[優(yōu)秀畢業(yè)設計]機械設計課程設計說明書(圓錐圓柱兩級齒輪減速器)

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1、 08級工程機械機械設計課程設計 設計計算及說明 結果 一、設計任務書 1.1傳動方案示意圖 圖1.傳動方案簡圖 1.2原始數(shù)據(jù) 表1：原始數(shù)據(jù) 傳送帶拉力F(N) 傳送帶速度V(m/s) 滾筒直徑D（mm） 7000 1.1 400 1.3工作條件 兩班制，使用年限為8年，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的5%。 1.4工作量 1、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算； 2、傳動零件的設計計算； 3、軸的設計計算； 4、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核； 5、

2、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核； 6、減速器箱體，潤滑及附件的設計； 7、裝配圖和零件圖的設計； 8、設計小結； 9、參考文獻； 二、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 2.1 電動機的選擇 1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380V。 2、電動機容量選擇： （1）工作機所需功率=FV/1000=7.7Kw F-工作機阻力 v-工作機線速度

3、 (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/ 為電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 =0.841 -聯(lián)軸器效率取0.99 -滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐齒輪傳動效率取0.95 -圓柱齒輪傳動效率取0.97 -卷筒效率取0.96 =/= 9.156kw （3）確定電動機的額定功率 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機的額定功率為11kw 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速

4、 =601000V/πD=53r/min 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為10-25，故電動機的轉速的可選范圍為—=(10-25） =(530—1325)r/min。 F=7000N V=1.1m/s =7.7Kw =0.841 =9.156kw =11kw =53r/min 可見同步轉速為750r/min ,1000r/min 的電動機都符合。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機

5、。 選定電動機型號為Y160L-6其主要性能如下表： 表2：電動機主要性能 電動機型號 額定功率/kW 滿載轉速/(r/min) 啟動轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 Y160L-6 11 970 2.0 2.0 2.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1、傳動裝置總傳動比 = 2、分配各級傳動比 對于圓錐一圓柱齒輪減速器，為使大錐齒輪的尺寸不致過大，一般可取，最好使高速級錐齒輪的傳動比 ，當要求兩級傳動大齒輪的浸油深度大致相等時，也可取 故取=，= 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉速

6、（各軸的標號均已在圖中標出） ＝= ＝= ＝/= = 2、各軸輸入功率 = = 選型電動機 為 Y160L-6 = =970 =248.7 =53r/min =9.064 =8.525 =8.187 3、各軸轉矩 == = = = 將計算結果匯總列表如下 表3 軸的運動及動力參數(shù) 項目 電動機軸 高速級軸I 中間軸II 低速級軸

7、III 卷筒軸 轉速（r/min） 970 970 248.7 53 53 功率（kw） 9.156 9.064 8.525 8.187 8.024 轉矩(N.mm) 8.92 3.27 1.47 1.45 傳動比 1 3.9 4.692 1 效率 0.99 0.94 0.96 0.98 三、傳動零件的設計計算 3.1、直齒圓錐齒輪傳動的設計計算 已知輸入功率=9.064kw(略大于小齒輪的實際功率），小齒輪的轉速為：=970r/min,大齒輪的轉速為=，傳動比，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設

8、每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)。 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，齒形制,齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)5，螺旋角，不變位。 （2）、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 （3）、材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （4）、選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù) 2.按齒面接觸疲勞強度設計 公式： ≥ （1）、確定公式內(nèi)的各計算值 1）查得材料彈性影響系數(shù)。 2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲

9、勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限 3）計算應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪： 大齒輪： 4）查得接觸疲勞壽命系數(shù) 5） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式（10-12）得: （2） 計算 試選，查得 所以， 1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 計算圓周速度v 2） 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)； 直齒輪， 由表10-2查得使用系數(shù) 故載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為 3） 計算模數(shù)m。 3.按齒根彎曲強度設計 （1）

10、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度 2） 由圖10-8取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3） 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，有10-22得 4） 計算載荷系數(shù). 5） 節(jié)圓錐角 6） 當量齒數(shù) 7）查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 ；2.06 8）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 ；1.97 9）計算大小齒輪的 ,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （2） 設計計算： 代入公式計算得： 綜合分析：按

11、彎曲強度得：，按接觸強度算得： 算出小齒輪齒數(shù): 大齒輪齒數(shù)： 故齒數(shù)比 這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4.計算幾何尺寸 1） 計算分度圓直徑 2） 計算中心距 3） 計算節(jié)圓錐角 4） 計算錐距 5） 計算齒輪寬度 圓整取 3.2、斜齒圓柱齒輪的傳動的設計計算

12、 已知輸入功率為=8.525kw、小齒輪轉速為=248.7r/min、齒數(shù)比為4.692，轉矩為由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88） （2）材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1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，二者材料硬度相差40HBS。 （3）齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。 2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算 （1）

13、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù)=1.6 2） 查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.433 3） 查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.928 =1.693 5） 由教材公式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)： N=60nj =60248.71（283008）=5.7310 N=5.7310/4.692= 6） 查教材10-19圖得：K1.04,K=1.13 7） 查取齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=1 9） 小齒輪傳遞的轉矩=

14、 10） 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式（10-12）得: []==1.04650=676 []==1.13550= 621.5 許用接觸應力為 （2） 設計計算 1） 按式計算小齒輪分度圓直徑 = 2） 計算圓周速度 3) 計算齒寬b及模數(shù) b==72.425mm = 4) 計算齒寬與高之比 齒高h= =2.253.194=7.187 = =10.077 5) 計算縱向重合度 =0.318tanβ=0.318X1X22tan=1

15、.744 6) 計算載荷系數(shù)K 系數(shù)=1，根據(jù)V=0.943m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.07 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4 由教材圖表(表10-4）查得=1.424 查教材圖表（圖10-13）得=1.35 所以載荷系數(shù) =2.13 7) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 = 8) 計算模數(shù) = 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式≥設計 （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1） 計算載

16、荷系數(shù) =2.06 2） 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.88 3） 計算當量齒數(shù) 4） 查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=2.6476 ，=2.16892 5） 查取應力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.80108 6） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=380MPa 。 7） 查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.87 K=0.91 8） 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得

17、[]= []= 9） 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大. （2） 設計計算 1） 計算模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度 算得的分度圓直徑d=79.67來計算應有的齒數(shù). 2） 計算齒數(shù) z= 取z=26 那么z=4.69226=121.99 取

18、=122 4、幾何尺寸計算 （1） 計算中心距 a===228.80 （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. （3） 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d= d= （4） 計算齒輪寬度 = 四、 軸的設計計算 4.1輸入軸（I軸)的設計 1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =9.064 kw

19、 =970r/min =89200N.mm 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖2 圖2、彎矩與扭矩圖 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直

20、徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則 = 查《機械設計課程設計》表13-1，選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉矩為1250N.m，而電動機軸的直徑為42mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小.故取=30mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。 4、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖2） 圖3輸入軸軸上零件的裝配 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

21、各段直徑和長度 1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑。左端用軸端擋圈定位，12段長度應適當小于L所以取=58mm 2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列 查得圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計》表12-4中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程設計》表12-430311型軸承的定位軸肩高度，因此取 3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應略短于軸

22、承寬度，故取=24mm， 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取=50mm。 5） 錐齒輪輪轂寬度為65mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取由于，故取 6） 軸各部分尺寸綜合下表： 表4、軸各部分尺寸 尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7 L 58 50 25.25 100 24 76 d 30 37 40 49 40 35 （3）軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑

23、刀加工，長為50mm，同時為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合為；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。 5、求軸上的載荷（30308型的a=19.5mm。所以倆軸承間支點距離為111.5mm 右軸承與齒輪間的距離為55.75mm。）（見圖1） 表5、軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 40363N.mm 總彎矩 扭矩T

24、 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為 MPa 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第八版）》表15-1查得，故安全。 4.2中間軸（II軸）的設計 1、求輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑

25、 圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如下圖所示 圖4、彎矩與扭矩圖 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，，得中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 4、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） 圖5、間軸上零件的裝配 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子

26、軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計》表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由《機械設計課程設計》表13.1查得30308型軸承的定位軸肩高度49mm，因此取套筒直徑49mm。 2）取安裝齒輪的軸段47mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑為。 3）已知圓柱斜齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取。 4）齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，大錐齒

27、輪與大斜齒輪的距離為，在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離。則取 綜合數(shù)據(jù)如下表： 表6、軸的尺寸 尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 L 54.25 60 20 80 54.25 D 40 47 55 47 40 (3)軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為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合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，

28、同時為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合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30308型的支點距離a=19.5mm。所以軸承跨距分別為L1=62.25mm，L2=94.5mm。L3=72mm做出彎矩和扭矩圖（見圖4）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下： 表7、軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩

29、M 總彎矩 扭矩T =327000N.mm 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第八版）》表15-1查得故安全。 4.3輸出軸（軸）的設計 1、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 =8.187kw =53r/min =1470000N.Mm 2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 而

30、 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖6所示 圖6、彎矩與扭矩圖 3、初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則查《機械設計課程設計》表13-1選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉矩為2500N.M半聯(lián)軸器的孔徑，所以取55mm，半聯(lián)軸器長度L

31、=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 4、軸的結構設計 （1）軸上零件的裝配方案（見圖7） 圖7、輸出軸軸上零件的裝配 (2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1段軸左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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1段的長度應比略短些，現(xiàn)取。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計》表12-4中初步選

32、取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，，因而可以取。右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程》表12-4查得30313型軸承的定位軸肩高度，因此取77mm。 2） 輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取76mm齒輪的輪轂直徑取為70mm所以。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。 3） 承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故 4） 輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16

33、mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm?？汕蟮? 表8、軸尺寸 尺寸 1 2 3 4 5 6 7 L 82 50 36 97 12 76 64 D 55 62 65 77 82 70 65 （3）軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為，

34、滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=29mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為,。做出彎矩和扭矩圖（見圖6）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下： 表9、軸上載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)

35、及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第八版）》表15-1查得，故安全。 五、 軸承的校核 5.1輸入軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸向力 ， ，Y=;,X=1,Y=0; 表10、支反力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 計算軸承的基本額定壽命： > 故合格 5.2中間軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動

36、軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸向力 ， ，Y=1.7;,X=1,Y=0; 表11、支反力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 計算軸承的基本額定壽命： > 故合格 5.3輸出軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313軸向力為 Y=1.7;,X=1,Y=0; 表12、支反力 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 計算軸承的基本額定壽命： > 故合格 六

37、、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 6.1輸入軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。鍵聯(lián)接的強度： 故單鍵即可。 2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 6.2中間軸鍵計算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，聯(lián)接的強度為 故單鍵即可。 故

38、合格。 6.3輸出軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 故合格。 七、聯(lián)軸器的選擇 在軸的計算中已選定了聯(lián)軸器型號。 輸入軸選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm，Z型軸孔。 輸出軸選選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其

39、公稱轉矩為2500000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，Z型軸孔。 8、 潤滑與密封 8.1齒輪的潤滑 齒輪采用浸油潤滑，由《機械設計》表10-11和表10-12查得選用100號中負荷工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）。當齒輪圓周速度時，常將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。圓錐齒輪應浸入全齒寬，至少應浸入齒寬的一半。圓柱齒輪一般浸入油的深度不宜超過一個齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。 8.2軸承的潤滑與密封 由于減

40、速器內(nèi)的浸油傳動零件的圓周速度V<2m/s,所以軸承采用脂潤滑，由于轉速不高，所以選用礦物油潤滑脂。裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3-2/3為宜。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?，由于采用脂潤滑，所以采用氈圈油封。輸入軸處軸承由于圓周速度3m/s 閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s <由[3]P153 表16-1> 選用N

41、220工業(yè)齒輪油 8.3.2 油量計算 以每傳遞1KW功率所需油量為350—700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700—1400。 8.4減速器的密封 箱蓋和箱座的結合面處理干凈，脫塵脫油后，涂上水玻璃或密封膠,以增強密封效果 九、減速器箱體及其附件 9.1 箱體結構形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。 此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設

42、有加強肋。 箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。 減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能， 鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。 =8.024 小齒輪： 40Cr（調(diào)質(zhì)） 280 HBS 大齒輪： 45鋼（調(diào)質(zhì)） 240 HBS 7級精度 24

43、 小齒輪： 40Cr（調(diào)質(zhì)） 280 HBS 大齒輪： 45鋼（調(diào)質(zhì)） 240 HBS 7級精度 =1.6 =2.433 =189.8 =0.765 =0.928 K1.04 K=1.13 650550 =1

44、 m=3mm d=79.67 z=26 =122 a=228.80 =9.064 kw =970r/min =89200N.mm =

45、

46、 =8.187 =50 = 9.2箱體主要結構尺寸表（單位：mm） 名稱 公式 數(shù)值 箱座壁厚 δ=0.025+3≥8 10 箱蓋壁厚 δ1=0.02a+3≥8 10 箱體凸緣厚度 箱座 b=1.5δ 15 箱蓋 b1=1.5δ 15 箱座底 b2=2.5δ 25 加強肋厚 箱座 m≈0.85δ

47、 8.5 箱蓋 m1≈0.85δ 8.5 地腳螺釘直徑和數(shù)目 df=0.036a+12 M20 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df M16 箱蓋和箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=0.6 df M12 軸承蓋螺釘直徑 高速軸 d3 =0.4-0.5 df M8 中間軸 M8 低速軸 M10 軸承蓋外徑D2 高速軸 D2=D+5d3 150 中間軸 130 低速軸 190 觀察孔蓋螺釘直徑 d4=0.4 df M8 df、d1、d2 至箱外壁距離 df C1 26 d1 22 d2 18 df、d1、d2

48、 至凸緣邊緣的距離 df C2 24 d1 20 d2 16 大齒輪齒頂圓與內(nèi)壁距離 Δ1>1.2δ 15 齒輪端面與內(nèi)壁距離 Δ2δ 12 外壁至軸承座端面的距離 9.3 主要附件作用及形式 1通氣器 齒輪箱高速運轉時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小 箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內(nèi)高壓氣體排出。 由<[2]P167表14-8>選用通氣器尺寸M271.5 2 窺視孔和視孔蓋 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設有窺視孔。 為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設視孔蓋。 由<[2]P166表14-7>

49、取A=140mm 3 油標尺 由<[2]P170 表14-13> 選用油標尺尺寸M16 4油塞 為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油墊密封。 由<[2]P79表9-16> 選用油塞尺寸 M181.5 5定位銷 保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準確，且保持軸承孔的制造 精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配兩個定位銷。 由<[3]P142 表14-3> GB117-86 A1040 6 啟蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。結構參見減速器總裝圖，尺

50、寸取M1035 7起吊裝置 減速器箱蓋沉重，為方便箱蓋開啟，在箱蓋側鑄有吊耳。 為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤。 尺寸見<[3]P80 表9-20> 十、設計小結 這次關于帶式運輸機上的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設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. 　 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測

51、量》、《工程材料》、《機械設計課程設計》等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 十一、參考文獻 [1]. 濮良貴, 紀名剛. 機械設計. 8版[M]. 北京:高等教育出版社,2006 [2]. 王連明，宋寶玉. 機械設計課程設計. 3版[M]. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2008 [3]. 王昆, 何小伯, 汪信遠. 機械設計基礎課程設計. 1版[M]. 北京：高等教育出版，1995 [4]. 申永勝. 機械原理. 2版[M]. 北京: 清華大學出版社,2005 [5]. 榮涵銳. 機械設計課程設計簡明圖冊. 1版[M]. 哈爾濱: 哈爾濱工業(yè)大學出版社,2005 36