機械設計課程設計--二級圓柱減速器

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p>　　設計說明書———(二級圓柱齒輪減速器)</p><p>　　專 業(yè) ： </p><p>　　班 級 ： </p><p>　　姓 名 ：

2、 </p><p>　　學 號 ： </p><p>　　指導老師 ： </p><p>　　201級機械設計制造及其自動化專業(yè)</p><p>　　機械設計 課程設計任務書</p><p>&l

3、t;b>　　一、設計題目：</b></p><p>　　設計一用于帶式運輸機上的XX減速器</p><p><b>　　二、給定數(shù)據(jù)及要求</b></p><p>　　已知條件：運輸帶工作拉力F= 16000 N；運輸帶工作速度v= 0.25 m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D= 400 mm

4、；兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷輕微沖擊；工作年限5年；環(huán)境最高溫度350C；小批量生產(chǎn)。</p><p><b>　　三、 應完成的工作</b></p><p><b>　　減速器裝配圖1張；</b></p><p>　　零件工作圖2—4張（從動軸、齒輪）；</p><p><b>　　設計

5、說明書1份。</b></p><p>　　系主任： 科室負責人： 指導教師：</p><p><b>　　發(fā)題日期 </b></p><p><b>　　完成日期</b></p><p><b>　　目錄</b></p&

6、gt;<p><b>　　一、設計要求3</b></p><p>　　二、傳動裝置總體設計3</p><p>　　三、電動機的選擇4</p><p>　　3.1選擇電動機的類型4</p><p>　　3.2選擇電動機的容量5</p><p>　　四、確定傳動裝置的總傳動比和

7、分配傳動比6</p><p>　　4.1確定傳動比6</p><p>　　4.2 分配減速器的各級傳動比6</p><p>　　五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7</p><p><b>　　5.1各軸轉速7</b></p><p>　　5.2各軸輸入功率7</p>&

8、lt;p>　　5.3各軸輸入轉矩7</p><p>　　七、減速器齒輪的設計10</p><p>　　7.1高速級齒輪傳動的設計計算10</p><p>　　7.2低速級齒輪傳動的設計計算13</p><p><b>　　八、軸的設計17</b></p><p>　　8.2高速軸的

9、校核20</p><p>　　8.3中間軸的結構設計23</p><p>　　8.4中間軸的校核25</p><p>　　8.5輸出軸的結構設計28</p><p>　　8.6輸出軸的校核30</p><p>　　九、鍵的設計和計算32</p><p>　　十、軸承的計算和校核33

10、</p><p>　　10.1 輸入軸的軸承計算與校核33</p><p>　　10.2 中間軸的軸承計算與校核34</p><p>　　10.3 輸出軸的軸承計算與校核35</p><p>　　十一、潤滑方式的確定35</p><p>　　十二、減速器機體結構尺寸36</p><p>

11、;<b>　　設計心得體會39</b></p><p><b>　　參考文獻40</b></p><p><b>　　一. 設計要求</b></p><p><b>　　設計課題:</b></p><p>　　設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器

12、.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),工作年限8年，班制兩班，清潔，平穩(wěn)，批量，一年300天，每天8小時。</p><p>　　表1-1（原始數(shù)據(jù)）</p><p><b>　　二. 設計內容</b></p><p>　　1.減速器裝配圖一張。</p><p>&l

13、t;b>　　2.零件圖2張。</b></p><p>　　3.設計說明書一份。</p><p><b>　　三. 設計步驟</b></p><p>　　1. 傳動裝置總體設計方案</p><p>　　2. 電動機的選擇</p><p>　　3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配

14、傳動比</p><p>　　4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p><b>　　5. 齒輪的設計</b></p><p>　　6. 滾動軸承和傳動軸的設計</p><p><b>　　7. 鍵聯(lián)接設計 </b></p><p><b>　　8. 箱體結

15、構設計</b></p><p>　　9. 潤滑密封設計</p><p><b>　　10. 聯(lián)軸器設計</b></p><p>　　四.傳動裝置總體設計方案</p><p><b>　　4.1 傳動簡圖</b></p><p>　　1. 組成：傳動裝置由電機、減

16、速器、工作機組成。</p><p>　　2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，</p><p>　　要求軸有較大的剛度。</p><p>　　3. 確定傳動方案：</p><p>　　圖4-1（傳動系統(tǒng)圖）</p><p>　　根據(jù)教材確定部分效率如下：</p><p>

17、　　彈性聯(lián)軸器：（兩個）</p><p><b>　　滾動軸承（每對）：</b></p><p>　　圓柱齒輪傳動：（精度7級）</p><p><b>　　開式齒輪效率：</b></p><p><b>　　傳動滾筒效率：</b></p><p>　　

18、得電動機至工作機間傳動裝置及工作機的總效率:</p><p>　　4.2 電動機的選擇</p><p>　　工作機卷筒上所需功率Pw</p><p>　　電動機所需工作功率為：</p><p>　　圓整取12r/min</p><p>　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝9～25，一級齒輪減

19、速器傳動比=3～5，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（27～125）×12＝324～1500r/min。</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，</p><p>　　選定型號為Y160M2-8的三相異步電動機，額定功率為5.5KW</p><p>　　滿載轉速720r/min，同步轉速750r/

20、min。</p><p>　　圖4-2（電機簡圖） </p><p>　　表 4-1（電機參數(shù)和傳動比分配）</p><p>　　4.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比</p><p><b>　?。?） 總傳動比</b></p&

21、gt;<p>　　由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝720/12＝60</p><p>　?。?）合理分配各級傳動比</p><p>　　圓柱齒輪的傳動比取3~5，取圓柱齒輪的傳動比:</p><p>　　I開=3.75，減速器傳動比i=16</p><p>　　由于減速箱是展開布置，

22、所以，取高速級傳動比，由得低速級傳動比為。</p><p>　　從而高速級傳動比為。</p><p>　　表4-2（傳動比分配）</p><p>　　4.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p><b>　　（1）　各軸轉速</b></p><p>　?。剑?20r/min</p&g

23、t;<p>　?。剑?20/4.73＝152r/min</p><p>　　＝/＝152/3.38=45r/min</p><p>　　==45r/min </p><p>　　==12r/min </p><p>　?。?）　各軸輸入功率</p><p>　　＝×＝5.33×0.

24、99＝5.28kW</p><p>　?。?#215;η2×＝5.28×0.98×0.96＝4.96kW</p><p>　　＝×η2×＝4.96×0.98×0.96＝4.67kW</p><p>　?。?#215;η2×η1=4.67×0.98×0.99＝4.53k

25、W</p><p>　　=×η2×η5=4.53×0.96×0.95=4.13kW</p><p><b>　　各軸輸入轉矩</b></p><p><b>　　=×× N·m</b></p><p>　　電動機軸的輸出轉矩=9

26、550 =70.74N.m·</p><p>　　所以: =9550 =70.03N·m</p><p>　?。?550=311.63N·m</p><p>　?。?550=991.08N·m</p><p>　　=9550=961.37N·m</p><p>　　=

27、9550=3422.08N·m</p><p>　　表4-3（運動和動力參數(shù)）</p><p>　　運動和動力參數(shù)結果如下表</p><p>　　七、減速器齒輪的設計</p><p>　　7.1高速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　　1、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><

28、p>　　按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：</p><p>　　齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。</p><p>　　齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照[2]中表10-8，選擇7級精度（GB10095-88）</p><p>　　材料 由[2]中10-1選擇擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS，大齒

29、輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　試選擇小齒輪齒數(shù) </p><p>　　大齒輪齒數(shù) 取值110</p><p>　　設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。</p><p>　　2、 按齒面接觸強度設計</p><p>　　確定公式

30、內各計算數(shù)值</p><p><b>　　試選載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　小齒輪轉矩</b></p><p>　　由文獻[2]中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)</p><p>　　齒寬系數(shù)：由文獻[2]中表10—7知齒寬系數(shù)</p><p>　　由文獻[2]

31、中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪接觸疲勞強度極限。</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由文獻[2]中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p><b>　　計算接觸疲勞許應力</b></p><p>　　取失效概率為1% 安

32、全系數(shù)S=1</p><p>　　由文獻[2]中式10-12</p><p><b>　　計算 </b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑 </p><p><b>　　計算圓周速度 </b></p><p><b>　　計算齒寬b </b>&

33、lt;/p><p><b>　　計算齒寬與齒高比</b></p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p><b>　　齒高 </b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　據(jù)，7

34、級精度。由圖10-8查動載荷系數(shù)，直齒輪，由文獻[2]中表10-2查得使用系數(shù)，由文獻[2]中表10-4</p><p>　　用插值法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時：，由，，在文獻[2]中查圖10-13，得，故載荷系數(shù)。</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻[2]中式10-10a</p><p><b>　　得：<

35、/b></p><p><b>　　計算模數(shù)m</b></p><p>　?。?）齒輪的齒數(shù) </p><p><b>　　圓整后取</b></p><p><b>　　圓整后取</b></p><p><b>　　主要幾何尺寸計算&l

36、t;/b></p><p><b>　　分度圓直徑 </b></p><p><b>　　中心距</b></p><p>　　齒輪寬度 取 </p><p>　　3、 按齒根彎曲強度校核</p><p>　　確定公式內各計算數(shù)值</p><

37、;p>　　由文獻[2]中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限。</p><p>　　由文獻[2]中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。</p><p>　　計算彎曲疲勞許應力 </p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[2]中式10-12</p><p><

38、;b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b>　　。</b></p><p><b>　　其他</b></p><p><b>　　零件圖</b></p><p><b>　　裝配圖 </b></p><p

39、>　?。?57695031</p><p>　　衛(wèi)星18234438131</p><p><b>　　還有：</b></p><p><b>　　二級圓柱齒輪減速器</b></p><p>　　二級圓柱-圓錐齒輪減速器</p><p><b>　　一級蝸桿渦

40、輪減速器</b></p><p><b>　　以及其他尺寸</b></p><p>　　查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)</p><p>　　由[2]中表10-5查得： ，。</p><p><b>　　，。</b></p><p><b>　　校核<

41、/b></p><p><b>　　所以合格</b></p><p>　　表3-1 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)</p><p>　　7.2低速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　　1、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) </p><p>　　選用直齒圓柱齒輪傳動</p>

42、<p>　　傳動速度不高，選擇7級精度（GB10095-88）</p><p><b>　　材料選擇</b></p><p>　　小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS</p><p>　　大齒輪 45 調質 硬度240HBS</p><p>　　選擇小齒輪齒數(shù) </p&

43、gt;<p>　　大齒輪齒數(shù) 圓整為72</p><p>　　2 、按齒面接觸強度設計</p><p>　　確定公式內各計算數(shù)值</p><p><b>　　試選載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　小齒輪轉矩</b></p><p>　　由文獻[2]

44、中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)</p><p>　　齒寬系數(shù)：由文獻[2]中表10—7知齒寬系數(shù)</p><p>　　由文獻[2]中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪接觸疲勞強度極限。</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由文獻[2]中圖10-19取接觸疲

45、勞壽命系數(shù)</p><p><b>　　計算接觸疲勞許應力</b></p><p>　　取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1</p><p>　　由文獻[2]中式10-12</p><p><b>　　B計算</b></p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑 </p>

46、;<p><b>　　計算圓周速度 </b></p><p>　　計算齒寬b </p><p><b>　　計算齒寬與齒高比</b></p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p><b>　　齒高 </b><

47、;/p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　據(jù)，7級精度。由圖10-8查動載荷系數(shù)，直齒輪，由文獻[2]中表10-2查得使用系數(shù)，由文獻[2]中表10-4</p><p>　　用插值法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時：，由，在文獻[2]中查圖10-13，得 ，故載荷系數(shù)。</p><p>　　按

48、實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻[2]中式10-10a</p><p><b>　　得 ： </b></p><p><b>　　計算模數(shù)m</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　齒輪的齒數(shù) </b>&l

49、t;/p><p><b>　　圓整后取</b></p><p><b>　　圓整后取</b></p><p>　　C、主要幾何尺寸計算</p><p><b>　　分度圓直徑 </b></p><p><b>　　中心距</b>&l

50、t;/p><p>　　齒輪寬度 取 </p><p>　　3、 按齒根彎曲強度校核</p><p>　　確定公式內各計算數(shù)值</p><p>　　由文獻[2]中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限。</p><p>　　由文獻[2]中圖

51、10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力 </p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[2]中式10-12</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　取齒形系數(shù)和應力校正系

52、數(shù)</p><p>　　由[2]中表10-5查得： ，。</p><p><b>　　，。</b></p><p><b>　　校核</b></p><p><b>　　所以合格</b></p><p>　　表3-2 低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)<

53、/p><p>　　通過計算可以得出，低速級大齒輪的結構如下圖所示：</p><p>　　圖7-1（第2級大齒輪結構圖）</p><p><b>　　八、軸的設計</b></p><p>　　8.1 輸入軸的設計</p><p>　　圖8-1（輸入軸結構簡圖）</p><p>　

54、　確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑：</p><p>　　1.求作用在齒輪上的力</p><p>　　根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：</p><p>　　圓周力：=2×70.03×103/69=3459.42N</p><p>　　徑向力：=3459.42=1245.39N</p>

55、<p>　　2.初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)[2]中</p><p>　　表15—3，取A0 =106</p><p>　　由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大 以上，</p><p><b>　　故</b></p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。</

56、p><p>　　d1段直徑和長度的設計</p><p>　　由于在L1段上所連接的是聯(lián)軸器，有計算可得， ， </p><p>　　d2段直徑和長度的設計</p><p>　　軸上要制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取為，故取 ＝35， L2=38mm。</p><

57、;p>　　d3段直徑和長度的設計</p><p>　　由于是圓柱直齒輪，所以選用深溝球軸承6307，由，其尺寸是 D×P×d=80×21×35。故 ，L3=21mm。</p><p>　　d4段直徑和長度的設計</p><p>　　左端軸承采用軸肩進行軸向定位，故可取 ＝40</p><p>

58、　　軸承端蓋的總寬度為18mm，取端蓋的外端面聯(lián)軸器的右端面的距離為30mm，則 軸承寬度B＝17mm，故 , 圓柱齒輪之間的距離c=20mm，由中軸的小齒輪齒寬, 則。</p><p>　　d5段直徑和長度的設計</p><p>　　該段為安裝齒輪結構，直徑d5=37mm，L5=89mm。</p><p>　　d6段直徑和長度設計</p><

59、p>　　d6段的結構為過渡尺寸，沒有實際意義，只是為了和軸承配合的面加工的時候分開，這段到時因為還需要套筒定位，因此我們這段的尺寸定為36mm，長度為18mm。</p><p>　　d7段直徑和長度設計</p><p>　　d7段直徑和長度設計同d3。</p><p>　　綜上可得，高速軸的結構設計如下：</p><p>　　圖8-2（

60、高速軸的結構）</p><p>　　表8-2（輸入軸各段設計）</p><p><b>　　8.2高速軸的校核</b></p><p>　　據(jù)之前計算得：圓周力=2×70.03×103/69=3459.42N，徑向力=3779.7=1245.39N（標準安裝，故壓力角為20°）；根據(jù)前軸的結構設計可得：帶輪中心到一

61、號軸承中的距離；一號軸承到齒輪中心的距離；齒輪中心到二號軸承中心的距離；故有兩軸承中心距為。</p><p>　　求垂直面的支承反力：</p><p>　　根據(jù)受力分析，可列方程：（齒輪在兩軸承中心）。故可求得：=1245.39/2=622.7N</p><p><b>　　求水平支撐反力：</b></p><p>　　

62、=3459.42/2=1729.71N</p><p>　　帶輪對軸的作用力在指點產(chǎn)生的反力：</p><p>　??；（外力F作用方向與帶傳動的布置有關，在具體布置尚未確定前，可按最不利情況考慮）。</p><p>　　繪制垂直面的彎矩圖（如圖b）：</p><p>　　=622.7×173/2=53863.55N.mm。</

63、p><p>　　繪制水平面的彎矩圖（如圖c）：</p><p>　　=1729.71×173/2=149619.92N.mm。</p><p>　　力產(chǎn)生的彎矩圖（如圖d）：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　求合成彎矩圖（如圖e）：</p><

64、p>　　考慮最不利情況，直接由公式得（其中）。</p><p>　　折合當量彎矩（如圖f）：</p><p>　　由前算出,查教材“由轉矩性質而定的折合系數(shù)”知，故，。</p><p>　　9）作轉矩圖（圖g）。</p><p>　　圖8-3（輸入軸校核圖）</p><p>　　10) 計算危險截面處軸的許用直徑

65、：</p><p>　　因為軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，故由教材可得：。由此可知，此軸安全。</p><p>　　8.3中間軸的結構設計</p><p>　　圖8-4（中間軸簡圖）</p><p>　　確定中速軸的材料及初步確定軸的最小直徑</p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b>

66、;</p><p>　　根據(jù)中速軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力： </p><p>　　圓周力：=2×311.63×103/330=3253.64N。</p><p>　　=2×311.63×103/126=8521.43N。</p><p>　　徑向力：=3253.64 =1171.3

67、1N</p><p>　　=8521.43=3067.71N</p><p><b>　　初步確定軸的最小徑</b></p><p>　　由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調質處理。根據(jù)[2]中表15—3，取=120</p><p>　　為安全起見，圓整標準直徑為55mm</p>&l

68、t;p>　　根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　初選滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承，取 ＝55mm， 則可選擇深溝球軸承6311，其尺寸 D×P×d=100×25×45。故 ，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，故可取，可取 。</p><p>　　齒輪2的齒寬為125mm，則 ，齒輪3的齒寬為80

69、mm，則可取 ，齒輪之間的距離c=6.5mm.</p><p>　　軸承的寬度為B=21mm，取齒輪距箱體內壁的距離，取軸承與箱體內壁距離，則 ，。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度，其結構如下圖所示：</p><p>　　圖8-5（中間軸設計圖）</p><p>　　表8-2（中間軸各段設計）</p>

70、<p>　　3、軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪2的周向定位采用圓頭平鍵連接。按直徑 ，由文獻[1]附表3-28查得平鍵選為 。</p><p>　　齒輪3的周向定位采用圓頭平鍵連接。按直徑 ，由文獻[1]附表3-28查得平鍵選為 ，齒輪孔與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 。</p><p>　

71、　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考教材，取軸端倒角為1.6×45°，各處圓角半徑都為 。</p><p><b>　　8.4中間軸的校核</b></p><p>　　據(jù)之前計算得：圓周力=2×311.63×103/330=3253.64N，徑向力=3253.64 =1171.31N（標準安

72、裝，故壓力角為20°）；根據(jù)前軸的結構設計可得：帶輪中心到一號軸承中的距離；二號軸承到齒輪中心的距離；齒輪中心到三號軸承中心的距離；故有兩軸承中心距為。</p><p>　　求垂直面的支承反力：</p><p>　　根據(jù)受力分析，可列方程：（齒輪在兩軸承中心）。故可求得：=1171.31/2=585.66N。</p><p><b>　　求水平支

73、撐反力：</b></p><p>　　=3253.64/2=1626.82N</p><p>　　帶輪對軸的作用力在指點產(chǎn)生的反力：</p><p>　　；（外力F作用方向與帶傳動的布置有關，在具體布置尚未確定前，可按最不利情況考慮）。</p><p>　　繪制垂直面的彎矩圖（如圖b）：</p><p>　

74、　=585.66×165/2=48316.95N.m。</p><p>　　繪制水平面的彎矩圖（如圖c）：</p><p>　　=1626.82×165/2=134212.65N.m。</p><p>　　力產(chǎn)生的彎矩圖（如圖d）：</p><p><b>　　。</b></p><

75、;p>　　求合成彎矩圖（如圖e）：</p><p>　　考慮最不利情況，直接由公式得（其中）。</p><p>　　折合當量彎矩（如圖f）：</p><p>　　由前算出,查教材“由轉矩性質而定的折合系數(shù)”知，故，。</p><p>　　9）作轉矩圖（圖g）。</p><p>　　圖8-6（中間軸的校核圖）<

76、;/p><p>　　10) 計算危險截面處軸的許用直徑：</p><p>　　因為軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，故由教材可得：。由此可知，此軸安全。</p><p>　　8.5輸出軸的結構設計</p><p>　　1、 求作用在齒輪上的力</p><p>　　圓周力：=2×311.63×103/126

77、=8521.43N。</p><p>　　徑向力：=8521.43=3067.71N</p><p>　　2、初步確定軸的最小直徑</p><p><b>　?、俅_定軸徑最小尺寸</b></p><p>　　先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據(jù)教材取 取</p>&l

78、t;p>　　由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大 ，</p><p><b>　　故 </b></p><p>　　輸出軸的結構設計、鍵、聯(lián)軸器及軸承的選用</p><p><b>　　結構設計</b></p><p>　　圖8-7（輸出軸的結構簡圖）</p><p&g

79、t;　　d1段直徑和長度設計</p><p>　　由于該段裝有聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的孔徑應與軸徑相適應，聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT 查書[1]表11</p><p>　　則Tca=KAT=1.5×9.9108×105=14.8662×105N·mm</p><p>　　根據(jù)工作要求，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL6</

80、p><p>　　半聯(lián)軸器長度L=142mm（J型孔）與軸的配合段長度L1=142mm</p><p>　　為了保證軸端檔圈固壓半軸器，故軸長稍短一些，取L1=140mm</p><p>　　d2段直徑和長度設計</p><p>　　由于聯(lián)軸器左端需軸向定位，同時軸2段又是軸承位置，故h>0.07d’1，取 h=2.5mm,則d2=75mm，

81、L2=34mm。</p><p>　　d3段直徑和長度設計</p><p>　　d3段口裝有軸承，軸承位置d3=75mm，由于該軸只受到徑向力，綜合價格和安裝尺寸的誤差考慮。選用深溝球軸承6215，其尺寸為；D×P×d=130×25×75，軸段L3=25mm</p><p>　　d4段直徑和長度設計</p>&l

82、t;p>　　d4段為齒輪定位的軸肩位置，齒輪處的軸頸為77mm，按要求h>0.07d，取 h=2.5mm,則d4=84mm。L4 =115.5mm</p><p>　　d5段直徑和長度設計</p><p>　　d5段，為齒輪安裝處的軸段，其直徑大小為齒輪的孔的大小，齒輪的孔為Φ77，因此此段軸的大小D4=77，其長度為齒輪的寬度，有計算出來的數(shù)據(jù)可以知道，齒輪的寬度為112mm

83、 因此取L5=112mm</p><p>　　d6段直徑和長度設計</p><p>　　d6為軸承位置，大小和軸3段一樣，直徑為75mm，由于有軸套，因此軸6段的長度L6=49.5mm</p><p>　　所以低速軸的總長度為：</p><p>　　L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5 + L6=476mm</p><

84、;p>　　綜上可得輸出軸的結構設計如下：</p><p>　　圖8-8（輸出軸的結構設計）</p><p>　　表8-3輸出軸尺寸圖</p><p><b>　　8.6輸出軸的校核</b></p><p>　　據(jù)之前計算得：圓周力=2×311.63×103/126=8521.43N。，徑向力=8

85、521.43=3067.71（標準安裝，故壓力角為20°）；根據(jù)前軸的結構設計可得：帶輪中心到一號軸承中的距離；二號軸承到齒輪中心的距離；齒輪中心到三號軸承中心的距離；故有兩軸承中心距為。</p><p>　　求垂直面的支承反力：</p><p>　　根據(jù)受力分析，可列方程：（齒輪在兩軸承中心）。故可求得：=3067.71/2=1533.86N。</p><p

86、><b>　　求水平支撐反力：</b></p><p>　　=8521.43/2=4260.72N</p><p>　　帶輪對軸的作用力在指點產(chǎn)生的反力：</p><p>　?。唬ㄍ饬作用方向與帶傳動的布置有關，在具體布置尚未確定前，可按最不利情況考慮）。</p><p>　　繪制垂直面的彎矩圖（如圖b）：<

87、;/p><p>　　=1533.86×157/2=120408.01N.m。</p><p>　　繪制水平面的彎矩圖（如圖c）：</p><p>　　=4260.72×157/2=334466.52N.m。</p><p>　　力產(chǎn)生的彎矩圖（如圖d）：</p><p><b>　　。<

88、/b></p><p>　　求合成彎矩圖（如圖e）：</p><p>　　考慮最不利情況，直接由公式得（其中）。</p><p>　　折合當量彎矩（如圖f）：</p><p>　　由前算出,查教材“由轉矩性質而定的折合系數(shù)”知，故，。</p><p>　　9）作轉矩圖（圖g）。</p><p&

89、gt;　　圖8-9（輸出軸的校核圖）</p><p>　　10) 計算危險截面處軸的許用直徑：</p><p>　　因為軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，故由教材可得：。由此可知，此軸安全。</p><p><b>　　九、鍵的設計和計算</b></p><p>　　1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵</p>&l

90、t;p>　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×70mm，接觸長度:l' = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:</p><p>　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×10×54×55×120/1000 = 891 Nm</p><p&

91、gt;　　T≥T3，故鍵滿足強度要求。</p><p>　　2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵</p><p>　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:</p><p>　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.2

92、5×8×58×40×120/1000 = 556.8 Nm</p><p>　　T≥T3，故鍵滿足強度要求。</p><p>　　十、軸承的計算和校核</p><p>　　根據(jù)已知工礦條件，軸承預計壽命：</p><p>　　Lh = 8×2×8×300 =38400h&l

93、t;/p><p>　　10.1 輸入軸的軸承計算與校核</p><p>　　1）初步計算當量動載荷P:</p><p>　　因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:</p><p>　　P = XFr+YFa = 1×467.1+0×312 = 4

94、67.1 N</p><p>　　2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:</p><p>　　C = P = 6983 N</p><p><b>　　3）選擇軸承型號:</b></p><p>　　查課本表11-5，選擇:6307軸承，Cr =34.2KN</p><p>　　表7-1（軸承參數(shù)

95、）</p><p><b>　　由教材有：</b></p><p>　　Lh = = 2.37×105≥Lh</p><p>　　所以軸承預期壽命足夠。</p><p>　　10.2 中間軸的軸承計算與校核</p><p>　　1) 初步計算當量動載荷P:</p><

96、;p>　　因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:</p><p>　　P = XFr+YFa = 1×864.1+0×683.2 = 864.1 N</p><p>　　2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:</p><p>　　C = P = 8947 N&l

97、t;/p><p><b>　　3）選擇軸承型號:</b></p><p>　　查課本表11-5，選擇:6311軸承，Cr = 53.5 KN</p><p>　　表7-2（軸承參數(shù)）</p><p>　　Lh = =3.12×105≥Lh</p><p>　　所以軸承預期壽命足夠。</

98、p><p>　　10.3 輸出軸的軸承計算與校核</p><p>　　1）初步計算當量動載荷P:</p><p>　　因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:</p><p>　　P = XFr+YFa = 1×829.8+0×656.1 = 82

99、9.8 N</p><p>　　2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:</p><p>　　C = P= 6490 N</p><p><b>　　3）選擇軸承型號:</b></p><p>　　查課本表11-5，選擇:6215軸承，Cr = 70.2KN</p><p>　　表7-2（軸承參數(shù)）&

100、lt;/p><p>　　Lh = =4.6×106≥Lh</p><p>　　所以軸承預期壽命足夠。</p><p>　　十一、潤滑方式的確定</p><p><b>　　A、齒輪的潤滑</b></p><p>　　由大齒輪的圓周速度，V=nπD=63.7×3.14×3

101、30/60</p><p>　　=1.47m/s＜2 m/s</p><p>　　故采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高。</p><p>　　大齒輪為45鋼調質查得取油N320，故齒輪用N320潤滑油潤滑。</p><p><b>　　B、滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　根據(jù)軸徑的速度，

102、軸承可以用潤滑脂或潤滑油潤滑。當浸油齒輪圓周速度小于2m/s時，宜用潤滑脂潤滑；當浸油齒輪圓周速度大于2m/s時，可以靠箱體內 油的飛濺直接潤滑軸承，或引導飛濺在箱體內壁上的油經(jīng)箱體剖分面上的油溝流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。依據(jù)齒輪的的圓周速度優(yōu)先選用脂潤滑。</p><p>　　十二、減速器機體結構尺寸</p><p>　　減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結

103、構為了保證齒輪佳合質量，</p><p>　　大端蓋分機體采用配合.</p><p>　　1. 機體有足夠的剛度</p><p>　　在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度</p><p>　　2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。</p><p>　　因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同

104、時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm</p><p>　　為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為</p><p>　　3. 機體結構有良好的工藝性.</p><p>　　鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.</p><p>　　4. 對附件設計&l

105、t;/p><p>　　A 視孔蓋和窺視孔</p><p>　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固</p><p><b>　　B 油螺塞：</b></p><

106、;p>　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。</p><p><b>　　C 油標：</b></p><p>　　油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。</p><p>　　油尺安置的部位不能太低，

107、以防油進入油尺座孔而溢出.</p><p><b>　　D 通氣孔：</b></p><p>　　由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.</p><p><b>　　E 蓋螺釘：</b></p><p>　　啟蓋螺釘上的

108、螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。</p><p>　　釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.</p><p><b>　　F 位銷：</b></p><p>　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.</p><p><b>　　G 吊鉤：&

109、lt;/b></p><p>　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.</p><p>　　減速器機體結構尺寸如下：</p><p><b>　　設計心得</b></p><p>　　設計過程中，碰到了很多的問題：如數(shù)據(jù)的選用，以及數(shù)據(jù)的計算與檢驗等。前者需要對所學知識掌握熟練，而后者則需要冷靜的

110、計算以及細心的審核。選用數(shù)據(jù)的過程中，我們對于課本知識的不熟練以及實際經(jīng)驗的貧乏使得我們的設計出現(xiàn)了較多的困難，但是通過向同學請教，以及對課本所學知識的復習和老師的耐心說明下，我們的理論知識水平有所提高。在老師的精心指導下，我們不斷的改正錯誤，填補知識空缺，增長自行設計水平和實踐檢驗能力。在不斷的摸索爬行中，解決一個個疑團，嘗試不同的方案，在老師指導和組員的共同協(xié)作下，讓設計得以基本完成。</p><p>　　由

111、于時間倉促，加之本人水平有限，錯誤在所難免，望老師再提出寶貴意見，并予以指正！再次感謝老師的精心指導和熱情幫助</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　【1】.機械設計課程設計. 主編 韓澤光 郝瑞琴 畢新勝 北京航空航天大學出版社.</p><p>　　【2】.機械設計基礎. 主編 韓澤光 鄭夕健 同長虹 北京

112、航空航天大學出版社.</p><p>　　【3】.機械制圖(第二版).主編 李 澄. 高等教育出版社.</p><p>　　【4】.零部件測繪實訓教程.主編 錢可強. 高等教育出版社.</p><p>　　【5】. 紀名剛，機械設計（第七版）.高等教育出版社</p><p>　　【6】.錢可強，趙洪慶，零部件測繪實際教程，高等教育出版社&l