兩級斜齒圓柱齒輪減速器 課程設計說明

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1、兩級斜齒圓柱齒輪減速器 目錄 第 1 章 機械設計課程設計任務書 1 1.1. 設計題目 1 1.2. 設計要求 1 1.3. 設計說明書的主要內(nèi)容 2 1.4. 課程設計日程安排 2 第 2 章 傳動裝置的總體設計 3 2.1. 傳動方案擬定 3 2.2. 電動機的選擇 3 2.3. 計算總傳動比及分配各級的傳動比 3 2.4. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 3 第 3 章 傳動零件的設計計算 5 第 4 章 軸的設計計算 6 第 5 章 滾動軸承的選擇及校核計算 7 第 6 章 鍵聯(lián)接的選擇及計算 8 第 7 章 連軸器的選擇與計算 9 設計小結(jié) 10 參考文

2、獻 11 第 1 章 機械設計課程設計任務書 1.1. 設計題目 設計用于帶式運輸機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器，圖示如示。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為5年，作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為±5%，結(jié)構(gòu)緊湊。 圖 1帶式運輸機 1.2. 設計數(shù)據(jù) 表 1設計數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力 F（N） 運輸帶工作速度 V(m/s) 卷筒直徑 D(mm) 6250 0.45 300 1.3. 設計要求 1．設計要求達到齒輪傳動的中心距要圓整（0，5結(jié)尾）且兩級齒輪傳動的中心距和小于320mm，安裝在減速器上的大帶輪不碰地面，減速器的中間軸上

3、的大齒輪不與低速軸干涉，運輸帶速度允許誤差為±5%。 2.減速器裝配圖A0(A1)一張。 3.零件圖2～4張。 4.設計說明書一份約6000～8000字。 5.圖紙與設計說明書電子與紙質(zhì)各一份。 1.4. 設計說明書的主要內(nèi)容 封面 (標題及班級、姓名、學號、指導老師、完成日期) 目錄（包括頁次） 設計任務書 傳動方案的分析與擬定(簡單說明并附傳動簡圖) 電動機的選擇計算 傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 傳動零件的設計計算 軸的設計計算 滾動軸承的選擇和計算 鍵聯(lián)接選擇和計算 聯(lián)軸器的選擇 設計小結(jié)(體會、優(yōu)缺點、改進意見) 參考文獻 1.5. 課程

4、設計日程安排 表 2課程設計日程安排表 1) 準備階段 1天 2) 傳動裝置總體設計階段 1天 3) 傳動裝置設計計算階段 3天 4) 減速器裝配圖設計階段 5天 5) 零件工作圖繪制階段 2天 6) 設計計算說明書編寫階段 1天 7) 設計總結(jié)和答辯 1天 第二章 傳動裝置的總體設計 2.1傳動方案擬定 如圖1帶式運輸機簡圖所示，帶式運輸機由電動機驅(qū)動，電動機6帶動V帶1工作，通過V帶再帶動減速器2運轉(zhuǎn)最后將運動通過聯(lián)軸器3傳送到卷筒軸5上，帶動運輸帶4工作。帶傳動承載能力較低，但傳動平穩(wěn)，緩沖吸振能

5、力強，故布置在高速級。斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，故在傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱斜齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分的相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。 本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 1.6. 電動機的選擇 （1） 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 根據(jù)工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷籠型三相異步電動機。 （2）選擇電動機容量 工作機所需功率： Pd= =

6、3.56kW 式中，帶式輸送機的效率 其中為電動機至滾筒主軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動、兩對斜齒輪傳動、兩對滾動軸承及聯(lián)軸器等效率，值計算如下： = 經(jīng)查機械設計手冊表1-5知V帶傳動效率=0.96， 滾子軸承傳動效率=0.98，一般齒輪傳動效率=0.97，彈性聯(lián)軸器效率=0.99，卷筒效率=0.96因此 =0.960.9840.9720.99=0.79 （3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速 先計算工作機主軸轉(zhuǎn)速，也就是滾筒的轉(zhuǎn)速 ==28.65r/min 根據(jù)機械

7、設計手冊表14-2確定傳動比范圍，取V帶傳動比i=2~4，二級圓柱齒輪傳動比i2=8~40，總傳動比i的范圍為 i總=（2×8）~（4×40）=16~160 電動機的轉(zhuǎn)速范圍應為 nd= i總n =（16~160）×28.65r/min=458.366~4583.66r/min 符合這一范圍的電動機的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min，1000 r/min，1500r/min，3000r/min四種，由標準查出兩種適用的電動機型號，因此有兩種傳動比方案，如表1—1所列。 方案 電動機型號 額定功率 Pm

8、/kW 電動機轉(zhuǎn)速/r·min-1 同步 滿載 1 Y112M-4 4 1500 1440 1.7. 計算總傳動比及分配各級的傳動比 （1）總傳動比 i總==r/min=50.26 （2）分配各級傳動比 i總=i0 i 為使帶傳動的尺寸不致過大，滿足V帶傳動比小于齒輪傳動比，初取i0=2.8，則減速器傳動比為i==17.95 （3）分配減速器的各級傳動比：i1=0.15 i+2.1=4.79 所以i2=3.75 1.8. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 （1） 各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 n1 ==514.29r

9、/min Ⅱ軸 n2 ==107.4r/min Ⅲ軸 n3 ==28.57r/min 卷筒軸 nw =n3 =28.57r/min （2）各軸的輸入功率 Ⅰ軸 P1 =Pd=3.42kW Ⅱ軸 P2 =P1=3.25kW Ⅲ軸 P3 =P2=3.09kW 卷筒軸 P4 =P3=3.00kW I-III軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承功率0.98，則 =0.98 P1=3.35 kW =0.98 P2=3.19 kW =0.98 P3=3.03 kW （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 i1 i0 i2 電動

10、軸輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550=23.61 N·m Ⅰ軸 T1= Td i0=64.79N·m Ⅱ軸 T2= T1 i1 =295.01 N·m Ⅲ軸 T3= T2 i2 =1051.64 N·m 卷筒軸輸入功率 T4= T3=1020.3 N·m I-III軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承功率0.98，則 =0.98 T1 =63.49 N·m =0.98 T2= 289.11N·m =0.98 T3=1030.61 N·m 第三章 傳動零件的設計計算 3.1 V帶傳動設計 帶式運輸機傳動裝置各主軸主要參數(shù)計算結(jié)果已知

11、電動機型號為Y112M-4，額定功率為P=4kW，轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳動比i=2.8，兩班制工作。 解題步驟及結(jié)果見表2—1 表2—1 V帶傳動設計 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.確定設計功率PC 根據(jù)工作情況，查教材圖7.6得工況系數(shù)KA=1.1 已知：P=3.56Kw， Pd=3.916kw 2. 選擇V帶型號 根據(jù)Pd=3.916kw和n=1440r/min，查教材7.11選A型三角帶 A型 3. 計算傳動比 =2.8 =2.8 4. 確定小帶輪直徑 經(jīng)查教材表7.7取=100mm (要大于

12、或等于最小直徑，并符合直徑系列） =100mm 5. 驗算V帶速度v v==7.54m/s 在規(guī)定的v<25m/s范圍內(nèi)，合理 v=7.54m/s 6. 確定大帶輪直徑 大帶輪直徑==280mm 經(jīng)查教材表7.3，取=280mm 其傳動比誤差小于5%，故可用。 =280mm 7. 初選中心距 =（0.7~2）（d1+d2） d1=100mm ，d2=280mm 266760mm 取=300mm =300mm 8. 初選長度L0 L0 =1223.9mm L01223.9mm 9. 選擇V帶所需基準長度Ld 經(jīng)查教材表7.2的數(shù)據(jù)，取Ld=12

13、50mm Ld=1250mm 10. 實際中心距a a=313.05mm a=313.05mm 11. 驗算小帶輪包角 = =147.05 經(jīng)計算，小帶輪包角取值合理 =147.050 12. 計算單根V帶基本額定功率 經(jīng)查教材表7-3，取得A型V帶的=1.3kW P1=1.3kW 13. 額定功率的增量 經(jīng)查教材表7-4,7-5得=，=1.14 故==0.14kW =0.14kW 14. 計算V帶根數(shù)Z 根據(jù)=147.050，Ld=1250mm，查教材表7-8,7-2分別得包角系數(shù)=0.91，長度系數(shù) Z==3.2 取Z=4根 Z=4根 1

14、5. 計算單根V帶的初拉力F0 F0= =125.43N 經(jīng)查教材表7.1每米長度質(zhì)量m=0.10kg/m F0=125.43N 16. 確定帶對軸的壓力Q Q=2ZF0sin=913.83N Q=913.83N 3.2 高速級齒輪傳動設計 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，，由電動機驅(qū)動，兩班制工作，使用壽命5年。計算結(jié)果及步驟如下： 計算項目 計算和說明 （1） 選擇材料及 熱處理 精度等級 齒數(shù) 初選螺旋角 查教材表8.2，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBW1=217~255，取HBW1=250，大齒輪選用45鋼，調(diào)

15、質(zhì)，HBW2=217~255，取HBW2=220。 選8級精度（GB10095—88）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取 初選螺旋角 (2)按齒面接觸疲勞強度設計 ①確定計算參數(shù) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 齒輪材料彈性系數(shù) 齒寬系數(shù) 齒數(shù)比u 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 端面重合度 螺旋角系數(shù) 軸向重合度 重合度系數(shù) 初選載荷系數(shù) 接觸應力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞強度壽命系數(shù) 最小安全系數(shù)SHmin 接觸疲勞極限Hlim 許用接觸應力[]H 試計算小齒輪分度圓直徑dt1 計算圓周速度v

16、 使用系數(shù)KA 動載系數(shù)KV 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 修正小齒輪分度圓直徑d1 ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸 法面模數(shù) 中心距 確定螺旋角 分度圓直徑、 確定齒寬、 （3）校核彎曲疲勞強度 斜齒輪當量齒數(shù) 齒形系數(shù)YFa1、YFa2 應力修正系數(shù)YSa1、YSa2 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 彎曲疲勞強度極限， 彎曲應力循環(huán)次數(shù)NF 彎曲疲勞強度壽命系數(shù)YN 彎曲疲勞強度安全系數(shù)SFmin 計算許用彎曲應力

17、 查參考文獻5中式8—18知設計公式： 由式得：N·mm 查教材表8.5得： 查教材表8.6，取 查教材圖8.14：2.47 =1.65 教材圖8.15得螺旋角系數(shù) 查教材圖8.15取0.77 =1.4 /=12.83× 由教材圖8.29：ZN1=1.08，ZN2=1.15

18、 由教材表8.7：SHmin=1 由教材圖8.28得接觸接觸疲勞極限 Hlim1=590MPaHlim2=560MPa 由:教材圖8.28： []H1= 615.60MPa []H2=644.00MPa 所以應取較小由[]H1值代入計算 =41.91mm m/s 查教材圖8.7得：KA=1.00 查教材圖8.7得：KV=1.11 由教材圖8.11：=1.20 =1.11 修正mm mm , 取標準值mn=2.0mm mm 圓整為ɑ=125mm 因為值與初選值相差較小，故無需修正 mm mm mm

19、 圓整后取=47mm，=55mm 由，，，可得 查查教材圖8.19，YFa1=2.68，YFa2=2.24 查查教材圖8.20，YSa1=1.57，YSa2=1.78 查教材圖8.2得： 查教材圖8.26得：1 查教材圖8.28得：=220MPa =230MPa 由查教材圖8.30得：YN1=1，YN2=1 由查教材表8.7 ，SFmin=1.25 MPa MPa = MPa＜ 合格 MPa＜ 合格 滿足齒根彎曲疲勞強度

20、3.3低速級齒輪傳動設計 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，，由電動機驅(qū)動，兩班制工作，使用壽命5年。計算結(jié)果及步驟如下： 計算項目 計算和說明 (1) 選擇材料及熱處理 精度等級 齒數(shù) 初選螺旋角 材料均選40Cr 表面調(diào)質(zhì)+淬火，硬度均選50HRC。 選8級精度（GB10095—88）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取 初選螺旋角 (2)按齒面接觸疲勞強度設計 ①確定計算參數(shù) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 齒寬系數(shù) 端面重合度 重合度系數(shù) 軸向重合度 螺旋角系數(shù) 初選載荷系數(shù) 當量齒數(shù) 齒形系數(shù)

21、 修正系數(shù) 接觸應力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞強度壽命系數(shù) 最小安全系數(shù)SHmin 接觸疲勞極限Hlim 許用接觸應力[]H 計算圓周速度 使用系數(shù) 動載系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 確定載荷系數(shù) 小齒輪模數(shù) 大齒輪模數(shù) 修正小齒輪分度圓直徑 ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸 模數(shù) 修正模數(shù) 中心距 確定螺旋角 分度圓直徑、 確定齒寬、 （3） 校核彎曲疲勞強度 K、T、b、d值同前 齒輪比 齒輪材料彈性系數(shù)

22、 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 螺旋角系數(shù) 重合度系數(shù) 接觸應力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞極限Hlim 壽命系數(shù)， 安全系數(shù) 許用接觸應力[]H 由式得： N·mm， 查教材表8.16取 =1.62 查教材圖8.21取重合度系數(shù) 初取=1.2 查教材圖8.19取： 查教材圖8.20?。? /= =1，=1 SHmin=1.25 Hlim3=330MPa Hlim4=330MPa ： []H3=MP []H4=MPa m/s 查教材表8.3取，使用系數(shù)KA=1

23、 查教材圖8.7取動載系數(shù)=1.1 查教材表8.4取=1.4 查教材圖8.11取=1.08 mm 查教材取=4mm mm 圓整為ɑ=175mm mm mm mm 圓整后取=37mm，=45mm 查教材表8.5得： 查教材圖8.14：2.47 查教材圖8.42?。? 查教材圖8.15取：0.78 /u=12.876× 由教材圖8.28得接觸接觸疲勞極限 Hlim1=1150MPaHlim2=1150MPa 查教材圖8.29得==1 查教材表8.7取=1.0 由:教材

24、圖8.28： []H1= 1150MPa []H2=1150MPa =884.57MPa 所以滿足齒面接觸疲勞強度。 第四章 軸的設計計算 4.1軸的材料選擇 項 目 計算及說明 結(jié) 果 軸的材料 根據(jù)工作條件，初選Ⅰ軸 、Ⅱ、Ⅲ軸為45鋼，均調(diào)質(zhì)處理。 4.2軸的結(jié)構(gòu)設計 項 目 計算及說明 結(jié) 果 1、Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)設計（齒輪軸） (1)初算軸徑 （由教材表10.2查得C=110） 考慮到有一個鍵直徑需加大5%，取整為d1

25、=22mm。 (2)各段軸直徑的確定 從左到右依次取為L1、L2、L3、L4、L4、L5。 L1段為該軸的最小直徑段，并且與V帶連接，取直徑為25mm。 L2段與L5段相同，都為滾動軸承段，直徑為30mm。 L3段為一光軸，確定直徑為28mm。 L4段為齒輪軸段，由2d

26、取為28mm。 2、Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設計（齒輪軸） (1)初算軸徑 （由教材表10.2查得C=110）考慮到有一個鍵直徑需加大5%，則取整為d2=36mm。 (2)各軸段直徑確定 如圖所示，從左到右依次取為L1、L2、L3、L4、L5。 L1段直徑最小，為安裝滾動軸承段，d1=40mm。 L2:高速級大齒輪軸段，取d2=43mm。 L3;根據(jù)齒輪的軸向定位要求取為大段d3=50mm，形成一定的軸肩。 L4:低速級小齒輪段，取為d4=82.12mm，直徑與高速級大齒輪軸段相等。 L5:與軸段L1相同，都為安裝滾動軸承段，取d=40mm。 (3)各軸段

27、長度的確定 L1：由滾動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系取為40mm。 L2：由高速級大齒輪軸段長度為45mm，與大齒輪齒寬相等。 L3：由定位關(guān)系，取長度為10mm。 L4：由低速級小齒輪軸段長度為43mmm。 L5: 由滾動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系取為40mm。 3、Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設計 (1)初算軸徑 （由教材表10.2查得C=110） 考慮鍵槽影響，取整為d3=55mm. (2)各軸段直徑的確定 L1：安裝聯(lián)軸器，為使軸與聯(lián)軸器吻合。故同時選取聯(lián)軸器型號，查表，取ka=1.5,。因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查取機

28、械表，選用LX4型公稱轉(zhuǎn)矩為2500N.m故適合，故d取直徑為55mm。 L2：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器定位要求及密封圈（采用氈圈密封）取直徑為65mm。 L3、L7為該軸的滾動軸承段，查表取直徑為70mm。 L4段為一光軸，直徑取為75mm。 L5段按照結(jié)構(gòu)要求，直徑取為82mm L6段為低速大齒輪軸段，取直徑為72mm，與L7段形成軸肩。 （3）各段軸長度的確定 L3、L7段由滾動軸承，擋油盤及裝配器關(guān)系確定，長度取為46mm。 L6段長度由低速級大齒輪的輪轂寬度確定，取為35mm。 L5段長度按照結(jié)構(gòu)設計取為10mm。 L4段由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定，長度為44m

29、m。 L2段由滾動軸承，擋油盤及裝配器關(guān)系確定,取為47mm。 L1段由聯(lián)軸器的轂孔寬確定取為82mm。 d1=22mm =25mm=30mm=28mm=47.03mm d=30mm=45mm=46mm=28mm=53mm=28mm d2=36mm =40mm =43mm=50mm=82.12mm =40mm=40mm=45mm=10mm=43mm=40mm d3=55mm =55mm =65mm =70mm d34=75mm d35=82mm d36=72mm d37=70mm =82mm =47mm

30、=46mm L34=44mm =10mm =46mm 4.3軸的校核 項 目 計算及說明 結(jié) 果 已知數(shù)據(jù) 1、軸的受力分析 2、計算彎矩 3、校核軸的強度 已知數(shù)據(jù)：以低速軸為例進行校核，T=945.83N·m。 1、軸的受力分析 (1)、計算支撐反力 齒輪圓周力：7017.8N 齒輪軸向力： 齒輪徑向力： 根據(jù)作圖求得跨距為： L1=121.3mm，L2=101.7mm，L3

31、=33.7mm 圖6 軸的受力分析 在水平面上： = 由式可知的方向與假設方向相同。 在垂直平面上： =7017.8/2=3508.9N 軸承1的總支承反力 =3602.2N 軸承2的總支承反力 =3948.6N 2、計算彎矩 在水平面上 剖面左側(cè) 剖面右側(cè) 在垂直平面上 合成彎矩 剖面左側(cè) 剖面右側(cè) 3、校核軸的強度 剖面的左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故剖面的左側(cè)為危險面。由附表10.1得: 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應力 = =12.16MPa

32、 扭剪應力 = =7.34MPa 對于調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由表10.1查得: =650MPa, =300MPa, =155MPa 鍵槽引起的應力集中系數(shù)，由附表10.4查得: 。 絕對尺寸系數(shù)，由附圖10.1查得: 。 軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得: 所以求得安全系數(shù) : = = 查表10.5得許用安全系數(shù),顯然，故剖面安全。 7017.8N L1=121.3mm L2=101.7mm L3=33.7mm

33、 R1h=814.4N R2h=1810.8N R1v=R2v=3508.9N R1=3602.2N R2=3948.6N Mah= Mah’= Mav= Ma= Ma’= =14.68 MPa =7.34MPa S=5.89 合格。 第五章 滾

34、動軸承的選擇及校核計算 5.1滾動軸承的選擇 軸承均采用角接觸型滾動軸承，具體選擇如下表所示： 表4 滾動軸承選擇 位置 軸徑 類型 型號 Ⅰ軸 30mm 角接觸球型滾動軸承 7206C Ⅱ軸 40mm 角接觸球型滾動軸承 7208C Ⅲ軸 70mm 角接觸球型滾動軸承 7214C 1.1. 滾動軸承校核 項 目 計算及說明 結(jié) 果 已知數(shù)據(jù) 1、計算軸承軸向力 2、計算當量載荷 3、校核軸承壽命 已知數(shù)據(jù)：以低速軸軸承為例，由機械設計手冊查7214C軸承的Cr

35、=70.2kN, C0r =60.0 kN。 1、計算軸承軸向力 圖7 軸承布置及受力圖 1. 低速軸傳動軸承的設計 初步選擇滾動軸承. 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸 (1)求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=2.84KW, =28.64r/min =945.83N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=269.55 而7017.8N ① 低速軸選取的軸承：型號為6014型角接觸球軸承 Cr=70.2kN, C0r =60.0,F=622.9N ②軸承的內(nèi)部軸向力分別為：

36、及的方向如圖所示。由圓周力可判斷與同向，則 （+）=1440.8+622.9=2603.7N 顯然，+ > ，因此軸有右移趨勢，但由軸承部件的結(jié)構(gòu)圖分析可知軸承D將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為：

37、

38、

39、

40、 比較兩軸承的受力,因，需對兩個軸承進行校核。 ③計算當量動載荷 軸承1：，查表11.12得：e=0.43 ，查表得： X=0.44, Y=1.30 軸承2：，查表11.12得：e=0.40 ，查表得： X=0.44, Y=1.40 徑向當量動載荷 (3)、校核軸承壽命 軸承在1

41、00，查11.9表得；查表11.10得=1.5軸承1的壽命 軸承2的壽命 已知減速器使用5年，兩班工作制，則預期壽命 顯然,故軸承壽命很充裕。 C0r =70.2kN C0r =60.0 kN P1=4969.8N P2=4059.2N Lh1=485955.6h Lh2=891850.3h Lh’=20000h Lh1>Lh’ Lh2>Lh’ 合格 第六章 鍵聯(lián)接的選擇及計算 1.2. 鍵連接的選擇 本設計中采用了普通A型平鍵和普通

42、B型平鍵連接，材料均為45鋼，具體選擇如下表所示： 表5 各軸鍵連接選擇表 位置 軸徑 型號 數(shù)量 Ⅰ軸 21mm A型鍵6x6x50 1 Ⅱ軸 40mm A型鍵12x8x50 2 Ⅲ軸 55mm A型鍵16x10x80 1 74mm A型鍵20x12x56 1 1.3. 鍵連接的校核 項 目 計算及說明 結(jié) 果 1、Ⅰ軸上鍵的校核 2、Ⅱ軸上鍵的校核 3、Ⅲ軸上鍵的校核 1、Ⅰ軸上鍵的校核 帶輪處的鍵連接壓力為： 鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都是鋼，查教材表6.1知，顯然，,故

43、強度足夠。 2、Ⅱ軸上鍵的校核 齒輪處的鍵連接壓力為： ，,故強度足夠。 3、Ⅲ軸上鍵的校核 (1)、聯(lián)軸器處的鍵連接壓力為： ，顯然，,故強度足夠。 (2)、齒輪處的鍵連接壓力為： ，,故強度足夠。 合格 合格 合格 合格 第 2 章 聯(lián)軸器的選擇與校核 2.1. 低速軸上聯(lián)軸器的選擇與校核 軸段直徑為55mm,可選為LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。選擇J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為LX4聯(lián)軸器JA55112GB/T5014-2003

44、。 其公稱轉(zhuǎn)速為2500N·m，許用轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸孔長度為84mm，故符合要求，可以使用。 第 3 章 減速器箱體設計 減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪嚙合精度，大端蓋分機體采用配合。為了保證機體有足夠的剛度，在機體外加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為30~50mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度。 機體結(jié)

45、構(gòu)應有良好的工藝性，外型簡單，拔模方便。 其減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)設計尺寸如下： 表6 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計尺寸（結(jié)果未注單位：mm） 設計小結(jié) 之前我對《機械設計基礎》這門課的認識是很膚淺的，實際動手設計的時候才發(fā)現(xiàn)自己學得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學習。 我的設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。首先，我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對設計來說是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有

46、的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出來了。其次，從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 通過這次的課程設計,極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗

47、位。 通過這次課程設計，我受益匪淺。不僅回顧了以往學過的知識，而且獨立地運用它們完成了這次的設計任務，當然在這段時間內(nèi)使自己深刻感受到設計工作的那份艱難。而這份艱難不僅僅體現(xiàn)在設計內(nèi)容與過程中為了精益求精所付出的艱辛，更重要的是在時間緊迫，任務重，我不得不抓住每一分鐘去做。令我欣慰的是我從中找到了大學中久違的踏實，為完成自己的任務的那種勤奮。大學閑散慣了額我們現(xiàn)在仿佛有了真正意義上的生活。本次課程設計，不僅豐富了我們的理論知識，更加強了我們的設計思想通過這次齒輪減速器課程設計，我明白：作為一個制圖設計者，必須非常的細心，隨便一個裝配圖，里面的每一條線都必須認真修改！先要把

48、設計的理論數(shù)據(jù)有步驟的完成。 在設計的過程中也遇到了很多麻煩，例如尺寸總是校核不正確結(jié)果只得一改再改尺寸，有關(guān)設計所涉及到得結(jié)構(gòu)部分不是很了解，必須通過查閱大量資料來一步步解決各項難題。 在整個設計中裝配圖的繪制是最復雜的，繪制之前需要對其結(jié)構(gòu)進行計算，并且每一個細節(jié)都需要注意，例如軸承端蓋與軸之間需使用氈圈油封，且與軸之間應有較小的間隙；每一個螺栓、螺釘都需要經(jīng)過計算，不可隨意選擇，特別是起蓋螺釘，螺栓的連接需注意細實線的畫法；軸承如選用脂潤滑需要擋油環(huán)，在裝配圖上需把油杯表示出來，并且潤滑脂、潤滑油的選擇都需要經(jīng)過查閱手冊確定。并且在繪圖之前應先對所選的鍵、聯(lián)軸器、軸承等進行校

49、核，否則修改比較復雜。 除此之外，本次課程設計與之前所學課程緊密的連接著，例如材料力學中所學的彎扭矩、公差與測量中的公差標注等，當然最緊密的還是機械設計與機械原理，在應用的過程中使我們對之前所學課程進行了復習，同時使我們能更加熟練地掌握CAD繪圖技術(shù)，同時也進一步熟練了excel、word的用法，對我們以后有很大的幫助。通過這次課程設計也使我們對設計有了深刻的認識，也了解到了設計的規(guī)范化。 總之，這次課程設計不同于以往的學習，鍛煉了自己動手、動腦的能力，不僅復習了學過的知識，而且將它們學以致用，熟悉了減速器的結(jié)構(gòu)、功能及設計過程，并知道了機械設計的一般步驟，為以后設計做了知識儲備。 。 ， 參考文獻 [1] 駱素君，朱詩順.機械課程設計簡明手冊. [M].1版：化學工業(yè)出版社，2006. [2] 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].3版.北京:高等教育出版社，2010. [3] 王黎欽，陳鐵鳴.機械設計[M].3版.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2010. [4] 機械工程師手冊編委員會，機械工程師[M].3版.北京:機械工業(yè)出版社，2007.