《帶式運輸機的一級圓柱40;或圓錐41;齒輪減速器課程設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式運輸機的一級圓柱40;或圓錐41;齒輪減速器課程設計說明書（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、課程設計說明書 目錄 一、設計課題及主要任務…………………………………………2 二、傳動方案擬定…………………………………………………2 三、電動機的選擇…………………………………………………4 四、確定傳動裝置的總傳動比和運動（動力）參數(shù)的計算……5 五、V帶的設計……………………………………………………7 六、齒輪傳動的設計………………………………………………9 七、軸的設計………………………………………………………12 八、箱體結(jié)構(gòu)設計及附件選擇……………………………………22 九、鍵聯(lián)接設計……………………………………………………25 十、軸承設計………………

2、………………………………………26 十一、密封和潤滑的設計…………………………………………27 十二．聯(lián)軸器的設計………………………………………………27 十三、設計小結(jié)……………………………………………………28 附：參考資料………………………………………………………30 一、設計課題及主要任務： 1、 設計課題： 設計用于鏈式傳送設備或帶式運輸機的一級圓柱（或圓錐）齒輪減速器。 2、 設計內(nèi)容： ① 傳動方案的擬定及說明（附圖）； ② 運動學計算（電動機功率計算、傳動比計算、運動及動力參數(shù)計算）； ③ 直尺圓柱（或圓錐）齒輪傳動件設

3、計計算（選材、確定尺寸）； ④ 軸的初步設計； ⑤ 選擇聯(lián)軸器和軸承； ⑥ 軸的結(jié)構(gòu)設計（附結(jié)構(gòu)簡圖）； ⑦ 選擇軸承、齒輪處的配合； ⑧ 編寫設計計算說明書、設計小結(jié)。 3、 設計任務： ① 減速器裝配圖一張：只畫俯視圖（A3）； ② 零件圖一張：大圓柱（圓錐）齒輪軸（A3）或大圓柱（圓錐）齒輪（A3）； ③ 設計計算說明書一份。 4、 設計要求： ① 圖面整潔、符合各項標準規(guī)范要求； ② 設計說明書要求字跡工整、清潔，插圖規(guī)范。 5、 設計進度計劃： ① 總體計算和傳動件參數(shù)計算； ② 軸與軸系零件的設計； ③ 軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪

4、制； ④ 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。 6、 設計時間：2010年10月11日至2010年11月5日 設計項目 計算過程及說明 主要結(jié)果 二、傳動方案擬定 1、工作條件 2、原始數(shù)據(jù) 3、方案擬定 運輸機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)。減速器小批量生產(chǎn)，運輸帶允許速度誤差為±5%。 原始數(shù)據(jù) 運輸帶拉力F（N） 1900 運輸帶速度V（m/s） 1.6 卷筒直徑D（mm） 400 每天工作時間h 24 ① 傳動方案分析： 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳

5、遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 ② 設計方案： 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動為一級直齒圓柱齒輪減速器。 采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。 a、帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳

6、動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 b、齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之一。 簡圖如下： 三、電動機選擇： 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇： 2、電動機功率選擇： 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一

7、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。 運輸機主軸上所需要的功率： P=FV=1900N×1.6m/s=3040W 工作機所需功率由公式： Pw=P/1000ηw =3040/(100×00.94)kw=3.23kw ηw——帶式輸送機的功率取0.94《機械零件課程設計》P18表2-4 傳動裝置的總功率： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒=0.85 η總—電動機至滾筒主動軸之間的總功率 由《機械零件課程設計》P18表2—4查得： η帶——V帶傳動效率，取0.95；

8、η軸承—一對滾動軸承的效率。取0.99； η齒輪—一對齒輪副效率（8級精度，油潤滑），取0.97； η聯(lián)軸 器——聯(lián)軸器效率，取0.98； η滾筒——滾筒效率，取0.96（查《機械設計基礎(chǔ)機械課程設計指導書》表2.3） 電動機輸出的功率: Po=Pw/η總 =3.8KW 一般電動機的額定功率：Pm=（1—1.3）Po=3.8~4.94KW 由表2~1取電動機額定功率Pm=4kw《機械零件課程設計》 滾筒工作轉(zhuǎn)速為： n滾筒=60×1000·V/（π·D） =(60×1000×1.6)/（400·π） 　　=76.4 r/min 根據(jù)《機械零件課程設計》表2--5推薦的

9、傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2=3～5。?。謳鲃颖萯1=２～４ 。則總傳動比理論范圍為：i＝6~20。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍： n=i×n滾筒=(16～20)×76.4=458.4～1528 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1）《機械設計基礎(chǔ)課程設計指導書（第二版）》P 10： 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率等，可見第2方案比較適合。 故選定電動機型號為Y132M1-6。 其主要性能：（如下表2） Y系列三相異步電動機

10、 P=3040W Pw=3.23kw η總=0.85 Po=3.8KW Pm=4KW n滾筒= 76.4r/min 電動機型號為Y132M1-6 表1： 方 案 電動機型號 額定值 電動機轉(zhuǎn)速(r/min) 效率% 外形尺寸mm 重量Kg 功率Kw 電流A 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y160M1-8 4．0 9.91 750 720 84.0 600×420×385 118 2 Y132M1-

11、6 4．0 9.40 1000 960 84.0 515×350×315 73 3 Y112M-4 4．0 8.77 1500 1440 84.5 475×350×315 68 表2： 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 132 515×（135+210）×315 216×178 12 38×80 10×41 四、確定傳動裝置的總傳動比和運動（動力）參數(shù)的計算： 1、傳動裝置總傳動比為： 2、分配各級傳動裝置

12、傳動比： 3、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n： i總= nm/n=nm/n滾筒=960/76.4=12.57 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比:i= i1×i2 式中i1、i2分別為帶傳動和減速器的傳動比 根據(jù)《機械零件課程設計》表2--5，取io =3（普通V帶 i=2～4） 因為：　io＝i1×i2 所以：　i2＝io／i1＝1

13、2.57/3＝4.19 根據(jù)《機械零件課程設計》公式（2-7）（2-8）計算出各軸的功率（P電機軸、P高速軸、P低速軸、P滾筒軸）、轉(zhuǎn)速（n電機軸、n高速軸、n低速軸、n滾筒軸）和轉(zhuǎn)矩（T電機軸、T高速軸、T低速軸、T滾筒軸） ① 計算各軸的轉(zhuǎn)速： Ⅰ軸（高速軸）： n高速軸=nm/io=960/3.0=320r/min Ⅱ軸（低速軸）： n低速軸=n高速軸/i1=320/4.19=76.4r/min 滾筒軸： n滾筒軸=n低速軸= 76.4r/min 2）計算各軸的功率： 根據(jù)《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書》P12 Ⅰ軸（高速軸）： P高速軸= Po×η01= P

14、o×η1 =3.8×0.96=3.648KW Ⅱ軸（低速軸）： P低速軸= P高速軸×η12= P高速軸×η2×η3 =3.648×0.98×0.97=3.468KW 滾筒軸： P滾筒軸= P低速軸×η23= P低速軸×η2×η4 =3.468×0.98×0.99=3.36KW 3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機軸輸入轉(zhuǎn)矩為： T電機軸=9550×Po/nm =9550×3.8/960=37.80N·m Ⅰ軸（高速軸）： T高速軸= T電機軸×io×η01= T電機軸×io×η1 =37.8×3×0.96=108.87N·m Ⅱ

15、軸（低速軸）： T低速軸= T高速軸×i1×η12= T高速軸×i1×η2×η4 =108.87×4.19×0.98×0.99=442.57 N·m 滾筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩為： T滾筒軸= T低速軸×η2×η4=429.38 N·m 4）計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 則：P高速軸1= P高速軸×η軸承=3.648×0.98=3.575 KW P低速軸1= P低速軸×η軸承 =3.468×0.98=3.399KW 5）計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 則：T高速軸1= T高速軸×η軸承

16、 =108.87×0.98=106.69 N·m T低速軸1= T低速軸×η軸承 =442.57×0.98=433.72 N·m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： i總=12.57 io =3 i2＝4.19 n高速軸=320r/min n低速軸= 76.4r/min n滾筒軸= 76.4r/min P高速軸= 3.648KW P低速軸= 3.468KW P滾筒軸=3.36KW T電機軸= 37.80N·m T高速軸 =108.87N·m T低速軸 =442.5

17、7 N·m T滾筒軸 =429.38 N·m P高速軸1 =3.575 KW P低速軸1 =3.399 KW T高速軸1 =106.69 N·m T低速軸1 =433.72 N·m 參數(shù) 電機軸 高速軸（Ⅰ軸） 低速軸（Ⅱ軸） 滾筒軸（w軸） 功率P(KW) 3.8 3.648 3.468 3.364 轉(zhuǎn)速n(r/min) 960 320 76.4 76.4 轉(zhuǎn)矩T（N·m） 37.8 108.87 442.57 429.38 傳動比i 3 4.19 1 效率 0.96 0.95 0.9

18、7 五、V帶的設計 1、選擇普通V帶型號： 2、方案選?。? 由課本《機械設計基礎(chǔ)》P132表8.21查得KA=1.2 由 PC= KA× Pm =1.2×4.0=4.8KW 根據(jù) PC =4.8kw ， n電機軸=960（r/min）課本P134圖8.13得知可選用A、B型V帶兩方案； 方案1：取A型V帶 1)確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 根據(jù)課本表8.6P124、 P134圖8.13 則取小帶輪d1=100mm 且d1=100mm>dmin=75mm d2=n1·d1/n2 =i·d1=3×100=300mm 根據(jù)《機

19、械設計基礎(chǔ)》表8.3取d2=280mm則實際傳動比i、從動輪的轉(zhuǎn)速n2分別為： i= d2 / d1 =280/100=2.8； n2 = n1/i=960/2.8=342.86r/min； 從動輪的轉(zhuǎn)速誤差為： （342.86-320）/320=7.143%＞5%（大于±5%的誤差范圍） 故A方案不合適 方案2：取B型V帶 1）確定帶輪的基準直徑 根據(jù)課本表8.6P124、 P134圖8.13 則取小帶輪d1=140mm 且d1=140mm>dmin=125mm d2=n1·d1/n2=i·d1 =960/320×140= 420mm 根據(jù)《機械設計基

20、礎(chǔ)》表8.3取d2=425mm 則實際傳動比i、從動輪的轉(zhuǎn)速n2分別為： i=d2/d1=425/140 =3.04； n2=n1/i=960/3.04 =315.79r/min 從動輪的轉(zhuǎn)速誤差為：（315.79-320）/320=-1.32% 在±5%以內(nèi)，為誤差值允許范圍。 2）帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60） =960×140·π/（1000×60） =7.036m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適。 3)確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2） （根據(jù)公式8-14）

21、 0.7×（140+425）≤a0≤2×（140+425） 395.5≤a0≤1130 初定中心距a0=760 ，則帶長為： L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×760+π·（140+425）/2+（425-140）2/(4×760) =2434.2 mm 根據(jù)《機械設計基礎(chǔ)》表8.4選取基準長度Ld=2500 mm 實際中心距：a= a0+(Ld-L0)/2 =760+(2500-2434.2)/2 =792.9mm 中心距a的變動范圍： amin=（a-0.015Ld）=792.9-37.5=755.4mm amax=（

22、a+0.03 Ld）=867.9mm 根據(jù)《機械設計基礎(chǔ)》P135公式（8-16、8-17） 4）驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(425-140)×57.3/792.9 =159.4>120 故合適 5）確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）（公式8-18） 根據(jù)n2 =960r/min 查表8.10用內(nèi)插法得： P0=1.82+[（2.13-1.82）/(980-800)] ×(960-800) =2.096KW 由（公式8.11）得功率增加量： △P0= Kb n1（1

23、-1/Ki） 由表8.18查得Kb=2.6494×10-3 ； 根據(jù)實際傳動比i=3.04； 查表8.19得Ki =1.1373則△P0 =0.307Kw 由表８.４查得長度修正系數(shù)KL =1.03 由圖8.11查得包角系數(shù)Kα=0.97得Z =1.999根 故取2根B型普通V帶 6）計算軸上的壓力 根據(jù)公式（8-19）得： F0=500·PC·（2.5/ Kα-1）/z·v +q·v2 查表8.6得B型普通v帶每米的質(zhì)量q =0.17kg/m 則得： F0=500×4.8×（2.5/0.97-1）/（2×7.036）+0.17×7.0362 =116.54 N

24、 由公式8.20得作用在軸上的壓力： FQ=2·z·F0·sin(α/2) =2×2×116.54×sin(159.4/2) =458.7 N KA=1.2 PC =4.8kw d1=100mm d2=280mm i=2.8 n2=342.86r/min A方案不合適 d1=140mm d2= 425mm i=3.04 n2=315.79r/min V=7.036m/s B方案合適 L0=2434.2 mm

25、 Ld=2500 mm a=792.9mm amin=755.4mm amax=867.9mm P0=2.096KW Z =2根 F0=116.54 N FQ=458.7 N 六、齒輪傳動的設計： 1、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級： 2、初選主要參數(shù)： 3、按齒面接觸疲勞強度計算： 4、確定模數(shù)：

26、 5、基本幾何尺寸計算： 6、按齒根彎曲疲勞強度校核計算 7、驗算齒輪圓周速度： 小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS；大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。由《機械設計基礎(chǔ)》P211表10.21齒輪精度初選8級，齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm 根據(jù)《機械設計基礎(chǔ)》選擇原則P209選取： 小齒輪的齒數(shù)Z1=25；傳動比i=4.19取4.0 大齒輪齒數(shù)Z2=Z1·i=25×4=100

27、 根據(jù)表10.20取齒寬系數(shù)ψd=1.2 根據(jù)公式10.22計算小齒輪分度圓直徑： d1≥76.43 確定各參數(shù)值： ① 載荷系數(shù)： 查課本表10.11取K=1.1； ② 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩（P191公式） T1=9.55×106×P/n1 =9.55×106×3.648/320 =1.0887×105 N·mm ③ 許用應力 查課本圖10.24（c）P188 查表10.10 按一般可靠要求取安全系數(shù)SH=1； 則 取兩式計算中的較小值，即［σH］=530Mpa 于是d1≥76.43 =0.599×76.43mm

28、=45.78mm m=d1/Z1≥45.78/25=1.831 由表10.3取標準模數(shù)值 m=2 d1=m·Z1=2×25=50 mm d2=m·Z2=2×100=200 mm a=m ·（Z1+Z2）/2 =2×（25+100）/2=125 mm 由公式ψd=b/d1得b=60mm則b1=65mm（課本P210） 由公式（10.24） 進行校核 式中 ① 齒形系數(shù)YF ： YF1 =2.65；YF2 =2.18（查表10.13） ② 應力修正系數(shù)Ys ： Ys1 =1.59 ；Y s2 =1.80（表10.14） ③許用彎曲應力 查

29、（圖10.25）得：σFlim1=210MPa；σFlim2=190Mpa 查（表10.10）得：安全系數(shù)SF=1.30 查（圖10.26）得：YNT1= YNT2=1 由公式（10.14）可得： 故 =155.26MPa<［σF］1 =144.59MPa＜［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。 齒輪圓周速度 v=π·d1·n1/（60×1000） =3.14×50×320/（60×1000） =0.837 m/s 對照表10.22可知選擇8級精度合適。 齒輪的基本參數(shù)如下表所示: 名稱 符號

30、 公式 齒1 齒2 齒數(shù) 25 100 分度圓直徑 50 200 齒頂高 3 3 齒頂圓直徑 56 206 中心距 125 Z1=25 Z2=100 T1=1.0887×105 N·mm ［σH］=530Mpa m=2 d1=50 mm d2=200 mm a=125 mm

31、 v=0.837 m/s 齒輪選擇8級精度 七、軸的設計 （一）輸入軸的設計計算： 1、齒輪軸的設計： 2、軸的結(jié)構(gòu)設計

32、 3、求齒輪上作用力的大小、方向：

33、 （二）輸出軸的設計計算： 1、選擇軸材料： 2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 3、確定軸各段直徑和長度 4、求齒輪上作用力的大小、方向 5、求支反力 6、畫彎矩圖 （如下圖） 7、畫轉(zhuǎn)矩圖（如

34、下圖）： 8、畫當量彎矩圖 （如下） 9、校核危險截面強度 10、附：軸加工表面粗糙度推薦用表： 軸簡圖： ① 選擇軸材料： 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。有《機械設計基礎(chǔ)》表14.4得： 抗拉強度極限σB=650MPa，屈服極限σs=360MPa； ② 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑：

35、軸的輸入功率為PⅠ=3.648 KW； 轉(zhuǎn)速為n1=320 r/min 根據(jù)課本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107~118則d≥ =0.226×（107~118）mm =24.182~26.668mm 考慮有鍵槽，將直徑增大3%~5%，則 d=（24.182~26.668）×(1+5%)mm=25.391~28.0mm ∴選d=30mm 1）軸上零件的定位，固定和裝配： 一級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，用平鍵作周向過渡配合固定。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用

36、軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵作周向過渡配合定位。 2）確定軸的各段直徑 ① 由上述可知軸段1直徑最小d1=30mm。 軸的直徑 d 10～ 18 ＞18 ～30 ＞30 ～50 ＞50 ～80 ＞80 ～100 軸上圓角/倒角 C1/R1 1.6 2.0 3.0 4.0 5.0 最小軸肩高度 Hmin 2 2.5 3.5 4.5 5.5 軸環(huán)寬度 b b≈1.4h 軸上圓角半徑 R 0.8 1.0 1.6 2 2.5 ② 軸段2考慮到要對安裝在軸段1上的聯(lián)軸器進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為能很順利地在

37、軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，至少應滿足：d1+2×2.5mm=30+5=35mm； ③ 軸段3不考慮對安裝在軸2上的零進行定位，只要求有一定圓角即可，至少應滿足：d3=d2+2×1mm=37mm;圓整后取d3=40mm。 ④ 軸段4一般要比軸段3的直徑大10mm，所以有d4=d3+10mm=50mm ⑤、為了便于拆卸左軸承，根據(jù)書2，129頁附表10.1可知，所選61909型軸承的安裝直徑： 50≤da≤63mm，所以取d5=60mm ⑥、軸段6與軸段2安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為：d6=d2=35mm 3）確定軸的各段長度 ① 已知轂寬為65mm，

38、為了保證齒輪固定可靠，軸段4的長度應略短于齒輪輪轂寬度2mm，取軸段3的長度為63mm。 ② 軸環(huán)的寬度約為該最小軸肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以軸環(huán)的寬度為3.5mm。 ③ 為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的間距，可取該間距為18mm。 ③ 為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm。又查書《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書》的附表10.1知，所選滾動軸承的寬度為：B=14mm。所以軸承支點的距離為： L=（14/2+2+14+65/2）×2=111mm ⑤ 確定軸段2的長度時，要根據(jù)軸段安裝的零

39、件尺寸來決定，所以有： a、上有一套筒，與齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的間距相同，故取套筒的長度為20mm。套筒左端緊靠與齒輪的內(nèi)圈橫截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其軸承定位。 b、減速器中兩個齒輪的中心距a =125mm，并且設軸承座端面距外箱體的距離為y，則：查書《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書》17頁表4.1得， 地腳螺釘直徑為： df =0.036a+12=0.036×125+12=16.5mm 圓整后得：df =20mm 箱蓋的壁厚為：δ1=0.025a+1mm =0.025×125+1=4.125mm≥8mm 取δ1=8mm 軸承端蓋螺釘直徑：d3=（0

40、.4-0.5）×df =（0.4～0.5）×20mm=（8～10）mm 取d3=8mm 軸旁連接螺栓直徑為：d′1 =0.75 df =0.75×20=15mm 由于較大的偶數(shù)則d′1=16mm，所以軸承的連接螺栓直徑為16mm寫為M16； 查《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書》手冊表4.2得C1min=22，C2min=20； 所以軸承座端面距離內(nèi)箱壁的距離為y為： ? y=δ1+C1min+ C2min +（5～10）=8+22+20+5=55mm c、外壁圓角半徑一般為3～5mm，取圓角半徑為4mm。 d、由b、步可知d3=8mm 查書《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導

41、書》23頁表4.5得，螺釘連接外裝式軸承的厚度為：e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm e、軸段2伸出箱體外的長度一般為15～20mm，為了方便計算取該軸段的伸出長度為17.4mm。綜合上述，軸段2的長度為：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm ⑥ 軸段1的長度確定，根據(jù)聯(lián)軸器的長度來確定其長度，查書《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書》68頁附表1.7得，L′=58mm。 ⑦ 在軸段1、3上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪廓寬度約小5～10mm，鍵槽的規(guī)格查書《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書》108頁附表5.11得，軸段1的鍵槽深度為4

42、.0mm，寬度為8mm；軸段3的鍵槽深度為5mm，寬度為12mm。 ① 小齒輪分度圓直徑：d1=50mm； ② 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為： T1 =1.0887×105 N·mm ③ 求圓周力Ft： Ft=2T1/d1=2×1.0887×105 /50=4354.8N ④ 求徑向力Fr： Fr=Ft·tanα=4354.8×tan200=1391.0 ⑤ 強度校核（圖如下）： A 繪制軸受力簡圖（如圖a）： a B 繪制彎矩圖： （b） 水平支點反力為：===2177.4N 垂直支點反力:= =695.5N a、水平面彎矩圖（如圖c） Ⅰ-Ⅱ截面處的彎

43、矩為： MH1= = 2177.4×111/2=120845.7N.mm Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為： MH2= =2177.4×29=63144.6N.mm （c） b、垂直平面彎矩圖（如圖d）： Ⅰ-Ⅰ截面處的彎矩為： MV1= =695.5×111/2=38600.25N·mm Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為： MV2==695.5×29 N·mm=20169.5N·mm （d） C、繪制合彎矩圖（如圖e） 由M=得到： Ⅰ-Ⅰ截面的合成彎矩為： ?? M1==126860.799N·mm Ⅱ-Ⅱ截面的合成彎矩為： ?? M2= =66287.626N·mm (e

44、) D、繪制扭矩圖（如圖f） 轉(zhuǎn)矩：T==108870N·mm (f) E、求當量彎矩： 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可以認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，取修正系數(shù)α=0.6，由《機械設計基礎(chǔ)（第二版）》P271公式Me=得到： Ⅰ-Ⅰ截面的彎矩合成為： Me1==142690.668N·mm Ⅱ-Ⅱ截面的彎矩合成為： ?? Me2= =93064.568N·mm F、確定危險截面及校核強度： 由以上圖可以看出，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受轉(zhuǎn)矩相同，但彎矩Me1＞Me2，且軸上還有鍵槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能為危險截面。但由于軸徑d3＞d2，故也對Ⅱ-Ⅱ進行校核。 截面Ⅰ-Ⅰ： σe1==22.

45、30MPa 截面Ⅱ-Ⅱ： ? σe2= =21.71MPa 查《機械設計基礎(chǔ)》272頁表14.2得【σ-1b】=60MPa，滿足σe≤【σ-1b】的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS。 軸的輸入功率為PⅡ==3.468 KW； 轉(zhuǎn)速為nⅡ==76.40 r/min 根據(jù)課本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107~118 則d≥ =0.357×（107~118）mm =38.199~42.126mm 考慮有鍵槽，將直徑增大3%~5

46、%，則 d=（38.199~42.126）×(1+5%)mm=40.11~44.23mm ① 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d1=45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩： TC=KA×TⅡ=1.2×442.57=531.084Nm，查標準GB/T 5014—1985，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm ② 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,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 ③ 右起第三段，該段裝有滾動

47、軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36mm ④ 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200mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm ⑤ 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=Φ66mm ,長度取L5=10mm ⑥ 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=21mm ① 大齒輪分度圓直徑：d2=200mm

48、 ② 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T2=4.4257×105N·mm ③ 求圓周力Ft： Ft=2T2/d2=2×4.4257×105/200=4425.7N ④ 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=4425.7×tan200=1610.82N 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（如下圖所示）： 水平面的支反力：==2212.85N 垂直面的支反力： 由于選用深溝球軸承則=805.41N 水平面的彎矩： =2212.85×111/2=122813.175N·mm 垂直面的彎矩： MV= =805.41×111/2=44700.255N·

49、mm 合成彎矩：M==130685.024N·mm 轉(zhuǎn)矩：T==4.4257×105N·mm 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6則 Me==461464.402N·mm σe==27.736MPa 查《機械設計基礎(chǔ)》272頁表14.2得【σ-1b】=60MPa，滿足σe≤【σ-1b】的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。 軸加工表面粗糙度推薦用表 加工表面 表面粗糙度Ra值/μm 與傳動件及聯(lián)軸器等輪轂相配合的表面 輪齒工作面 3.2~1.6 齒輪基準孔（輪轂孔） 1.6 齒輪基準軸徑 1.6 與軸肩相靠的端面 3.2

50、 齒頂圓 3.2 平鍵鍵槽 3.2（工作面），6.3（非工作面） 與傳動件及聯(lián)軸器相配合的軸肩端面 3.2~1.6 與軸承密封裝置相接觸的表面 3.2~1.6 螺紋牙工作面 1.6 其它表面 6.3~3.2（工作面），12.5~6.3（非工作面） d=30mm d1=30mm d2=35mm d3=40mm d4=50mm

51、d5=60mm d6=35mm L=111mm L1=58mm L2=106mm L3=20mm L4=63mm L5=10mm L6=18mm Ft=4354.8N Fr=1391.0N =2177.4N =695.5N

52、 MH1 =120845.7 N·mm MH2=63144.6 N·mm MV1= 38600.25 N·mm MV2= 20169.5 N·mm M1= 126860.79 N·mm M2= 66287.626 N·mm T=108870N·mm Me1= 14269

53、0.668 N·mm Me2= 93064.568 N·mm d1=45mm L1=82mm d2=52mm L2=74mm d3=55mm L3=36mm d4=60mm L4=58mm d5=66mm L5=10mm d6= 55mm L6=21mm Ft=4425.7N Fr=1610.82N =2212.85

54、N =805.41N MHC= 122813.175 N·mm MV= 44700.255 N·mm M= 130685.024 N·mm T= 4.4257×105 N·mm Me= 461464.402 N·mm 八、箱體結(jié)構(gòu)設計及附件選擇： 1、窺視孔和窺視孔蓋： 2、放油螺塞： 3、油標： 4、通氣器： 5、啟蓋螺釘： 6、

55、定位銷： 7、調(diào)整墊片： 8、環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤： 9、 密封裝置 10、其余附件選擇： 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。 減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 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。 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，

56、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。 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。 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。 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。 在機蓋上裝有環(huán)首

57、螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 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。 名稱 功用 材料 規(guī)格 螺栓 安裝端蓋 6級 M12×60 GB/T5782 螺栓 聯(lián)接機箱、機座 6級 M8×40 GB/T5782 螺栓 固定機座 6級 M16×45 GB/T5782 螺栓 固定視孔蓋 8級 M6×10 GB/T5782 銷 定位 35鋼 GB/T 119.1 A6×28 墊圈 調(diào)整安裝 65Mn GB/T 93 8 墊圈

58、 調(diào)整安裝 65Mn GB/T 93 12 螺母 固定安裝 5級 M12 GB/T 6170-2000 螺母 固定安裝 5級 M8 GB/T 6170-2000 油標 測量油面高度 組合件 通氣器 透氣 Q235 啟蓋螺釘 6級 GB/T 5782 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 8 機蓋壁厚 δ1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 20 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

59、直徑 d1 16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160 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 9 df，d1, d2至外機壁距離 C1 22, 20, 16 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 22，16 軸承旁凸臺半徑 R1 22，16 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 55 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 10 機蓋、機座肋厚 m1

60、,m2 7， 7 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 九、鍵聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接鍵選擇： 2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接鍵選擇： 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接鍵選擇： 此段軸徑d1=30mm,L1=60mm 查《機械零件課程設計（第二版）》P170 附表4-1 GB1096-79選用C型平鍵得： 公稱尺寸（b×h）：8×7 根據(jù)課本《機械設計基礎(chǔ) 課程設計

61、指導書（第二版）》P279式得： L=L1-0.5b=60-0.5×8=56mm σjy=4 ·T/(d·h·L) =4×37.80×1000/（30×7×56） =12.86Mpa < [σjy] (110Mpa)(表14.6) 故選擇鍵A8×56GB/T1096-1979 軸徑d3=40mm L3=63mm T 1=108.87N·m 查《機械零件課程設計（第二版）》P170 附表4-1 GB1096-79選A型平鍵B鍵12×8 ； 根據(jù)課本《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書（第二版）》P279式得 L=L3-b=63-12=51mm σp=4

62、 ·TⅠ/（d·h·L） =4×108.87×1000/（40×8×51） = 26.68Mpa < [σp] (110Mpa) (表14.6) 故選擇鍵A12×51GB/T1096-1979 軸徑d3=60mm L3=58mm T 2=442.57N·m 查《機械零件課程設計（第二版）》P170 附表4-1GB1096-79選用A型平鍵(b×h)：18×11 ； 根據(jù)課本《機械設計基礎(chǔ) 課程設計指導書（第二版）》P279式得： L=L3-b=58-18=40mm σp=4·TⅡ/（d·h·L） =4×442.57×1000/（60×11×40

63、） =67.06Mpa < [σp] (110Mpa) (表14.6) 故選擇鍵C18×40GB/T1096-1979 故選擇鍵A8×56 GB/T1096-1979 故選擇鍵A12×51 GB/T1096-1979 故選擇鍵A18×40 GB/T1096-1979 十、軸承設計 1.輸入軸的軸承設計計算 2.輸出軸的軸承設計計算： 根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=5×

64、365×24=43800小時 1）初步計算當量動載荷P 因在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以當量動載荷P=Fr=1391.0N 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 =13129.65N 由P296表15.14溫度系數(shù)ft=1.0 3）選擇軸承型號 查《機械零件課程設計》P174附表5-1GB/T276-94，選擇6206軸承 Cr=19.5KN則 由 =83038.11>43800h ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 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=1610.82N 2）求軸承應有的徑向基本

65、額定載荷值 =9432.962N 3）選擇軸承型號 查《機械零件課程設計》P174附表5-1GB/T276-94，選擇61909軸承 Cr=12.8KN則 由 =63343.28>43800h ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 Lh=43800 ft=1.0 選擇6206軸承Cr=19.5KN 選擇61909軸承 Cr=12.8KN 十一、密封和潤滑的設計 1、密封：

66、 2、潤滑： 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 1)對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于一級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V 0=0.35~0.7m3。 2)對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 3）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。 十二、聯(lián)軸器的設計 1、類型選擇 2、載荷計算 3、型號選擇： 彈性套柱銷聯(lián)軸器具有一定補