3540 同軸式二級圓柱齒輪減速器

3540 同軸式二級圓柱齒輪減速器,同軸,二級,圓柱齒輪,減速器 1目 錄設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1傳動方案的擬定及說明………………………………………4電動機的選擇…………………………………………………4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5軸的設(shè)計計算…………………………………………………8滾動軸承的選擇及計算………………………………………14鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16連軸器的選擇…………………………………………………16減速器附件的選擇……………………………………………17潤滑與密封……………………………………………………18設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18參考資料目錄…………………………………………………182機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器一． 總體布置簡圖1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器二． 工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)3三． 原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩 T（N·m）：850鼓輪的直徑 D（mm）：350運輸帶速度 V（m/s）：0.7帶速允許偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四． 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫五． 設(shè)計任務(wù)1． 減速器總裝配圖一張2． 齒輪、軸零件圖各一張3． 設(shè)計說明書一份六． 設(shè)計進度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：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫4傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1．電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式 Y（IP44）系列的電動機。2．電動機容量的選擇1） 工作機所需功率 Pw Pw＝3.4kW2） 電動機的輸出功率Pd＝Pw/ηη＝ ＝0.904軸 承’聯(lián)齒軸 承聯(lián) ηηηηη 23Pd＝3.76kW3．電動機轉(zhuǎn)速的選擇nd＝（i1’·i2’…in’ ）nw初選為同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 的電動機4．電動機型號的確定由表 20－1 查出電動機型號為 Y132M1-6,其額定功率為 4kW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min?；痉项}目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1．計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.142．合理分配各級傳動比5由于減速箱是同軸式布置，所以 i1＝i2 。因為 i＝25.14，取 i＝25，i1=i2=5速度偏差為 0.5%<5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目 電動機軸 高速軸 I 中間軸 II 低速軸 III 鼓 輪轉(zhuǎn)速（ r/min） 960 960 192 38.4 38.4功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57轉(zhuǎn)矩（N·m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4傳動比 1 1 5 5 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97傳動件設(shè)計計算1． 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(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，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＝100 的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角 β＝14°2．按齒面接觸強度設(shè)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(jù)進行計算按式（10—21）試算，即 dt≥ ??321·2???????HEdt ZuTKσεφ α1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選 Kt＝1.6（2） 由圖 10－30 選取區(qū)域系數(shù) ZH＝2.433（3） 由表 10－7 選取尺寬系數(shù) φd＝1（4） 由圖 10－26 查得 εα1＝0.75，εα2＝0.87，則 εα＝εα1＋εα2＝1.62（5） 由表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa（6） 由圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 σHlim2 ＝550MPa；（7） 由式 10－13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64 ×107（8） 由圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.95；KHN2 ＝0.98（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由式（10－12）得6[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH] ＝[σH]1＋[ σH]2/2＝554.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t≥ ??3 21·2???????HEdt ZuTKσεφ α= =67.853 235.48196·2.096?????（2） 計算圓周速度v= = =0.68m/s1062?ndtπ 08519.67π（3） 計算齒寬 b 及模數(shù) mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt= = =3.391coszdtβ 2014cs85.67。h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 計算縱向重合度 εβεβ= =0.318×1×tan14 =1.59βε β tan318.0z。（5） 計算載荷系數(shù) K已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1根據(jù) v=0.68m/s,7 級精度，由圖 10—8 查得動載系數(shù) KV=1.11；由表 10—4 查的KHβ 的計算公式和直齒輪的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.4223?由表 10—13 查得 KFβ=1.36由表 10—3 查得 KHα=KHα =1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得d1= = mm=73.6mm31/ttKd36.1/0528.67?（7） 計算模數(shù) mn7mn = mm=3.741coszdβ?20cos146.73。?3．按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10—17)mn≥ ??321·cosFSadYzKTσεφ βαβ1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFα KFβ=1×1.03 ×1.4×1.36=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度 εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖 10－28 查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88（3） 計算當量齒數(shù)z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.8933。z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47。（4） 查取齒型系數(shù)由表 10－5 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10－5 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 計算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較??FSaYσ= =0.0126??1FSaYσ 29.35674?= =0.014682FSaσ 8大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算8mn≥ =2.43201468.·6.10984cos9.2?mn=2.54．幾何尺寸計算1） 計算中心距z1 =32.9，取 z1=33nmdβcos1?z2=165a =255.07mm??βcos21nz?a 圓整后取 255mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos =13 55’50”??amzn21?。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =85.00mmβcos1nz?d2 =425mmβ2nm4） 計算齒輪寬度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II 軸：1．初步確定軸的最小直徑9d≥ ＝ =34.2mm30NPA319284.62．求作用在齒輪上的受力Ft1= =899NTFr1=Ft =337NβαcostanFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件的裝配方案i. I-II 段軸用于安裝軸承 30307，故取直徑為 35mm。ii. II-III 段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為 44mm。iii. III-IV 段為小齒輪，外徑 90mm。iv. IV-V 段分隔兩齒輪，直徑為 55mm。v. V-VI 段安裝大齒輪，直徑為 40mm。vi. VI-VIII 段安裝套筒和軸承，直徑為 35mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II 段軸承寬度為 22.75mm，所以長度為 22.75mm。2. II-III 段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙 12mm，軸承和箱體的間隙 4mm，所以長度為 16mm。3. III-IV 段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度 90mm。4. IV-V 段用于隔開兩個齒輪，長度為 120mm。5. V-VI 段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為 83mm。6. VI-VIII 長度為 44mm。104．求軸上的載荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承 30307 的 Y 值為 1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5．精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面由于截面 IV 處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2） 截面 IV 右側(cè)的MPaWmb5.17??截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 aT64.2?PTmb 9.78.152???由于軸選用 40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以， ， 。MPaB73?a361??Ma2601???11（[2]P355 表 15-1）a) 綜合系數(shù)的計算由 ， 經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)045.2?dr6.1dD力集中為 ， ，3??8??（[2]P38 附表 3-2 經(jīng)直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為 ， ，5.0?q7.?（[2]P37 附圖 3-1）故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 .2)1(???????k70??q查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 ，.??76.0???（[2]P37 附圖 3-2） （[2]P39 附圖 3-3）軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 ，92.???（[2]P40 附圖 3-4）軸表面未經(jīng)強化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為1?q93.21???????kK.??b) 碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為 ，1.0???5.?c) 安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為 92.61???maKS??.41??a??? SSc ???5.6.2??故軸的選用安全。12I 軸：1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步確定軸的最小直徑 mnPAda9.17301?3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為 25mm。e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達 2.5mm，所以該段直徑選為 30。f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，則軸承選用30207 型，即該段直徑定為 35mm。g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達 5mm，所以該段直徑選為 46mm。i) 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。2） 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬 18.25mm，該段長度定為18.25mm。b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于 7mm，定為 11mm。c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短 2mm，齒輪寬為 90mm，定為88mm。d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取 13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距13離取 4mm（采用油潤滑） ，軸承寬 18.25mm，定為 41.25mm。e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為 57mm。f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為 42mm4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45 鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。MPap275][?? 6.0??][43)(2 pmpWT?????III 軸1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步確定軸的最小直徑 mnPAda4.51301?3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII直徑 60 70 75 87 79 70長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25145．求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合 3332160.01. mdW???][.5)(22 pmp MPaT?????滾動軸承的選擇及計算I 軸：1．求兩軸承受到的徑向載荷5、 軸承 30206 的校核1） 徑向力 5.16821??VHrF2） 派生力，NYrAd7.52NYrBd7.52?3） 軸向力由于 ，dAdBa FF???..31所以軸向力為 ，2aA752?aB4） 當量載荷由于 ， ，eFrAa??3.1eFrBa?31.0所以 ， ， ， 。4.0X6.AY?X0BY由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為2.1pfNFfPaArApA 4.509)(?? 2.0)(??aBrBpBFYXfP5） 軸承壽命的校核 hPCnLAh 2018.3)(6017????15II 軸：6、 軸承 30307 的校核1） 徑向力 NFVHrA5.14821??rb60322） 派生力，NYFrAd4?NYFrBd189?3） 軸向力由于 ，dAdBa F??08921所以軸向力為 ，F(xiàn)aA63?aB189?4） 當量載荷由于 ， ，erAa?5.0erBa?.0所以 ， ， ， 。4.?X6.1AY?X0BY由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為2.1pfNFfPaArApA 84.95)(?YXBrBB7??5） 軸承壽命的校核 hPCrnLAh 2401.)(6017???III 軸：7、 軸承 32214 的校核1） 徑向力 NFVHrA5.84212??rb22） 派生力，NYFrAd6.94?NYFrBd6.294?163） 軸向力由于 ，dAdBa FNF????6.140956.2941所以軸向力為 ，aAaB24） 當量載荷由于 ， ，eFrAa??32.1eFrBa??34.0所以 ， ， ， 。4.0X5.AY1X0BY由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為2.?pfNFfPaArApA 87.3)(?? NFYXfPaBrBpB10)(??5） 軸承壽命的校核 hPCnLAh 2401.56)(6017????鍵連接的選擇及校核計算代號 直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應(yīng)力（MPa）8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0高速軸12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32中間軸12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.220×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5低速軸18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為 ，所以上述鍵皆安全。MPap10][??連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，5.1?AK17計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKAca ????7.598.31所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL4（GB4323-84 ） ，但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用 TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩 mNTn??125軸孔直徑 ，d38d2軸孔長 ，L?601裝配尺寸 mA45半聯(lián)軸器厚 b38（[1]P163 表 17-3） （GB4323-84 ）三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，5.1?AK計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKAca ????8.1372.95.3所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL10（GB4323-84 ）其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩 mNTn??20軸孔直徑 d631軸孔長 ， L417裝配尺寸 A80?半聯(lián)軸器厚 mb5（[1]P163 表 17-3） （GB4323-84 ）減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾） ，采用 M18×1.5油面指示器選用游標尺 M16起吊裝置18采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片 M16×1.5潤滑與密封一、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 35mm。二、滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。三、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用 L-AN15 潤滑油。四、密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)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(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設(shè)計小結(jié)由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考資料目錄[1]《機械設(shè)計課程設(shè)計》 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編， 1995 年 12 月第一版；[2]《機械設(shè)計（第七版） 》 ，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001 年 7 月第七版；[3]《簡明機械設(shè)計手冊》 ，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002 年 5 月第一版；[4]《減速器選用手冊》 ，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版；[5]《工程機械構(gòu)造圖冊》 ，機械工業(yè)出版社，劉希平主編[6]《機械制圖（第四版） 》 ，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編， 2001 年 8 月第四版；[7]《互換性與技術(shù)測量（第四版） 》 ，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001 年 1 月第四版。1目 錄設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1傳動方案的擬定及說明………………………………………4電動機的選擇…………………………………………………4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5軸的設(shè)計計算…………………………………………………8滾動軸承的選擇及計算………………………………………14鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16連軸器的選擇…………………………………………………16減速器附件的選擇……………………………………………17潤滑與密封……………………………………………………18設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18參考資料目錄…………………………………………………182機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器一． 總體布置簡圖1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器二． 工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)3三． 原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩 T（N·m）：850鼓輪的直徑 D（mm）：350運輸帶速度 V（m/s）：0.7帶速允許偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四． 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫五． 設(shè)計任務(wù)1． 減速器總裝配圖一張2． 齒輪、軸零件圖各一張3． 設(shè)計說明書一份六． 設(shè)計進度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：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫4傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1．電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式 Y（IP44）系列的電動機。2．電動機容量的選擇1） 工作機所需功率 Pw Pw＝3.4kW2） 電動機的輸出功率Pd＝Pw/ηη＝ ＝0.904軸 承’聯(lián)齒軸 承聯(lián) ηηηηη 23Pd＝3.76kW3．電動機轉(zhuǎn)速的選擇nd＝（i1’·i2’…in’ ）nw初選為同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 的電動機4．電動機型號的確定由表 20－1 查出電動機型號為 Y132M1-6,其額定功率為 4kW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min?；痉项}目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1．計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.142．合理分配各級傳動比5由于減速箱是同軸式布置，所以 i1＝i2 。因為 i＝25.14，取 i＝25，i1=i2=5速度偏差為 0.5%<5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目 電動機軸 高速軸 I 中間軸 II 低速軸 III 鼓 輪轉(zhuǎn)速（ r/min） 960 960 192 38.4 38.4功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57轉(zhuǎn)矩（N·m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4傳動比 1 1 5 5 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97傳動件設(shè)計計算1． 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(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，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＝100 的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角 β＝14°2．按齒面接觸強度設(shè)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(jù)進行計算按式（10—21）試算，即 dt≥ ??321·2???????HEdt ZuTKσεφ α1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選 Kt＝1.6（2） 由圖 10－30 選取區(qū)域系數(shù) ZH＝2.433（3） 由表 10－7 選取尺寬系數(shù) φd＝1（4） 由圖 10－26 查得 εα1＝0.75，εα2＝0.87，則 εα＝εα1＋εα2＝1.62（5） 由表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa（6） 由圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 σHlim2 ＝550MPa；（7） 由式 10－13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64 ×107（8） 由圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.95；KHN2 ＝0.98（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由式（10－12）得6[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH] ＝[σH]1＋[ σH]2/2＝554.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t≥ ??3 21·2???????HEdt ZuTKσεφ α= =67.853 235.48196·2.096?????（2） 計算圓周速度v= = =0.68m/s1062?ndtπ 08519.67π（3） 計算齒寬 b 及模數(shù) mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt= = =3.391coszdtβ 2014cs85.67。h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 計算縱向重合度 εβεβ= =0.318×1×tan14 =1.59βε β tan318.0z。（5） 計算載荷系數(shù) K已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1根據(jù) v=0.68m/s,7 級精度，由圖 10—8 查得動載系數(shù) KV=1.11；由表 10—4 查的KHβ 的計算公式和直齒輪的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.4223?由表 10—13 查得 KFβ=1.36由表 10—3 查得 KHα=KHα =1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得d1= = mm=73.6mm31/ttKd36.1/0528.67?（7） 計算模數(shù) mn7mn = mm=3.741coszdβ?20cos146.73。?3．按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10—17)mn≥ ??321·cosFSadYzKTσεφ βαβ1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFα KFβ=1×1.03 ×1.4×1.36=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度 εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖 10－28 查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88（3） 計算當量齒數(shù)z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.8933。z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47。（4） 查取齒型系數(shù)由表 10－5 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10－5 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 計算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較??FSaYσ= =0.0126??1FSaYσ 29.35674?= =0.014682FSaσ 8大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算8mn≥ =2.43201468.·6.10984cos9.2?mn=2.54．幾何尺寸計算1） 計算中心距z1 =32.9，取 z1=33nmdβcos1?z2=165a =255.07mm??βcos21nz?a 圓整后取 255mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos =13 55’50”??amzn21?。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =85.00mmβcos1nz?d2 =425mmβ2nm4） 計算齒輪寬度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II 軸：1．初步確定軸的最小直徑9d≥ ＝ =34.2mm30NPA319284.62．求作用在齒輪上的受力Ft1= =899NTFr1=Ft =337NβαcostanFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件的裝配方案i. I-II 段軸用于安裝軸承 30307，故取直徑為 35mm。ii. II-III 段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為 44mm。iii. III-IV 段為小齒輪，外徑 90mm。iv. IV-V 段分隔兩齒輪，直徑為 55mm。v. V-VI 段安裝大齒輪，直徑為 40mm。vi. VI-VIII 段安裝套筒和軸承，直徑為 35mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II 段軸承寬度為 22.75mm，所以長度為 22.75mm。2. II-III 段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙 12mm，軸承和箱體的間隙 4mm，所以長度為 16mm。3. III-IV 段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度 90mm。4. IV-V 段用于隔開兩個齒輪，長度為 120mm。5. V-VI 段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為 83mm。6. VI-VIII 長度為 44mm。104．求軸上的載荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承 30307 的 Y 值為 1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5．精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面由于截面 IV 處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2） 截面 IV 右側(cè)的MPaWmb5.17??截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 aT64.2?PTmb 9.78.152???由于軸選用 40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以， ， 。MPaB73?a361??Ma2601???11（[2]P355 表 15-1）a) 綜合系數(shù)的計算由 ， 經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)045.2?dr6.1dD力集中為 ， ，3??8??（[2]P38 附表 3-2 經(jīng)直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為 ， ，5.0?q7.?（[2]P37 附圖 3-1）故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 .2)1(???????k70??q查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 ，.??76.0???（[2]P37 附圖 3-2） （[2]P39 附圖 3-3）軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 ，92.???（[2]P40 附圖 3-4）軸表面未經(jīng)強化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為1?q93.21???????kK.??b) 碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為 ，1.0???5.?c) 安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為 92.61???maKS??.41??a??? SSc ???5.6.2??故軸的選用安全。12I 軸：1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步確定軸的最小直徑 mnPAda9.17301?3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為 25mm。e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達 2.5mm，所以該段直徑選為 30。f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，則軸承選用30207 型，即該段直徑定為 35mm。g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達 5mm，所以該段直徑選為 46mm。i) 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。2） 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬 18.25mm，該段長度定為18.25mm。b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于 7mm，定為 11mm。c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短 2mm，齒輪寬為 90mm，定為88mm。d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取 13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距13離取 4mm（采用油潤滑） ，軸承寬 18.25mm，定為 41.25mm。e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為 57mm。f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為 42mm4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45 鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。MPap275][?? 6.0??][43)(2 pmpWT?????III 軸1．作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步確定軸的最小直徑 mnPAda4.51301?3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII直徑 60 70 75 87 79 70長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25145．求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合 3332160.01. mdW???][.5)(22 pmp MPaT?????滾動軸承的選擇及計算I 軸：1．求兩軸承受到的徑向載荷5、 軸承 30206 的校核1） 徑向力 5.16821??VHrF2） 派生力，NYrAd7.52NYrBd7.52?3） 軸向力由于 ，dAdBa FF???..31所以軸向力為 ，2aA752?aB4） 當量載荷由于 ， ，eFrAa??3.1eFrBa?31.0所以 ， ， ， 。4.0X6.AY?X0BY由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為2.1pfNFfPaArApA 4.509)(?? 2.0)(??aBrBpBFYXfP5） 軸承壽命的校核 hPCnLAh 2018.3)(6017????15II 軸：6、 軸承 30307 的校核1） 徑向力 NFVHrA5.14821??rb60322） 派生力，NYFrAd4?NYFrBd189?3） 軸向力由于 ，dAdBa F??08921所以軸向力為 ，F(xiàn)aA63?aB189?4） 當量載荷由于 ， ，erAa?5.0erBa?.0所以 ， ， ， 。4.?X6.1AY?X0BY由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為2.1pfNFfPaArApA 84.95)(?YXBrBB7??5） 軸承壽命的校核 hPCrnLAh 2401.)(6017???III 軸：7、 軸承 32214 的校核1） 徑向力 NFVHrA5.84212??rb22） 派生力，NYFrAd6.94?NYFrBd6.294?163） 軸向力由于 ，dAdBa FNF????6.140956.2941所以軸向力為 ，aAaB24） 當量載荷由于 ， ，eFrAa??32.1eFrBa??34.0所以 ， ， ， 。4.0X5.AY1X0BY由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為2.?pfNFfPaArApA 87.3)(?? NFYXfPaBrBpB10)(??5） 軸承壽命的校核 hPCnLAh 2401.56)(6017????鍵連接的選擇及校核計算代號 直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應(yīng)力（MPa）8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0高速軸12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32中間軸12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.220×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5低速軸18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為 ，所以上述鍵皆安全。MPap10][??連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，5.1?AK17計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKAca ????7.598.31所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL4（GB4323-84 ） ，但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用 TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩 mNTn??125軸孔直徑 ，d38d2軸孔長 ，L?601裝配尺寸 mA45半聯(lián)軸器厚 b38（[1]P163 表 17-3） （GB4323-84 ）三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，5.1?AK計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKAca ????8.1372.95.3所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL10（GB4323-84 ）其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩 mNTn??20軸孔直徑 d631軸孔長 ， L417裝配尺寸 A80?半聯(lián)軸器厚 mb5（[1]P163 表 17-3） （GB4323-84 ）減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾） ，采用 M18×1.5油面指示器選用游標尺 M16起吊裝置18采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片 M16×1.5潤滑與密封一、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 35mm。二、滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。三、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用 L-AN15 潤滑油。四、密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)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(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設(shè)計小結(jié)由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考資料目錄[1]《機械設(shè)計課程設(shè)計》 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編， 1995 年 12 月第一版；[2]《機械設(shè)計（第七版） 》 ，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001 年 7 月第七版；[3]《簡明機械設(shè)計手冊》 ，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002 年 5 月第一版；[4]《減速器選用手冊》 ，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版；[5]《工程機械構(gòu)造圖冊》 ，機械工業(yè)出版社，劉希平主編[6]《機械制圖（第四版） 》 ，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編， 2001 年 8 月第四版；[7]《互換性與技術(shù)測量（第四版） 》 ，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001 年 1 月第四版。