設計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器機械設計課程設計報告

2012屆機械設計課程設計目 錄一、《機械設計》課程設計任務書 2二、前言 4三、電動機的選擇及傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 5(一)、電動機的選擇 5（二） 、傳動比的確定和分配 6（三） 、傳動系統(tǒng)運動及動力參數(shù)計算 7四、減速器傳動零件的設計計算 8(一)、高速級普通 V帶傳動的設計計算 8（二） 、V帶輪的設計 11（三）、圓柱齒輪傳動 11五、 軸的設計計算及校核 22（一）、初步計算軸的最小直徑 22（二）、低速軸其他數(shù)據(jù)確定 23（三）、中間軸的尺寸設計 27（四）、高速軸的尺寸設計 28六、 滾動軸承的選擇和計算及其壽命驗算 28（一）、低速軸 28七、 鍵聯(lián)接的選擇和計算及聯(lián)軸器的選擇 31（一）中間軸——從動輪段 31（二）、中間軸——主動輪段 31（三）、低速軸——主動輪段 32（四）、低速軸——聯(lián)軸器段 32（五）、高速軸——齒輪段 33（六）、高速軸——帶輪段 33八、 潤滑方式、潤滑劑及密封種類的選擇 34（一）齒輪的潤滑 34（二）軸承的潤滑方法及浸油密封 34（三）軸外伸處的密封設計 34（四）箱體 35（五） 通氣器 35（六）放油孔螺塞與油面指示器 35九、 箱體及附件設計 35（一）結(jié)構(gòu)設計及其工藝性 35（二）附件結(jié)構(gòu)的設計 36十、 設計小結(jié) 39十一、 參考文獻 402012屆機械設計課程設計一、《機械設計》課程設計任務書一、設計題目設計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器二、原始數(shù)據(jù)(e5)運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T=800Nm運輸帶工作速度v=1.40m/s卷筒直徑D=400mm三、工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為 10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為 5%。四、應完成的任務1、減速器裝配圖 A2一張2、零件工作圖 A3 兩張（齒輪、軸和箱體等） ；五、設計時間2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；2、設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要內(nèi)容1、內(nèi)容（1）目錄（標題及頁次）22012屆機械設計課程設計2）設計任務書（設計題目）3）傳動系統(tǒng)的方案設計4）電動機選擇5）傳動比的分配6）傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算7）減速器傳動零件的設計計算8）減速器軸的設計計算9）減速器滾動軸承的選擇及其壽命驗算10）鍵聯(lián)接的選擇11）聯(lián)軸器的選擇12）減速器箱體及附件設計13）減速器潤滑方式及密封種類的選擇14）設計小結(jié)（簡要說明課程設計的體會，分析自己的設計所具有的特點，找出設計中存在的問題）15）參考文獻編寫要求：1、對所引用的重要公式和數(shù)據(jù)，應注明來源（參考文獻的編號）；對所選用的主要參數(shù)、尺寸、規(guī)格及計算結(jié)果等，可寫在每頁的結(jié)果欄內(nèi)，或采用表格形式列出，也可采用集中書寫的方式寫在相應的計算之中。2、 為了清楚說明計算內(nèi)容， 應附必要的插圖和簡圖 （如傳動系統(tǒng)方案簡圖， 軸的受力圖，結(jié)構(gòu)圖，彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖及軸承組合形式簡圖等），在簡圖中，對主要零件應該統(tǒng)一編號，以便在計算中稱呼或作腳注之用。3、全部計算中所使用的參量符號和腳注，必須前后一致，不能混亂，各參量的數(shù)值應標注統(tǒng)一寫法的單位。32012屆機械設計課程設計二、前言(一)設計目的：通過本課程設計將學過的基礎(chǔ)理論知識進行綜合應用， 培養(yǎng)結(jié)構(gòu)設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。(二)傳動方案的分析機器一般是由原動機、 傳動裝置和工作裝置組成。 傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要， 是機器的重要組成部分。 傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、 重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外， 還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機， 工作機為皮帶輸送機。 傳動方案采用了兩級傳動， 第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為二級斜齒齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低， 在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時， 結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大， 但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高， 適用的功率和速度范圍廣， 使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設計采用的是二級斜齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用 HT200灰鑄鐵鑄造而成。42012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果三、電動機的選擇及傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算(一)、電動機的選擇1、選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式根據(jù)工作要求采用 Y系列（IP44）封閉式籠型三相異步電動機，電壓 380V。2、選擇電動機容量按式（2-1）電動機所需工作功率為Pd pWkWη按式（2-3），工作機所需功率為Tnw80049.68PW4.16kWPw95504.16kW9550傳動裝置的總效率為4212345按表2-3確定各部分效率：V帶傳動效率10.96，滾動軸承傳動效率（一對）20.99，閉式齒輪傳動效率筒效率

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0.97，聯(lián)軸器效率40.99，傳動滾0.96，代入得0.960.9940.9720.990.960.8250.825所需電動機功率為PdPW4.165.04kW0.825Pd5.04kW因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Ped為5.5kW。3、確定電動機轉(zhuǎn)速因為滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為 49.68r/min.52012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果通常，V帶傳動的傳動比常用范圍為 i' 2~4，二級圓柱齒輪減速器為i'8~40，則總傳動比的范圍為i'16~160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd'i'nw(16~160)49.68794~7949r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min,1500r/min以及1000r/min三種方案比較。由表17-1查得的電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比例于表1中方電動機型號額定電機轉(zhuǎn)速n電動總傳案功率（r/min）機質(zhì)動比iPed/kw同步滿載量轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速m/kg1Y132S1-25.5300029006458.372Y132S-45.5150014406828.993Y132M2-65.510009608419.32表1在表1中，方案1中電動機重量輕，價格便宜，但中傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊，故不可取。方案 2與方案3相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸， 重量以及總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案 3較好；如考慮電動機重量，則應選用方案 2現(xiàn)選用方案 2，即選定電動機型號為 Y132S-4。（二）、傳動裝置總傳動比的確定和分配1、總傳動比

nd'749~7949Y132S-4ianm144028.99ia28.99nw49.682、分配傳動裝置各級傳動比由表2-1取V帶傳動的傳動比i03，則減速器的傳動比i為i1ia28.999.66i19.66i0362012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i11.4i1.49.663.677則低速級的傳動比i9.662.625i23.68i1（三）、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算1、0軸（電機軸）P0 Pd 5.04kWn0nm1440r/minT0P095505.04m955033.43Nn014402、1軸（高速軸）p1p001p015.040.964.84kWh01440h13480r/mini01T19550P195504.8496.30Nmn14803、2軸（中間軸）P2P112P1234.840.990.974.65kWn2n1480130.54r/mini123.677T29550P295504.65340.18Nmn2130.544、3軸（低速軸）P3P2234.650.990.974.47kWn3n2130.54i2349.73r/min2.625

i1 3.677i2 2.625P0 5.04kWn0 1440r/minT0 33.43NmP1 4.84kWh1 480r/minT1 96.30NmP2 4.65kWn2 130.54r/minT2 340.18Nm72012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程T39550P395504.47858.41Nmn349.735、4軸（滾筒軸）P4P334P344.470.990.994.38kW3n4n349.37i34149.73r/minT39550P395504.38841.12Nmn349.736、說明1-3軸的輸入功率或輸出轉(zhuǎn)矩，分別為個輸出軸的輸入功率或輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 0.99，將運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以總結(jié)，列出表 2表2各軸運動和動力參數(shù)軸功率轉(zhuǎn)矩T/轉(zhuǎn)速傳效率名P/kW（N·m）n(r/mi動n)比i輸輸輸入輸出入出電5.033.41440機43軸30.9614.84.796.3095.3480軸49373.670.9624.64.6340.1336.130.5軸50878434.44.4858.4849.49.732.620.96軸73183544.34.3841.1832.49.730.98軸842711

計算結(jié)果T3 858.41NmP4 4.38kWn4 49.73r/minT3 858.41Nm四、減速器傳動零件的設計計算(一)、高速級普通 V帶傳動的設計計算1、確定設計功率82012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果由表8-7查得kA=1.1，已知P=Pd=5.04kW則皮帶的設計功率為PCKAP1.15.045.54kWPC5.54kW2、選定帶型根據(jù)圖8-11確定為A型V帶3、小帶輪和大帶輪基準直徑取小帶輪基準直徑dd100mm，則大帶輪直徑dd100mm11dd23100300mm，取dd2315mmdd2315mm4、驗算帶速根據(jù)式（8-13），帶速v為dd1n07.536m/s60 1000帶速太高則離心力大，使帶與帶輪間的正壓力減小，傳動能力下降；帶速太低，在傳遞相同功率時，則要求有效拉力Fe過大，所需帶的根數(shù)較多，載荷分布不均勻，則一般帶速在5-25m/s范圍內(nèi)，符合要求。5、初定軸心距中心距過大，則結(jié)構(gòu)尺寸大，易引起帶的顫動；中心距過小，在單位時間內(nèi)帶的繞轉(zhuǎn)次數(shù)會增加，導致帶的疲勞壽命或傳動能力降低。中心距a直接關(guān)系到傳動尺寸和帶在單位時間內(nèi)的繞轉(zhuǎn)次數(shù)。根據(jù)式（8-20）中心距 a0為0.（7dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)290.5 a0 830取a0=550mm。6、初算帶基準長度根據(jù)式（8-22），帶的基準長度 Ld0為

7.536m/sa0=550mmLd02a0(dd1dd2)(dddd)2124a02=1772.561mm由表8-2選取標準長度Ld01800Ld0 180092012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果7、實際中心距由式（8-23），實際中心距a為LdLd055018001772.561a565mmaa0563.72mm22考慮到安裝，調(diào)整和補償張緊的需要，實際中心距允許有一定變動。取 a=565mm。8、驗算小帶輪包角由式（8-25），小帶輪包角 α為11180-dd2dd157.3a31510057.3158.2090565故小帶輪包角 α>90°符合要求。19、確定帶的根數(shù) zZPdP0KKLP0P=1.32KW,P=0.17KW,K=0.93,K=1.0100αL所以z3.95，取z=4根z=410、確定帶的初拉力F0初拉力Fo過小，傳動能力小，易出現(xiàn)打滑；初拉力Fo過大，則帶的壽命低，對軸及軸承的壓力大，一般認為，既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證帶壽命的單根V帶的初拉力由式（8-27），單根V帶的張緊力F0為：F05002.5KPCqv2F0241.214NKZv由表8-3查得q0.10kg/m，對于新安裝V帶，初拉力應為1.5（F0）min,故F0241.214N11、計算帶傳動的壓軸力FP由[1]式（8-25），帶作用在 V帶上的壓力 FP為：102012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果Fp2zF0sin24241.214sin158.2021894.898 1895N

FP 1895N（二）、V帶輪的設計1、選定帶輪的結(jié)構(gòu)形式由于大帶輪的基準直徑為315mm，所以選用輪輻式帶輪。因為d=30mm，查圖8-14得d1 11.8~27d 60mmh1p4.8439.47mm29032903nza4804h20.8h131.57mmb10.4h10.439.4715.79mmb20.8b10.815.7912.63mmB2f(n1)e29(41)1563L(1.5~2)d1.53045mm（三）、圓柱齒輪傳動1、高速軸（1）、選擇材料，精度等級，齒數(shù)①選擇材料由表10-9得，小齒輪用 40cr調(diào)質(zhì)，硬度為 280HBS；大齒輪用 45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 240HBS。②確定齒數(shù)通常z1=20-40,取z1=22,z3=22

d1 60mmh1 39.47mmh2 31.57mmb1 17.59mmb2 12.63mmB 63L 45mmz1=22z3=2112012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果122012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果、計算接觸疲勞許用應力失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由試（10-12）得[H]1kNH1lim10.95600MPa570MPas[H]2kNH1lim20.975550536.25MPas[[H]1[H]2570536.25553.125MPaH]22[H]553.125MPa②計算a、試算小齒輪分度圓直徑 d1t由計算公式得d1t321.69.6961044.672.433189.8211.593.67()d1t55.728mm553.12555.728mmb、計算圓周速度d1tn155.7284801.40m/s1.40m/s60100601000c、計算齒寬b及模數(shù)mntbdd1t155.72855.725mmb55.728mmmntd1tcos55.728cos142.46mmmnt2.46mmz122h2.25mnt2.252.415.54mmh5.54mmb/h55.72810.265.43d、計算縱向重合度0.318dz1tan0.318122tan141.7441.744e、計算載荷系數(shù) k已知使用系數(shù)kA1.25，根據(jù)1.40m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv1.05；由表10-4查得kH的值，kH1.42;由圖10-13查得kF1.35；132012屆機械設計課程設計由表10-3查得kHkF1.4，故載荷系數(shù)KkAkvkHkH1.251.051.41.422.61K2.61設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果142012屆機械設計課程設計、計算分度圓直徑按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d1d1t3k55.72832.6165.60mmd165.60mmkt1.6g、計算模數(shù)mnmnd1cos65.60cos143.07mn3.07z122⑶按齒根彎曲強度設計由式（10-17）2kT1Ycos2YFaYSamn3[F]dz12①確定計算參數(shù)a、計算載荷系數(shù)KkAkvkFkF1.251.051.41.35K 2.482.48b、確定螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度 1.744，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y 0.82、計算當量系數(shù)

1.744Y 0.82z122zv124.08z1cos324.08cos314z280z2cos387.57zv287.57cos314d、查取齒形系數(shù)YFa12.652.65，YFa2由表10-5查得YFa12.21e、查取應力校正系數(shù)YFa22.21由表10-5查得YSa11.58，YSa21.775YSa11.58f、彎曲疲勞強度極限YSa21.775152012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1500MPa，大齒輪的彎曲強度極限FE1500MPaFE2380MPaFE2380MPag、彎曲疲勞壽命系數(shù)由 圖 10-18 取 彎 曲 疲 勞 壽 命 系 數(shù)kFN10.85,kFN20.89kFN10.85h、計算彎曲疲勞許用應力kFN20.89取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得，[F]1kFN10.85500[F]1FE1303.57MPas303.57MPa1.4[F]2kFN2FE20.89380[F]S236.14MPa21.4236.14MPaYFaYSa的大小并加以比較i、計算大小齒輪的[F]YFa1YSa12.651.58[F]10.01379303.57YFa2YSa22.211.775[F]20.01661236.14大齒輪的數(shù)值大②設計計算大齒輪數(shù)值大m322.489.6961040.82cos2142.61mm12221.59對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.75mm，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 mn=2.75mmd1=65.60mm來計算應有的齒數(shù)。于是由d1coscos14z123.14z123mn2.75取z1=23,則z2iz13.672384z284162012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果⑷幾何尺寸計算①計算中心距(z1z2)mn(2384)2.75a152mma2151.63mm2coscos14將中心距圓整為152mm②按圓整后的中心距修正螺旋角arccos(z1z2)mnarccos(8423)2.7514330.942a215214330.94由于β值改變不大，故參數(shù)，k，zH等不必修正③計算大、小齒輪的分度圓直徑z1mn232.75d165.3mmcoscos14330.94z2mn842.75d165.3mmd1238.65mmcoscos14330.94d1238.65mm④計算齒輪寬度bdd1165.365.3mm圓整后取B265mm；B170mm。B265mm2、低速軸B170mm⑴、選擇材料，精度等級，齒數(shù)①選擇材料由表10-9得小齒輪用 40cr調(diào)質(zhì)，硬度為 280HBS；大齒輪用 45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 240HBS。②確定齒數(shù)選取z3=22,則大齒輪為 z4=50③選取螺旋角初選螺旋角β=14°④精度等級精度等級選取 7級精度⑵、按齒面接觸強度設計按式（10-21）計算，即172012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果d1t32KtT1u1(zHzE)2du[H]①確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a、初選載荷系數(shù)kt'1.6kt'1.6'z'H2.433b、由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zH2.433c、由圖10-26查得'0.790，'0.875，則12''''1.59121.59d、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T295.5105P295.51054.844T29.696104Nmmn14809.69610Nmme、由表10-6查得材料的彈性影響系z'E1z'E1189.8MPa2189.8MPa2f、由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1限Hlim2550MPaHlim2g、由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)

600MPa550MPa'60n1jLh60130.541(836510)N'12.287108N12.287108N'22.2871087.145108N'27.14583.210h、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN10.98,kNH20.99kHN10.98i、計算接觸疲勞許用應力kNH20.99失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由試（10-12）得[kNH1lim1H]1s[kNH1lim2H]2s

0.98 600MPa 588MPa0.99 550 544.5MPa182012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果[[H]1[H]2588544.5566.25MPaH]22[H]566.25MPa②計算a、試算小齒輪分度圓直徑 d1t由計算公式得d2t321.63.4021043.6252.433189.8211.665()2.625553.12539.16mmd2t39.16mmb、計算圓周速度'd2tn239.16130.540.27m/s60100601000c、計算齒寬b及模數(shù)mntb'dd2t139.1639.16mm'0.27m/sm'ntd2tcos39.16cos141.58mmz322h'2.25m'nt2.251.583.56mmb39.16mmb/h55.72810.26mnt1.58mm5.43d、計算縱向重合度h'3.56mm0.318dz1tan0.318122tan141.744e、計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù)kA1.25，根據(jù)1.40m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv1.02；由表10-4查得kH的值，kH1.42;由圖10-13查得kF1.35；1.744由表10-3查得kHkF1.4，故載荷系數(shù)KkAkvkHkH1.251.021.41.422.53K2.53、計算分度圓直徑按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a）得192012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果d1 45.62mmd2d2t3k'39.1632.5345.62mmk't1.6g、計算模數(shù) mnm'nd2cos45.62cos142.01z222

mn 2.01⑶按齒根彎曲強度設計由式（10-17）mn2kT1Ycos2YFaYSa3dz12[F]①確定計算參數(shù)a、計算載荷系數(shù)KkAkvkFkF1.251.021.41.35K 2.412.41b、確定螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度 1.903，從圖10-28查得螺旋角1.903影響系數(shù)Y 0.88c、計算當量系數(shù)Y0.88z322zv126.27z3cos326.27cos314z450zv271.15z4cos371.15cos314d、查取齒形系數(shù)YFa32.5922.592，YFa4由表10-5查得YFa32.239YFa42.239e、查取應力校正系數(shù)YSa31.596由表10-5查得YSa31.596，YSa41.751YSa41.751202012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果f、彎曲疲勞強度極限FE1500MPa由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1500MPa，大齒輪的彎曲強度極限FE2380MPaFE2380MPag、彎曲疲勞壽命系數(shù)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN30.89kFN30.89,kFN40.91kFN40.91h、計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得，[F]3kFN3FE30.89500[F]3317.86MPas317.86MPa1.4[F]4kFN4FE40.91380[F]4S247MPa1.4247MPai、計算大小齒輪的 YFaYSa的大小并加以比較[ F]YFa3YSa32.5921.596[F]30.01301317.86YFa4YSa42.2391.751[F]40.01587247大齒輪的數(shù)值大大齒輪數(shù)值大②設計計算m322.413.4021040.88cos2141.31mm12221.665對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲mn=2mm勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d2=45.62mm來計算應有的齒數(shù)。于是由d3cos45.62cos14z322.13z345mn2取z3=45,則z4iz32.62545118.25z4118212012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果⑷幾何尺寸計算①計算中心距a(z3z4)mn(45118)2a168mm2cos2167.99mmcos14將中心距圓整為168mm②按圓整后的中心距修正螺旋角'arccos(z3z4)mnarccos(45118)214049.1114049.112a2168由于β值改變不大，故參數(shù)，k，zH等不必修正③計算大、小齒輪的分度圓直徑d3z3mn45292.76mmd392.76mmcoscos14049.11d4z4mn1182243.24mmd1243.24mmcoscos14049.11④計算齒輪寬度B395mmbdd3192.7692.76mm圓整后取B395mm；B490mm。B490mm五、軸的設計計算及校核（一）、初步計算軸的最小直徑1、高速軸的設計（1）、選擇軸的材料號鋼調(diào)質(zhì)處理2）、軸徑的初步計算①確定A值45號鋼A=103~106因為為減速器的高速軸，所以45號鋼調(diào)質(zhì)A取較大值，A=120A=120222012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果②、初步計算直徑dA3p112034.8425.92mmn1480取d=30mmd=30mm2、中間軸設計（1）、選擇軸的材料45號鋼調(diào)質(zhì)處理45號鋼調(diào)質(zhì)2）、軸徑的初步計算①確定A值45號鋼A=103~106因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，A=105A=105②、初步計算直徑dA3p210534.6534.55mmn2130.54考慮鍵槽（兩個）對軸強度的削弱影響，應將直徑加 d=50mm大7%，取d=50mm3、低速軸設計（1）、選擇軸的材料45號鋼調(diào)質(zhì)處理 45號鋼調(diào)質(zhì)2）、軸徑的初步計算①確定A值45號鋼A=103~106因為為減速器低速軸，所以A取中間值，A=105A=105②、初步計算直徑dA3p310534.4747.03mmn349.73考慮鍵槽（一個）對軸強度的削弱影響，應將直徑加大3%，取d=60mmd=60mm（二）、低速軸其他數(shù)據(jù)確定1、求作用在齒輪上的力已知低速級的大齒輪的分度圓直徑d4243.24232012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果2T12849.83103N而Ft4243.24698.8Ft4698.8Nd4Frtann698.8tan202621NFr2621NFt4coscos140'49.11"FaFt4tan6988tan140'49.11"1742NFa1742N2、聯(lián)軸器（1）、選擇聯(lián)軸器類型運輸機的安裝精度一般不高，易用撓性聯(lián)軸器，輸出端轉(zhuǎn)速低，動載荷小，轉(zhuǎn)矩較大，選用結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、具有微量補償兩軸線偏移和緩沖吸振能力彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）、輸出軸端聯(lián)軸器的選擇計算計算轉(zhuǎn)矩TcT=849.83N mTc由[1]表13-1查取工況系數(shù)K=1.51274.745NmTc KAT 1.5 849.83 1274.745Nm（3）、選擇型號由表14-5選取LX3型型號公稱直尋用轉(zhuǎn)軸孔直軸孔長徑速r/min徑度LX31953870601423、軸各段數(shù)據(jù)確定為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求， I-II軸段右端需要制出一軸肩，故取 I-II 的直徑dII-III=67mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=70mm，半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故 I-II 的長度應比 L1略短些，現(xiàn)取lI-II=105mm。初步選擇滾動軸承，因軸承同時受到徑向和軸向力的作用，故選用單列角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=67mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列角接觸球軸承7214C型

LX3型dII-III=67mmlI-II=105mm7214C242012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程型號dB7214C12524對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為dDB7012524，故dIII-IV=dVII-VIII=70mm；lIII-IV=lVII-VIII=25mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得 7214C型軸承定位軸肩高度 h 0.07d，取h=4.9mm，因此dIV-V=79.8mm.取安裝齒輪處的軸段 dVI-VII=75mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lVI-VII=86mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5.5，則軸環(huán)處的直徑dV-VI=86mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取lII-III=12mm軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。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)軸器右端面間的距離l=30mm故取lII-III=50mm取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，中間軸上兩齒輪之間的距離c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8mm，已知滾動軸承寬度B=24mm，大齒輪Z2輪轂長l=60mm，則lVIII-VII=B+s+a+(90-86)=24+8+16+4=52mmlVI-VII=L+c+a+s-lV-VI=60+20+16+8-12=95mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度4、軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按dIV-V由表6-1查得平鍵截面bxh=20x12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7；h6同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為H718mmx11mmx90mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為 .滾k6動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.5、確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2x45°，各軸肩出的圓角半徑見圖1

計算結(jié)果dIII-IV=dVII-VIII=70mmlIII-IV=lVII-VIII=25mmdIV-V=79.8mmdVI-VII=75mmlVI-VII=86mmdV-VI=86mmlII-III=12mmlII-III=50mmlVIII-VII=52mmlVI-VII=95mmbxh=20x12mmL=70mm18mmx11mmx90mm2x45252012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程6、求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，圖 1做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支撐點位置時，應從手冊中查取 a值。對于7214C型，由手冊中查得 a=25.3mm。一次，作為簡支梁 的 軸 的 支 撐 跨 距 為L2L3148.769.7218.4mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C處的MH,Mr以及M的值列于下表3載荷水平面H垂直面V支反2230NFHV11806N力FNH1FNH24758NFNV2814N彎矩MH331632MV1268552.2NmmMV256735總彎426731矩M1Nmm336450M2扭矩T3 849830Nmm表3

計算結(jié)果a=25.3mmL2 L3218.4mm262012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果7、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（即危險截面 c）的強度。根據(jù)式（ 15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取 0.6，軸的計算應力為ca15.76MPa安全M2(T3)24267312(0.6849830)2caW0.175315.76MPa前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[1]60MPa。因ca[1]，故安全。（三）、中間軸的尺寸設計1、鍵的選擇bxhxl=16x10x45①鍵選平鍵連接bxhxl=16x10x45bxhxl=16x10x②鍵選平鍵連接bxhxl=16x10x70702、軸承選擇7210C選用角接觸球軸承，7210C272012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程（四）、高速軸的尺寸設計1、鍵的選擇①鍵選平鍵連接 bxhxl=12x8x50②鍵選平鍵連接 bxhxl=8x7x362、軸承選擇采用角接觸球軸承7208C型六、滾動軸承的選擇和計算及其壽命檢驗（一）、低速軸1、滾動軸承的選擇7214C型，軸采用正裝2.驗算滾動軸承壽命（1）、確定 Cr由表12-4查得7214C型軸承基本額定動載荷 Cr 70.2kN（2）、計算 Fa值并確定e值C0r基本額定靜載荷 C0r 60kN

計算結(jié)果bxhxl=12x8x50bxhxl=8x7x367208C型7214C型Cr 70.2kNC0r 60kN282012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果Fa1742NFa1742NFa17420.029Fa0.029C0r60000C0r由表12-4查得Fa0.0150.029C0re0.380.40e0.40用線性插值法確定e值e0.40，Y=1.40Y=1.40（3）、計算內(nèi)部軸向 FS已知：FNH12230N；FNH24758N；FHV11806N；FNV2814N則：Fr1FNH21FNH2222302475825254NFr15254NFr2FNH22FNV221806281421981NFr15254Fr21981NFS12Y24876.4N1.40FS14876.4NFr21981FS22Y2707.5N1.40FS2707.5N、計算軸承所受的軸向載荷因為Fa Fs2 (1742 707.5) FS1此時整個軸有向左移動的趨勢， 所以軸承 1被“壓緊”，而軸承2被“放松”Fa1FaFS2(1742707.5)N2449.5NFa12449.5NFFS2707.5NFa2707.5Na2（5）計算當量動載荷Pr軸承1：Fa12449.5eFr10.465254X10.44查表13-5得：X10.44，Y11.00Y11.00292012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程Pr1X1Fr1Y1Fa10.4452541.002449.54761.26N軸承2：Fa2707.50.35eFr21981查表12-12得：X21，Y21Pr2X2Fr2Y2Fa2119810707.51981NPr2Pr1，軸承1危險錯誤！未找到引用源。（6）驗算軸承壽命因為軸承1比軸承2危險,所以在此只校核軸承1,若其壽命滿足工作要求,則低速軸所選軸承合適.1）選擇溫度系數(shù)ft錯誤！未找到引用源。，載荷系數(shù)fp錯誤！未找到引用源。，壽命指數(shù)認為軸承的工作溫度t≤120°,所以ft1.0錯誤！未找到引用源。工作時有輕微沖擊，取fp1.0錯誤！未找到引用源。對于球軸承，32）預期壽命Lh單班制工作，使用期限為10年，Lh29200h3）計算軸承1壽命L'h16667(ftC)16667(160000)3nfpP49.7314761.26670698Lh所以所選軸承滿足壽命要求。

計算結(jié)果Pr14761.26NX2 1，Y2 1Pr21981N軸承1危險ft1.0fp1.03Lh29200hL'h Lh302012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果七、鍵聯(lián)接的選擇和計算及聯(lián)軸器的選擇和計算（一）中間軸——從動輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）L=45mm根據(jù)d=55mm及該軸段長度，取鍵長L=45mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是45號鋼，且輕微振動由表6-2查得許用應力取[p]120MPa411.7Nmkht1064mmT411.7NmlLb451629mm2T2411.7103k4mmpl29mmdkl55429129.05MPa[p]故采用雙鍵，按180布置，按1.5個鍵計算pp/1.586.03[p]采用雙鍵強度符合要求。（二）、中間軸——主動輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)d=55mm及該軸段長度，取鍵長L=80mmL=45mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是45號鋼，且輕微振動由表6-2查得許用應力取[p]120MPaT411.7NmT411.7Nmk4mmkht1064mml29mmlLb801664mm312012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程 計算結(jié)果2T2411.7103p55464dkl58.48MPa[p]強度符合要求。采用單鍵（三）、低速軸——主動輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（ A型）根據(jù)d=75mm及該軸段長度，取鍵長 L=70mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是45號鋼，且輕微振動由表6-2查得許用應力取[p]120MPaT912.3Nmkht1165mmlLb702050mm2T 2 912.3 103p75550dkl81.09MPa[p]強度符合要求。（四）、低速軸——聯(lián)軸器段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（ A型）根據(jù)d=60mm及該軸段長度，取鍵長 L=90mm2、校核強度鍵的材料為 45Cr、軸的材料是 45號鋼，且輕微振動由表6-2查得許用應力取[p]120MPaT 912.3Nmkht1165mmlLb901872mmp2T2912.3103dkl6057284.47MPa[p]強度符合要求。

L=70mmT 912.3Nmk 5mml 50mm采用單鍵L=70mmT 912.3Nmk 5mml 72mm采用單鍵322012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程（五）、高速軸——齒輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)d=43mm及該軸段長度，取鍵長L=56mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是45號鋼，且輕微振動由表6-2查得許用應力取[p]120MPaT156Nmkht844mmlLb561244mmp2T2156103dkl4324482MPa[p]強度符合要求。（六）、高速軸——帶輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)d=30mm及該軸段長度，取鍵長L=36mm2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是45號鋼，且輕微振動由表6-2查得許用應力取[p]120MPaT156Nmkht743mmlLb36828mmp2T2156103dkl4332886.37MPa[p]強度符合要求。

計算結(jié)果L=56mmT 156Nmk 4mml 44mm采用單鍵L=36mmT 156Nmk 3mml 28mm采用單鍵332012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程八、潤滑方式、潤滑劑及密封種類的選擇（一）齒輪的潤滑1、潤滑方式閉式齒輪傳動的潤滑方法取決于其圓周速度。 v＜12m/s，采用浸油潤滑2、浸油深度對雙級齒輪減速器，當采用浸油潤滑時較小齒輪的浸油深度不超過10mm,較大齒輪的浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3，即1/3×194.97=65.0mm3、油池深度大齒輪頂圓距油池底面距離h>30～50mm，避免齒輪旋轉(zhuǎn)激起沉積在箱底的污物，造成齒面磨損。4、油量二級傳動，傳遞每千瓦功率需油量為：L=2×（0.35~0.7）升=（0.7~1.4）升（二）軸承的潤滑方法及浸油密封1、潤滑方式高速級：dn 40 480 1.92查表12-3，采用脂潤滑中間級：dn 50130.54 0.65查表12-3，采用脂潤滑低速級：dn 60 49.73 0.30查表12-3，采用脂潤滑2、密封類型：采用擋油環(huán)（三）軸外伸處的密封設計1、類型：采用氈圈油封，適用于脂潤滑及轉(zhuǎn)速不高的稀油潤滑。2、型號：低速軸：氈圈 45JB/ZQ4606-86高速軸：氈圈 30JB/ZQ4606-86

計算結(jié)果浸油潤滑d=65mmL=（0.7~1.4）升脂潤滑脂潤滑脂潤滑擋油氈 圈45JB/ZQ4606-86氈 圈30JB/ZQ4606-86342012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程（四）箱體為保證密封，箱體剖分面處的聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接螺栓的間距亦不應過大，以保證足夠的壓緊力。為保證軸承座孔的精度，剖分面間不能加墊片，可以選擇在剖分面上制處回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內(nèi)。但這種方法比較麻煩，為提高密封性能，選擇在剖分面間涂密封膠。（五）通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹，壓力增大，對減速器的密封極為不利，因此在箱蓋頂部的窺視孔蓋上設置通氣器，使箱體內(nèi)的熱脹氣體自由排出，以保證箱體內(nèi)外壓力相等，提高箱體油縫隙處的密封性能。選擇材料為Q235的M181.5通氣器，這種通氣器結(jié)構(gòu)簡單適用于比較清潔的場合。（六）放油孔螺塞與油面指示器為將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置防油孔。平時放油孔用螺塞基封油墊圈密封。選用圓柱螺塞，配置密封墊圈，采用皮封油圈，材料為工業(yè)用革。螺塞直徑約為箱體壁厚的 2-3倍，選用18mm。設計放油螺塞在箱體底面的最低處，并將箱體的內(nèi)底面設計向成孔方向傾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。選擇螺塞 M18×1.5JB/ZQ4450-86。箱體設計中，考慮到齒輪需要一定量的潤滑油，為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持向內(nèi)正常的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。選用帶有螺紋的桿式油標。最低油面為傳動零件正常運轉(zhuǎn)時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。且游標位置不能太低，油標內(nèi)桿與箱體內(nèi)壁的交點應高于油面。油標插座的位置及角度既要避免箱體內(nèi)的潤滑油溢出，又要便于油標的插取及插座上沉頭座孔的加工。選擇桿式油標M12。九、箱體設計（一）結(jié)構(gòu)設計及其工藝性

計算結(jié)果M18×1.5M18 ×1.5JB/ZQ4450-86。桿式油標 M12352012屆機械設計課程設計設計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果采用鑄造的方法制造，應考慮到加工時應注意的問題，例如壁厚應均勻，過度平緩，外形簡單，考慮到金屬的流動性，避免縮孔、氣孔的出現(xiàn)，壁厚要求8，鑄造圓角要求r5mm，還要考慮到箱體沿起模方向應有1：20的起模斜度，以便方便起模。要保證箱體有足夠的剛度，同時要保證質(zhì)量不會過大，因為初始設計時此減速器各個零件都較大，綜合考慮壁厚取 10mm，并在軸承座附近加支撐肋，選用外肋結(jié)構(gòu)。另外，為提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應盡量靠近，但不得不與軸承端蓋聯(lián)接螺釘?shù)穆葆斂赘缮?，為此軸承座附近做出凸臺，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過軸承座外圓。凸臺高度取 40mm。箱蓋、箱座的聯(lián)接凸緣及箱座底凸緣應有足夠的剛度。設計箱體結(jié)構(gòu)形狀時還應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的調(diào)整次數(shù)，保證同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度。各軸承座外端面應位于同一平面，箱體兩側(cè)應對稱，便于加工檢驗。盡量減少加工面積，螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑，結(jié)構(gòu)設計滿足連接和裝配要求，螺紋連接處留出足夠的扳手空間等等。（二）附件結(jié)構(gòu)的設計要設計啟蓋螺釘，