二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì).doc

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目錄 第一章 任務(wù)書(shū) 3 1.1課程設(shè)計(jì) 3 1.2課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 3 1.2.1運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 3 1.2.2原始數(shù)據(jù) 3 1.2.3已知條件 4 1.2.4設(shè)計(jì)工作量 4 第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案: 5 2.1組成 5 2.2特點(diǎn) 5 2.3確定傳動(dòng)方案 5 第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇 6 3.1選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 6 3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 6 3.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 7 第四章 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 9 4.1分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比 9 4.2計(jì)算各軸的動(dòng)力和動(dòng)力參數(shù) 9 第五章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 5.1 V帶設(shè)計(jì) 11 5.1.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容 11 5.1.2設(shè)計(jì)步驟： 11 5.2齒輪設(shè)計(jì) 13 5.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 13 5.2.2低速機(jī)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 15 5.2.3圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表 18 5.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19 5.4軸的設(shè)計(jì)及效核 20 5.4.1初步估算軸的直徑 20 5.4.2聯(lián)軸器的選取 20 5.4.3初選軸承 21 5.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（直徑，長(zhǎng)度來(lái)歷） 21 5.4.5低速軸的校核 23 5.4.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 26 5.4.7軸承的壽命計(jì)算 29 5.4.8鍵連接的選擇和計(jì)算 30 5.5減數(shù)器的潤(rùn)滑方式和密封類(lèi)型的選擇 31 5.5.1齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑 31 5.5.2潤(rùn)滑油牌號(hào)選擇 31 5.5.3密封形式 31 第六章 設(shè)計(jì)總結(jié) 32 致謝 32 參考資料 32  第一章 任務(wù)書(shū) 1.1課程設(shè)計(jì) 本次設(shè)計(jì)為課程設(shè)計(jì)，通過(guò)設(shè)計(jì)二級(jí)齒輪減速器，學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的基本過(guò)程、步驟，規(guī)范、學(xué)習(xí)和掌握設(shè)計(jì)方法，以學(xué)習(xí)的各種機(jī)械設(shè)計(jì)，材料，運(yùn)動(dòng)，力學(xué)知識(shí)為基礎(chǔ)，以《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《機(jī)械原理》、《機(jī)械制圖》、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》、《制造技術(shù)基礎(chǔ)》、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》以及各種國(guó)標(biāo)為依據(jù)，獨(dú)立自主的完成二級(jí)減速器的設(shè)計(jì)、計(jì)算、驗(yàn)證的全過(guò)程。親身了解設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的種種問(wèn)題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨(dú)立自主的完成設(shè)計(jì)過(guò)程，為畢業(yè)設(shè)計(jì)以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。 1.2課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 課程設(shè)計(jì)題目1：帶式運(yùn)輸機(jī) 1.2.1運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 1.2.2原始數(shù)據(jù) 題 號(hào) 參 數(shù) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 運(yùn)輸帶工作拉力F（KN） 3.0 3.2 3.5 3.8 4 4.2 4.5 5 5.5 6 運(yùn)輸帶工作速度v（m/s） 2.0 1.8 1.6 1.9 1.9 1.9 1.8 1.7 1.6 1.5 滾筒直徑D（mm） 400 450 400 400 400 450 450 450 450 450 每日工作時(shí)數(shù)T（h） 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 使用折舊期（y） 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 1.2.3已知條件 1、工作情況：傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許運(yùn)輸帶速度誤差為5%； 2、滾筒效率：ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； 3、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35C； 4、動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。 1.2.4設(shè)計(jì)工作量 1、減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2、零件工作圖1～3張； 3、設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份。 第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案: 2.1組成 傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2.2特點(diǎn) 齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 2.3確定傳動(dòng)方案 考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。 其傳動(dòng)方案如下： 第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 按工作要求和條件，選用三機(jī)籠型電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量 （2-1） （其中：為電動(dòng)機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。） 由電動(dòng)機(jī)到傳輸帶的傳動(dòng)總效率為 圖3-1 運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 ——為V帶的效率, ——為滾動(dòng)軸承效率，（由圖可知減速器只有3對(duì)軸承。卷筒滾動(dòng)軸承效率包括在卷筒效率中) ——為閉式齒輪傳動(dòng)效率， ——為聯(lián)軸器的效率, ——卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失) 所以 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列的電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率11kw。 型號(hào) 功率 電流 (A) 電壓(V) 轉(zhuǎn)速(r/min) 效率(%) 功率因數(shù) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn)電流/額定電流 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 HP KW Y160M1-2 15 11 21.8 380 2930 87.2 0.88 2 7 2.2 Y160M2-2 20 15 29.4 380 2930 88.2 0.88 2 7 2.2 Y160L-2 25 18.5 35.5 380 2930 89 0.89 2 7 2.2 Y160M-4 15 11 22.6 380 1460 88 0.84 2.2 7 2.2 Y160L-4 20 15 30.3 380 1460 88.5 0.85 2.2 7 2.2 Y160M-6 10 7.5 17 380 970 86 0.78 2 6.5 2 Y160L-6 15 11 24.6 380 970 87 0.78 2 6.5 2 Y180M-2 30 22 42.2 380 2940 89 0.89 2 7 2.2 3.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒轉(zhuǎn)速為 =90 按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 二級(jí)圓柱齒減速器的傳動(dòng)比為 則從電動(dòng)機(jī)到卷筒軸的總傳動(dòng)比合理范圍為。 故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 可見(jiàn)，電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選、和兩種。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從上表中查出兩個(gè)電動(dòng)機(jī)型號(hào)，再將總傳動(dòng)比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動(dòng)比方案，如下表所示。 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 kw 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)重量Kg 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)比 V帶 減速器 1 Y160M1-2 11 3000 2930 117 33.33 2.08 16 2 Y160M-4 11 1500 1460 123 16.67 2.08 8 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選擇第1種方案，即電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-4。 電動(dòng)機(jī)中心高H =160mm,外伸軸段DE=42110mm。 第四章 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.1分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比 按展開(kāi)二級(jí)圓柱齒輪減速器推薦高速級(jí)傳動(dòng)比，取，得 所以 =3.83 4.2計(jì)算各軸的動(dòng)力和動(dòng)力參數(shù) （1）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 ===701.92 Ⅱ軸 ===148.39 Ⅲ軸 ===38.74 卷通軸 ==38.74 （2）計(jì)算各軸輸入功率、輸出功率 Ⅰ軸 ==9.380.96=9 kw Ⅱ軸 ==90.980.97=8.56 kw Ⅲ軸 ==8.560.980.97=8.14 kw 卷筒軸==8.140.980.99=7.9 kw 各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為 Ⅰ軸 ==90.98=8.82 kw Ⅱ軸 ==8.560.98=8.39 kw Ⅲ軸 ==8.140.98=7.98 kw 卷筒軸 ==7.90.98=7.74 kw （3）計(jì)算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩。電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98 軸名 功率 P/KW 轉(zhuǎn)距T/N*M 轉(zhuǎn)速n r/min 轉(zhuǎn)動(dòng)比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電 機(jī) 9.38 61.35 1460 2.08 0.96 Ⅰ軸 9 8.82 61.02 122.44 701.92 Ⅱ軸 8.56 8.39 274.50 550.89 148.39 4.73 0.95 Ⅲ軸 8.14 7.98 999.7 2006.63 38.74 3.83 0.95 卷筒軸 7.9 7.74 970.23 1947.47 38.74 1 0.97 表4-1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果  第五章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 V帶設(shè)計(jì) 5.1.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容 設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件包括：帶傳動(dòng)的工件條件；傳動(dòng)位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪…… 5.1.2設(shè)計(jì)步驟： 1）、確定計(jì)算功率 根據(jù)工作條件——載荷平穩(wěn)，每天工作16小時(shí)由表5.5[1] 查KA=1.2，計(jì)算功率為 Pca=KAPd=1.29.38=11.26Kw 2）、選擇V帶的帶型 根據(jù)計(jì)算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5.14[1] 選用A型帶。 3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速v ①初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 根據(jù)v帶的帶型，由表5.4[1]和表5.6[1]，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=125mm。 ②驗(yàn)算帶速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。 4）、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由,傳動(dòng)比,有 =2.08125=260mm，根據(jù)表5.6[1]，取=265 mm 5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 ①確定小帶輪中心距，根據(jù)式5.18[1] 0.55(+)+h=222.5≤≤2(+)=780 初定中心距=500mm。 ②計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng) 由表5.2[1]選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1600 mm ③計(jì)算實(shí)際中心距a及其變動(dòng)范圍 中心距的變化范圍為 6）、驗(yàn)算小帶輪上的包角 包角合適。 7）、計(jì)算帶的根數(shù) 計(jì)算單根V帶的額定計(jì)算功率， 由 和，查表5.3[1]得P0=1.93kw 查表5.4[1]得 查表5.7[1]得， 查表5.2[1]得， 取6根。 8）確定帶的最小初拉力 由表5.1[1]得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=0.10 kg/m, 9)計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 8）、 把帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果記入表下中 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)參數(shù) 帶型 aA 中心距 496.8 小帶輪直徑 125 包角 152.320 大帶輪直徑 265 帶長(zhǎng) 1600 帶的跟數(shù) 66 初拉力 177.6 帶速 99.56 壓軸力 2069.32 5.2齒輪設(shè)計(jì) 5.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)比 =4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。 (1)選定齒輪類(lèi)型、材料和齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2）材料選擇。由表6.1[1]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。 3）選擇小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)==4.7321=99.33,取=100。 4）由[1]142頁(yè)，初選螺旋角=14 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由[1]公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 1)確定上公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①計(jì)算載荷系數(shù)K 由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁(yè)得=1.2，.1，。 由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =11.21.11.1=1.452 ②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9.55=9.55=12.2Nmm ③由表6.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。 ④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。 ⑤計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=60701.921(162508)=1.348109 ==2.85108 ⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.2 ⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==1.1550=605 MPa ⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁(yè),取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。 ⑨許用接觸應(yīng)力 = 605 MPa 2）計(jì)算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計(jì)算公式得 ≈65 mm ②計(jì)算齒輪模數(shù)mn ===3.12；查手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3（第1系列） ③計(jì)算齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=4.7364.9=307 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm 按圓整a后的中心距修正螺旋角β =arccos= arccos=11.16 修正螺旋角β后計(jì)算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=4.7364.21=303.7 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm 齒輪寬度：因?yàn)閎=ψd=164.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm ④計(jì)算圓周速度，確定齒輪精度 V===2.39m/s 參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級(jí)。 (3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核 由[1]公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公式中的計(jì)算參數(shù) ①載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =11.21.11.1=1.452 ②參考[1]中143頁(yè)取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁(yè)取重合度系數(shù)Yε=0.85 ③計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) ===22.23 ===105.89 ④查[1]中表6.4得取齒形系數(shù) =2.71, =2.18 ⑤查[1]中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.571, =1.79 ⑥計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim2=220MP 查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則 [1]===200 MPa [2]===175.14 MPa 2）校核計(jì)算 =MPa MPa 因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。 5.2.2低速機(jī)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 已知條件：輸入功率=8.56kw,小齒輪轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)比 =3.83,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。 (1)選定齒輪類(lèi)型、材料和齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2）材料選擇。由表6.1[1]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。 3）選擇小齒輪齒數(shù)=25，大齒輪齒數(shù)==3.8325=95.75,取=96。 4）由[1]142頁(yè)，初選螺旋角=14 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由[1]公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 1)確定上公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①計(jì)算載荷系數(shù)K 由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁(yè)得=1.1，.2，。 由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =11.21.11.1=1.452 ②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9.55=9.55=5.5Nmm ③由表6.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。 ④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。 ⑤計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=60148.391(162508)=2.85108 ==7.44107 ⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.1 ⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==1.1550=605MPa ⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁(yè),取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。 ⑨許用接觸應(yīng)力 = 605 MPa 2）計(jì)算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計(jì)算公式得 ≈109 mm ②計(jì)算齒輪模數(shù)mn ===4.36mm；查手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=4mm（第1系列） ③計(jì)算齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=3.83103.06=394.7 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm 按圓整a后的中心距修正螺旋角β =arccos= arccos=14.5 修正螺旋角β后計(jì)算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=3.83103.06=395.60 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm 齒輪寬度：因?yàn)閎=ψd=1103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm ④計(jì)算圓周速度，確定齒輪精度 V===0.8m/s 參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級(jí)。 (3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核 由[1]公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公式中的計(jì)算參數(shù) ①載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =11.21.11.1=1.452 ②參考[1]中143頁(yè)取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁(yè)取重合度系數(shù)Yε=0.85 ③計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) ===27.36 ===105.08 ④查[1]中表6.4得取齒形系數(shù) =2.57, =2.18 ⑤查[1]中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.60, =1.79 ⑥計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim2=220MP 查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則 [1]===200 MPa [2]===175.14 MPa 2）校核計(jì)算 =MPa MPa 因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。 5.2.3圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表 各級(jí)大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表 表5-1 圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表 名稱 代 號(hào) 單 位 高速級(jí) 低速級(jí) 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 中心距 a mm 185 250 傳動(dòng)比 i 4.73 3.83 模數(shù) mn mm 3 4 螺旋角 119′36″ 1430′ 端面壓力角 20 20 嚙合角 ′ 20 20 齒數(shù) z 21 100 25 96 分度圓直徑 d mm 65 307 109 395 節(jié)圓直徑 d′ mm 65 307 109 395 齒頂圓直徑 da mm 71 313 117 403 齒根圓直徑 df mm 58 300 99 385 齒寬 b mm 70 65 110 105 螺旋角方向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 5.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 表5-2 減速箱機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號(hào) 減速器型式及尺寸關(guān)系/mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 16 機(jī)蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 12 聯(lián)接螺栓的間距 180 軸承端蓋螺栓直徑 10 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷(xiāo)直徑 16 、、到外箱壁距離 26、22 、18 、至凸緣邊緣距離 24、16 軸承旁凸臺(tái)半徑 24 凸臺(tái)高度 由結(jié)構(gòu)確定 外箱壁至軸承座端面距離 40 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 、 7、7 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 80 5.4軸的設(shè)計(jì)及效核 5.4.1初步估算軸的直徑 在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之前，應(yīng)首先初步計(jì)算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算各軸的直徑，計(jì)算公式為，式中： P—軸所傳遞的功率，kw； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min; A—由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。 由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無(wú)特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得A=103～126，則 I 軸 ==25.75 mm Ⅱ 軸==42.50 mm Ⅲ 軸==61.23 mm 將各軸圓整為=25mm , =45 , =65 mm。 5.4.2聯(lián)軸器的選取 Ⅲ 軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時(shí)選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機(jī)的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷(xiāo)聯(lián)軸器,由表10.1[1]查得：工作情況系數(shù)=1.5,由表8.5[3]查得：選用LT9型彈性注銷(xiāo)聯(lián)軸器 LT9型彈性注銷(xiāo)聯(lián)軸器主要參數(shù)為： 公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2000Nm 軸孔長(zhǎng)度142mm(Y型) 孔徑=65mm 表5-3聯(lián)軸器外形及安裝尺寸 型號(hào) 公稱 扭矩 Nm 許用 轉(zhuǎn)速 r/min 軸孔 直徑 mm 軸孔長(zhǎng)度 mm D mm 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 kgm2 許用補(bǔ)償量 軸向 徑向 角向 LT10 2000 2300 65 142 315 0.66 1.5 0.4 10 5.4.3初選軸承 I 軸選軸承為：7005AC； Ⅱ 軸選軸承為：7009AC； Ⅲ 軸選軸承為：7014AC。 所選軸承的主要參數(shù)如表2-8 表5-4 軸承的型號(hào)及尺寸 軸承代號(hào) 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN a mm d D B dn Da 動(dòng)載荷Cr 靜載荷Cor 7005AC 25 47 12 3o 42 11.2 7.08 14.4 7009AC 45 75 16 51 69 25.8 19.5 21.9 7014AC 60 110 20 77 103 38 45.8 30.9 5.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（直徑，長(zhǎng)度來(lái)歷） 1. 低速軸的結(jié)構(gòu)圖 圖5-1 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （1）I段與聯(lián)軸器配合 取=65,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取=132。 （2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側(cè)設(shè)計(jì)定位軸肩，由表7-12[3]氈圈油封的軸頸取=68mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取=50mm。 （3）軸肩Ⅲ為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=70mm 考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長(zhǎng)度，取=31mm。 (4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=80mm, =69mm。 (5)軸肩V為定位軸肩，直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6-10mm,且保證⊿≥10mm ,取= 88mm，=8mm。 （6）VI 段安裝齒輪，取=82 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm (7)VII 齒輪右端用套筒定位，=80mm , =15mm (8)軸肩VⅢ間安裝角接觸球軸承為7014AC 取=70mm，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取=24 （9）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-1[3]查得平鍵bh=2012（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵bh=2012，鍵長(zhǎng)選擇120。 軸端倒角1.545，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm。 2.中速軸尺寸 圖5-2 中速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 3.高速軸尺寸 圖5-3 高速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 5.4.5低速軸的校核 由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對(duì)低速軸按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算。 （1） 軸強(qiáng)度的校核計(jì)算 1）軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 圖5-4 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進(jìn)行校核。 將軸簡(jiǎn)化為如下簡(jiǎn)圖 圖5-5軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 （2）彎矩圖 根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，按垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。 已知=2006.69 Nm, ′=979.7 Nm≈，齒輪分度圓直徑d=300.94,對(duì)于7012AC型軸承，由手冊(cè)中查得a=28.2,得到做為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L2+L3=48+120=168mm 10164.6N 3821.3N 2628.7N 載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面 總彎矩 從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的彎矩值列下表 表5-3 截面C彎矩值數(shù)據(jù)表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩T Tm=2.0063Nmm （3）扭矩圖 圖5-6 軸的載荷分析圖 （4）校核軸的強(qiáng)度 取=0.6，由表15.1[2]查得[]=60MPa，由表4-1[3]查得t=7 mm 45.571 MPa﹤=60MPa 5.4.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 ⑴. 判斷危險(xiǎn)截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面IV和V處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載的情況來(lái)看,截面C上應(yīng)力最大.截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的軸的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面VI和ⅤII顯然更加不必要做強(qiáng)度校核。由第1章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而,該軸只須校核截面IV左右兩側(cè)即可. ⑵. 截面IV左側(cè) 抗彎截面模量按表[1]11.5中公式計(jì)算 W=0.1=0.1=27463 抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925 截面IV的左側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 ，因?yàn)閺澗貫閷?duì)稱循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅σa=σMAX=σb=7.6MPa；平均彎曲應(yīng)力σm=0 MPa。 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ==，因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅τa=0.5τMAX=0.536.53=18.26MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 τm=τa=18.26MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和由第1章（23頁(yè)圖1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得 ， 又由第1章（23頁(yè)圖1.16）可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由第1章（24頁(yè)圖1.17）得尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由第1章（24頁(yè)圖1.19）得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章22頁(yè)公式（1.22）和（1.23）得綜合影響系數(shù)為： =2.8 ==1.62 等效系數(shù)為: 取0.1 取0.05 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，得 S= 遠(yuǎn)大于S=1.5 所以它是安全的。 （3）. 截面IV右側(cè) 抗彎截面模量按表11.5中公式計(jì)算 W=0.1=0.1=34300 抗扭截面模量 =0.2=0.2=68600 截面IV的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =1108.69 截面上的彎曲應(yīng)力 ，因?yàn)閺澗貫閷?duì)稱循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅σa=σMAX=σb=6.16MPa；平均彎曲應(yīng)力σm=0 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ==，因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅τa=0.5τMAX=0.529.25=14.62MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為τm=τa=14.62MPa 過(guò)盈配合處的 軸按磨削加工，由第三章得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章得綜合系數(shù)為： =3.25 ==2.62 于是，計(jì)算截面右側(cè)的安全系數(shù)為 S= 遠(yuǎn)大于S=1.5 所以它是安全的。 又因本傳動(dòng)無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 5.4.7軸承的壽命計(jì)算 （1）低速軸軸承壽命計(jì)算 1）預(yù)期壽命 從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。 預(yù)期壽命=825016=32000h=3.2h 2）壽命驗(yàn)算 圖5-7 軸承的受力簡(jiǎn)圖 ①軸承所受的徑向載荷, ， ②當(dāng)量動(dòng)載荷和 低速軸選用的軸承7012AC ,查表8.6[1]得到=1.2 已知，溫度系數(shù)=1（常溫） 由表6-6[3]得到 查表8.5[1]得到e=0.68, ③驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)椋?，所以按軸承2的受力驗(yàn)算 5.5h＞ 所以所選軸承可滿足壽命要求。 5.4.8鍵連接的選擇和計(jì)算 （1）低速軸齒輪的鍵聯(lián)接 1） 選擇類(lèi)型及尺寸 根據(jù)d=70mm,L′=87mm,選用A型，bh=2012,L=70mm 2）鍵的強(qiáng)度校核 ①鍵的工作長(zhǎng)度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l=l-b=80-20=60mm k=0.5h=6mm ②強(qiáng)度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取120MPa 9.99710Nmm ﹤ 鍵安全合格 （2）低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 1）選擇類(lèi)型及尺寸 根據(jù)d=65mm,L′=132mm,選用C型，bh=2012,L=90mm 2）鍵的強(qiáng)度校核r ①鍵的工作長(zhǎng)度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l=L-b/2=120-10=110mm k=0.5h=6mm ②強(qiáng)度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取110MPa 20.06Nmm 5.5減數(shù)器的潤(rùn)滑方式和密封類(lèi)型的選擇 5.5.1齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑 本設(shè)計(jì)采用油潤(rùn)滑。潤(rùn)滑方式為飛濺潤(rùn)滑，并通過(guò)適當(dāng)?shù)挠蜏蟻?lái)把油引入各個(gè)軸承中。 1）齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑，浸油高度為30-50mm。另外傳動(dòng)件浸油中深度要求適當(dāng)，要避免攪油損失太大，又要充分潤(rùn)滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲(chǔ)油量。兩級(jí)大齒輪直徑應(yīng) 盡量相近，以便浸油深度相近。 2）滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 滾動(dòng)軸承宜開(kāi)設(shè)油溝、飛濺潤(rùn)滑。 5.5.2潤(rùn)滑油牌號(hào)選擇 由表7.1[3]得：閉式齒輪傳動(dòng)潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度為220mm/s 選用L-CKC220潤(rùn)滑油。 5.5.3密封形式 用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈實(shí)現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號(hào)根據(jù)軸段選取 第六章 設(shè)計(jì)總結(jié) 通過(guò)本次二級(jí)減速器的設(shè)計(jì)，讓我對(duì)機(jī)械行業(yè)中產(chǎn)品的設(shè)計(jì)過(guò)程有了親身體會(huì)，同時(shí)體會(huì)到機(jī)械設(shè)計(jì)的過(guò)程是嚴(yán)謹(jǐn)?shù)姆止げ襟E，開(kāi)放的設(shè)計(jì)思想，細(xì)致的計(jì)算驗(yàn)證，反復(fù)推倒重來(lái)的過(guò)程，任何一個(gè)環(huán)節(jié)都不能疏漏，借鑒前人的經(jīng)驗(yàn)技巧，參閱各種標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)，站在全局來(lái)設(shè)計(jì)產(chǎn)品。通過(guò)本次設(shè)計(jì)過(guò)程，我更認(rèn)識(shí)了自己的不足，一個(gè)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)需要方方面面的知識(shí)，經(jīng)驗(yàn)，技巧作為基礎(chǔ)，這也是我一個(gè)身為機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)生的執(zhí)著追求。 致謝 非常感謝陳老師在課程設(shè)計(jì)過(guò)程中對(duì)我的指導(dǎo)，也感謝在設(shè)計(jì)過(guò)程中所有給過(guò)我?guī)椭椭v解的同學(xué)，非常感謝你們！ 參考資料 參考文獻(xiàn) 楊明忠、朱家誠(chéng)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].武漢理工大學(xué)出版社，2006； 1-284. 濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì).8版.高等教育出版社，2006.5；22-408 吳宗澤、羅圣國(guó)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè).高等教育出版社.1989；