2468 單級圓柱減速器設計,圓柱,減速器,設計 1目 錄設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3傳動裝置的運動和動力參數(shù)﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8聯(lián)軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13鍵聯(lián)接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1621.擬定傳動方案為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 nw,即v=1.1m/s;D=350mm; nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350) 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為１０００r/min 或１５００ r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為１7或 25。2.選擇電動機１）電動機類型和結構形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ（ＩＰ４４）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。２）電動機容量（１）卷筒軸的輸出功率ＰｗF=2800r/min; Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000 (2)電動機輸出功率 PdPd=Pw/t傳動裝置的總效率　　t=t1*t2^2*t3*t4*t5式中，t1,t2,… 為從電動機到卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表２－４查得：彈性聯(lián)軸器 1 個Nw=60.0241r/minPw=3.08Kw3t4=0.99; 滾動軸承 2 對t2=0.99; 圓柱齒輪閉式 1 對t3=0.97; V 帶開式傳動 1 幅t1=0.95; 卷筒軸滑動軸承潤滑良好 1 對t5=0.98; 則t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762 故Pd=Pw/t=3.08/0.8762 （３）電動機額定功率 Ped由第二十章表２０－１選取電動機額定功率 ped=4KW。3）電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動事，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表２－１查得 V 帶傳動常用傳動比范圍 2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍 3~6，可選電動機的最小轉(zhuǎn)速Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min 可選電動機的最大轉(zhuǎn)速Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min同步轉(zhuǎn)速為 960r/min效率 t=0.8762Pd = 3.5150 Ped=4Kw4選定電動機型號為Ｙ１32Ｍ1－６。４）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表２０－１、表２０－２查出Ｙ１32Ｍ1－６型電動機的方根技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表刻錄備用。電機型號 額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電機質(zhì)量軸徑mmY132M1-6 4Kw 1000 960 73 28大齒輪數(shù)比小齒輪數(shù)=101/19=5.3158 ３．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比１）傳動裝置總傳動比nm=960r/min; i=nm/nw=960/60.0241=15.9936 ２）分配各級傳動比取 V 帶傳動比為i1=3; 則單級圓柱齒輪減速器比為i2=i/i1=15.9936/3=5.3312 所得 i2 值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。４．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)１）各軸轉(zhuǎn)速i=15.9936i1=3i2=5.33125電動機軸為０軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉(zhuǎn)速為n0=nm; n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min ２）各軸輸入功率按機器的輸出功率 Pd 計算各軸輸入功率，即P0=Ped=4kw 軸 I 的功率P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw 軸 II 功率P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw ３）各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm 二、設計帶輪1、計算功率P=Ped=4Kw 一班制，工作８小時，載荷平穩(wěn)，原動機為籠型交流電動機查課本表８－１０，得 KA=1.1; 計算功率n0=960r/minn1=320r/minn2=60.0241r/minP0=4KwP1=3.8KwP2=3.6491KwT0=39.7917NmT1=113.4063NmT2=589.5878NmKA=1.1Pc=4.4Kw6Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw 2 選擇普通Ｖ帶型號n0 =960r/min 根據(jù) Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖 13-15（205 頁）查得坐標點位于 A 型d1=80~100３、確定帶輪基準直徑表８－１１及推薦標準值小輪直徑d1=100mm; 大輪直徑d2=d1*3.5=100*3.5=350mm 取標準件d2=355mm; 4、驗算帶速驗算帶速v=∏ *d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s 在 5~25m/s 范圍內(nèi)從動輪轉(zhuǎn)速n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s 從動輪轉(zhuǎn)速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857=-0.0141 d1=100mmd2=355mm75、V 帶基準長度和中心距初定中心距中心距的范圍amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm a0=350mm; 初算帶長Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0 Lc = 1461.2mm 選定基準長度表 8-7,表 8-8 查得Ld=1600mm; 定中心距a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm a=420mm; amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm 6、驗算小帶輪包角驗算包角＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)1?*57.3/a145.2107 >120 度 故合格7、求 V 帶根數(shù) Z由式（13-15）得初定中心距a0=350mmLc=1461.3mmLd=1600mm中心距a=420mm8查得 n1=960r/min , d1=120mm查表 13-3 P0=0.95由式 13-9 得傳動比i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5查表（13-4）得 05.??P由包角 145.21 度查表 13-5 得 Ka=0.92KL=0.99z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=38、作用在帶上的壓力 F查表 13-1 得 q=0.10故由 13-17 得單根 V 帶初拉力NqvKzvPcFQ3.274 53.0*1)92.05(3.*4)15.(0 22? ??????三、軸初做軸直徑： 3*nPcd?軸 I 和軸 II 選用 45#鋼 c=110d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm取 d1=28mmd2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm由于 d2 與聯(lián)軸器聯(lián)接，且聯(lián)軸器為標準件，由軸 II 扭矩，查 162 頁表取 YL10YLd10 聯(lián)軸器z=3 根預緊力FQ＝ 274.3Nd1=28mmd2=45mmYL10YLd109Tn=630>580.5878Nm 軸 II 直徑與聯(lián)軸器內(nèi)孔一致取 d2=45mm四、齒輪1、齒輪強度由 n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3采用軟齒面，小齒輪 40MnB 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為260HBS，大齒輪用 ZG35SiMn 調(diào)質(zhì)齒面硬度為225HBS。因 ，MPaH701lim??PaH5402lim??SH1=1.1， SH2=1.1，SH631.][li1，MPa49.502][lim2???因： ， ，SF=1.3F1li F1802lim?所以 PaSF53.1240][lim1???MF8.][2li22、按齒面接觸強度設計設齒輪按 9 級精度制造。取載荷系數(shù) K=1.5，齒寬系數(shù)4.0?a?小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 NmNPT4063.1328.*5091?? T1=113.4063Nm10按 計算中心距321)][5(1uKTHuaa????u=i=5.333mm231.4.5*401)93(1.5(2???a齒數(shù) z1=19,則 z2=z1*5.333=101模數(shù) m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數(shù) m＝2.5 確定中心矩 a=m(z1+z1)/2=150mm齒寬 b= a6015*4.??b1=70mm,b2=60mm3、驗算彎曲強度齒形系數(shù) YF1=2.57，YF2=2.18按式（11-8）輪齒彎曲強度 pFF KNzbmYKT ][7.129.*5260134.1*2 11 ?? ???pFKN][.7./8. 22 ??4、齒輪圓周速度 smndv /3795.01*6035.21*60???按 162 頁表 11-2 應選 9 做精度。與初選一致。m=2.5a=150mm11五、軸校核：圓周力 Ft=2T/d1徑向力 Fr=Ft*tan =20 度 標準壓力角?d=mz=2.5*101=252.5mmFt=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5NFr=5852.5*tan20=2031.9N=20 度?Ft=5582.5NFr=2031.9N121、求垂直面的支承壓力 Fr1,Fr2由 Fr2*L-Fr*L/2=0得 Fr2=Fr/2=1015.9N2、求水平平面的支承力FH1=FH2=Ft/2=2791.2N3、畫垂直面彎矩圖L=40/2+40/2+90＋10=140mmMav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm4、畫水平面彎矩圖MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm5、求合成彎矩圖 NmMaFhavM16.2384.95722??6、求軸傳遞轉(zhuǎn)矩FH1=FH2=2791.2NMav=71.113NmMaH=195.38NmMa＝216.16Nm13T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm7、求危險截面的當量彎矩從圖可見 a-a 截面是最危險截面，其當量彎矩為軸的扭切應力是脈動循環(huán)應力22)(aTMe??取折合系數(shù) a=0.6 代入上式可得Me=457.15Nm14NmMe 15.47).13*6.0(.212???8、計算危險截面處軸的直徑軸的材料，用 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 14-1 查得PaB650??由表 13-3 查得許用彎曲應力 ，MPab60][1???所以 mMedb4.25*.06][*1.0333????考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑 d 加4%。故 d=1.04*25.4=26.42mm由實際最小直徑 d=40mm,大于危險直徑所以此軸選 d=40mm,安全六、軸承的選擇由于無軸向載荷，所以應選深溝球軸承 6000 系列徑向載荷 Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，F(xiàn)r1=2031.9/2＝1015.9N工作時間 Lh＝3*365*8=8760 （小時）因為大修期三年，可更換一次軸承所以取三年由公式 ?16)*0(LnftPpCr?式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環(huán)境溫度不高)（深溝球軸承系列）3? KNCr 79.)860*15(9.0*.131??Fr1=1015.9NLh=8760 小時6207 型15由附表選 6207 型軸承七、鍵的選擇選普通平鍵 A 型由表 10-9 按最小直徑計算，最薄的齒輪計算b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm由公式 MPadhLTpP80~7][4???所以 ][9.80*43.52PP????選變通平鍵，鑄鐵鍵 1??Lhb所以齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。八、減速器附件的選擇1、通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用 M18 1.5?2、油面指示器：選用油標尺，規(guī)格 M163、起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片 M16 1.5?5、窺視孔及視孔蓋選用板結構的視孔蓋九、潤滑與密封：1、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級大齒輪的速度為：b h L=14 9 80?16smdnv /6542.06*514.30???查《課程設計》P19 表 3-3 大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為 30mm。2、滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，并設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。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4、密封方式選?。哼x用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定。設計小結：二、課程設計總結設計中運用了 Matlab 科學工程計算軟件，用 notebook命令調(diào)用 MS—Word 來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊 2.0 軟件版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關于力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟件 CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完17成。由于沒有經(jīng)驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現(xiàn)了一些錯誤比如線形，制圖規(guī)格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什么樣子都不知道 ，對于各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經(jīng)驗，不熟悉。這次設計的目的是掌握機械設計規(guī)律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標準，規(guī)范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經(jīng)達到，有許多要求、標準心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待于提高水平。雖然它可能不是良好、優(yōu)秀，但是既然教學環(huán)節(jié)、課程設計目的已經(jīng)達到，那么這次設計做的就是完全合格的。當然還受軟件的熟悉，運用程度的影響，所有這些必須得參加實踐，接觸實際工程設計中才能提高。帶輪，齒輪，軸，軸承這些關鍵的設計計算都達到合格，并且用機械設計手冊 2.0 軟件版的驗證了。通過這次課程設計，感到機械設計綜合了力學，公差，材料，制圖等學科的知識，要好了這些功課，才能做好機械設計。18參考資料：《工程力學》 ， 《機械設計基礎》 ， 《機械設計指導》 ， 《互換性技術與測量》 ， 《機械制圖》191目 錄設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3傳動裝置的運動和動力參數(shù)﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8聯(lián)軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13鍵聯(lián)接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1621.擬定傳動方案為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 nw,即v=1.1m/s;D=350mm; nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350) 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為１０００r/min 或１５００ r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為１7或 25。2.選擇電動機１）電動機類型和結構形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ（ＩＰ４４）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。２）電動機容量（１）卷筒軸的輸出功率ＰｗF=2800r/min; Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000 (2)電動機輸出功率 PdPd=Pw/t傳動裝置的總效率　　t=t1*t2^2*t3*t4*t5式中，t1,t2,… 為從電動機到卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表２－４查得：彈性聯(lián)軸器 1 個Nw=60.0241r/minPw=3.08Kw3t4=0.99; 滾動軸承 2 對t2=0.99; 圓柱齒輪閉式 1 對t3=0.97; V 帶開式傳動 1 幅t1=0.95; 卷筒軸滑動軸承潤滑良好 1 對t5=0.98; 則t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762 故Pd=Pw/t=3.08/0.8762 （３）電動機額定功率 Ped由第二十章表２０－１選取電動機額定功率 ped=4KW。3）電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動事，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表２－１查得 V 帶傳動常用傳動比范圍 2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍 3~6，可選電動機的最小轉(zhuǎn)速Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min 可選電動機的最大轉(zhuǎn)速Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min同步轉(zhuǎn)速為 960r/min效率 t=0.8762Pd = 3.5150 Ped=4Kw4選定電動機型號為Ｙ１32Ｍ1－６。４）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表２０－１、表２０－２查出Ｙ１32Ｍ1－６型電動機的方根技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表刻錄備用。電機型號 額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電機質(zhì)量軸徑mmY132M1-6 4Kw 1000 960 73 28大齒輪數(shù)比小齒輪數(shù)=101/19=5.3158 ３．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比１）傳動裝置總傳動比nm=960r/min; i=nm/nw=960/60.0241=15.9936 ２）分配各級傳動比取 V 帶傳動比為i1=3; 則單級圓柱齒輪減速器比為i2=i/i1=15.9936/3=5.3312 所得 i2 值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。４．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)１）各軸轉(zhuǎn)速i=15.9936i1=3i2=5.33125電動機軸為０軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉(zhuǎn)速為n0=nm; n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min ２）各軸輸入功率按機器的輸出功率 Pd 計算各軸輸入功率，即P0=Ped=4kw 軸 I 的功率P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw 軸 II 功率P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw ３）各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm 二、設計帶輪1、計算功率P=Ped=4Kw 一班制，工作８小時，載荷平穩(wěn)，原動機為籠型交流電動機查課本表８－１０，得 KA=1.1; 計算功率n0=960r/minn1=320r/minn2=60.0241r/minP0=4KwP1=3.8KwP2=3.6491KwT0=39.7917NmT1=113.4063NmT2=589.5878NmKA=1.1Pc=4.4Kw6Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw 2 選擇普通Ｖ帶型號n0 =960r/min 根據(jù) Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖 13-15（205 頁）查得坐標點位于 A 型d1=80~100３、確定帶輪基準直徑表８－１１及推薦標準值小輪直徑d1=100mm; 大輪直徑d2=d1*3.5=100*3.5=350mm 取標準件d2=355mm; 4、驗算帶速驗算帶速v=∏ *d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s 在 5~25m/s 范圍內(nèi)從動輪轉(zhuǎn)速n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s 從動輪轉(zhuǎn)速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857=-0.0141 d1=100mmd2=355mm75、V 帶基準長度和中心距初定中心距中心距的范圍amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm a0=350mm; 初算帶長Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0 Lc = 1461.2mm 選定基準長度表 8-7,表 8-8 查得Ld=1600mm; 定中心距a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm a=420mm; amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm 6、驗算小帶輪包角驗算包角＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)1?*57.3/a145.2107 >120 度 故合格7、求 V 帶根數(shù) Z由式（13-15）得初定中心距a0=350mmLc=1461.3mmLd=1600mm中心距a=420mm8查得 n1=960r/min , d1=120mm查表 13-3 P0=0.95由式 13-9 得傳動比i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5查表（13-4）得 05.??P由包角 145.21 度查表 13-5 得 Ka=0.92KL=0.99z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=38、作用在帶上的壓力 F查表 13-1 得 q=0.10故由 13-17 得單根 V 帶初拉力NqvKzvPcFQ3.274 53.0*1)92.05(3.*4)15.(0 22? ??????三、軸初做軸直徑： 3*nPcd?軸 I 和軸 II 選用 45#鋼 c=110d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm取 d1=28mmd2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm由于 d2 與聯(lián)軸器聯(lián)接，且聯(lián)軸器為標準件，由軸 II 扭矩，查 162 頁表取 YL10YLd10 聯(lián)軸器z=3 根預緊力FQ＝ 274.3Nd1=28mmd2=45mmYL10YLd109Tn=630>580.5878Nm 軸 II 直徑與聯(lián)軸器內(nèi)孔一致取 d2=45mm四、齒輪1、齒輪強度由 n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3采用軟齒面，小齒輪 40MnB 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為260HBS，大齒輪用 ZG35SiMn 調(diào)質(zhì)齒面硬度為225HBS。因 ，MPaH701lim??PaH5402lim??SH1=1.1， SH2=1.1，SH631.][li1，MPa49.502][lim2???因： ， ，SF=1.3F1li F1802lim?所以 PaSF53.1240][lim1???MF8.][2li22、按齒面接觸強度設計設齒輪按 9 級精度制造。取載荷系數(shù) K=1.5，齒寬系數(shù)4.0?a?小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 NmNPT4063.1328.*5091?? T1=113.4063Nm10按 計算中心距321)][5(1uKTHuaa????u=i=5.333mm231.4.5*401)93(1.5(2???a齒數(shù) z1=19,則 z2=z1*5.333=101模數(shù) m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數(shù) m＝2.5 確定中心矩 a=m(z1+z1)/2=150mm齒寬 b= a6015*4.??b1=70mm,b2=60mm3、驗算彎曲強度齒形系數(shù) YF1=2.57，YF2=2.18按式（11-8）輪齒彎曲強度 pFF KNzbmYKT ][7.129.*5260134.1*2 11 ?? ???pFKN][.7./8. 22 ??4、齒輪圓周速度 smndv /3795.01*6035.21*60???按 162 頁表 11-2 應選 9 做精度。與初選一致。m=2.5a=150mm11五、軸校核：圓周力 Ft=2T/d1徑向力 Fr=Ft*tan =20 度 標準壓力角?d=mz=2.5*101=252.5mmFt=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5NFr=5852.5*tan20=2031.9N=20 度?Ft=5582.5NFr=2031.9N121、求垂直面的支承壓力 Fr1,Fr2由 Fr2*L-Fr*L/2=0得 Fr2=Fr/2=1015.9N2、求水平平面的支承力FH1=FH2=Ft/2=2791.2N3、畫垂直面彎矩圖L=40/2+40/2+90＋10=140mmMav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm4、畫水平面彎矩圖MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm5、求合成彎矩圖 NmMaFhavM16.2384.95722??6、求軸傳遞轉(zhuǎn)矩FH1=FH2=2791.2NMav=71.113NmMaH=195.38NmMa＝216.16Nm13T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm7、求危險截面的當量彎矩從圖可見 a-a 截面是最危險截面，其當量彎矩為軸的扭切應力是脈動循環(huán)應力22)(aTMe??取折合系數(shù) a=0.6 代入上式可得Me=457.15Nm14NmMe 15.47).13*6.0(.212???8、計算危險截面處軸的直徑軸的材料，用 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表 14-1 查得PaB650??由表 13-3 查得許用彎曲應力 ，MPab60][1???所以 mMedb4.25*.06][*1.0333????考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑 d 加4%。故 d=1.04*25.4=26.42mm由實際最小直徑 d=40mm,大于危險直徑所以此軸選 d=40mm,安全六、軸承的選擇由于無軸向載荷，所以應選深溝球軸承 6000 系列徑向載荷 Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，F(xiàn)r1=2031.9/2＝1015.9N工作時間 Lh＝3*365*8=8760 （小時）因為大修期三年，可更換一次軸承所以取三年由公式 ?16)*0(LnftPpCr?式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環(huán)境溫度不高)（深溝球軸承系列）3? KNCr 79.)860*15(9.0*.131??Fr1=1015.9NLh=8760 小時6207 型15由附表選 6207 型軸承七、鍵的選擇選普通平鍵 A 型由表 10-9 按最小直徑計算，最薄的齒輪計算b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm由公式 MPadhLTpP80~7][4???所以 ][9.80*43.52PP????選變通平鍵，鑄鐵鍵 1??Lhb所以齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。八、減速器附件的選擇1、通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用 M18 1.5?2、油面指示器：選用油標尺，規(guī)格 M163、起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片 M16 1.5?5、窺視孔及視孔蓋選用板結構的視孔蓋九、潤滑與密封：1、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級大齒輪的速度為：b h L=14 9 80?16smdnv /6542.06*514.30???查《課程設計》P19 表 3-3 大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為 30mm。2、滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，并設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。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4、密封方式選取：選用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定。設計小結：二、課程設計總結設計中運用了 Matlab 科學工程計算軟件，用 notebook命令調(diào)用 MS—Word 來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊 2.0 軟件版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關于力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟件 CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完17成。由于沒有經(jīng)驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現(xiàn)了一些錯誤比如線形，制圖規(guī)格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什么樣子都不知道 ，對于各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經(jīng)驗，不熟悉。這次設計的目的是掌握機械設計規(guī)律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標準，規(guī)范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經(jīng)達到，有許多要求、標準心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待于提高水平。雖然它可能不是良好、優(yōu)秀，但是既然教學環(huán)節(jié)、課程設計目的已經(jīng)達到，那么這次設計做的就是完全合格的。當然還受軟件的熟悉，運用程度的影響，所有這些必須得參加實踐，接觸實際工程設計中才能提高。帶輪，齒輪，軸，軸承這些關鍵的設計計算都達到合格，并且用機械設計手冊 2.0 軟件版的驗證了。通過這次課程設計，感到機械設計綜合了力學，公差，材料，制圖等學科的知識，要好了這些功課，才能做好機械設計。18參考資料：《工程力學》 ， 《機械設計基礎》 ， 《機械設計指導》 ， 《互換性技術與測量》 ， 《機械制圖》19