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1、 JIU JIANG UNIVERSITY 機械設計基礎課程設計 設計計算說明書 題 目 設計絞車傳動裝置 院 系 機械材料與工程學院 專 業(yè) 機電一體化 姓 名 劉佳敏 年 級 B0921 指導教師

2、 胡云堂 二零一一年五月 減速箱原始數(shù)據(jù)及傳動方案的選擇 簡介 【摘要】減速器是一種有密封在剛性殼體內(nèi)的齒輪運動、圓柱齒輪傳動所組成的獨立部件，常在動力機與工作機之間的傳動裝置，本次設計的是螺旋輸送機用的單級圓柱減速器。運用AutoCAD進行傳動的二位平面設計，完成圓柱齒輪減速器的平面零件圖和裝配圖的繪制。通過畢業(yè)設計，順利正確的思想，培養(yǎng)綜合應用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際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、

3、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。 2.1原始數(shù)據(jù) 卷筒圓周力F=10000N，卷筒轉速n =45r/min，卷筒直徑D=500mm 間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，傳動比誤差為5%，每隔2min工作一次，停機5min，工作年限為10年。 2.2傳動方案選擇 傳動裝置總體設計的目的是確定傳動方案、選定電機型號、合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件準備條件。 注意點是使用這個傳動方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、 傳動效率高和使用維護便利。 電動機

4、的選擇計算 1．電動機類型和結構的選擇 ：按照已知條件的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電 動機。 2．電動機容量的選擇： 工作機所需功率：Pw＝5kW 電動機的輸出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.84，Pd＝5.9kW 電動機轉速的選擇：nw=63.7r/min，V帶傳動比i1=2—4，單級齒輪傳動比i2=3—5 nd＝（i1i2i2）nw。電動機轉速范圍為495—292r/min 3．電動機型號確定：由附錄八查出符合條件的電動機型號,并根據(jù)輪廓尺寸、重量、成本、傳動比等因素的考慮，最后確定選定Y180L—6型號的電動機，額度功率為

5、11KW，滿載轉速1470r/min 2.2總傳動比的確定及分配 由選定電動機的滿載轉速Nm和工作機主動軸的轉速Nw，可得傳動比 i=n/n 所以i= n/n=1470/45 =32.67 斜式齒輪傳動比 i=5.1 2.3 各種運動和動力參數(shù)計算 1，各軸轉速 nⅠ=n=1470r/min nⅡ= nⅠ/i=219.95r/min nⅢ= nⅡ/i=54.99r/min 絲桿軸nⅣ=nⅢ=5499r/min 2,各軸的輸入功率 Ⅰ軸 PⅠ=Pηη= 20.581kw Ⅱ軸 PⅡ= PⅠηη=19.68kw Ⅲ

6、軸 PⅢ= PⅡηηη=18.65kw 3,各軸輸入轉矩 Ⅰ軸TⅠ=9550 PⅠ/ nⅠ= TⅠ=139.24Nm Ⅱ軸TⅡ=9550 PⅡ/ nⅡ=777.3 Nm Ⅲ軸TⅢ=9550 PⅢ/ nⅢ=3329.23 Nm 傳動比i Ⅰ軸與Ⅱ軸為4.41 Ⅱ軸與Ⅲ軸為4 效率η Ⅰ軸與Ⅱ軸為0.97 Ⅱ軸與Ⅲ軸為0.95 斜齒圓柱齒輪傳動設計 心距等于標準齒輪傳動中心距，只是齒頂高和齒根高有所變化。 若x1=-x2；x1+x2≠0，這種齒輪傳動稱為角度變位齒輪傳動。此時，嚙合角將不等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓不再重合。 4.2

7、.4開式齒輪傳動設計計算 一，開式齒輪材料及精度等級 1，材料 材料選擇：小齒輪45鋼（調(diào)質）硬度220-250HBs 大齒輪45鋼正火硬度170-210HBs； 精度選擇：查表《常見機器中齒輪精度等級》的開式齒輪應該選8級精度（GB10095-88） 2，按齒輪接觸疲勞強度設計 (1) 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。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 Ⅰ.試選載荷系 =1.1。 Ⅱ.計算齒輪傳遞的轉矩 T=420.3N.m Ⅲ.齒寬系數(shù) 小齒輪齒數(shù)z取25，則大齒輪齒數(shù)z

8、=100因開式傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，同時還要注意開式齒輪的支承剛度小其寬度系數(shù)取小一些由《機械設計》表6.5選取齒寬系數(shù)d=1 Ⅴ.計算應力循環(huán)次數(shù) 由公式 得出N=5.4910 由公式 得出N=1.3710 Ⅷ.由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。分別為1.05和1.1 Ⅸ.計算接觸疲勞許用應力 安全系數(shù)SH=1 代入數(shù)據(jù)得出結論為588MPa 代入數(shù)據(jù)得出結論為583MPa 2>.計算 Ⅰ. 試算齒輪模數(shù) 由計算可得m，但按標準取模數(shù)m=4 Ⅱ.計算主要尺寸。 1，分度圓 =mz=425=100m

9、m =mz=4100=400mm 2，齒寬 b=b=1100=100 mm b=b+5=105 mm 3，標準中心距a a=1/2m(z+z)=250mm 4, 齒頂圓直徑d 根據(jù)國標有關數(shù)據(jù) 齒頂高h= hm=4mm d=+2 h=100+24=108mm d=+2 h=400+24=408mm Ⅲ齒根彎曲疲勞強度校核 滿足上述公式則合格 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查《標準外齒輪的齒形系數(shù)Y》得出Y=2.65 Y=2.18 查表《標準外齒輪的應力修正系數(shù)Y》得出Y=1.59

10、 Y=1.80 許用彎曲應力 查表得 為210Mpa； 為190Mpa 查表取安全系數(shù)S=1.3 由圖《彎曲疲勞壽命系數(shù)》與 都為1 由公式 代入數(shù)據(jù)得出結論1為162 Mpa；2為146 Mpa 比較得出齒根彎曲疲勞強度校核合格 (5).結構設計及繪制齒輪零件圖 其次考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于400mm，而又小于1000mm，故以選用輪輻式結構為宜。其他有關尺寸按《機械設計》圖6.29薦用的結構尺寸設計。 首先其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑小于等于160mm，所以選用實心齒輪。 （注直齒輪為1）

11、 4.2.5斜圓柱齒輪傳動設計計算 材料選擇：小齒輪20CrMnTi滲碳淬火，硬度56～62HRCs 大齒輪40Cr表面淬火，硬度50～55HRC； 精度選擇：查表《常見機器中齒輪精度等級》的開式齒輪應該選8級精度（GB10095-88） 2，按齒根彎曲疲勞強度設計 1 按斜齒輪傳動的設計公式 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 Ⅰ.試選載荷系 =1.4。 Ⅱ.計算齒輪傳遞的轉矩 T=99.24N.m 小齒輪齒數(shù)z=20，則大齒輪齒數(shù)z=i z=4.4120=88.2，取z為89。 初選螺旋角=14 Ⅲ.當量齒數(shù)由下公式 經(jīng)計算Z≈22

12、; Z≈97 查《標準外齒輪的齒形系數(shù)Y》得出Y=2.75 Y=2.1905 查表《標準外齒輪的應力修正系數(shù)Y》得出Y=1.58 Y=1.7985 由表《齒寬系數(shù)》取齒寬d=0.8 Ⅳ許用接觸應力 查閱資料可得，小齒輪,大齒輪的彎曲疲勞強度 為880PMa 為740Mpa 查表《安全系數(shù)S和S》 安全系數(shù)S=1.4 由公式 代入數(shù)據(jù)得出結論N=2.4210 由公式 i 代入數(shù)據(jù)得出結論N=5.4910 Ⅷ.由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)==1 代入數(shù)據(jù)得出結論為629MPa 代入數(shù)據(jù)得出結論為529Mpa 由

13、代入數(shù)據(jù)得出結論為0.0069 Mpa 為0.0074 Mpa 由公式 代入數(shù)據(jù)得出結論m=1.69 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，mn＝2.5 Ⅴ計算中心矩a 由公式代入數(shù)據(jù)得出結論a=140mm 確定螺旋角β 由公式代入數(shù)據(jù)得出結論； β=13.8 根據(jù)GB取β=14 3，齒面接觸疲勞強度校核 計算相關參數(shù)與系數(shù) 分度圓直徑d 代入數(shù)據(jù)得出結論d等于51mm 代入數(shù)據(jù)得出結論d等于229mm 齒寬b 代入數(shù)據(jù)得出結論b等于40.8 取b=40m

14、m，b=45mm 3， 齒數(shù)比ū ū=i=4.41 4， 許用應力 由圖《試驗齒輪的接觸疲勞極限》查得 Hlim1=1500Mpa Hlim2=1220Mpa 查表《安全系數(shù)S和S》查得S=1.2, 查表《接觸疲勞壽命系數(shù)》查得=1 =1.03 由公式 代入數(shù)據(jù)得出結論=1250Mpa; =1047Mpa 由公式代入數(shù)據(jù)得出結論為946Mpa 滿足，齒面接觸疲勞強度校核合格。 四，幾何尺寸計算 分度圓直徑 由公式 經(jīng)計算得出d為51mm d為229mm 齒頂圓直徑 齒頂高ha=m=2.5

15、mm 由公式da=d+2ha分別得出da=56mm da=234mm 3,齒根圓直徑 齒根高hf=1.25m=1.252.5=3.125mm d=d-2hf得出d=44.75mm d=222.75mm 齒全高h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm 4，標準中心距a a=140mm 5,齒寬b b=45mm b=40mm 五，齒輪的結構設計 1，斜齒圓柱齒輪結構設計 當圓柱齒輪的齒輪直徑d=200～500mm時，采用腹板式結構，故斜齒輪的大齒輪應該采用腹板式齒輪。 d=1.6d=1.650

16、mm=80mm D= d-(10～12)m=207.82～212.82mm,取D=210mm D=1/2 (D+ d)=145mm d=0.25 （D—d）=32.5mm c=0.3b=0.340mm=12mm n=0.5m=1.25mm 斜齒輪匯總表格 法向模數(shù)m 齒頂高ha 齒根高hf 分度圓直徑d 中心距a 2.5 2.5 3.125 229 140 齒頂圓直徑da 齒根圓直徑df 齒距 齒厚 齒槽寬 234 222.75 7.85 3.925 3.925 2，開式齒輪的結構設計 當圓柱齒輪的齒輪直徑d=200～500

17、mm時，采用腹板式結構，故斜齒輪的大齒輪應該采用腹板式齒輪，小齒輪用實心式齒輪。 開式小齒輪的各部分尺寸見下表 分度圓直徑d 齒頂高ha 齒根高hf 齒高h 100 4 5 9 齒頂圓直徑da 齒根圓直徑df 中心距a 模數(shù)m 108 90 250 4 大齒輪為腹板式 假設卷筒軸直徑d=50mm，則 d=1.6d=1.650mm=80mm D= d-(10～12)m=342～350mm,取D=344mm D=1/2 (D+ d)=212mm d=0.25 （D—d）=66mm c=0.3b=0.3100mm=30mm n=0.5m=2mm

18、 開式大齒輪匯總表格 分度圓直徑d 齒頂高ha 齒根高hf 齒高h 400 4 5 9 齒頂圓直徑da 齒根圓直徑df 中心距a 模數(shù)m 408 390 250 4 第五章 軸的設計 5.2軸的材料 主要承受彎矩和扭矩。軸的失效形式是疲勞斷裂，應具有足夠的強度、韌性和耐磨性。軸的材料從以下中選?。? 1. 碳素鋼 　　優(yōu)質碳素鋼具有較好的機械性能，對應力集中敏感性較低，價格便宜，應用廣泛。例如：35、45、50等優(yōu)質碳素鋼。一般軸采用45鋼，經(jīng)過調(diào)質或正火處理；有耐磨性要求的軸段，應進行表面淬火及低溫回火處理 。輕載

19、或不重要的軸，使用普通碳素鋼Q235、Q275等。 2. 合金鋼 合金鋼具有較高的機械性能，對應力集中比較敏感，淬火性較好，熱處理變形小，價格較貴。多使用于要求重量輕和軸頸耐磨性的軸。例如：汽輪發(fā)電機軸要求，在高速、高溫重載下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等?；瑒虞S承的高速軸，采用20Cr、20CrMnTi等。 3. 球墨鑄鐵 球墨鑄鐵吸振性和耐磨性好，對應力集中敏感低，價格低廉，使用鑄造制成外形復雜的軸。例如：內(nèi)燃機中的曲軸。 5.3 軸的結構設計 如圖所示為一齒輪減速器中的的高速軸。軸上與軸承配合的部份稱為軸頸，與傳動零件配合的部份稱為軸頭，連接軸頸與軸頭的非

20、配合部份稱為軸身，起定位作用的階梯軸上截面變化的部分稱為軸肩。 軸結構設計的基本要求有： （1）、便于軸上零件的裝配 軸的結構外形主要取決于軸在箱體上的安裝位置及形式，軸上零件的布置和固定方式，受力情況和加工工藝等。為了便于軸上零件的裝拆，將軸制成階梯軸，中間直徑最大，向兩端逐漸直徑減小。近似為等強度軸。 （2）、保證軸上零件的準確定位和可靠固定 軸上零件的軸向定位方法主要有：軸肩定位、套筒定位、圓螺母定位、軸端擋圈定位和軸承端蓋定位。 5.4 軸的設計計算 4.4.1按扭轉強度計算 這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度。如果還受不大的彎矩時，則采用降低許用扭轉切應力的辦法

21、予以考慮。并且應根據(jù)軸的具體受載及應力情況，采取相應的計算方法，并恰當?shù)剡x取其許用應力。 在進行軸的結構設計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計算結果。軸的扭轉強度條件為： 強度條件： 設計公式： 軸上有鍵槽： 放大：3~5%一個鍵槽；7~10%二個鍵槽。并且取標準植 式中：[τ]——許用扭轉剪應力（N/mm2）， C為由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)。 5.4.2 按彎扭合成強度計算 通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸、軸上零件的位置以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進

22、行強度校核計算。 對于鋼制的軸，按第三強度理論，強度條件為： 設計公式： 式中、：бe為當量應力，Mpa。 d為軸的直徑，mm; 為當量彎矩；M為危險截面的合成彎矩；； MH為水平面上的彎矩；MV為垂直面上的彎矩；W為軸危險截面抗彎截面系數(shù)；——為將扭矩折算為等效彎矩的折算系數(shù) ∵彎矩引起的彎曲應力為對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉剪應力往往為非對稱循環(huán)變應力 分別為對稱循環(huán)、脈動循環(huán)及靜應力狀態(tài)下的許用彎曲應力。 對于重要的軸，還要考慮影響疲勞強度的一些因素而作精確驗算。內(nèi)容參看有關書籍。 5.4.3 軸的剛度計算概念 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或

23、扭轉變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會喪失機器應有的工作性能。軸的彎曲剛度是以撓度y或偏轉角θ以及扭轉角ф來度量，其校核公式為： y≤[y]; θ≤[θ]; ф≤[ф]。 式中：[y]、 [θ]、 [ф]分別為軸的許用撓度、許用轉角和許用扭轉角。 5.4.4 軸的設計步驟 設計軸的一般步驟為： （1）選擇軸的材料 根據(jù)軸的工作要求，加工工藝性、經(jīng)濟性，選擇合適的材料和熱處理工藝。 （2）初步確定軸的直徑 按扭轉強度計算公式，計算出軸的最細部分的直徑。 （3）軸的結構設計 要求：①軸和軸上零件要有準確、牢固的工作位置；②軸上零件

24、裝拆、調(diào)整方便；③軸應具有良好的制造工藝性等。④盡量避免應力集中；根據(jù)軸上零件的結構特點，首先要預定出主要零件的裝配方向、順序和相互關系，它是軸進行結構設計的基礎，擬定裝配方案，應先考慮幾個方案，進行分析比較后再選優(yōu)。 原則：1）軸的結構越簡單越合理；2）裝配越簡單越合理。 5.5各軸的計算 一，從動軸的設計 1、選擇的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質處理。由表《軸的常及部分機械性能》查得極限強度σb=650MPa,再由P265表14.1《軸的許用彎曲應力》查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa。 表14.

25、1 常用材料的[t]值和C值 軸的材料 Q235A,20 35 45 40Cr,35SiMn [t]/MPa 12～20 20～30 30～40 40～52 C 135～160 118～135 107～118 98～107 查得C=107～118根據(jù)公式查表的d=(37.80~41.69)mm 考慮要開槽，故將直徑加大百分之三到百分比五，由設計手冊取直徑d=40mm 2、設計輸出軸的結構 由于設計的是單級減速器，課將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝開式齒輪。 將齒輪布置在單級減速器箱體中央，軸承對稱安裝在齒輪兩側

26、，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器。左軸承從軸的左端裝入，其余零件從軸的右端裝入。齒輪左端用軸肩定位，右端用套筒固定，周向用普通平鍵固定。軸承采用過渡配合固定，左軸承右側用軸肩軸向固定，右軸承左側借用套筒周向固定，兩軸承外側均用左軸承端蓋固定。半聯(lián)軸器左側由軸肩定位，周向用普通平鍵聯(lián)接固定，右端用軸端擋圈固定。 確定個軸段的直徑 如下圖所示，軸段1（外伸段）直徑最小，d1=40mm，考慮到要對安裝在軸段1上的開式齒輪進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，故軸段2的直徑為45mm,用相同的方法確定軸段3，4，6的直徑為d3=50mm；d4=6

27、0mm;d6=45mm為了便于拆卸左軸承，可查出6209型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d5=52mm. 確定個軸段的長度 齒輪的輪轂寬度為40mm，,為保證齒輪固定可靠，軸3的長度小于齒輪的輪轂寬度，取l=38mm；為保證端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間應留有一定的間距，根據(jù)從動軸的齒輪與箱體間的距離，取該間距為15mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為19mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為5mm，所以軸段l=10mm l=10mm l=20mm,軸承支點距離98mm，根據(jù)箱體結構及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，去l=97mm,查閱有

28、關聯(lián)軸器手冊取l=100mm。 3、確定鍵槽的主要尺寸 在軸段1,3上加工出鍵槽，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經(jīng)查表《鍵的主要尺寸》得到： 鍵槽1的鍵寬b為14mm,鍵高h為9mm，鍵長L為28mm; 鍵槽2的鍵寬b為12mm,鍵高h為8mm，鍵長L為90mm。 4,選定軸的結構細節(jié)，如倒角，圓角，退刀槽的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖 5 、按彎曲-扭轉組合強度校核 （1）、畫出受力圖 （2），齒輪的圓周力 Ft=2T2/d2=2420300/184.5=4556N 齒輪的徑向力 Fr=Frtanα=

29、4556 tan20=1658N （3）、計算作用于軸上的支反力 垂直平面內(nèi) Fva=(Fr- Ft ）d/2=1658/2=-354N 水平方向內(nèi) Fvb= Fr- Fva=2012N Ⅰ-Ⅰ截面處的彎矩為： M=227898/2=111622N.m Ⅰ截面左彎矩 代入數(shù)據(jù)得出結論為-17346N.m Ⅰ截面右彎矩 代入數(shù)據(jù)得出結論為98588N.m Ⅱ截面彎矩 Mv=Fvb*1/2=201229=58348N.mm 4，合作彎矩圖 Ⅰ截面： M1左=112960N.mm M1右=148920 N.mm Ⅱ截面： M2=881

30、39 N.mm 5,作轉矩圖 T=420295N.mm 6,求當量轉矩 因為減速器雙向運轉，故可以認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)為0.6 Ⅰ截面： 代入數(shù)據(jù)得出結論292865 N.mm Ⅱ截面： 代入數(shù)據(jù)得出結論267125 N.mm 7，軸的校核 經(jīng)過公式代入計算的出軸的強度足夠 二，主動軸的設計 1、選擇的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質處理。由表《軸的常及部分機械性能》查得極限強度σb=650MPa,再由P265表14.1《軸的許用彎曲應力》查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mp

31、a。 表14.1 常用材料的[t]值和C值 軸的材料 Q235A,20 35 45 40Cr,35SiMn [t]/MPa 12～20 20～30 30～40 40～52 C 135～160 118～135 107～118 98～107 查的C=107～118，根據(jù)公式查表的d=(23.97~26.43)mm 考慮要開槽，故將直徑加大百分之三到百分比五，由設計手冊取直徑d=25mm 2、設計輸出軸的結構 由于設計的是單級減速器，課將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝聯(lián)軸器。 確定軸的固定方式 確定軸的結構形狀，

32、必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。參考圖如下，軸的左右端用軸肩定位。這樣小齒輪軸向位置完全確定。 確定個軸段的直徑 如下圖所示，軸段1（外伸段）直徑最小，d1=25mm，考慮到要對安裝在軸段1上的聯(lián)軸器進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，故軸段2的直徑為30mm,由于小齒輪的4的齒頂圓的直徑為59.82mm，故d4=59.82mm;用相同的方法確定軸段6的直徑為d6=30mm為了便于拆卸左軸承，可查出6206型滾動軸承的安裝高度為3mm，取d3=d5=36mm. 確定個軸段的長度 齒輪的輪轂寬度為45mm，則軸4的長度取

33、45mm，為保證端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間應留有一定的間距，根據(jù)從動軸的齒輪與箱體間的距離，取該間距為13.5mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為16mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為5mm，所以軸段l=l=18.5mm l=16mm,軸承支點距離98mm，根據(jù)箱體結構及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，去l=75mm,查閱有關聯(lián)軸器手冊取l=60mm。 圖由右向左看各段 3、確定鍵槽的主要尺寸 在軸段1,3上加工出鍵槽，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直

34、徑查手冊得到。經(jīng)查表《鍵的主要尺寸》得到： 鍵槽3的鍵寬b為8mm,鍵高h為7mm，鍵長L為50mm。 4,選定軸的結構細節(jié)，如倒角，圓角，退刀槽的尺寸。按設計結果畫出軸的結構 第六章 軸承的選擇 6.1軸承種類的選擇 查《機械設計課程設計手冊》第二版 吳宗澤 羅圣國 主編 高等教育出版社出版P62 滾動軸承由于采用兩端固定，采用深溝球軸承。型號為6206和6209。 6.2深溝球軸承結構 深溝球軸承一般由一對套圈，一組保持架，一組鋼球組成。其結構簡單，使用方便，是生產(chǎn)最普遍，應用最廣泛的一類軸承。 該類軸承主要用來承受徑向負荷，但也可承受一定量的任一方向的軸向負荷。當在一

35、定范圍內(nèi)，加大軸承的徑向游隙，此種軸承具有角接觸軸承的性質，還可以承受較大的軸向負荷。 深溝球軸承裝在軸上以后，可使軸或外殼的軸向位移限制在軸承的徑向游隙范圍內(nèi)。同時，當外殼孔和軸（或外圈對內(nèi)圈）相對有傾斜時，（不超過8~—16~根據(jù)游隙確定）仍然可以正常地工作，然而，既有傾斜存在，就必然要降低軸承的使用壽命。 深溝球軸承與其它類型相同尺寸的軸承相比，摩擦損失最小，極限轉速較高。在轉速較高不宜采用推力球軸承的情況下，可用此類軸承承受純軸向負荷。如若提高其制造精度，并采用膠木、青銅、硬鋁等材質的實體保持架，其轉速還可提高。深溝球軸承結構簡單，使用方便，是生產(chǎn)批量最大、應用范圍最廣的一類軸承，

36、主要用以承受徑向負荷。當軸承的徑向游隙加大時，具有角接觸球軸承的性能，不承受加大的軸向負荷。此類軸承摩擦系數(shù)小，震動、噪聲低,極限轉速高。不耐沖擊，不適宜承受較重負荷。 深溝球軸承一般采用鋼板沖壓浪形保持架，也可采用工程塑料、銅制實體保持架。密封軸承內(nèi)部根據(jù)不同的使用環(huán)境可添加相應的軸承專用潤滑脂。 可大批量的生產(chǎn)外徑小于260mm的普通級深溝球軸承。應用于各類汽車的變速箱、發(fā)動機、水泵等部位，并適合其它各種機械上采用。 6.3本設計軸承選擇 根據(jù)安裝軸承的直徑和安裝尺寸B的大小來選擇軸承代號，而B的大小由軸承與減速器的結構來確定。并查表的： 主動軸承兩端選擇6206的軸承 從動軸

37、承兩端選擇6209的軸承 第七章 聯(lián)軸器的選擇 7.1 聯(lián)軸器的功用 聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有過載安全保護作用。 7.2 聯(lián)軸器的類型特點 剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯(lián)軸器。 　　 撓性聯(lián)軸器：具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不

38、同而異。 無彈性元件的撓性聯(lián)軸器：承載能力大，但也不具有緩沖減震性能，在高速或轉速不穩(wěn)定或經(jīng)常正、反轉時，有沖擊噪聲。適用于低速、重載、轉速平穩(wěn)的場合。 非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器：在轉速不平穩(wěn)時有很好的緩沖減震性能；但由于非金屬（橡膠、尼龍等）彈性元件強度低、壽命短、承載能力小、不耐高溫和低溫，故適用于高速、輕載和常溫的場合 金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器： 除了具有較好的緩沖減震性能外，承載能力較大，適用于速度和載荷變化較大及高溫或低溫場合。 安全聯(lián)軸器：在結構上的特點是，存在一個保險環(huán)節(jié)（如銷釘可動聯(lián)接等），其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化，截斷運

39、動和動力的傳遞，從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞，即起安全保護作用。 起動安全聯(lián)軸器：除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉變?yōu)榻瓶蛰d起動的作用。 7.3 聯(lián)軸器的選用 聯(lián)軸器選擇原則： 轉矩T： T↑，選剛性聯(lián)軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器； 轉速n：n↑，非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器； 對中性：對中性好選剛性聯(lián)軸器，需補償時選撓性聯(lián)軸器； 裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器； 環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器； 成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯(lián)軸器； 7.4 聯(lián)

40、軸器材料 半聯(lián)軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270—500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯(lián)軸器應有罩殼，用鋁合金鑄成。用單排鏈時，滾子和套筒受力，銷軸只起聯(lián)接作用，結構可靠性好；用雙排鏈時，銷軸受剪力，承受沖擊能力較差，銷軸與外鏈板之間的過盈配合容易松動。在高速輕載場合，宜選用較小鏈節(jié)距的鏈條，重量輕，離心力?。辉诘退僦剌d場合，宜選用較大鏈節(jié)距的鏈條，以便加大承載面積。鏈輪齒數(shù)一般為12~22。為避免過渡鏈節(jié)，宜取偶數(shù)。 因為軸直徑為25mm查表《彈性柱銷聯(lián)軸器》可知選用HL2型號。 如圖， 第八章 鍵的選擇 鍵應該選擇平鍵A型，查表得： 從動

41、軸段1鍵槽寬b為12mm，鍵高h為8mm，鍵長L為90mm； 從動軸段3鍵槽寬b為14mm，鍵高h為9mm，鍵長L為28mm； 主動軸段1鍵槽寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為50mm； 第九章 箱體的設計 箱體是減速器中所有零件基基座，必須保證足夠的強度和剛度，及良好的加工性能，便于裝拆和維修，箱體由箱座和箱蓋兩部分組成，均采用HT200鑄造而成， 具體形狀及尺寸見裝配圖。 第十章 減速器附件的設計 （1）檢查孔： 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，在箱體頂部能直接觀察到齒輪嚙合的部位處設置檢查孔，平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。 （

42、2）通氣器： 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙 滲漏，在箱體頂部裝設通氣器。 （3）軸承蓋： 為固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。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中有密封裝置。 （4）定位銷：為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造和加工時的精度，在箱蓋與箱座的縱向聯(lián)接凸緣上配裝定位銷，彩用兩個圓錐銷。 （5）油尺：為方便檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以經(jīng)常保待油池內(nèi)有適量的油，在箱蓋上裝設油尺組合件。 （6）放

43、油螺塞；為方便換油時排放污油和清洗劑，在箱座底部、油池的最低位置開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。 （7）啟箱螺釘：為方便拆卸時開蓋，在箱蓋聯(lián)接凸緣上加工1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端的啟箱螺釘。 (十一)、潤滑和密封 （1）、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑。 （2）、滾動軸承的潤滑：滾動軸承采用脂潤滑。 （3）、一般閉式齒輪傳動采用油潤滑，開式齒輪傳動采用脂潤滑。 （4）、密封方法的選?。哼x用凸緣式端蓋易于調(diào)整，軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 二、繪制圖紙 1、完成減速器裝配圖一張； 2、零

44、件圖三張：減速器從動齒輪和輸出軸，箱體

45、 v=1.15m/s ?=0.83 P=10.39 kw i=17.64 i=4 nⅠ=970 nⅡ=219.95

46、nⅢ=54.99 PⅠ=10.08 PⅡ=9.68 PⅢ=8.65 TⅠ=99.24 TⅡ=420.3 TⅢ=1502.23

47、 z=25 z=100 m=4 =100mm =400mm b=100 mm b=105 mm a=250mm h=4mm d=108mm d=408mm

48、 z=20 z=89 Z=22 Z=97

49、 mn＝2.5 a=140mm β=14 d=51mm d=229mm b=45mm b=40mm d=51mm d=229mm ha=2.5mm da=56mm da=234mm hf=3.125mm d=

50、44.75mm d=222.75mm a=140mm b=45mm b=40mm d=80mm D=210mm D=145mm d=32.5mm c=12mm n=1.25mm d=80mm D=344mm D=212mm d=66mm c=30mm n=2mm

51、

52、 d=40mm d1=40mm d2=45mm d3=50mm d4=60mm d5=52mm d6=45mm l=100mm l=97mm

53、 l=38mm l=10mm l=10mm l=20mm 鍵14930 鍵12890 Ft=4556N Fr=1658N

54、 d=25mm d1=25mm d2=20mm d3=36mm d4=59.82mm d5=36mm d6=30mm l=60mm l=75m l=18.5mm l=45mm l=18.5mm l=16mm

55、 鍵8750

56、