設(shè)計用于螺旋輸送機上的兩級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計【T=1400N·m n=115r-min】,T=1400N·,m n=115r-min,設(shè)計用于螺旋輸送機上的兩級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計【T=1400N·,m,n=115r-min】,設(shè)計,用于,螺旋,輸送,兩級,圓柱齒輪,減速器,min 目 錄 一. 課程設(shè)計書 設(shè)計用于螺旋輸送機上的兩級斜齒圓柱齒輪減速器（見 圖1）。 二. 設(shè)計要求 已知條件：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩TW=1400N·m，運輸機轉(zhuǎn)速nw=115r/min。 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，室內(nèi)工作： 輸送螺旋工作轉(zhuǎn)速允許誤差±5%； 兩班制工作，3年大修，工作期限12年。 加工條件：生產(chǎn)批量10臺，中等規(guī)模機械廠，可加工7~8級齒輪。 設(shè)計工作量：1.減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2.零件圖2張； 3.設(shè)計說明書1份。 三. 設(shè)計步驟 1.電動機的選擇 工作機的有效功率為 從電動機到工作機間的總效率為 ηΣ=η12*η22η33 式中η1η2η3聯(lián)軸器、齒輪傳動、軸承的傳動效率。 由參考資料[1]中表9.1取η1=0.99、η2=0.97、η3=0.99，則 ηΣ=0.9920.9720.993=0.895 所以電動機所需工作效率為 Pd=Pw/ηΣ=16.86/0.895=18.84kW 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min,1000r/min. 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有兩種適合的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下頁表一。 表一 方案 電動機型號 額定功率kw 電機轉(zhuǎn)速r/min 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y200L2-6 22 1000 970 2 Y180L-4 22 1500 1470 綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第2中方案比較合理，因此選擇電機型號Y180L-4,其主要性能表二。 表二 型號 額定功率 KW 同步轉(zhuǎn)速 r/min 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y180L-4 22KW 1500 1470 2.0 2.2 由參考資料[1]表15.1及相關(guān)數(shù)據(jù)，確定電動機型號為Y180L-4,其滿載轉(zhuǎn)速為nm=1470r/min。 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(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可得傳動裝置總傳動比為iΣ＝nm/nw＝1470/115＝12.78 （2）分配傳動裝置傳動比 iΣ＝i1×i2 式中i1、i2分別為高速級和低速級的傳動比。 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i1=1.4i2，故 i1=4.23，i2=3.02 3.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 ＝nm＝1470r/min ＝＝1470/4.23＝347.5r/min ＝?/?＝347.5/3.02=115 r/min 則工作機的轉(zhuǎn)速為115r/min，在允許誤差范圍內(nèi)。 （2）各軸輸入功率 ＝×＝18.84×0.99＝18.65kW ＝×η2×＝18.65×0.97×0.99＝17.91kW ＝×η2×＝17.91×0.97×0.99＝17.2kW （3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550000×18.86/1470= 122525.9N·mm 所以: ＝× =122525.9×0.99=121300.6 N·mm ＝××*η3=121300.6×4.23×0.97×0.99=492731.4N·mm ＝×××=492731.4×3.02×0.97×0.99=1428973.3N·mm 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率P/kW 轉(zhuǎn)矩T/N·mm 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 傳動比i 效率η/% 電動機軸 18.84 122525.9 1470 1 0.99 1軸 18.65 121300.6 1470 4.23 0.97 2軸 17.91 492731.4 347.5 3.02 0.97 3軸 17.2 1428973.3 115 4.齒輪的設(shè)計 （一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1，選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 1）零件輸運設(shè)備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度等級即可 2）材料選擇及確定許用應(yīng)力 小齒輪的材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，σHlim1=700MPa，σFE1=600MPa；大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，σHlim2=600MPa，σFE2=450MPa（參考資料[2]表11-1） 由參考資料[2]表11-5取SF=1.25,SH=1.0 由參考資料[2]表11-4取ZE=189.8 對于標準齒輪，取ZH=2.5 [σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa[σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa [σH1]=σHlim1/SH=700MPa[σH2]=σHlim2/SH=600MPa 3）取小齒輪=20，則=，=204.23=84.6，取=85，并初步選定β＝15° 2，按齒面接觸強度設(shè)計 按式試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算值 １）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （１）試選 （２）由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù) （３）由圖10-26查得 （４）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ＝× =122525.9×0.99=121300.6 N·mm （５）由表10-7選取齒寬系數(shù) （６）由表10-－6查得材料的彈性影響系數(shù) （７）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 （８）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為工作壽命二班制，3年大修，工作12年） （９）由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （１０）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為１%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得： ２）計算 （１）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （２）計算圓周速度 計算齒寬b及模數(shù) （４）計算縱向重合度 （５）計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) 由表10-4查得 由圖10-13查得 假定，由表10-3查得 故載荷系數(shù) （６）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （７）計算模數(shù) 3，按齒根彎曲強度設(shè)計 按齒根彎曲強度設(shè)計 m≥ １） 確定計算參數(shù) （１）計算載荷系數(shù) （２）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) （３）計算當量齒數(shù) （４）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 （5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 （６）由圖10-20C查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （７）由圖１０－１８查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) （８）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式１０－１２得 （９）計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)據(jù)大 ２） 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度 綜合上述2個不同方式的計算，取模數(shù)較大的，?。?mm，已可滿足彎曲強度。 4．幾何尺寸計算 ① 計算中心距 將中心距圓整為163mm ２）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 ３） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 ４） 計算齒輪寬度 圓整后??； 齒輪參數(shù)表 名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 3 齒數(shù) Z1 20 Z2 85 壓力角 n 分度圓直徑 d1 62.1 d2 263.9 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 163 齒 寬 （二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1，選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 1）一般工作機器，速度不高，故選用8級精度等級即可 2）材料選擇及確定許用應(yīng)力 小齒輪的材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，σHlim1=700MPa，σFE1=600MPa；大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，σHlim2=600MPa，σFE2=450MPa（參考資料[2]表11-1） 由參考資料[2]表11-5取SF=1.25,SH=1.0 由參考資料[2]表11-4取ZE=189.8 對于標準齒輪，取ZH=2.5 [σF1]=0.7σFE1/SF=336MPa[σF2]=0.7σFE2/SF=252MPa [σH1]=σHlim1/SH=700MPa[σH2]=σHlim2/SH=600MPa 3）取小齒輪=25，則=，=253.02=75.5，取=76，并初步選定β＝15° 2，按齒面接觸強度設(shè)計 按式試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算值 1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數(shù)K=1.1 2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0 3)實際傳動比i=z2/z1=3.04,即u=3.04；Zβ=√(cosβ)=0.983 (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 d3≥95.5mm 模數(shù) m=d3cosβ/z3=95.5*0.966/25=3.69 齒寬 b=φdd1=1.0*95.5=95.5mm,取b2=1000mm,b1=105mm 由參考資料[2]表4-1取m=4mm，實際d1=m*z1/cosβ=4*25/0.966=103.5mm, d2=4*76/0.966=314.7mm 圓周速度 v=πd3n2/(60*1000)=3.14*103.5*347.5/(60*1000)=1.88m/s 參照參考資料[2]表11-2，選8級制造精度是合宜的。 3，按齒根彎曲強度設(shè)計 按齒根彎曲強度設(shè)計 m≥ （1）確定公式內(nèi)的各計算值 1)由參考資料[2]表11-3試選載荷系數(shù)K=1.1 2)由參考資料[2]表11-6取φd=1.0 3)齒形系數(shù)zv1=25/cos315=27.8,zv2=76/cos315=84.4 由參考資料[2]圖11-8得YFa1=2.65，YFa2=2.24 由參考資料[2]圖11-9得YSa1=1.61，YSa2=1.78 因YFa1YSa1/[σF1]=2.65*1.61/336=0.0127＜YFa2YSa2/[σF2]=2.24*1.78/252=0.0158 故應(yīng)對大齒輪進行彎曲強度計算 （2)計算 法向模數(shù)mn≥2.95mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=4mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=95.5來計算應(yīng)有的齒數(shù). 則小齒輪的齒數(shù)z1=95.5*cos15/4=23.06,取z1=23 則z2=23*3.04=69.9,取z2=70 4．幾何尺寸計算 ② 計算中心距 將中心距圓整為190mm ２）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 ５） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 ６） 計算齒輪寬度 圓整后?。? 齒輪參數(shù)表 名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 4 齒數(shù) Z1 23 Z2 70 壓力角 n 分度圓直徑 d1 94 d2 286 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 190 齒 寬 5. 軸的設(shè)計及校核 （一）高速軸(輸入軸) 一,求作用在齒輪上的力 高速級小齒輪分度圓直徑為d1=62.1mm 則圓周力Ft=2T1/d1=3906.6N 徑向力Fr=Fttanαn/cosβ=1471.9N 軸向力Fa=Fttanβ=992.2N 二,初步確定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取 （以下軸均取此值），于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 dmin=27.1mm 由于軸截面上開有鍵槽,則d=28mm 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，d=30mm 三，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.高速軸結(jié)構(gòu)布置及受力圖 2、首先確定個段直徑 A段：=30mm有最小直徑算出 B段：=32mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為31mm的32FZ/T 92010-1991[資1表14.4] C段：=35mm，與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合，取軸承內(nèi)徑 D段：=38mm， 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm E段：=mm，將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸 G段， =35mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合，取軸承內(nèi)徑 F段：=mm, 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm 3、確定各段軸的長度 A段：=1.6*28=44.8mm,圓整取=45mm B段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mm C段：=29mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合,加上擋油盤長度 G段：=29mm, 與軸承（角接觸球軸承7207AC）配合,加上擋油盤長度 F段：L6=8mm E段：L5=68mm，齒輪的齒寬B1=70mm D段：=150mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離 軸總長L=383mm,兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=250mm （二）中間軸的設(shè)計計算 一、求作用在齒輪上的力 高速級小齒輪分度圓直徑為d3=94.166mm 則圓周力Ft=2T2/d3=10465.2N 徑向力Fr=Fttanαn/cosβ=3890.9N 軸向力Fa=Fttanβ=2181.9N 二,初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,取A0=100[參考資料[2]表14-2] Dmin≥37.2mm 根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸Ⅱ的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合部分，初選角接觸球軸承7208AC，故取=40mm 三，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、軸Ⅱ結(jié)構(gòu)布置及受力圖如下： 2，確定各段的直徑 A段:=40mm,與軸承（角接觸球軸承7208AC）配合 F段：=40mm，與軸承（角接觸球軸承7208AC）配合 E段：=43mm， B段：=46mm C段：=mm, D段：=mm, 定位軸肩 3、然后確定各段距離： A段： =30mm, 考慮軸承（角接觸球軸承7208AC）寬度與擋油盤的長度 B段：=15mm,套筒及齒輪定位 C段：=97mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬 E段：=63mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定） F段：=40mm，考慮了軸承長度、密封件厚度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離 D段：=5mm,由軸Ⅰ得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度 得出 （三）輸出軸的設(shè)計計算 一、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,取A0=100[參考資料[2]表14-2] Dmin≥53.08mm 由于軸截面上開有鍵槽,則d=54.67mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，d=55mm 三，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、軸Ⅲ設(shè)計圖 如下： A段臺階：輸出軸的外伸段選用彈性聯(lián)軸器，故此外伸段LA= 84 mm。 B段臺階：考慮軸承透蓋的軸向尺寸和透蓋左端面與聯(lián)軸器右端面有一定的間隔，取該段長度為 66 mm。 C段臺階：查手冊[1]左右兩段軸頸上安裝圓錐滾子軸承d=60mm ，T≈18mm ，a≈17mm，軸承右端面箱體內(nèi)壁之間間隔 5 mm，箱體內(nèi)壁至齒輪端面為15 mm，故需加20mm寬的套筒，綜合取LC=40 mm D段臺階：由于D段臺階是與低速級大齒輪配合，根據(jù)教科書[3]，外圓長度，要比齒寬略小些因此取LD= 83mm G段臺階：由于軸承配合，因此取軸承寬為長度LG= 18mm E段和F段由于沒有配合，長度就要與中間軸相比較，取其長度，中間軸從左端到右端的距離為190 mm，經(jīng)計算得出E段和F段長度為85 mm，取E段為15 mm，F(xiàn)段為70 mm 兩軸承支點的距離為(a—圓錐滾子軸承的支座反力偏距a= 17mm) 5.3.4按彎矩合成力校核軸的強度 (1) 繪出軸的受力簡圖 計算斜齒輪的圓周力徑向力和軸向力 Fr=1095N Ft=2916N Fa=738N C B A 64.5mm 127.5mm 圓周力 徑向力 軸向力 水平面計算 Ft=2916N C A B 64.5mm 127.5mm RAH=1936.4N RBH=979.6N 力矩平衡公式 RBH=Ft-RAH=2916-1936.4=979.6N 水平彎矩： 垂直面計算 Fa=738N B A Fr =1095N 64.5mm 127.5mm RBV=1106 N RAV=-11N 力矩平衡公式： RAV=-11N 垂直彎矩 在集中力偶作用的C處，彎矩圖發(fā)生突變，突變值為: -=141724N·M 集中力偶為：Fa2×d2/2=738×384.2/2=141770N·M 故垂直面計算正確。 計算C處左右兩側(cè)的合成彎矩 可見C處右側(cè)的合成彎矩M”c較大，合成彎矩圖見圖 計算危險截面的當量彎矩，由當量彎矩圖可見，C處是危險截面（其上的內(nèi)力最大），按照式（14-3）計算該處的當量彎矩（對一般轉(zhuǎn)軸可視其扭矩為脈動循環(huán)性質(zhì)，取扭矩校正系數(shù)a=0.6） 計算C處所需要軸徑dc 參照表14-1和表14-4得到45鋼調(diào)質(zhì)的軸在對稱循環(huán)狀態(tài)下的許用彎曲應(yīng)力[δ-1]w=54Mpa。 按照式（14-5）有 由于C處開有一個鍵槽（安裝斜齒輪），故直徑增大5%后得dc= 44mm它小于該處實際直徑65 mm，故軸的彎矩扭矩組合強度足夠。 6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù) == 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表15-1得[]=60MP 〈 []此軸合理安全 9.滾動軸承的選擇和計算 由于本減速器承受載荷較輕，確有一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的，在特輕系列中選擇7200C 系列。再根據(jù)軸徑，查參考書【1】第P122頁最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對軸承分別為,7208C,7212C.現(xiàn)在只對7208C軸承的使用壽命系數(shù)進行計算，其他軸承類似。 查參考書【1】第P122頁可知7208C的動載荷系數(shù)，靜載荷系數(shù)為,按查考書【2】P318頁取軸承預(yù)期壽命。 圖8.1軸承的受力情況 1.求兩軸承所受到的徑向載荷,. 由前面I軸的計算可知,，,，由此可得 2.求兩軸承的計算軸向力, 對于7000C型軸承，按表13-7查得軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初選e=0.46,因此可估算， 按式（13-11）得 由表13-5仿例題13-1進行插值計算，得 再計算 與同組其他數(shù)據(jù)相比較，兩次計算結(jié)果的值相差較小，因此確定 ， 3.計算軸承的當量動載荷和 因為 由表13-5分別進行查表或插值計算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承A ， 對軸承B ， 因軸承運轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷，按表13-6，，取，則 1. 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承A的受力大小驗算，n=576r/min 所選軸承滿足壽命要求 減速器的工作壽命為五年，其總工作時間為，取得較小，因此在一到兩年就必須的更換一次軸承。 第七章 減速器鍵聯(lián)接的設(shè)計 鍵聯(lián)接是最常見的軸、轂聯(lián)接方式，屬于可拆聯(lián)接，主要其周向固定作用。軸與回轉(zhuǎn)零件（如：齒輪、帶輪等）的輪轂之間用鍵聯(lián)接后，使它們一起轉(zhuǎn)動，并且可以傳遞轉(zhuǎn)矩。 7.1 高速軸與聯(lián)軸器聯(lián)接鍵的設(shè)計 鍵聯(lián)接有多種類型，而且都是標準件，有相應(yīng)的國家標準。機械設(shè)計中，我們只要按使用要求選用適當?shù)念愋秃统叽缂纯桑匾獣r驗算其強度。 鍵聯(lián)接有普通平鍵、半圓鍵、楔鍵（斜鍵）、切向鍵等，根據(jù)功能需要選用普通平鍵。 普通平鍵工作時，鍵的側(cè)面是工作面（是承受載荷的面），靠鍵的工作面與鍵槽的側(cè)面相擠壓傳遞轉(zhuǎn)矩。 特點： 7.1 .1 選用圓頭普通平鍵（A型） 按軸徑d=28mm查表[3]表3-1選擇鍵A8×78（GB1095-1990）用輪轂長B=44mm，參考表3-1確定鍵的長度：L= 34 mm0-10=50mm。 7.1.2 強度校核 零件強度計算的內(nèi)容，都是根據(jù)工作中可能的失效形式擬定的。 平鍵聯(lián)接的失效形式 雖然，鍵工作中受剪切，但實際上鍵的剪斷極為罕見。因此，靜聯(lián)接只需進行擠壓強度校核。 鍵的材料選用45鋼，聯(lián)軸器材料為45鋼，查[3]表16-1，鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力[σ]P=100~2000Mpa。 鍵的工作長度： l=L-b=34-8=26mm0-12=38mm 擠壓應(yīng)力： 安全 合理 7.2 中間軸與大齒輪聯(lián)接鍵的設(shè)計 7.2.1 選用圓頭普通平鍵（A型） 按軸徑d=55mm及輪轂長B=43mm，查[3]表3-1，選鍵A16×10×9，參考表3-1確定建的長度l=B-（5~10）=36mm8-10=58mm。 7.2.2 強度校核 鍵材料選用45鋼，大齒輪材料為45鋼，查[3]表16-1得，許用應(yīng)力[σ]P =100~120Mpa。 鍵的工作長度： l=L-b=36-16=20mm 擠壓應(yīng)力： 擠壓強度安全。 7.3低速軸和聯(lián)軸器聯(lián)接鍵的設(shè)計 7.3.1 選用圓頭普通平鍵（A型） 按軸徑d=50mm查表3-1選擇鍵A14×90（GB1095-1990），根據(jù)輪轂B=84mm參考表3-1確定鍵的長度l=B-（5-10）=7484-5=79mm 7.3.2 校核強度 鍵材料選擇45鋼，聯(lián)軸器材料為45鋼，查[3]表16-1得，許用應(yīng)力[σ]P =100~1200Mpa。鍵的工作長度l=L-b=74-14=603mm 擠壓應(yīng)力 擠壓強度安全 7.4低速軸和大齒輪聯(lián)接鍵的設(shè)計 7.4.1 選用圓頭普通平鍵（A型） 按軸徑d=70mm查表3-1選擇鍵A20×121（GB1095-1990），根據(jù)輪轂B=83mm參考表3-1確定鍵的長度l=L-B=83-10=73mm。 7.4.2 強度校核 鍵材料選用 455鋼，大齒輪材料為45鋼，查[3]表16-1得，許用應(yīng)力[σ]P =100~1200Mpa。鍵工作長度l=L-b=73-20=5305-18=87mm。 擠壓應(yīng)力 擠壓強度安全 第八章 聯(lián)軸器的設(shè)計和減速器的潤滑 8.1 聯(lián)軸器的選擇和計算 8.1.1 聯(lián)軸器概述 聯(lián)軸器是用于軸與軸的對接，使兩軸一起轉(zhuǎn)動，并傳遞轉(zhuǎn)矩。聯(lián)軸器的特點是：只有在停車時，才能用拆卸的方法把兩軸分開。 聯(lián)軸器的類型有 （1）剛性聯(lián)軸器 不允許兩軸相對位移，要求兩軸嚴格對中，否則會產(chǎn)生附加載荷。又可分為凸緣聯(lián)軸器、套筒聯(lián)軸器（元件之間構(gòu)成固定連接）、夾殼聯(lián)軸器 （2）撓性聯(lián)軸器 允許兩軸有相對位移?？煞譃闊o彈性元件的撓性聯(lián)軸器、金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器和非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器：靠元件之間的相對運動適應(yīng)兩軸的位移，構(gòu)成可動聯(lián)接。又可分為：齒輪聯(lián)軸器、滾子鏈聯(lián)軸器、滑塊聯(lián)軸器、十字軸萬向聯(lián)軸器 彈性聯(lián)軸器是靠彈性元件的變形適應(yīng)兩軸的相對位移。金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器可分為：蛇形彈簧聯(lián)軸器、簧片聯(lián)軸器。非金屬彈性元件撓性聯(lián)軸器可分為：彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷齒式聯(lián)軸器、梅花形彈性聯(lián)軸器、輪胎式聯(lián)軸器。 彈性聯(lián)軸器具有緩和沖擊，吸振的作用。主要是為聯(lián)軸器中有彈性元件，具有良好的彈性，可起緩沖、吸振作用。 8.1.2 聯(lián)軸器的選擇和計算 聯(lián)軸器類型選擇： 當載荷穩(wěn)定，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，同軸性好，無相對位移時，可選剛性聯(lián)軸器，也可選用彈性聯(lián)軸器；當載荷穩(wěn)定，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，但有相對位移時，可選用無彈性元件的撓性聯(lián)軸器，也可選用彈性聯(lián)軸器；當載荷、轉(zhuǎn)速變化時，應(yīng)選彈性聯(lián)軸器。（當然，載荷穩(wěn)定，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定時，也可以選彈性聯(lián)軸器的。） 對聯(lián)軸器的一般要求是：工作可靠，操作方便，尺寸較小，質(zhì)量較輕，維護簡單，安裝位置盡量靠近軸承。 對于標準聯(lián)軸器，往往是根據(jù)傳遞的轉(zhuǎn)矩的大小，工作轉(zhuǎn)速，軸的直徑等確定聯(lián)軸器的具體型號。聯(lián)軸器的標準系列，可查機械設(shè)計手冊。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩： Tca=KAT2 1．高速軸與電動機軸聯(lián)軸器的選擇與計算 查[6]得，工作情況系數(shù)KA=1.45，故 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca a=KAT2=1.4×25.27=35.4.×53.61=80.415Nmm 根據(jù)工作條件，選用凸緣聯(lián)軸器，查資料得凸緣聯(lián)軸器的選用 GB5843-1986 2．低速軸上聯(lián)軸器的設(shè)計 了 查[6]得工作情況系數(shù)KA=1.45，故 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3=1.4×560.27=784.45×757.33=1135.995Nmm 根據(jù)工作條件，選用彈性柱銷聯(lián)軸器查資料[3]表15-3選用 8.2 減速器的潤滑 8.2.1 齒輪傳動的潤滑 齒輪傳動時，相嚙合的齒面間有相對滑動，因此就會產(chǎn)生摩擦和磨損，增加動力消耗，降低傳動效率。 　　對齒輪傳動進行潤滑，就是為了避免金屬直接接觸，減少摩擦磨損，同時還可以起到散熱和防銹蝕的目的。 齒輪傳動的潤滑方式有：開式及半開式齒輪傳動或速度較低的閉式齒輪傳動，通常采用人工周期性加油潤滑。通用的閉式齒輪傳動，常采用浸油潤滑和噴油潤滑。 潤滑劑的選擇：齒輪傳動常用的潤滑劑為潤滑油或潤滑脂。選用時，應(yīng)根據(jù)齒輪的工作情況（轉(zhuǎn)速高低、載荷大小、環(huán)境溫度等），選擇潤滑劑的粘度、牌號。 因v<12m/s，所以采用浸油潤滑，按[2]P143表7-13，選用HL-30（GBSYB110-62S），大齒輪浸入油中的深度為1~2個齒高，但不應(yīng)小于10mm。 8.2.2 軸承的潤滑 滾動軸承潤滑的目的可以降低滾動軸承內(nèi)部的摩擦，減少磨損和發(fā)熱量；軸承的摩擦發(fā)熱使軸承升溫，油潤滑可以到起冷卻作用，從而降低軸承的工作溫度，延長使用壽命； 良好的潤滑狀態(tài)，可在滾動體與滾道間形成一層使兩者隔開的油膜，可以使接觸壓力減小 軸承零件表面覆蓋一層潤滑劑，可以防止表面氧化生銹。 本減速器軸承的潤滑，采用潤滑油潤滑，選用HL-30（GBSYB110-62S），并在箱壁內(nèi)側(cè)設(shè)油槽，使油池中的油能進入軸承以致潤滑。 十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 機座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 機蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 機座凸緣壁厚 b=1.5δ 12mm 機蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 機座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 20mm 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12 16.3mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df 12.2mm 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 10mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150～200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 7mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 6mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 7mm 軸承旁凸臺半徑 R 10 mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1= D+2.5d3 (D為軸承孔直徑) D11=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2= D1+2.5d3 D21=59.5mm D22=59.5mm D23=74.5mm 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 10mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2 Δ2>δ 9 mm 兩齒輪端面距離 Δ4=5 5 mm df,d1,d2至外機壁距離 C1=1.2d+(5～8) C1f=26mm C11=21mm C12=18mm df,d1,d2至凸臺邊緣距離 C2 C2f=22mm C21=17mm C22=15mm 機殼上部（下部）凸緣寬度 K= C1+ C2 Kf=48mm K1=38mm K2=33mm 軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離 e=(1～1.2)d1 13mm 軸承座凸起部分寬度 L1≥C1f+ C2f+(3～5) 52 mm 吊環(huán)螺釘直徑 dq=0.8df 13mm 十二.設(shè)計總結(jié) 之前我對《機械設(shè)計基礎(chǔ)》這門課的認識是很膚淺的，實際動手設(shè)計的時候才發(fā)現(xiàn)自己學得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學習。 我的設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。首先，我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對設(shè)計來說是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出來了。其次，從設(shè)計過程中，我復(fù)習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 通過這次的課程設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 致 謝 在這里我要特別的感謝我的指導(dǎo)老師，在他的細心的指導(dǎo)下我順利的完成了畢業(yè)設(shè)計，沒有 老師的指導(dǎo)就沒辦法完成，在此向 老師表示衷心的感謝！ 老師一面要處理繁重的教學任務(wù)，另一方面又要指導(dǎo)我們畢業(yè)設(shè)計，并真切地希望我們能夠取得好的成績，在此設(shè)計過程中， 老師既給了我們足夠充分的個人展現(xiàn)空間，又及時指導(dǎo)我們正確順利地進行工作，再一次感謝 老師！ 同時也要感謝，同一組的同學，在我們一起討論時給我提出了寶貴的意見。還有同宿舍的同學，他們在我遇到困難問題時給予了我真情的幫助，在此表示衷心感謝！ 主要參考文獻 [1] 鄂中凱，王金等主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.東北工學院出版社，1992. 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