1、合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 設(shè)計(jì)題目 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 林子中 學(xué) 號 2013210XXX 專業(yè)班級 機(jī)設(shè)13-X班 指導(dǎo)老師 Mr.董 2016 年 1 月 7 日設(shè)計(jì)題目帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)成績課程設(shè)計(jì)主要內(nèi)容（1） 分析設(shè)計(jì)題目，選定傳動(dòng)方案；（2） 根據(jù)所需電動(dòng)機(jī)容量選定電動(dòng)機(jī)；（3） 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其各級分配；（4） 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)、計(jì)算及其強(qiáng)度校核；（5） 軸和鍵的強(qiáng)度計(jì)算；（6） 滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算；（7） 聯(lián)軸器的選擇計(jì)算；（8） 裝配圖的繪制；（9） 零件圖的繪制；（10） 整理材料，完成課程設(shè)計(jì)任務(wù)。 指導(dǎo)老師評語建議:從學(xué)生

2、的工作態(tài)度、工作量、設(shè)計(jì)（論文）的創(chuàng)造性、學(xué)術(shù)性、實(shí)用性及書面表達(dá)能力等方面給出評價(jià)。寫在這里：或緊張或煩躁的兩周多的時(shí)間基本完成課程設(shè)計(jì)的任務(wù)，并完成計(jì)算說明書。但是悄悄地告訴你：由于時(shí)間關(guān)系，該份說明書里邊的軸和軸承的設(shè)計(jì)與校核部分并不對應(yīng)，因此該部分正確性不保證，但是方法絕對沒問題，望參閱著有所裨益。Tips:建議手寫 簽名：fight目錄1設(shè)計(jì)任務(wù)書42傳動(dòng)方案分析與選擇52.1傳動(dòng)裝置總體布置方案選擇52.2選擇電動(dòng)機(jī)62.2.1選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式62.2.2選擇電動(dòng)機(jī)容量62.2.3電動(dòng)機(jī)類型選擇72.2.5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)83齒輪的設(shè)計(jì)93.1高速級齒輪的設(shè)計(jì)93.1

3、.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)93.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)103.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)133.1.4齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核173.1.5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核193.1.6結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)223.2低速級齒輪設(shè)計(jì)223.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)223.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)223.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)254軸的設(shè)計(jì)294.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)304.2.1高速軸的校核314.2.2中間軸的校核364.2.3低速軸的校核415滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)與校核455.1軸承的選用455.2高速軸軸承的選用與校核465.3中間軸上的滾動(dòng)軸承驗(yàn)算壽命計(jì)算475.4低速軸上軸承的選用與校核486鍵的設(shè)

4、計(jì)和計(jì)算496.1高速軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設(shè)計(jì)496.2中間軸上定位大齒輪的鍵的設(shè)計(jì)506.3從動(dòng)軸上定為低速級大齒輪的鍵的設(shè)計(jì)517減速器箱體及附件設(shè)計(jì)527.1減速器整體設(shè)計(jì)527.2附件設(shè)計(jì)527.2.1視孔蓋和窺視孔527.2.2放油螺塞537.2.3油標(biāo)537.2.4通氣器537.2.5啟蓋螺釘537.2.6定位銷547.2.7吊耳548裝配圖設(shè)計(jì)558.1裝配圖的作用558.2減速器裝配圖的繪制568.2.1裝備圖的總體規(guī)劃：568.2.2繪制過程：578.2.3完成裝配圖589零件圖589.1零件圖的作用589.2零件圖的內(nèi)容及繪制589.2.1選擇和布置視圖58參考文獻(xiàn)591

5、設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)工作機(jī)1、 工作簡圖：2、工作機(jī)參數(shù)：帶拉力F（kN）帶速v卷筒直徑D卷筒效率31.2m/s340mm0.96原動(dòng)機(jī)Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)條件1、 設(shè)備要求：固定2、 工作環(huán)境：室外，多塵3、 工作條件：輕型、連續(xù)4、 安裝形式：臥式5、 生產(chǎn)工廠：校機(jī)械廠6、 生產(chǎn)批量：小批量7、 工作年限：二班制，工作8年，年工作日250天主要內(nèi)容1、 裝配圖：0號，一張；2、 零件圖：2號，2張；3、 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書：1份（6000-8000字）設(shè)計(jì)進(jìn)度計(jì)劃兩周課程設(shè)計(jì)進(jìn)度計(jì)劃三周課程設(shè)計(jì)進(jìn)度計(jì)劃第一周：設(shè)計(jì)準(zhǔn)備、實(shí)驗(yàn)，方案分析擬定，選擇電動(dòng)機(jī)，分配傳動(dòng)

6、比，計(jì)算動(dòng)力參數(shù)，設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件，減速器裝配圖第一、第二階段設(shè)計(jì)。第二周：減速器裝配圖第三階段，完成裝配圖。設(shè)計(jì)繪制零件圖，編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書，總結(jié)和答辯。第一周：布置任務(wù)；設(shè)計(jì)準(zhǔn)備，實(shí)驗(yàn)，方案分析擬定，選擇電動(dòng)機(jī)，分配傳動(dòng)比，計(jì)算動(dòng)力參數(shù)，設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件。第二周：設(shè)計(jì)繪制減速器裝配草圖，完成減速器裝配圖。第三周：設(shè)計(jì)繪制零件圖，編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書，總結(jié)和答辯。主要參考文獻(xiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊、機(jī)械設(shè)計(jì)手冊2傳動(dòng)方案分析與選擇設(shè)計(jì)計(jì)算和說明依據(jù)和結(jié)果2.1傳動(dòng)裝置總體布置方案選擇根據(jù)工作機(jī)轉(zhuǎn)速和電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速之比估計(jì)可能的總傳動(dòng)比

7、選擇二級圓柱齒輪傳動(dòng)，可有以下方案選擇：方案一：展開式結(jié)構(gòu)簡單，但是齒輪相對軸承的位置不固定，要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣可以使軸在轉(zhuǎn)矩作用下的扭轉(zhuǎn)變形和在載荷作用下的彎曲變形部分抵消，以減緩載荷沿齒寬方向分布不均勻的現(xiàn)象，該方式適于載荷比較平衡的場合。方案二：分流式結(jié)構(gòu)復(fù)雜，由于齒輪相對軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬方向分布均勻，中間軸危險(xiǎn)截面上的轉(zhuǎn)矩只相當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一半，適于變載的場合。方案三：同軸式橫向尺寸比較小，兩對齒輪浸入油中的深度大致相同，但是軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，沿齒寬方向載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難以充分利用。方

8、案四：同軸分流式每對嚙合齒僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸和輸出軸只承受扭矩，中間軸只受傳遞載荷的一半，故與傳遞同等功率的減速器相比，軸頸尺寸可以減小。綜合以上因素選擇展開式二級圓柱斜齒輪傳動(dòng)方案，具體布置方式如下圖示:2.2選擇電動(dòng)機(jī)2.2.1選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)電源及工作及工作條件，選用臥式封閉型Y（IP44）系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。2.2.2選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率傳動(dòng)裝置總效率查4表2-3取得機(jī)械傳動(dòng)效率概略值如下表：名稱效率圓柱齒輪嚙合0.97滾動(dòng)軸承（每對）0.98彈性聯(lián)軸器0.99各傳動(dòng)部分效率為電動(dòng)機(jī)高速軸：；高速軸中間軸：=0.951中間軸低速軸：=0.951低速軸工

9、作機(jī)：=0.951故總傳動(dòng)效率為所需電動(dòng)機(jī)功率確定電動(dòng)機(jī)額定功率根據(jù)，查2選取電動(dòng)機(jī)額定功率2.2.3電動(dòng)機(jī)類型選擇方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率（kw）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）電動(dòng)機(jī)質(zhì)量(kg)總傳動(dòng)比同步滿載1Y160M2-85.5750720119152Y132M2-65.5100096084203Y132S-45.5150014406830綜合各方面因素選定電動(dòng)機(jī)型號為Y132M2-6Y132M2-6主要外形和安裝尺寸為：D=38mm，中心高度H=132mm，軸伸長E=80mm。2.2.4計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和各級傳動(dòng)比工作機(jī)轉(zhuǎn)速為nw=60vd=60×1.4×0.34=7

10、8.64r/min傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比分配各級傳動(dòng)比因?yàn)槭钦归_式二級齒輪傳動(dòng)，根據(jù)推薦則高速級傳動(dòng)比為則低速級齒輪傳動(dòng)比為2.2.5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)）各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）減速器高速軸為I軸，中間軸為II軸，低速軸為III軸， ）各軸的輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即； ； ； 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW)匯總?cè)缦卤恚簠?shù)電動(dòng)機(jī)軸軸I軸II軸III卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）96096024178.678.6功率（kW）4.9354.894.4.644.424.20轉(zhuǎn)矩（N）49.1048.65183.87537.04510.31傳動(dòng)比13.983.071效率0.

11、990.950.950.95展開式二級齒輪傳動(dòng)Y132M2-6型電動(dòng)機(jī)總傳動(dòng)比為12.213齒輪的設(shè)計(jì)3.1高速級齒輪的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算和說明依據(jù)和結(jié)果3.1.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)為了提高傳動(dòng)的穩(wěn)定性，選用斜齒圓柱齒輪。輸送機(jī)為一般機(jī)械，根據(jù)通用減速器所用齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)精度等級6-8，選用7級精度(GB10095-88)。查1表10-1選擇齒輪材料小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)，取為，此時(shí)i1=Z2/Z1=3.95初選取螺旋角 3.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：a) 試選b)

12、查1圖10-20取得區(qū)域系數(shù)c) 由表10-7選取齒寬系數(shù)d) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)e) 計(jì)算重合度系數(shù)Z=從而得到計(jì)算螺旋角系數(shù)f) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限g) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：h) 由1圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù):i) 接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由1式（10-12）取許用接觸應(yīng)力為計(jì)算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得b) 計(jì)算小齒輪圓周速度c) 齒寬b d) 計(jì)算縱向重合度e) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)K使用系數(shù)確定動(dòng)載系數(shù)：根據(jù) ，7級精度，查1圖10-8得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得；確定

13、齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力為則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)故實(shí)際載荷系數(shù)為f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑得3.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)Y計(jì)算a) 當(dāng)量齒數(shù)查1圖10-17得到齒形系數(shù)YFa1=2.75, YFa2=2.22查1圖10-18得到應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.57, YSa2=1.77查1圖10-24（c）得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限則根據(jù)N1、N2查1圖10-22得彎曲疲勞壽命

14、系數(shù)為=0.84，=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，從而h) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大，故取之設(shè)計(jì)計(jì)算調(diào)整齒輪模數(shù)計(jì)算實(shí)際載荷的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度為g) 齒寬b 齒高h(yuǎn)及寬高比b/h b/h=28.85/3.15=9.16h) 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF使用系數(shù)確定動(dòng)載系數(shù)：根據(jù) ，7級精度，查1圖10-8得動(dòng)載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力，則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)，結(jié)合b/h查1圖10-13取得KF=1.36從而得實(shí)際載荷系數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)為所以從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度的條件考慮在標(biāo)準(zhǔn)系

15、列中選定高速級齒輪法面模數(shù)為mn=2；同時(shí)要滿足接觸疲勞強(qiáng)度的直徑d1，從而得到取，則，取幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距圓整為107mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計(jì)算3.1.4齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后均可能發(fā)生變化，應(yīng)重新進(jìn)行強(qiáng)度校核以確保其工作能力數(shù)據(jù)準(zhǔn)備確定使用系數(shù)查1表10-2使用系數(shù)KA=1確定動(dòng)載系數(shù)計(jì)算小齒輪圓周速度根據(jù) ，7級精度，查1圖10-8得動(dòng)載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力為則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪

16、相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)故實(shí)際載荷系數(shù)為查1圖10-20取得區(qū)域系數(shù)由1表10-6查得材料彈性影響系數(shù)a) 計(jì)算重合度系數(shù)Z=從而得到計(jì)算螺旋角系數(shù)代入如下校核公式：經(jīng)校核滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求。3.1.5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核KA=1計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)Y計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)Y計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)查1圖10-17得到齒形系數(shù)YFa1=2.72, YFa2=2.21查1圖10-18得到應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.57, YSa2=1.79查1圖10-24（c）得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限則根據(jù)N1、N2查1圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.84，=0.8

17、8取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，從而計(jì)算實(shí)際載荷的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度為齒寬b 齒高h(yuǎn)及寬高比b/hb/h=43.212/4.5=9.6計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF使用系數(shù)確定動(dòng)載系數(shù)：根據(jù) ，7級精度，查1圖10-8得動(dòng)載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)，結(jié)合b/h查1圖10-13取得KF=1.35從而得實(shí)際載荷系數(shù)校核小齒輪：校核大齒輪：故大齒輪和小齒輪都滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。3.1.6結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu);小齒輪可采用實(shí)心式

18、，做成齒輪軸。小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)高速級齒輪模數(shù)mn=2高速級Z1=21Z2=83高速級齒輪嚙合中心距a=107mm螺旋角=13.6°d1=43.212mmd2=170.789mm齒寬為b1=50mmb2=44mm小齒輪做成齒輪軸；大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)3.2低速級齒輪設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算和說明依據(jù)和結(jié)果3.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)為了提高傳動(dòng)的穩(wěn)定性，選用斜齒圓柱齒輪。輸送機(jī)為一般機(jī)械，根據(jù)通用減速器所用齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)精度等級6-8，選用7級精度(GB10095-88)。查1表10-1選擇齒輪材料小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（

19、調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。初選小齒輪齒數(shù)，根據(jù)總傳動(dòng)比和高速級傳動(dòng)比可得,則取為，此時(shí)i1=Z2/Z1=3.04初選取螺旋角 3.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：試選查1圖10-20取得區(qū)域系數(shù)由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)計(jì)算重合度系數(shù)Z=從而得到Z=計(jì)算螺旋角系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由1圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù):接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）取許用接觸應(yīng)力為計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得計(jì)算小齒輪圓周速度齒寬b 計(jì)算縱向

20、重合度計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)K使用系數(shù)確定動(dòng)載系數(shù)：根據(jù) ，7級精度，查1圖10-8得動(dòng)載系數(shù) 確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力為則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)故實(shí)際載荷系數(shù)為按實(shí)際的載荷系數(shù)修正所得分度圓直徑得3.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定計(jì)算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度螺旋角系數(shù)Y計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)查1圖10-17得到齒形系數(shù)YFa1=2.65, YFa2=2.22查1圖10-18得到應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.60, YSa2=1.74查1圖10-24（c）得小齒輪的彎

21、曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限則根據(jù)N1、N2查1圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)為=0.90，=0.95取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，從而計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大，故取之設(shè)計(jì)計(jì)算調(diào)整齒輪模數(shù)計(jì)算實(shí)際載荷的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度為齒寬b 齒高h(yuǎn)及寬高比b/h b/h= /3.89=11計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF使用系數(shù)確定動(dòng)載系數(shù)：根據(jù) ，7級精度，查1圖10-8得動(dòng)載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)，結(jié)合b/h查1圖10-13取得KF=1.37從而得實(shí)際載荷系數(shù)調(diào)

22、整齒輪模數(shù)為所以從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度的條件考慮在標(biāo)準(zhǔn)系列中選定高速級齒輪法面模數(shù)為mn=3；同時(shí)要滿足接觸疲勞強(qiáng)度的直徑d1，從而得到取，則，取幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距圓整為145mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪齒寬圓整后取小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)中心距為a=145mm螺旋角=13.49°小齒輪分度圓直徑d1=70.958mm大齒輪分度圓直徑d2=219.043mm4軸的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算和說明依據(jù)和結(jié)果4.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、求輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T12、求作用在齒輪上

23、的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為則圓周力，徑向力及軸向力的方向與前述類似3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，查1取，于是得軸上有單個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增加5 所以 聯(lián)軸器的初選考慮選用電動(dòng)機(jī)的輸出軸徑選擇合適的聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查1表14-1，取，按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩和許用轉(zhuǎn)速的條件，查2表19-5選用TL6聯(lián)軸器 GB/T 4323,確定從動(dòng)軸的外伸端直徑為32，并根據(jù)一般階梯軸的特點(diǎn)定為最小軸徑。4.2軸系部件的校核4.2.1高速軸的校核高速軸的彎扭組合強(qiáng)度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖: 水平面上受力分析 L= 182mm將危險(xiǎn)截面的水平彎矩

24、、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表：載荷水平面H垂直面V支反力F=446.98N=1321.5N彎矩M總彎矩扭矩T彎扭合成校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計(jì)算應(yīng)力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理,查1表15-1查得。因此，故安全。3)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度確定危險(xiǎn)截面由圖可知截面彎矩較大，僅次于III，且截面受扭，III截面不受扭，故確定截面為危險(xiǎn)截面。截面左側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)查1表15-1查得：有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。截面右側(cè)軸的材料為40Cr

25、調(diào)質(zhì)由1表15-1查得：有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。4.2.2中間軸的校核中間軸的彎扭組合強(qiáng)度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖: L=182將危險(xiǎn)截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表：載荷水平面H垂直面V支反力F=2466.29N=4484.35N彎矩M總彎矩扭矩T彎扭合成校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計(jì)算應(yīng)力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機(jī)械設(shè)計(jì)>表15-1查得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度確定危險(xiǎn)截面由

26、圖可知III截面彎矩較大，且III面受扭，II截面不受扭，故確定III截面為危險(xiǎn)截面。截面左側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)查1表15-1查得：初選H7/k6配合，由附表3-8得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1查得：有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。4.2.3低速軸的校核低速軸的彎扭組合強(qiáng)度的校核分析低速軸所受的力及彎扭矩受力如圖: L=188mm載荷水平面H垂直面

27、V支反力F=3307.91N=1727.61N彎矩M總彎矩扭矩T將危險(xiǎn)截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表：彎扭合成校核軸的強(qiáng)度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計(jì)算應(yīng)力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機(jī)械設(shè)計(jì)>表15-1查得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度確定危險(xiǎn)截面由圖可知III截面彎矩較大，且III截面受扭，II截面不受扭，故確定II截面為危險(xiǎn)截面。III截面左側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械設(shè)計(jì)（下同）表15-1查得：初選H7/k6配合，由附表3-8得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機(jī)械

28、設(shè)計(jì)（下同）表15-1查得：有軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強(qiáng)度是足夠的。5滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)與校核5.1軸承的選用由于選用了圓柱斜齒輪傳動(dòng)，在減速器工作時(shí)會(huì)有一定的軸向力作用在軸承上，故選擇角接觸球軸承配對使用軸的支撐結(jié)構(gòu)形式和軸系的軸向固定普通的齒輪減速器，其軸的支撐跨度較小，采用兩端固定支撐，軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒做軸向固定，軸承外圈用軸承端蓋定位。軸向間隙調(diào)整方式設(shè)計(jì)兩端固定支撐時(shí)，應(yīng)適當(dāng)留有軸向間隙，以補(bǔ)償工作時(shí)軸的熱伸長量，間隙大小可以由墊片得多少來調(diào)節(jié)。軸承

29、蓋的設(shè)計(jì)3)滾動(dòng)軸承的潤滑與密封計(jì)算高速軸上滾動(dòng)軸承的dn值=查1表13-10對于角接觸球軸承應(yīng)選擇脂潤滑所有軸承預(yù)期壽命為三年。5.2高速軸軸承的選用與校核 軸承1 ：7206AC 軸承2 ：7206AC根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動(dòng)載荷為： ；靜載荷為：1.求兩軸承的計(jì)算軸向力和對于7206AC型的軸承， e=0.68, Y=0.87;=0.68；因此軸承2載荷較大,驗(yàn)算軸承2的壽命。3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)椴楸淼靡蜉S承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 4.驗(yàn)算軸承壽命=故軸承使用壽命滿足要求。5.3中間軸上的滾動(dòng)軸承驗(yàn)算壽命計(jì)算軸承1 ：7206C 軸承2 ：7206C根據(jù)軸承型號取軸承基本

30、額定動(dòng)載荷為： ；靜載荷為：1.求兩軸承的計(jì)算軸向力和對于7206C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力，e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4；因此軸承1被壓,軸承2被放松.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)椴楸淼靡蜉S承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 4.驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋?則=壽命合格.5.4低速軸上軸承的選用與校核軸承1：7212AC 軸承2：7212AC根據(jù)軸承型號7212AC取軸承基本額定動(dòng)載荷為：C=44.8KN；基本額定靜載荷為：1.求兩軸承的計(jì)算軸向力和對于7206AC型的軸承， e=0.68, Y=0.87;=0.68因此軸承2被

31、壓,軸承1被放松.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)椴楸淼靡蜉S承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 因 4.驗(yàn)算軸承壽命 =故軸承使用壽命滿足要求。6鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算6.1高速軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設(shè)計(jì)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸軸端選擇單圓頭普通平鍵，材料為45鋼。根據(jù)軸徑d=32mm查1表6-1選擇鍵寬b×鍵高h(yuǎn)為10×8的平鍵，根據(jù)聯(lián)軸器孔從動(dòng)端孔的參數(shù)選擇 L=80mm校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表6-2得 =110MP工作長度 l=L-b=80-8=72mm與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm由式（6-1）得：所以鍵滿足強(qiáng)度要求鍵的標(biāo)記為： GB/T 1096 鍵C1

32、0×8×806.2中間軸上定位大齒輪的鍵的設(shè)計(jì)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用普通平鍵。根據(jù)裝鍵處軸徑d=52mm查1表6-1選擇鍵寬b×鍵高h(yuǎn)為16×10的平鍵，根據(jù)齒輪寬度選擇 L=36mm，鑒于使用圓頭平鍵有效作用長度可能不足以滿足強(qiáng)度要求，選擇單圓頭平鍵校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查1表6-2得 =110MP工作長度 l=L-b=36-16mm=20mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5×10=5mm由式（6-1）得：故鍵的強(qiáng)度滿足要求。鍵的標(biāo)記為： GB/T 1096 鍵C16×10&#

33、215;366.3從動(dòng)軸上定為低速級大齒輪的鍵的設(shè)計(jì)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d3=65mm 查表6-1取： b=18mm h=11mm L=63mm 校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查1表6-2得 =110MP工作長度 45mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6-1）得： 取鍵標(biāo)記為：齒輪處： GB/T 1096 鍵C 18×11×63高速軸材料為40Cr最小直徑為32具體結(jié)構(gòu)見零件圖1高速軸強(qiáng)度合格中間軸強(qiáng)度合格低速軸強(qiáng)度合格角接觸球軸承配對使用脂潤滑高速級軸承7206AC （一對）中間軸承：17206C （一對） 低速級軸承7212

34、AC（一對）高速軸端用鍵：GB/T 1096 鍵C10×8×80中間軸大齒輪處用鍵：GB/T 1096 鍵C16×10×36低速軸用鍵GB/T 1096 鍵C 18×11×637減速器箱體及附件設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算和說明依據(jù)和結(jié)果7.1減速器整體設(shè)計(jì)減速器材料箱體采用灰鑄鐵（HT200）鑄造制成減速器總體結(jié)構(gòu)總體采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪配合質(zhì)量減速器剛度機(jī)體有足夠的剛度，故在軸承座凸臺(tái)上下均布置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)了軸承座剛度，厚度是相應(yīng)壁厚的0.80.85倍。箱體內(nèi)齒輪嚙合的潤滑方式選擇高速級齒輪的圓周速度為v=1.45m/s<12m/s,

35、根據(jù)1$10-10選擇浸油潤滑，具體浸油深度見裝配圖。3.機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.箱體壁厚為10，圓角半徑為R=16，機(jī)體外型簡單，拔模方便。7.2附件設(shè)計(jì)7.2.1視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，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4個(gè)M8螺釘緊固，具體尺寸查2表23-7列表如下：板結(jié)構(gòu)視孔蓋參數(shù)相關(guān)公式取值A(chǔ)100、120、150、180、200150A1A+（5-6）d4180A00.5（A+ A1）165BB1-（5-6）d4130B1箱體寬度-（

36、15-20）160B00.5（B+ B1）145d4M6-M8M6h1.5-2（Q235）；5-8（鑄鐵）2（Q235）7.2.2放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，選用的元件標(biāo)記為：螺塞 M20X1.5 JB/ZQ 4450-1986油圈 30X20 ZB71-627.2.3油標(biāo)查2表18-11采用M16桿式油標(biāo)，安裝位置取決于油面高度，具體見裝配圖7.2.4通氣器由于減速器運(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

37、，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡，參考減速器工作環(huán)境查2表23-3選擇M27X1.5的經(jīng)兩次過濾通氣器。7.2.5啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度，且釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋，具體查2表16-9選用M10X20的全螺紋螺釘。7.2.6定位銷為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向?qū)蔷€位置各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度，公稱直徑d=8mm.7.2.7吊耳箱座吊耳查2表23-9，根據(jù)箱體凸緣的尺寸確定相關(guān)參數(shù)為：B=C1+C2=30mm. H=0.8B=24mm. h=0.5H=12mm. r2=0.25B=7.5mm箱座吊耳厚度是箱體壁厚的

38、2倍，即20mm.箱蓋吊耳同理根據(jù)箱蓋的相關(guān)參數(shù)確定，此處不再贅述匯總減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10mm箱蓋壁厚18mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b2=2.525mm地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目a>250 n=66個(gè)軸承旁聯(lián)接螺栓直徑取M12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）取M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）均取M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）取M6定位銷直徑d=（0.70.8）8mm，至外機(jī)壁距離分別為查2表4-122mm18mm16mm， 至凸緣邊緣距離分別為20mm14mm外機(jī)壁至軸承座端面距離=+（510）4

39、0mm大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.215mm齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離>11mm機(jī)蓋，機(jī)座肋厚8mm10mm螺塞M20X1.5 JB/ZQ 4450-1986油圈30X20 ZB71-62M16桿式油標(biāo)M27X1.5經(jīng)兩次過濾通氣器M10X20全螺紋螺釘(頭部圓角)8裝配圖設(shè)計(jì)8.1裝配圖的作用裝配圖表明減速器各零件的結(jié)構(gòu)及其裝配關(guān)系，表明減速器整體結(jié)構(gòu)，所有零件的形狀和尺寸，相關(guān)零件間的聯(lián)接性質(zhì)及減速器的工作原理，是減速器裝配、調(diào)試、維護(hù)等的技術(shù)依據(jù)，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調(diào)整和使用方法。8.2減速器裝配圖的繪制8.2.1裝備圖的總體規(guī)劃：（1）視圖布局：

40、選擇3個(gè)基本視圖，結(jié)合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補(bǔ)充。選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達(dá)減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關(guān)系集中反映在一個(gè)基本視圖上。布置視圖時(shí)應(yīng)注意：a、整個(gè)圖面應(yīng)勻稱美觀，并在右下方預(yù)留減速器技術(shù)特性表、技術(shù)要求、標(biāo)題欄和零件明細(xì)表的位置。b、各視圖之間應(yīng)留適當(dāng)?shù)某叽鐦?biāo)注和零件序號標(biāo)注的位置。（2）尺寸的標(biāo)注：特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動(dòng)零件的中心距及其極限偏差等。配合尺寸：減速器中有配合要求的零件應(yīng)標(biāo)注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機(jī)座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應(yīng)標(biāo)注公稱尺寸、配合性質(zhì)及精度等級。外形尺寸：減速器的最大長、寬

41、、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。（3）標(biāo)題欄、序號和明細(xì)表：說明機(jī)器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格、標(biāo)準(zhǔn)代號、圖號以及設(shè)計(jì)者姓名等內(nèi)容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989標(biāo)題欄和明細(xì)表的格式裝備圖中每個(gè)零件都應(yīng)編寫序號，并在標(biāo)題欄的上方用明細(xì)表來說明。（4）技術(shù)特性表和技術(shù)要求：技術(shù)特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級。技術(shù)要求包括減速器裝配前、滾動(dòng)軸承游隙、傳動(dòng)接觸斑點(diǎn)、嚙合側(cè)隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗(yàn)、包裝運(yùn)輸要求。8.2.2繪制過程：（1）畫三視圖：繪制裝配圖時(shí)注意問題： a先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳動(dòng)零件、軸承、箱體及其附件。b先畫輪廓，后畫細(xì)節(jié)，先用淡線最后加深。C三個(gè)視圖中以俯視圖作基本視圖為主。d剖視圖的剖面線間距應(yīng)