二級減速機課程設計說明書

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1、機械設計基礎課程設計 設計題目：二級減速器 系 別：機械與運載學院 班級：111211 學 號： 11121136 姓名：xxx 指導教師：吳敬 2012年6月 1.課程設計的目的、內容及任務 2.傳動系統(tǒng)的總體設計 2.1 傳動裝置設計方案 2.2 選擇電動機 2.3 分配傳動比 2.4 確定傳動方案 2.5 傳動裝置的運動和動力參數計算 3.減速器傳動零件的設計計算 4.減速器軸的設計計算 5.減速器滾動軸承的選擇及校核 6.鍵連接的選擇 7.聯(lián)軸器的選擇 8.減速器箱體及附件設計 9.減速器潤滑方式及密封種類的選擇 10.課程設計小結

2、 參考文獻 錯誤..!未定義書簽。 .錯誤!未定義書簽。 錯誤.!未定義書簽。 錯.. 誤!未定義書簽。 .錯.. 誤!未定義書簽。 .錯.. 誤!未定義書簽。 錯.. 誤!未定義書簽。 錯. 誤!未定義書簽。 .錯誤!未定義書簽。 錯誤.!未定義書簽。 .錯誤!未定義書簽。 .錯誤.!未定義書簽。 .錯誤.!未定義書簽。 錯誤.!未定義書簽。 錯誤 !未定義書簽。 .錯誤.!未定義書簽。 錯誤..!未定義書簽。

3、 1. 課程設計的目的、內容及任務 1.1 課程設計的目的 （ 1）通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課 程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力。并 使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 （ 2）學習機械設計的一般方法。掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單 機械的設計原理和過程。 （ 3）進行機械設計基本技能的訓練。如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料 （手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理 等。 1.2 內容 （ 1）確定傳動裝置的總體設計方案； （ 2）選擇電動機

4、； （ 3）計算傳動裝置的運動和動力參數； （ 4）傳動零件、軸的設計計算； （ 5）軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和連接件的選擇及校核計算； （ 6）箱體結構及其附件的設計； （ 7）繪制裝配工作圖及零件工作圖； （ 8）編寫設計計算說明書。 1.3 主要任務 （ 1）減速器裝配圖 1 張（ A1 圖紙） ； （ 2）零件工作圖2 張（ A2 圖紙，軸及齒輪） ； （ 3）設計計算說明書1 份。 F=2400N V=1.2m/s D=280mm L=600mm 7=0.85. Pm=6.92kw Nw=88.19r/min 2 .傳動系統(tǒng)

5、的總體設計 2.1 傳動裝置設計方案 二級圓柱齒輪減速器 （1）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)， 環(huán)境清潔，生產小批量。 （2）原始數據：滾筒圓周力 F=2400N帶速V=1.2m/s； 滾筒直徑D=280mm滾筒長度L=600mm 2.2 選擇電動機 1）電動機類型和結構的選擇 因為本傳動的工作狀況是：平穩(wěn)、清潔、小批量生產。所以選用 三相異步電動機，封閉式結構電壓 380V.Y系列的電動機。 2）選擇電動機功率： 滾筒所需有效功率：P后FV/1000=3kw. 傳動裝置總效率：=二"齒刀承刀聯(lián)刀滾 按表2-3?。糊X輪嚙合效率：刀齒=0.98

6、（齒輪精度7級） 滾動軸承效率：刀浮=0.99 連軸器效率：刀聯(lián)=0.99 滾筒效率：4Aa=0.96 則傳動效率：= ="齒刀承4刀聯(lián)刀滾=0.85 所需電動機功率：Pn=P/q=6.92kw 查表2-1可選Y系列三相異步電動機Y132S2-2.額定功率為 Po=7.5kw;或是選Y系列三相異步電動機 Y132M-4.額定功率 Po=7.5kw;或是選選Y系列三相異步電動機 Y160M-6.額定功率 Po=7.5kw。 3）確定電動機轉數 滾速：N=60v/ 兀 D=60x1.2/ 兀 x0.28=81.9r/min 。 現(xiàn)以同步轉速為：3000 r/min、

7、1500 r/min、1000 r/min 。二種 方案進行比較、由表2-1查得電動機數據，計算出總的傳動比， 列卜表： 十一 n 菜方 電動機型號 額定功率 /kw 同步轉速 /( r/min) 滿載轉速 /(r/min) 總傳動比 1 Y132S2-2 7.5 3000 2900 32.88 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 16.33 3 Y160M-6 7.5 1000 970 11.00 比較以上方案，選擇方案2,電動機型號為Y132M-4額定功率為 7.5KW 同步車$速為1500r

8、/min,滿載轉速為1440 r/min 。 2.3分配傳動比 i=17.58 i=4.78 選止電動機白^滿載轉速 no=1440r/min.總傳動比i=no/nw=17.58 分配傳動比：i =ii i=(1.3~1.4)ii= i=3.67 一級傳動比:i=4.78 二級傳動比：i=3.67 2.4 確定傳動方案 因為齒輪傳動比在3~6范圍內，兩個齒輪的傳動比就在9~36之間， 因此滾筒電動機的轉速比也為 9~36,所以選擇方案2。 選定電動機型號為 Y132M-4,額定功率為 7.5KW；同步轉速為 1500r/min ,滿載轉速為1440r/min ,由手冊P1

9、2表2-2查得電動機中 心高 H=132nm夕卜伸軸 D>E=38mm80mm 2.5 傳動裝置的運動和動力參數計算 1) 0軸：即電動機軸。 Po=P=3.5kw. 電動機型號 Y132M-4 方 no=1440r/min. no=1440r/min n1=1440r/min. To=9.55xP/n=23210N? mm n2=301.25r/min 2) I軸：即減速器高速軸。 n3=82.08r/min n4=82.08r/min Pi=POx 4聯(lián)=3.5x0.99=3.46 kw. ni= No=1440r/min. Ti=9.

10、55x10P/n=22940N- mm 3) II軸：即減速器的中間軸。 P2= Pi 刀齒”承=3.46x0.98x0.99=3.32kw Po=3.5kw n2= ni/i=301.25r/min P =3.46kw. T2=9.55x10P/n=105240N - mm R=3.32kw P3=3.18kw 4)mW：即減速器的低速軸 P4=3.11kw P3= P2刀齒”承=3.32x0.99x0.98=3.18kw n3= n2/i2=82.08r/min T3=9.55x10P/n=369990N? mm. 4) IV軸：

11、即傳動滾筒軸 P4= P3”“ 聯(lián)=3.18x0.99x0.99=3.11kw To=23210 N ?mm n4= n3 =82.08r/min T1=22940N ?mm T4=9.55x10P/n=361840N? mm. T2=105240N ?mm T3=369990N - mm . 表1 ：各軸運動和動力參數 T4=361840N - mm . 軸序號 功率轉速轉矩 傳動形式傳動比 效率 /kwr/min KN - mm 03.5144023.21 聯(lián)軸器10.99 cccc,齒輪傳4.780.98 I3.46144022

12、.94— 動 c ”.，cl齒輪傳3.670.98 n3.32301.25105.24] 動 c/ccccc聯(lián)軸器10.99 m3.1882.08369.99 c//cccc-滾筒-0.96 IV3.1182.08361.84 3 .減速器傳動零件的設計計算 3.1 第一對嚙合齒輪計算： 傳遞功率P=3.46kw.小齒輪轉速n=1440r/min.傳動比i=4.78.兩班制，使用 年限為8年，th=38400. 1)選擇齒輪材料及精度等級： 考慮此對齒輪傳遞功率不大，故大小齒輪都選用軟齒面，小齒輪40Cr. 調質、齒面硬

13、度240~260HBS;大齒輪選用45鋼。調質。齒面硬度為 170~210HBS。因是減速器用的齒輪.即選7級精度。要求齒面粗超度 Rawi.6~3.2p m. 2)按齒面接觸疲勞強度設計： 因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以得： d1> 76.43 確定有關參數如下： z1=24 z2=115 i=4.78 u=4.79 小d=1 T1=49240N m K=1 (1)齒數z和齒寬系數巾d 取小齒輪齒數z1=24.則大齒輪齒數z2=i z 1=4.78x24=114.9 圓整z2=115 實際傳動比i。=115/24=4.79 傳動比誤差=0.6 % <5% .可用

14、齒數比 u= i 0=4.79 由表11.19 取巾d=1 (2)轉矩T1 T1=9.55x106 P/n=49240N - mm. (3)載荷系數K 由表11.10 取K=1 (4)許用接觸應力[H] [H]= MimZN/SH 由表11.25查得 OHlim1 =690MPa(Hlim2 =560MPa 計算應力循環(huán)次數N .. 一 一一 ，一9 N1=60n1rth=3.32x10 N2=NL1/i1=7.06x108. 由圖11.28查得接觸疲勞的壽命系數: (Hiim1 =690MPa (Hiim2=560MPa Zn1=1.0 Zn2=1.04 m

15、=1.5mm Zn1=1.0 Zn2=1.04. S=1.0。所以計算兩輪的許用接觸力應力 通用齒輪和一般工業(yè)齒數，按一般可靠度要求選取安全系數 [h]i =(Hiimi Zni/ S=690MPa [h]2 =(Hiim2 Zn2/ S=582.4Mpa 故得 di >76.43 =34.45mm 計算模數 m= d〔/z 1=1.43mm. 由表6-1取標注模數 m=1.5mm. 3）膠合齒根彎曲疲勞強度. 由式（11.25）得 (f=2KT 1YFYsZbm2z< [

16、mm d2=mz2=1.5x115=172.5mm (2) 齒寬 巾 a= =0.4 a=m/2(z1+ z2)=104.25mm b=41.7mm b1=46mm d1=36mm d2=172.5mm b2=41.7mm b1 =46mm (3) 齒形系數 Yf和應力修正系數Ys 根據齒數 z1=24 z2=115,由表 11.12 查得 (4) Yf1=2.6 Ys1=1.595 ; Yf2=2.16 Ys2=1. 82. 許用彎曲應力［回 由式得: [CF]= cFlimYN/SF 由圖 11.26 查得：0Fiim1 =240 MPa (Flim

17、2 = 190 MPa 由圖 11.27查得： Yn1=1 Yn2=1 按一般可靠度選取安全系數 Sf=1.3 Yf1=2.6 Ys1=1.595 Yf2=2.16 Ys2=1.82 (Fiim1=240MPa (Flim2 = 190MPa Yn1=1 Yn2=1 計算兩輪的許用彎曲應力 [(f]l= oFlimlYNl/SF=184.6Mpa [回2= oFlim2 YN2/SF = 146.15Mpa SF=1.3 將求得的各參數代入式(11.25) (fi=2KTiYFiYsi/bm2zi=155Mpa<[(f]1 2 cF2=2KTiYF2Ys2

18、/bm Z2=28Mpa< [ of]2 a=104.25mm V=5.88m/s 故齒輪齒根彎曲疲勞強度足夠。 4)計算齒輪傳動的中心距a a=m(zi+z2)/2=104.25mm 5)計算齒輪的圓周速度v V=兀 dini/60x1000=5.88m/s. 由表11.21可知，可選用7級或8級精度的齒輪，因該對齒輪為機床 用。所以選用7級精度合適。 6)計算齒輪各部分尺寸=200 基圓直徑dbi=dicos=33.84mm db2=d2cos =162.15mm 齒頂高hs=ha*m=1.5mm 齒根高hf=(ha*+c*)m=1.875mm 全齒高h=(2

19、ha+c )m=2.813mm 齒頂圓直徑dai=di+2ha=39mm da2=d2+2ha=175.5mm 齒根圓直徑dfi=di-2hf=32.25mm df2=d2-2hf=168.75mm 在舁 廳p 名稱 單位 代號 參數 1 齒數 - zi 26 2 模數 mm m 1.5 3 齒頂圓直徑 mm dai 39 4 齒根圓直徑 mm dfi 32.5 5 分度圓直徑 mm di 36 6 mm bi 46 表2: 小齒輪參數 表3: 序號名稱單位代號參數 1 齒數 - z2 115

20、 2 模數 mm m 1.5 3 齒頂圓直徑 mm da2 175.5 4 齒根圓直徑 mm df2 168.75 5 分度圓直徑 mm d2 172.5 6 mm b2 41.7 3. 2第二對嚙合齒輪計算: 傳遞功率P=3.320kw.小齒輪轉速n=301.25r/min.傳動比i=3.67.兩班 制，使用年限為8年, th=38400. P=320kw n=301.25r/min z1=30 z2=111 i=3.67 u=3.70 3)選擇齒輪材料及精度等級: 考慮此對齒輪傳遞功率不大，

21、故大小齒輪都選用軟齒面，小齒輪40Cr. 調質、齒面硬度240~260HBS;大齒輪選用45鋼。調質。齒面硬度為 170~210HBS。因是減速器用的齒輪.即選7級精度。要求齒面粗超度 Rawi.6~3.2p m. 4)按齒面接觸疲勞強度設計: 因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以得: di >76.43 確定有關參數如下: (5)齒數z和齒寬系數巾d 取小齒輪齒數zi=30.則大齒輪齒數z2=i z 1=3.67x35=110.1 圓整z2=111 實際傳動比i 0=111/30=3.70 傳動比誤差=0.29 %<5%.可用 齒數比 u= i 0=3.48 由表11.19

22、取巾d=1.0 (6) 轉矩T1 T1=9.55x106 P/n=224430N - mm. (7)載荷系數K 由表 11.10 取 K=1.0 許用接觸應力[H] [H]= oHlimZN/SH 由表 11.25查得 例im1=700MPa(Hiim2=550MPa 計算應力循環(huán)次數N N1=60n1rth=7.06x108 N2=NL1/i2=2.03x108. 由圖11.28查得接觸疲勞的壽命系數： ZN1=1.06ZN2 = 1.12. 通用齒輪和一般工業(yè)齒數，按一般可靠度要求選取安全系數 S=1.0o所以計算兩輪的許用接觸力應力 [h]i =(Hlim1

23、 Zni/ S=742MPa [h]2 =(Hlim2 Zn2/ S=616Mpa 故得 d1> 76.43 =58.611mm 計算模數 m= d"z 1=1.92mm. 由表6-1取標注模數 m=2mm. 3)膠合齒根彎曲疲勞強度. 由式(11.25)得(F=2KT1YrYSZbm2z<[ cf] 確定啟關系數和參數 (1)分度圓直徑d1=mz1=2x30=60mm d2=mz2=2x111=222mm (2)齒竟巾 a= =0.4a=m/2(z1+ z2)=141mm 取b=69.7mmb1=75mm (3)齒形系數Yf和應力修正系數Ys 。d=1.0 T1

24、=224430N- m K=1o 0 (Hiim1 =700MPa (Hiim2=550MPa Zn1=1.06 Zn2=1.12 m=2mm d1 =60mm d2=222mm b2=69.7mm b1=75mm 由式得: [CF]=(flimYN/SF 由圖 11.26 查得：0Flim1 =252 MPa 出而2=190 MPa 由圖 11.27查得： Yni=1 Yn2=1 Yfi=2.47 Ysi=1.65 按一般可靠度選取安全系數 Sf=1.3 YF2=2.16 Ys2=1.82 根據齒數zi=35Z2=122,由表11.12查得

25、Yfi=2.47 Ysi=1.65 ; Yf2=2.16 Ys2=1. 82. (5)許用彎曲應力［中］ (Flim1=252MPa (Flim2 = 190MPa [(f]2= oFlim2 YN2/SF=146.15Mpa 將求得的各參數代入式(11.25) Yni=1 Yn2=1 計算兩輪的許用彎曲應力 [cf]1= 0Flim1 YN1/SF=193.8Mpa (f1=2KT 1YF1Ys1/bm2Z1=192.7Mpa<[(f]1 (f2=2KT1YF2Ys2/bm2z2=588Mpa< [(f]2 故齒輪齒根彎曲疲勞強度足夠o 4) 計算齒輪

26、傳動的中心距a Sf=1.3 5) 計算齒輪的圓周速度v a=m(Z1+Z2)/2=141mm a=141mm V=1.22m/s =20° 6) 計算齒輪各部分尺寸 =200 基圓直徑 db1=d1cos=56.4mm V=兀 d1n1/60x1000=1.22m/s. 由表11.21可知，可選用7級或8級精度的齒輪，因該對齒輪為機床 用。所以選用7級精度合適。 db2=d2cos =208.68mm 齒頂高 ha=ha m=2mm 齒根高 hf=(ha* +c*)m=2.5mm 全齒高 h=(2ha*+c*)m=4.5mm 齒頂圓

27、直徑 da1=d1+2ha=64mm da2=d2+2ha=226mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=55mm df2=d2-2hf=217mm 表4:小齒輪參數 序號名稱單位代號參數 1齒數-zi30 2模數mmm2 3齒頂圓直徑mmdai64 4齒根圓直徑mmdfi55 5分度圓直徑mmdi60 6齒竟mmbi75 表5:大齒輪參數 序號名稱單位代號參數 .齒數Z2 i—iii 2模數mmm2 &齒頂圓直徑mmda2226 3 a齒根圓直徑mmdf22i7 4 l分度圓直徑mmd2222 5 6齒竟mmb

28、269.7 4.減速器軸的設計計算 4.1 低速軸的計算 已知輸出軸的傳遞的功率P=3.11kw,轉速n=82.08r/min,從動輪齒數 Z2=111,,模數m=2mm,輪轂寬度B=69.7mm,選用輕系列圓錐滾子軸承。 (1)選擇軸的材料并確定許用應力 選用45鋼正火處理。由表16.1查得強度極限db=637Mpa。由 表16.3查得其許用應力為[v1]b=55Mpa (2)確定輸出端直徑. B=69.7mm n=82.08r/min Z2=111 m=2mm P=6.985kw 按鈕轉強度估算軸輸出端直徑 由表 10-2 取 C=118~107,則

29、 d1=C=(45.8~50.66)mm 考慮到有鍵槽，將直徑增大3%~5%,則 d=(45.8~50.66)x[1+(3 % ~5% )]=47.17~53.17mm 在外伸端上安裝鏈輪，這樣確定的直徑為鏈輪孔直徑為 50mm。和配合部分長為65mmo由設計手冊標準表得軸的輸 出端直徑為d=50mm. (3)軸的結構設計 軸上零件的定位、固定和裝配 C=118~107 d=50mm 二級減速器中，可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分 布，齒輪左面由軸間定位，右面用套筒軸向固定，軸向固定靠 平鍵和過度配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位，軸向則采用 過度配合或過盈配合固定。

30、鏈輪以軸肩軸向定位，右面用軸端 擋圈軸向固定，平鍵聯(lián)接作軸向固定。做成階梯型，左軸承從 左面裝入，齒輪、套筒、右軸承和鏈輪依次從右面裝到軸上。 確定軸各段直徑和長度 I段外伸端直徑 d1=50mm。其長度L1=66mm.(加工鍵槽， 鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約 3~5mm)查相關手冊。 II段直徑d2=55mm 初選30211圓錐滾子軸承，其內徑為 45mm,寬度為 21mm. d1 =50mm 考慮齒輪端面和箱體內壁、軸承端面與箱體內壁應有一定距 L1=66mm d2=55mm 離。通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮鏈輪和 箱體外壁應有一定距離而定，為此取該段長

31、為60mm, L2=60mm。 田段直徑d3=60mm。長度L3=78mm. IV段直徑d4=65mm.長度L4=17mm (為保證齒輪端面與箱體內 壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距，應取 間距為15mm,為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮 軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm,所以軸 長取為17mm). L2=60mm d3=60mm L3=78mm d4=65mm L4=17mm d5=60mm L5=61mm d6=55mm L6=40mm V段直徑d5=60mm,長度L5=61mm (長度應略短于齒輪輪轂 寬)。 VI段直徑

32、d6=55mm,長度L6=40mm (加工鍵槽，鍵槽的長度比 相應的輪轂寬度小約3~5mm),查相關手冊。 4.2 中間軸的計算 已知輸出軸的傳遞的功率 P=7.20kw,轉速n=306.38r/min,從動輪齒數 Z2=122,,模數m=2mm ,選用輕系列圓錐滾子軸承。 (4)選擇軸的材料并確定許用應力 選用45鋼正火處理。由表16.1查得強度極限5=637Mpa。由 表16.3查得其許用應力為[v1]b=55Mpa (5)確定輸出端直徑. 按鈕轉強度估算軸輸出端直徑 由表 10-2 取 C=118~107,則 d1=C=(30.6~33.8)mm 考慮到有鍵槽，將直徑增大

33、3%~5%,則 P=7.20kw n=306.38r/min Z2=122 m=2mm d=(30.6~33.8)x[1+(3 % ~5 % )]=31.52~35.49mm 由設計手冊取標準值d1二35mm。 (6)軸的結構設計 軸上零件的定位、固定和裝配 二級減速器中，可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分 布，齒輪左面由軸間定位，右面用套筒軸向固定，軸向固定靠 平鍵和過度配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位，軸向則采用 過度配合或過盈配合固定。確定軸各段直徑和長度 I段外伸端直徑di=35mm。初選30207圓錐滾子軸承，其內 徑為35mm,寬度為17mm。其長度Li=66

34、mm。 II 段直徑 d2=74mm 。 L2=67.5mm。 田段直徑d3=63mm。長度L3=13mm. d1=35mm L1=66mm d2=74mm L2=67.5mm d3=63mm L5=34mm d4=60mm L4=45mm d5=35mm L3=13mm IV段直徑d4=60mm.長度L4=45mm (為保證齒輪端面與箱體內 壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距，應取 間距為15mm,為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮 軸承的潤滑) V段直徑d5=35mm,長度L5=34mm。(查相關手冊) 4.3 高速軸計算： 選定電動機型號為

35、 Y132M-4,額定功率P=7.5kw,滿載轉速n=1440r/min, 軸 d =38mm,軸伸長 E=80mm. 減速器傳遞功率P=7.425,轉速n=1440r/min,主動齒輪齒數Z1=26.模數 m=1.5mm選擇圓錐滾子軸承，輪轂 B=50mm I初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 P=7.5kw n=1440r/min d =38mm E=80mm P=7.425 n=1440r/min zi=26 m=1.5mm B=50mm d=30mm d=(0.8~1.0) d =30.4~38mm n選擇聯(lián)軸器，確定減速器外伸段軸徑 根據傳動裝置的工作條件選用TL型彈性套住銷

36、聯(lián)軸器 (GB/T4323-2002).計算轉矩.Tc 為 Tc=KT=1.5x49.74=74.61N - m T聯(lián)軸器所傳遞的名義轉矩 T=9550 x P/n==49.24N - m K工作情況系數，由文獻【1】中表11-1查得K=1.25~1.5,本次取 K=1.5.查 TL6 聯(lián)軸器，公稱轉矩 Tn=250N - m>Tc=74.61N ? m。許 用轉速[n]=3300r/min>n 0=1440r/min。 軸孔直徑 dmin=30mm.dmax=40mm。取減速器d=30mm。取選聯(lián)軸器軸孑L di=d 電二38mm.d2=d=30mm.所以TL6聯(lián)軸器滿足。此段

37、軸的直徑和聯(lián)軸 器相等，選TL6型彈性套住銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為 30mm.和配 合部分長度為60mm.故軸端輸出直徑d=30mm. 2）軸的結構設計 軸上零件的定位、固定和裝配 二級減速器中，可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分 布，齒輪左面由軸間定位，右面用套筒軸向固定，軸向固定靠 平鍵和過度配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位，軸向則采用 過度配合或過盈配合固定。鏈輪以軸肩軸向定位，右面用軸端 擋圈軸向固定，平鍵聯(lián)接作軸向固定。做成階梯型，左軸承從 左面裝入，齒輪、套筒、右軸承和鏈輪依次從右面裝到軸上。 確定軸各段直徑和長度 I段直徑di=30mm。 di=30mm Li=

38、56mm d2=32mm L2=100mm d3=42mm L4=32mm d4=30mm L3=50mm 初選30206圓錐滾子軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁、軸承端面與箱體內壁應有一定距 離，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度， 并考慮鏈輪和 箱體外壁應有一定距離而定，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度 小 2mm,故H長 Li=56mm。 II 段直徑 d2=32mm。L2=100mm. 田段直徑d3=42mm。長度L3=50mm. IV段直徑 d4=30mm.長度 L4=32mm 5減速器滾動軸承的選擇及校核 高速軸 1 )選擇302

39、06型深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為 16mm.c=4.12x104N 2 )Lh=16670/n(C/ P)￡ =3 P=fpFRfp=1.3 Fr=2686.3 NP= fpFR= 3492.2 Lh=16670/n(C/ P) =19010.71 h 故該對軸承滿足預期壽命要求 中間軸 1) )選擇30207型深溝球軸承，其內徑為35mm,寬度為 17mm.c=5.15x104N 2) Lh=16670/n(C/ P)￡ =3 P=fpFRfp=1.3 Fr=1558.6NP= fpFR=2026.12 Lh=16670/n(C/ P) = 878663.36

40、h 故該對軸承滿足預期壽命要求 低速軸 1)選擇30211型深溝球軸承，其內徑為55mm,寬度為 21mm.c=8.65x104N 3) Lh=16670/n(C/ P)￡ =3 P=fpFRfp=1.5 Fr=6821.58NP= fpFR=8868.05 Lh=16670/n(C/ P) = 177706.09h 故該對軸承滿足預期壽命要求 6.鍵連接的選擇 校核低速軸上的鍵 一、di平鍵類型和尺寸選擇 (1)選用A型平鍵，根據軸徑di=60mmft轂寬度為62.8mm查課本 P121 得: 鍵的截面尺寸為b=18mm h=11mm,L=60mm此鍵的標記為：鍵

41、 18＞60GB1096-2003 (2)校核擠壓強度 根據課本P122 (8.1 )式得 cp=4T/dhl ＜［司 l=L-b=60-18=48mm T=755540N - mm.由表8.2查得擠壓應力［回=(100~120) MPa則 cP=4T/dhl=95.4 MPa＜［ m］ 故擠壓強度足夠 二、d3平鍵類型和尺寸選擇 (1)選用A型平鍵，根據軸徑d=50mng課本P121得： 鍵的截面 尺寸為 b=14mm.h=9mm.L=70mm。此鍵的 標記為：鍵 14M0GB1096-2003 (2)校核擠壓強度 根據課本P122 (8.1 )式得 (P=4T/

42、dhl ＜［ cp］ l=L-b=70-14=36mm T=N - m.由表8.2查得擠壓應力［卬］=(100~120) MPa則 dp=4T/dhl=99.94 MPa＜［向 故擠壓強度足夠。 校核中間軸上的鍵 一、di平鍵類型和尺寸選擇 (1)選用A型平鍵，根據軸徑di=60mm輪轂寬度為45mng課本P121 得： 鍵的截面尺寸為b=18mm.h=11mm.L=50mm。此鍵的標記為：鍵 10>50GB1096-2003 (2)校核擠壓強度 根據課本P122 (8.1 )式得 cp=4T/dhl <[ p] l=L-b=50-18=32mm T=224430N

43、.mm.由表 8.2 查得擠壓應力[印]=(125~150) MPa 則 產4T/dhl=42.5 MPa<[ op] 故擠壓強度足夠 由于中間軸是齒輪軸所以只需一個平鍵。 校核高速軸上的鍵 一、di平鍵類型和尺寸選擇 (1)選用A型平鍵，根據軸徑di=32mm輪轂寬度為50mng課本P121 鍵的截面 尺寸為 b=10mm.h=8mm.L=50mm。此鍵的 標記為：鍵 10>50GB1096-2003 (2)校核擠壓強度 根據課本P122 (8.1 )式得 cp=4T/dhl <[隼] l=L-b=50-10=40mm T=49240N.mm.由表8.2查得擠壓應力[

44、局=(100~120) MPa則 Cp=4T/dhl=19.23 MPa<[ cp] 故擠壓強度足夠 由于高速軸是齒輪軸所以只需一個平鍵。 7 .聯(lián)軸器的選擇 1、確定輸出軸鏈輪 按扭轉強度估算軸輸出端直徑，由課本 P314表16.2取C= (118-107),則 d> (118-107) mm=45.8~50.66)mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%則 d=(45.8~50.66)x[1+(3 % ~5% )]=47.17~53.17mm 在該外伸段上安裝鏈輪，這樣確定的直徑即為鏈輪軸孔直徑為 50mm和配合部分長為65mm故軸的輸出段直徑為d=50mm 1、確定輸入

45、軸聯(lián)軸器 根據傳動裝置的工作條件選用TL型彈性套住銷聯(lián)軸器 (GB/T4323-2002) 此段軸的直徑和長度應和聯(lián)軸器相符，又因為考慮軸端直徑d= (0.8 ?1.0 ) d 電機二(0.8 ?1.0 ) 38=30.4 ?38mm 取減速器 d=30mm。 取選聯(lián)軸器軸孔d1=d電=38mm.d2=d=30mm.所以TL6聯(lián)軸器滿足。止匕 段軸的直徑和聯(lián)軸器相等。 查手冊P115表10-48選取TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑 為30mm和軸配合長度為60mm故軸輸出端直徑d=30mm 8 .減速器箱體及附件設計 1、減速器箱體 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件

46、的基座，應具有足夠 的強度和剛度。 二級圓柱齒輪減速器是由灰鑄鐵鑄造的。為了便于軸系部件的安裝和拆 卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱座用普通螺塞聯(lián)接。 軸 承旁的聯(lián)接螺塞應盡量靠近軸承座孔，而軸承座旁的凸臺應具有足夠的承 托面，以便放置聯(lián)接螺栓，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。 為了保證 箱體具有足夠的剛度，在軸承座附近加支承助。為了保證減速器安置在基 座上的穩(wěn)定性，并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積， 箱體底座一 般不采用完整的平面。參考《機械設計課程設計》 2、減速器的附件 (1)檢查孔及其蓋板 為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側隙系并向箱體內注入 潤滑油，

47、應在箱體能直接觀查到齒輪嚙合部位的位置設置檢查孔，其大 小應允許手伸入箱內，以便檢查齒輪嚙合情況。參考《機械設計課程設 計》 (2)通氣器 減速器工作時，箱內溫度升高，氣體膨脹、壓力增大，為使箱內受 熱膨脹的空氣能自由地排出，以保證箱體內外壓力平衡，不致使?jié)櫥?沿分箱面和軸伸或其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。參考《機 械設計課程設計》 (3)軸承蓋和密封裝置 為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸承載荷，軸承座孔兩端用軸 承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。凸緣式軸承蓋利用六角螺釘 固定在箱體上。在軸伸處的軸承蓋是透蓋，透蓋中裝有密封裝置。凸緣 式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調整軸承

48、比較方便，與嵌入式軸承蓋相比，零 件數目較多，尺寸較大，外觀不夠平整?！稒C械設計課程設計》 (4)軸承擋油盤 軸承干油(潤滑脂)潤滑時和稀油(潤滑油)潤滑時的擋油盤的功 能和結構都是不同的。軸承稀油潤滑時，擋油盤只安裝在高速齒輪軸上， 以防止齒輪齒側噴出的熱油進入軸承，影響軸承壽命。當齒根圓直徑大 于軸承座孔徑時，不必安裝擋油盤?！稒C械設計課程設計》 (5)定位銷 為了精確地加工軸承座孔，并保證每次拆裝后軸承座的上下半孔始 終保持加工時的位置精度，應在精加工軸承座孔前，在上箱蓋和下箱座 的聯(lián)接凸緣上配置定位銷。 參考《機械設計課程設計》 (6)啟箱螺釘 為了加強密封效果，在裝配

49、時通常于箱體剖分面上涂以水玻璃或密 封膠，往往因膠結緊密使分開困難。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置， 加工出1-2個螺孔，旋入圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可 將上箱蓋頂起。參考《機械設計課程設計》 (7)油面指示器 為了檢查減速器內油池油面的高度，以保證油池內有適當的油量， 一般在箱體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。《機械設計 課程設計》 (8)放油螺栓 換油時，為了排成污油和清洗劑，應在箱體底部、油池的最低位置 處開設放油孔，平時放油孔用帶有細牙螺紋的螺塞堵住。放油螺塞和箱 體接合面間應加防漏用的墊圈?！稒C械設計課程設計》 (9)起吊裝置 當減速器的質

50、量超過25kg時，為了便于搬運，常常在箱體上設置起 吊裝置，如在箱體上鑄出吊耳或吊鉤等。 參考《機械設計課程設計》 表5-1減速器鑄造箱體的結構尺寸（單位/mm） 名稱 符號 減速器及其形式關系 機座壁厚 0.025a+3mm=6.84mnmX i0mm 機蓋壁厚 6 1 0.02a+3=6.06mm<8mrm( i0mm 機座凸緣厚度 b i.5 6 =i5mm 機蓋凸緣厚度 bi i.5 6 =i5mm 機座底凸緣厚度 P 2.5 6 =25mmR 30mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+i2=i2.288mm? i6mm 地

51、腳螺釘數目 n a<300mm,n=4 軸承旁連接螺栓直徑 di 0.75df=i3.i5mm取 i2mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6)df=8.76~i0.52mm 取 i0mm 連接螺栓d2的間距 l i50~200mm( i80mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4~0.5)df=7.0i~8.76mm 取 M8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.0imm 取 M6 定位銷直徑 d (0.7~0.8)df=i2.27~i4.02mm 取 Mi2 df、d2、d3至外機壁跑離 ci di、d

52、2至凸緣邊緣距離 c2 軸承旁凸臺半徑 Ri Ri=C2=20 凸臺高度 h 外機壁至軸承座端面距離 Li ci+c2+(5~8)=44 內用L壁至軸承座端面距離 L2 6 +ci+c2+(5~8)=52 大齒輪頂圓與內機壁跑離 △ i >i.2 5 =9.6mmM i5mm 齒輪端面與內機壁跑離 △ 2 > 6 =i0mmR i2mm 機蓋、機座肋厚 mi,m mi=m^0.85 6 i=6.8mm取 9mm 軸承端蓋外徑 D2 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2)d3=9mm 取 15mm 軸承旁連接螺栓跑離 s s=D

53、2 9 .減速器潤滑方式及密封種類的選擇 當浸浴在油池中的傳動零件（齒輪或蝸桿等）的圓周速度 V>2-3m/s 時，可采用傳動件轉動時濺起的油來潤滑軸承（簡稱稀油潤滑），潤滑油 被濺起甩到箱體內壁上后，沿上箱蓋面出的坡流進下箱座分箱面上的輸 油溝內，再經軸承端蓋上的導油槽流進軸承。開設導油槽的軸承端蓋， 軸承蓋的密封由氈圈油封形式。 根據潤滑方式和工作環(huán)境條件（清潔）選定軸承端蓋的密封型式。 10 .課程設計小結 通過課程設計，復習了本課程研究內容、性質、任務、基本術語，對 齒輪傳動特點、分類及軸的結構設計，安裝次序，軸上零件的定位（軸向， 周向）、各段長度與直徑、工藝等有了更深

54、的理解。 掌握了機械設計基礎課程設計的基本步驟： 1）總體計算和傳動件參數計算 2）軸與軸系零件的設計 3）軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 4）裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大， 重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐， 使我對機械課程知識進行了系統(tǒng)的回顧。并且能使我在以后的設計中避免 很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備 參考文獻 [1]于曉文主編《機械設計課程設計》中國計量出版社2010.12 [3]陳立德主編《機械設計基礎》高等教育出版社2008.2 27 / 29 28 / 29 使用！ 溫馨提示-專業(yè)文檔供參考，請仔細閱讀后下載，最好找專業(yè)人士審核后