二級減速器課程設(shè)計.doc

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目錄 第一章 任務(wù)書 3 1.1課程設(shè)計 3 1.2課程設(shè)計任務(wù)書 3 1.2.1運動簡圖 3 1.2.2原始數(shù)據(jù) 3 1.2.3已知條件 4 1.2.4設(shè)計工作量 4 第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案: 5 2.1組成 5 2.2特點 5 2.3確定傳動方案 5 第三章 電動機(jī)的選擇 6 3.1選擇電動機(jī)的類型 6 3.2選擇電動機(jī)的容量 6 3.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 7 第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 9 4.1分配減速器的各級傳動比 9 4.2計算各軸的動力和動力參數(shù) 9 第五章 傳動零件的設(shè)計計算 11 5.1 V帶設(shè)計 11 5.1.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容 11 5.1.2設(shè)計步驟： 11 5.2齒輪設(shè)計 13 5.2.1高速級齒輪傳動計算 13 5.2.2低速機(jī)齒輪傳動計算 15 5.2.3圓柱齒輪傳動參數(shù)表 18 5.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計 19 5.4軸的設(shè)計及效核 20 5.4.1初步估算軸的直徑 20 5.4.2聯(lián)軸器的選取 20 5.4.3初選軸承 21 5.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（直徑，長度來歷） 21 5.4.5低速軸的校核 23 5.4.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 26 5.4.7軸承的壽命計算 29 5.4.8鍵連接的選擇和計算 30 5.5減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇 31 5.5.1齒輪傳動的潤滑 31 5.5.2潤滑油牌號選擇 31 5.5.3密封形式 31 第六章 設(shè)計總結(jié) 32 致謝 32 參考資料 32  第一章 任務(wù)書 1.1課程設(shè)計 本次設(shè)計為課程設(shè)計，通過設(shè)計二級齒輪減速器，學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的基本過程、步驟，規(guī)范、學(xué)習(xí)和掌握設(shè)計方法，以學(xué)習(xí)的各種機(jī)械設(shè)計，材料，運動，力學(xué)知識為基礎(chǔ)，以《機(jī)械設(shè)計》、《機(jī)械原理》、《機(jī)械制圖》、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》、《制造技術(shù)基礎(chǔ)》、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》以及各種國標(biāo)為依據(jù)，獨立自主的完成二級減速器的設(shè)計、計算、驗證的全過程。親身了解設(shè)計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨立自主的完成設(shè)計過程，為畢業(yè)設(shè)計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。 1.2課程設(shè)計任務(wù)書 課程設(shè)計題目1：帶式運輸機(jī) 1.2.1運動簡圖 1.2.2原始數(shù)據(jù) 題 號 參 數(shù) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 運輸帶工作拉力F（KN） 3.0 3.2 3.5 3.8 4 4.2 4.5 5 5.5 6 運輸帶工作速度v（m/s） 2.0 1.8 1.6 1.9 1.9 1.9 1.8 1.7 1.6 1.5 滾筒直徑D（mm） 400 450 400 400 400 450 450 450 450 450 每日工作時數(shù)T（h） 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 使用折舊期（y） 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 1.2.3已知條件 1、工作情況：傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許運輸帶速度誤差為5%； 2、滾筒效率：ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； 3、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35C； 4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。 1.2.4設(shè)計工作量 1、減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2、零件工作圖1～3張； 3、設(shè)計說明書1份。 第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案: 2.1組成 傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2.2特點 齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 2.3確定傳動方案 考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下： 第三章 電動機(jī)的選擇 3.1選擇電動機(jī)的類型 按工作要求和條件，選用三機(jī)籠型電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 3.2選擇電動機(jī)的容量 （2-1） （其中：為電動機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。） 由電動機(jī)到傳輸帶的傳動總效率為 圖3-1 運動簡圖 ——為V帶的效率, ——為滾動軸承效率，（由圖可知減速器只有3對軸承。卷筒滾動軸承效率包括在卷筒效率中) ——為閉式齒輪傳動效率， ——為聯(lián)軸器的效率, ——卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失) 所以 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列的電動機(jī)數(shù)據(jù)，選電動機(jī)的額定功率11kw。 型號 功率 電流 (A) 電壓(V) 轉(zhuǎn)速(r/min) 效率(%) 功率因數(shù) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn)電流/額定電流 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 HP KW Y160M1-2 15 11 21.8 380 2930 87.2 0.88 2 7 2.2 Y160M2-2 20 15 29.4 380 2930 88.2 0.88 2 7 2.2 Y160L-2 25 18.5 35.5 380 2930 89 0.89 2 7 2.2 Y160M-4 15 11 22.6 380 1460 88 0.84 2.2 7 2.2 Y160L-4 20 15 30.3 380 1460 88.5 0.85 2.2 7 2.2 Y160M-6 10 7.5 17 380 970 86 0.78 2 6.5 2 Y160L-6 15 11 24.6 380 970 87 0.78 2 6.5 2 Y180M-2 30 22 42.2 380 2940 89 0.89 2 7 2.2 3.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒轉(zhuǎn)速為 =90 按推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比 二級圓柱齒減速器的傳動比為 則從電動機(jī)到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。 故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 可見，電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選、和兩種。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從上表中查出兩個電動機(jī)型號，再將總傳動比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如下表所示。 方案 電動機(jī)型號 額定功率 kw 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 電動機(jī)重量Kg 傳動裝置的傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V帶 減速器 1 Y160M1-2 11 3000 2930 117 33.33 2.08 16 2 Y160M-4 11 1500 1460 123 16.67 2.08 8 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選擇第1種方案，即電動機(jī)型號為Y160M-4。 電動機(jī)中心高H =160mm,外伸軸段DE=42110mm。 第四章 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.1分配減速器的各級傳動比 按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比，取，得 所以 =3.83 4.2計算各軸的動力和動力參數(shù) （1）計算各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 ===701.92 Ⅱ軸 ===148.39 Ⅲ軸 ===38.74 卷通軸 ==38.74 （2）計算各軸輸入功率、輸出功率 Ⅰ軸 ==9.380.96=9 kw Ⅱ軸 ==90.980.97=8.56 kw Ⅲ軸 ==8.560.980.97=8.14 kw 卷筒軸==8.140.980.99=7.9 kw 各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為 Ⅰ軸 ==90.98=8.82 kw Ⅱ軸 ==8.560.98=8.39 kw Ⅲ軸 ==8.140.98=7.98 kw 卷筒軸 ==7.90.98=7.74 kw （3）計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩。電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98 軸名 功率 P/KW 轉(zhuǎn)距T/N*M 轉(zhuǎn)速n r/min 轉(zhuǎn)動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電 機(jī) 9.38 61.35 1460 2.08 0.96 Ⅰ軸 9 8.82 61.02 122.44 701.92 Ⅱ軸 8.56 8.39 274.50 550.89 148.39 4.73 0.95 Ⅲ軸 8.14 7.98 999.7 2006.63 38.74 3.83 0.95 卷筒軸 7.9 7.74 970.23 1947.47 38.74 1 0.97 表4-1 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果  第五章 傳動零件的設(shè)計計算 5.1 V帶設(shè)計 5.1.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪…… 5.1.2設(shè)計步驟： 1）、確定計算功率 根據(jù)工作條件——載荷平穩(wěn)，每天工作16小時由表5.5[1] 查KA=1.2，計算功率為 Pca=KAPd=1.29.38=11.26Kw 2）、選擇V帶的帶型 根據(jù)計算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5.14[1] 選用A型帶。 3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速v ①初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 根據(jù)v帶的帶型，由表5.4[1]和表5.6[1]，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=125mm。 ②驗算帶速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。 4）、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由,傳動比,有 =2.08125=260mm，根據(jù)表5.6[1]，取=265 mm 5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準(zhǔn)長度 ①確定小帶輪中心距，根據(jù)式5.18[1] 0.55(+)+h=222.5≤≤2(+)=780 初定中心距=500mm。 ②計算相應(yīng)的帶長 由表5.2[1]選帶的基準(zhǔn)長度=1600 mm ③計算實際中心距a及其變動范圍 中心距的變化范圍為 6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。 7）、計算帶的根數(shù) 計算單根V帶的額定計算功率， 由 和，查表5.3[1]得P0=1.93kw 查表5.4[1]得 查表5.7[1]得， 查表5.2[1]得， 取6根。 8）確定帶的最小初拉力 由表5.1[1]得A型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.10 kg/m, 9)計算帶傳動的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 8）、 把帶傳動的設(shè)計計算結(jié)果記入表下中 帶傳動的設(shè)計參數(shù) 帶型 aA 中心距 496.8 小帶輪直徑 125 包角 152.320 大帶輪直徑 265 帶長 1600 帶的跟數(shù) 66 初拉力 177.6 帶速 99.56 壓軸力 2069.32 5.2齒輪設(shè)計 5.2.1高速級齒輪傳動計算 已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉(zhuǎn)速 傳動比 =4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。 (1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）材料選擇。由表6.1[1]選擇小齒輪材料為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，二者材料硬度差為40HBS。 3）選擇小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)==4.7321=99.33,取=100。 4）由[1]142頁，初選螺旋角=14 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由[1]公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計公式為 1)確定上公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①計算載荷系數(shù)K 由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁得=1.2，.1，。 由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =11.21.11.1=1.452 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9.55=9.55=12.2Nmm ③由表6.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。 ④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。 ⑤計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=60701.921(162508)=1.348109 ==2.85108 ⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.2 ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力 由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==1.1550=605 MPa ⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁,取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。 ⑨許用接觸應(yīng)力 = 605 MPa 2）計算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 ≈65 mm ②計算齒輪模數(shù)mn ===3.12；查手冊取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3（第1系列） ③計算齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=4.7364.9=307 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm 按圓整a后的中心距修正螺旋角β =arccos= arccos=11.16 修正螺旋角β后計算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=4.7364.21=303.7 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm 齒輪寬度：因為b=ψd=164.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm ④計算圓周速度，確定齒輪精度 V===2.39m/s 參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核 由[1]公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數(shù) ①載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =11.21.11.1=1.452 ②參考[1]中143頁取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁取重合度系數(shù)Yε=0.85 ③計算當(dāng)量齒數(shù) ===22.23 ===105.89 ④查[1]中表6.4得取齒形系數(shù) =2.71, =2.18 ⑤查[1]中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.571, =1.79 ⑥計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim2=220MP 查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則 [1]===200 MPa [2]===175.14 MPa 2）校核計算 =MPa MPa 因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。 5.2.2低速機(jī)齒輪傳動計算 已知條件：輸入功率=8.56kw,小齒輪轉(zhuǎn)速 傳動比 =3.83,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。 (1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）材料選擇。由表6.1[1]選擇小齒輪材料為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，二者材料硬度差為40HBS。 3）選擇小齒輪齒數(shù)=25，大齒輪齒數(shù)==3.8325=95.75,取=96。 4）由[1]142頁，初選螺旋角=14 (2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由[1]公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計公式為 1)確定上公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①計算載荷系數(shù)K 由[1]表6.2查得使用系數(shù)=1，由[1]134頁得=1.1，.2，。 由[1]公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =11.21.11.1=1.452 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =9.55=9.55=5.5Nmm ③由表6.8[1]選取齒寬系數(shù)=1。 ④由[1]圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。 ⑤計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=60148.391(162508)=2.85108 ==7.44107 ⑥由[1]圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.1 ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力 由[1]表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==1.1550=605MPa ⑧查[1]中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.433。參考[1]中143頁,取Zε=0.86；Zβ=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。 ⑨許用接觸應(yīng)力 = 605 MPa 2）計算 ①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 ≈109 mm ②計算齒輪模數(shù)mn ===4.36mm；查手冊取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=4mm（第1系列） ③計算齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=3.83103.06=394.7 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm 按圓整a后的中心距修正螺旋角β =arccos= arccos=14.5 修正螺旋角β后計算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mm d2=id1=3.83103.06=395.60 mm 中心距： mm 圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm 齒輪寬度：因為b=ψd=1103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm ④計算圓周速度，確定齒輪精度 V===0.8m/s 參考[1]中圖6.18（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核 由[1]公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數(shù) ①載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =11.21.11.1=1.452 ②參考[1]中143頁取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考[1]中137頁取重合度系數(shù)Yε=0.85 ③計算當(dāng)量齒數(shù) ===27.36 ===105.08 ④查[1]中表6.4得取齒形系數(shù) =2.57, =2.18 ⑤查[1]中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.60, =1.79 ⑥計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查[1]中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFlim2=220MP 查[1]中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[1]中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則 [1]===200 MPa [2]===175.14 MPa 2）校核計算 =MPa MPa 因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。 5.2.3圓柱齒輪傳動參數(shù)表 各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計算結(jié)果如下表 表5-1 圓柱齒輪傳動參數(shù)表 名稱 代 號 單 位 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 中心距 a mm 185 250 傳動比 i 4.73 3.83 模數(shù) mn mm 3 4 螺旋角 119′36″ 1430′ 端面壓力角 20 20 嚙合角 ′ 20 20 齒數(shù) z 21 100 25 96 分度圓直徑 d mm 65 307 109 395 節(jié)圓直徑 d′ mm 65 307 109 395 齒頂圓直徑 da mm 71 313 117 403 齒根圓直徑 df mm 58 300 99 385 齒寬 b mm 70 65 110 105 螺旋角方向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 熱處理狀態(tài) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 HBS 280 240 280 240 5.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計 表5-2 減速箱機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號 減速器型式及尺寸關(guān)系/mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 16 機(jī)蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 12 聯(lián)接螺栓的間距 180 軸承端蓋螺栓直徑 10 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 16 、、到外箱壁距離 26、22 、18 、至凸緣邊緣距離 24、16 軸承旁凸臺半徑 24 凸臺高度 由結(jié)構(gòu)確定 外箱壁至軸承座端面距離 40 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 、 7、7 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 80 5.4軸的設(shè)計及效核 5.4.1初步估算軸的直徑 在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計之前，應(yīng)首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算各軸的直徑，計算公式為，式中： P—軸所傳遞的功率，kw； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min; A—由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得A=103～126，則 I 軸 ==25.75 mm Ⅱ 軸==42.50 mm Ⅲ 軸==61.23 mm 將各軸圓整為=25mm , =45 , =65 mm。 5.4.2聯(lián)軸器的選取 Ⅲ 軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機(jī)的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯(lián)軸器,由表10.1[1]查得：工作情況系數(shù)=1.5,由表8.5[3]查得：選用LT9型彈性注銷聯(lián)軸器 LT9型彈性注銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為： 公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2000Nm 軸孔長度142mm(Y型) 孔徑=65mm 表5-3聯(lián)軸器外形及安裝尺寸 型號 公稱 扭矩 Nm 許用 轉(zhuǎn)速 r/min 軸孔 直徑 mm 軸孔長度 mm D mm 轉(zhuǎn)動慣量 kgm2 許用補(bǔ)償量 軸向 徑向 角向 LT10 2000 2300 65 142 315 0.66 1.5 0.4 10 5.4.3初選軸承 I 軸選軸承為：7005AC； Ⅱ 軸選軸承為：7009AC； Ⅲ 軸選軸承為：7014AC。 所選軸承的主要參數(shù)如表2-8 表5-4 軸承的型號及尺寸 軸承代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN a mm d D B dn Da 動載荷Cr 靜載荷Cor 7005AC 25 47 12 3o 42 11.2 7.08 14.4 7009AC 45 75 16 51 69 25.8 19.5 21.9 7014AC 60 110 20 77 103 38 45.8 30.9 5.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（直徑，長度來歷） 1. 低速軸的結(jié)構(gòu)圖 圖5-1 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度 （1）I段與聯(lián)軸器配合 取=65,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取=132。 （2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，由表7-12[3]氈圈油封的軸頸取=68mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取=50mm。 （3）軸肩Ⅲ為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=70mm 考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度，取=31mm。 (4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=80mm, =69mm。 (5)軸肩V為定位軸肩，直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6-10mm,且保證⊿≥10mm ,取= 88mm，=8mm。 （6）VI 段安裝齒輪，取=82 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm (7)VII 齒輪右端用套筒定位，=80mm , =15mm (8)軸肩VⅢ間安裝角接觸球軸承為7014AC 取=70mm，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取=24 （9）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-1[3]查得平鍵bh=2012（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵bh=2012，鍵長選擇120。 軸端倒角1.545，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm。 2.中速軸尺寸 圖5-2 中速軸結(jié)構(gòu)簡圖 3.高速軸尺寸 圖5-3 高速軸結(jié)構(gòu)簡圖 5.4.5低速軸的校核 由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對低速軸按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計算。 （1） 軸強(qiáng)度的校核計算 1）軸的計算簡圖 圖5-4 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖 2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進(jìn)行校核。 將軸簡化為如下簡圖 圖5-5軸的計算簡圖 （2）彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。 已知=2006.69 Nm, ′=979.7 Nm≈，齒輪分度圓直徑d=300.94,對于7012AC型軸承，由手冊中查得a=28.2,得到做為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=48+120=168mm 10164.6N 3821.3N 2628.7N 載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面 總彎矩 從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的彎矩值列下表 表5-3 截面C彎矩值數(shù)據(jù)表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩 總彎矩 扭矩T Tm=2.0063Nmm （3）扭矩圖 圖5-6 軸的載荷分析圖 （4）校核軸的強(qiáng)度 取=0.6，由表15.1[2]查得[]=60MPa，由表4-1[3]查得t=7 mm 45.571 MPa﹤=60MPa 5.4.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 ⑴. 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載的情況來看,截面C上應(yīng)力最大.截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的軸的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面VI和ⅤII顯然更加不必要做強(qiáng)度校核。由第1章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只須校核截面IV左右兩側(cè)即可. ⑵. 截面IV左側(cè) 抗彎截面模量按表[1]11.5中公式計算 W=0.1=0.1=27463 抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925 截面IV的左側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 ，因為彎矩為對稱循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅σa=σMAX=σb=7.6MPa；平均彎曲應(yīng)力σm=0 MPa。 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ==，因為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅τa=0.5τMAX=0.536.53=18.26MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 τm=τa=18.26MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和由第1章（23頁圖1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得 ， 又由第1章（23頁圖1.16）可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由第1章（24頁圖1.17）得尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由第1章（24頁圖1.19）得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章22頁公式（1.22）和（1.23）得綜合影響系數(shù)為： =2.8 ==1.62 等效系數(shù)為: 取0.1 取0.05 于是，計算安全系數(shù)值，得 S= 遠(yuǎn)大于S=1.5 所以它是安全的。 （3）. 截面IV右側(cè) 抗彎截面模量按表11.5中公式計算 W=0.1=0.1=34300 抗扭截面模量 =0.2=0.2=68600 截面IV的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩為 =1108.69 截面上的彎曲應(yīng)力 ，因為彎矩為對稱循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅σa=σMAX=σb=6.16MPa；平均彎曲應(yīng)力σm=0 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ==，因為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅τa=0.5τMAX=0.529.25=14.62MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為τm=τa=14.62MPa 過盈配合處的 軸按磨削加工，由第三章得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章得綜合系數(shù)為： =3.25 ==2.62 于是，計算截面右側(cè)的安全系數(shù)為 S= 遠(yuǎn)大于S=1.5 所以它是安全的。 又因本傳動無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 5.4.7軸承的壽命計算 （1）低速軸軸承壽命計算 1）預(yù)期壽命 從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。 預(yù)期壽命=825016=32000h=3.2h 2）壽命驗算 圖5-7 軸承的受力簡圖 ①軸承所受的徑向載荷, ， ②當(dāng)量動載荷和 低速軸選用的軸承7012AC ,查表8.6[1]得到=1.2 已知，溫度系數(shù)=1（常溫） 由表6-6[3]得到 查表8.5[1]得到e=0.68, ③驗算軸承壽命 因為＞，所以按軸承2的受力驗算 5.5h＞ 所以所選軸承可滿足壽命要求。 5.4.8鍵連接的選擇和計算 （1）低速軸齒輪的鍵聯(lián)接 1） 選擇類型及尺寸 根據(jù)d=70mm,L′=87mm,選用A型，bh=2012,L=70mm 2）鍵的強(qiáng)度校核 ①鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l=l-b=80-20=60mm k=0.5h=6mm ②強(qiáng)度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取120MPa 9.99710Nmm ﹤ 鍵安全合格 （2）低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 1）選擇類型及尺寸 根據(jù)d=65mm,L′=132mm,選用C型，bh=2012,L=90mm 2）鍵的強(qiáng)度校核r ①鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k l=L-b/2=120-10=110mm k=0.5h=6mm ②強(qiáng)度校核 此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取110MPa 20.06Nmm 5.5減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇 5.5.1齒輪傳動的潤滑 本設(shè)計采用油潤滑。潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。 1）齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油高度為30-50mm。另外傳動件浸油中深度要求適當(dāng)，要避免攪油損失太大，又要充分潤滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應(yīng) 盡量相近，以便浸油深度相近。 2）滾動軸承的潤滑 滾動軸承宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。 5.5.2潤滑油牌號選擇 由表7.1[3]得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm/s 選用L-CKC220潤滑油。 5.5.3密封形式 用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取 第六章 設(shè)計總結(jié) 通過本次二級減速器的設(shè)計，讓我對機(jī)械行業(yè)中產(chǎn)品的設(shè)計過程有了親身體會，同時體會到機(jī)械設(shè)計的過程是嚴(yán)謹(jǐn)?shù)姆止げ襟E，開放的設(shè)計思想，細(xì)致的計算驗證，反復(fù)推倒重來的過程，任何一個環(huán)節(jié)都不能疏漏，借鑒前人的經(jīng)驗技巧，參閱各種標(biāo)準(zhǔn)手冊，站在全局來設(shè)計產(chǎn)品。通過本次設(shè)計過程，我更認(rèn)識了自己的不足，一個產(chǎn)品的設(shè)計需要方方面面的知識，經(jīng)驗，技巧作為基礎(chǔ)，這也是我一個身為機(jī)械設(shè)計學(xué)生的執(zhí)著追求。 致謝 非常感謝陳老師在課程設(shè)計過程中對我的指導(dǎo)，也感謝在設(shè)計過程中所有給過我?guī)椭椭v解的同學(xué)，非常感謝你們！ 參考資料 參考文獻(xiàn) 楊明忠、朱家誠主編.機(jī)械設(shè)計[M].武漢理工大學(xué)出版社，2006； 1-284. 濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計.8版.高等教育出版社，2006.5；22-408 吳宗澤、羅圣國主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊.高等教育出版社.1989；