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摘 要
由于科技的進步和人們生活水平的提高，生產(chǎn)設備和產(chǎn)品的更新，鋼材不斷提高產(chǎn)品產(chǎn)量和質(zhì)量，提高生產(chǎn)率，降低原材料和能源的消耗及產(chǎn)品的成本提出了更高的要求。這也是和軋鋼設備制造水平有關的重型機械制造和自動控制等科學技術的發(fā)展有密切關系.,
本文首先對設計方案進行了介紹；并介紹了電動機的選擇方法、箱體的設計、軸的設計、齒輪的設計、鍵的選擇等，然后簡要介紹了減速器裝配的一些相關知識及技術說明;最后列出了設計過程中翻閱及參考過的文獻。
關鍵詞： 軋鋼機 減速器 設計方案 參考文獻
Abstract
As a result of the technical progress and the people living standard enhancement, the production equipment and the product renewal, the steel products enhance the volume of output and the quality unceasingly, enhances the productivity, reduced raw material and the energy consumption and the product cost set a higher request.This also is and the rolling mill equipment manufacture level related heavy duty machinery manufacture and the automatic control and so on the science and technology development has the close relation. This article first has carried on the introduction to the design proposal; And introduced the electric motor choice method, the box body design, the axis design, the gear design, the key choice and so on, then introduced briefly the reduction gear assembles some correlation knowledge and technical order; Finally has listed in the design process glances through and has referred the literature.
Key word: Mill reduction gear design proposal reference
目 錄
摘要………………………………………………………………………………Ⅰ
ABSTRACT………………………………………………………………………Ⅱ
第一章、傳動方案的擬定及說明
1.1傳動方案…………………………………………………………… 1
第二章、電動機的選擇
2.1電動機的選擇……………………………………………………… 2
第三章、鑄造減速器箱體
3.1 鑄造減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸………………………………… 4
第四章、軸的設計計算
4.1 高速軸的計算…………………………………………………… 5
4.2 低速軸1的計算…………………………………………………… 7
4.3 中間軸1的計算…………………………………………………… 9
4.4 低速軸2的計算…………………………………………………… 11
4.5 中間軸2的計算…………………………………………………… 13
第五章、滾動軸承的選擇及計算
5.1 滾動軸承的選擇及計算……………………………………………14
第六章、傳動件的設計計算
6.1 選精度等級、材料及齒數(shù)……………………………………… 15
第七章 連接件的選擇及潤滑
7.1 鍵連接的選擇及校核計算……………………………………… 19
7.2 連軸器的選擇…………………………………………………… 19
7.3 減速器附件的選擇……………………………………………… 20
7.4 潤滑與密封……………………………………………………… 20
第八章 減速器裝配圖的繪制及技術說明………………………………20
8.1 裝備圖的總體規(guī)劃……………………………………………… 21
8.2 繪制過程………………………………………………………… 21
8.3 完成裝配圖……………………………………………………… 23
8.4 相關技術說明…………………………………………………… 23
結(jié)語……………………………………………………………………………… 24
參考資料目錄…………………………………………………………………… 25
致謝……………………………………………………………………………… 26
III
第一章 傳動方案的擬定及說明
1.1 傳動方案：
傳動簡圖如圖所視：
其傳動方案為：
電動機——帶傳動機——齒輪傳動——滾筒
該傳動方案分析如下：
1 由于帶傳動承載能力較低，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，故應放在傳動系統(tǒng)的高速級，此時轉(zhuǎn)速較高，在傳遞相同功率時的轉(zhuǎn)矩減小，從而使帶傳動獲得較為緊湊的結(jié)構(gòu)尺寸，除此之外，帶傳動工作平衡，能緩沖吸振，被廣泛應用。
2 齒輪傳動承載能力較高，傳遞運動準確、平衡、傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。
3 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性，較直齒圓柱齒輪傳動好，故有平穩(wěn)性要求時，可采用斜齒圓柱齒輪傳動。
根據(jù)以上分析可得：將帶傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級，齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級，傳動方案較為合理。
此外，根據(jù)本課題要求，該減速器采用展開式。
第二章 電動機的選擇
2.1 電動機的選擇：
工業(yè)上一般使用三相交流電源，因此，當無特殊要求時均應選用交流電動機，其中以三相交流電動機使用最為廣泛。我國新設計的Y系列三相鼠籠式異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，起結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好起動性能的機械。
電動機的型號的確定主要依據(jù)電動機的額定功率和同步轉(zhuǎn)速。
1 按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機
2 選擇電動機容量
工作機所需容量為：Pw = Fw?Vw/1000ηwKw
式中Fw=34KN Vw=27.1m/s 帶式輸送機效率ηw=0.94
Pw=3.4×103/1000×0.94=97.92Kw
電動機的輸出功率為：P=Pw/η
式中：η為電動機至滾筒主動軸之間的傳動裝置總效率
根據(jù)傳動簡圖可查得：V帶傳動效率ηw=0.95 ， 三對齒輪副效率ηw = 0.97；一對滾動軸承效率ηw=0.99；聯(lián)軸器ηw=0.98；由此可得
η=η1η2η23η4=0.95x0.973x0.994x0.98=0.816
P0=Pw/0.816=97.92/0.816=120kn
一般電動機的額定功率
PM=（1~1.3）P0=（1~1.3）X120=120~156kw
經(jīng)查可取電動機額定功率為PM=150kw
3 確定電動機的轉(zhuǎn)速
滾筒轉(zhuǎn)速為：nw=60x1000Vw/πD=260r/min
V帶傳動比：i1=2~4
三級圓柱齒輪傳動比i2=3~5
則總傳動比范圍為i= i1 i2=(2x3)~(4x5)=6~20
電動機可選擇的轉(zhuǎn)速范圍應為
n=i·nw=(6~20)x260=1560~5200r/min
電動機同步轉(zhuǎn)速符合這一范圍的型號為Y315s-2，其滿載轉(zhuǎn)速為nm=2970r/min
二、計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比
1 傳動裝置的總傳動比I=nm/ nw=2970/53=56
2 分配各級傳動比I= i1 i2
為使V帶的外輪廓尺寸不致過大，初選傳動比i2=2
則齒輪傳動比為：i2=9 i3=6
3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
以下各軸符號代表：
O軸——電動機輸出軸； Ⅰ軸——減速器中的高速軸；
Ⅱ軸——齒輪軸； Ⅲ軸——中間軸；
Ⅳ軸——減速器中的低速軸； Ⅴ軸——低速軸；
n0=nn= 2970r/min; nⅠ= n0/ i1=1485r/min;
nⅡ= nⅠ/ i2=165r/min; nⅢ= nⅡ/i3=27.5r/min;
nw = nⅢ=27.5r/min
各軸功率；
P0=120kw; PⅠ= P0η1=120x0.95=114kw;
PⅡ= PⅠη2η3 =114x0.97x0.99=109.47kw ;
PⅢ= PⅡη2η3 =109.47x0.97x0.99=105.13kw;
PⅣ= PⅣη2η3 =105.13x0.97x0.99=100.95kw;
PⅤ= PⅣη3η4=100.95x0.99x0.98=97.95kw;
各軸轉(zhuǎn)矩；
T0=9.55x106 P0/ n0=9.55x106x120/2970=3.86x105 Nm
TⅠ=9.55x106 P0/ nⅠ= 9.55x106 114/ 1485=7.33x105 Nm
TⅡ=9.55x106 PⅡ/ nⅡ=9.55x106 x109.47/ 1485=6.28x105 Nm
TⅢ=9.55x106 PⅢ/ nⅢ=9.55x106 x105.13/ 27.5=3.65x107 Nm
TⅣ=9.55x106 PⅣ/ nⅣ=9.55x106x x100.95/ 27.5==3.51x107 Nm
TⅤ=9.55x106 PⅤ/ nⅤ=9.55x106 x97.95/ 27.5==3.40x107 Nm
- 3 -
第三章 鑄造減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸
3.1 鑄造減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸:
1、箱座壁厚σ：
0.025a+3≥8
2 地腳螺栓直徑d1：
d1＝0.036a+12＝16
3 地腳螺栓數(shù)目n：
n＝L+B/200~300≥4
n=10
4 軸承座尺寸D1 、D2 、D3 、D4、D5：
D1=34 D2= 45 D3= 49 D4= 60 D5=55
5、箱體結(jié)合面處聯(lián)接間距e：
e＝180cm
6 軸承座兩旁的聯(lián)結(jié)螺栓問題：
S≈10cm
第四章 軸的計算
4.1 高速軸的計算：
1 選擇軸的材料并確定許用應力：
1 選用正火處理
2 經(jīng)查得強度極限σb＝600 Mpa；
3 查得許用應力[σ-1]b=54 Mpa
2 確定軸輸出端直徑dmin;
1 按扭轉(zhuǎn)強度估算輸出端直徑
2 取A=10，則d=30cm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d＝35cm
此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，選取TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為35cm，和軸配合部分長度為60cm，故軸輸出端直徑dmin=35cm。
3 軸的結(jié)構(gòu)設計
軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，16 可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，17 由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方
確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段即外伸端直徑d1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍20 短一些，21 取L1=58cm。
Ⅱ段直徑d2=45cm,亦符合氈圈密封標23 準軸徑，24
初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm.
Ⅲ段齒輪，26 其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，27 z＝18，28 d3＝60cm，29 L3＝50cm
Ⅳ段直徑d4＝45cm，31 長度L4＝30cm
繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖，如圖示
由上述軸各段長度可算得軸支撐跨距L=150cm
- 35 -
4 按彎扭合成強度軸的強度
繪制軸受力簡圖（a）
繪制垂直面彎矩圖（b）
軸承支反力：
FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5N
FRBV=Fr+ FRAV=400.5N
計算彎矩：
截面C右側(cè)彎矩
MCN= FRBV·L/2=23N·m
截面C左側(cè)彎矩
M’CN= FRAV·L/2=23N·m
繪制水平面彎矩圖（c）
軸承支反力：
FRAH = FRBH = Ft/2=1100N
截面C處的彎矩：
MCH= FRAH·L/2=62.7N·m
繪制合成彎矩圖（d）
MC= 67N·m ; M’C =67N·m
繪制轉(zhuǎn)矩圖（e）
轉(zhuǎn)矩：
T=9.55x103·P/n=217N·m
繪制當量彎矩圖（f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力，按脈動循環(huán)變化，取α=0.6
截面C處的彎矩為
Mec＝146N·m
較核危險截面C的強度
σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.68<54Mpa
所以軸的強度足夠
4.2 、低速軸1的計算:
5 選擇軸的材料并確定許用應力：
選用正火處理
經(jīng)查得強度極限σb＝600 Mpa；
查得許用應力[σ-1]b=54 Mpa
6 確定軸輸出端直徑dmin;
按扭轉(zhuǎn)強度估算輸出端直徑
取A=10，則d=30cm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d＝35cm
此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，選取TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為35cm，和軸配合部分長度為60cm，故軸輸出端直徑dmin=35cm。
7 軸的結(jié)構(gòu)設計
軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方
確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段即外伸端直徑d1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍短一些，取L1=58cm。
Ⅱ段直徑d2=45cm,亦符合氈圈密封標準軸徑，
初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm.
Ⅲ段齒輪， 其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cm
Ⅳ段直徑d4＝45cm，長度L4＝30cm
繪制軸的結(jié)構(gòu)設計草圖，如圖示
由上述軸各段長度可算得軸支撐跨距L=150cm
8 按彎扭合成強度軸的強度
繪制軸受力簡圖（a）
繪制垂直面彎矩圖（b）
軸承支反力：
FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5N
FRBV=Fr+ FRAV=400.5N
計算彎矩：
截面C右側(cè)彎矩
MCN= FRBV·L/2=23N·m
截面C左側(cè)彎矩
M’CN= FRAV·L/2=23N·m
繪制水平面彎矩圖（c）
軸承支反力：
FRAH = FRBH = Ft/2=1100N
截面C處的彎矩：
MCH= FRAH·L/2=62.7N·m
繪制合成彎矩圖（d）
MC= 67N·m ; M’C =67N·m
繪制轉(zhuǎn)矩圖（e）
轉(zhuǎn)矩：
T=9.55x103·P/n=217N·m
繪制當量彎矩圖（f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力，按脈動循環(huán)變化，取α=0.6
截面C處的彎矩為
Mec＝146N·m
較核危險截面C的強度
σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.68<54Mpa
所以軸的強度足夠
4.3、 中間軸1的計算:
軸的設計計算：
擬定輸入軸齒輪為右旋：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．軸的結(jié)構(gòu)設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
? ? ? I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
? ? ? II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
? ? ? III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
? ? ? IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
? ? ? V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
? ? ? VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
①、?I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
②、 II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，以 長度為16mm。
③、III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
④、IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
⑤、V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
⑥、VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
? ? 66 ? ? ? ? ? 207.5 ? ? ? ? ? 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故： Fa1=638N
? Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
? 由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側(cè)的應力
截面上的轉(zhuǎn)切應力為
σe= Mec /0.1d33=198x103/0.1x403=16.8<54Mpa
軸選用45，調(diào)質(zhì)處理
a) ? ? 綜合系數(shù)的計算
由經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中 ，
軸的材料敏感系數(shù)為 56， ，
故有效應力集中系數(shù)為16
查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 8，
軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 12，
軸表面未經(jīng)強化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為26
b) ? ? 碳鋼系數(shù)的確定
碳鋼的特性系數(shù)取為0.7 ，
c) ? ? 安全系數(shù)的計算
軸的疲勞安全系數(shù)為5
故軸的選用安全。
σe= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.68<54Mpa
4.4 、低速軸2的計算:
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑
D=40cm
3．軸的結(jié)構(gòu)設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
a) 軸上零件的定位、固定和裝配在該減速器中，可將齒輪充分分布在箱體內(nèi)，由于該齒輪軸只需聯(lián)軸器的地方
b) 確定軸各段直徑和長度
c) Ⅰ段即外伸端直徑d1=35cm,其長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度稍短一些，取L1=58cm。
d) Ⅱ段直徑d2=45cm,亦符合氈圈密封標準軸徑，
初選6409型深溝球軸承，其內(nèi)徑為45cm，寬度為29cm, L2=120cm.
i) Ⅲ段齒輪，其相關數(shù)據(jù)為m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cm
j) Ⅳ段直徑d4＝45cm，長度L4＝30cm
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
g)? 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
h)? ? 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
i）? ? 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
j) ? ? 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。
k) ? ? 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
l) ? ? 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
m) ? ? 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) ? ? 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) ? ? 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。
c) ? ? 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) ? ? 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距
離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) ? ? 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) ? ? 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 54Mpa，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 強度足夠。
4.5、中間軸2的計算:
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
D=45cm
3．軸的結(jié)構(gòu)設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
? ? I-II ? ?II-IV ? ?IV-V ? ?V
直徑 ? ?60 ? ? 70 ? ? 75 ? ?87 ? ?
長度 ? ?105 ? ?113.75 ? ?83 ? ?9 ? ?
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
第五章 滾動軸承的選擇及計算
5.1 高速軸的軸承：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
2、 軸承30206的校核
1） 徑向力
Fr1=Fr2=1000N
2） 派生力
F=0N
3） 軸向力
由于 ，F(xiàn)a1/Fr1=0,故x1=1,y1=0
所以軸向力為 Fa=5000N，
4） 當量載荷
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為
Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=0
5） 軸承壽命的校核
Lh=16667/n(ft?C/P2)ε=2.3x107(h)
5.2 中間軸1的軸承：
1、 軸承32214的校核
1） 徑向力 Fr1=Fr2=8000N
2） 派生力 F=0N
3） 軸向力 軸向力為 Fa=0N，
4） 當量載荷
由于 Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=0 ,所以 ，取fp=1.1
由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為
P1=fp(x1Fr1+y1FA1)
=1.1x(1x8000+0)=8800N
5） 軸承壽命的校核
Lh=16667/n(ft?C/P2)ε=3.4x107(h)
第六章 傳動件的設計計算
6.1． 選精度等級、材料及齒數(shù):
1） 材料及熱處理；
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40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算
按式試算，即 ?
dt≥ 50
1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1） 試選Kt＝1.6
（2） 由圖選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433
（3） 由表選取尺寬系數(shù)φd＝1
（4） 由圖查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa
（6） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式計算應力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
? ? ? ? N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
? 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式得
? ? ? ? [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
? ? ? ? [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
? ? ? ? [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5Mpa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ 67.85
（2） 計算圓周速度
v = 0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數(shù)mnt
b=φd1t=167.85mm=67.85mm
mnt= 3.39
h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數(shù)K
? ? ? 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1
根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖查得動載系數(shù)KV=1.11；
由表查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 ? ? ? KHβ=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42
由表查得KFβ=1.36
由表查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)
? ? ? ? K=KAKVKHαKHβ=11.031.41.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得;
? ? ? ? d1=73.6mm
（7） 計算模數(shù)mn
? ? ? mn = 3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式
? ? ? ? ? mn≥ 100Mpa
1） 確定計算參數(shù)
（1） 計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=11.031.41.36=1.96
（2） 根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，
查得螺旋角影響系數(shù) ? Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數(shù)
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
? ? z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數(shù)
由表查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數(shù)
由表查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa
KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較
m =0.0126
m =0.01468
? ? ? 大齒輪的數(shù)值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整后取255mm
2） 按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
? ? ? ? b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5） 結(jié)構(gòu)設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
第七章 連接件的選擇及潤滑
7.1 鍵連接的選擇及校核計算
?代號 ? ?直徑32（mm） ? ?工作長度150（mm） ? ?工作高度7（mm） ? ?
轉(zhuǎn)矩 400.5（N?m） ? ?極限應力56（MPa）
高速軸 ? ?8×7×60（單頭） ? ?25 ? ?35 ? ?3.5 ? ?39.8 ? ?26.0
? ?12×8×80（單頭） ? ?40 ? ?68 ? ?4 ? ?39.8 ? ?7.32
中間軸 ? ?12×8×70（單頭） ? ?40 ? ?58 ? ?4 ? ?191 ? ?41.2
低速軸 ? ?20×12×80（單頭） ? ?75 ? ?60 ? ?6 ? ?925.2 ? ?68.5
? ?18×11×110（單頭） ? ?60 ? ?107 ? ?5.5 ? ?925.2 ? ?52.4
由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全
7.2 連軸器的選擇
由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯(lián)軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉(zhuǎn)矩 217Nm
軸孔直徑 38cm，
軸孔長 10cm，
裝配尺寸 857cm
半聯(lián)軸器厚7cm
三、第二個聯(lián)軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，
計算轉(zhuǎn)矩為
所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉(zhuǎn)矩
軸孔直徑
7.3 減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5
油面指示器
選用游標尺M16
起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5
7.4 潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。
第八章 減速器裝配圖的繪制及技術說明
8.1 裝備圖的總體規(guī)劃
（1）、視圖布局：
①、選擇3個基本視圖，結(jié)合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。
②、選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關系集中反映在一個基本視圖上。
布置視圖時應注意：
a、整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術特性表、技術要求、標題欄和零件明細表的位置。
b、各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩?
（2）、尺寸的標注：
①、特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。
②、配合尺寸：減速器中有配合要求的零件應標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應標注公稱尺寸、配合性質(zhì)及精度等級。
③、外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。
④、安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。
（3）、標題欄、序號和明細表：
①、說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內(nèi)容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989標題欄和明細表的格式。
②、裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。
（4）、技術特性表和技術要求：
①、技術特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級、表的格式參考[3]P108表7-3，布置在裝配圖右下方空白處。
②、技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側(cè)隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。
8.2 繪制過程
（1）、畫三視圖：
①、繪制裝配圖時注意問題：
a先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳動零件、軸承、箱體及其附件。
b、先畫輪廓，后畫細節(jié)，先用淡線最后加深。
c、3個視圖中以俯視圖作基本視圖為主。
d、剖視圖的剖面線間距應與零件的大小相協(xié)調(diào)，相鄰零件剖面線盡可能取不同。
e、對零件剖面寬度 的剖視圖，剖面允許涂黑表示。
f、同一零件在各視圖上的剖面線方向和間距要一致。
②、軸系的固定：
a、軸向固定：滾動軸承采用軸肩和悶蓋或透蓋，軸套作軸向固定；齒輪同樣。
b、周向固定：滾動軸承采用內(nèi)圈與軸的過渡配合，齒輪與軸除采用過盈配合還采用圓頭普通平鍵。查[3]P258~259得中速軸齒輪鍵為10x8x22GB1096-79(90)，低速軸齒輪鍵為GB1096-79（90），14x9x36。
（2）、潤滑與密封:
①、潤滑：?? 齒輪采用浸油潤滑。參考[1]P245。當齒輪圓周速度 時，圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。參考[1]P310。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的 ，采用稠度較小潤滑脂。
②、密封：防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查[4]P383表10-37，高低速軸密封圈為：唇形密封圈（FB型）GB/T9877.1-1998。
（3）、減速器的箱體和附件：
①、箱體：用來支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。??? 材料為：HT200。加工方式如下：?加工工藝路線：鑄造毛坯→時效→油漆→劃線→粗精加工基準面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各緊固孔、油孔等→去毛刺→清洗→檢驗
②、附件：包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。
8.3 完成裝配圖
（1）、標注尺寸：參考[3]P105、P106表7-2，標注尺寸反映其的特性、配合、外形、安裝尺寸。
（2）、零件編號（序號）：由重要零件，按順時針方向依次編號，并對齊。
（3）、技術要求：參考[3]P107~110（4）、審圖（5）、加深
8.4 相關技術說明
1 軸承內(nèi)圈必須緊貼軸肩或定距環(huán)，用0.05塞尺檢查，不得通過；
2 圓錐滾子軸承的軸間間隙，輸入軸0.08∽0.15；
第一級大齒輪 0.12∽0.20
第二級大齒輪 0.20∽0.30
輸 出 軸Ⅰ 0.25∽0.35
輸 出 軸Ⅱ 0.25∽0.35
3、齒輪嚙合的最小側(cè)向間隙1min
第一級 0.185 第二級 0.210
第三級 0.250
兩輸出軸級 0.250
4、齒面接觸斑點，沿齒高不小于70%，沿齒長不小于90%；
5、減速器空載試驗時，高速軸轉(zhuǎn)速為750∽1500轉(zhuǎn)/分，正、反向均不少于25m，試驗運轉(zhuǎn)應平穩(wěn)各連接件，緊固件不松動，各連接處密封處不得滲油。
參考文獻
結(jié) 語
首先我感謝老師給我的指導和教育，感謝學校給我們這次機會，在這次的畢業(yè)設計過程我不只是學到知識也學會了做人，懂的怎樣嚴格要求自己。老師是我的領路人，在老師的指導下我完成了這次畢業(yè)設計的工作。在做畢業(yè)設計時遇到了很多的問題，很多是在在校學習中沒有遇到過的問題，開始我沒有勇氣去做，怕出問題，有時嫌麻煩不愿去做，老師開導我要勇于去嘗試，現(xiàn)在有機會就不要放過不要怕出問題，有問題出現(xiàn)一方面可以發(fā)現(xiàn)自己的不足明確自己在哪方面還有欠缺，以后好去努力，另一方面，問題的出現(xiàn)可以鍛煉我們思考問題解決問題的能力提高自己的思維能力。老師對我寄予很大的希望我不能辜負了老師的期望，我盡自己的最大努力把畢業(yè)設計完成了，中間難免有些錯誤懇請老師給予指出講解。
總的來說，通過這次畢業(yè)設計使我學到了不少知識。對我以后的工作將會有很大的幫助，它將我在學校所學到的理論知識用到了實踐中來，讓我在學校學的東西得到提前的應用，他讓我真正把所學的理論應用到實踐中去，實現(xiàn)了理論和實踐的結(jié)合，對我也是一個全面的鍛煉，讓我感受到社會的壓力同時也感受到了社會也缺高層次的人才，明白自己的發(fā)展方向，清楚自己今后的目標，找到自己的人生道路。同時也是對我三年學的也是一個綜合考試
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，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，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。
再次感謝學校給我的這次機會，感謝老師給予的指導和關懷！
參考文獻
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[11]《機械制圖習題集》 李澄等? ??高等教育出版社??? 2004年2月
致 謝
經(jīng)過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個?？粕漠厴I(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏,難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個畢業(yè)設計是難以想象的。
在這里首先要感謝我的導師吳松乾老師。吳老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是吳老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩吳老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并會對我今后的工作和學習產(chǎn)生積極的影響。
其次，要感謝和我一起做畢業(yè)設計的玉樹臨風的王浩同學，他在本次畢業(yè)設計過程中給于我極大的幫助，使我克服了設計中的很多困難，如果沒有他的幫助，此次設計的完成將變得非常困難。
然后，還要感謝大學三年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵，此次畢業(yè)設計才會順利完成。
最后感謝我的母?！幝殬I(yè)技術學院三年來對我的大力栽培。