二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器課程設計書

1、<p>　　課 程 設 計</p><p><b>　　資 料 袋</b></p><p>　　機械工程 學院（系、部） 2012~ 2013 學年第 一 學期 </p><p>　　課程名稱 機械設計 指導教師 職稱 教授

2、 </p><p>　　學生姓名 專業(yè)班級 機械設計 班級 學號 </p><p>　　題 目 二級展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 </p><p>　　成 績 起止日期 2012 年 12 月 20 日～ 20

3、13 年 01 月 07日</p><p><b>　　課程設計任務書</b></p><p>　　2012—2013學年第一學期</p><p>　　機械工程 學院（系、部） 機械設計 專業(yè) 班級</p><p>　　課程名稱： 機械設計

4、 </p><p>　　設計題目： 二級展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 </p><p>　　完成期限：自 2012 年 12 月 27 日至 2013 年 1 月 7 日共 2 周</p><p>　　指導教師

5、（簽字）： 年 月 日</p><p>　　系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 </p><p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　　課程名稱： 機械設計

6、 </p><p>　　設計題目：二級展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 </p><p>　　專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　學生姓名： 學號： </p><p>　　指導教師： </p><

7、;p>　　2012年12月27日</p><p><b>　　目　錄</b></p><p><b>　　一、第一章節(jié)1</b></p><p>　?。ㄒ唬?、課程設計的設計內(nèi)容1</p><p>　?。ǘ㈦妱訖C選擇2</p><p>　?。ㄈ⒋_定總傳動比及

8、分配各級傳動比3</p><p><b>　　二、第二章節(jié)5</b></p><p>　?。ㄒ唬?、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級5</p><p>　　（二）、輪齒校核強度計算5</p><p><b>　　1、高速級5</b></p><p><b>

9、;　　2、低速級9</b></p><p><b>　　三、第三章節(jié)</b></p><p>　?。ㄒ唬p速器軸及軸承裝置、鍵的設計………………………………</p><p>　　1、１軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計………………………</p><p>　　2、２軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計……………

10、…………</p><p>　　3、３軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計………………………</p><p>　?。ǘ櫥c密封………………………………………………………</p><p>　　(三)箱體結(jié)構尺寸……………………………………………………</p><p>　　設計總結(jié)…………………………………………………………</p>

11、<p>　　參考文獻…………………………………………………………</p><p><b>　　一、 第一章節(jié)</b></p><p>　?。ㄒ唬?、 課程設計的設計內(nèi)容</p><p><b>　　1、設計數(shù)據(jù)及要求</b></p><p>　?。?）、F=4800N d=500m

12、m v=1.25m/s </p><p>　　機器年產(chǎn)量：小批； 機器工作環(huán)境：有粉塵；</p><p>　　機器載荷特性：較平穩(wěn)； 機器的最短工作年限：8年；其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。</p><p>　　課程設計的工作條件設計要求：</p><p>　?、僬`差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的&#

13、177;5%；</p><p>　?、诠ぷ髑闆r：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；</p><p>　?、壑圃烨闆r：小批量生產(chǎn)。</p><p>　　（二）、 電動機的選擇</p><p>　　1 選擇電動機的類型</p><p>　　按按照設計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。&l

14、t;/p><p>　　2、工作機所需的有效功率</p><p>　　由文獻7中3.1試得 </p><p>　　式中：P—工作機所需的有效功率（KW）</p><p>　　T—運輸帶所需扭矩（N·m）</p><p>　　n—運輸帶的轉(zhuǎn)動速度</p><p>　　3、

15、電動機的功率選擇</p><p>　　根據(jù)文獻【2】中查得聯(lián)軸器（彈性），軸承 ，齒輪 滾筒 </p><p><b>　　傳動裝置的總共率：</b></p><p>　　電動機所需的工作功率：</p><p>　　電動機工作功率： 卷筒軸工作的轉(zhuǎn)速： 確定電動機的轉(zhuǎn)速

16、 電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍： 取1000。</p><p><b>　　4、選擇電動機</b></p><p>　　選電動機型號為Y132M—4，同步轉(zhuǎn)速1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速970r/min，額定功率7.5Kw</p><p>　?。ㄈ?確定總傳動比及分配各級傳動比</p><p>　　1、傳動裝置的總傳動

17、比</p><p><b>　　式中：—總傳動比</b></p><p>　　—電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）</p><p><b>　　2、 分配傳動比</b></p><p><b>　　故 ， </b></p><p><b>　　3

18、、各軸的轉(zhuǎn)速計算</b></p><p>　　4、 各軸輸入功率計算</p><p><b>　　5、電機輸出轉(zhuǎn)矩：</b></p><p><b>　　6、各軸的轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　二、 第二章節(jié)</b></p><p&g

19、t;　?。ㄒ唬?、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級</p><p>　　考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面。</p><p><b>　　選用7級精度。</b></p><p><b>　　、輪齒傳動校核計算</b></p><p>

20、;<b>　　高速級</b></p><p>　　(1)、傳動主要尺寸</p><p>　　因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和</p><p>　　尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></

21、p><p>　?。?.1）、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：</p><p>　?。?.2）、初選=24, 則</p><p>　　式中： ——大齒輪數(shù)； </p><p>　　——高速級齒輪傳動比。</p><p>　?。?.3）、由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數(shù)。</p><p>　?。?/p>

22、1.4）、初取螺旋角。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：</p><p>　　由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數(shù)=0.72 </p><p><b>　　由式8.2得</b></p><p>　　由圖8.26查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?.5）、初取齒輪載荷系數(shù)=1.

23、6。</p><p>　　（1.6）、齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：</p><p><b>　　齒輪當量齒數(shù)為</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.592，=2.211</p><p>　　由參

24、考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數(shù)=1.596，=1.774</p><p>　　（1.7）、許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147公式8.29算得：</p><p>　　由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：</p><p><b>　　和。</b></p><p&g

25、t;　　由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數(shù)=1.4。</p><p>　　小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為：式中：——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)；——齒輪工作時間。 </p><p>　　由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為：</p><p>　　故許用彎曲應力為 =</p><p&g

26、t;　　所以 </p><p><b>　　初算齒輪法面模數(shù)</b></p><p>　?。?）、計算傳動尺寸</p><p>　?。?.1）、計算載荷系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[1] P130表8.3查得使用</p><p>　　由參考文獻[1] P131圖8

27、.7查得動載系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則</p><p>　?。?.2）、對進行修正，并圓整為標準模數(shù)</p><p>　　由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為 </p>&l

28、t;p>　?。?.3）、計算傳動尺寸。</p><p>　　中心距 </p><p><b>　　圓整為156mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑 </p><p>　　大齒輪分度圓直徑

29、 </p><p><b>　　圓整b=20mm</b></p><p><b>　　取 ， </b></p><p>　　式中： ——大齒輪齒厚；</p><p><b>　　——小齒輪齒厚。</b></p><p>　　(3)、校核齒面接觸疲勞

30、強度</p><p>　　由參考文獻[1] P135公式8.7 式中各參數(shù)：</p><p>　　（3.1）、齒數(shù)比。</p><p>　?。?.2）、由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數(shù)。</p><p>　?。?.3）、由參考文獻[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。</p><p>　?。?/p>

31、3.4）、由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數(shù)</p><p>　?。?.5）、由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?.6）、由參考文獻[1] P145公式8.26計算許用接觸應力</p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146</p><p>　　圖8.28（）分別

32、查得，</p><p>　?。?</p><p>　　——壽命系數(shù)，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ，；</p><p>　　——安全系數(shù)，由參考文獻[1] P147表8.7查得。故</p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度。</p><p><b>　　2、低速級&

33、lt;/b></p><p>　　（1）、傳動主要尺寸</p><p>　　因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　　（1.1）、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：</p

34、><p>　?。?.2）、初選=24, 則式中： ——大齒輪數(shù)； ——低速級齒輪傳動比。</p><p>　?。?.3）、由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數(shù)</p><p>　　（1.4）、初取螺旋角。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：</p><p>　　由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度

35、系數(shù)=0.71 </p><p><b>　　由式8.2得</b></p><p>　　由圖8.26查得螺旋角系數(shù)</p><p>　?。?.5）、初取齒輪載荷系數(shù)=1.6。</p><p>　　（1.6）、齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：</p><p><b>　　齒輪當量齒數(shù)為<

36、/b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數(shù)=2.592，=2.211</p><p>　　由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數(shù)=1.596，=1.774</p><p>　?。?.7）、許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147

37、公式8.29算得：</p><p>　　由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：</p><p><b>　　和 </b></p><p>　　由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數(shù)=1.4。</p><p>　　小齒輪3和大齒輪4的應力循環(huán)次數(shù)分別為：</p>

38、<p>　　式中：——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)；——齒輪工作時間。 </p><p>　　由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數(shù)為：</p><p>　　故許用彎曲應力為 </p><p><b>　　=</b></p><p>　　所以

39、 初算齒輪法面模數(shù)</p><p>　　（2）、計算傳動尺寸</p><p>　　（2.1）、計算載荷系數(shù)</p><p>　　由參考文獻[1] P130表8.3查得使用</p><p>　　由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向

40、載荷分布系數(shù)；</p><p>　　由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數(shù)，則</p><p>　?。?.2）、對進行修正，并圓整為標準模數(shù)</p><p>　　由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為 </p><p>　　（2.3）、計算傳動尺寸。</p><p>　　中心距

41、 </p><p><b>　　圓整為129mm</b></p><p><b>　　修正螺旋角</b></p><p>　　小齒輪分度圓直徑 </p><p>　　大齒輪分度圓直徑 </p><p><b>　　圓整b=55mm</b>

42、;</p><p>　　取 ， 式中： ——大齒輪齒厚；——小齒輪齒厚。</p><p>　?。?）、校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　由參考文獻[1] P135公式8.7 式中各參數(shù)：</p><p>　?。?.1）、齒數(shù)比。</p><p>　?。?.2）、由參考文獻[1] P136表8.5查得彈

43、性系數(shù)。</p><p>　?。?.3）、由參考文獻[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。</p><p>　?。?.4）、由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數(shù)</p><p>　?。?.5）、由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數(shù)</p><p>　　（3.6）、由參考文獻[1] P145公式8.26計算許用接

44、觸應力</p><p>　　式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146</p><p>　　圖8.28（）分別查得，</p><p>　　； </p><p>　　——壽命系數(shù)，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ，；</p><p>　　——安全系數(shù)，由參考文獻[1]

45、P147表8.7查得。故 </p><p>　　滿足齒面接觸疲勞強度。</p><p><b>　　三、第三章節(jié)</b></p><p>　?。ㄒ唬p速器軸及軸承裝置、鍵的設計</p><p>　　1、１軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計</p><p>　?。?.１)、輸入軸上的功率<

46、/p><p><b>　　轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　(1.２)、求作用在齒輪上的力</p><p>　　(1.３)、初定軸的最小直徑a</p><p>　　選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取</p><p>　?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑</p

47、><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 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14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則，</p><p>　　查《機械設計手冊》，選用HL１型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N·ｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂

48、孔長度。</p><p>　　（1.４）、軸的結(jié)構設計</p><p>　　１）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）</p><p>　?。玻└鶕?jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?。ǎ保闈M足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故?。捕蔚闹睆?。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，為了保證軸端擋

49、圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點。取</p><p>　　、初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)，初選型號6205軸承，其尺寸為，基本額定動載荷　基本額定靜載荷，　，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取　</p><p>　　(3)、取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承 </p><p

50、>　　的拆卸,軸段4的直徑應根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定</p><p>　?。?）、軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大于,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,,故取</p><p>　　為減小應力集中,并考慮右

51、軸承的拆卸,軸段7的直徑應根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，</p><p>　?。?）、取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得</p><p>　　(6)、參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。</p><p><b>　　輸入軸的結(jié)構布置</b></p><p>　?。?、5）、受力分析、彎

52、距的計算</p><p><b>　?。ǎ保┯嬎阒С蟹戳?lt;/b></p><p><b>　　在水平面上</b></p><p><b>　?。ǎ玻?、在垂直面上</b></p><p><b>　　故</b></p><p><

53、;b>　　總支承反力</b></p><p><b>　　GE</b></p><p>　?。?）、計算彎矩并作彎矩圖</p><p><b>　?。保┧矫鎻澗貓D</b></p><p><b>　?。玻?、垂直面彎矩圖</b></p><

54、p><b>　　buqintg</b></p><p><b>　?。常?、合成彎矩圖</b></p><p>　?。?）、計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖</p><p>　?。?5）．作受力、彎距和扭矩圖：</p><p><b>　?。?）、選用鍵校核</b></p>

55、<p>　　鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C型） </p><p>　　齒輪：選普通平鍵 （A型） </p><p>　　聯(lián)軸器:由式６－１，</p><p>　　查表６－２，得 ，鍵校核安全</p><p><b>　　齒輪: </b></p><p>　　查表6－2，得

56、，鍵校核安全</p><p>　?。?）、按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式１５－５，并取，軸的計算應力</p><p>　　由表１５－１查得，，故安全</p><p>　　（8）、校核軸承和計算壽命</p><

57、;p>　　1）、校核軸承A和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p><b>　　軸向載荷</b></p><p>　　由，在表１３－５取X＝0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.040－0.080之間，對應的e值為0.24－0.27之間，對應Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，

58、故。</p><p>　　由表１３－６取　則，A軸承的當量動載荷</p><p><b>　　，校核安全</b></p><p><b>　　該軸承壽命</b></p><p>　　2）、校核軸承B和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b>

59、</p><p>　　當量動載荷，校核安全</p><p><b>　　該軸承壽命</b></p><p>　　２軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計</p><p>　　（2、1）、 中間軸上的功率,轉(zhuǎn)速</p><p><b>　　轉(zhuǎn)矩</b></p><

60、;p>　?。?、２）、求作用在齒輪上的力</p><p><b>　　高速大齒輪:</b></p><p><b>　　低速小齒輪: </b></p><p>　?。?.３）、初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。</p><p>　　根據(jù)表１５－３，取，于是由式１５－２初步估算軸

61、的最小直徑</p><p>　　這是安裝軸承處軸的最小直徑</p><p>　?。?.4）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）初選型號6208的深溝球軸承　參數(shù)如下</p><p>　　基本額定動載荷　基本額定靜載荷 故。軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故取，，</p><p>　　2

62、 )、軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取</p><p>　　3)、軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大于,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應

63、比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取。</p><p>　　取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，</p><p>　　4）、參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。</p><p><b>　　中間軸的結(jié)構布置</b></p><

64、;p>　　（2.5）、軸的受力分析、彎距的計算</p><p>　　1）、計算支承反力;水平面上 </p><p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　故 </b></p><p><b>　　總支承反力：</b></p><

65、;p><b>　　2)、計算彎矩</b></p><p><b>　　在水平面上：</b></p><p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　故 </b></p><p>　　3)、計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖</p>

66、<p>　?。?.6）、作受力、彎距和扭距圖</p><p>　?。?.7）、選用校核鍵</p><p>　?。保┑退偌壭↓X輪的鍵</p><p>　　由表６－１選用圓頭平鍵（A型） </p><p><b>　　由式６－１，</b></p><p>　　查表６－２，得 ，鍵校核安全

67、</p><p>　　2）高速級大齒輪的鍵</p><p>　　由表６－１選用圓頭平鍵（A型）　</p><p><b>　　，　 </b></p><p><b>　　由式６－１，</b></p><p>　　查表６－２，得 ，鍵校核安全</p><p

68、>　?。?.8）、按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面</p><p>　　根據(jù)式１５－５，并取</p><p>　　由表１５－１查得，校核安全。</p><p>　　（2.9）、校核軸承和計算壽命</p><p>　　１）校核

69、軸承A和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p><b>　　軸向載荷</b></p><p>　　,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故</p><p>　　因為，校核安全。該軸承壽命</p><p>　?。玻┬：溯S承B和計算壽

70、命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p>　　當量動載荷，校核安全</p><p>　　該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。</p><p>　　3.３軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計</p><p>　?。?.1）、 輸入功率　轉(zhuǎn)速　</p>&

71、lt;p><b>　　轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　?。?.2）、 第三軸上齒輪受力</p><p>　?。?.3）、初定軸的直徑</p><p>　　軸的材料同上。由式１５－２，初步估算軸的最小直徑</p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需

72、同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則，</p><p>　　查《機械設計手冊》，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500N·ｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p>　?。?.4）、軸的結(jié)構設計</p><p>　?。保M

73、定軸上零件的裝配方案（見下圖）</p><p>　?。玻└鶕?jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?。ǎ保?、為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故?。捕蔚闹睆?。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，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，故的長度應該比略短一點。取</p><p>　?。? ） 、初步選擇

74、滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)，初選型號30213圓錐滾子軸</p><p>　　承，其尺寸為 ，基本額定動載荷　基 </p><p>　　本額定靜載荷，　，故　</p><p>　　,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取</p><p>　　(3)、取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮 <

75、;/p><p>　　軸承 的拆卸,軸段4的直徑應根據(jù)30213的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定</p><p>　　（4）、軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝 應略大于,可取.齒輪左端用套筒</p><p>　　固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬</p><p>　　相同,已知齒寬,故取。齒輪右端

76、用肩固定,由此可確定軸段6</p><p>　　的直徑, 軸肩高度,取,,故取為減小應</p><p>　　力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應根據(jù)20213的深溝球軸</p><p>　　承的定位軸肩直徑確定,即，</p><p>　?。?）、取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得</p><p>　　、參考表15－

77、2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。</p><p><b>　　輸出軸的結(jié)構布置</b></p><p>　?。?、5）、受力分析、彎距的計算</p><p><b>　?。ǎ保┯嬎阒С蟹戳?lt;/b></p><p><b>　　在水平面上</b></p>

78、<p><b>　?。ǎ玻?、在垂直面上</b></p><p><b>　　故</b></p><p><b>　　總支承反力</b></p><p>　?。?）、計算彎矩并作彎矩圖</p><p><b>　?。保┧矫鎻澗貓D</b><

79、/p><p><b>　?。玻?、垂直面彎矩圖</b></p><p><b>　?。常?、合成彎矩圖</b></p><p>　?。?）、計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖</p><p>　?。?5）．作受力、彎距和扭矩圖：</p><p><b>　?。?）、選用鍵校核</b&

80、gt;</p><p>　　鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C型） </p><p>　　齒輪：選普通平鍵 （A型） </p><p>　　聯(lián)軸器:由式６－１，</p><p>　　查表６－２，得 ，鍵校核安全</p><p><b>　　齒輪: </b></p><p&g

81、t;　　查表6－2，得 ，鍵校核安全</p><p>　?。?）、按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式１５－５，并取，軸的計算應力</p><p>　　由表１５－１查得，，故安全</p><p>　?。?）、校核軸承和計算壽命&

82、lt;/p><p>　　1）、校核軸承A和計算壽命</p><p><b>　　徑向載荷</b></p><p><b>　　軸向載荷</b></p><p>　　由，在表１３－５取X＝0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.040－0.080之間，對應的e值為0.24－0.27之間，對應Y值為1.8－

83、1.6，于是，用插值法求得，故。</p><p>　　由表１３－６取　則，A軸承的當量動載荷</p><p><b>　　，校核安全</b></p><p><b>　　該軸承壽命</b></p><p>　　2）、校核軸承B和計算壽命</p><p><b>　　

84、徑向載荷</b></p><p>　　當量動載荷，校核安全</p><p><b>　　該軸承壽命</b></p><p><b>　　十.潤滑與密封</b></p><p><b>　　1．潤滑方式的選擇</b></p><p>　　因為此

85、變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑?？紤]到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。軸承利用大齒輪的轉(zhuǎn)動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。</p><p><b>　　2．密封方式的選擇</b></p><p>　　由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。</p

86、><p><b>　　3．潤滑油的選擇</b></p><p>　　因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)齒輪油N200（SH0357-92）。</p><p><b>　　十二.設計總結(jié)</b></p><p>　　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)

87、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。</p><p>　　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重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全

88、，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。</p><p>　　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

89、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位。</p><p><b>　　十三.參考文獻</b></p><p>　　1．《機械設計課程》第八版 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社2007年</p><p>　　

90、2．《機械設計課程設計》 周元康 林昌華 張海兵 編著 重慶大學出版社2004年</p><p>　　3．《機械設計師袖珍手冊》 毛謙德 李振清 主編 機械工業(yè)出版社1994年</p><p>　　4．《實用機械設計手冊上》中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院編 中國農(nóng)業(yè)機械出版1985年 </p><p>　　5．《機械原理》第七版 孫桓 陳作模 葛文杰 主編 高等教育出版社