二級展開式直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計及仿真【三維Creo模型】【含4張CAD圖紙】【含CAD圖紙】【JSQ系列】

喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的全都有，下載后全都有，所見即所得，CAD圖紙均為高清圖可自行編輯，文檔WORD都可以自己編輯的哦，有疑問咨詢QQ:1064457796,課題后的【XX系列】為整理分類用，與內(nèi)容無關(guān)，請忽視 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目： 設(shè)計帶式輸送機中的傳動裝置 專業(yè)年級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 機械設(shè)計課程設(shè)計任務書學生姓名： 學號： 專業(yè)：任務起止時間： 設(shè)計題目：設(shè)計帶式輸送機中的傳動裝置傳動方案如圖1所示：1軸圖1 帶式輸送機減速裝置方案二、原始數(shù)據(jù)滾筒直徑d /mm800傳送帶運行速度v /(m/s)1.8運輸帶上牽引力F /N2200每日工作時數(shù)T /h24傳動工作年限5單向連續(xù)平穩(wěn)轉(zhuǎn)動，常溫空載啟動。三、設(shè)計任務：1.減速器裝配圖1張（A0圖紙）2.低速軸零件圖1張（A3圖紙）3.低速軸齒輪零件圖1張（A3圖紙）4.設(shè)計說明書1份在三周內(nèi)完成并通過答辯參考資料：機械設(shè)計 機械設(shè)計基礎(chǔ) 課程設(shè)計指導書 機械設(shè)計手冊 工程力學 機械制圖指導教師簽字：2017年 12月 17 日目錄一、電機的選擇1二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算2三、V帶傳動設(shè)計4四、設(shè)計減速器內(nèi)傳動零件（直齒圓柱齒輪）6五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算18六、軸的強度校核24七、校核軸承壽命33八、鍵連接的選擇和計算34九、箱體的設(shè)計35十、心得體會36一、電機的選擇1.1 選擇電機的類型和結(jié)構(gòu)形式：依工作條件的要求，選擇三相異步電機：封閉式結(jié)構(gòu)U=380 VY型1.2 電機容量的選擇工作機所需的功率PW=Fv /1000= 3.96 kWV帶效率h1： 0.96 滾動軸承效率（一對）h2： 0.99 閉式齒輪傳動效率（一對）h3: 0.97 聯(lián)軸器效率h4： 0.99 工作機（滾筒）效率h5(hw)： 0.96 傳輸總效率h= h1h24h32 h4 h5 = 0.825 則，電動機所需的輸出功率Pd=Pw/h= 4.8 kW1.3 電機轉(zhuǎn)速確定卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速= 42.97 r/minV帶傳動比的合理范圍為24，兩級圓柱齒輪減速器傳動比的合理范圍為840，則總傳動比的合理范圍為=16160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：= 688 6875 r/min 在此范圍的電機的同步轉(zhuǎn)速有： 750 1000 1500 3000 r/min依課程設(shè)計指導書表18-1：Y系列三相異步電機技術(shù)參數(shù)（JB/T9616-1999）選擇電動機型 號： Y132S-4 額定功率Ped： 5.5kw 同步轉(zhuǎn)速n： 1500 滿載轉(zhuǎn)速nm： 1440 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算總傳動比： 33.51 2.1 分配傳動比及計算各軸轉(zhuǎn)速取V帶傳動的傳動比i0= 4 則減速器傳動比i=i/i0= 8.38 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 3.43 則低速級傳動比 8.38 2.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算0軸（電動機軸） 4.8 kW 1440 r/min 31.83 Nm1軸（高速軸） 4.608 kW 360 r/min 122.24 Nm2軸（中間軸） 4.43 kW 104.96 r/min 403.07 Nm3軸（低速軸） 4.25 kW 43.02 r/min 943.46 Nm4軸（滾筒軸） 4.17 kW 43.02 r/min 925.70 Nm以上功率和轉(zhuǎn)矩為各軸的輸入值，13軸的輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運動和動力參數(shù)如下表：表2-1 各軸運動和動力參數(shù)軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/Nm轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率h輸入輸出輸入輸出0軸4.831.831440111軸4.6084.562122.2412136040.962軸4.434.39403.07398.97104.963.430.963軸4.254.21943.4693443.022.440.964軸4.174.13925.70916.443.0210.98三、V帶傳動設(shè)計3.1 確定計算功率根據(jù)已知條件結(jié)合教材 機械設(shè)計 由表 8-8 得到工作情況系數(shù)KA= 1.3 ，故Pca=KAPd= 6.24 kW。3.2 選擇普通V帶型號已知Pca，nm，結(jié)合教材 機械設(shè)計 由圖 8-11 確定所使用的V帶為 A 型。3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速(1) 結(jié)合教材 機械設(shè)計 由表 8-9 ，初選小帶輪直徑dd1= 100 mm。(2) 驗算帶速： 7.54 m/s，滿足5m/sv120合格。3.6 計算V帶根數(shù)Z由nm，dd1結(jié)合教材 機械設(shè)計 查表 8-4 得P0= 1.32 kW。由nm，i0， A 型帶，查表 8-5 得DP0= 0.17 kW。已知a1查表 8-6 得Ka= 0.93 ，已知Ld查表 8-2得KL= 1.09 則V帶根數(shù) 4.03 ，取z= 4 。3.7 計算壓軸力 由教材 機械設(shè)計 表 8-3 ，可知 A 型帶單位長度質(zhì)量q= 0.105 kg/m。單根V帶的初拉力最小值：= 180.61 N。壓軸力的最小值：= 1417.31 N。四、設(shè)計減速器內(nèi)傳動零件（直齒圓柱齒輪）4.1 高速級齒輪傳動設(shè)計4.1.1選定齒輪類型、等級精度、材料及齒數(shù)1.按照圖1中所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20。2.帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選7級精度。3.材料選擇：由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4.選小齒輪齒數(shù)z1=34，大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=3.3234=116.62，取z2=117。4.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計1.由式（10-11）計算小齒輪分度圓直徑，即（1）確定公式中的各參數(shù)值1）試選KHt=1.3。2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）由表10-7選取齒寬系數(shù)。4）由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。5）由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。6）由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。7）計算接觸疲勞許用應力。由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600MPa、=550MPa。由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.02，KHN2=1.1。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即（2）試算小齒輪分度圓直徑=57.19mm2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。1）圓周速度v。2）齒寬b。（2）計算實際載荷系數(shù)KH。1）由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.00。2）根據(jù)v=1.08m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.04。3）齒輪的圓周力。查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.2。4）由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.421。由此，得到實際載荷系數(shù)（3）由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)4.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1.由式（10-7）試算模數(shù)，即（1）確定公式中的各參數(shù)值1）試選KFt=1.3。2）由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù)。3）計算。由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.16，YFa2=2.05。由圖10-18查得應力修正系數(shù)Ysa1=1.46，Ysa2=1.68。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為=500MPa、=380MPa。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92，KFN2=0.98。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以?。?）試算模數(shù) =1.411mm2.調(diào)整齒輪模數(shù)（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。1）圓周速度v。2)齒寬b。3)寬高比b/h。b/h=47.974/3.174=15.11（2）計算實際載荷系數(shù)KF。1)根據(jù)v=0.904m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03。2)由，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.0。3)由表10-4用插值法查得=1.419，結(jié)合b/h=15.11查圖10-13，得=1.3。則載荷系數(shù)為(3)由式(10-13)，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.425mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=63.39mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=63.39/2=31.695。取z1=32，則大齒輪齒數(shù)，取z2=109，z1與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.1.4幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑2.計算中心距3.計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510)mm，即取b1=70mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即b2=b=64mm。4.1.5圓整中心距后的強度校核1.齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-10）中的各參數(shù)。KH=1.77， ，d1=64mm，i1=3.43，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。將它們代入式（10-10），得到齒面接觸疲勞強度滿足要求。2.齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。KF=1.339, ，YFa1=2.16，YSa1=1.46，YFa2=2.05，YSa2=1.76，m=2mm，z1=32。將它們代入式（10-6），得到齒根彎曲疲勞強度滿足要求。4.1.7主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=32、z2=1079，模數(shù)m=2mm，壓力角=20，中心距a=141mm，齒寬b1=70mm、b2=64mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。4.2 低速級齒輪傳動設(shè)計4.2.1選定齒輪類型、等級精度、材料及齒數(shù)1.按圖1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動， 壓力角取為20。2.帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選7級精度。3.材料選擇：由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4.選小齒輪齒數(shù)z1=34，大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=2.4434=82.96，取z2=83。4.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即（1）確定公式中的各參數(shù)值1）試選KHt=1.3。2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)。4）由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。5）由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。6）由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。7）計算接觸疲勞許用應力。由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600MPa、=550MPa。由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.06，KHN2=1.13。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即（2）試算小齒輪分度圓直徑=87.10mm2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。1）圓周速度v。2）齒寬b。（2）計算實際載荷系數(shù)KH。1）由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。2）根據(jù)v=0.479m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02。3）齒輪的圓周力。查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.1。4）由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.428。由此，得到實際載荷系數(shù)（3）由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)4.2.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1.由式（10-7）試算模數(shù)，即（1）確定公式中的各參數(shù)值1）試選KFt=1.3。2）由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù)。3）計算。由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.46，YFa2=2.26。由圖10-18查得應力修正系數(shù)Ysa1=1.65，Ysa2=1.78。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為=500MPa、=380MPa。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92，KFN2=0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取（2）試算模數(shù) =2.192mm2.調(diào)整齒輪模數(shù)（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。1）圓周速度v。2)齒寬b。3)寬高比b/h。b/h=74.528/4.932=15.11（2）計算實際載荷系數(shù)KF。1)根據(jù)v=0.33m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02。2)由，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.0。3)由表10-4用插值法查得=1.423，結(jié)合b/h=15.11查圖10-13，得=1.45。則載荷系數(shù)為(3)由式(10-13)，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.33mm并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=93.3mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=93.3/3=31.1。取z1=31，則大齒輪齒數(shù)，取z2=79，z1與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.2.4幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑2.計算中心距3.計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510)mm，即取b1=100mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即b2=b=96mm。4.2.5圓整中心距后的強度校核1.齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-10）中的各參數(shù)。KH=1.602， ，d1=96mm，i2=2.44，ZH=2.5，ZE=189.8MPa1/2，。將它們代入式（10-10），得到齒面接觸疲勞強度滿足要求。2.齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。KF=1.566， ，YFa1=2.46，YSa1=1.65，YFa2=2.26，YSa2=1.78，m=2.5mm，z1=32。將它們代入式（10-6），得到齒根彎曲疲勞強度滿足要求。4.2.7主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=32、z2=79，模數(shù)m=3mm，壓力角=20，中心距a=166.5mm，齒寬b1=100mm、b2=96mm。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。4.3 傳動齒輪的主要參數(shù)表4-3 傳動齒輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù) z321093279中心距a /mm141166.5模數(shù) m /mm23齒寬b /mm706410096分度圓直徑d/mm6421896237齒頂高ha /mm2233齒根高hf /mm2.52.53.753.75齒高h /mm556.756.75齒頂圓直徑da /mm68222102243齒根圓直徑df /mm7921388.5229.5五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算5.1 高速軸的計算（1軸）根據(jù)表 15-1 得，高速軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力-1b= 60 MPa。初估軸徑初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 120 12034.608/360 =28.1 mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 0.843 mm，圓整后暫取d1= 30 mm。軸的徑向尺寸設(shè)計根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結(jié)構(gòu)如下圖：圖2 高速軸徑向尺寸圖表5-1 高速軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1= 30初估軸徑并圓整d2= 37d2= d1+（34）C1定位軸間，C1=2.0d3= 40查指導書取標準件軸承根據(jù)尺寸要求選取6208軸承d4= 46d4= d3+（34）C1定位軸間，參考軸承安裝尺寸d5= 68齒頂圓直徑da=68mmd6= 46同d4d7= 40查指導書取標準件軸承根據(jù)尺寸要求選取6208軸承軸的軸向尺寸設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)圖如下（結(jié)構(gòu)草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內(nèi)用充分的文字說明支撐計算結(jié)果）：圖3 高速軸軸向尺寸圖經(jīng)驗值的計算與選?。狠S承端蓋至箱外傳動件間的距離L= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 20mm ；至凸緣邊距離C2= 18mm 軸承座寬度L=C1+C2+d+(510)= 52mm 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D2= 10mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 12mm r（指導書38頁圖5-12）表5-2 高速軸軸向尺寸確定軸段長度L /mm確定方法說明L1= 46.8L=（1.5 2）d1L2= 49.6L+e+L-B-D4e =1.2d3=9.6mm d3:螺釘直徑L3= 20軸承寬B+D6208軸承B=18mm D取2mmL4= 127滿足整體尺寸要求L5= 70高速級小齒輪齒厚b1L6= 20滿足齒輪端面與箱座內(nèi)壁距離L7= 18軸承寬B6208軸承B=18mml1= 64齒輪及軸承安裝位置確定l2= 169齒輪及軸承安裝位置確定l3= 84帶輪及軸承安裝位置確定5.2 中間軸的計算（2軸）根據(jù)表 15-1 得，中間軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力-1b= 60 MPa。初估軸徑初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 115 11534.43104.96 =40.04 mm軸的徑向尺寸設(shè)計根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結(jié)構(gòu)如下圖：圖4 中間軸徑向尺寸圖表5-3 中間軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1= 45參考初估軸徑，選取軸承6209軸承內(nèi)徑為45mmd2= 48d2= d1+（13）過渡軸肩d3= 54d3= d2+（34）C1定位軸間，C1=2.0d4= 48同d2d5= 456209軸承內(nèi)徑45mm軸的軸向尺寸設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)圖如下（結(jié)構(gòu)草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內(nèi)用充分的文字說明支撐計算結(jié)果）：圖5 中間軸軸向尺寸圖經(jīng)驗值的計算與選?。狠嗇瀸挾扰c軸段長度之差D= 2 （指導書38頁圖5-10）齒輪至機體內(nèi)壁的距離D2= 10 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 12（指導書38頁圖5-12）表5-4中間軸軸向尺寸確定軸段長度L /mm確定方法說明L1=42B+D2+D4+2-(b3-b4)/2軸承寬B=19mmL2=98b3-Db3=100mmL3=8D3-(b3-b4)/2軸肩L4=62b2-Db2=64mmL5=42B+D2+D4+(b1-b2)/2齒輪安裝位置l1=64.5L1+L2-B/2- b3/2齒輪及軸承安裝位置確定l2=90b2/2+D3+ b4/2齒輪相對位置確定l3=82.5D2+D4+B/2+ b3/2齒輪及軸承安裝位置確定5.3 低速軸的計算（3軸）根據(jù)表 15-1 得，低速軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力-1b= 60 MPa。初估軸徑初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 110 50.85 mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 1.5255 mm，圓整后暫取d1= 53 mm。軸的徑向尺寸設(shè)計根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結(jié)構(gòu)如下圖：圖6 低速軸徑向尺寸圖表5-5 低速軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1=55參考初估軸徑，選取聯(lián)軸器HL4d2=63d2= d1+（34）C1C1=2.5d3=65選取6213軸承軸承內(nèi)徑=65mmd4=74軸承安裝尺寸查表得6213軸承安裝尺寸d5=82d5= d6+（34）C1定位軸肩，C1=2.5d6=68d6= d7+（13）過渡軸肩d7=65同d36213軸承表5-6 所選用聯(lián)軸器的主要參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩Tn /Nm許用轉(zhuǎn)速n /mm軸孔直徑d /mm軸孔長度L /mm軸孔長度L1 /mmHL4125028005511284DD1D2bA19516軸的軸向尺寸設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)圖如下：圖7 低速軸軸向尺寸圖經(jīng)驗值的計算與選?。狠S承端蓋至箱外傳動件間的距離L= 20mm 箱座壁厚d= 8mm 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 20mm ；至凸緣邊距離C2= 18mm 軸承座寬度L=C1+C2+d+(510)= 52mm 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D2= 10mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 12mm （指導書38頁圖5-12）表5-7 低速軸軸向尺寸確定軸段長度L /mm確定方法說明L1=110由聯(lián)軸器轂長確定,略短選用HL4型聯(lián)軸器L2=46.6e=1.28L3=38.8B+D4B=23mmL4=70滿足整體尺寸要求L5=11.21.4h根據(jù)機械設(shè)計手冊L6=94比齒輪輪轂寬度小12mmL7=49齒輪及軸承安裝位置確定l1=113聯(lián)軸器與軸承相對位置確定l2=156.5齒輪及軸承安裝位置確定l3=90齒輪及軸承安裝位置確定六、軸的強度校核6.1 高速軸校核軸的受力分析如下圖：圖8 高速軸受力分析齒輪的受力 3820 N； 1390.4 N水平面內(nèi)軸承約束力列方程：解得：FNH1=2770.7NFNH2=1049.3N圖9 高速軸水平面軸承約束力豎直面內(nèi)軸承約束力列方程：解得：FNV1=1008.5NFNV2=381.9N圖10 高速軸豎直面軸承約束力彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖圖11 高速軸水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖圖12 高速軸豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖圖13 高速軸扭矩圖合成彎矩（考慮最不利的情況下）帶輪的壓軸力FP在支點產(chǎn)生的反力圖14 高速軸壓軸力作用反力列方程：解得：FNV1=1928.3NFNV2=511N解得：=119056NmmMaFp=解得：MaFp=32702Nmm彎矩圖圖15 高速軸壓軸力產(chǎn)生彎矩合成彎矩 2.21105 Nmm （注意單位換算）按第三強度理論校核 18.6 MPa 滿足強度要求。6.2 中間軸校核軸的受力分析如下圖：圖16 中間軸受力分析齒輪的受力大齒輪 3698 N； 1346 N小齒輪 8397.3 N； 3056.4 N水平面內(nèi)軸承約束力列方程：解得：FNH1=5320NFNH2=6527.6N圖17 中間軸水平面軸承約束力豎直面內(nèi)軸承約束力列方程：解得：FNV1=173.6NFNV2=1626.9N圖18 中間軸豎直面軸承約束力彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖解得：MaH1=3.54105NmmMaH2=5.39105Nmm圖19 中間軸水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖解得：MaV1=1.115104NmmMaV2=1.34105Nmm圖20 中間軸豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖圖21 中間軸扭矩圖最危險截面的合成彎矩 555407 Nmm （注意單位換算）按第三強度理論校核 54.8 MPa 滿足強度要求。6.3 低速軸校核軸的受力分析如下圖：圖22 低速軸受力分析齒輪的受力 7962 N； 2898 N水平面內(nèi)軸承約束力列方程：解得：FNH1=2907NFNH2=5055N圖23 低速軸水平面軸承約束力豎直面內(nèi)軸承約束力列方程：解得：FNV1=1058.1NFNV2=1840N圖24 低速軸豎直面軸承約束力彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖解得：MaH=4.55105Nmm圖25 低速軸水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖解得：MaV=1.66105Nmm圖26 低速軸豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖圖27 低速軸豎直面內(nèi)彎矩圖最危險截面的合成彎矩 4.84105 Nmm （注意單位換算）按第三強度理論校核 18.4 MPa 滿足強度要求。七、校核軸承壽命表7-1 所選用的軸承主要參數(shù)軸名稱軸承代號d / mmD / mmB /mmCr / kN高速軸620840801829.5中間軸620945851931.5低速軸6213651202357.2 軸承設(shè)計要求壽命 365*24*5=43800 h7.1 高速軸根據(jù)軸的受力情況可知，高速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 7 ， 2948.5 N。 46366 h 滿足要求。7.2 中間軸根據(jù)軸的受力情況可知，中間軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 1 ， 6727 N。 48297 h 滿足要求。7.3 低速軸根據(jù)軸的受力情況可知，低速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 7 ， 5379 N。 466083 h 滿足要求。八、鍵連接的選擇和計算本設(shè)計減速器共需鍵：5 個。表8-1 鍵的主要參數(shù)軸名安裝直徑 d / mm類型h / mmb /mm輪轂長度/ mm鍵長L /mm高速軸30A7846.840中間軸48A914988048A9146245低速軸55A101611010068A12209470九、箱體的設(shè)計表9-1 鑄鐵減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸（mm）名稱符號尺寸機座壁厚d8機蓋壁厚d18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df18地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d114蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d210連接螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df, d1, d2至外機壁距離C124，20，16df, d2至凸緣邊緣距離C218，14軸承旁凸臺半徑R118凸臺高度h45外機壁與軸承座端面距離l150大齒輪端面圓與內(nèi)機壁距離D110齒輪端面與內(nèi)機壁距離D210機蓋，機座筋厚m1,m7，7軸承端蓋外徑D2120，125，170軸承旁聯(lián)接螺栓距離s180十、心得體會 漫長而短暫的課程設(shè)計即將結(jié)束,通過這三個周的課程設(shè)計，我學到了非常多。這三個周是非常充實的,時間雖然不長,卻讓我充分了解了設(shè)計的一般過程,將多門課程學到的知識通過這次實踐很好的串聯(lián)在一起。在這個過程中,我也遇到很多難題,感謝各位指導老師和同學給我耐心的解答。在這次的設(shè)計過程中,我也出了一些錯誤和設(shè)計缺陷,充分認識到設(shè)計的過程是充滿艱難險阻的,每個步驟都不能馬虎大意。我會用這次課程設(shè)計中學到的知識和經(jīng)驗,對待以后的每一個機械專業(yè)上的問題。而且通過這次的課程設(shè)計,我清楚的認識到自己知識面的狹窄,這也激勵這我要加倍學習各方面知識,為以后的設(shè)計打下堅實的基礎(chǔ)。總 成 績：指導教師簽字： 2018 年 1月 3 日36