一級斜齒帶傳動的設(shè)計-課程設(shè)計

PAGEPAGE2目錄設(shè)計原始數(shù)據(jù) 1第一章傳動裝置總體設(shè)計方案 11.1傳動方案 11.2該方案的優(yōu)缺點 2第二章電動機(jī)的選擇 32.1計算過程 32.1.1選擇電動機(jī)類型 32.1.2選擇電動機(jī)的容量 32.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 32.1.4計算各軸轉(zhuǎn)速 42.1.5計算各軸輸入功率、輸出功率 42.1.6計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩 52.2計算結(jié)果 5第三章帶傳動的設(shè)計計算 63.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容 63.2設(shè)計步驟 63.3帶傳動的計算結(jié)果 83.4帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 9第四章齒輪傳動的設(shè)計計算 10第五章軸的設(shè)計 165.1軸的概略設(shè)計 165.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 165.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 165.2.2高速軸的校核 185.2.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 215.2.4低速軸的校核 225.3軸上零件的固定方法和緊固件 255.4軸上各零件的潤滑和密封 255.5軸承的選擇及校核 265.5.1軸承的選擇 265.5.2軸承的校核 265.6聯(lián)軸器的選擇及校核 295.7鍵的選擇及校核計算 29第六章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 316.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 316.2減速器齒輪潤滑方式 32第七章附件設(shè)計及選擇 337.1軸承端蓋 337.2窺視孔和視孔蓋 337.3通氣器 337.4放油堵 347.5油標(biāo) 34設(shè)計小結(jié) 35參考文獻(xiàn) 36PAGE37設(shè)計原始數(shù)據(jù)參數(shù)符號單位數(shù)值工作機(jī)直徑Dmm280工作機(jī)轉(zhuǎn)速Vm/s1.6工作機(jī)拉力FN1650工作年限y年5第一章傳動裝置總體設(shè)計方案1.1傳動方案傳動方案已給定，外傳動為V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。方案簡圖如1.1所示。圖1.1傳動裝置簡圖一級減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。1.2該方案的優(yōu)缺點該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承對稱分布，原動機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動機(jī)?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。第二章電動機(jī)的選擇2.1計算過程2.1.1選擇電動機(jī)類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。2.1.2選擇電動機(jī)的容量電動機(jī)所需的功率為由電動機(jī)到工作機(jī)的傳動總效率為式中、、、、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和工作機(jī)的傳動效率。取0.96（帶傳動），0.99（軸承），0.97（齒輪精度為8級），0.99（彈性聯(lián)軸器），0.96（工作機(jī)效率，包含滑動軸承效率），則：=eq0.96×eq0.99\s(2)×0.97×0.99×0.96=0.867所以eq\f(2.64,0.867)=3.044根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊可選額定功率為4kW的電動機(jī)。2.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速為=eq\f(60×1000×1.6,3.1416×280)=109.13取V帶傳動的傳動比2-4，一級圓柱齒輪減速器傳動比3-5，則從電動機(jī)到工作機(jī)軸的總傳動比合理范圍為6-20。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為109.13=655—2183r/min綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選電動機(jī)型號為Y112M-4，將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到傳動比方案，如表2.1所示。表2.1電動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)電動機(jī)型號額定功率kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min電動機(jī)重量kg傳動裝置的傳動比滿載轉(zhuǎn)速滿載電流總傳動比V帶減速器Y112M-4414408.7747.0013.192.804.71電動機(jī)型號為Y112M-4，主要外形尺寸見表2.2。圖2.1電動機(jī)安裝參數(shù)表2.2電動機(jī)主要尺寸參數(shù)中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112400×265190×1401228×608×242.1.4計算各軸轉(zhuǎn)速Ⅰ軸eq\f(1440,2.8)=514.286Ⅱ軸eq\f(514.286,4.71)=109.135工作機(jī)軸109.1352.1.5計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率Ⅰ軸==3.044×0.960=2.922Ⅱ軸==2.922×0.99×0.97=2.806工作機(jī)軸=2.806×0.99×0.99=2.750各軸輸出功率Ⅰ軸==2.922×0.99=2.893Ⅱ軸==2.806×0.99=2.778工作機(jī)軸==2.750×0.99=2.7232.1.6計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為eq9550×eq\f(3.044,1440.000)=20.185Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩eq9550×eq\f(2.922,514.286)=54.257Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩eq9550×eq\f(2.806,109.135)=245.529工作機(jī)軸輸入轉(zhuǎn)矩eq9550×eq\f(2.750,109.135)=240.643各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.99。2.2計算結(jié)果運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后填入表2.3中。表2.3運動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T（N·m）轉(zhuǎn)速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/miniη電動機(jī)軸3.04420.1851440.0002.8000.960Ⅰ軸2.9222.89354.25753.714514.2864.7120.960Ⅱ軸3.1882.778245.529243.073109.1351.0000.980工作機(jī)軸2.7502.723240.643238.236109.135第三章帶傳動的設(shè)計計算3.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：所需傳遞的額定功率；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪帶輪轉(zhuǎn)速與初選帶傳動傳動比=2.8。3.2設(shè)計步驟（1）確定計算功率查得工作情況系數(shù)KA=1.1。故有：=1.1×3.044=3.348（2）選擇V帶帶型據(jù)和選用A帶。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪直徑=100。2）驗算帶速v，有：=eq\f(3.14159×100×1440.000,60×100)=7.54m/s因為7.54m/s在5m/s—30m/s之間，故帶速合適。3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑100×2.8=280取=280（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度1)初定中心距=4562)計算帶所需的基準(zhǔn)長度=eq2×456+eq\f(3.14159,2)(100+280)+eq\f(eq(100-280)\s(2),4×456)=1527選取帶的基準(zhǔn)長度=16003）計算實際中心距=456+eq\f(1600-1527,2)=492.5中心距變動范圍：492.5-0.015×1600=468.50492.5+0.03×1600=540.50（5）驗算小帶輪上的包角=180°-（280-100）×eq\f(57.3°,492.5)=159.06>90（6）計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率由100和1440r/min查得P=1.32據(jù)=1440r/min，=2.800和A型帶，查得P=0.17查得=0.95，=0.99，于是：=(+)=(1.32+0.17)×0.99×0.95=1.402）計算V帶根數(shù)zeq\f(3.348,1.40)=2.39故取3根。（7）計算單根V帶的初拉力最小值查得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1kg/m。所以=500×eq\f((2.5-0.95)3.348,0.95×3×7.54)+0.1×eq7.54\s(2)=126.43N應(yīng)使實際拉力大于（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為：==2×3×126.43×eq\f(159.06°,2)=745.95N3.3帶傳動的計算結(jié)果把帶傳動的設(shè)計結(jié)果記入表中，如表3.1。表3.1帶傳動的設(shè)計參數(shù)帶型A中心距492.5小帶輪直徑100包角159.06大帶輪直徑280帶長1600帶的根數(shù)3初拉力126.43N帶速7.54m/s壓軸力745.95N3.4帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d=28因為小帶輪直徑=100<300因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.8×28=50.4L=1.6d=1.6×28=44.8B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×9=48da=+2ha=100+2×2.75=105.5大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d=25因為大帶輪直徑=280因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為輪輻式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.8×25=45L=1.6d=1.6×25=40B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×9=48da=+2ha=280+2×2.75=285.5第四章齒輪傳動的設(shè)計計算選用斜齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，齒輪2材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS。初選齒輪1齒數(shù)20，齒輪2齒數(shù)95，初選螺旋角14°。按齒面接觸強(qiáng)度：齒輪1分度圓直徑其中：——載荷系數(shù)，選1.6——齒寬系數(shù)，取1——端面重合度，，查得0.75，0.89，則1.64——齒輪副傳動比，=4.712——區(qū)域系數(shù)，查得2.433——材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8——許用接觸應(yīng)力，查得齒輪1接觸疲勞強(qiáng)度極限600。查得齒輪2接觸疲勞強(qiáng)度極限550。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)1班制，一年工作255天，工作5年）514.2861×8×255×53.15eq\f(3.15,4.712)=0.67查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.93，0.95取失效概率為，安全系數(shù)1，得：eq\f(0.93×600,1)=558eq\f(0.95×550,1)=522.5則許用接觸應(yīng)力=eq\f(558+522.5,2)=540.25有=eq\r(3,eq\f(2×1.6×54.257×1000,1×1.64)eq\f(4.712+1,4.712)eq(eq\f(2.433×189.8,540.25))\s(2))=45.43圓周速度eq\f(3.14159×45.43×514.286,60×1000)=1.22齒寬1×45.43=45.43模數(shù)eq\f(45.43×cos14°,20)=2.202.25×2.20=4.96eq\f(45.43,4.96)=9.16縱向重合度0.318×1×20×tan14°=1.59計算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)1.22，8級精度，查得動載系數(shù)1.04；用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承對稱布置時接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1.42；查得彎曲強(qiáng)度計算齒向載荷分布系數(shù)1.3；查得齒間載荷分配系數(shù)1.2；故載荷系數(shù)1.25×1.04×1.2×1.42=2.21按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑45.43×eq\r(3,eq\f(2.21,1.6))=50.61計算模數(shù)：eq\f(50.61×cos14°,20)=2.46按齒根彎曲強(qiáng)度：計算載荷系數(shù)1.25×1.04×1.2×1.3=2.03根據(jù)縱向重合度1.59，查得螺旋角影響系數(shù)0.88計算當(dāng)量齒數(shù)eq\f(20,eqcos14o\s(3))=21.89eq\f(95,eqcos14o\s(3))=103.99查取齒形系數(shù)：查得2.72，2.18查取應(yīng)力校正系數(shù)：1.57，1.79查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.93，0.95計算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1.4，得eq\f(0.93×500,1.4)=332.14eq\f(0.95×380,1.4)=257.86計算齒輪的并加以比較eq\f(2.719×1.57,332.14)=0.0129eq\f(2.184×1.79,257.86)=0.0152齒輪2的數(shù)值大則有：=eq\r(3,eq\f(2×2.028×54.257×1000×0.88×eqcos14o\s(2),1×eq20\s(2)×1.64)×0.0152)=1.62對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)2，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑50.61來計算應(yīng)有的齒數(shù)。則有：eq\f(50.61×cos14o,2)25取25，則4.712×25=117.81118實際傳動比i=4.72齒輪傳動比差值為=eq\f(4.72-4.712,4.712)×100%=0.16%幾何尺寸計算計算中心距：=eq\f((25+118)×2,2×cos14o)=147.38將中心距圓整為148mm。按圓整后的中心距修正螺旋角：=eq\f((25+118)×2,2×148)=14.94o因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。計算齒輪分度圓直徑：eq\f(25×2,cos14.94o)=51.75eq\f(118×2,cos14.94o)=244.25計算齒輪1寬度：1×51.75=51.75圓整后取60。齒輪2寬度55。表4.1各齒輪主要參數(shù)名稱代號單位高速級低速級中心距amm148傳動比i4.71模數(shù)mnmm2螺旋角β°14.94端面壓力角a°20嚙合角a’°20齒數(shù)z25118分度圓直徑dmm51.75244.25齒頂圓直徑damm55.75248.25齒根圓直徑dfmm46.75239.25齒寬bmm6055螺旋角方向右旋左旋材料40Cr(調(diào)質(zhì))45鋼(調(diào)質(zhì))齒面硬度HBS280HBS240HBS第五章軸的設(shè)計5.1軸的概略設(shè)計（1）材料及熱處理根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。（2）按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當(dāng)該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103—126，則取A=110。Ⅰ軸110×eq\r(3,eq\f(2.922,514.286))=19.63Ⅱ軸110×eq\r(3,eq\f(2.806,109.135))=32.47（3）裝V帶輪處以及聯(lián)軸器處軸的直徑考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：Ⅰ軸21.00Ⅱ軸35.71將各軸的最小直徑分別圓整為：=25，=40。5.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核5.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸的軸系零件如圖所示圖5.1高速軸的結(jié)構(gòu)各軸段直徑及長度的確定d11：軸1的最小直徑，d11==25。d12：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）d12應(yīng)比d11大5-10，取d12=31。d13：安裝滾動軸承處軸段，d13較d12大1-5mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7207C，根據(jù)軸承內(nèi)圈尺寸取d13=35。d14：過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=42。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，小齒輪齒頂圓直徑d15=55.75。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=42。d17：滾動軸承軸段，d17=d13=35。各軸段長度的確定l11：根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=40。l12：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l12=65.6l13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=30l14：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l14=10l15：由小齒輪的寬度確定，取l15=60l16：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l16=10l17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=32圖5.2高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d172531354255.754235長度l11l12l13l14l15l16l174065.630106010325.2.2高速軸的校核已知條件：高速軸傳遞的扭矩=54.26，轉(zhuǎn)速=514.29，齒輪的螺旋角=14.94°，小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑=51.75。齒輪1的作用力圓周力eq\f(2×54.26×1000,51.75)=2096.95徑向力2096.95×eq\f(tan20°,cos14.94°)=789.91軸向力2096.95×tan20°=763.23齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。（1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）支撐反力，在水平面上為其中帶輪壓軸力==745.95如高速軸結(jié)構(gòu)圖所示=92.1=63.5=63.5=eq\f(745.95×(92.10+63.50+63.50)-789.91×63.50-763.23×0.5×51.75,63.50+63.50)=736.46=745.95-736.46-789.91=-780.42式中負(fù)號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上為eq\f(2096.95×63.50,63.50+63.50)=1048.482096.95-1048.48=1048.48軸承1的總支承反力為eq\r(,eq736.46\s(2)+eq1048.48\s(2))=1281.28軸承2的總支承反力為eq\r(,eq(-780.42)\s(2)+eq(1048.48)\s(2))=1307.04（3）彎矩計算在水平面上a-a剖面右側(cè)-780.42×63.50=-49556.98a-a剖面左側(cè)-49556.98-763.23×eq\f(51.75,2)=-69304.84b-b剖面為-745.95×92.10=-68702.24在垂直面上為-1048.48×63.50=96103.19合成彎矩a-a剖面左側(cè)eq\r(,eq(-69304.84)\s(2)+eq(-66578.24)\s(2))=96103.19合成彎矩a-a剖面右側(cè)eq\r(,eq(-49556.98)\s(2)+eq(-66578.24)\s(2))=82997.33合成彎矩b-b剖面eq\r(,eq(-68702.24)\s(2)+eq(0)\s(2))=68702.24（4）畫出彎矩圖如下圖所示（5）轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)矩圖54256.81齒輪軸和b-b處彎矩較大，且該點軸頸較小，故b-b剖面為危險剖面。其抗彎截面系數(shù)為eq\f(3.14×eq35\s(3),32)=4207.11抗扭截面系數(shù)為eq\f(3.14×eq35\s(3),16)=8414.22最大彎曲應(yīng)力為eq\f(68702.24,4207.11)=16.33扭剪應(yīng)力為eq\f(54256.81,8414.22)=6.45按彎扭合成進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為eq\r(,eq16.33\s(2)+4×eq(0.6×6.45)\s(2))=18.07查得60<，故強(qiáng)度滿足要求。高速軸彎扭受力圖5.2.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸的軸系零件如圖所示圖5.3低速軸的結(jié)構(gòu)圖各軸段直徑及長度的確定d21：滾動軸承軸段，d21=50，選取軸承型號為角接觸球軸承7210C。d22：軸環(huán)，根據(jù)齒輪以及軸承的定位要求d22=57。d23：齒輪處軸段，d23=52。d24：滾動軸承處軸段d24=50。d25：密封處軸段，根據(jù)密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（氈圈密封）確定，d25=48。d26：軸3的最小直徑，d26=d2min=40。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l21=35。l22：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取l22=12.5l23：大齒輪寬度，取l23=53l24：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取l24=47.5l25：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l25=57.6l26：，根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定取l26=84圖5.4低速軸的尺寸圖表5.2低速軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25d26505752504840長度l21l22l23l24l25l263512.55347.557.6845.2.4低速軸的校核齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。圓周力2096.95徑向力789.91軸向力763.23（1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）支撐反力，在水平面上為如低速軸結(jié)構(gòu)圖所示=109.6=64=64eq\f(763.23×eq\f(244.25,2)-789.91×64,64+64)=333.25789.91-333.25=456.67在垂直平面上為eq\f(2096.95×64,64+64)=1048.482096.95-1048.48=1048.48軸承A、B的總支承反力為eq\r(,eq(333.25)\s(2)+eq(1048.48)\s(2))=1100.16eq\r(,eq(456.67)\s(2)+eq(1048.48)\s(2))=1143.61（3）彎矩計算在水平面上a-a剖面左側(cè)333.25×64=21327.69在水平面上a-a剖面右側(cè)1143.61×64=29226.84在垂直面上a-a剖面為1048.48×64=67102.48合成彎矩，a-a剖面左側(cè)eq\r(,eq(21327.69)\s(2)+eq(67102.48)\s(2))=70410.32合成彎矩，a-a剖面右側(cè)eq\r(,eq(29226.84)\s(2)+eq(67102.48)\s(2))=73191.20（4）畫出彎矩圖如下圖所示（5）轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)矩圖245528.54因a-a剖面右側(cè)彎矩較大，同時截面還作用轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險剖面。已知低速大齒輪鍵槽=16,=5。其抗彎截面系數(shù)為eq\f(3.14×eq50\s(3),32)-eq\f(16×5eq(50-5)\s(2),2×50)=10645.63抗扭截面系數(shù)為eq\f(3.14×eq50\s(3),16)-eq\f(16×5eq(50-5)\s(2),2×50)=22911.25最大彎曲應(yīng)力為eq\f(73191.20,10645.63)=6.88扭剪應(yīng)力為eq\f(245528.54,22911.25)=10.72按彎扭合成進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為eq\r(,eq6.88\s(2)+4×eq(0.6×10.72)\s(2))=14.58查得60<，故強(qiáng)度滿足要求。低速軸彎扭受力圖5.3軸上零件的固定方法和緊固件（1）齒輪的安裝高速軸的齒輪與軸設(shè)計為齒輪軸式設(shè)計，既齒輪與軸在同一零件上，該結(jié)構(gòu)主要是當(dāng)齒輪的齒頂圓直徑與軸的直徑相差不大是，可以做成齒輪軸。低速軸的齒輪與軸的安裝方法為鍵連接，考慮低速軸的直徑較大，因此齒輪與軸分開制造，采用鍵連接主要是由于齒輪要承受一定的載荷，鍵槽加工相對簡單。（2）聯(lián)軸器與低速軸的裝配聯(lián)軸器初選類型為彈性套柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器具有一定補(bǔ)償兩軸線相對偏移和減震緩沖能力，適用于安裝底座性能好，沖擊載荷不大的中，小功率軸系傳動，可用于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)，啟動頻繁的場合。聯(lián)軸器與軸的連接選用鍵連接方式。5.4軸上各零件的潤滑和密封當(dāng)?shù)退俅簖X輪轉(zhuǎn)速>2m/s時，軸承潤滑方式為油潤滑；當(dāng)≤2m/s時，軸承潤滑方式為脂潤滑。低速大齒輪線速度為1.42m/s，軸承潤滑方式選擇為脂潤滑。脂潤滑型號選擇為：ZG-S石墨鈣基潤滑脂。密封件的選擇上選氈封油圈，主要是考慮結(jié)構(gòu)比較簡單，由于減速器結(jié)構(gòu)簡單，氈封油圈的條件已經(jīng)滿足減速的設(shè)計要求。并且氈封油圈工作性能可靠。選擇的氈圈材料是半粗羊毛氈，型號為氈圈31JB/TQ4606。5.5軸承的選擇及校核5.5.1軸承的選擇軸承類型選擇為角接觸球軸承。Ⅰ軸選軸承為：7207C；Ⅱ軸選軸承為：7210C；所選軸承的主要參數(shù)見表5.3。表5.3所選軸承的主要參數(shù)軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載荷C0r7207C357217426530.5207210C509020578342.8325.5.2軸承的校核高速軸承查滾動軸承樣本可知，軸承7207C的基本額定動載荷Cr=30.5kN，基本額定靜載荷Cr0=20kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A點總支反力=1100.16NB點總支反力=1143.61N。2.求兩軸承的軸向力根據(jù)軸承型號初選e=0.4，因此可估算512.51N522.82N外部軸向力763.23N因此1286.05N522.82N計算當(dāng)量動載荷=0.0643=0.0261利用插值法得0.436,0.398。再計算：3.求軸承的當(dāng)量動載荷P1.0037>0.4000>利用插值法得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1X1=0.44,Y1=1.29對軸承2X2=0.44,Y2=1.42根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=2667.32NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=1581.00N4.驗算軸承壽命因P1>P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為5（年）×255（天）×8（小時）=10200h。=48453h>10200h軸承具有足夠壽命。低速軸承查滾動軸承樣本可知，軸承7210C的基本額定動載荷Cr=42.8kN，基本額定靜載荷Cr0=32kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A點總支反力=1013.99NB點總支反力=1342.82N。2.求兩軸承的軸向力Fa軸承派生軸向力Fd=efr其中，e為判斷系數(shù)，其值由的大小確定，由于現(xiàn)軸向力Fa未知，故先初選e=0.4，因此可估算405.60N537.13N軸向力536.2777201N因此1073.41N537.13N=0.0335=0.0168利用插值法得0.406,0.383。再計算：411.68N514.30N1050.58N514.30N=0.0328=0.0161兩次計算的值相差不大，因此確定0.406,0.383，1050.58N，514.30N。3.求軸承的當(dāng)量動載荷P1.0361>0.3830=利用插值法得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1X1=0.44,Y1=1.3866對軸承2X2=1,Y2=0根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=2283.47NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=1611.39N4.驗算軸承壽命因P1>P2，故只需驗算1軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為5（年）×255（天）×8（小時）=10200h。=1005618h>10200h軸承具有足夠壽命。5.6聯(lián)軸器的選擇及校核由于設(shè)計的減速器伸出軸40，根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊第五篇-軸及其聯(lián)接表5-2-4選取聯(lián)軸器：主動端：J型軸孔、A型鍵槽、40、84從動端：J1型軸孔、A型鍵槽、40、84J40×84選取的聯(lián)軸器為：TL7GB/T4323J140×84聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=243.073，查得工況系數(shù)KA=1.3，聯(lián)軸器承受的轉(zhuǎn)矩為316.00查得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為500，因此符合要求。5.7鍵的選擇及校核計算高速軸端鍵選擇的型號為鍵A8×34GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=34-8=26，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=3.5，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度59.62MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。低速軸齒輪處鍵選擇的型號為鍵A16×49GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=49-16=33，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度57.23MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。低速軸端聯(lián)軸器鍵選擇的型號為鍵A12×78GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=78-12=66，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度46.50MPa150MPa滿足強(qiáng)度要求。第六章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：表6.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號計算公式結(jié)果箱體壁厚=0.025+1≥88箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5~0.6）10軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）8，，至外機(jī)壁距離課程設(shè)計手冊26、22、16，，至凸緣邊距課程設(shè)計手冊24、20、14大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離>15外機(jī)壁至軸承座端面距離526.2減速器齒輪潤滑方式減速器齒輪的潤滑方式選擇為浸油潤滑，浸油潤滑主要適用于圓周速度v<12m/s的齒輪傳動。傳動件浸入有種的深度要適當(dāng)，既要避免攪油損失太大，又要保證充分的潤滑。油池要有一定的深度和貯油量。第七章附件設(shè)計及選擇7.1軸承端蓋軸承端蓋選擇為凸緣型軸承端蓋，以方便拆裝及軸承游隙調(diào)整。7.2窺視孔和視孔蓋窺視孔應(yīng)位于箱體頂部，能夠看到齒輪嚙合情況，視孔蓋板一般采用鋼板或鑄鐵支撐，用M5-M10螺栓進(jìn)行緊固。7.3通氣器通氣器主要作用是保持箱體內(nèi)外氣壓均勻，避免由于跑和造成箱體內(nèi)氣壓上升，造成滲油或漏油。附圖通氣器可用于清潔、多塵等環(huán)境。7.4放油堵放油孔的位置，位于箱體油池最低處，并保證螺孔內(nèi)徑低于箱體底座內(nèi)壁。放油孔用螺栓堵住，安裝時應(yīng)加封油圈以加強(qiáng)密封。7.5油標(biāo)油標(biāo)位于齒輪箱側(cè)面，以便觀察齒輪箱油面位置。本次設(shè)計才有游標(biāo)尺，因游標(biāo)尺結(jié)構(gòu)簡單，在減速器中較常采用，且安裝孔易于加工。設(shè)計小結(jié)這次關(guān)于一級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計，是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機(jī)械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過設(shè)計實踐，使我對機(jī)械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力。由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考文獻(xiàn)[1]濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計.8版.北京：高等教育出版社，2006.5[2]機(jī)械設(shè)計手冊編委會.機(jī)械設(shè)計手冊（第1卷、第2卷、第3卷）（新版）北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004[3]鄭文緯、吳克堅主編.機(jī)械原理.7版.北京：高等教育出版社，1997.7[4]陳立德主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書[5]龔桂義主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版）[6]陳鐵鳴主編.新比恩機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊[7]邱宣懷主編.機(jī)械設(shè)計（第四版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995[8]周開勤主編.機(jī)械零件手冊（第四版）.北京：高等教育出版社，1994[9]徐灝主編.機(jī)械設(shè)計手冊.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991基于C8051F單片機(jī)直流電動機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機(jī)的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動器的研究和設(shè)計基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實時內(nèi)核設(shè)計及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號檢測儀基于單片機(jī)的電機(jī)運動控制系統(tǒng)設(shè)計Pico專用單片機(jī)核的可測性設(shè)計研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計基于雙單片機(jī)的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時控和計數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機(jī)應(yīng)用能力的探究基于單片機(jī)控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機(jī)控制的水下焊接電源的研究基于單片機(jī)的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機(jī)的氚表面污染測量儀的研制基于單片機(jī)的紅外測油儀的研究96系列單片機(jī)仿真器研究與設(shè)計基于單片機(jī)的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機(jī)的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計與實現(xiàn)基于MSP430單片機(jī)的電梯門機(jī)控制器的研制基于單片機(jī)的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機(jī)的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機(jī)和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測技術(shù)研究基于單片機(jī)的膛壁溫度報警系統(tǒng)設(shè)計基于AVR單片機(jī)的低壓無功補(bǔ)償控制器的設(shè)計基于單片機(jī)船舶電力推進(jìn)電機(jī)監(jiān)測系統(tǒng)基于單片機(jī)網(wǎng)絡(luò)的振動信號的采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的大容量數(shù)據(jù)存儲技術(shù)的應(yīng)用研究基于單片機(jī)的疊圖機(jī)研究與教學(xué)方法實踐基于單片機(jī)嵌入式Web服務(wù)器技術(shù)的研究及實現(xiàn)基于AT89S52單片機(jī)的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的多道脈沖幅度分析儀研究機(jī)器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機(jī)控制系統(tǒng)基于單片機(jī)的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學(xué)實驗中的應(yīng)用研究基于單片機(jī)系統(tǒng)的網(wǎng)絡(luò)通信研究與應(yīng)用基于PIC16F877單片機(jī)的莫爾斯碼自動譯碼系統(tǒng)設(shè)計與研究基于單片機(jī)的模糊控制器在工業(yè)電阻爐上的應(yīng)用研究基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究與開發(fā)基于Cygnal單片機(jī)的μC