二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計

《二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計（41頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 目錄 1. 題目……………………………………………………………1 2. 傳動方案的分析………………………………………………2 3. 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算………………2 4. 傳動零件的設計計算…………………………………………5 5. 軸的設計計算…………………………………………………16 6. 軸承的選擇和校核……………………………………………26 7. 鍵聯接的選擇和校核…………………………………………27 8. 聯軸器的選擇…………………………………………………28 9. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇……………………28

2、 10. 減速器箱體設計及附件的選擇和說明………………………………………………………………29 11. 設計總結………………………………………………………31 12. 參考文獻………………………………………………………31 題目：設計一帶式輸送機使用的V帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設計參數如下表所示。 1、基本數據 數據編號 B23 運輸帶工作拉力F/N 650 運輸帶工作速度v/(m/s) 1.5 卷筒直徑D/mm 270 滾筒效率η 0.96 2.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)； 3.工作壽命10年，每年300個工

3、作日，每日工作16小時 4.部件：1.電動機，2.V帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯軸器,5.輸送帶5.輸送帶鼓輪 6.工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動； 　　　　　　 運輸帶速度允許誤差±5%； 　　　　　　 兩班制工作，使用期限10年。 　　　　　(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮。)　　 7.設計工作量：1、減速器裝配圖1張(A0或sA1)； 　　　　　? 2、零件圖1～3張； 　　　　　? 3、設計說明書一份。　　　 §2傳動方案的分析 方案分析: 由計算(下頁)可知

4、電機的轉速的范圍為: 824.26～4246.28r/min由經濟上考慮可選擇常用電機為1500r/min .功率為1.5kw.又可知總傳動比為13.56.如果用帶傳動,剛減速器的傳動比為5—10,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯軸器與電機相連. 兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現

5、象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速: ?特點及應用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。 從性能和尺寸以及經濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速. 卷筒同輸出軸直接同聯軸器相連就可以,因為這樣可以減少能量的損耗. §3電動機選擇，傳動系統(tǒng)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）工作機所需功率Pw Pw = Fv/1000

6、 =650 X 1.5/0.96 =1kw (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Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、分別為彈性聯軸器、閉式齒輪傳動、滾動軸承、彈性聯軸器、工作機的效率，查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為 η總=η12η22η34η4 = 0.992 x 0.982 x 0.994 x 0.96=0.868 1/0.868=1.15kw 3.選擇電動機轉速 由推薦的傳動副傳動比合理范圍 聯軸

7、器傳動 i聯=1 兩級減速器傳動 i減=8～40(i齒=3～6) 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總= i聯×i齒1×i齒2 i‘總=1×（8～40）=（8～40） 電動機轉速的可選范圍為 nw==60x1000x1.5/3.14x270＝106.16r/min nd=i‘總×nw=（8～40）×nw=8nw～40nw=824.26～4246.28r/min 根據電動機所需功率和同步轉速，查機械設計手冊(軟件版)R2.0-電器設備-常用電動機規(guī)格，選用同步轉速為1500r/min，輸出軸直徑為

8、28j6mm 選定電動機型號為Y90L-4。 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 i總= nm / nw=1440/106.16＝13.56式中nm----電動機滿載轉速，1440 r/min; nw----工作機的轉速，106.16 r/min。 2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i聯×i齒1×i齒2 分配原則：（1） i齒=3～6 i齒1=（1.3～1.4）i齒2 減速器的總傳動比為 i = i總

9、/ i聯=13.56 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = = 4.2 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 13.56/4.2 =3.229 三、運動參數和動力參數計算 1.各軸轉速計算 n0= nm =1440 r/min nⅠ= nm / i聯 =1440 r/min nⅡ= nⅠ / i齒1 = 1440/4.2=342.85 r/

10、min nⅢ= nⅡ / i齒2 =342.85/3.229=106r/min 2.各軸輸入功率 P0= Pd=1.15kw PⅠ= Pdη4 = 1.15x0.99=1.138kw PⅡ= PⅠη2η3 =1.138x0.98x0.99=1.104kw PⅢ= PⅡη2η3 =1.104x0.98x0.99=1.072kw 3.各軸輸入轉矩 T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.15/1440=7.627 TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x1.138/1440=7.547 TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x1.104/342.85

11、=30.75 TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x1.072/106=96.58 表1 傳動裝置各軸運動參數和動力參數表 項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 1.15 1440 7.627 1 Ⅰ軸 1.138 1440 7.547 4.877 Ⅱ軸 1.104 342.85 30.75 3.752 Ⅲ軸 1.072 106 96.58 4傳動零件的設計計算 一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計

12、 （一）高速級直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]P208 表10-8 傳輸機為一般工作機速度不高 級 7 2．材料選擇 查[1]P180 表10-1 小齒輪40Cr(調質) 大齒輪45鋼(調質) 小齒輪280HBS,大齒輪240HBS 3．選擇齒數Z Z1=24 Z2=4.877x24 =117.3 U=117/24=4.875 個 ＝24 ＝117 U＝4.875 5．按齒面接觸疲勞強度設計 （1）試選Kt 試選1.3 Kt

13、=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440=2.0963X10 Nmm T1=2.096x 10 (3)齒寬系數Фd 由[1]P201表10-7 d=0.7~1.15 Фd=1 (4)材料的彈性影響系數ZE 由[1] P198表10-6 鍛鋼 MP1/2 ZE=189.8 (5) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]P207圖 １０－２１ｄ 600 550 600 550 （6）應力循環(huán)次數N 由[1]式１０－１３ N1=60n1jLh= 60X144

14、0X16X300X15＝6.2208X109 =6.22X109/4.877=1.275X109 N1=6.22X109 N2=1.28X109 （7）接觸疲勞強度壽命系數KHN 由[1]P203圖

15、10-19 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 （8）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]1= =0.90X600/1=540 [σH]2= =0.95X550/1=522.5 [σH]1= 540 [σH]2= 522.5 （9）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 ＝37.8225 mm 37.823 （10）計算圓周速度v V=3.14X37.82

16、3X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85 （11）計算齒寬B b = φdd1t B1=1×37.823 mm B1=37.823 （12）模數 ＝37.823/24＝1.576 h = 2.25mnt =3.546 b/h =37.823/3.546=10.5769 度 =1.576 h =3.546 b/h= 10.577 （13）計算載荷系數K 由[1]表10-2查得使用系數 根據v= 2.85級精度，由[1]P190圖10-8查得動載荷系數1.10 由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(

17、1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+ 0.23X10-3X37.823=1.417 由[1]圖１０－１３P195查得KFβ=1.34假定，由[1]P193表10-3查得1.2故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870 K=1.870 （14）按實際的載荷系數校正分度圓直徑 由[1]式10-10ａ d1=d1t= 42.696 d1=42.70 （15）計算模數 ＝42.70/24=1.779 mm mn=1.78 6．按齒根彎曲疲勞強度設

18、計 （1）計算載荷系數K K=KAKVKFα KFβ K＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K＝1.769 (2)齒形系數Fsa 由[1]P197 表10-5 Fsa1=2.65 Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664 Fsa1=2.65 Fsa2=2.166 （3）應力校正系數YSa 由[1] P197 表１０－５ YSa1=1.58 YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036 YSa1=1.58 YSa2=1.80

19、4 （4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]P204 圖１０－２０ｃ 500 380 500 380 （5）彎曲疲勞強度壽命系數 由[1]P202 圖１０－１８ 0.84 0.88 0.84 0.88 （6）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數S＝1.35，由式10-12得 [σF]1= ＝ 0.85X500/1.35=314.8148 [σF]2=＝ 0.88X380/1.35=247.7037 [σF]1=314.815 [σF]2=247.704 （7）計算大小齒輪的并加以比較 ＝2.65x1.58/314

20、.815=0.013299 ＝2.166x1.804/247.704=0.01577499結論：取0.01577 ＝0.01330 =0.01577大齒輪值大 （8）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－5　 =1.10298 mm 1.103 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的法面模數，?。?2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 42.70應有的齒數。于是由=42.70/2 =21.35，取Z1=21,Z2 = Z1×i齒1

21、=21x4.877=102.417 取Z2 =102 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a A=(21+102)2/2= 123 mm a=123 （2）計算齒輪的分度圓直徑d d=zmn d1=2x21=42 d2=2x102=204 mm d1=42 d2=204 3）計算齒輪的齒根圓直徑df =42-5=37 =204-5=199 mm df1=37 df2=199 （4）計算齒輪寬度B b = φdd1 圓整后?。? B1 = 50 B2 = 45 mm B1 = 50 B2

22、= 45 （5）驗算 =2x20960/42N =998.10N =1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mm 合適 （二）低速級直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 傳輸機為一般工作機速度不高 級 7 2．材料選擇 小齒輪40Cr(調質) 大齒輪45鋼(調質) 小齒輪280HBS,大齒輪240HBS） 3．選擇齒數Z =23 =3.752x23=86.3U=86/23=3.7391 個 =23 =86

23、 U=3.739 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt Kt=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ TⅡ=9550P/n TⅡ=9550x3067/295.26=99200.2 Nmm TⅡ=99.20X103 (3)齒寬系數Фd 由[1]P203表10-7 d=0.7~0.115 Фd=1 (4)材料的彈性影響系數ZE 由[1]P198表10-6 鍛鋼 MPa1/2 ZE=189.8 (5) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]P207圖10-21ｄ 600 550 600 550 （6）應力循環(huán)次數N

24、 由[1]式10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109 N4 = N3/ i齒2 =1.28x109/3.752=0.34x109 N3=1.28X109 N4=0.34x109 （7）接觸疲勞強度壽命系數KHN 由[1]P203圖10-19 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 （8）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= =600X0.90/1＝540 [σH]4

25、= ＝0.95x550/1＝522.5 [σH]3=540 [σH]4=522.5 （9）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 ＝64.5788 mm 64.579 （10）計算圓周速度v v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787 m/s v=0.998 （11）計算齒寬B b = φdd3t B=1X64.579=64.579 mm B=64.579 （12）模數 mnt=64.579/23=2.808 h=2.25mnt =6.318 b/

26、h =64.579/6.318 =10.221 度 mnt=2.808 h=6.318 b/h =10.221 （13）計算載荷系數K 由[1]P190表10-2查得使用系數 根據v= 0.998級精度，由[1]P192圖10-8查得動載荷系數1.06由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X)+ 0.23X103X64.579=1.42由[1]圖10-13P195查得KFβ=1.35 假定，由[1]P193表１０－３查得1.2故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1X1.0

27、6X1.2X1.42=1.806 K=1.806 （14）按實際的載荷系數校正分度圓直徑d3 由[1]式10-10ａ D3=d3t=72.058 D3=72.058 （15）計算模數 =72.058/23 =3.133 mm =3.133 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數K K=KAKVKFαKFβ K=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717 （2）齒形系數YFa 由[1]P197表 １０－５ YFa3=2.69 YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-

28、80)/(90-80)=2.208 YFa3=2.69 YFa4=2.208 （3）應力校正系數YSa 由[1]P197表 10-5 YSa3=1.575 YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776 YSa3=1.575 YSa4=1.776 （4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]P204圖 10-20ｃ 500 380 500 380 （5）彎曲疲勞強度壽命系數 由[1]P202圖 10-18 0.85 0.88 0.85 0.88 （6）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安

29、全系數S＝1.35，由式10-2得 [σF]3= =0.85x500/1.35=314.8148 [σF]4= =0.88x380/1.35=247.7037 [σF]3=314.815 [σF]3=247.704 （7）計算大小齒輪的并加以比較 =(2.69+1.575)/314.815=0.013547 =2.208+1.776/247.704=0.016083 結論：大齒輪值大 大齒輪值大 （8）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７　 =2.1796 ＝2.18 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數

30、大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，?。?.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 72.058mm來計算應有的齒數。于是由=72.058/2.5= 28.8 取29，則Z4 = Z3×i齒2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 109 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a A=(29+109)2.5/2 =172.5 將中心距圓整為173 mm a=173 （2）計算齒輪的分度圓直徑d d3=29x2.5=72.5 d4=109x2.5=272.5 mm d3=72.5 d

31、4=272.5 （3）計算齒輪的齒根圓直徑df =72.5-6.25=66.25 =272.5-6.25=266.25 mm df1=66.25 df2=266.25 （4）計算齒輪寬度B b = φdd3 圓整后取： B3 =80 B4 = 75 mm B3 =80 B4 = 75 （5）驗算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N =1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm 合適 （三）直齒輪設計參數表 傳動類型 模數 齒數 中心

32、距 齒寬 高速級 直齒圓柱齒輪 2 21 102 123 50 45 低速級 直齒圓柱齒輪 2.5 29 109 173 80 75 §5聯軸器的選擇 Ⅰ軸的聯軸器: 由于電機的輸出軸軸徑為28mm 查[1]表14-1由于轉矩變化很小可取KA=1.3 1.3×20.964=27.253N.m 又由于電機的輸出軸軸徑為28mm 查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩[n]=63N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為20~28之間，由于電機的軸徑固定為28mm,而

33、由估算可得1軸的軸徑為20mm。 故聯軸器合用: Ⅲ的聯軸器: 查[1]表14-1轉矩變化很小可取KA=1.3 1.3×361.174=469.52 N.m 查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯軸器:TL7,其許用轉矩[n]=500N.m,許用最大轉速為3600r/min, 軸徑為40~48之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯軸器合用. §5軸的設計計算 減速器軸的結構草圖 一、Ⅰ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40Cr；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]式15-2的扭

34、轉強度估算軸的最小直徑的公式： =14.296mm 再查 [1]表15-3，A0=(112 ～ 97) D≥＝13.546mm 考慮鍵：有一個鍵槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單位 確定結果 大于軸的最小直徑15.01且 考慮與聯軸器內孔標準直徑配合 20 大帶輪定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1 =20+2.8~4=22.8~24 考慮密封圈查[2]表15-8 P143得d=25 25 考慮軸承d3> d2選用6206軸承從機械設計手

35、冊軟件（R2.0） B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62 30 考慮軸承定位 查表[2] 9-7 ＝da＝＝36 36 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=46 46 >查表[2] 9-7 36 ＝（同一對軸承） 30 4．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” =3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表 名稱 依據 單

36、位 確定結果 箱體壁厚 查[3]表3P26 小于8選8 8 地腳螺栓直徑及數目n 查[3]表3P26 df=0.036a+12 a<250時,n=4 =20 4n=4 軸承旁聯接螺栓直徑 查[3]表3P26 =0.75=0.75×20=15 =16 軸承旁聯接螺栓扳手空間、 查[3]表3P26 =22 =20 軸承蓋聯接螺釘直徑 查[3]表4 P27 =(0.4-0.5)=0.5x20=10 10 軸承蓋厚度 查 [2]表14-1 e=(1～1.2) =(1～1

37、.2)×10=10~12 12 小齒輪端面距箱體內壁距離 查[3]表4 P27 ≥δ（或10～15） 10 軸承內端面至箱體內壁距離 查[3]P43 =3～5 4.5 軸承支點距軸承邊端面距離a 查機械手冊軟件版 8 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 (聯軸器)=38-（2－3） 36 L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5 70.5 =16(軸承B) 16 ＝Δ2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)

38、/2=4.5+10+80+10-2.5=102 102 =B1=50 50 ＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5 14.5 ＝B-2=16-2=14 14 L（總長） L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5 303 L(支點距離) L=303-36-71.5-16+2=178.5 181.5 二、Ⅱ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱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

39、徑的公式： =24 再查 [1]表15-2， 考慮鍵：d≥24×（1+5%）=25.2mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單位 確定結果 大于軸的最小直徑25.2且 考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6207 B=17,da=42,D=72 35 與鍵bxh=10x8 35+2x(0.07~0.1)x35= 39.9~42 40 軸環(huán)定位= d2+2（0.07~0.1）d2 =40+2(0.07~0.1)40=45.6~48查表[2]9-7p73 取40 48 =

40、 40 =（一對同型號軸承） 35 4．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” =2.91，故選用油潤滑。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 軸承支點距軸承邊端面距離a 查機械手冊軟件版 8.5 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝17+（5～3）+10+2＝33.5 33.5 ＝80-2＝78 78 ＝（8～15） 10 ＝45-2＝43

41、 43 ＝17+（3～5）+10+2.5+2＝34 34 L（總長） L ＝33.5+78+10+43+34＝198.5 198.5 L（支點距離） L ＝198.5－17+2＝183.5 183.5 三、Ⅲ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： 再查 [1]表15-2， 考慮鍵： d≥37.6×（1+5％）＝39.4mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單

42、位 確定結果 大于最小直徑39.4mm且考慮到與聯軸器內孔標準直徑配合, =40 40 >,考慮聯軸器定位 查,并考慮與密封墊配合 查附表：15－8接觸式密封d=45 45 考慮與軸承公稱直徑配合> ，軸承代號：6210 B＝20 da＝57 50 d4=da＝57 57 考慮到齒輪定位, d5 =d4+(5~10)=63 查 63 = 57 = 50 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參

43、數。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 名稱 依據 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 從機械手冊軟件版 10 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 與聯軸器配合長度短2~3mm ＝84-（2～3）＝82 82 ＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝67.5 67.5 ＝20 20 ＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5 62.5 軸肩 12 ＝75-2＝

44、73 73 ＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37 37 L（總長） L ＝82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354 354 L(支點距離) L ＝354-82-67.5-20+2＝186.5 mm 186.5 四、校核Ⅱ軸的強度 齒輪的受力分析： 齒輪2上的圓周力 小齒輪上的經向力 小齒輪上的軸向力 = N 972.549*=353.979N 0 齒輪3上的圓周力 小齒輪上的經向力 小齒輪上的軸向力 = N 2736.552*=996.023N 0

45、1．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。 AC=8.5+17+=48 CD=+10+=72.5 BD=8.5+4.5+10+40=63 在XAY平面上： X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63） 972.549X48+2736.552X120.5=183.5 所以，=2051.427N =+—=1657.674N 所以，C斷面 =48=79.568X D斷面 =63=129.24X 在XAZ平面上： x48+X183.5=x（48+72.5） 35

46、3.979x48+x183.5=996.023x120.5 所以，=561.47N =80.574N 所以，C斷面 =X48=3.868X =X63=35.373X 合成彎矩C斷面 ===79.662X 合成彎矩D斷面 ===133.99X 因為> , 所以D斷面為危險截面。 ===22.91MPa 查表15-1得[]=60mpa,因為<[],所以安全。 §6軸承的選擇和校核 一、Ⅱ軸承的選擇和校核 1．Ⅱ軸軸承的選擇 選擇Ⅱ軸軸承的一對6207軸承，查機械手冊

47、軟件版 校核軸承，軸承使用壽命為15年，每年按300天計算。 2．根據滾動軸承型號，查出和。 Cr=25500N Cor=15200N 3．校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 （1）畫軸的受力簡圖。 （2）求軸承徑向支反力、 （a）垂直平面支反力、 = =1657.674N ==2051.427N （b）水平面支反力、 ==80.574N ==561.47N （c）合成支反力、 ==1659.631N ==2126.876N （5）計算軸承的當量載荷、 由于Fa=0 查[1] 表13-5 ：X1＝1.41,Y1＝0 查[1]表13-6取載荷系數 1.1

48、 P1＝fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N 查[1] 表13-5 ：X2＝1 ,Y2＝0 P2＝fPFr2＝1.1×2126.876=233.95636N （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P2計算，查[1]表13-6取載荷系數 1 ，查[1]表13-4取溫度系數 1 ，計算軸承工作壽命： ==73093.9h>(16×300×15)h=72000h 結論：所選的軸承滿足壽命要求。 §7鍵聯接的選擇和校核 一、Ⅱ軸大齒輪鍵 1．鍵的選擇 選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑d=40mm ,查[1]表6-1，得寬

49、度b=12mm,高度h=8mm, 2．鍵的校核 鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 45 ,根據鍵的長度系列選鍵長L=36mm 。(查[1]表6-1) 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查[1]6-2得許用擠壓應力[οp]=100~120Mpa,取[οp]=100Mpa. 鍵的工作長度 =L－b=36－12=24mm, 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm 由式[1]6-1得οp==51.67Mpa 所以所選用的平鍵強度足夠。 §9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 一、傳動零件的潤滑 1．齒輪傳動潤滑 因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。

50、 2．滾動軸承的潤滑 因為I軸II軸齒輪圓周速度v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。 二、減速器密封 1.軸外伸端密封 I軸：與之組合的軸的直徑是25mm，查[2]表15-8P143，選d=25mm氈圈油封 II軸：無需密封圈 III軸：與之配合的軸的直徑是45mm，查[2]表15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封 2.箱體結合面的密封 軟鋼紙板 §10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

51、 名稱 計算依據 計算過程 計算結果 箱座壁厚 0.025*123+3＝6.075 8 箱蓋壁厚 ×8=0.8x8=6.4 8 箱座凸緣厚度 1.5×8 12 箱蓋凸緣厚度 1.5×8 12 箱座底凸緣厚度 2.5×8 20 地腳螺栓直徑 0.036a+12=0.036x123+12=16.428查[3]表3P26 20 地腳螺釘數目 4 軸承旁聯接螺栓直徑 0.75×20=15 16 箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 0.5x20=10 10 聯接螺栓d2的間距 查[3]表3P26 150～200

52、 160 軸承端蓋螺釘直徑 查[3]表3P26 (0.4-0.5)df ＝0.4x20=8 8 定位銷直徑 （0.7～0.8）×10 8 、、至外箱壁距離 查[3]表4 26 22 16 、至凸緣邊緣距離 查[3]表4 24 14 軸承旁凸臺半徑 ＝10 凸臺高度 作圖得到 h=54 軸承座寬度 8+22+20+5 55 大齒輪頂圓與內箱壁距離 ≥ 1.2×8=9.6 10 齒輪端面與內箱壁距離 ≥10~15 10 箱蓋、箱昨筋厚、 0.85×8 6.8 6.8 軸承端蓋外徑

53、 62+5×8=102 72+5×8=112 100+5×8=130 102 112 130 軸承旁聯接螺栓距離 102 112 130 二、附屬零件設計 1窺視孔和窺視孔蓋 其結構見[2]表14-4 p133, 其尺寸選擇為： 2.通氣塞和通氣器 通氣器結構見[2]表14-9,p136 主要尺寸：M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5 3.油標、油尺 由于桿式油標結構簡單，應用廣泛，選擇桿式油標尺，其結構見[2]表14-8p135 其尺寸選擇為:M12 4.油塞、封油墊 其結

54、構見[2]表14-14 p139其尺寸選擇為:M20X1.5 5.起吊裝置 選擇吊耳環(huán)和吊鉤 結構見[2]表14-12 p137 6.軸承端蓋、調整墊片 查[2]表14-1 p132 §11設計小結 我們這次機械設計課程設計是做《帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器》。在兩個星期的設計過程中，讓我明白一個簡單機械設計的過程，知道一個設計所必須要準備些什么，要怎樣去安排工作，并學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律；也通過課程設計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產實際知識來分析和解決機械設計問題的能力；學會怎樣去進行機械設計計算、繪圖

55、、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學習興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學內容的更加理解和掌握。 這次機械課程設計中，我遇到了很多問題，但同學討論和老師 指導起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設計是一件不容易的事，必須有豐富的知識面和實踐經驗，還必須有一個好的導師。設計讓我感到學習設計的緊張，能看到同學間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧以前所學習的理論知識，也明白只有在學習理論基礎上才能做設計，讓我以后更加注重理論的學習并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O計和傳動件設計

56、時間太長，而在裝配草圖設計、裝配工作圖設計時間太緊，還有就是在裝配草圖設計中遇到一些尺寸不是很確定，而減慢了AutoCAD工程制圖的速度，這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設計思維不太嚴謹，沒有很好地熟悉一些理論知識，沒有過此類設計的經驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數，很多往往是一個參數所取不正確或沒有太在意一些計數，而在尺寸計算校核才發(fā)現問題，而白白花了重復工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設計的過程，積累了一些設計的經驗。 這次機械設計課程設計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設計能力訓練，很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設計，明白到學習的內容的目的，更加明確大學學習的目標方向，能激起學生學習激情，也讓我們有學習的成就感，希望以后有更多合適實訓教學安排。 §12參考資料 [1] 濮良貴主編. 1997.《機械設計》（第七版）.高等教育出版社 [2] 唐增寶；何永然；劉安俊主編.1998.機械設計課程設計.華中科技大學出版社 [3] 龔溎義 羅圣國 李平林 張立乃 黃少顏編， 龔溎義主編《機械設計課程設計指導書》第二版，高等教育出版社 [4]機械設計手冊軟件版R2.0, 40