二級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計

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1、 寧波理工學(xué)院 - 1 - 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器 分分 院：院： 專業(yè)班級專業(yè)班級: : 姓姓 名：名： 學(xué)學(xué) 號：號： 指導(dǎo)老師：指導(dǎo)老師： 設(shè)計日期：設(shè)計日期： 20201111 年年 5 5 月月 2525 日日 寧波理工學(xué)院 - 2 - 目目 錄錄 一、 設(shè)計任務(wù)書 3 二、 前 言 3 三、設(shè)計內(nèi)容 5 1、電動機(jī)的選擇 5 2、齒輪的設(shè)計 7 3、軸的設(shè)計 20 四、鍵的連接選擇校核 28 五、箱體的設(shè)計 29 六、減速器的潤滑和密封 30 七、減速器附件及其說明 30 八、設(shè)計小結(jié) 32

2、 九、參考文獻(xiàn) 32 寧波理工學(xué)院 - 3 - 一、一、 設(shè)計任務(wù)書設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計一個用于膠帶輸送機(jī)卷筒（如右圖）的傳動裝置。 原始條件和數(shù)據(jù)： 膠帶輸送機(jī)兩班制連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，室內(nèi)有粉塵；使用期限 15 年，大修期 3 年。該機(jī)動力源為三相交流電，在中等規(guī)模機(jī)械廠小批生產(chǎn)。輸送帶速度允許誤差為5%，工作機(jī)效率為 0.94. 選擇 I07 組數(shù)據(jù)： 輸送帶工作拉力：F=2500(N) 輸送帶速度: v=1.6(m/s) 卷筒直徑： D=450(mm) VF輸送帶卷筒 二前言二前言 1.題目分析 根據(jù)題目，此膠帶輸送機(jī)每日工作 16 小時，載荷平穩(wěn)，空載起動，無需考慮起動力矩

3、。在室內(nèi)工作，因此，結(jié)構(gòu)不能太大。有粉塵，采用閉式結(jié)構(gòu)，密封要求較高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期時更換滾動軸承等零部件。使用期限較長。在中等規(guī)模機(jī)械廠小批生產(chǎn)。 2.傳動方案的擬定 根據(jù)以上的條件，決定采用普通齒輪傳動。因為齒輪傳動具有外廓尺寸小，傳動精度高，工作壽命長等優(yōu)點。 因為有較大的傳動比，采用兩級閉式齒輪傳動?？紤]到實際工況，要求箱體的長度較小，因此采用二級展開式圓柱齒輪傳動。 3.傳動裝置運動簡圖如下圖: 寧波理工學(xué)院 - 4 - 寧波理工學(xué)院 - 5 - 標(biāo)標(biāo) 題題 內(nèi)內(nèi) 容容 結(jié)結(jié) 論論 一、 選擇電動機(jī)一、 選擇電動機(jī) 1、選擇電動機(jī)的類型 (1)確定電動機(jī)的功率

4、(2)確定工作裝置所需要的功率wP (3)確定電動機(jī)的輸出功率dP (4)確定電動機(jī)的額定功率Pm 2、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 (1)確定卷筒軸的轉(zhuǎn)速wn (2)確定電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 mn 3、總傳動比計 按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機(jī)。 膠帶輸送機(jī)所需功率 Pw 按式 FwVw/1000w 計算。 式中 Fw=2500N Vw=1.6m/s w=0.94.代入上式 得:)94. 01000/(6 . 125001000/wwwwvFP =4.25 KW 查表 24 得： 滑塊聯(lián)軸器效率：c =0.99 滾動軸承效率: r=0.99 8 級精度齒輪傳動(稀油

5、潤滑)效率： g=0.97 故傳動裝置傳動總效率為： 85. 097. 099. 099. 0232232grc 電動機(jī)的輸出功率：kwPPwd585. 0/25. 4/ 載荷平穩(wěn).電動機(jī)額定功率只需略大于即可.按表 8-169 中 Y 系列電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù).選電動機(jī)的額定功率為 5.5KW min/91.67450/6 . 1106/10644rDvnww 查課程設(shè)計表得 單級圓柱齒輪的傳動比范圍為gi=53 則二級圓柱齒輪總傳動比為范圍為：259i 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍 min/75.169719.61191.67)259(rninw 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750r/min、1000r/

6、min 兩種，根據(jù)實際情況，選常用的同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 的 Y 系列的電動 Y132M2-6，其滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.。 wP=4.25kw =0.85 dP=5kw Pm=5.5Kw min/91.67rnw 寧波理工學(xué)院 - 6 - 算和傳動比分配 (1)總傳動比的計算 (2)傳動比的分配 3、傳動裝置運動參數(shù)的設(shè)計 (1)各軸轉(zhuǎn)速的計算 (2)各軸輸入功率計算 (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 wmnni/=960/67.91=14.14 由于是二級展開式圓柱齒輪減速器，所以兩級齒輪的傳動比比較近似， 根據(jù)經(jīng)驗公式， 優(yōu)化齒輪傳動比取高速級齒輪的傳動比：4 . 41gi取低速

7、級齒輪的傳動比: 12/ggiii=14.14/4.4=3.2 高速軸：min/9601rnnm 中速軸：min/2 .2184 . 4/960/112rinng 低速軸：min/91.672 . 3/2 .218/223rinig 工作軸：min/91.673rnnw 高速軸：kwPPcd95. 499. 051 中間軸：kwPPgr75. 497. 099. 095. 412 低速軸：kwPPgr56. 497. 099. 075.2423 工作軸：kwPPcrw47. 499. 099. 056. 43 高速軸：mNnPT24.49960/95. 49550/9550111 中間軸：mN

8、nPT89.2072 .218/75. 49550/9550222 低速軸：mNnPT26.64191.67/56. 49550/9550333 工作軸：mNnPTww65.62891.67/47. 49550/95504 電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 ： mNnPT74.49960/59550/955000 min/960rnm 75.16i 4 . 41gi 3.22gimin/9601rn min/2 .2182rn min/91.673rn min/91.67rnw kwP95. 41 wP75. 42 kwP56. 43 kwPw47. 4 mNT24.491 mNT89.2072 mNT26.6

9、413 mNT74.490 m N T w . 628.65 寧波理工學(xué)院 - 7 - 4、將以上數(shù)據(jù)列表 二、二、齒輪的設(shè)齒輪的設(shè)計計 1、高速齒輪的設(shè)計 (1)齒輪的選用 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 1)確定公式內(nèi)的各項計算數(shù)值 1）齒圓柱齒輪傳動 2）選用 8 級精度 3）材料選擇：大齒輪材料為 45 鋼，硬度為 240HBS 小齒輪材料為 40Cr，硬度為 280HBS 4）初定小齒輪的齒數(shù)：211Z 則大齒輪齒數(shù)： 4 .924 . 421112giZZ 取Z2=92 5）初選螺旋角14 32121)HZ(1HEZduuTktdt 1、由表 10-2 查得：載荷平穩(wěn)，因此選載荷系數(shù) K

10、t=1.6 2、由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)433. 2HZ 3、由圖10-26查得78. 0187. 02 則65. 121 4、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 軸 參名 數(shù) 電動機(jī)軸 高速軸 中間軸 低速軸 工作軸 轉(zhuǎn)速 n（r/min） 960 960 218.2 67.94 67.91 功率 P(kw) 5 4.95 4.75 4.56 4.47 轉(zhuǎn)矩 T（Nm） 49.74 49.24 207.89 641.26 628.65 傳動比i 1 4.4 3.2 1 效率 0.99 0.96 0.96 0.98 Kt=1.6 433. 2HZ65. 1 寧波理工學(xué)院 - 8 - 2）計算 mNn

11、PT41111095. 4/9550 5、由表 10-7，選取齒寬系數(shù)0 . 1d 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)218.189MPaZE按圖 10-21d小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPaH6601lim 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPaH6002lim 6、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 9111076. 2)1030082(19606060hjLnN9911210627. 04 . 4/1076. 2/giNN 7、取接觸疲勞壽命系數(shù)： 90. 01HNK,95. 02HNK 8、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 MPaSKHHNH5940 . 1/66090. 01li

12、m11 MPaSKHHNH5700 . 1/60090. 02lim22 MPaHHH582221 1、計算小齒輪分度圓直徑，代入H mmHEZduuTktdt6 .40HZ(32121)1， 2、計算圓周速度 v smndvt/04. 21000609606 .4010006011 mNT411095. 4 0 . 1d 218.189MPaZEMPaH6601lim MPaH6002lim年10hL 911076. 2N9210627. 0N 90. 01HNK 95. 02HNK a594MP1H MPaH5702 MPaH582 mmdt6 .401 smv/04. 2 寧波理工學(xué)院

13、- 9 - (3)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 3、計算齒寬 b mmdbtd6 .406 .4011 4、計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù)：mmZdmtnt97. 1/cos11 齒高：mmmhnt43. 425. 2 16. 943. 4/6 .40/hb 5、計算縱向重合度 66. 1tan318. 01Zd 6、計算載荷系數(shù) K 根據(jù)smv/775. 1， 7級精度， 由 機(jī)械設(shè)計 查得動載系數(shù)1 . 11vK。斜齒輪：4 . 1FHKK 查得使用系數(shù)1AK，7 級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，448. 1HK 由6 . 9/hb，45. 1HK，最后查得25.

14、1FK 故載荷系數(shù)23. 24 . 1*45. 11 . 1111HHVAKKKKK 7、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 mmKKddtt74.446 . 123. 26 .4033111 8、計算模數(shù) mmZdmn07. 221/14cos74.44/cos111 32121)(2FFasadnYYZCOSYKTm 1、查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE5001,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE3802 mmb6 .40 mmmnt97. 1 66. 1 1 . 11vK 4 . 1FHKK 1AK 45. 1HK 25. 1FK 23. 21K mmd74.441 mmmn9

15、 . 11 寧波理工學(xué)院 - 10 - 2)設(shè)計計算 2、取彎曲疲勞壽命系數(shù)85. 01FNK,88. 02FNK 3、計算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,則 MPaSKFEFNF57.3034 . 1/50085. 0/111 MPaSKFEFNF86.2384 . 1/38088. 0/222 4、計算載荷系數(shù) K 925. 125. 14 . 11 . 11FFVAKKKKK 5、計算當(dāng)量齒數(shù) 22.98COSZZ31V1 100COSZZ32V2 6、查取齒形系數(shù)：76. 21FaY，28. 22FaY 7、查取應(yīng)力校正系數(shù)：56. 11SaY,73. 12Sa

16、Y 8、計算大小齒輪的FSaFaYY,并加以比較 014. 057.30356. 176. 2111FSaFaYY 0165. 086.23873. 128. 2222FSaFaYY 9、根據(jù)縱向重合度586. 1 ，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)88. 0Y 大齒輪的數(shù)值大 所以可知49. 10165. 0367. 1)21(1)14(cos88. 01047. 4925. 12224nm 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲 疲勞強(qiáng)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(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力， 925.

17、1K mmmn49. 1 mmmn2 寧波理工學(xué)院 - 11 - 3)幾何尺寸計算 4)齒輪傳動的幾何尺寸 僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 1.39 為標(biāo)準(zhǔn)值并就近圓整標(biāo)準(zhǔn)值mmmn2按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑mmd74.431,算出小齒輪齒數(shù)： 212/14cos74.43/14cos11nmdZ 9268. 512ZZ 這樣的設(shè)計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 1、計算中心距 a mmaCOSmZZn5 .1162)(211 將中心距圓整為 116mm 2、按照圓整后的中心距修正螺旋角 07.14

18、arccos1212)(amZZn 因改變不多，故參數(shù)不必修正 3、計算分度圓直徑 mmdCOSmZn28.4311 mmdCOSmZn63.18922 4、計算齒輪寬度 mmdbd28.4328.4311， 取mmb451，mmb502 名稱 計算公式 結(jié)果 端面齒頂高系數(shù) cosanathh 97. 0ath 211Z 922Z mma1161 mmd28.431 錯誤錯誤! !未找到引用源。未找到引用源。 mmb451 mmb502 寧波理工學(xué)院 - 12 - 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 1、齒輪 1 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪 1 的直徑太小，故應(yīng)該將齒輪 1 做成齒輪軸的形式。 選用標(biāo)準(zhǔn)

19、結(jié)構(gòu)參數(shù)從而壓力角20n，法向齒頂高系數(shù)端面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 模數(shù) 中心距 齒形角 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 cosntcc COSmZnd nm COSZZmna)(21 ha=cos/atnhm cos/ )(tatnfchmh fahhh aahdd2 ffhdd2 1dbd 242. 0tc28.431d63.1892d 2nm 5 .116a 20 54. 1ah 25. 1fh 79. 2h 28.471ad 63.1932ad28.381fd 63.1842fd 451b502b 寧波理工學(xué)院 - 13 - 2、低速齒輪的選用 (1)齒輪的選用 (

20、2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 1)確定公式內(nèi)*1anh，法向頂隙系數(shù)*0.25nc。 1、齒輪 2 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪 2 的直徑在 200500 范圍內(nèi)，故應(yīng)該將齒輪 2 與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開 6 個孔） 。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角20n，法向齒頂高系數(shù)*1anh，法向頂隙系數(shù)*0.25nc。結(jié)構(gòu)參數(shù)計算如下(fd是齒根圓直徑，其它參數(shù)符號說明如右圖 2 所示)： mmdd966 . 11 mmmdna63.18410D1 mmdDD5 .156)(5 . 0110 mmdDd25.30)(25. 0110 mmBC193 .

21、 0 齒圓柱齒輪傳動選用 8 級 材料選擇：大齒輪材料為 45 鋼，硬度為 240HBS 小齒輪材料為 40Cr，硬度為 280HBS 初定小齒輪的齒數(shù)：243Z Kt=1.6 寧波理工學(xué)院 - 14 - 的各計算數(shù)值 2)計算 則大齒輪齒數(shù)： 772 . 324234giZZ 選取螺旋角，14 32121)HZ(1HEZduuTktdt 1、試選載荷系數(shù) Kt=1.6 2、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： mNnPT52231008. 2/9550 3、由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)433. 2ZH 4、由 10-26 查得78. 03 87. 04 65. 143 5、查表，選取齒寬系數(shù)0 . 1d

22、 6、由表查得材料的彈性影響系數(shù)2198.189MPaZE 7、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極度MPaH6603lim；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPaH6004lim 8、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 8231028. 6)1530082(12 .2186060hjLnN82341096. 1/giNN 9、取接觸疲勞壽命系數(shù)：95. 03HNK,95. 04HNK 10、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 MPaSKHHNH6270 . 1/66095. 03lim33 MPaSKHHNH5700 . 1/60095. 04lim44 mNT531008. 2 433.

23、2ZH 65. 1 0 . 1d 2198.189MPaZE mmdt09.68 smv/78. 0 mmmt75. 2 寧波理工學(xué)院 - 15 - (3)按齒根彎曲強(qiáng)度計算 1)確定公式各計算數(shù)據(jù) MPaH598243 1、計算小齒輪分度圓直徑，代入H mmHEZduuTktdt09.68HZ(32122)2 2、計算圓周速度 v smndvt/78. 010006022 3、計算齒寬 b mmdbtd09.682 4、計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù)：mmZdmtnt75. 2/cos32 齒高：mmmht19.6675. 225. 225. 2 1119. 6/09.68/hb 5、計算

24、縱向重合度 903. 1tan318. 03Zd 6、計算載荷系數(shù) 根據(jù)smv/78. 0， 8 級精度， 由 機(jī)械設(shè)計 查得動載系數(shù)1 . 11vK， 直齒輪：4 . 1FHKK 由表查得使用系數(shù)1AK， 7 級精度， 小齒輪相對支承非對稱分布時，46. 1HK 由11/hb，46. 1HK，得4 . 1FK 故載荷系數(shù)25. 246. 14 . 11 . 1113HHVAKKKKK 7、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 11/hb 1 . 11vK 4 . 1FHKK 1AK 46. 13HK 4 . 13FK 25. 23K mmd28.762 寧波理工學(xué)院 - 16 - 2)計算

25、 (4)幾何尺寸計算 (5)齒輪傳動的mmKKddtt28.766 . 125. 209.6833322 8、計算模數(shù) mmZdmn08. 324/14cos28.76/cos322 32121)(2FFasadnYYZCOSYKTm 1、查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE5001,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPaFE3802 2、取彎曲疲勞壽命系數(shù)85. 01FNK,98. 02FNK 3、計算彎曲疲勞強(qiáng)度的許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,則 MPaSKFEFNF57.3034 . 1/50085. 0/333 MPaSKFEFNF86.2384 . 1/38098. 0/444

26、 4、計算載荷系數(shù) K 16. 24 . 14 . 1. 11FFVAKKKKK 5、計算當(dāng)量齒數(shù) 26.27COSZZ33V3 84.29COSZZ34V4 6、查取齒形系數(shù)得：592. 23FaY，21. 24FaY 7、查取應(yīng)力校正系數(shù)得：596. 13SaY,774. 14SaY 8、計算大小齒輪的FSaFaYY,并加以比較 01363. 057.303596. 17592. 2333FSaFaYY 01642. 086.238774. 121. 2444FSaFaYY 16. 2K 293Z 924Z 寧波理工學(xué)院 - 17 - 幾何尺寸 大齒輪的數(shù)值大 9、根據(jù)縱向重合度586.

27、1 ，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)88. 0Y 375. 201642. 0365. 1)24(1)14(cos88. 01008. 225. 22225nm 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑 （即模數(shù)與齒數(shù)的乘積） 有關(guān)， 可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 2.41為標(biāo)準(zhǔn)值并就近圓整標(biāo)準(zhǔn)值mmm5 . 2按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑mmd28.763,算出小齒輪齒數(shù)： 61.295 . 2/14cos28.76/14cos33nmdZ

28、 9261.292 . 32 . 334ZZ 這樣的設(shè)計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 1、計算中心距 a mmaCOSmZZn88.1552)(432 將中心距圓整為 140mm 2、按照圓整后的中心距修正螺旋角 17.14arccos2432)(amZZn 因改變不多，故參數(shù)不必修正 3、計算分度圓直徑 mmdCOSmZn78.7433 mmdCOSmZn2 .23744 4、計算齒輪寬度 mmdbd78.743 mmb754，mmb803 錯誤錯誤! !未找到引用源。未找到引用源。 mmd2 .2374 mma1562 寧波理工學(xué)

29、院 - 18 - 名稱 計算公式 結(jié)果 端面齒頂高系數(shù) 端面頂隙系數(shù) 分度圓直徑 模數(shù) 中心距 齒形角 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 cosanathh cosntcc COSmZnd nm COSZZmna)(21 ha=cos/atnhm cos/ )(tatnfchmh fahhh aahdd2 ffhdd2 dbd 97. 0ath 24. 0tc78.743d2 .2374d 5 . 2nm 1562a 20 5 . 2ah 125. 3fh 625. 5h 78.793ad 2 .2424ad53.683fd 2314fd 753b804b mmb703 m

30、mb654 寧波理工學(xué)院 - 19 - 6）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 1、齒輪 3 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪 3 的直徑較小，根據(jù)書關(guān)于圓柱齒輪的論述，應(yīng)該將齒輪 3 做成齒輪軸。 選用標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角20n，法向齒頂高系數(shù)*1anh，法向頂隙系數(shù)*0.25nc。 2、齒輪 4 的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪 4 的直徑在 200500 范圍內(nèi)，故應(yīng)該將齒輪 4 與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開 6 個孔） 。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角20n，法向齒頂高系數(shù)*1anh，法向頂隙系數(shù)*0.25nc。結(jié)構(gòu)參數(shù)計算如下(參數(shù)符號說明如圖所示)： 因為 3

31、軸上滾動軸承的內(nèi)徑為 35mm(參見軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計部分)， 故取 40mm mmd1006 . 11 mmmdna22110D1 mmdDD124)(5 . 0110 mmdDd30)(25. 0110 mmBC253 . 0 寧波理工學(xué)院 - 20 - 三、三、軸的設(shè)計軸的設(shè)計 1、高速軸的設(shè)計 (1)軸材料的選擇 (2)初步確定軸的最小直徑 減速器的功率不大，無特殊要求，故選用最常用的 45 鋼并正火處理 300pdAn,由表 12-2 得0A=103126 =25-45 取1100A 則：mmmmd7 .4491.6756. 41103min 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器軸的直徑1d為

32、了使所選的軸直徑1d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TKTAca,查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故3 . 1AK時 mmNTKTAca8336586412603 . 11 由于軸的轉(zhuǎn)速較高且稍有沖擊，為了減小進(jìn)去載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，由于彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單、安裝方便、耐久性好，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器. 1. 查課程設(shè)計表 8-179，選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù) mmd7 .44min 寧波理工學(xué)院 - 21 - （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 （4）各軸段直徑的確定 參數(shù)：公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N.m，滿足canTT

33、；其許用轉(zhuǎn)速 6300 / minnr，滿足1 nn；結(jié)構(gòu)參數(shù), 軸器的孔徑mmd451，故mmd451，半聯(lián)軸器長度mmL112，半聯(lián)軸器的配合轂孔長度mmL841。 2. 1.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1 軸需制出一軸肩， 定位軸肩的高度 h=(0.07-0.1)d,故取 d2=52mm, 初步選擇滾動軸承：根據(jù)上面計算出的最小軸徑及高速軸與連軸器相聯(lián)軸徑知，選用 30211 的圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑 d3=55mm，外徑D=100mm,寬度 B=22mm，d3=55mm,而 L3=22mm,右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸定位，所以 d3=d7=55mm。 2 由于軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑一般

34、取 M12。 所以 C1=18mm,C2=16mm。所以與軸的配合長度 L2=50mm. 3、4 段長度、寬度與中速軸上的齒輪、箱體內(nèi)壁到齒輪的距離、及圓臺長度，且需要一個軸肩用于定位，所以 d4=60mm，L4=71mm。 4、5 段由于齒輪是做在軸上的，高速軸齒輪齒頂圓直徑為 56mm，所以 d5=72mm，L5=12mm。 5為滿足軸向定位，4 軸需制出一軸肩，定位軸肩的高度h=(0.07-0.1)d，所以,d6=d4=60， L6=80mm。 6 7 段安裝軸承，所以長度和寬度與第 3 段一樣， 即 d7=d3=55mm, L7=21mm。 中速軸和低速軸各段直徑的設(shè)計方法同高速軸的設(shè)

35、計一樣，具體過程略 中速軸：mmd351 ，mmL191 mmd402 ，mmL302 mmd503 ，mmL763 mmd451 mmL841 mmd522 mmL502 mmd553 mmL513 mmd604 mmL714 mmd725 mmL125 d6 = 60mm L6 = 80mm d7=55mm L7=22mm 寧波理工學(xué)院 - 22 - 2、中速軸及低速軸的設(shè)計 （1）各段直徑的確定 （2）聯(lián)軸器的選擇 mmd554 ，mmL204 mmd505 ，mmL435 d6 =40mm， L6 =30mm d7 =35mm， L7 =19mm 高速軸：mmd301 ，mmL601

36、mmd332 ，mmL562 mmd353 ，mmL193 mmd384 ，mmL204 mmd405 ，mmL1795 d6 =35mm， L6 =19mm 低速軸、中間軸與工作軸的聯(lián)接選擇聯(lián)軸器： 計算轉(zhuǎn)矩 按低速軸軸徑選擇。查書表，選用 HX2 型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù)參數(shù)：公稱轉(zhuǎn)矩560nTNm，滿足canTT；其許用轉(zhuǎn)速 6300 / minnr，滿足1 nn；結(jié)構(gòu)參數(shù)：聯(lián)軸器輸出端軸徑選擇 42mm；結(jié)構(gòu)參數(shù)：因無特殊要求，兩半聯(lián)軸器均選結(jié)構(gòu)最簡單的 Y型軸孔和 A 型鍵槽，減速器輸出端孔徑及孔長為； 由于高速軸、 中速軸轉(zhuǎn)速較高， 載荷較小在徑向載荷， 用深溝球軸承，由于低速軸的

37、轉(zhuǎn)速較低，徑向載荷較大選用深溝球軸承 中速軸：查參書根據(jù)中速軸的最小直徑(30mm)初步選擇深溝球軸承代號為 6208，其內(nèi)徑 d=40mm，外徑 D=80mm,寬度 B=18mm，安裝尺寸 148Dmm ，272Dmm 低速軸：查書根據(jù)軸的最小直徑(41mm)及低速軸與外傳動連軸器連接軸徑值 42 初步選擇深溝球軸承代號為 6211， 其內(nèi)徑55dmm， 寧波理工學(xué)院 - 23 - 3、軸的校核 （1） 計算彎矩，作彎矩圖 外徑100Dmm,寬度21Bmm，安裝尺寸 164Dmm ， 291Dmm 1. 高速軸受力,做出彎矩圖,并按計算結(jié)果分別作出水平上的彎矩和垂直面上的彎矩圖然后按下式計算

38、總彎矩并作出M圖.如圖所示 已知軸的彎矩和扭矩后,可針對某些危險截面做彎扭合成強(qiáng)度校核計算.按第三強(qiáng)度理論,計算應(yīng)力 通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 是針對循環(huán)應(yīng)變力.而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 則通常不是對稱循環(huán)變應(yīng)力.為了考慮兩者的特性不同.引入折合系數(shù) 計算公式變?yōu)?式中的彎曲應(yīng)力為循環(huán)變應(yīng)力.當(dāng)扭矩切應(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.若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力則取 寧波理工學(xué)院 - 24 - （2）強(qiáng)度校核 對于直徑為 d 的圓軸,彎曲切應(yīng)力為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,將 和 代入式,則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為 因為高速軸軸的直徑最細(xì)，且轉(zhuǎn)速最大，因此只需校核高速軸即可。 軸的基

39、本結(jié)構(gòu)設(shè)計 寧波理工學(xué)院 - 25 - （3）畫出彎矩圖及扭矩圖 四、 鍵的選擇與四、 鍵的選擇與校核校核 根據(jù)以上軸最小直徑的計算，聯(lián)軸器的選用，滾動軸承的選用，以及齒輪的設(shè)計計算，初步設(shè)計軸的基本結(jié)構(gòu)如下： 高速軸：根據(jù)軸的最小尺寸.軸承.取右邊的鍵的尺寸為 中速軸：根據(jù)軸的最小尺寸.軸承.齒輪的尺寸, 采用套筒定位.2號齒輪的端的鍵為,3 號齒輪的那一端鍵槽的尺寸為 低速軸：根據(jù)軸的最小尺寸.軸承.齒輪的尺寸, 采用套筒定位.4號齒輪的端的鍵為 參考機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表 4-6 箱體 （座） 壁厚 （） =8 10.025a+ =6.9mm 箱蓋壁厚（1） 1=8 1=0.85 =0.85

40、8=6.8 箱底，箱蓋，箱座底凸緣厚度（b1,b2,b3） b1=12 b1=1.5=12 b2=12 b2=1.5=12 b3=20 b3=2.5=20 地腳螺栓直徑 及數(shù)目（df,n） df=16 df=0.04a+8=14.24 n=4 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 d1=12 d1=0.75df=12 箱蓋，箱座聯(lián)接 螺栓直徑 d2 d2=12 d2 =(0.5-0.6)df=12 螺栓的間距： 由實際結(jié)構(gòu)而定 軸承端蓋螺釘?shù)闹睆郊皵?shù)目(d3,n) d3=10 n(1,2,3)=4 查表得 檢查端蓋螺釘?shù)?直徑 d4 d4=8 雙級減速器 d4=8 df,d1,d2至箱外壁距離 c

41、1 C1=16 查表 4-6 df,d2至凸緣邊緣距離 c2 C2=14 軸承座外徑 D2 D2(1)=120 D2(2)=120 D2(3)=140 由實際結(jié)構(gòu)決定 寧波理工學(xué)院 - 26 - 五、 箱體的設(shè)計五、 箱體的設(shè)計 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S S1=124.5 S2=138 S3=161 S2D 軸承旁凸臺半徑 R1 R1 =14 R1=C2 軸承旁凸臺高度 h h 根據(jù)低速軸軸承座、外徑 D2和 Md1扳手空間 c1 的要求由 結(jié)構(gòu)確定 箱外壁至軸承座端面距離 L1 C1+C2+（58） 箱座肋厚 m1 =10 m=10 m10.851 m0.85 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁間距離 齒輪端

42、面與箱內(nèi)壁距離 1=12 2=10 11.2 2 寧波理工學(xué)院 - 27 - 六、減速六、減速器的潤滑器的潤滑與密封與密封 1、減速器的潤滑 2、減速器的密封 1)、齒輪的潤滑 低速級大齒輪的圓周速度為 V=0.62m/s12m/s 所以采用浸油潤滑，應(yīng)沒過大齒輪齒頂 1/3 半徑， 使中間齒輪浸沒在 1/3 到 2/3 半徑的要求。 2）、軸承的潤滑 采用油潤滑，為了防止油液進(jìn)入軸承，在箱體內(nèi)設(shè)置擋油環(huán)。在箱體中開有油溝，用大齒輪甩上來的油滑到油溝中流動到中間軸承座上的注油孔，然后流入軸潤滑承座，從而實現(xiàn)對軸承的潤滑。 軸伸出端的密封： 高速軸：密封處軸徑的圓周速度 3.14/(60 100

43、0)3.14 30 960/(60 1000)1.57/vdnm s 低速軸：密封處軸徑的圓周速度 3.14/(60 1000)3.14 34 57.32/(60 1000)0.1/vdnm s 由于圓周速度較小所以都采用氈圈式密封 eD0D4D2D高速軸端蓋：D=62mm(軸承外徑) D0=74mm D2=99mm 寧波理工學(xué)院 - 28 - 七、減速七、減速器附件及器附件及其說明其說明 1、軸承端蓋的設(shè)計說明 D4=54mm 中間軸端蓋: D=80mm(軸承外徑) D0=94mm D2=127mm D4=70mm 低速軸端蓋：D=68mm(軸承外徑) D0=80mm D2=108mm D4

44、=59mm 由油標(biāo)上面的油痕來判斷油面的高度是否適合。 油標(biāo)的尺寸： 使用 M12 的螺紋 d1=4mm,d2=12mm,d3=6mm,h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,D=20mm,D1=16mm 寧波理工學(xué)院 - 29 - 2、游標(biāo)的設(shè)計說明 3、排油孔螺栓及封油墊的結(jié)構(gòu)設(shè)計說明 d=M16*15 D0=26 L=23 l=11 a=3 D=19.6 S=17 d1=17 H=2 因為減速器的軸向尺寸較大,為了加大窺視孔,以方便檢修,把窺視孔做成長方形。如下圖 根據(jù)減速箱體的尺寸： 設(shè)計 B2=138mm, B1=115mm, B=90mm A1=154mm, A2=11

45、9mm 寧波理工學(xué)院 - 30 - 4檢查孔蓋板的設(shè)計 高速軸與電動機(jī)聯(lián)接的聯(lián)軸器：高速軸與電動機(jī)聯(lián)接的聯(lián)軸器： 由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，參考機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 表 15-1，工作情況系數(shù)為3 . 1AK 聯(lián)軸器的計算扭矩 11.3 25.8633.6cATK TN mN m 由于轉(zhuǎn)速不高，并且沖擊不大，故選用滑塊聯(lián)軸器 考慮到電動機(jī)的軸徑是 38mm，從課程設(shè)計表 8-81中查得的許用扭矩為 500N m，最高轉(zhuǎn)速為250minr，軸孔長度 L 取 160mm 的滑塊聯(lián)軸器。 低速軸與電動機(jī)聯(lián)接的聯(lián)軸器：低速軸與電動機(jī)聯(lián)接的聯(lián)軸器： 由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)， 所以工作情況系

46、數(shù)為3 . 1AK 聯(lián)軸器的計算扭矩31.3 349.88454.8cATK TN mN m 從課程設(shè)計表 8-181 中查得許用扭矩為500N m，最高轉(zhuǎn)速250minr,軸孔長度為 160mm,其許用扭大于理論計算值，符合。 寧波理工學(xué)院 - 31 - 八，設(shè)計小結(jié) 九、參考文獻(xiàn)九、參考文獻(xiàn) 通過這次二級減速器的設(shè)計，讓我明白了機(jī)械類產(chǎn)品的整個生產(chǎn)過程， 從設(shè)計到繪制， 到校核， 每一個步驟都是一項精細(xì)而嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ?，不是隨隨便便就能得出結(jié)果的。 隨著信息時代的來臨， 用計算機(jī)繪圖成為一種趨勢， 也是我們機(jī)械類專業(yè)所必須掌握的一項技術(shù)。初次接觸到 CAD 這樣繪圖軟件的時候覺得很茫然，自己什

47、么都不會，到底要如何去完成工作量如此之大的任務(wù)呢，可是，漸漸的，在老師的指導(dǎo)下，自己一點點慢慢摸索后，才漸漸掌握一些操作要領(lǐng)，久而久之，隨著時間慢慢的投入，看著裝配圖的慢慢誕生，心里的激動無與倫比，為了完成這個課程設(shè)計，我投入了很多的時間與精力，只為能熟悉到機(jī)械設(shè)計的整套過程。 寧波理工學(xué)院 - 32 - 在整個設(shè)計過程中， 值得慶幸的是， 除了在齒輪比分配過程中剛開始不懂如何分配才可以使兩個大齒輪的直徑相差無幾，走了不少彎路，其他并沒有出現(xiàn)太多的大錯誤。 整個過程下來，讓我學(xué)會了很多，最大的收獲就是學(xué)會了如何嫻熟的去操作 CAD，讓我真正的體會了機(jī)械這個行業(yè)要接觸到的軟件，CAD 是機(jī)械這個專業(yè)最基本的工程軟件，每一個學(xué)機(jī)械的人都必須要學(xué)會的。但同時也讓我意識到了如果只會一門簡單而又基礎(chǔ)的又以二維為主的軟件是不夠的，我希望在以后能有更多的機(jī)會使用畫圖軟件，也希望設(shè)計中能夠更多地加入自己的想法，是自己成為一個具有專業(yè)基礎(chǔ)扎實的機(jī)械類學(xué)生。 1. 陳秀寧主編， 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)浙江大學(xué)出版社第三版 2陳秀寧主編， 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計浙江大學(xué)出版社第三版