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目錄 第一章 任務書 3 1.1課程設計 3 1.2課程設計任務書 3 1.2.1運動簡圖 3 1.2.2原始數(shù)據(jù) 3 1.2.3已知條件 4 1.2.4設計工作量 4 第二章 傳動裝置總體設計方案: 5 2.1組成 5 2.2特點 5 2.3確定傳動方案 5 第三章 電動機的選擇 6 3.1選擇電動機的類型 6 3.2選擇電動機的容量 6 3.3確定電動機轉速 7 第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 9 4.1分配減速器的各級傳動比 9 4.2計算各軸的動力和動力參數(shù) 9 第五章 傳動零件的設計計算 11 5.1 V帶設計 11 5.1.1已知條件和設計內容 11 5.1.2設計步驟： 11 5.2齒輪設計 13 5.2.1高速級齒輪傳動計算 13 5.2.2低速機齒輪傳動計算 15 5.2.3圓柱齒輪傳動參數(shù)表 18 5.3減速器結構設計 19 5.4軸的設計及效核 20 5.4.1初步估算軸的直徑 20 5.4.2聯(lián)軸器的選取 20 5.4.3初選軸承 21 5.4.4軸的結構設計（直徑，長度來歷） 21 5.4.5低速軸的校核 23 5.4.6精確校核軸的疲勞強度 26 5.4.7軸承的壽命計算 29 5.4.8鍵連接的選擇和計算 30 5.5減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇 31 5.5.1齒輪傳動的潤滑 31 5.5.2潤滑油牌號選擇 31 5.5.3密封形式 31 第六章 設計總結 32 致謝 32 參考資料 32  第一章 任務書 1.1課程設計 本次設計為課程設計，通過設計二級齒輪減速器，學習機械設計的基本過程、步驟，規(guī)范、學習和掌握設計方法，以學習的各種機械設計，材料，運動，力學知識為基礎，以《機械設計》、《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計課程設計手冊》、《制造技術基礎》、《機械設計課程設計指導書》以及各種國標為依據(jù)，獨立自主的完成二級減速器的設計、計算、驗證的全過程。親身了解設計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨立自主的完成設計過程，為畢業(yè)設計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。 1.2課程設計任務書 課程設計題目1：帶式運輸機 1.2.1運動簡圖 1.2.2原始數(shù)據(jù) 題 號 參 數(shù) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 運輸帶工作拉力F（KN） 3.0 3.2 3.5 3.8 4 4.2 4.5 5 5.5 6 運輸帶工作速度v（m/s） 2.0 1.8 1.6 1.9 1.9 1.9 1.8 1.7 1.6 1.5 滾筒直徑D（mm） 400 450 400 400 400 450 450 450 450 450 每日工作時數(shù)T（h） 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 使用折舊期（y） 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 1.2.3已知條件 1、工作情況：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許運輸帶速度誤差為5%； 2、滾筒效率：ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； 3、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35C； 4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量。 1.2.4設計工作量 1、減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2、零件工作圖1～3張； 3、設計說明書1份。 第二章 傳動裝置總體設計方案: 2.1組成 傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.2特點 齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 2.3確定傳動方案 考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 第三章 電動機的選擇 3.1選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 3.2選擇電動機的容量 （2-1） （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。） 由電動機到傳輸帶的傳動總效率為 圖3-1 運動簡圖 ——為V帶的效率, ——為滾動軸承效率，（由圖可知減速器只有3對軸承。卷筒滾動軸承效率包括在卷筒效率中) ——為閉式齒輪傳動效率， ——為聯(lián)軸器的效率, ——卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失) 所以 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列的電動機數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率11kw。 型號 功率 電流 (A) 電壓(V) 轉速(r/min) 效率(%) 功率因數(shù) 堵轉轉矩/額定轉矩 堵轉電流/額定電流 最大轉矩/額定轉矩 HP KW Y160M1-2 15 11 21.8 380 2930 87.2 0.88 2 7 2.2 Y160M2-2 20 15 29.4 380 2930 88.2 0.88 2 7 2.2 Y160L-2 25 18.5 35.5 380 2930 89 0.89 2 7 2.2 Y160M-4 15 11 22.6 380 1460 88 0.84 2.2 7 2.2 Y160L-4 20 15 30.3 380 1460 88.5 0.85 2.2 7 2.2 Y160M-6 10 7.5 17 380 970 86 0.78 2 6.5 2 Y160L-6 15 11 24.6 380 970 87 0.78 2 6.5 2 Y180M-2 30 22 42.2 380 2940 89 0.89 2 7 2.2 3.3確定電動機轉速 卷筒轉速為 =90 按推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比 二級圓柱齒減速器的傳動比為 則從電動機到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。 故電動機轉速的可選范圍為 可見，電動機同步轉速可選、和兩種。根據(jù)相同容量的兩種轉速，從上表中查出兩個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如下表所示。 方案 電動機型號 額定功率 kw 電動機轉速 電動機重量Kg 傳動裝置的傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶 減速器 1 Y160M1-2 11 3000 2930 117 33.33 2.08 16 2 Y160M-4 11 1500 1460 123 16.67 2.08 8 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選擇第1種方案，即電動機型號為Y160M-4。 電動機中心高H =160mm,外伸軸段DE=42110mm。 第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.1分配減速器的各級傳動比 按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比，取，得 所以 =3.83 4.2計算各軸的動力和動力參數(shù) （1）計算各軸轉速 Ⅰ軸 ===701.92 Ⅱ軸 ===148.39 Ⅲ軸 ===38.74 卷通軸 ==38.74 （2）計算各軸輸入功率、輸出功率 Ⅰ軸 ==9.380.96=9 kw Ⅱ軸 ==90.980.97=8.56 kw Ⅲ軸 ==8.560.980.97=8.14 kw 卷筒軸==8.140.980.99=7.9 kw 各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為 Ⅰ軸 ==90.98=8.82 kw Ⅱ軸 ==8.560.98=8.39 kw Ⅲ軸 ==8.140.98=7.98 kw 卷筒軸 ==7.90.98=7.74 kw （3）計算各軸的輸入、輸出轉矩。電動機軸輸出轉矩 Ⅰ軸輸入轉矩 Ⅱ軸輸入轉矩 Ⅱ軸輸入轉矩 卷筒機輸入轉矩 各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98 軸名 功率 P/KW 轉距T/N*M 轉速n r/min 轉動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電 機 9.38 61.35 1460 2.08 0.96 Ⅰ軸 9 8.82 61.02 122.44 701.92 Ⅱ軸 8.56 8.39 274.50 550.89 148.39 4.73 0.95 Ⅲ軸 8.14 7.98 999.7 2006.63 38.74 3.83 0.95 卷筒軸 7.9 7.74 970.23 1947.47 38.74 1 0.97 表4-1 運動和動力參數(shù)計算結果  第五章 傳動零件的設計計算 5.1 V帶設計 5.1.1已知條件和設計內容 設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉速；大帶輪…… 5.1.2設計步驟： 1）、確定計算功率 根據(jù)工作條件——載荷平穩(wěn)，每天工作16小時由表5.5[1] 查KA=1.2，計算功率為 Pca=KAPd=1.29.38=11.26Kw 2）、選擇V帶的帶型 根據(jù)計算功率 ,小帶輪的轉速，由圖5.14[1] 選用A型帶。 3）、確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速v ①初選小帶輪基準直徑 根據(jù)v帶的帶型，由表5.4[1]和表5.6[1]，取小帶輪的基準直徑=125mm。 ②驗算帶速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。 4）、計算大帶輪的基準直徑 由,傳動比,有 =2.08125=260mm，根據(jù)表5.6[1]，取=265 mm 5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準長度 ①確定小帶輪中心距，根據(jù)式5.18[1] 0.55(+)+h=222.5≤≤2(+)=780 初定中心距=500mm。 ②計算相應的帶長 由表5.2[1]選帶的基準長度=1600 mm ③計算實際中心距a及其變動范圍 中心距的變化范圍為 6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。 7）、計算帶的根數(shù) 計算單根V帶的額定計算功率， 由 和，查表5.3[1]得P0=1.93kw 查表5.4[1]得 查表5.7[1]得， 查表5.2[1]得， 取6根。 8）確定帶的最小初拉力 由表5.1[1]得A型帶的單位長度質量 q=0.10 kg/m, 9)計算帶傳動的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 8）、 把帶傳動的設計計算結果記入表下中 帶傳動的設計參數(shù) 帶型 aA 中心距 496.8 小帶輪直徑 125 包角 152.320 大帶輪直徑 265 帶長 1600 帶的跟數(shù) 66 初拉力 177.6 帶速 99.56 壓軸力 2069.32 5.2齒輪設計 5.2.1高速級齒輪傳動計算 已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉速 傳動比 =4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。 (1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）材料選擇。由表6.1[1]選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3）選擇小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)==4.7321=99.33,取=100。 4）由[1]142頁，初選螺旋角=14 (2)按齒面接觸強度設計 由[1]公式（6.14）知齒面接觸強度設計公式為 1)確定上公式內的各計算數(shù)值 ①計算載荷系數(shù)K 由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁得=1.2，.1，。 由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =11.21.11.1=1.452 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 =9.55=9.55=12.2Nmm ③由表6.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。 ④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。 ⑤計算應力循環(huán)次數(shù) =60j=60701.921(162508)=1.348109 ==2.85108 ⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.2 ⑦計算接觸疲勞許用應力 由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==1.1550=605 MPa ⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁,取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。 ⑨許用接觸應力 = 605 MPa 2）計算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 ≈65 mm ②計算齒輪模數(shù)mn ===3.12；查手冊取標準模數(shù)mn=3（第1系列） ③計算齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=4.7364.9=307 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結尾的數(shù)，取a=185mm 按圓整a后的中心距修正螺旋角β =arccos= arccos=11.16 修正螺旋角β后計算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=4.7364.21=303.7 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結尾的數(shù)，取a=185mm 齒輪寬度：因為b=ψd=164.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm ④計算圓周速度，確定齒輪精度 V===2.39m/s 參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強度校核 由[1]公式（6.15）知彎曲強度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數(shù) ①載荷系數(shù)（前面已經得到） K= =11.21.11.1=1.452 ②參考[1]中143頁取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁取重合度系數(shù)Yε=0.85 ③計算當量齒數(shù) ===22.23 ===105.89 ④查[1]中表6.4得取齒形系數(shù) =2.71, =2.18 ⑤查[1]中表6.4得取應力校正系數(shù) =1.571, =1.79 ⑥計算彎曲疲勞許用應力 查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim2=220MP 查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則 [1]===200 MPa [2]===175.14 MPa 2）校核計算 =MPa MPa 因， 故彎曲強度足夠。 5.2.2低速機齒輪傳動計算 已知條件：輸入功率=8.56kw,小齒輪轉速 傳動比 =3.83,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。 (1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）材料選擇。由表6.1[1]選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3）選擇小齒輪齒數(shù)=25，大齒輪齒數(shù)==3.8325=95.75,取=96。 4）由[1]142頁，初選螺旋角=14 (2)按齒面接觸強度設計 由[1]公式（6.14）知齒面接觸強度設計公式為 1)確定上公式內的各計算數(shù)值 ①計算載荷系數(shù)K 由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁得=1.1，.2，。 由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =11.21.11.1=1.452 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 =9.55=9.55=5.5Nmm ③由表6.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。 ④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。 ⑤計算應力循環(huán)次數(shù) =60j=60148.391(162508)=2.85108 ==7.44107 ⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.1 ⑦計算接觸疲勞許用應力 由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==1.1550=605MPa ⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁,取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。 ⑨許用接觸應力 = 605 MPa 2）計算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 ≈109 mm ②計算齒輪模數(shù)mn ===4.36mm；查手冊取標準模數(shù)mn=4mm（第1系列） ③計算齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=3.83103.06=394.7 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結尾的數(shù)，取a=250mm 按圓整a后的中心距修正螺旋角β =arccos= arccos=14.5 修正螺旋角β后計算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=3.83103.06=395.60 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結尾的數(shù)，取a=250mm 齒輪寬度：因為b=ψd=1103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm ④計算圓周速度，確定齒輪精度 V===0.8m/s 參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強度校核 由[1]公式（6.15）知彎曲強度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數(shù) ①載荷系數(shù)（前面已經得到） K= =11.21.11.1=1.452 ②參考[1]中143頁取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁取重合度系數(shù)Yε=0.85 ③計算當量齒數(shù) ===27.36 ===105.08 ④查[1]中表6.4得取齒形系數(shù) =2.57, =2.18 ⑤查[1]中表6.4得取應力校正系數(shù) =1.60, =1.79 ⑥計算彎曲疲勞許用應力 查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim2=220MP 查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則 [1]===200 MPa [2]===175.14 MPa 2）校核計算 =MPa MPa 因， 故彎曲強度足夠。 5.2.3圓柱齒輪傳動參數(shù)表 各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計算結果如下表 表5-1 圓柱齒輪傳動參數(shù)表 名稱 代 號 單 位 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 中心距 a mm 185 250 傳動比 i 4.73 3.83 模數(shù) mn mm 3 4 螺旋角 119′36″ 1430′ 端面壓力角 20 20 嚙合角 ′ 20 20 齒數(shù) z 21 100 25 96 分度圓直徑 d mm 65 307 109 395 節(jié)圓直徑 d′ mm 65 307 109 395 齒頂圓直徑 da mm 71 313 117 403 齒根圓直徑 df mm 58 300 99 385 齒寬 b mm 70 65 110 105 螺旋角方向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調質 調質 調質 調質 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 5.3減速器結構設計 表5-2 減速箱機體結構尺寸 名稱 符號 減速器型式及尺寸關系/mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 16 機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 12 聯(lián)接螺栓的間距 180 軸承端蓋螺栓直徑 10 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 16 、、到外箱壁距離 26、22 、18 、至凸緣邊緣距離 24、16 軸承旁凸臺半徑 24 凸臺高度 由結構確定 外箱壁至軸承座端面距離 40 大齒輪頂圓與內箱壁距離 10 齒輪端面與內箱壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 、 7、7 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 80 5.4軸的設計及效核 5.4.1初步估算軸的直徑 在進行軸的結構設計之前，應首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉強度估算各軸的直徑，計算公式為，式中： P—軸所傳遞的功率，kw； n—軸的轉速，r/min; A—由軸的需用切應力所確定的系數(shù)。 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調質處理，查得A=103～126，則 I 軸 ==25.75 mm Ⅱ 軸==42.50 mm Ⅲ 軸==61.23 mm 將各軸圓整為=25mm , =45 , =65 mm。 5.4.2聯(lián)軸器的選取 Ⅲ 軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，所以需要同時選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯(lián)軸器,由表10.1[1]查得：工作情況系數(shù)=1.5,由表8.5[3]查得：選用LT9型彈性注銷聯(lián)軸器 LT9型彈性注銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為： 公稱轉矩Tn=2000Nm 軸孔長度142mm(Y型) 孔徑=65mm 表5-3聯(lián)軸器外形及安裝尺寸 型號 公稱 扭矩 Nm 許用 轉速 r/min 軸孔 直徑 mm 軸孔長度 mm D mm 轉動慣量 kgm2 許用補償量 軸向 徑向 角向 LT10 2000 2300 65 142 315 0.66 1.5 0.4 10 5.4.3初選軸承 I 軸選軸承為：7005AC； Ⅱ 軸選軸承為：7009AC； Ⅲ 軸選軸承為：7014AC。 所選軸承的主要參數(shù)如表2-8 表5-4 軸承的型號及尺寸 軸承代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN a mm d D B dn Da 動載荷Cr 靜載荷Cor 7005AC 25 47 12 3o 42 11.2 7.08 14.4 7009AC 45 75 16 51 69 25.8 19.5 21.9 7014AC 60 110 20 77 103 38 45.8 30.9 5.4.4軸的結構設計（直徑，長度來歷） 1. 低速軸的結構圖 圖5-1 低速軸結構簡圖 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 （1）I段與聯(lián)軸器配合 取=65,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取=132。 （2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側設計定位軸肩，由表7-12[3]氈圈油封的軸頸取=68mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結構定取=50mm。 （3）軸肩Ⅲ為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=70mm 考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度，取=31mm。 (4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關系尺寸，取=80mm, =69mm。 (5)軸肩V為定位軸肩，直徑應大于安裝于軸上齒輪內徑6-10mm,且保證⊿≥10mm ,取= 88mm，=8mm。 （6）VI 段安裝齒輪，取=82 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm (7)VII 齒輪右端用套筒定位，=80mm , =15mm (8)軸肩VⅢ間安裝角接觸球軸承為7014AC 取=70mm，根據(jù)箱體結構 取=24 （9）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-1[3]查得平鍵bh=2012（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵bh=2012，鍵長選擇120。 軸端倒角1.545，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm。 2.中速軸尺寸 圖5-2 中速軸結構簡圖 3.高速軸尺寸 圖5-3 高速軸結構簡圖 5.4.5低速軸的校核 由于低速軸上所承受的轉矩最大，所以僅對低速軸按彎扭合成強度條件進行校核計算。 （1） 軸強度的校核計算 1）軸的計算簡圖 圖5-4 低速軸結構簡圖 2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進行校核。 將軸簡化為如下簡圖 圖5-5軸的計算簡圖 （2）彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。 已知=2006.69 Nm, ′=979.7 Nm≈，齒輪分度圓直徑d=300.94,對于7012AC型軸承，由手冊中查得a=28.2,得到做為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=48+120=168mm 10164.6N 3821.3N 2628.7N 載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面 總彎矩 從軸的結構以及扭矩圖中可以看出截面C是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的彎矩值列下表 表5-3 截面C彎矩值數(shù)據(jù)表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩T Tm=2.0063Nmm （3）扭矩圖 圖5-6 軸的載荷分析圖 （4）校核軸的強度 取=0.6，由表15.1[2]查得[]=60MPa，由表4-1[3]查得t=7 mm 45.571 MPa﹤=60MPa 5.4.6精確校核軸的疲勞強度 ⑴. 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載的情況來看,截面C上應力最大.截面V的應力集中的影響和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的軸的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面VI和ⅤII顯然更加不必要做強度校核。由第1章的附錄可知,鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只須校核截面IV左右兩側即可. ⑵. 截面IV左側 抗彎截面模量按表[1]11.5中公式計算 W=0.1=0.1=27463 抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925 截面IV的左側的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力 ，因為彎矩為對稱循環(huán)，所以此處彎曲應力的應力幅σa=σMAX=σb=7.6MPa；平均彎曲應力σm=0 MPa。 截面上的扭轉切應力 ==，因為扭轉切應力為脈動循環(huán)，所以此處扭轉切應力的應力幅τa=0.5τMAX=0.536.53=18.26MPa;平均扭轉切應力為 τm=τa=18.26MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和由第1章（23頁圖1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得 ， 又由第1章（23頁圖1.16）可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由第1章（24頁圖1.17）得尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由第1章（24頁圖1.19）得表現(xiàn)質量系數(shù)為 軸未經表面強化處理，由第1章22頁公式（1.22）和（1.23）得綜合影響系數(shù)為： =2.8 ==1.62 等效系數(shù)為: 取0.1 取0.05 于是，計算安全系數(shù)值，得 S= 遠大于S=1.5 所以它是安全的。 （3）. 截面IV右側 抗彎截面模量按表11.5中公式計算 W=0.1=0.1=34300 抗扭截面模量 =0.2=0.2=68600 截面IV的右側的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =1108.69 截面上的彎曲應力 ，因為彎矩為對稱循環(huán)，所以此處彎曲應力的應力幅σa=σMAX=σb=6.16MPa；平均彎曲應力σm=0 MPa 截面上的扭轉切應力 ==，因為扭轉切應力為脈動循環(huán)，所以此處扭轉切應力的應力幅τa=0.5τMAX=0.529.25=14.62MPa;平均扭轉切應力為τm=τa=14.62MPa 過盈配合處的 軸按磨削加工，由第三章得表現(xiàn)質量系數(shù)為 軸未經表面強化處理，由第1章得綜合系數(shù)為： =3.25 ==2.62 于是，計算截面右側的安全系數(shù)為 S= 遠大于S=1.5 所以它是安全的。 又因本傳動無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。 5.4.7軸承的壽命計算 （1）低速軸軸承壽命計算 1）預期壽命 從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。 預期壽命=825016=32000h=3.2h 2）壽命驗算 圖5-7 軸承的受力簡圖 ①軸承所受的徑向載荷, ， ②當量動載荷和 低速軸選用的軸承7012AC ,查表8.6[1]得到=1.2 已知，溫度系數(shù)=1（常溫） 由表6-6[3]得到 查表8.5[1]得到e=0.68, ③驗算軸承壽命 因為＞，所以按軸承2的受力驗算 5.5h＞ 所以所選軸承可滿足壽命要求。 5.4.8鍵連接的選擇和計算 （1）低速軸齒輪的鍵聯(lián)接 1） 選擇類型及尺寸 根據(jù)d=70mm,L′=87mm,選用A型，bh=2012,L=70mm 2）鍵的強度校核 ①鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l=l-b=80-20=60mm k=0.5h=6mm ②強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取120MPa 9.99710Nmm ﹤ 鍵安全合格 （2）低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 1）選擇類型及尺寸 根據(jù)d=65mm,L′=132mm,選用C型，bh=2012,L=90mm 2）鍵的強度校核r ①鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l=L-b/2=120-10=110mm k=0.5h=6mm ②強度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取110MPa 20.06Nmm 5.5減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇 5.5.1齒輪傳動的潤滑 本設計采用油潤滑。潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。 1）齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油高度為30-50mm。另外傳動件浸油中深度要求適當，要避免攪油損失太大，又要充分潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應 盡量相近，以便浸油深度相近。 2）滾動軸承的潤滑 滾動軸承宜開設油溝、飛濺潤滑。 5.5.2潤滑油牌號選擇 由表7.1[3]得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm/s 選用L-CKC220潤滑油。 5.5.3密封形式 用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取 第六章 設計總結 通過本次二級減速器的設計，讓我對機械行業(yè)中產品的設計過程有了親身體會，同時體會到機械設計的過程是嚴謹?shù)姆止げ襟E，開放的設計思想，細致的計算驗證，反復推倒重來的過程，任何一個環(huán)節(jié)都不能疏漏，借鑒前人的經驗技巧，參閱各種標準手冊，站在全局來設計產品。通過本次設計過程，我更認識了自己的不足，一個產品的設計需要方方面面的知識，經驗，技巧作為基礎，這也是我一個身為機械設計學生的執(zhí)著追求。 致謝 非常感謝陳老師在課程設計過程中對我的指導，也感謝在設計過程中所有給過我?guī)椭椭v解的同學，非常感謝你們！ 參考資料 參考文獻 楊明忠、朱家誠主編.機械設計[M].武漢理工大學出版社，2006； 1-284. 濮良貴、紀名剛主編.機械設計.8版.高等教育出版社，2006.5；22-408 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.1989；