械制造基礎課程設計——二級直齒減速器

1、<p><b>　　前　言</b></p><p>　　機械設計課程是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎科，機械設計課程設計是機械設計課程的重要教學實踐環(huán)節(jié)，其目的是：</p><p>　　通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他選修課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握機械設計的一般規(guī)律，梳理中缺德設計思想；</p><p

2、>　　學會從機器功能要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型，制定傳動方案，合理選擇標準部件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結構及材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題；</p><p>　　通過課程設計，學習運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用程序等，培養(yǎng)機械設計基礎技能和獲取有關信息的能力。</p><p>　　機械設計

3、課程設計的步驟：</p><p><b>　　設計準備</b></p><p>　　明確設計要求和工作條件，通過看實物、模型、錄像或拆裝試驗等了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙。</p><p><b>　　機械系統(tǒng)總體設計</b></p><p>　　分析設計要求，確定系統(tǒng)總體設計方；有執(zhí)行機構要求

4、，進行運動學和動力學分析計算，確定工作機載荷（轉矩）、速度（轉速）；確定系統(tǒng)所需功率。</p><p><b>　　執(zhí)行機構設計</b></p><p>　　確定執(zhí)行機構的具體結構，進行執(zhí)行機構的運動學和動力學分析計算。</p><p><b>　　轉動裝置總體設計</b></p><p>　　比較

5、和選擇傳動裝置的方案；選定電動機的類型和型號；確定總傳動比和各級傳動比；計算各轉軸的轉速與轉矩。</p><p><b>　　傳動件設計計算</b></p><p>　　設計計算各級傳動件的參數(shù)和主要尺寸。</p><p><b>　　總裝圖及裝配圖設</b></p><p><b>　　

6、零件工作圖設計</b></p><p><b>　　編寫設計計算說明書</b></p><p><b>　　總結答辯</b></p><p>　　機械系統(tǒng)運動方案選擇</p><p>　　機械系統(tǒng)設計盡可能簡單</p><p>　　機械傳動系統(tǒng)機構尺寸盡量縮小&l

7、t;/p><p>　　機械系統(tǒng)機構應具有較好的動力特性</p><p>　　機械系統(tǒng)應具有良好的人機性能</p><p>　　2011年12月26日</p><p><b>　　設 計 任 務 書</b></p><p><b>　　課程設計題目：</b></p>

8、<p>　　設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　運輸機工作圓周力F=1800N</p><p>　　運輸機帶速V=1.2m/s</p><p>　　卷筒直徑D=400mm</p><p><b>　　工作條件：

9、</b></p><p>　　連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為5年，單班制工作（8小時/天）。</p><p><b>　　課程設計內容</b></p><p>　　1）傳動裝置的總體設計。</p><p>　　2）傳動件及支承的設計計算。</p><p>　　3）減速器裝配

10、圖及零件工作圖。</p><p>　　4）設計計算說明書編寫。</p><p>　　第一章 原動機的選擇與傳動方案設計</p><p><b>　　1. 原動機的選擇</b></p><p>　　1.1 原動機類型選擇</p><p>　?。?）氣壓馬達 功率小，驅動效率較低，調速性能好，結構

11、尺寸較小，對環(huán)境影響?。粍幼餮杆?、反應快、維護簡單、成本比較低、對易燃、易爆、多塵和震動等惡劣的工作環(huán)境適應性較強；但由于空氣的可壓縮性，氣壓馬達工作穩(wěn)定性差，噪聲較大，一般只適用于小型和輕型工作機械。</p><p>　　（2）液壓馬達 功率大，驅動效率較高，調速性能好，結構尺寸小，對環(huán)境影響較大；必須有高壓油供給系統(tǒng)，應使液壓系統(tǒng)元件有必要的制造加工精度，否則會產(chǎn)生漏油現(xiàn)象，從而影響工作效率、工作機械的運

12、作精度和環(huán)境。</p><p>　?。?）電動機 功率較大，驅動效率高，調速性能好，結構尺寸較大，對環(huán)境影響?。慌c被驅動的工作機械連接簡便，其種類和型號較多，具有各種運動特性，可滿足不同類型機械的工作要求電動機必須具有相應的電源，因此對于野外工作的機械和移動式機械常因缺乏電源而不予使用。</p><p>　?。?）內燃機 功率很大，驅動效率低，調速性能差，結構尺寸大，對環(huán)境影大；功率

13、范圍寬，操作簡便，啟動迅速，便于移動，多用于野外工作的工程、農(nóng)業(yè)機械及船舶車輛等。由于需要柴油、汽油作為燃料，通常要求也較高，在結構上也比較復雜，而且對于零部件的加工制造的精度要求也比較高。</p><p><b>　　1.2 電動機選擇</b></p><p>　　電動機是常用的原動機，具有結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型

14、和結構形式、功率、額定轉速和額定電壓。</p><p><b>　　（1）電動機的類型</b></p><p>　　選擇電動機類型主要根據(jù)工作機械的工作載荷性質,有無沖擊、過載情況，調速范圍，啟動、制動的頻繁程度以及電網(wǎng)供電狀況等。對恒轉矩負載特性的機械，應選用機械特性為硬性的電動機；對恒功率負載特性的機械，應選用變速直流電動機或帶機械變速的交流異步電動機。</

15、p><p>　　由于直流電動機需要直流電源，結構復雜、價格較高，因此當交流電動機能滿足工作機械需求時一般不予采用。現(xiàn)場一般采用三相交流電源，如無特殊要求均采用三相交流電動機。其中，以三相異步電動機應最為廣泛，常用為Y系列三相異步電動機。</p><p><b>　?。?）電動機的功率</b></p><p>　　電動機的功率由額定功率表示。電動機的

16、額定功率應稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求則不能保證工作及正常工作，或是點擊長期過載，發(fā)熱大而過早損壞。功率過大，則成本增加，并由于功率和功率因數(shù)低而造成浪費。</p><p><b>　　所需電機功率為：</b></p><p><b>　　Pd= </b></p><p><b>　　工作機所需的功率：

17、</b></p><p><b>　　Pw= </b></p><p>　　由電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：</p><p>　　η=η0·η1·η2·η3···ηn</p><p>　　式中η0、η1、η2、η3、··

18、·、ηn分別為傳動裝置中 每一傳動副、每對軸承、每個連軸器的效率。</p><p>　　則 工作機所需的功率：</p><p>　　Pw= = =2.2KW</p><p>　　η=0.96×0.95×0.99×0.98×0.99×0.98=0.88</p><p>　　所以：Pd=

19、 = =2.5KW</p><p>　　由查表得電動機的額定功率Pd=3KW</p><p>　?。?）確定電動機的轉速</p><p>　　卷筒軸的工作轉速為：</p><p>　　nw= =57.3r/min</p><p>　　電動機轉速越高，磁極越少，尺寸重量越小，價格越低；但傳動裝置的總傳動比大，傳動級數(shù)增

20、多，尺寸及重量增大，從而成本增大。點轉速轉動機則相反。</p><p>　　按照工作機轉速要求和傳動機構的合理動比范圍，可推算出電機轉速的可選范圍：</p><p>　　nd′=i′nw=(i1′i2′i3′···in′) nw</p><p>　　按推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比i2′=2~3，減速器內傳動的傳動比i1′= 6~8

21、</p><p>　　則合理總傳動比的范圍為: i = 12~24</p><p>　　故電動機的轉速范圍為：</p><p>　　nd′= (i1′· i2′) nw = (12~24)×57.3r/min </p><p>　　= （687.6~1375.2）r/min </p><p>　　配

22、合電動機的功率，由表查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數(shù)比較情況見下表：</p><p>　　對于Y系列電動機，多選同步轉速為1500r/min和1000r/m的電動機，如無特殊需要不選用低于750r/min的電動機。</p><p><b>　　故方案1比較適合。</b></p><p>　　選定電動機型號為Y132M-6,電動機的額定功率

23、P = 3kw，滿載轉速n= 960r/min 。</p><p><b>　　2. 傳動方案設計</b></p><p>　　本次課程設計為二級圓柱齒輪減速器。傳動比選定為8~40，用斜齒、直齒或人字齒。架構簡單，應用廣泛。</p><p>　　展開式減速器，齒輪相對于軸承為不對稱分布，因為延齒向載荷分布不均勻，要求軸有較大剛度。</p

24、><p>　　分流式減速器，齒輪相對于軸承為對稱分布，常用于較大功率、變載等場合。</p><p>　　同軸式減速器，長度尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差。</p><p><b>　　展開式減速器</b></p><p><b>　　分流式減速器</b></p><p

25、><b>　　同軸式減速器</b></p><p>　　課程設計選定為展開式齒輪箱減速器。</p><p>　　第二章 傳動裝置總體設計</p><p>　　1. 計算總傳動比及分配各級傳動比</p><p>　　傳動裝置的總傳動比要求：</p><p>　　i = nm/nw = 960

26、/57.3 = 16.8</p><p>　　多級傳動中，總傳動比：</p><p>　　i=i1·i2·i3···in</p><p>　　合理選擇和分配各級傳動比注意事項：</p><p>　　各級傳動機構的傳動比應盡量在推薦范圍內選??；</p><p>　　應使傳

27、動結構尺寸較小，重量較輕?？傊行木嗯c總傳動比相同時，低速級大齒輪直徑減小可是減速器外輪廓尺寸減小。</p><p>　　各傳動件應尺寸協(xié)調，結構勻稱合理，避免干涉碰撞。二級減速器的兩級大齒輪直徑盡量相近，以利于進油潤滑。</p><p>　　展開式二級圓柱齒輪減速器 i1≈（1.3~1.5）i2</p><p>　　傳動裝置的實際傳動比要有選定的齒數(shù)或標準帶輪的

28、直徑準確計算，因為要求的傳動比可能有誤差。一般允許工作機實際轉速與要求轉速的相對誤差為±（3~5）%。</p><p>　　2. 計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)</p><p><b>　　2.1 各軸轉速</b></p><p>　　初定各部分傳動比：i1 = 2 i2 = 3.3 i3 = 2.5</p><

29、;p>　　則三個工作軸I、II、III的轉速分別為：</p><p>　　nI = = 480 r/min</p><p>　　nII = = 145.5 r/min</p><p>　　nIII = = 58 r/min</p><p>　　最終輸出實際轉速與要求轉速的相對誤差Δn = 1.2%,合格。</p>

30、<p>　　2.2 各軸輸入功率</p><p>　　PI =Pd·η0 I = 2.88 kW</p><p>　　PII = Pd·η0 I·ηI II = 2.79 kW</p><p>　　PIII = Pd·η0 I·ηI II·ηII III = 2.71 kW</p>

31、;<p><b>　　2.2 各軸轉矩</b></p><p>　　Td = 9550 =30 N·m</p><p>　　TI =Td·i1·η0 I = 57.6N·m</p><p>　　TII = TI·i2·ηI II = 184.3N·m<

32、/p><p>　　TIII = TII·i3·ηII III = 447N·m</p><p>　　第三章 V帶傳動設計</p><p>　　1.計算功率Pc 查表得KA = 1.1 </p><p>　　PC = KAP = 1.1×3 kW = 3.3kW</p><p>

33、;<b>　　2.V帶型號</b></p><p>　　由PC = 3.3KW，n1 =960r/min，暫取A帶計算</p><p>　　3.大小帶輪基準直徑</p><p>　　查表暫取d1 = 100mm，則(ε= 0.01~0.02)</p><p>　　d2 = i1 d1(1-ε) = ×100&#

34、215;(1- 0.02) = 196mm</p><p>　　查表得d2可取180mm或200mm</p><p>　　經(jīng)誤差驗算選180mm時誤差大于5％</p><p>　　故 d1 = 100mm d2 = 200mm</p><p><b>　　4.驗算帶速</b></p><p>

35、　　V = = m/s = 5.02m/s</p><p>　　帶速應在5~25m/s范圍內， 此處可稍作調整</p><p>　　取 d1 = 112mm 則d2 = 224mm</p><p>　　V = = m/s = 5.6m/s</p><p><b>　　可取</b></p><p>

36、;　　5.V帶基準長度Ld和中心距a</p><p>　　初選中心距 0.7 (d1+d2) = 235mm</p><p>　　2 (d1+d2) = 672mm </p><p>　　則根據(jù)標準a0可取400mm </p><p>　　得 帶長L0=2a0+ (d1+d2)+ = 1335mm</p>&l

37、t;p>　　基準帶長Ld取1400mm</p><p>　　取a0=400mm, L0=1364mm, Ld=1400mm</p><p>　　則a≈a0 + = (400 + ) = 433mm</p><p><b>　　6.驗算小帶輪包角</b></p><p>　　α1 = 180°- 

38、15;57.3°= 165°> 120° 合適</p><p><b>　　7.V帶根數(shù) </b></p><p>　　PC = 3.3kW P0 = 1.16kW </p><p>　　i1=2 = 0.1kW</p><p>　　= 0.95 = 0.96<

39、/p><p>　　z = = = 2.87 </p><p><b>　　暫取4根</b></p><p>　　8.作用在帶輪軸上的壓力FQ </p><p>　　q = 0.1kg/m</p><p>　　則單根V帶的初拉力 </p><p>　　F0 = (

40、 )+qv2</p><p>　　= [ ( –1) + 0.17×5.62] = 126 N</p><p><b>　　作用在軸上的壓力</b></p><p>　　FQ = 2z F0 N = 736 N</p><p><b>　　9.V帶輪結構初設</b></p>

41、<p>　　d1 = 112mm d2 = 224mm</p><p>　　B = 65mm </p><p>　　ψ1 = 34° ψ2 = 38° </p><p>　　δ = 8mm

42、 </p><p><b>　　ha = 3mm</b></p><p><b>　　hf = 10mm</b></p><p><b>　　H = 13mm</b></p><p><b>　　f = 10mm</b></p><p

43、>　　e = 15±0.3mm</p><p><b>　　bd = 11mm</b></p><p>　　s1 ≥1.5 s </p><p>　　s2 ≥0.5 s = 10mm</p><p>　　s = (0.2~0.3) B =16mm</p><p>　　第四章 各級齒

44、輪設計</p><p>　　齒輪傳動數(shù)據(jù)： </p><p>　　nI = 480 r/min PI = 2.88 kW TI = 57.6N·m</p><p>　　i2 = 3.3 nII = 145.5 r/min PII = 2.79 kW TII = 184.3N·m</p><p>　　i3

45、 = 2.5 nIII = 58 r/min PIII = 2.71 kW TIII = 447N·m</p><p>　　1. 按軟齒面設計各齒輪結構</p><p>　?。?）選擇材料及確定需用應力</p><p>　　小齒輪均用45鋼調質，齒面硬度197~286HBS，接觸疲勞極限σHlim=550~620MPa,彎曲疲勞極限σFE=410~

46、480MPa；大齒輪均選材為ZG35SiMn，調質處理，齒面硬度為241~269 HBS，接觸疲勞極限</p><p>　　σHlim=590~640 MPa,彎曲疲勞極限σFE=500~520 MPa</p><p>　　初選最小安全系數(shù) SH=1.1，SF=1.25</p><p>　　計算需用應力范圍 [σH]= [σF]= </p>&

47、lt;p>　　[σH1]= [σH1′]=520（ 500~564） MPa </p><p>　　[σF1]= [σF1′]= 400（328~436） MPa</p><p>　　[σH2]= [σH2′]=560（ 536~582 ）MPa</p><p>　　[σF2]= [σF2′]= 410（400~416） MPa</p><

48、p>　　（2）按齒面接觸強度設計齒輪</p><p>　　設計齒輪按8級精度加工制造。由于電動機工作為平穩(wěn)沖擊取載荷系數(shù)K=1.1（1~1.2）；由于齒輪相對軸承非對稱分布，接觸為軟齒面，則齒寬系數(shù)取值范圍φd=0.8（0.2~1.2）。</p><p>　　I、II軸轉矩：TI = 57.6N·m TII = 184.3N·m</p><

49、;p>　　彈性系數(shù)ZE=188.9</p><p><b>　　d1 ≥ </b></p><p>　　= =55.4mm</p><p><b>　　d1′≥ </b></p><p>　　= =81.7mm</p><p>　　齒數(shù)取 Z1 =24 則Z

50、2 =24×3.3=80</p><p>　　實際傳動比為 i2 = 3.33</p><p>　　Z1′=36 Z2′=32×2.5=90</p><p>　　模數(shù) m = = 2.3mm</p><p>　　m′= = 2.27mm</p><p>　　齒寬 b1 =φd d1

51、 =0.8×55.4=44.32</p><p>　　b1′ =φd d1′ =0.8×81.7=65.36</p><p>　　初取齒寬 b1 =52mm b2 =46mm</p><p>　　b1′ =72mm b2′ =66mm</p><p>　　取模數(shù)均為m = 3，則實際尺寸</p><

52、;p>　　d1 = m Z1 = 72mm d2 = m Z2 = 240mm</p><p>　　d1′ = m Z1′ = 108mm d2′ = m Z2′ = 270mm</p><p>　　中心距 a= = 156mm</p><p>　　a′= = 189mm</p><p>　　(3)檢驗齒輪彎曲強度<

53、;/p><p>　　Z1 =24 YFa1=2.71 YSa1=1.58</p><p>　　Z2 =80 YFa2=2.28 YSa2=1.77</p><p>　　Z1′=36 YFa1′=2.52 YSa1′=1.65</p><p>　　Z2′=90 YFa2′=2.25 YSa2′=1.78</p>

54、;<p>　　σF1= = = 54.6MPa</p><p>　　σF2=σF1 = 54.6× = 51.5MPa</p><p>　　σF1′= = = 96.4MPa</p><p>　　σF2′=σF1′ = 96.4× = 90.8MPa</p><p><b>　

55、　校核結果均為安全。</b></p><p><b>　　齒輪的圓周速度</b></p><p>　　v = = = 1.8 m/s</p><p>　　符合8級精度齒輪要求。軟齒面齒輪設計完成。</p><p>　　2. 按硬齒面設計各齒輪結構</p><p>　　（1）選擇

56、材料及確定需用應力</p><p>　　硬齒面齒輪大小齒輪可取材相同，初定材料均為45鋼表面淬火，齒面硬度40~50HRC，接觸疲勞極限σHlim=1120~1150MPa,彎曲疲勞極限σFE=680~700MPa</p><p>　　初選最小安全系數(shù) SH=1.1，SF=1.25</p><p>　　計算需用應力范圍 [σH]= [σF]= </p&

57、gt;<p>　　[σH1]= [σH1′]= [σH2]= [σH2′]=1100（1020~1146）MPa </p><p>　　[σF1]= [σF1′]= [σF2]= [σF2′]=550（544~560） MPa</p><p>　?。?）按齒面彎曲強度設計齒輪</p><p>　　設計齒輪按8級精度加工制造。由于電動機工作為平穩(wěn)沖擊取載

58、荷系數(shù)K=1.1（1~1.2）；由于齒輪相對軸承非對稱分布，接觸為軟齒面，則齒寬系數(shù)取值范圍φd=0.4（0.3~0.6）。</p><p>　　I、II軸轉矩：TI = 57.6N·m TII = 184.3N·m</p><p>　　齒數(shù)取 Z1 =24 則Z2 =24×3.3=80</p><p>　　實際傳動比為 i2

59、= 3.33</p><p>　　Δi2= = 0.91%</p><p>　　Z1′=36 Z2′=36×2.5=90</p><p>　　實際傳動比為 i3 = 2.5</p><p>　　查得 YFa1 = 2.76 YSa1 = 1.58</p><p>　　YFa2 = 2.25 Y

60、Sa2 = 1.76</p><p>　　YFa1′= 2.52 YSa1′= 1.65</p><p>　　YFa2′= 2.24 YSa2′= 1.78</p><p>　　模數(shù) m1 ≥ = 1.63mm</p><p>　　m1′ ≥ = 1.81mm</p><p>　　取模數(shù)均為2.5，則實際尺寸

61、</p><p>　　d1 = m Z1 = 60mm d2 = m Z2 = 200mm</p><p>　　d1′ = m Z1′ = 90mm d2′ = m Z2′ = 225mm</p><p>　　中心距 a= = 130mm</p><p>　　a′= = 157.5mm</p><p>

62、　　齒寬 b1 =φd d1 =0.4×60=24mm</p><p>　　b1′ =φd d1′ =0.4×90=36mm</p><p>　　初取齒寬 b1 =32mm b2 =27mm</p><p>　　b1′ =32mm b2′ =27mm</p><p>　　(3)檢驗齒輪接觸強度</p>

63、<p>　　σH1= ZEZH = 565.4MPa</p><p>　　σH2= ZEZH = 330.3 MPa</p><p>　　σH1′= ZEZH = 674.2 MPa</p><p>　　σH2′= ZEZH = 457.2 MPa</p><p>　　校核結果大齒輪均安全，小齒輪則需加寬齒面、加大分度圓直徑

64、。</p><p>　　硬齒面加工采用45鋼表面淬火處理，制造成本較軟齒面大，此處不取。</p><p>　　3.兩級齒輪初設計結構尺寸</p><p>　　中心距 a = 156mm a′= 189mm</p><p>　　aΣ = 345mm</p><p>　　齒頂圓直徑 da1=78mm</p&g

65、t;<p><b>　　da2=246mm</b></p><p>　　da1′=114mm</p><p>　　da2′=279mm</p><p>　　第五章 各級傳動軸裝配初設</p><p>　　1.各級傳動軸軸徑尺寸初設</p><p>　?。?）各級傳動軸軸的材料選擇&l

66、t;/p><p>　　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鋼調質處理。</p><p>　　（2）初算各級傳動軸直徑</p><p><b>　　初取C=110</b></p><p>　　D1min= C = 110 = 19.9mm</p><p>　　D2

67、min= C = 110 = 29.4mm</p><p>　　D3min= C = 110 = 39.6mm</p><p>　　聯(lián)合第三章齒輪尺寸初設二級齒輪中心距滿足配合尺寸要求。</p><p><b>　?。?）初選軸承</b></p><p>　　I軸選軸承為6006 d1 = 30mm</

68、p><p>　　II軸選軸承為6008 d2 = 40mm</p><p>　　III軸選軸承為6010 d3 = 50mm</p><p>　　2.各級傳動軸相關尺寸初設</p><p>　　2.1各級傳動軸鍵連接尺寸初設</p><p>　?。?）I、III軸端鍵槽</p><p>　　TI

69、 = 57.6N·m TIII = 447N·m</p><p>　　dVI=24mm dVIII=46mm</p><p>　　則取兩處鍵尺寸參數(shù)分別為：</p><p>　　bVI=8mm hVI=7mm</p><p>　　bVIII =14mm hVIII =9mm</

70、p><p>　　校核兩鍵的擠壓強度 [σp] = 70~80MPa</p><p><b>　　σpVI= </b></p><p><b>　　σpVIII= </b></p><p><b>　　兩鍵長可分別取</b></p><p>　　lVI =

71、20+2×4=28mm</p><p>　　lVIII =52+7=59mm</p><p><b>　　取鍵型號分別為</b></p><p>　　GB/T 1096 鍵8×7×32</p><p>　　GB/T 1096 鍵C14×9×60</p>

72、<p>　?。?）II、III軸齒輪連接件強度</p><p>　　dII=32mm dIII=53mm</p><p>　　則取兩處鍵尺寸參數(shù)分別為：</p><p>　　bII=10mm hII=8mm</p><p>　　bIII =16mm hIII =10mm</p><

73、;p>　　同上校核后取兩鍵長：</p><p>　　lII =23+14≥37mm</p><p>　　lIII =45+16≥60mm</p><p><b>　　取鍵型號分別為</b></p><p>　　GB/T 1096 鍵10×8×40</p><p>　　G

74、B/T 1096 鍵16×10×60</p><p>　　2.2各級傳動軸軸體尺寸初設</p><p><b>　　(1)I級傳動軸</b></p><p>　　1 : Φ24×60mm 2 : Φ26×60mm</p><p>　　3 : Φ30×25.

75、5mm 4 : Φ50×25mm </p><p><b>　?。?）II級傳動軸</b></p><p>　　1 : Φ30×34mm 2 : Φ32×46mm</p><p>　　3 : Φ60×8mm 4 : Φ114×72mm</p&

76、gt;<p>　　（3）III級傳動軸</p><p>　　1 : Φ45×64mm 2 : Φ48×60mm</p><p>　　3 : Φ50×32mm 4 : Φ53×66mm</p><p>　　5 : Φ80×12mm 6 : Φ70×

77、30mm</p><p>　　7：Φ56×30mm </p><p>　　各級傳動軸尺寸初定完成。</p><p>　　2.3輸出軸聯(lián)軸器初選</p><p>　　聯(lián)軸器選為凸緣聯(lián)軸器。</p><p>　　由輸出軸軸徑Φ45，查得可選用聯(lián)軸器GYH6</p><p>　　公稱轉矩T

78、0=900N·m >TIII = 447N·m</p><p>　　需用轉速n0=6800r/min > nIII = 58 r/min </p><p>　　軸孔長度J1=84mm</p><p>　　GYH6凸緣聯(lián)軸器 GB/T 5843-2003</p><p>　　第六章 各級傳動軸參數(shù)校核&l

79、t;/p><p>　　各級傳動軸軸體尺寸校核</p><p>　　d1 = m Z1 = 72mm </p><p>　　d2 = m Z2 = 240mm</p><p>　　d1′ = m Z1′ = 108mm </p><p>　　d2′ = m Z2′ = 270mm</p><p&g

80、t;　　tan20°=0.363972</p><p>　　由于減速箱存在安裝誤差，為保安全型，取近似大值計算。</p><p><b>　　I級傳動軸校核</b></p><p>　　nI = 480 r/min </p><p>　　PI = 2.88 kW </p><p>

81、　　TI = 57.6N·m</p><p>　　FQ = 2z F0 N = 736 N</p><p>　　圓周力Ft= =1600N</p><p>　　徑向力Fr=Fttan20°=583N</p><p>　　L=170mm K= 100mm</p><p><b>　　

82、求垂直面的支反力</b></p><p>　　F2V = = 422N</p><p>　　F1V =Fr－F2V = 161N</p><p><b>　　求水平面的支承反力</b></p><p>　　F1H = F2H = = 800N</p><p>　　力FQ在支點產(chǎn)生

83、的反力</p><p>　　F1F = = 433N</p><p>　　F2F = F+ F1F = 1170N</p><p><b>　　V帶傳動布置不定，</b></p><p>　　暫取最不利情況計算。</p><p>　?。?）垂直面的彎矩圖</p><p>

84、　　MaV=47 F2V=19.8N·m</p><p>　　MaV′=123 F1V</p><p><b>　　=19.8N·m</b></p><p>　?。?）繪制水平彎矩圖</p><p>　　MaH=F1H· =68N·m</p><p>　　

85、（6）力FQ產(chǎn)生的彎矩圖</p><p>　　M2F =FK=73.6 N·m</p><p>　　a截面上FQ產(chǎn)生的彎矩：</p><p>　　MaF = F1F = 36.8 N·m</p><p><b>　?。?）求合成彎矩圖</b></p><p>　　Ma =

86、 + MaF</p><p><b>　　= +36.8</b></p><p>　　= 107.6 N·m </p><p>　　Ma′= 107.6 N·m</p><p>　　M2 = M2F =73.6N·m</p><p>　　（8）求危險截面的當量彎矩

87、</p><p>　　由圖可知，a- a截面最危險</p><p><b>　　其當量彎矩Me</b></p><p>　　折合系數(shù) =0.6 </p><p><b>　　Me= =</b></p><p><b>　　=112 N·m</b&

88、gt;</p><p>　?。?）計算危險截面處軸的直徑</p><p>　　軸材料選45號鋼調質處理</p><p><b>　　σB=650Mpa</b></p><p>　　[σ-1b]= 60Mpa</p><p><b>　　則I級傳動軸直徑：</b></p&

89、gt;<p>　　d≥ = = 26.4mm</p><p>　　考慮開鍵槽對軸的削弱，將d值加大5%</p><p>　　故d =1.05×26.4≈27.8mm</p><p>　　則I級傳動軸尺寸初設成立</p><p><b>　　終定軸承6006</b></p><

90、;p><b>　　II級傳動軸校核</b></p><p>　　nII = 145.5 r/min </p><p>　　PII = 2.79 kW </p><p>　　TII = 184.3N·m</p><p>　　圓周力Ft= =1535.8N</p><p>　　

91、Ft′= =3413N</p><p>　　徑向力Fr=Fttan20°=559N</p><p>　　Fr′=Ft′tan20°=1242N</p><p><b>　　L1=57mm</b></p><p><b>　　L2=67mm</b></p><

92、p><b>　　L3=47mm</b></p><p><b>　　求垂直面的支反力</b></p><p><b>　　ΣY = 0</b></p><p>　　-F1V +F2V+ Fr′- Fr = 0</p><p><b>　　ΣMA = 0</

93、b></p><p>　　L1 Fr′- (L1+L2）Fr +L F2V=0</p><p>　　得 F1V =712N</p><p><b>　　F2V= 29N</b></p><p>　?。?）求水平面的支承反力</p><p>　　F1H = F2H = = 938.6N&l

94、t;/p><p>　?。?）垂直面的彎矩圖</p><p>　　MaV=F2V L3=1.7 N·m</p><p>　　MaV′= F1V L1 =40 N·m</p><p>　　（4）繪制水平彎矩圖</p><p>　　MaH=F1H· =65 N·m</p>

95、<p><b>　　（5）求合成彎矩圖</b></p><p><b>　　Ma = </b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 65.1N·m </p><p><b>　　Ma′= </b>

96、</p><p><b>　　=76.4 N·m</b></p><p>　　（8）求危險截面的當量彎矩</p><p>　　由圖可知，a- a截面最危險</p><p><b>　　其當量彎矩Me</b></p><p>　　折合系數(shù) =0.6 </p&g

97、t;<p><b>　　Me= </b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　=128.3 N·m</p><p><b>　　Me′= ′</b></p><p><b>　　=134.4N·m</

98、b></p><p>　?。?）計算危險截面處軸的直徑</p><p>　　軸材料選45號鋼調質處理</p><p>　　[σ-1b]= 60Mpa</p><p>　　則II級傳動軸直徑：</p><p>　　d≥ = = 27.8mm</p><p><b>　　d′≥

99、= </b></p><p><b>　　= 28.2mm</b></p><p>　　則II級傳動軸尺寸初設成立</p><p><b>　　終定軸承6006</b></p><p><b>　　III級傳動軸校核</b></p><p>

100、;　　nIII = 58 r/min </p><p>　　PIII = 2.71 kW </p><p>　　TIII = 447N·m</p><p>　　圓周力Ft= =3310N</p><p>　　徑向力Fr=Fttan20°=1205N</p><p><b>　　壓力

101、F=1800N</b></p><p>　　L=175mm K=110mm</p><p>　　L1=115mm L2=60mm</p><p>　?。?）求垂直面的支反力</p><p><b>　　F1V =792N</b></p><p><b>　　F2V =41

102、3N</b></p><p>　?。?）求水平面的支承反力</p><p>　　F1H = F2H = = 1655N</p><p>　?。?）力F在支點產(chǎn)生的反力</p><p>　　F1F = = 1131.5N</p><p>　　F2F = F+ F1F = 2931.5N</p>

103、;<p>　?。?）垂直面的彎矩圖</p><p>　　MaV=73.4 N·m</p><p>　　MaV′=73.3 N·m</p><p>　?。?）繪制水平彎矩圖</p><p>　　MaH=F1H =145 N·m</p><p>　　（6）F力產(chǎn)生彎矩圖<

104、/p><p>　　M2F =FK=198N·m</p><p>　　a-a截面上F產(chǎn)生的彎矩：</p><p>　　MaF = F1F = 99 N·m</p><p><b>　?。?）求合成彎矩圖</b></p><p>　　Ma = + MaF</p>&

105、lt;p>　　= 261.5 N·m</p><p>　　Ma′= 261.5 N·m</p><p>　　M2 = M2F =198N·m</p><p>　?。?）求危險截面的當量彎矩</p><p><b>　　a- a截面最危險</b></p><p>

106、<b>　　其當量彎矩Me</b></p><p>　　折合系數(shù) =0.6 </p><p><b>　　Me= </b></p><p><b>　　=374.6N·m</b></p><p>　?。?）計算危險截面處軸的直徑</p><p&

107、gt;　　軸材料選45號鋼調質處理</p><p>　　則III級傳動軸直徑：</p><p>　　d≥ = 43.5mm</p><p>　　故d =1.05×26.4≈45.7mm</p><p>　　則III級傳動軸初設成立</p><p><b>　　終定軸承6010</b>&

108、lt;/p><p>　　2.各級傳動軸軸承尺寸校核</p><p>　　減速器工作為單班制，五年大修，近似工作總時間為10500h。</p><p>　　有前校核計算知三級傳動軸均不受軸向力作用。</p><p>　　軸向力分別為：Fr1 = FQ +Fr = 1319N </p><p>　　Fr2 = Fr′- Fr

109、= 683N</p><p>　　Fr3 = FQ +Fr = 2005N</p><p>　　故當量動載荷：P1 =1319N P2 = 683N P3 =2005N</p><p>　　則軸承選定： 對球軸承ε=3</p><p><b>　　= h</b></p><p><

110、b>　　溫度系數(shù) </b></p><p><b>　　溫度系數(shù) </b></p><p>　　取值 = 0.7 = 1.0</p><p>　　傳動軸轉速nI = 480 r/min nII = 145.5 r/min nIII = 58 r/min </p><p>　

111、　軸承預期壽命： Lh1 =11910h，I、II軸選用軸承同型，II受載較小，故壽命較I長，滿足條件。</p><p>　　Lh3 =13017h </p><p>　　以上壽命預算皆滿足要求，故取0尺寸系列合適。</p><p>　　第七章 齒輪箱整體結構</p><p>　　1.箱內傳動件輪廓及相對位置</p><

112、;p>　　C的取值范圍[6~8]mm</p><p>　　箱體內壁與齒輪輪轂端面間距Δ2≥δ</p><p>　　箱體內壁與齒輪輪轂端面間距Δ1≥1.2δ</p><p><b>　　2.箱體設計</b></p><p>　　2.1箱體結構尺寸設計</p><p>　?。?）箱體要具有足夠的

113、剛度</p><p>　　箱體在加工和使用過程中因受復雜的變載荷而引起相應的變形,若箱體的剛度不夠則會引起軸承中心線的過度偏斜,從而影響傳動件的運轉精度,甚至由于載荷集中而導致運動副的加速損壞.</p><p>　　相同壁厚的情況下,增加箱體底面積及箱體輪廓尺寸,可以增加抗彎扭的慣性矩,有利于提高箱體的整體剛性。</p><p>　　箱體壁厚δ與低速軸轉矩關系δ=2

114、 ≥8mm</p><p>　　箱蓋壁厚δ1 ≥8mm</p><p>　　軸承孔附近和箱體底座與地基結合處承受較大集中載荷，故應增大壁厚，以保證局部剛度。底座底面凸緣厚度b2=2.5δ, 箱蓋凸緣厚度b1=1.5δ，箱體凸緣厚度b=1.5δ</p><p>　　所有受載結合面的表面粗糙度Ra≤1.6~2.5μm，預緊力≥2MPa。</p><p

115、><b>　　連接件：</b></p><p>　　地腳螺釘直徑df=0.036a+12=24</p><p>　　數(shù)目n=6 （M24）</p><p>　　軸承旁螺栓直徑d1=0.75df (M16)</p><p>　　箱體

116、連接螺栓直徑d2=（0.5~0.6）df =12~14.4，</p><p>　　間距l(xiāng)=150~200 （M12或M14）</p><p>　　軸承端蓋螺釘直徑d3=（0.4~0.5）df =9.6~12 （M10或M12）</p><p>　　視孔蓋螺釘直徑d4=（0.3~0.4）df （M6）</p>

117、<p>　　定位銷直徑d=（0.7~0.8）d2 =8.4~11.5 （M10）</p><p>　　軸承旁凸臺半徑R1=C2</p><p><b>　　凸臺凸緣尺寸結構：</b></p><p><b>　　箱體連接凸緣</b></p><p><b>　　平凸緣底

118、座</b></p><p><b>　　合理設計肋板</b></p><p>　　在箱體受載集中處設置肋板課明顯提高局部剛度。加強肋板的布置應盡量使其受壓應力以起到支撐作用。對于伸向箱體內部的軸承座孔可設置內肋，內置較外置可更好地提高剛度。</p><p>　　外置肋板 內置肋板</p>&

119、lt;p>　　合理選擇材料及毛坯制造方案,箱體常用灰鑄鐵HT150或HT200制成。鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具一定的吸震性；但彈性模量小，剛性較差，故在重型減速器中常用鑄鋼ZG200~400或ZG230~450箱體。</p><p>　?。?）箱體應具有可靠的密封,便于傳動件的潤滑和散熱</p><p>　　箱體剖面連接凸緣應有足夠的寬度，并要精加工，連接螺栓間距也不應過大，要小于

120、150~200mm，以保證足夠的壓緊力。為保證軸承孔的精度，剖分面間不得加墊片。為提高密封性剖分面上需開回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝回到箱內。</p><p>　　鑄造油溝 圓柱銑刀加工油溝 圓盤銑刀加工油溝</p><p>　　鑄造：a=5~8 b=6~10 機加工：a=3~5 c=3~5</p><p>　　傳動件的浸油深度H1，對于圓

121、柱齒輪最少應為一個齒高，為避免攪油損失過大，傳動件的浸油深度不應超過其分度圓半徑的1/3，同時為避免攪動時油渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌婢嚯xH2不應小于30mm。多級傳動中，為使各級傳動的浸油深度一致，可制成傾斜式箱體剖分面，或采用濺油輪或濺油環(huán)，常用塑料制成，寬度取傳動件的1/3。</p><p>　　課程設計中II傳動軸上大齒輪可觸及油面，故不增設濺油輪。</p><p>　　（3）箱體應具

122、有良好的工藝性能</p><p>　　鑄造工藝性。外形力求簡單，減少沿拔模斜度方向的凸起部分；箱體壁厚力求均勻，轉折處有鑄造圓角。 </p><p>　　機械加工工藝性。盡量減小加工面積，加工面與非加工面明顯分開，不應在同一平面內；減少工件與刀具的調整次數(shù)，</p><p>　　箱體外形力求美觀、勻稱</p><p>　　2.2減速器附件結

123、構設計</p><p>　?。?）檢查孔和視孔蓋</p><p>　　檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板、有機柏林材料，與箱體之間應加密封墊圈，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質。</p><p><b>　?。?）放油螺塞</b></p><p>　　設在想做

124、地面最低處，或設在箱體。箱體底面常向放油孔方向傾斜1°~5°，并在其附近形成凹坑，便于油污的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處應加封油圈。課程設計選用M18×1.5。</p><p><b>　?。?）油標</b></p><p>　　用來標示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定處。</p>

125、<p>　　桿式油標結構簡單，其上有刻線表示最高和最低油面，帶有隔套的油標可以減輕油攪動的影響，以便在減速箱運轉時檢測油面高度。油標的安置位置不能太低，以防止油溢出。其傾斜角度應應便于油標座空的加工及油標的拆卸安裝。</p><p>　　課程設計選M16帶有各套的桿式油標。安裝角度取45°。</p><p><b>　　（4）通氣孔</b><

126、;/p><p>　　使箱內外氣壓一致，避免由于轉動溫度升高而氣壓增大，進而引起潤滑油滲出。課程設計選用通氣帽。</p><p>　　課程設計選擇型號M36×2。</p><p><b>　　起吊裝置</b></p><p>　　用于拆卸和搬運。通常由蓋上的吊孔和箱座下的吊耳構成。</p><p&

127、gt;<b>　　吊耳環(huán)相關數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　b=20mm d =20mm R=24mm e=20mm</p><p><b>　　吊鉤相關數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　K=46mm H=36mm h=18mm r =8mm b=20mm</p><p><