機械設(shè)計課程設(shè)計雙級圓柱斜齒齒輪(展開式)減速器

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1、機械設(shè)計課程設(shè)計：雙級圓柱斜齒齒輪（展開式）減速器 目 錄 1、設(shè)計任務(wù)書…………………………………………………………2 2、減速器的總體方案設(shè)計……………………………………………2 2.1 傳動方案設(shè)計………………………………………………2 2.2 選擇電動機…………………………………………………3 2.3 計算總傳動比和分配傳動比………………………………3 2.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算………………………4 3、傳動零件的參數(shù)設(shè)計和軸系零部件的初步選擇…………………5 3.1 齒輪傳動的參數(shù)設(shè)計…………………………

2、……………5 3.2 初算軸的直徑 ……………………………………………10 3.3 聯(lián)軸器的選擇………………………………………………11 3.4滾動軸承的選擇……………………………………………11 4、減速器裝配圖設(shè)計 ………………………………………………12 4.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ……………………………………………12 4.2 軸、滾動軸承及鍵聯(lián)接的校核計算 ……………………19 4.3 箱體的結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計 …………………………30 4.4 潤滑密封設(shè)計 ……………………………………………32 5、設(shè)計總結(jié) …………………………………………………………33

3、參考文獻………………………………………………………………34 計算與說明 主要結(jié)果 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 1、設(shè)計帶式傳輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器。 設(shè)計數(shù)據(jù)及工作條件： F=3200N; V=1.4m/s; D=320mm； 設(shè)計要求： 1.設(shè)計由減速器裝配圖1張 零件圖2張，及設(shè)計計算說明書一份組成; 2.設(shè)計中所有標(biāo)準(zhǔn)均按我國標(biāo)準(zhǔn)采用 第二部分 減速器的總體方案設(shè)計 一、傳動方案設(shè)計 根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為 可擬定傳動方案為：內(nèi)部雙級圓柱齒輪 整體布置如圖一：

4、 F=3200N; V=1.4m/s D=320mm nw=83.60r/min 二、選擇電動機 1．電動機的類型選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機 2．電動機的功率 工作機有效功率: Pw = FV/1000 = 4.48KW 設(shè)電動機到工作機之間的總效率為η，并設(shè)η1，η2，η3η4，η5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設(shè)齒輪精度為8級）、滾動軸承、開式滾子鏈傳動。滾筒的效率。查文獻4表2-2可得：η1=0.99，η2=0.97，

5、η3=0.99，η4=0.92，η5=0.96 總效率：η=η12η22η35η4η5 =0.9920.9720.9950.920.96 =0.7745 電動機所需功率： Pd=Pw/η=4.48/0.7745=5.784KW 查文獻4表16-1選取電動機的功率為7.5KW。 3．選擇電動機的轉(zhuǎn)速為1440r/min。 4．電動機型號確定 由功率和轉(zhuǎn)速，查文獻4表16-1，選擇電動機型號為： Y132M-4,并查表16-2，可得： 中心高 H=132mm；外伸軸徑D=38mm；

6、 軸外伸長度E=80mm； 三、計算總傳動比和分配傳動比 經(jīng)計算得內(nèi)外總的傳動比 =1440/83.60=17.22 取傳動比 減速器的總傳動比 雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比 低速級的傳動比 四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 1、各軸的轉(zhuǎn)速計算 nⅠ=nm=1440r/min nⅡ=nⅠ/i1=1440/r/min=430.365r/min nⅢ=nⅡ/i2=167.262r/min nⅣ= nⅢ=167.262r/min 83.63r/min 2、各軸的輸入功率計算

7、 PⅠ=Pdη1=5.7840.99KW=5.726KW PⅡ=PⅠη2η3=5.7260.970.99KW=5.499KW PⅢ=PⅡη2η3=5.4990.970.99KW=5.281KW PⅣ=PⅢη3η1=5.2810.990.99KW=5.175KW 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 T1=9550P1/n1=95505.726/1440=37.975Nm T2=9550P2/n2=122.025Nm T3=9550P3/n3=301.524Nm T4=9550P4/n4=295.472Nm 上述數(shù)據(jù)歸

8、納總結(jié)為表一。 表一： 軸號 轉(zhuǎn)速（r/min） 輸出功率（kW） 輸出轉(zhuǎn)矩（Nm） 傳動比i 高速軸Ⅰ 1440 5.726 37.975 1 中間軸Ⅱ 430.365 5.499 122.025 低速軸Ⅲ 167.262 5.281 301.524 滾子鏈軸Ⅳ 167.262 5.175 295.472 η=0.7745 電動機型號：Y132M-4 電動機的功率為7.5KW 鏈傳動的傳動比 減速器總傳動比 i=

9、 高速級傳動比 i1= 低速級傳動比 i2= nⅠ=nm=1440r/min nⅡ=430.365r/min nⅢ=167.262r/min nⅣ=167.262r/min =83.63r/min PⅠ=5.726KW PⅡ=5.499KW PⅢ=5.281KW PⅣ=5.175KW T1=37.975 Nm T2=122.025 Nm T3=301.524 Nm T4=295.472Nm 第三部分 傳動零件的參數(shù)設(shè)計和軸系零部件的初步選擇 一、減速器內(nèi)部傳動——齒輪傳

10、動的參數(shù)設(shè)計 1、高速級傳動斜齒齒輪的設(shè)計 選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù) 齒輪精度8級，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故采用軟齒面齒輪傳動。小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為230HWB輪：45鋼（正火），硬度為190HWB傳動平穩(wěn)性，取，則，圓整為。軟齒面齒輪傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，然后校核其齒根彎曲疲勞強度。 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 轉(zhuǎn)矩 (1)初選載荷系數(shù)K=1.1，由表10-8.選齒寬系數(shù) (2)初選螺旋角 (3)計算當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-21查得 取接觸疲勞安全系數(shù) (4)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為

11、 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù), (5)許用接觸應(yīng)力為 (6)計算小齒輪分度圓直徑 41.2 (7)確定模數(shù) ===1.87 =cos=1.81 查表取標(biāo)準(zhǔn)值為=2 (8)計算分度圓直徑 /cos=56mm /cos=153mm (9)計算傳動中心距 =99.39mm 圓整為=99mm (10)確定螺旋角 =arccos148′27″ (11)計算齒寬 b==156=56mm 圓整后取 (12)計算齒輪的圓周速度 3.43m/s 由表10-4可知，選用6級精度較為合適 3、校核彎曲疲勞強度 （1） 齒形系數(shù)和

12、應(yīng)力修正系數(shù) 由表10-5查得 （2） 許用彎曲應(yīng)力 由圖10-20查得 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）許用彎曲應(yīng)力為 ==300.89MPa ==226.46MPa ==123.39MPa300.89MPa ==123.39=131.48226.46MPa 滿足齒根彎曲疲勞強度要求 2、低速級傳動斜齒齒輪的設(shè)計 1、選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù) 齒輪精度8級，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，故采用軟齒面齒輪傳動。小齒輪： ，硬度為230HBW大齒輪：45鋼（正火）硬度為190

13、HBW，考慮傳動平穩(wěn)性，取，則，因選用軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，然后校核其齒根彎曲疲勞強度。 2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 轉(zhuǎn)矩 (1)初選載荷系數(shù)K=1.1，由表10-8.選齒寬系數(shù) (2)初選螺旋角 (3)計算當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-21查得 取接觸疲勞安全系數(shù) (4)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) (5)許用接觸應(yīng)力為 (6)計算小齒輪分度圓直徑 62mm (7)確定模數(shù) ===2.583 =cos=2.5 查表取標(biāo)準(zhǔn)值為=3 (8)計算分度圓直徑 /cos=74.5

14、4mm /cos=192.56mm 計算傳動中心距 =133.6mm 圓整為=134mm 確定螺旋角 =arccos1542′3″ 計算分度圓直徑 /cos=75mm /cos=193mm 計算齒寬 b==175=75mm 圓整后取 計算齒輪的圓周速度 0.65m/s 由表10-4可知，選用8級精度較為合適 3、校核彎曲疲勞強度 (1)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 由表10-7查得 (2)許用彎曲應(yīng)力 由圖10-20查得 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由圖10-4查得彎曲疲勞壽命系數(shù) (3)許用彎曲應(yīng)力為 ==

15、311.385MPa ==231.4MPa ==168.7MPa311.385MPa ==168.7=160.8MPa231.4MPa (4)滿足齒根彎曲疲勞強度要求 二、初算軸的直徑 已知，最小軸徑的初算公式為 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 A.高速軸： 在該軸段有一個鍵槽，則增大5%，， 由電機直徑D,可得 d1=(0.8～1.2)*D=(30.4～45.6)mm 考慮到與聯(lián)軸器相連，取d1min=32mm B.中間軸： 考慮到與軸承配合，且為了機器整體的協(xié)調(diào)和美觀， 取d2min=45mm C.低速軸

16、： 在該軸段有一個鍵槽，則增大5% ，，最后取d3min=40mm 三、選擇聯(lián)軸器 A.電機與高速軸之間的聯(lián)軸器 由于轉(zhuǎn)速較高，為減小動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選擇具有較小慣量和有彈性的聯(lián)軸器，可選彈性套柱銷聯(lián)軸器。 計算轉(zhuǎn)矩，取K=1.5， Tca=KTⅠ=56.963Nm 查表13-5，選型號LT6, 即所選的聯(lián)軸器為：LT6聯(lián)軸器 B.低速級與滾子鏈傳動主軸之間的聯(lián)軸器 因為有輕微沖擊，又因為傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，故可選彈性柱銷聯(lián)軸器。 計算轉(zhuǎn)矩，取K=1.5， Tca=KTⅢ=567.989Nm 查表13-7，選型號HL2 即所選的聯(lián)軸器為：HL2聯(lián)軸器 四、選

17、擇滾動軸承 傳動輕震，輕載轉(zhuǎn)速中等，有軸向和徑向載荷，初選深溝球軸承，選型號如下表二。 表二：軸承代號及其尺寸性能（文獻4的117頁) 軸種類 軸承代號 B D Cr C0r 高速軸 40 6208 18 73 80 22.8 15.8 中間軸 45 6209 19 78 85 24.5 17.5 低速軸 50 6210 20 83 90 27.0 19.8 8級精度 小齒輪:45鋼,調(diào)質(zhì)， 大齒輪:45鋼,正火，, K=1.1 =

18、 =2 56mm 153mm =99mm =148′27″ =3.43m/s =300.89MPa =226.46MPa 齒輪精度8級 小齒輪 硬度230HBW 大齒輪 硬度190HBW ， K=1.1 = = = =3 75.

19、54mm 192.56mm =134mm =1542′3″ 75mm 193mm =0.65m/s =311.385MPa =231.4MPa d1min=32mm d2min=45mm d3min=40mm 聯(lián)軸器1: TL6聯(lián)軸器 聯(lián)軸器2: HL3聯(lián)軸器 第四部分減速器裝配圖設(shè)計 一、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）高速級（齒輪軸）結(jié)構(gòu)和尺寸如

20、圖二： 圖二 結(jié)構(gòu)尺寸： 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果 考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直徑配合 32 大帶輪定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1 =32+4.48~6.4=36.48~38.4 考慮密封圈查表15-8 P144得d=38 38 考慮軸承d3> d2選用6208軸承從機械設(shè)計手冊軟件（R2.0） B=18mm， da=47mm，d3=40mm,D=80 40 考慮軸承定位 查表[2] 9-7 ＝da＝＝47 47 考慮到齒輪分度圓與

21、軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=54 54 =（同一對軸承） 47 ＝（同一對軸承） 40 名稱 計算公式 單位 計算結(jié)果 (聯(lián)軸器)=62-（2－3） 60 考慮軸承端蓋與其螺釘長度然后圓整取46 46 =18(軸承B) 18 ＝Δ1+(3-5)+B1+(8-15)-(B1-B2)/2=10+4.5+56+10+2.5=83 83 =B1=56 56 ＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5 14.5 ＝B-

22、2=18-2=16 16 L（總長） L =60+46+18+102+56+14.5+16=312.5 312.5 L(支點距離) L=312.5-60-46-18+2=190.5 190.5 （2）中間軸（齒輪軸）結(jié)構(gòu)和尺寸如圖三： 圖三 結(jié)構(gòu)尺寸： 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果 考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6209 B=19,da=52,D=85 45 = da=52 52 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時= = a=151

23、 151 軸肩定位 56 =（一對同型號軸承） 52 =（一對同型號軸承） 45 名稱 計算公式 單位 計算結(jié)果 (軸承B) 19 齒輪裝拆方便，設(shè)置過渡軸肩取 10 =B2=61 61 軸肩長度取=30 30 =25+5+15+2+3＝50 50 = =48 48 L（總長） L ＝19+10+61+30+50+48＝218 218 L（支點距離

24、） L ＝218－19+2＝197 197 （3）低速級軸結(jié)構(gòu)和尺寸如圖四： 圖四 結(jié)構(gòu)尺寸： 名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果 考慮到與聯(lián)軸器內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)直徑配合, =40 40 >,考慮聯(lián)軸器定位 查,并考慮與密封墊配合 查附表：15－8接觸式密封d=45 45 考慮與軸承公稱直徑配合> ，軸承代號：6210 B＝20 da＝57 50 d4=da＝57 57 考慮到齒輪定位, d5 =d4+(5~10)=63 查 63

25、 = 57 = 50 名稱 計算公式 單位 計算結(jié)果 與聯(lián)軸器配合長度短2~3mm ＝86-（2～3）＝82 86 ＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝67.5 67.5 ＝20 20 ＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5 62.5 軸肩 10 ＝75-2＝73 73 ＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37 37 L（總長） L ＝82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354 354

26、L(支點距離) L ＝354-82-67.5-20+2＝186.5 mm 186.5 二、軸、滾動軸承及鍵聯(lián)接的校核計算 1高速軸的強度校核 49.5 143 112.5 計算與說明 主要結(jié)果 如圖五所示，則： （1）對軸進行受力分析 圓周力 Ft=2*T/d1=（2*37975）/56=993N 徑向力Fr= Fttanαn/cosβ=375N 軸向力F=Ftan=273N （2）計算支反力 ?垂直面上支反力 RVB=(FrL1-Fad1/2)/(L1+L2) =（375*143-273*56/2)/(143+49.5)=237N

27、 RVA=Fr- RVB=138N ?水平面X面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=49.5*993/143+49.5=261 RHB=Ft-RHA=732N （3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當(dāng)量彎矩圖。 （4）按安全系數(shù)法校核 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 截面a-a軸徑最小，b-b有較大彎矩且軸徑較小，c-c有最大彎矩，故均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W=0 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T/2WT =37975/(2*1280

28、0)MPa =1.01MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=1.01 MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1.88，Kτ=1.58 表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ=0.84，ετ=0.78 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[3]表15-1查得 ， 分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： >[S]=1.4,故安全。 B.校核截面b-b b-b截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W=30853/9733.6=3.17 MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=

29、T/2WT =37975/(2*19467.2)MPa =0.66MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=0.66 MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1.825，Kτ=1.625 表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ=0.84，ετ=0.78 分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： >[S]=1.4,故安全。 C.校核截面c-c c-c截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W=38824/7868.9=4.94MPa

30、 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T/2WT =37975/(2*155737.8)MPa =0.83 MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=0.83 MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1，Kτ=1 表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ=0.84，ετ=0.78 分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： >[S]=1.4,故安全。 綜上知，高速軸的強度足夠。 圓周力 Ft=993N 徑向力Fr==37 軸向力F=273N 支反力: RVB=237N

31、 RVA=138N RHA=261N RHB=732N 計并算畫出彎矩圖；當(dāng)量彎矩圖 a-a b-b c-c均為危險截面 a-a截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅σa=0 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅τa =1.01MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=1.01 MPa a-a安全 b-b安全 c-c安全 高速軸安全 79.5 62 50 圖六：中間軸受力圖

32、 計算與說明 重要結(jié)果 2.中間軸的強度校核 （1）對軸進行受力分析 圓周力 Ft2=2*T/d2=954N Ft3=2*T/d3=2888N 徑向力 Fr2= Ft2tanαn/cosβ=360N Fr3= Ft3tanαn/cosβ=1077N 軸向力Fa2= Ft2tan=262N Fa3= Ft3tan=648N （2）計算支反力 ?垂直面上支反力 RVB=-924N RVA=207N ?水平面X面上 RHA=1667N RHB=2175N （3）計算軸的彎矩，并畫

33、出彎矩圖；計算并畫出當(dāng)量彎矩圖。 （4）按安全系數(shù)法校核 截面a-a和b-b分別為齒輪2與3的軸向中心面，分析易知，它們均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W=79183/9408.6=8.42MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T/2WT =136432/(2*20265.9)MPa =2.68MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=2.68 MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1.825，Kτ=1.625

34、表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ=0.84，ετ=0.78 分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)：： >[S]=1.4,故安全。 B.校核截面b-b b-b截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W=141790/29541=4.80MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T/2WT =136432/(2*292660) MPa =1.86 MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=1.86 MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1，Kτ=1 表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ

35、=0.81，ετ=0.76 分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： >[S]=1.4,故安全。 綜上知，中間軸的強度足夠。 128 62.5 計算并畫出彎矩圖，當(dāng)量彎矩圖 a-a和b-b均為危險截面 a-a安全 b-b安全 中間軸安全 計算及說明 重要結(jié)果 3.低速軸的強度校核 （1）對軸進行受力分析 圓周力 Ft=2*T/d1=2776N 徑向力Fr= Fttanαn/cosβ=1

36、035N 軸向力F=Ftan=623N （2）計算支反力 ?垂直面上支反力 RVA=(FrL2-Fad/2)/(L1+L2)=149N RVB=FR- RVA=886N ?水平面X面上 RHA=L2Ft/( L1+L2)=1846N RHB=Ft-RHA=930N （3）計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當(dāng)量彎矩圖。 （4）按安全系數(shù)法校核 截面a-a和b-b分別為齒輪的軸向中心面和右端面，分析易知，它們均為危險截面。 A.校核截面a-a a-a截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W

37、=154200/11363=13.57MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T/2WT =378659/(2*26822)MPa =6.59MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=6.59 MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1.825，Kτ=1.625 表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ=0.81，ετ=0.76 分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： >[S]=1.4,故安全。 低速軸的強度校核 計算并

38、畫出彎矩圖；當(dāng)量彎矩圖。 a-a和b-b均為危險截面 a-a安全 B.校核截面b-b b-b截面上的應(yīng)力： 彎曲應(yīng)力幅：σa=M/W=0MPa 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅：τa=T/2WT =378659/(2*25000) MPa =7.07 MPa 彎曲平均應(yīng)力：σm=0 扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力：τm=7.07MPa 等效系數(shù)：ψσ=0.2，ψτ=0.1 截面應(yīng)力集中系數(shù)：Kσ=1.88，Kτ=1.58 表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)： β=0.94；εσ=0.81，ετ=0.76 分別考慮彎

39、矩或扭矩作用時的完全系數(shù)： >[S]=1.4,故安全。 綜上知，低速軸的強度足夠。 4.滾動軸承的壽命校核計算 （1）高速軸軸承校核 Fa 軸承的支撐受力如圖八， 由軸的受力易知： Fa=273N, Fr1 Fr2 圖八 Fr1=（RHA2+RVA2）1/2=295N Fr2=（RHB2+RVB2）1/2=769N 故有： Fa1= Fa=273N，F(xiàn)a2=0N 當(dāng)量動載荷P： 軸承1：因Fa1/C0r=273/15800=0.017,插值得e=0.20， 又Fa1/ Fr1=273

40、/295=0.93>e，所以， X1=0.56,Y1=2.20 =1.0(0.56*295+273*2.20) =766N 軸承2 Fa2/ Fr2=0，故取X2=1,Y2=0 =769N 驗算壽命：P2>P1,故用軸承2計算 期望壽命為L=300*10*16=48000h

41、A2）1/2=1680N FrⅡ=（RHB2+RVB2）1/2=2363N 故有：FaⅠ= 0N FaⅡ=386N 當(dāng)量動載荷P： 軸承Ⅱ：因Fa1/C0r=386/17550=0.022,得e>0.19， 又Fa1/ Fr1=386/2363=0.16PⅠ,故用軸承Ⅱ計算 期望壽命為L=300*10*16=48000h

42、N, Fr2 Fr1 圖十 Fr2=（RHA2+RVA2）1/2=1863N Fr1=（RHB2+RVB2）1/2=1284N 故有： Fa2= 0N Fa1=623N 當(dāng)量動載荷P： 軸承1：因Fa1/C0r=623/19800=0.031,得e<0.26， 又Fa1/ Fr1=623/1475=0.42>e，所以， X1=0.56,Y1=1.98 =1.0(0.56*1284+623*1.98) =1953N 軸承2 Fa2/ Fr2=0，故取X2=1,Y2=0 驗算壽命：

43、P1>P2,故用軸承1計算 期望壽命為L=300*10*16=48000h

44、用剖分式結(jié)構(gòu)。 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于30mm 3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設(shè)計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 B 油螺塞： 放油孔

45、位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C油標(biāo)： 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出. D通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡. E啟蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F定位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向

46、各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運減速器。. 箱體具體各部分的尺寸大小如下表（3）所示： b-b安全 低速軸安全 Fa=272N Fr1=295N Fr2=769N Fa1=272N Fa2=0N X1=0.56 Y1=2.20 P=766N X2=1, Y2=0 P2=769N Lh=54380h 高速軸軸承滿足要求 中間軸軸承滿足要求

47、 低速軸軸承滿足要求 中間軸鍵為：鍵149 (L=45mm) 低速軸鍵為： 1610(L=70mm) 箱體采用鑄造（HT200）制成 采用剖分式結(jié)構(gòu) 箱體具體各部分的尺寸如下表（3）所示 表（3） 箱座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 箱蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 箱座凸緣壁厚 b=1.5δ 1

48、2mm 箱蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 箱座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 20mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 8mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 6mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 6mm 軸承旁凸臺半徑 R C2=16 mm 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 10mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2 Δ2>δ 10 mm 箱體外壁至軸承座斷面的距離Δ4 42 mm 箱座箱蓋上的肋板厚 地腳螺釘 直徑與數(shù)目

49、 通孔直徑 =20 沉頭座直徑 底座凸緣尺寸 連接螺栓 軸承旁連接螺栓直徑 12 軸承旁連接螺栓 通孔直徑 軸承旁連接螺栓 沉頭座直徑 D=26 軸承旁連接螺栓 凸緣尺寸 箱座箱蓋的 連接螺栓直徑 箱座蓋連接螺栓 通孔直徑 箱座箱蓋的連接螺栓 沉頭座直徑 D=18 箱座蓋連接螺栓凸緣 計算與說明 主要結(jié)果 四、潤滑密封設(shè)計 1． 齒輪傳動的潤滑 （1） 潤滑劑的選擇 根據(jù)減速器使用要求，查表15-1,15-3,

50、根據(jù)齒面硬度可選全損耗系統(tǒng)用油AN100（GB 443-1989）。 （2） 潤滑方式 因為此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。 2． 滾動軸承的潤滑 （1） 潤滑方式 已知減速器中浸油齒輪的圓周速度v=2.606m/s>2~3m/s，可采用飛濺潤滑。飛濺的油通過直接濺入和經(jīng)輸油溝流入軸承，起到潤滑的作用。 （2） 潤滑劑的選擇 因為采用濺油潤滑，因而直接采用減速器油池內(nèi)的潤滑油進行潤滑，即選用全損耗系統(tǒng)用油AN100（GB 443-1989）。 2． 密封方式的選擇 由于I，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用J形橡

51、膠密封。采用兩個相背安裝的油封，防塵，防漏油性能均佳。 潤滑劑： 全損耗系統(tǒng)用油AN100 潤滑方式： 浸油潤滑 軸承潤滑方式：飛濺潤滑 密封方式： J形橡膠密封 第五部分 設(shè)計總結(jié) 我們這次機械設(shè)計課程設(shè)計是做《帶式運輸機用的雙級圓柱齒輪減速器》。在10天的設(shè)計過程中，讓我明白一個簡單機械設(shè)計的過程，知道一個設(shè)計所必須要準(zhǔn)備些什么，要怎樣去安排工作，并學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律；也通過課程設(shè)計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識來分析和解決機械設(shè)計問題的能力；學(xué)會怎樣

52、去進行機械設(shè)計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學(xué)習(xí)興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學(xué)內(nèi)容的更加理解和掌握。 這次機械課程設(shè)計中，我遇到了很多問題，但同學(xué)討論和老師 指導(dǎo)起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設(shè)計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設(shè)計是一件不容易的事，必須有豐富的知識面和實踐經(jīng)驗，還必須有一個好的導(dǎo)師。設(shè)計讓我感到學(xué)習(xí)設(shè)計的緊張，能看到同學(xué)間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧以前所學(xué)習(xí)的理論知識，也明白只有在學(xué)習(xí)理論基礎(chǔ)上才能做設(shè)計，讓我以后更加注重理論的學(xué)習(xí)并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設(shè)計時間的分配，前面

53、傳動方案設(shè)計和傳動件設(shè)計時間太長，而在裝配草圖設(shè)計、裝配工作圖設(shè)計時間太緊，還有就是在裝配草圖設(shè)計中遇到一些尺寸不是很確定，而減慢了AutoCAD工程制圖的速度，這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設(shè)計思維不太嚴謹，沒有很好地熟悉一些理論知識，沒有過此類設(shè)計的經(jīng)驗；在設(shè)計過程中自己也做了一些重復(fù)的計數(shù)，很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù)，而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)問題，而白白花了重復(fù)工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設(shè)計的過程，積累了一些設(shè)計的經(jīng)驗。 這次機械設(shè)計課程設(shè)計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設(shè)計能力訓(xùn)練，很好地提高了我們實

54、踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設(shè)計，明白到學(xué)習(xí)的內(nèi)容的目的，更加明確大學(xué)學(xué)習(xí)的目標(biāo)方向，能激起學(xué)生學(xué)習(xí)激情，也讓我們有學(xué)習(xí)的成就感，希望以后有更多合適實訓(xùn)教學(xué)安排。 參考文獻 【1】朱冬梅，胥北瀾，何建英主編.畫法幾何及機械制圖[M]，第6版.北京：高等教育出版社，2008. 【2】吳宗澤主編.機械設(shè)計使用手冊[M],第2版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2003. 【3】濮良貴，紀(jì)明剛主編.機械設(shè)計[M],第8版.北京：高等教育出版社，2006. 【4】唐增寶，常建娥主編.機械設(shè)計課程設(shè)計[M]，第3版.武漢：華中科技大學(xué)出版社,2006. 35 第 35 頁 共 35 頁