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1、 機械系統(tǒng)創(chuàng)新設計綜合實踐 設計說明書 姓 名： 李時召 班 級： 機電1104 學 號： 11221098 指導教師： 杜永平、李德才 日 期： 2014.1.9 目錄 0. 設計題目及要求 3 1 . 傳動裝置的總體設計 4 1.1 傳動方案的確定 4 1.2 電動機的選擇 5 1.3 傳動比的計算及分配 7 1.4 傳動裝置的運動和動力參數的計算 7 2 .齒輪的設計和計算 9 2.1 高速級齒輪傳動的設計計算 9 2.2 中速級齒輪設計計算 11 2.3 低速級齒輪設計計算 14 3 .軸的設計與計算 17

2、 3.1 I軸的設計 18 3.2 n軸的設計計算 19 3.3 出軸的設計計算 20 3.4 IV軸的設計 21 4 .軸承的校核 23 4.1 23 4.2 23 5 .聯軸器的選擇 24 5.1 輸入端聯軸器 24 5.2 輸出端聯軸器 24 6 .箱體設計與減速器的潤滑 25 6.1 箱體的參數設計 25 6.2 減速器的潤滑 26 7 . 經濟性分析 26 8 . 設計心得 27 9 . 參考文獻 27 0.設計題目：卷揚機傳動裝置設計 (一)設計要求 (1)卷揚機由電動機驅動，用于建筑工地提升物料，具體參數：繩的牽引

3、力為 12kN,繩 的速度0.4m/s,卷筒直徑500mm (2)室內工作，小批量生產。 (3)動力源為三相交流電 380/220V,電動機單向運轉，載荷較平穩(wěn)。 (4)使用期限為10年，大修周期為三年，兩班制工作。 (5)專業(yè)機械廠制造，可加工 7、8級精度的齒輪、蝸輪。 (二)原始技術數據 繩牽引力F ( kN ) 10 繩牽引速度v(m/s) 0.5 卷筒直徑D/mm 470 (三)應完成的任務 (1)完成卷揚機總體方案設計和論證(至少提出兩種以上的方案) ，繪制總體設計原理方 案圖。 (2)完成主要傳動裝置的結構設計，其中減速器的級別至少是二

4、級。 (3)完成減速器裝配圖1張(A0或A1 );零件(建議低速軸、大齒輪)工作圖 2張(A3 或 A4)。 (4)進行經濟性分析。 (5)編寫設計計算說明書 1份。 設計計算 結果 1 .傳動裝置的總體設計 1.1 傳動方案的確定 傳動方案的選擇主要考慮 ）電機與減速器間是用帶連接還是聯軸器 ）減速器是二級還是更高級 初步確定以下三種方案: 方案一如圖: 特點：傳動穩(wěn)定，價格便宜。但安全性差，承載性能小。拆裝難。 方案二：特點：傳動比穩(wěn)定，結構緊湊，承載能力大，但是安裝精度高，齒 輪工作條件差，磨損嚴

5、重價格高。 方案三：特點：承載能力大，傳動比穩(wěn)定，工作可靠，結構緊湊，拆裝方便, 但安裝精度高，價格貴, 電機與減速器間無過載保護。 電 i 通過在經濟性、方便性、特別是題設條件等方面的考慮最終確定傳動方案三 傳動方案選 萬案二 優(yōu)點有：承載能力大，傳動比穩(wěn)定，工作可靠，結構緊湊，拆裝方便等優(yōu) 點。 缺點：安裝精度高，價格貴，電機與減速器間無過載保護等。 對于這些缺點，在下面的設計過程中會盡量減少或消除以使設計的減速器 更加合理。 1.2 電機的選擇 1.2.1

6、 傳動裝置的總效率 1 = 0.99 2 = 0.99 3 = 0.97 由所選方案有： 聯軸器2個，傳動效率“1 一般為0.99 ,取為0.99 軸承4對，傳動效率 2 2范圍為0.98?0.99取軸承效率0.99 齒輪嚙合3對，8級精度直齒圓柱齒輪單級傳動效率 “3 =0.96?0.98 ,取 0.97。 則計算總效率： =1 2 24 ； = 0 .859 1.2.2 工作機所需輸入功率 ，… P, FV 電機輸入功率為： Pd =，,其中PW(kw)=—— 1000 式中：Pd----工作機實際需要的電動機輸出功率， KW Pw---- 工作機所需輸入功率

7、，Kvy " 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。 12 1000 0.5 所以Fd 0.859 1000 = 5.82 k w 考慮到安全問題，使電動機的額定功率 Ped = (1?1.3) Pd ,由查表得電 動機的額定功率 P = 7.5KW 。 1.2.3 確定電動機型號 =0.859 Pd =5.82k w nw =20.32 r/min 60 V 60 0.5 計算滾筒工作轉速 nw = = =2032r/min：

8、 二 D — 470 由推薦的傳動比合理范圍， 三級級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍： 27 / 216。(由機械設計課程設計手冊 表1-8得)。故電機的可選轉速為： nd =i nw =(27 ~ 216) 20.32 = 549 ~ 4389r / min 型號 功率 (KW) 轉速 (r/min) 額定電流 (A) (kg) Y132s2-2 7.5 2900 15 72 Y132M-4 7.5 1440 15.4 79 Y132M-6 7.5 970 17 116 Y160L-8 7.5 720 17.7 140 符

9、合要求的Y型電機有4種 選 Y132M-4 從價格、電機重量體積和齒輪傳動的強度問題等綜合因素考慮， 選才i Y132M-4 型電機 1.3 傳動比的計算及分配 1.3.1 傳動裝置的總傳動比要求應為 傳動裝置的總傳動比為： ■ i =n/n 產1440/20.32=70.866 型電機 % =1440 r/min i =70.866 式中：nm---電動機滿載轉速 F5=5.00kw i1 =5.380 ■ i 2 =4.138 ■ ig =3.183 P0 =5.820KW n=1440 r/min T0 = 38.594 N

10、m 1.3.2 分配各級傳動比 按照二級傳動比計算方法計算三級齒輪傳動比： 考慮到減速箱內大齒輪浸油深度等因素影響，取分配比系數為 1.3: i2 = 3i =4138 i3 嗔/1.3= 3.183 i1 = 1.4i2 = 5.380 1.4 傳動裝置的運動和動力參數的計算 電動機軸 P。=Pd =5.820KW n0 =nm =1440r / min T0 =9549 P =38.594N，m n。 I軸（高速軸） [P0 1 =5.762KW 口 =n0 =1440r/min P M T1 =9549 1 =38.209N *m n1 n軸

11、P2 =P1 2 3 = 5.533KW 2 1 *2 *3 n2 =n1/i1 =267.658r/min P2 丁2 =9549 2 =197.396N，m n2 出軸 P = P1 =5.313KW 3 2 2 3 n3 =n2/i2 =64.683r/min T3 =9549 P3 =784.346N，m n3 iv軸 P = Pq 2 q =5.102KW 4 3 2 3 n4 =①4 =20.321r/min T4 =9549 P4 =2397.517N，m n4 v軸（工作軸） P =P《1 2 =5.000KW 5 4 12 kw n1 =144

12、0r/ min T1 =38.209 Nm P2=5.533 Kw 切=267.65 8r/min T2 =197.39 6Nm P3 = 5.313 kw n3 =64.683 r/min T3 =784.34 6Nm P4 = 5.102 kw 山=20.32r /min T4 =2397.5 17Nm n5 = n4 = 20.321r / min T5 =P5 =2349.540N *m n5 2 .齒輪的設計和計算 2.1 高速級齒輪傳動的設計計算 (1)許用應力的計算 材料：均選用45 #號鋼，均進行調質處理，小齒輪外加表面淬火處理。

13、小 齒輪硬度為表面 45HRC心部240HBs大齒輪硬度為 240HBs 主要失效形式為點蝕，不能立即導致不能繼續(xù)工作，故 S=SH =1. 9 N1=60n1j Ln=60 1440 1 10 365 16 =505 10 N2=60n2j Ln =60 268 1 10 365 16 =9.39 108 故由教材圖10-21得 KFN1 =1.0 KFN2 =1.0 KHN2 =1.0 KHN 2 =1.01 查課本(機械設計，第八版)第 207頁圖得： 二 Hlim1=900Mpa 二 Hlim2=570Mpa 二 fei =570Mpa 二 FE2=470Mpa

14、 綜上有： [二H1]= _Hlim1 ?KHN1 =900Mpa [ ；:H2]=—Hlm2 ?KHN 2 =575.7Mpa S S [二F1]= -FE1 *KFN1 =570Mpa [ oF2]= —FE2 ?KFN2 =470Mpa S S (2)計算& n5 =20.32r /min T5 =2349.5 40Nm 大小齒輪用 45號調質 鋼，小齒輪 表面淬火 N1 = 9 5.05 109 N2= 9.39 108 =900 H lim 1 Mpa 二 H lim 2 =570 Mpa 二 fei =570M pa --fe 2 =47

15、0M pa [二hi ]=900 Mpa [二 H2]=575 .7Mpa 初選 d1 =80mm 初定 Z1 =22 z2 =119 使用系數KA 由題設工作載荷比較平緩選： KA=1.0 齒間分配系數K. 由教材表10-3選彳導:KHot=KFot=l.4 動載荷系數Kv v= 二 DAN =6.03m/s 60 由教材圖1-0-8得：Kv=1.23 ④齒向分配系數K ■. 由教材表10-7選得6 d =1.0 由教材表10-4得：KHp=1.463 綜上可得： K= KAKhKvKh：=2.52 ⑤由教材表10-6選出彈f系數ZE =18

16、9.8 ⑥則: d1> 3 KT1 Ze)2 .(U-1) r-H2] u =53.54mm ⑦取 d1 =60mm 貝U d2 =323mm ⑧定 z1 = 20 z2 = 107 d 則：m=d1 =2.73 ,圓整取 m=3.0 Zi a= d__d2 =191.5mm 2 [O fi ]=570 Mpa [二f2]=470 Mpa 中 d =1.0 K =2.52 H ZE =189.8 d1=60mm d2=323mm Zi =20 z2 =107 m=3.0 a=191.5mm h=6.75mm

17、 ⑨計算齒寬 2K 二 u 1 b - d； ? u ?( 2.5ZE [二h] 、2 )=42.69mm b1 =52mm b2 =47mm Kf=2.24 YFa1 = 2. 57 YFa2=2. 1 4 YSa1=1. 60 YSa2=1. 83 cF1 =58.66M pavU Cf2 =55.86M pa<[二 F2] 第一對齒輪 表面接觸強

18、度和齒根彎 曲強度滿足 要求。 再由教材表10-7選得：b1=52mm b2 =47mm (2)齒根彎曲疲勞強度 齒向載荷分布系數 K 由教材圖10-13得：Kp=l.30 則 K= KaKfKvKf =2.24 計算齒形系數和應力校正系數 由教材表10-5得: Y Fa1=2.57 Y Fa2=2.14 Y Sa1=1.60 Y Sa2=1.83 校核彎曲應力 b fi= -2KT-YFa1Ka1=58.66Mpa<[；:F1] bm2乙 YgYm ., (T F2=(T F1 a- =55.86Mpa<[oF2] YFa1Ysa1 所以第一對齒輪表面接觸

19、強度和齒根彎曲強度滿足要求。 2.2 中速級齒輪設計計算 (1)許用應力的計算 材料：材料和工藝和第一對齒輪一樣。 主要失效形式為點蝕，不能立即導致不能繼續(xù)工作，故 S=SH =1. N1=60nlj Ln =60 268 1 10 365 16 =9.39 108 N2=60n2j Ln =60 65 1 10 365 16 =2.27 108 故由教材圖10-21得 KFN1=1.0 KFN2=1.0 KHN2=1.0 KHN 2 =1.10 查課本(機械設計，第八版)第 207頁圖得： 二 Him1=900Mpa 二 Him2=570Mpa 二 fe1 =57

20、0Mpa 二 FE2=470Mpa 綜上有： [二h - Hlm1 *KHN1 =900Mpa [二H2 ]= Hlm2 *KHN 2 =627Mpa S S [cF1]= —FE1—KFN1 =570Mpa [ CF2]= —FE2—KFN2 =470Mpa S S (2)計算d1 初選 d1 =100mm 初定 Z| =47 Z2 =195 使用系數KA 由題設工作載荷比較平緩選： K A =1.0 齒間分配系數K. 由教材表10-3選彳導:KHa=KFa=1.4 N1 = 9.39 108 N2= 2.27 108 二 H lim1 =900 Mpa H

21、 lim 2 =570 Mpa 二 FE1 =570M pa 二 FE2 =470M pa [二hi ]=900 Mpa [二 H2]=627 Mpa [二 fi ]=570 Mpa [；-F2 ]=470 Mpa 動載荷系數Kv 二 DAN v= 60 =1.4m/s 由教材圖1-0-8得：Kv=1.08 ④齒向分配系數K二 由教材表10-7選得6 d =1.0 由教材表10-4得：KHp=1.469 綜上可得： K= KaKhKvKh=222 ⑤由教材表10-6選出彈f系數ZE =189.8 ⑥則： KT1 , ZE j (u_1)…

22、c d1> 3 (——E ) =90.39mm 「3 [入2] u ⑦取 d1 =91mm 貝U d2=377mm ⑤ 定z1=31 Z2 =128 ⑨ m=5=2.93, 圓整取 m=3.0 4 a= d——-2- =234mm 2 h=2.25m=6.75mm ⑩計算齒寬 2K 二 u 1 2.5ZE 2 b - 2 ? *( ) =89mm d1 u [二h] 再由教材表10-7選得：b1=95mm b2=90mm (3)齒根彎曲疲勞強度 齒向載荷分布系數 K -： 由教材圖10-13得：Kp=1.46 ① d =1.0 Kh=2.22 ZE =

23、189.8 d1=91mm d2=377mm z1 = 31 z2 =128 m=3.0 a=234mm h=6.75mm b1=95mm b2=90mm 則 K= KaKfKvKf：=2.21 Kf=2.21 計算齒形系數和應力校正系數 由教材表10-5得: Fa1=2.506 Y Fa2=2o 16 Sa1=1.

24、625 Y Sa2=1.81 校核彎曲應力 Y Fa1 =2.506 YFa2=2。 16 Y Sa1 =1.625 Ysa2=1.81 2KT r 1 (T F1=——2 YFa1YSa1=144.61Mpa<[二fi] bm4 _ YFa2YSa2 F F2= F1 YFa1YSa1 =138.83Mpa<[；:F2] 二 fi =144.61 Mpa[二 fi] 二 F2 =138.83 所以第二對齒輪表面接觸強度和齒根彎曲強度滿足要求。 2.3低速級齒輪設計計算 (1)許用

25、應力的計算 材料：考慮到第三對齒輪傳遞轉矩較大， 所以選用42GrMo作為小齒輪材料 進行調質處理和表面熱處理， 表面硬度為260HBs心部為55HRC大齒輪與前面 一樣。 主要失效形式為點蝕，不能立即導致不能繼續(xù)工作，故 S=Sh=1. Mpa

26、1.0 KFN2 =1.0 KHN2 =1.1 KFN1 =1.0 KFN2=1.0 KhN2=1」2 KHN2=1」8 查課本(機械設計，第八版)第 207頁圖得: 二 Himi=900Mpa 二 Hlim2=700Mpa CFE1 =675Mpa ；=FE2=600Mpa 綜上有: [crH 1 ]= <7Hlim 1 .KHN1 =1008Mpa [ crH2 ]= 1Hlim 2 . KHN 2 =826Mpa S S [二F1]=

27、二吒1 ?KFN1 =675Mpa [二F2]」FE2 *KFN2 =600Mpa S S (2)計算d1 初選 d1 =120mm 初定馬=43 Z2=135 使用系數KA 由題設工作載荷比較平緩選： K A =1.0 齒間分配系數K-. 由教材表10-3選彳導:KHa=KFa=1.4 動載荷系數Kv v巖=" 由教材圖1-0-8得：Kv=1.01 ④齒向分配系數K i：::. 由教材表10-7選得Gd=1.0 由教材表10-4得：KHp=1.475 2 KHN2 =1.1 8 二 H lim1 =900 Mpa 二 H lim 2 =700 Mpa

28、 ；「FE1 =675M pa 二 FE2 =600M pa [二hi ]=100 8Mpa 「2] =826Mpa [二F2]=600 Mpa 中 d =1.0 Kh=2.09 綜上可得: K= KaKhKvKh』.09 ⑤由教材表10-6選出彈f系數ZE =189.8 ⑥則： KT1 , Ze 、2 (u-1) d

29、i> 3 (一E ) =114.5mm 「3 [入2] u ⑦取 di =120mm 則 d2=382 ⑧定 Zi=41 Z2=131 … d, ⑨ m= _1 =2.89 ,圓整取 m=3.0 乙 d1 d2 a= =251mm 2 h=2.25m=6.75mm ⑩計算齒寬 b 2K 二 d12 u 1 /2.5Ze、2 ( )=98.74mm u [二 h] 再由教材表10-7選得：b1 =105mm b2=100mm (3)齒根彎曲疲勞強度 齒向載荷分布系數 K -： 由教材圖10-13得：Kp=1.48 則 K= KaKfKvKi 二2.10

30、 計算齒形系數和應力校正系數 由教材表10-5得： d1=120mm d2=382 z1 = 41 z2 -131 m=3.0 a=251mm h=6.75mm b1 =105mm b2=100mm Kf=2.10 Y Fa1=2.390 Y Fa2=2.16 Y Sa1=1.68 Y Sa2=1.81 YFa1=2.390 YF

31、a2=2.16 校核彎曲應力 Ysai=1. 68 2KT b f產-YaiYsai=348.26Mpa<[；:F1] bm乙 Ysa2=1. 81 o- F2= o- JFa2丫Sa2 =339.10Mpa<[oF2] 二 F1 =348.26 YFalYsal Mpa[；=Fi] 所以第三對齒輪表面接觸強度和齒根彎曲強度滿足要求。 02 =339.10 Mpa[二 F2] 3 .軸的設計與計算 3.1 I軸的設計 3.1.1 I軸的結構設計 d=20mm 選取軸的材料為 45剛，調質處理。 根據教材表1

32、5-3取A0 =105, 得：dmin -A03 P = 16.67mm ，n 軸上有一個鍵槽，增加到 17.5?17.8mm=取d=20mm [二」]=60Mp 軸承選深溝球2系列，型號為62004 a 列，型號為 62004 溝球2系 通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出高速軸尺寸如圖： 軸承選深 3.1.2 I軸的強度校核 由教材表15-1得［cr」］=60Mpa 求作用在軸上的作用力: 由于選擇的是直齒輪和深溝球軸承，所以只有徑向力。 ［二」］=60M

33、p a F xNH 2 = 0.99 103 F xNH 1 3 = 0.28 10 且已知高速級齒輪的分度圓直徑為 d=60mm 齒輪作用在軸上的水平力即周向力： Ft =_2TL =1.27M103N d 齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力： Fr = Ft tan 20 =0.464 m103N 在垂直面上： 左側：Fnh2 = % (7 13 178 25) =0.99 1外 (7 13 178 50 30 7) 右側：Fnh1 =Ft -FNH2 =0.28 103N Mhi = 282.15N *m 彎矩 M Hi =Fnh2 62 =61.38N .m

34、 ④水平面上： Fr (25 178 13 7) 3 左側：Fnh 2 = —— - = 0.347 103 N (7 13 178 50 30 7) 3 F zNH 2 3 = 0.347 10 F zNH 1 = 0.117 103 右側：Fnh1 = Ft -FNH 2 = 0.117 10 N 彎矩 M H2 vFNH2 62 =22.51N *m ⑤總彎矩：M =JmHi +M；2 =65.37N ?m 如圖： M H 1 = 289.98Nm M= 298.98Nm ⑥進行校核時候，通

35、常只是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度根據 W=1398.13 式及上面的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為靜應力，取 0.3 ,軸的計算應 力。 由教材表 15-4 得：W=^_ bt（d—t =1398.13 32 2d M2 （盯）2 W 二 57Mpa +」］ 二ca =15Mpa < ［二」］ 所以是安全 的。 其中T為軸輸出扭矩。 所以是安全的，但離極限值較近，可以考慮用更好材料 3.2 n軸的設計計算

36、選取軸的材料為 45剛，進行調質處理。 根據教材表15-3取A0 =105, 得: dm. d=35mm —=28.81mm ,n 軸上有三個鍵槽，增加到 32.69?34.13mm=取d=35mm 軸承選深溝球2系列，型號為62007 通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出n軸尺寸如圖: 軸承選深 溝球2系 列，型號為 62007 3.3 出軸的設計計算 選取軸的材料為 45剛，進行調質處理。 根據教材表15-3取A0 =105, d=55mm 得：dmin —A

37、03P = 45.63mm ■ n 軸上有兩個鍵槽，增加到 50.20?52.48mm=取d=55mm 軸承選圓柱軸承 2系列，型號為62011 軸承選深 溝球2系 列，型號為 N211E 通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出m軸尺寸如圖： 山1 _ 的 15E _ 299 3.4 IV軸的設計計算 3.4.1 IV軸的結構設計 選取軸的材料為 45剛，進行調質處理。 ［二」］二60Mp a d=75mm 軸承選圓柱 軸承2系 列，型號為 N215E 根據教材表15-3取A0 =105, /口 P 得:dmin-A3 66.23mm ,n

38、 軸上有三個鍵槽，增加到 71.65?73.87mm1取d=75mm 軸承選圓柱軸承 2系列，型號為N215E 通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出高速軸尺寸如圖： -T ( 一 1 I I | 二. F ? ■, ■ ■ =n ? ■ ? :予 L. m 3.4.2 IV軸的強度校核 由教材表15-1得［oq］=60Mpa 求作用在軸上的作用力： 由于選擇的是直齒輪和深溝球軸承，所以只有徑向力。 F xNH 2 一一 一 3 = 6.8 10 Nm F xNH 1 = 05.75 103 Nm Mhi = 629N ? m F zNH

39、2 3 = 2.18 10 Nm F zNH 1 _ 3 = 2.39 10 Nm Mhi = 201.65N *m M=660Nm 且已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=382mm 齒輪作用在軸上的水平力即周向力： Ft =尹1 =12.55 103N d 齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力： Fr = Ft tan 20 = 4.57父103 N 在垂直面上： … Ft (111 35-： 2) 3 左側：FNH2 t 6.8 10 N (111 96 32 25 -- 2 35 2) 右側：Fnhi = Ft -Fnh2 = 5.75 103N

40、彎矩 M H1 =FNH2 (32 25-： 2 96-： 2) =629N *m ④水平面上： 左側：Fnh2 ) Ft (111 35 2) =2.18 1 03N (111 96 32 25 -- 2 35 一： 2) 右側：FNH1 =Ft -FNH2 =2.39 103 N 彎矩 M H1 =Fnh2 (32 250 2 96" 2) =201.65N ?m ⑤總彎矩：M =JM； +M：2 =660N?m如圖： ⑥進行校核時候，通常只是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度根據 式及上面的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為靜應力，取 力。 由教材表 15-4

41、得：W』d bt(d -t =40409 32 2d 2 2 ⑦ c%a= W =30Mpa "r］ 其中T為軸輸出扭矩。 0.3 ,軸的計算應 ■:_-ca =30Mpa ＜［二」］ 所以是安全 的。 所以是安全的。 4.軸承的校核 4.1 I軸軸承的校核 由于選擇的軸承是 6204型軸承，只存在徑向力。所以： P= FxNhi FzNhi =1050N 其中FxNH2 FzNH 2為軸校核軸軸承在水平和垂直方向的受力。 由教材可知深溝球軸承的 S =3 查機械零件表有： C=12800N 則有： Lh =」— x C-產=20967 h 60 np

42、則軸承可用：L= 20967 =3.39年。 16 365 滿足三年小修換軸承的要求 4.2 IV軸軸承的校核 由于選擇的軸承是 6015型軸承，只存在徑向力。所以: P=1050N =3 C=12800N L=3.39 年。 滿足要求 P=7141N 10 = 3 C=68000N L=12 年 滿足要求 2

43、L 2 P= FxNH1 ■ FzNH1=7141N 其中FxNH2 FzNH 2為軸校核軸軸承在水平和垂直方向的受力。 10 由教材可知圓柱軸承的 =20 3 查機械零件表有：C=68000N 則有： Lh = -^0— x C-嚴=70823h 60 n P 則軸承可用：L= 20967 =12年。 16 365 滿足三年小修換軸承的要求 Tca = 57.31 Nm 聯軸器 選擇KR-SC 型鋼球半扭 矩安全聯軸 器中的型號 為 ： KR-SC1906H 型聯軸器。 5.聯軸器的選擇 5.1 輸入端聯軸器 由于

44、三級減速器是由電機與減速器直接通過聯軸器連接的， 所以要對電機進 行過載保護，所以要在輸入端選擇安全聯軸器。 根據聯軸器的計算公式 Tca =KaT查表14-1 （機械設計第八版），取工作情況系 數KA=1.5;則有 Tca =KaT =1.5 X 38.209=57.31Nm 則選擇KR-SC型鋼球半扭矩安全聯軸器中的型號為： KR-SC1906網聯軸器。 5.2 輸出端聯軸器 根據聯軸器的計算公式 Tca = KaT查表14-1 （機械設計 第八版），取工作情 況系數Ka =1.5;則有 Tca =KaT =1.5 X 2397.52=3659.81Nm 選用LH7彈

45、性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 6300N ? m。 6.箱體設計 6.1 減速箱參數 箱體是用HT200鑄造而成，其相關參數如下： Ta =3659.8 ca 1Nm 選用LH7 彈性柱銷聯 軸器 E=30MPa 箱座壁厚 d 12 箱蓋壁厚 a 10 箱座凸緣厚度 b 18 箱蓋凸緣厚度 bi 15 箱座底凸緣厚度 b2 30 底腳螺栓直徑 df 24 底腳螺栓數目 n 6 軸承旁聯接螺栓直徑 di 18 箱蓋與箱座聯接螺栓直 徑 d2 12 軸承端蓋螺釘直徑 d3 由軸承外徑決定 定位銷直徑 d 12 凸

46、臺高度 h 根據扳手操作方便為準 大齒輪頂圓與內壁距離 △i 15 齒輪端面與內壁距離 △2 15 箱蓋、箱座肋厚 m1、m 8,10 軸承端蓋外徑 D2 與軸承后關 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 螺栓扳 手空間 與凸緣 寬度 安裝螺栓直徑 dx M8 M10 M12 M18 M24 至外箱壁距離 c1 min 13 16 18 24 34 至凸緣邊距離 C2 min 11 14 16 22 28 沉頭座直徑 C2 min 10 24 26 36 48 6.2減速器的潤滑 6.2

47、.1 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑的潤滑方式。 因為三級減速箱中大齒輪直徑差距較大， 所以浸 油深度不能過高，以免出現因低速級大齒輪浸油過深而造成過大的油損。 但浸油 深度也不能過小以防止其他齒輪潤滑不到或傳動零件在轉動時將沉入箱底的污 物攪起，所以選次高級大齒輪浸油一個齒高為準，油面到池底 30mm 6.2.2 軸承的潤滑 通過計算得到的所有軸承的 dn值小于16 M104 ,所以選用油脂潤滑（機械 設計，第八版，表14-10）。軸承與內箱采用擋油環(huán)隔絕。 7.經濟性分析 一般來說三級減速器的價格相對于其他減速器要貴一些。 主要體現在加了第 三對齒輪的造價和增加一對齒輪引起的一

48、系列如箱體體積、 潤滑油增多、各種精 度要求提高等額外費用。對于三級齒輪減速器造價問題采取了一下措施 ： .三級減速器與經典的二級帶輪減速器主要在于第三對齒輪價格和一對帶 輪加帶的價格的差別。 所以初略計算第三對齒輪價格和一對帶輪加帶的價格， 進 行對比以進行下面措施。 齒輪等級精度在滿足要求的情況下采用最低級精度等級， 都為8級精度等 級齒輪。 .材料方面在滿足功能和強度要求方面選擇最便宜材料：齒輪和軸除了低 速級小齒輪采用 42GrMo外都用45號鋼。箱體用灰鑄鐵鑄造。 ④.結構設計方面如箱體盡量避免凸臺等架構以增加鑄造成本。 通過這些措施使得三級齒輪減速器的造價降低很多，

49、 可以達到甚至低于某些二級 減速器的造價。 7.設計心得 通過這次減速器的設計，使我學到很多以前東西，以下是我的心得體會： 這是一門綜合性很強的課程， 其中包含了很多門科目有機械設計、 理論力 學、工程材料、材料成型、機械制造、制圖等知識，通過設計過程可以把以前學 的知識進行更加深入的理解，同時大大提高個人訓練能力。 設計一個零件或結構， 要先了解其功能原理， 然后在使其滿足使用功能的 基礎上進行設計和創(chuàng)新，不能毫無根據漫無目的的瞎想、亂改。 結構設計中的所有結構的有無、位置、尺寸都是有根據甚至有標準的，不 能看到別人有而有，也不能亂加或隨意編寫數據。否則可能對整體功能或使用維 修等帶來影響。 ④通過這門課程，我的二維、三維制圖能力大大提高。 9.參考資料目錄 [1]《機械設計（第八版）,高等教育出版社， 楊可楨 程光蘊 李仲生 主編； 普通高等教育“十一五”國家級規(guī)劃教材 [2]《機械設計課程設計手冊（第三版）,高等教育出版社，清華大學吳忠澤 北 京科技大學 羅圣國 主編 [3]《機械機械設計綜合課程設計 第二版》，王之樂王大康主編 [5]《solidworks 2012 機械設計實例精解一減速器設計》，段志堅 李改靈主編