機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計-展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目: 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 專業(yè)：機(jī)械 143班 設(shè)計者： 指導(dǎo)教師： 全套圖紙加扣?3012250582 2016 年 10 月 26 日 （ 大連民族大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院） 目錄 一、 設(shè)計任務(wù)書及其傳動方案的擬定…………………………… 3 二、傳動方案的擬訂及說明…………………………………………5 三.傳送帶、齒輪設(shè)計計算………………………………………… 7 四.軸的設(shè)計計算 ……………………………………………………15

2、五.高速軸及其軸承、鍵的校核 ……………………………………19 六.聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………… 21 七. 鍵連接的選擇和計算 ………………………………………… 22 八．減速器附件選擇及箱體的設(shè)計 ……………………………… 22 九.潤滑與密封 ………………………………………………………24 十.設(shè)計心得與體會 …………………………………………………24 十一.參考資料……………………………………………………… 25 二、 設(shè)計任務(wù)書及其傳動方案的擬定 （一）課程目的： 1、通過機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其

3、它有關(guān)選修課程的理論和生產(chǎn)實(shí)際知識去分析和解決機(jī)械設(shè)計問題，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步地鞏固、深化和發(fā)展。 2、學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法。通過設(shè)計培養(yǎng)正確的設(shè)計思想和分析問題、解決問題的能力。進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、查閱設(shè)計資料和手冊，熟悉標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。 （二）題目： 題目：設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器，如圖所示： 1——電動機(jī) 2——V型皮帶 3——減速器 4——聯(lián)軸器 5——輸送帶 設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù)如下： 1、已知數(shù)據(jù) 工作情況 載荷平穩(wěn) 輸送帶牽引力F/N 4500 運(yùn)輸帶速度V（m/s） 0.54 滾筒直徑D

4、/(mm) 400 滾筒長度L/（mm） 800 2、工作條件 兩班制工作，工作10年，灰塵較多，稍微波動，批量生產(chǎn)。 3、要求完成工作量 1.減速器裝配圖一張(A0)。 2.設(shè)計說明書一份。 3.零件圖一張。 （三）設(shè)計內(nèi)容： 1. 電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)設(shè)計計算； 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算； 3. 軸的設(shè)計； 4. 裝配草圖的繪制 6. 滾動軸承的選擇； 7. 裝配圖、零件圖的繪制； 8. 設(shè)計計算說明書的編寫。 （四）設(shè)計進(jìn)度： 1、 第一階段： 總體計算和傳動件參數(shù)計算。 2、 第二階段： 軸與軸系零件的設(shè)計。 3、 第三階段： 草圖繪制。

5、 4、 第四階段： 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。 二、傳動方案的擬訂及說明 一：傳動方案的總體設(shè)計 （一）對給定傳動方案分析論證 總體布置見任務(wù)書 工作情況：工作有輕震，空載啟動，單向運(yùn)動。 （二）選擇電動機(jī) 選擇電動機(jī)的類型 按工作條件和要求選用 Y系列三項(xiàng)異步電動機(jī)，電壓為380V。 選擇電動機(jī)型號 1）工作機(jī)有效功率為： Pw=FV1000=4500×0.541000=2.43 KW 2）傳動裝置總效率 電動機(jī)到工作傳輸帶間的總效率為： ηΣ=η1?η24?η32?η42 η1、η2、η3、η4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳

6、動和卷筒傳動的效率。 取η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.96 則： ηΣ=0.7918 3） 所需電動機(jī)功率 電動機(jī)所需的工作功率為： Pd=Pw ηΣ = 2.430.7918KW=3.0689KW 4）確定電動機(jī)額定功率 所以應(yīng)選額定功率大于3.0689kW的電機(jī)。 計算電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍并選擇電動機(jī)型號 二級圓柱齒輪減速器傳動比iΣ`=8～40。 工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為： nw=60×1000vπD=60×1000×0.543.14×400=25.78

7、r/min 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為： nd=iΣ`?nw=(8～40)×25.78*（2-4）=(412.48～4124.8)r/min 選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動機(jī)。 由電機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選電動機(jī)型號為： Y132M1-6 電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù) 技術(shù)數(shù)據(jù) 型號 額定功率 轉(zhuǎn)速r/min 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 /kg Y132M1-6 4 960 2.0 73 （三）計算傳動裝置總傳動比和各級傳動比 傳動裝置的總傳動比 iΣ=ndnw = 96025.78 = 37.2381 分配各級傳動比 因?yàn)镮a=i帶*i齒 根據(jù)表3-2 取v帶

8、傳動比i01=3 I齒=ia/i01=12.4127 I1=√1.4ie=4.16 I2=ie/i1=2.9838 傳動裝置中個軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）： 減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為III 軸， N0=960r/min N1=N0/i帶=320r/min NII=NI/i12=320/4.16=76.92r/min NIII=NII/i2=76.92/2.9838=25.779r/min 各軸的輸入功率 按電動機(jī)額定功率計算各軸輸入功率，即 P0=Pd=3.0689kw PI=Pd*N1=3.0689*0.99=3.038kw

9、 PII=P1*N12=3.038*0.97*0.98=2.888kw PIII=PII*N23=2.888*0.98*0.97=2.745kw P卷筒機(jī)=PIII*N12=2.745*0.99*0.98=2.663kw 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N?ｍ）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW) T0=Td=9550Pd/Nm=9550*3.0689/960=30.530 TI=9550PI/NI=9550*3.038/320=90.665 TII=9550PII/NII =9550*2.888/76.92=358.559 TIII=9550PIII/NIII =9550*2.745/25.779=1016

10、.9 卷筒機(jī)T卷=9550PIv/NIv =9550*2.663/25.779=986.5 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 電機(jī)軸 軸1 軸2 軸3 滾筒軸 功率p/kw 4 3.069 2.888 2.754 2.663 轉(zhuǎn)矩T/N*M 30.530 90.665 358.552 1016.9 986.5 轉(zhuǎn)速n/r/min 960 320 76.794 25.787 25.787 三.傳送帶、齒輪設(shè)計計算 (一)帶傳動計算 1. 確定計算功率 查表8-8得Ka=1.3 Pca=Kap*p=1.3*4=5.2kw 2. 選擇v

11、帶類型 根據(jù)計算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速N1從圖8-11選取v帶的帶型;選用A帶 3. 初選小帶輪得基準(zhǔn)直徑 參考表8-7 8-9確定小帶輪得基準(zhǔn)直徑d的 應(yīng)使dd1≥（dd）min選dd1=100mm 驗(yàn)算帶速v，有v=π*dd1*n060*1000=π*100*96060*1000=5.026m/s 合理 4. 計算大帶輪基準(zhǔn)直徑 Dd2=i帶*dd1=3*100=300mm取dd2=315mm 新的傳動比i帶=3.15 5. 確定v帶得中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1. 根據(jù)8-20初定中心距400mm 2. 計算帶所需基準(zhǔn)長度 L≈2a0+π/2（dd1+dd2）+（d

12、d2-dd1）^2/4a0=1480.22mm 由表8-2選取L=1430mm 3. 計算實(shí)際中心距 a≈a0+Ld-Ld02=400+34.15=375≈375 amin=a-0.015d=375-0.015*1430=353.55mm amax=a+0.03d=417.9mm 4. 驗(yàn)算小帶輪上的包角 α=180-（dd2-dd1）*57.3/a=141大于120° 5. 計算帶的根數(shù)z 計算單根V帶的額定功率 由dd1=100mm和n0=960r/min查表8-4 P0=0.95kw 據(jù)n0=960r/min i=3和a型帶查8-5的ΔP0=0.11kw 查表8

13、-6得Kα=0.89 由8-2得 Kl=0.96 Pr=（P0+ΔP0）*Kα*Kl=（0.95+0.11）*0.89*0.96=0.905kw Z=Pca/Pr=5.2/0.905=5.75；取 6根 6. 計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m 所以：F0=500（2.5-kα）pcakαzv+qv2=5002.5-0.89*5.20.89*6*5.02+0.105*5.022=157N 7.計算壓軸力Fp Fp=2zf0sinα1/2=2*6*157*sin141/2=1781.357N 結(jié)論：選用A型普通

14、v帶6根 基準(zhǔn)長度 1430mm 帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100mm；dd2=315mm ；中心距控制在a=353-417mm之間；單根帶初拉力F0=157N （二）高速級齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1.選用圓柱斜齒輪 2.選擇8級精度 3.選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280 HBS大齒輪選擇45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS 4.初選小齒輪齒數(shù)z1=17大齒輪齒數(shù)在Z1=Z2*iII=17*4.169=70.873 選Z2=71 5.初選螺旋角β=14° 按彎曲疲勞強(qiáng)度計算 d1t≥32KhtT1u+1?duzhzez∈zβσh^2 確定公式中的各參

15、數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kht=1.3 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Zh=2.43 齒寬系數(shù)：1 彈性影響系數(shù)Ze=189.8mpa^1/2 由式10-21計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)zε α=arctan（tanα/tanβ）=arctan（tan20°/cos14°）=20.562° αat1=arcos【Z1cosαt/（Z1+2hancosβ）】=arcos【17*cos20.562°/（17+2*1*cos14°）】=32.82 αat2=arcos【Z2cosat/（Z2+2hancosβ）】=arcos【71cos20.562/（71+2*1*cos14°）】=24

16、.3 εα=【Z1（tanαat1-tanα1）+Z2（tanαa2-tanαt）】/2π=【17*（tan32.82-tan20.562）+71*（tan24.3-tan20.562）】/2π=1.722 εβ=Φdz1tanβ/π=1*24*tan14°/π=1.905 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.72231-1.905+1.9051.722=0.647 zβ=√cosβ=0.985 計算接觸疲勞許用應(yīng)力σh 由圖10-25d查的小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限分別為σFlim1=600mpa ΣFlim2=550mpa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

17、 N1=60N1jLh=60*320*1*（2*8*300*10）=9.216*10^8 N2=N1/u=9.216*10^8/（71/17）=2.206*10^8 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=1.1 Khn2=1.15 取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1 由式10-14得 【σh】1=Khn1σhlim1/s=1.1*600/1=660mpa 【σh】2=Khn2σhlim2/s=1.15*550/1=632.5mpa 取倆者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力即 【σh】1=【σh】2=632.5mpa 計算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32KhtT1u+1

18、?duzhzez∈zβσh^2= 32*1.3*90665 (71/17)+11 (71/17)2.43*189.8*0.647*0.985632.5^2=39.81mm 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1、計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 （1）圓周速度 V=πd1t*n1/60*1000=π*39.81*320 /60*1000=0.667m/s （2）齒寬 B=Φd1t=39.81mm 2、計算實(shí)際載荷系數(shù)kh （1）由表10-2查的使用系數(shù)Ka=1.25 （2）根據(jù)v=0.667m/s、7級精度、由圖10-8查的動載系數(shù)Kv=1.05 （3）齒輪的圓周

19、力Ft1=2T1/d1t=2*90665/39.81=4.554*10^3n,KaFt1/b=1.25*4.554*10^3/39.81=143n/mm大于100n/mm 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Khα=1.4 （4）由表10-4用插值法查的7級精度、小齒輪相對支撐Khβ=1.426 KH=KaKvKhαKhβ=1.25*1.05*1.4*1.426=2.620275 3、由式10-12可得實(shí)際載荷系數(shù)算的分度圓直徑 d1=d1t3Khkht=39.8132.621.3=50.28mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù)Mn=d1cosβ/Z1=50.28*cos14/17=2

20、.8697mm 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 1. 由式10-20試算齒輪模數(shù) 2. Mnt≥32KftT1YεYβcos2βΦdz12*（YfaYsa【σF】） 確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)kft=1.3 由式10-19，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan14cos20.562）=13.140° εαv=εα/cos2βb=1.891/cos21.905=1.893 Yε=0.25+0.75/εav=0.25+0.75/1.893=0.64619 3.由式10-19，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ

21、 Yβ=1-εβ*β/120=1-1.905*14/120=0.7775 4、、計算YFaYsa/【σf】 由當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos^3β=17/cos^314=18.609 Zv2=Z2/ cos^3β=71/ cos^314=77.723 查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.5 YFa2=2.22 由圖10-18查的應(yīng)力修復(fù)系數(shù)YSa1=1.6 YSa2=1.78 由10-24c 查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 σhlim1=500mpa σhlim2=380mpa YFa1 Ysa1/【σf1】=2.5*1.6/303.57=0.01318 YFa

22、2 Ysa2/【σf2】=2.22*1.28/238.86=0.01654 因?yàn)榇簖X輪大于小齒輪取YFa2 Ysa2/【σf2】=0.01654 試計算齒輪模數(shù)： Mnt≥32KftT1YεYβcos2βΦdz12*（YfaYsa【σF】）=1.833mm 調(diào)整齒輪模數(shù) 計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 1） 圓周速度v d1=Mnt*Z1/cosβ=1.833*17/COS14 o=32.118 V=πd1*N1/60*1000=0.53788m/s 2） 齒寬b b=Φd*d1=1*32.118=32.118mm 3） 齒高h(yuǎn)及寬高比B/h h=（2han*+cn*

23、）*mnt=（2*1+0.25）*1.833=4.12425 B/h=32.118/4.12425=7.7876 計算實(shí)際載荷系數(shù)Kf 1）根據(jù)v=0.537m/s 8級精度 由圖10-8查得Kv=1.05 2）有Ft1=2T1/d1=5645.7 KaFt1/b=1*5645.7/32.118=175.78大于100N/mm 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Kfα=1.2 3）由表10-4用插值法查得Khβ=1.450 結(jié)合b/h=7.7876，查圖10-13得Kfβ=1.31 則載荷系數(shù) KF=KAKVKFαKFβ=1*1.05*1.2*1.31=1.6506 (4)由式

24、10-13 可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的齒輪模數(shù)Mn=1.985 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 m =3mm，已可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。于是有：為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按照接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=50.568mm 來計算小齒輪齒數(shù)，即Z1=d1cosβ/mn=50.568*cos14/3=16.355 所以Z1=17;Z2=69; 中心距a=（Z1+Z2）mn/2*cosβ=136.012 所以中心距取137mm 修正螺旋角：β=arcos（Z1+Z2）mn/2a=13.928° 計算分度圓直徑;

25、d1=z1mn/cos13.928°=52.545mm d1=z2mn/cos13.928°=213.337mm 計算齒寬b=52.5613 取53 同理 b2=58 圓整中心距后的強(qiáng)度校核 σH=√((2KH*T1)/(?d*d1^3 )?(u+1)/u)ZH*ZE*Zε*Zβ?[σH] （三）低速級齒輪的設(shè)計 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1.選用圓柱斜齒輪 2.選擇8級精度 3.選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280 HBS大齒輪選擇45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS 4.初選小齒輪齒數(shù)z1=20大齒輪齒數(shù)在Z1=Z2*i3=59.54

26、選Z2=60 5.初選螺旋角β=14° 按彎曲疲勞強(qiáng)度計算 d1t≥32KhtT1u+1?duzhzez∈zβσh^2 確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kht=1.3 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Zh=2.43 齒寬系數(shù)：1 彈性影響系數(shù)Ze=189.8mpa^1/2 由式10-21計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)zε α=arctan（tanα/tanβ）= arctan（tan20°/cos14°）=20.562° αat1=arcos【Z1cosαt/（Z1+2hancosβ）】=arcos【17*cos20.562°/（17+2*1*cos14°）】

27、=31.407 αat2=arcos【Z2cosat/（Z2+2hancosβ）】=arcos【60cos20.562/（60+2*1*cos14°）】=24.911 εα=【Z1（tanαat1-tanα1）+Z2（tanαa2-tanαt）】/2π=【20*（tan32.82-tan20.562）+71*（tan24.3-tan20.562）】/2π=1.602395 εβ=Φdz1tanβ/π=1*24*tan14°/π=1.905 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.72231-1.905+1.9051.722=1.587 zβ=√cosβ=0.985 計

28、算接觸疲勞許用應(yīng)力σh 由圖10-25d查的小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限分別為σFlim1=600mpa ΣFlim2=550mpa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60N1jLh=60*320*1*（2*8*300*10）=7.369*10^8 N2=N1/u=9.216*10^8/（71/17）=2.211*10^8 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=1.1 Khn2=1.15 取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1 由式10-14得 【σh】1=Khn1σhlim1/s=1.1*600/1=660mpa 【σh】2=Khn2σhlim2/s=1.15*550/1

29、=550mpa 取倆者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力即 【σh】1=【σh】2=632.5mpa 計算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32KhtT1u+1?duzhzez∈zβσh^2= 32*1.3*90665 (71/17)+11 (71/17)2.43*189.8*0.647*0.985632.5^2=70.2644mm 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1、計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 （1）圓周速度 V=πd1t*n1/60*1000=0.28239m/s （2）齒寬 B=Φd1t=70.264mm 2、計算實(shí)際載荷系數(shù)kh （1）由表1

30、0-2查的使用系數(shù)Ka=1.25 （2）由圖10-8查的動載系數(shù)Kv=1.05 （3）齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2*90665/39.81=4.554*10^3n,KaFt1/b=132.56n/mm大于100n/mm查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Khα=1.4 （4）由表10-4用插值法查的7級精度、小齒輪相對支撐Khβ=1.45 KH=KaKvKhαKhβ=1.25*1.05*1.4*1.45=2.664375 3、由式10-12可得實(shí)際載荷系數(shù)算的分度圓直徑 d1=d1t3Khkht=92.57mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù)Mn=d1cosβ/Z1==2.630mm

31、 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 3. 由式10-20試算齒輪模數(shù) 4. Mnt≥32KftT1YεYβcos2βΦdz12*（YfaYsa【σF】） 1） 確定公式中的各參數(shù)值 1、試選載荷系數(shù)kft=1.3 2、由式10-19，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε βb=arctan（tanβcosαt）= arctan（tan14cos20.562）=13.140° εαv=εα/cos2βb=1.6897 Yε=0.25+0.75/εav=0.69386 3、由式10-19，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εβ*β/120=0.8148 4、計算

32、YFaYsa/【σf】 由當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos^3β=21.8936 Zv2=Z2/ cos^3β=65.681 查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.75 YFa2=2.27 由圖10-18查的應(yīng)力修復(fù)系數(shù)YSa1=1.58 YSa2=1.75 由10-24c 查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 σhlim1=500mpa σhlim2=380mpa YFa1 Ysa1/【σf1】=2.75*1.58/600=0.0128829 YFa2 Ysa2/【σf2】=2.27*1.75/550=0.014385 因?yàn)榇簖X輪大于小齒輪取YFa2 Ysa2/【σf2】

33、=0.014385 試計算齒輪模數(shù)： Mnt≥32KftT1YεYβcos2βΦdz12*（YfaYsa【σF】）=3.31957mm 調(diào)整齒輪模數(shù) 計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度v d1=mnt*Z1/cosβ=88.104 V=πd1*n1/60*1000=0.21788m/s 齒寬b b=Φd*d1=1*54.2136=54.2136mm 齒高h(yuǎn)及寬高比B/h h=（2han*+cn*）*mnt=5.918 B/h=9.161 計算實(shí)際載荷系數(shù)Kf 根據(jù)v=0.21788m/s 8級精度 由圖10-8查得Kv=1.03 有Ft1=2T1/d1=564

34、5.7 KaFt1/b=305.6373大于100N/mm 查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)Kfα=1.4 由表10-4用插值法查得Khβ=1.450 結(jié)合b/h=9.161，查圖10-13得Kfβ=1.450 則載荷系數(shù) KF=KAKVKFαKFβ=1*1.05*1.2*1.31=2.6136 由式10-13 可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的齒輪模數(shù)Mn=3.3196 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 m =5mm，已可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。于是有：為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按照接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=92.57mm 來計算小齒

35、輪齒數(shù)， 即Z1=d1cosβ/mn=17.097 所以Z1=18;Z2=52; 中心距a=（Z1+Z2）mn/2*cosβ=180.357 所以中心距取180mm 修正螺旋角：β=arcos（Z1+Z2）mn/2a=16.5978 計算分度圓直徑; d1=z1mn/cos13.928°=92.5714mm d2=z2mn/cos13.928°=267.428mm 計算齒寬b1=100 同理 b2=95 圓整中心距后的強(qiáng)度校核 σH=√((2KH*T1)/(?d*d1^3 )?(u+1)/u)ZH*ZE*Zε*Zβ?[σH]

36、四.軸的設(shè)計計算 （一） 高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 960 3.038 90.665 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取A0=106，則于是得： 軸上有兩個鍵槽，則dmin=1.1dmint=26.88mm a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 ⅠⅡⅢ Ⅳ ⅤⅥ VII 高速軸零件裝配方案圖 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 各段直徑的

37、確定： Ⅰ-Ⅱ：該段和皮帶輪連接 選擇皮帶輪內(nèi)徑D=28mm；所以d1=28mm Ⅱ-Ⅲ：該段和軸承配合，軸承選用GB/T297圓錐滾子軸承30206，所以，該段直徑選用30mm Ⅲ-Ⅳ:定位甩油環(huán) Ⅳ-Ⅴ：該段為齒輪軸 Ⅴ-Ⅵ：軸肩，定位甩油環(huán) Ⅵ-VII：選用軸承相同 各段長度的確定： Ⅰ-Ⅱ：L1=120，因?yàn)槠л唽扡=（1.5-2）d=42-56 加上軸肩到減速器外壁距離 Ⅱ-Ⅲ：配合軸承 長度32mm Ⅲ-Ⅳ：這段為122mm Ⅳ-Ⅴ：齒輪軸，齒輪寬58mm Ⅴ-Ⅵ: 軸肩 長4mm Ⅵ-VII：此段安裝軸承、甩油環(huán)長度

38、取42mm 高速軸各段參數(shù)匯總表 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-VII 直徑 28 30 40 / 40 30 長度 120 32 122 58 4 30 配合 大皮帶輪 軸承 / 齒輪軸 軸肩 軸承 （二） 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 76.794 2.888 358.552 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取C=106，于是得：

39、 由于軸上有兩個鍵槽，因此修正后的最小直徑為： a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ：裝配端蓋、軸承、擋油塞和套筒 軸承選用GB/T297圓錐滾子軸承30209軸承，所以選用直徑45mm，長度47mm Ⅱ-Ⅲ：安裝齒輪直徑52mm，長度98mm Ⅲ-Ⅳ：定位軸肩直徑61mm 長度12mm Ⅳ-Ⅴ：安裝齒輪直徑52mm，長度50mm Ⅴ-Ⅵ：安裝套筒、擋油塞、軸承和端蓋，軸承選用GB/T29

40、7圓錐滾子軸承30209軸承，直徑45mm，長度42mm 中速軸各段參數(shù)匯總表 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ 直徑 45 52 61 52 45 長度 47 98 12 50 42 配合 軸承 齒輪 軸肩 齒輪 軸承 （三） 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速（r/min） 高速軸功率（kw） 轉(zhuǎn)矩T（） 25.787 2.745 1016.9 2） 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取C=106，于是得

41、： 由于軸上有兩個鍵槽，因此修正后的最小直徑為： a 擬訂軸上零件的裝配方案，如圖 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ:與軸承配合，軸承選用GB/T297圓錐滾子軸承30212軸承，直徑60mm，長度58mm Ⅱ-Ⅲ：和齒輪裝配，直徑69mm，長度97mm Ⅲ-Ⅳ：定位軸肩，直徑81mm，長度27mm Ⅳ-Ⅴ：直徑69mm，長度定位43mm Ⅴ-Ⅵ：與軸承、聯(lián)軸器配合，軸承選GB/T297圓錐滾子軸承30212，聯(lián)軸

42、器選用GYS8，直徑60mm，長度160mm. 低速軸各段參數(shù)匯總表 軸段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ 直徑 60 69 81 69 60 長度 58 97 27 43 160 配合 軸承 齒輪 軸肩 / 軸承、聯(lián)軸器 五.高速軸及其軸承、鍵的校核 1）齒輪受力分析 2）受力分析及其彎矩圖 A C B 根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，可判斷危險截面為齒輪中心面。

43、 3）按彎扭合成強(qiáng)度校核 M表示軸所受的彎矩，在這里M=Mmax=94545.779N.mm （1)T表示軸的所受的扭矩T=90665 N.mm （2) α表示折合系數(shù)，由于扭轉(zhuǎn)的應(yīng)力為靜應(yīng)力，所以取α=0.3 （3)W軸的抗彎截面系數(shù)，在彎矩最大的處的對應(yīng)的軸的直徑的為d=46mm，所以W為： W=πd332=π×46332=9551.095mm3 將各值帶入得σ=31.7278 已知輸入軸的許用彎曲應(yīng)力σ-1=70MPa。故輸入軸滿足彎扭合成應(yīng)力的強(qiáng)度要求，故輸入軸安全。 4）軸承壽命的校核 對高速軸軸承校核 軸承型號30206 根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為

44、： ； 靜載荷為： 求比值/ =0.66 ＞ e=0.203. 取X=0.4 Y=2.2 C`=P360Ln`106a1=37.38KN

45、70mm 鍵與皮帶輪槽的接觸高度k=3.3mm 則該鍵的強(qiáng)度符合要求。 六.聯(lián)軸器的選擇 輸出軸聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸的直徑，選取GYS8型聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下表： 型號 公稱轉(zhuǎn)矩 許用轉(zhuǎn)速 軸孔直徑 軸孔長度 GYS8 3150 4800 60 142 200 七. 鍵連接的選擇和計算 1. 低速軸與聯(lián)軸器（低速大齒輪）的鏈接 軸徑 60mm；由指導(dǎo)書表14-26得，普通平鍵尺寸18*11；鍵在軸的深度t=7.0mm，輪轂深度4.4mm，圓角半徑r=0.25mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求

46、。 2. 中間軸與低速?。ǜ咚俅螅X輪的鏈接 軸徑 45mm；由指導(dǎo)書表14-26得，普通平鍵尺寸14*9；鍵在軸的深度t=5.5mm，輪轂深度3.8mm. 圓角半徑r=0.25mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。 3. 高速軸與高速小齒輪的鏈接 中間軸與低速?。ǜ咚俅螅X輪的鏈接 軸徑 30mm；由指導(dǎo)書表14-26得，普通平鍵尺寸10*8；鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm. 圓角半徑r=0.16mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。 八．減速器附件選擇及箱體的設(shè)計 1. 減速器附件的選擇 （1） 視孔蓋 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)

47、計》，四個螺紋M8*8 （2）通氣器 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》表7-1，選取帶簡易通氣器M12×1.25； （3）油尺 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》表7-3，選用桿式油標(biāo)M20 （4）放油孔和螺塞 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》表7-4，選用M14*1.5的外六角螺塞。 （5）定位銷 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱蓋和箱座的連接凸緣上不對稱配裝兩個定位圓錐銷，以提高定位精度。查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》選擇銷 GB/T 119-2000 A12×30 （6）啟蓋螺釘 啟蓋螺釘?shù)闹睆脚c箱蓋凸

48、緣連接螺栓直徑相同，螺紋長度要大于箱蓋凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 2.減速器箱體的設(shè)計 減速器的箱體采用鑄造制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪嚙合質(zhì)量。 （1）設(shè)計要求 a 機(jī)體有足夠的剛度。 b 在機(jī)體外加肋板，外輪廓為長方形，增強(qiáng)軸承座剛度。 c 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 d 因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，取浸油高度不超過一個齒高，約為六分之一的大齒輪半徑，油高H=68mm，為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)

49、有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。 e 箱體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性。 f 鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5mm。機(jī)體外型簡單，拔模斜度為1:10。 （2）箱體結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù) 名稱 符號 尺寸關(guān)系 民稱 符號 尺寸關(guān)系 箱座突緣厚度 B 12 軸承旁凸臺半徑 R1 24 箱蓋突緣厚度 B1 12 凸臺高度 H 55 箱座底突緣厚度 B2 20 外箱壁至軸承座端面距離 L1 55 軸承旁鏈接螺栓直徑 D1 15 m16 大齒輪頂圓ゆ內(nèi)箱壁距離 ?1 9 箱蓋與箱座

50、鏈接螺栓直徑 D2 M12 鏈接螺栓d2的間距 L 150-200mm 齒輪端面ゆ內(nèi)箱壁距離 ?2 10.5 軸承蓋螺釘直徑 D3 M8 箱蓋肋厚 M1 7 視孔蓋螺釘直徑 D4 M8 箱座肋厚 M 7 定位銷直徑 D 16 Df、d2 至突緣邊緣距離 C2 5-3 Df、d1、d2至外箱壁距離 C1 表5-3 九.潤滑與密封 1．齒輪的潤滑 齒輪潤滑 采用浸油潤滑，由于浸油深度不小于10mm，取油 H=60mm，選用全損耗用油ckc220. 滾動軸承的潤滑 選用脂潤滑，軸承內(nèi)側(cè)設(shè)計由擋油環(huán)。

51、 2．密封方法的選取 由于此處滾動軸承采用脂潤滑，此處采用毛氈圈密封。選用毛氈圈FZ/T 92010-1991。 十.設(shè)計心得與體會 經(jīng)過一個月的努力,我們不管結(jié)果是好是壞，都完成了機(jī)械課程設(shè)計的任務(wù)。在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設(shè)計修改，這都暴露出了我們前期在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗(yàn)不足。剛開始在機(jī)構(gòu)設(shè)計時,由于對UG軟件的基本操作和編程掌握得還可以，可是實(shí)際我們在操作過程中也遇到了很多問題，先不說中間遇到的小的修改，就單單三維到二維出圖就不準(zhǔn)確 ,后來在羅老師的指導(dǎo)下,我找到了問題所在之處,將之解決了.至于畫裝配圖和零件圖,

52、由于前期計算比較不是很充分,整個過程用了兩周,在此期間,我還得到了許多同學(xué)和老師的幫助.在此我要向他們表示最誠摯的謝意.整個作業(yè)過程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文檔.? 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅對減速器的計算、設(shè)計、出圖有了進(jìn)一步的掌握，還對UG工具軟件熟練掌握，對我們來說,收獲最大的是分析和解決問題的方法與能力。在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最缺少的是經(jīng)驗(yàn)和知識,沒有感性的認(rèn)識,理論知識掌握也不好,有些東西很可能與實(shí)際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出

53、自身的不足,以待改進(jìn).有時候,一個人的力量是有限的,合眾人智慧,才會更完美!? 過程中培養(yǎng)了我的綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實(shí)際問題的能力，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我我們同學(xué)之間互相幫助，共同面對機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計當(dāng)中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團(tuán)隊(duì)精神。在這些過程當(dāng)中我充分的認(rèn)識到自己在知識理解和接受應(yīng)用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學(xué)習(xí)能力的欠缺，將來要進(jìn)一步加強(qiáng)，今后的學(xué)習(xí)還要更加的努力。 十一.參考資料 [1]《機(jī)械設(shè)計》高等教育出版社，濮良貴主編，第九版； [2]《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》，高等教育出版社，西北工業(yè)大學(xué)李育錫主編，第二版； [3

54、]《機(jī)械精度設(shè)計與檢測》，中國質(zhì)檢出版社；中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，陳曉華主編，第三版； [4]《材料力學(xué)》，高等教育出版社，劉鴻文主編，第五版。 重要數(shù)據(jù) F=4500N V=0.54m/s Pw=2.43 KW ηΣ ηΣ ηΣη總效率：0.7918 Pd=3.0689KW

55、 Nw= 25.78r/min 電動機(jī)型號為Y132M1-6 iΣ=37.2381 PI= 3.038kw PII= 2.888kw PIII= 2.745kw P卷筒機(jī)=2.663kw Pca=5.2KW V=5.026m/s Dd2= 315mm L= 1430mm

56、 a=375mm α=141° Z=6 F0=157N Fp= 1781.357N 初選 z1=17 Z2=71 β=14° Kht=1.3 Zh=2.43 α=20.562° σFlim1=600mpa ΣFlim2=550mpa 【σh】=632.5mpa d1t= 39.81mm

57、 Khα=1.4 KH=2.620275 d1=50.28mm kft=1.3 YSa1=1.6 YSa2=1.78 YFa2 Ysa2/【σf2】=0.01654 Kv=1.05 Kfα=1.2 Khβ=1.450 KF=1.6506 m =3mm Z1=17; Z2=69 Β=13.928° d1=53mm d2=213mm

58、 b1=53 b2=58 初定： z1=20 Z2=60 β=14° Kht=1.3 σFlim1=600mpa ΣFlim2=550mpa d1t=70.2644mm B=70.264mm Ka=1.25 Kv=1.05 KH=2.664375

59、 m =5mm Z1=18; Z2=52 β=16.5978 d1=92.5714mm d2=267.428mm b1=100 b2=95 =26.88mm

60、 =46.904mm =55.26mm 選取GYS8型聯(lián)軸器 銷 GB/T 119-2000 A12×30 毛氈圈FZ/T 92010-1991 40