3021 課程設計-二級展開式減速器設計

3021 課程設計-二級展開式減速器設計,課程設計,二級,展開式,減速器,設計 1實訓報告本欄目應包含以下內容： 1、設計目的與任務實訓目的是設計一個二級展開式減速器，并在實訓中對本學期及之前所學知識進行復習和應用。（一）：題目：設計帶式輸送機傳動裝置。要求：輸送機由電機驅動，經傳動裝置驅動輸送帶移動。要求電機軸與工作機鼓輪軸平行，整機使用壽命為 6 年，每天兩班制工作，每年工作 300 天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為 5%。工作機效率為 0.96，要求有過載保護，按單件生產設計。（二）：原始數據：學號 1-11-51 2-22-52 3-13-53 4-14-54 5-15-55 6-16-56 7-17-57 8-18-58 9-19-59 10-20-60輸送帶拉力 F（N）1800250030003200380040004200 4500 4600 4800輸送帶速度 v（m/s ）1.21.11.21.31.11.31.2 1.1 1.2 1.3鼓輪直徑 D（mm）420440480500460400410 480 460 480（三）：設計內容： a) 設計傳動方案；b) 減速器部件裝配圖一張(0 號圖幅)；c) 繪制軸和齒輪零件圖各一張；d) 編寫設計計算說明書一份。2、設計步驟與內容見“減速器設計說明書” 。3、設計心得與體會此次設計緊密聯系本學期知識，可以說是我初嘗機械類的設計，在設計過程中，我體會頗多，特別是剛開始的初步設計，如果設計不合理的話，會給后面帶來很大的麻煩，看似一個簡單的二級展開式減速器，在剛開始的設計中就使我焦頭爛額，畫圖也是一個難點，雖然剛大一的時候學過 CAD 制圖這方面的知識，但是離現在已經有一段時間了，所以畫圖時有很多細節(jié)的東西沒注意到，盡管如此，但是經過這兩周的努力與負出，對二級展開式減速器的設計還是有了一個深刻的了解，當然在完成這一次的設計當中還是有一些錯誤與迷惑的東西，但是我會繼續(xù)認真地去學習與研究它的。我相信在往后的日子，只要我們懷著一顆赤熱求學的心，加上正確的學習方法，設計上一定可以有所突破。2簽字：2008 年 12 月 20 日注：1、文中單位名稱可采用國際通用符號或中文名稱，但全文應統一，不可混用。2、字數一般不少于 2000 字，可另加同規(guī)格紙張。實訓指導教師評語成績評定： 指導教師（簽名）：年 月 日3目錄一 減速器設計說明書 .5二 傳動方案的分析 .5三 電動機選擇，傳動系統運動和動力參數計算 .6一、電動機的選擇 .6二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 .7三、運動參數和動力參數計算 .7四 傳動零件的設計計算 .8一、V 帶傳動設計 .8二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計 .12（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 .12（二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 .17（三）斜齒輪設計參數表 .21五 軸的設計計算 .22一、軸的結構設計 .22二、軸的結構設計 .25三、軸的結構設計 .27四、校核軸的強度 .29六 軸承的選擇和校核 .33七 鍵聯接的選擇和校核 .35一、軸大齒輪鍵的選擇 .35二軸大齒輪鍵的校核 .35八 聯軸器的選擇 .36九 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 .36一、傳動零件的潤滑 .36二、減速器密封 .37 十減速器箱 體設計及 附件的選擇和說明 .37一、箱體主要設計尺寸 .37二、附屬零件設計 .40 十一設計小 結 .44十二參考 資料 .444一 減速器設計說明書一、題目：設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。二、已知條件：輸送機由電動機驅動，經傳動裝置驅動輸送帶移動，整機使用壽命為 6 年，每天兩班制工作，每年工作 300 天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為 5%。工作機效率為 0.96，要求有過載保護，按單位生產設計。原始數據：學號 1-11-51 2-22-52 3-13-53 4-14-54 5-15-55 6-16-56 7-17-57 8-18-58 9-19-59 10-20-60輸送帶拉力 F（N）1800250030003200380040004200 4500 4600 4800輸送帶速度 v（m/s）1.21.11.21.31.11.31.2 1.1 1.2 1.3鼓輪直徑 D（mm）420440480400460400410 480 460 480三、設計內容：設計傳動方案；e) 減速器部件裝配圖一張(0 號圖幅)；f) 繪制軸和齒輪零件圖各一張；g) 編寫設計計算說明書一份。二 傳動方案的分析1-電 動 機 2帶 傳 動 3-減 速 器 4聯 軸 器 5-滾 筒 6傳 送 帶214563Fv5三電動機選擇，傳動系統運動和動力參數計算一、電動機的選擇1.確定電動機類型按工作要求和條件,選用 y 系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率 PwPw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率P d，先要確定從電動機到工作機之間的總功率 總 。設 1、 2、 3、 4、 5分別為彈性聯軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由2表1-7查得 1 = 0.99， 2 = 0.98， 3 = 0.99， 4 = 0.95， 5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為= = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414總 12345總wdPkw9.8.03.選擇電動機轉速由 2表 13-2 推薦的傳動副傳動比合理范圍普通 V 帶傳動 i 帶 =24圓柱齒輪傳動 i 齒 =35則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i 總 =i 帶 i 齒 1i 齒 2i總 =（24）（35）（35）=（18100）電動機轉速的可選范圍為nd=i總 =（18100） =（18100） r/minwD.06410.32.6=1006.685592.67r/min6011.2/min54.6/in4wvrrD根據電動機所需功率和同步轉速，查2表 12-1，符合這一范圍的常用同步加速有 1500 、1000 。minrir選用同步轉速為:1500 r/min選定電動機型號為:Y112M-46二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比= =總iwmn75.293.140式中 nm-電動機滿載轉速: 1440 r/min;nw-工作機的轉速:55.93 r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比i 總 =i 帶 i 齒 1i 齒 2分配原則： （1）i 帶 i 齒（2）i 帶 =24 i 齒 =35 i 齒 1=（1.31.5）i 齒 2根據2表2-3，V形帶的傳動比取i 帶 =2.6 ，則減速器的總傳動比為i =9.90雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i齒1 = 3.59低速級的傳動比i齒2 = i/i齒1 =2.76三、運動參數和動力參數計算 1.各軸轉速計算1440 r/minmn0n = nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/minn = n / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/minn = n / i 齒 2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min2.各軸輸入功率P0= Pd=5.99 KWP = Pd 4 = 5.99 0.95 KW=5.69KWP = P 2 3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KWP = P 2 3 =5.52 0.98 0.99 KW=5.36 KW3.各軸輸入轉矩T0 = 9550Pd/n0 =39.73 mNT = 9550P /n =98.11 T = 9550P /n =341.69 7T = 9550P /n = 915.71 mN表 1 傳動裝置各軸運動參數和動力參數表項目軸號 功率 kw轉速 inr轉矩 mNT傳動比0 軸 5.99 1440 39.73 2.6軸 5.69 553.85 98.113.59軸 5.52 154.28 341.69軸 5.36 55.90 915.71 2.76四傳動零件的設計計算一、V 帶傳動設計1.設計計算表項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果(1)確定計算功率 PcaPca= dAK查 1表 8-7取 2.1AK91.75capkw91.7cap(2)選擇帶的型號 查1圖 8-11.min/140rn選用 A 型帶(3)選擇小帶輪直徑 1dmin1d查 1 表 8-6 及 8-8 m901d(4)確定大帶輪直徑 2d=2d帶i1d 234906.2d查 1 表 8-8 =236d=2362d(5)驗算傳動比誤差 iid12 %85.016.29i0.85%i8(6)驗算帶速 v106nd90146.78vsm=6.78(7)初定中心距 0a)(27.10d=(0.72)(90+236)=228.26520a =3600a(8)初算帶長 0L)(2210da04ad=2 360+3.14/2 (90+236)+(230L6-90) /(4 360)=1246.32m=12460L(9)確定帶的基準長度 dL查 1表 8-2 因為 =1246，選用 A 型帶0L取 =1250d =1250dL(10)計算實際中心距離 （取整）a200Ladm3614536=362mma(11)安裝時所需最小中心距 （取整）minadL015.min=362+0.015ia3425.=343min(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距 maxmax0.3dL405.39126=400mmmax(13)驗算小帶輪包角 195.718012ad89.1563.690=1.(14) 單根 V 帶的基本額定功率 0P查 1表 8-4a 插值法01.7451932P=1.060kw=1.060P(15) 單根 V 帶額定功率的增量 0P查 1表 8-5b 插值法0.154132P=0.170kw=0.170P(16) 長度系數 LK查 1表 8-2由 得1250dL93.L93.(17)包角系數 K查 1表 8-5 插值法 94.0)3.950(168.593.0k0.94(18)單位帶長質量 q查 1表 8-310=0.10qmkg=0.10(19)確定V 帶根數ZLocacKP03.51.064980.629Z765. 3.).(根 7Z(20)計算初拉力 0F2)15.(qvZca 31.08.109. 764)9.2(FN=130.310F(21)計算帶對軸的壓力 p2sin10p37. 25sin.1787.37p2.帶型選用參數表帶型 )(1md)(2dsmv)(a(1)根 數Z(NFpfeZBm2)1(帶 輪 寬A 90 236 6.78 362 159.89 7 1787.37B=(7-1) 15+2 10=1103帶輪結構相關尺寸項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位計算（或確定）結果(1)帶輪基準寬 bd 查 1表 8-10 因選用 A 型，故取 1dbm1db(2)帶輪槽寬 b 2tandh2/38tan.21b=12.93(3)基準寬處至齒頂距離 ha 查1表 8-10 75minah 80.2ah(4)基準寬處至槽底距離 hf 查1表 8-10 .if m9f11(5)兩 V 槽間距 e 查 1表 8-10 3.015em.015e(6)槽中至輪端距離 f查 1表 8-10 minf =10f(7)輪槽楔角 查 1表 8-10 因為 118，ad所以 38度 38(8)輪緣頂徑 adadh2a6.2418.236m241.6ad(9)槽底直徑 f fdf2=236-2 9.0=218fd 218f(10)輪緣底徑 D1 f查 1表 8-10，得 20618,minD取2001D(11)板孔中心直徑 D0 )(5.01d=0.5(200+60)=1300 m1300(12)板孔直徑 d0 3.21428)()3.(400d(13)大帶輪孔徑 d 查 3表 12-1-12 根據 =236，Z7, 2d所以取 d=30md=30(14)輪轂外徑 d1 d)28.(60543)8.1(601d(15)輪轂長 L )5.()2.(LmL=60(16)輻板厚 S 查 3表 12-1-12 S(0.50.25)B=15.7127.5 S25(17)孔板孔數 查 3表 12-1-12 628.40513.0dDn個 6n12二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果1選齒輪精度等級 查1表 10-8 選用 7 級精度 級 72材料選擇 查 1表 10-1小齒輪選用 45 號鋼（調質處理）硬度為 250HBS大齒輪選用 45 號鋼（調質處理）硬度為 220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數Z)402(1Zi12ZU241Z取 8357.9.2取 4.U個12Z913.458U4選取螺旋角 08取 14度 145按齒面接觸強度設計（1）試選 Kt 7.13t 取 1.6tK1.6tK(2)區(qū)域系數 ZH由1圖 10-30 43.2HZ 43.2HZ（3） a由1圖 10-26 查得 a1=0.77 a2=0.871.6421 1.64(4)計算小齒輪傳遞的轉矩 T1查表 1 4108.9TNmm4108.9T(5)齒寬系數 d 由1表 10-75.7d 1.0d(6)材料的彈性影響系數ZE由1表 10-6 8.19EZ21MPa8.9EZ(7) 齒輪接觸疲勞強度由1圖 10-21c由1圖 10-21 5501limH551limH013極限 limH5402limH 542limH0（8）應力循環(huán)次數 N 由1式 10-1381057.9)63(36hLjnN812./U8157.9N2（9）接觸疲勞強度壽命系數 KHN由1圖 10-19 KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）計算接觸疲勞強度許用應力 H取失效概率為，安全系數為S=1，由1式 10-12 得5.7105.1lim1SHNH8.604152.2lim2SKHNHMPa=(577.H5+604.8)=591.15（11）試算小齒輪分度圓直徑 td1按1式（1021）試算 3211)(HEdtt ZuTk03.5)198.4.2(59.3160.324 mm =53.03td1（12）計算圓周速度 v 106ndt54.1068.14.1ndvtm/s 1.54v（13）計算齒寬 B 3.5.1tdbB1=60B2=55 mmB1=60B2=5514（14）模數ntm14.2cos03.51Zdtnth = 2.25mnt =2.252.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01 度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）計算縱向重合度 = 0.318 dz1tan 903.14tan218 1.903（16）計算載荷系數 K由1表 10-2 查得使用系數 AK根據 v=1.54 m/s，級精度，由1圖查得動載荷系數 1.08V由1表查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b=1.420由1圖查得 KF =1.33假定 ，由1表查得mNdFtA/101.4FH故載荷系數K=KAKVKH KH =11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑由1式 10-10 52.86.1/203.33ttKdm58.521d（18）計算模數 nm1coszdn 37.4cos.nmmm 2.37n6按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數 K K=KAKVKF KFK=11.081.41.33=2.01 K=2.01（2）螺旋角影響系數 Y根據縱向重合度 = 1.903 ，從1圖 10-280.88Y 0.88Y15（3）計算當量齒數 ZV 3coszv 30.2614cos331zv 9.cs8332zv =26.301vz=90.942（4）齒形系數 YFa 由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）應力校正系數 YSa 由1表 YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE由1圖 10-20b由1圖 10-20c 4001FE3502 MPa4001FE3502（7）彎曲疲勞強度壽命系數 1FNK由1圖 10-18利用插值法可得 0.901FNK0.952 0.901FNK0.952（8）計算彎曲疲勞許用應力 F取彎曲疲勞安全系數 S1.3，由式10-12 得9.763.140911SFENF.25.52KFENF MPa9.761F25（9）計算大小齒輪的并加FSaY以比較015.92.761FSaY3.82FSa結論：大齒輪的 系數FSaY較大，以大齒輪的計算0.0FSaY153（10）齒根彎曲強度設計計算由1式 10-17=1.743213cosFSndKTYmZmm 1.743nm16結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 大于由齒根彎曲疲勞強度計算nm的法面模數，取 2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸nm疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=58.52 mm 來計算應有的齒數。于是由取 29，則 Z2 = Z1i 齒 1 =293.59=104.11 取 Z2 ,39.84cos5.8cos1ndz1z=1043幾何尺寸計算（1）計算中心距 a cos2)(1nmz=137.114cos2)09(a將中心距圓整為 137mm a=137（2）按圓整后的中心距修正螺旋角azn)(rs21 因 值8.37)(r改變不多，故參數 、 、K等不必修正。HZ度 13.88（3）計算齒輪的分度圓直徑 d cosnzm74.598.13cos2d602 mm 59.741d214.262（4）計算齒輪的齒根圓直徑 df .5fnd由74.5. .1nfm26.09.2.1nfdmm54.741fd209.26f（5）計算齒輪寬度 Bb = dd1b=1.059.74=59.74圓整后?。築1 =65B2 =60mm B1 =65B2 =60（6）驗算NdTFt 6.38474.590821mmNbKtA /10/9./.63所以合適（二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確17定）結果1選齒輪精度等級 查1表 10-8 選用 7 級精度 級 72材料選擇 查 1表 10-1小齒輪選用 45 號鋼（調質處理） ，硬度為 250HBS大齒輪選用 45 號鋼（調質處理）硬度為 220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數 Z)402(34i3U253Z70,697.4取8250U個253Z704U=2.84選取螺旋角208取 14度 145按齒面接觸強度設計（1）試選 Kt .1t 取 1.6tK1.6tK（2）區(qū)域系數 ZH由1圖 10-30 43.2HZ43.2HZ（3） 由1圖 10-26 查得30.78aa4=0.88=0.78+0.88=1.66 1.66(4)計算小齒輪傳遞的轉矩 T 查表 151042.3TNmm 51042.3T(5)齒寬系數 d 由1表 10-7 7d1.0d(6)材料的彈性影響系數 ZE 由1表 10-6 8.9EZMPa1/2 8.9EZ(7) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH由1圖 10-21c由1圖 10-215501limH5402liMPa5501limH5402li（8）應力循環(huán)次數 N 由1式 10-13831067.hLjnN72345.9齒i 831067.N745.9（9）接觸疲勞強度壽命系數 由1圖 10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.1418KHN（10）計算接觸疲勞強度許用應力 H取失效概率為，安全系數為 S=1，由1式得H3= 3limHNKS5946.154li4HNH8.6042.9443HHMPa=604.8H（11）試算小齒輪分度圓直徑 td3按1式（1021）試算 53.80)(1232HEdtt ZuTkmm 80.53td3（12）計算圓周速度 v 10623nvt65.1028.54.vm/s =0.65v（13）計算齒寬B .83dbB3=85B4=80 mmB3=85B4=80（14）模數 ntm1.cos3Ztth = 2.25mnt =2.25 3.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13ntmh 7.04b/h =11.44（15）計算縱向重合度 = 0.318 dz3tan 0.318 1.0 25an14=1.98=1.98（16）計算載荷系數 K由1表 10-2 查得使用系數 1AK根據 v=0.65s，級精度，由1 圖查得動載荷系數 1.1VK由1表查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b=1.43由1圖查得 KF =1.35假定 ，由1表查得mNdtA/101.4FHK K=2.2019故載荷系數K=KAKVKH KH =1 1.1 1.4 1.43=2.20（17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑 d3由1式 10-10 5.896.1203.33ttKdm89.553d（18）計算模數nm3coszdn=3.483coszdmnmm =3.48n6按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數 K K=KAKVKF KF K=1.0 1.1 1.4 1.35=2.079 K=2.079（2）螺旋角影響系數 Y根據縱向重合度 =1.981圖 10-28 0.88Y0.88Y（3）計算當量齒數 ZV 3coszv37.2cos3zv6.34zv =27.373vz76.634（4）齒形系數YFa 由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）應力校正系數 YSa 由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE由1圖b由1圖4003FE3504MPa4003FE3504（7）彎曲疲勞強度壽命系數 FNK由1圖 0.923FNK0.964 0.923FNK0.964（8）計算彎曲疲勞許用應力 F取彎曲疲勞安全系數S1.3，由式得36814092.3SFENFMPa3F368 4F33620361509.44SKFENF（9）計算大小齒輪的并加以FSaY比較012.84.23FSaY結7.6.4Sa論：大齒輪的 系數較FSaY大，以大齒輪的計算=FSaY0.0117（10）齒根彎曲強度設計計算由1式 37.2cos232FSdnYZKTm=2.37nm結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 大于由齒根彎曲疲勞強度計算nm的法面模數，取 2.5 已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強n度算得的分度圓直徑 d3=89.55 應有的齒數。于是由 76.45.21cos89cos3 nmdZ取 35 ，則 Z4 = Z3i 齒 2 =35*2。8=98 取 Z4 =983z3幾何尺寸計算（1）計算中心距 a cos2)(43nmza34.17cos25.)983(a將中心距圓整為 171mm =171a（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 azn2)(rcs43因5.13.2)(r值改變不多，故參數 、 等不必修正。KHZ度 54.13（3）計算齒輪的分度圓直徑 d cosnzm0.914cos52*3d84mm90.003d252.00421（4）計算齒輪的齒根圓直徑 df 2fnm75.83.2*0.93nfmd.4.24nfmm83.753fd=245.754f（5）計算齒輪寬度 B b = dd3=1.0*90.00=90.00圓整后?。築3 =95B4 =90mm B3 =95B4 =90（6）驗算NTFt 760.91*2532mmbKtA /10/4.8/0.76故合適（三）斜齒輪設計參數表傳動類型 模數 齒數 中心距 齒寬 螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪 2nm91Z042mm137amm651Bm02 8.13低速級斜齒圓柱齒輪 5.n3984Za1795304B54.13五軸的設計計算一、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查 1表 15-1 選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼 45；根據齒輪直徑 ，熱m10處理方法為正火。2確定軸的最小直徑22查 1 的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：370Pmm 39.2.785.369)102(2.15931036 nPAd再查 1表 15-3， 0考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 %75mm)3.2.9(d3確定各軸段直徑并填于下表內名稱 依據 單位 確定結果1dmm)73.20.9(d且由前面的帶輪的設計可得，帶輪的孔徑為 30，mm).(301dm301d2d34.230*)1.7.0(*d查 2表 7-12 352dm352d3d因為 處裝軸承，所以只要 33d即可，選取 7 類軸承，查 2表 6-2d6，選取 7208AC，故 403m403d4ddd486.5)1.07(234464d5由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： md74.59mm7.596d4036 406d234選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2 （2） “潤滑方式” ，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度 ” = 1.540P v，故選用脂潤滑。sm將與軸長度有關的各參數填入下表名稱 依據 單位 確定結果箱體壁厚 查2 表 11-1158P302.a m8地腳螺栓直徑及數目 nfd查 2 表 11-1158.6.0126.43fd查 2表 3-13， 取 20，fd,50na故16fd4n軸承旁聯接螺栓直徑 1d查 2 表 11-1158P1267.0.f查 2表 3-9，取 161dm121d軸承旁聯接螺栓扳手空間、1C2 查 2 表 11-158P6;20minin1C 1620C軸承蓋聯接螺釘直徑 3d查 2 表 11-258Pdf5.8).4(查 2表 11-10，得當取 3701,D當 時 m38d軸承蓋厚度 e查 2表 11-1096.98*2.1.3de時當 m時當 107D， 9e小齒輪端面距箱體內壁距離 2查 2 204P =10224軸承內端面至箱體內壁距離 3查 2 因為選用脂潤滑，所以208P1283m103軸承支點距軸承寬邊端面距離 a查 2表 6-6，選取 7208AC 軸承，故 3a 2a5.計算各軸段長度。名稱 計算公式 單位 計算結果1l由于與大帶輪配合，則： ml 632)(651 m631l2l由公式 52816208)5(21取CL98057042eBlA m562l3l由公式 mBlAC 321082472083 323l4l由公式 5102/60510234 l 輪 轂110.54l5l齒輪 1 輪轂寬度： mBl15輪 轂 655l6l由公式672084218024AClB406lL（總長） mlllL5.3654321 365.5L25（支點距離）l malll 5.19723*4605.1032)(4 197.5l二、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查 1表 15-1 選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼 45；根據齒輪直徑 ，熱m10處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查 1 的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：370P=(126103) 30362.159nPAd m)94.352.1(8.43再查 1表 15-3， 0213確定各軸段直徑并填于下表內名稱 依據 單位 確定結果1d由于和軸承配合，取標準軸徑為： md451m=451d2d由于和齒輪配合，取 d502查 2表 1-6，取 502=502d3d 60)1.7.0(43 d查 2表 1-6，取 =603m=603d4與高速級大齒輪配合，?。?d524 m5245d =455d1 m455d4選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。26查 2（二） “滾動軸承的潤滑” ，及說明書“六、計算齒輪速度 ” v，故選用脂潤滑。 smv2將與軸長度有關的各參數填入下表名稱 依據 單位 確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離 a選用 7209AC 軸承，查 2表 6-6得 m7.24m ma7.245.計算各軸段長度名稱 計算公式 單位 計算結果1l 432472091 ACBl由431l2 9532輪 轂 m9323l 1083ll取103l4齒輪配合長度： B58262輪 轂 5845l mBlAC .45472095 45.55lL（總長） lll .2954321L249.5（支點距l(xiāng)離） aLl 1.6)7.(.)( 196.1l三、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查 1表 15-1 選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼 45；根據齒輪直徑 ，熱m10處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查 1 的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：370P=30362.159nPAd m14.76.590.3)126(再查 1表 15-3， 0考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 %7527md 97.413.6%)751()4.76.5( 3確定各軸段直徑并填于下表內名稱 依據 單位 確定結果1d由于與聯軸器配合，配合軸徑為138.24,dd1=60mm 601d2d考慮聯軸器定位： mdd724.68)1.07.(*1260查 2表 7-12，取 702m702d3d為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標23d準孔徑大小為 d753 753d4考慮軸肩定位，查（1）表 1-16，取標準值 =864dm8645d考慮齒輪的定位： dd6.932.8)1.07.(2566925d6由于與齒輪配合 =80mm6 m=8067d由于軸承配合： 757d3 757d4選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2（二） “滾動軸承的潤滑” ，及說明書“六、計算齒輪速度 ”， v，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表smv2名稱 依據 單位 確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離 a選用 7015AC 軸承，查 2表 6-6得 6.3m6.3a5.計算各軸段長度名稱 計算公式 單位 計算結果281l選聯軸器軸孔長度為 107mm，則：ml)32(107 m1051l2l由公式 47255721542 eBlAC472l3l由公式 mlAC 39103472153393l4l由公式 l7206 734l5l由公式 m)158(5 105l6l配合齒輪 4： mBl )290(46輪 轂 886l7l5.1/)5(2427157 ACl51.57lL（總長） mllllL.13765432 413.5L（支點距離）l alll .84)2(76543 184.3l四、校核軸的強度齒輪的受力分析：斜齒輪上的圓周力： ；徑向力： ；軸向力：dTFt2costanrFtanF分別將: 54.13;20;5.763 8.13;20;9814.23Ft代入以上 3 式，得：表 4.4 和軸長度有關的參數29齒輪 2 上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力3189.49 1195.80 788.14齒輪 3 上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力4958.7 2720.77 1750.14求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸受力簡圖30圖 4.6 軸的受力圖其中， 方向均向外； 方向都指向軸心； 向左， 向右。23ttF、 23rF、 3aF2a1.垂直平面支反力，如圖 a)軸向力 平移至軸心線形成的彎矩分別為：23,a31)(76.8210.94.1502333順 時 針mNdFMa )(43.82106.41.78232順 時 針mNdFMaNllarrAV5.745.487.6010).76()(2.019 331232FFAVrBV2.9).(.80132.垂直平面彎矩圖，如圖 b)計算特殊截面的彎矩： mNlFMAV1.45105.6.74333 mNMaV87.276.81.4531lBv6.30*.2793mNMaVv89.145223.水平平面支反力，如圖 c)NllFFttAH59.63085.4.87.931).(.72213FFAHttBH4.19.630.7224.水平平面彎矩圖,如圖 d)計算特殊截面的彎矩：32mNlFMAH67.38110*5.903lBH5.43125.合成彎矩圖, 如圖 e) mNMHV 3.8423233 701HV 6.222 mN 5926.扭矩圖,如圖 f)mNT69.3412按彎扭合成校核軸的強度（1）確定軸的危險截面根據軸的結構尺寸和彎矩圖可知：截面 3 受到的合力矩最大，且大小為： ,再考慮到兩個裝齒輪的軸段 ,因此截面 3 為危險mNM27.4013 42d截面。（2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度（軸的抗彎截面系數 ，初選鍵：b=12,t=5,d=50;解得dtbW2)(3W=11050.63 mm3）取 ，則：6.022()caMT MPa78.4063.105)19.4()7.40( 2323 查表 15-1 得 =60mpa,因此 ,故安全。1 ca33六軸承的選擇和校核1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對 7309AC 軸承，校核軸承，軸承使用壽命為 6 年，每年按300 天計算。6.1.2 根據滾動軸承型號，查出 和 。rCorkNCkorr 5.38;5.06.1.3 校核軸軸承是否滿足工作要求1.畫軸承的受力簡圖圖 5.1 軸承的受力圖2.求軸承徑向支反力 、1rF2（1）垂直平面支反力 、 vNFAV5.74B292（2）水平面支反力 、h1F2NFAHh5.63081B42（3）合成支反力 、1r2FNFhvr 49.6352.085.721 r 492222343.求兩端面軸承的派生軸向力 、1dF2NFerd 69.43.6528.011 r 7809224.確定軸承的軸向載荷 、1aF2NFaae 64.175023 由于 17.389.8ded F因此軸承 1 被放松： Fda91軸承 2 被放松： Ne 69.5286.425.計算軸承的當量載荷 、1rP2查1 表 13-5 ：可得：e=0.68 eFra 68.049.35/6.41/1查1表有： 7,01YX取 2.Pf得： NFYXfarPr 18.7635)9.4187.09.635241.0(2)(111 eFra .9.4/6.528/2查1表有： ，取 ，得：87.0,.2.Pf 81.7590)6.281*7.09.42*1.()(1212 arPr FYXf1r因此軸承 1 危險。6.校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承 1 計算，滾子軸承的 0.68，查 1表 13-6 取沖擊載荷系數 1.2，查 1表 13-7 取溫度系數e Pf351.0，計算軸承工作壽命：tf6310()rhCLnP2409.35)18.7650(.1406 結論：選定的軸承合格，軸承型號最終確定為：7209AC七鍵聯接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵的選擇一般 8 級精度以上尺寸的齒輪有定心精度要求，因此均選用普通圓頭平鍵 A 型,根據鍵槽所在段軸徑為分別為 ：md50;21查 2 ，選用， （大齒輪）鍵 1：107P161hb（小齒輪）鍵 2： 062hb二軸大齒輪鍵的校核鍵長度小于輪轂長度 且鍵長不宜超過 ，前面算得大m15d8.16齒輪寬度 60, 小齒輪寬度 90，根據鍵的長度系列選鍵長:鍵 1： ；鍵 2：L0L80查 1 表 16-2 得3P鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：，則：MaP120鍵 1： 31.752)10(2869.34313 PMadlKT鍵 2： .4)68(.0323 PPl所以所選用的平鍵強度均足夠。36取鍵標記為： 鍵 1：1650 GB/TB1096-79鍵 2：1680 GB/TB1096-79八鍵聯接的選擇和校核查 1 表 14-1 得351P為了隔離振動和沖擊，查 2 表 8-7，選用彈性套柱銷聯軸器；9P載荷計算：公稱轉矩：T=915。71N*m選取工作情況系數為： 5.1aK所以轉矩 mNTca 7.393因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以選取 LT10 型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 2000Nm，孔徑長度為 J 型 。L10選用普通 圓頭平鍵 A 型,軸徑 d=52mm,查 1表 6-1 得選取 GB/T 1096 鍵 。10*6hb九 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑9.1.1 齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度 ，故選擇浸油潤滑。12vms9.1.2 滾動軸承的潤滑因為齒輪速度 ，故滾動軸承選用脂潤滑。sv2均二、減速器密封9.2.1 軸外伸端密封37毛氈圈油封。9.2.2 軸承靠箱體內側的密封擋油板：防止?jié)q油漲到軸承。9.2.3 箱體結合面的密封箱體結合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現漏油和滲油現象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度應為 6.3,密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太大，不大于 mm。2015十 減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、 箱體主要設計尺寸表 9.1 箱體主要尺寸名稱 計算依據 計算過程計算結果 )(m箱座壁厚 83025.a 92.710.31)35(8箱蓋壁厚 1 ).8( .648).(8箱座凸緣厚度 b5.1125.12箱蓋凸緣厚度 11. 8. 12箱座底凸緣厚度 2b5.2205.20地腳螺栓直徑 fd0036 +12a 1638地腳螺釘數目 n4,250na時 =171250a4軸承旁聯接螺栓直徑 1dfd7. 1275.0612箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 2dfd6.056.988聯接螺栓的間2距 l 100軸承端蓋螺釘直徑 3dfd5.04 0.8468定位銷直徑 28.7. .78、fd1、 至2外箱壁距離 1C查 2 表 5-1158PmCf14822inin252016、fd至凸2緣邊緣距離 2C查 2 表 5-1158PmCf120in22314軸承旁凸臺半徑 1R=1RC 16凸臺高度 h 60軸承座寬度 1B)105(21C 6120850鑄造過渡 .911.8239尺寸 yx,大齒輪頂圓與內箱壁距離 1 2.1 10齒輪端面與內箱壁距離 21015 10箱蓋、箱昨筋厚、1m1185.0m8.621m810軸承端蓋外徑 2D軸 承 外 徑Dd;)5.(3 16408)5.(12072.8120114160軸承旁聯接螺栓距離 S2S 120133.5173.540二、附屬零件設計1 窺視孔和窺視孔蓋查 2 表 11-4 得，因為 ，所以選取蓋厚為 mm，長為16Pma4253 4l=180mm，寬為 b=140mm 的窺視孔蓋，如下圖所示。2.通氣塞和通氣器413.油標、油尺查 2 表 7-10 得，選取桿式油標，89P4.油塞、封油墊查 2 表 7-11 得89P425.起吊裝置6.軸承端蓋、調整墊片軸和軸的端蓋的設計， 表 11-10 得查 243軸的端蓋的設計， 表 11-10 得查 244十一 設計小結此次設計緊密聯系本學期知識，可以說是我初嘗機械類的設計，在設計過程中，我體會頗多，最為深刻的就是設