769 帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器設計,運輸機,二級,圓柱齒輪,減速器,設計 目錄1. 題目……………………………………………………………12. 傳動方案的分析………………………………………………23. 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算………………24. 傳動零件的設計計算…………………………………………55. 軸的設計計算…………………………………………………166. 軸承的選擇和校核……………………………………………267. 鍵聯(lián)接的選擇和校核…………………………………………278. 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………289. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇……………………2810.減速器箱體設計及附件的選擇和說明………………………………………………………………2911. 設計總結(jié)………………………………………………………3112. 參考文獻………………………………………………………311題目：設計一帶式輸送機使用的 V 帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設計參數(shù)如下表所示。1、基本數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號 QB-5運輸帶工作拉力 F/N 5000運輸帶工作速度v/(m/s)2.4卷筒直徑 D/mm 390滾筒效率 η 0.932.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；3.工作環(huán)境 室內(nèi) ，灰塵較大 ，環(huán)境最高溫度 35 度左右。4.工作壽命 15 年，每年 300 個工作日，每日工作 16 小時5.制作條件及生產(chǎn)批量: 一般機械廠制造，可加工 7～8 級齒輪；加工條件：小批量生產(chǎn)。生產(chǎn) 30 臺6.部件：1.電動機，2.V 帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶 6.輸送帶鼓輪7.工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，室內(nèi)工作；運輸帶速度允許誤差±5%；兩班制工作，3 年大修，使用期限 15 年。(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力 F 中已考慮。) 　　28.設計工作量：1 、減速器裝配圖 1 張(A0 或 sA1)；2、零件圖 1～3 張；3、設計說明書一份?！　　?§2 傳動方案的分析1—電動機，2—彈性聯(lián)軸器，3—兩級圓柱齒輪減速器，4—高速級齒輪，5—低速級齒輪 6—剛性聯(lián)軸器 7—卷筒3方案分析:由計算可知電機的轉(zhuǎn)速的范圍為: 674.410～3372.04r/min 由經(jīng)濟上考慮可選擇常用電機為 1700r/min .功率為 5.5kw.又可知總傳動比為 27.082.如果用帶傳動,則減速器的傳動比為 5—10,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)軸器與電機相連.兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，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)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速: 特點及應用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。從性能和尺寸以及經(jīng)濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速.卷筒同輸出軸直接同聯(lián)軸器相連就可以,因為這樣可以減少能量的損耗.§3 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算4一、電動機的選擇1.確定電動機類型按工作要求和條件,選用 y 系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率 PwPw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η 總 。設η 1、η 2、η 3、η 4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機的效率，由[2]表2-2 P6查得η 1 = 0.99，η 2 = 0.98，η 3 = 0.99， η 4 = 0.99，η 5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為η總 =η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw?總?wdP3.選擇電動機轉(zhuǎn)速由 [2]表 2-3 推薦的傳動副傳動比合理范圍聯(lián)軸器傳動 i 聯(lián) =1兩級減速器傳動 i 減 =8～40(i 齒 =3～6)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i 總 = i 聯(lián) ×i 齒 1×i 齒 2i‘總 =1×（8～40 ）= （8～40）電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為5nw= =60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/minDV?60nd=i‘總 ×nw=（8～40）×n w=8nw～40n w=629.34～3147.2r/min根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查機械設計手冊(軟件版)R2.0- 電器設備-常用電動機規(guī)格，符合這一范圍的常用同步加速有3000、1500、1000 。minr選用同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min，輸出軸直徑為 28j6mm選定電動機型號為 Y112M-4。二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比i 總 = nm / nw=1440/78.68＝18.30 式中 nm----電動機滿載轉(zhuǎn)速，1440 r/min;nw----工作機的轉(zhuǎn)速 ，78.68 r/min 。2.分配傳動裝置各級傳動比i 總 =i 聯(lián) ×i 齒 1×i 齒 2分配原則：（1） i 齒 =3～6 i 齒 1=（1.3～1.4）i 齒 2減速器的總傳動比為i = i總 / i聯(lián) =18.30 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i齒1 = = 4.877 i3.低速級的傳動比i齒2 = i/i齒1 = 8.30/4.877 =3.752 6三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速計算n0= nm =1440 r/minnⅠ = nm / i聯(lián) =1440 r/minnⅡ = nⅠ / i齒1 = 1440/4.877=295.26 r/minnⅢ = nⅡ / i 齒 2 =295.26/3.752=78.69r/min2.各軸輸入功率P0= Pd=3.193kwPⅠ = Pdη 4 = 3.193x0.99=3.163kwPⅡ = PⅠη 2η 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwPⅢ = PⅡη 2η 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mN?TⅠ = 9550PⅠ /nⅠ =9550x3.161/1440=20.964 ?TⅡ = 9550PⅡ /nⅡ = 9550x3.067/295.26=99.20TⅢ = 9550PⅢ /nⅢ = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN?表 1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表項目軸號功率 ??kw轉(zhuǎn)速 ??minr轉(zhuǎn)矩 ??T?傳動比0 軸 3.193 1440 21.176 1Ⅰ軸 3.161 1440 20.964Ⅱ軸 3.067 295.26 99.2004.8777Ⅲ軸2.976778.69 361.174 3.7524 傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)計算過程 單位計算（或確定）結(jié)果1．選齒輪精度等級查 [1]P208 表 10-8傳輸機為一般工作機速度不高級 72．材料選擇 查 [1]P180 表 10-1小齒輪 40Cr(調(diào)質(zhì))大齒輪 45 鋼( 調(diào)質(zhì))小齒輪 280HBS,大齒輪 240HBS3．選擇齒數(shù) Z )40~2(1?1iZ12UZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875個 ＝241Z＝1172U＝4.8755．按齒面接觸疲勞強度設計（1）試選 Kt 試選 1.3 Kt=1.3(2)計算小齒輪 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440 Nmm T1=2.096x 10 48傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 =2.0963X10 4(3)齒寬系數(shù) Ф d 由[1]P201 表10-7d=0.7~1.15 Ф d=1(4)材料的彈性影響系數(shù) ZE由[1] P198表10-6鍛鋼 MP1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH?由[1]P207 圖 １０－２１ｄ600?1limH?5502li MPa600?1limH?5502li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由[1]式１０－１３N1=60n1jLh=60X1440X16X300X15＝6.2208X10 9 12/齒iN?=6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由[1]P203 圖10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力[σ H]取失效概率為１％，安全系數(shù)為 S=1，由[1]式１０－１２得[σ H]1= SHN1lim?=0.90X600/1=540 [σ H]2= SKNlim?=0.95X550/1=522.5 MPa[σ H]1= 540[σ H]2= 522.59（9）試算小齒輪分度圓直徑 td1按[1]式（10－21）試算3211)][(2.HEdtt ZuTk?????＝37.8225mm37.823（10）計算圓周速度 v106??ndvt?V=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85（11）計算齒寬Bb = φ dd1t B1=1×37.823 mm B1=37.823（12）模數(shù) ntm1ztnt?＝37.823/24＝1.57ntm6h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576ntmh =3.546b/h= 10.577（13）計算載荷系數(shù) K由[1]表 10-2 查得使用系數(shù) 1?AK根據(jù) v= 2.85 級精度，由[1]P190 圖10-8 查得動載荷系數(shù) 1.10V由[1]表１０－４P194 查得KHβ =1.12+0.18(1+0.6φ d2) φ d2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X) +10.23X10-3X37.823=1.417由[1]圖１０－１３P195 查得K=1.87010KFβ =1.34 假定 ，由mNdFKtA/10?[1]P193 表 10-3 查得 1.2??FH故載荷系數(shù)K=KAKVKHα KHβ =1X1.10X1.2X1.417=1.870（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由[1]式 10-10ａ d1=d1t =3/tK42.696 md1=42.70（15）計算模數(shù) nm＝42.70/241zdmn?=1.779mmmn=1.786．按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFαKFβK＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K＝1.769(2)齒形系數(shù) Fsa 由[1]P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）應力校正系數(shù) YSa由[1] P197 表１０－５YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[1]P204 圖１０－２０ｃ500?1FE?3802MPa500?1FE?380211（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1FNK由[1]P202 圖１０－１８0.84?1FNK0.8820.84?1FNK0.882（6）計算彎曲疲勞許用應力[σ F]取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-12 得[σ F]1= ＝ SKFEN1?0.85X500/1.35=314.8148[σ F]2= ＝ SFEN2?0.88X380/1.35=247.7037MPa[σ F]1=314.815[σ F]2=247.704（7）計算大小齒輪的 并][FSaY?加以比較＝2.65x1.58/1][FSaY?314.815=0.013299＝2.166x1.82][FSaY?04/247.704=0.01577499 結(jié)論：取0.01577＝0.013301][FSaY?=0.015772][FSaY?大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由[1]式１０－5　321][FSdnYZKTm?????=1.10321][FSdnYZKTm?????298mm1.103結(jié)論：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nm12疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ＝ 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿nm足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1= 42.70 應有的齒數(shù)。于是由 =42.70/2 =21.35，取 Z1=21,Z2 = Z1×i 齒 1 =21x4.877=102.417nmdz1?取 Z2 =1023．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(1nmza??A=(21+102)2/2=123 mm a=123（2）計算齒輪的分度圓直徑 dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mm d1=42d2=2043）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfm5.2??=42-nfmd5.21??5=37=204-nf.25=199mmdf1=37df2=199（4）計算齒輪寬度 Bb = φ dd1 圓整后?。築1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45（5）驗算 =2x20960/42N =998.10N12dTFt?=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mmbKtA合適13（二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)計算過程 單位 計算（或確定）結(jié)果1．選齒輪精度等級查 [1]表 10-8 傳輸機為一般工作機速度不高級 72．材料選擇小齒輪 40Cr(調(diào)質(zhì))大齒輪 45 鋼( 調(diào)質(zhì))小齒輪280HBS,大齒輪 240HBS）3．選擇齒數(shù) Z)40~2(3?Z3i34ZU=233=3.752x23=86.43U=86/23=3.7391個 =233Z=864U=3.7395．按齒面接觸強度設計（1）試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 TⅡTⅡ= 9550P/n TⅡ =9550x3067/295.26=99200.2NmmTⅡ= 99.20X103(3)齒寬系數(shù)Ф d由[1]P203 表10-7d=0.7~0.115 Ф d=1(4)材料的 由[1]P198 表 鍛鋼 MPa1/2 ZE=189.814彈性影響系數(shù) ZE10-6(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH?由[1]P207 圖10-21ｄ600?3limH?5504li MPa600?3limH?5504li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由[1]式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i 齒 2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN由[1]P203 圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力[σ H]取失效概率為１％，安全系數(shù)為 S=1，由[1]式１０－１２得[σ H]3= SNlim?=600X0.90/1＝ 540[σ H]4= SKNlim?＝ 0.95x550/1＝ 522.5 MPa[σ H]3=540[σ H]4=522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑 td3按[1]式（10－21）試算322)][(1.HEdtt ZuTk?????＝64.5788mm64.57915（10）計算圓周速度 v10623??ndt?v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998（11）計算齒寬 Bb = φ dd3t B=1X64.579=64.579mm B=64.579（12）模數(shù) ntm3ztnt?mnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度 mnt=2.808h=6.318b/h =10.221（13）計算載荷系數(shù) K由[1]P190 表 10-2 查得使用系數(shù)1?A根據(jù) v= 0.998 級精度，由 [1]P192圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 1.06?VK由[1]表１０－４P194 查得KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X ) +10.23X103X64.579=1.42 由[1]圖 10-13P195 查得 KFβ=1.35假定 ，由[1]P193mNdFtA/10?表１０－３查得 1.2 故載??FH K=1.80616荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 d3由[1]式 10-10ａ D3=d3t =72./tK058 mD3=72.058（15）計算模數(shù) nm=72.058/233zdmn?=3.133mm=3.133nm6．按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFα KFβK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717（2）齒形系數(shù) YFa由[1]P197 表１０－５YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）應力校正系數(shù)YSa由[1]P197 表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.77617（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[1]P204 圖10-20ｃ500?3FE?3804MPa500?3FE?3804（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) FNK由[1]P202 圖10-18 0.85?3FNK0.884 0.85?3FNK0.884（6）計算彎曲疲勞許用應力[σ F]取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-2 得[σ F]3= SKFEN3?=0.85x500/1.35=314.8148[σ F]4= =0.88x380/1.3SKEN4?5=247.7037MPa[σ F]3=314.815[σ F]3=247.704（7）計算大小齒輪的并加][FSaY?以比較=(2.69+1.575)/314.3][FSaY?815=0.013547=2.208+1.776/247.4][FSa704=0.016083結(jié)論：大齒輪值大大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由[1]式１０－１７　 32][FSdnYZKTm?????32][FSdnYZKTm?????=2.1796＝2.18nm18結(jié)論：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nm根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ＝2.5mm，已可滿足彎曲強度。nm但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d3= 72.058mm 來計算應有的齒數(shù)。于是由 =72.058/2.5= 28.8 取ndz3?29，則 Z4 = Z3×i 齒 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 109?3z3．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(43nmz??A=(29+109)2.5/2=172.5將中心距圓整為173mm a=173（2）計算齒輪的分度圓直徑 dnzmd?d3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mm d3=72.5d4=272.5（3）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfmd5.2??=72.5-nfmd5.21??6.25=66.25=272.5nf.2-6.25=266.25mm df1=66.25df2=266.25（4）計算齒輪寬度 Bb = φ dd3 圓整后取：B3 =80mmB3 =8019B4 = 75 B4 = 75（5）驗算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N32dTFt?=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm bKtA合適（三）直齒輪設計參數(shù)表傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬高速級直齒圓柱齒輪2211021235045低速級直齒圓柱齒輪2.5291091738075§5 聯(lián)軸器的選擇Ⅰ軸的聯(lián)軸器:由于電機的輸出軸軸徑為 28mm查 [1] 表 14-1 由于轉(zhuǎn)矩變化很小可取 KA=1.334P1.3×20.964=27.253N.m?TKAca又由于電機的輸出軸軸徑為 28mm查 [2]p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉(zhuǎn)矩[n]20=63N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為 5700r/min,軸徑為 20~28 之間，由于電機的軸徑固定為 28mm,而由估算可得 1 軸的軸徑為 20mm。故聯(lián)軸器合用:Ⅲ的聯(lián)軸器:查 [1] 表 14-1 轉(zhuǎn)矩變化很小可取 KA=1.334P1.3×361.174=469.52 N.m?TKAca查 [2]p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7, 其許用轉(zhuǎn)矩[n]=500N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為 3600r/min, 軸徑為 40~48 之間,由估算可選兩邊的軸徑為 40mm.聯(lián)軸器合用.§5 軸的設計計算減速器軸的結(jié)構(gòu)草圖21一、Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)設計1．選擇軸的材料及熱處理方法查 [1]表 15-1 選擇軸的材料為 40Cr；根據(jù)齒輪直徑 ，熱處理m10?方法為正火。2．確定軸的最小直徑查 [1] 式 15-2 的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：36P=14.296mm再查 [1]表 15-3，A 0=(112 ～ 97)D≥＝13.546mm考慮鍵：有一個鍵槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果1d大于軸的最小直徑 15.01??310362.0159nPd????22且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合m202d大帶輪定位 d2= d1+2（ 0.07~0.1）d1=20+2.8~4=22.8~24考慮密封圈查 [2]表 15-8 P143得 d=25m253d考慮軸承 d3> d2 選用 6206軸承從機械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm， da=36mm， d3=30mm,D=62m304d考慮軸承定位查表 [2] 9-7＝da＝ ＝364d40Rm365d考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟 查表 [2] 9-767 36237d＝ （同一對軸承）7d3 m304．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 [2] （2） “潤滑方式” ，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度 ” 0P v=3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表vsm?名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果箱體壁厚 ?查 [3]表 3P268)03.~25.(????a小于 8 選 8m8地腳螺栓直徑 及數(shù)fd目 n查 [3]表 3P26df=0.036a+12a ,考慮聯(lián)軸器定位2d1查 ,并考慮與密一 般 標 準表 79][?封墊配合查附表：15－8 接觸式密封d=45453d考慮與軸承公稱直徑配合 > 3d2，軸承代號：6210B＝20 da＝ 57m504dd4=da＝57 m575考慮到齒輪定位, d5=d4+(5~10)=63查 一 般 標 準表 79]2[?m636d= 6d4m57297d= 7d6m504．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 [2] （二） “滾動軸承的潤滑” ，及說明書 “六、計算齒輪速度 ”25P v，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 0.9vmsA名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果軸承支點距軸承寬邊端面距離 a從機械手冊軟件版 m105.計算各軸段長度名稱 計算公式 單位 計算結(jié)果1l與聯(lián)軸器配合長度短 2~3mm＝84- （2～3）＝821l m822l＝8+22+20+5+8+29-20-24.5＝67.567.53l＝203l m204l＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-4l12＝62.562.55l軸肩 m126＝75-2 ＝736l 73307l ＝20-2+4.5+10+2.5+2＝377l m37L（總長） L ＝ 82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354354L(支點距離) L ＝ 354-82-67.5-20+2＝186.5 mm 186.5四、校核Ⅱ軸的強度齒輪的受力分析：31齒輪 2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=2TFd?3X9. 107.54?N972.549* 0tan2=353.979N 0齒輪 3上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=23TFd?3X9. 1076.52?N2736.552*=996.0230tanN01．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 Zy xRazRay RbyRbzFt2r Ft3rRayFt2Ft3RbyRazFr2Fr3Rbz32軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=8.5+17+ =48 452CD= +10+ =72.580BD=8.5+4.5+10+40=63在 XAY平面上：X48+ X（72.5+48）= （48+72.5+63）2tF3t BYR972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以， =2051.427N = + — =1657.674NBYRAY2tF3tBYR所以，C 斷面 =48 =79.568XCZMAYR310NmD斷面 =63 =129.24XB在 XAZ平面上：x48+ X183.5= x（48+72.5 ）2rFBZ3rF353.979x48+ x183.5=996.023x120.5 R所以， =561.47N =80.574NBZAZR所以，C 斷面 = X48=3.868XCYM310Nm= X63=35.373XDBZA合成彎矩 C斷面 = = =79.662XC2CY?3232(79.568)(.6810)X?310合成彎矩 D斷面 = = =133.99X2DZ14057X因為 > , 所以 D 斷面為危險截面。MC= = =22.91MPaca?23()DTW?32323(1.90)(.69)14X?查表 15-1 得[ ]=60mpa,因為 (16×300×15)h=6310()rhCLn?630250()9..6?72000h35結(jié)論：所選的軸承滿足壽命要求?！? 鍵聯(lián)接的選擇和校核一、Ⅱ軸大齒輪鍵1．鍵的選擇選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑 d=40mm ,查 [1] 表 6-1，得寬度103Pb=12mm,高度 h=8mm,2．鍵的校核鍵長度小于輪轂長度 且鍵長不宜超過 ，前面算得m10~5 d8.1~6大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長 L=36mm 。(查 [1] 表103P6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查 [1]6-2 得許用擠壓應力[ο p]=100~120Mpa,取[ ο p]=100Mpa.鍵的工作長度 =L－b=36－12=24mm,l鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5×8=4mm由式 [1]6-1 得 ο p= =51.67Mpa332109.2014Tkld???所以所選用的平鍵強度足夠。§9 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1．齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度 ，smv12??故選擇浸油潤滑。362．滾動軸承的潤滑因為 I 軸 II 軸齒輪圓周速度 v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而 III 軸的齒輪圓周速度 v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。二、減速器密封1.軸外伸端密封I 軸：與之組合的軸的直徑是 25mm，查[2] 表 15-8P143，選 d=25mm氈圈油封II 軸：無需密封圈III 軸：與之配合的軸的直徑是 45mm，查[2]表 15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封2.箱體結(jié)合面的密封軟鋼紙板§10 減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結(jié)果 )(m箱座壁厚 ?8)03.~25.(????a0.025*123+3＝6.075837箱蓋壁厚 1?8)5.0~(??×8=0)85.0~(.8x8=6.48箱座凸緣厚度 b?5.11.5×8 12箱蓋凸緣厚度 11. 1.5×8 12箱座底凸緣厚度 2b?5. 2.5×8 20地腳螺栓直徑 fd0.036a+12=0.036x123+12=16.428 查[3]表 3P26 20地腳螺釘數(shù)目 n250,4an??時 4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1dfd7. 0.75×20=15 16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 2d??fd6.0~50.5x20=10 10聯(lián)接螺栓d2 的間距查[3]表 3P26 150～200 160軸承端蓋螺釘直徑查[3]表 3P26(0.4-0.5)df＝0.4x20=83d8383d定位銷直徑 d??28.0~7.d（0.7～0.8）×108、 、f1至外箱2壁距離 1C查 [3] 表 47P 262216、 至fd2凸緣邊緣距離 2C查 [3] 表 427P 2414軸承旁凸臺半徑 1R ＝101R凸臺高度 h作圖得到 h=54軸承座寬度 1B)10~5(21?C?8+22+20+5 55大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1?≥ ?. 1.2×8=9.6 10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 2?≥10~15 10箱蓋、箱昨筋厚 、1m1185.0??. 0.85×8 6.86.839m軸承端蓋外徑 2D軸 承 外 徑??Dd;)5.~(362+5×8=10272+5×8=112100+5×8=130102112130軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S2S? 102112130二、附屬零件設計1 窺視孔和窺視孔蓋其結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-4 p133,其尺寸選擇為： 5,48,710,25,140,5,16,803321 ????? Rndbblll ?2.通氣塞和通氣器通氣器結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-9,p136主要尺寸：M16x1.5,D=22,D 1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.油標、油尺由于桿式油標結(jié)構(gòu)簡單，應用廣泛，選擇桿式油標尺，其結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-8p135其尺寸選擇為:M124.油塞、封油墊其結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-14 p139 其尺寸選擇為:M20X1.5405.起吊裝置選擇吊耳環(huán)和吊鉤結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-12 p1376.軸承端蓋、調(diào)整墊片查 [2]表 14-1 p132§11 設計小結(jié)我們這次機械設計課程設計是做《帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器》 。在兩個星期的設計過程中，讓我明白一個簡單機械設計的過程，知道一個設計所必須要準備些什么，要怎樣去安排工作，并學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律；也通過課程設計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設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計問題的能力；學會怎樣去進行機械設計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學習興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學內(nèi)容的更加理解和掌握。這次機械課程設計中，我遇到了很多問題，但同學討論和老師 指導起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設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師。設計讓我感到學習設計的緊張，能看到同學間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧41以前所學習的理論知識，也明白只有在學習理論基礎上才能做設計，讓我以后更加注重理論的學習并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O計和傳動件設計時間太長，而在裝配草圖設計、裝配工作圖設計時間太緊，還有就是在裝配草圖設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，沒有過此類設計的經(jīng)驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數(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，而白白花了重復工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設計的過程，積累了一些設計的經(jīng)驗。這次機械設計課程設計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設計能力訓練，很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設計，明白到學習的內(nèi)容的目的，更加明確大學學習的目標方向，能激起學生學習激情，也讓我們有學習的成就感，希望以后有更多合適實訓教學安排?！?2 參考資料[1] 濮良貴主編. 1997.《機械設計》 （第七版）.高等教育出版社[2] 唐增寶；何永然；劉安俊主編.1998.機械設計課程設計.華中科技大學出版社[3] 龔溎義 羅圣國 李平林 張立乃 黃少顏編， 龔溎義主編42《機械設計課程設計指導書》第二版，高等教育出版社 [4]機械設計手冊軟件版 R2.0, 目錄1. 題目……………………………………………………………12. 傳動方案的分析………………………………………………23. 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算………………24. 傳動零件的設計計算…………………………………………55. 軸的設計計算…………………………………………………166. 軸承的選擇和校核……………………………………………267. 鍵聯(lián)接的選擇和校核…………………………………………278. 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………289. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇……………………2810.減速器箱體設計及附件的選擇和說明………………………………………………………………2911. 設計總結(jié)………………………………………………………3112. 參考文獻………………………………………………………311題目：設計一帶式輸送機使用的 V 帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設計參數(shù)如下表所示。1、基本數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號 QB-5運輸帶工作拉力 F/N 5000運輸帶工作速度v/(m/s)2.4卷筒直徑 D/mm 390滾筒效率 η 0.932.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；3.工作環(huán)境 室內(nèi) ，灰塵較大 ，環(huán)境最高溫度 35 度左右。4.工作壽命 15 年，每年 300 個工作日，每日工作 16 小時5.制作條件及生產(chǎn)批量: 一般機械廠制造，可加工 7～8 級齒輪；加工條件：小批量生產(chǎn)。生產(chǎn) 30 臺6.部件：1.電動機，2.V 帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶 6.輸送帶鼓輪7.工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，室內(nèi)工作；運輸帶速度允許誤差±5%；兩班制工作，3 年大修，使用期限 15 年。(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力 F 中已考慮。) 　　28.設計工作量：1 、減速器裝配圖 1 張(A0 或 sA1)；2、零件圖 1～3 張；3、設計說明書一份。　　　 §2 傳動方案的分析1—電動機，2—彈性聯(lián)軸器，3—兩級圓柱齒輪減速器，4—高速級齒輪，5—低速級齒輪 6—剛性聯(lián)軸器 7—卷筒3方案分析:由計算可知電機的轉(zhuǎn)速的范圍為: 674.410～3372.04r/min 由經(jīng)濟上考慮可選擇常用電機為 1700r/min .功率為 5.5kw.又可知總傳動比為 27.082.如果用帶傳動,則減速器的傳動比為 5—10,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)軸器與電機相連.兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，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)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速: 特點及應用：減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。從性能和尺寸以及經(jīng)濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速.卷筒同輸出軸直接同聯(lián)軸器相連就可以,因為這樣可以減少能量的損耗.§3 電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算4一、電動機的選擇1.確定電動機類型按工作要求和條件,選用 y 系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率 PwPw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率η 總 。設η 1、η 2、η 3、η 4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、工作機的效率，由[2]表2-2 P6查得η 1 = 0.99，η 2 = 0.98，η 3 = 0.99， η 4 = 0.99，η 5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為η總 =η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw?總?wdP3.選擇電動機轉(zhuǎn)速由 [2]表 2-3 推薦的傳動副傳動比合理范圍聯(lián)軸器傳動 i 聯(lián) =1兩級減速器傳動 i 減 =8～40(i 齒 =3～6)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i 總 = i 聯(lián) ×i 齒 1×i 齒 2i‘總 =1×（8～40 ）= （8～40）電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為5nw= =60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/minDV?60nd=i‘總 ×nw=（8～40）×n w=8nw～40n w=629.34～3147.2r/min根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查機械設計手冊(軟件版)R2.0- 電器設備-常用電動機規(guī)格，符合這一范圍的常用同步加速有3000、1500、1000 。minr選用同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min，輸出軸直徑為 28j6mm選定電動機型號為 Y112M-4。二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比i 總 = nm / nw=1440/78.68＝18.30 式中 nm----電動機滿載轉(zhuǎn)速，1440 r/min;nw----工作機的轉(zhuǎn)速 ，78.68 r/min 。2.分配傳動裝置各級傳動比i 總 =i 聯(lián) ×i 齒 1×i 齒 2分配原則：（1） i 齒 =3～6 i 齒 1=（1.3～1.4）i 齒 2減速器的總傳動比為i = i總 / i聯(lián) =18.30 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i齒1 = = 4.877 i3.低速級的傳動比i齒2 = i/i齒1 = 8.30/4.877 =3.752 6三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速計算n0= nm =1440 r/minnⅠ = nm / i聯(lián) =1440 r/minnⅡ = nⅠ / i齒1 = 1440/4.877=295.26 r/minnⅢ = nⅡ / i 齒 2 =295.26/3.752=78.69r/min2.各軸輸入功率P0= Pd=3.193kwPⅠ = Pdη 4 = 3.193x0.99=3.163kwPⅡ = PⅠη 2η 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwPⅢ = PⅡη 2η 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mN?TⅠ = 9550PⅠ /nⅠ =9550x3.161/1440=20.964 ?TⅡ = 9550PⅡ /nⅡ = 9550x3.067/295.26=99.20TⅢ = 9550PⅢ /nⅢ = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN?表 1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表項目軸號功率 ??kw轉(zhuǎn)速 ??minr轉(zhuǎn)矩 ??T?傳動比0 軸 3.193 1440 21.176 1Ⅰ軸 3.161 1440 20.964Ⅱ軸 3.067 295.26 99.2004.8777Ⅲ軸2.976778.69 361.174 3.7524 傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)計算過程 單位計算（或確定）結(jié)果1．選齒輪精度等級查 [1]P208 表 10-8傳輸機為一般工作機速度不高級 72．材料選擇 查 [1]P180 表 10-1小齒輪 40Cr(調(diào)質(zhì))大齒輪 45 鋼( 調(diào)質(zhì))小齒輪 280HBS,大齒輪 240HBS3．選擇齒數(shù) Z )40~2(1?1iZ12UZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875個 ＝241Z＝1172U＝4.8755．按齒面接觸疲勞強度設計（1）試選 Kt 試選 1.3 Kt=1.3(2)計算小齒輪 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440 Nmm T1=2.096x 10 48傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 =2.0963X10 4(3)齒寬系數(shù) Ф d 由[1]P201 表10-7d=0.7~1.15 Ф d=1(4)材料的彈性影響系數(shù) ZE由[1] P198表10-6鍛鋼 MP1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH?由[1]P207 圖 １０－２１ｄ600?1limH?5502li MPa600?1limH?5502li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由[1]式１０－１３N1=60n1jLh=60X1440X16X300X15＝6.2208X10 9 12/齒iN?=6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由[1]P203 圖10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力[σ H]取失效概率為１％，安全系數(shù)為 S=1，由[1]式１０－１２得[σ H]1= SHN1lim?=0.90X600/1=540 [σ H]2= SKNlim?=0.95X550/1=522.5 MPa[σ H]1= 540[σ H]2= 522.59（9）試算小齒輪分度圓直徑 td1按[1]式（10－21）試算3211)][(2.HEdtt ZuTk?????＝37.8225mm37.823（10）計算圓周速度 v106??ndvt?V=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85（11）計算齒寬Bb = φ dd1t B1=1×37.823 mm B1=37.823（12）模數(shù) ntm1ztnt?＝37.823/24＝1.57ntm6h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576ntmh =3.546b/h= 10.577（13）計算載荷系數(shù) K由[1]表 10-2 查得使用系數(shù) 1?AK根據(jù) v= 2.85 級精度，由[1]P190 圖10-8 查得動載荷系數(shù) 1.10V由[1]表１０－４P194 查得KHβ =1.12+0.18(1+0.6φ d2) φ d2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X) +10.23X10-3X37.823=1.417由[1]圖１０－１３P195 查得K=1.87010KFβ =1.34 假定 ，由mNdFKtA/10?[1]P193 表 10-3 查得 1.2??FH故載荷系數(shù)K=KAKVKHα KHβ =1X1.10X1.2X1.417=1.870（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由[1]式 10-10ａ d1=d1t =3/tK42.696 md1=42.70（15）計算模數(shù) nm＝42.70/241zdmn?=1.779mmmn=1.786．按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFαKFβK＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K＝1.769(2)齒形系數(shù) Fsa 由[1]P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166（3）應力校正系數(shù) YSa由[1] P197 表１０－５YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[1]P204 圖１０－２０ｃ500?1FE?3802MPa500?1FE?380211（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1FNK由[1]P202 圖１０－１８0.84?1FNK0.8820.84?1FNK0.882（6）計算彎曲疲勞許用應力[σ F]取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-12 得[σ F]1= ＝ SKFEN1?0.85X500/1.35=314.8148[σ F]2= ＝ SFEN2?0.88X380/1.35=247.7037MPa[σ F]1=314.815[σ F]2=247.704（7）計算大小齒輪的 并][FSaY?加以比較＝2.65x1.58/1][FSaY?314.815=0.013299＝2.166x1.82][FSaY?04/247.704=0.01577499 結(jié)論：取0.01577＝0.013301][FSaY?=0.015772][FSaY?大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由[1]式１０－5　321][FSdnYZKTm?????=1.10321][FSdnYZKTm?????298mm1.103結(jié)論：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nm12疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ＝ 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿nm足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1= 42.70 應有的齒數(shù)。于是由 =42.70/2 =21.35，取 Z1=21,Z2 = Z1×i 齒 1 =21x4.877=102.417nmdz1?取 Z2 =1023．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(1nmza??A=(21+102)2/2=123 mm a=123（2）計算齒輪的分度圓直徑 dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mm d1=42d2=2043）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfm5.2??=42-nfmd5.21??5=37=204-nf.25=199mmdf1=37df2=199（4）計算齒輪寬度 Bb = φ dd1 圓整后?。築1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45（5）驗算 =2x20960/42N =998.10N12dTFt?=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mmbKtA合適13（二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù)計算過程 單位 計算（或確定）結(jié)果1．選齒輪精度等級查 [1]表 10-8 傳輸機為一般工作機速度不高級 72．材料選擇小齒輪 40Cr(調(diào)質(zhì))大齒輪 45 鋼( 調(diào)質(zhì))小齒輪280HBS,大齒輪 240HBS）3．選擇齒數(shù) Z)40~2(3?Z3i34ZU=233=3.752x23=86.43U=86/23=3.7391個 =233Z=864U=3.7395．按齒面接觸強度設計（1）試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 TⅡTⅡ= 9550P/n TⅡ =9550x3067/295.26=99200.2NmmTⅡ= 99.20X103(3)齒寬系數(shù)Ф d由[1]P203 表10-7d=0.7~0.115 Ф d=1(4)材料的 由[1]P198 表 鍛鋼 MPa1/2 ZE=189.814彈性影響系數(shù) ZE10-6(5) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH?由[1]P207 圖10-21ｄ600?3limH?5504li MPa600?3limH?5504li（6）應力循環(huán)次數(shù) N由[1]式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i 齒 2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN由[1]P203 圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力[σ H]取失效概率為１％，安全系數(shù)為 S=1，由[1]式１０－１２得[σ H]3= SNlim?=600X0.90/1＝ 540[σ H]4= SKNlim?＝ 0.95x550/1＝ 522.5 MPa[σ H]3=540[σ H]4=522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑 td3按[1]式（10－21）試算322)][(1.HEdtt ZuTk?????＝64.5788mm64.57915（10）計算圓周速度 v10623??ndt?v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998（11）計算齒寬 Bb = φ dd3t B=1X64.579=64.579mm B=64.579（12）模數(shù) ntm3ztnt?mnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度 mnt=2.808h=6.318b/h =10.221（13）計算載荷系數(shù) K由[1]P190 表 10-2 查得使用系數(shù)1?A根據(jù) v= 0.998 級精度，由 [1]P192圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 1.06?VK由[1]表１０－４P194 查得KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X ) +10.23X103X64.579=1.42 由[1]圖 10-13P195 查得 KFβ=1.35假定 ，由[1]P193mNdFtA/10?表１０－３查得 1.2 故載??FH K=1.80616荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 d3由[1]式 10-10ａ D3=d3t =72./tK058 mD3=72.058（15）計算模數(shù) nm=72.058/233zdmn?=3.133mm=3.133nm6．按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) KK=KAKVKFα KFβK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717（2）齒形系數(shù) YFa由[1]P197 表１０－５YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）應力校正系數(shù)YSa由[1]P197 表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.77617（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[1]P204 圖10-20ｃ500?3FE?3804MPa500?3FE?3804（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) FNK由[1]P202 圖10-18 0.85?3FNK0.884 0.85?3FNK0.884（6）計算彎曲疲勞許用應力[σ F]取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.35，由式10-2 得[σ F]3= SKFEN3?=0.85x500/1.35=314.8148[σ F]4= =0.88x380/1.3SKEN4?5=247.7037MPa[σ F]3=314.815[σ F]3=247.704（7）計算大小齒輪的并加][FSaY?以比較=(2.69+1.575)/314.3][FSaY?815=0.013547=2.208+1.776/247.4][FSa704=0.016083結(jié)論：大齒輪值大大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由[1]式１０－１７　 32][FSdnYZKTm?????32][FSdnYZKTm?????=2.1796＝2.18nm18結(jié)論：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nm根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ＝2.5mm，已可滿足彎曲強度。nm但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d3= 72.058mm 來計算應有的齒數(shù)。于是由 =72.058/2.5= 28.8 取ndz3?29，則 Z4 = Z3×i 齒 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 109?3z3．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a2)(43nmz??A=(29+109)2.5/2=172.5將中心距圓整為173mm a=173（2）計算齒輪的分度圓直徑 dnzmd?d3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mm d3=72.5d4=272.5（3）計算齒輪的齒根圓直徑 dfnfmd5.2??=72.5-nfmd5.21??6.25=66.25=272.5nf.2-6.25=266.25mm df1=66.25df2=266.25（4）計算齒輪寬度 Bb = φ dd3 圓整后?。築3 =80mmB3 =8019B4 = 75 B4 = 75（5）驗算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N32dTFt?=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm bKtA合適（三）直齒輪設計參數(shù)表傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬高速級直齒圓柱齒輪2211021235045低速級直齒圓柱齒輪2.5291091738075§5 聯(lián)軸器的選擇Ⅰ軸的聯(lián)軸器:由于電機的輸出軸軸徑為 28mm查 [1] 表 14-1 由于轉(zhuǎn)矩變化很小可取 KA=1.334P1.3×20.964=27.253N.m?TKAca又由于電機的輸出軸軸徑為 28mm查 [2]p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉(zhuǎn)矩[n]20=63N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為 5700r/min,軸徑為 20~28 之間，由于電機的軸徑固定為 28mm,而由估算可得 1 軸的軸徑為 20mm。故聯(lián)軸器合用:Ⅲ的聯(lián)軸器:查 [1] 表 14-1 轉(zhuǎn)矩變化很小可取 KA=1.334P1.3×361.174=469.52 N.m?TKAca查 [2]p128表 13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7, 其許用轉(zhuǎn)矩[n]=500N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為 3600r/min, 軸徑為 40~48 之間,由估算可選兩邊的軸徑為 40mm.聯(lián)軸器合用.§5 軸的設計計算減速器軸的結(jié)構(gòu)草圖21一、Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)設計1．選擇軸的材料及熱處理方法查 [1]表 15-1 選擇軸的材料為 40Cr；根據(jù)齒輪直徑 ，熱處理m10?方法為正火。2．確定軸的最小直徑查 [1] 式 15-2 的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：36P=14.296mm再查 [1]表 15-3，A 0=(112 ～ 97)D≥＝13.546mm考慮鍵：有一個鍵槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm3．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果1d大于軸的最小直徑 15.01??310362.0159nPd????22且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合m202d大帶輪定位 d2= d1+2（ 0.07~0.1）d1=20+2.8~4=22.8~24考慮密封圈查 [2]表 15-8 P143得 d=25m253d考慮軸承 d3> d2 選用 6206軸承從機械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm， da=36mm， d3=30mm,D=62m304d考慮軸承定位查表 [2] 9-7＝da＝ ＝364d40Rm365d考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟 查表 [2] 9-767 36237d＝ （同一對軸承）7d3 m304．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 [2] （2） “潤滑方式” ，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度 ” 0P v=3.467 ，故選用油潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表vsm?名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果箱體壁厚 ?查 [3]表 3P268)03.~25.(????a小于 8 選 8m8地腳螺栓直徑 及數(shù)fd目 n查 [3]表 3P26df=0.036a+12a ,考慮聯(lián)軸器定位2d1查 ,并考慮與密一 般 標 準表 79][?封墊配合查附表：15－8 接觸式密封d=45453d考慮與軸承公稱直徑配合 > 3d2，軸承代號：6210B＝20 da＝ 57m504dd4=da＝57 m575考慮到齒輪定位, d5=d4+(5~10)=63查 一 般 標 準表 79]2[?m636d= 6d4m57297d= 7d6m504．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 [2] （二） “滾動軸承的潤滑” ，及說明書 “六、計算齒輪速度 ”25P v，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 0.9vmsA名稱 依據(jù) 單位 確定結(jié)果軸承支點距軸承寬邊端面距離 a從機械手冊軟件版 m105.計算各軸段長度名稱 計算公式 單位 計算結(jié)果1l與聯(lián)軸器配合長度短 2~3mm＝84- （2～3）＝821l m822l＝8+22+20+5+8+29-20-24.5＝67.567.53l＝203l m204l＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-4l12＝62.562.55l軸肩 m126＝75-2 ＝736l 73307l ＝20-2+4.5+10+2.5+2＝377l m37L（總長） L ＝ 82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354354L(支點距離) L ＝ 354-82-67.5-20+2＝186.5 mm 186.5四、校核Ⅱ軸的強度齒輪的受力分析：31齒輪 2上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=2TFd?3X9. 107.54?N972.549* 0tan2=353.979N 0齒輪 3上的圓周力 小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=23TFd?3X9. 1076.52?N2736.552*=996.0230tanN01．求支反力、繪彎矩、扭矩圖 Zy xRazRay RbyRbzFt2r Ft3rRayFt2Ft3RbyRazFr2Fr3Rbz32軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=8.5+17+ =48 452CD= +10+ =72.580BD=8.5+4.5+10+40=63在 XAY平面上：X48+ X（72.5+48）= （48+72.5+63）2tF3t BYR972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以， =2051.427N = + — =1657.674NBYRAY2tF3tBYR所以，C 斷面 =48 =79.568XCZMAYR310NmD斷面 =63 =129.24XB在 XAZ平面上：x48+ X183.5= x（48+72.5 ）2rFBZ3rF353.979x48+ x183.5=996.023x120.5 R所以， =561.47N =80.574NBZAZR所以，C 斷面 = X48=3.868XCYM310Nm= X63=35.373XDBZA合成彎矩 C斷面 = = =79.662XC2CY?3232(79.568)(.6810)X?310合成彎矩 D斷面 = = =133.99X2DZ14057X因為 > , 所以 D 斷面為危險截面。MC= = =22.91MPaca?23()DTW?32323(1.90)(.69)14X?查表 15-1 得[ ]=60mpa,因為 (16×300×15)h=6310()rhCLn?630250()9..6?72000h35結(jié)論：所選的軸承滿足壽命要求?！? 鍵聯(lián)接的選擇和校核一、Ⅱ軸大齒輪鍵1．鍵的選擇選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑 d=40mm ,查 [1] 表 6-1，得寬度103Pb=12mm,高度 h=8mm,2．鍵的校核鍵長度小于輪轂長度 且鍵長不宜超過 ，前面算得m10~5 d8.1~6大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長 L=36mm 。(查 [1] 表103P6-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查 [1]6-2 得許用擠壓應力[ο p]=100~120Mpa,取[ ο p]=100Mpa.鍵的工作長度 =L－b=36－12=24mm,l鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5×8=4mm由式 [1]6-1 得 ο p= =51.67Mpa332109.2014Tkld???所以所選用的平鍵強度足夠?！? 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1．齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度 ，smv12??故選擇浸油潤滑。362．滾動軸承的潤滑因為 I 軸 II 軸齒輪圓周速度 v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而 III 軸的齒輪圓周速度 v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。二、減速器密封1.軸外伸端密封I 軸：與之組合的軸的直徑是 25mm，查[2] 表 15-8P143，選 d=25mm氈圈油封II 軸：無需密封圈III 軸：與之配合的軸的直徑是 45mm，查[2]表 15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封2.箱體結(jié)合面的密封軟鋼紙板§10 減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱 計算依據(jù) 計算過程 計算結(jié)果 )(m箱座壁厚 ?8)03.~25.(????a0.025*123+3＝6.075837箱蓋壁厚 1?8)5.0~(??×8=0)85.0~(.8x8=6.48箱座凸緣厚度 b?5.11.5×8 12箱蓋凸緣厚度 11. 1.5×8 12箱座底凸緣厚度 2b?5. 2.5×8 20地腳螺栓直徑 fd0.036a+12=0.036x123+12=16.428 查[3]表 3P26 20地腳螺釘數(shù)目 n250,4an??時 4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1dfd7. 0.75×20=15 16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 2d??fd6.0~50.5x20=10 10聯(lián)接螺栓d2 的間距查[3]表 3P26 150～200 160軸承端蓋螺釘直徑查[3]表 3P26(0.4-0.5)df＝0.4x20=83d8383d定位銷直徑 d??28.0~7.d（0.7～0.8）×108、 、f1至外箱2壁距離 1C查 [3] 表 47P 262216、 至fd2凸緣邊緣距離 2C查 [3] 表 427P 2414軸承旁凸臺半徑 1R ＝101R凸臺高度 h作圖得到 h=54軸承座寬度 1B)10~5(21?C?8+22+20+5 55大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1?≥ ?. 1.2×8=9.6 10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 2?≥10~15 10箱蓋、箱昨筋厚 、1m1185.0??. 0.85×8 6.86.839m軸承端蓋外徑 2D軸 承 外 徑??Dd;)5.~(362+5×8=10272+5×8=112100+5×8=130102112130軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S2S? 102112130二、附屬零件設計1 窺視孔和窺視孔蓋其結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-4 p133,其尺寸選擇為： 5,48,710,25,140,5,16,803321 ????? Rndbblll ?2.通氣塞和通氣器通氣器結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-9,p136主要尺寸：M16x1.5,D=22,D 1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.油標、油尺由于桿式油標結(jié)構(gòu)簡單，應用廣泛，選擇桿式油標尺，其結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-8p135其尺寸選擇為:M124.油塞、封油墊其結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-14 p139 其尺寸選擇為:M20X1.5405.起吊裝置選擇吊耳環(huán)和吊鉤結(jié)構(gòu)見 [2]表 14-12 p1376.軸承端蓋、調(diào)整墊片查 [2]表 14-1 p132§11 設計小結(jié)我們這次機械設計課程設計是做《帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器》 。在兩個星期的設計過程中，讓我明白一個簡單機械設計的過程，知道一個設計所必須要準備些什么，要怎樣去安排工作，并學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律；也通過課程設計實踐，培養(yǎng)了我綜合運用機械設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計問題的能力；學會怎樣去進行機械設計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范。還有就是激發(fā)了我的學習興趣，能起到一種激勵奮斗的作用，讓我更加對課堂所學內(nèi)容的更加理解和掌握。這次機械課程設計中，我遇到了很多問題，但同學討論和老師 指導起到了很大的作用，這就是團隊的精神。自己在設計中所遇到的困難，讓我明白要做好一個機械設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師。設計讓我感到學習設計的緊張，能看到同學間的奮斗努力，能讓大家很好地回顧41以前所學習的理論知識，也明白只有在學習理論基礎上才能做設計，讓我以后更加注重理論的學習并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設計時間的分配，前面?zhèn)鲃臃桨冈O計和傳動件設計時間太長，而在裝配草圖設計、裝配工作圖設計時間太緊，還有就是在裝配草圖設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，沒有過此類設計的經(jīng)驗；在設計過程中自己也做了一些重復的計數(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，而白白花了重復工作的時間，但也能讓我更加深刻一些設計的過程，積累了一些設計的經(jīng)驗。這次機械設計課程設計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設計能力訓練，很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設計，明白到學習的內(nèi)容的目的，更加明確大學學習的目標方向，能激起學生學習激情，也讓我們有學習的成就感，希望以后有更多合適實訓教學安排。§12 參考資料[1] 濮良貴主編. 1997.《機械設計》 （第七版）.高等教育出版社[2] 唐增寶；何永然；劉安俊主編.1998.機械設計課程設計.華中科技大學出版社[3] 龔溎義 羅圣國 李平林 張立乃 黃少顏編， 龔溎義主編42《機械設計課程設計指導書》第二版，高等教育出版社 [4]機械設計手冊軟件版 R2.0,