一級圓柱齒輪減速器設(shè)計論文

大學(xué)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計一級圓柱齒輪減速器所在學(xué)院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指導(dǎo)老師年 月 日機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書目錄一、任務(wù)書 3二、減速器的結(jié)構(gòu)形式 3三、電動機選擇 4四、傳動比分配 5五、動力運動參數(shù)計算 5六、V帶設(shè)計傳動零件的設(shè)計 6七、齒輪的設(shè)計計算 107.1選擇齒輪材料及精度等級 107.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 11八、軸的設(shè)計計算 16十、箱體尺寸及附件的設(shè)計 31總 結(jié) 35參考文獻 36致 謝 372一、任務(wù)書如下圖1-1，這是一個帶式運輸機傳動方案圖，主要技術(shù)參數(shù)：原始數(shù)據(jù)（1）運輸帶工作拉力 F=1500/N;（2）運輸帶工作速度 v=1.4/(m.s-1))（3）卷筒直徑D=250/mm.工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限 10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差±5%。4.設(shè)計任務(wù)編寫設(shè)計計算說明書 1份，繪制減速器裝配圖 1張（A1圖紙），零件工作圖 4張。1-1二、減速器的結(jié)構(gòu)形式本減速器設(shè)計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構(gòu)3三、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：3從電動機到工作機的傳動總效率為：12345其中1、2、3、4、5分別為V帶傳動、單級圓柱齒輪減速器、滾動軸承、聯(lián)軸器和滾筒的效率，查取《機械基礎(chǔ)》P459的附錄3選取1=0.96、2=0.98（8級精度）、 3=0.99（球軸承）、4=0.99、5=0.96故1233450.960.980.9930.990.960.868(1)工作機的功率PWPwFV/100015001.4/10002.1KW所需電動機功率PdPdPw/總2.1/0.8682.42(KW)又因為電動機的額定功率PedPd查《機械基礎(chǔ)》P499的附錄50，選取電動機的額定功率大于為2.42kW，滿足電動機的額定功率PedPd。3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：nw601000vD6010001.4250107.01r/min按《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第三版）》P5推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia。由相關(guān)手冊V帶傳動比I’1，則總傳動比理時范圍為=3~6=2~4a。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n筒=（6~24）×107.01=642~2568r/minI=6~24符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。（4）確定電動機的型號4選上述不同轉(zhuǎn)速的電動機進行比較，查《機械基礎(chǔ)》 P499附錄50及相關(guān)資料得電動機數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表：額定電機轉(zhuǎn)速r/min電機參考方案電機型號功率同步滿載質(zhì)量價格總傳動比kW轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速kg（元）1Y100L2-43150014203876013.272Y132S-6310009606310228.973Y132M-83750710798006.63表二為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min的Y系列電動機，型號為Y100L2-4。查《機械基礎(chǔ)》P500附錄51，得到電動機的主要參數(shù)以及安裝的有關(guān)尺寸(mm)，見以下兩表：電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩號（kw）（r/min）（r/min）額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L2-43150014202.22.2四、傳動比分配工作機的轉(zhuǎn)速i總 n滿/n 1420/107.01 13.27(r/min)取i帶 3，則i齒 i總/i帶 13.27/3 4.42五、動力運動參數(shù)計算（1）轉(zhuǎn)速nn0 n滿 1420r/min5nI=n0/i帶=n滿/i帶=1420/3=473.3 r/minnII nI=i齒=473.3/4.42=107.01（r/min）nIII nII 107.01(r/min）功率PP0 Pd 2.42(kw)P1P0帶2.420.962.348(kw)P2P1齒輪軸承2.3480.980.992.278(kw)P3PII聯(lián)軸器軸承2.2780.990.992.233(kw)轉(zhuǎn)矩TT09550P0/n095502.42/1420=16.275（N.m)T1T0帶i帶16.2750.96346.873(Nm)T2T1齒輪軸承i齒46.8730.980.994.42201(N.m)T3T2聯(lián)軸器軸承i齒帶2010.990.991=197(N.m)把上述計算結(jié)果列于下表：參數(shù)輸入功率轉(zhuǎn)速(r/min)輸入轉(zhuǎn)矩（kW）傳動比傳動效率軸名（N.m）軸0（電動機軸）2.42142016.27530.96軸1（高速軸）2.348473.346.8734.420.9603軸2（低速軸）2.278107.0120110.9801軸3（滾筒軸）2.233197六、V帶設(shè)計傳動零件的設(shè)計（1）計算設(shè)計功率Pd6PdKAPed表4工作情況系數(shù)KA原動機工作機ⅰ類ⅱ類一天工作時間/h1010~16161010~1616液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)載荷7.5kW）；離心1.0機和鼓風(fēng)機（1.11.21.11.21.3平穩(wěn)式壓縮機；輕型運輸機帶式運輸機（運送砂石、谷物），載荷通風(fēng)機（7.5kW）；發(fā)電機；變動小旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩螺旋式運輸機；斗式上料機；往載荷復(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉變動較大機；鋸木機和木工機械；紡織機械載荷破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；變動很大橡膠輥壓機根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（

1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.41.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.61.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.816小時），查《機械基礎(chǔ)》P296表4，取KA＝1.1。即Pd KAPed 1.1 3kW 3.3kW（2）選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1按《機械基礎(chǔ)》P297圖13－11選取。7根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min，查圖得：dd=112～140可知應(yīng)選取A型V帶。（3）確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械基礎(chǔ)》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為112～140mm則取dd1=112mm>ddmin.=75mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3.V帶帶輪最小基準直徑ddmin槽型YZABCDEddmin205075125200355500dd23,所以dd2=1123=336mmi1dd1由《機械基礎(chǔ)》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得dd2=355mm①誤差驗算傳動比：dd2355i誤=3.23dd1(1)112(12%)（ 為彈性滑動率）i誤i1100%3.233.0＜符合要求誤差i100%4.75%5%i13.0②帶速v=dd1n11214201000608.33m/s6010008滿足5m/s<v<25~30m/s的要求，故驗算帶速合適。（4）確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式0.7dd1dd2a02dd1dd2可得0.7（112+355）a0（）2112+355即326.9a0934，選取a0=500mm所以有：Ldo2a0(dd1dd2)(dd2dd1)224a02500(112355)(355112)2mm245001763.08mm由《機械基礎(chǔ)》P293表13－2查得Ld＝1800mm實際中心距aa0LdLdo18001763.08518.46mm25002a1180o57.3odd2dd1oo355112153.14o＞120oa18057.3518.46符合要求。表4.包角修正系數(shù)K包角122021020019018015017016014013012011010090K1.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5.彎曲影響系數(shù)Kb帶型KbZ0.2925103A0.7725103B1.9875103C5.625103D19.95103E37.351039（5）確定帶的根數(shù) z查機械設(shè)計手冊，取 P1=0.35KW，△P1=0.03KW由《機械基礎(chǔ)》P299表13－8查得，取Ka=0.95由《機械基礎(chǔ)》P293表13－2查得，KL＝1.16Pd3.3則帶的根數(shù)z3(P1P1)KaKL(0.350.03)0.951.16所以z取整數(shù)為3根。（6）確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為 d=28mm；由《機械基礎(chǔ)》P293，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊л嗊xH型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇 E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵， HT200。（7）確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。（8）計算壓軸力由《機械基礎(chǔ)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力 F0＝119.15N，上面已得到a1=153.14o，z=3，則F2zFosina1=23119.15sin153.14oN=695.33N22七、齒輪的設(shè)計計算7.1選擇齒輪材料及精度等級根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 7 級精度，要求齒面粗糙度Ra 1.6~3.2 m。因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。 查《機械設(shè)計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為 190HBS。10取小齒輪齒數(shù)Z120，則大齒輪齒數(shù)Z2i21Z14.422088.4，使兩齒輪的齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)，取值Z289,選取螺旋角。初選螺旋角14則實際傳動比：Z2894.45i20Z1傳動比誤差：i21i4.424.450.68%2.5%，可用i210.006784.42齒數(shù)比：ui4.45由表610[1]取d0.9（因非對稱布置及軟齒面）。7.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得：3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]確定有關(guān)參數(shù)如下：1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選Kt=1.352）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433）由圖10-2610.7820.845則120.780.8451.625計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T19.55106P19.551062.3484.6873104Nmn1473.35)由表10-7選取齒寬系數(shù)d=0.916）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2（4）、許用接觸應(yīng)力 H11HlimZNTHSN由圖633C[1]查得Hlim1770MPa，Hlim2500MPa由式652[1]計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL160n1rth60473.3110283651.65109NL2NL16.853108i由圖634[1]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)ZNT10.89，ZNT20.93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 1.0。所以計算兩輪的許用接觸應(yīng)力：Hlim1ZNT17700.89685.3MPaH1MPaSH1.0Hlim2ZNT25000.93465MPaH2MPaSH1.0故得：3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]321.354.68743104.4512.243189.80.91.6254.45()46547.066mm則模數(shù)：d1tcos47.066cos14mt2.2833z120由表61[1]取初步選擇標準模數(shù)：m2.5（5）、校核齒根彎曲疲勞強度3.根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（10-17）32KT1Ycos2YFYSmn2[F]dZ112（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)KKAKVKFKF11.041.11.321.5102）根據(jù)縱向重合度1.903從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y0.883）計算當量齒數(shù)ZV1z120cos321.89cos314ZV2z289cos397.427cos3144）查齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1 2.72,YFa2 2.195)查應(yīng)力校正系數(shù)由表10-3查得，YSa1 1.57,YSa2 1.796)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限

EN1 500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 EN2 380MPa7）由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)KFN1 0.85,KFN2 0.908）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式（10-12）得[KFN1FE10.85500F]1303.57MPaS1.4[KFN2FE20.9380F]2244.286MPaS1.49）計算大小齒輪的 YFaYSa,并加以比較[ F]13YFa1YSa12.721.570.01406[F]1303.57YFa2YSa22.191.790.01604[F]2244.286大齒輪的數(shù)值較大（1）設(shè)計計算321.5104.68731040.88cos214mn0.92021.6250.016041.475對比計算結(jié)果，由齒根接觸疲勞強度計算法面模數(shù)mn大于齒面彎曲疲勞強度計算帶模數(shù)，去mn 2.5mm，以滿足彎曲強度。確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)：1）計算中心距(z1z2)mn(2089)2.5a140.42mm2cos2cos14修正后的中心距為 140mm.按圓整后的中心距修整螺旋角arccos(z1 z2)mn arccos(2089)2.513.292a 2 140因 改變不多，故參數(shù) a,K ZH等不必修正。）計算大小齒輪分度圓直徑d1z1mn202.5cos51.375mmcos13.29d2z2mn892.5228.62mmcoscos13.29①齒度：bdd10.951.376mm46.2384mm取b50mm，b155mm其他幾何尺寸的計算（ha*1，c*0.25）齒頂高haha*m由于正常齒輪ha*1，所以haha*m12.5mm2.5mm14齒根高hf(ha*c*)m由于正常齒c*0.25所以hf(ha*c*)m(10.25)2.5mm3.125mm全齒高hhahf(2ha*c*)m(210.25)2.5mm5.625mm齒頂圓直徑da1d12ha56.375mmda2d22ha212.85mm齒根圓直徑df1d12hf45.125mmdf2d2hf201.60mm名稱計算公式結(jié)果/mm模數(shù)m2.5壓力角n20分度圓直徑d151.375d2228.62齒頂圓直徑`da1d12ha*mnda156.375da2d22ha*mnda2233.62齒根圓直徑df1d12hf*mndf145.125df2d22hf*mndf2222.37中心距a(z1z2)mn1402cos齒寬b2bb250b1b2(5~10)mmb15515八、軸的設(shè)計計算（1）高速軸的設(shè)計①選擇軸的材料和熱處理采用45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查《機械基礎(chǔ)》P369表16－1，得其許用彎曲應(yīng)力160MPa，A 118 106。②初步計算軸的直徑由前計算可知：P1=2.348KW,n1=473.3r/minT9.55106p19.551062.34846873N.mm1n1473.3其中，A取112。d主P111232.348A319.10mmn1473.3考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大 5%，則d=19.10 105%=20.056mm(2)求作用在齒輪上的力d1z1mn202.5cos51.375mmcos13.29Ft2T1=2468731838Nd151.375FrFttann1838tan20458Ncoscos13.29FaFttan1838tan13.29312N（3）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用 45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查課本表10-1得強度極限B650MPa，再由表15-1得許用彎曲應(yīng)力160MPa因為裝小帶輪的電動機軸徑 d 30，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 d1 (0.8 1.2) 30所以查手冊取d1 28。L1=1.75d1-3=46。16大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊取 d2 33，L2=40。d3段裝配軸承且 d3 d2，所以查手冊 d3 35。選用30307軸承。L3=B+ 3+5=21+15+5-2=39。（7）取安裝齒輪的軸段的直徑 d4 40mm；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 45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 l4 43mm齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度h 0.07d，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑 d5=46mm。軸環(huán)寬度b 1.4h，取l5 6mm取d7 35,l7 23有一軸肩定位軸承 d6 43,l6 14高速軸的尺寸基本確定l146mm,l240mm,l339mm,l443mm,l56mm,l614mm,l723mmd128mm,d233mm,d335mm,d440mm,d546mm,d643mm,d735mm(10)軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。查課本表6-1得1段軸的鍵槽bh87mm，4段軸的鍵槽bh128mm，鍵的長度均為鍵1為36mm,鍵2為32mm（11）確定軸上圓角和倒角取軸端倒角為2 45，圓角半徑分別為 1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內(nèi)的彎矩，并作出彎矩圖17①作水平面內(nèi)的彎矩圖。支點反力為FHAFt21218FHB609N221-1截面處和2-2截面處的彎矩MM

1H2

50N.mm30450N.mm60926N.mm15834N.mm②作垂直平面內(nèi)的彎矩圖，支點反力FVAFrFa*d4583124222l2163.48N200FVBFrFVA458163.48294.52N1-1截面左側(cè)彎矩為MV1左FVAl163.48508174N.mm21-1截面右側(cè)彎矩為MV1右FVBl621.485031074N.mm22-2截面處的彎矩為MV2 FVB 32 621.48 26 16158.48N.mm③作合成彎矩圖18M M2H M2V1-1截面M1左M2V1左MM1右M2V1右M

2H1(8174)2(30450)231528N.mm2H1(31074)2(30450)243506N.mm2-2截面M2 M2V2 MH2 (16158)2 (15834)2 22623N.mm④作轉(zhuǎn)矩圖T=25580N.mm⑤求當量彎矩因減速器單向運轉(zhuǎn),修正系數(shù) 為0.6MM

e1e2

MM

21右(T)2(43506)2(0.625580)246134N.mm22(T)2(22623)2(0.625580)227338N.mm⑥確定危險截面及校核強度截面1-1、2-2所受的轉(zhuǎn)矩相同，但彎矩Me1 Me2，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于 d4 d3也應(yīng)該對截面 2-2校核1-1截面e1Me146134461347MPaW0.1d430.14032-2截面e2Me227338273386MPaW0.1d330.1353由表15-1得許用彎曲應(yīng)力160MPa，滿足e1條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。191、低速軸的設(shè)計(1)求低速軸上的轉(zhuǎn)矩 Tn2 107.01r/minp2 2.278kwT2 9.55106p29.551062.278201000N.mmn2 107.01(2)求作用在齒輪上的力d2z2mn892.5228.62mmcoscos13.29Ft2T2=2201000d21758.37N228.62Frtann1758.376tan20Ft437Ncoscos13.29FaFttan1758.37tan13.29298N（3）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用 45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查課本表 10-1得強度極限 B 650MPa，再由表 15-1得許用彎曲應(yīng)力 1 60MPa（4）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)表15-3查得A0126103得p212610332.278dminA0334.9228.54mmn2107.01考慮到軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器會有鍵槽存在，故將直徑加大3%-5%取為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選用聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca KaT2，查課本表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka 1.3，則Tca KaT2 1.3 87420 113646N.mm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用 HL2型彈性20柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=28mm故取軸的最小徑d1 30mm，半聯(lián)軸器長度 L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1 38mm（5）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)由于設(shè)計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器，為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸1段的左端需要制出一軸肩，故取軸2段直徑d228mm；右端用軸端擋圈定位，取軸端擋圈直徑D=30mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L138mm為了保證軸端擋圈壓在軸端上，取軸1段的長度l136mm(6)初步選定滾動軸承因為軸承同時受有徑向力和軸向力 ,故選用單列圓錐滾子軸承 .并根據(jù)軸 2段的直徑,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30306，其尺寸為d D T 30mm 72mm 20.75mm故軸 3段直徑d3=d7=30mm，l7 20.75mm，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm（7）取安裝齒輪的軸段的直徑 d4=34mm；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 40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 l4 36mm齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度h 0.07d，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑 d5=40mm。軸環(huán)寬度b 1.4h，取l5 6mm（8）取軸承端蓋的總寬度為 10mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離 l=15mm故取l2 25mm（9）取齒輪距離箱體之間的距離 a=15mm，滾動軸承距離箱體一段距離s=5mm ， 已 知 滾 動 軸 承 寬 度 T=20mm 則21l3 T s a 40 36 20 5 15 4 44mml6 a s 12 8mm低速軸的尺寸基本確定l136mm,l225mm,l344mm,l436mm,l56mm,l68mm,l721mmd124mm,d228mm,d330mm,d434mm,d540mm,d636mm,d730mm(10)軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽b h 8 7mm，4段軸的鍵槽b h 10 8mm，鍵的長度均為 28mm（11）確定軸上圓角和倒角取軸端倒角為2 45，圓角半徑分別為 1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內(nèi)的彎矩，并作出彎矩圖22①作水平面內(nèi)的彎矩圖。支點反力為FHAFt21164FHB582N221-1截面處和2-2截面處的彎矩MM

1H2

582 47N.mm 27354N.mm582 32N.mm 18624N.mm②作垂直平面內(nèi)的彎矩圖，支點反力FVAFrFa*d437298150.222l2219.58N94FVBFrFVA43719.58456.58N1-1截面左側(cè)彎矩為MV1左FVAl19.5847920N.mm21-1截面右側(cè)彎矩為23MV1右FVBl456.584721459N.mm22-2截面處的彎矩為MV2 FVB 32 456.58 32 14610N.mm③作合成彎矩圖M M2H M2V1-1截面M1左M2V1左MM1右M2V1右M

2H1(920)2(27354)227369N.mm2H1(21459)2(27354)234767N.mm2-2截面M2 M2V2 MH2 (14610)2 (18624)2 23670N.mm④作轉(zhuǎn)矩圖T=87420N.mm⑤求當量彎矩因減速器單向運轉(zhuǎn),修正系數(shù) 為0.6MM

e1e2

MM

21右(T)2(34767)2(0.687420)262928N.mm22(T)2(23670)2(0.687420)257545N.mm⑥確定危險截面及校核強度截面1-1、2-2所受的轉(zhuǎn)矩相同，但彎矩Me1Me2，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于d4d3也應(yīng)該對截面2-2校核1-1截面e1Me1629286292816MPaW0.1d430.13432-2截面e2Me2575455754521.3MPaW0.1d330.130324由表15-1得許用彎曲應(yīng)力 1 60MPa，滿足 e 1 條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。（三）、滾動軸承選擇2、高速軸軸承的校核①根據(jù)軸承型號 30307查設(shè)計手冊取軸承基本額定動載荷為： C=75200N；基本額定靜載荷為： Cor 82500N②求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：Fre106dFae45810631221Fr1V2216.47N88106194Fr2VFreFr1V458216.47241.53NFr1H106Fte1061218665.51N10688194Fr2HFteFr1H1218665.51552.49NFr1F2r1VF2r1H216.472665.512699.83NFr2F2r2VF2r2H241.532552.492602.98N25③求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力FdFr，Y由設(shè)計手冊查得為1.9，因2Y此可以估算：Fr1699.83Fd1368.33NY1.9Fr2602.98Fd2317.36NY1.9FaeFd2312317.36629.36Fd1則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松Fa1 Fae Fd2 312 317.36 629.36Fa2 Fd2 317.36N④求軸承當量動載荷 P1和P2查設(shè)計手冊知e=0.31Fa1629.36eFr10.89699.83Fa2317.36eFr20.53602.98查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承1軸承2

X1 0.4,Y1 1.9X1 0.4,Y1 1.9因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得fp1.01.2,取fp1.1則P1fpX1Fr1Y1Fa11.10.4699.831.9629.361623.3NP2fpX2Fr2Y2Fa21.10.4602.981.9317.361591.9N⑤驗算軸承壽命因為P1 P2,所以按軸承1的受力大小驗算10610610LhC752003'60nP160466.671623.312751727hLhL'h2030024144000h26選擇軸承滿足壽命要求.1、低速軸軸承的校核①根據(jù)軸承型號 30306查設(shè)計手冊取軸承基本額定動載荷為： C=59000N；基本額定靜載荷為： Cor 63000N②求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：Fre91dFae4379129875.1Fr1V29110219390.09NFr2VFreFr1V43790.09346.91NFr1H91Fte911164548.83N91102193Fr2HFteFr1H1164548.83615.17NFr1F2r1VF2r1H90.092548.832556.17NFr2F2r2VF2r2H346.912615.172706.24N③求兩軸承的計算軸向力 Fa1和Fa227對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力FdFr，Y由設(shè)計手冊查得為1.9，因2Y此可以估算：Fr1556.17Fd1292.72NY1.9Fr2706.24Fd2371.71NY1.9FaeFd2298371.71669.71Fd1則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松Fa1 Fae Fd2 298 371.71 669.71NFa2 Fd2 371.71N④求軸承當量動載荷 P1和P2查設(shè)計手冊知e=0.31Fa1669.71eFr11.20556.17Fa2371.71eFr20.53706.24查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承1軸承2

X1 0.4,Y1 1.9X1 0.4,Y1 1.9因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得fp1.01.2,取fp1.1則P1fpX1Fr1Y1Fa11.10.4556.171.9669.711644.41NP2fpX2Fr2Y2Fa21.10.4706.241.9371.711087.62N⑤驗算軸承壽命因為P1 P2,所以按軸承1的受力大小驗算106C65900010Lh19499178.34hL'h360nP1601301644.41L'h2030024144000h選擇軸承滿足壽命要求.285.1 鍵的選擇與校核5.1.1 鍵的選擇在本設(shè)計中，所選擇的鍵的類型均為 A型圓頭普通平鍵，其材料為 45鋼，在帶輪上鍵的尺寸如下表所示：軸鍵鍵槽公公寬度b深度稱稱公極限偏差半徑軸t轂t1直尺稱一般鍵聯(lián)結(jié)r徑寸尺軸公稱極限公稱極限最小最dbh寸轂Js9尺寸偏差尺寸偏差大bN92887804.0+0.23.3+0.20.250.40.018000-0.0365.1.2 鍵的校核5.1.2.1 鍵的剪切強度校核鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：圖5-6鍵剪切受力圖鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8mm,L=25mm鍵.的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30MPa，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55Nm，由鍵的剪切強度條件：2T[]（其中D為帶輪輪轂直徑）（5-1）blD25555103=10MPa30MPa（結(jié)構(gòu)合理）810325103295.1.2.2 鍵的擠壓強度校核鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示： （初取鍵的許用擠壓應(yīng)力[ bs]=100MPa）圖5-7 鍵擠壓受力圖由FSAbl（5-2）Fs81032510310106=2000N又有bsF[bs]（5-3）Absbs20008MPa[bs]結(jié)構(gòu)合理2510310103十一、聯(lián)軸器的選擇：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca KaT2，查課本表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka 1.3，則Tca KaT2 1.3 87420 113646N.mm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用 HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=24mm（6）潤滑與密封①齒輪的潤滑30采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于 10mm。②滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為 1m/s<2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。③潤滑油的選擇齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。④密封方法的選取箱內(nèi)密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設(shè)置氈圈加以密封。十、箱體尺寸及附件的設(shè)計采用HT250鑄造而成，其主要結(jié)構(gòu)和尺寸如下：中心距a=154.5mm，取整160mm總長度L：L3a530mm總寬度B：B2.7a2.7160432mm總高度H：H2.4a2.4160384mm箱座壁厚：0.025a10.02516015mm8mm，未滿足要求＝0.025a18，直接取8mm箱蓋壁厚 1：1 0.02a 1 0.02160 1 4.2mm 8mm，未滿足要求 1＝0.02a1 8，直接取8mm箱座凸緣厚度b：b＝1.5 =1.5*8=12mm箱蓋凸緣厚度b1：b1＝1.51=1.5*8=12mm箱座底凸緣厚度 b2：b2＝2.5 =2.5*8=20mm箱座肋厚m：m＝0.85 =0.85*8=6.8mm箱蓋肋厚m1：m1＝0.851=0.85*8=6.8mm扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm31軸承座端面外徑 D2：高速軸上的軸承： D2高＝D+5d3＝62+5 6＝92mm低速軸上的軸承： D2低＝D+5d3＝68+5 8＝108mm軸承旁螺栓間距 s：高速軸上的軸承： S高 D2=92mm低速軸上的軸承：S低 D2＝108mm軸承旁凸臺半徑 R1：R1 C2＝16mm箱體外壁至軸承座端面距離 l1：l1＝C1+C2+（5～10）＝18+16+8＝42mm地腳螺釘直徑df：df＝0.036a+12＝0.036 160+12＝17.76mm地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4軸承旁螺栓直徑d1：d1＝0.75df＝0.7517.76＝13.32mm凸緣聯(lián)接螺栓直徑d2：d2＝（0.5～0.6）df＝8.88～10.656(mm),取d2＝10mm凸緣聯(lián)接螺栓間距 L：L 150～200，取L＝100mm軸承蓋螺釘直徑d3與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6,n＝4低速軸上的軸承： d3=8，n＝4檢查孔蓋螺釘直徑 d4：d4＝0.3～0.4df＝5.328～7.104mm,取d4＝6mm檢查孔蓋螺釘數(shù)量 n：因為a=160mm<250mm,所以n=4啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：d5＝d2＝10mm（2個）定位銷直徑d6（數(shù)量）：d6＝0.8d2＝0.8 10＝8mm （2個）齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離1：11.2＝1.28＝9.6mm，取1＝10mm小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離2：21，取2＝10mm軸承端面至箱體內(nèi)壁距離3：當軸承脂潤滑時，3＝10～15，取3＝10大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離4：4>30～50，取4＝40mm箱體內(nèi)壁至箱底距離h0：h0＝20mm減速器中心高H：a240＝249＝，?。?。HR++h24020184.5mmH185mm箱蓋外壁圓弧直徑R：R＝Ra2+1+＝249108＝142.5mm2箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L：132L1＝ +C1+C2+（5～10）＝8+18+16+8＝50mm箱體內(nèi)壁軸向距離 L2：L2＝b1+22＝12+2 10＝32mm兩側(cè)軸承座孔外端面間距離 L3：L3＝L2+2L1＝32 2 50＝132mm2、附件的設(shè)計（1）檢查孔和蓋板查《機械基礎(chǔ)》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為：A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mmA1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mmd4為M6，數(shù)目n＝4R＝10h＝3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）通氣器選用結(jié)構(gòu)簡單的通氣螺塞，由《機械基礎(chǔ)》 P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）：dDD1SLlaD1M221.53225.422291547（3）油面指示器由《機械基礎(chǔ)》P482附錄31，取油標的尺寸為：視孔d 20mm D 34mm d1 22mm d332mm H 16mmA形密封圈規(guī)格25mm 3.55mm（4）放油螺塞螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設(shè)用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎(chǔ)》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）：33dD0LlaDSd1M242343116425.42226（5）定位銷定位銷直徑 d6＝0.8d2＝0.810＝8mm，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。L>b+b1＝12+12＝24，取L＝25mm。（6）起蓋螺釘起蓋螺釘10mm，兩個，長度 L>箱蓋凸緣厚度 b1=12mm，取L＝15mm，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用 35鋼制造，熱處理。（7）起吊裝置箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查《機械基礎(chǔ)》 P468附錄13，取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位： mm）：d（D）d1(max)D1（公稱）d2(max)h1(max)hd4M89.12021.171836r1r(min)l(公稱)a(max)b（max）D2（公稱min）h2(公稱min)41162.510132.5箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機械基礎(chǔ)》P444表20－7得，B=C1+C2=18+16=34mmH=0.8B=34*0.8=27.2mmh=0.5H=13.6mmr2=0.25B=6.8mmb=2 =2*8=16mm34總 結(jié)本次設(shè)計，使我進一步鞏固，加深和拓寬對機械原理，綜合運用液壓傳動，材料和其他專業(yè)課程知識的力學(xué)，分析和解決機械設(shè)計問題，知識。通過設(shè)計實踐，逐步樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉機械設(shè)計的一般規(guī)律，分析問題和解決問題的能力。通過設(shè)計計算，圖紙和技術(shù)標準，應(yīng)用說明書，設(shè)計說明書和其他有關(guān)材料，機械設(shè)計的基本技能和綜合訓(xùn)練。因此，它在我們的四年大學(xué)生活中占有重要而又獨特的的地位。35參考文獻［1］濮良貴，紀名剛，機械設(shè)計 [M],高等教育出版社，2005［2］孫桓，陳作模，機械原理 [M],高等教育出版社，2005［3］孫波，畢業(yè)設(shè)計寶典[M],西安電子科技大學(xué)出版社， 2008楊黎明.機械零件設(shè)計手冊.北京：國防工業(yè)出版社，1996王昆等.機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計.高等教育出版社，2006徐灝.機械設(shè)計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1995.12劉鴻文.材料力學(xué)Ι，第4版.北京：高等教育出版社，2006濮良貴等.機械設(shè)計，第八版.北京：高等教育出版社，2006。葉玉駒等.機械制圖手冊，第四版.北京：機械工業(yè)出版社，200836致 謝我要感謝我的指導(dǎo)教師 XX老師。老師雖身負教學(xué)、科研重任，仍抽出時間，不時召集我和同門以督責課業(yè)，從初稿到定稿，不厭其煩，一審再審，大到篇章布局的偏頗，小到語句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他傳授給我方方面面的知識，拓寬了我的知識面，培養(yǎng)了我的功底，對論文的完成不無裨益。我還要感謝學(xué)院所有教過我的老師，是你們讓我成熟成長；感謝學(xué)院的各位工作人員，他細致的工作使我和同學(xué)們的學(xué)習(xí)和生活井然有序?；贑8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現(xiàn)一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設(shè)計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內(nèi)核設(shè)計及其應(yīng)用研究基于單片機的遠程抄表系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統(tǒng)單片機系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設(shè)計和應(yīng)用基于單片機的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣