展開式圓柱齒輪齒輪減速器說明書.doc

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湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2015~2016 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 劉揚 職稱 教授 學生姓名 羅俊 專業(yè)班級 材料1304 學號 13405701328 題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 成 績 起止日期 2015 年 12 月 21 日～ 2016 年 1 月 1 日 目 錄 清 單 序號 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書 1 2 課程設計說明書 1 3 課程設計圖紙 張 4 裝配圖 1 5 零件圖 2 6 課程設計任務書 2009—2010學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械工程 專業(yè) 1304 班級 課程名稱： 機械設計 設計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 完成期限：自 2015 年 12 月 21 日至 2016 年 1 月 1 日共 2 周 內 容 及 任 務 一、設計的主要技術參數(shù)：（一組） 運輸帶牽引力F=940 N；輸送速度 V=2 m/s；滾筒直徑D=300 mm。 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸帶速度允許誤差5%。 二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。 三、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務： （1） 減速機裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設計說明書1份（6000~8000字）。 進 度 安 排 起止日期 工作內容 2015.12.21-2016.12.22 傳動系統(tǒng)總體設計 2015.12.23-2016.12.25 傳動零件的設計計算 2015.12.25-2016.12.31 減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書 2016.01.01 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 1.《機械設計（第八版）》（濮良貴，紀明剛主編 高教出版社） 2.《機械設計課程設計》（金清肅主編 華中科技大學出版社） 3.《工程圖學》（趙大興主編 高等教育出版社） 4．《機械原理》（朱理主編 高等教育出版社） 5.《互換性與測量技術基礎》（徐雪林主編 湖南大學出版社） 6.《機械設計手冊（單行本）》（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.《材料力學》（劉鴻文主編 高等教育出版社） 指導教師： 年 月 日 機 械 設 計 設計說明書 帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計（10） 起止日期： 2015 年 12 月 21 日 至 2016 年 01 月 01 日 學生姓名 羅俊 班級 機工1304 學號 13405701328 成績 指導教師(簽字) 機械工程學院（部） 2016年01月01日 第34頁 共53頁 目錄 1設計任務書 2 1.1 課程設計的設計內容 2 1.2 課程設計的原始數(shù)據 2 1.3 課程設計的工作條件 2 2 傳動方案的擬定 3 3原動機的選擇 4 3.1 選擇電動機的類型 4 3.2選擇電動機的容量 4 3.3確定電動機的轉速 4 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 6 4.1傳動裝置的總傳動比， 6 4.2 分配傳動比 6 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 7 5.1 各軸的轉速 7 5.2各軸輸入功率 7 5.3 各軸輸入轉矩 7 6傳動件的設計及計算 8 6.1高速級圓柱斜齒輪的設計計算 8 6.2低速級直齒圓柱齒輪的設計 13 7 軸的設計及計算 18 7.1 低速軸的設計 18 8 軸承的壽命校核 27 8.1低速軸齒輪的載荷計算 27 8.2軸承的徑向載荷計算 27 8.3軸承的當量動載荷計算 27 8.4軸承壽命的計算及校核 28 九．鍵聯(lián)接強度校核計算 29 9.1普通平鍵的強度條件 29 9.2低速軸上鍵的校核 29 十． 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇 30 10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 30 10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇 30 11 減速器箱體及附件的設計 31 11.1減速器箱體的設計 31 11.2減速器附件的設計 31 12 設計總結 34 13 參考文獻 35 1設計任務書 1.1 課程設計的設計內容 設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖-1所示。 圖1.1帶式運輸機的傳動裝置 1.2 課程設計的原始數(shù)據 已知條件：①運輸帶的工作拉力：F=1200N； ②運輸帶的工作速度：v=1.8m/s； ③卷筒直徑：D=400mm； ④使用壽命：8年，每年工作日300天，2班制，每班8小時。 1.3 課程設計的工作條件 設計要求：①誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%； ②工作情況：連續(xù)單向運轉，空在啟動，工作載荷有輕微沖擊； ③制造情況：中批量生產。 2 傳動方案的擬定 帶式運輸機的傳動方案如下圖所示 - 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的性能要求，其次應滿足工作可靠，轉動效率高，結構簡單，結構緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認。 本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動。具體傳動功率大，結構緊湊且尺寸小，適應繁重的工作條件。 3原動機的選擇 3.1 選擇電動機的類型 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。 3.2選擇電動機的容量 3.2.1工作機所需的有效功率為： P1=Fv/1000=12001.8/1000=2.16(kw) 式中：P1—工作機所需的有效功率（KW） —帶的圓周力（N） 3.2.2 電動機的輸出功率 傳動裝置的總效率： η=η1η22η34η42=0.85 式中 η1-----運輸機平型帶傳動效率 η2-----聯(lián)軸器的效率 η3-----對滾動軸承的效率 η4-----閉式圓柱齒輪傳動效率 常見機械效率見參考資料[2]附表1 電動機所需功率為P= P1/h=2.16/0.85=2.54kw 因載荷平穩(wěn)，電動機的功率稍大于即可，根據文獻【2】中表12-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，可選擇電動機的額定功率。 3.3確定電動機的轉速 已知輸送機滾筒轉速n3=(6010001.8)/3.14400=86.0r/min 根據文獻【2】中表2-2，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為8～40，則總傳動比合理范圍為=8～40，故電動機轉速的可選范圍為688r/min～3440 r/min 符合這一范圍的同步轉速的有3000 r/min 、1500r/min、1000 r/min、750 r/min ，在一般機械中，一般選取1500 r/min或1000 r/min的電動機，為降低成本，優(yōu)先選取1500 r/min的電機，再由電動機的額定功率，可根據文獻【2】中表12-1查得，可選取Y100L2－4型號的電動機，其數(shù)據列于表1中。 表3.1電動機數(shù)據 電動機型號 額定功率/KW 滿載轉速/(r/min) 堵載轉速 額定轉速 最大轉矩 額定轉矩 Y132S－6 3 1420 22 2.3 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 4.1傳動裝置的總傳動比， I=no/n3=1420/86=16.5 式中：i-總傳動比； n0-電機滿載轉速； n3-傳送帶滾筒轉速。 4.2 分配傳動比 根據文獻【2】中表3-4查得，閉式圓柱齒輪的傳動比的適用范圍。所以二級圓柱齒輪減速器的傳動比的分配如下： 由推薦取值i1=(1.3～1.4)i2 高速級圓柱齒輪傳動比 ：i1=4.6 低速級圓柱齒輪傳動比 ：i2=3.6 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機I軸、Ⅱ軸、III軸。 5.1 各軸的轉速 nⅠ=vo =1420r/s nⅡ=nⅠ/i1=1420/4.6=309r/s nIII=nII/i2=309/3.6=86r/s 5.2各軸輸入功率 P0=3.0kw pⅠ= P0*η2=(3.00.99) kw =2.97 kw pⅡ= pⅠ*(η32*η4)= (2.970.9920.97) kw =2.82 kw pIII=pII*(η32*η4)=2.68kw 5.3 各軸輸入轉矩 TⅠ=9.55*pI/nI=9.552.971420=19974Nmm TⅡ=9.55*pII/n2=9.552.82309=87155Nmm TIII=9.55106*pIII/n2=9.551062.6886=297605Nmm 將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結果列成表格。如下表5.1所示： 表5.1 運動和動力參數(shù) 軸號 功率P/KW 轉矩T/（Nm） 轉速n/（r/min） 傳動比i 效率η 高速軸Ⅰ軸 2.97 19.97 1420 4.6 0.94 中間軸Ⅱ軸 2.82 87.16 309 3.6 0.93 低速軸III軸 2.68 297.61 86 6傳動件的設計及計算 6.1高速級圓柱斜齒輪的設計計算 6.1.1 選定精度等級、材料及齒數(shù) 根據文獻【1】中表7-1查得， 小圓柱斜齒輪1選用40Cr號鋼，7級精度，熱處理為調質HBS1=260<350； 大圓柱斜齒輪2選用45號鋼，7級精度，熱處理為調質HBS2=230<350。 由此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為30HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應先保證接觸疲勞強度，再校核彎曲強度。 螺旋角：初選β=14 小齒輪齒數(shù)：初選z1=24 大齒輪齒數(shù)：初選z2=z1i1=244.6=111 6.1.2 按接觸疲勞強度設計 根據文獻【1】中7-20式， 式中：—許用接觸疲勞強度(MPa) —接觸疲勞強度安全系數(shù)，（按失效概率為1%計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可?。? —齒輪的疲勞極限（MPa），根據文獻【1】中圖7-18（a）按齒面硬度查得圓柱齒輪的接觸疲勞強度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值） σHlim1=720MP, σHlim2=580MP —接觸疲勞壽命系數(shù)，根據文獻【1】中10-13式， 式中：—齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù) —齒輪的轉速（r/min），（其中n1=1420r/min，n2=309r/min） —齒輪每轉一圈，同一齒面的嚙合次數(shù)， —齒輪的工作壽命（h），Lh=283008=38400h 所以：小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)， N1=60n1jLh=601420138400=3.272109 大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)， N2=60n2jLh=60309138400=7.120108 根據文獻【1】中圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)： —接觸強度計算的尺寸系數(shù)根據文獻【1】中圖7-20查得： —接觸疲勞強度安全系數(shù),由文獻【1】表7-8取 將上述各式代入許用應力計算公式， [σHl]KHN1σlim/SH=（1720）/1.05=686MP [σH2]=KHN2σlim/SH=（1580）/1.05=552MP ∵ >， ∴計算取[σH]={[σHl]},[σH2]}min= [σH2]=552mpa 6.1.3按齒面接觸疲勞強度設計 根據文獻【1】中7-25式計算，其公式為： 確定上式的各計算數(shù)值如下： （1） 初定螺旋角β=15度，并試選載荷系數(shù)。 （2） 由表5—1可知小齒輪傳遞的轉矩：。 （3） 確定齒寬系數(shù)，由文獻【1】表7-6選取=0.8。 （4） 確定彈性影響系數(shù)，由文獻【1】表7-5查得=189.8。 （5） 確定節(jié)點區(qū)域系數(shù),斜齒輪為標準齒輪，由文獻【1】圖7-14得=2.43。 （6） 確定重合度系數(shù)。 由文獻【1】式（7-27）可得端面重合度為： 軸面重合度為： 因，由文獻【1】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，由公式和以上各計算值可得： 6.1.4確定實際載荷系數(shù)K與修正分度圓直徑 （1）根據文獻【1】式（7-2）可知： 式中—使用系數(shù)，因為工作載荷有輕微沖擊，根據文獻【1】查表7-8 取=1.25。 —動載荷系數(shù)，計算圓周速度v=2.35m/s，根據文獻【1】表7-7和普通傳動應降低成本精度可選得低些，可知前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度根據文獻【1】查圖7-7得=1.15。 —齒間載荷分配系數(shù)，齒寬初定，計算單位載荷值為，根據文獻【1】查表7-3取值為1.5。 —齒向載荷分布系數(shù)，根據文獻【1】由表7-4得 =1.32。 將各計算值帶入載荷系數(shù)計算公式得出=2.85，與試選載荷系數(shù)相差較大，故按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，根據文獻【1】由式（7-12）得： （2） 計算法面模數(shù)： 6.1.5 確定許用齒根彎曲應力 根據文獻【1】由式（7-22）得許用彎曲應力公式為： 式中—齒根彎曲疲勞極限，根據文獻【1】圖7-21（a）取，。 —齒根彎曲疲勞安全系數(shù)，根據文獻【1】表7-8查得=1.25。 —試驗齒輪的應力修正系數(shù)，按國家標準=2。 —彎曲壽命系數(shù)，根據文獻【1】圖7-22查得。 —尺寸系數(shù)，根據文獻【1】圖7-23查得=1。 將上述各式值帶入許用彎曲應力計算公式得: 6.1.6 齒根彎曲疲勞強度計算 根據文獻【1】式（7-28）得彎曲強度的設計公式為： 式中K—載荷系數(shù)，已知，齒高h=2.25m=3.74mm,b/h=0.841.2/3.74=8.8根據文獻【1】查圖7-11得,則K=1.251.151.51.28=2.76。 —齒形系數(shù)，當量齒數(shù)，根據文獻【1】查圖7-16得。 —應力校正系數(shù)根據文獻【1】查圖7-17得。 已知大小齒輪齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)，則，所以大齒輪數(shù)值大，按大齒輪計算。 —重合度系數(shù)，根據文獻【1】式（7-30）計算可得=。 —螺旋角影響系數(shù)，根據文獻【1】圖7-25得=0.87。 —轉矩，由表5-1可知小齒輪轉矩。 將以上各計算值帶入設計公式： 對此計算可知，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，但是由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度算得得模數(shù)1.47mm并就近圓整為標準值mn=1.5mm，按接觸強度算的的分度圓直徑d3=41.6mm來計算應有的齒數(shù)。這樣設計，即滿足了齒面接觸疲勞強度，有滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊避免浪費。于是有： 圓整后，取，則，z2=u1z1=4.627 取z2=125 6.1.7 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a=(z1+z2)m2/2cosβ=(27+125)1.5/2cos15。=109.58mm 將中心距圓整為110. (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccos[(z1+z2)mn/2a]=arccos[(27+125)1.5/220]=159’ 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/cosβ=(271.5)/cos159’=42.2mm d2=z2mn/cosβ=(1251.5)/cos159’=194.4mm (4) 計算齒頂圓直徑 da3=d3 +2ha= 計算齒輪寬度 圓整后?。?。（一般小齒輪齒寬比大齒輪多5～10mm）。 6.2低速級直齒圓柱齒輪的設計 6.2.1選定精度等級、材料及齒數(shù) 已知齒數(shù)比u1=3.6,小齒輪轉速n1=309,輸入功率,直齒圓柱齒輪傳動。 （1）材料及熱處理：根據文獻【1】由表7-1選擇小齒輪材料為40，調質處理，硬度為250HBS，為軟齒面。大齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為210HBS。 （2）運輸機為一般工作器，速度不高，故選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=3.624=86.4，取Z2=87。 由此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為40HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應先保證接觸疲勞強度，再校核彎曲強度。 6.2.2確定材料的許用接觸應力 根據文獻【1】中7-20式： 根據文獻【1】中圖7-18a按齒面硬度查得錐齒輪的接觸疲勞強度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值） σHlim1=620MP, σHlim2=550MP 根據文獻【1】中7-21式： 齒輪的轉速：n3=309r/min，n4=86r/min 齒輪的工作壽命：Lh=283008=38400h 則： N3=60n3jLh=60309138400=7.120108 N4=60n4jLh=6086138400=1.981108 根據文獻【1】中圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)： 根據文獻【1】中圖7-20查得： 由文獻【1】表7-8?。? 將上述各式代入許用應力計算公式： [σH3]KHN1σlim/SH=（1620）/1.05=590MP [σH4]=KHN2σlim/SH=（1550）/1.05=524MP ∵[σH]=(σH3+σH4)/2 = (590+524)/2=557mp<1.23[σH4]=645mp ∴[σH]= 645mp 6.2.3按齒面接觸疲勞強度設計 根據文獻【1】中（7-11）式計算，其公式為： （1）初定螺旋角β=15度，并試選載荷系數(shù)。 （2）由表5—1可知小齒輪傳遞的轉矩： T2=87155Nmm （3）確定齒寬系數(shù)，由文獻【1】表7-6選取=0.8。 （4）確定彈性影響系數(shù)，由文獻【1】表7-5查得=189.8。 （5）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù),直齒輪為標準齒輪，，由文獻【1】圖7-14得=2.5。 （6）確定重合度系數(shù),，由文獻文獻【1】式（7-9）計算重合度為： εα=[1.88-3.6(1/z1+1/z2)]=1.689 由文獻【1】式（7-8）計算重合度系數(shù) （7） 試算所需小齒輪直徑。 6.2.4確定實際載荷系數(shù)K與修正分度圓直徑 （1）根據文獻【1】式（7-2）可知： 式中—使用系數(shù)，因為工作載荷有輕微沖擊，根據文獻【1】查表7-8 取=1.25。 —動載荷系數(shù)，計算圓周速度v=πd3tn3/601000=0.970m/s，根據文獻【1】表7-7和普通傳動應降低成本精度可選得低些，可知前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度根據文獻【1】查圖7-7得=1.08。 —齒間載荷分配系數(shù)，齒寬初定b=ψdd1t=0.860=48mm，計算單位載荷值為2KAT1/bd1t=(21.2587155)/4860=75.7N/M<100 N/M，根據文獻【1】查表7-3取值為1.2。 —齒向載荷分布系數(shù)，根據文獻【1】由表7-4得 =1.32。 將各計算值帶入載荷系數(shù)計算公式得出=2.14，與試選載荷系數(shù)相差較大，故按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，根據文獻【1】由式（7-12）得： d3= d3t3√(k/kt)=603√(2.14/1.3)=70.9 （3） 計算模數(shù)： m=d3/z3=70.9/24=2.95mm 6.2.5 確定許用齒根彎曲應力 根據文獻【1】由式（7-22）得許用彎曲應力公式為： 式中—齒根彎曲疲勞極限，根據文獻【1】圖7-21（a）取，。 —齒根彎曲疲勞安全系數(shù)，根據文獻【1】表7-8查得=1.25。 —試驗齒輪的應力修正系數(shù)，按國家標準=2。 —彎曲壽命系數(shù)，根據文獻【1】圖7-22查得。 —尺寸系數(shù)，根據文獻【1】圖7-23查得=1。 將上述各式值帶入許用彎曲應力計算公式得: 6.2.6 齒根彎曲疲勞強度計算 根據文獻【1】式（7-28）得彎曲強度的設計公式為： 式中K—載荷系數(shù)，已知，齒高h=2.252.95=6.64mm,b/h=48/6.64=7.22 根據文獻【1】查圖7-11得,則K=1.251.081.21.25=2.03。 —齒形系數(shù)，根據文獻【1】查圖7-16得。 —應力校正系數(shù)根據文獻【1】查圖7-17得。 已知大小齒輪齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)，則，所以大齒輪數(shù)值大，按大齒輪計算。 —重合度系數(shù)，根據文獻【1】式（7-30）計算可得= —轉矩，由表5-1可知小齒輪3轉矩T3=87155Nmm. 將以上各計算值帶入設計公式： =1.92mm 由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的數(shù)值1.92按國標圓整為m=2。再按接觸強度計算出的分度圓直徑d3=70.9mm，協(xié)調相關參數(shù)與尺寸為： Z3=70.9/2=35，z4=u2z4=3.635=126 6.2.7 幾何尺寸計算 分度圓直徑： d3=mz3=235=70mm d4=mz4=2126=252mm 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒寬： （一般小齒輪齒寬比大齒輪多5～10mm） 6.2.8 確定齒輪結構形式 結構設計：大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，所以都選擇腹板式齒輪。 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，所以都選擇實心結構的齒輪。 7 軸的設計及計算 7.1 低速軸的設計 7.1.1 總結低速軸的參數(shù) 表7.1 低速軸各項參數(shù) 功率P/KW 轉速n（r/min） 轉矩T/（Nm） 分度圓直徑（mm） 壓力角（） 2.68 86 297.61 252 20 7.1.2 軸的受力分析 由上述7.1.1中低速級齒輪設計數(shù)據可求得大直齒輪的嚙合力： 大直齒輪的圓周力： 大直齒輪的徑向力： 大直齒輪的法向載荷： 7.1.3軸的材料的選擇 由于低速軸轉速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。 7.1.4軸的最小直徑 根據文獻【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑， 式中：—最小直徑系數(shù)，根據文獻【1】中表12-3按45鋼查得A0=114 因此： 輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據文獻【1】中11-1式查得， 式中：—聯(lián)軸器的計算轉矩（） —工作情況系數(shù)，根據文獻【1】中表11-1按轉矩變化小查得， —低速軸的轉矩（），由表7.1可知： 因此： 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或根據文獻【2】中表16-4查得，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結構及基本參數(shù)如圖7.1以及表7.2所示， 圖7.1 HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器結構形式圖 表7.2HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸 型號 公稱轉矩Tn N.m 許用轉速[n]（ r/min） 軸孔直徑 （d1、d2、dZ） 軸孔長度mm D mm 轉動慣量 Kg.m2 質量 kg Y型 J、J1、Z型 L L1 L HL3 630 5000 30,32,35,38 82 60 82 160 0.6 8 40,42,45,48 112 84 112 由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。 7.1.5 軸的結構設計 7.1.5.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.2所示， 7.1.5.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑 式中：—軸Ⅱ處軸肩的高度（），根據文獻【1】中P283中查得定位軸肩的高度 ，故取 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，文獻【1】中表10-1選用6型深溝球軸承。根據文獻【2】中表15-4中參照工作要求根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承。根據文獻【2】表15-4軸承代號6208，其尺寸為，故；而。由文獻【2】表15-4可知6208型軸承的定位軸肩高度，因此。 ③取軸Ⅳ處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑 ④齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的右端應有一軸環(huán)，軸環(huán)的高度： 考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取，則 ， 軸環(huán)的寬度應滿足 取。取輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。 ④取軸承端蓋的總寬度為20mm。根據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，故取。 ⑤取齒輪距箱體內壁之距離16，圓柱體齒輪之間的距離20?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，由6.2.8可知高速級大齒輪結構為腹板式，根據文獻【1】圖7-31（a）中可初取高速級大齒輪輪轂長，已知軸承寬度，則： 至此，經過步驟①②③④⑤已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7.3所示， 表7.3 低速軸的參數(shù)值 軸的參數(shù) 參數(shù)符號 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 軸段長度 42 50 43 45 5 73 17 軸段直徑 32 38 40 43 49 43 40 軸肩高度 — 2 2 1.5 3 2 3.5 — 7.1.5.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【1】中表4-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 7.1.5.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據文獻【1】中表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.2。 7.1.6 求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖（圖7.2）做出軸的計算簡圖（7.3圖）。根據文獻【1】圖12-23可知，深溝球軸承的支點位置即為軸承寬的中點，已知B=18mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.3所示。 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。現(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表。 表7.4 低速軸上的載荷分布 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 7.1.7 按彎扭校核軸的疲勞強度 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。根據文獻【1】中12-5式查得， 式中：—C截面的計算應力（MPa） —折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故根據文獻【1】中P289應取折合系數(shù) —抗彎截面系數(shù)（mm3），按實心圓軸得 ∴ 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，根據文獻12-1查得。因此，故安全。 7.1.8 精確校核軸的疲勞強度 7.1.8.1 判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。根據文獻【1】中第四章附表可知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 7.1.8.2 分析截面Ⅳ左側 根據文獻【1】中表15-4按圓形截面查得， 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面Ⅳ左側的彎矩： 截面Ⅳ上的扭矩： 面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 軸的材料為45鋼，調質處理。根據文獻【1】中表12-1查得，，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及，根據機械設計手冊查取。因,，經插值后可查得， 查得尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。 軸按車削加工，查得表面質量系數(shù)，軸未經表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù)，根據文獻【1】中2-19式得綜合系數(shù)， 又根據機械設計手冊查得應力折算系數(shù)取，， 于是，計算安全系數(shù)值，根據文獻【1】中式（12-6）—式（12-8）則得， >>S=1.5 式中： 故可知該低速軸安全。 7.1.8.3分析截面Ⅳ右側 根據文獻【1】中表12-4按圓形截面查得， 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面Ⅳ左側的彎矩： 截面Ⅳ上的扭矩： 面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 過盈配合處由手冊查得過盈配合處的；軸按車削加工，查得表面質量系數(shù)；尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)。 故得綜合系數(shù)為 所以軸在Ⅳ右側的安全系數(shù)值為 >>S=1.5 式中： 故可知該低速軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 8 軸承的壽命校核 因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經受的應力變化次數(shù)也就越少，，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。 8.1低速軸齒輪的載荷計算 由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大直齒輪的嚙合力： 大直齒輪的分度圓直徑： 大直齒輪的圓周力： 大直齒輪的徑向力： 大直齒輪的法向載荷： 8.2軸承的徑向載荷計算 低速軸上的兩個軸承型號均為6208型的深溝球軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得： 軸承1： 軸承2： 8.3軸承的當量動載荷計算 根據文獻【1】中表10-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。 所以根據文獻【1】中式10-8求得兩軸承的當量動載荷為 8.4軸承壽命的計算及校核 根據文獻【1】中表10-6按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預期壽命，取，齒輪轉速n=90r/min 。并取。故根據文獻【1】中10-10式可算出軸承基本額定壽命為 故軸承絕對安全。 九．鍵聯(lián)接強度校核計算 9.1普通平鍵的強度條件 根據文獻【1】表4-1中可知， 式中：—傳遞的轉矩 —鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度（） —鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） —軸的直徑（） —鍵連接的許用擠壓應力（），根據文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質為輕微沖擊查得。 9.2低速軸上鍵的校核 對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。 對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。 十． 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇 10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 10.1.1齒輪潤滑方式的選擇 高速軸小圓柱斜齒輪的圓周速度： 中間軸大圓柱齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度： 低速軸大圓柱齒輪的圓周速度： 取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。 10.1.2齒輪潤滑劑的選擇 根據文獻【2】中表20-3中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：AN68，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm/s）。 10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇 10.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇 低速軸軸承： 故軸承均應采用脂潤滑。 10.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇 根據文獻【2】表20-4中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。 10.3密封方式的選擇 10.3.1滾動軸承的密封選擇 滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內用封油環(huán)防止減速器內的油液飛濺到軸承內。 10.3.2箱體的密封選擇 箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封. 11 減速器箱體及附件的設計 11.1減速器箱體的設計 減速箱應采用鑄鐵鑄造而成，其結構尺寸如下表所示。 11-1 鑄鐵減速器箱體結構尺寸(mm) 名　　稱 符號 箱體的尺寸關系 箱體的尺寸取值 箱座壁厚 δ 考 0.025a+3≥8 10 慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8 箱蓋壁厚 δ1 0.8δ 8 箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度 b、 b1、 b2 b ＝1.5δ；b1＝1.5δ1；b2＝2.5δ 15、12、25 地腳螺栓直徑 df 16 地腳螺栓數(shù)目 n a>250 n＝6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75 df 12 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 （0.5～0.6）df 9 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 150～200 160 軸承蓋螺釘直徑 d3 （0.4～0.5）df 7 視孔蓋螺釘直徑 d4 （0.3～0.4）df 6 定位銷直徑 d （0.7～0.8）d2 7 df 、d1、 d2至外箱壁距離 c1 見文獻【2】中表6-1 20 df 、d2至凸緣邊緣距離 c2 見文獻【2】中表6-1 16 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 16 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 70 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1 +c2+（5～10） 42 大齒輪頂圓與箱體內壁距離 ⊿1 ≥1.2δ 14 齒輪端面與箱體內壁距離 ⊿2 ≥δ 10 箱座肋厚 m m≈0.85δ 9 軸承端蓋外徑 D2 凸緣式：D2＝D+(5～5.5) d3； D為軸承外徑 120 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準，一般取S≈D2 120 11.2減速器附件的設計 11.2.1窺視孔及視孔蓋 視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。根據文獻【2】表19-4選擇，其尺寸如下圖11-1所示。 圖11-1 視孔蓋 11.2.2通氣器 通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高、內壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。根據文獻【2】表19-9該減速器采用M161.5的通氣塞，其結構如下圖11-2所示： 圖11-2 通氣塞 11.2.3放油孔及螺塞 為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔，放油孔應避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據文獻【2】表19-14中選取M181.5的外六角螺塞，其結構如下圖11-3所示。 圖11-3 放油螺塞 圖11-4 油標 11.2.4油標 油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據文獻【2】表19-8中，該減速箱上選用了M12（12）的油標尺，其結構如上圖11-4所示。 11.2.5起吊裝置 為便于拆缷和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。根據文獻【2】表19-13和表19-12，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結構如下圖11-5和圖11-6所示。 圖11-5 吊環(huán)螺釘 圖11-6 吊鉤 11.2.6啟蓋螺釘 為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結構如下圖11-7所示。 圖11-7 啟蓋螺栓 圖11-8定位銷 11.2.7定位銷 定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據文獻【2】表14-11選取圓錐銷,其型號為A1060 GB117-2000，其結構如上圖11-8所示。 11.2.8軸承蓋 軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用。該減速器采用凸緣式的軸承蓋。 12 設計總結 這次關于帶式運輸機的兩級圓錐圓柱減速器的課程設計可以說是我們步入大學以來真正意義上的一次機械設計。通過兩個星期的設計實踐，既讓我們加深了對機械設計概念的理解，又讓我們把理論聯(lián)系了實際，不僅提高了我們機械設計認識以及自身設計方面的綜合素質，還為以后我們走向社會、走向工作崗位打下了堅實的基礎。 機械設計并不是一朝一夕就能完成好的，需要我們查閱大量的資料，比如機械設計手冊、課程設計指導書等等。在整個設計過程中，我們必須得從整體出發(fā)，考慮到各個零件之間的聯(lián)系才能使我們設計的減速器能正確的安裝與使用。我設計的是兩級圓錐圓柱齒輪減速器，雖然不算是一個很大的機器，要真正的設計好它，還得有相關方面一定的知識儲備，畢竟機械設計是機械工業(yè)的基礎，是一門綜合性很強的課程，它涵蓋了我們所學過的《機械原理》、《機械設計》、《機械設計課程設計》、《理論力學》、《材料力學》、《工程制圖》、《工程材料》、《互換性與測量技術》等一系列課程。 13 參考文獻 【1】 《機械設計》，銀金光、劉楊主編，清華大學出版社，2012。 【2】 《機械設計課程設計》，銀金光、劉楊主編，清華大學出版社，2012。 【3】 《機械設計手冊》，成大先主編，化學工業(yè)出版社，2008。 【4】 《互換性與測量技術》，徐學林主編，湖南大學出版社，2005。 【5】 《機械原理》，朱理主編，高等教育出版社，2003。 【6】 《工程制圖》，趙大興主編，高等教育出版，2004。 【7】 《材料力學》第四版，劉鴻文主編，高等教育出版社，2003。