機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-一級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)F=1250 V=1.8 D=250

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書全套圖紙加V信153893706或扣 3346389411 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書.4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).7第五部分 V帶的設(shè)計(jì).8 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.8 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).11第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).12第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).18 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì).18 7.2 輸出軸的設(shè)計(jì).23第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算

2、.29 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.29 8.2 輸出軸鍵選擇與校核.29第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.30 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.30 9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.30第十部分 聯(lián)軸器的選擇.31第十一部分 減速器的潤滑和密封.33 11.1 減速器的潤滑.32 11.2 減速器的密封.33第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.33設(shè)計(jì)小結(jié).36參考文獻(xiàn).36第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 1250N，V = 1.8m/s，D = 250mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天

3、，三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級。選擇V帶傳動(dòng)和一級直齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h23h3

4、h4h5=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.8m/s工作機(jī)的功率Pw:Pw=F×V1000=1250×1.81000=2.25Kw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:Pd=Pwa=2.250.859=2.62Kw工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=60×1000VD=60×1000×1.8×250=137.6rmin 經(jīng)查表按推薦的傳

5、動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=26，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=424，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (4×24)×137.6 = 550.43302.4r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×

6、;G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nmn=1430137.6= 10.39（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=iai0=10.392.5=4.16第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nmi0=14302.5=572rmin輸出

7、軸：nII=nIi=5724.16=137.5rmin工作機(jī)軸：nIII= nII=137.5rmin（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI= Pd×1=2.62×0.96=2.52Kw輸出軸：PII= PI×2×3=2.52×0.99×0.97=2.42Kw工作機(jī)軸：PIII= PII×2×4=2.42×0.99×0.99=2.37Kw則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'= PI×2=2.52×0.99=2.49Kw輸出軸：PII'= PII×2=2.42&

8、#215;0.99=2.4Kw工作機(jī)軸：PIII'= PIII×2=2.37×0.99=2.35Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550×Pdnm=9550×2.621430=17.5Nm輸入軸：TI=9550×PInI=9550×2.52572=42.07Nm輸出軸：TII=9550×PIInII=9550×2.42137.5=168.08Nm工作機(jī)軸：TIII=9550×PIIInIII=9550×2.37137.5=164.61Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI

9、9;= TI×2=42.07×0.99=41.65Nm輸出軸：TII'= TII×2=168.08×0.99=166.4Nm工作機(jī)軸：TIII'= TIII×2=164.61×0.99=162.96Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca= KAPd=1.1×2.62=2.88Kw2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1

10、= 75 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v=dd1nm60×1000=×75×143060×1000=5.61ms 因?yàn)? m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i0dd1=2.5×75=187.5mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 180 mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2

11、5;500+275+180+180-7524×500=1406mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1430 mm。 3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。aa0+Ld-Ld02=500+1430-14062=512mm 按課本公式，中心距變化范圍為491 555 mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a11180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-180-75×57.3°512=168.2°>120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 75 mm和nm = 1430 r/mi

12、n，查表得P0 = 0.67 kW。 根據(jù)nm = 1430 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.97，查表得KL = 0.96，于是Pr=P0+P0KKL=0.67+0.17×0.97×0.96=0.78Kw 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=PcaPr=2.880.78=3.69 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0=500×2.5-KPcaKzv+qv2=500×2.5-0.97×2.880.97×4×5

13、.61+0.105×5.612=104.52N8.計(jì)算壓軸力FPFp=2zF0 sin12=2×4×104.52×sin168.22=831.67N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2180mmV帶中心距a512mm帶基準(zhǔn)長度Ld1430mm小帶輪包角1168.2°帶速5.61m/s單根V帶初拉力F0104.52N壓軸力Fp831.67N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 28mm28mm分

14、度圓直徑dd175mmdadd1+2ha75+2×2.7580.5mmd1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)B(1.52)×6394mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 19mm19mm分度圓直徑dd2180mmdadd1+2ha180+2×2.75185.5mmd1(1.82)d(1.82)×1938mmB(z-1)×e+2&

15、#215;f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×1938mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 25，大齒輪齒數(shù)Z2 = 25×4.16 = 104，取Z2= 104。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d132KT1du+1uZEZHZH21）確定公式中的各參數(shù)

16、值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×103P1n1=9.55×103×2.52572=42.07Nm選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：a1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos25×cos20°25+2×1=29.54°a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos104×cos20°104+2×1=22.788°

17、;端面重合度：=12Z1tana1-tan'+Z2tana2-tan'=1225×tan29.54°-tan20°+104×tan22.788°-tan20°=1.736重合度系數(shù)：Z=4-3=4-1.7363=0.869計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1jLh=60×572×1×10×2×8×300=1.65×109N2=N

18、1i12=1.65×1094.16=3.96×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=600×0.881=528MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.91=495MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=H2=495MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZH2=32×1000×1.3×42.071×4.16+14.16×189.8×2.5

19、×0.8694952=45.492mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv=×d1t×n160×1000=×45.492×57260×1000=1.36ms齒寬bb=dd1t=1×45.492=45.492mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.36 m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2×1000×42.0745.492=1849.556NKAFt1b=1×1849

20、.55645.492=40.66Nmm< 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時(shí)，KHb = 1.344。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.08×1.2×1.344=1.7423）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t×3KKt=45.492×31.7421.3=50.154mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1Z1=50.15425=2.006mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1=mZ1=2×25=50m

21、md2=mZ2=2×104=208mm（2）計(jì)算中心距a=d1+d22=50+2082=129mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×50=50mm取b2 = 50、b1 = 55。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=2KT1YFaYSaYdm3Z121）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.736=0.682由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)K

22、Hb = 1.344，結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.314則載荷系數(shù)為K=KAKVKFKF=1×1.08×1.2×1.314=1.703計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86取安全系數(shù)S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.84×5001.4=300MPaF2=KFN2Flim2S=0.86×3801.4=233.43MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2K

23、T1YFa1YSa1Ydm3Z12=2×1000×1.703×42.07×2.61×1.6×0.6821×23×252=81.619MPaF1F2=2KT1YFa2YSa2Ydm3Z12=2×1000×1.703×42.07×2.17×1.83×0.6821×23×252=77.614MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 25、Z2 = 104，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a =

24、 129 mm，齒寬b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z25104齒寬b55mm50mm分度圓直徑d50mm208mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha54mm212mm齒根圓直徑dfd-2×hf45mm203mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩

25、T1P1 = 2.52 KW n1 = 572 r/min T1 = 42.07 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 50 mm 則:Ft=2T1d1=2×1000×42.0750=1682.8NFr=Ft×tan=1682.8×tan20°=612.2N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin=A0×3P1n1=112 ×32.52572=18.4mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5

26、%，故選取:d12 = 19 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 29 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D

27、15;T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 55 mm，d56 = d1 = 50 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm

28、，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206型軸承查手冊得T = 16 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 63/2+50+16/2 = 89.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 55/2+31+9-16/2 = 59.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 55/2+9+31-16/2 = 59.5 mm V帶壓軸力Fp = 83

29、1.67 N2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=1682.8×59.559.5+59.5=841.4NFNH2=FtL2L2+L3=1682.8×59.559.5+59.5=841.4N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=612.2×59.5-831.67×89.5+59.5+59.559.5+59.5=-1151.1NFNV2=FrL2+FpL1L2+L3=612.2×59.5+831.67×89.559.5+59.5=-1151.1N3）計(jì)算軸的彎矩，并

30、做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=841.4×59.5=50063Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=831.67×89.5=74434Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1151.1×59.5=-68490NmmMV2=FNV2L3=931.6×59.5=55430Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=MH2+MV12=500632+-684902=84836NmmM2=MH2+MV22=500632+554302=74691Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g

31、）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：ca=McaW=M12+T12W=848362+0.6×42.07×100020.1×503=7.1MPa-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 2.42 KW n2 = 137.5 r/min T2 = 16

32、8.08 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 208 mm 則:Ft=2T2d2=2×1000×168.08208=1616.2NFr=Ft×tan=1616.2×tan20°=587.9N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin=A0×3P2n2=112 ×32.42137.5=29.1mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號。

33、 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT2=1.3×168.08=218.5Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT6型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32 mm故取d12 = 32 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 38 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 42 mm。半聯(lián)軸器

34、與軸配合的轂孔長度L = 60 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 38 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T = 40mm×80mm×18mm，故d34 = d67 = 40 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 18+15 = 33 mm 右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，

35、取d56 = 47 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 45 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 50 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 18 mm，則l34 = T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 =

36、 46.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6208型軸承查手冊得T = 18 mm 第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 58/2+50+18/2 = 88 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 50/2-2+46.5-18/2 = 60.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 50/2+11.5+33-18/2 = 60.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=FtL3L2+L3=1616.2×60.560.5+60.5=

37、808.1NFNH2=FtL2L2+L3=1616.2×60.560.5+60.5=808.1N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=FrL3L2+L3=587.9×60.560.5+60.5=294NFNV1=FrL2L2+L3=587.9×60.560.5+60.5=294N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=808.1×60.5=48890Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=294×60.5=17787Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=MH2+MV2=4

38、88902+177872=52025Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：ca=McaW=M2+T22W=520252+0.6×168.08×100020.1×453=12.5MPa-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入軸鍵選擇與

39、校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×50mm，接觸長度:l' = 50-6 = 44 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'dF=0.25×6×44×19×1201000=150.5NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×45mm，接觸長度:l' = 45-14 = 31 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞

40、的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'dF=0.25×9×31×45×1201000=376.6NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'dF=0.25×8×40×32×1201000=307.2NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10&#

41、215;2×8×300=48000h9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×612.2+0×0=612.2N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P×360n1Lh106=612.2×360×572×48000106=7230N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n1CP3=106

42、60×57219.5×1000612.23=9.42×105hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×587.9+0×0=587.9N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P×360n2Lh106=587.9×360×137.5×48000106=4317N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 2

43、9.5 KN，由課本式11-3有：Lh=10660n2CP3=10660×137.529.5×1000587.93=1.53×107hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T2=168.08Nm由表查得KA = 1.3，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT2=1.3×168.08=218.5Nm2.型號選擇 選用LT6型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 250 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 3800 r/min，軸孔直徑為32 mm，軸孔長度為60 mm。Tca=218.5NmT=250Nmn2=137.5rminn=3800r

44、min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為

45、H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118 cSt。2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 1.36 m/s 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤

46、滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1 減速器附件的

47、設(shè)計(jì)與選取1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計(jì)算如下：查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 42.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞

48、常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：3.油標(biāo)（油尺） 油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)

49、書手冊，本設(shè)計(jì)采用通氣器型號及尺寸如下：5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計(jì)算：b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm吊耳尺寸計(jì)算：K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mmh = 0.5×H = 0.5

50、×24 = 12 mmr = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)×8 = 16 mm6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下：7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷長度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷尺寸如下：12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號

51、公式與計(jì)算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025×129+3=4.2取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02×129+3=3.6取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.5×8=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.5×8=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.5×8=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036×129+12=16.6取M18地腳螺釘數(shù)目na250時(shí)，取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.75×18=13.5取M14蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0

52、.5-0.6)×18=9-10.8取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取22、18、14軸承旁凸臺半徑R1=18取18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(zhǔn)外箱壁至

53、軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)取43大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離11.2=1.2×8=9.6取12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=8取16箱蓋、箱座肋厚m1、m0.85=0.85×8=6.8取7設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機(jī)械

54、設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)等于一體。 這次的課程設(shè)計(jì),對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。參考文獻(xiàn)1 濮良貴、陳國定、吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì).9版.北京：高等教育出版社，2013.052 陳立德.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書3 龔桂義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊4 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊委員會.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(新版).北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004附件1：外文資料翻譯譯文機(jī)械設(shè)計(jì)摘要： 機(jī)器是由機(jī)械裝置和其它組件組成的。它是一種用來轉(zhuǎn)換或傳遞能量的裝置，例如：發(fā)動(dòng)機(jī)、渦輪機(jī)、車輛、起重機(jī)、印刷機(jī)、洗衣機(jī)、照相機(jī)和攝影機(jī)等。許多原則和設(shè)計(jì)方法不但適用于機(jī)器的設(shè)計(jì)，也適用于非機(jī)器的設(shè)計(jì)。術(shù)語中的“機(jī)械裝置設(shè)計(jì)” 的含義