《帶式輸送機傳動裝置中的單級一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計【滾筒圓周力F=1500N；帶速V=1.5ms；滾筒D=250mm】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式輸送機傳動裝置中的單級一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計【滾筒圓周力F=1500N；帶速V=1.5ms；滾筒D=250mm】（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1計算說明書一、傳動方案擬定…………….………………………………4二、電動機的選擇…………………………………………….5三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比…….…….6四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計……………………………..7五、普通 V 帶的設(shè)計………………………………………….10六、齒輪傳動的設(shè)計…………………………………………..15七、傳動軸的設(shè)計………………………….…………………..18八、箱體的設(shè)計………..…………………….………………….27九、鍵連接的設(shè)計………………………………………………29十、滾動軸承的設(shè)計……………………………………………31十一、潤滑和密封的設(shè)計………………………………………32十二、聯(lián)軸器的設(shè)計……………………………………………33十三、設(shè)計小結(jié)……………………………………………….....33《機械設(shè)計》課程設(shè)計任務(wù)書2一、設(shè)計題目：設(shè)計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器二、傳動方案圖：三、原始數(shù)據(jù)輸送帶壓力 F（N ） 1500N輸送帶速度 v(m/s) 1.5 sm滾筒直徑 D（mm） 250mm四、工作條件：輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動，空載起動，兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為±5%，要求尺寸較為緊湊，電動機與輸送帶滾筒軸線平行。使用期限為 10 年，減速器中等批量生產(chǎn)。要求齒輪傳動中心距在90～130mm 之間。五、設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖一張（A 1 圖紙：手工圖或 CAD 圖）2、零件圖 2 張（一個組應(yīng)有一套完整的非標(biāo)準(zhǔn)零件的零件圖）3、設(shè)計說明書一份3計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第八組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動１、工作條件：使用年限５年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=1500N；帶速 V=1.5m/s；滾筒直徑 D=250mm；方案擬定：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(yīng)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。1.電動機 2.V 帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶4二、電動機選擇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) 由式(2) ：Ｐ Ｗ＝ＦV/1000 (KW)因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：η 總 =η １ ×η２ ３ ×η ３ ×η ４ ×η5式中：η 1、η2、η 3、η 4、η 5 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取 η １= 0.96， η２＝0.99，η ３＝0.97， η ４＝０.99則：　η 總 =0.96×0.98３ ×0.97×0.99×0.96=0.83所以：電機所需的工作功率：Pd　= FV/1000η 總=(1500×1.5)/(1000×0.83)=4.5 (kw)53、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速為：n 卷筒＝60×1000·V/（π·D ）=(60×1000×1.5)/（250·π ）=77.3 r/min根據(jù)手冊Ｐ７表１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Ｖ帶傳動比Ｉ１’=２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝６～２４。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為N’d=I’a×n 卷筒=(16～24)×77.3=463.8～1855.2 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）電動機轉(zhuǎn)速(r/min)傳動裝置傳動比方案電 動機 型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格總傳動比V 帶傳動減速器1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.322 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.443 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6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×GD132 520×345×315 216×178 12 28×80 10×41三、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 n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=nm/n 卷筒=960/77.3=12.42和帶傳動、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：電動機主要外形和安裝尺寸：7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 分別為帶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(dǎo)書 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 帶 i=2～4）因為：　　　ia＝i0×i所以：　　　i＝ia／i0＝12.42/2.8＝4.44四、傳動裝置的運動和動力設(shè)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)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算10（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)：Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min卷筒軸：nⅢ= nⅡ（2）計算各軸的功率：Ⅰ軸： PⅠ =Pd×η01 =Pd×η1=4.5×0.96=4.32（KW）Ⅱ軸： PⅡ = PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3=4.32×0.98×0.97=4.11（KW）卷筒軸： PⅢ= P Ⅱ·η23= PⅡ·η2·η4=4.11×0.98×0.99=4.07（KW）由指導(dǎo)書的表 1 得到：η1=0.96η2=0.98η3=0.97η4=0.9911計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td=9550·Pd/nm=9550×4.5/960=44.77 N·mⅠ軸： TⅠ = Td·i0·η01= T d·i0·η1=44.77×2.8×0.96=120.33 N·m Ⅱ軸： TⅡ = TⅠ·i1·η12= T Ⅰ·i1·η2·η4=120.33×4.44×0.98×0.99=518.34 N·m卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T Ⅲ= T Ⅱ·η2·η4=502.90 N·m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：故：P’ Ⅰ=PⅠ×η 軸承=4.32×0.98=4.23 KWP’Ⅱ= PⅡ×η 軸承=4.23×0.98=4.02 KW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’Ⅰ= TⅠ×η 軸承=120.33×0.98=117.92 N·mT’ Ⅱ= TⅡ×η 軸承=518.34×0.98=507.97 N·mi0 為帶傳動傳動比i1 為減速器傳動比滾動軸承的效率η 為 0.98~0.995 在本設(shè)計中取 0.9812綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：效率 P （KW） 轉(zhuǎn)矩 T （N·m）軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉(zhuǎn)速 nr/min傳動比 i 效率η電動機軸 4.5 44.77 960 2.8 0.96Ⅰ軸 4.32 4.23 120.33 117.92 342.864.44 0.95Ⅱ軸 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22卷筒軸 4.07 3.99 502.90 492.84 77.221.00 0.9713=960×100·π/（1000×60）=5.024 m/s介于 5~25m/s 范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距 a：0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274）262.08 ≤a0≤ 748.8五. V 帶的設(shè)計（1）選擇普通 V 帶型號由 PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW）根據(jù)課本 P134 表 9-7 得知其交點在 A、B 型交 界線處，故 A、B 型兩方案待定： 方案 1：取 A 型 V 帶確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速：則取小帶輪 d1=100mmd2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)=2.8×100×(1-0.02)=274.4mm由表 9-2 取 d2=274mm (雖使 n2 略有減少，但其誤差小于 5%，故允許)帶速驗算： V=n1·d1·π/ （1000× 60）由課本 P134 表 9-5查得 KA=1.1 由課本 P132 表 9-2得，推薦的 A 型小帶輪基準(zhǔn)直徑為75mm~125mm15初定中心距 a0=500 ，則帶長為L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1） 2/(4·a0)=2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500)=1602.32 mm由表 9-3 選用 Ld=1400 mm 的實際中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm驗算小帶輪上的包角 α1α1=180? -(d2-d1)×57.3?/a =180?-(274-100)×57.3?/398.84=155.01?>120?合適確定帶的根數(shù)Z=PC/（(P0+△P0)·KL·K α）=6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95）= 6.26故要取 7 根 A 型 V 帶計算軸上的壓力由書 9-18 的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K α- 1）/z· c+q· v 2=500×6.05×（2.5/0.95 -1）/（7×5.02）+0.17×5.022=144.74 N由機械設(shè)計書表 9-4 查得P0=0.95由表 9-6 查得△P0=0.11 由表 9-7 查得Kα=0.95由表 9-3 查得KL=0.9616由課本 9-19 得作用在軸上的壓力FQ=2·z·F0·sin(α/2)=2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取 B 型 V 帶確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速：則取小帶輪 d1=140mmd2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)=2.8×140×(1-0.02)=384.16mm由表 9-2 取 d2=384mm (雖使 n2 略有減少，但其誤差小于 5%，故允許)帶速驗算： V=n1·d1·π/ （1000× 60）=960×140·π/（1000×60）=7.03 m/s介于 5~25m/s 范圍內(nèi)，故合適確定帶長和中心距 a：0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）366.8≤a0≤ 1048初定中心距 a0=700 ，則帶長為L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1） 2/(4·a0)=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700)由課本表 9-2 得，推薦的 B 型小帶輪基準(zhǔn)直徑 125mm~280mm17=2244.2 mm由表 9-3 選用 Ld=2244 mm 的實際中心距a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm驗算小帶輪上的包角 α1α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適確定帶的根數(shù)Z=PC/（(P0+△P0)·KL·K α）=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）= 2.68故取 3 根 B 型 V 帶計算軸上的壓力由書 9-18 的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K α- 1）/z· c+q· v 2=500×6.05×（2.5/0.95 -1）/（3×7.03）+0.17×7.032=242.42 N由課本 9-19 得作用在軸上的壓力FQ=2·z·F0·sin(α/2)=2×3×242.42×sin(160.0/2)=1432.42 N綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合由機械設(shè)計書表 9-4 查得P0=2.08由表 9-6 查得△P0=0.30 由表 9-7 查得Kα=0.95由表 9-3 查得KL=1.0018帶輪示意圖如下：d0 dHLS1斜度 1:25SS2dr dk dh d daLBS219六、齒輪傳動的設(shè)計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，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。齒輪精度初選 8 級(2)、初選主要參數(shù)Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1·u=20×4.5=90取 ψa=0.3，則 ψd=0.5·（i+1）·=0.675（3）按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑d1≥ 2123???????］［ σΨ εHEZukT確定各參數(shù)值載荷系數(shù) 查課本表 6-6 取 K=1.2○ 1小齒輪名義轉(zhuǎn)矩○ 2T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86=1.18×105 N·mm材料彈性影響系數(shù)○ 3由課本表 6-7 ZE=189.8 MPa20區(qū)域系數(shù) ZH=2.5○ 4重合度系數(shù)○ 5εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69Zε = 7.0369.4??tε許用應(yīng)力 查課本圖 6-21（a）○ 6MPaH10lim?］［ σ MPH5602lim］［ σ查表 6-8 按一般可靠要求取 SH=1則 aSH610lim1σ］［ σMP52li2?σ］［ σ取兩式計算中的較小值，即［σH］=560Mpa于是 d1≥ 2123???????］［ σΨ εHEZukT=255607.8.19.408. ????????=52.82 mm(4)確定模數(shù)m=d1/Z1≥52.82/20=2.641取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值 m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算校核］［ σσ ε FFSFYmbdKT??1221式中 小輪分度圓直徑 d1=m·Z=3×20=60mm○ 1齒輪嚙合寬度 b=Ψd·d1 =1.0 ×60=60mm○ 2復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95○ 3重合度系數(shù) Yε=0.25+0.75/εt○ 4=0.25+0.75/1.69=0.6938許用應(yīng)力 查圖 6-22（a ）○ 5σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa查表 6-8 ，取 SF=1.25則 aFMP19625.41lim1??σ］［ σaFS7.0li2σ］［ σ計算大小齒輪的 并進行比較○ 6 FSYσ0234.198.4?］［ σ FSY 024.17695.32?］［ σ FS<1］［ σ FS2］［ σ SY取較大值代入公式進行計算 則有 6938.0536018.221 ????εσ YmbdKTFSF=71.86<［σF ］2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算d1=m·Z=3×20=60 mm23d2=m·Z1=3×90=270 mma=m ·（Z1+Z2）=3 ×（20+90）/2=165 mmb=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）=3.14×60×342.86/（60×1000）=1.08 m/s對照表 6-5 可知選擇 9 級精度合適。七 軸的設(shè)計1， 齒輪軸的設(shè)計(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪 10—鍵24(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 PⅠ=4.32 KW轉(zhuǎn)速為 nⅠ=342.86 r/min根據(jù)課本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115d≥ mnPC76.28.3415·3???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通○ 1過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加 5%，取 D1=Φ 30mm，又帶輪的寬度 B=（ Z-1）·e+2·f =（3-1 ）× 18+2×8=52 mm 則第一段長度 L1=60mm右起第二段直徑取 D2=Φ38mm○ 2根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30mm，則取第二段的長度 L2=70mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝○ 3球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208 型軸承，其尺寸為 d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為 D3=Φ40mm ，長度為 L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直○ 4PⅠ的值為前面第 10 頁中給出在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到 Z=3其余的數(shù)據(jù)手冊得到D1=Φ30mmL1=60mmD2=Φ38mmL2=70mmD3=Φ40mmL3=20mmD4=Φ48mmL4=10mm25徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D4=Φ48mm ，長度取 L4= 10mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪○ 5的齒頂圓直徑為 Φ66mm ，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為 65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長度為 L5=65mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直○ 6徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6=Φ 48mm長度取 L6= 10mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，○ 7取軸徑為 D7=Φ40mm，長度 L7=18mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm○ 1作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18×10 5 N·mm○ 2求圓周力：Ft○ 3Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N求徑向力 Fr○ 4Fr=Ft·tanα=1966.67×tan20 0=628.20NFt，F(xiàn)r 的方向如下圖所示（5）軸長支反力根據(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(xué)模型。D5=Φ66mmL5=65mmD6=Φ48mmL6= 10mmD7=Φ40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB26水平面的支反力：RA =RB=Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N（6）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩：MC =PA×62=60.97 Nm垂直面的彎矩：MC1 ’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm合成彎矩：NmCC 0.647.19.602221221 ?????（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=59.0 Nm（8）畫當(dāng)量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當(dāng)量彎矩：NmTMCe 14.73)(222???α（9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面 C 處當(dāng)量彎矩最大，而其直○ 1徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。已知 MeC2=73.14Nm ,由課本表 13-1 有:［σ-1］=60Mpa 則：σe= MeC2 /W= MeC2/(0.1·D43)=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］右起第一段 D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，○ 2=983.33NmRA’=RB’=314.1 NMC=60.97NmMC1’= MC2’=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nmα=0.6MeC2=73.14Nm［σ-1］=60Mpa27故該面也為危險截面： NmTMD4.3596.02???）（ ασe= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下：MD=35.4Nm28輸出軸的設(shè)計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）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)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 PⅡ=4.11 KW轉(zhuǎn)速為 nⅡ=77.22 r/min根據(jù)課本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取c=115d≥ mnPC28.43.715·33???Ⅰ(3)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○ 1過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加 5%，取 Φ45mm，根據(jù)D1=Φ45mm29計算轉(zhuǎn)矩 TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T 5014—2003，選用 LXZ2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為 l1=84mm,軸段長L1=82mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該○ 2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右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球○ 3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=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸○ 4用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 270mm，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右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位○ 5軸肩，取軸肩的直徑為 D5=Φ66mm ,長度取L5=10mmL1=82mmD2=Φ52mmL2=54mmD3=Φ55mmL3=36mmD4=Φ60mmL4=58mmD5=Φ66mmL5=10mmD6=Φ55mmL6=21mm30右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸○ 6徑為 D6=Φ55mm，長度 L6=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm○ 1作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08×10 5N·mm○ 2求圓周力：Ft○ 3Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N求徑向力 Fr○ 4Fr=Ft·tanα=3762.96×tan20 0=1369.61NFt，F(xiàn)r 的方向如下圖所示（5）軸長支反力根據(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(xué)模型。水平面的支反力：RA =RB=Ft/2 = 1881.48 N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N（6）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩：MC =RA×62= 116.65 Nm垂直面的彎矩：MC1 ’= MC2’=RA’×62=41.09 NmFt=3762.96NmFr=1369.61NmRA=RB=1881.48NmRA’=RB’=684.81 NMC=116.65NmMC1’= MC2’=41.09 NmMC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm31合成彎矩：NmMMCC 68.12347.9.60221221 ?????（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=508.0 Nm（8）畫當(dāng)量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當(dāng)量彎矩：NmTMCe 56.307)(222???α（9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面 C 處當(dāng)量彎矩最大，而其○ 1直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。已知 MeC2=307.56Nm ,由課本表 13-1 有:［σ-1］=60Mpa 則：σe= MeC2 /W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］右起第一段 D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，○ 2故該面也為危險截面： NmTMD8.304.56.02???）（ ασe= MD/W= MD/(0.1·D13)=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］α=0.6MeC2=307.56Nm［σ-1］=60MpaMD=33.45Nm32所以確定的尺寸是安全的 。以上計算所需的圖如下：繪制軸的工藝圖（見圖紙）33八．箱體結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)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(dǎo)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。(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34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(yīng)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(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。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 δ18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 8df，d1, d2 至外機壁距離 C1 26, 22, 18df， d2 至凸緣邊緣距離 C2 24, 16軸承旁凸臺半徑 R1 24, 1635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(zhǔn)外機壁至軸承座端面距離 l1 60，44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 ,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(zhǔn)，一般 s=D2九．鍵聯(lián)接設(shè)計1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 d1=30mm,L1=50mm查手冊得，選用 C 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=44.77N·m h=7mm根據(jù)課本 P243（10-5）式得σ p=4 ·T/(d·h·L)=4×44.77×1000/（30×7×42）=20.30Mpa < [σ R] (110Mpa)2、輸入軸與齒輪 1 聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33N·m查手冊 選 A 型平鍵 GB1096-79B 鍵 12×8 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm σ p=4 ·TⅠ/（d·h·l）鍵12×836=4×120.33×1000/（44×8×50）= 27.34Mpa < [σ p] (110Mpa)3、輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=60mm L3=58mm TⅡ=518.34Nm查手冊 P51 選用 A 型平鍵鍵 18×11 GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mmσ p=4·TⅡ/（d·h·l）=4×518.34×1000/（60×11×42）=74.80Mpa < [σ p] (110Mpa)十．滾動軸承設(shè)計根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh5×365×8=14600 小時1.輸入軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當(dāng)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=628.20N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值5048.3N14608.32601.28.1·6' 1? ???εε ）（）（ htdLnfPC（3）選擇軸承型號查課本表 11-5，選擇 6208 軸承 Cr=29.5KN4由課本式 11-3 有 146029380.62158.3460)(601 ?????）（εPfCnLdth∴預(yù)期壽命足夠∴此軸承合格2.輸出軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當(dāng)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=1369.61N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值69.3N14602.7601.392.10·' 16? ???εε ）（）（ htdLnfPC（3）選擇軸承型號查課本表 11-5，選擇 6211 軸承 Cr=43.2KN由課本式 11-3 有 146039561.2.40.7601)(601 ????）（εPfCnLdth∴預(yù)期壽命足夠∴此軸承合格十一、密封和潤滑的設(shè)計1.密封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4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(fù)自行潤滑。2．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x H 不應(yīng)小于 30~50mm。對于單級減速器，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V0=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。十二．聯(lián)軸器的設(shè)計（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)。（2）載荷計算計算轉(zhuǎn)矩 TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，4其中 KA 為工況系數(shù)，由課本表 14-1 得 KA=1.3（3）型號選擇根據(jù) TC，軸徑 d，軸的轉(zhuǎn)速 n， 查標(biāo)準(zhǔn) GB/T 5014—2003，選用 LXZ2 型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[ n]=3750r/m ,故符合要求。十三、參考資料《機械設(shè)計基礎(chǔ)》譚放鳴主編—化學(xué)工業(yè)出版社《課程指導(dǎo)與簡明手冊》彭宇輝主編—中南大學(xué)出版社《機械制圖》王志泉主編—中南大學(xué)出版社十四、設(shè)計小結(jié)課程設(shè)計是機械設(shè)計當(dāng)中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間不到兩周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。這次課程設(shè)計我得到的題目是設(shè)計一個單級直齒輪減速器，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設(shè)計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實課程設(shè)計當(dāng)中的每一天都是很累的，臨答辯那兩天更是一直畫圖到深夜才休息。有的同學(xué)更是選擇了一整夜的學(xué)習(xí)畫圖找資料。其實正像老師說的一樣，設(shè)計所需要的東西都在書上了，當(dāng)時自己老是想找到什么捷徑來完成這次任務(wù)。但是機械設(shè)計的課程設(shè)計沒有那么簡單，你想抄襲或者想自己胡亂蒙兩個數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數(shù)據(jù)都要從機械設(shè)計書上或者機械設(shè)計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經(jīng)克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可及的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。在設(shè)計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設(shè)計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我我們同學(xué)之間互相幫助，共同面對機械設(shè)計課程設(shè)計當(dāng)中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當(dāng)中我充分的認(rèn)識到自己在知識理解和接受應(yīng)用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學(xué)習(xí)能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學(xué)習(xí)還要更加的努力。本次課程設(shè)計是對自己所學(xué)的知識的一次系統(tǒng)總結(jié)與應(yīng)用。本次課程設(shè)計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。再加上課程設(shè)計選在臨近期末考試期間進行。但是艱難困苦玉汝于成，機械設(shè)計課程設(shè)計看來我是無法忘記的了.4