二級直圓柱齒輪減速器說明書

機械設(shè)計課程設(shè)計二級圓柱直齒輪減速箱第第頁機械設(shè)計課程設(shè)計說明書二級圓柱直齒輪減速器專業(yè)：機械工程班級：1303班設(shè)計者：赫思堯?qū)W號：13221067指導(dǎo)教師：王青溫徐雙滿Time\@"yyyy-M-d"2016-1-21

目錄TOC\o"1-2"\h\u一、設(shè)計任務(wù)書 41.1設(shè)計題目 41.2設(shè)計任務(wù) 41.3設(shè)計時間 41.4傳動方案 41.5設(shè)計參數(shù)（原始數(shù)據(jù)） 51.6其它條件 51.7任務(wù)分析 5二、傳動方案論證 6方案一：原方案 6方案二：高速級帶傳動傳動改為齒輪傳動 6方案三：低速齒輪傳動傳動改為鏈傳動 6三、電動機的選擇 73.1電動機的類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇 73.2電機選擇 7四、總傳動比的確定及各級傳動比分配 94.1理論總傳動比 94.2各級傳動比的分配及其說明 94.3齒輪傳動各級傳動比的分配說明 94.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 104.5各軸傳動和動力參數(shù)匯總表（理論值） 11五、各級傳動的設(shè)計計算 125.1V帶傳動 125.2高速級齒輪傳動設(shè)計計算 155.3低速級齒輪設(shè)計 19六、軸、鍵、軸承的設(shè)計計算及校核 236.1軸最小直徑的估算 236.2高速軸及軸上零件的設(shè)計和校核 246.3中速軸及軸上零件的設(shè)計和校核 296.4低速軸及軸上零件的設(shè)計和校核 33七、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 387.1機體的剛度 387.2機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱 387.3機體結(jié)構(gòu)的工藝性 387.4附件設(shè)計 387.5減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸 40八、潤滑密封設(shè)計 42九、經(jīng)濟性分析 439.1電機的選擇 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)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目混凝土攪拌機上用的傳動裝置，單項運轉(zhuǎn)兩班制工作。1.2設(shè)計任務(wù)1、減速器裝配圖（0號）····························1張2、中速軸工程圖（3號）····························1張3、高速級大齒輪工程圖（3號）···················1張4、減速器裝配圖草圖（3號）······················1張5、設(shè)計計算說明書····································1份1.3設(shè)計時間2015年11月至2016年1月1.4傳動方案1-外圈齒輪2-攪拌桶4-展開式兩級圓柱齒輪減速器3-聯(lián)軸器5-V帶6-電機7-輸出齒輪1.5設(shè)計參數(shù)（原始數(shù)據(jù)）(1)攪拌機所需功率10kw(2)傳給大齒圈的輸入軸轉(zhuǎn)速：60r/min（3）使用年限10年(4)大齒圈直徑1500mm,轉(zhuǎn)速14r/min1.6其它條件（1）雙班制工作、使用期限為10年（有效工作時間48000h）。（2）工作時有輕微震動，單向運轉(zhuǎn)。1.7任務(wù)分析（1）V帶傳動需要放在高速級（2）采用閉式軟齒面斜齒輪傳動（3）結(jié)構(gòu)要求均勻（4）電動機選擇：三相異步電動機傳動方案論證方案一：原方案將傳動能力較小的帶傳動及其它摩擦傳動裝置布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊及均勻。當(dāng)裝置負(fù)載時，V帶通過打滑很好的保護系統(tǒng)不受損害。帶傳動布置在高速級更有利于體現(xiàn)其傳動平穩(wěn)、緩沖吸震、減小噪音的特點方案二：高速級帶傳動傳動改為齒輪傳動齒輪傳動較帶傳動效率高，傳動比更能準(zhǔn)確的保證，但更換齒輪較更換V帶價格貴，會增加成本，且?guī)X輪工作噪聲大，在工作中會因為扭轉(zhuǎn)變動引起的載荷不均勻現(xiàn)象。方案三：低速齒輪傳動傳動改為鏈傳動齒輪傳動平穩(wěn)，占用空間小，但有殘渣夾入齒輪時會影響壽命。鏈傳動安裝空間大，且由于攪拌桶的直徑較大，所用鏈條的重量和長度會給工作造成不便，且工作效率也會收到極大的影響。綜和考慮后，高速級用帶傳動，低速級用齒輪傳動，即原方案。三、電動機的選擇3.1電動機的類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價格高且維護不便等原因，一般在實際生產(chǎn)中較普遍采用三相交流電源的電動機?？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機。它效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能較好。也適用于某些要求較高起動轉(zhuǎn)矩的機械。3.2電機選擇3.2.1由電動機至工作機的總效率aη0、η1、η2、η3、η4分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、攪拌桶的效率取η0=0.96，η1=0.98，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.96ηa=0.96*0.98^4*0.97^3*0.99*0.96=0.7683.2.2電動機所需的輸出功率Pd=10/0.768=13.02Kw電動機額定功率Ped，查表取Ped=15KW

Pd=13.02KW3.2.3電動機額定轉(zhuǎn)速n1n4=60r/minn5=14r/min所以ⅰ3=n4/n5=60/14=4.286由《機械設(shè)計課程指導(dǎo)書》（以下未經(jīng)說明都是這本書）P7查的ⅰ1*ⅰ2=8—40，ⅰ0=2—4（ⅰ0位為帶傳動傳動比，ⅰ1為減速箱高速級傳動比，ⅰ2為減速箱低速級傳動比，ⅰ3為減速器輸出軸與工作軸的傳動比）n1=ⅰ0*ⅰ1*ⅰ2*n4=960—9600r/min3.2.4選擇電機及相關(guān)參數(shù)符合這一范圍的異步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min、3000r/min當(dāng)選擇轉(zhuǎn)速高的電動機時，極對少的電動機更便宜，而且?guī)鲃咏Y(jié)構(gòu)更緊湊，但使傳動裝置的總傳動比、結(jié)構(gòu)尺寸和重量增加。1500轉(zhuǎn)的電機較1000轉(zhuǎn)的電機價格便宜，較3000轉(zhuǎn)的工作噪聲小，且由于單向工作，3000轉(zhuǎn)電機不適合。根據(jù)以上所述綜合考慮，選取nd=1500r/min下面是所選電機的一些參數(shù)：總效率ηa=0.768Pd=13.02kw選電機：Ped=15kwn1=1500r/min四、總傳動比的確定及各級傳動比分配4.1理論總傳動比ⅰa=nm/n5=1460/14=104.286ⅰ0*ⅰ1*ⅰ2*ⅰ3式中：nm電動機的滿載轉(zhuǎn)速，單位r/min。4.2各級傳動比的分配及其說明4.2.1.V帶理論傳動比2--4,初選ⅰ0=2.54.2.2.兩級齒輪理論傳動比ⅰ1*ⅰ2=ⅰa/(ⅰ0*ⅰ3)=104.286/(2.5*4.286)=9.7334.3齒輪傳動各級傳動比的分配說明（1）各級傳動比應(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)使各級傳動的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。（3）應(yīng)使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。（4）使各級大齒輪直徑相近，以使大齒輪有接近的浸油深度，有利于潤滑，同時還能使減速器具有較小的輪廓尺寸。（5）不能使高速級傳動比過大，否則會使傳動零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。（6）為了有利于浸油潤滑，應(yīng)使兩級大齒輪直徑相近，這樣做也有利于使傳動裝置外廓尺寸更加緊湊。應(yīng)使i1>i2。由表P17-圖-12得ⅰ1=3.61ⅰ2=2.696式中：

ⅰ1高速級齒輪理論傳動比；ⅰ2

低速級齒輪理論傳動比。4.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.4.1各軸轉(zhuǎn)速n1=1460r/minn5=14r/minn2=n1/ⅰ0=1460/2.5=584r/minn3=n2/ⅰ1=584/3.61=161.77r/minn4=n3/ⅰ2=161.773/2.696=60r/min4.4.2各軸輸入功率P1=13.02kwP2=P1*η0=13.02*0.96=12.5KWP3=P2*η1*η2=11.88KWP4=P3*η1*η2=11.29KWP5=P4*η1*η2*η3=10.63KWP6=P5*η1=10.42KW4.4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550*Pd/nm=9550*13.02/1460=85.167N’mT2=T1*η0*i0=204.40N’mT3=T2*i1*η1*η2=701.42N’mT4=T3*i2*η1*η2=1797.62N’mT5=T4*i3*η1*η2*η2=7250.67N’m4.5各軸傳動和動力參數(shù)匯總表（理論值）各軸的輸入功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速軸號P（KW）T(N.m)n(r/min)傳動比i效率η電機軸13.0285.161460i0=2.5η0Ι12.50204.40584i1=3.61η1η2Ⅱ11.88701.42161.77i2=2.696η1η2Ⅲ11.291797.6160i3=1.286η1η2η3桶軸10.637250.6714工作10.4214η1η4ⅰa=104.286ⅰ0=2.5ⅰ1=3.61ⅰ2=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=7250.67各級傳動的設(shè)計計算5.1V帶傳動5.1.1主要傳動參數(shù)已知：工作條件為雙班工作制，載荷平穩(wěn)，工作機為帶式輸送，主要參數(shù)如下：電動機功率Pd=13.02kw

轉(zhuǎn)速

n1=1460r/min

，ⅰ0=2.55.1.2設(shè)計計算確定計算機功率查課本P156表8-8得工作情況系數(shù)5Pca=KA*Pd=1.5*13.02=19.53kw2.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）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由[1]式（8-15a）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2180*2.5=450mm(3)驗算帶速所以選取合適4.由[1]表8-20確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距初選中心距a0=600mm由P145表8-2選帶的基準(zhǔn)長度驗算主動輪上的包角所以主動輪上包角符合要求。6.計算V帶的根數(shù)Z得所以Z=57、計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min查[1]表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m所以單根V帶的初拉力：(Fo)min=500×Pca×(2.5-Kα)/(Z×V×Kα)+qV2=500×19.52×(2.5-0.927)/(0.927×5×13.76)+0.17×13.762=273.01N應(yīng)使帶的實際初拉力Fo>(Fo)min8、計算壓軸力Fp(Fp)min=2×Z×(Fo)min×sin(α1/2)=2×5×273.01×sin(153.33°/2)≈2656.5N5.1.3V帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型計算功率Pca（kw）基準(zhǔn)直徑(mm)基準(zhǔn)度Ld(mm)中心距a(mm)小輪包角α1根數(shù)dd1dd2B5.21804502180547.645153.33o5單根帶初拉力F0=273N5.1.4實際計算結(jié)果由以上各步設(shè)計計算得帶傳動的：實際傳動比：iv=dd2/dd1=450/180=2.5I軸實際轉(zhuǎn)速：nI=nm/iv=1460/2.5=584r/minI軸實際轉(zhuǎn)矩：TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×13.02/584=204.40N?m5.2高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.2.1原始數(shù)據(jù)1、輸入轉(zhuǎn)矩TI=204396N?mm小齒輪轉(zhuǎn)速nI=584r/min理論齒數(shù)比μ=i′1=3.612、選定齒輪類型、精度等級及齒數(shù)(1)、根據(jù)設(shè)計方案，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，周圍環(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由教課書上P207--209頁圖10-20和10-21σHlim1=600Mpa，σFE1=500MpaσHlim2=550Mpa，σFE2=380Mpa(3)、精度等級為7級(4)、初選z1=24得：z2=z1μ=24×3.61=86.64圓整?。簔2=875.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1t≥{2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH])2/(φd·μ)}1/31、確定公式中各計算數(shù)值初選載荷系數(shù)Kt=1.3由課本表10-7，取得：高速級定：φd=1由[1]表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2由圖P203-圖20，得：ZH=2.5(αn=20o,βt=0o)由圖10-26得：εα1=0.8，εα2=0.918得：εα1+εα2=1.64所以Zε=（4-εa)^0.5=0.872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/μ=2.046×109/3.61=0.567×109由[1]表10-23,查得kHN1=0.96，kHN2=1.05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[σH]1=（kHN1σHlim1）/S=（0.96×600）/1=576Mpa[σH]2=（kHN2σHlim2）/SH=(1.05×550)/1=577.5Mpa因為[σH]1>[σH]2所以取：[σH]=[σH]1=576Mpa2、計算(1)d1t≥{2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH])2/(φd·μ)}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=πd1t×nI/（60×1000）=2.155m/s(3)齒寬：b=φd·d1t=1×70.486=70.486mm(4)計算載荷系數(shù)k由[1]表10-2查得：kA=1.75b.根據(jù)V=2.155m/s及齒輪精度為7級由[1]表10-8,查得：動載系數(shù)kv=1.10c.kAFt/b=2*T*KA/(b*φd)>100N/mm由[1]表10-3,查得：齒間載荷分配系數(shù)：kHα=kFα=1.0d.由[1]表10-4，齒向載荷分布系數(shù)kHβ=1.424得到動載系數(shù)：k=kA·kv·kHα·kHβ=1.75×1.10×1.0×1.424=2.741(6)按實際的載荷系數(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)計算模數(shù)mmt=d1/z1=90.384/24=3.766mm計算齒厚b=80.1175.2.3按齒根彎曲疲勞強度計算mt≥{2k·T1·Yε2(YFa·Ysa/[σF])/(φd·Z12)}1/3確定公式中各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)根據(jù)kFt=1.3,Yε=0.25+0.75/1.719=0.686由[1]P200-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σFE1=500Mpa，σFE2=380Mpa最終得到：[σF]1=(kFN1σFE1)/SF=303.57Mpa[σF]2=(kFN2σFE2)/SF=236.143Mpa（3）計算大小齒輪的YFa1YFa1/[σF]，并加以比較因為YFa1YSa1/[σF]1=0.01658YFa2YSa2/[σF]2=0.01658取二者中的大值，得到Y(jié)FaYFa/[σF]=0.01658計算模數(shù)mt≥{2k·T1·Yε2(YFa·Ysa/[σF])/(φd·Z12)}1/3={2×1.3×204396X0.686X0.01658/242)}1/3=2.189mm計算載荷系數(shù)d1=mt*Z1=52.544mmv=1.607m/sb=φd·d1=52.544mmh=4.492525mmb/h=10.668查得：kFβ=1.35KA=1.75Kv=1.05KA*2*T/(b*d1)=259.12m/s>100m/s所以，kFα=1.0得到：kF=kA·kv·kFα·kFα=1.75×1.05×1.0×1.35=2.41（6）重新計算模數(shù)mF=mt*(KF/KFt)1/3=2.715因為mF=2.715<mH=3.766所以m=45.2.4整理參數(shù)d1=96mmd2=348mmZ1=24Z2=87b2=80mmb1=85mmm=4中心距a=222mm5.3低速級齒輪設(shè)計5.3.1原始數(shù)據(jù)1、輸入轉(zhuǎn)矩T=701488N?mm小齒輪轉(zhuǎn)速nI=161.773r/min理論齒數(shù)比μ=i′1=2.6962、選定齒輪類型、精度等級及齒數(shù)(1)、根據(jù)設(shè)計方案，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，周圍環(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由教課書上P207--209頁圖10-20和10-21σHlim1=600Mpa，σFE1=500MpaσHlim2=550Mpa，σFE2=380Mpa(3)、精度等級為7級(4)、初選z1=30得：z2=z1μ=30×2.696=80.9圓整?。簔2=815.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1t≥{2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH])2/(φd·μ)}1/31、確定公式中各計算數(shù)值初選載荷系數(shù)Kt=1.3由課本表10-7，取得：高速級定：φd=1由[1]表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2由圖P203-圖20，得：ZH=2.5(αn=20o,βt=0o)由圖10-26得：εα1=0.827，εα2=0.914得：εα1+εα2=1.741所以Zε=（4-εa)^0.5=0.868應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N1=60n1×Lh×j=60×161.773╳(8×2×300×10)×1=5.67×108得：N2=N1/μ=5.67×108/2.696=2.103×108由[1]表10-23,查得kHN1=1.045，kHN2=1.1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[σH]1=（kHN1σHlim1）/S=（1.045×600）/1=627Mpa[σH]2=（kHN2σHlim2）/SH=(1.1×550)/1=605Mpa因為[σH]1>[σH]2所以?。篬σH]=[σH]2=605Mpa2、計算(1)d1t≥{2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH])2/(φd·μ)}1/3={2×1.3×701488×(2.696+1)×(2.5×189.8X0.868)2/(1×5402×2.696)}1/3=105.035mm(2)齒輪的圓周速度：V=πd1t×nI/（60×1000）=0.89m/s(3)齒寬：b=φd·d1t=1×105.035=105.035mm(4)計算載荷系數(shù)k由[1]表10-2查得：kA=1.75b.根據(jù)V=0.89m/s及齒輪精度為7級由[1]表10-8,查得：動載系數(shù)kv=1.04c.kAFt/b=2*T*KA/(b*φd)>100N/mm由[1]表10-3,查得：齒間載荷分配系數(shù)：kHα=kFα=1.0d.由[1]表10-4，齒向載荷分布系數(shù)kHβ=1.432得到動載系數(shù)：k=kA·kv·kHα·kHβ=1.75×1.04×1.0×1.432=2.607(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t×(k/kt)1/3=105.035×(2.607/1.3)1/3=132.450mm(7)計算模數(shù)mmt=d1/z1=132.450/30=4.4mm計算齒厚b=80.1175.2.3按齒根彎曲疲勞強度計算mt≥{2k·T1·Yε2(YFa·Ysa/[σF])/(φd·Z12)}1/31確定公式中各計算數(shù)值(1)計算載荷系數(shù)根據(jù)kFt=1.3,Yε=0.25+0.75/1.741=0.681(2)由[1]P200-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=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σFE1=500Mpa，σFE2=380Mpa最終得到：[σF]1=(kFN1σFE1)/SF=314.29Mpa[σF]2=(kFN2σFE2)/SF=241.57Mpa（3）計算大小齒輪的YFa1YFa1/[σF]，并加以比較因為YFa1YSa1/[σF]1=0.013174YFa2YSa2/[σF]2=0.016349取二者中的大值，得到Y(jié)FaYFa/[σF]=0.016349計算模數(shù)mt≥{2k·T1·Yε2(YFa·Ysa/[σF])/(φd·Z12)}1/3={2×1.3×701488x0.681x0.016349/302)}1/3=2.826mm計算載荷系數(shù)d1=mt*Z1=84.772mmv=0.718m/sb=φd·d1=84.772mmh=6.3585mmb/h=13.33查得：kFβ=1.384KA=1.75Kv=1.025KA*2*T/(b*d1)=259.12m/s>100m/s所以，kFα=1.0得到：kF=kA·kv·kFα·kFα=1.75×1.025×1.0×1.384=2.483（6）重新計算模數(shù)mF=mt*(KF/KFt)1/3=3.506因為mF=3.506<mH=4.4所以m=4.55.2.4整理參數(shù)d1=135mmd2=364.5mmZ1=30Z2=81m=4.5b2=128mmb1=130mm中心距a=(d+d)/2=249.75mm軸、鍵、軸承的設(shè)計計算及校核6.1軸最小直徑的估算齒輪1軸的示意簡圖：齒輪1Ⅰ軸齒輪3齒輪2齒輪3齒輪2Ⅱ軸Ⅲ軸齒輪4齒輪4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，無法由強度確定軸徑，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30MPa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。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=46.448mmD3min=Ao(PIII/nIII)1/3=106.08×(11.2948/60)1/3=60.796mm（3）因為dmin小于100mm，且軸上開有鍵槽所以，需將最小直徑加大補償鍵槽對軸的強度的削弱。得到：d1min=37.2796mmd1min=53.4152mmd1min=69.9154mm圓整后，低速軸承受扭矩較大，應(yīng)放大直徑，有d1=40mmd2=60mmd4=75mm6.2高速軸及軸上零件的設(shè)計和校核6.2.1高速軸設(shè)計尺寸44325632561根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號：軸承代號dDBda極限轉(zhuǎn)速641050130316211892.255.26700高速軸設(shè)計設(shè)計尺寸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100mm,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，進而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長度范圍L=100+12+40+133+85+31+10=410mm實際軸長應(yīng)大于此尺寸。（2）軸的各段安裝示意圖如下:整理表格得：123456d404550625054具體安裝尺寸應(yīng)該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒有交叉（軸和齒輪不想交），經(jīng)計算進一步確定確定，123456d404550625054L1016231151.58341.56.2.2校核軸和軸承、鍵的強度以及使用壽命軸的強度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析帶入數(shù)值得σca=13.4Mpa<[σ-1]=60Mpa軸校檢合格。鍵強度校核軸第一段鍵，軸直徑40mm,選鍵bxh=14x9,L=90mm,l=L-b=76mm=26.5Mpa<校檢合格軸第五段，軸直徑50mm選鍵bxh=16x10,L=80mm,l=L-b=64mm=23.6Mpa<校檢合格3、軸承強度校核Fa=0Fs1=Fs2=0FR1=S1FR2=S2代入數(shù)據(jù)有，P1=1131N<P2=33912N所以所以Lh=5.74x104h<300*16*10=4.8*1046.3中速軸及軸上零件的設(shè)計和校核6.3.1中速軸設(shè)計尺寸234234115根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號：軸承代號dDBda極限轉(zhuǎn)速631260130317211881.851.88000中速軸設(shè)計設(shè)計尺寸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，選取長度為40mm，,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，進而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長度范圍L=10+31+133+85+31=290mm實際軸長應(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，且齒輪與軸沒有交叉（軸和齒輪不想交），結(jié)合軸I的尺寸，經(jīng)計算進一步確定確定12345d6064726450L417810131426.3.2校核軸和軸承、鍵的強度以及使用壽命1、軸的強度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析Fa3=0進行受力分析得c)M1d)e)M2f)T軸校檢合格。2、鍵強度校核軸第4段鍵，軸直徑64mm,選鍵bxh=18x11,L=70mm,l=L-b=52mm<校檢合格鍵第2段，軸直徑64mm選鍵bxh=18x11,L=125mm,l=L-b=107mm=37.4Mpa<校檢合格軸承強度校核Fa=0,Fs1=Fs2=0FR1=S1,FR2=S2P1=1495N<P2=3371N帶入公式得Lh=6.09x105h<300*16*10=4.8*104h所以校檢合格6.4低速軸及軸上零件的設(shè)計和校核6.4.1低速軸設(shè)計尺寸4324326756751根據(jù)軸徑選擇深溝球軸承的型號：軸承代號dDBda極限轉(zhuǎn)速631785150289514083.263.86000（1）低速軸設(shè)計設(shè)計尺寸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，進而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長度范圍L=10+28+133+80+28+12=291mm該尺寸并未包含和聯(lián)軸器相連的長度，故實際軸長應(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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KATIII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=KATIII=1.7×1798=3060N?m按照計算轉(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彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150N?m。聯(lián)軸器的孔徑d1=75mm。故取dI-II=75mm。聯(lián)軸器軸孔長度L=140mm.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段左端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑dII-III=83mm。聯(lián)軸器的軸孔長度L=140mm，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些?，F(xiàn)取lI-II=130mm。選擇深溝球軸承，代號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=95mm，于是，取dIV-V=95mm。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=126mm。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b≥1.4h，取lV-VI=40mm。其余尺寸軸2進一步確定至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（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，且齒輪與軸沒有交叉（軸和齒輪不想交），結(jié)合軸I的尺寸，經(jīng)計算進一步確定確定1234567d809010095858375L46.512666.54028701356.4.2校核軸和軸承、鍵的強度以及使用壽命1、軸的強度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析進行受力分析得a)b)c)M2d)e)M1f)2、鍵強度校核軸第7段鍵，軸直徑90mm,選鍵bxh=20x12,L=136mm,l=L-b=116mm=73.8MPa<校檢合格軸第2段，軸直徑90mm選鍵bxh=25x14,L=110mm,l=L-b=85mm=67.2Mpa<校檢合格3、軸承強度校核Fa=0,Fs1=Fs2=0FR1=S1,FR2=S2P1=2809N<P2=7716N所以P=P2帶入公式得Lh=6.01x105h<300*16*10=4.8*104h所以校檢合格七、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計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機體的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度，剛度滿足7.2機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，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=6.37.3機體結(jié)構(gòu)的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=10。機體外型簡單，拔模方便.7.4附件設(shè)計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，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，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機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，以防油進入油尺座孔而溢出.M=20mm,L=60mmD通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.通氣器設(shè)置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內(nèi)部制成一定曲路，并設(shè)置金屬網(wǎng)?？紤]到環(huán)境因素選用了防塵性能好的二次過濾通氣器。通氣器選M20×5E啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.M=10F位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓柱定位銷，以提高定位精度.d=10mmG吊鉤在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.7.5減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M18機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5~0.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.3~0.4）5定位銷直徑=（0.7~0.8）8，，至外機壁距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表434，至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指導(dǎo)書表428外機壁至軸承座端面距離=++（8~12）74大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離>15機蓋，機座肋厚8.58軸承端蓋外徑+（5~5.5）180（1軸）180（2軸）200（3軸）軸承端蓋凸緣厚度t(1～1.2)12潤滑密封設(shè)計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+H=30=34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)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)，其表面粗度應(yīng)為Ra3.2密封的表面要經(jīng)過刮研Ra=6.3。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，國家規(guī)定150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。內(nèi)密封：由于軸承用潤滑油潤滑，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內(nèi)齒輪嚙合時擠出的油沖刷、稀釋而流失，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，應(yīng)在軸承蓋的軸孔內(nèi)設(shè)置密封件。由于軸承采用脂潤滑、軸表面圓周速度較小且工作環(huán)境是鑄工車間，綜合以上因素，采用氈圈密封。其特點是結(jié)構(gòu)簡單，價廉，但磨損較快，壽命短。經(jīng)濟性分析9.1電機的選擇在設(shè)計過程中首先選用了1500轉(zhuǎn)的電機，相對于1000轉(zhuǎn)的電機，在滿足功率要求的前提下，節(jié)省成本。9.2軸最小直徑的選擇在滿足剛度和強度的前提下，選擇了較小的軸直徑，節(jié)省材料的同時，也減少了加工費用。9.3軸承的選擇在設(shè)計時采用直齒輪，軸向力小，選擇深溝球軸承，可承受較大徑向力，同時深溝球軸承價格最便宜，在滿要求的前提下，節(jié)省了成本。材質(zhì)為錫青銅，性能好，價格適中，性價比較高。9.4其他零件的選擇零部件的材料多采用45鋼，韌性塑性好，便與加工，價格便宜。心得感受在這次的設(shè)計中感受很多，有很多東西一開始沒有注意到，考慮的不夠全面，導(dǎo)致后面修改的太多，做設(shè)計其實就是這么一個不斷反反復(fù)復(fù)修改的過程，過程很折磨人，但當(dāng)看到自己設(shè)計的成果時喜悅也是無法言表的。好久沒有這么起早貪黑的干活了