二級展開式圓柱齒輪減速器

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1、CHANGz AN UNIVERSITY材料成型及控制工程課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器學(xué)生姓名：蔣永清學(xué)號: 17學(xué)院：材料科學(xué)與工程學(xué)院專業(yè)：材料成型及控制工程班級：31020806指導(dǎo)教師：2011年6月目錄一、 設(shè)計任務(wù)書 (3)二、動力機(jī)的選擇 (4)三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .(5)四、 傳動件設(shè)計計算(齒輪) (6)五、軸的設(shè)計 (12)六、 滾動軸承的計算.(18)七、 連結(jié)的選擇和計算 (19)八、 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 .(20)九、 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .(20)十、設(shè)計總結(jié) .(21)十一、參考資料 (21)#一設(shè)計題目：

2、帶式運輸機(jī)的傳動裝置的設(shè)計題號11帶式運輸機(jī)的工作原理jq1L1収訛（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機(jī)的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最 高溫度35C；2）使用折舊期；8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V ；5）運輸帶速度允許誤差：土 5%6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3原始數(shù)據(jù)-題號.3運輸帶工作拉力F/N12300運輸帶工作速度v/(m/s)1.1卷筒直徑D/mm300注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F

3、中考慮。二動力機(jī)選擇因為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V ;所以選用常用的封閉式系列的交流電動機(jī)。1 .電動機(jī)容量的選擇1 ）工作機(jī)所需功率Pw由題中條件查詢工作情況系數(shù) Ka，查得 K A=1.3設(shè)計方案的總效率 n 0=n i* n 2 n 3 n 4* n 5* n 6n n本設(shè)計中的H聯(lián)一一聯(lián)軸器的傳動效率（2個）,n軸 軸承的傳動效率 （4 對）,口齒一一齒輪的傳動效率（2對），本次設(shè)計中有8級傳動 效率 其中聯(lián)=0.99 （兩對聯(lián)軸器的效率取相等）軸承123 =0.99 （ 123為減速器的3對軸承）軸承4=0.98 （ 4為卷筒的一對軸承） 齒=0.95 （兩對齒

4、輪的效率取相等）總=n 聯(lián)n 軸承 123n 齒n 聯(lián)n 軸承 4 = .99* 0.99 * o.95? * 0.99* 0.98 =0841102）電動機(jī)的輸出功率Pw=kA*FV=3.3561KW1000耳軸承4Pd= Pw/ 總， 總=0.84110Pd= 3.3561/0.84110=3.990KW2. 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇由v=1.1m/s 求卷筒轉(zhuǎn)速 nwV =1.1t n w=140.127r/min60 * 1000nd=（ i1 i2. jn nw根據(jù)該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2 ,其他 傳動比都等于1。由表1 8知圓柱齒輪傳動比范圍為（i1*i

5、2 ） &所以 nd （i1*i2） n w=8* nw所以nd的范圍是w 1121.016r/min，初選為同步轉(zhuǎn)速為1440r/min的電動機(jī)3. 電動機(jī)型號的確定總=0.8411Pw=3.3561KWPd= 3.990KWn w=140.127r/min電機(jī) Y112M 4由表12 1查出電動機(jī)型號為 Y112M 4,其額定功率為4kW,滿載轉(zhuǎn) 速1440r/min。基本符合題目所需的要求。電動機(jī)額定功滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)額定最大額定質(zhì)量型號率/KWr/min轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩/KgY112M44.014402.22.343三計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配1.計算總傳動比

6、（n45= n聯(lián)n軸承=0.98*0.99=0.96 ）由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：總=nm/nwnw = 140.127 n m=1440r/mi n i = 10.2762. 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以ii=( 1.3-1.5) i2。因為 i = 10.276，取 i = 11,估測選取 ii=3.9 i2=2.8速度偏差為1%，所以可行。3各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速的計算電動機(jī)轉(zhuǎn)軸速度n0=1440r/mi n咼速 I n 1=1440r/min中間軸 IIn2= 1 =369.23r/mini0i 1低速軸

7、HIn3= n2 =131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各軸功率i2電動機(jī)額定功率P=Pd* 01 =4KW （n 01=1）高速 I P仁P0*n12=P0* n聯(lián) n軸承=4*0.99*0.99= 3.92 KW（n12 = n聯(lián) n軸承=0.99*0.99=0.98）中間軸 IIP2=P1 23 =P1*n 齒*n 軸承=3.92*0.95*0.99=3.69 KW（n 23=門齒門軸承=0.95*0.99=0.94）低速軸 HIP3=P2*n34=P2* n齒n軸承=3.69*0.95*0.99=3.47 KW（n34=齒軸承=0.95*0.99=0.94）傳動

8、比11i1=3.9 i2=2.8各軸速度n =1440r/m inn 1=1440r/m inn2=369.23r/minn 3=131.87r/minn 4=131.87r/min各軸功率P0 =4KWP1=3.92KWP2=3.69KWP3=3.47KWP4=3.37KW卷筒P4=P3*n45=P3* n聯(lián) n軸承=3.47*0.98*0.99= 3.37KW5各軸轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)轉(zhuǎn)軸 To=2.2 N m高速 I =9550*P i/n2 =25.997 N m 中間軸 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N 低速軸 HI T3= 9550*P 3/ n3= 251.297N

9、*m 卷筒T4=9550*P 4/n4=244.055 N * m其中 Td=9550*P d/nd (n*m)項目電動機(jī) 軸高速軸1中間軸II低速軸III卷筒轉(zhuǎn)速(r/min)14401440369.23131.87131.87T1=25.997N ?mT2=95.441N r功率（kW）43.923.693.473.37T3=251.297 N *轉(zhuǎn)矩(N m)2.225.99795.441251.297244.055T4=244.055 N 2.32* J f; d U Ih各軸轉(zhuǎn)矩T1=25.997N mT2=95.441 N * mT3=251.297N mT4=244.055N m

10、3. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選 Kt = 1.3(2) 由表選取尺寬系數(shù)$ d = 1(3) 由表查得材料的彈性影響系數(shù)Ze= 189.8Mpa(4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限c Hliml =600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限c Hlim2 = 550MPa;(5) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n 1jLh = 60X 1440X 1X( 2X 8X 365X 8)= 4X 10e9N2 = N1/3.9 = 10.26 X 10e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時(6) 由表查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.90 ; K

11、HN2 = 0.95(7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1 %，安全系數(shù)S= 1，由式(10- 12 )得c h1 = 0.90X 600MPa = 540MPaKt = 1.3$ d = 1N1 = 4X 10e9N2 = 10.26 X 10e8KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95S= 1c H1 = 540MPac h2 = 522.5MPac H2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa7#2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t 2.32*1.3 漢25.997 漢103 3.9+12189.8、i1* 3.92 2.2649 25.997 10e31

12、?2020.01701 =1.7109對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=2Z1=d1/m=50.5850/2 26 大齒輪齒數(shù)，Z2=u* Z仁3.9*26=102 5.幾何尺寸計算1）計算中心距d1=z1m=26*2=52d2=z1m=102*2 =204a=（d1+d2）/2=（200+42）/2=128，a 圓整后取 128mm2）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = z1m =52mm， d2 = z2m =204mm3）計算齒輪寬度b= $ dd1, b=52mmB1=57mm , B2=52mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm4）驗算m=2Z仁26Z2=102d1=52d2=204

13、a=128B1=57mmB2=52mmFt=999.885 N11Ft=2T1/d 仁2*25.997*10e3/52=999.885 NKAFtb1_999.88552=19.23 v 100N/mm#模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2525726大齒輪220452102結(jié)果合適5）由此設(shè)計有6）結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm ,故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。7級z1 = 24z2= 68B低速齒的輪計算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)3.69KW369.23r/min2.895.441N m1.31選精度等級、材料及齒數(shù)1

14、）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS ,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1 = 24,大齒輪齒數(shù) z2 = 68的；2 按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn) 行計算dt 2.32*KtT u 1Z u3.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 試選 Kt = 1.3(2) 由1表10-7選取尺寬系數(shù)$ d= 1(3) 由1表10 -6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze= 189.8Mpa(4) 由1圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

15、度極限d Hiim1= 600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限(T Hlim2 = 550MPa；(5) 由1式10- 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n 1jLh = 60 X 369.23 X 1 x( 2 X 8 X 365 X 8)= 1.0350 x 10e9此式中位小時(6)N2 = N1/2.8 = 3.696 X 10e8j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單由1圖10 - 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.90; KHN2=0.95計算接觸疲勞許用應(yīng)力(7)取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式(10- 12)得T H1 = 0.90X 600M

16、Pa = 540MPat h2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa4. 計算(8) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t3Kt = 1.3$ d = 1ZE= 189.8Mpa二H lim 1 =600MPat Hlim2=550MPa;N1 = 1.035 X 10e9N2 = 3.696 X 10e8KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95t H1 = 540MPa二H2 = 522.5MPad1t=65.2277=2.3231.3 95.441 10e312.8+1 089.8 彳2.8 2.32*h=2.25mnt=2.25 X 2.7180mm=6.1155mm b/h=

17、65.2277/6.1155 =10.66603) 計算載荷系數(shù) K 由1表102已知載荷平穩(wěn)，所以取 Ka=1根據(jù)v=0.4230 m/s,7級精度，由圖10 8查得動載系數(shù) Kv=1.14 ;#由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的Khb計算公式和直齒輪的相同，固22_3Khb=1.12+0.18(1+0.6 x d ) $ d +0.23 x 10 b2 2=1.12+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660, Khb =1.414 查1表 1013 查得 Kfb =1.33由1表10 3查得KH a =

18、KH a =1.1。故載荷系數(shù)K=K aKvKh a Kh 3 =1 X 1.14 X 1.1 X 1.414=1.77314)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式(10 10a)得3d1 = d1t K / Kt= 65.2277 3 1.7731 mm=72.3368mm 1.3d172.33685) 計算模數(shù) m m -=mm 3.0140Z1246) 按齒根彎曲強度設(shè)計。由1式(105)3 2KT1 丫尸玄譙 mMdZ12 丄5確定計算參數(shù)由1圖10-20C查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限d F1=500Mpa ;大齒輪得彎曲疲勞極限強度d F2=380MPa由110-18查得彎曲

19、壽命系數(shù) KFN1=0.85KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得0.85*500d F1=(KFN1* d F1) /S=303.57Mpa1.40.88*380d F2=(KFN2* d F2) /S=238.86Mpa1.41) 計算載荷系數(shù)K=K aKvKf% Kf3 =1 x 1.12X 1.2X 1.33=1.78752) 查取應(yīng)力校正系數(shù)有1表 10-5 查得 YFa仁2.8;YFa2=2.18由1表 10 5 查得 Ysa1=1.55; Ysa2=1.79Y Y3) 計算大、小齒輪的Y/Y亍并加以比較YFa1Ysa1YFa2丫Sa22.8

20、 1.55303.57=0.0142972.18 1.79238.86=0.016341Khb=1.414K=1.7731d1=72.3368mmm=3.0140汗1= 303.57Mpa二F2=238.86MpaK=1.7875Sa1=0.014297YFa 2Ysa2=0.01634113所以大齒輪的數(shù)值大。6設(shè)計計算2 1.7875 95.441 10e31 2420.016341 =2.131對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=3 ,（見機(jī)械原理表5-4，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數(shù)Z仁d1/m=72.3368/ 3 24.1123 25大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=2.8*2

21、5=707幾何尺寸計算1）計算中心距d仁 z1m=25*3=75,d2=z2m=70*3=210a=（d1+d2）/2=（70+224）/2=142.5 , a 圓整后取 143mm,d1 = Z1 m1 =75mm2）計算齒輪寬度3）計算大、小齒輪的分度圓直徑b= $ dd1 b=75mmB仁80mm , B2=75mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm7）驗算Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 NKAFtb1 2545.09375二 33.935 v 100N/mm。結(jié)果合適模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪3752080大齒輪321020758

22、）由此設(shè)計有m=3Z1=25Z2=70a=147mmd1=75mmd2=210mmB1=80mmB2=75mm=33.935N/mbm21015五軸的設(shè)計（在本次設(shè)計中由于要減輕設(shè)計負(fù)擔(dān)，在計算上只校核 一根低速軸的強度）A低速軸3的設(shè)計2T32 251.297 103d2=2393.305N1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度 圓直徑壓力角3.47Kw251.297N- m131,81r/min210mm20 2求作用在齒輪上的力210#210#Fr=Ft*tan ： =2393.305*tan2 0 =871.092N3初步確定軸的直徑210#先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號

23、鋼。根據(jù)表15-3選取A 0=112。于是有J p33.47dmin =Ao3| =112 漢 3 = 33.320mm n3V 131.81此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*251.297=376.9455 N- m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003 （見表28-2 ）,選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為400 N - m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=35mm .固取d

24、1-2=35mm。見下表GY5凸緣聯(lián)軸器5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2軸段右端要求制出一軸肩； 固取2-3段的直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋 圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm ,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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mmb初步選擇滾動軸承。61909號軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù) 最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線

25、偏 斜量=8-16大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承又根據(jù)d2-3=42mm選61909號右端米用軸肩定位查2又根據(jù)d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.07 0.1倍所以在 d7-8=45mm16-7=12c取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之 間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 70,為了使套筒能可靠的 壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l4-5=67mm，齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取（軸直徑的0.07 0.1倍）這里 去軸肩高度h=4mm所以d5-6=54mm軸的寬度去b=1.4h,取

26、軸的寬度為 L5-6 =6mm.d軸承端蓋的總寬度為15m m（有減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián) 軸器的，距離為25mm。固取L2.3=40mme取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm小齒輪與大齒輪的間距為c=15m m,考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體 的內(nèi)壁，有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=7mm小齒輪的輪轂長 L=50mm則 L3-4 =T+s+a+（70-67）=30mmL6-7= L+c+a+s-L 5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步確定軸得長度3）軸上零件得周向定位齒

27、輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm 由手冊查得平鍵的截面b*h=16*10 （mm）見2表4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm. b*h=10*8丄=70。同時為了保證齒輪與軸配合 得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保 證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4）確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45各軸肩處的圓角半徑見上圖5）求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng) 從手冊中查出a值參照圖15-23。對與6

28、1809，由于它的對中性好所以 它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖、丄梧人2 X 251.297匯103計算齒輪 Ft=2T1/d仁=2393.305 N210Fr= Ft tana = Ft tan2 0 =871.092N通過計算有 FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N- M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N- MM 總 M H2 M V2 = 93.61240.7882 =102.11 N- m載荷水平面H垂直面V支反力FNH

29、1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N彎矩MH= 93.61 N mMV=40.788 N m總彎矩:M 總=102.11 N *m扭矩T3=251.297N *m6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且:-疋0.6 （式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取:-疋0.6）1）計算軸的應(yīng)力FNH1=758NFNH2=1600.2MH= 93.61 NM總=102.11 N（軸上載荷示意圖）vM 2

30、 十（町3）2J102.112 +（0.6匯251.297$二 ca一3=14.57MPaW0.1 503前已選定軸的材料為 45號鋼，由軸常用材料性能表查得d -1=60MPa 因此d ca d -1，故安全。4選軸承初步選擇滾動軸承。6005號軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù) 最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏 斜量=8-16、 ,大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承在本次設(shè)計中盡可能統(tǒng)一型號，所以選擇6005號軸承5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計A擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設(shè)計知，軸的總長度為L=7+

31、79+6+67+30=189mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端 L1-2=12mm 直徑為 D1-2=25mmL=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm左端軸承采用軸肩定位由2查得6005號軸承的軸肩高度為 2.5mm所以 D2-3=30mm,同理右端軸承的直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為 42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.

32、5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設(shè)計時距離也為12mm所以在該去取距離為 11mm取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm 由手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表 4-1,L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45各軸肩處的圓角半徑見下圖

33、C第一軸1的設(shè)計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角3.92Kw25.997N -m1440r/min52mm20212求作用在齒輪上的力紐=2 緲97 103 =999.88nd252Fr=Ft*tan : =999.88*tan2 0 =363.93N3初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取Ao=112。于是有dmin-1123 3921440=15.64mm4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - mTca=Ka*T 3=1.5*25.

34、997=39.00 N m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003 （見表28-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為63N - m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取d1-2=16mm4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003 （見表28-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為63 N m。半聯(lián)軸器的孔徑 dj=16mm .固取d1-2=16mm見下表5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計A擬定

35、軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋 圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=42mm ,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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取 L1-2=40mmb初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù) 最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏 斜量=8-16，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù) d2-3=18mm,所以選

36、6004號軸承。右端采用軸肩定位查2又根據(jù)d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mmc取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=25mmd軸承端蓋的總寬度為 15m m（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián) 軸器的距離為25mm。固取L2-3=40mm , c=15mm，考慮到箱體的制Ft=999.88NFr =363.93Ndmin =15.64mmGY2凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=39.00N - md1=16mm23造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度 T=12mm小齒輪

37、的輪轂長 L=50mm，貝U L3-4=12mm至此已初步確定軸得長度又因為兩軸承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表15-2取 1.0mm六.滾動軸承的計算根據(jù)要求對所選的在低速軸 3上的兩滾動軸承進(jìn)行校核 ，在前面進(jìn)行 軸的計算時所選軸 3上的兩滾動軸承型號均為 61809,其基本額定動載荷二4650 N，基本額定靜載荷 Co=4320N?，F(xiàn)對它們進(jìn)行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知軸承2所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承 2，所以只需對軸承 2進(jìn)行校 核，如果軸承2

38、滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力二 1600.22 697.232 N =1745.5N所受的軸向力 Fa二0N它們的比值為匸生=0Fr根據(jù)1表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時 旦 e。Fr2）計算當(dāng)量動載荷 P,根據(jù)1式（13-8a） P = fp（XFr YFa）按照1表 13-5, X=1 , Y=0,按照1表 13-6, fp =1.0 1.2 ,取 fp =1.1。則P =1.1 (1 1745.5 0) N =1920N3)驗算軸承的壽命Cr 二 4650 NCr =4320NFaFrP=1290N25按要求軸承的最短壽命為Lh、2 8 365

39、8h=46720h(工作時間)，根據(jù)1式( 13-5)6C 、10/ 12800(P6093.1r/m in1920二 53042 h 46720 h二3對于球軸承取3)所以所選的軸承61909滿足要求。27#七. 連接的選擇和計算按要求對低速軸3上的兩個鍵進(jìn)行選擇及校核。1)對連接齒輪4與軸3的鍵的計算(1) 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在 軸端，故可選用圓頭普通平鍵(A型)。圓頭普通平鍵(A型)根據(jù)d=52mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm,高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。(2) 校

40、核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力二 p =100120MPa，取平均值，二 p =110MPa。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 x 10=5mm。根據(jù)1 式( 6-1)可得32T 10-kld32X26644105 47 52MPa=436MPa ：；_ =11CMPa 所 以#二 p =43.6Mpa鍵 16x 10X 63二 p =63.4Mpa所選的鍵滿足強度要求。 鍵的標(biāo)記為：鍵16X 10X 63 GB/T 1069-1979。2) 對連接聯(lián)軸器與軸 3的鍵的計算(1) 選擇鍵聯(lián)

41、接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm,高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。(2) 校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力；p =100120MPa，取其平均值，匚p =110MPa。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 x 8=4mm。根據(jù)1 式( 6-1)可得2TF03 2 匯26644勺 03一、 ；-pMPa =63.4MPa ：；-p =110MPap kld460

42、35p所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 10X 8X 70 GB/T 1069-1979。八. 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇油L-AN32。油脂L-XAMHA1 。由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查2表7-1,選用全損耗系統(tǒng)用油(GB/T 433-1989)，代號為 L-AN32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查2表7-2，選用鈣基潤滑脂(GB/T 491-1987)，代號為L-XAMHA1 。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。 輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。九. 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)

43、 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計、=8.5mm。箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進(jìn)行具體設(shè)計： 1確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚-。根據(jù)經(jīng)驗公式：T =4 0.1T _8mm(t為低速軸轉(zhuǎn)矩，N m)可取、=8.5mm。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分 都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計得更厚些。2. 合理設(shè)計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3. 合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性， 且減速器的 受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2) 減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1

44、)檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密 圭寸墊。(2 )放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容 器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于 油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔 的接觸面處加封油圈密封。(3) 油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。(4) 通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)溫度 升高，內(nèi)壓增大，而引起減速

45、器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查 孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)入。5)起吊裝置29起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔， 箱座凸緣下面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6 ）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè) 2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰 動此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔 的加工精度與裝配精度。十設(shè)計總結(jié)通過設(shè)計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點：1）能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設(shè)計要求而設(shè)計了1 : 10.96的總傳動比。2）選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載

46、荷不大，在設(shè)計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠 滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3）軸具有足夠的強度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形 時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計要求最高，通過了對 軸長時間的精心設(shè)計，設(shè)計的軸具有較大的剛度， 保證傳動的穩(wěn)定性。4）箱體設(shè)計的得體設(shè)計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5）加工工藝性能好設(shè)計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工的精度 和生產(chǎn)率。此外，所設(shè)計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點, 可以完全滿足設(shè)計的要

47、求。（6）由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié) 構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。十一 參考資料1 機(jī)械設(shè)計（第七版）一濮良貴，紀(jì)名剛主編 北京：高等教育出版社，2006。2 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第3版）一吳宗澤，羅盛國主編北京：高等教育出版社，2006。3 簡明機(jī)械設(shè)計手冊，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編， 2002年5 月第一版；4 減速器選用手冊，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；5 工程機(jī)械構(gòu)造圖冊，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編機(jī)械制圖（第四版），高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治 一編，2001年8月第四版；7互換性與技術(shù)測量（第四版），中國計量出版社，廖念釗，古瑩 庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。