減速器設計

減速器設計,減速器,設計 實訓類別： 機械設計 院 別： 機電學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 （汽車工程） 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 張平 教務處制 二00八年 12月15日 實訓 報告 本欄目應包含以下內(nèi)容： 1、設計目的與任務 實訓目的是設計一個二級展開式減速器，并在實訓中對本學期及之前所學知識進行復習和應用。 （一）：題目：設計帶式輸送機傳動裝置。要求：輸送機由電機驅動，經(jīng)傳動裝置驅動輸送帶移動。要求電機軸與工作機鼓輪軸平行，整機使用壽命為6年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為 ±5%。工作機效率為0.96，要求有過載保護，按單件生產(chǎn)設計。 （二）：原始數(shù)據(jù)： ? 學號 1-11-51 2-22-52 3-13-53 4-14-54 5-15--55 6-16-56 7-17-57 8-18-58 9-19-59 10-20-60 輸送帶拉力F（N） ? 1800 ? 2500 ? 3000 ? 3200 ? 3800 ? 4000 ? 4200 4500 4600 4800 輸送帶速度v（m/s） ? 1.2 ? 1.1 ? 1.2 ? 1.3 ? 1.1 ? 1.3 ? 1.2 1.1 1.2 1.3 鼓輪直徑D（mm） ? 420 ? 440 ? 480 ? 500 ? 460 ? 400 ? 410 480 460 480 （三）：設計內(nèi)容： a) 設計傳動方案； b) 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)； c) 繪制軸和齒輪零件圖各一張； d) 編寫設計計算說明書一份。 2、設計步驟與內(nèi)容 見“減速器設計說明書”。 3、設計心得與體會 此次設計緊密聯(lián)系本學期知識，可以說是我初嘗機械類的設計，在設計過程中，我體會頗多，特別是剛開始的初步設計，如果設計不合理的話，會給后面帶來很大的麻煩，看似一個簡單的二級展開式減速器，在剛開始的設計中就使我焦頭爛額，畫圖也是一個難點，雖然剛大一的時候學過CAD制圖這方面的知識，但是離現(xiàn)在已經(jīng)有一段時間了，所以畫圖時有很多細節(jié)的東西沒注意到，盡管如此，但是經(jīng)過這兩周的努力與負出，對二級展開式減速器的設計還是有了一個深刻的了解，當然在完成這一次的設計當中還是有一些錯誤與迷惑的東西，但是我會繼續(xù)認真地去學習與研究它的。 我相信在往后的日子，只要我們懷著一顆赤熱求學的心，加上正確的學習方法，設計上一定可以有所突破。 簽字：范楚億 2008年 12 月 20 日 注：1、文中單位名稱可采用國際通用符號或中文名稱，但全文應統(tǒng)一，不可混用。 2、字數(shù)一般不少于2000字，可另加同規(guī)格紙張。 實訓 指導 教師 評語 成績評定： 指導教師（簽名）： 年 月 日 目　錄 §一　減速器設計說明書 5 §二　傳動方案的分析 5 §三　電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 6 一、電動機的選擇 6 二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 7 三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 7 §四　傳動零件的設計計算 8 一、V帶傳動設計 8 二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計 12 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 12 （二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 17 （三）斜齒輪設計參數(shù)表 21 §五　軸的設計計算 22 一、Ⅰ軸的結構設計 22 二、Ⅱ軸的結構設計 25 三、Ⅲ軸的結構設計 27 四、校核Ⅱ軸的強度 29 §六　軸承的選擇和校核 33 §七　鍵聯(lián)接的選擇和校核 35 一、Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 35 二．Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 35 §八　聯(lián)軸器的選擇 36 §九　減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 36 一、傳動零件的潤滑 36 二、減速器密封 37 §十　減速器箱體設計及附件的選擇和說明 37 一、箱體主要設計尺寸 37 二、附屬零件設計 40 §十一　設計小結 44 §十二　參考資料 44  §一 減速器設計說明書 v F 一、題目：設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。 二、已知條件：輸送機由電動機驅動，經(jīng)傳動裝置驅動輸送帶移動，整機使用壽命為6年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.96，要求有過載保護，按單位生產(chǎn)設計。 原始數(shù)據(jù)： 學號 1-11-51 2-22-52 3-13-53 4-14-54 5-15--55 6-16-56 7-17-57 8-18-58 9-19-59 10-20-60 輸送帶拉力F（N） ? 1800 ? 2500 ? 3000 ? 3200 ? 3800 ? 4000 ? 4200 4500 4600 4800 輸送帶速度v（m/s） ? 1.2 ? 1.1 ? 1.2 ? 1.3 ? 1.1 ? 1.3 ? 1.2 1.1 1.2 1.3 鼓輪直徑D（mm） ? 420 ? 440 ? 480 ? 400 ? 460 ? 400 ? 410 480 460 480 三、設計內(nèi)容： 設計傳動方案； e) 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)； f) 繪制軸和齒輪零件圖各一張； g) 編寫設計計算說明書一份。 §二 傳動方案的分析 §三　電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 一、電動機的選擇 1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。 2.確定電動機的容量 （1）工作機卷筒上所需功率Pw Pw = Fv/1000 =4200*1.2/1000=5.04kw (2)電動機所需的輸出功率 為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η總。設η1、η2、η3、η4、η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由[2]表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為 = = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.96=0.8414 3.選擇電動機轉速 由[2]表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=2～4 圓柱齒輪傳動 i齒=3～5 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶×i齒1×i齒2 i‘總=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100） 電動機轉速的可選范圍為 nd=i‘總×=（18～100）=（18～100）r/min =1006.68~5592.67r/min 根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。 選用同步轉速為:1500 r/min 選定電動機型號為:Y112M-4 二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 1.傳動裝置總傳動比 == 式中nm----電動機滿載轉速: 1440 r/min; nw----工作機的轉速:55.93 r/min。 2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶×i齒1×i齒2 分配原則： （1）i帶＜i齒 （2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.5）i齒2 根據(jù)[2]表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動比為 i =9.90 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = 3.59 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 =2.76 三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算 1440 r/min nⅠ= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min nⅡ= nⅠ / i齒1 = 553.85/3.59 r/min =154.28 r/min nⅢ= nⅡ / i齒2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min 2.各軸輸入功率 P0= Pd=5.99 KW PⅠ= Pdη4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW PⅡ= PⅠη2η3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW PⅢ= PⅡη2η3 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW 3.各軸輸入轉矩 T0 = 9550Pd/n0 =39.73 TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11 TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =341.69 TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 915.71 表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 　　項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 5.99 1440 39.73 2.6 Ⅰ軸 5.69 553.85 98.11 3.59 Ⅱ軸 5.52 154.28 341.69 2.76 Ⅲ軸 5.36 55.90 915.71 §四　傳動零件的設計計算 一、V帶傳動設計 1.設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)確定計算功率Pca Pca=d 查[1]表8-7 取 (2)選擇帶的型號 查[1]圖8-11 選用A型帶 (3)選擇小帶輪直徑 查[1] 表8-6及8-8 90 (4)確定大帶輪直徑 = 查[1] 表8-8 =236 =236 (5)驗算傳動比誤差 ＝0.85% (6)驗算帶速 =6.78 (7)初定中心距 =(0.7~2)(90+236)=228.2~652 =360 (8)初算帶長 =2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3 =1246 (9)確定帶的基準長度 查[1]表8-2 因為=1246，選用A型帶 取=1250 =1250 (10)計算實際中心距離（取整） =362mm (11)安裝時所需最小中心距（取整） =362+0.015 =343 (12)張緊或補償伸長量所需最大中心距 =400mm (13)驗算小帶輪包角 = (14) 單根V帶的基本額定功率 查[1]表8-4a插值法 =1.06 kw =1.06 (15) 單根V帶額定功率的增量 查[1]表8-5b插值法 =0.17 kw =0.17 (16) 長度系數(shù) 查[1]表8-2 由 得 (17)包角系數(shù) 查[1]表8-5插值法 ＝0.94 (18)單位帶長質(zhì)量 查[1]表8-3 =0.10 =0.10 (19)確定V帶根數(shù) 根 7 (20)計算初拉力 =130.31 (21)計算帶對軸的壓力 1787.37 2.帶型選用參數(shù)表 帶型 A 90 236 6.78 362 159.89 7 1787.37 B=(7-1)15+210=110 3．帶輪結構相關尺寸 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)帶輪基準寬bd 查[1]表8-10 因選用A型，故取 (2)帶輪槽寬b =12.93 (3)基準寬處至齒頂距離ha 查[1]表8-10 (4)基準寬處至槽底距離hf 查[1]表8-10 (5)兩V槽間距e 查[1]表8-10 .0 (6)槽中至輪端距離 查[1]表8-10 =10 (7)輪槽楔角 查[1]表8-10 因為>118， 所以＝38 度 38 (8)輪緣頂徑 241.6 (9)槽底直徑 =236-29.0=218 218 (10)輪緣底徑D1 查[1]表8-10，得 200 (11)板孔中心直徑D0 =0.5(200+60)=130 130 (12)板孔直徑d0 40 (13)大帶輪孔徑d 查[3]表12-1-12 根據(jù)=236，Z＝7, 所以取d=30 d=30 (14)輪轂外徑d1 60 (15)輪轂長L L=60 (16)輻板厚S 查[3]表12-1-12 S＝(0.5~0.25)B= 15.71~27.5 S＝25 (17)孔板孔數(shù) 查[3]表12-1-12 個 二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS 小齒輪250HBS 大齒輪220HBS 3．選擇齒數(shù)Z 個 91 3.458 4．選取螺旋角β 取14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 (2)區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖10-30 （3）εa 由[1]圖10-26查得εa1=0.77 εa2=0.87 1.64 1.64 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 查表1 Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表10-6 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm =53.03 （12）計算圓周速度v m/s 1.54 （13）計算齒寬B B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815 b/h =53.03/4.815=11.01 度 mnt =2.14 h = 4.815 b/h =11.01 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz1tanβ 1.903 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.420 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15 K=2.15 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由[1]式10-10ａ 58.52 （18）計算模數(shù) mm 2.37 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1×1.08×1.4 ×1.33=2.01 K=2.01 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV =26.30 =90.94 （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa1=2.591 YFa2=2.198 YFa1=2.591 YFa2=2.198 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa1=1.597 YSa2=1.781 YSa1=1.597 YSa2=1.781 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖10-20b 由[1]圖10-20c 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖10-18 利用插值法可得 0.90 0.95 0.90 0.95 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算 ＝0.0153 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式10-17 　=1.743 mm 1.743 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.59=104.11取Z2 =104 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a =137.1 將中心距圓整為137 mm a=137 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 13.88 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 59.74 214.26 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 54.74 209.26 （5）計算齒輪寬度B b = φdd1 b=1.0×59.74 =59.74 圓整后?。? B1 =65 B2 =60 mm B1 =65 B2 =60 （6）驗算 所以合適 （二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS 小齒輪 250HBS 大齒輪 220HBS 3．選擇齒數(shù)Z 個 U=2.8 4．選取螺旋角β 取14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 （2）區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖10-30 （3） 由[1]圖10-26查得 εa4=0.88 =0.78+0.88=1.66 1.66 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ 查表1 Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表10-6 MPa1/2 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= 594 =604.8 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm ＝80.53 （12）計算圓周速度v m/s =0.65 （13）計算齒寬B B3=85 B4=80 mm B3=85 B4=80 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =2.253.13 ＝7.04 b/h =80.53/7.04=11.44 度 ＝3.13 h ＝7.04 b/h =11.44 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz3tanβ ＝0.3181.025an14 =1.98 =1.98 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.1 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.43 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20 K=2.20 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3 由[1]式10-10ａ 89.55 （18）計算模數(shù) =3.48 mm =3.48 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1.01.11.41.35 =2.079 K=2.079 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV =27.37 76.63 （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa3=2.563 YFa4=2.227 YFa3=2.563 YFa4=2.227 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa3=1.604 YSa4=1.763 YSa3=1.604 YSa4=1.763 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０b 由[1]圖１０－２０ｃ 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖１０－１８ 0.92 0.96 0.92 0.96 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得 368 336 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算 = 0.0117 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７ =2.37 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數(shù)。于是由 取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =98 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a 將中心距圓整為171 mm =171 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 90.00 252.00 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 83.75 =245.75 （5）計算齒輪寬度B b = φdd3= 1.0*90.00=90.00 圓整后取： B3 =95 B4 =90 mm B3 =95 B4 =90 （6）驗算 故合適 （三）斜齒輪設計參數(shù)表 傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒輪 mm mm 低速級 斜齒圓柱齒輪 §五　軸的設計計算 一、Ⅰ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： mm 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 mm 且由前面的帶輪的設 計可得，帶輪的孔徑為30，mm ＝30 ＝30 查 [2]表7-12　35 35 因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40 ＝40 46 由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： 40 40 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 8 地腳螺栓直徑及數(shù)目n 查 [2]表11-1 查 [2]表3-13， ?。?0， ＝16 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查 [2]表11-1 查 [2]表3-9，取＝16 ＝12 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、 查 [2] 表11-1 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查 [2]表11-2 查 [2]表11-10，得當取 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 ， 小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離 查 [2] =10 軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離 查 [2] 因為選用脂潤滑，所以 ＝10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查 [2]表6-6，選取7208AC軸承， 故 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 由于與大帶輪配合，則： 63 由公式 ＝56 由公式 32 由公式 ＝110.5 齒輪1輪轂寬度： ＝65 由公式 ＝40 L（總長） ＝365.5 （支點距離） ＝197.5 二、Ⅱ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： =(126~103) 再查 [1]表15-3， 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于和軸承配合，取標準軸徑為： =45 由于和齒輪配合，取 查 [2]表1-6，?。?0 =50 查 [2]表1-6，取=60 =60 與高速級大齒輪配合，?。? ＝=45 ＝45 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7209AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝43 ＝93 ＝10 齒輪配合長度： ＝58 ＝45.5 L（總長） L＝249.5 （支點距離） 196.1 三、Ⅲ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： = 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm ＝60 考慮聯(lián)軸器定位： 查 [2]表7-12，取＝70 ＝70 為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標準孔徑大小為 ＝75 考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標準值=86 ＝86 考慮齒輪的定位： 92 由于與齒輪配合=80mm =80 由于軸承配合：＝＝75 ＝75 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7015AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則： 105 由公式 ＝47 由公式 ＝39 由公式 ＝73 由公式 ＝10 配合齒輪4： 88 ＝51.5 L（總長） 413.5 （支點距離） ＝184.3 四、校核Ⅱ軸的強度 齒輪的受力分析： 斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力： 分別將: 代入以上3式，得： 表4.4 和軸長度有關的參數(shù) 齒輪2上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 3189.49 1195.80 788.14 齒輪3上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 4958.7 2720.77 1750.14 求支反力、繪彎矩、扭矩圖 軸Ⅱ受力簡圖 圖4.6 Ⅱ軸的受力圖 其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。 1.垂直平面支反力，如圖a) 軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為： 2.垂直平面彎矩圖，如圖b) 計算特殊截面的彎矩： 3.水平平面支反力，如圖c) 4.水平平面彎矩圖,如圖d) 計算特殊截面的彎矩： 5.合成彎矩圖, 如圖e) 6.扭矩圖,如圖f) 2．按彎扭合成校核軸的強度 （1）確定軸的危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸和彎矩圖可知：截面3受到的合力矩最大，且大小為： ,再考慮到兩個裝齒輪的軸段,因此截面3為危險截面。 （2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度 （軸的抗彎截面系數(shù)，初選鍵：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3） 取，則： 查表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。 §六　軸承的選擇和校核 1．Ⅱ軸軸承的選擇 選擇Ⅱ軸軸承的一對7309AC軸承，校核軸承，軸承使用壽命為6年，每年按300天計算。 6.1.2 根據(jù)滾動軸承型號，查出和。 6.1.3 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 1.畫軸承的受力簡圖 圖5.1 軸承的受力圖 2.求軸承徑向支反力、 （1）垂直平面支反力、 （2）水平面支反力、 （3）合成支反力、 3.求兩端面軸承的派生軸向力、 4.確定軸承的軸向載荷、 由于 因此軸承1被放松： 軸承2被放松： 5.計算軸承的當量載荷、 查[1] 表13-5 ：可得：e=0.68 ① 查[1]表有： 取 得： ② 查[1]表有：，取，得： 因此軸承1危險。 6.校核所選軸承 由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承1計算，滾子軸承的0.68，查[1]表13-6取沖擊載荷系數(shù) 1.2，查[1]表13-7取溫度系數(shù)1.0，計算軸承工作壽命： 結論：選定的軸承合格，軸承型號最終確定為：7209AC §七　鍵聯(lián)接的選擇和校核 一、 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 一般8級精度以上尺寸的齒輪有定心精度要求，因此均選用普通圓頭平鍵 A型,根據(jù)鍵槽所在段軸徑為分別為： 查[2]，選用，（大齒輪）鍵1： （小齒輪）鍵2： 二．Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度60, 小齒輪寬度90，根據(jù)鍵的長度系列選鍵長: 鍵1：；鍵2： 查[1]表16-2得 鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為： ，則： 鍵1： 鍵2： 所以所選用的平鍵強度均足夠。 取鍵標記為： 鍵1：16×50 GB/TB1096-79 鍵2：16×80 GB/TB1096-79 §八　鍵聯(lián)接的選擇和校核 查[1]表14-1得 為了隔離振動和沖擊，查[2]表8-7，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器； 載荷計算： 公稱轉矩：T=915。71N*m 選取工作情況系數(shù)為： 所以轉矩 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以選取LT10型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000Nm，孔徑長度為J型。 選用普通 圓頭平鍵A型,軸徑d=52mm,查[1]表6-1得 選取GB/T 1096 鍵。 §九 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 一、傳動零件的潤滑 9.1.1 齒輪傳動潤滑 因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。 9.1.2滾動軸承的潤滑 因為齒輪速度，故滾動軸承選用脂潤滑。 二、減速器密封 9.2.1 軸外伸端密封 毛氈圈油封。 9.2.2 軸承靠箱體內(nèi)側的密封 擋油板：防止?jié)q油漲到軸承。 9.2.3 箱體結合面的密封 箱體結合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度應為6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，不大于mm。 §十 減速器箱體設計及附件的選擇和說明 一、 箱體主要設計尺寸 表9.1箱體主要尺寸 名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結果 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱座凸緣厚度 12 箱蓋凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺栓直徑 0．036+12 —— 16 地腳螺釘數(shù)目 =171<250 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 12 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 8 聯(lián)接螺栓的間距 —— —— 100 軸承端蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 8 、、至外箱壁距離 查[2]表5-1 25 20 16 、至凸緣邊緣距離 查[2]表5-1 23 14 軸承旁凸臺半徑 = —— 16 凸臺高度 —— —— 60 軸承座寬度 50 鑄造過渡尺寸 —— 11.82 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 ≥ —— 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 ≥10～15 —— 10 箱蓋、箱昨筋厚、 8 10 軸承端蓋外徑 120 114 160 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 —— 120 133.5 173.5 二、附屬零件設計 1窺視孔和窺視孔蓋 查[2] 表11-4得，因為，所以選取蓋厚為mm，長為l=180mm，寬為b=140mm的窺視孔蓋，如下圖所示。 2.通氣塞和通氣器 3.油標、油尺 查[2] 表7-10得，選取桿式油標， 4.油塞、封油墊 查[2] 表7-11得 5.起吊裝置 6.軸承端蓋、調(diào)整墊片 Ⅰ軸和Ⅱ軸的端蓋的設計，表11-10得 Ⅲ軸的端蓋的設計，表11-10得 §十一 設計小結 此次設計緊密聯(lián)系本學期知識，可以說是我初嘗機械類的設計，在設計過程中，我體會頗多，最為深刻的就是設計要有扎實的理論功底。在這次設計中，計算機的應用極大的減輕了我設計的勞力。與同學進行交流是解決問題最有效的方式。 設計并不像我想像中的簡單，其中我遇到不少問題，也從問題中學到了很多東西。不過我認為得像減速器這類傳統(tǒng)的器械，其設計過程邏輯極強，應該可以通過設計一個計算機程序來實現(xiàn)設計，從而提高生產(chǎn)制造的效率。 §十二 參考資料 [1] 濮良貴主編. 2006.機械設計（第八版）.高等教育出版社 [2] 吳宗澤；羅圣國主編.2006.機械設計課程設計手冊（第3版）.高等教育出版社 45