機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì).doc

《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì).doc》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì).doc（28頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)(論文) 題　目: 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 專 業(yè) 學(xué) 號(hào)_ 班 級(jí)_ 指導(dǎo)教師 成 績(jī)_ 工程技術(shù)學(xué)院 2013年 1月10日 目 錄 1 前言………………………………………………………………………………… 2 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)……………………………………………………………… 2.1比較和選擇傳動(dòng)方案…………………………………………………………… 2.2選擇電動(dòng)機(jī)……………………………………………………………………… 2.3 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比…………………………………………… 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)………………………………………………… 3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………………… 3.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………… 3.2 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算……………………………………………………… 4 畫(huà)裝配草圖………………………………………………………………………… 4.1 初估軸徑及初選聯(lián)軸器………………………………………………………… 4.2 初選聯(lián)軸器……………………………………………………………………… 4.3 箱體尺寸計(jì)算…………………………………………………………………… 4.4 箱體內(nèi)壁尺寸確定……………………………………………………………… 4.5 軸尺寸的確定…………………………………………………………………… 5 軸的校核計(jì)算……………………………………………………………………… 5.1 高速軸受力分析………………………………………………………………… 5.2 中速軸校核計(jì)算………………………………………………………………… 5.3 低速軸校核計(jì)算………………………………………………………………… 6 軸承驗(yàn)算………………………………………………………………………… 6.1 高速軸軸承驗(yàn)算………………………………………………………………… 6.2 中速軸軸承驗(yàn)算………………………………………………………………… 6.3 低速軸軸承驗(yàn)算………………………………………………………………… 7 鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算……………………………………………………………… 7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算………………………………………… 7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算………………………………………… 7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算…………………………………………… 7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算………………………………………… 8 齒輪和軸承潤(rùn)滑方法的確定……………………………………………………… 8.1 齒輪潤(rùn)滑方法的確定…………………………………………………………… 8.2 軸承潤(rùn)滑方法的確定…………………………………………………………… 9 密封裝置的選擇…………………………………………………………………… 10 結(jié)論……………………………………………………………………………… 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………… 致謝…………………………………………………………………………………… 6 7 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 1 引言 機(jī)械設(shè)計(jì)課程在機(jī)械工程學(xué)科中占有重要地位，它是理論應(yīng)用于實(shí)際的重要實(shí)踐環(huán)節(jié)。本課程設(shè)計(jì)培養(yǎng)了我們機(jī)械設(shè)計(jì)中的總體設(shè)計(jì)能力，將機(jī)械設(shè)計(jì)系列課程中所學(xué)的有關(guān)機(jī)構(gòu)原理方案設(shè)計(jì)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)分析、機(jī)械零部件設(shè)計(jì)理論、方法、 結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計(jì)等內(nèi)容有機(jī)地結(jié)合，使課程設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)際的聯(lián)系更為緊密。 本課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)任務(wù)是展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)。高速級(jí)采用斜齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)采用直齒輪傳動(dòng)。圓柱齒輪傳動(dòng)減速器是一種將由電動(dòng)機(jī)輸出的高轉(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速的比較典型的機(jī)械裝置，可以廣泛地應(yīng)用于礦山、制藥、造船、機(jī)械、環(huán)保及食品輕工等領(lǐng)域。 本次設(shè)計(jì)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)及其他先修課的知識(shí)，進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，使已學(xué)知識(shí)得以鞏固、加深和擴(kuò)展；學(xué)習(xí)和掌握通用機(jī)械零件、部件、機(jī)械傳動(dòng)及一般機(jī)械的基本設(shè)計(jì)方法和步驟，培養(yǎng)工程設(shè)計(jì)能力和分析問(wèn)題，解決問(wèn)題的能力；提高我們?cè)谟?jì)算、制圖、運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊(cè)、 圖冊(cè)）進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算及考慮技術(shù)決策等機(jī)械設(shè)計(jì)方面的基本技能。 設(shè)計(jì)內(nèi)容 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果 2傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 2.1比較和選擇傳動(dòng)方案 2.1.1傳動(dòng)方案的特點(diǎn) 2.1.2畫(huà)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 根據(jù)已知條件計(jì)算出減速器的數(shù)據(jù) 二級(jí)圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期工作，使用維護(hù)方便，但結(jié)構(gòu)尺寸較大。因?yàn)楦鶕?jù)結(jié)構(gòu)、性能和經(jīng)濟(jì)性不同，要根據(jù)工作條件要求確定較好的傳動(dòng)方案。 特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、容易制造、使用壽命長(zhǎng)、維護(hù)方便。由于電動(dòng)機(jī)、減速器與滾筒并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機(jī)器不緊湊。但齒輪的位置不對(duì)稱，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)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)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。 2.2選擇電動(dòng)機(jī) 2.2.1 計(jì)算總效率 2.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 計(jì)算總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 3 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 材料選擇和熱處理方法 3.2 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 4 畫(huà)裝配草圖 4.1 初估軸徑及初選聯(lián)軸器 4.1.1高速軸初估軸徑及初選聯(lián)軸器 4.1.2中間軸初估軸徑 4.1.3低速軸初估軸徑及初選聯(lián)軸器 4.2 初選軸承 4.2.1高速軸軸承選則 4.2.2中間軸軸承選擇 4.2.3低速軸軸承選擇 4.3 箱體尺寸計(jì)算 4.4箱體內(nèi)壁尺寸確定 4.5 軸尺寸的確定 5 軸的校核計(jì)算 5.1 高速軸受力分析 5.2 中速軸校核計(jì)算 5.3 低速軸校核計(jì)算 6 軸承驗(yàn)算 6.1 高速軸軸承驗(yàn)算 6.2 中速軸軸承驗(yàn)算 6.3 低速軸軸承驗(yàn)算 7 鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算 7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算 7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算 7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算 7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計(jì)算 8 齒輪和軸承潤(rùn)滑方法的確定 8.1 齒輪潤(rùn)滑方法的確定 8.2 軸承潤(rùn)滑方法的確定 9 密封裝置的選擇 9．1軸承端蓋結(jié)構(gòu) 10 結(jié)論 總效率：由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得：η1（聯(lián)軸器1）=0.99，η2（軸承1）=0.99，（齒輪1）=0.96，η4（軸承2）=0.99，η5（齒輪2）=0.96；（軸承3）=0.99，（聯(lián)軸器2）=0.99 ==0.990.990.960.990.96 0.990.99=0.876 卷筒的效率0.96 工作機(jī)所需功率kW： =4.08kW 電動(dòng)機(jī)功率：額定功率>=工作要求的功率 =2.87/0.876=4.66kW 對(duì)Y系列電動(dòng)機(jī)，多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min。 根據(jù)表12-1選取電機(jī)型號(hào)為Y132S-4：額定功率5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，最大額定轉(zhuǎn)矩2.3，同步轉(zhuǎn)速15001440r/min，4級(jí) 轉(zhuǎn)速：電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍： 為工作機(jī)鼓輪轉(zhuǎn)速，r/min，=601000v/D 18.84 總傳動(dòng)比: -電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 多級(jí)傳動(dòng)比: 分配各級(jí)傳動(dòng)比： 1） 各級(jí)傳動(dòng)比應(yīng)盡量在推薦范圍內(nèi)選??； 2） 應(yīng)使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕； 3） 各傳動(dòng)件尺寸協(xié)調(diào)，避免干涉。 展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器： ==18.84 取=1.4 （1）各軸轉(zhuǎn)速 （2）各軸功率 （3）各軸轉(zhuǎn)矩 由表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度喂280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)=107.94，取=108. 1. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù)=1.3。 2） 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩。=30573.310Nmm 3） 選取齒寬系數(shù)=1 4） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa，區(qū)域系數(shù)=2.5 5） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。 6） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =6014401（283658）=4.03710 =4.03710/5.14=0.78510 7） 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.95. 8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 ==0.9600MPa=540MPa ==1.30550MPa=715MPa 2．計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 ==38.229mm 2）計(jì)算圓周速度v。 v==m/s=2.88m/s 3）計(jì)算齒寬b。 b==138.299mm=38.299mm 4）計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=2.88m/s，7級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)=1.10； 直齒輪，==1.2； 由表查得使用系數(shù)=1； 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，=1.417。 由=9.337，=1.417。查圖得1.33； 故動(dòng)載系數(shù)==11.101.21.417=1.87 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ==38.229=43.154mm 7）計(jì)算模數(shù)m。 m=/=mm=2.055mm 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式的彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m (1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380MPa； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.92; 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 ==MPa=303.57MPa ==MPa=249.71MPa 4）計(jì)算載荷系數(shù)K。 =11.061.21.31=1.654 5）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.18 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 =1.58 =1.82 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 ==0.0138 ==0.0159 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 =1.253 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.358并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=43.154mm，算出小齒輪齒數(shù) ==29 大齒輪齒數(shù) =5.1429=149.06，取=149。 4.幾何尺寸計(jì)算 （1） 計(jì)算分度圓直徑 =291.5=43.5mm =1491.5=223.5mm （2） 計(jì)算中心距 =133.5mm （3） 計(jì)算齒輪寬度 =143.5mm=43.5mm 取=43.5mm,=51mm。 圓整中心距后的強(qiáng)度校核 圓整a=135mm 計(jì)算變位系數(shù)和 (1)a’=arccos[(acosα/a’)]=arcos[(133.5cos20)/135] =21.682 ZΣ=Z1+Z2=29+149=179 XΣ=X1+X2=(invα`-invα)ZΣ/(2tanα)=(inv21.682-inv20)179/(2tan20)=1.047 選小齒輪齒數(shù)=29，大齒輪齒數(shù)=149.06，取=149。 1. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （4） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 9） 試選載荷系數(shù)=1.3。 10） 計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩。=1.223410Nmm 11） 選取齒寬系數(shù)=1 12） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa 13） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。 14） 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =60241.211（283658）=6.76210 =6.76210/4.59=1.47310 15） 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96；=1.0。 16） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 ==0.96600MPa=576MPa ==1.0550MPa=550MPa 2．計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =2.32mm=66.041mm 2）計(jì)算圓周速度v。 v==m/s=0.834m/s 3）計(jì)算齒寬b。 b==166.041mm=66.041mm 4）計(jì)算齒寬與吃高之比。 模數(shù) ==66.041/24mm=2.752mm 齒高 h=2.25=2.252.752mm=6.192 5）計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=0.802m/s，7級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)=1.05； 直齒輪，==1； 由表查得使用系數(shù)=1； 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，=1.423。 由=10.67，=1.423。查圖得1.35； 故動(dòng)載系數(shù)==11.0511.423=1.494 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ==66.041=69.175mm 7）計(jì)算模數(shù)m。 m=/=mm=2.88mm 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式的彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m (1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380MPa； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90,=0.94; 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 ==MPa=321.43MPa ==MPa=255.14MPa 4）計(jì)算載荷系數(shù)K。 =11.0511.35=1.4175 5）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.18 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 =1.58 =1.79 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 ==0.01303 ==0.01501 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算 =2.08mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.08并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=69.175，算出小齒輪齒數(shù) ===27.67 取小齒輪齒數(shù)=27 大齒輪齒數(shù) =4.5927=123.93，取=125。 4.幾何尺寸計(jì)算 （1） 計(jì)算分度圓直徑 =272.5=67.5mm =1252.5=312.5mm （5） 計(jì)算中心距 =190mm （6） 計(jì)算齒輪寬度 =167.5mm=67.5mm 取=67.5mm,=72.5mm。 根據(jù)公式初估軸頸 已知該軸輸入功率=3.25kW，轉(zhuǎn)速=1440r/min，選取軸的材料為40，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻(xiàn)【2】表15—3取，于是得： 該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑適應(yīng)，故同時(shí)選用聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，參考文獻(xiàn)【2】表14—1選取則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，，參考文獻(xiàn)【1】,查標(biāo)準(zhǔn)選用聯(lián)軸器；主動(dòng)端軸孔直徑為24，軸孔長(zhǎng)52，型軸孔，型鍵槽；從動(dòng)端軸孔直徑為20，軸孔長(zhǎng)52，型軸孔，型鍵槽。 綜上：高速軸的初估直徑為 已知該軸輸入功率=3.09kW，轉(zhuǎn)速=241.21r/min，選取軸的材料為40，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻(xiàn)【2】表15—3取，于是得： 由于該軸上存在兩個(gè)鍵槽故將軸徑放大15%，同時(shí)為了配合軸承的使用故取。 已知該軸輸入功率=2.93kW，轉(zhuǎn)速=52.52r/min，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻(xiàn)【2】表15—3取，于是得： 由于軸上存在兩個(gè)鍵槽故將軸徑放大10%后取。該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑適應(yīng)，故同時(shí)選用聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，參考文獻(xiàn)【2】表14—1選取則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，，參考文獻(xiàn)【1】,選取聯(lián)軸器；主動(dòng)端軸孔直徑為，軸孔長(zhǎng)，型軸孔，型鍵槽；從動(dòng)端軸孔直徑為，軸孔長(zhǎng)，型軸孔，型鍵槽。 綜上：低速軸的初估直徑為 選用深溝球軸承軸承內(nèi)徑的確定。 高速軸上安裝的軸承內(nèi)徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。 第一次放大：??；第二次放大，為了配合軸承內(nèi)徑從而取，軸承內(nèi)徑為25。 確定軸承尺寸代號(hào)。 這里選02系列軸承。故軸承代號(hào)6205，其外徑寬。 軸承內(nèi)徑的確定。其內(nèi)徑即中間軸的最小軸徑，為。 確定軸承尺寸代號(hào)。 這里選02系列軸承。故軸承代號(hào)為，其外徑寬。 軸承內(nèi)徑的確定。 低速軸上安裝的軸承內(nèi)徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。 第一次放大：?。坏诙畏糯?，為了配合軸承內(nèi)徑從而取，即軸承內(nèi)徑為。 確定軸承尺寸代號(hào)，這里選02系列軸承。故軸承代號(hào)為6212，其外徑寬。 名稱 符號(hào) 齒輪減 器尺寸關(guān)系/mm 箱座壁厚 δ 8 箱蓋壁厚 δ1 8 箱蓋凸緣厚度 b1 12 箱座凸緣厚度 b 12 箱座底凸緣厚度 b2 20 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 M16 蓋與座連接螺栓直徑 d2 M12 連接螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 高M(jìn)8；中M8；低M10 視孔蓋螺釘直徑 d4 M8 定位銷直徑 d 8 df、d1、d2至外箱壁距離 C1 ；； df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 ；； 軸承旁凸臺(tái)半徑 R1 20 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便扳手操作為準(zhǔn) 外箱壁至軸承座端距 離 l1 47 鑄造過(guò)渡尺寸 x、y ； 大齒輪頂圓與內(nèi)箱距離 Δ1 12 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ2 10 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ； 軸承端蓋外徑 D2 96；106；160 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，一般取 取箱體內(nèi)壁與齒輪頂圓距離=，取箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離，取兩級(jí)齒輪端面間距離，箱體底部?jī)?nèi)壁與最大齒輪的頂圓的距離28，高速級(jí)大齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離取，則箱體內(nèi)壁寬度和長(zhǎng)度為； =10+72.5+40.5+7+12=142 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)的中心距，第二級(jí)齒輪傳動(dòng)的中心距，低速軸大齒輪直312.5mm，高速級(jí)小齒輪齒頂圓直徑40.5mm。 帶入數(shù)據(jù)得： 531.5mm =352.5 1）高速軸尺寸的確定 因高速軸上齒輪直徑過(guò)小，所以將軸和齒輪做成整體式，如下圖所示 圖中從左至右軸的長(zhǎng)度分別為、、、、、，軸徑分別為、、、、、。 其中為聯(lián)軸器孔徑，比聯(lián)軸器軸孔短，其目的是防止過(guò)定位；對(duì)聯(lián)軸器定位，由軸肩定位高度，可??；為軸承內(nèi)徑尺寸；由軸承的安裝尺寸決定；=40.781為齒輪軸，由齒輪結(jié)構(gòu)確定；為軸承內(nèi)徑。各軸的長(zhǎng)度由結(jié)構(gòu)確定，其結(jié)果如右。 2）中間軸尺寸的確定 圖中從左至右軸的長(zhǎng)度分別為、、、、，軸徑分別為、、、、。 其中為軸承內(nèi)徑；=69.175mm為齒輪軸，尺寸由齒輪結(jié)構(gòu)確定；對(duì)齒輪定位，由軸肩定位高度，可??；為定位軸肩，同時(shí)為配合齒輪故取標(biāo)準(zhǔn)軸徑； 為軸承內(nèi)徑。各軸的長(zhǎng)度由結(jié)構(gòu)確定。 3）低速軸尺寸的 圖中從左至右軸的長(zhǎng)度分別為、、、、、、，軸徑分別為、、、、、、。 其中為軸承徑；為定位軸肩，同時(shí)為配合齒輪故取標(biāo)準(zhǔn)軸徑；為定位軸肩，由軸肩定位高度，可??；由軸承安裝尺寸決定；為軸承內(nèi)徑；為聯(lián)軸器孔徑，比聯(lián)軸器軸孔短，其目的是防止過(guò)定位；為定位軸肩。各軸的長(zhǎng)度由結(jié)構(gòu)確定。 軸的載荷分析如下（分析圖教材圖15-24所示） 其中 由齒輪的受力分析得： 計(jì)算出齒輪中心截面處的MH、MV、及M列于下表 從而危險(xiǎn)截面的參考文獻(xiàn)【2】按彎扭合成應(yīng)力校核為 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=270.948N FNH2=785.917N FNV1=98.617N FNV2=286.050N 彎矩M MH=31633.159Nmm Mv=11513.513Nmm 總彎矩 扭矩T T=21550N.mm 該軸有制成，參考文獻(xiàn)【2】表15—1知，故 ，因此該軸滿足強(qiáng)度要求。 =44.25mm =73.5mm =40.25mm 計(jì)算各參數(shù)列于下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH3=1282.940N FNH4=1542.483N FNV3=25.58N FNV4=233.455N 彎矩M MH2=181627.348N.mm MH3=145934.450N.mm Mv1=48341.692N.mm Mv2=38603.408N.mm 總彎矩 扭矩T 校核截面齒輪2： 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 由于為齒輪軸，則軸的材料為40Cr,參考文獻(xiàn)【2】表15—1查得。因此，故安全。 校核截面齒輪3： 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 因此，故安全。 其中 由齒輪的受力分析得： 計(jì)算出截面齒輪處的MH、MV、及M列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH5=614.083N FNH6=1154.475N FNV5=223.508N FNV6=420.194N 彎矩M 總彎矩 扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為45鋼,參考文獻(xiàn)【2】表15—1查得。因此，故安全。 參考文獻(xiàn)【1】查得軸承6205的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。預(yù)期壽命 1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻(xiàn)【2】取。從而 3. 壽命驗(yàn)算 由于故按軸承2校核，對(duì)于球軸承取，故： ， 查得軸承6206的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。預(yù)期壽命 1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻(xiàn)【2】取。從而 3. 壽命驗(yàn)算 由于故按軸承2校核，對(duì)于球軸承取，故： ， 查得軸承6212的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。預(yù)期壽命 1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻(xiàn)【2】取。從而 3. 壽命驗(yàn)算 由于故按軸承2校核，對(duì)于球軸承取，故： 已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸 該處選用C型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長(zhǎng)度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長(zhǎng)。 2. 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻(xiàn)【2】表6—2查得許用擠壓應(yīng)力為，取其平均值為，。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式6—1得 故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸，該處選用A型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長(zhǎng)度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長(zhǎng)。 2. 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻(xiàn)【2】表6—2查得許用擠壓應(yīng)力為，取其平均值為， 。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式6—1得 故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 1. 安裝齒輪處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。 1） 選擇鍵的尺寸 該處選用A型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長(zhǎng)度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長(zhǎng)。 2）表6—2查得許用擠壓應(yīng)力為，故取其平均值為，。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式6—1得 故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 2. 輸出端處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，載荷有輕微沖擊。 1） 該處選用C型平鍵，根據(jù)參考文獻(xiàn)【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長(zhǎng)度并參考標(biāo)準(zhǔn)取鍵長(zhǎng)。 2）鍵、軸的材料都是剛，參考文獻(xiàn)【2】表6—2查得許用擠壓應(yīng)力為，故取其平均值為， 。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻(xiàn)【2】式6—1得 故滿足強(qiáng)度要求。記為 鍵 確定齒輪潤(rùn)滑方式：由于兩對(duì)齒輪都滿足，故選用浸油潤(rùn)滑。 由于均選用深溝球軸承且 高速軸軸承： 中間軸軸承： 低速軸軸承： 式中為軸承內(nèi)徑，因此均選潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑。 高速級(jí)透蓋處：氈圈20；低速級(jí)透蓋處：氈圈50 高速軸的輸入端和低速軸的輸出端選用凸緣式透蓋，高速軸和低速軸的另一端及中間軸的兩端均選用凸緣式悶蓋 通過(guò)設(shè)計(jì)，該展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器具有以下特點(diǎn)及優(yōu)點(diǎn)： 1. 能滿足所需的傳動(dòng)比 齒輪傳動(dòng)能實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定的傳動(dòng)比，該減速器為滿足設(shè)計(jì)要求而設(shè)計(jì)了1∶14.661的總傳動(dòng)比。 2. 選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強(qiáng)度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 3. 軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度 由于二級(jí)展開(kāi)式齒輪減速器的齒輪相對(duì)軸承位置不對(duì)稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對(duì)軸的設(shè)計(jì)要求最高，通過(guò)了對(duì)軸長(zhǎng)時(shí)間的精心設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的軸具有較大的剛度，保證傳動(dòng)的穩(wěn)定性。 4. 箱體設(shè)計(jì)的得體 設(shè)計(jì)減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。 5. 加工工藝性能好 設(shè)計(jì)時(shí)考慮到要盡量減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工的精度和生產(chǎn)率。此外，所設(shè)計(jì)的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，可以完全滿足設(shè)計(jì)的要求。 =0.876 電機(jī)型號(hào)：Y132S-4 =1440r/min =28.16r/min =76.34r/min =4.61kW =4.38kW =4.17kW =30.58Nm =149.35Nm =520.9Nm 選用7級(jí)精度 =0.90 =0.95 =38.229mm v=2.85m/s b=38.229mm =9.331 =1.10 ==1.2 =1.87 =43.154mm m=2.055mm =303.57MPa =238.86MPa =1.654 m=1.253mm =29 =149 =43.5mm =51mm =0.96 =1.0 =576MPa =550MPa =66.041mm v=0.834m/s b=66.041mm =10.67 =1.05 ==1 =1.423 1.35 =1.494 =69.175mm m=2.88mm =321.43MPa =255.14MPa =1.4175 m=2.5mm =27 =125 =67.5mm =72.5mm 20 聯(lián)軸器 30 =50 聯(lián)軸器 高速軸軸承 中間軸軸承 低速軸軸承 =142mm =531.5mm =352.5mm =50mm =45mm =15mm =86.5mm =45.5mm =25mm =26mm =72.5mm =7mm =38.5mm =30mm =34mm =65.5mm =7mm =54mm =22mm =53mm =110mm 高速軸滿足強(qiáng)度要求 中速軸滿足強(qiáng)度要求 低速軸滿足強(qiáng)度要求 軸承滿足壽命要求 軸承滿足壽命要求 軸承滿足壽命要求 鍵長(zhǎng) 鍵 鍵 安裝齒輪處 鍵長(zhǎng) 鍵 與聯(lián)軸器出 鍵長(zhǎng) 鍵 參考文獻(xiàn)：【1】吳宗澤，羅圣國(guó).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)【M】.北京：高等教育出版社，2010 【2】濮良貴，紀(jì)名剛，陳國(guó)定.機(jī)械設(shè)計(jì)【M】.北京：高等教育出版社，2010