二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　第一章 任務(wù)書</b></p><p><b>　　1.1課程設(shè)計(jì)</b></p><p>　　本次設(shè)計(jì)為課程設(shè)計(jì)，通過設(shè)計(jì)二級(jí)齒輪減速器，學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的基本過程、步驟，規(guī)范、學(xué)習(xí)和掌握設(shè)計(jì)方法，以學(xué)習(xí)的各種機(jī)械設(shè)計(jì)，材料，運(yùn)動(dòng)，力學(xué)知識(shí)為基礎(chǔ)，以《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《機(jī)械原理》、《機(jī)械制圖》、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》、

2、《制造技術(shù)基礎(chǔ)》、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》以及各種國(guó)標(biāo)為依據(jù)，獨(dú)立自主的完成二級(jí)減速器的設(shè)計(jì)、計(jì)算、驗(yàn)證的全過程。親身了解設(shè)計(jì)過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨(dú)立自主的完成設(shè)計(jì)過程，為畢業(yè)設(shè)計(jì)以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。</p><p>　　1.2課程設(shè)計(jì)任務(wù)書</p><p>　　課程設(shè)計(jì)題目1：帶式運(yùn)輸機(jī)</p><p><

3、;b>　　1.2.1運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖</b></p><p><b>　　1.2.2原始數(shù)據(jù)</b></p><p>　　1.2.3已知條件1、工作情況：傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許運(yùn)輸帶速度誤差為±5%；2、滾筒效率：ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C；4、動(dòng)力來源：電力

4、，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。</p><p>　　1.2.4設(shè)計(jì)工作量1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖1～3張；3、設(shè)計(jì)說明書1份。</p><p>　　第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案:</p><p><b>

5、　　2.1組成</b></p><p>　　傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。</p><p><b>　　2.2特點(diǎn)</b></p><p>　　齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，</p><p>　　要求軸有較大的剛度。</p><p><b>　　2.

6、3確定傳動(dòng)方案</b></p><p>　　考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。</p><p><b>　　其傳動(dòng)方案如下：</b></p><p>　　第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇</p><p>　　3.1選擇電動(dòng)機(jī)的類型</p><p>　　按工作要求和條件，選用三機(jī)籠

7、型電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。</p><p>　　3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量</p><p><b>　?。?-1） </b></p><p>　?。ㄆ渲校簽殡妱?dòng)機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。） </p><p>　　由電動(dòng)機(jī)到傳輸帶的傳動(dòng)總效率為 </p><p>　　

8、圖3-1 運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖</p><p><b>　　——為V帶的效率,</b></p><p>　　——為滾動(dòng)軸承效率，（由圖可知減速器只有3對(duì)軸承。卷筒滾動(dòng)軸承效率包括在卷筒效率中)</p><p>　　——為閉式齒輪傳動(dòng)效率，</p><p>　　——為聯(lián)軸器的效率,</p><p>　　——卷

9、筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失)</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列的電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率11kw。</p><p>　　3.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速</p><p><b>　　卷筒轉(zhuǎn)速為</b>&

10、lt;/p><p><b>　　=90</b></p><p>　　按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比</p><p>　　二級(jí)圓柱齒減速器的傳動(dòng)比為 </p><p>　　則從電動(dòng)機(jī)到卷筒軸的總傳動(dòng)比合理范圍為。</p><p>　　故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 </p

11、><p>　　可見，電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選、和兩種。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從上表中查出兩個(gè)電動(dòng)機(jī)型號(hào)，再將總傳動(dòng)比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動(dòng)比方案，如下表所示。</p><p>　　綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選擇第1種方案，即電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-4。</p><p>　　電動(dòng)機(jī)中心高H =160mm,外伸軸段D×

12、;E=42×110mm。</p><p>　　第四章 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比</p><p>　　4.1分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比</p><p>　　按展開二級(jí)圓柱齒輪減速器推薦高速級(jí)傳動(dòng)比，取，得</p><p><b>　　所以 =3.83</b></p><p>　　

13、4.2計(jì)算各軸的動(dòng)力和動(dòng)力參數(shù)</p><p><b>　?。?）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>　?、褫S ===701.92 </p><p>　?、蜉S ===148.39 </p><p>　?、筝S ===38.74 </p><p>　　卷通軸 ==38.74 </

14、p><p>　?。?）計(jì)算各軸輸入功率、輸出功率</p><p>　?、褫S ==9.38×0.96=9 kw</p><p>　　Ⅱ軸 ==9×0.98×0.97=8.56 kw</p><p>　?、筝S ==8.56×0.98×0.97=8.14 kw</p><p>　

15、　卷筒軸==8.14×0.98×0.99=7.9 kw</p><p>　　各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為</p><p>　?、褫S ==9×0.98=8.82 kw</p><p>　?、蜉S ==8.56×0.98=8.39 kw</p><p>　?、筝S ==8.14×

16、0.98=7.98 kw</p><p>　　卷筒軸 ==7.9×0.98=7.74 kw</p><p>　?。?）計(jì)算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩。電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　?、褫S輸入轉(zhuǎn)矩 </b></p><p><b>　?、蜉S輸入轉(zhuǎn)矩 </b></p>&

17、lt;p><b>　　Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　卷筒機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98</p><p>　　表4-1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果 </p><p>　　第五章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算</p>

18、<p><b>　　5.1 V帶設(shè)計(jì)</b></p><p>　　5.1.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容</p><p>　　設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件包括：帶傳動(dòng)的工件條件；傳動(dòng)位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪……</p><p>　　5.1.2設(shè)計(jì)步驟：</p><p>　　1）、確定

19、計(jì)算功率 </p><p>　　根據(jù)工作條件——載荷平穩(wěn)，每天工作16小時(shí)由表5.5[1]</p><p>　　查KA=1.2，計(jì)算功率為 </p><p>　　2）、選擇V帶的帶型</p><p>　　根據(jù)計(jì)算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5.14[1] 選用A型帶。</p><p>　　3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)

20、算帶速v</p><p>　　①初選小帶輪基準(zhǔn)直徑</p><p>　　根據(jù)v帶的帶型，由表5.4[1]和表5.6[1]，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=125mm。</p><p><b>　?、隍?yàn)算帶速 v</b></p><p>　　由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。</p>&l

21、t;p>　　4）、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑</p><p>　　由,傳動(dòng)比,有 =2.08×125=260mm，根據(jù)表5.6[1]，取=265 mm</p><p>　　5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度</p><p>　　①確定小帶輪中心距，根據(jù)式5.18[1] </p><p>　　0.55(+)+h=222.5≤≤

22、2(+)=780</p><p>　　初定中心距=500mm。</p><p><b>　?、谟?jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng)</b></p><p>　　由表5.2[1]選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1600 mm</p><p>　?、塾?jì)算實(shí)際中心距a及其變動(dòng)范圍</p><p><b>　　中心距的變化范圍為&l

23、t;/b></p><p>　　6）、驗(yàn)算小帶輪上的包角</p><p><b>　　包角合適。</b></p><p><b>　　7）、計(jì)算帶的根數(shù)</b></p><p>　　計(jì)算單根V帶的額定計(jì)算功率，</p><p>　　由 和，查表5.3[1]得P0=1.9

24、3kw</p><p><b>　　查表5.4[1]得</b></p><p>　　查表5.7[1]得，</p><p>　　查表5.2[1]得，</p><p><b>　　取6根。</b></p><p>　　8）確定帶的最小初拉力</p><p>

25、;　　由表5.1[1]得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=0.10 kg/m,</p><p>　　9)計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力Fp</p><p><b>　　壓軸力的最小值為</b></p><p>　　8）、 把帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果記入表下中</p><p><b>　　帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)參數(shù)</b></p

26、><p><b>　　5.2齒輪設(shè)計(jì)</b></p><p>　　5.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算</p><p>　　已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉(zhuǎn)速</p><p>　　傳動(dòng)比 =4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。</p><p>　　(1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù)</

27、p><p>　　1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)</p><p>　　2）材料選擇。由表6.1[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40HBS。</p><p>　　3）選擇小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)==4.73×21=99.33,取=100。</p><p&g

28、t;　　4）由[1]142頁(yè)，初選螺旋角=</p><p>　　(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由[1]公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為</p><p>　　1)確定上公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　?、儆?jì)算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　由[1]表6.

29、2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁(yè)得=1.2，.1，。</p><p>　　由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù)</p><p>　　K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452</p><p>　?、谟?jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　=9.55×=×9.55×=12.2&#

30、215;Nmm</p><p>　?、塾杀?.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。</p><p>　?、苡蒣1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。</p><p><b>　　⑤計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　=60j=60×701.9

31、2×1×(16×250×8)=1.348×109</p><p>　　==2.85×108</p><p>　?、抻蒣1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.2</p><p>　?、哂?jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則

32、</p><p>　　==1×700=700 MPa</p><p>　　==1.1×550=605 MPa</p><p>　?、嗖閇1]中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁(yè),取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。</p><p><b

33、>　?、嵩S用接觸應(yīng)力</b></p><p><b>　　= 605 MPa</b></p><p><b>　　2）計(jì)算</b></p><p>　　①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計(jì)算公式得</p><p><b>　　≈65 mm</b></p>

34、;<p><b>　?、谟?jì)算齒輪模數(shù)mn</b></p><p>　　===3.12；查手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3（第1系列）</p><p><b>　?、塾?jì)算齒輪幾何參數(shù)</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　d2=i·d

35、1=4.73×64.9=307 mm</p><p><b>　　中心距： mm</b></p><p>　　圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm</p><p>　　按圓整a后的中心距修正螺旋角β</p><p>　　=arccos= arccos=11.16°</p><

36、;p>　　修正螺旋角β后計(jì)算出修正后的齒輪幾何參數(shù)</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　d2=i·d1=4.73×64.21=303.7 mm</p><p><b>　　中心距： mm</b></p><p>　　圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a

37、=185mm</p><p>　　齒輪寬度：因?yàn)閎=ψd=1×64.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm</p><p>　?、苡?jì)算圓周速度，確定齒輪精度</p><p>　　V===2.39m/s</p><p>　　參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級(jí)。</p><p>　　(

38、3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核</p><p>　　由[1]公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為</p><p>　　1)確定校核公式中的計(jì)算參數(shù)</p><p>　?、佥d荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到）</p><p>　　K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452</p><p>　　②參考[1]中

39、143頁(yè)取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁(yè)取重合度系數(shù)Yε=0.85</p><p><b>　?、塾?jì)算當(dāng)量齒數(shù)</b></p><p><b>　　===22.23</b></p><p><b>　　===105.89</b></p><p>　?、懿閇1]中

40、表6.4得取齒形系數(shù)</p><p>　　=2.71, =2.18</p><p>　?、莶閇1]中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù)</p><p>　　=1.571, =1.79</p><p>　?、抻?jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim1=280MPa;

41、大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim2=220MP</p><p>　　查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則</p><p>　　[1]===200 MPa</p><p>　　[2]===175.14 MPa</p><p><b>　　2）校核計(jì)算</b

42、></p><p><b>　　=MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。</p><p>　　5.2.2低速機(jī)齒輪傳動(dòng)計(jì)算</p><p>　　已知條件：輸入功率=8.56kw,小齒輪轉(zhuǎn)速</p>

43、;<p>　　傳動(dòng)比 =3.83,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。</p><p>　　(1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù)</p><p>　　1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)</p><p>　　2）材料選擇。由表6.1[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40HB

44、S。</p><p>　　3）選擇小齒輪齒數(shù)=25，大齒輪齒數(shù)==3.83×25=95.75,取=96。</p><p>　　4）由[1]142頁(yè)，初選螺旋角=</p><p>　　(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p>　　由[1]公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為</p><p>　　1)確定上公

45、式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　?、儆?jì)算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁(yè)得=1.1，.2，。</p><p>　　由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù)</p><p>　　K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452<

46、/p><p>　　②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　　=9.55×=×9.55×=5.5×Nmm</p><p>　?、塾杀?.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。</p><p>　?、苡蒣1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。</

47、p><p><b>　?、萦?jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　=60j=60×148.39×1×(16×250×8)=2.85×108</p><p>　　==7.44×107</p><p>　　⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1

48、.1</p><p>　　⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則</p><p>　　==1×700=700 MPa</p><p>　　==1.1×550=605MPa</p><p>　?、嗖閇1]中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.4

49、33。參考[1]中143頁(yè),取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。</p><p><b>　?、嵩S用接觸應(yīng)力</b></p><p><b>　　= 605 MPa</b></p><p><b>　　2）計(jì)算</b></p><

50、;p>　?、僭囁阈↓X輪分度圓直徑d1,由計(jì)算公式得</p><p><b>　　≈109 mm</b></p><p><b>　?、谟?jì)算齒輪模數(shù)mn</b></p><p>　　===4.36mm；查手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=4mm（第1系列）</p><p><b>　?、塾?jì)算齒輪幾何

51、參數(shù)</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　d2=i·d1=3.83×103.06=394.7 mm</p><p><b>　　中心距： mm</b></p><p>　　圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm</p>

52、;<p>　　按圓整a后的中心距修正螺旋角β</p><p>　　=arccos= arccos=14.5°</p><p>　　修正螺旋角β后計(jì)算出修正后的齒輪幾何參數(shù)</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　d2=i·d1=3.83×103.06=39

53、5.60 mm</p><p><b>　　中心距： mm</b></p><p>　　圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm</p><p>　　齒輪寬度：因?yàn)閎=ψd=1×103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm</p><p>　?、苡?jì)算圓周速度，確定齒輪精度<

54、/p><p>　　V===0.8m/s</p><p>　　參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級(jí)。</p><p>　　(3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核</p><p>　　由[1]公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為</p><p>　　1)確定校核公式中的計(jì)算參數(shù)</p><p>　?、佥d荷系數(shù)

55、（前面已經(jīng)得到）</p><p>　　K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452</p><p>　?、趨⒖糩1]中143頁(yè)取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁(yè)取重合度系數(shù)Yε=0.85</p><p><b>　?、塾?jì)算當(dāng)量齒數(shù)</b></p><p><b>　

56、　===27.36</b></p><p><b>　　===105.08</b></p><p>　?、懿閇1]中表6.4得取齒形系數(shù)</p><p>　　=2.57, =2.18</p><p>　?、莶閇1]中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù)</p><p>　　=1.60, =1.7

57、9</p><p>　?、抻?jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim2=220MP</p><p>　　查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則</p><p>

58、　　[1]===200 MPa</p><p>　　[2]===175.14 MPa</p><p><b>　　2）校核計(jì)算</b></p><p><b>　　=MPa</b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　因， 故

59、彎曲強(qiáng)度足夠。</p><p>　　5.2.3圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表</p><p>　　各級(jí)大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表</p><p>　　表5-1 圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表</p><p>　　5.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　表5-2 減速箱機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　

60、　5.4軸的設(shè)計(jì)及效核</p><p>　　5.4.1初步估算軸的直徑</p><p>　　在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之前，應(yīng)首先初步計(jì)算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算各軸的直徑，計(jì)算公式為，式中：</p><p>　　P—軸所傳遞的功率，kw；</p><p>　　n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min;</p><p>　　A

61、—由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。</p><p>　　由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得A=103～126，則 </p><p>　　I 軸 ==25.75 mm</p><p>　　Ⅱ 軸==42.50 mm</p><p>　?、?軸==61.23 mm</p><

62、;p>　　將各軸圓整為=25mm , =45 , =65 mm。</p><p>　　5.4.2聯(lián)軸器的選取</p><p>　?、?軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時(shí)選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機(jī)的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯(lián)軸器,由表10.1[1

63、]查得：工作情況系數(shù)=1.5,由表8.5[3]查得：選用LT9型彈性注銷聯(lián)軸器 LT9型彈性注銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：</p><p>　　公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2000N·m</p><p>　　軸孔長(zhǎng)度142mm(Y型)</p><p><b>　　孔徑=65mm</b></p><p>　　表5-3聯(lián)軸器外形及安裝尺

64、寸</p><p><b>　　5.4.3初選軸承</b></p><p>　　I 軸選軸承為：7005AC；</p><p>　?、?軸選軸承為：7009AC；</p><p>　?、?軸選軸承為：7014AC。</p><p>　　所選軸承的主要參數(shù)如表2-8</p><p

65、>　　表5-4 軸承的型號(hào)及尺寸</p><p>　　5.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（直徑，長(zhǎng)度來歷）</p><p>　　1. 低速軸的結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　圖5-1 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖</p><p>　　根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度</p><p>　?。?）I段與聯(lián)軸器配合</p>&

66、lt;p>　　取=65,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取=132。</p><p>　?。?）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側(cè)設(shè)計(jì)定位軸肩，由表7-12[3]氈圈油封的軸頸取=68mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取=50mm。</p><p>　?。?）軸肩Ⅲ為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=70mm</p><p>

67、　　考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長(zhǎng)度，取=31mm。</p><p>　　(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=80mm, =69mm。</p><p>　　(5)軸肩V為定位軸肩，直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6-10mm,且保證⊿≥10mm ,取= 88mm，=8mm。</p><p>　?。?）VI 段安裝齒輪，取=82 mm,

68、考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm</p><p>　　(7)VII 齒輪右端用套筒定位，=80mm , =15mm</p><p>　　(8)軸肩VⅢ間安裝角接觸球軸承為7014AC 取=70mm，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取=24</p><p>　?。?）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-1[3]查得平鍵b×h

69、=20×12（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵b×h=20×12，鍵長(zhǎng)選擇120。</p><p>　　軸端倒角1.5×45°，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm。</p><p><b>　　2.中速軸尺寸</b></p><p>　　圖

70、5-2 中速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖</p><p><b>　　3.高速軸尺寸</b></p><p>　　圖5-3 高速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖</p><p>　　5.4.5低速軸的校核</p><p>　　由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對(duì)低速軸按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算。</p><p>　?。?） 軸強(qiáng)度

71、的校核計(jì)算</p><p><b>　　1）軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖</b></p><p>　　圖5-4 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖</p><p>　　2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進(jìn)行校核。</p><p><b>　　將軸簡(jiǎn)化為如下簡(jiǎn)圖</b></p><p>　　圖5-5軸的計(jì)算簡(jiǎn)

72、圖</p><p><b>　　（2）彎矩圖</b></p><p>　　根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，按垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。</p><p>　　已知=2006.69 Nm, ′=979.7 Nm≈，齒輪分度圓直徑d=300.94,對(duì)于7012AC型軸承，由手冊(cè)中查得a=28.2,得到做為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L2+L3

73、=48+120=168mm</p><p><b>　　10164.6N</b></p><p><b>　　3821.3N</b></p><p><b>　　2628.7N</b></p><p>　　載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 </p>&

74、lt;p><b>　　水平面</b></p><p><b>　　總彎矩</b></p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的彎矩值列下表 </p><p>　　表5-3 截面C彎矩值數(shù)據(jù)表</p><p><b

75、>　?。?）扭矩圖 </b></p><p>　　圖5-6 軸的載荷分析圖</p><p>　　（4）校核軸的強(qiáng)度 </p><p>　　取=0.6，由表15.1[2]查得[]=60MPa，由表4-1[3]查得t=7</p><p><b>　　mm</b></p><p>　

76、　45.571 MPa﹤=60MPa</p><p>　　5.4.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p>　?、? 判斷危險(xiǎn)截面</p><p>　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B無需校核。</p><p>

77、;　　從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載的情況來看,截面C上應(yīng)力最大.截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的軸的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面VI和ⅤII顯然更加不必要做強(qiáng)度校核。由第1章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只須校核截面IV左右兩側(cè)

78、即可.</p><p>　　⑵. 截面IV左側(cè)</p><p>　　抗彎截面模量按表[1]11.5中公式計(jì)算 </p><p>　　W=0.1=0.1=27463</p><p>　　抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925</p><p>　　截面IV的左側(cè)的彎矩M為 </p><p>

79、;<b>　　截面Ⅳ上的扭矩為 </b></p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p>　　，因?yàn)閺澗貫閷?duì)稱循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅σa=σMAX=σb=7.6MPa；平均彎曲應(yīng)力σm=0 MPa。</p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</b></p>

80、;<p>　　==，因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅τa=0.5×τMAX=0.5×36.53=18.26MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為</p><p>　　τm=τa=18.26MPa</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和由第1章（23頁(yè)圖1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.0

81、8,得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　又由第1章（23頁(yè)圖1.16）可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)為</p><p>　　由第1章（24頁(yè)圖1.17）得尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。</p><p>　　軸按磨削加工，由第1章（24頁(yè)圖1.

82、19）得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章22頁(yè)公式（1.22）和（1.23）得綜合影響系數(shù)為： </p><p><b>　　=2.8</b></p><p><b>　　==1.62</b></p><p>　　等效系數(shù)為: </p><

83、;p><b>　　取0.1</b></p><p><b>　　取0.05</b></p><p>　　于是，計(jì)算安全系數(shù)值，得</p><p><b>　　S=</b></p><p>　　遠(yuǎn)大于S=1.5 </p><p><b&g

84、t;　　所以它是安全的。</b></p><p>　?。?）. 截面IV右側(cè)</p><p>　　抗彎截面模量按表11.5中公式計(jì)算 </p><p>　　W=0.1=0.1=34300</p><p><b>　　抗扭截面模量 </b></p><p>　　=0.2=0.2=68

85、600</p><p>　　截面IV的右側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 =1108.69</p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p>　　，因?yàn)閺澗貫閷?duì)稱循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅σa=σMAX=σb=6.16MPa；平均彎曲應(yīng)力σm=0 MPa</p>

86、<p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</b></p><p>　　==，因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅τa=0.5×τMAX=0.5×29.25=14.62MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為τm=τa=14.62MPa</p><p><b>　　過盈配合處的</b></p><p&

87、gt;　　軸按磨削加工，由第三章得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章得綜合系數(shù)為： </p><p><b>　　=3.25</b></p><p><b>　　==2.62</b></p><p>　　于是，計(jì)算截面右側(cè)的安全系數(shù)為</p><

88、p><b>　　S=</b></p><p>　　遠(yuǎn)大于S=1.5 </p><p><b>　　所以它是安全的。</b></p><p>　　又因本傳動(dòng)無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。</p><p>　　5.4.7軸承的壽命計(jì)算</p><

89、p>　?。?）低速軸軸承壽命計(jì)算</p><p><b>　　1）預(yù)期壽命</b></p><p>　　從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。</p><p>　　預(yù)期壽命=8×250×16=32000h=3.2×h</p><p><b>　

90、　2）壽命驗(yàn)算</b></p><p>　　圖5-7 軸承的受力簡(jiǎn)圖</p><p>　?、佥S承所受的徑向載荷,</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　?、诋?dāng)量動(dòng)載荷和</b></p><p>　　低速軸選用的軸承7012AC ,查表8

91、.6[1]得到=1.2</p><p>　　已知，溫度系數(shù)=1（常溫）</p><p>　　由表6-6[3]得到</p><p>　　查表8.5[1]得到e=0.68, </p><p><b>　　③驗(yàn)算軸承壽命</b></p><p>　　因?yàn)椋?，所以按軸承2的受力驗(yàn)算</p>

92、<p><b>　　5.5×h＞</b></p><p>　　所以所選軸承可滿足壽命要求。</p><p>　　5.4.8鍵連接的選擇和計(jì)算</p><p>　?。?）低速軸齒輪的鍵聯(lián)接</p><p>　　1） 選擇類型及尺寸</p><p>　　根據(jù)d=70mm,L′=87

93、mm,選用A型，b×h=20×12,L=70mm</p><p><b>　　2）鍵的強(qiáng)度校核</b></p><p>　?、冁I的工作長(zhǎng)度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k</p><p>　　l=l-b=80-20=60mm</p><p>　　k=0.5h=6mm</p><p>

94、;<b>　?、趶?qiáng)度校核</b></p><p>　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取120MPa</p><p>　　9.997×10N·mm</p><p><b>　　﹤</b></p><p><b>　　鍵安全合格</b></p>

95、<p>　?。?）低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接</p><p><b>　　1）選擇類型及尺寸</b></p><p>　　根據(jù)d=65mm,L′=132mm,選用C型，b×h=20×12,L=90mm</p><p><b>　　2）鍵的強(qiáng)度校核r</b></p><p>　

96、?、冁I的工作長(zhǎng)度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k</p><p>　　l=L-b/2=120-10=110mm</p><p>　　k=0.5h=6mm</p><p><b>　　②強(qiáng)度校核</b></p><p>　　此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取110MPa</p><p>　　20.06&

97、#215;N·mm</p><p>　　5.5減數(shù)器的潤(rùn)滑方式和密封類型的選擇</p><p>　　5.5.1齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑</p><p>　　本設(shè)計(jì)采用油潤(rùn)滑。潤(rùn)滑方式為飛濺潤(rùn)滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€(gè)軸承中。</p><p><b>　　1）齒輪的潤(rùn)滑</b></p><p&g

98、t;　　采用浸油潤(rùn)滑，浸油高度為30-50mm。另外傳動(dòng)件浸油中深度要求適當(dāng)，要避免攪油損失太大，又要充分潤(rùn)滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲(chǔ)油量。兩級(jí)大齒輪直徑應(yīng) 盡量相近，以便浸油深度相近。</p><p><b>　　2）滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑</b></p><p>　　滾動(dòng)軸承宜開設(shè)油溝、飛濺潤(rùn)滑。</p><p>　　5.5.2潤(rùn)滑油牌號(hào)選擇

99、</p><p>　　由表7.1[3]得：閉式齒輪傳動(dòng)潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度為220mm/s</p><p>　　選用L-CKC220潤(rùn)滑油。</p><p><b>　　5.5.3密封形式</b></p><p>　　用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈實(shí)現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號(hào)根據(jù)軸段

100、選取</p><p><b>　　第六章 設(shè)計(jì)總結(jié)</b></p><p>　　通過本次二級(jí)減速器的設(shè)計(jì)，讓我對(duì)機(jī)械行業(yè)中產(chǎn)品的設(shè)計(jì)過程有了親身體會(huì)，同時(shí)體會(huì)到機(jī)械設(shè)計(jì)的過程是嚴(yán)謹(jǐn)?shù)姆止げ襟E，開放的設(shè)計(jì)思想，細(xì)致的計(jì)算驗(yàn)證，反復(fù)推倒重來的過程，任何一個(gè)環(huán)節(jié)都不能疏漏，借鑒前人的經(jīng)驗(yàn)技巧，參閱各種標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)，站在全局來設(shè)計(jì)產(chǎn)品。通過本次設(shè)計(jì)過程，我更認(rèn)識(shí)了自己的不足，一個(gè)

101、產(chǎn)品的設(shè)計(jì)需要方方面面的知識(shí)，經(jīng)驗(yàn)，技巧作為基礎(chǔ)，這也是我一個(gè)身為機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)生的執(zhí)著追求。</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　非常感謝*老師在課程設(shè)計(jì)過程中對(duì)我的指導(dǎo)，也感謝在設(shè)計(jì)過程中所有給過我?guī)椭椭v解的同學(xué)，非常感謝你們！</p><p><b>　　參考資料</b></p>

102、<p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　楊明忠、朱家誠(chéng)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].武漢理工大學(xué)出版社，2006；</p><p><b>　　1-284.</b></p><p>　　濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì).8版.高等教育出版社，2006.5；22-408</p><p&g