一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)【F=2000V=1.8D=400(說(shuō)明書(shū)+CAD圖紙+solidworks三維建模）課程設(shè)計(jì)

一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)【F=2000V=1.8D=400(說(shuō)明書(shū)+CAD圖紙+solidworks三維建模）課程設(shè)計(jì),一級(jí),圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),說(shuō)明書(shū),仿單,cad,圖紙,solidworks,三維,建模,課程設(shè)計(jì) 機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 系 別： 專(zhuān) 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū).4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).7第五部分 V帶的設(shè)計(jì).8 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.8 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).11第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).12第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).20 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì).20 7.2 輸出軸的設(shè)計(jì).24第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.29 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.29 8.2 輸出軸鍵選擇與校核.30第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.30 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.30 9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.31第十部分 聯(lián)軸器的選擇.32第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封.33 11.1 減速器的潤(rùn)滑.33 11.2 減速器的密封.34第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.34設(shè)計(jì)小結(jié).36參考文獻(xiàn).37第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2000N，V = 1.8m/s，D = 400mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱分布。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h23h3h4h5=0.960.9830.970.990.96=0.833h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.8m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 3.6 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 4.32 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 86 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=36，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=624，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (624)86 = 5162064r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG132mm51531521617812mm388010333.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=960/86=11.16（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=11.16/2.5=4.46第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/min輸出軸：nII = nI/i = 384/4.46 = 86.1 r/min工作機(jī)軸：nIII = nII = 86.1 r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI = Pdh1 = 4.320.96 = 4.15 KW輸出軸：PII = PIh2h3 = 4.150.980.97 = 3.94 KW工作機(jī)軸：PIII = PIIh2h4 = 3.940.980.99 = 3.82 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI = PI0.98 = 4.07 KW輸出軸：PII = PII0.98 = 3.86 KW工作機(jī)軸：PIII = PIII0.98 = 3.74 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Tdi0h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 42.98 Nm 所以：輸入軸：TI = Tdi0h1 = 42.982.50.96 = 103.15 Nm輸出軸：TII = TIih2h3 = 103.154.460.980.97 = 437.32 Nm工作機(jī)軸：TIII = TIIh2h4 = 437.320.980.99 = 424.29 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI = TI0.98 = 101.09 Nm輸出軸：TII = TII0.98 = 428.57 Nm工作機(jī)軸：TIII = TIII0.98 = 415.8 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.14.32 kW = 4.75 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度5.63 m/s 因?yàn)? m/s v 1206.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 = 1.16 kW。 根據(jù)nm = 960 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.16 + 0.11)0.950.99 kW = 1.19 kW 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 4.75/1.19 = 3.99 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = = 175.4 N8.計(jì)算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 24175.4sin(160.9/2) = 1383.59 N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2280mmV帶中心距a505mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1640mm小帶輪包角1160.9帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0175.4N壓軸力Fp1383.59N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+22.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)3876mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)3876mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 26mm26mm分度圓直徑dd1280mmdadd1+2ha280+22.75285.5mmd1(1.82)d(1.82)2652mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d(1.52)2652mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 25，大齒輪齒數(shù)z2 = 254.46 = 111.5，取z2= 112。（4）初選螺旋角b = 14。（5）壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 103.15 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20/cos14) = 20.561aat1 = arccosz1cosat/(z1+2han*cosb) = arccos25cos20.561/(25+21cos14) = 29.683aat2 = arccosz2cosat/(z2+2han*cosb) = arccos112cos20.561/(112+21cos14) = 23.025端面重合度：ea = z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2 = 25(tan29.683-tan20.561)+112(tan23.025-tan20.561)/2 = 1.664軸向重合度：eb = dz1tanb/ = 125tan(14)/ = 1.984重合度系數(shù)：Ze = = = 0.653由式可得螺旋角系數(shù)Zb = = = 0.985計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6038411030028 = 1.11109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.11109/4.46 = 2.48108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 528 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 48.811 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 0.98 m/s齒寬bb = = = 48.811 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 0.98 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000103.15/48.811 = 4226.506 NKAFt1/b = 14226.506/48.811 = 86.59 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.345。則載荷系數(shù)為：KH = KAKVKHaKHb = 11.051.41.345 = 1.9773）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 48.811 = 56.131 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1cosb/z1 = 56.131cos14/25 = 2.179 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a = = = 141.19 mm中心距圓整為a = 140 mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角b = = = 11.889即：b = 115320（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = = = 51.095 mmd2 = = = 228.905 mm（4）計(jì)算齒輪寬度b = sdd1 = 151.095 = 51.095 mm取b2 = 52 mm、b1 = 57 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos311.889 = 26.679ZV2 = Z2/cos3b = 112/cos311.889 = 119.52計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角：bb = arctan(tanbcosat) = arctan(tan11.889cos20.561) = 11.152當(dāng)量齒輪重合度：eav = ea/cos2bb = 1.664/cos211.152= 1.729軸面重合度：eb = dz1tanb/ = 125tan11.889/ = 1.675重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75/eav = 0.25+0.75/1.729 = 0.684計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YbYb = 1-eb = 1-1.675 = 0.834由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.345，結(jié)合b/h = 11.56查圖得KFb = 1.315則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.051.41.315 = 1.933計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 182.097 MPa sF1sF2 = = = 173.013 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 112，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20，螺旋角b = 11.889= 115320，中心距a = 140 mm，齒寬b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z25112螺旋角左115320右115320齒寬b57mm52mm分度圓直徑d51.095mm228.905mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha55.095mm232.905mm齒根圓直徑dfd-2hf46.095mm223.905mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 4.15 KW n1 = 384 r/min T1 = 103.15 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 51.095 mm 則:Ft = = = 4037.6 NFr = Ft = 4037.6 = 1501.7 NFa = Fttanb = 4037.6tan11.8890 = 849.6 N3.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)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 24.8 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 26 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 31 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 36 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 31 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為dDT = 357218.25 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 18.25+15 = 33.25 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 57 mm，d56 = d1 = 51.095 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30207軸承查手冊(cè)得a = 15.3 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (63/2+50+15.3)mm = 96.8 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (57/2+33.25+9-15.3)mm = 55.4 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (57/2+9+33.25-15.3)mm = 55.4 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 2018.8 NFNH2 = = = 2018.8 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -1645.6 NFNV2 = = = 1763.7 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2018.855.4 Nmm = 111842 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 1383.5996.8 Nmm = 133932 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1645.655.4 Nmm = -91166 NmmMV2 = FNV2L3 = 1763.755.4 Nmm = 97709 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 144291 NmmM2 = = 148512 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 11.8 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 3.94 KW n2 = 86.1 r/min T2 = 437.32 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 228.905 mm 則:Ft = = = 3821 NFr = Ft = 3821 = 1421.2 NFa = Fttanb = 3821tan11.889 = 804 N3.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)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 40.1 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT2 = 1.3437.32 = 568.5 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊(cè)，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45 mm故取d12 = 45 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 50 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 55 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm，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I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為dDT = 55mm100mm22.75mm，故d34 = d67 = 55 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 22.75+15 = 37.75 mm 右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30211型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 64 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 52 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 50 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 22.75 mm，則l34 = T+s+2.5+2 = 22.75+8+16+2.5+2 = 51.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)30211軸承查手冊(cè)得a = 21 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (52/2-2+51.25-21)mm = 54.2 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (52/2+11.5+37.75-21)mm = 54.2 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 1910.5 NFNH2 = = = 1910.5 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 1559.5 NFNV2 = = = 138.3 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1910.554.2 Nmm = 103549 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1559.554.2 Nmm = 84525 NmmMV2 = FNV2L3 = 138.354.2 Nmm = 7496 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 133667 NmmM2 = = 103820 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 13.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm50mm，接觸長(zhǎng)度:l = 50-8 = 42 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2574226120/1000 = 229.3 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm45mm，接觸長(zhǎng)度:l = 45-18 = 27 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25112750120/1000 = 534.6 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595645120/1000 = 680.4 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 1028300 = 48000 h9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11501.7+0849.6 = 1501.7 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1501.7 = 12294 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30207軸承，Cr = 54.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.66106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11421.2+0804 = 1421.2 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1421.2 = 7430 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30211軸承，Cr = 90.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.99108Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T = T2 = 437.32 Nm由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT2 = 1.3437.32 = 568.5 Nm2.型號(hào)選擇 選用LT8型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T(mén) = 710 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 3000 r/min，軸孔直徑為45 mm，軸孔長(zhǎng)度為84 mm。Tca = 568.5 Nm T = 710 Nmn2 = 86.1 r/min n = 3000 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封11.1 減速器的潤(rùn)滑1）齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為220潤(rùn)滑油，粘度薦用值為177 cSt。2）軸承的潤(rùn)滑 軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類(lèi)。此外，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類(lèi)潤(rùn)滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 0.98 m/s 2 m/s，所以采用脂潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂形成的潤(rùn)滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤(rùn)滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油，故檢查孔應(yīng)開(kāi)在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過(guò)濾裝置，以過(guò)濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計(jì)算如下：查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè)得具體尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 42.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：3.油標(biāo)（油尺） 油標(biāo)用來(lái)指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè)，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過(guò)濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè)，本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下：5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計(jì)算：b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸計(jì)算：K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下：7.定位銷(xiāo) 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷(xiāo)，并盡量放在不對(duì)稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷(xiāo)長(zhǎng)度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷(xiāo)尺寸如下：12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)公式與計(jì)算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025140+3=4.5取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02140+3=3.8取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.58=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036140+12=17取M18地腳螺釘數(shù)目na250時(shí)，取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7518=13.5取M14蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)18=9-10.8取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)18=7.2-9取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)18=5.4-7.2取M6定位銷(xiāo)直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取22、18、14軸承旁凸臺(tái)半徑R1=18取18凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)取43大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離11.2=1.28=9.6取12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=8取16箱蓋、箱座肋厚m1、m0.85=0.858=6.8取7設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門(mén)綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測(cè)量、工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)等于一體。 這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。參考文獻(xiàn)1 濮良貴、陳國(guó)定、吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì).9版.北京：高等教育出版社，2013.052 陳立德.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)3 龔桂義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)4 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(新版).北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004