單級圓柱減速器 課程設計計算說明書

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1、 機械課程設計說明書 ———— 單級減速器的設計 姓名： 學號： 班級：工業(yè)工程08-01 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….3 四、運動參數及動力參數計算………………………….…….3 五、傳動零件的設計計算………………………………….….4 六、軸的設計計算…………………………………………....

2、...6 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….… 9 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………11 九、聯(lián)軸器的選擇………………………………………….....11 十、箱體的設計………………………………………….........12 十一、減速器附件…………………………………………......13 十二、密封及潤滑……………………………………….........14 十三、設計總結………………………………………............. 15 設計題目：單級圓柱減速器 指導教師： 一、傳動系統(tǒng)方案的擬定 設計帶式輸送機傳動系

3、統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器。 （1） 工作條件： 連續(xù)單向運轉，載荷平衡，空載啟動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5% （2） 原始數據： 輸送帶有效拉力 F=7500N 輸送帶工作速度 v=2.1m/s誤差（1.995-2.205）m/s 輸送機滾筒直徑 d=400mm （3） 傳動系統(tǒng)的設計圖： 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： 機械裝置傳動效率查表可得： V帶傳動0.96；8級精度一般齒輪：0.97；滾動球軸承2對：0.99 彈

4、性聯(lián)軸器：0.99 總傳動效率： η總=η帶η2軸承η齒輪η聯(lián)軸器η滾筒 =0.960.9920.970.990.96 =0.8674 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =75002.1/10000.8674 =18.157KW（17.24~19.06） 3、確定電動機轉速： n筒=60 V/πD =60 2.1/π0.4 =100.28r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=1.25~7.1。取V帶傳動比I’1=2~7，則總傳動比理時范圍為I’a=2.5~49。故電動機轉速的可選范圍

5、為n’d=I’an筒=（2.5~49）100.28=250.7~4913.72r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500r/min、和3000r/min 根據容量和轉速，由有關手冊查出有4種適用的電動機型號：因此有4種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。 4、確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為YIP44-200L2 其主要性能：額定功率：22KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.2。質量

6、63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/100.28=9.573 2、分配各級偉動比 （1） 據指導書P7表1，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=9.573/3=3.19 四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i帶=960/3.19=300. 84(r/min) nIII=nII/i齒輪=300.84/3=100.28(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P聯(lián)軸器P軸

7、承=18.15/0.990.99=18.51KW PII=PIη軸承η齒輪=18.51/0.990.97=19.28KW PIII=PIIη軸承ηV帶=19.28/0.990.96=20.30KW 3、 計算各軸扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.5510618.51 /100.28 =1762769.2Nmm TII=9.55106PII/nII =9.5510619.28/100.28 =1836098.92Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.5510620.30/300.84 =644412.3Nmm 五、傳動

8、零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 按傳動比為3.19選擇 （略） 2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪（下標1）選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪（下標2）選用45鋼，調質，齒面硬度200~280HBS；根據課本P139表6-12選7級精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥100.28(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式（6-15） 確定有關參數如下：傳動比i齒=3 取小齒輪齒數Z1=30。則大齒輪齒數： Z2

9、=iZ1=330=90 實際傳動比 傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數比：u=i0=3 齒寬系數：由課本取φd=0.9 (3)轉矩T1=9.5510620.30/300.84 =644412.3Nmm (4)載荷系數k 由課本P128表6-7取k=1.2 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH σH由課本P134圖6-33查得取中間值： σHlimZ1=700Mpa σHlimZ2=575Mpa 由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數NL NL1=60n1rth=60601.81(1036516) =2

10、.1087109 NL2=NL1/i=2.1087109/6=3.5145108 由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=7000.92/1.0Mpa =644Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=5750.98/1.0Mpa =563.5Mpa 故得： d1≥100.28(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =100.28[1.2644412.3(6+1)/0.96563.52]1/3mm =

11、147.1mm 模數：m=d1/Z1=147.1/30=4.9mm 根據課本P107表6-1取標準模數：m= 5mm 齒頂高: ha=m*1=5mm ，齒根高：hf=m*1.25=6.25, (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據課本P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數和系數 分度圓直徑：d1=mZ1= 530mm=150mm d2=mZ2= 590mm=450mm a=300mm 齒寬：b=φdd1=0.9150mm=135mm>b2 =130 取b=45mm b1=50mm (7)齒形系數YFa和應力修正系數

12、YSa 根據齒數Z1=30,Z2=90由表6-9相得 YFa1=2.60 YSa1=1.62 YFa2=2.2 YSa2=1.79 (8)許用彎曲應力[σF] 根據課本可知： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由課本圖表查得： σFlim1=585Mpa σFlim2 =450Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數YST=2 按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=58520.88/1.25Mpa =824.68Mpa [σF]2=

13、σFlim2 YSTYNT2/SF =45020.9/1.25Mpa =648.00Mpa 將求得的各參數代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(21644412.3/1355230) 2.601.62Mpa =53.61Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(21644412.3/13552120) 2.21.79Mpa =12.53Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)= 5/2(30+90)=300mm (10)計算齒輪的圓周速度

14、V V=πd1n1/601000=3.14135300.84/601000 =2.12m/s 六、軸的設計計算 ---輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 根據課本公式，并查表 ，取c=115 d≥115 (20.30/300.84)1/3mm=46.02mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=46.02(1+5%)mm=48.32 ∴可選d=55mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作

15、過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=55mm 長度取L1=280mm ∵h=2c c=1.3mm II段:d2=d1+2h=55+221.3=60.2mm ∴取d2=60mm 初選用7212c型角接觸球軸承，其內徑為60 mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為60mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+60+14）= mm III段直徑d3=70mm L3=L1-L=135-2=133mm Ⅳ段直徑d4=80mm

16、 長度與右面的套筒相同，即L4=80mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=70+23=76mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+32）=66mm, 長度為30mm 第6斷，軸承內徑D6=60mm，則與之相同 長度為L6=23mm，稍大于軸承寬度側可以。 預留了砂輪越程槽。寬5mm,深2mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=255mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=150mm ②求轉矩：已知T1=612032.97Nmm

17、 ③求圓周力：Ft 根據課本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=2644412.3/150=8592.14N ④求徑向力Fr 根據課本P127（6-35）式得 Fr=Fttanα=8592.14tan200=3127.29N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=255/2=127.5mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=1563.64N FAZ=FBZ=Ft/2=4296.07N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=1563.64127

18、.5 = 199364.1Nmm (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=4296.07127.5= 547748.9 Nm m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=( 199364.12+547748.9 2)1/2=582902.13Nmm (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55（P2/n2）106=644412.3Nmm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[582902.132+(

19、1644412.3)2]1/2=868931.59Nmm (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=868.931/0.1553 =52.22 MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 -------輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(19.28/100.28)1/3=66.37mm 取d=70mm 2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以

20、將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7216c型角接球軸承，其內徑為80mm，寬度為25mm?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為60mm，則該段長95mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 其余長度按高速軸設計 II斷：齒輪軸d=90mm, L=128mm。低速齒輪比高速齒輪略窄5mm有助于傳動穩(wěn)定。 III斷：

21、軸肩，d3=106mm, L3= 35mm。 IV 斷：d4=90mm，L4 =30mm， 為軸肩，定位軸承。 V 斷：d5=80mm，L5=29mm，為軸承斷， VI斷：d6 =70mm, L6 =200mm,連接聯(lián)軸器。 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=450mm ②求轉矩：已知T3=1836098.92Nmm ③求圓周力Ft：根據課本的得 Ft=2T3/d2=21836.1103/450=8160.4N ④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得 Fr=Fttanα=8160.40.36379=2970.15N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=

22、LB=125mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=2970.15/2=1485.07N FAZ=FBZ=Ft/2=8160.4/2=4080.2 N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=1485.07125=185.63N/m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=4080.2125=510.0N/m (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（185.632+510.02）1/2 =542.73Nm (5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=1

23、Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[542.732+(11836.1)2]1/2 =1914.63Nm (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=1914.63/(0.1703) =55.8Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 1036516=58400小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=300.84r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=4296.07N 初先兩軸承為角接觸球軸承7012AC型 根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

24、FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=2706.5N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端 FA1=FS1=2706.5N FA2=FS2=2706.5N (3)求系數x、y FA1/FR1=2706.5/4296.07N=0.63 FA2/FR2=2706.5N/4296.07N=0.63 根據課本可得e=0.68 FA1/FR1

25、fP(x1FR1+y1FA1)=1.3(14296.07+0)= 5584.9N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.3(14296.07+0)= 5584.9N (5)軸承壽命計算 ∵P1=P2 故取P=5585N ∵角接觸球軸承ε=3 根據手冊得7012AC型的Cr=58200N 由課本P264（11-10c）式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/300.84(158200/5585)3 =62704h>58400h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=100.28r/min Fa=0 FR=FAZ=4080

26、.2 N 試選7016AC型角接觸球軸承 根據課本 得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.634080.2=2570.5N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=2570.5N (3)求系數x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 同上得：e=0.68 ∵FA1/FR1

27、=0 (4)計算當量動載荷P1、P2 根據課本表取fP=1.5 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.3(12570.5)=3341.68N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.3(12570.5)=3341.68N (5)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=3342 ε=3 根據手冊P71 7216AC型軸承Cr=85000N 根據課本 得：ft=1 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/100.28(185000/3342)3 =2735008.7 h>48720h ∴此軸承合格 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1.高

28、速軸鍵的選用： 軸徑d1=70mm,軸長L1=133mm 查手冊得，選用A型平鍵，得： 鍵A b=20 h=12 c=0.6 l=56~220 t=7.5 t1 =4.9 半徑r=0.5 （ GB1096-03） l=L1-b=133-20=112mm T2=644412.3Nmm 根據課本公式得 σp=4T2/dhl=4644412.3/7012112 =27.4Mpa<[σR](110Mpa) 2、低速軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=80mm L3=130mm T=1836098.92Nmm 查手冊P51 選A型平鍵 b=22 h

29、=14 c=0.6 l= 63~250 t=9 t1 =5.4 半徑r=0.5 (GB1096-03) l=L3-b=130-22=108mm σp=4T/dhl=41836098.92/8014108 =60.71Mpa<[σp](110Mpa) 九．聯(lián)軸器的選擇 由于轉速不高，故可采用一般的凸緣聯(lián)軸器，便于拆卸。 又T軸=1836098.92Nmm 軸徑D=70MM 故有 GB/T 5843-2003 可知 GYS型凸緣聯(lián)軸器符合： 公稱轉矩Tn/(Nm): 3150 許用轉速[n]/(r/min): 4800 軸孔直徑d1

30、、d2: 70mm 軸孔長度L|Y型: 142mm D: 200mm D1: 130mm b: 50mm b1: 68mm S: 10mm 轉動慣量I/(kgm^2): 0.103 重量m/kg: 27.5 10.箱體設計 根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定單級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下： 表12 箱體結構尺寸 a=300 名稱 符號 設計依據 設計結果 箱座壁厚 δ 0.025a+3≥10 15

31、 考慮鑄造工藝，所有壁厚不應小于10 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥10 15 箱座凸緣厚度 b 1.5δ 23 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 23 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 38 地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 23 地腳螺栓數目 n a≥250時，n=6 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 0.75df 18 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 14 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4～0.5)df 12 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 10 定位銷直徑 d

32、(0.7～0.8) d 2 12 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 20 凸臺高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 60 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 52 大齒輪頂圓距內壁距離 ?1 ＞1.2δ 20 齒輪端面與內壁距離 ?2 ＞δ 25 箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 m≈0.85δ 12/14 軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 27 軸承端蓋外徑(大/小) D2 D+(5～5.5) d3 180/140 軸承旁聯(lián)結螺栓距離 S 盡量靠近，

33、以Md1和Md3互不干涉為準，一般取S≈D2 200/150 螺栓扳手空間與凸緣厚度 安裝螺栓直徑 dx M8 M12 M16 至外箱壁距離 c1min 13 18 22 至凸緣邊距離 c2min 11 16 20 沉頭座直徑 Dmin 20 26 32 十一、減速器附件的設計 1．　螺塞、油標、通氣器的設計 根據箱體結構以及整個減速器的外觀的協(xié)調性，在保證各附件的應有功能的前提下，由 《機械設計綜合課程設計》手冊Ｐ１４９、Ｐ１５４選用螺塞、油標、通氣器公稱尺寸分別為M12X1.25外六角螺塞、B型油標M12、M

34、20X1.5型通氣器。將相關數據輸入AutoCAD機械設計軟件可得設計結果。 2．擋油環(huán)的設計 為使減速器的安裝方便，盡量減少其零件數量，將 擋油環(huán)與定位套筒作為一體。同時，為了加工的方便， 將同一軸兩端的擋油環(huán)設計為同一尺寸（見圖９）。各 軸軸承擋油環(huán)的設計依據及結果見下表： 圖９ 表１３　擋油環(huán)的設計依據及其結果 擋油環(huán)軸 向長度 （有軸承、 齒輪的軸 向定位以 及箱體尺 寸確定） Bh 擋油環(huán) 孔徑 （須與軸承孔徑相同） d 擋油環(huán) 大徑 （由軸承的外徑以及 擋油環(huán)的 擋油可靠

35、 性確定） D0 擋油環(huán) 中徑 （由齒輪輪轂或軸定 位尺寸確 定，以保 證定位可 靠為準） D2 擋油環(huán) 小徑 （由軸承的內圈定位、安裝尺寸 確定） D1 擋油環(huán) 厚度 （由擋油環(huán)的制造工 藝及擋油 可靠性 確定） e1 擋油環(huán) 內伸長度 （油箱體結構尺寸Δ3 以及擋油 環(huán)的厚度 確定） e2 高速級 12 35 71.6 50 44 6 3 中間級 16.5 35 71.6 60 44 6 3 低速級 16.5 60 94.6 84 68 6 3 十二、密封及

36、潤滑： 1．齒輪傳動的潤滑 此減速器中，齒輪傳動屬于閉式齒輪傳動。因為在設計的減速器中，大齒輪的圓周速度為2m/s，小于12m/s，故可以采用油池潤滑。在箱體內注入潤滑油，使大齒輪浸入油池一定深度，在齒輪運轉時，借助大齒輪把潤滑油帶到嚙合區(qū)進行潤滑。油浸高度約為六分之一大齒輪半徑，約為40mm。 2.滾動軸承的潤滑 對滾動軸承采用油潤滑，由于此減速器軸承的潤滑屬于低、中速軸承的潤滑，故采用油潤滑。 3.潤滑油的選擇 齒輪與軸承采用同種潤滑油比較便利，考慮該裝置用于小型設備，選用L-CKD150潤滑油。 4.密封方法的選取 選用嵌入式軸承端蓋易于結構緊湊重量輕，采用悶蓋安裝骨架式

37、旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 5.減速器潤滑油的更換： （1）減速器第一次使用時，當運轉150~300h后須更換潤滑油，在以后的使用中應定期檢查油的質量。對于混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對于長期工作的減速器，每500~1000h必須換油一次。對于每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次。 （2）減速器應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用。牌號相同而粘度不同的油允許混合用。 （3）換油過程中，蝸

38、輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗。 （4）工作中，當發(fā)現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的噪聲等現象時，應停止使用，檢查原因。如因齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油后，方可繼續(xù)運轉。 減速器應定期檢修。如發(fā)現擦傷、膠合及顯著磨損，必須采用有效措施制止或予以排除。備件必須按標準制造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗后才能正式使用。 用戶應有合理的使用維護規(guī)章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發(fā)現的問題應做認真的記錄 。 十三、設計總結 經過這次為期2周的課程設計，我最大的感觸就是充實，時間過的很快，似乎忘了了累，發(fā)覺累的時候也是夜深人靜的時候

39、了。這次的課程設計任務的要求尚屬于學習領域，還沒有到達學術，更與生產領域相差甚遠，我深刻的體會到了做這些工作其中的困難之處，更令我難以相信的是單級減速器這種屬于低級機械的設計都讓我非常難熬，更別說其它各種復雜的機械了，那需要多少功夫？多少多少代人的心血、思想才有了今天的那些資料。我深深得感到人類文明之偉大，不可想象的龐大。 其次，這次鍛煉除了了解了減速器的基本知識外，還知道了許多關于機械方面的法規(guī)。還充分練習了CAD制圖的技能，這是非常難得的，我想，以后對cad會更加得心應手，也僅限于普通層次，它也就像機械一樣，都是經過很多人的努力才創(chuàng)造出來的，誰又會說真的完全掌握呢？！除此之外，我還體會到

40、了投入一件需要花費大量資源去完成的事情的不同尋常的沒有約束的經歷，這對我真的是一次很好的鍛煉！當在演算過程中不慎出過N次差錯，畫圖中突然發(fā)現尺寸不合理的情況那是相當頻繁的時候，還給了自己一總能勝任的，要細心的感覺?？傊?，錯了得再算一次。 最后，再次深深對機械這個行業(yè)的先驅們致以崇高的敬意！你們的付出是人類進步的奠基石，我希望以后也能做出一點貢獻出來，這是多么光榮的使命！ 完 二0一一年一月十一日 F=7500N V=2.1m/s D

41、=400mm 總傳動效率： 0.8674 所需總功率：18.157KW 電動機型號 YIP44-180L i總=9.57 i齒輪=3 i帶=3.19 nI =960r/min nII=300.84r/min nIII=100.28r/min PI滾筒機=18.51KW PII低速軸=19.28KW PIII高速軸=20.30KW TI

42、滾筒軸=1762769.2Nmm TII低速軸=1836098.92Nmm TIII高速軸=644412.3Nmm 齒輪選用： 大：45剛 ，軟齒面，齒面硬度200~280HBS ?。?0Cr調質。齒面硬度： 240~260HBS 7級精度。 齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm [σH]1=644Mpa σH]2=563.5Mpa d1≥147.1mm M=5

43、 i齒=3 Z1=30 Z2=90 u=3 T1=644412.3Nmm αHlimZ1=825Mpa αHlimZ2=648Mpa 中心距a=300mm 齒輪的圓周速度V=2.12m/s d1=48.97mm m=2.5mm d=55mm d1=55mm L1=280mm d2=60mm L2=76mm d3=70mm L3=133mm d4=80mm L4=50mm

44、 d5=66mm L5 =30mm D6=60mm L6=14mm Ft =8592.14N Fr=3127.29N FAY = FBY =1563.64N FAZ = FBZ =4296.07N MC1=199364.1Nmm MC2=547748.9 Nm m MC =582902.13Nmm T=644412.3Nmm Mec =868931.59Nmm

45、σe =52.22 MPa <[σ-1]b d=70mm d1=80mm L1=85mm D2=90mm L2=128mm D3=106mm L3= 35mm D4=90mm L4=30mm D5=80mm L5=23mm FAX=FBY =1485.07N FAZ=FBZ =4080.2 N MC1=185.63N/m MC2=510.0N/m MC =542.73Nm Mec =1914.63Nm σe =55.

46、8Mpa<[σ-1]b 軸承預計壽命58400h FS1=FS2=2706.5N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=5584.9N P2=5584.9N LH=62704h ∴預期壽命足夠 FR =4080.2N FS1=2570.5N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=3341.68N P2=3341.68N Lh =2735008.7 h

47、 故軸承合格 A型平鍵 σp=27.4Mpa A型平鍵 σp=60.71Mpa 參考文獻 1 王之櫟、王大康主編.機械設計綜合課程設計.北京:機械工業(yè)出版社,2003 2 吳宗澤主編.機械設計.北京:高等教育出版社,2001 3 申永勝主編.機械原理.北京:清華大學出版社,1999 4《機械設計》徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社 5《機械設計課程設計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第3版 機械工業(yè)出版社 6《機械設計手冊》 17