機械設計課程設計--兩級齒輪減速器

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文檔簡介

1、　　機械設計課程設計　　兩級齒輪減速器　　院系：物流工程學院　　專業(yè)：機械電子工程（中荷）　　機械設計課程設計任務書（兩級齒輪減速器）<

2、;/p>　　傳動系統(tǒng)參考方案（見圖）　　帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機卷筒5，帶動輸送帶6工作。　　原始數(shù)據(jù)（將與組號對應的原始數(shù)據(jù)填入以下空格中）　　輸送帶有效拉力 F= _______ N；</p&g

3、t;　　輸送帶工作速度v= _______ m/s （允許誤差±5%）；　　輸送機滾筒直徑d= _______ mm；　　減速器設計壽命為5年。　　工作條件　　兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷

4、平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。　　計算說明書　　一．擬定傳動方案　　如圖：　　二．選擇電動機</p

5、>　　初步選擇1000r/min　　r/min　　卷筒轉(zhuǎn)速：　　初步選, 　　總傳動比<

6、;/p>　　查表選擇電機型號為Y132M1--6　　三、確定傳動裝置總傳動比和各級傳動比的分配　　1. 確定總傳動比　　2. 各級傳動比分配　　帶傳動比i1取2.8

7、　　各級齒輪傳動比i21,i22　　,取1.3　　得 i22=2.7 低速級傳動比　　i21=3.5 高速級傳動比　　四、計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩（運動和動力參數(shù)）&

8、lt;b>　　1. 計算各軸轉(zhuǎn)速　?、褫S轉(zhuǎn)速： 　?、蜉S轉(zhuǎn)速： 　　Ⅲ軸轉(zhuǎn)速： 　　卷筒軸轉(zhuǎn)速： </b&g

9、t;　　2. 計算各軸輸入功率　?、褫S功率： 　?、蜉S功率：　?、筝S功率：　?、糨S功率：<

10、/b>　　3.計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩　　電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩：　?、褫S轉(zhuǎn)矩： 　?、蜉S轉(zhuǎn)矩： 　?、?/p>

11、軸轉(zhuǎn)矩： m　?、糨S轉(zhuǎn)矩：　　運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：　　五．帶傳動設計計算：　　電動機與減速器之間采用普通V帶傳動。　　注意事項：</b

12、>　　1.根據(jù)帶輪直徑并考慮帶傳動的滑動率（ε=0.01）計算實際傳動比和從動輪轉(zhuǎn)速，并對減速器傳動比和輸入轉(zhuǎn)矩作出修正。　　2.注意帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸的協(xié)調(diào)。一般應使小帶輪半徑不超過電動機中心高，大帶輪半徑不超過減速器中心高，必要時進行修正。　　3.帶輪結(jié)構(gòu)尺寸參閱教材或設計手冊。</p&g

13、t;　　1.確定工況系數(shù)：　　因為是運輸帶結(jié)構(gòu)，查表取KA=1.2　　2.確定計算功率：　　3.選擇帶型號　　根據(jù)Pca=3.0kW，和

14、n1=960r/min 由課本圖13-11初步選定A型帶。　　4.選取帶輪基準直徑dd1和dd2：　　1.求基準直徑：　　由課本中表13-8及推薦的標準系列值選取dd1=125mm　　2.驗算帶速：

15、;　　速度在5~25m/s的范圍內(nèi)，帶速合適。　　3.計算大帶輪直徑：　　設ε=0.01，　　選用標準推薦值　　5.確定中心距a和帶長Ld:</p&

16、gt;　　1.初定中心距：　　在這個范圍內(nèi)，取a0=610mm。　　2.初算帶長LC和確定帶長Ld：　　由公式得　　查表13-5，取Ld=2000mm

17、　　3.確定中心距：　　取a=612mm。　　中心距可變化范圍為： 　　6.驗算包角：　　，包角合適。

18、　　7.確定帶的根數(shù)：　　由dd1=125mm，轉(zhuǎn)速nm=960r/min,i1=2.8由課本中表13-2可得出P0=1.4Kw,由表13-3可得，由表13-7可以查出，由表13-5得出。　　由公式13-5得z:

19、, 取z=3.　　8.確定初拉力：　　由式13-26得,　　9.計算帶輪軸所受的壓軸力：　　由課本式13-27得,　　六．高速級齒輪傳

20、動設計計算：　　注意事項：　　兩對齒輪均按軟齒面標準斜齒傳動設計，通過調(diào)整螺旋角使中心距完整。　　小齒輪與軸做成一體，所選材料應兼顧軸的要求。　　同一減速器內(nèi)的兩個小齒輪或大齒輪材料應盡可能一致，以減少材料牌號和工藝要求。</p

21、>　　齒輪結(jié)構(gòu)尺寸參閱p163表11-6或設計手冊。　　選擇齒輪精度等級、齒數(shù)和材料并確定許用應力：　　選擇精度等級：　　帶式輸送機為一般工作機器，速度不高，故初選8級精度。　　2.選擇齒

22、數(shù)：　　初選小帶輪齒數(shù)z1=24，則大帶輪齒數(shù)z2=z1u=24*3.5=84，取z2=84.實際齒數(shù)比為3.50.　　3.選擇材料：　　由課本中表11-1選擇小齒輪用45鋼調(diào)制，硬度為217~255HBW,大齒輪用45鋼正火，硬度為162~217HBW

23、。　　4.確定許用應力：　　1.由圖11-14b、c按齒面硬度查取小齒輪彎曲疲勞極限，大齒輪彎曲疲勞極限，由圖11-15b、c按齒面硬度查取小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞極限。　　2.由式11-13計算應力循環(huán)次數(shù)：　　3.由

24、圖11-6查取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90;由圖11-17查取接觸壽命系數(shù)=1.08，=1.05.　　4.取彎曲疲勞安全系數(shù)SF=1.3，接觸疲勞安全系數(shù)SH=1.　　5．計算許用應力：　　按齒面疲勞強度計算：<b&g

25、t;　　選取載荷系數(shù)：　　由表11-2選載荷系數(shù)K=1.5.　　計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：　　選取齒寬系數(shù)：　　由課本中11-4表可得齒寬系數(shù)為

26、　　彈性影響系數(shù)：　　由課本中表11-3可得出彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5.　　螺旋角：　　初選螺旋角為　　端面重合度：<

27、/b>　　由圖11-21查取端面重合度，，。　　7．節(jié)點區(qū)域系數(shù)：　　由圖11-22查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)。　　8.齒面接觸疲勞許用應力：　　9.小齒輪分度圓直徑：&l

28、t;p>　　. 　　10.初步計算齒寬和模數(shù)：　　齒寬 　　模數(shù) 　　按齒面彎曲疲勞強度計算：　　計算當量齒數(shù)

29、，查取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：　　由課本中圖11-10查取齒形系數(shù), ;由圖11-11可以查取出應力修正系數(shù)；。　　比較兩齒輪的值：　　，可以看出大齒輪2的值比較大，彎曲疲勞強度較低，故將其代入；　　計算軸面重合度，查取螺旋角影響系數(shù)

30、：　　，由圖11-20查取.　　計算模數(shù):　　.按表5-1，取標準模數(shù)mn=1.5mm　　計算齒數(shù)：　　，取z1=39，則z2=136.5，取z2=137

31、.　　計算幾何尺寸：　　1.中心距：　　，取a=136mm。　　計算螺旋角：　　，</b&g

32、t;　　螺旋角的變化引起的，，很小，不必修正計算。　　計算分度圓直徑：　　,滿足接觸強度條件。　　.　　計算齒輪寬度：

33、;　　圓整齒寬，60mm，65mm.　　計算圓周速度：　?。▽φ照n本表11-5，應選用9級精度）　　高速級齒輪參數(shù)表　　低速級齒輪傳動設計：</p&

34、gt;　　選擇齒輪精度等級、齒數(shù)和材料并確定許用應力　　同上。　　2.按齒面疲勞強度計算：　　1.選取載荷系數(shù)：　　由表11-2選載荷系數(shù)K=1.5.

35、　　2.計算小齒輪轉(zhuǎn)矩：　　3.選取齒寬系數(shù)：　　由課本中11-4表可得齒寬系數(shù)為　　4.彈性影響系數(shù)：　　由課本中表11-3可得出彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5.&l

36、t;/p>　　5.螺旋角：　　初選螺旋角為　　6.端面重合度：　　由圖11-21查取端面重合度，，。　　7.節(jié)點

37、區(qū)域系數(shù)：　　由圖11-22查取節(jié)點區(qū)域系數(shù)。　　8.齒面接觸疲勞許用應力：　　9.小齒輪分度圓直徑：　　10.初步計算齒寬和模數(shù)：　　齒寬 &l

38、t;p>　　模數(shù) 　　選擇齒輪精度等級、齒數(shù)和材料并確定許用應力：　　選材同上。　　3.按齒面彎曲疲勞強度計算：　　1.計算當量齒數(shù)，查取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：&l

39、t;p>　　由課本中圖11-10查取齒形系數(shù),;由圖11-11可以查取出應力修正系數(shù)；。　　2.比較兩齒輪的值：　　，可以看出大齒輪2的值比較大，彎曲疲勞強度較低，故將其代入；　　3.計算軸面重合度，查取螺旋角影響系數(shù)：　　，由圖11-20查取.

40、　　4.計算模數(shù):　　.按表5-1，取標準模數(shù)mn=2.5mm　　5.計算齒數(shù)：　　，取z1=36，則z2=97.2，取z2=97.　　4.計算幾何尺寸：&

41、lt;/b>　　1.中心距：　　，取a=171mm。　　2.計算螺旋角：　　，　　螺旋角的變化引起的，，很小，

42、不必修正計算。　　3.計算分度圓直徑：　　,滿足接觸強度條件。　　.　　4.計算齒輪寬度：　　圓整齒寬， 95mm， 100mm.

43、　　計算圓周速度：　?。▽φ照n本表11-5，應選用9級精度）　　低速級齒輪傳動參數(shù)參照表　　八．輸入軸的設計　　1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1

44、　　P1 = 2.4 KW n1 = 960 r/min T1 = 66.85 Nm　　2.求作用在齒輪上的力　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:　　d1 = 60.72 mm　　則:&l

45、t;p>　　Ft = = N　　Fr = Ft× =2201.9×= 825.96 N　　Fa = Fttan? = 2201.9×tan140 = 548.99 N　　3.初步確定軸的最小直徑　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的

46、材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 110，于是得　　dmin = A0× = 110×= 21.04 mm　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮

47、轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:　　Tca = KAT1 = 1.3×66.85 =86.905 Nm　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25 mm故取d12 = 25 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為44 mm。<

48、;p>　　4.軸的結(jié)構(gòu)設計圖　　5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 31 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 35 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 44 mm，為了保證軸端擋

49、圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 42 mm。　　2）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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 31 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸球軸承7207C，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油

50、環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。　　軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7207C型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 38 mm。　　3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 65 mm，d56 = d1 = 60.

51、72 mm　　4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 100 mm，則</

52、p>　　l45 = b3+c+Δ+s-15 = 100+12+16+8-15 = 121 mm　　l67 = Δ+s-15 = 9 mm　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。　　6.軸的受力分析和校核　?。眨?&l

53、t;/b>　　九．中間軸的設計　　1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2　　P2 = 2.33 KW n2 = 97.7 r/min T2 = 175.12 Nm　　2.求作用在齒輪上的力<

54、;p>　　已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：　　d2 = 214.82 mm　　則:　　Ft1 = = N　　Fr1 = Ft1× = 1630.39×= 611.58 N<p

55、>　　Fa1 = Ft1tan? = 1630.39×tan140 = 406.50 N　　已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：　　d3 = 92.58 mm　　則:　　Ft2 = = N<

56、p>　　Fr2 = Ft2× = 3783.11×= 11419.09 N　　Fa2 = Ft2tan? =3783.11×tan140 = 943.24 N　　3.初步確定軸的最小直徑　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取：A0 = 115，得

57、:　　dmin = A0× = 115×= 33.10 mm　　4.軸的結(jié)構(gòu)設計圖　　5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同

58、時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 33.10 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7207C，其尺寸為d×D×T = 35×72×17 mm，故d12 = d56 = 35 mm。　　2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 40 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度

59、B = 60 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 58 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 40 mm查表，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 48 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，且大小齒輪間距不宜過短，取l34 = 14.5 mm。　　3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得7207C型軸承的定位軸肩

60、高度h = 3 mm，因此，取d23 = 40 mm。　　4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 100mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 98 mm。　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]

61、箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 17 mm，則　　l12 = 44 mm　　l67 =44.5 mm　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。　　6.軸的受力分析和校核<

62、;p>　?。眨?lt;/b>　　十．輸出軸的設計　　1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3　　P3 = 2.26 KW n3 = 36.2 r/min T3 =594.65 Nm　　2.求作用

63、在齒輪上的力　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:　　d4 = 249.44 mm　　則:　　Ft = = N　　Fr = Ft× = 4645.4×= 1742.55

64、 N　　Fa = Fttan? = 4645.4×tan140 = 1158.23 N　　3.初步確定軸的最小直徑　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得　　dmin = A0× = 112

65、15;= 44.43 mm　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則:　　Tca = KAT3 = 1.3×594.65 = 773

66、.05 Nm　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。　　4.軸的結(jié)構(gòu)設計圖　　5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各

67、段直徑和長度　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，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，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。　　2

68、）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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸球軸承7212C，其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15 = 37 mm　　左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。

69、由手冊上查得7212C型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。　　3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 95 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 93 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d6

70、7 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56 = 12 mm。　　4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm

71、?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm，則　　l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 60+12+5+2.5+16+8-12-15 = 76.5 mm　　l78 = 44.5 mm<

72、p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。　　軸的受力分析和校核　?。眨?lt;/b>　　十一.鍵聯(lián)接的選擇及校核計算　　輸入軸鍵選擇與校核

73、　　校核聯(lián)軸器處的鍵連接：　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×6×26×20×1

74、20/1000 = 93.6 Nm　　T≥T1，故鍵滿足強度要求。　　中間軸鍵選擇與校核　　1）中間軸與高速大齒輪處鍵　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×40mm，接觸

75、長度:l' = 40-10 = 30 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×8×30×35×120/1000 = 252 Nm　　T≥T2，故鍵滿足強度要求。　　2）中間軸與低速小齒輪處鍵

76、　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-10 = 60 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×8×60×35×120/1000 = 504 Nm<p&

77、gt;　　T≥T2，故鍵滿足強度要求。　　輸出軸鍵選擇與校核　　1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×63mm，接觸長度:l' = 63-18 = 45 mm，則鍵聯(lián)接所能傳

78、遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×11×45×65×120/1000 = 965.2 Nm　　T≥T3，故鍵滿足強度要求。　　2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵　　該處選用普通平鍵尺寸為：b×h&

79、#215;l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:　　T = 0.25hl'd[?F] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm　　T≥T3，故鍵滿足強度要求。&

80、lt;p>　　十二. 軸承的壽命計算　　輸入軸的壽命計算　　計算徑向載荷、　　軸承1和軸承2所受的徑向力應為Ｖ、Ｈ面內(nèi)所受的徑向力的合力，即　　＝＝&

81、lt;/p>　?。剑叮玻叮罚?lt;/b>　?。剑?lt;/b>　?。剑保罚常埃保?lt;/b>　　確定軸向力、　　對于７２０７軸

82、承，按表１５－８，派生軸向力＝，查軸承手冊可知?。荆鍟r，Ｘ＝０．４４，Ｙ＝１．００，ｅ＝０．５６，因此　　＝＝Ｎ＝３１３．４Ｎ　?。剑剑危剑福叮担保?lt;/p>　　兩軸正裝，　?。健。担矗福梗梗危福叮担保?lt;/p><

83、p>　?。剑保矗保矗埃梗危荆剑玻玻常福?lt;/p>　　軸承１被“壓緊”，軸承２被“放松”　?。剑剑担矗福梗梗危福叮担保?lt;/p>　　＝１４１４．０９Ｎ　?。剑剑福叮担保巍?lt;/b>&l

84、t;p>　　求軸承的當量動載荷、　?。剑剑玻玻叮荆澹剑埃担丁。剑埃矗础。剑?lt;/p>　?。剑剑埃担埃迹澹剑埃担丁。剑薄。剑?lt;/p>　?。剑ǎ剑保?#215;（０．４４×６２６．７＋１×１４１４．０９）＝１６８９．８Ｎ　　＝（＋）＝１．０×

85、（１×１７３０．１＋０×８６５．１）＝１７３０Ｎ　　計算軸承壽命　　因＜，且兩軸承類型、尺寸相同，故按主城２計算軸承壽命即可，取Ｐ＝。　　查軸承手冊可知，７２０７軸承Ｃ＝１７．８×Ｎ；工作溫度不超過１２０℃，查表，＝１；圓錐滾子軸承ε＝３，則&l

86、t;/p>　?。剑?lt;/b>　　＝529957.8ｈ>43800h　　中間軸的壽命計算　　由中間軸的應力分布情況和輸入軸的軸向力比較得出輸入軸軸向力比較大,故中間軸壽命計算省略.<p&

87、gt;　　輸出軸的壽命計算　　計算徑向載荷、　　軸承1和軸承2所受的徑向力應為Ｖ、Ｈ面內(nèi)所受的徑向力的合力，即　　＝＝　?。剑玻玻矗常担?

88、lt;/b>　?。剑?lt;/b>　?。剑常埃保担梗?lt;/b>　　確定軸向力、　　對于７２０７軸承，按表１５－８，派生軸向力＝，查軸承手冊可知?。荆鍟r，Ｘ＝０．４４，Ｙ＝１．

89、０２，ｅ＝０．５５，因此　?。剑剑危剑保埃梗梗福?lt;/p>　　＝＝Ｎ＝１４７８．４Ｎ　　兩軸正裝，　　＋＝?。保保担福玻常危保矗罚福矗?lt;/p>　?。剑玻叮常叮叮危荆剑保埃梗梗福?lt;/p>

90、　　軸承１被“壓緊”，軸承２被“放松”　　＝＋＝１１５８．２３Ｎ＋１４７８．４Ｎ　?。剑玻叮常叮叮?lt;/b>　　＝＝１４７８．４Ｎ　　　求軸承的當量動載荷、　　＝＝１．１８＞ｅ＝０

91、．５５?。剑埃矗础。剑保埃?lt;/p>　?。剑剑埃矗梗迹澹剑埃担丁。剑薄。剑?lt;/p>　?。剑ǎ剑保?#215;（０．４４×２２４３．５＋１．０２×２６３６．６）＝３６７６．５Ｎ　?。剑ǎ剑保?#215;（１×３０１５．９＋０×１４７８．４）＝３０１５．９Ｎ

92、;　　計算軸承壽命　　因＞，且兩軸承類型、尺寸相同，故按主城２計算軸承壽命即可，?。校?。　　查軸承手冊可知，７２１２軸承Ｃ＝４４．８×Ｎ；工作溫度不超過１２０℃，查表，＝１；圓錐滾子軸承ε＝３，則　?。剑?lt;/b>&

93、lt;/p>　?。剑福常常埃矗福梗?gt;43800h　　十三.聯(lián)軸器的選擇　　輸入軸處聯(lián)軸器　　1.載荷計算

94、　　公稱轉(zhuǎn)矩：　　T = T1 = 66.85 Nm　　由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：　　Tca = KAT1 = 1.3×66.85 = 86.905 Nm　　2.型號選擇

95、;　　選用LT4型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 125 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 4600 r/min，軸孔直徑為25 mm，軸孔長度為44 mm。　　Tca = 86.905 Nm ≤ T = 125 Nm　　n1 = 342.8 r/min ≤ n = 4600 r/min　　聯(lián)軸器

96、滿足要求，故合用。　　輸出軸處聯(lián)軸器　　1.載荷計算　　公稱轉(zhuǎn)矩：　　T = T3 = 594.65 Nm　　由表查

97、得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：　　Tca = KAT3 = 1.3×594.65 = 773.045 Nm　　2.型號選擇　　選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長度

98、為84 mm。　　Tca = 773.045 Nm ≤ T = 1000 Nm　　n3 = 36.2 r/min ≤ n = 2850 r/min　　聯(lián)軸器滿足要求，故合用。　　十四.減速器的潤滑和密封　　減速器

99、的潤滑　　1）齒輪的潤滑　　通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。　　齒

100、輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h = 5.625 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為　　H = 30+10 = 40 mm　　根據(jù)齒輪圓周速度查

101、表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。　　2）軸承的潤滑　　軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。　　由于低速大齒輪采用脂潤滑

102、。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。　　減速器的密封<

103、;p>　　為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采

104、用半粗羊毛氈密封圈。　　十五.減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸　　十六.設計小結(jié)　　之前通過課堂上的理論學習是有瑕疵的，并不能完全的讓我們掌握并熟練運用學過的知識來進行一個項目的設計，只是盲目的進行解題和計算。通過這次機械課程設計，讓我們初步理解并運用自己所學的知識來設計一個物體

105、，自己有了較大的提升。　　機械設計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程。這次的課程設計將大一所學的機械制圖和大二學的工程力學融為一體，綜合性的來設計一個二級齒輪減速器。之前遺忘的知識通過查閱書籍得到回顧，這學期學的機械設計基礎(chǔ)通過設計得到熟練運用并提高，加深了對機械設計的理解和這個專業(yè)的認知。　　這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思

106、想、訓練綜合運用機械設計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設計方面的知識等方面有重要的作用。　　這次的課程設計，也是耗時頗久，在老師的幫助下，終于完成了這次的任務，在此由衷的對老師表示感謝。有了這次課程設計的經(jīng)驗，我們相信在今后的學科中我們也能借鑒這次設計的經(jīng)驗，更高效率的去完成任務，并且未來在工作中也能得到更好的發(fā)揮余地。

107、;　　十七.參考文獻　　[1] 王軍、何曉玲.機械設計基礎(chǔ)：機械工業(yè)出版社　　[2] 龔溎義、羅圣國、李林平、張立乃.機械設計課程設計指導書　　[3] 于惠力、張春宜、潘承怡.機械設計課程設計.科學出版社　　[4

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