二級(jí)直圓柱齒輪減速器說(shuō)明書(shū)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 二級(jí)圓柱直齒輪減速箱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 二級(jí)圓柱直齒輪減速器 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械工程 班 級(jí)： 1303班 設(shè)計(jì)者： 赫思堯 學(xué) 號(hào)： 13221067 指導(dǎo)教師： 王青溫 徐雙滿 2021-10-31目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)41.1設(shè)計(jì)題目41.2 設(shè)計(jì)任務(wù)41.3 設(shè)計(jì)時(shí)間41.4 傳動(dòng)方案41.5 設(shè)計(jì)參數(shù)（原始數(shù)據(jù)）51.6 其它條件51.7 任務(wù)分析5二、傳動(dòng)方案論證6方案一：原方案6方案二：高速級(jí)帶傳動(dòng)傳動(dòng)改為齒輪傳動(dòng)6方案三：低速齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)改為鏈傳動(dòng)6三、電動(dòng)機(jī)的選擇73.1 電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)型式的選擇73.2 電機(jī)選擇7四、 總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比分配94

2、.1理論總傳動(dòng)比94.2 各級(jí)傳動(dòng)比的分配及其說(shuō)明94.3 齒輪傳動(dòng)各級(jí)傳動(dòng)比的分配說(shuō)明94.4計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)104.5 各軸傳動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)匯總表（理論值）11五、各級(jí)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算125.1 V帶傳動(dòng) 125.2 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算155.3 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)19六、軸、鍵、軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核236.1軸最小直徑的估算236.2 高速軸及軸上零件的設(shè)計(jì)和校核246.3 中速軸及軸上零件的設(shè)計(jì)和校核296.4 低速軸及軸上零件的設(shè)計(jì)和校核33七、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)387.1 機(jī)體的剛度387.2 機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱387.3 機(jī)體結(jié)構(gòu)的工藝性387.4 附件設(shè)計(jì)387.5

3、減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸40八、潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)42九、經(jīng)濟(jì)性分析439.1 電機(jī)的選擇439.2 軸最小直徑的選擇439.3 軸承的選擇439.4 其他零件的選擇43十、 心得感受44一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1.1設(shè)計(jì)題目 混凝土攪拌機(jī)上用的傳動(dòng)裝置，單項(xiàng)運(yùn)轉(zhuǎn)兩班制工作。 1.2 設(shè)計(jì)任務(wù) 1、減速器裝配圖（0號(hào)）·························

4、···1張 2、中速軸工程圖（3號(hào)）····························1張 3、高速級(jí)大齒輪工程圖（3號(hào)）·············

5、83;·····1張 4、減速器裝配圖草圖（3號(hào)）······················1張 5、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)·················

6、3;··················1份 1.3 設(shè)計(jì)時(shí)間 2015年11月至2016年1月 1.4 傳動(dòng)方案1-外圈齒輪 2-攪拌桶 4-展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器 3-聯(lián)軸器 5-V帶 6-電機(jī) 7-輸出齒輪 1.5 設(shè)計(jì)參數(shù)（原始數(shù)據(jù)） (1) 攪拌機(jī)所需功率 10 kw (2) 傳給大齒圈的輸入軸轉(zhuǎn)速：60 r/min （3）使用年限 10年 (4) 大齒圈直徑1500mm,轉(zhuǎn)速14r/min 1.6 其它

7、條件 （1）雙班制工作、使用期限為10年（有效工作時(shí)間48000h）。（2）工作時(shí)有輕微震動(dòng)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)。 1.7 任務(wù)分析 （1）V帶傳動(dòng)需要放在高速級(jí) （2）采用閉式軟齒面斜齒輪傳動(dòng) （3）結(jié)構(gòu)要求均勻（4）電動(dòng)機(jī)選擇：三相異步電動(dòng)機(jī)2、 傳動(dòng)方案論證方案一：原方案將傳動(dòng)能力較小的帶傳動(dòng)及其它摩擦傳動(dòng)裝置布置在高速級(jí)，有利于整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊及均勻。當(dāng)裝置負(fù)載時(shí)，V帶通過(guò)打滑很好的保護(hù)系統(tǒng)不受損害。帶傳動(dòng)布置在高速級(jí)更有利于體現(xiàn)其傳動(dòng)平穩(wěn)、緩沖吸震、減小噪音的特點(diǎn)方案二：高速級(jí)帶傳動(dòng)傳動(dòng)改為齒輪傳動(dòng)齒輪傳動(dòng)較帶傳動(dòng)效率高，傳動(dòng)比更能準(zhǔn)確的保證，但更換齒輪較更換V帶價(jià)格貴，會(huì)增加成本，且?guī)X

8、輪工作噪聲大，在工作中會(huì)因?yàn)榕まD(zhuǎn)變動(dòng)引起的載荷不均勻現(xiàn)象。方案三：低速齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)改為鏈傳動(dòng) 齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，占用空間小，但有殘?jiān)鼕A入齒輪時(shí)會(huì)影響壽命。鏈傳動(dòng)安裝空間大，且由于攪拌桶的直徑較大，所用鏈條的重量和長(zhǎng)度會(huì)給工作造成不便，且工作效率也會(huì)收到極大的影響。 綜和考慮后，高速級(jí)用帶傳動(dòng)，低速級(jí)用齒輪傳動(dòng)，即原方案。三 、電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1 電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)型式的選擇 根據(jù)直流電動(dòng)機(jī)需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價(jià)格高且維護(hù)不便等原因，一般在實(shí)際生產(chǎn)中較普遍采用三相交流電源的電動(dòng)機(jī)?？紤]到粉塵的影響，采用臥式。選擇Y系列籠型三相交流異步電動(dòng)機(jī)。它效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、維護(hù)方便，價(jià)格低，適用于

9、不易燃、不易爆，無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的場(chǎng)合。由于啟動(dòng)性能較好。也適用于某些要求較高起動(dòng)轉(zhuǎn)矩的機(jī)械。 3.2 電機(jī)選擇3.2.1由電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率 a 0、1、2、3、4分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器、攪拌桶的效率取0=0.96，1=0.98，2=0.97，3=0.99，4=0.96a=0.96*0.984*0.973*0.99*0.96=0.7683.2.2電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率Pd =10/0.768=13.02 Kw 電動(dòng)機(jī)額定功率Ped， 查表取 Ped = 15 KW  Pd =13.02 KW3.2.3 電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速n1 n4=60r/min n5=14r/

10、min 所以3=n4/n5=60/14=4.286由機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)書(shū)（以下未經(jīng)說(shuō)明都是這本書(shū)）P7查的 1*2=840，0=24（0位為帶傳動(dòng)傳動(dòng)比，1為減速箱高速級(jí)傳動(dòng)比，2為減速箱低速級(jí)傳動(dòng)比，3為減速器輸出軸與工作軸的傳動(dòng)比） n1=0*1*2*n4=9609600 r/min3.2.4 選擇電機(jī)及相關(guān)參數(shù)符合這一范圍的異步轉(zhuǎn)速有1000 r/min、1500 r/min、3000r/min當(dāng)選擇轉(zhuǎn)速高的電動(dòng)機(jī)時(shí)，極對(duì)少的電動(dòng)機(jī)更便宜，而且?guī)鲃?dòng)結(jié)構(gòu)更緊湊，但使傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比、結(jié)構(gòu)尺寸和重量增加。1500轉(zhuǎn)的電機(jī)較1000轉(zhuǎn)的電機(jī)價(jià)格便宜，較3000轉(zhuǎn)的工作噪聲小，且由于單向工作，

11、3000轉(zhuǎn)電機(jī)不適合。 根據(jù)以上所述綜合考慮，選取nd=1500r/min下面是所選電機(jī)的一些參數(shù)：總效率 a=0.768Pd =13.02 kw選電機(jī)：Ped =15 kwn1=1500r/min四、 總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比分配 4.1理論總傳動(dòng)比 a=nm/n5=1460/14=104.286 0*1*2*3 式中：nm -電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，單位r/min。 4.2 各級(jí)傳動(dòng)比的分配及其說(shuō)明 4.2.1. V帶理論傳動(dòng)比2-4, 初選 0= 2.5 4.2.2. 兩級(jí)齒輪理論傳動(dòng)比1 * 2=a/(0 * 3)=104.286/(2.5*4.286) =9.733 4.3 齒輪傳動(dòng)各級(jí)

12、傳動(dòng)比的分配說(shuō)明 （1）各級(jí)傳動(dòng)比應(yīng)在推薦值內(nèi)，一發(fā)揮其性能，并使結(jié)構(gòu)緊湊。 （2）應(yīng)使各級(jí)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。 （3）應(yīng)使傳動(dòng)裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。 （4）使各級(jí)大齒輪直徑相近，以使大齒輪有接近的浸油深度，有利于潤(rùn)滑，同時(shí)還能使減速器具有較小的輪廓尺寸。 （5）不能使高速級(jí)傳動(dòng)比過(guò)大，否則會(huì)使傳動(dòng)零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。 （6）為了有利于浸油潤(rùn)滑，應(yīng)使兩級(jí)大齒輪直徑相近，這樣做也有利于使傳動(dòng)裝置外廓尺寸更加緊湊。應(yīng)使i1 > i2。由表P17-圖-12得 1=3.61 2=2.696式中： 1-高速級(jí)齒輪理論傳動(dòng)比； 2 -低速級(jí)齒輪理論傳動(dòng)比。4.4

13、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 4.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 n1=1460 r/min n5=14 r/min n2=n1/0=1460/2.5=584 r/min n3=n2/1=584/3.61=161.77r/minn4=n3/2=161.773/2.696=60 r/min 4.4.2各軸輸入功率 P1=13.02kw P2=P1*0=13.02*0.96=12.5 KWP3=P2*1*2=11.88 KWP4=P3*1*2=11.29 KWP5=P4*1*2*3=10.63 KWP6=P5*1=10.42 KW 4.4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550*Pd/nm=9550*13.02/1460

14、=85.167 NmT2=T1*0*i0=204.40 NmT3=T2*i1*1*2=701.42 NmT4=T3*i2*1*2=1797.62 NmT5=T4*i3*1*2*2=7250.67 Nm 4.5 各軸傳動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)匯總表（理論值） 各軸的輸入功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速軸號(hào)P（KW）T (N.m)n (r/min)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸13.0285.161460i0=2.5012.50204.40584i1=3.611211.88701.42161.77i2=2.6961211.291797.6160i3=1.286123桶軸10.637250.6714工作10.421414 a=104.28

15、60= 2.5 1=3.612=2.696n1=1460n2=584n3=161.77n4=60P1=13.02P2=12.5P3=11.88P4=11.29P5=10.63P6=10.42T1=85.17T2=204.40T3=701.42T4=1797.62T5=7250.675、 各級(jí)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 V帶傳動(dòng) 5.1.1 主要傳動(dòng)參數(shù) 已知：工作條件為雙班工作制，載荷平穩(wěn)，工作機(jī)為帶式輸送，主要參數(shù)如下：電動(dòng)機(jī)功率Pd =13.02 kw  轉(zhuǎn)速  n1=1460 r/min  ，0= 2.5 5.1.2 設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 確定計(jì)算機(jī)功率 查

16、課本P156 表8-8 得工作情況系數(shù)5 Pca=KA*Pd=1.5*13.02=19.53 kw2. 選取V帶帶型 由課本P157-表-8-9 知，選用B型帶 3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑（1） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑為dd1 由課本P157-表8-9，P155-表-8-7選取，180mm（2）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由1式（8-15a）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2180*2.5=450mm (3) 驗(yàn)算帶速 所以選取合適4. 由1表8-20確定V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距 初選中心距 a0= 600mm由P145 表8-2 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 5. 驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角 所以主動(dòng)輪上包角符合要求。6. 計(jì)算V帶

17、的根數(shù)Z 得 所以Z=5 7、計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(Fo) min 查1表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.17kg/m所以單根V帶的初拉力：(Fo) min=500 ×Pca× (2.5 - K) /(Z×V×K)+qV2 =500×19.52×(2.5-0.927) /(0.927×5× 13.76)+0.17 ×13.762 =273.01N應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力Fo>(Fo) min 8、計(jì)算壓軸力Fp ( Fp ) min =2×Z×(Fo) min ×

18、sin(1/2)=2×5×273.01×sin(153.33°/2)2656.5N 5.1.3 V帶傳動(dòng)主要參數(shù)匯總表帶型計(jì)算功率Pca（kw）基準(zhǔn)直徑(mm)基準(zhǔn)度Ld(mm)中心距a(mm)小輪包角1根數(shù)dd1dd2B5.21804502180547.645153.33o5單根帶初拉力 F0=273 N 5.1.4實(shí)際計(jì)算結(jié)果由以上各步設(shè)計(jì)計(jì)算得帶傳動(dòng)的：實(shí)際傳動(dòng)比：iv= dd2/ dd1=450/180=2.5I軸實(shí)際轉(zhuǎn)速：nI=nm/iv=1460/2.5=584 r/minI軸實(shí)際轉(zhuǎn)矩：TI=9.55×106 PI / nI=9.5

19、5×106×13.02/ 584=204.40Nm 5.2 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 原始數(shù)據(jù) 1、輸入轉(zhuǎn)矩TI=204396Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速nI=584 r/min 理論齒數(shù)比= i´1=3.61 2、選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)及齒數(shù)(1)、根據(jù)設(shè)計(jì)方案，采用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪(2)、該減速器用于攪拌，其工作速度較低，周?chē)h(huán)境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是， 小齒輪45cr調(diào)質(zhì)處理HBS1 = 280HBS 大齒輪45鋼正火處理HBS2 = 240HBS 由教課書(shū)上P 207-209頁(yè) 圖10-20和10-21 Hlim1 =600Mpa ，F(xiàn)E1= 5

20、00MpaHlim2= 550Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa(3)、精度等級(jí)為7級(jí)(4)、初選z1=24得：z2=z1=24×3.61=86.64圓整?。簔2=87 5.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由d1t 2·k·T1·(+1)·(ZH·ZE·Z/ H ) 2 / (d·)1/3 1、確定公式中各計(jì)算數(shù)值(1) 初選載荷系數(shù)Kt =1.3(2) 由課本表10-7，取得：高速級(jí)定： d=1 由1表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2(3) 由圖P203-圖20 ，得：ZH=2.5 (n=20o, t=

21、0 o)(4) 由圖10-26 得：1=0.8，2=0.918得：1+ 2=1.64 所以 Z=（4-a)0.5=0.872(5) 應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60n1×Lh×j=60×584(8×2×300×10) ×1=2.046×109得：N2= N1 /=2.046×109/3.61=0.567×109(6) 由1表10-23, 查得kHN1=0.96，kHN2=1.05(7) 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(shù)SH。所以由1表 , 取S=1(8) H1=（ kHN1Hlim1）

22、/S=（0.96×600）/1=576MpaH2=（ kHN2Hlim2）/SH=(1.05×550) /1=577.5Mpa 因?yàn)?H1 > H2 所以取：H= H1=576Mpa2、計(jì)算(1) d1t 2·kt·T1(+1)·(ZH·ZE·Z/H )2/(d·)1/3 =2×1.3×204396×(3.61+1)×(2.5×189.8X0.872)2 /(1×5402×3.61)1/3 =70.486mm(2) 齒輪的圓周速度：V=d1

23、t×nI /（60×1000）=2.155m/s(3) 齒寬： b=d·d1t=1×70.486=70.486mm(4) 計(jì)算載荷系數(shù)ka 由1表10-2查得：kA=1.75 b. 根據(jù)V=2.155m/s及齒輪精度為7級(jí)由1表10-8 , 查得：動(dòng)載系數(shù)kv=1.10c. kAFt / b=2*T*KA/(b*d) > 100 N/mm 由1表10-3,查得：齒間載荷分配系數(shù)：kH=kF=1.0d. 由1表10-4，齒向載荷分布系數(shù)kH=1.424得到動(dòng)載系數(shù)： k=kA·kv·kH·kH = 1.75×1

24、.10×1.0×1.424 =2.741(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t×( k / kt )1/3=70.456×(2.741/1.3)1/3=90.384mm(7) 計(jì)算模數(shù)m mt= d1 / z1=90.384/24=3.766mm(8) 計(jì)算齒厚 b=80.117 5.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 mt2k·T1·Y2 (YFa·Ysa/ F) / (d·Z12)1/31. 確定公式中各計(jì)算數(shù)值(1) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)kFt=1.3,Y=0.25+0.75/1.719=0.686(

25、2) 由1P200-圖10-17和P201-圖10-18得：齒形系數(shù)： YFa1=2.72 ， YFa2=2.2應(yīng)力校正系數(shù)： YSa1=1.59 ， YSa2=1.78 查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.85, kFN2=0.87 取安全系數(shù)SF=1.4 又已知FE1= 500Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa最終得到：F1=( kFN1FE1 )/ SF=303.57MpaF2= (kFN2FE2 )/ SF=236.143Mpa（3） 計(jì)算大小齒輪的YFa1 YFa1/ F，并加以比較因?yàn)閅Fa1 YSa1/ F1=0.01658 YFa2 YSa2/ F2=0.01658取二者中的大

26、值，得到Y(jié)Fa YFa/ F =0.01658（4） 計(jì)算模數(shù) mt2k·T1· Y2 (YFa ·Ysa/ F) / (d·Z12)1/3 =2×1.3×204396 X 0.686 X 0.01658/ 242)1/3 =2.189mm(5) 計(jì)算載荷系數(shù) d1=mt*Z1=52.544 mm v=1.607 m/s b=d·d1=52.544 mm h=4.492525mm b/h=10.668 查得：kF=1.35 KA=1.75 Kv=1.05 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s >100 m/

27、s 所以， kF=1.0 得到：k F=kA·kv·kF·kF=1.75×1.05×1.0×1.35=2.41 （6） 重新計(jì)算模數(shù)mF=mt*(KF/KFt)1/3=2.715因?yàn)?mF=2.715 < mH =3.766所以m=45.2.4 整理參數(shù) d1=96 mm d2=348 mm Z1=24 Z2=87 b2=80mm b1=85mm m=4 中心距a=222mm 5.3 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 5.3.1 原始數(shù)據(jù) 1、輸入轉(zhuǎn)矩T=701488 Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速nI=161.773 r/min 理論齒數(shù)比= i´

28、1=2.696 2、選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)及齒數(shù)(1)、根據(jù)設(shè)計(jì)方案，采用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪(2)、該減速器用于攪拌，其工作速度較低，周?chē)h(huán)境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是， 小齒輪45cr調(diào)質(zhì)處理HBS1 = 280HBS 大齒輪45鋼正火處理HBS2 = 240HBS 由教課書(shū)上P 207-209頁(yè) 圖10-20和10-21 Hlim1 =600Mpa ，F(xiàn)E1= 500MpaHlim2= 550Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa(3)、精度等級(jí)為7級(jí)(4)、初選z1=30得：z2=z1=30×2.696=80.9圓整取：z2=81 5.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由d1t 2

29、·k·T1·(+1)·(ZH·ZE·Z/ H ) 2 / (d·)1/3 1、確定公式中各計(jì)算數(shù)值(9) 初選載荷系數(shù)Kt =1.3(10) 由課本表10-7，取得：高速級(jí)定： d=1 由1表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2(11) 由圖P203-圖20 ，得：ZH=2.5 (n=20o, t=0 o)(12) 由圖10-26 得：1=0.827，2=0.914得：1+ 2=1.741 所以 Z=（4-a)0.5=0.868(13) 應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60n1×Lh×j=60×16

30、1.773(8×2×300×10) ×1=5.67×108得：N2= N1 /=5.67×108/2.696=2.103×108(14) 由1表10-23, 查得kHN1=1.045，kHN2=1.1(15) 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(shù)SH。所以由1表 , 取S=1(16) H1=（ kHN1Hlim1）/S=（1.045×600）/1=627 MpaH2=（ kHN2Hlim2）/SH=(1.1×550) /1=605 Mpa 因?yàn)?H1 > H2 所以?。篐= H2=

31、605 Mpa2、計(jì)算(1) d1t 2·kt·T1(+1)·(ZH·ZE·Z/H )2/(d·)1/3 =2×1.3×701488×(2.696+1)×(2.5×189.8 X 0.868)2 /(1×5402×2.696)1/3 =105.035 mm(2) 齒輪的圓周速度：V=d1t×nI /（60×1000）=0.89 m/s(3) 齒寬： b=d·d1t=1×105.035=105.035 mm(4) 計(jì)算載荷系數(shù)k

32、b 由1表10-2查得：kA=1.75 b. 根據(jù)V=0.89m/s及齒輪精度為7級(jí)由1表10-8 , 查得：動(dòng)載系數(shù)kv=1.04c. kAFt / b=2*T*KA/(b*d) > 100 N/mm 由1表10-3,查得：齒間載荷分配系數(shù)：kH=kF=1.0d. 由1表10-4，齒向載荷分布系數(shù)kH=1.432得到動(dòng)載系數(shù)： k=kA·kv·kH·kH = 1.75×1.04×1.0×1.432 =2.607(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t×( k / kt )1/3=105.035

33、5;(2.607/1.3)1/3=132.450 mm(7) 計(jì)算模數(shù)m mt= d1 / z1=132.450/30=4.4 mm(9) 計(jì)算齒厚 b=80.117 5.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 mt2k·T1· Y2 (YFa ·Ysa/ F) / (d·Z12)1/3 1 確定公式中各計(jì)算數(shù)值(1) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)kFt=1.3,Y=0.25+0.75/1.741=0.681(2) 由1P200-圖10-17和P201-圖10-18得：齒形系數(shù)： YFa1=2.548 ， YFa2=2.225應(yīng)力校正系數(shù)： YSa1=1.625 ， YSa2

34、=1.775 查得：彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.88, kFN2=0.89 取安全系數(shù)SF=1.4 又已知FE1= 500Mpa ，F(xiàn)E2= 380Mpa最終得到：F1=( kFN1FE1 )/ SF=314.29 Mpa F2= (kFN2FE2 )/ SF=241.57 Mpa（3） 計(jì)算大小齒輪的YFa1 YFa1/ F，并加以比較因?yàn)閅Fa1 YSa1/ F1=0.013174 YFa2 YSa2/ F2=0.016349 取二者中的大值，得到Y(jié)Fa YFa/ F =0.016349（5） 計(jì)算模數(shù) mt2k·T1· Y2 (YFa ·Ysa/ F)

35、/ (d·Z12)1/3 =2×1.3×701488 x 0.681 x 0.016349/ 302)1/3 =2.826 mm(6) 計(jì)算載荷系數(shù) d1=mt*Z1=84.772 mm v=0.718 m/s b=d·d1=84.772 mm h=6.3585 mm b/h=13.33 查得：kF=1.384 KA=1.75 Kv=1.025 KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s >100 m/s 所以， kF=1.0 得到：k F=kA·kv·kF·kF=1.75×1.025×1.0

36、×1.384=2.483 （6） 重新計(jì)算模數(shù)mF=mt*(KF/KFt)1/3=3.506因?yàn)?mF=3.506 < mH= 4.4 所以m=4.55.2.4 整理參數(shù) d1=135 mm d2=364.5 mm Z1=30 Z2=81 m=4.5 b2=128mm b1=130mm 中心距 a=(d+d)/2=249.75mm6、 軸、鍵、軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 6.1軸最小直徑的估算齒輪1 軸的示意簡(jiǎn)圖：軸齒輪3齒輪2軸軸齒輪4(1) 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 當(dāng)軸的支撐距離未定時(shí)， 無(wú)法由強(qiáng)度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計(jì)

37、算公式為：1軸為高速軸，初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值，選30 MPa 即 Ao=116.757 ；3軸為低速軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取較大的A值,選40MPa 即 Ao=106.08 ；2為中速軸在兩者之間,選35MPa 即 Ao=110.909。(2) 按1式 (15-2)，d1min=Ao (PIII / nIII)1/3 =116.757×( 12.4992 /584) 1/3 =32.417mm 依次得，d2min=Ao (PIII / nIII)1/3 =110.909×( 11.8827 /161.773) 1/3 =46.448mm D3min=A

38、o (PIII / nIII)1/3 =106.08×( 11.2948 /60) 1/3 =60.796 mm（3）因?yàn)閐min小于100 mm，且軸上開(kāi)有鍵槽 所以，需將最小直徑加大補(bǔ)償鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。 得到：d1min=37.2796 mm d1min=53.4152 mm d1min=69.9154 mm 圓整后，低速軸承受扭矩較大，應(yīng)放大直徑，有 d1=40 mm d2=60 mm d4=75mm 6.2 高速軸及軸上零件的設(shè)計(jì)和校核 6.2.1高速軸設(shè)計(jì)尺寸 4 32 56 1根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號(hào)：軸承代號(hào)dDBda極限轉(zhuǎn)速64105013031621189

39、2.255.26700（1） 高速軸設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)尺寸 1段軸和帶輪配合，配合孔直徑選軸的最小尺寸 40mm,該孔徑帶輪的寬度為100 mm,軸承端蓋材料為 灰鑄鐵40% ，配合軸承外徑130mm，凸緣厚度為12mm,連接螺栓直徑為 M10，選取長(zhǎng)度為40mm，減速箱壁厚 10mm,配合高速小齒輪齒輪寬為85mm，低速小齒輪齒寬為133mm,低速大齒輪和高速小齒輪的間隙為10mm,根據(jù)軸的直徑查課本得到相關(guān)的軸肩高度，進(jìn)而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長(zhǎng)度范圍 L=100+12+40+133+85+31+10=410mm實(shí)際軸長(zhǎng)應(yīng)大于此尺寸。（2）軸的各段安裝示意圖如下: 整理表格得：123456

40、d404550625054具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒(méi)有交叉（軸和齒輪不想交），經(jīng)計(jì)算進(jìn)一步確定確定，123456d404550625054L1016231151.58341.56.2.2校核軸和軸承、鍵的強(qiáng)度以及使用壽命1、 軸的強(qiáng)度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點(diǎn)分析 帶入數(shù)值得ca=13.4 Mpa < -1=60Mpa軸校檢合格。2、 鍵強(qiáng)度校核 軸第一段鍵，軸直徑40mm, 選鍵 b x h=14 x 9 , L=90mm, l=L-b=76mm=26.5 Mpa < 校檢合格 軸第五段，軸直徑50mm選鍵 b x h=16 x 10, L=80mm,

41、 l=L-b=64mm=23.6 Mpa < 校檢合格3、軸承強(qiáng)度校核 Fa=0 Fs1=Fs2=0FR1=S1 FR2=S2代入數(shù)據(jù)有， P1=1131 N < P2=33912 N所以所以Lh=5.74 x 104h <300*16*10=4.8*1046.3 中速軸及軸上零件的設(shè)計(jì)和校核 6.3.1中速軸設(shè)計(jì)尺寸2 3 4 1 5根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號(hào)：軸承代號(hào)dDBda極限轉(zhuǎn)速631260130317211881.851.88000（2） 中速軸設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)尺寸 1段軸和配合軸承外徑130mm，軸承寬度為31凸緣厚度為12mm,連接螺栓直徑為 M10，選取長(zhǎng)度為40

42、mm，,配合高速大齒輪齒輪寬為85mm，低速小齒輪齒寬為133mm,低速大齒輪和高速小齒輪的間隙為10mm,根據(jù)軸的直徑，查課本得到相關(guān)的定位軸肩的軸肩高度，進(jìn)而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長(zhǎng)度范圍 L=10+31+133+85+31=290mm實(shí)際軸長(zhǎng)應(yīng)大于此尺寸。（2）軸的各段安裝示意圖如下: 整理表格得：12345d6064726450具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒(méi)有交叉（軸和齒輪不想交），結(jié)合軸I的尺寸，經(jīng)計(jì)算進(jìn)一步確定確定12345d6064726450L417810131426.3.2校核軸和軸承、鍵的強(qiáng)度以及使用壽命 1、軸的強(qiáng)度校核取軸承齒輪的的中心作為受

43、力點(diǎn)分析 Fa3=0進(jìn)行受力分析得 c) M1 d)e) M2 f) T 軸校檢合格。 2、鍵強(qiáng)度校核 軸第4段鍵，軸直徑64mm, 選鍵 b x h=18 x 11 , L=70mm, l=L-b=52mm < 校檢合格 鍵第2段，軸直徑64mm選鍵 b x h=18 x 11, L=125mm, l=L-b=107mm=37.4 Mpa < 校檢合格3、 軸承強(qiáng)度校核 Fa=0,Fs1=Fs2=0 FR1=S1,FR2=S2P1=1495 N < P2=3371 N帶入公式得Lh=6.09 x 105 h < 300*16*10=4.8*104 h所以校檢合格 6.

44、4 低速軸及軸上零件的設(shè)計(jì)和校核 6.4.1低速軸設(shè)計(jì)尺寸 4 3267 5 1根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號(hào)：軸承代號(hào)dDBda極限轉(zhuǎn)速631785150289514083.263.86000（1）低速軸設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)尺寸 1和5段軸和配合軸承外徑150mm，軸承寬度為28，凸緣厚度為12mm,連接螺栓直徑為 M10，選取長(zhǎng)度為40mm,配合低速大齒輪齒輪寬為80mm，高速速大齒輪齒寬為133mm,低速大齒輪和高速小齒輪的間隙為10mm,根據(jù)軸的直徑，查課本得到相關(guān)的定位軸肩的軸肩高度，進(jìn)而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長(zhǎng)度范圍 L=10+28+133+80+28+12=291mm該尺寸并未包含和

45、聯(lián)軸器相連的長(zhǎng)度，故實(shí)際軸長(zhǎng)應(yīng)大于此尺寸，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸額直徑d=75mm與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA TIII查1表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較大，故取工作情況系數(shù)KA=1.7則：Tca=KA TIII=1.7×1798=3060N m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查表17-4，選用HL6彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150 N m。聯(lián)軸器的孔徑d1=75mm。故取dI-II=75mm。聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)度L=140mm.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-

46、II段左端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑dII-III=83mm。聯(lián)軸器的軸孔長(zhǎng)度L=140 mm，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些。現(xiàn)取lI-II=130mm。2）. 選擇深溝球軸承，代號(hào)6217，可知其于軸的配合直徑為80mm,所以dIII-IV=dVII-VIII=80mm。根據(jù)深溝球6217軸承的安裝尺寸D1=95 mm，于是，取dIV-V=95mm。3）. 查2表11-2，取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑dVI-VII=90mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為128mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lVI-VII=1

47、26 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h > 0.07d , 取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑dV-VI=100mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取lV-VI=40mm。4）. 其余尺寸軸2進(jìn)一步確定 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（2）軸的各段安裝示意圖如下: 整理表格得：1234567d859010095858375具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒(méi)有交叉（軸和齒輪不想交），結(jié)合軸I的尺寸，經(jīng)計(jì)算進(jìn)一步確定確定1234567d809010095858375L46.512666.54028701356.4.2校核軸和軸承、鍵的強(qiáng)度以及使用壽命 1、軸的強(qiáng)度校核取軸承齒輪

48、的的中心作為受力點(diǎn)分析 進(jìn)行受力分析得a) b)c) M2 d)e) M1f) 2、鍵強(qiáng)度校核 軸第7段鍵，軸直徑90mm, 選鍵 b x h=20 x 12 , L=136mm, l=L-b=116mm=73.8MPa < 校檢合格 軸第2段，軸直徑90mm 選鍵 b x h=25 x 14, L=110mm, l=L-b=85mm=67.2 Mpa < 校檢合格 3、軸承強(qiáng)度校核 Fa=0,Fs1=Fs2=0 FR1=S1,FR2=S2P1=2809 N < P2=7716 N所以 P=P2帶入公式得Lh=6.01 x 105 h < 300*16*10=4.8*1

49、04 h所以校檢合格七、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT40%）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量 7.1 機(jī)體的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度，剛度滿足 7.2 機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為Ra=6.3 7.3 機(jī)體結(jié)構(gòu)的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=10。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便. 7.4 附件設(shè)計(jì) A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置

50、，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M5緊固. B 油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。M=20mm,L=10(壁厚為10mm，凸臺(tái)厚5mm) C 油標(biāo)油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.M=20mm,L=60mm D 通氣孔由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平