《設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計機的圓柱齒輪減速器帶式運輸機圓柱齒輪70081》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計機的圓柱齒輪減速器帶式運輸機圓柱齒輪70081（29頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、、前言 、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 ，,,,,,,,3 ..8 三?傳動零件的設計計算 四、箱體的設計及說明 14 五、 軸的設計計算及校核 16 六、 鍵連接的選擇和計算 28 七、 滾動軸承的選擇及計算 21 八、聯(lián)軸器的選擇 錯誤！未定義書簽 九、潤滑和密封的選擇 ? 23 十、減速器附件設計 35 37 1、設計小結 參考資料 25 一、前言 1.1 題目分析 題目： 設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器 要求：擬定傳動關系：有電動機、 V 帶、減

2、速器、聯(lián)軸器、工作機構成 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限 10 年，小批 量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差 5％。 已知條件： 運輸帶的拉力 F=2550N 運輸帶工作速度 V = 1.40m/ s 卷筒直徑 D = 300mm 1.1.1 本傳動機構的特點 該減速器結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。但齒輪相對軸 承的位置不對稱，因此軸應具有較大剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端， 這樣，軸在轉矩的作用下產生的扭轉變形將能減緩軸在彎矩作用下產生彎曲變形 所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。 斜齒輪的特點：是傳動的平穩(wěn)性較直齒

3、輪傳動好，且結構緊湊，承載能力高，常 用于速度高、載荷大或要求傳動緊湊的場合。 1.1.2 本傳動機構的作用 齒輪減速器介于機械中原動機和工作機之間， 主要將原動機的運動和動力傳給工 作機，在此起減速作用，并降低轉速和相應的增大轉矩。 1.2 傳動方案擬定： 此方案選用了 V 帶傳動和閉式齒輪傳動 V帶傳動布置高于高速級，能發(fā)揮它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護的優(yōu)點 帶傳動的特點： 是主、從動輪的軸間距范圍大。 工作平穩(wěn)，噪聲小。能緩和沖擊， 吸收報動。摩擦型帶傳動有過載保護作用。結構簡單、成本低、安裝方便．但外 形輪廓較大。摩擦型帶有滑動，不能用于分度系統(tǒng)。軸壓力大，帶的壽命較短。

4、 不同的帶型和材料適用的功率、帶速、傳動比及壽命范圍各不相同。 電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 di = 80 2.1選擇電動機的容量： 電動機的類型： d2 = 235.2 v 二 6.02m/s a0 = 530mm 按工作要求選用丫系列（IP44）三相異步電動機，電壓為380V。 選擇電動機容量： 選擇電動機所需功率 P w Pd 4.327 kW 選擇電動機時應保證電動機的額定功率 Ped略大于工作機所需的電 動機的功率Pd即可，即Ped _Pd 工作機所需功率為 Fv 2550X1.40 FW kW= 3.57kW 1000 1

5、000 傳動裝置總效率： 二帶承齒聯(lián)卷 帶一V帶傳動效率：0.96 承一每對滾動軸承的傳動效率：0.99 Ld = 1600mm a =611.21mm :=165.38： Z = 5 Fq =128.8N i =3.368 m^ 2.5 d^i = 50mm d2 = 170mm d = 35mm b2 = 30mm a1 =110 ；「F1 =55.43MPa F2 二 48.29MPa 齒一閉式齒輪的傳動效率：0.97 v = 3.795m/s 聯(lián)一聯(lián)軸器的傳動效率：0.99 卷一傳動卷筒的傳動效率：089 帶入得 二帶 承 齒 聯(lián) 卷=0.

6、96 0.994 0.972 0.99 0.96 =0.825 Pw 3.57 Pd L=0^T4.327kW d1 = 88.97 mm 乙=32 Z2 =77 m2 = 3mm b2 = 75mm 電動機技術數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率 Ped為3kW b| = 80 確定電動機轉速： * 二 96mm 滾筒工作轉速: d2 =112mm

7、a 二 160mm =60x 1000v 二 D 60 1000 1.40 理泊300 =89.12 r/min 通常取V帶傳動比常用范圍h=：2~4，二級圓柱齒輪減速器i2=8? 二 F1 = 55.998MPa 匚 F2 = 53.91MPa 40,則總傳動比的范圍為i=16?160。所以電動機轉速的可選范圍是: nd =i riw 二 16 ~160 89.12 =1426.02 ~ 14260.27 r/min 萬案 電動機型 號 額定功率 Ped/kW 電動機轉速（r/min ） 同步轉速 滿載轉速 1 Y132S-4 5.5 1500 1

8、440 根據(jù)電動機所需功率和轉速手冊有一種適用的電動機型號，傳動比 方案如下： 2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比: 總傳動比：i a 汁諜=16.156 分配傳動比：取i帶=2則減速器的傳動比i為: i減亡=呼=8.078 取二級圓柱斜齒輪減速器咼速級的傳動比 h = 1.4i減二 1.4 8.078 = 3.336 則低速極的傳動比i2二 i■減=8078 =2.402 i1 3.363 v = 2.34m/s [.]=38MPa dmin = 23.1mm Ft =3524N Fr =1356N F1v = 77.56N F2v =1278.

9、44 N 卩仆二 791.91N F2H =2718.89N F1F =112.59N F2F =241.39N M av = 38350 N mm M aH =81960 N mm 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù): M aF 二 3377 N mm 將傳動裝置各軸由高速軸到低速軸依次編號，定為 0軸（電動機軸）、1 軸（高速軸）、2軸（中間軸）、3軸（低速軸）、4軸（滾筒軸）；相鄰兩軸 間的傳動比表示為i01、i12、i23、i34 ； 01、 12、 23、 34 -依次是電動機 M a = 48480 N mm 和1軸，軸1和軸2,軸2和軸3,軸3和軸

10、4之間的傳動效率；各軸的 — 88100 N mm 轉速為ni、n2、n3、陽；各軸輸入轉矩為「、T?、T3、T4 Me 二 50915.43 則各軸的運動和動力參數(shù)為: N mm 0 軸（電機軸）P。二 pd = 4.327 kW n0 = nm =1440r / min p 4 327 T0 =9550-° =9550 2

11、8.696 N m n0 1440 d _ 23.1mm d = 23.5mm d _ 33mm Ft 2 =3096.76 N Fr2 "17.3N 1 軸（咼速軸）p1 = p0 01 = Po 帶=4.327 0.96 =4.154kW n1 n。 i 01 = ^4^ =720r/min 2 p 4154 "9550訂9550貢占如m Ft3 二 8800N Fr3 =3202.9 N Fg = 109.32 N F2廠 2266.98N Mav =42

12、10 N mm N mm M a =196880 N mm M e = 214698 N mm 2 軸（中間軸）p2 二 5 12 =5 承齒二 4.154 0.99 0.97 = 3.989 kW = 3640.06N F2H =2701.7N 片 480 n2 1 142.73r/mi n i 12 3.363 T2 =9550空=9550 昱89 266.9N m n2 142.79 3 軸（低速軸）P3 二 P2 23 二 P2 承齒=3.989 0.99 0.97 =3.83kW M aH =140140 n? 142.73 n3 88.81r /

13、min i23 1.60 P3 3.831 T3 =9550」=9550 429.21N m n3 88.81 n4 n3 i34 88.81 1 = 88.81r /min d 丄 34.6mm d = 32.95 mm p4 3.753 T4 =9550丄=9550 403.78N m n4 88.81 軸名 功率P/kW 轉矩T/ （ N m） 轉速 n/（r/min ） 傳動 比 i 效率 n 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 / 4.32 / 28.67 1440 2.5 0.96 1軸 4.15

14、 7.11 82.6 81.82 480 運動和動力參數(shù)如下表： Fr =1987.37N dmin = 36.17mm d = 37mm Ft = 5460 N 2軸 3.99 3.95 266.4 264.9 142.73 3軸 3.83 3.79 320.03 429.2 88.81 4軸 3.75 3.72 403.1 438.9 88.81 3 0.96 F, 2.32 0.96 F1 1.00 0.98 —F = 830.38N

15、二 2281.33N v =1156.99N F1H =3178.67N 三?傳動零件的設計計算 3.1設計V帶和帶輪: M 取二 86770 N mm 設計計算普通V帶傳動 MaH =22236.56 N mm (1) 計算功率(P=4.11kW,n=1440r/min) Pc = Pd = 4.521kW。 (2) 選V帶型號選用普通V帶 Ma 二 41986.52 N mm (3) 允許) 根據(jù) Pc =Pd =4.521kW , nm=：1440r/min，由課本 219頁圖 13-15 , 選擇Z型普通V帶。 求大、小帶輪基準直徑取d1

16、, d2 由課本219頁查表13-9得，應不小于75mm現(xiàn)取dr = 80mm 由式13-9得d2 亠 d1(1—；)二空0 80 (1 - 0.02) = 235.2mm n2 480 由表13-9取dd2 =265mm(雖然使樂略有減小，但其誤差小于5% Me = 164.56N m d - 30.15mm d = 31.66mm T =425.88N L2 二 104.5mm 二 80 1440 (4)驗算帶速：v 如 60 "000 60 "000 h = 49mm 12 二 47mm = 6.02m/s 帶速在5?25m/s范圍內,合適 二 p1 =

17、 53.45MPa 二 p2 =39.60MPa (5)取V帶基準長度Ld和中心距a： 由于 0.7 ( dd1 dd2)乞 a。乞2 ( dd1 dd2) 即 280mm 二 a0 二 800mm , h =60mm l2 =36mm 取 a0 二 480mm , -p1 = 24.48MPa -p2 二 56.50MPa 由式13-2得帶長 2 L0 =2a0 2(d1 d2) 矜 480+「80+235.2)+^6^響亦 L = 32mm

18、 I = 24mm >^.480 1600 -1468-7^ 611.21mm 2 (6)驗算小帶輪包角：?： d 2 - d 1 o ：r =180 - 1 57.3 =180o a 主動輪上的包角合適。 空 80 57.3~165.38 120° 611.21 ■■- ■' p = 30.29MPa Fn =908..28N Fr2 "520.13N Cr 二 20928 .4N =1468.79mm 查課本212頁表13-2

19、取Ld .1600mm，由式13-16計算實際中心距: 由式13-9得傳動比i二 d2 d1(1 - ；) 236 80 (1 -0.02) = 3.0 2 Fn =3641.7N Fr2 二 3526.8N Cr =19500N (7) 計算V帶根數(shù)乙由式13-15得Z= 匚 (P0+AP0)^Kl 由 n0 =1440/ min ， d1 =80mm Fn = 3382.68N Fr2 =2427.7N 查表 13-5 得.-：P0 =0.168kW 由 >1 =163 查表 13-7 得：k：. =0.95 查表 13-2 得 燈=0.

20、99 Cr = 25800N J 二 354 N m 則 Z 4.86 (0.81 +0.168)汽 0.95漢 0.99 取Z=5根。 (8) 求作用在帶輪上的壓力Fq 查表13-1，得q=0.1kg/m。得單根V帶的初拉力 F0=500Pc(^^5 -1) qv2=500 4.521 (jA _1) 0.1 X 1.402=648N Zv K：. 5 1.40 0.95 作用在軸上的壓力 a1 163 FQ=2ZFsin」=2X 5X 648X sin 16^=128.8N 2 2 3.2齒輪的結構設計及計算: 高速級齒輪設計： 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒

21、數(shù): 1） 按題目傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動 2） 運輸機為一般工作機器，速度不變，所以選用 8級精度 3） 材料選擇由表10-1選擇 小齒輪用滲碳淬火，齒面硬度為 305HBS Gim1 = 1500MPa匸Fei =850MPa ; 大齒輪用球墨鑄鐵，齒面硬度為305HBS c lim2 =1550MPa ;二FE2二850MPa ; 由表 11-5 取 S=2.0 ； Sh=1.5; [二 F1] [F] SH _ Sf — IV 2 G FE2 850 B 「Sf — i 2 lim 1 1500 _ Sh -1.5 0 lim 2 15

22、0 [二 H1] MPa =1000MPa [ ；「F2 ] :-fe1 850 = 425MPa = 425MPa 1.50叩心000嚨 4）按齒面接觸強度設計計算按輪齒彎曲強度設計計算 由表11-3取載荷系數(shù)K =1由表11-6取齒寬系數(shù)'d =0-5 小齒輪上的轉矩 人=8.26 104 N mm 初選螺旋角B =15° 齒數(shù)取 z1 =19，則 z^ 2.363 19 = 63.89，取乙=64 實際傳動比為i二64 =3.368 19 齒形系數(shù) Z v1 二一19 21.08， Zv2 cos15 coSk^71.032 查圖 1

23、1-8 得YFa1 =2.89 ； YFa2 =2.26 ; 由圖 11-9 得 Ysai =1.57 ; Ysa2 =1.74 ; Y Fa1 Y Sa1 -F1 故應對小齒輪進行彎曲強度計算 5）法向模數(shù) ^^0.0106> Y^ 425 t F2 J 0.004 1000 ：'dZ1 、F1 \ 2 2 1 8.26 1C4co

24、*rccosmn（Z1 Z2）= arccos 2a 2.5（19 64 二 19 4383（19.43） 2 110 mnZl 齒輪分度圓直徑 2.5 x 19 d^m0SZ 二 cos19 4383 =50.37mm d 2 =169.31mm 7） 齒寬 b2 二=0.5 50.37 =25.185mm ;故取 b2 =30mm ； bi =35mm 8） 驗算齒面接觸強度 9） 故安全 齒輪的圓周速度 2 u di 巧二ZeZh ZB '竺衛(wèi)四"73.2MP

25、0 5°.37 “795m/s ； 60 1000 60000 選8級制造精度是合宜的 低速級齒輪設計：選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)： 1） 按題目傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動 2） 運輸機為一般工作機器，速度不變，所以選用 8級精度 3） 材料選擇由表11-1選擇 小齒輪用45號鋼調質，齒面強度為268BS Jim1 =670MPa ；； FE廠240MPa 大齒輪用45號鋼調質，齒面強度為200HBS - lim 2 =570MPa ； FE2 = 250MPa 由表 11-5 取 Sh=1； Sh =1.25 ［二 H1 "-Tim 1 670 =

26、 670MPa Sh ［二 F1 ；-FE1 240 1.25 =192MPa 570 ［；「H2］ 570 MPa 1 250 ［二 F2］ 200MPa 1.25 4) 按輪齒彎曲強度設計計算 由表11-6取齒寬系數(shù)0.8 由表11-3取載荷系數(shù)K =1.1 小齒輪上的轉矩T, =266N m 根據(jù) 11-4，Ze 二1880，Zh =25 1 4 4 3.402 V V ■'1880x2.5（ ' 1 2.402 1 < 570 丿 3 二 88.97mm 2KT1 u+1 ZeZh 2 選小齒輪齒數(shù)為 乙=32

27、 ,則Z2二iz1 =32 2.402 =76.4 取z? = 77 ,則實際傳 動比 i 二77 =2.4 ; 32 5） 模數(shù) m2 _d1 _88.97 =2 78 ;故取 m2 =3mm 2乙 32 6） 齒寬齒寬 b2 二 dd1 =0.8 88.97 =71.176mm ；故取 b^75mm ； b1 =80mm 7）分度圓直徑，d^m2z^96mm d2 = m2z2 = 231mm 中心距 a2 =① 歸二 96 — = 163 .5mm ；取 a = 160mm ； 2 2 驗算齒面接觸強度 查圖 11-8 得 YFa1 =2.67 ； YFa2 =2.25

28、 ；由圖 11-9 得 Ysa1 =2.25 ； Ysa2 =1.72 -F1 2KT1 bz^n Ys" 2 1.1 12.66 105 75 9 232 2.67 1.64 = 118.63：： = 192MPa Y±cF1=tl7TS 118.63 =104L=200MPa 齒輪的圓周速度v 河n~i 60 1000 二 93.14 480 60000 二 2.34m/s ； 選8級制造精度是合宜的 四、箱體的設計及說明: 減速器箱體結構尺寸（mm） 名稱 符號 計算公式 結果 箱座厚度 5 6 = 0.025a 十

29、3 = 6.625 c8 8 箱蓋厚度 6 =0.02a+3 = 5.60<8 8 箱蓋凸緣厚度 bi bi =i5[ = i2 i2 箱座凸緣厚度 b b = i5=i2 i2 箱座底凸緣厚 度 b2 b2 = 2.56 = 20 20,0 度腳螺栓直徑 d f df = 0.036a+ i2=i6374 M i6 地腳螺釘數(shù)目 n a $250則取4 4 軸承旁聯(lián)接螺 栓直徑 di di =0.75df =i2.285 M i2 箱蓋和箱座聯(lián) 接螺栓直徑 d2 d2 =（0.5~0.6） df =8.i87~9.824

30、4 M i0 軸承端蓋螺釘 直徑 d3 d3 =（0.4 ?0.5）df =6.55 ~ 8.8i7 M 8 窺視孔蓋螺釘 直徑 d4 d4 =（0.3~ 0.4）df =4.9i ?6.55 M 5 定位銷直徑 d d =（0.7 ?0.8）d2 =85.73i ?7.86 M 6 連接螺栓的間 距 l 1 =i50 ?200 80 d f， di， d2至 Ci 查手冊表4-i 27 30 外箱壁的距離 20 d f，di，d2至 C2 查手冊表4-i 24 20 凸緣邊緣距離 i4 外箱壁至軸承 座端面距

31、離 li li =G +C2 +（5?i0） 50 大齒輪頂圓和 內箱壁距離 d > 1.25 = 9.6 10 齒輪端面和內 箱壁距離 心2 心2 > $ =8 10 箱蓋，箱座肋 厚 mi ,m g 趾 0.85?, m 0.855 6.8,6.8 厚承端蓋外徑 D2 D2 = D +（5 ~ 5.5）d3 85（1 軸） 85（2 軸） 115（3 軸） 軸承旁聯(lián)結螺 栓距離 S S r； D2 85（ 1 軸） 85（ 2 軸） 115（ 3 軸） 五、軸的設計計算及校核： 5.1高速軸: 初步確定軸的最小直徑 選

32、取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表14-2，取[t ]=38MPa,C =110， 于是 3 3 d 迫 J— =110 ，n 4 11 面^22亦考慮到軸上有鍵槽，所 d min =22 （1 5%） =23.1mm 求作用在齒輪上的受力 圓周力Ft 2 8.18 104 50 二 3524N 徑向力Fr 3524 tan 20 cos : = 1356N 軸的結構設計：擬定軸上零件的裝配方案 1 2 3 4 1?輸出軸的最小直徑顯然是安裝 V帶的直徑di （如上圖），根據(jù)軸最小直 徑的計算，和查閱書籍，故 6段bi為60mm,d為

33、20mm 2. 根據(jù)v帶的軸向定位要求d5取為28mm由箱體結構和軸承段、端蓋裝配 關系等確定，b2為50mm. 3. 角觸軸承段，da取為30mm軸承型號為6006,裝配關系等確定，ba為24mm 4. 過渡軸段，考慮軸肩定位，故取 d4為35mm由裝配關系，確定該段的b4 為 79mm 5. 5為高速級齒輪軸段，b5為45mm 6. 角接觸軸承段和3相同，d7為35mm by為33mm 求軸上的載荷： 1.求垂直面的支承反力 1356 x 30 =77.56N l1 丨2 30 103.5 Fr l2 F2v = Fr - F1v =1356 -77.56 =1278

34、.44N 2 .求水平面的支承反力 F1H Ft 12 3524“30 =791.91N l1 l2 30 103.5 F1H F2H 二 Ft F2H =2718.89N 3.F力在支點產生的反力 F1F 二 F l3 116.7 F = 112.59N l1 l2 30 103.5 F2F =F1f F =112.59 128.8 =241.39N 4. 繪垂直面的彎矩圖 M av = F1v h =38350N mm M av = F1v l2 = 2326N mm 5. 繪水平面的彎矩圖 M aH =F1H h =23750 N mm M aH

35、 = F1H h =81960N mm 6. F力產生彎矩 a - a截面F力產生的彎矩為 MaF = F1f=128.8 116.7 “5030N mm 7. 合成彎矩圖 Ma = . M： m2h MaF =13835O2 237502 23770.13 = 48480N mm M a = M ； M ；H M aF = 93640 N mm = 8. 軸的轉矩 T -88100N mm 9. 求危險截面的當量彎矩 從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為:=0.6 Me = ..m2 (: T)2「484802 (0.6 88100)2 =71720N.

36、mm 10. 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45號鋼，調治質處理。由表14-1查得二b =650MPa 由表14-3查得二Jb =60MPa貝U 3 3 . Me 71720 d 22.86mm \0.1[J] Y0.仆 60 考慮到鍵槽對軸的削弱，將d增加大5% 故 d =1.05 22.86 = 24mm ： 28mm 所以高速軸安全合理 載荷 水平面H 垂直面V 支承反力F 卩伯=791.91N Fw =77.56 N F2H =2718.89N F2v =1278.84N 彎矩M MaH =81960N mm M av =

37、38350 N mm 總彎矩 M a =15030 N mm 扭矩T T =88.1N m 彎矩圖如上圖所示 5.2中間軸： 521初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取C=110,于是得 3 — 3 d _C . P =110 . 3.949 33.304mm Vn \ 142.279 求作用在齒輪上的受力： 1. 作用在大齒輪: 圓周力 Ft2 二玉 =2 26.4 10 =3069.76N d2 172 徑向力 Fr2 二 Ft tan: =1117.3N 2. 作用在小齒輪: 圓周力Ft3 =

38、 玉二空H.8800N d3 60 徑向力 Fr3 =Ft3 tan > -3202.9N 軸的結構設計: 擬定軸上零件的裝配方案 1. 角接觸軸承段處，di取為30mm軸承型號為6006, bi為33mm 2. 低速級小齒輪軸段，按和齒輪的裝配關系定 d2為35mm b2為65mm 3. 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求取 d3為4mm b3按照要求取為7.5mm 4. 高速級大齒輪軸段，按和齒輪的裝配關系定 d4為35mm b4為40mm。 5. 角接觸軸承段同1相同，d5為30mm b5為35mm 求軸上的載荷： 1. 求垂直面的支承反力 F iv (Li ■

39、L 2 ' L3) F ri (L2 ' L3) = F r2 L3 F?5 67 61 一 Fa85 Fr 化誡珈 38.5 67 61 Fiv -109.32N F 1v ' F2v . Fri = Fr2 F2v =2266.98 2 .求水平面的支承反力 F1H Ft2 g-Fti (l2 S3640.06N li I2 I3 F2H = Ft2 - Fih -Fti =2701.7N 3. 繪垂直面的彎矩圖 M av = F1v l3 = 4210N mm M av = F2v l3 =13828.5N mm 4. 繪水平面的彎矩圖 M aH 二 Fih

40、 I3 =3640.06 38.5 =140.14N m M aH - F2H 61=164.8N m 5. 合成彎矩圖 Ma F M； M；H f ；13828.52 140142 -196880N mm 6. 軸的轉矩 T =142 .729 N m 9. 求危險截面的當量彎矩 從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為:=0.6 Me = .M； (：T)2 [196.882 (0.6 142.729)2 = 10. 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45號鋼，調治質處理。由表14-1查得匚B=650MPa 由表14-3查得二3=60MPa則 Me

41、214.698 103 :，0.1[—b] 0.1 60 =32.95mm 考慮到鍵槽對軸的削弱，將d增加大5% 故 d =1.05 32.95 二 34.6mm ：： 35mm 所以中間軸安全合理 載荷 水平面H 垂直面V 支承反力F F1H =3640.06N Fg =109.32N F2H =2701.7N 彎矩M M aH =140.14N mm M av =164.8N mm 總彎矩 M a =196880 N mm 扭矩T T=142.729N m 彎矩圖如上圖所示 5.3低速軸： 初步確定軸的最小直徑： 選取軸

42、的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取C=11Q于是得 d匯」F =110 {3.793 =38.4mm考慮到軸上有鍵槽， Y n V 88.1 d min =38.4 (1 5%) = 40.32mm 所以，取最短直徑為40mm 求作用在齒輪上的受力 圓周力Ft 5 2T3 2 4.249 105 156 二 5460N 徑向力 Fr 二 Ft tan : =1987.37N 軸的結構設計： 擬定軸上零件的裝配方案 1. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 di （如上圖），為了 使所選的軸直徑di和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的 型

43、號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tea二KaT3，查表14-1，考慮到轉矩變化很 小,故取 Ka=1.5，貝U 轉矩Tea =1.5 42490N ?m=63735N m。按 照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊 144頁，選用凸 緣聯(lián)軸器GY5其公稱轉矩為400N?m。半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔長 度L1 =60mm軸孔直徑為38mryi故1段b為60mm,d為38mm 2. 密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采 取氈圈油封）故d2取為43mm由箱體結構和軸承段、端蓋裝配關系 等確定，b2為60mm. 3. 滾動軸承處段，da取為45mm軸承型號為6009， d D

44、 B =45mm 75mm 16mm由滾動軸承，檔油環(huán)及裝配關系等確 定，bs 為 27mm 4. 過渡軸段，考慮擋油環(huán)的軸向定位，故取 d4為50mm由裝配關系， 箱體結構等確定該段的b4為49.5mm 5. 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求取d5為58mmb5按照要求取為12mm 6. 低速級大齒輪軸段，按和齒輪的裝配關系定 de為48mm b6為62mm. 7. 滾動軸承段同3相同，d7為45mm by為37.5mm 求軸上的載荷： 1. 求垂直面的支承反力 F1v =^~上-1156.99N I 2 + I 3 F2v 二 Fr - F2V =1987.37 -1156

45、.99 = 830.38N 2 .求水平面的支承反力 Ft I2 M F2H - - -2281.33N J * l 3 F1H nF-4 - F2h =5460 -2281.33 =3178.67N 3. 繪垂直面的彎矩圖 Mav 二 F1v l2 =1156.99 75 =86770N mm 4. 繪水平面的彎矩圖 MaH =F2H l3 =3178.67 75 =238400N mm 5. 合成彎矩圖 Ma f 'M； M 2^ 867702 238400^ -253690N mm 6. 軸的轉矩 T =425880N m 9. 求危險截面的當量彎矩 從圖中

46、可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為:=0.6 Me = . M： (： T)2 = 253.692 (0.6 425.88)2 10. 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45號鋼，調治質處理。由表14-1查得二b =650MPa 由表14-3查得二jb二60MPa則 3 d- 3 =39.15mm I M e _ '360.07 匯103 T04▽母］V 0.1 漢 60 考慮到鍵槽對軸的削弱，將d增加大5% 故 d =1.05 39.15 = 41.10mm ： 48mm 所以低速軸安全合理 載荷 水平面H 垂直面V 支承反力 F1

47、H =3178.67N Fg =1156.99N F F2H =2281.33N F2v =830.38N 彎矩M MaH =238400N mn 1 Mav =8677CN -mm 總彎矩 M a =253690N mm 扭矩T T =425880N m 彎矩圖如上圖所示 六、鍵的選擇 6.1低速軸鍵選擇： 低速軸轉矩T =424.9 N m 查表10-10查得許用應力 —1=125?150Mpa，取J p =100Mpa li 4T dm[二 p] 4 265200 45 9 100 =26.19mm L1 _h d =26.19

48、14=40.19mm 取 L1 =70mm 4T d 2人2[二 p] 4 265200 57 10 100 =18.61mm L2 _l2 b2 =18.61 16 = 34.61mm取L2 =63mm 和聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵為鍵 A12 70 b h L =12mm 8mm 70 mm 和齒輪接處鍵為鍵 A14 63 b h L = 14mm 9mm 63mm 6.2中間軸鍵選擇: 中間軸轉矩T =264.2N m 查表10-10查得許用應力 tp 1=100?120MPa,取 打=100MPa, 4T 4 108700 l 14.69mm dh[匚 p]

49、37 8 100 L J b = 14.69 10 = 24.69mm 取L1 =70mm, L2 =36mm 和小齒輪聯(lián)接處鍵為鍵 A12 22 b h L =12mm 8mm 22 mm 和大齒輪聯(lián)接處鍵為鍵 A28 70 b h L = 28mm 16mm 70mm 6.3高速軸鍵選擇: 中間軸轉矩T =424.9 N m 4T > dh^p] 4 31800 25 7 100 =7.27 mm 查表10-10查得許用應力 tp 1=100?120Mpa，取J p=100Mpa, L _丨 b =7.27 8 =15.27mm 取 L = 32mm 和帶輪

50、聯(lián)接處鍵為鍵 A 8 3 b h L = 8mm 6mm 70 mm 七、滾動軸承的選擇 7.1高速軸軸承: 取 6009 , d =30mm D = 55mm B = 13mm 。 1 ?先計算軸承載荷、內部軸向力 Fr1 +F, +F1F = J77.562 +791.912 +112.59 = 908.28N F「2 = . F； - F22h F2F = 1278.442 2718.892 241.39 =1520.13N 2. 計算軸承壽命為Lh ；軸兩端所選為同尺寸軸承，今Fr2 FM故應以軸承2的徑向當量動載荷R 為計算依據(jù) 受中等沖擊載荷 查表16-9得fp

51、 =1 , : =3工作溫度正常 查表16-8得ft=1 Lh1 =3 300 8 = 7200 h 3. 查得：軸承徑向基本額定動載荷 1 1 fpP 60n - 1 工 2499.8 60 匯 480 . 106 Cr p ( 薩 Lh) ( 6 7200)3 =14796.08 N 乞 15200 N f t 10 1 故可用7006C /P5 故所選7006C/P5軸承適合 7.2中間軸軸承: 取 7007C/P5, d = 35mm D = 62mm B = 14mm 。 1 ?先計算軸承載荷、內部軸向力 F"=絆：+F, = <109.32^3640.0

52、6^ 3641.7 N Fr2 = .. F； - F2V - ,?2266.982 2701.72 =3526.8N 2. 計算軸承壽命為Lh 軸兩端所選為同尺寸軸承，今 R>F2故應以軸承1的徑向當量動載荷P2為 計算依據(jù)。受中等沖擊載荷 查表16-9得fp =1， ； =3工作溫度正常 查表 16-8 得 ft -1 Lh1 =3 300 8 =7200 h 3. 查得：軸承徑向基本額定動載荷 Cr fpP 60n ft 10 Lh) 1 4559.49 60 142.729 10 7200) = 18012.8^119500 N 故可用7007C

53、 /P5 故所選7007C0/P5軸承適合 7.3低速軸軸承: 取 7009AC/P5 d = 45mm D = 75mm B = 29mm 。 1 ?先計算軸承載荷、內部軸向力 Fr1 =寸匸』+F,=百'1156.992 +3178.672 = 3382.68N F「2「F； F2： h*830.382 2281.332 =2427.7N 2.計算軸承壽命為Lh 今P2 . P1故應以軸承2的徑向當量動載荷P2為計算依據(jù) 受中等沖擊載荷 查表16-9得fp =1 , ； =3工作溫度正常 查表16-8得ft =1 3.查得：軸承徑向基本額定動載荷 f pP/60n

54、 Cr (6" ft 106 1 3382.68 1 60 88.81 10 7200)3 = 1408 .87N E 25800 N 故可用7009AC /P5 故所選7009AC /P5軸承適合 八、連軸器的選擇 由于凸緣聯(lián)軸器德結構簡單，使用方便，可傳遞的轉矩較大，等優(yōu)點，且常 用于載荷較平穩(wěn)的兩軸連接首先考慮此聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于V帶傳動，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 Ka =1.5， 計算轉矩為 L =1.5 236.48N m =354.72N m 查手冊選用凸緣聯(lián)軸器GY-5 其主要參數(shù)如下： 公稱轉矩「=400

55、 N m 軸孔直徑d1 =38mm 半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔長度 L=70mm. 九、潤滑和密封 9.1齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油高度約為低速級大齒輪的一個齒高，取為 10mm 9.2滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為均大于2m/s,所以采用油潤滑。 9.3潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設備，選用全消耗系統(tǒng)用油 L-AN15潤滑油。 9.4密封方法的選取 在軸和軸承配合處內端鑲入擋油環(huán)，軸承用脂潤滑確定擋油環(huán)的尺寸以 達到最好的密封效果，軸承端蓋內加墊O型密封圈。 軸承端蓋結構設計： 材料HT150 高中軸承 7006 D=55,d3=6,n=4 d0 =d

56、3 1 二 7mm D0 = D 2.5d3 = 72.5mm D2 = D0 2.5d3 =90mm e =1.2d3 = 8.4mm ? _ e =12mm D4 = D - (10 ~ 15) = 45mm D5 =D0 -3d3 =51.5mm D6 二 D -(2 ~ 4) = 52mm 低軸承 7009 D=75, d3=8，n=4 d0 = d3 1 =9mm D0 二 D 2.5d3 =95mm D2 = D0 2.5d3 = 115mm e =1.2d3 =9.6mm D4 =D -（10~15） =67mm D5 二 D0 -3d3 = 71mm

57、 D6 = D -（2 ~ 4） = 75mm 十、減速器附件設計 （1） 窺視孔及其視孔蓋 為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側隙，并向箱體內注 入潤滑油，應在箱體的適當位置設置窺視孔。窺視孔設在上箱頂蓋能夠直接 觀察到齒輪嚙合部位的地方。平時，窺視孔的視孔蓋用螺釘固定在箱座上。 窺視孔為長方形，其大小應適當（以手能伸入箱內為宜），以便檢查齒輪嚙 合情況。 （2） 通氣器 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱 內受熱膨脹的空氣能自由排除，以保持箱體內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱?分箱面或軸伸密封件等縫隙滲漏，在箱體頂部裝設通氣器。 （3） 軸承蓋 為了固

58、定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷， 軸承座孔兩端用軸 承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種，圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利 用六角螺栓固定在箱體上；在外伸軸處的軸承蓋是透蓋，透蓋中裝有密封裝 置。 （4） 定位銷 為了精確地加工軸承座孔，同時為了在每次拆裝箱蓋時仍保持軸承 座孔制造加工時的位置精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋和箱座的連接凸 緣上配裝定位銷。圖中采用的是兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側連接 凸緣上。對稱箱體應呈非對稱布置，以免錯裝。 （5） 油面指示器 為了檢查減速器內油池油面的高度，以便經常保持油池內有適當?shù)?油量，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器

59、，圖中的 指示器為油標尺。 （6）放油螺塞 換油時，為了排放污油和清洗劑，應在箱座底部、油池的最低位置 處開設放油孔， 平時用螺塞將放油孔堵住， 放油螺塞和箱體接合面應加防漏 用的墊圈。 （7）啟蓋螺釘 為了加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密 封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊難于開箱。 為此常在箱蓋連接凸緣的適當 位置，加工出 1~2 個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或半圓端的啟箱螺釘。 旋動 啟箱螺釘可將箱蓋頂起。啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕夁B接螺栓。 （8）起吊裝置 圖中箱蓋裝有兩個吊環(huán)， 用于吊起箱蓋； 箱座兩端的凸緣下面鑄出 四個吊鉤，用于吊運整臺減速器。 十一、設計

60、小結 通過此次課程設計，使我更加扎實的掌握了減速器制造方面的理論知識 和實際實踐。 減速器的設計過程中， 從第一周我們不斷的設計更改數(shù)據(jù)中度 過，第二周開始便生活在不斷的畫圖和思考中度過， 而第三周則開始矛盾的 校核和檢查錯誤當中度過。三周當中，我們不斷的校核，不斷的更改，但是 在這之中，我們得到鍛煉，掌握其中的知識，更重要的是在團隊配合當中， 我們懂得了同學之間的深厚友誼， 和團結協(xié)作能力。在此期間大家互相幫助， 共同探討問題， 上課的時候積極尋求老師的幫助， 發(fā)現(xiàn)自身不足， 并不斷完 善自己所學得知識。在此次設計中，我找到了自己所學知識的許多漏洞之處。 對一些前面學過的知識理解得不夠深刻，

61、 掌握得不夠牢固， 這次設計真真正 正達到了溫故知新的效果。 一周里，讓我感觸最多的還是團隊協(xié)作的力量， 5 個人都積極的加入到 程序設計中，有不懂的地方提出問題，大家共同商討。團隊，永遠是支撐我 走下來最大的勇氣，為了集體共同的設計， 我們每個人都盡自己最大的努力。 作為組員，我深深的被大家感動著。 今后的學習當中也會注重將理論相實際轉化， 不能單純的局限于課本的 知識，將“走出去”和“走進來”相結合，另外自己對機械設計這門課程也 抱有濃厚的興趣， 興趣會驅使任何一個人進入一種領域， 使自己愛這樣的一 門學科，并不斷的去努力， 喜歡未來的自己能從事這樣的職業(yè)， 學習自己所 愛總是人生中很

62、幸福的事情，也喜歡去實踐，而不僅局限于理論。 學習知識的同時也豐富了自己的眼界， 更加了解自己所生活的世界。 相 信會對將來有一定的幫助。我會繼續(xù)在這門學科當中努力的！ 最后，我要感謝實訓老師對我的教誨和悉心的指導， 讓我能夠熟練地掌 握測試必需的內容， 還有周圍的同學們， 在我有不懂的地方給和我一定的鼓 勵和幫助， 大家互相促進和努力， 取得共同的進步是智慧的雙贏， 對同學們 自后的交往也有一定的改善， 感謝實訓為我?guī)淼倪@一切， 感謝老師！ 感謝 大家！ 參考資料目錄 [1] 《機械設計課程設計》 ，北京工業(yè)大學出版社， 王大康，盧頌峰主編，2010 年 3 月第二版； [2]

63、《機械設計基礎》（第五版），高等教育出版社，楊可楨，程光蘊，李仲 生主編， 2006年 5 月第五版； [3] 《機械制圖》（第五版），高等教育出版社，何銘新，錢可強主編， 2004 年 1 月第五版； [4] 《互換性精度設計和檢測》 ，中國礦業(yè)大學出版社， 韓正銅 王天煜主編， 2002年 5 月第一版； [5] 《機械設計課程設計》 ，機械工業(yè)出版設，陸玉主編， 2007年 7月第四 版； [6] 《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002年 6 月第一 版； [7] 《工程機械構造圖冊》 ，機械工業(yè)出版社，劉希平主編； [8] 《AutoCAD200（8 中文版）機械使用實例教程》 ，清華大學出版社，郭朝 勇主編， 2007年 10 月第一版； 2007年 [9] 《AutoCAD2008中文版實用教程》，科學出版社，邵振國主編, 12月第一版。 4 軸（滾筒軸）P4 二 p3 34 二 p3 承聯(lián)二 3.831 0.99 0.99 =3.755kW