二級減速器畢業(yè)設計

1、<p><b>　　論文題目</b></p><p>　　——二級減速器的設計</p><p>　　作 者：*** </p><p>　　學 院：**學院</p><p>　　專 業(yè)：機電一體化技術(shù)</p><p>　　學 號：********</p>

2、<p>　　指導教師：**** </p><p>　　論文成績： </p><p>　　日 期：2012-10-11</p><p><b>　　設計任務書</b></p><p><b>　　設計題目：</b></p><p>

3、;<b>　　二級減速器</b></p><p><b>　　設計參數(shù)：</b></p><p><b>　　1、原始數(shù)據(jù) ：</b></p><p>　?。?）傳遞功率 p=6kw 輸入轉(zhuǎn)速n1 =1000r/min 輸出轉(zhuǎn)速 n2 =100r/min </p><p>

4、;　?。?）式運輸機滾筒直徑D=320mm,轉(zhuǎn)矩T=1550Nm運輸帶速度V=1.50m/s 減速器為二級圓柱齒輪傳動 </p><p>　　（3）帶式運輸機滾筒直徑D=380mm,轉(zhuǎn)矩T=1600Nm運輸帶速度V=1.00m/s 減速器為二級圓柱齒輪傳動 </p><p>　　(4)已知卷筒直徑D=380mm,卷筒上的拉力F=15KN,鋼絲繩速度V=2m/s 要求緊湊,采用二級斜齒圓柱齒

5、輪傳動 </p><p>　?。?）已知帶式運輸機滾筒直徑D＝300mm，轉(zhuǎn)矩T＝980Nm，運輸機速度V＝1.0m/s要求緊湊,采用二級斜齒圓柱齒輪傳動 </p><p><b>　　設計進度要求：</b></p><p>　　嚴格按減速器的設計規(guī)范設計，對各主要部件要進行強度、剛度校核。指導書中所列參考書作為設計計算和設計要求的依據(jù)，要求大

6、家先熟悉這些參考資料，結(jié)合設計原始數(shù)據(jù)進行設計。</p><p>　　指導教師（簽名）： </p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是： </p><p>　　① 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞

7、空間任意兩軸之間的運動和動力； </p><p>　　② 適用的功率和速度范圍廣； </p><p>　　③ 傳動效率高，η=0.92-0.98； </p><p>　?、?工作可靠、使用壽命長； </p><p>　?、?外輪廓尺寸小、結(jié)構(gòu)緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的

8、作用。齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便，因而應用極為廣泛。齒輪減速器按減速齒輪的級數(shù)可分為單級、二級、三級和多級減速器幾種；按軸在空間的相互配置方式可分為立式和臥式減速器兩種；按運動簡圖的特點可分為展開式、同軸式和分流式減速器等。單級圓柱齒輪減速器的最大傳動比一般為8～10，作此限制主要為避免外廓尺寸過大。若要求i>10時，就應采用二級圓柱齒輪減速器。二級圓柱齒輪減速器應用于i：8～50及高、低速級的中心距總和為250～

9、400mmm的情況下。 本設計講述了帶式運輸機的傳動裝置二級圓柱齒輪減速器的設計過程。首先進行了傳動方案的評述，選擇齒輪減速器作為傳動裝置，然后進行減速器的設計計算（包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結(jié)構(gòu)設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵聯(lián)接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內(nèi)容）。運用AutoCAD軟件進行齒輪減速器的二維平面設計，完成齒輪減速器的二維平面零件圖和裝配圖的繪制。</p><

10、;p>　　關鍵詞：齒輪嚙合 軸傳動 傳動比 傳動效率</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要2</b></p><p>　　1 傳動裝置總體設計1</p><p><b>　　1.1傳動簡圖1</b></p

11、><p>　　1.2 擬定傳動方案2</p><p>　　1.3 選擇電動機2</p><p>　　1.4 確定傳動裝置的總傳動比及其分配3</p><p>　　1.5計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)3</p><p>　　2 設計計算傳動零件5</p><p>　　2.1 高速齒輪組的設計與

12、強度校核5</p><p>　　2.2 高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設計8</p><p>　　2.3 低速齒輪組的設計與強度校核9</p><p>　　2.4 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設計12</p><p>　　2.5 校驗傳動比13</p><p>　　3 設計計算軸14</p><p>　　3.

13、1 低速軸的設計與計算14</p><p>　　3.2 中間軸的設計與計算15</p><p>　　3.3 高速軸的設計與計算15</p><p>　　4 鍵聯(lián)接，潤滑方式，潤滑劑牌號及密封件的選擇23</p><p>　　4．1選擇和校驗鍵聯(lián)接23</p><p>　　4．2齒輪的潤滑23</p&g

14、t;<p>　　4．3滾動軸承的潤滑24</p><p>　　4．4 潤滑油的選擇24</p><p>　　4．5密封方法的選取24</p><p><b>　　結(jié) 論25</b></p><p><b>　　致 謝26</b></p><p>&

15、lt;b>　　參考文獻27 </b></p><p>　　附錄 （裝配原理圖）</p><p>　　1 傳動裝置總體設計</p><p><b>　　1.1傳動簡圖</b></p><p><b>　　繪制傳動簡圖如下：</b></p><p>　　從帶的

16、拉力、帶的速度、卷筒直徑、齒輪的工作壽命等多方面因素考慮，選擇并確定傳動簡圖。</p><p>　　1.2 擬定傳動方案</p><p>　　采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。（缺點：結(jié)構(gòu)尺寸稍大）。</p><p>　　高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端

17、，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合，應用廣泛。傳動比范圍：i = 8～40</p><p><b>　　1.3 選擇電動機</b></p><p>　　穩(wěn)定運轉(zhuǎn)下工件主軸所需功率：</p><p>　　P=FV/1000=6KW</p><p><b>　　工作機主軸轉(zhuǎn)速

18、為：</b></p><p>　　n=60*1000*V/3.14D=1000r/min</p><p><b>　　工件主軸上的轉(zhuǎn)矩：</b></p><p>　　T=P*9550/n=1550NM</p><p>　　如圖1-2所示，初選聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器和凸緣聯(lián)軸器，滾動軸承為滾子軸承，傳動齒輪為閉

19、式軟齒面圓柱齒輪，因其速度不高，選用7級精度(GB10095-88)，則機械傳動和摩擦副的效率分別如下：</p><p>　　彈性柱銷聯(lián)軸器： η = 0.9925</p><p>　　滾子軸承： η = 0.98</p><p>　　閉式圓柱齒輪（7級）：η = 0.98</p><p>　　凸緣聯(lián)軸器（剛性）：η =

20、0.97</p><p>　　滾筒及運輸帶效率： η = 0.94</p><p>　　所以，電動機至工件主軸之間的總效率為：</p><p>　　η = 0.9925×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.97×0.98×0.94</p><p>

21、;<b>　　= 0.8264 </b></p><p>　　所以電動機所需功率為 P=Pd/η=6000/0.8264=7260KW</p><p>　　選取電動機的轉(zhuǎn)速為 n = 1500，查[9]表16-1,取電動機型號為Y132S-4，則所選取電動機：</p><p>　　額定功率為 Pad=7260KW 滿載轉(zhuǎn)速為

22、</p><p>　　1.4 確定傳動裝置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　總傳動比 </b></p><p>　　選用浸油深度原則，查表得 =5.3 ；=3.5；</p><p>　　1.5計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)</p><p>　　各軸轉(zhuǎn)速： = </

23、p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　各軸輸入功率： </p><p><b>　　電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　各軸輸入轉(zhuǎn)矩： </b>&l

24、t;/p><p><b>　　同理 </b></p><p>　　2 設計計算傳動零件</p><p>　　標準減速器中齒輪的齒寬系數(shù)=b/a（其中a為中心距）</p><p>　　對于一般減速器取齒寬系數(shù) =0.4 </p><p>　　2.1 高速齒輪組的設計與強度校核<

25、/p><p>　　2.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　(1)如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；</p><p>　　(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）；</p><p>　　(3)材料選擇。由文獻[2]表10—1,選擇小齒輪材料為40

26、（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　(4)初選小齒齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=5.3×=127.2，取=128。</p><p>　　2.1.2 按齒面接觸強度設計</p><p>　　2.1.3 確定公式內(nèi)的數(shù)值</p><p>　　(1

27、)試選 載荷系數(shù)=1.6，由文獻[2]圖10—30選取節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.433</p><p>　　(2)由文獻[2]圖10—26查得 =0.771 、 =0.820 所以 =1.591</p><p>　　(3)外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) =0.5×(1+u)× =0.5(1+5.3)×0.4=1.26</p><p>　　(

28、4)查表材料的彈性影響系數(shù) =189.8</p><p>　　(5)由表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =</p><p>　　(6)計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　=60nj=60×1440×1×(2×8×300×10)=4.1472×<

29、;/p><p>　　同理 =7.825X </p><p>　　由文獻[2]圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.9 、=0.97</p><p>　　(7)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1.05 ，則</p><p>　　= /S=514.2</p>

30、<p><b>　　= /S=508</b></p><p>　　所以 =（514.2+508）/2=511.1</p><p>　　2.1.4 基本數(shù)據(jù)計算</p><p>　　(1)由小齒輪分度圓直徑</p><p>　　=36.70mm 圓整為37mm</p>

31、<p><b>　　(2)計算圓周速度</b></p><p>　　v==2.813m/s</p><p>　　(3)計算齒寬b及模數(shù)</p><p>　　b==46.55mm</p><p>　　= 圓整為=1.5</p><p>　　h=2.25×=

32、3.375mm</p><p>　　螺旋角β=b/h=13.715</p><p>　　(4)計算縱向重合度</p><p>　　=0.318tanβ=2.397</p><p>　　(5)計算載荷系數(shù) K</p><p>　　已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=2.813m/s ，7級精度，由由文獻[3]圖10-8查得動載系數(shù)

33、=1.054；由文獻[3]表10-4查得</p><p>　　查文獻[3]圖10-13得；查文獻[3]表10-3得</p><p>　　所以 載花系數(shù) K ==2.089</p><p>　　(6)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　　mm</b></p><p>&l

34、t;b>　　(7)計算模數(shù)</b></p><p>　　mm 圓整為2mm</p><p>　　2.1.5 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　2.1.6 確定計算參數(shù)</p><p><b>　　(1)計算載荷系數(shù)</b></p><p><b>　

35、　K ==2.021</b></p><p>　　(2)由縱向重合度=2.397，查文獻[3]圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.8846</p><p><b>　　(3)計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　同理 =140.12</p><p><b>　　(4)查取齒形系數(shù)</b>

36、;</p><p>　　由文獻[3]表10-5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應力校正系數(shù)； =1.822</p><p>　　(5)由文獻[3]圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p><b>　??； </b></p><p>　　(6)由文獻[3]圖10-

37、18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p><p>　　(7)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　?。?同理=244.285</p><p>　　(8)計算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.01365 =0.01602</p&g

38、t;<p>　　所以,大齒輪的數(shù)值大</p><p>　　2.1.7 模數(shù)設計計算</p><p><b>　　=1.1832mm</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分

39、度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于是有</p><p>　　=21.21 取圓整為=21 則=u=111</p><p>　　2.1.8 計算中心距</p><p>　　a=mm 圓整為 137 mm</p><p>　　2.1.9 按圓整的中心距修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參

40、數(shù)、、等不必修正。</p><p>　　2.1.10 計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm 同理 =230.41mm</p><p>　　2.1.11 計算齒輪寬度</p><p>　　b==54.923mm 圓整后取mm =60mm</p><p>　　2.2 高速

41、齒輪組的結(jié)構(gòu)設計</p><p>　　齒根圓直徑為 43.59-2×(1+0.25)×2=38.59mm</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑為 mm</b></p><p><b>　　mm</b></p&

42、gt;<p>　　2.3 低速齒輪組的設計與強度校核 </p><p>　　2.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　(1)所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；</p><p>　　(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）；</p><

43、p>　　(3)材料選擇。由文獻[2]表10—1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　(4)初選小齒齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=3.5 =84。</p><p>　　2.3.2 按齒面接觸強度設計</p><p><b>　　確定公式內(nèi)的數(shù)值&

44、lt;/b></p><p>　　(1)試選 載荷系數(shù)=1.6，由文獻[2]圖10—30選取節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.433</p><p>　　(2)由文獻[2]圖10—26查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751</p><p>　　(3)外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) =0.5×(1+u)× =0.5(1+3.5)×

45、;0.4=0.9</p><p>　　(4)查文獻[2]表10—6得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 </p><p>　　(5)由文獻[2]圖10—21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550</p><p>　　(6)計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　=60nj=60×77

46、.628×1×(2×8×300×10)=2.235×</p><p>　　同理 =7.825× </p><p>　　查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.97 =1.096</p><p>　　(7)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安

47、全系數(shù)為 S=1.05 ，則</p><p>　　= /S=554.3</p><p><b>　　= /S=574</b></p><p>　　所以 ==564.15</p><p>　　2.3.3 齒輪數(shù)據(jù)計算</p><p>　　(1)小齒輪分度圓直徑</p><

48、;p>　　所以 =65.753mm</p><p><b>　　(2)計算圓周速度</b></p><p>　　v==0.935m/s</p><p>　　(3)計算齒寬b及模數(shù)</p><p>　　b==59.178mm</p><p><b>　　=mm</b&g

49、t;</p><p>　　h=2.25×=5.980mm</p><p>　　螺旋角β= b/h=9.895</p><p>　　(4)計算縱向重合度</p><p>　　=0.318tanβ=1.713</p><p>　　(5)計算載荷系數(shù) K</p><p>　　已知使用系數(shù)=1

50、，根據(jù)v=0.935m/s ，7級精度，由文獻[2]圖10-8查得動載系數(shù)=1.042；由文獻[2]表10-4查得</p><p>　　查文獻[2]圖10-13得；查文獻[2]表10-3得</p><p>　　所以 載荷系數(shù) K ==1.866</p><p>　　(6)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>

51、　　mm</b></p><p><b>　　(7)計算模數(shù)</b></p><p>　　mm 圓整為3mm</p><p>　　2.3.4 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　2.3.5 確定計算參數(shù)</p><p><b>　　(1)計算載荷系數(shù)<

52、;/b></p><p><b>　　K ==1.774</b></p><p>　　(2)由縱向重合度=1.713，查得螺旋角影響系數(shù)=0.8846</p><p><b>　　(3)計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　同理 =89.222</p><p>&l

53、t;b>　　(4)查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由文獻[2]表10-5查得齒形系數(shù)； </p><p>　　應力校正系數(shù)； =1.779</p><p>　　(5)由文獻[2]圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；</p><p>　　(6)由文獻[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；</p>

54、;<p>　　(7)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則</p><p>　??； 同理=257.86</p><p>　　(8)計算大、小齒輪的，并加以比較</p><p>　　=0.012927 =0.015192</p><p><b>

55、　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p>　　2.3.6 法面模數(shù)設計計算</p><p><b>　　=2.069mm</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑

56、來計算應有的齒數(shù)。于是有</p><p>　　=22.385 取=22 則=u=77</p><p>　　2.3.7 幾何尺寸計算</p><p><b>　　(1)計算中心距</b></p><p>　　a=mm 圓整為 154 mm</p><p>　　(2)按圓整的中心距

57、修正螺旋角</p><p>　　因β值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。</p><p>　　(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　mm 同理 =239.555mm</p><p><b>　　(4)計算齒輪寬度</b></p><p>　　b==61.60mm

58、 圓整后取mm =70mm</p><p>　　2.4 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設計</p><p>　　齒根圓直徑為 60.944mm</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑為 mm</b></p><p><b>　

59、　mm</b></p><p><b>　　2.5 校驗傳動比</b></p><p><b>　　實際傳動比為 </b></p><p><b>　　總傳動比 </b></p><p>　　所以傳動比相對誤差為 (18.55-18.5)/18.55=2.69

60、5%</p><p><b>　　3 設計計算軸</b></p><p>　　3.1 低速軸的設計與計算</p><p>　　3.1.1 軸的基本設計</p><p>　?。?）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　= </b></p>&l

61、t;p>　?。?）求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知的低速級大齒輪的分度圓直徑為</p><p>　　=239.555mm </p><p><b>　　而圓周力</b></p><p>　　徑向力1898.18N</p><p><b>　　軸向力</b>

62、;</p><p>　　（3）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻[5]表15-3，取=120，則</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　圖3-1低速軸</b></p><p>　　輸入軸的最小直徑顯

63、然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖3-1所示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。。</p><p>　　查文獻[5]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為 </p><p>　　所以，查標準GB/T 5843-1986，選用YL11型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000Nm。軸孔長度L=112m

64、m， =84mm，軸孔直徑 D=50mm。故取=50mm。</p><p>　　3.1.2 擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　(1)為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩，所以取=55mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =60mm（GB891-892—1986）。

65、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段的長度就比稍短一些，現(xiàn)取 =80mm。</p><p>　　(2)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，故選用圓錐滾子軸承。由工作要求及=55mm，查GB/T297-1994，選擇30212型號，其尺寸為d×D×T=60mm×110mm×23.75mm，a=22.4mm。故，而=23.75+15=

66、38.75mm（取齒輪距箱體內(nèi)壁間距為15mm），取為40mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得30212型軸承的定位軸肩高為9.5mm，所以 =69mm。</p><p>　　(3)取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑=65mm，齒輪與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為65mm，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=60mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07

67、d，取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑為=77mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取=12mm。</p><p>　　(4)軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離 mm，故取。</p><p>　　(5)取中間軸上兩齒輪間距為20mm，，則=23.75mm，取為23mm；=15+55+（20-

68、12）=78mm。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　(6)軸向零件的周向定位</p><p>　　齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b ×h = 20mm ×12mm (GB/T 1096—1979)，長度為50mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中

69、性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵16mm×10mm×70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　(7)確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　取軸端倒角為2 ×。</p><p>　　3.1.3 求

70、軸上的載荷</p><p>　　首先作軸的計算簡圖。由軸的計算簡圖作軸的彎矩圖和扭矩圖如下：</p><p><b>　　圖3-2受力簡圖</b></p><p>　　=3862.68N=1166.268N</p><p>　　=168992.25Nmm</p><p>　　=580.94

71、5N=1317.235N</p><p>　　=25416.34Nmm=190867.35Nmm</p><p>　　=170892.86Nmm=254928.86Nmm</p><p>　　3.1.4 按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，

72、軸的計算應力為：</p><p><b>　　16.104</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[5]表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。</p><p>　　3.1.5 精確校核軸的疲勞強度</p><p><b>　　(1)判斷危險截面</b><

73、/p><p>　　截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以這幾個截面均不需要校核。</p><p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅵ和Ⅶ的應力集中的影響相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，故不必作強度校核。

74、截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅴ、Ⅳ更不必校核。由第三章可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅵ的左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　　(2)截面Ⅵ左側(cè)</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù)W=0.1=27463</p>&

75、lt;p>　　抗扭截面系數(shù)=0.2=54925</p><p>　　截面Ⅵ左側(cè)的彎矩M為M=254928.86×（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm</p><p>　　截面Ⅵ上的扭矩 </p><p>　　截面Ⅵ上的彎曲應力 =7.20</p><p>　　截面Ⅵ上的扭轉(zhuǎn)切應力

76、 =10.97</p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640，=275，=155。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及取。因為r/d=2/65=0.031；D/d=77/65=1.185</p><p>　　以=2.56，=1.98</p><p>　　又可得軸的材料敏感系數(shù)為</p>

77、<p>　　=0.82，=0.85</p><p>　　所以有效應力集中系數(shù)為</p><p><b>　　=2.279</b></p><p><b>　　1.833</b></p><p>　　由附文獻[5]圖3-2得尺寸系數(shù)，得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.82。</p><

78、p>　　軸按磨削加,表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則綜合系數(shù)值為</p><p><b>　　==3.438</b></p><p><b>　　=2.322</b></p><p>　　取碳鋼的特性系數(shù) ，</p><p><

79、b>　　求安全系數(shù)</b></p><p><b>　　=16.76</b></p><p><b>　　=11.91</b></p><p>　　=9.708 >> S=1.5</p><p><b>　　故可知其安全</b></p>

80、<p><b>　　(3)截面Ⅵ右側(cè)</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù)W公式計算，</p><p>　　W=0.1=45653.3</p><p>　　抗扭截面系數(shù)=0.2=91306.6</p><p>　　彎矩M及彎曲應力為M=254928.86X（144.9-32.5）/144.9=19775

81、0.20Nmm</p><p><b>　　=4.33</b></p><p><b>　　截面Ⅵ上的扭矩</b></p><p>　　截面Ⅵ上的扭轉(zhuǎn)切應力=6.597</p><p>　　用插入法求出=3.20；=0.8 X 3.20 = 2.56</p><p>　　軸按

82、磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù) </p><p>　　故綜合系數(shù)=3.287</p><p><b>　　=2.647</b></p><p>　　求安全系數(shù)=19.32</p><p><b>　　=17.423</b></p><p>　　=12.94 >> S=1

83、.5</p><p><b>　　故可知其安全</b></p><p>　　3.2 中間軸的設計與計算</p><p>　　（1） 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　= </b></p><p>　?。?）求作用在齒輪上的力</p>&l

84、t;p>　　因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　而圓周力 </b></p><p>　　徑向力 610.186N</p><p><b>　　軸向力 </b></p><p&

85、gt;　　（3）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=120，則</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　圖3-3中間軸</b></p><p>　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖1-5所示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸

86、器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。又因為所選取電動機型號為Y132S-4，其軸徑D=mm，所以必須選取軸孔直徑系列包括D=38mm的聯(lián)軸器。查表得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為 </p><p>　　所以，查標準GB/T 5014-1985，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630 000Nmm。半聯(lián)軸器長L=82mm，半聯(lián)軸

87、器與軸配合的轂孔長度=60mm。</p><p>　　3.3 高速軸的設計與計算</p><p>　　（1）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　=</b></p><p>　?。?） 求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為</p>

88、<p><b>　　mm</b></p><p><b>　　而圓周力</b></p><p>　　徑向力610.186N</p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　?。?）初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸

89、的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=120，則</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　圖3-4高速軸</b></p><p>　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如圖3-4示。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。又因為所選取電動機型號為Y132S-4，其軸徑D=

90、mm，所以必須選取軸孔直徑系列包括D=38mm的聯(lián)軸器。</p><p>　　查文獻[5]表3-1得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.5，則：</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為 </p><p>　　所以，查標準GB/T 5014-1985，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630 000Nmm。半聯(lián)軸器長L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=60m

91、m。</p><p>　　4 鍵聯(lián)接，潤滑方式，潤滑劑牌號及密封件的選擇</p><p>　　4．1選擇和校驗鍵聯(lián)接</p><p>　　表4-1鍵的選擇和校核</p><p>　　由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微。所以上述鍵皆安全。</p><p><b>　　4．2齒輪的潤滑</b></p&g

92、t;<p>　　采用浸油潤滑，由于低速級周向速度低，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。</p><p>　　4．3滾動軸承的潤滑</p><p>　　如果減速器用的是滾動軸承，則軸承的潤滑方法可以根據(jù)齒輪或蝸桿的圓周速度來選擇：</p><p>　　圓周速度在2m／s～3m／s以上時，可以采用飛濺潤滑。把飛濺到箱蓋上的油，匯集到箱體剖分

93、面上的油溝中，然后流進軸承進行潤滑。飛濺潤滑最簡單，在減速器中應用最廣。這時，箱內(nèi)的潤滑油粘度完全由齒輪傳動決定。</p><p>　　圓周速度在2m/s～3m/s以下時，由于飛濺的油量不能滿足軸承的需要，所以最好采用刮油潤滑，或根據(jù)軸承轉(zhuǎn)動座圈速度的大小選用脂潤滑或滴油潤滑。利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面的油，并導入油溝和流入軸承進行潤滑的方法稱為刮油潤滑。</p><p>　　4．4 潤滑

94、油的選擇</p><p>　　采用脂潤滑時，應在軸承內(nèi)側(cè)設置擋油環(huán)或其他內(nèi)部密封裝置，以免油池中的油進入軸承稀釋潤滑脂。滴油潤滑有間歇滴油潤滑和連續(xù)滴油潤滑兩種方式。為保證機器起動時軸承能得到一定量的潤滑油，最好在軸承內(nèi)側(cè)設置一圓缺形擋板，以便軸承能積存少量的油。擋板高度不超過最低滾珠(柱)的中心。經(jīng)常運轉(zhuǎn)的減速器可以不設這種擋板。</p><p>　　轉(zhuǎn)速很高的軸承需要采用壓力噴油潤滑。

95、</p><p>　　如果減速器用的是滑動軸承，由于傳動用油的粘度太高不能在軸承中使用，所以軸承潤滑就需要采用獨自的潤滑系統(tǒng)。這時應根據(jù)軸承的受載情況和滑動速度等工作條件選擇合適的潤滑方法和油的粘度。 </p><p>　　齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。</p><p>　　4．5密封方法的選取</p>

96、<p>　　選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。</p><p>　　密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。</p><p><b>　　結(jié) 論</b></p><p>　　我們的設計是自己獨立完

97、成的一項設計任務，我們工科生作為祖國的應用型人才，將來所從事的工作都是實際的操作及高新技術(shù)的應用。所以我們應該培養(yǎng)自己市場調(diào)查、收集資料、綜合應用能力，提高計算、繪圖、實驗這些環(huán)節(jié)來鍛煉自己的技術(shù)應用能力。</p><p>　　本次畢業(yè)設計針對“二級減速器設計”的要求，在滿足各種參數(shù)要求的前提下，拿出一個具體實際可行的方案，因此我們從實際出發(fā)，認真的思考與篩選，經(jīng)過一個多月的努力終于有了現(xiàn)在的收獲?；叵肫饋?，在創(chuàng)

98、作過程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全。有時為了實現(xiàn)一個參數(shù)翻上好幾本資料，然而也不見得如人心愿。我們設計的主體思想更多的是為了生產(chǎn)的需要，也為今后的工作提供一個良好的實踐平臺。在制作的過程中，遇到了很多的困難，通過去圖書館查閱資料，上網(wǎng)搜索，還有和老師與同學之間的討論、交流，最終實現(xiàn)了這些問題較好的解決。</p><p>　　由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)

99、矩的作用,在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。本次設計的是帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器。首先熟悉題目，收集資料，理解題目，借取一些工具書。進行了傳動方案的評述，選擇齒輪減速器作為傳動裝置，然后進行減速器的設計計算（包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結(jié)構(gòu)設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵聯(lián)接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內(nèi)容）。然后用AutoCAD進行傳統(tǒng)的二維平面設計，完成圓柱齒輪減速器的平面零件圖和裝配圖的繪制。通過

100、畢業(yè)設計，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)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及學習機械設計的一般方法和步驟。掌握機械設計的一般規(guī)律，進行機械設計基本技能的訓練：例如計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范，進行計算機輔助設計和繪圖的訓練。

101、 </p><p>　　通過這次畢業(yè)設計的學習和研究，我們開拓了視野，掌握了設計的一般步驟和方法，同時這三年來所學的各種專業(yè)知識又得到了鞏固，同時，這次畢業(yè)設計又涉及到計算、繪圖等，讓我們又學到很多新的知識。但畢竟我們所學的知識有限。本設計的好多地方還等待更改和完善。</p><p><b>　　致 謝</b></p><

102、;p>　　短暫的畢業(yè)設計是緊張而有效的，在掌握了三年所業(yè)學的專知識后，自己能夠綜合的運用并能完成自己和同學擬訂的畢業(yè)設計，這也是對自己所學專業(yè)知識的考察和溫習，雖然這是第一次全面的從完成由構(gòu)思到設計完成，我從中也學到了很多。</p><p>　　綜合運用了課本知識，再加上實際生產(chǎn)所用到的一些設計工藝，認真的對自己設計的數(shù)據(jù)進行計算和核對，嚴格按照設計的步驟和自己已經(jīng)標出的設計過程來進行計算。這些都是自己在設

103、計中所能獲得的好處。雖然在計算的過程中也遇到了很多在課本中沒有遇到過的問題，這些都是在實際生產(chǎn)中所要考慮到的細節(jié)問題，而自己往往都會遺漏這樣的設計，但在畢業(yè)設計指導老師王貴梅老師指導下，她給出我們在設計中必須及在實際中所要考慮到的細節(jié)的講解，使我體會到了理論聯(lián)系實踐的重要性。另外在設計的過程中需要用大量的數(shù)據(jù)，而這些數(shù)據(jù)都是計算得來的，因此需要翻閱大量的相關設計的文獻。所以我在學校圖書館里認真的查閱并記錄了數(shù)據(jù)，再進行數(shù)次的核對最終有了

104、正確的設計數(shù)據(jù)。</p><p>　　畢業(yè)設計能夠順利的完成與王老師的指導是分不開的。遇到的問題和自己不能設計的步驟，都是在王的講解下得到滿意的答案。從而加快了自己設計的進度和設計的正確性、嚴謹性。對學校要求的設計格式，王老師也反復的檢查每一個格式和布局的美觀，這樣我們才能設計出符合標準的設計。</p><p>　　時間就這樣在自己認真設計的過程中慢慢的過去了，幾周的時間過的是有效和充實的

105、。到最后看到自己設計的題目完成后心情是非常喜悅的。因為這凝結(jié)了自己辛苦的勞動和指導老師的指導，所以說這次和同學完成設計收獲甚多。</p><p>　　最后在對王老師感激的同時，也要對在百忙中認真評閱我們設計的學院領導表示感謝，你們豐富的專業(yè)知識能給我們提出很多可行的方案。所以我由衷的表示謝意！</p><p><b>　　參考文獻</b></p><

106、;p>　　1、 機械設計課程設計 任嘉卉等 北航出版</p><p>　　2、實用機械設計手冊 吳相憲等 中國礦大出版</p><p>　　3、機械設計 濮良貴等 高等教育出版</p><p><b>　　附 錄</b></p><p>　　ha*:頂高系數(shù)

107、，標準系為 ha*=1</p><p>　　c*:頂系系數(shù)，c*=0.25</p><p><b>　　ε:重合度</b></p><p><b>　　S:安全系數(shù)</b></p><p><b>　　:齒寬系數(shù)</b></p><p><b>

108、;　　:節(jié)點區(qū)域系數(shù)</b></p><p><b>　　:材料彈性影響系數(shù)</b></p><p>　　:達接觸疲勞強度極限</p><p><b>　　[]:接觸應力</b></p><p>　　[]:彎曲疲勞許應力</p><p><b>　　:接

109、觸疲勞壽命系數(shù)</b></p><p><b>　　:工作情況系數(shù)</b></p><p><b>　　:載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　:動力載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　:螺旋角影響系數(shù)</b></p&g

110、t;<p><b>　　:彎曲疲勞壽命系數(shù)</b></p><p><b>　　:齒形系數(shù)</b></p><p><b>　　:應力校正系數(shù) </b></p><p>　　山東杏林科技職業(yè)學院</p><p>　　畢業(yè)論文（設計）指導教師評語</p>