 確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)K=1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×4.9/269.66 =1.74×104N·mm 3) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表10-6取 ZE=189.8 4）試算小齒輪分度圓直徑d1t dt≥ ==47.53mm 5）計算圓周速度 v===0.671m/s 因為有輕微震動，查表10-2得KA=1.25。根據(jù)v=0.67m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.03； T1=1.74×104N·mm dt≥47.53mm v=0.671m/s 計 算 及 說 明 結(jié) 果 取 故載荷系數(shù) K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.03×1×1.2 =1.545 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 d1==mm=50.34mm 50.34=42.789mm 7） 計算大端模數(shù)m m =mm=1.94 mm （5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式(10—23) mn≥ 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 由表10-9查得KHβbe=1.25 則KFβ=1.5 KHβbe=1.875 K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1×1.875=2.414 2）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) K=1.545 d1=50.34mm dm1=42.789mm m=1.94 K=2.414 計 算 及 說 明 結(jié) 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10-5 齒形系數(shù) YFa1=2.57；YFa2=2.06 應力修正系數(shù) Ysa1=1.60；Ysa2=1.97 3）計算大、小齒輪的并加以比較 ==0.01437 ==0.01643 大齒輪的數(shù)值大。 4）設計計算 mn≥ ==1.812 對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.812并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=50.34mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=50.34/2=25.17取Z1=25 = 0.01437 = 0.01643 mn≥1.812 Z1=25 計 算 及 說 明 結(jié) 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3x25=75 （7）、幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×75=150mm 2)計算錐距 R==79.06 3)計算齒輪寬度 b= R·φR=79.06x0.3=23.7 取B2=30mm B1=25mm 五、 軸的設計計算 （一）、減速器輸入軸（I軸） 1、初步確定軸的最小直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217--255HBS 軸的輸入功率為PI=5.25 KW 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min 根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥ 2、求作用在齒輪上的受力 Z2=75 d1=50 mm d2=150mm R=79.06 b=23.7 B2=30mm B1=25mm d≥ 計 算 及 說 明 結(jié) 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=50mm 而 Ft1==2067.2N Fr1=Ft=752.4N 圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。 3、軸的結(jié)構(gòu)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 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=22mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TI=1.3×52.2=67.86Nm，查標準GB/T 5014—1986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑 Ft1=2067.2N Fr1=752.4N D1=24mm L1=50mm 計 算 及 說 明 結(jié) 果 取Φ30mm,根據(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30mm，故取該段長為L2=74mm 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Φ35mm，長度為L3=20mm 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(nèi)圈外徑，取D4=Φ45mm，長度取L4= 22.5mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ54mm，分度圓直徑為Φ50mm，齒輪的寬度為55mm，則，此段的直徑為D5=Φ54mm，長度為L5=55mm 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(nèi)圈外徑，取D6=Φ45mm 長度取L6= 22.5mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ35mm，長度L7=20mm 4、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：RA=RB=Ft/2 =1033.6N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 D2=30mm L2=74mm D3=35mm L3=20mm D4=Φ45mm L4= 22.5mm D5=Φ54mm L5=55mm D6=Φ45mm L6= 22.5mm D7=Φ35mm，L7=18mm RA=RB =1033.6N 計 算 及 說 明 結(jié) 果 那么RA’=RB’ =Fr/2=376.2N 2） 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 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C為危險截面。 已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： RA’=RB’ 376.2 N 計 算 及 說 明 結(jié) 果 σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =70.36×1000/(0.1×453)=7.72<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 （二）、減速器輸出軸（II軸） 1、初步確定軸的最小直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217--255HBS 軸的輸入功率為PI=5.04KW 轉(zhuǎn)速為nI=269.66r/min 根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥ 2、求作用在齒輪上的受力 因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=180mm 而 Ft1==1963N Fr1=Ft=714.5N 圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。 d≥ Ft1=1963N Fr1=714.5N 計 算 及 說 明 結(jié) 果 3、軸的結(jié)構(gòu)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 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Φ32mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×178.45=231.99N.m，查標準GB/T 5014—1985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ40mm,根據(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30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則 D1=32mm L1=80 D2=Φ40mm L2=74mm 計 算 及 說 明 結(jié) 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Φ45mm，長度為L3=41mm 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180mm，則第四段的直徑取Φ50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=48mm 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D5=Φ56mm ,長度取L5=6mm 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(nèi)圈外徑，取D6=Φ60mm 長度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ45mm，長度L7=19mm 4、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：RA=RB=Ft/2 =981.5N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr/2=357.25N 4） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖 D3=Φ45mm L3=41mm D4=Φ50mm L4=48mm D5=Φ56mm L5=6mm D6=Φ60mm L6= 20mm D7=Φ45mm，L7=19mm RA=RB=Ft/2 =981.5N RA’=RB’ =357.25N 計 算 及 說 明 結(jié) 果 5） 判斷危險截面并驗算強度 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C為危險截面。 已知MeC2=121.83Nm ,由課本表15-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) 計 算 及 說 明 結(jié) 果 =124.83×1000/(0.1×503)=9.75<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<［σ-1］ 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(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)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(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。 4. 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)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(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 計 算 及 說 明 結(jié) 果 5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)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(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)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(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 7. 調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)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(nèi)。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(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 計 算 及 說 明 結(jié) 果 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 10 機蓋壁厚 δ1 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 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機壁距離 C1 28, 24, 20 df，d1, d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 20，16 軸承旁凸臺半徑 R1 12, 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 l1 35 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 20 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 8， 8 軸承端蓋外徑 D2 90， 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Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2 七、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=50mm L3=48mm TⅡ=178.45Nm 查手冊 選用A型平鍵 A鍵 16×10 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm 根據(jù)課本（6-1）式得 計 算 及 說 明 結(jié) 果 σp=4 ·T/(d·h·L) =4×176.67×1000/（16×10×32） =138.02Mpa < [σR] (150Mpa) 2. 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=24mm L2=50mm TⅠ=51.68N·m 查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003 B鍵8×7 GB1096-79 l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mm σp=4 ·TⅠ/（d·h·l） =4×51.68×1000/（8×7×40） = 92.28Mpa < [σp] (150Mpa) 3. 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=32mm L2=80mm TⅠ=176.67N·m 查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003 C鍵10×8 GB1096-79 l=L2-b=80-10=70mm h=8mm σp=4 ·TⅠ/（d·h·l） =4×176.67×1000/（10×8×70） = 126.2Mpa < [σp] (150Mpa) 計 算 及 說 明 結(jié) 果 八、 滾動軸承的選擇及計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh=2×8×300×5=24000小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （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Fr徑向力作用，所以P=Fr=752.4N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 選擇6207軸承 Cr=19.8KN ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸入軸的軸承設計計算 （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Fr徑向力作用，所以P=Fr=714.5N 計 算 及 說 明 結(jié) 果 （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 選擇6209軸承 Cr=24.5KN ∴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(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)矩TC2=KA×TⅡ=1.3×176.67=229.67Nm， TC1=KA×TⅡ=1.3×51.68=67.19Nm， 其中KA為工況系數(shù)，KA=1.3 （3）型號選擇 根據(jù)TC2，軸徑d2，軸的轉(zhuǎn)速n2， 查標準GB/T 5014—1985，輸出軸選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=315Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=5600r/m ,故符合要求。 根據(jù)TC1，軸徑d1，軸的轉(zhuǎn)速n1， 查標準GB/T 5843—1985，輸入軸選用YL6型凸緣聯(lián)器，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=100Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=5200r/m ,故符合要求。 十、減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M16×1.5 十一、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35mm。 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L-AN15潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)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）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 十二、設計小結(jié) 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(jié)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(jīng)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(jié),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(jié)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(jié)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(jié)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(jié)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(guān)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(jié)構(gòu)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