二級同軸式齒輪減速器設(shè)計

機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目帶式運輸機傳動裝置一課程設(shè)計任務(wù)書2二二二設(shè)計要求2-三設(shè)計步驟31.傳動裝置總體設(shè)計方案32.電動機的選擇43.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比64.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)65.齒輪的設(shè)計76.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計117.鍵聯(lián)接設(shè)計258.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計269.潤滑密封設(shè)計2810.聯(lián)軸器設(shè)計28四設(shè)計小結(jié)28五參考資料29111課程設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置(簡圖如下)1 運輸帶2卷筒3聯(lián)軸器4二級圓柱齒輪減速器5電動機原始數(shù)據(jù):數(shù)據(jù)編號12345678運送帶工作拉力F/N15002200230025002600280033004000運輸帶工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直徑D/mm220240300400220350350400數(shù)據(jù)編號910111213141516運送帶工作拉力F/N45004800500055006000600080008500運輸帶工作速度v/(m/s)1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直徑D/mm400500500450450500400450數(shù)據(jù)編號17181920212223運送帶工作拉力F/N900095001000010500110001150012000運輸帶工作速度v/(m/s)1.41.51.61.71.81.92.0卷筒直徑D/mm5005506005505004504001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35:2. 使用折舊期：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：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 二.設(shè)計要求1. 完成減速器裝配圖一張（A0或A1）。2. 繪制軸、齒輪零件圖各一張。3. 編寫設(shè)計計算說明書一份三.設(shè)計步驟1 .傳動裝 置總體設(shè)1.傳動裝置總體設(shè)計方案本組設(shè)計數(shù)據(jù):第十六組數(shù)據(jù)：運送帶工作拉力F/N 5500。運輸帶工作速度v/（m/s）1.2卷筒直徑D/mm 450。1）外傳動機構(gòu)為聯(lián)軸器傳動。2）減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。F 5500Nv 1.2 m sD 450mm3）方案簡圖如上圖2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型2）選擇電動機的容量4）該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結(jié) 構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺 寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。 但減速器軸向尺寸及重量較大； 高級齒輪 的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，岡I度差；僅能有一個輸 入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為丫系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié) 構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 丫系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2）選擇電動機的容量Pw 6.6kw工作機的有效功率為Pw Fv0.87從電動機到工作機傳送帶間的總效率為4212345由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表 1-7可知：1 :聯(lián)軸器傳動效率0.99 （彈性聯(lián)軸器）2 :滾動軸承效率0.99 （球軸承）3 :齒輪傳動效率0.98 （7級精度一般齒輪傳動）4 :聯(lián)軸器傳動效率0.99 （齒式聯(lián)軸器）Pd7.58kw5 :卷筒傳動效率0.96所以電動機所需工作功率為3）確定 電動機 轉(zhuǎn)速3）確定電動機轉(zhuǎn)速Pdnw51 r min按表1-8推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比i840而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為60vD所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ndi nw (8 40) 55r min (407 2038) r min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750min、iooor min、i500r min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選定電動機型號 Y160L-4選用同步轉(zhuǎn)速為1500min的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表 12-1選定電動機型號為丫160L-4。其主要性能如下表:電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n)啟動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩Y160M-41114602.22.3電動機的主要安裝尺寸和外形如下表:3、計算傳動裝中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底腳安裝 尺寸AX B地腳螺 栓孔直徑K軸伸尺寸D X E裝鍵部位尺寸 FX GD160600X 417.5X 385254X2101542X 11012 X 45置的總 傳動比 和分配 傳動比(1 )總 傳動比i分 配傳動 比4計算傳動裝 置的運 動和動 力參數(shù)1)各軸 的轉(zhuǎn)速3.計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比(1).總傳動比i4.(2).分配傳動比考慮潤滑條件等因素，初定i 5.35，i 5.35計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉(zhuǎn)速nm1460 r minii272.90 r miniii51 r min2)各軸 的輸入 功率2).卷筒軸nw51 r min各軸的輸入功率Pd7.43kwii軸7.21kw3)各軸 的輸入 轉(zhuǎn)矩iii軸6.99kwi28 .63i5.35i5.35n 1460 r min n 272.90r minn51 r # mi nnw 51 r minP 7.43kwP 7.21kwP 6.99kwP卷 6.85kw3)卷筒軸6.85kw.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td為6PdTd 9.5510dn m4.9610 4 N mm軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩 T/(N mm)轉(zhuǎn)速 n/(r/mi n)傳動比i效率I軸7.434.86 10414605.350.97II軸7.212.52 105272.905.350.97III軸6.9961.31 105110.98卷筒軸6.851.28 106515. 齒 輪的設(shè) 計1) 選定齒輪 類型、 精度等 級、材 料及齒 數(shù)2) 初步設(shè)計 齒輪主 要尺寸選用直齒圓 柱齒輪傳動 軟齒輪面閉 式傳動7級精度小齒輪材料 45鋼(調(diào)質(zhì))大齒輪材料45 鋼(調(diào)質(zhì))z2123Kt1.4I 軸 TTd i24.8610 4N mmII 軸 TT 32i2.52105 N mm川軸 TT 3 2i1.31 106N mm卷筒軸 T卷 T 4 2 1.28 10 N mm 將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用。5. 齒輪的設(shè)計1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。(2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度(GB10095-88)。 材料選擇。由機械設(shè)計表6.1，選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為270HBS 大齒輪為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為230HBS二者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數(shù)乙 23，則大齒輪齒數(shù)Z2 i乙1232)初步設(shè)計齒輪主要尺寸(1) 設(shè)計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核(2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即d1t2.323 KT1 U 1(Z)2 d U h 1>確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值I .試選載何系數(shù)Kt 1.4。n .計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩955 106P4T14.86 104N mmnm.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設(shè)計表 6.5選取齒寬系數(shù) d 1 IV.由機械設(shè)計表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.&/MPa V .由機械設(shè)計圖6.8按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 1 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 560MPa W .計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n jLh60 1460 1 8 365 16 4.09 1091 8N27.64 108iVD.由機械設(shè)計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 0.90 ; Khn2 0.95 Vffl .計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1KH1HN1 Hlim1 0.90 600MPa 540MPaS_-K HN 2 H lim 2*i-mimH 2 0.95 560MPa 532MPaS2>.設(shè)計計算I .試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值。d1t 2.323 fT-()50.44mmt du hn .計算圓周速度v d1tn160.03 1460c廠 /v1t 13.85ms60 100060 10004.86410 N mmd1Ze 1898J MPaN14.09109N2 7.64108仆 0.9(K hn20.95h】1=540MPah 2=532Mpad1t 50.44 mmv 3.85 msrn.計算載荷系數(shù)K查表6.2得使用系數(shù)Ka = 1.0;根據(jù)v 3.85m s、7級精度查機械設(shè)計圖6.10得動載系數(shù)Kv 1.12 ；查機械設(shè)計圖6.13得K 1.15 o則 K KaKvK1 1.12 1.15 1.288IV.校正分度圓直徑d1由機械設(shè)計式(6.14 ),*53燈心 60.03 3 1.288/1.4mm 49.05mm3>.計算齒輪傳動的幾何尺寸I .計算模數(shù)mm d1/z158.38/232.13mm按標準取模數(shù) m 2.5mmn .計算分圓周直徑d1、d2d1 z1m 2.5 23 57.5mmd2z2m 119 2.5 307.5mm川.計算中心距plpla1 2 (57.5 297.5)/2 156.5mm2v .計算齒輪寬度b dd157.5mm取 B2 60mm, B1 65mm。v.齒高h 2.25m 2.25 2.5 5.625mm(3).按齒根彎曲疲勞強度校核K 1.288di t 49.05mmm 2.5mmd157.5mmd2307.5mma 156.5mmB165 mmB260 mmF lim 1240MPaF lim 2220MPaK fn 10.852 kt由機械設(shè)計式（6.12 ）， F2 1 3 YFaYsa fdZ1 m1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值I.由機械設(shè)計齒輪的彎曲強度極限n .由機械設(shè)計圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1 240MPaFlim2 220MPa ；圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.85，Kfn2 0.90;川.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力;取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)Yst2.0, 得F1F】2IV.查取齒形系數(shù);大Kfn1Yst FE1 240 0.852/1.4291.43MPaKfn2Yst FE2 220 0.902/1.4282.86MPaKfN20.90S=1.4Yst2.0f1291.43MPaF 2282.86MPaYFa12.69YFa22.16Ysa11.575YSa21.81小齒輪的數(shù)值較YFa1、Yf92和應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、 YSa2由機械設(shè)計表 6.4 查得 YFa1 2.69 ; YFa22.16 ； Ysa1 1.575 ； Ysa2Y Yv.計算大、小齒輪的Fa ；a并加以比較;F YFa1YSa1F10.01451.81大，應(yīng)按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度2687MPa 1YFa2Ysa2F 20.01382KF12 3dZ1 mYFaYsa空鰹 28.叫04 2.69 1.575 268.7MPa 1.0 232 2.52(4).結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖f1首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按機械設(shè)計圖 6.26(a)薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計，并繪制大齒輪零件圖如下。F1286.7MPa f1 彎曲疲勞強 度足夠其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結(jié)構(gòu)，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動軸承傳動軸的設(shè)計部分血 I. 如國）1翩円n.z97iKLhir F 厶f)31kOtn-4dEMMlBt- IMR6. 滾 動軸承 和傳動 軸的設(shè) 計MJ-J5UKH4MH-IBri-fc>:euuiIMJ*6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計（一）.軸的設(shè)計I .輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由上可知 P6.99kw, T 1.31 106N mmn .求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑d2 mz22.5 123 307.5mm2T而Ft8520.32Nd2FrFt tan3101.14NFa0IH .初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設(shè)計表 11.3，取C 110，于是dmin C1 56.7mm，由于鍵槽的影響，故 dmin 1.03dmin 58.42mm n輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d。為了使所選的軸直徑d 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Tea KAT，查機械設(shè)計表10.1，取KA 1.3，貝U：Tea KAT1703N m按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用GICL4型鼓型齒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2800N m。半聯(lián)軸器的孔徑d 60mm，故取IV.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(一).軸的設(shè)計1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，i- u段右端需制出一軸肩，故取u - m段的直徑du皿70mm ；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L 107mm，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 - U段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取I u 105mm2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)dn皿70mm，查機械設(shè)計手冊表6-1選取深溝球軸承6015,其尺 寸為 d D B 75mm 115mm 20mm ， 故 d皿即 d刑町 75mm ； 而 l刑町20mm。3) . 取安裝齒輪處的軸端W - V的直徑d 80mm ；齒輪的左端與左軸承之間 采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為 60mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此 軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取1叩v 58mm。齒輪的右端米用軸肩定位，軸肩咼度h 0.07d，故取h 6mm，則軸環(huán)處的直徑dv刑92mm。軸環(huán)寬度b 1.4h，取l V 刑 15mm。4) .軸承端蓋的總寬度為30mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離1 20mm，故1 皿50mm。5) .取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a 12mm ,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸 承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取s 3mm，已知滾動軸承寬度T 20mm， 大齒輪輪轂長度L 60mm,則l 皿T s a (60 58)(20 12 3 2)mm 37mm至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d即v由機械設(shè)計手冊表4-1查得平鍵截面b h 22mm 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為H 7了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半n6H 7聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為18mm 11mm 100mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。k6滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表1-27，取軸端圓角2 45 。V .求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2 L3 54mm 54mm 108mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 4260.16NFNV1 1550.57NFNH 24260.16NFNV2 1550.57N彎矩MM H230048 .64 N mmMV 83730.78總彎矩M244812.62N mm扭矩TT 1310000N mmw.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6 ,軸的計算應(yīng)力JM 2 ( T)2ca 13.24MPaW前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2查得i 60MPa因此ca 1，故安全。VD .精確校核軸的疲勞強度(1) .判斷危險截面截面A,n ,川,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中 均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面a, n,川,b均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面W和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中 最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面 W的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而 且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面切顯然更不必校核。由機械設(shè)計 第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸 只需校核截面W左右兩側(cè)即可。(2) .截面W左側(cè)抗彎截面系數(shù)W 0.1d3 0.1 753 42187.5mm3抗扭截面系數(shù)Wt 0.2d3 0.2 753 84375mm3截面W左側(cè)的彎矩M為5429M 左 M113339.18N mm54截面W上的扭矩T為T 1310000N mm截面上的彎曲應(yīng)力b M 5.80MPa W截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t 15.53MPaWT平均應(yīng)力m 0MPa , m 7.77MPa2應(yīng)力幅ab 5.80MPa , am 7.77MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2得b 640MPa ,! 275MPa ,1 155MPa o截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及 按機械設(shè)計附表1.6查取。因L 2.5 0.03 , D 80 1.067，經(jīng)差值后可查得 d75d751.90 ,1.30又由機械設(shè)計圖2.7可得軸的材料的敏性系數(shù)為q 0.80, q 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k 1 q (1)1.72k 1 q (1)1.26由機械設(shè)計圖2.9的尺寸系數(shù)0.65 ；由圖2.9的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.76軸按磨削加工，由機械設(shè)計圖 2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1，則綜合系數(shù)為kiK 12.73kiK _L 11.74查機械設(shè)計手冊得碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值，則S148.4KamS115.22KamS SSca14.52 S 1.5；S2 S2故可知其安全。(3).截面W右側(cè)抗彎截面系數(shù)W 0.1d30.1 80351200mm3抗扭截面系數(shù)WT 0.2d3 0.2 803 102400mm3截面W右側(cè)的彎矩M為5529M 右 M-113339.18N mm55截面W上的扭矩T為T 1310000N mm截面上的彎曲應(yīng)力b右 2.21MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T 12.79MPaWT平均應(yīng)力m 0MPa , mT 6.40MPa2應(yīng)力幅ab 2.2lMPa , am 6.40MPakkk過盈配合處的，由附表1.4用插值法求出，并取0.8 ，于是得kkk 3.16，k 2.53軸按磨削加工，由機械設(shè)計圖 2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92故得綜合系數(shù)為kiK1 3.25k1K1 2.62所以軸在截面W右側(cè)的安全系數(shù)為S 1 38.29KamS 1 9.07KamS S Sca 8.83 S 1.5VS2 S2故該軸在截面w右側(cè)的強度也是足夠的。Vffl .繪制軸的工作圖，如下：匕出電胖翔R16j 農(nóng)祕湘cm禮尅忠*謝E/T lfl2M-r 對*k（二）.齒輪軸的設(shè)計I .輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由上可知 P7.43kw , n 1460 min , T 4.86 104 N mmII .求作用在齒輪上的力因已知小齒輪的分度圓直徑d1FtFrFamz12.5 23 57.5mm2T 1690NchFt tan615.2NFt 1690NFa120in.初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取 C 120，于是dmin21.26mmTcaKAT 72.9N m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N m。半聯(lián)軸器的孔徑d30mm，故取d12 30mm，半聯(lián)軸器長度L82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L 60mmd1272.9N m30mmdmin C3：20.64mm,由于鍵槽的影響，故dmin1.03dmin 21.26mm,輸出軸的X n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(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩aKAT，查機械設(shè)計表10.1，取KA 1.5，貝U：(二).齒輪軸的設(shè)計36mm58mm40mm40mm18mm18mmd34d78l3478IV .齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計d 23 (1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，1- U段右端需制出一軸肩，故取U -m段的直徑d23 36mm ；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度112L60mm，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- U段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 58mm。2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工 作要求并根據(jù)d23 36mm,查機械設(shè)計手冊表6-1選取深溝球軸承6208,其尺寸為d D B 40mm 80mm 18mm，故 d34 d?8 40mm, I34 q 18mm。3) . 軸肩咼度h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑d45 d67 48mm。軸 環(huán)寬度 b 1.4h，取 l45 l67 12mm。4) .軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而疋)。根據(jù)軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間 的距離 I 30mm，故 I23 50mm。5) .由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端W - V的直徑d56 62.5mm , l56 65mm。至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d12由機械設(shè)計設(shè)計手冊表4-1 查得平鍵截面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 48mm。同時為了保 證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性， 故選擇半聯(lián)軸器與軸的配額為 H7；滾動軸承k6與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計手冊表1-27，取軸端圓角2 45。V .求軸上的載何首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2 L357.5m3m 53.5mm107mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。dmin 28.8mm載荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1845 NFnv1307.6NF nh 2845 NFnv2 307.6N彎矩MM H 4527.5N mmM V 1645.66N mm總彎矩M48109.6N mm扭矩TT 48600N mm山-nirNC)的強0.6，2.30MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2查得i60MPaw.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 軸的計算應(yīng)力因此ca l，故安全。(三).滾動軸承的校核軸承的預(yù)計壽命Lh 8 16 36546720hI .計算輸入軸承(1).已知n 1460r min，兩軸承的徑向反力FR1 FR2 1506.51N計算當(dāng)量載荷P1、P21506.51N1506.51N，深溝球軸承，取fp 1.2P1Fr 1506.51NP2Fr(3).軸承壽命計算由于RP2，取P查手冊得6208型深溝球軸承的Cr 17kN，則Lh16667 ( ftCnfpP)49621.78h LH故滿足預(yù)期壽命。n.計算輸出軸承(1).已知n 55r min，兩軸承的徑向反力Fr1 Fr? 7261.45N(三).滾動軸 承的校 核7.鍵聯(lián)接設(shè)計(2).計算當(dāng)量載荷P1、P2P1Fr7261.45NP2Fr7261.45N(3).軸承壽命計算由于RP2，取P 7261.45N，深溝球軸承，取查手冊得6208型深溝球軸承的Cr 17kN，則Lh16667( ftCnfpp)3, ft1.0 , fp 1.249086.47h Lh故滿足預(yù)期壽命。7. 鍵聯(lián)接設(shè)計I .輸入軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核軸徑d 30mm，輪轂長度L 60mm ,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b 8mm， h 7mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：I L b 42mm, T 81400N mm，k2p 2T kid 36.92MPa查手冊得p 110MPa，因為p p，故鍵符合強度要求。n.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑d 85mm，輪轂長度L 60 mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b 22mm， h 14mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：I L b 28mm, T 203000 N mm，k -2p 2T 103 kid 86.54MPa查手冊得p 110MPa，因為p p，故鍵符合強度要求。m.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核軸徑d 70mm，輪轂長度L 107mm，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為8.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計b 20mm， h 12mm， L 100mm (GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：I L b 80mm, T 203000 N mm，k h23p 2T 10 kid 108.45MPa查手冊得p 110MPa，因為p p，故鍵符合強度要求。8. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用H7配合.is61. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂 到油池底面的距離H大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面 粗糙度為6.3。3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于 能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支 承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面， 并加封油圈加以密封。C油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 .D通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔 改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝 一圓錐定位銷，以提高定位精度.F吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體 .減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚0.025a 3 810箱蓋壁厚110.02a3 88箱蓋凸緣厚度bibi1.5 i12箱座凸緣厚度bb 1.515箱座底凸緣厚 度b2b22.525地腳螺釘直徑dfdf 0.036a12M20地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑did10.75dfM16機蓋與機座聯(lián) 接螺栓直徑d2d2 = （0.50.6） dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3d3=（ 0.40.5） d fM10視孔蓋螺釘直 徑d4d4 = （0.30.4） dfM8定位銷直徑dd =（0.70.8） d289. 潤滑密封 設(shè)計10. 聯(lián) 軸器設(shè) 計d f , d1 , d 2 至外機壁距離C1查機械設(shè)計課程設(shè) 計指導(dǎo)書表11-2282420d f , d2至凸緣邊緣距離C2查機械設(shè)計課程設(shè) 計指導(dǎo)書表11-22818外機壁至軸承 座端面距離1111 = C1 +C2 + (812)52大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離11>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離22 >12機座肋厚m、mm 0.85m10.85m 8 .5, m16.8軸承端蓋外徑D2D2 D + (55.5 ) d3120809潤滑密封設(shè)計對于二級同軸式圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所5以其速度遠遠小于（1.52）10 mm.r/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92 中的50號潤滑，裝至規(guī)定咼度。油的深度為H+h ,H=30 0=34。所以H+g=30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均 勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用凸緣式端蓋，易于加工和安裝。10.聯(lián)軸器設(shè)計1. 類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2. 載荷計算.見軸的設(shè)計。四設(shè)計小結(jié)這次關(guān)于帶式運輸機上的二級冋軸式圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系 實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。 通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)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(chǔ)1 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ) ，是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設(shè)計手冊等于一體，使我們能把所學(xué)的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應(yīng)用。2 這次的課程設(shè)計，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想 ；訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修 課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力 ；鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面 的知識等方面有重要的作用。3 在這次的課程設(shè)計過程中，綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能，結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計，一方面，逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力，特別是提高了分析問題和解決問題的能力，為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。4 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助5 設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè) 計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。五.參考資料機械設(shè)計咼等教育出版社主編徐錦康機械原理咼等教育出版社主編朱理工程制圖機械工業(yè)出版社主編魯屏宇材料力學(xué)咼等教育出版社主編劉鴻文互換性與技術(shù)測量基礎(chǔ)上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 主編甘永立機械工程材料咼等教育出版社主編王章忠機械設(shè)計課程設(shè)計手冊高等教育出版社主編吳宗澤 羅圣國