二級展開式直齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書.doc

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1、機械課程設(shè)計任務(wù)書及傳動方案的擬訂一、設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目:二級展開式直齒圓柱齒輪減速器工作條件及生產(chǎn)條件: 輸送機兩班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，使用期限15年。輸送帶速度允許誤差為5%。減速器設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力F（N） 1600輸送帶速度v(m/s) 1.26卷筒直徑 D(mm) 250每日工作時數(shù)T/hT/h24傳動工作年限a5二、傳動方案的分析與擬定圖1-1帶式輸送機傳動方案帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器,再經(jīng)連軸器將動力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速

2、級都采用直齒圓柱齒輪傳動。- 37 - 設(shè)計內(nèi)容 計算與說明 結(jié)果11 電動機的選擇1.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比1.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)2.1 高速級齒輪的設(shè)計2.2 低速級齒輪的設(shè)計3.1高速軸的設(shè)計3.2中間軸的設(shè)計3.3低速軸的設(shè)計4.1低速軸上的軸承計算5.1低速軸上鍵和聯(lián)軸器的設(shè)計計算5.2中間軸上鍵的設(shè)計計算5.3高速軸上鍵和聯(lián)軸器的設(shè)計計算6.1齒輪的潤滑方式及潤滑劑的選擇6.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇6.3密封方式的選擇7.1箱體設(shè)計7.2減速器附件設(shè)計減速器技術(shù)要求結(jié)束語參考文獻 一 電動機的選擇及運動參數(shù)的計算1.1電動機的選擇（1）選擇電

3、動機類型按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠三相異步電動機。（2）確定電動機功率 工作裝置所需功率按1式（2-2）計算 式中，,，工作裝置的效率本例考慮膠帶卷筒及其軸承的效率。代入上式得： 電動機的輸入功率按1式（2-1）計算 式中，為電動機軸至卷筒軸的轉(zhuǎn)動裝置總效率。由1式（2-4），；由表（2-4），取滾動軸承效率，8級精度齒輪傳動（稀油潤滑）效率，滑塊聯(lián)軸器效率，則故因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需略大于即可，按表8-169中Y系列中電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為3.0kw.（3）確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為：按表（2-1）推薦的各傳動機構(gòu)傳動比范圍：單

4、極圓柱齒輪傳動比范圍，則總傳動比范圍應(yīng)為，可見電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min，1500r/min和3000r/min三種，為減少電動機的重量和價格，由表8-184選常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的Y系列電動機Y100L2-4，其滿載轉(zhuǎn)速。電動機的安裝結(jié)構(gòu)型式以及其中心高、外形尺寸。軸伸尺寸等均可由表8-186、表8-187中查到1.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比（2） 分配傳動裝置各級傳動比由式（2-5），取，1.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸的轉(zhuǎn)速由式（2-6）I軸II軸III軸工作軸（2）各軸輸入功率由式（2

5、-7）：I軸II軸III軸工作軸（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩由式（2-8）：I軸II軸III軸工作軸電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩將以上算的的運動和動力參數(shù)列表如下： 軸名參數(shù) 電動機軸 I軸 II軸 III軸工作軸轉(zhuǎn)速n(r/min)14201420330.296.396.3功率P(kW)2.382.332.252.172.10轉(zhuǎn)矩T(Nm)16.0115.6765.10215.19210.22傳動比i14.33.431效率0.9750.9650.9650.98 二、 直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計 2.1 高速級齒輪的設(shè)計2.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用7級精度3）材料選擇

6、，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為。2.1.2按齒面接觸強度設(shè)計按設(shè)計計算公式（109a）進行試算，即 2.32（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt1.2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由表107選取尺寬系數(shù)d1.2由表106查得材料的彈性影響系數(shù)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa； 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60n1jLh6014201（2436510）7.464由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù):

7、0.88；0.92計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=64.772mm計算圓周速度V V=4.82m/s計算齒寬b b=d=164.772mm=64.772mm計算齒寬與齒高之比模數(shù) =2.699mm齒高 =2.252.699mm=6.073mmb/h=64.772/6.073=10.666計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=4.82m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.13；直齒輪=1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.4215由b/h=10.843，=1.

8、4215.查圖1013查得 =1.30；故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.1311.4215=1.606按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=71.380mm計算模數(shù)m m=mm=2.974mm2.1.3按齒根彎曲強度設(shè)計由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380MPa由10-18取彎曲壽命系數(shù)=0.88 =0.90計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 見表（10-12）得=（）/S=314.3Mpa= （）/S=244.3Mpa計

9、算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=11.1311.30=1.703查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得 =1.58；=1.80查取齒形系數(shù) 由表105查得 =2.19計算大、小齒輪的并加以比較=0.01332=0.0161大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算m=1.14mm對結(jié)果進行處理取m=1.3mm小齒輪齒數(shù) =/m=71.380/1.355大齒輪齒數(shù) =4.3552372.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(+)/2=(71.5+208.1)/2=189.8mm，(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=551.3=71.5mm =m=2371.3 =308.1mm(3)計算齒輪寬度 b=d=71.

10、5mm=75mm，=70mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm2.1.5小結(jié)由此設(shè)計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪1.371.57555大齒輪1.33.8.1702372.2 低速級齒輪的設(shè)計2.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用7級精度3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取2.2.2按齒面接觸強度設(shè)計按設(shè)計計算公式（109a）進行試算，即 2.32（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt

11、1.2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由表107選取尺寬系數(shù)d1.2由表106查得材料的彈性影響系數(shù)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa； 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60n1jLh60330.21（2436510）1.735 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.90；1.12 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 （2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=115.89mm計算圓周速度VV=2m/s計算齒寬bb=d=1115.89mm=115.89mm計算齒寬與齒高之比模數(shù) =4.829mm齒高 =2

12、.254.829mm=10.865mmb/h=115.89/10.865=10.67計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.08；直齒輪=1.1由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.430由b/h=10.67，=1.459.查圖1013查得 =1.35；故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.081.11.430=1.699按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=130.13mm計算模數(shù)m m=mm=5.422mm2.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m（1）

13、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380MPa由10-18取彎曲壽命系數(shù)=0.87 =0.91計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 見表（10-12）得=（）/S=310.71Mpa= （）/S=247Mpa計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=11.01.11.35=1.604查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得 =1.58；=1.77查取齒形系數(shù) 由表105查得 =2.22計算大、小齒輪的并加以比較=0.01288=0.01524大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算m=3.81mm對結(jié)果進行處理取m=4mm小齒輪齒數(shù)

14、=/m=130.13/433大齒輪齒數(shù) =3.4333=113.19，取=1142.2.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(+)/2=(67.5+227.5)/2=147.5mm，(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=334=132mm =m=1144 =456mm(3)計算齒輪寬度 b=d=132mm=137mm，=132mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm2.2.5小結(jié)實際傳動比為：誤差為： 由此設(shè)計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪413213733大齒輪4456132114 三 軸的設(shè)計各軸軸徑計算3.1高速軸的設(shè)計1. 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.

15、33Kw15.67 Nm1420r/min71.5mm202. 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表15-3選取A0=112。于是有: 此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。3. 聯(lián)軸器的型號的選取查表14-1,取=1.5；則按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T4323-1984，選用TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩31.5(Nm)，與輸入軸連接的半聯(lián)軸器的孔徑d1=16(mm) ，軸孔長度L=42mm，與軸配合的轂孔長度L1=

16、30mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1): 擬定軸上零件的裝配方案(2): 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 為保證定要求，半聯(lián)軸器右端要求制出一軸肩，軸段1-2的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪輞孔長度略短23mm，取L 且d: 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少，在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量（8-16）大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承，又根據(jù)d，選代號為6003。查手冊可知=17（mm），B=10（mm)，3-4段安裝軸承，左端用軸端擋圈定位，右端用軸肩定位，查表GB/T891按軸端直徑取擋圈直徑D=22（mm）。3-4段的直徑=1

17、7（mm），L。因為7-8段軸也要安裝一個相同軸承，故=17（mm），=10(mm) 。與7-8段軸相配合的軸承其左端需要軸肩來軸向定位。: 6-7段軸沒有什么與之相配合的零件，但是其右端要有一個軸肩以使軸承能左端軸向定位，=37（mm）；又因為根據(jù)減減速器的整體方案，此段軸設(shè)計時長度應(yīng)該長一些，故取=100（mm）。: 4-5段軸沒有什么與之相配合的零件，但是其左端要有一個軸肩以使軸承能右端軸向定位，=19（mm），由于段軸的直徑較大，所以做成連軸齒，分度圓d=71.5(mm) 已知齒輪的輪轂的寬度為75（mm），所以=75（mm）。：軸承端蓋的總寬度為10mm（有減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計

18、而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為20mm。至此已初步確定軸得長度。所以，（3）：軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 =16（mm）， b*h=8*7 ，用銑刀加工長度L=20（mm）。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 （4）：確定軸的的倒角和圓角 參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45，各軸肩處的圓角為1.6。 3.2中間軸的設(shè)計1. 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.25 Kw6

19、5.10Nm330.2r/m208.1mm202. 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有: 3. 選軸承初步選擇滾動軸承。選6005深溝球軸承；通過查手冊可知6005深溝球軸承d=25(mm) ，B=12（mm） ，所以4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件裝配方案（2）：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1-2段軸我們?nèi)長1-2=40mm， 。與1-2段軸相配合的深溝球軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位。：2-3段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們?nèi)=2.5(mm) ，所

20、以d2-3=30mm； 又由于大齒輪齒寬B=70(mm) ，根據(jù)與齒輪相配合部分的軸段長度一般應(yīng)比輪轂長度短2 ，所以取L2-3=40mm；：為了實現(xiàn)齒輪的右端的軸向定位，應(yīng)將3-4段軸的直徑比2-3段稍微大一些，h0.07d這里取其直徑為d3-4=35mm, 3-4段軸主要是起軸肩的作用，沒有與之相配合的零件，且根據(jù)設(shè)計方案，這里取 L3-4=10mm。：4-5段軸要與小齒輪相配合，且為能利用3-4段軸的軸肩，所以此段軸的直徑要比3-4段軸要小一些，這里我們?nèi)4-5=33mm；由于小齒輪的齒寬為B=137（mm），根據(jù)與齒輪相配合部分的軸段長度一般應(yīng)比輪轂長度短2 ，所以取L4-5=135

21、mm：5-6段軸與之相配合的零件是軸承，所以其直徑和長度與軸最左端的軸承一樣，故d5-6=25mm，L5-6=40mm。（3）：軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=33mm ，由手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表4-1,L=108（mm）；按 d2-3=30mm ，由手冊查得平鍵的截面 b*h=8*7(mm)見2表4-2,L=50（mm）。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）：確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.

22、2*45，各軸肩處的圓角為1.6。3.3低速軸的設(shè)計1. 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.17Kw215.19Nm96.3r/min456mm202 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有: 此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d7-8為了使所選的軸的直徑d7-8與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。3 . 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.3，則Tca=KaT3=1.5*215.19*103=322785 N.m)按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查

23、標準GB/T 4323-2002，選用LT7 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm（J型軸孔）。半聯(lián)軸器的孔徑d1=40(mm) ，固取d7-8=40(mm)。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）：擬定軸上零件的裝配方案（2）：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 7-8段軸由于與聯(lián)軸器相連，且已經(jīng)選定聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500(Nm)。半聯(lián)軸器的孔徑d1=40(mm) ，故取d7-8=40(mm)。半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。7-8段軸的長度我們?nèi)長7-8=58mm ： 6-7段軸相對于7-8段軸要做一個軸肩，這里我們?nèi)6-7=43mm，L6-7=50

24、mm，同時取D=54（mm）。 5-6段軸要與滾動軸承相配合，考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少，在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量（8-16）大量生產(chǎn)價格最低，故選用深溝球軸；通過查手冊可知6009深溝球軸承d=45(mm) ，B=16（mm） ，所以L5-6=16mm,d5-6=45mm 。6009深溝球軸承的右端用軸承端蓋進行軸向定位，左端用套筒進行軸向定位。 2-3段軸沒有什么零件與之相配合，且根據(jù)整體設(shè)計方案，此段軸的軸長要長一些，且還要對6009深溝球軸承的右端進行軸向定位，所以直徑取為d2-3=48mm,L2-3=60mm。

25、: 齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度?。ㄝS直徑的0.070.1倍），這里取軸肩高度h=3.5(mm)，所以；軸的寬度去b=1.4h,取軸的寬度為。: 4-5段軸要與齒輪相配合，由前面設(shè)計可知齒輪的齒寬為B=132（mm），根據(jù)與齒輪相配合部分的軸段長度一般應(yīng)比輪轂長度短23mm ，所以取4-5段軸的長度為L4-5=130mm，d4-5=50mm（3）：軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm ，由手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10(mm)見2表4-2, L=100（mm）；按d7-8=40(mm)，由手冊查得平鍵的截面 b*h=12*8(mm)見2表4-2,

26、 L=40（mm）。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是用過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）：確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45，各軸肩處的圓角半徑為1.6。5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出a值參照1圖15-23。對于6009深溝球軸承，通過查取手冊我們可知作為簡支梁的軸的支撐跨距為208mm。L2=135mm, L3=73mm根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出： 所以： 故： 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校

27、核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取0.3；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取0.6） ：計算軸的應(yīng)力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得=60MPa，因此，故安全。 7.精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面 截面A，II，III，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，B均為無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面III和I

28、V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面III的相近，但截面IV不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力較大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面V和VI顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面III左右兩端即可。（2） 截面III左側(cè)抗彎截面系數(shù) 扭截面系數(shù) 截面III左側(cè)的彎矩M為 截面IV上的的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得,.截面上由于軸肩而形成的

29、理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因,經(jīng)插值法后可查得,又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為,故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。 （3）截面III右側(cè) d=50mm抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算。 抗扭截面系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭矩切應(yīng)力為 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由

30、表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 =3.25所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為S=1.5故該軸截面右側(cè)的強度也是足夠的，本題因無大的瞬間過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設(shè)計計算即可結(jié)束。 四滾動軸承的選擇及計算 4.1低速軸上的軸承計算在前面計算軸時采用6009號深溝球軸承，其主要參數(shù)如下：基本額定靜載荷： Cor =23.2【KN】基本額定動載荷： CR=21.0 【KN】 FNH1=331.24 N FNH2=612.58(N) FNV1=120.56 N FNV2=222.94(N)由上可知右端軸承所受的載荷遠大于左端軸承，所以只需對右端軸承進行校核，如果左端

31、軸承滿足要求，左端軸承必滿足要求。（1）：求比值軸承所受徑向力 (2)按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。則P=1.1(1651.90+0)=717.09（N）（3）：驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為Lh=24*365*10=87600（工作時間）根據(jù)1式（13-5） （對于球軸承?。?所以所選的軸承滿足要求。 五鍵連接的選擇和計算 5.1低速軸上鍵和聯(lián)軸器的設(shè)計計算1. 對連接齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺寸一般7級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=50（mm）從表6-1中查的鍵的截面尺

32、寸為：寬度b=16（mm），高度=10(mm)，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=100（mm）（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=100-16=84（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得： 所選的鍵滿足強度要求。 2. 對聯(lián)軸器及其鍵的計算b*h=12*8 d=40 L=40所以l=L-b=40-12=28 k=0.5h=4所選的鍵滿足強度要求。5.2中間軸上鍵的設(shè)計計算1. 對連接小齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺

33、寸一般7級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=33（mm）從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=10（mm），高度h=8(mm)，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=108（mm）（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取其平均值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=10810=98（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）可得： 110MPa所選的鍵滿足強度要求。2. 對連接大齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型

34、和尺寸一般7級以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據(jù)d=30（mm）從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=8（mm），高度=7(mm)，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50（mm）（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取其平均值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=50-8=42（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5(mm) 。由式（6-1）可得： 2 ,齒輪采用油潤滑。 8（mm） 取為11（mm）箱蓋壁厚：=0.02a+38(

35、mm） 取為10（mm）箱座凸緣厚度：b=1.5=16.5（mm）箱蓋凸緣厚度：=1.5=15（mm）箱座底凸緣厚度：p=2.5=27.5（mm）箱座上的肋厚: m0.85=9.35（mm），取m=10（mm）箱蓋上的肋厚: 0.85=8.5(mm)，取=9(mm)地腳螺栓直徑: 取M=24軸承旁連接螺栓直徑: 取M=18地腳螺釘數(shù)n，當a250-500時 取n=6蓋與座連接螺栓直徑：）取M=14定位銷孔直徑：d=（0.70.8）d=（9.8-11,2），取d=10（mm）7.2減速器附件設(shè)計：名稱規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋120100為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適

36、當位置設(shè)置檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為Q235通氣器通氣螺塞M121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)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。材料為Q235軸承蓋凸緣式軸承蓋六角螺栓（M12）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。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT200定位銷M635為保證每次拆裝箱

37、蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼油面指示器油標尺M16檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器 油塞M161.5換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為Q235起蓋螺釘M1217為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密

38、難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置吊耳為了便于搬運，在箱體設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑18。 八減速器技術(shù)要求 1裝配前零件用煤油清洗,滾動軸承有汽油清洗,箱體內(nèi)不允許有雜物.箱體內(nèi)壁涂耐油油漆。2檢驗齒面接觸斑點,按齒高方向不小于40%,按齒長方向不小于50%。 3減速器剖分面,各接觸面及密封處均不允許漏油,滲油部分面允許涂密封膠或水玻璃。減速器內(nèi)裝SH0357-92中的50號潤滑油,油量達到規(guī)定的高度。4減速器外表面涂灰色油漆。5按減速器的實驗規(guī)程進行實驗。 6箱座、箱蓋及其他未加工的零件

39、內(nèi)表面，齒輪的未加工表面涂底漆并涂紅色耐油油漆，箱座、箱蓋及其他未零件加工的外表面涂底漆并涂淺灰色油漆。7運轉(zhuǎn)過程中應(yīng)平穩(wěn)、無沖擊、無異常振動和噪聲。 結(jié)束語 這次關(guān)于兩級展開式圓柱直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，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過幾個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。1. 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、公差與配合、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設(shè)計手冊等于一體。2. 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)

40、我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。3. 在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。4. 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助.設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和

41、思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 1機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第3版）吳宗澤，羅盛國主編。北京：高等教育出版社，2006。2機械設(shè)計（第八版）濮良貴，紀名剛主編。北京：高等教育出版社，2006。3互換性與技術(shù)測量（第五版）廖念釗，古瑩蓭，莫雨松，李碩根，楊興駿編著。北京：中國計量出版社，2007。4圖學(xué)基礎(chǔ)教程譚建榮，張樹有，陸國棟，施岳定編。高等教育出版社，2006。5機械原理鄭甲紅，朱建儒，劉喜平主編。高等教育出版社，2006。6機械設(shè)計手冊7機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書（第3版）陳立德主編。北京：高等教育出版社，2007。=7.464V=4.82m/sB=64.772mmB/h=10.

42、666K=1.606=71.380mmM=2.974mm=314.7Mpa=244.3MpaK=1.703=0.01332=0.0161m=1.3mm=55=237A=189.8mm=71.5mm=308.1mm=75mm=70mm =1.735V=2m/sB=115.89mmb/h=10.67K=1.699=130.13mmM=5.422mm=310.71Mpa=247MpaK=1.604=0.01288=0.01524=33=114=132mm=456mm=137mm=132mm =13.21mm=23.505N.mmd1=16(mm)L=42mmL1=30mmLd=17（mm）B=10（mm) =17（mm）=10(mm)=19（mm） =100（mm）=9（mm）d=45(mm)=75（mm）d2-3=18.4L2-3=40(mm)=16（mm） L=20（mm）=21.23(mm)L1-2=40mmh=5(mm)d2-3=30mmL2-3=40mmd3-4=35mmL3-4=10mmd4-5=33mmL4-5=135mmd5-6=25mm，L5-6=40mmd2-3=30mmL=50（mm）