二級齒輪減速箱

湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程 學院（系、部 ） 2012 ~ 2013 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 邱顯焱 職稱 講師 學生姓名 呂曉波 專業(yè)班級 機設1001 學號 10405701030 題 目 二級圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2012 年 12 月24日～ 2013年 1月4日 序號 目 錄 清 單 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書 1份 2 課程設計說明書 1份 3 課程設計圖紙 4張 1張 4 5 6 課程設計任務書 2012—2013學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計制造及其自動化 專業(yè)機設1001班級 課程名稱： 機械設計 設計題目： 二級圓柱齒輪減速器 起止日期：自 2012年 12 月24 日至 2013 年 1 月 4 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務 一、設計任務: 設計兩級圓柱齒輪減速器 二、設計的主要技術參數(shù) 運輸帶工作拉力（F/N） 運輸帶工作速度（m/s） 卷筒直徑（mm） 4500 1.0 355 工作條件：常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為8年，大修期為2~3年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 三、設計工作量 設計計算說明書一份, 零件圖3張A3圖紙, 裝配圖1張A0圖紙 進 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2012.12.25~2012.12.26 設計方案分析，電動機選擇，運動和動力參數(shù)設計 2012.12.27~2012.12.31 齒輪及軸的設計 2013.1.1~2013.1.2 軸承及鍵強度校核，箱體結構及減速器附設計 2013.1.3~2013.1.6 零件圖和裝配圖繪制 主 要 參 考 資 料 [1]、《機械設計》銀金光、劉揚主編， 北京交通大學出版社 [2]、《機械設計課程設計》 銀金光、劉揚主編，　北京交通大學出版社 [3]、《機械設計綜合課程設計》 王之櫟、王大康主編， 機械工業(yè)出版社 [4]、《機械設計手冊》（第五版） 成大先主編， 化學工業(yè)出版社 [5]、《互換性與測量技術基礎》 徐學林主編， 湖南大學出版社 指導教師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 目錄 一.課程設計任務書 二.設計要求 三.設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 齒輪的設計 6. 軸的設計 7. 箱體結構設計 8. 潤滑密封裝置及其它 9. 三維模型 四、 設計小結 五、 參考資料 一.課程設計任務書 1.設計任務: 設計兩級圓柱齒輪減速器 2.設計的主要技術參數(shù) 運輸帶工作拉力（F/N） 運輸帶工作速度（m/s） 卷筒直徑（mm） 4500 1.0 355 工作條件：常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為8年，大修期為2~3年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 二． 設計要求 1. 完成傳動設計方案； 2.編寫設計計算說明書一份（計算機打印，30頁以上）； 裝配圖一張（一號圖或0號圖，CAD或Proe繪制）； 3.零件圖三張（三號圖，CAD或Proe繪制）； 三． 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 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，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。 2. 電動機的選擇 （1）電動機的類型選擇。 根據(jù)動力源和工作條件，并參照第12章選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機，臥式封閉結構，電源的電壓為380伏。 （2）電動機的容量選擇。 根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為 設：：輸送機滾筒軸（4軸）至傳送帶的傳動效率； ：聯(lián)軸器效率，=0.99（見表3-3）； ：閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級），=0.97（見表3-3）； ：一對滾動軸承效率，=0.99（見表3-3）； ：輸送機滾筒效率，=0.96（見表3-3）； 估算傳動系統(tǒng)總效率為： 則傳動系統(tǒng)的總效率為： 工作時，電動機所需的功率為： 為滿足電機功率： 條件Y系列交流異步電動機額定功率應該為： （3）電動機轉速的選擇。根據(jù)已知條件，可得出滾筒的工作轉速為： = 初選同步轉速為1500r/min、1000r/min和750r/min的電動機，查表得型號分別為Y132S4-6、Y132S-4和Y132M2-6兩種現(xiàn)將其有關技術數(shù)據(jù)及相應算的總傳動比列于表中。通過對上述兩種方案的比較可以看出：方案Ⅱ選用的電動機轉速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為17.83，這對兩級減速傳動而言不算大，故選方案Ⅰ較為合理。 方案號 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 外伸軸徑 D/mm 軸外伸長度 E/mm Ⅰ Y132S4-6 5.5 1500 1440 26.75 38 80 Ⅱ Y132M2-6 5.5 1000 960 17.83 38 80 Ⅲ Y160M2-8 5.5 750 715 13.8 38 80 （4）各級傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比為 由傳動系統(tǒng)方案（見圖3-3）知 ； 由計算可得兩級圓柱齒齒輪減速器的總傳動比為： 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為 低速級傳動比為 傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為： 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下所示。 0軸（電動機軸）： ( 1軸：（減速器高速軸） （KW） ( 2軸：（減速器中間軸） （r/min） ( 3軸：（減速器低速軸） ( 4軸：（輸送機滾筒軸） 將上述的結果列表以供后續(xù)工作的查用： 軸號 電動機 兩級圓柱齒輪減速器 工作機 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速n/(r/min) 960 960 190.58 53.94 53.94 功率 5.29 5.2371 5.0292 4.8295 4.733 轉矩 52.62 52.10 240.65 855.06 837.97 傳動比 1 4.81 3.70 1 5. 齒輪的設計 5.1高速級齒輪（齒輪1、2）的設計（采用斜齒圓柱齒輪） 1.選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料與熱處理 根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1取小齒輪材料為40Gr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。 （2）選擇齒輪的精度 此減速器為一般工作機，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。 （3）初選齒數(shù) 取=24， 2.確定材料許用接觸應力 （1）確定接觸疲勞極限，由圖7-18（a）查MQ線得 ， （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪循環(huán)次數(shù) 由圖7-19查得 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-20取 （4）確定安全系數(shù)，由表7-8取=1.05 （5）計算許用接觸應力，按式(7-20)計算，得 3.根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計 齒面接觸強度按式（7-25）計算，其公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）初定螺旋角=15°，并試選載荷系數(shù)=1.3 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）確定齒寬系數(shù)，由表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8 （4）確定材料彈性影響系數(shù)，由表7-5查得 （5）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由圖7-14得=2.43 （6）確定重合度系數(shù) 由式（7-27）可得端面重合度為 軸面重合度 因＞1，由式（7-26）得重合度系數(shù) （7）確定螺旋角系數(shù) （8）試算所需小齒輪直徑 4.確定實際載荷系數(shù)與修正所計算的分度圓直徑 （1）確定使用系數(shù)，按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表７-2取=1 （2）確定動載系數(shù) 計算圓周速度 ` 故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得＝1.15 （3）確定齒間載荷分配系數(shù) 齒寬初定=0.8×44=36mm 計算單位寬度載荷值為 查表7-3取=1.4 （4）確定齒向載荷分布系數(shù)，由表7-4得 （5）計算載荷系數(shù) （6）按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-12）得 （7）計算模數(shù) 4.23 mm 5.齒根彎曲疲勞強度計算 由式（7-28）得彎曲強度的設計公式為 ， 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）由圖7-21（a）取， （2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù) （4）由圖7-23得尺寸系數(shù)＝１ （5）由式（7-22）得許用彎曲應力 （6）確定計算載荷 初步確定齒高 =2.25=2.25×2.21=4.97，=36/4.97=7.24 查圖7-12得=1.35,計算載荷 （7）確定齒形系數(shù) 當量齒數(shù)為 ， 由圖7-16查得 （8）由圖７-17查得應力校正系數(shù) ， （9）計算大小齒輪的值 ， 大齒輪的數(shù)值大。 （10）求重合度系數(shù) 端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為 當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得 按式（7-30）計算 （11）由圖7-25得螺旋角影響系數(shù) （12）將上述各值代入公式計算，得 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的2.69按國標圓整為=3。并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑=101.4mm，協(xié)調(diào)相關參數(shù)與尺寸為 這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 6.齒輪幾何尺寸計算 (1）中心距 把中心距圓整成216mm。 (2）修正螺旋角 螺旋角變化不大，所以相關參數(shù)不必修正。 (3）分度圓直徑 (4）確定齒寬 ，b1=52mm 5.2低速級齒輪（齒輪3、4）的設計（采用直齒圓柱齒輪） 1.選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料與熱處理 根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1，取小齒輪材料為40Gr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。 （2）選擇齒輪的精度 此減速器為一般工作機，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。 （3）初選齒數(shù) 取， 2.確定材料許用接觸應力 （1）確定接觸疲勞極限 由圖7-18（a）查MQ線得， （2）確定壽命系數(shù) 小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪循環(huán)次數(shù) 由圖7-19查得=1，=1 （3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-20查得ZX3= ZX4=1 （4）確定安全系數(shù)，由表7-8取 （5）計算許用接觸應力 根據(jù)式(7-22)得 3.根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計 按式（7-11）計算齒面接觸強度，公式如下： 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）確定齒寬系數(shù)，由表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8 （4）確定材料彈性影響系數(shù)，由表7-5查得材料彈性影響系數(shù) （5）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由圖7-14得 （6）確定重合度系數(shù)，由式(7-9)計算重合度為 由式(7-8)計算重合度系數(shù) （7）試算所需小齒輪直徑 4.確定實際載荷系數(shù)與修正所計算的分度圓直徑 （1）確定使用系數(shù)，按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表７-2取=1 （2）確定動載系數(shù) 計算圓周速度 故前面取8級精度合理。 由齒輪的速度與精度查圖7-8得＝1.05 （3）確定齒間載荷分配系數(shù) 齒寬初定 單位載荷 由表7-3查得 （4）確定齒向載荷分布系數(shù)，由表7-4得 （5）計算載荷系數(shù) （6）根據(jù)實際載荷系數(shù)按式（7-12）修正所算的分度圓直徑為 （7）計算模數(shù) 5.齒根彎曲疲勞強度計算 彎曲強度按式（7-17）計算，其公式如下： 確定上式中的各計算數(shù)值如下： （1）確定彎曲應力極限值 由圖7-21（a）取， （2）確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由圖7-22查得 （3）確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由表7-8查得 （4）確定尺寸系數(shù)，由圖7-23得 （5）按式（7-22）計算許用彎曲應力為 （6）確定計算載荷 初步確定齒高=2.25=2.25×3.67=8.3，=67/8.3=8.1，查圖7-12取=1.27；計算載荷為 （7）確定齒形系數(shù)，由圖7-16查得， （8）確定應力校正系數(shù)，由圖7-17查得， （9）計算大小齒輪的數(shù)值 ， 大齒輪的數(shù)值大，應該把大齒輪的數(shù)據(jù)代入公式計算。 （10）計算重合度系數(shù)，按式（7-18）計算得 （11）把以上數(shù)值代入公式計算，得 由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的數(shù)值2.2按國標圓整為=3。再按接觸強度計算出的分度圓直徑=83mm，協(xié)調(diào)相關參數(shù)與尺寸為 ， 這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。 6.齒輪其他主要尺寸計算 分度圓直徑 d=mz=84 mm d=mz312 mm 齒頂圓直徑 d= d＋2 h=84＋2×2=88 mm d=d＋2 h=312＋2×2=316 mm 齒根圓直徑 d= d－2 h=84－2×2.5=79 mm d= d－2 h=312－2×2.5=307 mm 中心距 齒寬 取，b=72 mm 6.軸的設計 6.1 Ⅰ軸（減速器高速軸）的設計 1.初步確定軸的最小直徑 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12-3,取，于是得 輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，如圖所示。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配，故需選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表11-1，已知轉矩變化很小，取=1.3，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014—2003或手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為315000。但該軸外伸端用的聯(lián)軸器與電動機相聯(lián)。外伸軸直徑和電動機直徑應相差不大。之前所選用的電動機型號為Y132S-4，該電動機軸最小直徑為38mm，故按d=（0.8~1.2D），取d=30mm。再查機械設計手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=82mm。 4．軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。齒頂圓直徑，因此應該做成齒輪軸形式。選用裝配方案如圖所示。 軸1的結構與裝配 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段的左端需要一個定位軸肩，取直徑=36；聯(lián)軸器右端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應取VII-VIII段的長度比聯(lián)軸器轂孔長=82略短一點，取=80。 ②初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為斜齒輪，應考慮存在軸向力，軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=36，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，故；將套筒和擋油環(huán)設計成一體，取。=35mm，已知齒輪輪轂寬度為52mm，所以=52mm。 ③軸承端蓋的總寬度為20 (由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離=40 (參看圖12-21)，故取60。 ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,齒輪2與齒輪3之間的距離c=20?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s= 10 ，已知滾動軸承寬度=23，齒輪2、齒輪3之間的寬度分別為，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位。半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接中性，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考課本表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如上圖所示。 6.2 Ⅱ軸（減速器中間軸）的設計 1.求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力，及軸向力的方向如圖所示。 2.初步確定軸的最小直徑 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12-3,取，于是得 3.軸的設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。選用裝配方案如圖所示。 軸2的結構與裝配 初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為斜齒輪和直齒輪,應考慮存在軸向力。 軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=34.6mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用圓錐滾子軸承30307，其尺寸為，故。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①取安裝齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ的直徑==45mm，左齒輪和右齒輪都采用 軸肩和軸套定位。齒輪2和齒輪3的寬度分別為。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，故取42mm，=70mm。軸肩高度h＞0.07,故取=5mm，則=56mm。另外兩齒輪相距c=20mm。故取=20mm。 ②取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s= 10mm，已知滾動軸承寬度=21mm，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位。齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面 ,鍵槽長為28mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如上圖所示。 5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖(如圖12-26所示)作出軸的計算簡圖(如圖12-24所示)。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值(如圖12-23所示)。對于30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=17。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 垂直面： 水平面： 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于下表(參看圖12-24)。 載荷 水平面 垂直面 支反力 ， ，， 彎矩 總彎矩 扭矩 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度。因為單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取=0.6，根據(jù)式(12-5)及上表中的數(shù)值，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表12-1查得=180MPa 因此，故安全。 7.精確校核軸的疲勞強度 （1)判斷危險截面。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ、Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。又因為該軸在結構上基本是對稱的，故截面Ⅱ也不必進行校核，Ⅲ截面處的應力沒Ⅳ截面處應力大，故該軸只需校核Ⅳ截面左右兩側即可。 （2)截面右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩為 截面上的扭矩為 =240650 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表12-1查得 截面上由于軸肩而形成的有效應力集中系數(shù)及，由機械計手冊【16】表5-1-31查取?！?.63，≈1.89查得尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即,則按式（2-19)得綜合影響系數(shù)為 又由機械計手冊【16】表5-1-33查得應力折算系數(shù)， 于是，計算安全系數(shù)值，按課本上式(12-6)～(12-8)則得 ， 故可知其安全。 截面Ⅳ左側軸段直徑比右側軸段直徑大，且無軸肩，右側符合要求，故左側無需校核。 6.3Ⅲ軸（減速器低速軸）的設計 1初步確定軸的最小直徑 先按式(12-2)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12-3,取，于是得 輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，如圖12-26所示。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配，故需選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表11-1，已知轉矩變化很小，取=1.3，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014—2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取=50mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm。 2.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案。選用裝配方案如圖12-26所示。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 ①考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段的左端需要一個定位軸肩，取直徑=57；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應取段的長度比聯(lián)軸器轂孔長=84略短一點，取=82。 軸3的結構與裝配 ②初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為直齒輪，只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=62，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用深溝球軸承6212，尺寸為，將擋油環(huán)與套筒設計成一體，故；而=22+12=34mm。左端軸承定位的套筒需要采用肩軸向定位。由手冊上查得6212型軸承的定位軸肩高度h=5mm，則=70mm。 ③取安裝齒輪處的軸段Ⅶ、Ⅵ的直徑=68mm 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為68，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，故取=65；齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07,故取=5,則軸環(huán)處的直徑=78。軸環(huán)寬度，取=10。 ④軸承端蓋的總寬度為20 (由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離=30 (參看圖12-21)，故取50。 ⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,齒輪2與齒輪3之間的距離c=20?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s= 10 ，已知滾動軸承寬度=22，齒輪2、齒輪3之間的寬度分別為，則 (（3)軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按=68mm由手冊查得平鍵截面 ,鍵槽長為40，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如上圖所示。 7.減速器裝配圖的設計 7.1箱體主要結構尺寸的確定 1.鑄造箱體的結構形式及主要尺寸 減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如下表： 名稱 符號 齒輪減速器 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣壁厚 16 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地角螺栓直徑 18 地角螺栓數(shù)目 6 軸承旁連接螺栓直徑 14 連接螺栓的間距 150 軸承端蓋螺釘直徑 8，12 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 8 至外箱壁距離 24/20/16 至凸緣邊緣距離 22/14 軸承旁凸臺半徑 18 凸臺高度 低速軸承外徑確定 外箱壁至軸承座端面距離 46 鑄造過度尺寸 x,y x=5 y=25 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 8 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 >8 箱蓋箱座肋厚 軸承端蓋外徑 122/112/142 蓋與座連接螺栓直徑 10 2．箱體內(nèi)壁的確定 箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結構設計時就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于30~50mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪中心的距離。 7.2 減速器附件的確定 視孔蓋： 由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結構尺寸。 透氣孔： 選用型號為的通氣塞 探油針： 選用型號的桿式油標 排油口： 油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚2~2.5倍選取。取螺塞直徑為17mm. 起蓋螺釘： 起蓋螺釘數(shù)量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為8mm 吊環(huán)： 吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。 8.潤滑密封裝置及其它 8.1潤滑 1.齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。 2.軸承的潤滑 軸承采用潤滑脂進行潤滑。 8.2密封 為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應進過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應過大應均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調(diào)整，采用密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。 8.3其它 （1）裝配圖圖紙選用A0的圖紙，按1：2的比例畫。 （2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機內(nèi)不許有任何雜物存在，內(nèi)壁圖上不被機油侵蝕的涂料兩次。 （3）齒嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側隙的四倍。 （4）用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。 （5）應調(diào)整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.03~0.008mm F45為0.06~0.12mm F750.08~0.15mm. 檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。 （6）機內(nèi)裝N68潤滑油至規(guī)定高度 （7）表面涂灰色油漆。 9.三維模型 四、 設計小結 幾個周的課程設計結束了，這次的課程設計對于我來說有著深刻的意義。這種意義不光是自己能夠獨立完成了設計任務，更重要的是在這段時間內(nèi)使自己深刻感受到設計工作的那份艱難。而這份艱難不僅僅體現(xiàn)在設計內(nèi)容與過程中為了精益求精所付出的艱辛，更重要的是背負惡劣的天氣所付出的決心與毅力! 通過這次的設計我也發(fā)現(xiàn)自己有很多的不足，理論與實踐終究是有差距的，深深地感覺到了自己專業(yè)知識的薄弱。自己雖然是一名大三的學生，但作為一名學機械專業(yè)的人來說，自己的專業(yè)基礎真的需要大大加強！自己在設計的過程中遇到了太多的問題，自己設計出來的減速器也難經(jīng)得起考驗，因為還有很多問題需要改善，但是時間不多了，馬上就要考試了自己也沒心情去認認真真的把所有問題去解決，還需要很多時間去學習。但在后的學習生活中我會把在這次課程設計中遇到的問題去解決好。作為一名機械學子，就要有嚴謹?shù)膶W習作風，做到精益求精！ 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程．”千里之行始于足下”，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義．我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎。通過這次課程設計，我最大的收獲是對CAD和Proe軟件的使用比較熟練了，自己能獨立畫出二級齒輪減速器的三維模型，只是對齒輪的畫法還不夠熟練。我覺得這些軟件平時要多加練習，這樣在以后做課程設計甚至畢業(yè)設計中才能做得更快更好！ 總之，這次設計培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，跟同學們在一起共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和應用方面的不足，也懂得了應該怎樣去加強自己的專業(yè)知識素養(yǎng)，在今后的學習過程中我們會更加努力。 五、參考資料 [1]、《機械設計》銀金光、劉揚主編， 北京交通大學出版社 [2]、《機械設計課程設計》 銀金光、劉揚主編，　北京交通大學出版社 [3]、《機械設計綜合課程設計》 王之櫟、王大康主編， 機械工業(yè)出版社 [4]、《機械設計手冊》（第五版） 成大先主編， 化學工業(yè)出版社 [5]、《互換性與測量技術基礎》 徐學林主編， 湖南大學出版社 [6]、《工程制圖》（第二版） 趙大興主編， 高等教育出版社 27