一單級帶式輸送機的傳動裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動減速器設計F=2400 V=2 D=400含4張CAD圖

一單級帶式輸送機的傳動裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動減速器設計F=2400 V=2 D=400含4張CAD圖,一單級帶式輸送機的傳動裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動減速器設計F=2400,V=2,D=400含4張CAD圖,一單級帶式,輸送,傳動,裝置,帶斜齒,圓柱齒輪,減速器,設計,cad 機械設計減速器設計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設計任務書 4 1.1 初始數(shù)據(jù) 4 1.2 設計步驟 4 第二部分 傳動裝置總體設計方案 5 2.1 傳動方案特點 5 2.2 計算傳動裝置總效率 5 第三部分 電動機的選擇 5 3.1 電動機的選擇 5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7 第五部分 V帶的設計 9 5.1 V帶的設計與計算 9 5.2 帶輪結構設計 11 第六部分 齒輪傳動的設計 13 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 20 7.1 輸入軸的設計 20 7.2 輸出軸的設計 25 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 30 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 31 8.2 輸出軸鍵選擇與校核 31 第九部分 軸承的選擇及校核計算 31 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 32 9.2 輸出軸的軸承計算與校核 32 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 33 第十一部分 減速器的潤滑和密封 33 11.1 減速器的潤滑 33 11.2 減速器的密封 34 第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸 35 12.1 減速器附件的設計與選取 35 12.2 減速器箱體主要結構尺寸 41 設計小結 43 參考文獻 44  第一部分 設計任務書 1.1 初始數(shù)據(jù) 設計一級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2400N，V = 2m/s，D = 400mm，設計年限（壽命）：5年，每天工作班制（8小時/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 1.2 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設計V帶和帶輪 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯(lián)接設計 9. 箱體結構設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 第二部分 傳動裝置總體設計方案 2.1 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。 3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和一級斜齒圓柱齒輪減速器。 2.2 計算傳動裝置總效率 ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。 第三部分 電動機的選擇 3.1 電動機的選擇 圓周速度v: v=2m/s 工作機的功率Pw: Pw=F×V1000=2400×21000=4.8Kw 電動機所需工作功率為: Pd=Pwηa=4.80.833=5.76Kw 工作機的轉速為: n=60×1000VπD=60×1000×2π×400=95.5r╱min 經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=3~6，則總傳動比合理范圍為ia=6~24，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×95.5 = 573~2292r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M-6的三相異步電動機，額定功率為7.5KW,滿載轉速nm=970r/min，同步轉速1000r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 160mm 600×385 254×210 15mm 42×110 12×37 3.2 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速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nmn=97095.5= 10.16 （2）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。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為: i=iai0=10.162.5=4.06 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速: 輸入軸： nI=nmi0=9702.5=388r╱min 輸出軸： nII=nIi=3884.06=95.57r╱min 工作機軸： nIII= nII=95.57r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pd×η1=5.76×0.96=5.53Kw 輸出軸： PII= PI×η2×η3=5.53×0.98×0.97=5.26Kw 工作機軸： PIII= PII×η2×η4=5.26×0.98×0.99=5.1Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η2=5.53×0.98=5.42Kw 輸出軸： PII'= PII×η2=5.26×0.98=5.15Kw 工作機軸： PIII'= PIII×η2=5.1×0.98=5Kw (3)各軸輸入轉矩: 電動機軸輸出轉矩： Td=9550×Pdnm=9550×5.76970=56.71Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×5.53388=136.11Nm 輸出軸： TII=9550×PIInII=9550×5.2695.57=525.61Nm 工作機軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×5.195.57=509.63Nm 各軸輸出轉矩為： 輸入軸： TI'= TI×η2=136.11×0.98=133.39Nm 輸出軸： TII'= TII×η2=525.61×0.98=515.1Nm 工作機軸： TIII'= TIII×η2=509.63×0.98=499.44Nm 第五部分 V帶的設計 5.1 V帶的設計與計算 1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.3，故 Pca= KAPd=1.3×5.76=7.49Kw 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 140 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度 v=πdd1nm60×1000=π×140×97060×1000=7.11m╱s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑 dd2=i0dd1=2.5×140=350mm 根據(jù)課本查表，取標準值為dd2 = 355 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度 Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+π2140+355+355-14024×500=1800mm 由表選帶的基準長度Ld = 1750 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。 a≈a0+Ld-Ld02=500+1750-18002=475mm 按課本公式，中心距變化范圍為449 ~ 528 mm。 5.驗算小帶輪上的包角a1 α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-355-140×57.3°475=154.1°>120° 6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm = 970 r/min，查表得P0 = 1.65 kW。 根據(jù)nm = 970 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.93，查表得KL = 1，于是 Pr=P0+ΔP0KαKL=1.65+0.11×0.93×1=1.64Kw 2）計算V帶的根數(shù)z z=PcaPr=7.491.64=4.57 取5根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105 kg/m，所以 F0=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2=500×2.5-0.93×7.490.93×5×7.11+0.105×7.112=183.15N 8.計算壓軸力FP Fp=2zF0 sinα12=2×5×183.15×sin154.12=1784.64N 9.主要設計結論 帶型 A型 根數(shù) 5根 小帶輪基準直徑dd1 140mm 大帶輪基準直徑dd2 355mm V帶中心距a 475mm 帶基準長度Ld 1750mm 小帶輪包角α1 154.1° 帶速 7.11m/s 單根V帶初拉力F0 183.15N 壓軸力Fp 1784.64N 5.2 帶輪結構設計 1.小帶輪的結構設計 1）小帶輪的結構圖 2）小帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內孔直徑d 電動機軸直徑D D = 42mm 42mm 分度圓直徑dd1 140mm da dd1+2ha 140+2×2.75 145.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×42 84mm B (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mm L (1.5~2)B (1.5~2)×78 117mm 2.大帶輪的結構設計 1）大帶輪的結構圖 2）大帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 29mm 29mm 分度圓直徑dd2 355mm da dd1+2ha 355+2×2.75 360.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×29 58mm B (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mm L (1.5~2)d (1.5~2)×29 58mm 第六部分 齒輪傳動的設計 1.選精度等級、材料及齒數(shù) （1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 24，大齒輪齒數(shù)Z2 = 24×4.06 = 97.44，取Z2= 97。 （4）初選螺旋角b = 14°。 （5）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=9.55×103P1n1=9.55×103×5.53388=136.11Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.561° αat1=arccosZ1cosαtZ1+2ha*cosβ =arccos24×cos20.561°24+2×1×cos14°=29.982° αat2=arccosZ2cosαtZ2+2ha*cosβ =arccos97×cos20.561°97+2×1×cos14°=23.377° 端面重合度： εα=12πZ1tanαat1-tanαt'+Z2tanαat2-tanαt'=12π24×tan29.982°-tan20.561°+97×tan23.377°-tan20.561°=1.653 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1×24×tan14°π=1.905 重合度系數(shù)： Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.65331-1.905+1.9051.653=0.667 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zβ=cosβ=cos14°=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×388×1×5×3×8×300=8.38×108 N2=N1i12=8.38×1084.06=2.06×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.891=534MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.911=500.5MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 σH=σH2=500.5MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2=　32×1000×1.3×136.111×4.06+14.06×189.8×2.44×0.667×0.985500.52=54.625mm （2）調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 v=π×d1t×n160×1000=π×54.625×38860×1000=1.11m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1×54.625=54.625mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。 ②根據(jù)v = 1.11 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×136.1154.625=4983.432N KAFt1b=1.25×4983.43254.625=114.04N╱mm＞ 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KHb = 1.347。 則載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.08×1.4×1.347=2.546 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=54.625×32.5461.3=68.343mm 及相應的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=68.343×cos14°24=2.763mm 模數(shù)取為標準值mn = 2.5mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a=Z1+Z2mn2cosβ=24+97×2.52×cos14°=155.875mm 中心距圓整為a = 155 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccosZ1+Z2mn2a=arccos24+97×2.52×155=12.635° 即：b = 12°38′6″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=mnZ1cosβ=2.5×24cos12.635°=61.488mm d2=mnZ2cosβ=2.5×97cos12.635°=248.512mm （4）計算齒輪寬度 b=φdd1=1×61.488=61.488mm 取b2 = 62 mm、b1 = 67 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 σF=2KT1YFaYSaYεYβcos2βφdmn3Z12 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV1=Z1cosβ3=24cos12.635°3=25.83 ZV2=Z2cosβ3=97cos12.635°3=104.395 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： βb=arctantanβcosαt=arctantan12.635°×cos20.561°=11.854° 當量齒輪重合度： εαv=εαcos2βb=1.653cos11.854°2=1.726 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1×24×tan12.635°π=1.712 重合度系數(shù)： Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.726=0.685 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yβ=1-εββ120°=1-1.712×12.635120°=0.82 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.347，結合b/h = 11.02查圖得KFb = 1.317 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1.25×1.08×1.4×1.317=2.489 ⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87 取安全系數(shù)S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.87×3801.4=236.14MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF=2KFT1YFa1YSa1YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×2.489×136.11×2.61×1.61×0.685×0.82×cos212.635°1×2.53×242=169.201MPa≤σF1 σF=2KFT1YFa2YSa2YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×2.489×136.11×2.17×1.83×0.685×0.82×cos212.635°1×2.53×242=159.899MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設計結論 齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 97，模數(shù)mn = 2.5 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 12.635°= 12°38′6″，中心距a = 155 mm，齒寬b1 = 67 mm、b2 = 62 mm。 齒輪參數(shù)總結和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數(shù)m 2.5mm 2.5mm 齒數(shù)z 24 97 螺旋角β 左12°38′6″ 右12°38′6″ 齒寬b 67mm 62mm 分度圓直徑d 61.488mm 248.512mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2.5mm 2.5mm 齒根高hf m×(ha+c) 3.125mm 3.125mm 全齒高h ha+hf 5.625mm 5.625mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 66.488mm 253.512mm 齒根圓直徑df d-2×hf 55.238mm 242.262mm 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 7.1 輸入軸的設計 1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 P1 = 5.53 KW n1 = 388 r/min T1 = 136.11 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 61.488 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×136.1161.488=4427.2N Fr=Ft×tanαncosβ=4427.2×tan20°cos12.635°=1651.3N Fa=Ft×tanβ=4427.2×tan12.635°=991.9N 3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得： dmin=A0×3P1n1=112 ×35.53388=27.2mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 29 mm 4.軸的結構設計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 35 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 39 mm。大帶輪寬度B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 76 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 35 mm，由軸承產品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T = 40×80×19.75 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 19.75+15 = 34.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 67 mm，d56 = d1 = 61.488 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，則 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30208軸承查手冊得a = 16.9 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (78/2+50+16.9)mm = 105.9 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (67/2+34.75+9-16.9)mm = 60.4 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (67/2+9+34.75-16.9)mm = 60.4 mm V帶壓軸力Fp = 1784.64 N 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=4427.2×60.460.4+60.4=2213.6N FNH2=FtL2L2+L3=4427.2×60.460.4+60.4=2213.6N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d12-FpL1+L2+L3L2+L3=1651.3×60.4+991.9×61.4882-1784.64×105.9+60.4+60.460.4+60.4=-2271.1N FNV2=FrL2-Fa×d12+FpL1L2+L3=1651.3×60.4-991.9×61.4882+1784.64×105.960.4+60.4=2137.7N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=2213.6×60.4=133701Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0=FpL1=1784.64×105.9=188993Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=-2271.1×60.4=-137174Nmm MV2=FNV2L3=2137.7×60.4=129117Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=1337012+-1371742=191553Nmm M2=MH2+MV22=1337012+1291172=185869Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT12W=1915532+0.6×136.11×100020.1×61.4883=9MPa≤σ-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 7.2 輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2 P2 = 5.26 KW n2 = 95.57 r/min T2 = 525.61 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 248.512 mm 則: Ft=2T2d2=2×1000×525.61248.512=4230.1N Fr=Ft×tanαncosβ=4230.1×tan20°cos12.635°=1577.8N Fa=Ft×tanβ=4230.1×tan12.635°=947.8N 3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P2n2=112 ×35.2695.57=42.6mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT2，查表，考慮轉矩變化小，故取KA = 1.5，則: Tca=KAT2=1.5×525.61=788.4Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結構設計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 56 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，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，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 56 mm，由軸承產品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×23.75mm，故d34 = d67 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 23.75+15 = 38.75 mm 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 65 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 62 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 60 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 23.75 mm，則 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30212軸承查手冊得a = 22.3 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (62/2-2+52.25-22.3)mm = 59 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (62/2+11.5+38.75-22.3)mm = 59 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=4230.1×5959+59=2115N FNH2=FtL2L2+L3=4230.1×5959+59=2115N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d22L2+L3=1577.8×59+947.8×248.512259+59=1786.9N FNV2=Fa×d22-FrL2L2+L3=947.8×248.5122-1577.8×5959+59=209.1N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=2115×59=124785Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=1786.9×59=105427Nmm MV2=FNV2L3=209.1×59=12337Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=1247852+1054272=163359Nmm M2=MH2+MV22=1247852+123372=125393Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT22W=1633592+0.6×525.61×100020.1×653=12.9MPa≤σ-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×70mm，接觸長度:l' = 70-8 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×7×62×29×1201000=377.6Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 8.2 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×50mm，接觸長度:l' = 50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×11×32×65×1201000=686.4Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×56×50×1201000=756Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 第九部分 軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命： LhLh=5×3×8×300=36000h 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×1651.3+0×991.9=1651.3N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×10360n1Lh106=1651.3×10360×388×36000106=12440N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30208軸承，Cr = 63 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n1CP103=10660×38863×10001651.3103=8.03×106h≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 9.2 輸出軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×1577.8+0×947.8=1577.8N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C=P×10360n2Lh106=1577.8×10360×95.57×36000106=7807N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30212軸承，Cr = 102 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n2CP103=10660×95.57102×10001577.8103=1.89×108h≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 1.載荷計算 公稱轉矩： T=T2=525.61Nm 由表查得KA = 1.5，故得計算轉矩為： Tca=KAT2=1.5×525.61=788.4Nm 2.型號選擇 選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉矩為T = 1000 Nm，許用最大轉速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長度為84 mm。 Tca=788.4Nm≤T=1000Nm n2=95.57r╱min≤n=2850r╱min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 第十一部分 減速器的潤滑和密封 11.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 5.625 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于大齒輪圓周速度v = 1.11 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 11.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。 第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸 12.1 減速器附件的設計與選取 1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質。視孔蓋示意圖及相關尺寸計算如下： 查輔導書手冊得具體尺寸如下： L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞 放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。箱外應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈尺寸如下圖所示： 3.油標（油尺） 油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設計采用桿式油標，桿式油標結構簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊，具體結構和尺寸如下： 4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱體內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導書手冊，本設計采用通氣器型號及尺寸如下： 5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示： 吊孔尺寸計算： b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mm d = b =16 mm R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm 吊耳尺寸計算： K = C1+C2 = 16+14 = 30 mm H = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mm h = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mm r = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm 6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應為圓柱形，以免損壞螺紋。本設計起蓋螺釘尺寸如下： 7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷長度應大于連接凸緣總厚度。本設計定位銷尺寸如下： 12.2 減速器箱體主要結構尺寸 名稱 符號 公式與計算 結果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025×155+3=4.9 取8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02×155+3=4.1 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.5×8=12 取12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036×155+12=17.6 取M18 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250時，取n=4 取4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.75×18=13.5 取M14 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8 取M10 連接螺栓d2的間距 l 150-200 取150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9 取M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2 取M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 取8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據(jù)螺栓直徑查表 取24、20、16 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據(jù)螺栓直徑查表 取22、18、14 軸承旁凸臺半徑 R1 =18 取18 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 外箱壁至軸承座端面距離 L1 C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10) 取43 大齒輪頂圓與內箱壁距離 Δ1 ＞1.2δ=1.2×8=9.6 取12 齒輪端面與內箱壁距離 Δ ＞δ=8 取16 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ≈0.85δ=0.85×8=6.8 取7 設計小結 這次關于減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 參考文獻 [1] 濮良貴、陳國定、吳立言.機械設計.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陳立德.機械設計課程設計指導書 [3] 龔桂義.機械設計課程設計圖冊 [4] 機械設計手冊委員會.機械設計手冊(新版).北京機械工業(yè)出版社，2004