帶式運輸機的一級圓柱40或圓錐41齒輪減速器課程設計說明書

1、課程設計說明書目錄一、設計課題及主要任務2二、傳動方案擬定2三、電動機的選擇4四、確定傳動裝置的總傳動比和運動（動力）參數(shù)的計算5五、V帶的設計7六、齒輪傳動的設計9七、軸的設計12八、箱體結構設計及附件選擇22九、鍵聯(lián)接設計25十、軸承設計26十一、密封和潤滑的設計27十二聯(lián)軸器的設計27十三、設計小結28附：參考資料30- 1 - / 43一、設計課題及主要任務：1、 設計課題：設計用于鏈式傳送設備或帶式運輸機的一級圓柱（或圓錐）齒輪減速器。2、 設計內(nèi)容： 傳動方案的擬定及說明（附圖）； 運動學計算（電動機功率計算、傳動比計算、運動及動力參數(shù)計算）； 直尺圓柱（或圓錐）齒輪傳動件設計計算

2、（選材、確定尺寸）； 軸的初步設計； 選擇聯(lián)軸器和軸承； 軸的結構設計（附結構簡圖）； 選擇軸承、齒輪處的配合； 編寫設計計算說明書、設計小結。3、 設計任務： 減速器裝配圖一張：只畫俯視圖（A3）； 零件圖一張：大圓柱（圓錐）齒輪軸（A3）或大圓柱（圓錐）齒輪（A3）； 設計計算說明書一份。4、 設計要求： 圖面整潔、符合各項標準規(guī)范要求； 設計說明書要求字跡工整、清潔，插圖規(guī)范。5、 設計進度計劃： 總體計算和傳動件參數(shù)計算； 軸與軸系零件的設計； 軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制； 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。6、 設計時間：2010年10月11日至2010年11月5日設

3、計項目計算過程及說明主要結果二、傳動方案擬定1、工作條件2、原始數(shù)據(jù)運輸機連續(xù)工作，單向運轉。減速器小批量生產(chǎn)，運輸帶允許速度誤差為±5%。原始數(shù)據(jù)3、方案擬定運輸帶拉力F（N）1900運輸帶速度V（m/s）1.6卷筒直徑D（mm）400每天工作時間h24 傳動方案分析：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 設計方案：本設計中原動

4、機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動為一級直齒圓柱齒輪減速器。 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。a、帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 b、齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。簡圖如下：三、電動機選擇：1、電動機類型和結構的選擇：2、電動機功率選擇：3、確定電動機轉速：選擇Y系列三相異步電動機，此系

5、列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 運輸機主軸上所需要的功率：P=FV=1900N×1.6m/s=3040W工作機所需功率由公式：Pw=P/1000w=3040/(100×00.94)kw=3.23kww帶式輸送機的功率取0.94機械零件課程設計P18表2-4傳動裝置的總功率：總=帶×2軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.85總電動機至滾筒主動軸之間的總功率由機械零件課程設計P18表24查得：帶V帶傳動效率，取0.95；軸承一對滾動軸承的

6、效率。取0.99；齒輪一對齒輪副效率（8級精度，油潤滑），取0.97；聯(lián)軸 器聯(lián)軸器效率，取0.98；滾筒滾筒效率，取0.96（查機械設計基礎機械課程設計指導書表2.3）電動機輸出的功率: Po=Pw/總 =3.8KW一般電動機的額定功率：Pm=（11.3）Po=3.84.94KW由表21取電動機額定功率Pm=4kw機械零件課程設計滾筒工作轉速為：n滾筒=60×1000·V/（·D）=(60×1000×1.6)/（400·）=76.4 r/min根據(jù)機械零件課程設計表2-5推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2=

7、35。取帶傳動比i1= 。則總傳動比理論范圍為：i620。故電動機轉速的可選范圍：n=i×n滾筒=(1620)×76.4=458.41528 r/minY系列三相異步電動機P=3040WPw=3.23kw總=0.85Po=3.8KWPm=4KWn滾筒=76.4r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號（如下表1）機械設計基礎課程設計指導書（第二版）P 10：綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率等，可見第2方案比較適合。故選定電動機型號為Y132M1-6。其主要性能：（如下表2）電動機型號

8、為Y132M1-6表1：方案電動機型號額定值電動機轉速(r/min)效率%外形尺寸mm重量Kg功率Kw電流A同步轉速滿載轉速1Y160M1-8409.9175072084.0600×420×3851182Y132M1-6409.40100096084.0515×350×315733Y112M-4408.771500144084.5475×350×31568表2：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD13

9、2515×（135+210）×315216×1781238×8010×41四、確定傳動裝置的總傳動比和運動（動力）參數(shù)的計算：1、傳動裝置總傳動比為：2、分配各級傳動裝置傳動比：3、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算：由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n：i總= nm/n=nm/n滾筒=960/76.4=12.57總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比:i= i1×i2式中i1、i2分別為帶傳動和減速器的傳動比 根據(jù)機械零件課程設計表2-5，取io =3（普通V帶 i=24）因為：ioi1×i2所以：i2ioi112.

10、57/34.19根據(jù)機械零件課程設計公式（2-7）（2-8）計算出各軸的功率（P電機軸、P高速軸、P低速軸、P滾筒軸）、轉速（n電機軸、n高速軸、n低速軸、n滾筒軸）和轉矩（T電機軸、T高速軸、T低速軸、T滾筒軸） 計算各軸的轉速：軸（高速軸）：n高速軸=nm/io=960/3.0=320r/min軸（低速軸）：n低速軸=n高速軸/i1=320/4.19=76.4r/min滾筒軸：n滾筒軸=n低速軸= 76.4r/min2）計算各軸的功率：根據(jù)機械設計基礎 課程設計指導書P12軸（高速軸）：P高速軸= Po×01= Po×1=3.8×0.96=3.648KW軸（低

11、速軸）：P低速軸= P高速軸×12= P高速軸×2×3 =3.648×0.98×0.97=3.468KW滾筒軸：P滾筒軸= P低速軸×23= P低速軸×2×4 =3.468×0.98×0.99=3.36KW3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸入轉矩為：T電機軸=9550×Po/nm=9550×3.8/960=37.80N·m軸（高速軸）：i總=12.57io =3i24.19n高速軸=320r/minn低速軸=76.4r/minn滾筒軸=76.4r/minP高速軸=3

12、.648KWP低速軸=3.468KWP滾筒軸=3.36KWT電機軸=37.80N·mT高速軸=108.87N·mT低速軸=442.57 N·mT滾筒軸T高速軸= T電機軸×io×01= T電機軸×io×1=37.8×3×0.96=108.87N·m 軸（低速軸）：T低速軸= T高速軸×i1×12= T高速軸×i1×2×4 =108.87×4.19×0.98×0.99=442.57 N·m滾筒軸輸入軸轉矩為：

13、T滾筒軸= T低速軸×2×4=429.38 N·m4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：P高速軸1= P高速軸×軸承=3.648×0.98=3.575 KWP低速軸1= P低速軸×軸承=3.468×0.98=3.399KW5）計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T高速軸1= T高速軸×軸承=108.87×0.98=106.69 N·mT低速軸1= T低速軸×軸承=442.57×0.98=433.72 N

14、3;m綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：=429.38 N·mP高速軸1=3.575 KWP低速軸1=3.399 KWT高速軸1=106.69 N·mT低速軸1=433.72 N·m參數(shù)電機軸高速軸（軸）低速軸（軸）滾筒軸（w軸）功率P(KW)3.83.6483.4683.364轉速n(r/min)96032076.476.4轉矩T（N·m）37.8108.87442.57429.38傳動比i34.191效率0.960.950.97五、V帶的設計1、選擇普通V帶型號：由課本機械設計基礎P132表8.21查得KA=1.2由 PC= KA× Pm=1.2&#

15、215;4.0=4.8KW根據(jù) PC =4.8kw ， n電機軸=960（r/min）課本KA=1.2PC =4.8kw2、方案選?。篜134圖8.13得知可選用A、B型V帶兩方案；方案1：取A型V帶1)確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：根據(jù)課本表8.6P124、 P134圖8.13則取小帶輪d1=100mm且d1=100mm>dmin=75mm d2=n1·d1/n2=i·d1=3×100=300mm根據(jù)機械設計基礎表8.3取d2=280mm則實際傳動比i、從動輪的轉速n2分別為：i= d2 / d1 =280/100=2.8； n2 = n1/i=960/

16、2.8=342.86r/min；從動輪的轉速誤差為：（342.86-320）/320=7.143%5%（大于±5%的誤差范圍）故A方案不合適方案2：取B型V帶1）確定帶輪的基準直徑根據(jù)課本表8.6P124、 P134圖8.13則取小帶輪d1=140mm且d1=140mm>dmin=125mm d2=n1·d1/n2=i·d1=960/320×140= 420mm根據(jù)機械設計基礎表8.3取d2=425mm 則實際傳動比i、從動輪的轉速n2分別為：i=d2/d1=425/140=3.04；n2=n1/i=960/3.04=315.79r/min從動輪的

17、轉速誤差為：（315.79-320）/320=-1.32%在±5%以內(nèi)，為誤差值允許范圍。2）帶速驗算： V=n1·d1·/（1000×60）=960×140·/（1000×60）=7.036m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3)確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2）（根據(jù)公式8-14） 0.7×（140+425）a02×（140+425）d1=100mmd2=280mmi=2.8n2=342.86r/minA方案不合適d1=140mmd2= 425m

18、mi=3.04n2=315.79r/minV=7.036m/sB方案合適395.5a01130初定中心距a0=760 ，則帶長為：L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×760+·（140+425）/2+（425-140）2/(4×760)=2434.2 mm根據(jù)機械設計基礎表8.4選取基準長度Ld=2500 mm實際中心距：a= a0+(Ld-L0)/2=760+(2500-2434.2)/2=792.9mm中心距a的變動范圍：amin=（a-0.015Ld）=792.9-37.5=755.4mmam

19、ax=（a+0.03 Ld）=867.9mm根據(jù)機械設計基礎P135公式（8-16、8-17）4）驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(425-140)×57.3/792.9=159.4>120故合適 5）確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)·KL·K）（公式8-18）根據(jù)n2 =960r/min查表8.10用內(nèi)插法得：P0=1.82+（2.13-1.82）/(980-800) ×(960-800)=2.096KW由（公式8.11）得功率增加量：P0= Kb n1（1-1/Ki）由表8.18查得K

20、b=2.6494×10-3 ；根據(jù)實際傳動比i=3.04；查表8.19得Ki =1.1373則P0 =0.307Kw由表.查得長度修正系數(shù)KL =1.03由圖8.11查得包角系數(shù)K=0.97得Z =1.999根故取2根B型普通V帶6）計算軸上的壓力根據(jù)公式（8-19）得：F0=500·PC·（2.5/ K-1）/z·v +q·v2 L0=2434.2 mmLd=2500 mma=792.9mmamin=755.4mmamax=867.9mmP0=2.096KWZ =2根F0=116.54 N查表8.6得B型普通v帶每米的質量q =0.17kg/

21、m則得：F0=500×4.8×（2.5/0.97-1）/（2×7.036）+0.17×7.0362=116.54 N由公式8.20得作用在軸上的壓力：FQ=2·z·F0·sin(/2)=2×2×116.54×sin(159.4/2)=458.7 NFQ=458.7 N六、齒輪傳動的設計：1、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級：2、初選主要參數(shù)：3、按齒面接觸疲勞強度計算：小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS；大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。由機械設計基礎P

22、211表10.21齒輪精度初選8級，齒面精糙度R 1.63.2m根據(jù)機械設計基礎選擇原則P209選取：小齒輪的齒數(shù)Z1=25；傳動比i=4.19取4.0大齒輪齒數(shù)Z2=Z1·i=25×4=100根據(jù)表10.20取齒寬系數(shù)d=1.2根據(jù)公式10.22計算小齒輪分度圓直徑： d176.43確定各參數(shù)值： 載荷系數(shù)： 查課本表10.11取K=1.1； 小齒輪名義轉矩（P191公式）T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.648/320 =1.0887×105 N·mm 許用應力 查課本圖10.24（c）P

23、188 查表10.10 按一般可靠要求取安全系數(shù)SH=1；Z1=25Z2=100T1=1.0887×105 N·mm4、確定模數(shù)：5、基本幾何尺寸計算：6、按齒根彎曲疲勞強度校核計算 則 取兩式計算中的較小值，即H=530Mpa于是d176.43=0.599×76.43mm=45.78mmm=d1/Z145.78/25=1.831由表10.3取標準模數(shù)值 m=2d1=m·Z1=2×25=50 mmd2=m·Z2=2×100=200 mma=m ·（Z1+Z2）/2=2×（25+100）/2=125 mm由

24、公式d=b/d1得b=60mm則b1=65mm（課本P210）由公式（10.24） 進行校核式中 齒形系數(shù)YF ：YF1 =2.65；YF2 =2.18（查表10.13） 應力修正系數(shù)Ys ：Ys1 =1.59 ；Y s2 =1.80（表10.14） 許用彎曲應力 查（圖10.25）得：Flim1=210MPa；Flim2=190Mpa查（表10.10）得：安全系數(shù)SF=1.30查（圖10.26）得：YNT1= YNT2=1由公式（10.14）可得： 故 H=530Mpam=2d1=50 mmd2=200 mma=125 mm7、驗算齒輪圓周速度：=155.26MPa<F1=144.59

25、MPaF2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。齒輪圓周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×50×320/（60×1000） =0.837 m/s對照表10.22可知選擇8級精度合適。齒輪的基本參數(shù)如下表所示:名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)25100分度圓直徑50200齒頂高33齒頂圓直徑56 206中心距125v=0.837 m/s齒輪選擇8級精度七、軸的設計（一）輸入軸的設計計算：1、齒輪軸的設計：軸簡圖： 選擇軸材料：由已知條件知減速器傳遞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)調質處理。有機械設計基礎表14.

26、4得：抗拉強度極限B=650MPa，屈服極限s=360MPa； 按扭轉強度估算軸的直徑：軸的輸入功率為P=3.648 KW；2、軸的結構設計轉速為n1=320 r/min根據(jù)課本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107118則d=0.226×（107118）mm=24.18226.668mm考慮有鍵槽，將直徑增大3%5%，則d=（24.18226.668）×(1+5%)mm=25.39128.0mm選d=30mm1）軸上零件的定位，固定和裝配：一級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，用平鍵作周向過渡配合固定。

27、軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵作周向過渡配合定位。2）確定軸的各段直徑 由上述可知軸段1直徑最小d1=30mm。軸的直徑d101818303050508080100軸上圓角/倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小軸肩高度Hmin22.53.54.55.5軸環(huán)寬度bb1.4h軸上圓角半徑R0.81.01.622.5 軸段2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，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標準，至少應滿足：d1+2×2.5mm=30+5=35mm； 軸段3

28、不考慮對安裝在軸2上的零進行定位，只要求有一定圓角即可，至少應滿足：d3=d2+2×1mm=37mm;圓整后取d3=40mm。 軸段4一般要比軸段3的直徑大10mm，所以有d4=d3+10mm=50mmd=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mm、為了便于拆卸左軸承，根據(jù)書2，129頁附表10.1可知，所選61909型軸承的安裝直徑：50da63mm，所以取d5=60mm、軸段6與軸段2安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為：d6=d2=35mm3）確定軸的各段長度 已知轂寬為65mm，為了保證齒輪固定可靠，軸段4的長度應略短于齒輪輪轂寬度2mm，取軸段3的長度為6

29、3mm。 軸環(huán)的寬度約為該最小軸肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以軸環(huán)的寬度為3.5mm。 為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的間距，可取該間距為18mm。 為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm。又查書機械設計基礎 課程設計指導書的附表10.1知，所選滾動軸承的寬度為：B=14mm。所以軸承支點的距離為：L=（14/2+2+14+65/2）×2=111mm 確定軸段2的長度時，要根據(jù)軸段安裝的零件尺寸來決定，所以有：a、上有一套筒，與齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的間距相同，故取套筒的長度為20mm。套

30、筒左端緊靠與齒輪的內(nèi)圈橫截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其軸承定位。b、減速器中兩個齒輪的中心距a =125mm，并且設軸承座端面距外箱體的距離為y，則：查書機械設計基礎 課程設計指導書17頁表4.1得，地腳螺釘直徑為：df =0.036a+12=0.036×125+12=16.5mm 圓整后得：df =20mm箱蓋的壁厚為：1=0.025a+1mm=0.025×125+1=4.125mm8mm取1=8mm軸承端蓋螺釘直徑：d3=（0.4-0.5）×df=（0.40.5）×20mm=（810）mm 取d3=8mm軸旁連接螺栓直徑為：d1 =0.75

31、 df =0.75×20=15mm由于較大的偶數(shù)則d1=16mm，所以軸承的連接螺栓直徑為16mm寫為M16；d5=60mmd6=35mmL=111mm3、求齒輪上作用力的大小、方向：查機械設計基礎 課程設計指導書手冊表4.2得C1min=22，C2min=20；所以軸承座端面距離內(nèi)箱壁的距離為y為：  y=1+C1min+ C2min +（510）=8+22+20+5=55mmc、外壁圓角半徑一般為35mm，取圓角半徑為4mm。d、由b、步可知d3=8mm查書機械設計基礎 課程設計指導書23頁表4.5得，螺釘連接外裝式軸承的厚度為：e=1.2d3=1.2×8mm

32、=9.6mme、軸段2伸出箱體外的長度一般為1520mm，為了方便計算取該軸段的伸出長度為17.4mm。綜合上述，軸段2的長度為：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 軸段1的長度確定，根據(jù)聯(lián)軸器的長度來確定其長度，查書機械設計基礎 課程設計指導書68頁附表1.7得，L=58mm。 在軸段1、3上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪廓寬度約小510mm，鍵槽的規(guī)格查書機械設計基礎 課程設計指導書108頁附表5.11得，軸段1的鍵槽深度為4.0mm，寬度為8mm；軸段3的鍵槽深度為5mm，寬度為12mm。 小齒輪分度圓直徑：d1=50mm； 作用在齒輪

33、上的轉矩為：T1 =1.0887×105 N·mm 求圓周力Ft：Ft=2T1/d1=2×1.0887×105 /50=4354.8N 求徑向力Fr：Fr=Ft·tan=4354.8×tan200=1391.0 強度校核（圖如下）：A 繪制軸受力簡圖（如圖a）：aB 繪制彎矩圖：L1=58mmL2=106mmL3=20mmL4=63mmL5=10mmL6=18mmFt=4354.8NFr=1391.0N（b）水平支點反力為：=2177.4N垂直支點反力:= =695.5Na、水平面彎矩圖（如圖c）-截面處的彎矩為：MH1= = 217

34、7.4×111/2=120845.7N.mm-截面處的彎矩為：MH2=2177.4×29=63144.6N.mm（c）b、垂直平面彎矩圖（如圖d）：-截面處的彎矩為：MV1= =695.5×111/2=38600.25N·mm-截面處的彎矩為：MV2=695.5×29 N·mm=20169.5N·mm=2177.4N=695.5NMH1 =120845.7 N·mm MH2=63144.6 N·mm（d）C、繪制合彎矩圖（如圖e）由M=得到：-截面的合成彎矩為：   M1=126860

35、.799N·mm-截面的合成彎矩為：   M2= =66287.626N·mm(e)D、繪制扭矩圖（如圖f）轉矩：T=108870N·mm(f)E、求當量彎矩：因減速器單向運轉，故可以認為轉矩為脈動循環(huán)變化，取修正系數(shù)=0.6，由機械設計基礎（第二版）P271公式Me=MV1=38600.25N·mmMV2=20169.5N·mmM1=126860.79N·mmM2=66287.626N·mm得到：-截面的彎矩合成為：Me1=142690.668N·mm-截面的彎矩合成為：  

36、; Me2= =93064.568N·mmF、確定危險截面及校核強度：由以上圖可以看出，截面-、-所受轉矩相同，但彎矩Me1Me2，且軸上還有鍵槽，故截面-可能為危險截面。但由于軸徑d3d2，故也對-進行校核。截面-：e1=22.30MPa截面-：  e2= =21.71MPa查機械設計基礎272頁表14.2得【-1b】=60MPa，滿足e【-1b】的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。由已知條件知減速器傳遞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)調質處理，硬度217255HBS。 軸的輸入功率為P=3.468 KW；轉速為n=76.40 r/min

37、根據(jù)課本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107118則d=0.357×（107118）mm=38.19942.126mmT=108870N·mmMe1=142690.668N·mmMe2=93064.568N·mm（二）輸出軸的設計計算：1、選擇軸材料：2、按扭轉強度估算軸的直徑3、確定軸各段直徑和長度考慮有鍵槽，將直徑增大3%5%，則d=（38.19942.126）×(1+5%)mm=40.1144.23mm 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取d1=45mm，根據(jù)計算轉矩：TC=KA×

38、T=1.2×442.57=531.084Nm，查標準GB/T 50141985，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=36mm 右起第四段，該段裝有齒輪，并且

39、齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為200mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=21mm 大齒輪分度圓直徑：d2=200mm 作用在齒輪上的轉矩為：T2=4.4257×105N·mm 求圓周力Ft：Ft=2T2/d2=2×4.4257×105/200=4425.7N 求徑向力FrFr=Ft·tan=

40、4425.7×tan200=1610.82N根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型（如下圖所示）：水平面的支反力：=2212.85N d1=45mmL1=82mmd2=52mmL2=74mmd3=55mmL3=36mmd4=60mmL4=58mmd5=66mm4、求齒輪上作用力的大小、方向5、求支反力6、畫彎矩圖（如下圖）7、畫轉矩圖（如下圖）：8、畫當量彎矩圖 （如下）垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則=805.41N水平面的彎矩：=2212.85×111/2=122813.175N·mm垂直面的彎矩：MV= =805.41

41、5;111/2=44700.255N·mm 合成彎矩：M=130685.024N·mm轉矩：T=4.4257×105N·mm因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6則Me=461464.402N·mme=27.736MPa查機械設計基礎272頁表14.2得【-1b】=60MPa，滿足e【-1b】的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。L5=10mmd6= 55mmL6=21mmFt=4425.7NFr=1610.82N=2212.85N=805.41NMHC=122813.175N·mmMV=44700.255N·m

42、mM=130685.024N·mmT=4.4257×105N·mmMe=461464.402N·mm9、校核危險截面強度軸加工表面粗糙度推薦用表加工表面表面粗糙度Ra值/m與傳動件及聯(lián)軸器等輪轂相配合的表面輪齒工作面3.21.6齒輪基準孔（輪轂孔）1.6齒輪基準軸徑1.6與軸肩相靠的端面3.210、附：軸加工表面粗糙度推薦用表：齒頂圓3.2平鍵鍵槽3.2（工作面），6.3（非工作面）與傳動件及聯(lián)軸器相配合的軸肩端面3.21.6與軸承密封裝置相接觸的表面3.21.6螺紋牙工作面1.6其它表面6.33.2（工作面），12.56.3（非工作面）八、箱體結構設計

43、及附件選擇：1、窺視孔和窺視孔蓋：2、放油螺塞：3、油標：4、通氣器：5、啟蓋螺釘：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。機蓋與機座結

44、合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。6、定位銷：7、調整墊片：8、環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤：9、 密封裝置10、其余附件選擇：為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或

45、拆卸機蓋。在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。名稱功用材料規(guī)格螺栓安裝端蓋6級M12×60 GB/T5782螺栓聯(lián)接機箱、機座6級M8×40 GB/T5782螺栓固定機座6級M16×45 GB/T5782螺栓固定視孔蓋8級M6×10 GB/T5782銷定位35鋼GB/T 119.1 A6×28墊圈調整安裝65MnGB/T 93 8墊圈調整安裝65MnGB/T 93 12螺母固定安裝5級M12 GB/T 6170-2000螺母固定安裝5級M8 GB/T 6

46、170-2000油標測量油面高度組合件通氣器透氣Q235啟蓋螺釘6級GB/T 5782箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d9df，d1, d2至外機壁距離C122, 20, 16df， d2至凸緣邊緣距離C222，16軸承旁凸臺半徑R122，16凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 55大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2九、鍵聯(lián)接設計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接鍵選擇：2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接鍵選擇：3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接鍵選擇：此段軸徑d1=30mm,L1=60mm查機械零件課程設計（第二版）P170 附表4-1GB1096-79選用C型平鍵得：公稱尺寸（b×h）：8×7 根據(jù)課本機械設計基礎 課程設計指導書（第二版）P279式得：