二級圓柱齒輪減速器設計【用于流水線產(chǎn)品】【F=2500 V=0.5 D=400】【3張cad圖紙+文檔全套資料】

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Widely used in metallurgy, mining, lifting, transportation, cement, construction, chemical, textile, printing and dyeing, pharmaceutical and other fields. Thus, research to improve their carrying capacity, prolong its life, reduce the volume and quality and other issues, has important economic significance. The topic is on the secondary cylindrical gear reducer for pipeline product design. The design is first, by performing on the cylindrical gear reducer structure and principle analysis, the basis of this analysis presented its design; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were designed and school nuclear; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw the two cylindrical gear reducer assembly drawing and major components Fig. Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life. Keywords: Cylindrical gear, Reducer, Shafts, Design 37 第1章 緒論 1.1 研究背景及意義 隨著我國科學技術水平的快速提高，圓柱齒輪減速器傳動裝置的技術得到了很大的進步，各企業(yè)的經(jīng)濟意識越加強烈，對工程的要求也就越來越高。但是由于受到大型圓柱齒輪減速器關鍵核心技術、性能、卡考使用壽命低、控制系統(tǒng)差距大等問題的影響，目前仍然存在著一些問題。當今高速發(fā)展的信息技術時代下，我國的科技水平同樣得到了質(zhì)的提升。作為輸送物料的主要設備，生產(chǎn)工藝的發(fā)展．矗然要幸高端的技術進行配合，從而實現(xiàn)生產(chǎn)效率的提高、資源能量的節(jié)約，增加我國國際競爭能力，實現(xiàn)利益最大化。 圓柱齒輪減速器被廣泛地應用于各類機械產(chǎn)品和裝備中，因此，研究提高其承載能力，延長其使用壽命，減小其體積和質(zhì)量等問題，具有重要的經(jīng)濟意義。本課題對某二級圓柱齒輪減速器，以體積最小為目標函數(shù)，進行可靠性分析及優(yōu)化設計的研究，使學生在機械設計、計算機應用技術等方面受到綜合訓練，培養(yǎng)學生解決實際工程問題的能力。 1.2減速器概述 （1）簡介 減速機在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。按照傳動級數(shù)不同可分為單級和多級減速機；按照齒廠輪形狀可分為圓柱齒輪減速機、圓錐齒輪減速機和圓錐－圓柱齒引輪減速機；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同進軸式減速機。減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動、齒輪-蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用作原動件與工作機之間的減速傳動裝置 。在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。 圓柱齒輪減速器的齒輪采用滲碳、淬火、磨齒加工，承載能力高、噪聲低；主要用于帶式輸送機及各種運輸機械，也可用于其它通用機械的傳動機構中。它具有承載能力高、壽命長、體積小、效率高、重量輕等優(yōu)點，用于輸入軸與輸出軸呈垂直方向布置的傳動裝置中。圓柱齒輪減速器廣泛應用于冶金、礦山、起重、運輸、水泥、建筑、化工、紡織、印染、制藥等領域。 （2）原理 減速機一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機、內(nèi)燃機或其它高速運轉的動力通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的，普通的減速機也會有幾對相同原理齒輪達到理想的減速效果，大小齒輪的齒數(shù)之比，就是傳動比。 （3）分類 減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數(shù)不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。 1.3圓柱齒輪減速器現(xiàn)狀 自20世紀60年代以來,我國先后制訂了《JB1130—70圓柱齒輪減速器》等一批通用減速器標準,除主機廠自制配套使用外,還形成了一批減速器生產(chǎn)廠。我國現(xiàn)有齒輪生產(chǎn)企業(yè)613家(其中國有與集體所有的大中型企業(yè)110家,國有、集體所有的小企業(yè)435家,私有企業(yè)48家,三資企業(yè)25家)。生產(chǎn)減速器的廠家有數(shù)百家,年產(chǎn)通用減速器75萬臺左右,年生產(chǎn)總值約250億元。這些企業(yè)和廠家對發(fā)展我國的機械產(chǎn)品作出了貢獻。 20世紀60年代的減速器大多數(shù)是參照前蘇聯(lián)20世紀40～50年代的技術制造的,后來雖有所發(fā)展,但限于當時的設計、工藝及裝備條件,其總體水平與國際水平有較大差距。 改革開放以來,我國引進了一批先進的加工裝備。通過不斷引進、消化和吸收國外先進技術以及科研攻關,開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設計制造技術。材料和熱處理質(zhì)量及齒輪加工精度都有較大的提高,通用圓柱齒輪的制造精度可從JB179—60的8～9級提高到GB10095—88的6級,高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4～5級。部分減速器采用硬齒面后,體積和重量明顯減小,承載能力、使用壽命、傳動效率有了大幅度的提高,對節(jié)能和提高主機的總體水平起到明顯的作用。 從1988年以來,我國相繼制定了50～60種齒輪和蝸桿減速器的標準,研制了許多新型減速器,這些產(chǎn)品大多數(shù)達到了20世紀80年代的國際水平。目前,我國可設計制造2800kW的水泥磨減速器、1700mm軋鋼機的各種齒輪減速器。各種棒材、線材軋機用減速器可全部采用硬齒面。但是,我國大多數(shù)減速器的水平還不高,老產(chǎn)品不可能立即被替代,新老產(chǎn)品并存過渡會經(jīng)歷一段較長的時間。 1.4課題任務要求 ①在查閱機械設計、優(yōu)化設計、可靠性工程等方面資料的基礎上，確定設計方案； ②完成常規(guī)方法的設計，得到減速器主要結構數(shù)據(jù)； ③建立目標函數(shù)，分析約束條件，完成優(yōu)化設計的計算，得出優(yōu)化后的結構數(shù)據(jù)，并繪制減速器總裝圖； ④對比分析性能提升的程度。 第2章 總體參數(shù)計算 2.1技術條件 （1）本次設計選定的技術參數(shù)如下： 1）運輸帶有效拉力F=2500N；帶速v=0.5m/s；滾筒直徑D=400mm； 2）滾筒效率； 3）生產(chǎn)規(guī)模中小批量； 4）工作環(huán)境多塵； 5）載荷特性輕振； 6）工作期限8年，2班制。 （2）傳動簡圖如下： 圖2-1 傳動簡圖 2.2電動機的選擇 2.2.1選擇電動機類型 電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 2.2.2 電動機容量的選擇 1）運輸機所需要的功率為： 其中：F=2500N，V=0. 5m/s，D=400mm得 2）電動機的輸出功率為 ——電動機至滾筒的總傳動效率。 取聯(lián)軸器效率，圓柱齒輪傳動效率，軸承效率，鏈傳動效率，滾筒效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為： 3）電動機所需功率為： 因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設計手冊》表19-1選取電動機額定功率為2.2kw。 2.2.3 電動機轉速的選擇 滾筒軸工作轉速： 展開式二級減速器推薦的傳動比為： 鏈傳動推薦的傳動比為： 得總推薦傳動比為： 所以電動機實際轉速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉速為750、1000、1500r/min。 綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉速1000r/min的電機，型號為Y112M-6，滿載轉速，功率2.2。 2.3分配傳動比 2.3.1總傳動比 滿載轉速，故總傳動比為： 2.3.2分配傳動比 為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選鏈傳動比：； 則減速器的傳動比為：； 考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取 則：；； 2.4運動和動力參數(shù)計算 2.4.1各軸的轉速 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 4軸 ； 滾筒軸 2.4.2各軸的輸入功率 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 4軸 ； 2.4.3各軸的輸入轉矩 電機軸 ； 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 3軸 ； 2.4.4整理列表 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 電機軸 1.501 15.25 940 1軸 1.486 15.10 940 1 2軸 1.442 60.06 229.27 4.1 3軸 1.399 186.47 71.65 3.2 4軸 1.371 182.74 71.65 1 5軸 1.303 521.09 23.88 3 第3章 齒輪傳動的設計與校核 3.1高速級齒輪傳動的設計 3.1.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1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。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 3.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 　　　 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù) 假設，由表查得 由于載荷輕微振動，由表5.2查得使用系數(shù) 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計算模數(shù)ｍ 3.1.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由上式得 計算載荷系數(shù) （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.31mm，圓整取標準值m＝1.5mm 并按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取 大齒輪齒數(shù)　取 3.1.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取35mm 3.1.5驗算 合適 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 28，114 2 模數(shù) m 1.5mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 3.2低速級齒輪傳動的設計 3.2.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1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。 選小齒輪齒數(shù)， 大齒輪齒數(shù)，取 3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù) 假設，由表查得 由表5.2查得使用系數(shù) 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計算模數(shù)ｍ 3.2.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-12得 計算載荷系數(shù) （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.07mm，于是取標準值m＝2.5mm。 并按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取　 大齒輪齒數(shù)　取 3.2.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取55mm 3.2.5驗算 合適 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 27，87 2 模數(shù) m 2.5mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 3.3鏈傳動的設計 已知主動鏈輪轉速為，選用的傳動比為 （1）鏈輪齒數(shù)：取則 （2）設計功率 由《機械設計手冊》表12-2-3查的， （3）選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)及查《機械設計》課本圖9-11，可選20A。查表9-1，鏈條的節(jié)距為 （4）確定鏈條的鏈節(jié)數(shù)LP 初定中心距，取則鏈節(jié)數(shù)為： 圓整為偶數(shù)取節(jié) （5）確定鏈條長度及中心距 中心距減少量 實際中心距 （6）演算鏈速 與假設速度相符 20A滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù) （mm） 鏈號 節(jié)距 p 滾子直徑 d1 內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬 b1 銷軸直徑 d2 內(nèi)鏈板厚度 排據(jù) 20A 31.75 19.05 18.9 9.54 30.18 35.76 （7）鏈輪輪廓計算 鏈輪基本參數(shù)和主要尺寸 1）基本參數(shù) 鏈輪齒數(shù)： 配用鏈條的節(jié)距： 配用鏈條的滾子外徑d： 2）分度圓直徑d 3）齒頂圓直徑 4）齒根圓直徑 5）分度圓弦齒高 （8）鏈輪材料及熱處理 材料15、20鋼，熱處理：滲碳、淬火、回火。 第4章 軸及附件的設計與校核 4.1軸的設計與校核 4.1.1輸入軸 （1）尺寸與結構設計計算 1）高速軸上的功率P1，轉速n1和轉矩T1 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故取；。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6204，故，，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。 (c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=50mm。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。 4）軸上零件的周向定位 查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。 （2）強度校核計算 1）求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為=52，根據(jù)《機械設計》（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6206型深溝球軸承，由手冊中查得a=15mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 3）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力： 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 4.1.2中間軸 1） 軸2的轉速和功率轉矩： P2=1.442Kw，n2=229.27n/min，T2=60.06N.m 2） 求作用在齒輪上的力 （1）求作用在低速級小齒輪上的力 　　 圓周力： 　　　徑向力： 　　　軸向力： （2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。 　　　圓周力： 徑向力： 軸向力： 3）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計-表15-3，取，于是得： 該軸有兩處鍵槽，軸徑應增加5~10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故 4）軸的結構設計 ?。?）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 　 (a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù)　，選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6205型，其尺寸為，得： 軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當縮短1~2mm，故：， 軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位 　 齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為40mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm. 5）求軸上的載荷 對于深溝球軸承6205，， 計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示 載荷 水平面 垂直面 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 　 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表，查得，因此，安全。 4.1.3輸出軸 （1）尺寸與結構設計計算 1）低速軸上的功率P3，轉速n3和轉矩T3 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。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，取。 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用HL1型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為500N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6208，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取。 (c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm，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。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。 4）軸上零件的周向定位 查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面 （2）強度校核計算 1）求作用在軸上的力 已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6208型深溝球軸承，由手冊中查得a=21mm。因此，軸的支撐跨距為 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F B截面彎矩M 總彎矩 扭矩 3）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 （a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 4.2軸承的選擇與校核 4.2.1輸入軸的軸承 （1）按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， （2）初步選擇深溝球軸承6204，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 （3）徑向當量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。 4.2.2中間軸的軸承 （1）選擇的深溝球軸承6205，尺寸為，基本額定動載荷。 （2） 當量動載荷 前面已求得，，，， 　　　　軸承　1、2受到的徑向載荷為： 　　　　 　　　　 　　　　軸承　1、2受到的軸向載荷為： 　　　　　查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　軸承的當量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設計-表13-6查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　減速器的預定壽命 　　　　　　，合適。 4.2.3輸出軸的軸承 （1）選擇的深溝球軸承6208，尺寸為，基本額定動載荷。 （2） 當量動載荷 　　　前面已求得 ，，， 軸承　1、2受到的徑向載荷為： 　　　　 　　　　 　　　　軸承　1、2受到的軸向載荷為： 　　　　　查簡明機械工程手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　軸承的當量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設計查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　 　　　減速器的預定壽命 　　 ，合適。 4.3鍵的選擇與校核 4.3.1輸入軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 4.3.2中間軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為 聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度， ，合適 ，合適 4.3.3輸出軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 　 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度， ，合適 4.4減速器附件設計及潤滑密封 4.4.1減速器附件設計 （1） 視孔蓋 選用A=120mm的視孔蓋 （2）通氣器 選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M20×1.5 （3） 油面指示器 根據(jù)指導書表9-14，選用2型油標尺M20 （4）油塞 根據(jù)指導書9-16，選用M16×1.5型油塞和墊片 （5）起吊裝置 根據(jù)指導書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm （6）定位銷 根據(jù)指導書表14-3，選用銷GB117-86 16×45 （7）起蓋螺釘 選用螺釘M10×20 4.4.2潤滑與密封 （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，取為油深h=57mm。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。 （2）滾動軸承的潤滑 由于軸承的=38400<160000 =8181.9<160000 =4370<160000 故選用脂潤滑。 （3）密封方法的選取 由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸II及軸IV的軸承兩端采用凸緣式端蓋，而嵌入式端蓋易于安裝和加工，軸III選用外圈無擋邊滾子軸承，故選用嵌入式端蓋。由于采用脂潤滑，軸端采用間隙密封。 4.4.3減速器機體結構尺寸計算 1 箱座壁厚 ， 2 箱蓋壁厚 3 箱座凸緣厚度 4 箱蓋凸緣厚度 5 箱座底凸緣厚度 6 地底螺釘直徑 ，取M20 7 地底螺釘數(shù)目 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M14 9 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M10 10 聯(lián)接螺栓的間距 12 窺視孔蓋螺釘直徑 ，取M6 13 定位銷直徑 14 ，，至外箱壁距離 15 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 17 箱體外壁至軸承座端面距離 19 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 20 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 21 箱蓋，箱座筋厚 ， 22 軸承端蓋外徑 23 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 24 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 25 箱底至箱底內(nèi)壁的距離 26 減速器中心高 27 箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離 28 軸承端蓋凸緣厚度 29 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 30 旋轉零件間的軸向距離 31 齒輪頂圓至軸表面的距離 總 結 畢業(yè)設計是大學學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的學習機會，通過這次對圓柱齒輪減速器理論知識和實際設計的相結合，鍛煉了我的綜合運用所學專業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗得到了豐富，并且意志品質(zhì)力，抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。 這是我們都希望看到的也正是我們進行畢業(yè)設計的目的所在，提高是有限的但卻是全面的，正是這一次畢業(yè)設計讓我積累了許多實際經(jīng)驗，使我的頭腦更好的被知識武裝起來，也必然讓我在未來的工作學習中表現(xiàn)出更高的應變能力，更強的溝通力和理解力。 順利如期的完成本此畢業(yè)設計給了我很大的信心，讓我了解專業(yè)知識的同時也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心，但同時也發(fā)現(xiàn)了自己的許多不足與欠缺，留下了些許遺憾，不過不足與遺憾不會給我打擊只會更好的鞭策我前行，今后我更會關注新科技新設備新工藝的出現(xiàn)，并爭取盡快的掌握這些先進知識，更好的為祖國的四化服務。 參考文獻 [1] 王華坤，范元勛.機械設計基礎[M].北京：兵器工業(yè)出版社，2001. 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