769 帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器設計
769 帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器設計,運輸機,二級,圓柱齒輪,減速器,設計
目錄1. 題目12. 傳動方案的分析23. 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算24. 傳動零件的設計計算55. 軸的設計計算166. 軸承的選擇和校核267. 鍵聯(lián)接的選擇和校核278. 聯(lián)軸器的選擇289. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇2810.減速器箱體設計及附件的選擇和說明2911. 設計總結3112. 參考文獻311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(shù)如下表所示。1、基本數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號 QB-5運輸帶工作拉力 F/N 5000運輸帶工作速度v/(m/s)2.4卷筒直徑 D/mm 390滾筒效率 0.932.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)；3.工作環(huán)境 室內(nèi) ，灰塵較大 ，環(huán)境最高溫度 35 度左右。4.工作壽命 15 年，每年 300 個工作日，每日工作 16 小時5.制作條件及生產(chǎn)批量: 一般機械廠制造，可加工 78 級齒輪；加工條件：小批量生產(chǎn)。生產(chǎn) 30 臺6.部件：1.電動機，2.V 帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶 6.輸送帶鼓輪7.工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，室內(nèi)工作；運輸帶速度允許誤差5%；兩班制工作，3 年大修，使用期限 15 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。) 28.設計工作量：1 、減速器裝配圖 1 張(A0 或 sA1)；2、零件圖 13 張；3、設計說明書一份。 2 傳動方案的分析1電動機，2彈性聯(lián)軸器，3兩級圓柱齒輪減速器，4高速級齒輪，5低速級齒輪 6剛性聯(lián)軸器 7卷筒3方案分析:由計算可知電機的轉速的范圍為: 674.4103372.04r/min 由經(jīng)濟上考慮可選擇常用電機為 1700r/min .功率為 5.5kw.又可知總傳動比為 27.082.如果用帶傳動,則減速器的傳動比為 510,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(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)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(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)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(xiàn)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(jīng)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(lián)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(shù)計算4一、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 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw(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 總 。設 1、 2、 3、 4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機的效率，由2表2-2 P6查得 1 = 0.99， 2 = 0.98， 3 = 0.99， 4 = 0.99， 5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為總 =1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw總wdP3.選擇電動機轉速由 2表 2-3 推薦的傳動副傳動比合理范圍聯(lián)軸器傳動 i 聯(lián) =1兩級減速器傳動 i 減 =840(i 齒 =36)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i 總 = i 聯(lián) i 齒 1i 齒 2i總 =1（840 ）= （840）電動機轉速的可選范圍為5nw= =60x1000x1.4/3.14x34078.68r/minDV60nd=i總 nw=（840）n w=8nw40n w=629.343147.2r/min根據(jù)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，符合這一范圍的常用同步加速有3000、1500、1000 。minr選用同步轉速為 1500r/min，輸出軸直徑為 28j6mm選定電動機型號為 Y112M-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=1440/78.6818.30 式中 nm-電動機滿載轉速，1440 r/min;nw-工作機的轉速 ，78.68 r/min 。2.分配傳動裝置各級傳動比i 總 =i 聯(lián) i 齒 1i 齒 2分配原則：（1） i 齒 =36 i 齒 1=（1.31.4）i 齒 2減速器的總傳動比為i = i總 / i聯(lián) =18.30 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i齒1 = = 4.877 i3.低速級的傳動比i齒2 = i/i齒1 = 8.30/4.877 =3.752 6三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算n0= nm =1440 r/minn = nm / i聯(lián) =1440 r/minn = n / i齒1 = 1440/4.877=295.26 r/minn = n / i 齒 2 =295.26/3.752=78.69r/min2.各軸輸入功率P0= Pd=3.193kwP = Pd 4 = 3.193x0.99=3.163kwP = P 2 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwP = P 2 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw3.各軸輸入轉矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mNT = 9550P /n =9550x3.161/1440=20.964 T = 9550P /n = 9550x3.067/295.26=99.20T = 9550P /n = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN表 1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表項目軸號功率 kw轉速 minr轉矩 T傳動比0 軸 3.193 1440 21.176 1軸 3.161 1440 20.964軸 3.067 295.26 99.2004.8777軸2.976778.69 361.174 3.7524 傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)計算過程 單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查 1P208 表 10-8傳輸機為一般工作機速度不高級 72材料選擇 查 1P180 表 10-1小齒輪 40Cr(調(diào)質)大齒輪 45 鋼( 調(diào)質)小齒輪 280HBS,大齒輪 240HBS3選擇齒數(shù) Z )402(11iZ12UZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875個 241Z1172U4.8755按齒面接觸疲勞強度設計（1）試選 Kt 試選 1.3 Kt=1.3(2)計算小齒輪 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440 Nmm T1=2.096x 10 48傳遞的轉矩 T1 =2.0963X10 4(3)齒寬系數(shù) d 由1P201 表10-7d=0.71.15 d=1(4)材料的彈性影響系數(shù) ZE由1 P198表10-6鍛鋼 MP1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH由1P207 圖 6001limH5502li MPa6001limH5502li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X156.2208X10 9 12/齒iN=6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1P203 圖10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力 H取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由1式得 H1= SHN1lim=0.90X600/1=540 H2= SKNlim=0.95X550/1=522.5 MPa H1= 540 H2= 522.59（9）試算小齒輪分度圓直徑 td1按1式（1021）試算3211)(2.HEdtt ZuTk37.8225mm37.823（10）計算圓周速度 v106ndvtV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85（11）計算齒寬Bb = dd1t B1=137.823 mm B1=37.823（12）模數(shù) ntm1ztnt37.823/241.57ntm6h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576ntmh =3.546b/h= 10.577（13）計算載荷系數(shù) K由1表 10-2 查得使用系數(shù) 1AK根據(jù) v= 2.85 級精度，由1P190 圖10-8 查得動載荷系數(shù) 1.10V由1表P194 查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X) +10.23X10-3X37.823=1.417由1圖P195 查得K=1.87010KF =1.34 假定 ，由mNdFKtA/101P193 表 10-3 查得 1.2FH故載荷系數(shù)K=KAKVKH KH =1X1.10X1.2X1.417=1.870（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式 10-10 d1=d1t =3/tK42.696 md1=42.70（15）計算模數(shù) nm42.70/241zdmn=1.779mmmn=1.786按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K1.769(2)齒形系數(shù) Fsa 由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）應力校正系數(shù) YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE由1P204 圖5001FE3802MPa5001FE380211（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1FNK由1P202 圖0.841FNK0.8820.841FNK0.882（6）計算彎曲疲勞許用應力 F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35，由式10-12 得 F1= SKFEN10.85X500/1.35=314.8148 F2= SFEN20.88X380/1.35=247.7037MPa F1=314.815 F2=247.704（7）計算大小齒輪的 并FSaY加以比較2.65x1.58/1FSaY314.815=0.0132992.166x1.82FSaY04/247.704=0.01577499 結論：取0.015770.013301FSaY=0.015772FSaY大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由1式5321FSdnYZKTm=1.10321FSdnYZKTm298mm1.103結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲nm12疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿nm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(shù)。于是由 =42.70/2 =21.35，取 Z1=21,Z2 = Z1i 齒 1 =21x4.877=102.417nmdz1取 Z2 =1023幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(1nmzaA=(21+102)2/2=123 mm a=123（2）計算齒輪的分度圓直徑 dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mm d1=42d2=2043）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfm5.2=42-nfmd5.215=37=204-nf.25=199mmdf1=37df2=199（4）計算齒輪寬度 Bb = dd1 圓整后?。築1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45（5）驗算 =2x20960/42N =998.10N12dTFt=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mmbKtA合適13（二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)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 72材料選擇小齒輪 40Cr(調(diào)質)大齒輪 45 鋼( 調(diào)質)小齒輪280HBS,大齒輪 240HBS）3選擇齒數(shù) Z)402(3Z3i34ZU=233=3.752x23=86.43U=86/23=3.7391個 =233Z=864U=3.7395按齒面接觸強度設計（1）試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩 TT= 9550P/n T =9550x3067/295.26=99200.2NmmT= 99.20X103(3)齒寬系數(shù) d由1P203 表10-7d=0.70.115 d=1(4)材料的 由1P198 表 鍛鋼 MPa1/2 ZE=189.814彈性影響系數(shù) ZE10-6(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH由1P207 圖10-216003limH5504li MPa6003limH5504li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由1式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i 齒 2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN由1P203 圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力 H取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由1式得 H3= SNlim=600X0.90/1 540 H4= SKNlim 0.95x550/1 522.5 MPa H3=540 H4=522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑 td3按1式（1021）試算322)(1.HEdtt ZuTk64.5788mm64.57915（10）計算圓周速度 v10623ndtv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998（11）計算齒寬 Bb = dd3t B=1X64.579=64.579mm B=64.579（12）模數(shù) ntm3ztntmnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度 mnt=2.808h=6.318b/h =10.221（13）計算載荷系數(shù) K由1P190 表 10-2 查得使用系數(shù)1A根據(jù) v= 0.998 級精度，由 1P192圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 1.06VK由1表P194 查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X ) +10.23X103X64.579=1.42 由1圖 10-13P195 查得 KF=1.35假定 ，由1P193mNdFtA/10表查得 1.2 故載FH K=1.80616荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 d3由1式 10-10 D3=d3t =72./tK058 mD3=72.058（15）計算模數(shù) nm=72.058/233zdmn=3.133mm=3.133nm6按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKF KFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717（2）齒形系數(shù) YFa由1P197 表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）應力校正系數(shù)YSa由1P197 表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.77617（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE由1P204 圖10-205003FE3804MPa5003FE3804（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) FNK由1P202 圖10-18 0.853FNK0.884 0.853FNK0.884（6）計算彎曲疲勞許用應力 F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35，由式10-2 得 F3= SKFEN3=0.85x500/1.35=314.8148 F4= =0.88x380/1.3SKEN45=247.7037MPa F3=314.815 F3=247.704（7）計算大小齒輪的并加FSaY以比較=(2.69+1.575)/314.3FSaY815=0.013547=2.208+1.776/247.4FSa704=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 32FSdnYZKTm32FSdnYZKTm=2.17962.18nm18結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒nm根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 2.5mm，已可滿足彎曲強度。nm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(shù)。于是由 =72.058/2.5= 28.8 取ndz329，則 Z4 = Z3i 齒 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 1093z3幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(43nmzA=(29+109)2.5/2=172.5將中心距圓整為173mm a=173（2）計算齒輪的分度圓直徑 dnzmdd3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mm d3=72.5d4=272.5（3）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfmd5.2=72.5-nfmd5.216.25=66.25=272.5nf.2-6.25=266.25mm df1=66.25df2=266.25（4）計算齒輪寬度 Bb = dd3 圓整后?。築3 =80mmB3 =8019B4 = 75 B4 = 75（5）驗算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N32dTFt=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm100N/mm bKtA合適（三）直齒輪設計參數(shù)表傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬高速級直齒圓柱齒輪2211021235045低速級直齒圓柱齒輪2.52910917380755 聯(lián)軸器的選擇軸的聯(lián)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=1.334P1.320.964=27.253N.mTKAca又由于電機的輸出軸軸徑為 28mm查 2p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩n20=63N.m,許用最大轉速為 5700r/min,軸徑為 2028 之間，由于電機的軸徑固定為 28mm,而由估算可得 1 軸的軸徑為 20mm。故聯(lián)軸器合用:的聯(lián)軸器:查 1 表 14-1 轉矩變化很小可取 KA=1.334P1.3361.174=469.52 N.mTKAca查 2p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7, 其許用轉矩n=500N.m,許用最大轉速為 3600r/min, 軸徑為 4048 之間,由估算可選兩邊的軸徑為 40mm.聯(lián)軸器合用.5 軸的設計計算減速器軸的結構草圖21一、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 40Cr；根據(jù)齒輪直徑 ，熱處理m10方法為正火。2確定軸的最小直徑查 1 式 15-2 的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：36P=14.296mm再查 1表 15-3，A 0=(112 97)D13.546mm考慮鍵：有一個鍵槽，D14.296（1+5）=15.01mm3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱 依據(jù) 單位 確定結果1d大于軸的最小直徑 15.01310362.0159nPd22且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合m202d大帶輪定位 d2= d1+2（ 0.070.1）d1=20+2.84=22.824考慮密封圈查 2表 15-8 P143得 d=25m253d考慮軸承 d3 d2 選用 6206軸承從機械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm， da=36mm， d3=30mm,D=62m304d考慮軸承定位查表 2 9-7da 364d40Rm365d考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟 查表 2 9-767 36237d （同一對軸承）7d3 m304選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2 （2） “潤滑方式” ，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度 ” 0P v=3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表vsm名稱 依據(jù) 單位 確定結果箱體壁厚 查 3表 3P268)03.25.(a小于 8 選 8m8地腳螺栓直徑 及數(shù)fd目 n查 3表 3P26df=0.036a+12a ,考慮聯(lián)軸器定位2d1查 ,并考慮與密一 般 標 準表 79封墊配合查附表：158 接觸式密封d=45453d考慮與軸承公稱直徑配合 3d2，軸承代號：6210B20 da 57m504dd4=da57 m575考慮到齒輪定位, d5=d4+(510)=63查 一 般 標 準表 792m636d= 6d4m57297d= 7d6m504選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2 （二） “滾動軸承的潤滑” ，及說明書 “六、計算齒輪速度 ”25P v，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 0.9vmsA名稱 依據(jù) 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 m105.計算各軸段長度名稱 計算公式 單位 計算結果1l與聯(lián)軸器配合長度短 23mm84- （23）821l m822l8+22+20+5+8+29-20-24.567.567.53l203l m204l4.5+10+2.5+45+10+2.5-4l1262.562.55l軸肩 m12675-2 736l 73307l 20-2+4.5+10+2.5+2377l m37L（總長） L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支點距離) L 354-82-67.5-20+2186.5 mm 186.5四、校核軸的強度齒輪的受力分析：31齒輪 2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=2TFd3X9. 107.54N972.549* 0tan2=353.979N 0齒輪 3上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=23TFd3X9. 1076.52N2736.552*=996.0230tanN01求支反力、繪彎矩、扭矩圖 Zy xRazRay RbyRbzFt2r Ft3rRayFt2Ft3RbyRazFr2Fr3Rbz32軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=8.5+17+ =48 452CD= +10+ =72.580BD=8.5+4.5+10+40=63在 XAY平面上：X48+ X（72.5+48）= （48+72.5+63）2tF3t BYR972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以， =2051.427N = + =1657.674NBYRAY2tF3tBYR所以，C 斷面 =48 =79.568XCZMAYR310NmD斷面 =63 =129.24XB在 XAZ平面上：x48+ X183.5= x（48+72.5 ）2rFBZ3rF353.979x48+ x183.5=996.023x120.5 R所以， =561.47N =80.574NBZAZR所以，C 斷面 = X48=3.868XCYM310Nm= X63=35.373XDBZA合成彎矩 C斷面 = = =79.662XC2CY3232(79.568)(.6810)X310合成彎矩 D斷面 = = =133.99X2DZ14057X因為 , 所以 D 斷面為危險截面。MC= = =22.91MPaca23()DTW32323(1.90)(.69)14X查表 15-1 得 =60mpa,因為 (1630015)h=6310()rhCLn630250()9.672000h35結論：所選的軸承滿足壽命要求。7 鍵聯(lián)接的選擇和校核一、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，得寬度103Pb=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m105 d8.16大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長 L=36mm 。(查 1 表103P6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查 16-2 得許用擠壓應力 p=100120Mpa,取 p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=3612=24mm,l鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.58=4mm由式 16-1 得 p= =51.67Mpa332109.2014Tkld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 ，smv12故選擇浸油潤滑。362滾動軸承的潤滑因為 I 軸 II 軸齒輪圓周速度 v2m/s,滾動軸承采用油潤滑而 III 軸的齒輪圓周速度 v2m/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、箱體主要設計尺寸名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結果 )(m箱座壁厚 8)03.25.(a0.025*123+36.075837箱蓋壁厚 18)5.0(8=0)85.0(.8x8=6.48箱座凸緣厚度 b5.11.58 12箱蓋凸緣厚度 11. 1.58 12箱座底凸緣厚度 2b5. 2.58 20地腳螺栓直徑 fd0.036a+12=0.036x123+12=16.428 查3表 3P26 20地腳螺釘數(shù)目 n250,4an時 4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1dfd7. 0.7520=15 16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 2dfd6.050.5x20=10 10聯(lián)接螺栓d2 的間距查3表 3P26 150200 160軸承端蓋螺釘直徑查3表 3P26(0.4-0.5)df0.4x20=83d8383d定位銷直徑 d28.07.d（0.70.8）108、 、f1至外箱2壁距離 1C查 3 表 47P 262216、 至fd2凸緣邊緣距離 2C查 3 表 427P 2414軸承旁凸臺半徑 1R 101R凸臺高度 h作圖得到 h=54軸承座寬度 1B)105(21C8+22+20+5 55大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1 . 1.28=9.6 10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 21015 10箱蓋、箱昨筋厚 、1m1185.0. 0.858 6.86.839m軸承端蓋外徑 2D軸 承 外 徑Dd;)5.(362+58=10272+58=112100+58=130102112130軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S2S 102112130二、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： 5,48,710,25,140,5,16,803321 Rndbblll 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,D 1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.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:M124.油塞、封油墊其結構見 2表 14-14 p139 其尺寸選擇為:M20X1.5405.起吊裝置選擇吊耳環(huán)和吊鉤結構見 2表 14-12 p1376.軸承端蓋、調(diào)整墊片查 2表 14-1 p13211 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(chǎn)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、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(nèi)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(jīng)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41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(jīng)驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)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(jīng)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(nèi)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42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, 目錄1. 題目12. 傳動方案的分析23. 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算24. 傳動零件的設計計算55. 軸的設計計算166. 軸承的選擇和校核267. 鍵聯(lián)接的選擇和校核278. 聯(lián)軸器的選擇289. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇2810.減速器箱體設計及附件的選擇和說明2911. 設計總結3112. 參考文獻311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(shù)如下表所示。1、基本數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號 QB-5運輸帶工作拉力 F/N 5000運輸帶工作速度v/(m/s)2.4卷筒直徑 D/mm 390滾筒效率 0.932.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)；3.工作環(huán)境 室內(nèi) ，灰塵較大 ，環(huán)境最高溫度 35 度左右。4.工作壽命 15 年，每年 300 個工作日，每日工作 16 小時5.制作條件及生產(chǎn)批量: 一般機械廠制造，可加工 78 級齒輪；加工條件：小批量生產(chǎn)。生產(chǎn) 30 臺6.部件：1.電動機，2.V 帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶 6.輸送帶鼓輪7.工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，室內(nèi)工作；運輸帶速度允許誤差5%；兩班制工作，3 年大修，使用期限 15 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。) 28.設計工作量：1 、減速器裝配圖 1 張(A0 或 sA1)；2、零件圖 13 張；3、設計說明書一份。 2 傳動方案的分析1電動機，2彈性聯(lián)軸器，3兩級圓柱齒輪減速器，4高速級齒輪，5低速級齒輪 6剛性聯(lián)軸器 7卷筒3方案分析:由計算可知電機的轉速的范圍為: 674.4103372.04r/min 由經(jīng)濟上考慮可選擇常用電機為 1700r/min .功率為 5.5kw.又可知總傳動比為 27.082.如果用帶傳動,則減速器的傳動比為 510,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(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)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(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)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(xiàn)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(jīng)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(lián)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(shù)計算4一、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 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw(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 總 。設 1、 2、 3、 4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機的效率，由2表2-2 P6查得 1 = 0.99， 2 = 0.98， 3 = 0.99， 4 = 0.99， 5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為總 =1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw總wdP3.選擇電動機轉速由 2表 2-3 推薦的傳動副傳動比合理范圍聯(lián)軸器傳動 i 聯(lián) =1兩級減速器傳動 i 減 =840(i 齒 =36)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i 總 = i 聯(lián) i 齒 1i 齒 2i總 =1（840 ）= （840）電動機轉速的可選范圍為5nw= =60x1000x1.4/3.14x34078.68r/minDV60nd=i總 nw=（840）n w=8nw40n w=629.343147.2r/min根據(jù)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，符合這一范圍的常用同步加速有3000、1500、1000 。minr選用同步轉速為 1500r/min，輸出軸直徑為 28j6mm選定電動機型號為 Y112M-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=1440/78.6818.30 式中 nm-電動機滿載轉速，1440 r/min;nw-工作機的轉速 ，78.68 r/min 。2.分配傳動裝置各級傳動比i 總 =i 聯(lián) i 齒 1i 齒 2分配原則：（1） i 齒 =36 i 齒 1=（1.31.4）i 齒 2減速器的總傳動比為i = i總 / i聯(lián) =18.30 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i齒1 = = 4.877 i3.低速級的傳動比i齒2 = i/i齒1 = 8.30/4.877 =3.752 6三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算n0= nm =1440 r/minn = nm / i聯(lián) =1440 r/minn = n / i齒1 = 1440/4.877=295.26 r/minn = n / i 齒 2 =295.26/3.752=78.69r/min2.各軸輸入功率P0= Pd=3.193kwP = Pd 4 = 3.193x0.99=3.163kwP = P 2 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwP = P 2 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw3.各軸輸入轉矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mNT = 9550P /n =9550x3.161/1440=20.964 T = 9550P /n = 9550x3.067/295.26=99.20T = 9550P /n = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN表 1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表項目軸號功率 kw轉速 minr轉矩 T傳動比0 軸 3.193 1440 21.176 1軸 3.161 1440 20.964軸 3.067 295.26 99.2004.8777軸2.976778.69 361.174 3.7524 傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)計算過程 單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查 1P208 表 10-8傳輸機為一般工作機速度不高級 72材料選擇 查 1P180 表 10-1小齒輪 40Cr(調(diào)質)大齒輪 45 鋼( 調(diào)質)小齒輪 280HBS,大齒輪 240HBS3選擇齒數(shù) Z )402(11iZ12UZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875個 241Z1172U4.8755按齒面接觸疲勞強度設計（1）試選 Kt 試選 1.3 Kt=1.3(2)計算小齒輪 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440 Nmm T1=2.096x 10 48傳遞的轉矩 T1 =2.0963X10 4(3)齒寬系數(shù) d 由1P201 表10-7d=0.71.15 d=1(4)材料的彈性影響系數(shù) ZE由1 P198表10-6鍛鋼 MP1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH由1P207 圖 6001limH5502li MPa6001limH5502li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X156.2208X10 9 12/齒iN=6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1P203 圖10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力 H取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由1式得 H1= SHN1lim=0.90X600/1=540 H2= SKNlim=0.95X550/1=522.5 MPa H1= 540 H2= 522.59（9）試算小齒輪分度圓直徑 td1按1式（1021）試算3211)(2.HEdtt ZuTk37.8225mm37.823（10）計算圓周速度 v106ndvtV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85（11）計算齒寬Bb = dd1t B1=137.823 mm B1=37.823（12）模數(shù) ntm1ztnt37.823/241.57ntm6h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576ntmh =3.546b/h= 10.577（13）計算載荷系數(shù) K由1表 10-2 查得使用系數(shù) 1AK根據(jù) v= 2.85 級精度，由1P190 圖10-8 查得動載荷系數(shù) 1.10V由1表P194 查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X) +10.23X10-3X37.823=1.417由1圖P195 查得K=1.87010KF =1.34 假定 ，由mNdFKtA/101P193 表 10-3 查得 1.2FH故載荷系數(shù)K=KAKVKH KH =1X1.10X1.2X1.417=1.870（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式 10-10 d1=d1t =3/tK42.696 md1=42.70（15）計算模數(shù) nm42.70/241zdmn=1.779mmmn=1.786按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K1.769(2)齒形系數(shù) Fsa 由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）應力校正系數(shù) YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE由1P204 圖5001FE3802MPa5001FE380211（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1FNK由1P202 圖0.841FNK0.8820.841FNK0.882（6）計算彎曲疲勞許用應力 F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35，由式10-12 得 F1= SKFEN10.85X500/1.35=314.8148 F2= SFEN20.88X380/1.35=247.7037MPa F1=314.815 F2=247.704（7）計算大小齒輪的 并FSaY加以比較2.65x1.58/1FSaY314.815=0.0132992.166x1.82FSaY04/247.704=0.01577499 結論：取0.015770.013301FSaY=0.015772FSaY大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由1式5321FSdnYZKTm=1.10321FSdnYZKTm298mm1.103結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲nm12疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿nm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(shù)。于是由 =42.70/2 =21.35，取 Z1=21,Z2 = Z1i 齒 1 =21x4.877=102.417nmdz1取 Z2 =1023幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(1nmzaA=(21+102)2/2=123 mm a=123（2）計算齒輪的分度圓直徑 dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mm d1=42d2=2043）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfm5.2=42-nfmd5.215=37=204-nf.25=199mmdf1=37df2=199（4）計算齒輪寬度 Bb = dd1 圓整后?。築1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45（5）驗算 =2x20960/42N =998.10N12dTFt=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mmbKtA合適13（二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)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 72材料選擇小齒輪 40Cr(調(diào)質)大齒輪 45 鋼( 調(diào)質)小齒輪280HBS,大齒輪 240HBS）3選擇齒數(shù) Z)402(3Z3i34ZU=233=3.752x23=86.43U=86/23=3.7391個 =233Z=864U=3.7395按齒面接觸強度設計（1）試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩 TT= 9550P/n T =9550x3067/295.26=99200.2NmmT= 99.20X103(3)齒寬系數(shù) d由1P203 表10-7d=0.70.115 d=1(4)材料的 由1P198 表 鍛鋼 MPa1/2 ZE=189.814彈性影響系數(shù) ZE10-6(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH由1P207 圖10-216003limH5504li MPa6003limH5504li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由1式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i 齒 2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN由1P203 圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力 H取失效概率為，安全系數(shù)為 S=1，由1式得 H3= SNlim=600X0.90/1 540 H4= SKNlim 0.95x550/1 522.5 MPa H3=540 H4=522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑 td3按1式（1021）試算322)(1.HEdtt ZuTk64.5788mm64.57915（10）計算圓周速度 v10623ndtv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998（11）計算齒寬 Bb = dd3t B=1X64.579=64.579mm B=64.579（12）模數(shù) ntm3ztntmnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度 mnt=2.808h=6.318b/h =10.221（13）計算載荷系數(shù) K由1P190 表 10-2 查得使用系數(shù)1A根據(jù) v= 0.998 級精度，由 1P192圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 1.06VK由1表P194 查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X ) +10.23X103X64.579=1.42 由1圖 10-13P195 查得 KF=1.35假定 ，由1P193mNdFtA/10表查得 1.2 故載FH K=1.80616荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 d3由1式 10-10 D3=d3t =72./tK058 mD3=72.058（15）計算模數(shù) nm=72.058/233zdmn=3.133mm=3.133nm6按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKF KFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717（2）齒形系數(shù) YFa由1P197 表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）應力校正系數(shù)YSa由1P197 表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.77617（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE由1P204 圖10-205003FE3804MPa5003FE3804（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) FNK由1P202 圖10-18 0.853FNK0.884 0.853FNK0.884（6）計算彎曲疲勞許用應力 F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35，由式10-2 得 F3= SKFEN3=0.85x500/1.35=314.8148 F4= =0.88x380/1.3SKEN45=247.7037MPa F3=314.815 F3=247.704（7）計算大小齒輪的并加FSaY以比較=(2.69+1.575)/314.3FSaY815=0.013547=2.208+1.776/247.4FSa704=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 32FSdnYZKTm32FSdnYZKTm=2.17962.18nm18結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒nm根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 2.5mm，已可滿足彎曲強度。nm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(shù)。于是由 =72.058/2.5= 28.8 取ndz329，則 Z4 = Z3i 齒 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 1093z3幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(43nmzA=(29+109)2.5/2=172.5將中心距圓整為173mm a=173（2）計算齒輪的分度圓直徑 dnzmdd3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mm d3=72.5d4=272.5（3）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfmd5.2=72.5-nfmd5.216.25=66.25=272.5nf.2-6.25=266.25mm df1=66.25df2=266.25（4）計算齒輪寬度 Bb = dd3 圓整后?。築3 =80mmB3 =8019B4 = 75 B4 = 75（5）驗算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N32dTFt=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm100N/mm bKtA合適（三）直齒輪設計參數(shù)表傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬高速級直齒圓柱齒輪2211021235045低速級直齒圓柱齒輪2.52910917380755 聯(lián)軸器的選擇軸的聯(lián)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=1.334P1.320.964=27.253N.mTKAca又由于電機的輸出軸軸徑為 28mm查 2p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩n20=63N.m,許用最大轉速為 5700r/min,軸徑為 2028 之間，由于電機的軸徑固定為 28mm,而由估算可得 1 軸的軸徑為 20mm。故聯(lián)軸器合用:的聯(lián)軸器:查 1 表 14-1 轉矩變化很小可取 KA=1.334P1.3361.174=469.52 N.mTKAca查 2p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7, 其許用轉矩n=500N.m,許用最大轉速為 3600r/min, 軸徑為 4048 之間,由估算可選兩邊的軸徑為 40mm.聯(lián)軸器合用.5 軸的設計計算減速器軸的結構草圖21一、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 40Cr；根據(jù)齒輪直徑 ，熱處理m10方法為正火。2確定軸的最小直徑查 1 式 15-2 的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：36P=14.296mm再查 1表 15-3，A 0=(112 97)D13.546mm考慮鍵：有一個鍵槽，D14.296（1+5）=15.01mm3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱 依據(jù) 單位 確定結果1d大于軸的最小直徑 15.01310362.0159nPd22且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合m202d大帶輪定位 d2= d1+2（ 0.070.1）d1=20+2.84=22.824考慮密封圈查 2表 15-8 P143得 d=25m253d考慮軸承 d3 d2 選用 6206軸承從機械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm， da=36mm， d3=30mm,D=62m304d考慮軸承定位查表 2 9-7da 364d40Rm365d考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟 查表 2 9-767 36237d （同一對軸承）7d3 m304選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2 （2） “潤滑方式” ，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度 ” 0P v=3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表vsm名稱 依據(jù) 單位 確定結果箱體壁厚 查 3表 3P268)03.25.(a小于 8 選 8m8地腳螺栓直徑 及數(shù)fd目 n查 3表 3P26df=0.036a+12a ,考慮聯(lián)軸器定位2d1查 ,并考慮與密一 般 標 準表 79封墊配合查附表：158 接觸式密封d=45453d考慮與軸承公稱直徑配合 3d2，軸承代號：6210B20 da 57m504dd4=da57 m575考慮到齒輪定位, d5=d4+(510)=63查 一 般 標 準表 792m636d= 6d4m57297d= 7d6m504選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2 （二） “滾動軸承的潤滑” ，及說明書 “六、計算齒輪速度 ”25P v，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 0.9vmsA名稱 依據(jù) 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 m105.計算各軸段長度名稱 計算公式 單位 計算結果1l與聯(lián)軸器配合長度短 23mm84- （23）821l m822l8+22+20+5+8+29-20-24.567.567.53l203l m204l4.5+10+2.5+45+10+2.5-4l1262.562.55l軸肩 m12675-2 736l 73307l 20-2+4.5+10+2.5+2377l m37L（總長） L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支點距離) L 354-82-67.5-20+2186.5 mm 186.5四、校核軸的強度齒輪的受力分析：31齒輪 2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=2TFd3X9. 107.54N972.549* 0tan2=353.979N 0齒輪 3上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=23TFd3X9. 1076.52N2736.552*=996.0230tanN01求支反力、繪彎矩、扭矩圖 Zy xRazRay RbyRbzFt2r Ft3rRayFt2Ft3RbyRazFr2Fr3Rbz32軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=8.5+17+ =48 452CD= +10+ =72.580BD=8.5+4.5+10+40=63在 XAY平面上：X48+ X（72.5+48）= （48+72.5+63）2tF3t BYR972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以， =2051.427N = + =1657.674NBYRAY2tF3tBYR所以，C 斷面 =48 =79.568XCZMAYR310NmD斷面 =63 =129.24XB在 XAZ平面上：x48+ X183.5= x（48+72.5 ）2rFBZ3rF353.979x48+ x183.5=996.023x120.5 R所以， =561.47N =80.574NBZAZR所以，C 斷面 = X48=3.868XCYM310Nm= X63=35.373XDBZA合成彎矩 C斷面 = = =79.662XC2CY3232(79.568)(.6810)X310合成彎矩 D斷面 = = =133.99X2DZ14057X因為 , 所以 D 斷面為危險截面。MC= = =22.91MPaca23()DTW32323(1.90)(.69)14X查表 15-1 得 =60mpa,因為 (1630015)h=6310()rhCLn630250()9.672000h35結論：所選的軸承滿足壽命要求。7 鍵聯(lián)接的選擇和校核一、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，得寬度103Pb=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m105 d8.16大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長 L=36mm 。(查 1 表103P6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查 16-2 得許用擠壓應力 p=100120Mpa,取 p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=3612=24mm,l鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.58=4mm由式 16-1 得 p= =51.67Mpa332109.2014Tkld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 ，smv12故選擇浸油潤滑。362滾動軸承的潤滑因為 I 軸 II 軸齒輪圓周速度 v2m/s,滾動軸承采用油潤滑而 III 軸的齒輪圓周速度 v2m/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、箱體主要設計尺寸名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結果 )(m箱座壁厚 8)03.25.(a0.025*123+36.075837箱蓋壁厚 18)5.0(8=0)85.0(.8x8=6.48箱座凸緣厚度 b5.11.58 12箱蓋凸緣厚度 11. 1.58 12箱座底凸緣厚度 2b5. 2.58 20地腳螺栓直徑 fd0.036a+12=0.036x123+12=16.428 查3表 3P26 20地腳螺釘數(shù)目 n250,4an時 4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1dfd7. 0.7520=15 16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 2dfd6.050.5x20=10 10聯(lián)接螺栓d2 的間距查3表 3P26 150200 160軸承端蓋螺釘直徑查3表 3P26(0.4-0.5)df0.4x20=83d8383d定位銷直徑 d28.07.d（0.70.8）108、 、f1至外箱2壁距離 1C查 3 表 47P 262216、 至fd2凸緣邊緣距離 2C查 3 表 427P 2414軸承旁凸臺半徑 1R 101R凸臺高度 h作圖得到 h=54軸承座寬度 1B)105(21C8+22+20+5 55大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1 . 1.28=9.6 10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 21015 10箱蓋、箱昨筋厚 、1m1185.0. 0.858 6.86.839m軸承端蓋外徑 2D軸 承 外 徑Dd;)5.(362+58=10272+58=112100+58=130102112130軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S2S 102112130二、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： 5,48,710,25,140,5,16,803321 Rndbblll 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,D 1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.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:M124.油塞、封油墊其結構見 2表 14-14 p139 其尺寸選擇為:M20X1.5405.起吊裝置選擇吊耳環(huán)和吊鉤結構見 2表 14-12 p1376.軸承端蓋、調(diào)整墊片查 2表 14-1 p13211 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(chǎn)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、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(nèi)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(jīng)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41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(jīng)驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)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(jīng)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(nèi)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42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,
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