二級齒輪減速器設計

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1、 課程設計說明書 設計題目： 二級齒輪減速器的設計 專 業(yè)：工 業(yè)工程 班級： 2011-2 班 設計人： 豆春蕾 指導老師： 石永奎 山東科技大學 2015年 01月 10 日 課程設計任務書

2、 學院：礦業(yè)與安全工程專業(yè)：工業(yè)工程 班級： 2011-2 姓名：豆春蕾 一、課程設計題目： 二、課程設計主要參考資料： （1）、 精密機械設計 （2）、 基礎工業(yè)工程 三、課程設計主要要解決的問題： （1）、 帶式運輸機變速器經常燒毀的問題 （2）、 帶式運輸機經常跑偏的問題 四、課程設計相關附件： （1）、 （2）、 五、任務發(fā)出日期： 1 月 5 日 完成日期： 1 月 23 日

3、 指導老師簽字： 系主任簽字： 指導教師對課程設計的評語 指導教師簽字 ： 年 月 日 目錄

4、 1. 設計目的 ............................................................. 錯誤！未定義書簽。 2. 傳動方案分析 ...................................................... 錯誤！未定義書簽。 3. 原動件的選擇和傳動比的分配 .......................... 錯誤！未定義書簽。 4. 各軸動力與運動參數(shù)的計算 .............................

5、. 錯誤！未定義書簽。 5. 傳動件設計計算（齒輪） .................................. 錯誤！未定義書簽。 6 軸的設計 ............................................................ 錯誤！未定義書簽。 7．滾動軸承的計算 ................................................. 錯誤！未定義書簽。 8．連接的選擇和計算 ............................................. 錯誤！未定義書簽。

6、 9．潤滑方式、潤滑油牌及密封裝置的選擇 .......... 錯誤！未定義書簽。 10.設計小結 ............................................................. 錯誤！未定義書簽。 11.參考文獻 ............................................................. 錯誤！未定義書簽。 1. 設計目的 隨著經濟社會的發(fā)展， 運輸機在經營活動中扮演著越來越重要的角色。 其中，帶式運輸機在實際生活中是最常見的一種運輸機，它主要

7、是由運輸帶、電動機、變速器和支架組成。 但是，帶式運輸機在使用過程中往往會出現(xiàn)很多問題，比如運輸帶跑偏、電動機燒毀等。其中，有很多問題是由變速箱引起的。基于此，我設計了一個新型的減速箱，以改善帶式運輸機的使用狀況。 設計一個用于帶式運輸機上的動力及傳動裝置。運輸機三班制連續(xù)單向運轉。 工作時載荷平穩(wěn)，小批量生產。已知數(shù)據：傳輸帶的圓周力 F/N:900。二級齒輪減速器原理圖見圖 1.1。 圖 1.1

8、 2.傳動方案分析 傳送帶帶速 v/(m/s): 2.5 滾筒直徑 D/mm: 300 使用期限 / 年： 10 帶速允許公差： 5% 1.電機 2.聯(lián)軸器 3.齒輪減速器 4.聯(lián)軸器 5.運輸帶 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。

9、本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動。帶式運輸機是由電動機驅動，電動 機 1 通過聯(lián)軸器 2 將力傳入減速器 3，再經聯(lián)軸器 4 將動力傳輸至轉筒 5。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。見圖 1.2。 圖 1.2 3.原動件的選擇和傳動比的分配 1.原動件的選擇 根據帶式運輸機工作機的類型，可取工作機

10、效率 η w=0.96。設計任務要求減 速器的輸入功率為 : Pw=Fv/1000ηw=(900×2.5)/(1000×0.96)=2.34kw。 而傳動裝置的效率： η=η12×η23×η 32=0.992×0.993×0.972=0.895 式中： η1-----聯(lián)軸器傳動效率 η 2-----滾動軸承（一對）的效率 η3-----閉合齒輪 傳動效率，常見機械效率參見表 3.1 表 3.1 傳動類型表 機械傳動類型 傳動效率 圓柱齒輪傳動 閉式傳動 0.96-0.98 開式傳動 0.94-0.96 圓錐齒輪

11、傳動 閉式傳動 0.94-0.97 開式傳動 0.92-0.95 平型帶傳動 0.95-0.98 V 型帶傳動 0.94-0.97 滾動軸承（一對） 0.98-0.995 聯(lián)軸器 0.99-0.995 電動機所需功率為 Pd= Pw/n=2.34/0.893=2.62kw 卷筒工作轉速： n=60×1000v/ πD=（ 60×1000×2.5）/( π×300)=159.2r/min 而兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比 ia 范圍為 8~40。 所有電動機轉速可選范圍： nd=n× ia=159.2×（ 8~40） =12

12、73.6~6368r/min。 查精密機械設計書 初步確定原動機的型號為 Y100L2-4，額定功率為 p=3kw，滿載轉速為 n0=1420r/min，額定轉矩為 2.2N·mm，最大轉矩為 2.3N·mm 。 2.傳動比的分配 由原始數(shù)據以及初步確定的原動機的轉速可確定總傳動比： I=no/n3=1420/159.2=8.92。 對于二級展開式圓柱齒輪減速器， 當二級齒輪的材質相同， 齒寬系數(shù)相等時， 衛(wèi)視齒輪浸油深度大致相近，且低速機大齒輪直徑略大，高速級傳動比 i1=3.53。 低速級傳動比 i2=i/

13、i1=8.92/3.53=2.52 4.各軸動力與運動參數(shù)的計算 1.各軸的轉速 nⅠ=n0=1420r/min nⅡ=nⅠ/i1=1420/3.53=402.27r/min nⅢ=nⅡ/i2=402.27/2.52=159.63r/min 2.各軸的的輸入功率 P0=3kw pⅠ= P0×(η 1×η2)=3× (0.99× 0.99) kw =2.94 kw pⅡ= pⅠ× (η3×η 2)=2.94×(0.97×0.99) kw =2.82 kw pⅢ= pⅡ× (η3×η 2×η1 )

14、=2.82× (0.97× 0.99×0.99)=2.68 kw 3.各軸的轉矩 T0=9.55×610×p0/n0=9.55 ×610×3/1420=20.176 N· m TⅠ=9.55× 610×pⅠ/n Ⅰ=9.55× 610×2.94/1420=19.72 N· m TⅡ=9.55× 610×pⅡ/n Ⅱ=9.55× 610×2.82/402.27=66.947 N·m TⅢ=9.55× 610×pⅢ/n Ⅲ=9.55× 610×2.68/159.63=160.333 N·m 計算結果如表 4.1 所示。 表

15、 4.1 軸的參數(shù)表 項目 電動機軸 高速軸 1 高速軸 2 高速軸 3 轉速（ r/min ） 1420 1420 402.27 159.63 功率（ kw ） 3 2.94 2.82 2.68 轉矩（ N·m） 2.2 19.72 66.947 163.33 傳動比 1 1 3.53 2.52 5. 傳動件設計計算（齒輪） 1.高速齒輪的計算 對于高速齒輪，初步設計輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)如表 5.1 所示。

16、 表 5.1 高速齒輪參數(shù)表 輸入功率（ kw ） 小齒輪轉速（ r/min ） 齒數(shù)比 小齒輪轉矩（ N· m） 載荷系數(shù) 2.94 1420 3.53 19.72 1.3 2.選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 材料及熱處理；由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2) 精度等級選用 7 級精度； 3) 試選小齒輪齒數(shù) z1＝20

17、，大齒輪齒數(shù) z2＝20×3.53=70.6，取 z2=71 的； 3.按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據進行計算。 按式（ 5.1）試算，即 （ 5.1） (1) 確定公式內的各計算數(shù)值， 1) 試選 Kt＝1.3 2) 選取尺寬系數(shù) υd＝1 3) 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa 4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極 σHlim1＝ 600M

18、Pa；大齒輪的解除疲勞強度極限 σHlim2＝550MPa； 5) 計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60× 1420× 1×（ 3× 8× 365× 10）＝ 7500000000 N2＝ N1/3.53＝2100000000 此式中 j 為轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 6) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ 0.90；KHN2＝0.95 7) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，得 [ σH]1＝0.90×600MPa＝ 540MPa [

19、σH]2＝0.98×550MPa＝ 522.5Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d1t ，見式 5.2 與式 5.3 （5.2 ） 1） 計算圓周速度 2） 計算齒寬 b、模數(shù) m、齒高 h 等參數(shù) 4) 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據 v

20、=2.794m/s,7 級精度，查得動載系數(shù) KV=1.25； 查得 7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHβ =1.417 由 b/h=8.89， KHβ=1.417 查得 KFβ =1.33 直齒輪 KHα=KFα=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1× 1.25×1×1.417=1.7769 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 6）計算模數(shù) m 4.按齒根彎曲強度設計 （ ）

21、(1) 確定計算參數(shù)  （5.3） 1) 由圖 10-20c 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎 曲疲勞極限強度 σ F2=380MPa 由 10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88。 計算彎曲疲勞許用應力，取安全系數(shù) S=1.4，可得 2)計算載荷系數(shù) 3） 查

22、取應力校正系數(shù)可得， Ysa1=1.55；Ysa2=1.77 Yfa1=2.80； Yfa2=2.22。 4） 計算大、小齒輪的 并加以比較 （2）設計計算 對結果進行處理，取 m=2， 。 大齒輪齒數(shù) , 取 Z2=75 。 5.幾何尺寸計算 1） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計算中心距 3）計算齒輪寬度 b1=47mm b2=42mm

23、備注齒寬一般是小齒輪的齒寬一般比大齒輪的齒寬多 5-10mm，由此可得 設計參數(shù)如表 5.2 所示。 表 5.2 齒輪參數(shù)表 模數(shù) 分度圓直徑（ mm ） 齒寬（ mm） 齒數(shù) 大齒輪 2 42 47 21 小齒輪 2 150 42 75 二齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于 160mm，故以都選用實心結構的齒輪。 6. 低速齒輪的計算 對于低速齒輪，初步設計輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)如表 5.3 所示 表 5.3 低速齒輪參

24、數(shù)表 輸入功率（ kw ） 小齒輪轉速（ r/min ） 齒數(shù)比 小齒輪轉矩（ N· m） 載荷系數(shù) 2.82 402.27 2.52 66.947 1.3 7.選精度等級、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材 料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2）精度等級選用 7 級精度； 3）試選小齒輪齒數(shù) z1＝20，大齒輪齒數(shù) z2＝20× 2.52=50.4，取 5

25、1； 8. 按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據進行計算 按式（ 10—21）試算，即 （5.4） (1) 確定公式內的各計算數(shù)值 1)試選 Kt＝ 1.3 2)由表 10－7 選取尺寬系數(shù) υd＝1 3)由表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa 4)由圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σ Hlim1＝600MP

26、a 大 齒輪的解除疲勞強度極限 σHlim2＝550MPa； 5)由式 10－13 計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝60×402.27× 1×（ 3×8×365×10）＝ 2.114× 109 N2＝ N1/2.52＝8.39×108 此式中 j 為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 6) 由圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.90； KHN2＝0.95 7) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，得 [σ H]1＝0.9

27、0× 600MPa＝540Mpa [σ H]2＝0.95× 550MPa＝522.5Mpa (2) 計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 d1t 2）計算圓周速度 3）計算齒寬 b 及模數(shù) m b=1×58.5105mm=58.5105mm mt=2.9255 h=2.25mt=2.25×2.9255mm=6.5824mm b/h=58.5105/6.5824 =8.8889

28、 4)計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據 v=1.2324 m/s,7 級精度，查得動載系 數(shù) KV=1.14；7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHβ=1.426 。由b/h=8.8889，KHβ=1.426，查得 KFβ =1.33 直齒輪 KHα =KFα=1。故載 荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =1×1.14×1×1.426=1.62564 。 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 計算模數(shù) m，可得 9. 按

29、齒根彎曲強度設計 由精密機械設計參考書得： (1)確定計算參數(shù) 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度 σ F2=380MPa 由 10-18 查得彎曲壽命系數(shù) 力取安全系數(shù) S=1.4 見表  KFN1=0.85 10-12 得  KFN2=0.88 計算彎曲疲勞許用應 1 ) 計算載荷系數(shù) K= 1×1.14×

30、 1× 1.33=1.5162 2）查取應力校正系數(shù) 查得 YFa1=2.80; YFa2=2.28 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.73 3) 計算大、小齒輪的 并加以比較 所以，大齒輪的數(shù)值比較大。 (2)設計計算 對結果進行處理取 m=2.5 ，（根據優(yōu)先使用第一序列， 此處選用第一序列） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=63.0316/2.5＝ 25.2126≈26 大齒輪

31、齒數(shù) Z2=i× Z1=2.52×26=65.52≈66 10.幾何尺寸計算 1)計算齒輪寬度 d1=z1m=26×2.5=65mm ， d2=z2m=66×2.5=165mm 2)計算中心距 a=(d1+d2)/2=(65+165)/2=115 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 b=υd×d1 b=65mm B1=70mm； B2=65mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 由此設計有表 5.4 所示。 表 5.4 齒輪參數(shù)表

32、 模數(shù) 分度圓直徑（mm ） 齒寬（ mm） 齒數(shù) 大齒輪 2.5 65 70 26 小齒輪 2.5 165 65 66 11.結構設計 小齒輪因齒輪齒頂圓直徑又小于 150m，故以選用實心結構的齒輪。大齒輪齒 頂圓直徑大于 150mm，所以選用式結構的齒輪。 所有齒輪設計如表 5.5 所示 表 5.5 大、小齒輪基本參數(shù)表 模數(shù) 分度圓直徑（ mm） 齒寬（mm） 齒數(shù) 高速小齒輪 2 42 47 21 高速大齒輪 2 150 42 75 低速小齒輪

33、 2.5 65 70 26 低速大齒輪 2.5 165 65 66 6 軸的設計 在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度 1.低速軸 3 的設計 根據精密機械設計參考書，對低速軸的參數(shù)初步設計如 6.1 所示 表 6.1 低速軸的基本參數(shù)表 功率（ kw） 轉矩（ N·m） 轉速（ r/min ） 分度圓直徑（ mm） 壓力角 2.38 163.33 159.63 165 20 2.求作用在

34、齒輪上的力 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。選取 A0=112。于是有 此軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d1-2 為了使所選的軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。 3.聯(lián)軸器的型號的選取 取 Ka=1.5 則； Tca=Ka× T3=1.5× 163.33=244.995N·m 按照計算轉矩 Tca 應小 于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條

35、件， 查標準 GB/T5843-2003，選用 GY5 型凸緣式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=30mm .固取 d1-2=30mm。半聯(lián)軸器 長度 L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=82mm。 4.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖 6.1 所示 圖 6.1 零件的裝配圖

36、 (3) 根據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 1-2 軸段右端要求制出一軸肩； 固取 2-3 段的直徑 d2-3=37mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=40。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm ,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，固取 1-2 斷的長度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mm 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

37、根據 d2-3=37mm,由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游細組、標準精度級的深溝球軸承 6008，其尺寸為 d× D× B=40mm× 68mm ×15mm,故 d3-4=d7-9=40mm， L7-9=15mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。定位軸肩高度 h=4mm，因此取 d6-7=48mm。 3) 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=45mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 65，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度， 固取 L4-5=62mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取（軸直徑的 0.

38、07~0.1 倍）這里取軸肩高度 h=4mm.所以 d5-6=53mm.軸的寬度取 b≥ 1.4h,取軸的寬度為 L5-6=6mm. 4) 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定） 。根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋外端面與聯(lián)軸器的 ,距離為 25mm。固取 L2-3=40mm。取齒輪與箱體的內壁的距離為 a=12mm，小齒輪與 大齒輪的間距為 c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應 與箱體的內壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=15m 嗎，小齒輪

39、的 輪 轂 長 L=47mm ， 則 L3-4 =T+s+a+(65-62)=38mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm軸承采取脂潤滑，考慮封油盤的長度， L7-8=10mm，d7-8=43mm 至此已初步確定軸得長度。 5） 軸上零件得周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=45mm ，由參考文獻 1 表 6-1 查得平鍵的截面 b×h=14×9 (mm)， L=50mm 同理按 d1-2=30mm. b×h=10×8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與

40、軸得配合選 H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 6） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻 2 表 15-2，取軸端倒角為 1.2×45°。 見圖 6.2 圖 6.2 二級直齒減速器示意 5.求軸上的載荷 首先根據軸的

41、結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊 中查出 a 值參照參考文獻 1 圖 15-23。對于 6008，由于它的對中性好所以它的支點 在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為 182mm。根據軸的計算簡 圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 Ft=758.1979 Fr =720.573N Fnh1=1327.091N Fnh2=652.667 Mh=652.667× 122×10-3=79.62337N·m Fnv1=483.023N Fnv2=237.55N Mv=483.023× 60×10-3=228.981

42、38N·m 總 對計算結果進行統(tǒng)計，見表 6.1 表 6.1 軸的參數(shù)表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F（N） Fnh1=1327.091 Fnv1=483.023 Fnh2=652.667 Fnv2=237.55 彎矩（ N· m） MH=79.62337 MV=228.98138 總彎矩（ N·m ） M 總=84.734 扭矩（ N· m） T3=163.333 6.按彎扭合成應力校核軸的強度

43、進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面 C 的強 度）根據式 5.4 及表 6.1 中的取值，且≈ 0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。 當扭轉切應力為靜應力時取≈ 0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取 ≈ 0.6） 7.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。 選擇深溝球軸承 6005 號軸承 8.軸的結構設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案，見圖 6.3

44、 圖 6.3 高速軸的裝配方案圖 （2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知，軸的 總長度為 L=15+76+6+62+38=197mm，由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm，直徑 d1-2= d5-6=25mm。軸承采用軸肩定位由參考文獻 [2] 查得 6005 號軸承的軸肩高度為 2.5mm，所以 d2-3=d4-5=30mm 。兩齒輪

45、的中間采用軸 肩定位軸肩高度取（軸直徑的 0.07~0.1 倍）這里取軸肩高度 h=3mm.所以 d3-4=36mm。根據低速軸齒輪位置和齒輪寬度， 確定中間軸齒輪位置和軸長。 L1-2=35.5mm； L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm, L5-6=38mm （3） 軸上零件的周向定位齒輪﹑軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=30mm 由參考文獻 [1] 表 4-1 查得平鍵的截面 b×h=10× 8(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配

46、合選 H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。 （4） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻表 15-2，取軸端倒角為 1×45°。 9.高速軸 1 的設計 根據精密機械設計參考書，高速軸的參數(shù)初步設計如表 6.2。 表 6.2 高速軸的參數(shù)表 功率（  kw ）  轉矩（  N·m）  轉速（ r/min  ）

47、  分度圓直徑（  mm ）  壓力角 2.94  19.72 1420  42  20 10.求作用在齒輪上的力 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。根據參考文獻 1 表 15-3 選 取 A0=112。于是有 , 取 Ka=1.5則；Tca=Ka×T3=1.5× 19.72=29.58N·m 按照計算轉矩

48、Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準 GB5843-2003，選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d7-8=16mm 11.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 6.4 所示。 圖 6.4 低速軸裝配方案圖 （2） 根據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 7-8 軸

49、段右端要求制出一軸肩； 固取 6-7 段的直徑 d6-7=22mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=25。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 L1= 42mm ,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，固取 7-8 斷的長度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L7-8=40mm 1） 初步選擇滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 d6-7=22mm,由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游細組、標準精度級的深溝 球軸承 6005，其尺寸為 d×D×B=25m× 47mm×12mm,故 d5-6=d1-2=25mm 右端滾動軸承

50、采用軸肩進行軸向定位。定位軸肩高度 h=2.5mm，因此取 d2-3=30mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度取軸肩高度 h=3mm.所以 d3-4=36mm.軸的寬度取 b≥1.4h,取軸的寬度為 L3-4=5mm. 3) 齒輪分度圓過小，故做成齒輪軸。齒輪的輪轂的寬度為 47，分度圓直 徑為 42mm，所有 L4-5=47mm，d4-5=46mm。軸承端蓋的總寬度為 15mm。 根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器 的距離為 27mm。固取 L6-7=42mm 根據中間軸和箱壁位置可知

51、L1-6=197mm，L1-2=25mm，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm 至此已初步確定軸得長度 （3） 軸上零件得周向定位半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周 向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 （4）確定軸的的倒角和圓角，取軸端倒角為 1.0× 45°。 7．滾動軸承的計算 根據要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動軸承進行校核，在前面進行軸的計算時所選軸 3 上的兩滾動軸承型號均為 6008，其基本額定動載荷 NCr17000，基本額定靜載荷 N

52、Cr118000。現(xiàn)對它們進行校核。 由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為 Fnh1=1327.091N Fnv1=483.023N Fnh2=652.667N Fnv2=237.55N 由上可知軸承 1 所受的載荷遠大于軸承 2，所以只需對軸承 1 進行校核，如果軸承 1 滿足要求，軸承 2 必滿足要求。 1） 求比值 軸承所受徑向力 所受的軸向力 Nfa=0，它們的比值為 0。 根據參考文獻 [2], 深溝球軸承的最小 e 值為 0.22，故此時 2） 計算當量動載荷 P，根據參考文獻 [1

53、] 式（ 13-8a），p=fp（Xfr+Yfa）。 按照參考文獻 [1] 表 13-5，X=1，Y=0,按照參考文獻 [2] 表 13-6，2.1~0.1Pf，取 1.1Pf。 則 p=1553.468 8．連接的選擇和計算 1.對連接齒輪 4 與軸 3 的鍵的計算 （1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8 以上的齒輪有定心精度要求， 應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（ A 型）。根據 d=45mm 從參考文獻 [1]表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=14mm， 高度 h

54、=9mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=50mm。 （2） 校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻 [1] 表 6-2 查許用 擠壓應力 =100~120Mpa，取平均值， 110Mpa。鍵的工作長度 l=L-b=50mm-14mm=36mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高 度 k=0.5h=0.5×9=4.5mm。根據文獻 [2] 可得 所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵 14× 9× 50 GB/T 1095-2003。 2.對連接聯(lián)

55、軸器與軸 3 的鍵的計算 （1） 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸，類似以上鍵的選擇，也可用 A 型普通平鍵連 接。根據 d=30mm 從文獻 [2] 表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm， 高度 h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列， 取鍵長 L=70mm。 （2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由 壓 應 力 =100-120Mpa ， 取 其 平 均 值 110Mpa l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度  [1] 表 6-2 查得許

56、用擠。鍵的工作長度 k=0.5h=0.5× 8=4mm。 根據文獻 [2] 式（ 6-1）可得 所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵 10× 8× 70 GB/T 1095-2003。 9．潤滑方式、潤滑油牌及密封裝置的選擇 由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大， 所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查文獻 [2] 表 17-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（ GB/T 433-1989），代號為 L-AN32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑

57、。查文 獻[2] 表 17-2，選用鈣基潤滑脂（ GB/T 491-1987），代號為 L-XAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈 圈密封。 10.設計小結 這次關于兩級展開式減速器的課程設計可以說是我們步入大學以來真正意義 上的一次關于機械設計。由于我研究生考試是跨機械工程專業(yè)，所以我一直想把 工業(yè)工程的思想應用于機械工程。我設計的是兩級展開式圓柱齒輪減速器。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

58、 計任務，更重要的是在我把基礎工業(yè)工程課程所學的思想應用于了機械設計。對 于課程設計，過程我只能用不堪回首來形容，但是結果確實意義重大的。很多人 以為課程設計按照步驟一定可以完成設計任務，其實不然。設計過程中有許多內 容必須靠我們自己去理解，去分析，去取舍。各種零件結構、材料都是值得我們 好好深思的。雖然不算是一個很大的機器，要真正的設計好它，還得有一定相關 方面的知識儲備，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， 它涵蓋了我們說學過的《機械原理》 、《機械設計》、《機械設計課程設計》 、《理論 力學》、《材料力學》、

59、《工程制圖》、《精密機械設計》、《互換性與測量技術》等一 系列課程。 由于學習的知識不全面，這次設計中還存在很多問題，如箱體內壁與齒輪的 距離等等缺陷。但我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不 必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 通過這次的設計，感慨頗多，收獲頗多。更多的是從中學到很多東西，包括書本知識以及個人素質與品格方面。感謝老師的辛勤指導，同時希望老師對于我的設計提出意見 。 11.參考文獻 【 1】 易樹平， 郭伏 . 基礎工業(yè)工程第二版 . 機械工業(yè)出版社 【 2】 龐振基，黃圣其 . 精密機械設計 . 北京：機械工業(yè)出版社， 2000.7 【 3】 鄭文緯，吳克堅 . -7 版 . 北京：高等教育出版社， 2012.12 （2014.1 重?。? 【 4】