《單級斜齒圓柱齒輪減速器(13號)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《單級斜齒圓柱齒輪減速器(13號)（36頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、一級減速器 設(shè)計目的：機械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有機械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。 課程設(shè)計則是機械設(shè)計課程的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專 業(yè)學(xué)生第一次全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，其目的是： (1)通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運 用機械設(shè)計課程和其他先修課程的的理論與實際知識去分析和解決機 械設(shè)計問題的能力。 (2)學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律。 (3)通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件的工 作能力，確定尺寸及掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和 維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和掌握機械零件，

2、機械傳動裝 置或簡單機械的設(shè)計過程和方法。 (4)學(xué)習(xí)進行機械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算、繪圖、查閱設(shè)計資料 和手冊、運用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)定。 2 目錄 設(shè)計原始數(shù)據(jù) -1 - 第一章 傳動裝置總體設(shè)計方案 -1 - 1.1 傳動方案 -1 - 1.2 該方案的優(yōu)缺點 -2 - 第二章電動機的選擇 2. 2.1 計算過程 2. 2.1.1 選擇電動機類型 2. 2.1.2 選擇電動機的容量 2. 2.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 -3 - 2.1.4 計算各軸轉(zhuǎn)速 -4 - 2.1.5 計算各軸輸入功率、輸出功率 -4 - 2.1.6 計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)

3、矩 4 2.2 計算結(jié)果 -5 - 第三章 帶傳動的設(shè)計計算 5. 3.1 已知條件和設(shè)計內(nèi)容 5. 3.2 設(shè)計步驟 -6 - 3.3 帶傳動的計算結(jié)果 -8 - 3.4 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8. 第四章 齒輪傳動的設(shè)計計算 9. 第五章軸的設(shè)計 -14 - 5.1 軸的概略設(shè)計 -14 - 5.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 -15 - 5.2.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 -15 - 5.2.2 高速軸的校核 -17 - 5.2.3 低速軸的2構(gòu)設(shè)計 -19 - 5.2.4 低速軸的校核 -20 - 5.3 軸上零件的固定方法和緊固件 -22 - 一級減

4、速器 5.4 軸上各零件的潤滑和密封 -23 - 第六章軸承的選擇及校核 錯誤！未定義書簽。 6.1 軸承的選擇與校核 -23 - 6.1.1 軸承的選擇 23 6.1.2 軸承的校核 23 6.2 聯(lián)軸器的選擇及校核 -26 - 6.3 鍵的選擇及校核計算 -27 - 第七章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 28 7.1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 28 7.2 減速器齒輪潤滑方式 29 第八章附件設(shè)計及選擇 29 8.1 軸承端蓋 29 8.2 窺視孔和視孔蓋 29 8.3 通氣器 30 8.4 放油堵 30 8.5 油標(biāo) 30 設(shè)計小結(jié) -31 - 參考文獻 -32

5、- iii 一級減速器 設(shè)計原始數(shù)據(jù) 參數(shù) 符號—— 單位 數(shù)值 輸送機主軸轉(zhuǎn)速 n rpm 120 輸送機主軸扭矩 T N? m(N ? mm 300(3.0X105) 工作年限 y 年 10 每天工作時間 h 小時 16 第一章傳動裝置總體設(shè)計方案 1.1 傳動方案 傳動方案已給定，外傳動為V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。方案 簡圖如1.1所示。 圖1.1帶式輸送機傳動裝置簡圖 一級減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較 不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。 1.2 該方案的

6、優(yōu)缺點 該工作機有輕微振動，由于 V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振 動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V帶這種 簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對 于軸承對稱分布，原動機部分為 Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠， 此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 第二章電動機的選擇 2.1 計算過程 2.1.1 選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380V, Y型

7、 2.1.2 選擇電動機的容量 電動機所需的功率為 P/= （120M00） /9550=3.8kw Pw Fv . XA/ Pd = 二 -kW a a 由電動機到工作機的傳動總效率為 式中”1、L、飛、”4、%分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和工作 機的傳動效率。?。?0.96 （帶傳動），L=0.99 （軸承），巳=0.97 （齒輪精 度為8級），3=0.99 （彈性聯(lián)軸器），則: 7］總二41*刀？3*43*44 =0.894 所以 p w Pd =——=4.24 kW a 根據(jù)機械設(shè)計手冊可選額定功率為 5.5kW的電動機。 2.1.3

8、確定電動機轉(zhuǎn)速 工作機軸轉(zhuǎn)速為 60 1000v 二 D =120 r/ min -33 - 3-5,則從電動機到 取V帶傳動的傳動比2-4, 一級圓柱齒輪減速器傳動比 工作機軸的總傳動比合理范圍為6-20。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd =i； n =(6~ 20)120.00 =720 —2400 r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 重量和帶傳動、減速器的傳動比，選電 動機型號為Y132S-4,將總傳動比合理分配給 V帶傳動和減速器，就得到傳動比 方案，如表2.1所小。 表2.1電動機主要技術(shù)參數(shù) 電動機型 號 額定功 率kw 電動機轉(zhuǎn)

9、速r/min 電動機 重量kg 傳動裝置的傳動比 滿載轉(zhuǎn)速 滿載電流 總傳動比 V帶 減速器 Y132S-4 5.5 1440 11.60 68.00 12 3 4 電動機型號為Y132S-4,主要外形尺寸見表2.2 圖2.1電動機安裝參數(shù) 表2.2電動機主要尺寸參數(shù) 中心 高 外形尺寸 底腳安裝尺 寸 地腳螺栓孔直 徑 軸伸尺寸 裝鍵部位尺 寸 H LXHD AX B K DX E FX G 132 475X315 216X 140 12 38X80 10X 33 2.1.4計算各軸轉(zhuǎn)速 I 軸 n1 =

10、 nd =480 r/min i0 II 軸 n2 = n1 =120 r /min ii 工作機軸 n3 =n2 =120.000 r/min 2.1.5 計算各軸輸入功率、輸出功率 各軸輸入功率 I 軸 P產(chǎn) Pd 1 =4.24 >0.96=4.0704 kW U 軸 P2=F^n2n3=4.0704X0.99 >0.97=4.000 kW 工作機軸 P3 = P2 % L =4>0.99 >0.99= 3.9204 kW 各軸輸出功率 I 軸 R=已"2 =4.0704 >0.99= 4.0297 kW U 軸 p2=P2 2=4 >0.99=3.96 kW

11、工作機軸 P/ = P3n2=3.96X0.99=3.88 kW 2.1.6 計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩 電動機的輸出轉(zhuǎn)矩Td為 _ _ _ pd Td = 9550— =28.119 N m I軸輸入轉(zhuǎn)矩Ti =9550生=80.984 N m n1 II 軸輸入轉(zhuǎn)矩 丁2 - 9550— =318.333 N m % 工作機軸輸入轉(zhuǎn)矩丁3 =9550 P3 =311.9985 N m % 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 0.99 2.2計算結(jié)果 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后填入表 2.3中 表2.3運動和動力參數(shù)計算結(jié)果 軸名 功率P (kw) 轉(zhuǎn)

12、矩T (N- mm 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 i 效率 刀 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 4.658 30.892 1440.00 0 3 0.960 I軸 4.0704 4.0297 80.984 80.174 480 4 0.960 II軸 4.000 3.96 318.333 315.149 120 1.000 0.980 工作機軸 3.9204 3.88 311.9985 308.879 120 第三章帶傳動的設(shè)計計算 3.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：所需傳遞的

13、額定功率Pd ;小帶輪轉(zhuǎn)速nd ; 大帶輪帶輪轉(zhuǎn)速 也與初選帶傳動傳動比io=3。 3.2設(shè)計步驟 (1)確定計算功率pca 查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： Pca=KAPd =1.1 X4.24 =4.664 kW (2)選擇V帶帶型 據(jù)Pca和nd選用A帶。 (3)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速 1 )初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd ,取小帶輪直徑dd1=100mm。 2 )驗算帶速v,有： n xdd1 Mr1d 3.14159 X 100X 1440.000 v = = 60 1000 60X 100 =7.54 m/s 因為7.54 m/s在

14、5m/s-30m/s之間，故帶速合適。 3 )計算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 dd2 =i0Mdd1 =100X 3=300mm 取 dd2=300mm (4)確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1)初定中心距a0=389mm 2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度 二 (d d」c)2 Ld0 ： 2a0 (dd1 dd2) d1 d2 =1453 mm 2 4a0 選取帶的基準(zhǔn)長度Ld =1400mm 3)計算實際中心距 a ao ———d0^= =373.5 mm 2 中心距變動范圍：amin = a_0.015Ld =373.5-0.015 x 1400 = 352.5 mm a

15、max = a +0.03Ld =373.5+0.03 乂 1400 = 415.5 mm (5)驗算小帶輪上的包角 二=180 -(dd2 -dd1) a =180 - (300-100) X 0.1535 口 =149.317 口＞90 口 (6)計算帶的根數(shù)z 1)計算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=100mm和no=1440r/min 查得 P 0=1.32 kW 據(jù)nd ==1440r/min , i0=3 和 A型帶，查得 P=0.17kW 查得 Ka=0.95, Kl =0.93,于是: Pr=(Po+：Po) Kl K： =(1.32+0.17) X0

16、.93 X0.95 =1.32 kW 2)計算V帶根數(shù)z Z __Pca_ =3.5 故取 4 根。 Pr (7)計算單根V帶的初拉力最小值(%%所 查得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1kg/m。所以 (2.5-K.)Pca 2 (Fo)min =500 \ ca qv2 K-. z v =130.42 N 應(yīng)使實際拉力Fo大于（Fo）min (8)計算壓軸力Fp p 壓軸力的最小值為： 一一、 ,a (Fp)min =2z(Fo)min Sih] =1006.11 N 3.3帶傳動的計算結(jié)果 把帶傳動的設(shè)計結(jié)果記入表中，如表 3.1。 表3.1帶傳動的設(shè)計參數(shù)

17、 A 中心距 373.5 mm 小帶輪直徑 100mm 包角 149.317 口 大帶輪直徑 300mm 巾民 1400 mm 帶的根數(shù) 4 初拉力 130.42 N 帶速 7.54 m/s 壓軸力 1006.11 N  B=(z-1)e+2f=(4-1) x 15+2x 9=63mm da=dd1+2憶=100+2X 2.75=105.5 mm 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 d=25mm 因為大帶輪直徑dd2=300mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此V帶尺寸如下： d1=1.8d=1.8 x 25=45mm L=1.6d=

18、1.6 x 25=40mm B=(z-1)e+2f=(4-1) x 15+2x 9=63mm da=dd1 +2h=300+2X 2.75=305.5 mm 第四章 齒輪傳動的設(shè)計計算 選用斜齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS齒輪2材 料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBs初選齒輪1齒數(shù)20,齒輪2齒數(shù)86,初選螺 旋角P =14。 按齒面接觸強度： 齒輪1分度圓直徑 / 2 2 >3 2KtT1 i1 +1 ZhZe ； d1t -3

19、，取，d =1 —— 端面重合度， %=%1+,查得名01 =0.75 , 202 =0.89 , 則”=1.64 ii ——齒輪副傳動比，ii=4 ZH ——區(qū)域系數(shù)，查得 Zh =2.433 1 ZE——材料的彈性影響系數(shù)，查得 ZE =189.8 MPa 2 t h 1——許用接觸應(yīng)力，I： h 1 = " H 1 "H 2 2 查得齒輪1接觸疲勞強度極限tiHiimi =600MPa。 查得齒輪2接觸疲勞強度極限QHiim2 =550MPa。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：(設(shè)2班制，一年工作300天，工作10年) N1 二60n〔jLh =60M480M1M(2X8X3

20、00X 10) =13.82 m108 N1 - 。 電=——=3.455 108 i1 查得接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.93, Khn2=0.95 取失效概率為1% ,安全系數(shù)S = 1,得: l；7H 1 = KHN 1- H lim1 S 0.93 X 600 1 =558MPa =522.5 MPa KHN2bHlim2 0.95 乂 550 S 一 1 則許用接觸應(yīng)力 558+522.5 2 =540.25 MPa 有 d 一組lliVzmJ 1t Yed % i1 <[^h]J

21、 =52.45 mm 圓周速度 二 dm , v 1.32 m/s 60 1000 齒寬 b =% dit = 1 x 52.45 =52.45 mm 模數(shù) m _ d1t cos - 2.54 mm mnt Zi h =2.25mnt =2.25 X 2.54=5.715 mm b/h =52.45/5.715=9.18 縱向重合度 邨= 0.318包4tanP =0.318 x1x20xtan14O =1.59 計算載荷系數(shù)K ： 已知使用系數(shù)Ka =1.25； 根據(jù)v =1.32 m/s , 8級精度，查得動載系數(shù)

22、Kv=1.04; 用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承對稱布置時接觸疲勞強度計算用的 齒向載荷分布系數(shù)KhP=1.42 ; 查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數(shù) KfP = 1.3 ; 查得齒間載荷分配系數(shù)Kh0( = Kf0(=1.2 ; 故載荷系數(shù) K = KaKvKho(KhP = 1.25 X 1.04 X 1.2 X 1.42 =2.21 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 K 3 2.21 & :弓叫豆=52/5 乂胃76- =58.41 mm 計算模數(shù)mn: mn d1 cos : Z1 = 2.83 mm 按齒根彎曲強度: mn

23、- YFaYsa , A 1 計算載荷系數(shù) K =KaKvKf 小Fp = 1.25X 1.04X1.2X 1.3=2.03 根據(jù)縱向重合度 笄=1.59 ,查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù) zv1 = cos3 一： =cos14o3 =21.89 , z2 zv2 = 3-T- cos - 86 cos 14o3 =94.14 查取齒形系數(shù)：查得YFa1=2.72 , YFa2=2.20 查取應(yīng)力校正系數(shù)： YSa1 = 1.57 , YSa2 = 1.784 查得齒輪1彎曲疲勞極限仃FE1 =500MPa 查得齒輪

24、2彎曲疲勞極限仃FE2 =380MPa 取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni=0.93, Kfn2=0.95 計算彎曲疲勞使用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S = 1.4,得 K FN1" FE1 S O93X 500 1.4 =332.14 MPa Kfn2^fe2 0.95X380 S 1.4 =257.86 MPa YcY3 計算齒輪的 fjf并加以比較 YFa 1YSa1 1 1 2.719 X 1.57 332.14 =0.0129 =0.0152 YFa2Ysa2 _2.198 X 1.784 匕 2 257.86 齒

25、輪2的數(shù)值大 則有： 2KT1Y：cos2 ： YFaYSa . mn _ 3 ——1 - Fa Sa =1.84 mm n / 二 J 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲 勞強度計算的法面模數(shù)，取模數(shù) mn=2mm,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的分度圓直徑di =58.41 mm來計算應(yīng)有 的齒數(shù)。 則有: di cos : Zi = =(58.41 >Cos14 )/2 %28 mn 取 Z1 =28,貝U Z2 =4 X 28=112 實際傳動比i= Z2/Z1 =4 齒輪傳動比差值為

26、# = (4-4)/4X100%=。％ 幾何尺寸計算 計算中心距： Z1 Z2 mn a —2 n =144.28 mm 2cos - 將中心距圓整為145mm 按圓整后的中心距修正螺旋角： :=arccos-z-z2 mn =12o 2a 因口值改變不多，故參數(shù) %、Kp、Zh等不必修正。 計算齒輪分度圓直徑： . z〔mn d1 = =57.14 mm cos - , Z2mln d2 = 一 ==228.57 mm cos 計算齒輪1寬度: h = d di =1 X 57.14 =57.14 mm 圓整后取B1 =60mm。 齒輪2寬度B2 =55

27、mm。 表4.1各齒輪主要參數(shù) 名稱 代號 單位 高速級 低速級 中心距 a mm 134 傳動比 i 4 模數(shù) mn mm 2 螺旋角 B 0 12 端面壓力角 a 0 20 嚙合角 a 0 20 齒數(shù) z 28 112 分度圓直徑 d mm 57.14 228.57 齒頂圓直徑 da mm 61.14 232.57 齒根圓直徑 df mm 52.14 223.57 b mm 60 55 螺旋角方向 右旋 材料 40Cr（調(diào)質(zhì)

28、） 45鋼（調(diào)質(zhì)） 齒面硬度 HBS 280HBS 240HBS 第五章軸的設(shè)計 5.1軸的概略設(shè)計 (1)材料及熱處理 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 (2)按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算 dm「A39mm。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對 軸強度的影響。當(dāng)該軸段界面上有一個鍵槽時， d增大5%-7%當(dāng)該軸段界面上 有兩個鍵槽時，d增大10%-15%查得A=103-126,則取A=11Q I 軸 d1 之 A3 /=22.43 mm 11軸~2 - A3 2 =35.40 mm 2 : n2 (3)裝V帶輪處以及聯(lián)軸

29、器處軸的直徑 考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為: I 軸 dim. . di (1 7%) =24.001 mm II 軸 d2min -d2 (1 10%) =38.654 mm 將各軸的最小直徑分別圓整為：d1min =25mm, d2min =40mm 5.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 5.2.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計  圖5.1高速軸的結(jié)構(gòu) 各軸段直徑及長度的確定 d11:軸 1 的最小直徑，d11=dimin =25mm。 d12:密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈 密封）d12 應(yīng)比 d11 大 5-10 mm,取 d12=31mm

30、。 d13:安裝滾動軸承處軸段，d13較d12大1-5mm選取軸承型號為角接觸球 軸承7207G 根據(jù)軸承內(nèi)圈尺寸取 d13=35mm。 d14:過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇 d14=42mm。 d15:齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，小齒輪齒頂 圓直徑 d15=57.14mm。 d16:過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=42mm。 d17:滾動軸承軸段，d17=d13=35mm0 各軸段長度的確定 111 :根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取 111=40 mm。 112 :由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取 112

31、=65.6 mm 113:由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取 113=30 mm 114 :根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取 114=10 mm 115 :由小齒輪的寬度確定，取115=60 mm 116 :根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取 116=10 mm 117:由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取 117=32 mm Z Er Ft* <1—H — P P P 111 112 115 116 117 圖5.2高速軸的尺寸圖 1表5.1高速軸各段尺寸 直徑 d11 d12 d13 d14 d15 d16 d

32、17 mm 25 31 35 42 57.14 42 35 長度 l11 l12 l13 l14 l15 l16 l17 mm 40 65.6 30 10 60 10 32 5.2.2高速軸的校核 已知條件： 高速軸傳遞的扭矩 Ti =80.984 N m ,轉(zhuǎn)速n〔二480r/min ,齒輪的螺旋角 口 =12 ,小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑 d1=53.59 mm。 齒輪1的作用力 圓周力 Fti = 2T1 = 2834.44 N d1 徑向力 Fr1 = Ftrtan-n =1051.8 N cos -

33、軸向力 Fa1 = Ft1tan： n = 1020.3 N 齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。 (1)畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示； (2)支撐反力，在水平面上為 其中帶輪壓軸力Q=(Fp)min =1137.69 N 如高速軸結(jié)構(gòu)圖所示 l〔二92.1 mm l2 =63.5 mm 卜=63.5 mm Q(l1 l2 l3)-Fr1l3-Fa1d1 Rh : 2 l2 l3 =980 N R2H =Q - R1H -Fr1=1137.69 -1307.38 -929.95 =-1025.69 N 式中負(fù)號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。 在

34、垂直平面上為 =1417.2 N Ft1l3 2465.04 X63.50 R1V = lTH7 = 63.50 +63.50 R2V =Ft1 -R1V =2465.04 -1232.52 =1417.24 N 軸承1的總支承反力為 R1 = R；—R1V =1307.38 2 + 1232.52 2 =1723.04 N 軸承2的總支承反力為 R2 -JR2H—R2V~ - ：；； (-1099.64 ) 2 + (1232.52 ) 2 =1749.46 N (3)彎矩計算 在水平面上a-a剖面右側(cè) M；h =R2Hl3 =-1099.64 X63.50 =-651

35、31.315 N mm a-a剖面左側(cè) dl 53.90 MaH = M aH - Fa1" = -69827.06 -897.20 X --- =-94281.286 N mm 2 2 b-b剖面為 MbH - -Ql1 =-92662.731 N mm 在垂直面上為 MaV = —RVl2 =-89992.2 N mm 合成彎矩a-a剖面左側(cè) Ma，M2H M2V =130336.32 N mm 合成彎矩a-a剖面右側(cè) Ma=., MaH M；V = 111088.63 N mm 合成彎矩b-b剖面 Mb = .. M bH M bV =92662.73 N m

36、m (4)轉(zhuǎn)矩 Ti =80980 N mm 齒輪軸和b-b處彎矩較大，且該點軸頸較小，故 b-b剖面為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為 W =也 32 3.14 X353 32 =4207.11 3 mm 抗扭截面系數(shù)為 WT = 二 di3 16 3.14 X353 16 =8414.22 3 mm 最大彎曲應(yīng)力為 二人=返=22.03 MPa W 扭剪應(yīng)力為 .t— =9.6 MPa Wt 按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故 取折合系數(shù)a =0.6 ,則當(dāng)量應(yīng)力為 -e - . ；-A

37、4（： ）2 =24 MPa 查得9-1]=60MPa 仃e< [3i],故強度滿足要求。 5.2.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 各軸段直徑及長度的確定 d21:滾動軸承軸段，d21=50mm,選取軸承型號為角接觸球軸承 7210Go d22:軸環(huán)，根據(jù)齒輪以及軸承的定位要求 d22=57mm。 d23:齒輪處軸段，d23=52mm。 d24:滾動軸承處軸段d24=50mm。 d25:密封處軸段，根據(jù)密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）確定， d25=48mm。 d26:軸 3 的最小直徑，d26=d2min=40mm。 各軸段長度的確定 121 :由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取 12

38、1=35 mm。 122 :根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取 122=12.5 mm 123 :大齒輪寬度，取123=53 mm 124 :根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取 124=47.5 mm 125 :由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取 125=57.6 mm 126 :,根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定取126=84 mm 圖5.4低速軸的尺寸圖 表5.2低速軸各段尺寸 直徑 d21 d22 d23 d24 d25 d26 mm 50 57 52 50 48 40 長度 121 122 123 124 12

39、5 126 mm 35 12.5 53 47.5 57.6 84 5.2.4低速軸的校核 齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。 圓周力 Ft2 =2834.44 N 徑向力 Fr2 =1051.8 N 軸向力 Fa2 =1020.3 N (1)畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示； (2)支撐反力，在水平面上為 如低速軸結(jié)構(gòu)圖所示 11=109.6 mm l2=64mm l3=64mm Fa2d2 -Fr212 Rh =——2 =525.9 N I3 1 2 R2H = Fr 2 - R1H = 525.1 N 在垂直平面上為 r

40、1V =_F2^ =1417.22 N 12 13 R2V = Ft2 -Rw =1416.78 N 軸承A、B的總支承反力為 R = J r； Riv =1511.64 N R2 = R2H R2V = 1510.96 N (3)彎矩計算 在水平面上a-a剖面左側(cè) MaH =R1H13 =33657.6 N mm 在水平面上a-a剖面右側(cè) MaH =R2H12 =33606.4 N mm 在垂直面上a-a剖面為 MaV =R1V13 =90702.08 N mm 合成彎矩，a-a剖面左側(cè) M a 二 , M ；H M ；v = 96745.550 N mm 合成彎

41、矩，a-a剖面右側(cè) Ma = M：；—M；v =96727.749 N mm a . a; av (4)轉(zhuǎn)矩 T2 =318333 N mm 因a-a剖面右側(cè)彎矩較大，同時截面還作用轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險剖面。 已知低速大齒輪鍵槽b =16mm, t=5mm。其抗彎截面系數(shù)為 …二d23 bt(d23 -t)2 3 Wl = = 10645.63 m m 32 2d23 抗扭截面系數(shù)為 , 3 2 W 二必—bt(d23 -t) =22911.25 mm3 16 2d23 最大彎曲應(yīng)力為 M。 二b a -9.09 MPa W 扭剪應(yīng)力為 .=-

42、=13.8 MPa Wt 按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故 取折合系數(shù)a =0.6 ,則當(dāng)量應(yīng)力為 ；，=c； 4(二)2 =18.89 MPa 查得1］=60MPa 仃e< ［叫］,故強度滿足要求。 5.3 軸上零件的固定方法和緊固件 (1)齒輪的安裝 高速軸的齒輪與軸設(shè)計為齒輪軸式設(shè)計， 既齒輪與軸在同一零件上，該結(jié)構(gòu) 主要是當(dāng)齒輪的齒頂圓直徑與軸的直徑相差不大是，可以做成齒輪軸。 低速軸的齒輪與軸的安裝方法為鍵連接， 考慮低速軸的直徑較大，因此齒輪 與軸分開制造，采用鍵連接主要是由于齒輪要承受一定的載荷， 鍵槽加工相對簡 單。 (2)聯(lián)

43、軸器與低速軸的裝配 聯(lián)軸器初選類型為彈性套柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器具有一定補償兩軸線相對偏 移和減震緩沖能力，適用于安裝底座性能好，沖擊載荷不大的中，小功率軸系傳 動，可用于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，啟動頻繁的場合。聯(lián)軸器與軸的連接選用鍵連接方式。 5.4 軸上各零件的潤滑和密封 當(dāng)?shù)退俅簖X輪轉(zhuǎn)速V2>2m/s時，軸承潤滑方式為油潤滑；當(dāng) V2 < 2m/s時， 軸承潤滑方式為脂潤滑。 低速大齒輪線速度為V2= n27Td2 =1.84 m/s,軸承潤滑方式選擇為脂潤滑。 60 1000 脂潤滑型號選擇為：ZG-S石墨鈣基潤滑脂。 密封件的選擇上選氈封油圈，主要是考慮結(jié)構(gòu)比較簡單，由于減速器結(jié)構(gòu)

44、簡 單，氈封油圈的條件已經(jīng)滿足減速的設(shè)計要求。 并且氈封油圈工作性能可靠。選 擇的氈圈材料是半粗羊毛氈，型號為氈圈 31 JB/TQ4606。 第六章軸承、聯(lián)軸器及其鍵的選擇與校核 6.1 軸承的選擇與校核 6.1.1 軸承的選擇 軸承類型選擇為角接觸球軸承。 I軸選軸承為：7207C; II軸選軸承為：7210C; 所選軸承的主要參數(shù)見表6.1。 表6.1所選軸承的主要參數(shù) 軸承代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN d D B da Da 動載荷Cr 靜載荷Gr 7207C 35 72 17 42 65 30.5 20

45、 7210C 50 90 20 57 83 42.8 32 6.6.2軸承的校核 高速軸承查滾動軸承樣本可知，軸承 7207c的基本額定動載荷C=30.5kN, 基本額定靜載荷Co=20kN 1 .求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2 將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中 A點總支反力 Fr1 =R =，R1； +R1V =1723.04 N B 點總支反力 Fr2 = R2 = ,R2H + R2V =1749.46 N。 2 .求兩軸承的軸向力Fa 根據(jù)軸承型號初選e=0.4,因此可估算 Fd1 =eFr1 =629.816

46、 N Fd2 -eFr2 -699.784 N 外部軸向力F* Fttan =566.888N因止匕 Fa1 =Fa Fd2 =1719.3 N Fa2 =Fd2 =699.784 N 計算當(dāng)量動載荷 Fa1 =0.085 C0 Fq9 工=0.034 C0 利用插值法得e = 0.45,金=0.406。冉計算: 3 .求軸承的當(dāng)量動載荷P Fa1 =0.99 > e1 Fr1 1=0.4000 < e2 Fr2 利用插值法得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承 1 X 1=0.44,Y 1=1.255 對軸承 2 X 2=1

47、,丫2=0 根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1.2。 P1=fp(xR+YFa1)=3294.90 N P2=fp (X2Fr2+Fa2)=1982.11 N 4 .驗算軸承壽命 因P1>P2故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為 10 （年） X300 （天）X 16 （小時）=48000h。 106 C Lh = 60rl（ p產(chǎn)=58609h>48000h 軸承具有足夠壽命。 低速軸承查滾動軸承樣本可知，軸承 7210c的基本額定動載荷C=42.8kN, 基本額定靜載荷Co=32kN 1 .求兩軸承受到的徑向載荷 Fr1和Fr2 將軸系零件受到的空間力系分解為鉛

48、垂面和水平面兩個平面力系。其中 A點總支反力 Fr1 =,F；y + FAZ =1511.64 N B點總支反力 Fr2 =/Fb2y +Fbz =1510.96 No 2 .求兩軸承的軸向力Fa 軸承派生軸向力Fd=efr其中，e為判斷系數(shù)，其值由Fa的大小確定，由于 C。 現(xiàn)軸向力Fa未知，故先初選e=0.4,因此可估算 Fd1 =eFr1 =478.28 N Fd2 =eFr2 =629.13 N 軸向力 F = Fttan : = 647.8449349N 因此 Fa1 =Fa Fd2 =1276.97 N Fa2 =Fd2 =629.13 N Fa1 =0.0

49、399 F^=0.0197 C0 C0 利用插值法得e, =0.412 , e2 = 0.389 。冉計算: Fd1 =*1 =492.63 N Fd2 =e2Fr2 =611.82 N Fa1 = Fa Fd2 =1259.67 N Fa2 =Fd2 =611.82 N Fai Co =0.0394 Fa9 上=0.0191 C0 兩次計算的F■值相差不大，因此確定e〔 =0.412 , 0=0.389 , C0 Fa1= 1259.67 N, Fa2 =611.82 N。 3 .求軸承的當(dāng)量動載荷P Fa1 = 1.0535 > e Fr1 巳=0.3

50、890 = e2 Fr2 利用插值法得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承 1 X 1=0.44,Y 1=1.3598 對軸承 2 X 2=1,丫2=0 根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1.2。 P1=fp (XFn+YFa1)=2686.81 N P2=fp (X2Fr2+Fa2)=1887.38 N 4 .驗算軸承壽命 因P1>P2故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，為 10 (年) X300 (天)X 16 (小時)=48000h。 106 C Lh = ——(―)名=449137 h>48000h 軸承具有足夠壽命。 60n2 P 6.2 聯(lián)軸器的選

51、擇及校核 由于設(shè)計的減速器伸出軸D=40 mm,根據(jù)機械設(shè)計手冊第五篇-軸及其聯(lián) 接表5-2-4選取聯(lián)軸器： 主動端：J型軸孔、A型鍵槽、d =40 mm、l= 84mm 從動端：J1型軸孔、A型鍵槽、d =40mm、L =84 mm ——J40X 84 選取的聯(lián)軸器為：TL7 GB/T4323 Ji40X 84 聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=270.664 N m,查得工況系數(shù) K=1.3,聯(lián)軸器承受 的轉(zhuǎn)矩為 Tca = KA T =351.86 N m 查得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為500N m,因此符合要求。 6.3 鍵的選擇及校核計算 高速軸端鍵選擇的型號為鍵 A8

52、X 34 GB/T1096 鍵的工作長度為l=L-b=34-8=26 mm ,輪轂鍵槽的接觸高度為 k=h/2=3.5 mm,根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得[仃p] = 150MPa則其 擠壓強度 — 3 2T 10 kld = 73.00 MPaH[%] =150MPa 滿足強度要求。 低速軸齒輪處鍵選擇的型號為鍵 A16X 49 GB/T1096 鍵的工作長度為l=L-b=49-16=33 mm,輪轂鍵槽的接觸高度為 k=h/2=5 mm, 2T 103 kld 根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得[Qp] = 150MPa則其擠壓強度 = 6

53、3.73 MPaM[；:p] =150MPa 滿足強度要求。 低速軸端聯(lián)軸器鍵選擇的型號為鍵 A12X 78 GB/T1096 鍵的工作長度為l=L-b=78-12=66 mm,輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4 mm 根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得[仃p] = 150MPa則其擠壓強度 — 3 2T 10 kld = 51.78 MPa<[cp] =150MPa 滿足強度要求 第七章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 7.1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正 確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油

54、的油 箱。機體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸 又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表： 表7.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱體壁厚 6 6 =0.025 a+1》8 8 箱蓋凸緣厚度 6 1bl =1.5寓 12 箱座凸緣厚度 b b=1.56 12 箱座底凸緣厚度 b2 b2 =2.5& 20 地腳螺釘直徑 df df = 0.036a+12 20 地腳螺釘數(shù)目 n a W250時，n=4 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 d1 =0.75df 16 機蓋

55、與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 d2 = (0.5~0.6) df 10 軸承端蓋螺釘直徑 d3 d4 = (0.4~0⑸ df 8 df, d1, d2至外機壁距離 C1 課程設(shè)計手冊 26、22、16 df, d\乙至凸緣邊距 C 2 課程設(shè)計手冊 24、20、14  大齒輪頂圓與內(nèi)機壁跑離 8>1.26 10 齒輪端面與內(nèi)機壁跑離 △2 △2>6 15 外機壁至軸承座端面距離 ll C1 +C2 +（5—10） 52 7.2 減速器齒輪潤滑方式 減速器齒輪的潤滑方式選擇為浸油潤滑，浸油潤滑主要適用于圓周速度 v<12m/s的齒

56、輪傳動。傳動件浸入有種的深度要適當(dāng)，既要避免攪油損失太大, 又要保證充分的潤滑。油池要有一定的深度和貯油量。 第八章附件設(shè)計及選擇 8.1 軸承端蓋 軸承端蓋選擇為凸緣型軸承端蓋，以方便拆裝及軸承游隙調(diào)整。  8.2 窺視孔和視孔蓋 窺視孔應(yīng)位于箱體頂部，能夠看到齒輪嚙合情況，視孔蓋板一般采用鋼板或 鑄鐵支撐，用M5-M10螺栓進行緊固。 8.3 通氣器 通氣器主要作用是保持箱體內(nèi)外氣壓均勻， 避免由于跑和造成箱體內(nèi)氣壓上升，造成滲油或 漏油。附圖通氣器可用于清潔、多塵等環(huán)境。 8.4 放油堵 放油孔的位置，位于箱體油池最低處，并保證螺孔內(nèi)徑低于箱體底座內(nèi)壁。

57、 放油孔用螺栓堵住，安裝時應(yīng)加封油圈以加強密封。 8.5 油標(biāo) 油標(biāo)位于齒輪箱側(cè)面，以便觀察齒輪箱油面位 置。本次設(shè)計才有游標(biāo)尺，因游標(biāo)尺結(jié)構(gòu)簡單，在減 速器中較常采用，且安裝孔易于加工。 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于一級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計，是我們真正理論聯(lián)系實際、深入 了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用 處。通過設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識， 為我們以后的工作 打下了堅實的基礎(chǔ)。 在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和 應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力。 由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在

58、許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量 也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以 后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確 的設(shè)備。 完成這次設(shè)計雖然不容易，然而，我卻從這段時間內(nèi)讓我學(xué)到了許多實際知 識，我感到確實受益匪淺。其中我感受最深的是以下幾點： 1、機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程， 它融《機 械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《公差與配合》、《制 圖實用軟件》、《機械工程材料》、《機械零件設(shè)計手冊》等于一體。 2、這次的課程設(shè)計，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想；訓(xùn)練綜合運用 機

59、械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力 鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 3、在這次的課程設(shè)計過程中，綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能， 結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計 ，一方面，逐步提高了我們的理論水 平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力，特別是提高了分析問題和解決問題的能力， 為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。 4、本次設(shè)計得到了呂碩老師和同學(xué)們的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝大家 的指導(dǎo)和幫助。 5 、由于自身能力有限，設(shè)計不可能很完善，設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點， 需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)

60、計的知識， 繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提 高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 [1]濮良貴、紀(jì)名剛主編.機械設(shè)計.8版.北京：高等教育出版社，2006.5 [2]機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊（第1卷、第2卷、第3卷）（新 版）北京機械工業(yè)出版社，2004 [3]鄭文緯、吳克堅主編.機械原理.7版.北京：高等教育出版社，1997.7 [4]陳立德主編.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書 [5]龔桂義主編.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版） [6]陳鐵鳴主編.新比恩機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊 [7]邱宣懷主編.機械設(shè)計（第四版）.北京：機械工業(yè)出版社，1995 [8]周開勤主編.機械零件手冊（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 [9]徐激主編.機械設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1991