機械設計課程設計-展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器F=5200V=0.52D=400

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1、 大連民族大學課程設計機械設計課程設計任務說明書 設計題目: 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器全套圖紙加扣3012250582機械設計及其自動化專業(yè)144班設計者：學號：指導老師：2016年10月26日目錄一.電動絞車傳動裝置設計及傳動方案的擬定2二、電動機的選擇計算4三、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算5四、齒輪的設計計算及校核7五、軸的設計計算和其相應軸承的選擇24六、軸的校核30七、滾動軸承的壽命驗算33八、鍵的選擇及校核34九、聯(lián)軸器的選擇計算37十、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇38十一、設計體會38十二、參考文獻40一.電動絞車傳動裝置設計及傳動方案的擬定課程目

2、的：1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。題目：1.題目：設計帶式運輸機傳動裝置的二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器2、工作條件兩班制工作；每班工作8小時，常溫下連續(xù)、單向運轉，載荷稍微波動；輸送帶滾輪效率為0.96。3、使用期限使用期限為10年。4、生產批量及生產條件小批量生產，無鑄鋼設備。5、要求完成工作量.減速器裝配圖一張(

3、A0)。.設計說明書一份。.零件圖若干。.草圖6、設計的技術數據：鋼絲繩曳引力： F=5200N鋼絲繩速度： V=0.52 m/s滾筒直徑： D=400mm滾筒長度; L=800mm 設計內容：.電動機的選擇與運動參數設計計算；.斜齒輪傳動設計計算；.軸的設計及校核；.裝配草圖的繪制.鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；.滾動軸承的選擇及壽命驗算；.裝配圖、零件圖的繪制；.設計計算說明書的編寫。二、電動機的選擇計算根據工作要求及條件，選擇三相異步電動機 ，封閉式結構，電壓380V，Y系列。1.選擇電動機功率滾筒所需的有效功率：=FV=60000.48=2.704kw 傳動裝置的總效率：=承5 閉合3 聯(lián)2

4、 滾筒1=0.800查機械設計指導書表17-9得式中: 滾筒效率： = 0.96 聯(lián)軸器效率： = 0.99斜齒輪嚙合效率： = 0.98滾子軸承效率： =0.98傳動總效率: =0.800所需電動機功率 := =2.704/0.800=3.38kw 2.選取電動機的轉速滾筒轉速 =24.83r/min查機械設計指導書表27-1,取Y132M-6比較合理其n0=960r/min，滿載功率為4.0kw三、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算1、分配傳動比總傳動比: =/ =960/24.83=38.663 設：高速傳動比l1,中間軸傳動比i2,低速傳動比i3,外傳動比為i外 外傳動比取 則減速的

5、傳動比：i外= 38.663/3.0=12.888 對減速器傳動比進行分配時，即要照顧兩級傳動浸油深度相近，又要注意大齒輪不能碰著低速軸，試取：=4.1 低速軸的傳動比：= 12.888/4.1=3.143 2、各軸功率、轉速和轉矩的計算0軸：即電機軸 P0=4.0KW n0=960r/min T0=9550P0/n0=95504/960=39.79 軸:即減速器高速軸 P1= 40.99=3.960KW n1= 960 r/min T1=9550P1/n1=95503.960/960=39.39 軸：即減速器中間軸 P2= P1=3.49600.980.99=3.803kw n2= n1/=

6、960/4.1=234.15r/min T2=9550P2/n2=95503.803/234.15=15.11 軸：即減速器的低速軸 P3= P2=3.8030.980.99=3.652kw n3= n2/i23=234.15/3.143=74.5r/min T3=9550P3/n3=95503.652/74.5=468.14Nm 軸：即減速箱外與低速軸相連的軸P4=P3=3.6520.980.99=3.543kw n4=n3=74.5 r/min T4=9550P4/n4=95503.543/74.5=454.17 Nm軸：即傳動滾筒軸 P5= P4=3.5430.980.98=3.403k

7、w n5= n4 =24.83r/min T4=9550P5/n5=95503.403/24.83=1312.69Nm 將上述計算結果匯于下頁表：表3-1 各 軸 運 動 及 動 力 參 數軸序號功 率P/ KW轉 速n/(r/min)轉 矩T/N.m傳動形式傳動比i效率0軸4.096039.79聯(lián)軸器1.0099軸3.96096039.39齒輪傳動4.48097軸3.803234.15155.11齒輪傳動3.319097軸3.65274.5468.14聯(lián)軸器1.0099軸3.54374.5454.17軸3.40324.831312.69齒輪傳動2.9890.96四、齒輪的設計計算及校核一、高

8、速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：1.原始數據：高速軸的輸入功率 ： 4.0kW小齒輪轉速 ： 960 r/min 傳動比 ： 4.1 單向傳動，工作載荷平穩(wěn)，每天工作8小時，預期工作10年。選擇齒輪材料精度等級齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用40Gr鋼，調質處理，取硬度為280HBS大齒輪材料選用45鋼，調質處理，硬度取240HBS。 齒輪精度等級為7級初選小齒輪齒數Z1=23，大齒輪Z2=4.123=94.3，取Z2=95。 Z2 ， Z2為互質數壓力角=20，螺旋角=142.按齒面接疲勞強度設計： 計算小齒輪分度圓直徑設計公式: d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd

9、)2 確定公式中各參數： 初選klt=1.3 參考文獻1表10-20 ZH=2.433 參考文獻1表10-7 d=1,變位系數X1=X2=0重合度系數Zqt=arctan(tan/cos)=20.562at1=arcos【Z 1cos t/(Z 1+2H*cos)】=30.295at1=arcos【Z 2cos t/(Z 2+2H*cos)】=23.430端面重合度：=dz1tan/=1.825Zq=（1-）4-3+=0.679式10-23 得螺旋角系數Z=cos=0.985轉矩T1=3.939104Nmm參考文獻1表10-7，選取齒寬示數d=1參考文獻1表10-5 得材料彈性系數ZE=189

10、.8 Mpa齒輪的許用應力【】=KNlims s=1計算應力循環(huán)次數Nhh參考文獻1圖5-10得 =0.90, =0.95查表得:=600Mpa，=550MPa由教材式(5-28)計算許用接觸應力=KHN1HN1S =540Mpa =KHN2HN2S=523Mpa 取兩者中較小值作為該齒輪許用應力 【】=523 Mpa計算小齒輪的分度圓直徑： d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 =35.408mm調整小齒輪的分度圓直徑：計算實際載荷示數前的數據準備=1.78m/s齒寬b=35.408mm計算實際載荷系數:查表得使用系數 =1由七級精度 v=1.78m/s 由圖10

11、-8查得動載荷系數=1.06齒輪的圓周力=2/=2.225103N /b=62.84100N/mm參考文獻1表10-3 得齒輪滿載分配系數K=1.4 參考文獻1表10-4 得齒輪滿載分配系數K=1.416載荷系數 =2.101求得按實際載荷示數計算的齒輪模數d1=dlt3KHKHt=41.552mm相應的齒輪模數：m=d1cos/Z1=1.753mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 計算齒輪模數設計公式：Mnt=32kltT1YCOS dZ12YfaYsaF 確定各參數值試選載荷系數 KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數b=arctan(tabcost)=13.14v=x/cosb=1.551

12、Y=0.25+0.75/V=0.735根據文獻1式10-19，螺旋角系數Y=1-120=0.787計算 YfaYsa【F Zv1=Z1/cos=25.18 Zv2=Z2/cos=103.99參考文獻1圖10-17 查得齒形系數 YFa1 =2.67 YFa2=2.19參考文獻1圖10-18 查得應力修正系數 Ysa1=1.59 Ysa2=1.81由文獻1圖10-24c查得齒輪彎曲疲勞極限: Flim1=500 Flim2=380參考文獻1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88取彎曲疲勞安全系數s=1.4F1=KFN1lim1S=303.57mpa F2=KFN

13、2lim2S=238.86MPaYFN1Ysa1F1=0.0140 YFN2Ysa2F2=0.0166取較大值 YFN2Ysa2F2=0.0166計算模數 m32KFtT1YYCOSdZ1YFaYSaF=1.335mm調整齒輪模數計算實際載荷示數前的數據準備圓周速度： d1=mntz1/cos=31.645mm =1.59m/s齒寬b =31.645mm齒輪高寬比b/h h=(2h*+c*) mnt=3.004mm b/h=26.2873.18825=10.53計算實際載荷：kFV=1.59m/s，查得動載荷系數KV=1.04由=2/=2.489kNKAFT1/b=78.65N/mm100N/

14、mm參考文獻1表10-3 得齒面載荷分配系數 KF=1.4參考文獻1表10-4 得齒面載荷分配系數 K =1.416結合b/h=1053 查表10-13得 KF=1.35滿載系數 KF=KAKVKFKF=1.966求得按實際載荷示數計算的齒輪模數 Mn=MNt3KFKFt=1.532對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根疲勞強度計算的，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準模數中取m=2mm4.尺寸計算確定：為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=41.225mm來計算小齒輪的齒數，即;Z1=d1cos/mn=20.16,取z1=21，則z2=z1=86.1，

15、取z2=86，z1與z2互質d1=Z1mcos=43.18mm d2=Z2mcos=176.82mmd= (Z1+Z2)m2cos=110.276mm 考慮到模數的取值有所增大，將中心距取為110mm將圓整后得中心距修正旋轉角=arcos(Z1+Z2)m2a=13.412 5.總結模數m=2中心距d=110mm=13.412齒數Z1=21分度圓d1=43.18mm齒寬b1=50mm齒數Z2=86分度圓d2=176.8mm齒寬b2=45mm二、中速級斜齒圓柱齒輪的設計計算1.原始數據：中速軸的輸入功率 ： 3.803kW小齒輪轉速 ： 234.15r/min 傳動比 ： 3.143 單向傳動，工

16、作載荷平穩(wěn)，每天工作8小時，預期工作10年。 選擇齒輪材料精度等級齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用40Gr鋼，調質處理，取硬度為280HBS；大齒輪材料選用45鋼，調質處理，硬度取240HBS。 齒輪精度等級為7級初選小齒輪齒數Z1=21，大齒輪Z2=3.14321=66.15，取Z2=67。 Z2 ， Z2為互質數壓力角=20，螺旋角=14 2.按齒面接疲勞強度設計：計算小齒輪分度圓直徑設計公式: d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 確定公式中各參數： 初選klt=1.3 選齒寬系數d=1參考文獻1表10-20 ZH=2.433查得材料影響系數ZE=189.

17、8MPa 參考文獻1表10-7 d=1,變位系數X1=X2=0計算接觸疲勞強度用重合的系數Zqt=arctan(tan/cos)=20.562at1=arcos【Z 1cos t/(Z 1+2H*cos)】=31.01at1=arcos【Z 2cos t/(Z 2+2H*cos)】=24.503端面重合度：=dz1tan/=1.667Zq=（1-）4-3+=0.708式10-23 得螺旋角系數Z=cos=0.985轉矩T1=1.547105Nmm參考文獻1表10-5 得材料彈性系數ZE=189.8 Mpa齒輪的許用應力【】=KNlims s=1計算應力循環(huán)次數N109 h參考文獻1圖5-23得

18、 =1.05, =1.1查表得:=600Mpa，=550MPa由教材式(5-28)計算許用接觸應力=KHN1HN1S =630Mpa =KHN2HN2S=605Mpa 取兩者中較小值作為該齒輪許用應力 【】=605Mpa計算小齒輪的分度圓直徑： d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 =53.096mm調整小齒輪的分度圓直徑：=0.653m/s齒寬b=53.096mm計算實際載荷系數:查表得使用系數 =1.由7級精度 v=0.653m/s 由圖10-8查得動載荷系數=1.01齒輪的圓周力=2/=5.827103N /b=109.8100N/mm參考文獻1表10-3 得

19、齒輪滿載分配系數K=1.2 參考文獻1表10-4 得齒輪滿載分配系數K=1.420載荷系數 =1.721d1=dlt3KHKHt=58.30mm相應的齒輪模數：m=d1cos/Z1=2.694mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計計算齒輪模數設計公式：Mnt=32kltT1YCOS dZ12YfaYsaF 確定各參數值試選載荷系數 KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數b=arctan(tabcost)=13.14v=x/cosb=1.704Y=0.25+0.75/V=0.690參考文獻1式10-19，螺旋角系數Y=1-120=0.806計算 YfaYsa【F Zv1=Z1/cos=22.99

20、Zv2=Z2/cos=73.34參考文獻1圖10-17 查得齒形系數 YFa1 =2.72 YFa2=2.25參考文獻1圖10-18 查得應力修正系數 Ysa1=1.58 Ysa2=1.72參考文獻1圖10-24c查得齒輪彎曲疲勞極限: Flim1=500 Flim2=380參考文獻1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.86 KFN2=0.88取彎曲疲勞安全系數s=1.4F1=KFN1lim1S=307.14 F2=KFN2lim2S=238.86MPaYFN1Ysa1F1=0.0140 YFN2Ysa2F2=0.0162取較大值 YFN2Ysa2F2=0.0162計算齒輪模數計算

21、模數 m32KFtT1YYCOSdZ1YFaYSaF=1.98mm調整齒輪模數計算實際載荷前的數據準備圓周速度： d1=mntz1/cos=42.85mm =0.526m/s齒寬b =42.85mm齒輪高寬比b/h h=(2h*+c*) mnt=4.455mm b/h=42.854.455=9.62計算實際載荷：kFV=0.526m/s，查得動載荷系數KV=1.01由=2/=7.221103NKAFT1/b=168.5 N/mm100N/mm參考文獻1表10-3 得齒面載荷分配系數 KF=1.2參考文獻1表10-4 得齒面載荷分配系數 K =1.416結合b/h=9.62 查表10-13得 K

22、F=1.51滿載系數 KF=KAKVKFKF=1.830求得按實際載荷示數計算的齒輪模數 Mn=MNt3KFKFt=2.22mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根疲勞強度計算的，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準模數中取m=2.5mm4.尺寸計算確定為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.30mm來計算小齒輪的齒數，即;Z1=d1cos/mn=22.63,取z1=23，則z2=z1=72.45，取z2=73，z1與z2互質d1=Z1mcos=58.94mm d2=Z2mcos=187.20mmd= (Z1+Z2)m2cos=123.673mm 考

23、慮到取的模數有所增大，將中心距取為123mm將圓整后得中心距修正旋轉角=arcos(Z1+Z2)m2a=12.680 5.總結模數m=2.5中心距d=123mm=12.680齒數Z1=23分度圓d1=58.94mm齒寬b1=65mm齒數Z2=73分度圓d2=187.2mm齒寬b2=60mm三、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算1.原始數據：低速軸的輸入功率 ： 3.543kW小齒輪轉速 ： 73.8r/min傳動比 ： 2.989單向傳動，工作載荷平穩(wěn)，每天工作8小時，預期工作10年。 選擇齒輪材料精度等級：齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用40Gr鋼，調質處理，取硬度為280HBS；大齒輪材料選

24、用45鋼，調質處理，硬度取240HBS。 齒輪精度等級為7級初選小齒輪齒數Z1=21，大齒輪Z2=2.98921=62.769，取Z2=62。 Z2 ， Z2為互質數壓力角=20，螺旋角=142.按齒面接疲勞強度設計： 計算小齒輪分度圓直徑設計公式: d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 確定公式中各參數： 初選klt=1.3 選齒寬系數d=1參考文獻1表10-20 ZH=2.5參考文獻1得材料影響系數ZE=189.8MPa 參考文獻1表10-7 d=1,變位系數X1=X2=0計算接觸疲勞強度用重合的系數Zqt=arctan(tan/cos)=20.562at1=a

25、rcos【Z 1cos t/(Z 1+2H*cos)】=31.009at1=arcos【Z 2cos t/(Z 2+2H*cos)】=24.78=dz1tan/=1.667Zq=（1-）4-3+=0.503參考文獻1式10-23 得螺旋角系數Z=cos=0.985轉矩T1=4.566105Nmm參考文獻1表10-5 得材料彈性系數ZE=189.8 Mpa齒輪的許用應力【】=KNlims s=1計算應力循環(huán)次數N108 h參考文獻1圖5-23得 =0.90, =0.95查表得:=600Mpa，=550MPa參考文獻1式(5-28)計算許用接觸應力=KHN1HN1S =540Mpa =KHN2HN

26、2S=523Mpa 取兩者中較小值作為該齒輪許用應力 【】=523Mpa計算小齒輪的分度圓直徑： d t=3T1 klt u+1 t u 3( ZHZEZZd)2 =68.47mm調整小齒輪的分度圓直徑：計算實際載荷示數前的=0.267m/s齒寬b=68.47mm計算實際載荷系數:查表得使用系數 =1由7級精度 v=0.267m/s 由圖10-8查得動載荷系數 =1.002齒輪的圓周力=2/=1.36104N /b=198.62100N/mm參考文獻1表10-3 得齒輪滿載分配系數K=1.2 參考文獻1表10-4 得齒輪滿載分配系數K=1.423載荷系數 =1.71按照實際載荷示數求小齒輪分度

27、圓直徑d1=dlt3KHKHt=62.982mm相應的齒輪模數：m=d1cos/Z1=2.91mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 求齒輪模數設計公式：Mnt=32kltT1YCOS dZ12YfaYsaF 確定各參數值試選載荷系數 KFt=1.3計算彎曲疲勞強度用重合度系數b=arctan(tabcost)=13.14v=x/cosb=1.698Y=0.25+0.75/V=0.691參考文獻1式10-19，螺旋角系數Y=1-120=0.872計算 YfaYsa【F Zv1=Z1/cos=22.98 Zv2=Z2/cos=67.86參考文獻1圖10-17 查得齒形系數 YFa1 =2.74 YFa2

28、=2.27參考文獻1圖10-18 查得應力修正系數 Ysa1=1.57 Ysa2=1.76參考文獻1圖10-24c查得齒輪彎曲疲勞極限: Flim1=500 Flim2=380參考文獻1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88取彎曲疲勞安全系數s=1.4F1=KFN1lim1S=303.57 F2=KFN2lim2S=238.86MPaYFN1Ysa1F1=0.0136 YFN2Ysa2F2=0.0167取較大值 YFN2Ysa2F2=0.0167計算齒輪模數模數 m32KFtT1YYCOSdZ1YFaYSaF=2.95mm調整齒輪模數求實際載荷示數前的數據準備

29、圓周速度： d1=mntz1/cos=63.846mm =0.248m/s齒寬b =63.846mm齒輪高寬比b/h h=(2h*+c*) mnt=5.973mm b/h=63.85/5.973=10.689計算實際載荷：kFV=0.248m/s，查得動載荷系數KV=1.01由=2/=1.43104NKAFT1/b=223.97 N/mm100N/mm參考文獻1表10-3 得齒面載荷分配系數 KF=1.2參考文獻1表10-4 得齒面載荷分配系數 K =1.422結合b/h=10.689 查表10-13得 KF=1.34滿載系數 KF=KAKVKFKF=1.624按照實際載荷示數求得齒輪模數 M

30、n=MNt3KFKFt=2.667、對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根疲勞強度計算的，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準模數中取m=3mm4.尺寸計算確定為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=62.982mm來計算小齒輪的齒數，即;Z1=d1cos/mn=20.37,取z1=21，則z2=z1=62.769，取z2=62，z1與z2互質d1=Z1mcos=64.77mm d2=Z2mcos=191.2mmd= (Z1+Z2)m2cos=128.311mm 考慮到取的模數有所增大，將中心距取為128mm將圓整后得中心距修正旋轉角=arcos(Z1+Z2

31、)m2a=13.429 5.總結模數m=3中心距d=128mm=13.429齒數Z1=21分度圓d1=64.77mm齒寬b1=70mm齒數Z2=62分度圓d2=191.2mm齒寬b2=65mm五、軸的設計計算和相應軸承的選擇1減速器高速軸的設計計算（1）選擇軸的材料軸的材料為45號鋼，調質處理（2）按扭矩初步估算軸端直徑原始參數 ：P1=3.960kw n1=960r/min T1=3.939104Nmm d1=43.18mm=20 =13.412作用在齒輪上的力Ft=2T1/d1=1824N徑向力：Fr=Fttan/cos=682N軸向力：Fa=Frtan=163N初步確定軸的最小直徑，查表

32、15-3，取A0=106dmin=A03P1n1=16.99mm考慮軸上有一個鍵槽，直徑增加5%7%dmin=A03P1n1=17.85mm為了使軸與聯(lián)軸器相適應同時選擇聯(lián)軸器型號：聯(lián)軸器轉矩Ta=KAT1 查表得KA=1.3Ta=1.33.939104Nmm=51207NmmTa選擇應該小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，選用L-1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250000Nmm，半聯(lián)軸器孔徑di=19mm，聯(lián)軸器長度L=42mm。配合轂孔長L1=30mm。齒輪軸的尺寸做出高速軸零件圖：分析圖確定軸各段的參數：d1=20 L1=30: d2=24 L2=2.8: d3=22 L3=27: d4=25 L4

33、=50: d5=30 L5=78：d6=25 L6=86初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7005AC基本尺寸： d=25mm D=47mm B=12mm2.減速器中速軸的設計1 選擇軸的材料：軸的材料為45號鋼，調制處理2 按照扭矩初步估算軸端直徑：原始參數：P2=3.803kw n2=234.15r/min T2=1.547105Nmm齒輪2，分度圓直徑 d2=176.82mm，=20，=13.412齒輪3，分度圓直徑 d3=58.94mm，=20=12.680作用在齒輪2上的力Ft=2T2/d2=1750N徑向力：Fr=Fttan/cos=655N軸向力：Fa=Frtan=15

34、6N作用在齒輪3上的力Ft=2T2/d4=5249N徑向力：Fr=Fttan/cos=1958N軸向力：Fa=Frtan=440N初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=106dmin=A03P2n2=26.84mm考慮軸上有兩個鍵槽，直徑增加10%15%dmin=A03P2n2=29.53mm中速軸的尺寸： 做出中速軸的零件圖:分析圖確定軸各段的尺寸：d1=30 L1=41.5: d2=37 L2=43: d3=44 L3=7.5: d4=30 L4=102初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7006AC基本尺寸： d=30mm D=55mm B=13mm3.減速器低速軸的設計選

35、擇軸的材料：軸的材料為45號鋼，調制處理按照扭矩初步估算軸端直徑：原始參數：P3=3.543kw n3=74.5r/min T3=4.566105Nmm齒輪4，分度圓直徑 d=187.20mm，=20，=12.680作用在齒輪4上的力Ft=2T3/d=4878N徑向力：Fr=Fttan/cos=1820N軸向力：Fa=Frtan=409N初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=106dmin=A03P3n3=38.4mm考慮軸上有兩個鍵槽，直徑增加10%15%dmin=A03P2n2=42.24mm低速軸的尺寸：做出低速軸的零件圖：分析圖確定各段的尺寸：d1=40 L1=63: d2=45

36、 L2=26: d3=50 L3=63.5: d4=57 L4=58: d5=67 L5=7：d6=57 L6=58.5：d7=50 L7=32初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7010AC基本尺寸： d=50mm D=80mm B=16mm為了使軸與聯(lián)軸器相適應，同時選擇聯(lián)軸器型號：聯(lián)軸器轉矩Ta=KAT1 查表得KA=1.3Ta=1.34.566105Nmm=498580NmmTa選擇應該小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，選用LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為500000Nmm，半聯(lián)軸器孔徑di=40mm，聯(lián)軸器長度L=65mm。配合轂孔長L1=112mm。4.外低速軸的設計選擇軸的材料：

37、軸的材料為45號鋼，調制處理按照扭矩初步估算軸端直徑：原始參數：P4=3.543kw n4=74.5r/min T4=4.566105Nmm齒輪5，分度圓直徑 d=64.77mm，=20，=13.429作用在齒輪5上的力Ft=2T4/d=4878N徑向力：Fr=Fttan/cos=1820N軸向力：Fa=Frtan=409N初步確定軸的最小直徑，查表15-3，取A0=112dmin=A03P3n3=38.4mm考慮軸上有兩個鍵槽，直徑增加10%15%dmin=A03P2n2=42.24mm確定軸各段的參數：d1=60 L1=47: d2=65 L2=60: d3=77 L3=12: d4=57

38、 L4=800: d5=70 L5=7：d6=60 L6=18初選軸承GB/T292-94角接觸軸承，代號7012AC基本尺寸： d=60mm D=95mm B=18mm六、軸的校核 我們在這里對第一根高速軸進行校核。 1.按彎扭合成校核軸的強度 做出軸的空間受力簡圖如下： 2.軸上的受力分析 齒輪的圓周力：Ft=2T1/d1=239390/43.18=1824.5N 齒輪的徑向力：Fr=Fttan/cos=1824tan20/cos13.412=682.5N 齒輪的軸向力：Fa= Fttan=1824tan13.412=435.0N3.計算作用于軸上的支反力 水平面內的支反力： FHA=FH

39、B=Ft/2=1824/2=912N 垂直面內的支反力： FVA=1/lAB(FrlAB/2+Fad1/2)390.5N FVB=Fr-FVA=292N 4.畫彎矩圖，并計算軸的彎矩 MV1=lACFVA=48812Nmm MV2=lACFVA-Fad1/2=39420Nmm 計算MH MH=lACFHA=114000Nmm M1=MH2+MV12=124010Nmm M2=MH2+MV22=120623Nmm 5.畫扭矩圖 6.校核軸的強度 根據條件得0.7，考慮鍵的影響d需乘上0.94根據式： cM12+(T)20.1d38.6Mpa 又因為45號鋼軸材料【-1】=59Mpa，故C處軸徑安

40、全。七、滾動軸承的壽命驗算原始數據輸入：軸上齒輪上的切向力：Ft=1824N， Fr =682N，軸向力：Fa =163N，分度圓直徑：d=43.18mm，轉速n=960r/min，輕微沖擊Lh=28103650.3=17520h初選軸承7005AC兩軸承受到的徑向載荷：Fr1和Fr2 Fr1v=（Fr73-Fad/2）/（73+145）=212.67N Fr1H=73Ft/（73+145）=610.78N Fr2v= Fr- Fr1v=469.33N Fr2H= Ft- Fr1H=1213.22N Fr1=2Fr1v2+Fr1H=646.74N Fr2=2Fr2v2+Fr2H=1300.83

41、N只需對軸承B進行強度校核。查滾動軸承樣本得： 額定動載荷：C=11.2kN 額定靜載荷：C0=7.08Kn此處Fa/ C0=0.023，故取e=0.39 由于Fa/Fr=163/682=0.23e取 X=1， Y=0. 因軸承運轉輕微沖擊，按表13-6，fd=1.1 則有： p= fd（X2Fr+Y2Fa）=750.2N驗算壽命：在此，我們不考慮工作溫度的影響，有：C=P360Lhn106=7.525KNC因此軸承壽命滿足要求。八、鍵連接的選擇及校核同聯(lián)軸器相連的鍵：鍵及鍵槽參數的確定采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，裝拆方便，對中性好。則根據軸的直徑d=20mm和軸段長為38mm以及半

42、聯(lián)軸器的長度L=35mm，選取鍵鍵的 公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 6 6 28 校核：齒輪和齒輪軸都是鋼，用鍵構成靜連接。齒輪精度為7級，裝齒輪處的直徑為20mm，需要傳遞的轉矩T=39.39Mpa，輕微沖擊。所以按照接觸工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。鍵的尺寸： 圓頭普通平鍵（A）型 6628 軸t1=3.5 轂t2=2.8鍵，軸，轂的材料都是鋼。查表6-2 得許用擠壓應力（p）=100120Mpa。取其平均值（p）=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=28-6=22mm由式6-1可得：p=4000T/hld=59.68（p）所以所選鍵1合適。同中速齒輪相連的鍵

43、：鍵及鍵槽參數的確定采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，裝拆方便，對中性好。則根據軸的直徑d=37mm和軸段長為43mm，選取鍵鍵的 公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 10 8 32 校核：齒輪和齒輪軸都是鋼，用鍵構成靜連接。齒輪精度為7級，裝齒輪處的直徑為37mm，需要傳遞的轉矩T=154.7Mpa，輕微沖擊。所以按照接觸工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。鍵的尺寸： 圓頭普通平鍵（A）型 10832 軸t1=5.0 轂t2=3.3鍵，軸，轂的材料都是鋼。查表6-2 得許用擠壓應力（p）=100120Mpa。取其平均值（p）=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32-1

44、0=22mm由式6-1可得：p=4000T/hld=95.02（p）所以所選鍵2合適。同低速齒輪相連的鍵：鍵及鍵槽參數的確定采用圓頭普通平鍵，其優(yōu)點為：結構簡單，裝拆方便，對中性好。則根據軸的直徑d=57mm和軸段長為58mm，選取鍵鍵的 公稱尺寸 鍵寬b/mm 鍵高h/mm 鍵長L/mm 16 1050 校核：齒輪和齒輪軸都是鋼，用鍵構成靜連接。齒輪精度為7級，裝齒輪處的直徑為57mm，需要傳遞的轉矩T=456.6Mpa，輕微沖擊。所以按照接觸工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。鍵的尺寸： 圓頭普通平鍵（A）型 161050 軸t1=6.0 轂t2=4.3鍵，軸，轂的材料都是鋼。查表6-2

45、得許用擠壓應力（p）=100120Mpa。取其平均值（p）=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50-16=34mm由式6-1可得：p=4000T/hld=94.24（p）所以所選鍵3合適。九、聯(lián)軸器的選擇計算在減速器高速軸與電動機之間需采用聯(lián)軸器聯(lián)接。因工作載荷不大，且有輕微沖擊，因此聯(lián)軸器應具有緩沖減振能力，故選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。減速器中高速軸轉距：39.39根據：電動機軸直徑d=19mm，選擇聯(lián)軸器：LX1由指導書表17-5：T= 250Nm，n=8500 r/min由表查得：KA= 1.3Tca=KA T= 1.339.39=21.207T=250n = 960r/min n十、減

46、速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取油的高度為H=68mm，選用全損耗系統(tǒng)用油CKC220。2滾動軸承的潤滑由于浸油齒輪的圓周速度V=d1n1/(601000)=1.97m/s2m/s故滾動軸承采用脂潤滑，軸承內測設計有擋油板。3密封方法的選取由于此處滾動軸承采用脂潤滑，此處采用毛站圈密封。毛氈圈：高速軸：軸徑d=25，氈圈:D=39,d1=24,B1=7,D0=38,d0=26,b=6低 速 軸 ： 軸 徑 d=50， 氈圈：D=69，d1=49，B1=8 ，D0=68，d0=51，b=7十一、設計

47、體會： 這次的課程設的目的就是讓我們學會怎么團隊合作，完成成一個產品的設計，在進行運算的時候，每一個尺寸的選取都要進過深思熟慮，經過反復校核，多次的計算，才能達到要求，并且在盡量節(jié)約材料的前提下才能繼續(xù)設計。在課設的過程中，每天都會有老師更新一些對我們有幫助的視頻或者材料來開拓我們的思路，而且在這一個月的時間里，每天都有老師在我們的工作室里為我們解疑答惑，對我們的學習設計差生了巨大的幫助，讓我們清楚認機械設計基礎課程設計是學校為了讓我們更深刻的理解認識機械的構造而進行的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎的一個重要教學環(huán)節(jié)，是我們進行專業(yè)課的奠基石。回顧這一個月的課程設計，讓我們學到了許多

48、以前了解不到的知識。當我們完成我們的設計課題之后，內心的喜悅之情不言于表?？粗约寒嫷拿恳粡垐D，我們計算的每一張草紙，真的覺得自己的收獲很多，我們在這些天里分工協(xié)作，每個人都在學習的同時快樂。相信這次課設不但給我們每個人帶來了巨大的提高，同時也為我以后的畢業(yè)設計打下了堅實的基礎。這次課設不但培養(yǎng)了我們團結協(xié)作的能力，也培養(yǎng)我們的耐心和細心度。課設的每一步計算，都需要我有十足足夠的耐心和細心，有時候考慮的不夠周全，導致在設計的過程中有些數據不合理，從而產生很大的影響。像我們組，在第二組齒輪的計算過程中出現了一些問題，在零件裝配的時候中速軸上的大齒輪與低速軸產生了干涉，導致我們兩天的計算白費。只能

49、重新計算。這就讓我們重新審視我們自己，發(fā)現了自己的不足，也要求我們在機械設計的過程中，無論做什么，一定要嚴謹嚴謹再嚴謹。在畫圖時，每畫一個尺寸我都要考慮尺寸的合理性，當遇到困難時，我們組的同學一起討論，尋求最佳方案，實在解決不了的問題，老師就幫助我們解決，最后得到最佳解決方案。這次課設，讓我們從幾個方面提高了自己。這次課程設計是一次非常難得的磨練與精神體驗。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面和淺層次的理解，不能全面的去鍛煉我們的實踐能力。做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。比如面對綜合問題，如何著手解決和狠，準，穩(wěn)的心態(tài)去面對問題；如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去。在這次課設中，我們印象最深刻的就是加深了各種計算機軟件的應用熟練程度。通過老師的指導以及我自己的努力，最后很順利的完成了這次的課程設計。十分感謝學校給我們這次實踐的機會和老師們的指導。這次的課程設計已經接近尾聲，但是專業(yè)知識的學習才剛剛起步，我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，這是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程。在今后的學習中,我們一定認真探索，積極實踐，認真嚴謹。爭取有一天可以把學習到的知識運用到生活，工作當中。十二、參考文獻：1、機械設計：主編 濮良貴 陳國定 吳立言2、機械設計課程設計：主編 李育錫41