機電一體化專業(yè)畢業(yè)論文一級圓柱齒輪減速器說明書

1、 畢畢 業(yè)業(yè) 設(shè)設(shè) 計（論文）計（論文） 課題名稱 一級圓柱齒輪減速器設(shè)計 系 別 電子信息工程系 專 業(yè) 數(shù)控技術(shù)應(yīng)用 班 級 08 級統(tǒng)專機電（4）班 指導(dǎo)老師 江西藍天學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書 系 專業(yè) 年級 班級 姓名 起止日期 設(shè)計題目 1畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)及要求（包括設(shè)計或論文的主要內(nèi)容、主要技術(shù)指標，并根據(jù)題目性質(zhì)對學(xué)生提出具體要求） 1. 減速器裝配圖紙一張（A3 圖紙） 2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（A3 圖紙） 3. 設(shè)計說明書一份 2畢業(yè)設(shè)計（論文）的原始資料及依據(jù)（包括設(shè)計或論文的工作基礎(chǔ)、研究條件、應(yīng)用環(huán)境等） 用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。 運輸機連續(xù)平穩(wěn)工

2、作， 單向運轉(zhuǎn)載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限 5 年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為 97%，運輸帶允許速度誤差為 5%。 3主要參考資料、文獻 1.“課本”：機械設(shè)計/楊明忠 朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6 武漢理工大學(xué)出版社 2004年6月第2次印刷. 2.“手冊”：機械設(shè)計課程設(shè)計手冊/吳宗澤，羅圣國主編 編號ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷. 3“指導(dǎo)書”：機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書/龔桂義，羅圣國主編 編號ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷

3、. 指導(dǎo)教師： 2010 年 10 月 20 日 指導(dǎo)教師評語 建議成績： 優(yōu) 良 中 及格 不及格 指導(dǎo)教師簽字 年 月 日 最終評定成績： 優(yōu) 良 中 及格 不及格 系主任簽字 年 月 日 目錄目錄 第一章第一章 減速器的慨述減速器的慨述.5 第二章第二章 傳動方案擬定傳動方案擬定.9 第三章第三章 電動機的選擇電動機的選擇10 第四章第四章 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.13 第五章第五章 傳動裝置的運動和動力設(shè)計傳動裝置的運動和動力設(shè)計.14 第六章第六章 普通普通 V 帶的設(shè)計帶的設(shè)計.18 第七章第七章 齒輪傳動的設(shè)計齒輪傳動的設(shè)計.

4、23 第八章第八章 傳動軸的設(shè)計傳動軸的設(shè)計.28 第九章第九章 輸出軸的設(shè)計輸出軸的設(shè)計.33 第十章第十章 箱體的設(shè)計箱體的設(shè)計.38 第十一章第十一章 鍵連接的設(shè)計鍵連接的設(shè)計41 第十二章第十二章 滾動軸承的設(shè)計滾動軸承的設(shè)計43 第十三章第十三章 潤滑和密封的設(shè)計潤滑和密封的設(shè)計45 第十四章第十四章 聯(lián)軸器的設(shè)計聯(lián)軸器的設(shè)計46 第十五章第十五章 設(shè)計小結(jié)設(shè)計小結(jié).47 第十六章第十六章 致謝致謝.49 第十七章第十七章 參考文獻參考文獻.50 第一章 減速器概述 1.11.1 減速器的主要型式及其特性減速器的主要型式及其特性 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、 蝸桿傳動或

5、齒輪蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機械中應(yīng)用很廣。 減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。 以下對幾種減速器進行對比： 1）圓柱齒輪減速器 當傳動比在 8 以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于 8 時，最好選用二級(i=840)和二級以上(i40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形

6、式有展開式、分流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側(cè)的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設(shè)計這種減速器時應(yīng)注意：1)軸的剛度宜取大些；2)轉(zhuǎn)矩應(yīng)從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側(cè)為左旋，另一側(cè)為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調(diào)整以便傳遞相等的載荷， 其中較輕的齠輪軸在軸向應(yīng)能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較

7、大。 圓柱齒輪減速器在所有減速器中應(yīng)用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至 60m/s 一 70ms，甚至高達 150ms。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅(qū)動式或中心驅(qū)動式。 這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔(dān)載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設(shè)計雙驅(qū)動式或中心驅(qū)動式齒輪傳動時，應(yīng)設(shè)法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結(jié)構(gòu)基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約 30。 2）圓錐齒輪減速器 它用于輸入軸

8、和輸出軸位置布置成相交的場合。 二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成， 所以有時又稱圓錐圓柱齒輪減速器。 因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的， 為了使它受力小些， 常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應(yīng)用不如圓柱齒輪減速器廣。 3）蝸桿減速器 主要用于傳動比較大(j10)的場合。通常說蝸桿傳動結(jié)構(gòu)緊湊、輪廓尺寸小，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當傳動比并不很大時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。 蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周

9、速度小于4m/s 時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿圓周速度大于 4m/s 時，為避免攪油太甚、發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。 4）齒輪-蝸桿減速器 它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結(jié)構(gòu)較緊湊，后者效率較高。 通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。 1.2 1.2 減速器結(jié)構(gòu)減速器結(jié)構(gòu) 近年來，減速器的結(jié)構(gòu)有些新的變化。為了和沿用已久、國內(nèi)目前還在普遍使用的減速器有所區(qū)別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器結(jié)構(gòu)和新型減速器結(jié)構(gòu)。 1）傳統(tǒng)型減速器結(jié)構(gòu) 絕大多數(shù)減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成， 重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產(chǎn)時

10、也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體都應(yīng)進行時效或退火處理。大量生產(chǎn)小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應(yīng)具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質(zhì)量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應(yīng)合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面的凸緣上應(yīng)設(shè)有 23 個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內(nèi)熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。

11、在箱座上則常設(shè)有為提取整個減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關(guān)于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據(jù)經(jīng)驗公式計算，見有關(guān)圖冊。關(guān)于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示 Oe 等均可從有關(guān)的設(shè)計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉(zhuǎn)速很高的減速器才采用滑動軸承。 2）新型減速器結(jié)構(gòu) 下面列舉兩種聯(lián)體式減速器的新型結(jié)構(gòu)，圖中未將電動機部分畫出。 1） 齒輪蝸桿二級減速器； 2） 圓柱齒輪圓錐齒輪圓柱齒輪三級減速器。 這些減速器都具有以下結(jié)構(gòu)特點： 在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設(shè)剖分面。 為了便于傳動零件的安裝，在適當

12、部位 有較大的開孔。 在輸入軸和輸出軸端不采用傳統(tǒng)的法蘭式端蓋，而改用機械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋。 輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮輪轂的作用。 和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結(jié)構(gòu)上的改進，既可簡化結(jié)構(gòu)，減少零件數(shù)目，同時又改善了制造工藝性。但設(shè)計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度。 1.31.3 減速器潤滑減速器潤滑 圓周速度 u12m/s 一 15ms 的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升， 浸入油中的齒輪深度以 12 個齒高為宜。速度高的還應(yīng)該淺些， 建議在 0 7 倍齒高左右，

13、 但至少為 10mm。 速度低的(0 5ms 一 08ms)也允許浸入深些，可達到 16 的齒輪半徑；更低速時，甚至可到 13 的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應(yīng)達到輪齒的整個寬度。對于油面有波動的減速器(如船用減速器)，浸入宜深些。在多級減速器中應(yīng)盡量使各級傳動浸入油中深度近予相等。 如果發(fā)生低速級齒輪浸油太深的情況，則為了降低其探度可以采取下列措施：將高速級齒輪采用惰輪蘸油潤滑；或?qū)p速器箱蓋和箱座的剖分面做成傾斜的， 從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。 減速器油池的容積平均可按 1kW 約需 035L 一 07L 潤滑油計算(大值用于粘度較高的油)，同時應(yīng)保持

14、齒輪頂圓距離箱底不低于 30mm 一 50mm 左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。減速器的工作平衡溫度超過 90時，需采用循環(huán)油潤滑，或其他冷卻措施，如油池潤滑加風(fēng)扇，油池內(nèi)裝冷卻盤管等。循環(huán)潤滑的油量一般不少于 05L/kW。圓周速度 u12m/s 的齒輪減速器不宜采用油池潤滑，因為：1)由齒輪帶上的油會被離心力甩出去而送不到嚙合處；2)由于攪油會使減速器的溫升增加；3)會攪起箱底油泥，從而加速齒輪和軸承的磨損；4)加速潤滑油的氧化和降低潤滑性能等等。這時，最好采用噴油潤滑。潤滑油從自備油泵或中心供油站送來， 借助管子上的噴嘴將油噴人輪齒嚙合區(qū)。 速度高時，對著嚙出區(qū)噴油有利于迅速帶出熱

15、量，降低嚙合區(qū)溫度，提高抗點蝕能力。速度u20 心 s 的齒輪傳動常在油管上開一排直徑為 4mm 的噴油孔，速度更高時財應(yīng)開多排噴油孔。噴油孔的位置還應(yīng)注意沿齒輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高而工作條件相當繁重的重型減速器中和需要用大量潤滑油進行冷卻的減速器中。噴油潤滑需要專門的管路裝置、油的過濾和冷卻裝置以及油量調(diào)節(jié)裝置等，所以費用較貴。此外，還應(yīng)注意，箱座上的排油孔宜開大些，以便熱油迅速排出。 蝸桿圓周速度在 10m/s 以下的蝸桿減速器可以采用油池潤滑。當蝸桿在下時，油面高度應(yīng)低于蝸桿螺紋的根部，并且不應(yīng)超過蝸桿軸上滾動軸承的最低滾珠(柱)的中心， 以免增加功率損失。 但如滿

16、足了后一條件而蝸桿未能浸入油中時，則可在蝸桿軸上裝一甩油環(huán)，將油甩到蝸輪上以進行潤滑。當蝸桿在上時，則蝸輪浸入油中的深度也以超過齒高不多為限。蝸桿圓周速度在 10ms 以上的減速器應(yīng)采用噴油潤滑。噴油方向應(yīng)順著蝸桿轉(zhuǎn)入嚙合區(qū)的方向，但有時為了加速熱的散失，油也可從蝸桿兩側(cè)送人嚙合區(qū)。齒輪減速器和蝸輪減速器的潤滑油粘度可分別參考表選取。若工作溫度低于 0，則使用時需先將油加熱到 0以上。蝸桿上置的，粘度應(yīng)適當增大。 第二章第二章 傳動方案擬定傳動方案擬定 第三組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 、工作條件：使用年限年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=220

17、0N； 帶速 V=1.7m/s； 滾筒直徑 D=420mm； 方案擬定： 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。 1.電動機 2.V 帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 第三章第三章 電動機選擇電動機選擇 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇 Y 系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（1） ：d

18、a (kw) 由式(2)：V/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000a (KW) 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： 總=5 式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取=0.96，0.98，0.97，. 則： 總=0.960.980.970.990.96 =0.83 所以：電機所需的工作功率： Pd = FV/1000總 =(22001.7)/(10000.83) =4.5 (kw) 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒601000V/（D） =(6010001.7)/（2） =77.3 r/min 根據(jù)手冊表推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒

19、輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。 取帶傳動比= 。則總傳動比理論范圍為：a。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=Ian 卷筒 =(1624)77.3 =463.81855.2 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000 和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號： （如下表） 方 案 電 動 機 型 號 額定功率 電動機轉(zhuǎn)速 (r/min) 電動機重量 N 參 考 價 格 傳動裝置傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V 帶傳動 減速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6

20、5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第 2 方案比較適合。 此選定電動機型號為 Y132M2-6，其主要性能： 電動機主要外形和安裝尺寸： 中心高 H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 DE 裝鍵部位尺寸 FGD 132 520345315 216178 12 2880 1041 第四章第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比確定傳動

21、裝置的總傳動比和分配級傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n 1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n 卷筒 =960/77.3 =12.42 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i0i （式中 i0、i 分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 帶 i=24） 因為： iai0i 所以： iiai0 12.42/2.8 4.44 第五章第五章 傳動裝置的運動和動力設(shè)計傳動裝置的運動和動力設(shè)計 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及 i0,i1，.為相鄰兩軸

22、間的傳動比 01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率 P，P，.為各軸的輸入功率 （KW） T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （Nm） n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 軸：n=nm/ i0 =960/2.8=342.86 （r/min） 軸：n= n/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒軸：n= n 由指導(dǎo)書的表 1 得到： 1=0.96 2=0.98 3=0.97 4=0.99 （2）計算各軸的功率： 軸： P=Pd01 =Pd1 =4.50.96=

23、4.32（KW） 軸： P= P12= P23 =4.320.980.97 =4.11（KW） 卷筒軸： P= P23= P24 =4.110.980.99=4.07（KW） 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550Pd/nm=95504.5/960 =44.77 Nm 軸： T= Tdi001= Tdi01 =44.772.80.96=120.33 Nm 軸： T= Ti112= Ti124 =120.334.440.980.99=518.34 Nm 卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T = T24 =502.90 Nm 計算各軸的輸出功率： 由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：

24、故：P=P軸承=4.320.98=4.23 KW i0 為帶傳動傳動比 i1 為減速器傳動比 滾動軸承的效率 為 0.980.995 在本設(shè)計中取 0.98 P= P軸承=4.230.98=4.02 KW 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T= T軸承 =120.330.98=117.92 Nm T = T軸承 =518.340.98=507.97 Nm 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下： 軸名 效率 P （KW） 轉(zhuǎn)矩 T （Nm） 轉(zhuǎn)速 n r/min 傳動比 i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 4.5 44.77 960 2.8 0.96 軸 4.32

25、 4.23 120.33 117.92 342.86 4.44 0.95 軸 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22 1.00 0.97 卷筒軸 4.07 3.99 502.90 492.84 77.22 第六章第六章 V V 帶的設(shè)計帶的設(shè)計 （1）選擇普通 V 帶型號 由 PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW） 根據(jù)課本 P134 表 9-7 得知其交點在 A、B 型交 界線處，故 A、B 型兩方案待定： 方案 1：取 A 型 V 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8100(1

26、-0.02)=274.4mm 由表 9-2 取 d2=274mm (雖使 n2 略有減少，但其誤差小于 5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1/（100060） =960100/（100060） =5.024 m/s 介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距 a： 0.7 （d1+d2）a02 （d1+d2） 由課本P134表9-5查得 KA=1.1 由課本 P132 表 9-2得， 推薦的 A 型小帶輪 基 準 直 徑 為75mm125mm 0.7（100+274）a02（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+ （d1

27、+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+ （100+274）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表 9-3 選用 Ld=1400 mm 的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（ （0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取 7 根 A 型 V 帶 計算軸上的壓力 由書

28、 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC （2.5/K-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022 由機械設(shè)計書 表 9-4 查得 P0=0.95 由表 9-6 查得 P0=0.11 由表 9-7 查得 K=0.95 由表9-3查得 KL=0.96 =144.74 N 由課本 9-19 得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取 B 型 V 帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-

29、) =2.8140(1-0.02)=384.16mm 由表 9-2 取 d2=384mm (雖使 n2 略有減少，但其誤差小于 5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1/（100060） =960140/（100060） =7.03 m/s 介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距 a： 0.7 （d1+d2）a02 （d1+d2） 0.7（140+384）a02（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2a0+ （d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+ （140+384）/2+（384-140）2/(4700) 由課本

30、表 9-2 得， 推薦的 B 型小帶輪基準直徑 125mm280mm =2244.2 mm 由表 9-3 選用 Ld=2244 mm 的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（ （2.08+0.30）1.000.95） = 2.68 故取 3 根 B 型 V 帶 計算軸上的壓力 由書 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC （2.5/K

31、-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 N 由課本 9-19 得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 N 綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二方案二更適合 由機械設(shè)計書 表 9-4 查得 P0=2.08 由表 9-6 查得 P0=0.30 由表 9-7 查得 K=0.95 由表9-3查得 KL=1.00 帶輪示意圖如下： S1 斜度 1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 d0 d H L 第七章第七章 齒輪傳動的設(shè)計齒輪傳動的設(shè)計

32、 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為 45 號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 250HBS，大齒輪選用 45 號鋼正火，齒面硬度為 200HBS。 齒輪精度初選 8 級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1u=204.5=90 取a=0.3，則d=0.5 （i+1） =0.675 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1 21123HHEZZZuudkT 確定各參數(shù)值 1 載荷系數(shù) 查課本表 6-6 取 K=1.2 2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86

33、 =1.18105 Nmm 3 材料彈性影響系數(shù) 由課本表 6-7 ZE=189.8MPa 4 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 5 重合度系數(shù) t （1/Z1+1/Z2） （1/20+1/90）=1.69 Z=77. 0369. 1434t 6 許用應(yīng)力 查課本圖 6-21（a） MPaH6101lim MPaH5602lim 查表 6-8 按一般可靠要求取 SH=1 則 MPaSHHH6101lim1 MPaSHHH5602lim2 取兩式計算中的較小值，即H=560Mpa 于是 d1 21123HHEZZZuudkT =2556077. 05 . 28 .1895 . 415 . 411018.

34、12 . 123 =52.82 mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z152.82/20=2.641 取標準模數(shù)值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 FFSFYYmbdKT112 校核 式中 1小輪分度圓直徑 d1=mZ=320=60mm 2齒輪嚙合寬度 b=dd1 =1.060=60mm 3復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95 4重合度系數(shù) Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938 5許用應(yīng)力 查圖 6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表 6-8 ，取 SF=1.25 則 aFFFMPS19625. 12

35、451lim1 aFFFMPS17625. 12202lim2 6計算大小齒輪的FFSY并進行比較 02234. 019638. 411FFSY 02244. 017695. 322FFSY 11FFSY22FFSY 取較大值代入公式進行計算 則有 6938. 095. 3360601018. 12 . 12252112YYmbdKTFSF =71.86F2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （6） 幾何尺寸計算 d1=mZ=320=60 mm d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm

36、（7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 對照表 6-5 可知選擇 8 級精度合適。 d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 對照表 6-5 可知選擇 8 級精度合適。 第八章第八章 傳動軸的設(shè)計傳動軸的設(shè)計 1， 齒輪軸的設(shè)計 (1)

37、確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵 (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217255HBS 軸的輸入功率為 P=4.32 KW 轉(zhuǎn)速為 n=342.86 r/min 根據(jù)課本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115 dmmnPC76.2686.34232. 411533 (3)確定軸各段直徑和長度 P的值為前面第 10 頁中給出 在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到 Z=3 其余的數(shù)據(jù)手冊得到 D1=30mm L1=60mm D2=38mm L2=70mm D3=40

38、mm L3=20mm D4=48mm L4=10mm 1從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加 5%，取 D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1） e+2f =（3-1）18+28=52 mm 則第一段長度 L1=60mm 2右起第二段直徑取 D2=38mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度， 取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30mm，則取第二段的長度 L2=70mm 3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承， 則軸承有徑向力， 而軸向力為零， 選用 6208型軸承，其尺寸為 dDB=408018，那么該段的直徑為 D3=40mm

39、，長度為 L3=20mm 4右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D4=48mm，長度取 L4= 10mm 5右起第五段， 該段為齒輪軸段， 由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm，分度圓直徑為60mm，齒輪的寬度為 65mm，則，此段的直徑為 D5=66mm，長度為 L5=65mm 6右起第六段， 為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6=48mm D5=66mm L5=65mm D6=48mm L6= 10mm D7=40mm L7=18mm Ft=1966.66Nm Fr=628.20Nm RA=RB 長度取 L6= 10mm 7右起第七段，

40、該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D7=40mm，長度 L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 1小齒輪分度圓直徑：d1=60mm 2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18105 Nmm 3求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=21.18105/60=1966.67N 4求徑向力 Fr Fr=Fttan=1966.67tan200=628.20N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0 那么 RA=RB =

41、Fr62/124=314.1 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面 C 處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA62=19.47 Nm 合成彎矩： =983.33Nm RA=RB =314.1 N MC=60.97Nm MC1= MC2 =19.47 Nm MC1=MC2 =64.0Nm T=59.0 Nm =0.6 MeC2=73.14Nm -1=60Mpa NmMMMMCCCC0 .6447.1997.602221221 （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6

42、可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： NmTMMCeC14.73)(2222 （9）判斷危險截面并驗算強度 1右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知 MeC2=73.14Nm ,由課本表 13-1 有: -1=60Mpa 則： e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =73.141000/(0.1443)=8.59 Nm-1 2右起第一段 D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： NmTMD4 .35596 . 02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13) =35.41000/(0.1303)=13.11 Nm

43、-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： MD=35.4Nm 第九章第九章 輸出軸的設(shè)計計算輸出軸的設(shè)計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器 (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217255HBS 軸的輸入功率為 P=4.11 KW 轉(zhuǎn)速為 n=77.22 r/min 根據(jù)課本 P205 （13-2） 式， 并查表 13-2，取 c=115 dmmnPC28.4322.7711. 411533 (3)確定軸各段直徑和長度 1從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通

44、過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加 5%，取45mm，根據(jù) D1=45mm L1=82mm D2=52mm L2=54mm 計算轉(zhuǎn)矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查標準 GB/T 50142003， 選用 LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器， 半聯(lián)軸器長度為 l1=84mm,軸段長 L1=82mm 2右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為 30mm，故取該段長為L2=74mm 3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承， 則軸承有徑向力， 而軸向力為零， 選用 6211型軸承，其尺

45、寸為 dDB=5510021，那么該段的直徑為55mm，長度為 L3=36 4右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接， 直徑要增加 5%， 大齒輪的分度圓直徑為 270mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm， 為了保證定位的可靠性， 取軸段長度為L4=58mm 5右起第五段， 考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為 D5=66mm ,長度取L5=10mm 6右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D6=55mm，長度 L6=21mm D3=55mm L3=36mm D4=60mm L4=58mm D5=66mm L5=10mm D6=55mm L6=21mm

46、Ft=3762.96Nm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 1大齒輪分度圓直徑：d1=270mm 2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08105Nmm 3求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N 4求徑向力 Fr Fr=Fttan=3762.96tan200=1369.61N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0 那么 RA=RB =Fr62/124= 684.81 N

47、（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面 C 處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩： MC1= MC2=RA62=41.09 Nm 合成彎矩： NmMMMMCCCC68.12347.1997.602221221 （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 Fr=1369.61Nm RA=RB =1881.48Nm RA=RB =684.81 N MC=116.65Nm MC1= MC2 =41.09 Nm MC1=MC2 =123.68Nm T=508.0 Nm =0.6 MeC2=307.56Nm 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，

48、=0.6 可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： NmTMMCeC56.307)(2222 （9）判斷危險截面并驗算強度 1右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大， 所以剖面 C 為危險截面。 已知 MeC2=307.56Nm ,由課本表 13-1 有: -1=60Mpa 則： e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-1 2右起第一段 D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： NmTMD8 .3040 .5086 . 02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13) =304.81000/(

49、0.1453)=33.45 Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： -1=60Mpa MD=33.45Nm 繪制軸的工藝圖（見圖紙） 第十章第十章 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度， 以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱

50、，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如 裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。 (7)調(diào)

51、整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 8 機蓋壁厚 1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑

52、 d2 12 聯(lián)軸器螺栓 d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 16 軸承旁凸臺半徑 R1 24, 16 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 2 10 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 90， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近， 以 Md1和 Md2

53、互不干涉為準，一般 s=D2 鍵128 第十一章第十一章 鍵聯(lián)接設(shè)計鍵聯(lián)接設(shè)計 1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑 d1=30mm,L1=50mm 查手冊得，選用 C 型平鍵，得： A 鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77Nm h=7mm 根據(jù)課本 P243（10-5）式得 p=4 T/(dhL) =444.771000/（30742） =20.30Mpa R (110Mpa) 2、輸入軸與齒輪 1 聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 d2=44mm L2=63mm T=120.33Nm 查手冊 選 A 型平鍵 GB1096-79 B 鍵 128 GB10

54、96-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 T/（dhl） =4120.331000/（44850） = 27.34Mpa p (110Mpa) 3、輸出軸與齒輪 2 聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑 d3=60mm L3=58mm T=518.34Nm 查手冊 P51 選用 A 型平鍵 鍵 1811 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm p=4T/（dhl） =4518.341000/（601142） =74.80Mpa p (110Mpa) 第十二章第十二章 滾動軸承設(shè)計滾動軸承設(shè)計 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 Lh53658=14600 小時 1.

55、輸入軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 Fr 徑向力作用，所以 P=Fr=628.20N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 5048.38N146001086.34260120.6282 . 110601616）（）（htdLnfPfC （3）選擇軸承型號 查課本表 11-5，選擇 6208 軸承 Cr=29.5KN 由課本式 11-3 有 146002913133820.622 . 129500186.3426010)(6010366）（PfCfnLdth 預(yù)期壽命足夠 此軸承合格 2.輸出軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此