單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計P=3436wn=130rm含3張CAD圖,單級斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計,rm,cad 機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設(shè)計任務(wù)書..............................................4 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.....................................5 第三部分 電動機的選擇............................................5 3.1 電動機的選擇............................................5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)............................7 第五部分 齒輪傳動的設(shè)計.........................................8 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計..........................15 6.1 輸入軸的設(shè)計...........................................15 6.2 輸出軸的設(shè)計...........................................20 第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................26 7.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................26 7.2 輸出軸鍵選擇與校核......................................26 第八部分 軸承的選擇及校核計算....................................27 8.1 輸入軸的軸承計算與校核..................................27 8.2 輸出軸的軸承計算與校核...................................27 第九部分 聯(lián)軸器的選擇............................................28 9.1 輸入軸處聯(lián)軸器..........................................28 9.2 輸出軸處聯(lián)軸器..........................................29 第十部分 減速器的潤滑和密封......................................29 10.1 減速器的潤滑...........................................29 10.2 減速器的密封...........................................30 第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................31 設(shè)計小結(jié).......................................................33 參考文獻.......................................................34 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計一級斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)P = 3436w，n = 130r/m，設(shè)計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 二. 設(shè)計步驟 1. 傳動裝置總體設(shè)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(shè)計 6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 6. 鍵聯(lián)接設(shè)計 7. 軸承設(shè)計 9. 聯(lián)軸器設(shè)計 10. 潤滑密封設(shè)計 11. 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 一. 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。 3.確定傳動方案：根據(jù)任務(wù)書要求，確定傳動方案為電動機-斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。 二. 計算傳動裝置總效率 ha=h13h2h32h4=0.983×0.97×0.992×0.96=0.859 h1為軸承的效率,h2為齒輪傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作機的效率。 第三部分 電動機的選擇 1 電動機的選擇 工作機的功率Pw: Pw = 3.436 KW 電動機所需工作功率為: Pd=Pwηa=3.4360.859=4Kw 工作機的轉(zhuǎn)速為: n = 130 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=2~6，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = i×n = (2~6)×130 = 260~780r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y160M1-8的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 160mm 600×385 254×210 15mm 42×110 12×37 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nmn=720130= 5.54 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i 則減速器傳動比為: i=ia=5.54 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸： nI=nm=720r╱min 輸出軸： nII=nIi=7205.54=129.96r╱min 工作機軸： nIII=nII=129.96r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pm×η3=4×0.99=3.96Kw 輸出軸： PII= PI×η1×η2=3.96×0.98×0.97=3.76Kw 工作機軸： PIII= PII×η1×η3=3.76×0.98×0.99=3.65Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η1=3.96×0.98=3.88Kw 輸出軸： PII'= PII×η1=3.76×0.98=3.68Kw 工作機軸： PIII'= PIII×η1=3.65×0.98=3.58Kw (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 電動機軸： Td=9550×Pmnm=9550×4720=53.06Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×3.96720=52.52Nm 輸出軸： TII=9550×PIInII=9550×3.76129.96=276.3Nm 工作機軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×3.65129.96=268.22Nm 各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸： TI'= TI×η1=52.52×0.98=51.47Nm 輸出軸： TII'= TII×η1=276.3×0.98=270.77Nm 工作機軸： TIII'= TIII×η1=268.22×0.98=262.86Nm 第五部分 齒輪傳動的設(shè)計 1.選精度等級、材料及齒數(shù) （1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 26，大齒輪齒數(shù)Z2 = 26×5.54 = 144.04，取Z2= 145。 （4）初選螺旋角b = 14°。 （5）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×103P1n1=9.55×103×3.96720=52.52Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1.4。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.561° αat1=arccosZ1cosαtZ1+2ha*cosβ =arccos26×cos20.561°26+2×1×cos14°=29.402° αat2=arccosZ2cosαtZ2+2ha*cosβ =arccos145×cos20.561°145+2×1×cos14°=22.494° 端面重合度： εα=12πZ1tanαat1-tanαt'+Z2tanαat2-tanαt'=12π26×tan29.402°-tan20.561°+145×tan22.494°-tan20.561°=1.679 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1.4×26×tan14°π=2.889 重合度系數(shù)： Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.67931-2.889+2.8891.679=0.509 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zβ=cosβ=cos14°=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×720×1×10×1×8×300=1.04×109 N2=N1i12=1.04×1095.54=1.87×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.92。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.881=528MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.921=506MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=σH2=506MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2=　32×1000×1.3×52.521.4×5.54+15.54×189.8×2.44×0.509×0.9855062=28.943mm （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 ①圓周速度v v=π×d1t×n160×1000=π×28.943×72060×1000=1.09m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1.4×28.943=40.52mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 1.09 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×52.5228.943=3629.202N KAFt1b=1×3629.20240.52=89.57N╱mm< 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KHb = 1.342。 則載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.342=2.029 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=28.943×32.0291.3=33.573mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=33.573×cos14°26=1.253mm 模數(shù)取為標準值mn = 2mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a=Z1+Z2mn2cosβ=26+145×22×cos14°=176.229mm 中心距圓整為a = 175 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccosZ1+Z2mn2a=arccos26+145×22×175=12.28° 即：b = 12°16′48″ （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=mnZ1cosβ=2×26cos12.28°=53.216mm d2=mnZ2cosβ=2×145cos12.28°=296.784mm （4）計算齒輪寬度 b=φdd1=1.4×53.216=74.502mm 取b2 = 79 mm、b1 = 84 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 σF=2KT1YFaYSaYεYβcos2βφdmn3Z12 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算當量齒數(shù) ZV1=Z1cosβ3=26cos12.28°3=27.868 ZV2=Z2cosβ3=145cos12.28°3=155.415 ②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： βb=arctantanβcosαt=arctantan12.28°×cos20.561°=11.52° 當量齒輪重合度： εαv=εαcos2βb=1.679cos11.52°2=1.749 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1.4×26×tan12.28°π=2.522 重合度系數(shù)： Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.749=0.679 ③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yb Yβ=1-εββ120°=1-2.522×12.28120°=0.742 ④由當量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.16 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.84 ⑤計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.342，結(jié)合b/h = 17.56查圖得KFb = 1.312 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.4×1.312=1.984 ⑥計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88 取安全系數(shù)S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 σF=2KFT1YFa1YSa1YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×1.984×52.52×2.56×1.62×0.679×0.742×cos212.28°1.4×23×262=54.913MPa≤σF1 σF=2KFT1YFa2YSa2YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×1.984×52.52×2.16×1.84×0.679×0.742×cos212.28°1.4×23×262=52.625MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 26、Z2 = 145，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 12.28°= 12°16′48″，中心距a = 175 mm，齒寬b1 = 84 mm、b2 = 79 mm。 齒輪參數(shù)總結(jié)和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數(shù)m 2mm 2mm 齒數(shù)z 26 145 螺旋角β 左12°16′48″ 右12°16′48″ 齒寬b 84mm 79mm 分度圓直徑d 53.216mm 296.784mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2mm 2mm 齒根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齒高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 57.216mm 300.784mm 齒根圓直徑df d-2×hf 48.216mm 291.784mm 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計 6.1 輸入軸的設(shè)計 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 3.96 KW n1 = 720 r/min T1 = 52.52 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 53.216 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×52.5253.216=1973.8N Fr=Ft×tanαncosβ=1973.8×tan20°cos12.28°=735.2N Fa=Ft×tanβ=1973.8×tan12.28°=429.4N 3.初步確定軸的最小直徑: 先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，取A0 = 112，得： dmin=A0×3P1n1=112 ×33.96720=19.8mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT1=1.3×52.52=68.3Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時考慮電機軸直徑42mm，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為35 mm故取d12 = 35 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器轂孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T = 45×85×20.75 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 20.75+15 = 35.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 84 mm，d56 = d1 = 53.216 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30209軸承查手冊得a = 18.6 mm 聯(lián)軸器中點距左支點距離L1 = 60/2+50+18.6 = 98.6 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 84/2+35.75+9-18.6 = 68.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 84/2+9+35.75-18.6 = 68.2 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=1973.8×68.268.2+68.2=986.9N FNH2=FtL2L2+L3=1973.8×68.268.2+68.2=986.9N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d12L2+L3=735.2×68.2+429.4×53.216268.2+68.2=451.4N FNV2=Fa×d12-FrL2L2+L3=429.4×53.2162-735.2×68.268.2+68.2=-283.8N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=986.9×68.2=67307Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=451.4×68.2=30785Nmm MV2=FNV2L3=-283.8×68.2=-19355Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=673072+307852=74013Nmm M2=MH2+MV22=673072+-193552=70035Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT12W=740132+0.6×52.52×100020.1×53.2163=5.3MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 7.2 輸出軸的設(shè)計 1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 3.76 KW n2 = 129.96 r/min T2 = 276.3 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 296.784 mm 則: Ft=2T2d2=2×1000×276.3296.784=1862N Fr=Ft×tanαncosβ=1862×tan20°cos12.28°=693.6N Fa=Ft×tanβ=1862×tan12.28°=405.1N 3.初步確定軸的最小直徑 先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，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P2n2=112 ×33.76129.96=34.4mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT2=1.3×276.3=359.2Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 45 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm，故d34 = d67 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 21.75+15 = 36.75 mm 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 55 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 79 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 77 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 21.75 mm，則 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30210軸承查手冊得a = 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 79/2-2+50.25-20 = 67.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 79/2+11.5+36.75-20 = 67.8 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=1862×67.867.8+67.8=931N FNH2=FtL2L2+L3=1862×67.867.8+67.8=931N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d22L2+L3=693.6×67.8+405.1×296.784267.8+67.8=790.1N FNV2=Fa×d22-FrL2L2+L3=405.1×296.7842-693.6×67.867.8+67.8=96.5N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=931×67.8=63122Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=790.1×67.8=53569Nmm MV2=FNV2L3=96.5×67.8=6543Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=631222+535692=82789Nmm M2=MH2+MV22=631222+65432=63460Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT22W=827892+0.6×276.3×100020.1×553=11.1MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×40×35×1201000=336Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 7.2 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×70mm，接觸長度:l' = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×10×54×55×1201000=891Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×8×58×40×1201000=556.8Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 第八部分 軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命： LhLh=10×1×8×300=24000h 8.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×735.2+0×429.4=735.2N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×10360n1Lh106=735.2×10360×720×24000106=5904N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30209軸承，Cr = 67.8 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n1CP103=10660×72067.8×1000735.2103=8.2×107h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 8.2 輸出軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×693.6+0×405.1=693.6N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×10360n2Lh106=693.6×10360×129.96×24000106=3332N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30210軸承，Cr = 73.2 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n2CP103=10660×129.9673.2×1000693.6103=7.12×108h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 第九部分 聯(lián)軸器的選擇 9.1 輸入軸處聯(lián)軸器 1.載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩： T=T1=52.52Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為： Tca=KAT1=1.3×52.52=68.3Nm 2.型號選擇 選用LT5型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 125 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 4600 r/min，軸孔直徑為35 mm，軸孔長度為60 mm。 Tca=68.3Nm≤T=125Nm n1=720r╱min≤n=4600r╱min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 9.2 輸出軸處聯(lián)軸器 1.載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩： T=T2=276.3Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為： Tca=KAT2=1.3×276.3=359.2Nm 2.型號選擇 選用LT7型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 500 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 3600 r/min，軸孔直徑為40 mm，軸孔長度為84 mm。 Tca=359.2Nm≤T=500Nm n2=129.96r╱min≤n=3600r╱min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 第十部分 減速器的潤滑和密封 10.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 4.5 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于大齒輪圓周速度v = 1.09 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 10.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。 第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 11.1 減速器附件的設(shè)計與選取 1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計算如下： 查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下： L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示： 3.油標（油尺） 油標用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標，桿式油標結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下： 4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導(dǎo)書手冊，本設(shè)計采用通氣器型號及尺寸如下： 5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示： 吊孔尺寸計算： b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mm d = b =16 mm R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm 吊耳尺寸計算： K = C1+C2 = 16+14 = 30 mm H = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mm h = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mm r = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm 6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計起蓋螺釘尺寸如下： 7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷長度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計定位銷尺寸如下： 11.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號 公式與計算 結(jié)果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025×175+3=5.4 取8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02×175+3=4.5 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.5×8=12 取12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036×175+12=18.3 取M20 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250時，取n=4 取4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.75×20=15 取M16 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12 取M10 連接螺栓d2的間距 l 150-200 取150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×20=8-10 取M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×20=6-8 取M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 取8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據(jù)螺栓直徑查表 取26、22、16 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據(jù)螺栓直徑查表 取24、20、14 軸承旁凸臺半徑 R1 =20 取20 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外箱壁至軸承座端面距離 L1 C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10) 取47 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 Δ1 ＞1.2δ=1.2×8=9.6 取12 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ ＞δ=8 取16 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ≈0.85δ=0.85×8=6.8 取7 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 [1] 濮良貴、陳國定、吳立言.機械設(shè)計.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陳立德.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書 [3] 龔桂義.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊 [4] 機械設(shè)計手冊委員會.機械設(shè)計手冊(新版).北京機械工業(yè)出版社，2004