二級斜齒輪減速器設計

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1、 機械設計課程設計 ——二級斜齒輪減速器 學 院： 行知學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化121班 姓 名： 范云龍 學 號： 12556108 聯(lián)系電話： 18329031863/651863 授課教師： 徐洪 成 績: 機械設計課程設計任務書 姓名 范云龍 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 機械121 學號 12556108 設計題目：帶式輸送機的傳動裝置中的帶傳動與減速器，減速器結(jié)構(gòu)為二級斜齒減速器。 工作

2、條件：如表中數(shù)據(jù)，每年以240工作日計算，輸出轉(zhuǎn)速允許誤差為3％以內(nèi)。 設計工作量：設計說明一份；結(jié)構(gòu)草圖一份（坐標紙手繪）；減速器裝配圖一份；大帶輪、小帶輪、四個齒輪，三根軸的零件圖；減速器3D裝配圖一份；減速器3D動畫；三根軸的應力應變圖。 數(shù)據(jù)號 學 號 姓 名 沖 擊 工作年限 工作班制 運行形式 輸出轉(zhuǎn)速r/min 輸出扭矩n.m 6 12556108 范云龍 大 5 3 雙向 55 450 指導教師簽字： 日期：  序號 項目 依據(jù) 結(jié)論 I.

3、 方案分析 將齒輪置于遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可以使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷不均勻的現(xiàn)象。 II. 選擇電動機 1. 電動機類型 目前應用最廣的是Y系列三相異步電動機，其結(jié)構(gòu)簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉，維護方便。 Y型全封閉籠型三相異步電機 2. 電動機功率 輸出功率 （輸出扭矩，輸出轉(zhuǎn)速） 傳動效率 （分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器的效率。取，，，） 電動機功率 3. 電動機轉(zhuǎn)速 總傳動比 （帶傳動比，齒輪傳動比） 電動機轉(zhuǎn)速 4.

4、選擇電動機 根據(jù)電動機功率，電動機轉(zhuǎn)速，查《課程設計指導書》P143附表8.1 Y100L—2 5. 結(jié)論 電動機型號 功率P 轉(zhuǎn)速n Y100L—2 3kW 2880r/min III. 分配傳動比 1. 總傳動比 2. 定義參數(shù) 3. 高速級傳動比 4. 低速級傳動比 5. 帶傳動傳動比 6. 初選傳動比 4.15688 3.74119 3.36707 IV. 帶傳動設計 i. 帶設計 1. 確定計算功率 工作情況系數(shù) 根據(jù)帶傳動三班制，軟啟動，載荷變動大，查《機械設

5、計》P156表8-8 確定計算功率 （） 2. 選擇V帶代帶型 根據(jù)計算功率，轉(zhuǎn)速，查《機械設計》P157圖8-11 選用A型 3. 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 (1) 初選小帶輪的基準直徑 根據(jù)V帶帶型為A型，查《機械設計》P155表8-7，P157表8-9 (2) 驗算帶速 帶速合適 (3) 計算大帶輪的基準直徑 ，再根據(jù)V帶帶型為A型，查《機械設計》P157表8-9 4. 確定V帶的中心距和基準長度 (1) 初定中心距 (2) 計算帶所需的基準長度 再根據(jù)V帶帶型為A型，查《機械設計》P145表8-2 (

6、3) 計算實際中心距 中心距的變化范圍為482~560 5. 驗算小帶輪上的包角 6. 計算帶的根數(shù) (1) 計算單根V帶的額定功率 根據(jù)小帶輪直徑，小帶輪轉(zhuǎn)速，查《機械設計》P151表8-4，得單根普通V帶的基本額定功率； 根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比和A帶型，查《機械設計》P153表8-5，得單根普通V帶額定功率的增量； 根據(jù)小帶輪包角，查《機械設計》P155表8-6，得包角修正系數(shù)； 根據(jù)V帶帶型為A型，V帶的基準長度，查《機械設計》P145表8-2得帶長修正系數(shù) (2) 計算V帶的根數(shù) 取4根 7. 計算單根V帶的初拉力 根

7、據(jù)V帶帶型為A型，查《機械設計》P149表8-3得單位長度質(zhì)量 （包角修正系數(shù)，計算功率，帶的根數(shù)，帶速） 8. 計算壓軸力 （帶的根數(shù)，小帶輪上的包角） 9. 主要設計結(jié)論 選用A型普通V帶4根，帶基準長度1750mm。帶輪基準直徑，，中心距控制在。單根帶初拉力。 小帶輪直徑 大帶輪直徑 實際傳動比 壓軸力 ii. 帶輪結(jié)構(gòu)設計 帶輪材料采用HT150。查《機械設計課程設計手冊》P68表5-8，得，，，，，現(xiàn)取，， 1. 小帶輪設計 根據(jù)小帶輪直徑，得小帶輪采用實心式，根據(jù)電動機型號為Y100L—2，查《機械設計課程設計手冊》P23表

8、2-3得電動機的伸出端直徑，電動機軸外伸長度，再查《機械設計課程設計手冊》P68表5-8，表5-9 取 由于，所以 但考慮到電動機軸外伸長度為60mm，故取 2. 大帶輪設計 根據(jù)大帶輪直徑，得大帶輪采用輪輻式。大帶輪轂孔直徑由后續(xù)高速軸設計而定，暫取。查《機械設計課程設計手冊》P68表5-8，表5-9 取 由于，所以 取 V. 齒輪設計 i. 高速級齒輪設計 高速級小齒輪轉(zhuǎn)速 （小帶輪轉(zhuǎn)速，帶輪傳動比） 輸入功率 （電動機功率，帶傳動效率，軸承效率） 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用斜齒圓柱

9、齒輪傳動，壓力角取為20 (2) 初選精度 查《機械設計》P205表10-6 初選精度IT7 (3) 材料選擇 查《機械設計》P191表10-1 小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS；大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS (4) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 (5) 初選螺旋角 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 (1) 計算小齒輪分度圓直徑 1) 確定公式中的各參數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速） c) 齒寬系數(shù) 根據(jù)兩支承相對于齒輪作不對稱布置，查《機械設計》P206表10-7

10、 d) 區(qū)域系數(shù) 根據(jù)螺旋角，查《機械設計》P203圖10-20 e) 彈性影響系數(shù) 根據(jù)齒輪齒輪，查《機械設計》P202表10-5 f) 接觸疲勞強度用重合度系數(shù) （壓力角，螺旋角） （小齒輪齒數(shù)，） （大齒輪齒數(shù)） （齒寬系數(shù)） g) 螺旋角系數(shù) h) 接觸疲勞許用應力 根據(jù)齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P211圖10-25(d)，得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為，； 根據(jù)三班制，每年以240工作日計算，工作年限5年，得（小齒輪轉(zhuǎn)速） （傳動比）； 查《機械設計》P208圖10-23

11、，得接觸疲勞壽命系數(shù)； 取失效概率為1%，安全系數(shù)，得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2) 試算小齒輪分度圓直徑 (2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 a) 圓周速度 （小齒輪轉(zhuǎn)速） b) 齒寬 （齒寬系數(shù)） 2) 計算實際載荷系數(shù) a) 使用系數(shù) 根據(jù)沖擊大，原動機為電動機，查《機械設計》P192表10-2 b) 動載系數(shù) 根據(jù)速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 c) 齒間載荷分配系數(shù) 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，小齒輪分度圓直徑） （

12、使用系數(shù)，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 d) 實際載荷系數(shù) 根據(jù)兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，查《機械設計》P196表10-4，得齒向載荷分布系數(shù)； 實際載荷系數(shù) 3) 分度圓直徑及相應的模數(shù) （小齒輪分度圓直徑，載荷系數(shù)） （螺旋角，小齒輪齒數(shù)） 3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 試算齒輪模數(shù) 1) 確定公式中的各參數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) （螺旋角，端面壓力角） （直齒圓柱齒輪的重合度） c) 彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) （斜齒輪的軸

13、面重合度，螺旋角） d) 計算 由當量齒數(shù)，，查《機械設計》P200圖10-17，得齒形系數(shù)，； 查《機械設計》P201圖10-18，得應力修正系數(shù)，； 根據(jù)齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P209圖10-24(c)，得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，； 根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)，查《機械設計》P208圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 ， 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2) 試算齒輪模數(shù) (2) 調(diào)整齒輪模數(shù) 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 a) 圓周速度 （小齒輪轉(zhuǎn)速） b) 齒寬 （齒寬系數(shù)

14、） c) 齒高及寬高比 （，，齒輪模數(shù)） 2) 實際載荷系數(shù) a) 動載系數(shù) 根據(jù)速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 b) 齒間載荷分配系數(shù) 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，小齒輪分度圓直徑） （使用系數(shù)，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 c) 載荷系數(shù) 根據(jù)兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，齒面為軟齒面，查《機械設計》P196表10-4，得，結(jié)合查《機械設計》P197圖10-13，得 載荷系數(shù) () 3) 按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) （齒輪模數(shù)，載荷系數(shù)） 對比計算結(jié)果

15、，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近??；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的模數(shù)，即 取，則，取，與互為質(zhì)數(shù)。 4. 幾何尺寸計算 (1) 中心距 圓整中心距為85mm (2) 修正螺旋角 (3) 小、大齒輪的分度圓直徑 (4) 齒輪寬度 （齒寬系數(shù)） 取， 5. 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整后，、和、、等均產(chǎn)生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強度校核 按前述

16、類似做法，先計算中的各參數(shù)。計算結(jié)果如下： 將它們代入式中，得到 不滿足齒面接觸疲勞強度條件。 修改小齒輪齒數(shù)，則 取 1 計算中心距 ，取 2 修正螺旋角 3 計算小齒輪分度圓直徑 4 代入式中，得 滿足齒面接觸疲勞強度條件 (2) 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算中的各參數(shù)，計算結(jié)果如下： 將它們代入式中，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 6. 受力分析 7. 設計結(jié)論 齒數(shù)、，模數(shù)，壓力

17、角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬，。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按精度IT7設計。 d z m 48.50 44.59 51.63 31 1.5 1631′48″ 181.50 177.59 184.63 116 1537 456 584 411 122 156 ii. 低速級齒輪設計 低速級齒輪傳動比 （總傳動比，高速級齒輪傳動） 低速級小齒輪轉(zhuǎn)速 （高速級小齒輪轉(zhuǎn)速） 低速級齒輪輸入功率 （高速級齒輪輸入功率，軸承效率，齒輪傳動效率） 1.

18、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20 (2) 初選精度 查《機械設計》P205表10-6 初選精度IT7 (3) 材料選擇 查《機械設計》P191表10-1 小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS；大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS (4) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 (5) 初選螺旋角 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 (1) 計算小齒輪分度圓直徑 1) 確定公式中的各參數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （低速級齒輪輸入功率，低速級小齒輪轉(zhuǎn)速） c) 齒寬

19、系數(shù) 根據(jù)兩支承相對于齒輪作不對稱布置，查《機械設計》P206表10-7 d) 區(qū)域系數(shù) 根據(jù)螺旋角，查《機械設計》P203圖10-20 e) 彈性影響系數(shù) 根據(jù)齒輪齒輪，查《機械設計》P202表10-5 f) 接觸疲勞強度用重合度系數(shù) （壓力角，螺旋角） （小齒輪齒數(shù)，） （大齒輪齒數(shù)） （齒寬系數(shù)） g) 螺旋角系數(shù) h) 接觸疲勞許用應力 根據(jù)齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P211圖10-25(d)，得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為，； 根據(jù)三班制，每年以240工作日計算，工作年限

20、5年，得（小齒輪轉(zhuǎn)速） （傳動比）； 查《機械設計》P208圖10-23，得接觸疲勞壽命系數(shù)； 取失效概率為1%，安全系數(shù)，得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2) 試算小齒輪分度圓直徑 (2) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 a) 圓周速度 （小齒輪轉(zhuǎn)速） b) 齒寬 （齒寬系數(shù)） 2) 計算實際載荷系數(shù) a) 使用系數(shù) 根據(jù)沖擊大，原動機為電動機，查《機械設計》P192表10-2 b) 動載系數(shù) 根據(jù)速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 c) 齒間載荷

21、分配系數(shù) 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，小齒輪分度圓直徑） （使用系數(shù)，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 d) 實際載荷系數(shù) 根據(jù)兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，查《機械設計》P196表10-4，得齒向載荷分布系數(shù)； 實際載荷系數(shù) 3) 分度圓直徑及相應的模數(shù) （小齒輪分度圓直徑，載荷系數(shù)） （螺旋角，小齒輪齒數(shù)） 3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 試算齒輪模數(shù) 1) 確定公式中的各參數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) （螺旋角，端面壓力角） （直齒圓柱齒輪的

22、重合度） c) 彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) （斜齒輪的軸面重合度，螺旋角） d) 計算 由當量齒數(shù)，，查《機械設計》P200圖10-17，得齒形系數(shù)，； 查《機械設計》P201圖10-18，得應力修正系數(shù)，； 根據(jù)齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P209圖10-24(c)，得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，； 根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)，查《機械設計》P208圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 ， 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2) 試算齒輪模數(shù) (2) 調(diào)整齒輪模數(shù) 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備

23、 a) 圓周速度 （小齒輪轉(zhuǎn)速） b) 齒寬 （齒寬系數(shù)） c) 齒高及寬高比 （，，齒輪模數(shù)） 2) 實際載荷系數(shù) a) 動載系數(shù) 根據(jù)速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 b) 齒間載荷分配系數(shù) 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，小齒輪分度圓直徑） （使用系數(shù)，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 c) 載荷系數(shù) 根據(jù)兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，齒面為軟齒面，查《機械設計》P196表10-4，得，結(jié)合查《機械設計》P197圖10-13，得 載荷系數(shù) ()

24、 3) 按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) （齒輪模數(shù)，載荷系數(shù)） 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的模數(shù)，即 取，則，取，與互為質(zhì)數(shù)。 4. 幾何尺寸計算 (1) 中心距 圓整中心距為160mm (2) 修正螺旋角 (3) 小、大齒輪的分度圓直徑 (4) 齒輪寬度 （齒寬系數(shù)） 取， 5. 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整后，、和、、等均產(chǎn)生變化，應重

25、新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算中的各參數(shù)。計算結(jié)果如下： 將它們代入式中，得到 不滿足齒面接觸疲勞強度條件。 修改小齒輪齒數(shù)，則 取 1 計算中心距 ，取 2 修正螺旋角 3 計算小齒輪分度圓直徑 4 代入式中，得滿足齒面接觸疲勞強度條件 (2) 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算中的各參數(shù)，計算結(jié)果如下： 將它們代入式中，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 6.

26、 受力分析 7. 設計結(jié)論 齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬，。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按精度IT7設計。 d z m 76.75 69.08 82.89 25 3 1216′26″ 273.25 265.57 279.39 89 3557 774 1325 999 217 272 iii. 校核 實際傳動比，， 所以實際總傳動比 誤差為 符合要求 VI. 軸、軸承、鍵的設計 1. 選取材料 查《機械設計》

27、P358表15-1 45鋼（調(diào)質(zhì)） 2. 計算軸的最小直徑 低速級齒輪功率（低速級小齒輪輸入功率，軸承效率齒輪傳動效率），低速級大齒輪轉(zhuǎn)速（低速級小齒輪轉(zhuǎn)速，低速級齒輪傳動比） (1) 高速軸最小直徑 輸入功率 高速級小齒輪轉(zhuǎn)速 軸的最小直徑顯然是安裝連接大帶輪處。有鍵槽，應增大3%-5%，然后圓整。取 (2) 中間軸最小直徑 輸入功率 低速級小齒輪轉(zhuǎn)速 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處。圓整，取 (3) 低速軸最小直徑 輸入功率 低速級大齒輪轉(zhuǎn)速 軸的最小直徑顯然是安裝連接聯(lián)軸器處。有鍵槽，應增大3%-5%，然后圓整。取 3. 減

28、速器裝配工作底圖的設計 根據(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關系、軸向?qū)挾?、零件間的相對位置及軸承潤滑方式等要求 底圖見附頁 4. 高速軸的結(jié)構(gòu)設計及強度校核 (1) 軸上零件的位置與固定方式的確定 齒輪部分安排在減速器箱體的中央，軸承非對稱分布。軸承采用兩端固定方式。現(xiàn)軸承采用脂潤滑，可以通過封油環(huán)定位。 (2) 各軸段直徑和長度的確定 1) 各軸段直徑的確定 a) 最小直徑，安裝在大帶輪外伸軸段，可?。创髱л喌目讖剑? b) 密封處軸段，考慮密封圈的標準，查《機械設計課程設計手冊》P123表9-9，取，該處軸的圓周速度，故可選氈圈油封，選取氈圈25 JB/

29、ZQ 4606—1997 c) 滾動軸承處軸段，取?？紤]到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6305 d) 過渡軸段，取 e) 軸環(huán)，取 f) 齒輪處軸段，取 g) 滾動軸承處軸段，取。考慮到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6305 2) 各軸段長度的確定 a) 應比大帶輪的輪轂長度短2~3mm，故取 b) 軸環(huán)，取 c) 齒輪處軸段，取 d)

30、 過渡軸段，取 e) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 f) 考慮透蓋的安裝，取 g) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝封油環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 h) 高速軸總長 (3) 按彎扭合成應力校驗軸的強度及滾動軸承的校驗 1) 繪制高速軸受力簡圖 2) 已經(jīng)計算過的數(shù)據(jù)整理 小齒輪所受轉(zhuǎn)矩 小齒輪所受圓周力 小齒輪所受徑向力 帶輪壓軸力 小齒輪所受軸向力 3) 支點支反力 由，得； 由，得

31、 點總支反力 點總支反力 4) 彎矩 處水平彎矩； 處水平彎矩； ； 處垂直彎矩； 處垂直彎矩； 處合成彎矩； 處合成彎矩； 5) 軸校驗 軸是雙向回轉(zhuǎn)軸，取折合系數(shù)。計算應力 （單位MPa，M、T單位N.mm） （軸所受彎矩， 軸所受扭矩） 軸的抗彎截面系數(shù)，查《機械設計》P369表15-4，得 ，查《機械設計》P358表15-1，得45鋼（調(diào)質(zhì)）許用彎曲應力，所以，安全 6) 滾動軸承校驗 查《機械設計基礎課程設計指導書》P158附表10.2，得深溝球軸承6305的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。現(xiàn)預計壽命 ，，， 查《機械設計課程設

32、計手冊》P99表6-14，得大沖擊時，載荷系數(shù)。因為，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-15，得深溝球軸承的最小e值為0.44，故此時，則徑向動載荷系數(shù)，軸向動載荷系數(shù) 因為,故只需驗算軸承1。軸承在100℃以下工作，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-16，得溫度系數(shù)，則 （轉(zhuǎn)速），軸承壽命合格。 5. 中間軸的結(jié)構(gòu)設計及強度校核 (1) 各軸段直徑和長度的確定 1) 各軸段直徑的確定 a) 最小直徑，位于兩端，此處安裝軸承，可取，查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6306 b) 小齒輪處軸段，取

33、 c) 軸環(huán)，取 d) 大齒輪處軸段，取 e) 最小直徑，位于兩端，此處安裝軸承， ，查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6306 2) 各軸段長度的確定 a) 軸環(huán)，取 b) 小齒輪處軸段，取 c) 大齒輪處軸段，取 d) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 e) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 f) 中間軸總長 (2) 按

34、彎扭合成應力校驗軸的強度及滾動軸承的校驗 1) 繪制中間軸受力簡圖 2) 已經(jīng)計算過的數(shù)據(jù)整理 大齒輪所受圓周力 小齒輪所受圓周力 大齒輪所受徑向力 小齒輪所受徑向力 大齒輪所受軸向力 小齒輪所受軸向力 小齒輪所受轉(zhuǎn)矩 3) 支點支反力 由，得； 由，得 點總支反力 點總支反力 4) 彎矩 處水平彎矩； ； 處水平彎矩； ； 處垂直彎矩； 處垂直彎矩； 處合成彎矩； ； 處合成彎矩； 5) 軸校驗 軸是雙向回轉(zhuǎn)軸，取折合系數(shù)。計算應力

35、 （單位MPa，M、T單位N.mm） （軸所受彎矩， 軸所受扭矩） 軸的抗彎截面系數(shù)，查《機械設計》P369表15-4，得 ，查《機械設計》P358表15-1，得45鋼（調(diào)質(zhì)）許用彎曲應力，所以，安全 6) 滾動軸承校驗 查《機械設計基礎課程設計指導書》P158附表10.2，得深溝球軸承6306的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。現(xiàn)預計壽命 ，，， 查《機械設計課程設計手冊》P99表6-14，得大沖擊時，載荷系數(shù)。因為，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-15，得深溝球軸承的最小e值為0.44，故此時，則徑向動載荷系數(shù)，軸向動載荷系數(shù) 因為,故只需驗算軸承4。軸承在1

36、00℃以下工作，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-16，得溫度系數(shù)，則 （轉(zhuǎn)速），軸承壽命合格。 6. 低速軸的結(jié)構(gòu)設計及強度校核 (1) 聯(lián)軸器的選擇 沖擊大，查《機械設計課程設計手冊》P111表7-9，得工作情況系數(shù)，（低速級齒輪功率，低速級大齒輪轉(zhuǎn)速）故 查《機械設計課程設計手冊》P102表7-2，選用GYS6，軸孔直徑選用45，軸孔長度84 (2) 各軸段直徑和長度的確定 1) 各軸段直徑的確定 a) 最小直徑，位于輸出軸段，可取 b) 密封處軸段，考慮密封圈的標準，查《機械設計課程設計手冊》P123表9-9，取，該處軸的圓周速度， （）故

37、可選氈圈油封，選取氈圈50 JB/ZQ 4606—1997 c) 滾動軸承處軸段，取?？紤]到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6310 d) 過渡軸段，取 e) 軸環(huán)，取 f) 齒輪處軸段，取 g) 滾動軸承處軸段，取。考慮到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6310 2) 各軸段長度的確定 a) 軸環(huán)，取 b) 齒輪處軸段，取 c) 過渡軸段，取

38、d) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 e) 考慮透蓋的安裝，取 f) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 g) 輸出軸段，取 h) 低速軸總長 (3) 按彎扭合成應力校驗軸的強度及滾動軸承的校驗 1) 繪制低速軸受力簡圖 2) 已經(jīng)計算過的數(shù)據(jù)整理 `大齒輪所受圓周力 大齒輪所受徑向力 大齒輪所受軸向力 扭矩 3) 支點支反力 由，得； 由，得 點總支反力 點

39、總支反力 4) 彎矩 處水平彎矩； ； 處垂直彎矩； 處合成彎矩； 5) 軸校驗 軸是雙向回轉(zhuǎn)軸，取折合系數(shù)。計算應力 （單位MPa，M、T單位N.mm） （軸所受彎矩， 軸所受扭矩） 軸的抗彎截面系數(shù)，查《機械設計》P369表15-4，得 ，查《機械設計》P358表15-1，得45鋼（調(diào)質(zhì)）許用彎曲應力，所以，安全 6) 滾動軸承校驗 查《機械設計基礎課程設計指導書》P158附表10.2，得深溝球軸承6310的基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)預計壽命 ，，， 查《機械設計課程設計手冊》P99表6-14，得大沖擊時，載荷系

40、數(shù)。因為，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-15，得深溝球軸承的最小e值為0.44，故此時，則徑向動載荷系數(shù)，軸向動載荷系數(shù) 因為,故只需驗算軸承5。軸承在100℃以下工作，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-16，得溫度系數(shù)，則 （轉(zhuǎn)速），軸承壽命合格。 7. 鍵的選擇與校核 (1) 高速軸外伸端 高速軸外伸端，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵6x56 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強

41、度足夠，選擇鍵6x56 GB/T 1096—2003合適。 (2) 低速軸外伸端 低速軸外伸端，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵14x70 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵14x70 GB/T 1096—2003合適。 (3) 1 高速級小齒輪 ，不必使用齒輪軸。高速軸小齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵8x36 GB/T 1096—200

42、3，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵8x40 GB/T 1096—2003合適。 (4) 高速級大齒輪 中間軸大齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵10x36 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵10x32 GB/T 1096—2003合適。 (5) 低速級小齒輪

43、中間軸小齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵10x70 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵10x32 GB/T 1096—2003合適。 (6) 低速級大齒輪 高速軸大齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵16x70 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工

44、作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵10x32 GB/T 1096—2003合適。 VII. 總結(jié) 作為一名機械設計制造及自動化大三的學生，我覺得能做這樣的課程設計是十分有意義。通過課程設計，學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等，可以大大提升我們的能力。減速器算是比較簡單的設計了，但是里面的知識點也不少，在設計過程中，很多細節(jié)都忽略掉了，到設計收尾環(huán)節(jié)會出現(xiàn)很多漏洞，我感覺這是我們對減速器理解的還不夠，如果我們做到對減速器每個零件，每個部位的功能和作用都能了解透徹，那么我們的設計將會輕松很多?？傊?，經(jīng)過這次設計，我們的收獲是非常大的，有了設計的初步經(jīng)驗，也學到了很多知識，對課本上的知識在實踐中加以應用，加深了對以前所學知識的理解和體會。 附頁