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1、減速器齒輪傳動 課程設計報告 課程名稱： 設計題目 ： 系 別： 專業(yè)班級 ： 學生姓名 ： 學 號： 指導老師 ： 設計時間 ：  機械基礎 齒輪減速器傳動設計 機電工程系 機電設備 4 班 景東方 0208

2、110436 隋冬杰 2012 年 12 月 河南質量工程職業(yè)學 1 減速器齒輪傳動 河南質量工程職業(yè)學院 機電工程系課程設計任務書 專業(yè) 機電設備 4 學 0208110 學生 指導 班級 班 號 436 景東方 隋冬杰 姓名 教師 設計題目 齒輪減速器傳動設計 主 要 設計計算 選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力

3、參數(shù)，進行傳動件設 的設計計算，校核軸、軸承、鍵，選擇聯(lián)軸器等。 計 內 容 主 要 該壓碎機兩班制連續(xù)工作，單向回轉，有較大振動，壓碎機滾子轉速允許 技 術 誤差為 5%，使用期限 8 年。 指 標 工 作 計 劃 及 安 排 [1] 孫桓、陳作模主編 .《機械原理》 .高等教育出版社出版 .2000.8 主 要 參 [2] 席偉光、楊光、李波主編 .《機械設計基礎課程設計》 . 高等教育 考 資 出版社出版 .2002.9 料 及 [3] 吳宗澤、

4、羅圣國主編 .《機械設計課程設計手冊》 .高等教育出版社 文 獻 出版 .1998.12 2 減速器齒輪傳動 [4] 吳宗澤主編 .《機械設計》 .高等教育出版社出版 .2003.5 [5] 岳優(yōu)蘭，馬文鎖 . 機械設計基礎 . 開封：河南大學出版社， 2009.5 [6] 隋冬杰 . 機械基礎 . 上海：復旦大學出版社， 2010.7 [7] 胡宴費 . 機械設計基礎 . 北京：高等教育出版社． 2005.10 [8] 吳晗 . 機械設計教程 . 北京 : 北京理工大學

5、出版社 .2007.3 [9] 黃鶴汀 . 機械制造技術 .. 北京 : 機械工業(yè)出版社 .1997.12 [10] 成大先 . 機械設計手冊 ( 第五版 ). 北京：化學工業(yè)出版社， 2008.04 3 減速器齒輪傳動

6、 目 錄 1 設計內容 .................................................................................. 4 2 原始數(shù)據(jù)及設計要求 .............................................................. 4 3 設計與計算 4 3.1 電動機的選擇 3.2 計算總傳動比并分配各級傳動比 3.3 各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格 3.4 齒輪的設計計算 3.5

7、軸與軸承的設計計算及校核 3.6 鍵等相關標準鍵的選擇 3.7 減速器的潤滑與密封 3.8 箱體結構設計 4 小結 .......................................................................................... 19 5 參考文獻 .................................................................................. 19

8、 4 減速器齒輪傳動 1 設計內容 設計計算 選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，進行傳動件的設計計算，校核軸、軸承、鍵，選擇聯(lián)軸器等。 2 原始數(shù)據(jù)及設計要求 原始數(shù)據(jù)：碎料箱滾子軸轉速 71.66 rpm ；碎料箱輸入軸所需功率 KW 。 技術條件：該壓碎機兩班制連續(xù)工作，單向回轉，有較大振動，壓碎機滾子轉速 允許誤差為 5%，使用期限 8 年。 3 設計

9、與計算 3.1 電動機的選擇 電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。 （ 1） 選擇電動機的類型： 按工作要求和條件選取 Y 系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 （ 2） 選擇電動機的容量：工作所需的功率： Pd = Pw /η Pw = F* V/ （ 1000ηw） 所以： Pd = F*V/ （1000η * ηw） 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為 η * ηw = η1*

10、η2* η 2* η 3* η4 * η 5* η 6 式中 η1、 η2、 η 3、η 4、 η 5、η 6 分別為齒輪傳動、鏈傳動、聯(lián)軸器、卷筒 軸的軸承及卷筒的效率。 取 η1 = 0.96、η ２= 0.99 、 η3 =0.97 、η 4 = 0.97 、η5 = 0.98 、η6 = 0.96 ，則： η * η w = 0.96 0.99 0.99 0.97 0.97 0.98 0.96 =0.832 所以： 5 減速器齒輪傳動 Pd = F*V/ 1000η* η w = 2600 1.5/(10

11、00 0.832) kW = 4.68 kW 根據(jù) Pd 選取電動機的額定功率 Pw 使 Pm = (1 ∽1.3) Pd = 4.68 ∽ 6.09 kW 由查表得電動機的額定功率 Pw = 7.5 kW （ 3） 確定電動機的轉速： 卷筒軸的工作轉速為： nw = 60 1000V/ π D = 60 1000 1.5/(3.14 400) r/min = 71.66r/min 按推薦的合理傳動比范圍，取鏈傳動的傳動比 i 1 = 2 ∽ 5，單級

12、齒輪傳動比 i2 = 3 ∽ 5 則合理總傳動比的范圍為 : i = 6 ∽ 25 故電動機的轉速范圍為： nd = i*n w = (6 ∽ 25) 71.66 r/min = 429.96 ∽ 1791.5 r/min 符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min 、 1000 r/min 、 1500 r/min ，再根據(jù)計算出的容量，由附 表 5.1 查出有三種適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表。 電動機轉速 傳動裝置的傳動比 額定功率 r/min

13、 方 案 電動機型號 Ped/kW 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 帶 齒輪 輪 1 YL0L-8 7.5 750 720 10.04 3 3.35 2 Y160M-6 7.5 1000 970 13.54 3.5 3.87 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 4.17*3 3 4.17 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案 3 比較 適合。因此選定電動機型號為 Y160M-6, 所

14、選電動機的額定功率 Ped = 7.5 kW ，滿載轉速 nm = 970 r/min ，總傳動比適中，傳動裝置結構緊湊。所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下 表所示。 外形尺寸 底腳安裝尺寸 中心高 H L (AC/2+AD) A B HD 160 600 417385 254 210  地 腳 螺 栓 孔直徑 K 15  軸伸尺寸 裝 鍵 部 位 D E 尺 寸 F GD 42 110 12 49 3.2 計算總傳動比并分配各級傳動

15、比 電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。 （ 1） 電動算總傳動比： i = nm/nw = 1440/115=12.52 （ 2） 分配各級傳動比： 6 減速器齒輪傳動 為使鏈傳動的尺寸不至過大，滿足 ib

16、7 r/min nw = nΠ = r/min 各軸的功率 PΙ= Pm*η1 = 7.50.96 = 7.2 kW PΠ=PΙ* η2 * η3 = 7.20.990.97 =6.914 kW Pw = PΠ* η2* η4 = 6.9140.99 0.97 = 6.64 kW (4 ) 各軸的轉矩 電動機的輸出軸轉矩 Td Td = 9550Pm/nm =95507.5/970 = 73.84 Nm 其他軸轉矩 TΙ = 9550 PΙ /n Ι=9550*6.84*0.96/480=130.644 Nm TΠ = 9550 PΠ

17、 /nΠ =9550*6.06/115=503.24 Nm Tw = 9550Pw/nw = Nm 3.3 各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格 軸 名 參 數(shù) 電動機軸 Ι 軸 Π 軸 滾筒軸 轉 速 1440 480 115 115 功 率 6.84 6.56 6.06 6 轉 矩 130.644 503.24 傳動比 3 4.17 效 率 0.96 0.98*0.98*0.98 0.99

18、 3.4 齒輪的設計計算 計 算 計算內容 計算結果 項目 1 齒 １． 料選用 20CrMnTi 合金鋼滲碳淬火。 由表 6-5，表 輪 的 7 減速器齒輪傳動 材 料 56-62HRC ， B =1080 MPa ， S = 6-6，齒面硬度 的 選 擇 8 級。 850 MPa 。由表 6-4 選擇齒輪精度 該對齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強度設 計，再按齒面接觸疲勞強度校核。 2 按 齒 根

19、 的 彎 曲 設 計  ２． 齒根彎曲疲勞強度設計 由公式 2KT YFa YSaY Y mn 1 3 d Z12 F 由式 T=9.55 106 *P/N 小 齒輪 轉矩 T1 =9.55 106 6.84*0.96/480=13.06 104 N.㎜ 取 Z1 =19 i =4.17 , Z2 =19*4.17=79.23=80，取 Z2 =80 實際傳動比 i =80/19=4.21 傳動比相對誤差 =|i - i |/ i =0.0096％，

20、齒數(shù)選擇滿足要求。 大齒輪轉速 n2 = n1 / i =480/4.17=115r/min。 由表 6-10，硬齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數(shù) d =0.8,由表 6-7 查得，使用系數(shù) K A =1.2；參照圖 6-6b， 齒形系數(shù) YF 按當量齒數(shù) ZV =Z/ cos3 ，由圖 6-18 查 得：設螺旋角 β=15， ZV 1 = Z1 / cos3 =21.08, ZV 2 = Z2 / cos3 =87.66,則小齒輪齒形系數(shù) YF 1 =2.88， 大齒輪齒形系數(shù) YF 2 =2.27 由圖 6-1

21、9 查得，小齒輪應力修正系數(shù) YF 1 YSA1=1.57, 大齒輪應力修正系數(shù) YF 2 YSA2=1.77 8 減速器齒輪傳動 3 中 心 距 與 螺 旋 角 的 校 核 4 幾 何 尺 寸 的 計算  按式（ 6-14）計算彎曲疲勞許用應力 F F =

22、 Flim 0.7/ SF =0.7*850/1.25=476 按圖 6-24 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 F lim1 = F lim 2 =850Mpa。 500？ 彎曲疲勞強度安全系數(shù) SF =1.25 F 1 = F lim1 YN1 YX YST / SF =664MPa F 2 = F lim 2 YN 2 YX YST / SF =713.6Mpa F 1 = F 2 =1080MPa 比較 F F 1YS 1 =2.881.57/476=0.0095 [ ]F 1

23、F F 2YS 2 =0.0084, F F 1YS 1 > F F 2Y S 2 ,應按小齒 [ ]F 2 [ ]F 1 [ ] F 2 齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。 代入公式（ 6-20） 2KT1 YFa YSaY Y mn = 3 d Z12 F = 3 2 1.796 7.384 104 2.65 1.59 0.74 0.87 =2.13 ㎜ 0.5 232 664 按表 6-1，取標準模數(shù) mn =2.5 ㎜ 由公式 a=mn（ Z1 + Z2

24、 ）/2cosβ=2.5（ 19+80）/2cos15 =128.12 圓整取中心距 a=128mm 5 校 cos = mn ( Z1 Z2 ) 核 疲 2a =0.9668 勞 強 β=14.81 度 ,與假設 β=15相近。 9 減速器齒輪傳動 計算大小齒輪分度圓直徑 d1 = mn Z1 / cosβ=49.18 ㎜ d2 = mn Z2 / cosβ=207.05 ㎜ 校核原假設的系數(shù) KV

25、 齒輪的速度 v= d1 n2 /60 1000=3.02m/s, v Z1 /100=0.695m/s,由圖 6-8b 查得 KV =1.05，與原 取值一致。 6 模 齒寬 b= d d1 =0.8 49.18=39.34 ㎜=40 數(shù) 取 b1 =35 ㎜ , b2 =30 ㎜ ３． 齒面按觸疲勞強度校核 由式（ 6-17） H = ZE ZH Z KT (u 1) 2 H =935.07<1080 u

26、bd1 由表 6-9 查得，彈性系數(shù) Z E =189.8；由圖 6-14 查 得，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH =2.5；按圖 6-12，圖 6-13 查得，重 合度系數(shù) Z =0.8；由圖 6-28 查得，螺旋角系數(shù) Z =0.982。 由圖 6-23 查得，齒輪材料接觸疲勞極限應力 H lim =1080Mpa。 彎曲強度疲勞足夠。 V=1.23m/s 7 接 觸 疲 勞 的 校核 10 減速器齒輪傳動

27、 3.5 軸與軸承的設計計算及校核 軸的設計及鍵聯(lián)接的選擇與校核 軸主要用來支承作旋轉運動的零件，如齒輪、帶輪，以傳遞運動和動力。 本減速器有兩根軸，根據(jù)設計要求，設計的具體步驟、內容如下： 第一軸的設計 設 計 計 算 與 說 明 結 果 1、 選擇軸的材料確定許用應力 普通用途、中小功率減速器，選用 45 鋼，正火處理。查表 2-7, σ0b =95 取 B =600 Mpa,

28、σ =95 MPa 0b Mpa 2、 按彎曲許用切應力，初估軸的最小直徑 p1 =7.2 kW 由表 2-6,查得 C=110, τ=40 Mpa,按式（ 2-44）得 , n1 =970r/M p1 =26.3mm in d1 C 3 n1 因Ⅰ軸上開有鍵槽 ,應增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱 , 則直徑應增大 5%～ 7%， d1 ≥26.3(1+7%)=27.63 ㎜ 初定Ⅰ軸的最

29、小直徑 =30 ㎜。 3. 確定齒輪和軸承的潤滑 dmin =35 ㎜ 計算齒輪圓周速度 v d1n1 =0.75m/s v =1.78m/s 60 1000 齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 4. 軸得初步設計 根據(jù)軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪 11 減速器齒輪傳動 制軸的草圖，如圖 2-2 。考慮到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用內嵌式軸承蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，利用軸肩結構實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定?？紤]到小齒輪分度圓直徑與

30、軸的直徑差距不大的情況，采用齒輪軸的結構方案，如圖 2-2 示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。 直徑 30 34 40 44 47.5 44 40 長度 83 圖 2-2 18 9 48 9 18 37 5. 軸的結構設計 `  34 40 45 49.18 45 40 齒 頂 圓 直 徑 da1=49.18+4 =53

31、.18 Da2=207.05+ 4=211.05 齒 根 圓 直 徑 df1=49.18-5 =44.18 Df2=207.05- 5=202.05 Ha=2 Hf=2.5 H=4.5 C=0.5 軸的結構設計主要有三項內容： （1）各軸段徑向尺寸的確定；（ 2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。 （1） 徑向尺寸的確定 如上草圖所示，從軸段 d1

32、=30 ㎜開始，逐段選取相鄰軸 12 減速器齒輪傳動 段的直徑。 d2 起定位固定作用， 定位軸肩高度 h 可在（2～3） C 范圍內經驗選?。?C為大鏈輪內孔倒角尺寸，取 C=1㎜）， 故 d2 = d1 +2h≥ 30+2 (1 2)=34 mm, 按軸的標準直徑系列 取 d2 =34mm。 d3 與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并符合軸承內徑系列，取 d3 =40 mm，選定軸 承代號為 30208。 d4 起定位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準 直徑系列，取 d4 =45 mm。d 5

33、即為小齒輪部分，將 d5 作為分度 圓的直徑，即 d5 =49.18 mm。 d6 = d4 =45 mm， d7 = d3 =40mm （2） 軸向尺寸的確定 小齒輪齒寬 b1 =35 ㎜, L5 =38 ㎜, L1 與帶輪相配合 , 因帶 輪寬為 81 ㎜，同理取軸段長 L1 =83。考慮安裝方便軸承蓋至 d1 =35 ㎜ 帶輪距離 1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 與軸承相配合，查軸 d2 =37mm 承安裝尺寸寬度 B1 =18mm,于是取 L3 =18 mm。一般情況下，齒 d3 =4

34、0 mm 輪端面與箱壁的距離 2 取 10～ 15 mm,軸承端面與箱體內壁 d4 =45 mm 的距離 3 =3～ 5 mm,L 4 >箱體的內壁，結合大軸的尺寸 L4 取 d5 =59.51m L4 =20mm m d6 =45 mm L6 = L4 =20mm, L7 = L3 =18 mm d7 =40 ㎜ 兩軸承中心間跨距 L =140mm 6. 軸得強度校核 b1 =35 ㎜ （3） 計算齒輪受力 130.644

35、 轉矩 T1 =130.644kNmm L1 =110 ㎜ 齒輪切向力 Ft 2T1 d1 =5.313kN L2 =35 mm 徑向力： F r = Ft tan =5.313 tan20 =1.93kN L3 =25mm 13 減速器齒輪傳動 軸向力 F = Ft tan β=5.313 tan15 =1.42kN （2） 計算支反力和彎矩并校核 （ a）水平面上 FAH = FBH = Ft =2.656kN 2 L =12

36、7.5 kN.mm C 點彎矩 : M CH FAH 2 D 點彎矩： M DH FAH 35 =73.85 kN.mm 水平面彎矩和受力圖如上圖： （ b）垂直面上 F d1 Fr 110 支反力： FAr 2 2 =0.95kN 110 FBr FA Fr =0.586KN C 點彎矩： M C FA L 48=45.6kN. ㎜ 2

37、 D 點彎矩： M D = FA 48=45.6kN. ㎜ （ c）求合成彎矩 M C = M CH 2 M C 2 =135.41kN. ㎜ M D = M DH 2 M D 2 =86.79kN. ㎜ C 點當量彎矩： M C = M C 2 T 2 161.982 0.6 2 = 107 =169.04KN.㎜ D M D = M D 2 T 2 點當量彎矩： =116.95KN.㎜ 所以 , dC 3

38、10 M C = 3 10 174240 ㎜ =16.11 0b 95 dD 10 M d =23.10 ㎜ 3 0b 考慮到鍵 , 所以 dC =16.11 105%=16.92㎜ dD =23.10 105%=24.24㎜ 實際直徑為 49 ㎜ , 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結構設計  L4 =20mm

39、L5 =35mm L6 =20 ㎜ L7 =25 mm L=96 =20 L=140 ㎜ d1 =35mm Ft =4.219kN F r =1.536kN F =1.13kN F =1.13kN FAH =2.11kN M CH 147. 7 kN.mm M DH 73.8 5 kN.mm FAr 0.95k N FBr 0.586 KN M C =161.98 kN. ㎜ M D =81kN. ㎜ M C =

40、174.2 4KN.㎜ 14 減速器齒輪傳動 無須修改 . M D =103.3 （ 3）繪制軸的零件工作圖。 （從略） 6KN.㎜ 軸徑滿足要 求 根據(jù)上述設計結果設計第二軸， 2.4 第二軸的設計 設 計 計 算 與 說 明 1. 擇軸的材料確定許用應力 普通用途、中小功率減速器，選用 45 鋼，正火處理。查表 2-7 取 σ b =600 MPa, σ =95 MPa。 0b 2、按扭轉強度，初估軸的最小直徑 由表 2-6 查得 C

41、=110， τ=40 Mpa 按式（ 2-44 ）得 d≥ C3 P =41.24mm N 由于鍵槽的存在 , 應增大軸頸以考慮其對軸強度的影響 到 d=d(1+7%)=45.36 ㎜ ==45 軸伸安裝聯(lián)軸器， 考慮到該軸傳遞的扭矩較大， 選用彈性柱銷 聯(lián) 器，查設計手冊得聯(lián)軸器型號標記為 HL 4連軸器 JA60 107 GB5014-85 ，可知，與聯(lián)軸器相聯(lián)的 JA60 107 軸的直徑為 45 ㎜，也即 dΠmin =45 ㎜。 1. 確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度 v =小齒輪的速度 =0.508m/s

42、 齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 2. 軸得初步設計 根據(jù)軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制 軸的草圖， 如圖 2-4 。 考慮到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用螺栓聯(lián)接式軸承蓋實現(xiàn)軸兩端單向固定， 依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，大齒輪的軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)， 軸采用階梯軸的結構來實現(xiàn)零件的軸向固定， 如圖 2-4 示。軸與其  結 果 P=6.914K N N=71.62 r/min dΠmin =60

43、㎜ v =0.508 m/s d1 =60 ㎜ d2 =65 mm d3 =70 mm d4 =72 mm d5 =75 mm d6 =70 mm L=110mm L1 =110mm L2 =50 mm 15 減速器齒輪傳動 它零部件相配合的具體情況見后裝配。 L3 =40mm L4 =30 mm L5 =10 mm

44、 L6 =30 mm 直徑 45 50 55 60 65 60 55 長度 112 50 35 40 8 5 22 圖 2-4 3. 軸的結構設計 ` σ 軸的結構設計主要有三項內容： （ 1）各軸段徑向尺寸的確 0b 定；（ 2）各軸段軸向長度的確定；（3）其它尺寸（如鍵槽、圓 =95MPa 角、到角，退刀槽等）的確定。 a) 徑向尺寸的確定 如上草圖所示，從軸段 d1 =45 ㎜開始，逐段選取相鄰軸段 的直徑。 d2 起定位固定作用，定位軸

45、肩高度 h min 可在（ 2～3）C（C 為聯(lián)軸器內孔倒角尺寸，取 C=1 ㎜）范圍內經驗選取， 故 d2 = d1 +2 2C≥ 60+2（ 21）=50 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =50 mm 。d 3 與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并查機械設計手冊，取 d3 =55 mm，選定軸承代號為 30210。 d4 為與大齒輪裝配部分，其直徑應與大齒輪的內孔直徑相一致，即 d4 =60 mm。d5 為軸肩直徑，起定位作用， 同理，按軸的標準直徑系列，取 d5 =65mm， d6 = d3 =55 mm b) 軸向尺寸的確定 大齒輪齒寬

46、b2 =30 mm,取 L4 =30 mm，L 1 與聯(lián)軸器配合 , 因選 取聯(lián)軸器是彈性柱銷聯(lián)軸器，取軸段長 L1 =112/84 mm?？紤]軸 承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離 1 =30，軸承端蓋長為 20，初步取 L2 =50 mm。L3 與軸承相配合，查軸承寬度 B1 =20 mm，, 定位環(huán)長 13 mm, 于是取 L3 =40mm。 L5 起定位作用，取 L5 =2h=10mm。 L6 與軸承相  d2t =252 mm L=140 ㎜ F r =2.664 KN

47、F =1.96K N =0.6 T= 0.92193 106 N mm 16 減速器齒輪傳動 配，查軸承寬度 B1 =20mm,于是取 L6 =22 mm 4. 軸的強度校核 1) 計算齒輪受力 前面計算出 : 轉矩 T=503240 Nmm 齒輪切向力 : Ft = 2T =4.861KN d2t 徑向力 : Fr = F t tan =4.861 tan20 0 =1769.25KN 軸向力 : F = Ft tan β=13

48、02KN 2) 計算支承反力及彎矩（a）水平面上 FAH = FBH = Ft =2430.5kN 2 L =2430.5 1202=145.83KN. C 點彎矩 M CH FAH ㎜ 2 （b）垂直面上 F d Fr 140 2 2 FAr =1037.25KN 140 FBrFA Fr =732N C 點彎矩： M C FA L ㎜

49、 622.35kN. （ c）求合成彎矩 2 M C = M CH 2 M C 2 =639.21kN. ㎜ C 點當量彎矩： = M CH 2 T 2 M C =523.94KN.㎜ 所以 , dC 3 10 M C =38.06 ㎜ 0b 考慮到鍵 , 所以 dC =38.06 105%=39.96㎜ 實際直徑為 60 ㎜, 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結構設計

50、無須修改。 17 減速器齒輪傳動 （ 8）繪制軸的零件工作圖。 （從略） 3.6 鍵等相關標準鍵的選擇 標準鍵的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。 （ 1） 鍵的選擇 查表 4-1（機械設計基礎課程設計） Ι軸與帶輪相配合的鍵： b = 8mm, h = 7mm, t = 7.0mm, t1 = 4.4mm l=18-90 Π軸與相聯(lián)軸器配合的鍵： b = 14 mm, h = 9 mm, t = 5.0

51、mm, t1=3.3mm l=36-60 Π軸與齒輪相配合的鍵： b = 18mm, h = 11mm, t = 5.5mm, t 1= 3.8mm l=50-200 （ 2） 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸設計中的相關數(shù)據(jù)，查表 4-1（機械設計基礎課程設計） ，選用聯(lián)軸器的型號為 GICL2 45D, 112/84 0.02kg 每平方米 螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想體的附件的結構，以及其他因素的影響 選用螺栓 GB5782 –86, M6*25 和 GB5782 –86, M10*35 ，GB5782 –86, M10*25

52、三種。 選用螺母 GB6170 –86, M10 和 GB6170 –86, M12 兩種。 選用螺釘 GB5782 –86, M6*25 和 GB5782 –86, M6*30 兩種。 3.7 減速器的潤滑與密封 1、 傳動件的潤滑 浸油潤滑：浸油潤滑適用于齒輪圓周速度 V ≤ 12m/s 的減速器。為了減小齒輪的阻力和油 的升溫，齒輪浸入油中的深度以 1∽2 個齒高為宜， 速度高時還應淺些， 在 0.7 個齒高上下，但至少要有 10mm,速度低時， 允許浸入深度達 1/6∽1/3 的大齒輪頂圓半徑。 油池保持一定 深度，一般大齒輪齒

53、頂圓到油池底面的距離不應小于 30∽ 50mm。以免太淺會激起沉積在 箱底的油泥， 油池中應保持一定的油量， 油量可按每千瓦約 350∽ 700cm3 來確定， 在大功率時用較小值。 2、 滾動軸承的潤滑：減速器中滾動軸承的潤滑應盡可能利用傳動件的潤滑油來實現(xiàn)， 通常根 據(jù)齒輪的圓周速度來選擇潤滑方式，本設計采用潤滑脂潤滑，并在軸承內側設置擋油環(huán)，以免油池中的稀油進入舟車功能而使?jié)櫥♂尅? 3、 潤滑劑的選擇：潤滑劑的選擇與傳動類型、載荷性質、工作條件、轉動速度等多種因素有關。軸承負荷大、溫度高、應選用粘度較大的潤滑油。而軸承負荷較小、溫度低、轉速高 時，應選用

54、粘度較小的潤滑油，一般減速器常采用 HT-40,HT-50 號機械油，也可采用 一、 。 HL-20,HL-30 齒輪油。當采用潤滑脂潤滑時，軸承中潤滑脂裝入量可占軸承室空間的 1/3~1/2 。 4、 減速器的密封： 減速器的密封是為了防止漏油和外界灰塵和水等進入常見的漏油部位有分 18 減速器齒輪傳動 箱面、軸頭、蓋端及視孔蓋等。 分箱面的密封，可在箱體剖分面上開回油槽，軸伸出處密封的裝置有墊圈， O 型橡膠圈和唇形密封圈。 3.8 箱體結構設計 名稱 符號 箱

55、體壁厚 δ δ 1  減速器形式及尺寸關系 /mm 本 次 設 計 取 值 齒 輪 /mm 0.025a 1 8 δ=8 0.02a 1 8 δ=8 1 箱蓋凸緣厚度 b1 箱座凸緣厚度 b 箱座底凸緣厚度 b2 地腳螺栓直徑及數(shù) d f 、 n 目 軸承旁聯(lián)接螺栓直 d1 徑 蓋與座聯(lián)接螺栓直 d2 徑 聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l 檢查孔蓋螺釘直徑 d4

56、 定位銷直徑 d d f 、d1 、d2 至外箱 C1 壁距離 d2 、 d2 至凸緣距離 C2 軸承旁凸臺半徑 R1 凸臺高度 h 外箱壁至軸承座端 l1 面的距離 齒輪頂圓與內箱壁  1.5δ 1 1.5δ 2.5δ 0.036a 12 a 250 時， n=4 0.75 d f 0.5 0.6 d f 150 200 0.3 0.4 d f 0.7 0.8 d2 由螺栓 d2 確定

57、 由螺栓 d2 確定 C2 根據(jù)低速級軸承座外徑確定 C1 C2 5 10  b1 =12 b =12 b2 =20 d f =18,n=4 d1 =13 d2 =10 l =180 d4 =6 d =7 C1 =16 C2 =14 R1 =14 h =30 l1 =50 間的距離 1  >1.2δ 1 =20 19 減速器齒輪傳動 齒

58、輪端面與內箱壁 > δ 2 =10 間的距離 2 箱蓋、箱座肋厚 m 、 m1 m1 0.85δ1, m 0.85δ m =7 m1 =7 軸承座外徑 D2 D 5 5.5 d3 D2 =125/90 軸承端蓋螺釘直徑 d3 0.4 0.5 d f d3 =6 軸承旁聯(lián)接螺栓距 S 一般取 S D 2 S=150 離 4 小結 在隋冬杰老師的耐心指導下，以及各位同學的討論中，經過兩周多時間的設計， 本課題——單級斜齒圓柱齒輪

59、傳動設計 +鏈傳動。其說明書的編寫終于完成。本設計雖然較簡單，但通過這一設計實踐，我感到自己在這方面仍存在許多不足之處，對于我的本次設計，我覺得設計計算部分非常認真，該方案結構簡單，易于加工，裝配。且經濟實用，可適用于精度要求不高的場所。同時也存在有一些尺寸設計方面的誤差，對材料的選擇也并非完全合理。希望指導老師能批正。通過此設計，使我加深了對機械設計基礎及有關課程和知識，提高了綜合運用這些知識的能力。并為在今后學習本專業(yè)打下了 必須的基礎，并提高了運用設計資料，及國家標準的能力。 5 參考文獻 [1] 孫桓、陳作模主編 .《機械原理》 .高等教育出版社出版 .2000.8

60、 [2] 席偉光、楊光、李波主編 .《機械設計基礎課程設計》 . 高等教育出版社出版.2002.9 [3] 吳宗澤、羅圣國主編《.機械設計課程設計手冊》 .高等教育出版社出版 .1998.12 [4] 吳宗澤主編 .《機械設計》 .高等教育出版社出版 .2003.5 [5] 岳優(yōu)蘭，馬文鎖 .機械設計基礎 .開封：河南大學出版社， 2009.5 [6] 隋冬杰 . 機械基礎 . 上海：復旦大學出版社， 2010.7 [7] 胡宴費 . 機械設計基礎 . 北京：高等教育出版社． 2005

61、.10 [8] 吳晗 . 機械設計教程 . 北京 : 北京理工大學出版社 .2007.3 20 減速器齒輪傳動 [9] 黃鶴汀 . 機械制造技術 .. 北京 : 機械工業(yè)出版社 .1997.12 [10] 成大先 . 機械設計手冊 ( 第五版 ). 北京：化學工業(yè)出版社， 2008.04 [11] 黃祖德 . 機械設計 . 北京：北京理工大學出版社， 2007.9 河南質量職業(yè)學院機電工程系 課程設計綜合成績評定表 姓名 景東方 學號 02081

62、10436 班級 機電設備 4 班 課程名稱 機械基礎設計 設計題目 齒輪減速器傳動設計 指導教師評語 指導教師簽字： 年 月 日 設計報告成績綜合評定 項 目 標準 成績 1、計算和繪圖能力 10 2、綜合運用專業(yè)知識能力 20 3、運用計算機能力和外語能力 10 4、查閱資料、運用工具書的能力 10 5、獨立完成設計能力 10 6、

63、書寫情況（文字能力、整潔度） 10 21 減速器齒輪傳動 7、表述能力（邏輯性、條理性） 10 平時考核成績（ 20） 設計考核成績（ 80） 綜合成績 教研室主任簽名： 年 月 22