機械設計課程設計--二級圓柱齒輪減速器

1、<p>　　《機械設計》課程設計任務書</p><p>　　名 稱： 二級圓柱齒輪減速器 </p><p>　　學 院： 機電與汽車工程學院 </p><p>　　專業(yè)班級： </p><p>　　學生姓名：

2、 </p><p>　　學 號： </p><p>　　指導老師： </p><p>　　成 績： <

3、;/p><p>　　完成日期： 2014年6月16日 </p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　設計要求綜述----------------------------------------------------------------------------------2</p>

4、<p>　　一、電動機的選擇----------------------------------------------------------------------------3</p><p>　　二、傳動比的分配----------------------------------------------------------------------------3</p><

5、;p>　　三、計算各軸的轉(zhuǎn)速-------------------------------------------------------------------------4</p><p>　　四、計算各軸的轉(zhuǎn)矩-------------------------------------------------------------------------4</p><p>　　

6、五、帶傳動設計-------------------------------------------------------------------------------5</p><p>　　六.齒輪傳動設計------------------------------------------------------------------------------7</p><p>　　

7、（一）斜齒圓柱齒輪(高速級齒輪)設計---------------------------------------------7</p><p>　?。ǘ┲饼X圓柱齒輪(低速級齒輪)設計---------------------------------------------14</p><p>　　七 軸及軸承的設計------------------------------------

8、--------------------------------------20</p><p>　?。ㄒ唬┹敵鲚S（Ⅲ軸）及軸承的設計--------------------------------------------------20</p><p>　?。ǘ┲虚g軸（Ⅱ軸）及軸承的設計--------------------------------------------------

9、-24</p><p>　　(三)輸入軸（Ⅰ軸）及軸承的設計-----------------------------------------------------28</p><p>　　八 減速器箱體尺寸數(shù)據(jù)選擇--------------------------------------------------------------32</p><p>　　

10、九 減速器潤滑與密封-----------------------------------------------------------------------35</p><p>　　十 主要設計結(jié)論-----------------------------------------------------------------------------35</p><p>　　十一 感

11、想及致謝-----------------------------------------------------------------------------36</p><p>　　參考文獻----------------------------------------------------------------------------------------37</p><p>

12、;<b>　　設計要求綜述 </b></p><p><b>　　1.設計題目</b></p><p>　　設計一帶式輸送機的傳動裝置（一級圓柱直齒輪和一級圓柱斜齒輪減速器），傳動示意圖如下：</p><p>　　1—電動機2—V帶傳動3—減速器 4—聯(lián)軸器5—鼓輪 6—輸送帶</p><

13、p><b>　　已知條件：</b></p><p>　　1）鼓輪直徑： D= 250 毫米；</p><p>　　2）鼓輪上的圓周力： F= 1800 牛頓；</p><p>　　3）輸送帶速度： V= 1.5 米/秒；</p><p><b>　　技術條件

14、與說明：</b></p><p>　　1）傳動裝置的使用壽命預定為 15 年每年按300天計算， 2 班制工作每班按8小時計算；</p><p>　　2）工作機的載荷性質(zhì)為平穩(wěn)、輕微沖擊、中等沖擊、嚴重沖擊；單、雙向回轉(zhuǎn)；</p><p>　　3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；</p><p>　　4）傳動

15、布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；</p><p>　　5）輸送帶允許的相對速度誤差≤±3～5%。</p><p><b>　　2.設計要求</b></p><p>　　1）減速器裝配圖1張；</p><p>　　2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級

16、軸）；</p><p>　　3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫；</p><p><b>　　3.設計期限</b></p><p>　　1）設計開始日期：2014年3月23日</p><p>　　2）設計完成日期：2014年6月26日</p><p><b>　　4.指

17、導老師</b></p><p>　　本設計由指導老師 指導。</p><p><b>　　一、電動機的選擇</b></p><p><b>　　1.確定工作機功率</b></p><p><b>　　2.原動機功率</b></p>

18、<p><b>　　傳動系統(tǒng)總效率</b></p><p>　　根據(jù)參考文獻【4】表9.1知，聯(lián)軸器的傳動效率；滾動軸承的效率；閉式斜齒圓柱齒輪的傳動效率；滾筒的傳動效率為；V帶的傳動效率，總傳動效率為： </p><p><b>　　原動機的功率</b></p><p>　　由參考文獻【4】表12-1選定額定

19、功率為4kw.</p><p><b>　　3.確定電動機轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　由公式：總傳動比，電動機轉(zhuǎn)速</p><p>　　且：普通V帶，滾子鏈，單級齒輪減速器</p><p><b>　　所以 </b></p><p>　　符合這一范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速

20、的有1500 r/min、 3000r/min兩種，選用同步轉(zhuǎn)速為3000r/min的電動機，查參考文獻【4】表12－1選定電動機型號為Y112M-2其主要性能如表所示</p><p><b>　　二、傳動比的分配</b></p><p>　　電機轉(zhuǎn)速為3000r/min，則</p><p>　　由于減速箱是展開布置，所以，取高速級傳動比，由低

21、速級傳動比為</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　從而高速級傳動比為</b></p><p><b>　　三、計算各軸的轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　I軸</b></p><p>&

22、lt;b>　　II軸</b></p><p><b>　　III軸</b></p><p><b>　　卷筒軸</b></p><p><b>　　四、計算各軸的轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　1.求各軸功率</b&

23、gt;</p><p><b>　　2.求各軸轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　將數(shù)據(jù)帶入公式可得</b></p><p><b>　　五、帶傳動設計</b></p><p><b>　　1、確定計算功率</b></p><p

24、>　　由參考文獻【1】表8-8查得工作情況系數(shù)，則</p><p><b>　　2、選擇V帶的帶型</b></p><p>　　根據(jù)，電動機滿載轉(zhuǎn)速為2890r/min，由參考文獻【1】圖8-11選用A型v帶</p><p>　　3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v</p><p>　?、俪踹x小帶輪的基準直徑<

25、/p><p>　　由參考文獻【1】表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑</p><p><b>　　②驗算帶速v</b></p><p><b>　　因,帶速合適。</b></p><p>　?、塾嬎愦髱л喌幕鶞手睆健?lt;/p><p>　　大帶輪的基準直徑 </p&

26、gt;<p>　　由參考文獻【1】表8-9知 ,可取。</p><p>　　4、確定V帶的中心距和基準長度 </p><p><b>　?。?）初定中心距</b></p><p>　?。?）所需的基準長度</p><p>　　由參考文獻【1】表8-2選帶的基準長度</p><p>　

27、?。?）計算實際中心距a</p><p>　　由參考文獻【1】式8-24得</p><p>　　中心距變化范圍為460-523mm。</p><p>　　5、驗算小帶輪上的包角</p><p><b>　　6、計算帶的根數(shù)z</b></p><p>　　①計算單根V帶的額定功率</p>

28、<p>　　由和,查參考文獻【1】中表8-4得</p><p>　　根據(jù) 和A型帶查參考文獻【1】中表8-5得</p><p>　　查參考文獻【1】中表8-6得，查參考文獻【1】中表8-2得,則</p><p><b>　　V帶的根數(shù) </b></p><p><b>　　取z=3根。<

29、/b></p><p>　　7、計算單根V帶的初拉力的最小值</p><p>　　由參考文獻【1】表8-3查得V帶單位長度質(zhì)量q=0.105</p><p>　　應使帶的實際初拉力。</p><p><b>　　8、計算壓軸力</b></p><p><b>　　壓軸力的最小值&l

30、t;/b></p><p><b>　　9、帶輪結(jié)構設計 </b></p><p>　　V型設計結(jié)論：選用A型普通V帶3根，帶基準長度1430mm。小帶輪基準直徑90mm，大帶輪基準直徑180mm，中心距控制在460-523mm。單根帶初拉力不小于125.81N。</p><p><b>　　六.齒輪傳動設計</b>

31、</p><p>　?。ㄒ唬┬饼X圓柱齒輪(高速級齒輪)設計</p><p>　　1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：</p><p>　?。?） 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20°</p><p>　?。?） 齒輪精度等級 帶

32、式輸送機為一般機器速度不高，按照參考文獻【1】中表10-8，選擇7級精度</p><p>　?。?） 材料 由[2]中表10-1選擇 </p><p>　　小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS</p><p>　　大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240HBS</p><p>　　（4） 試選擇小齒輪齒數(shù) <

33、/p><p><b>　　大齒輪齒數(shù) 。</b></p><p><b>　　初選螺旋角</b></p><p>　　2.按齒面接觸強度設計</p><p>　　(1)由參考文獻【1】式10-11試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）確定公式中各參數(shù)值</p&g

34、t;<p><b>　?、僭囘x載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　②小齒輪轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　?、塾蓞⒖嘉墨I【1】中表10-5查得材料彈性影響系數(shù)</p><p>　　④齒寬系數(shù)：由參考文獻【1】中表10—7知齒寬系數(shù)</p><p>　?、萦蓞⒖嘉墨I【1】中圖1

35、0-20查得區(qū)域系數(shù)</p><p>　?、抻嬎闫趶姸扔弥睾隙认禂?shù)</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞強度許用應力[]</p><p>　　由參考文獻【1】圖10-25d查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限分別為</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻【

36、1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1，則</p><p>　　由參考文獻【1】中式10-14</p><p><b>　　取其中較小者，即</b></p><p>　　2）試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑&

37、lt;/p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備</p><p>　　①計算圓周速度 </p><p>　?、谟嬎泯X寬b </p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)</p><p>　　①由參考文獻【1】表10-2查得使用系數(shù)</p><p>　?、趽?jù)、7級精度，由參考文獻【

38、1】圖10-8查得動載荷系數(shù)</p><p><b>　?、埤X輪的圓周力</b></p><p>　　由參考文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)</p><p>　　④由參考文獻【1】表10-4用插值法查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒間載荷分布系數(shù)</p><p><b>　　由此，實際載荷系數(shù)&

39、lt;/b></p><p>　　3）由參考文獻【1】式10-12，</p><p>　　①按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 </p><p><b>　　②相應齒輪模數(shù)</b></p><p>　　3.按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　?。?）由參考文獻【1】中式10-7

40、試算模數(shù)</p><p>　　1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x </b></p><p>　　② 由參考文獻【1】式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)</p><p><b>　?、塾嬎?lt;/b></p><p>　　由參考文獻【1】中：<

41、/p><p>　　圖10-17查得齒形系數(shù)</p><p>　　圖10-18查得應力修正系數(shù)</p><p>　　圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為</p><p>　　圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則</p><p>　　大齒

42、輪的數(shù)值大,因此</p><p><b>　　2） 試算模數(shù)</b></p><p><b>　　（2）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的準備</p><p><b>　?、賵A周速度</b></p><p><b&g

43、t;　?、邶X寬</b></p><p><b>　　③寬高比</b></p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)</p><p>　?、儆?，7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù)</p><p><b>　?、谟?lt;/b></p><p>　　根據(jù)參考文獻【

44、1】表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)</p><p>　　③由參考文獻【1】表10-4用插值法查得，結(jié)合b/h=10.445,查圖10-13，</p><p><b>　　得，則載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3）由參考文獻【1】式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)</p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒

45、面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.774，并根據(jù)參考文獻【5】表10-1就近圓整為標準值m=2.0，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑。</p><p>　　由此則算出小齒輪的齒數(shù)</p><p><b>

46、　　實際傳動比：</b></p><p>　　傳動比誤差： 符合要求。</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p><b>　?、俜侄葓A直徑 </b></p><p><b>　　② 中心距</b></p><p&

47、gt;　　③ 齒輪寬度 取 </p><p>　　5.圓整中心距后的強度校核</p><p>　　上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計與制造，可采用變位法將中心距圓整至。</p><p><b>　　（1）修正螺旋角</b></p><p>　?。?）計算變位系數(shù)和</p><p>　

48、?、儆嬎銍Ш辖恰X數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變位系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。</p><p><b>　?、诜峙渥兾幌禂?shù)</b></p><p>　　由參考文獻【1】圖10-21b，坐標點位于L16和L17之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標的處作垂線，與射線交點的橫坐標分別是</p><p>　　(2)齒面接觸疲勞強度校核</p><

49、;p>　　按照前面的方法，求得：</p><p>　　代入，可得齒面接觸疲勞強度</p><p>　　齒面接觸疲勞強度符合要求。</p><p>　?。?）齒根彎曲疲勞強度校核</p><p><b>　　同理，求得</b></p><p><b>　　代入公式，求得</b&

50、gt;</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度符合要求。</p><p><b>　　6.主要結(jié)論</b></p><p>　　（二）直齒圓柱齒輪(低速級齒輪)設計</p><p>　　1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：</

51、p><p>　?。?） 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取20°</p><p>　　（2） 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照參考文獻【1】中表10-8，選擇7級精度</p><p>　?。?） 材料 由[2]中表10-1選擇 </p><p>　　小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS<

52、/p><p>　　大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 硬度240HBS</p><p>　?。?） 試選擇小齒輪齒數(shù) </p><p><b>　　大齒輪齒數(shù) </b></p><p>　　2.按齒面接觸強度設計</p><p>　　(1)由參考文獻【1】式10-11試算小齒輪分度圓直徑<

53、/p><p>　　1）確定公式中各參數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　②小齒輪轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　?、塾蓞⒖嘉墨I【1】中表10-5查得材料彈性影響系數(shù)</p><p>　　④齒寬系數(shù)：由參考文獻【1】中表10—7知齒

54、寬系數(shù)</p><p>　?、萦蓞⒖嘉墨I【1】中圖10-20查得區(qū)域系數(shù)</p><p>　?、抻嬎闫趶姸扔弥睾隙认禂?shù)</p><p>　?、哂嬎憬佑|疲勞強度許用應力</p><p>　　由參考文獻【1】圖10-25d查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限分別為</p><p><b>　　計算應力循環(huán)次數(shù)<

55、;/b></p><p>　　由參考文獻【1】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1，則</p><p>　　由參考文獻【1】中式10-14</p><p><b>　　取其中較小者，即</b></p><p>　?、嘣囁阈↓X輪分度圓直徑&l

56、t;/p><p>　?。?）調(diào)整小齒輪分度圓直徑</p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備</p><p>　　①計算圓周速度 </p><p>　?、谟嬎泯X寬 </p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)</p><p>　　①由參考文獻【1】表10-2查得使用系數(shù)<

57、;/p><p>　　②據(jù)、7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)</p><p><b>　　③齒輪的圓周力</b></p><p>　　由參考文獻【1】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)</p><p>　?、苡蓞⒖嘉墨I【1】表10-4用插值法查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒間載荷分布系數(shù)</p&g

58、t;<p><b>　　由此，實際載荷系數(shù)</b></p><p>　　3）由參考文獻【1】式10-12</p><p>　?、侔磳嶋H的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 </p><p><b>　?、谙鄳X輪模數(shù)</b></p><p>　　3.按齒根彎曲疲勞強度校核</p&

59、gt;<p>　?。?）由參考文獻【1】中式10-7試算模數(shù)</p><p>　　1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值</p><p><b>　　①試選 </b></p><p>　?、?由參考文獻【1】式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)</p><p><b>　?、塾嬎?lt;/b><

60、/p><p>　　由參考文獻【1】中：</p><p>　　圖10-17查得齒形系數(shù)</p><p>　　圖10-18查得應力修正系數(shù)</p><p>　　圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限為</p><p>　　圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　取彎曲疲勞安全系

61、數(shù)S=1.4，則</p><p>　　大齒輪的數(shù)值大,因此</p><p><b>　　2） 試算模數(shù)</b></p><p><b>　　（2）調(diào)整齒輪模數(shù)</b></p><p>　　1）計算實際載荷系數(shù)前的準備</p><p><b>　?、賵A周速度</

62、b></p><p><b>　?、邶X寬</b></p><p><b>　?、蹖捀弑?lt;/b></p><p>　　2）計算實際載荷系數(shù)</p><p>　?、儆?，7級精度，由參考文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù)</p><p>　　②由根據(jù)參考文獻【1】表10-3查

63、得齒間載荷分配系數(shù)</p><p>　?、塾蓞⒖嘉墨I【1】表10-4用插值法查得，結(jié)合寬高比，查圖10-13，</p><p><b>　　得，則載荷系數(shù)為</b></p><p>　　3）由參考文獻【1】式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)</p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于

64、由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)2.449，并根據(jù)參考文獻【5】表10-1就近圓整為標準值m=2.5，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)</p><p><b>　　實際傳動比：</b></p><p>　　

65、傳動比誤差： 符合要求。</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　①分度圓直徑 </b></p><p><b>　?、?中心距</b></p><p>　?、?齒輪寬度 取 </p><p>　

66、　5.圓整中心距后的強度校核</p><p>　　上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計與制造，可采用變位法將中心距圓整至，其他幾何參數(shù)不變。</p><p>　?。?）計算變位系數(shù)和</p><p>　　①計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變位系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。</p><p><b>　　②分配變位系數(shù)</b>

67、;</p><p>　　由參考文獻【1】圖10-21b，坐標點位于L14和L15之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標的處作垂線，與射線交點的橫坐標分別是</p><p>　　(2)齒面接觸疲勞強度校核</p><p>　　按照前面的方法，求得：</p><p>　　代入，可得齒面接觸疲勞強度</p><p>　　齒面接觸

68、疲勞強度符合要求。</p><p>　?。?）齒根彎曲疲勞強度校核</p><p><b>　　同理，求得</b></p><p><b>　　代入公式，求得</b></p><p>　　齒根彎曲疲勞強度符合要求。</p><p><b>　　6.主要結(jié)論</

69、b></p><p><b>　　七 軸及軸承的設計</b></p><p>　?。ㄒ唬┹敵鲚S（Ⅲ軸）及軸承的設計</p><p>　　1.求Ⅲ軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　作用在齒輪4上的力。</p><p>　　初步確定軸的最小直徑。</p><p&g

70、t;　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取，得</p><p>　　當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于軸徑小于100mm的軸，有一個鍵槽的軸徑增大5%到7%之間，現(xiàn)選5%，則</p><p>　　軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器的直徑。為使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查參考文獻【1】表14

71、-1，考慮到工作機械的載荷性質(zhì)為：平穩(wěn)、輕微沖擊、嚴重沖擊、單雙向回轉(zhuǎn)，選取，則聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　按照應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，由參考文獻【2】表13-1,選用LX6彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩6300Nm，許用轉(zhuǎn)速2720r/min,半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 。</p><p><b>　　4.軸的結(jié)構設計。</b

72、></p><p>　　（1）擬定軸上零件的裝配方案?，F(xiàn)選用如圖7-1所示的裝配方案。</p><p>　　圖7-1 軸III裝配方案</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）根據(jù)軸向定位的要求，Ⅰ-Ⅱ軸段的左端需制出一軸肩，故取II-III段軸的直徑，左端用軸端擋圈固定，按軸端直徑

73、取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 ，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，I-II軸段的長度應比略短一些，現(xiàn)取</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因為軸Ⅲ沒有受到軸向的作用力，故選取深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)，由參考文獻【2】表12-1選取代號為6213的深溝球軸承，其尺寸為，故，,右邊軸承的左端面用軸肩定位，同時由參考文獻【2】表12-1查得6213深溝球軸承的定位軸肩直徑，所

74、以。</p><p>　　3）取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑，齒輪左端用套筒定位。已知齒輪4的寬度，為了使套筒端面可靠壓緊齒輪，此軸段長度應略小于輪轂長度，故取，齒輪的右端用軸肩定位，軸肩高度，由軸徑，由參考文獻【1】表15-2，查得，所以取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度，取。</p><p>　　4）取軸承端蓋的總寬度為20mm，為了滿足軸端蓋的拆裝及便于添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面到半聯(lián)

75、軸器左端的距離，故取。</p><p>　　5)取齒輪距箱體壁之間的距離中間軸斜齒輪2與齒輪4之間的距離，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承的位置時，應距箱體內(nèi)壁距離，已知深溝球軸承寬度，中間軸斜齒輪寬度，則有</p><p>　　至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　6）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半

76、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按查參考文獻【2】表11.28得平鍵截面尺寸為，根據(jù)，選取鍵槽長度，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用尺寸為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是通過過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為m6。</p><p>　　7）確定軸上圓角和倒角尺寸。根據(jù)參考文獻【1】表15-2選取：軸端倒角1×45

77、°，</p><p>　　所有軸肩圓角半徑均為1.6mm。</p><p><b>　　5.求軸上的載荷</b></p><p>　　軸的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖如圖7-2所示。</p><p>　　根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面。所計算出的截面C

78、處的、、及的值列于表7-1。</p><p>　　表7-1 III軸的危險截面C處的、、及的值</p><p>　　6.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度。軸單雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力應為對稱循環(huán)應力，取。由參考文獻【1】表15-4得</p><p><b>　　（

79、h為鍵槽的高度）</b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【1】表15-1查得。，符合要求。</p><p>　　圖7-2 軸III的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖</p><p>　　（二）中間軸（Ⅱ軸）及軸承的設計</p><p>　　1.求Ⅱ軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩。</p><p&

80、gt;　　2.作用在齒輪2、3上的力。</p><p><b>　　齒輪2： </b></p><p><b>　　齒輪3： </b></p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑。</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取，得</p>

81、<p>　　當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于軸徑小于100mm的軸，有一個鍵槽的軸徑增大5%到7%之間，現(xiàn)選5%，則</p><p>　　軸的最小直徑顯然是安裝在軸承的直徑。</p><p><b>　　4.軸的結(jié)構設計。</b></p><p>　　（1）擬定軸上零件的裝配方案。結(jié)構示意圖如圖7

82、-3所示。</p><p>　　圖7-3 軸II的結(jié)構示意圖</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）初步選擇滾動軸承。因為軸Ⅱ既受到軸向的作用力也受到徑向的作用力，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)，選取代號為30305的單列圓錐滾子軸承，其尺寸為，定位直徑，故,定位套筒左端的直徑為36mm。<

83、/p><p>　　2）取安裝直齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑，安裝斜齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑。直齒輪的右端用軸肩定位，軸肩高度，由軸徑，查參考文獻【1】表15-2，得，所以取，則軸環(huán)處的直徑。直齒輪的左端用套筒定位，已知齒輪3的輪轂寬度為60mm，為了使套筒可靠壓緊直齒輪，取。由之前的數(shù)據(jù)可知中間軸斜齒輪2與齒輪4之間的距離，考慮到裝配問題，。有Ⅱ軸斜齒輪的齒寬，右端用套筒定位，遂取。Ⅲ軸齒輪距箱體壁之間的距離，則Ⅱ軸軸直

84、齒輪與箱壁的間隙，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承的位置時，應距箱體內(nèi)壁距離，則</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪的周向定位均采用平鍵連接。按查參考文獻【2】表11.28得平鍵截面尺寸為，根據(jù)，，選取直齒輪的平鍵長度，斜齒輪平鍵長度，平鍵的尺寸分別為，。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是通過

85、過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。</p><p>　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸。根據(jù)參考文獻【1】表15-2選?。狠S端倒角1×45°，</p><p>　　所有軸肩圓角半徑均為1.6mm。</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　軸的計算簡圖如圖7-4所示。

86、</p><p>　　根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。由參考文獻【2】表12-4查得30305單列圓錐滾子軸承，所以簡支梁的支撐跨距</p><p>　　圖7-4軸II的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖</p><p>　　從軸的結(jié)構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面。所計算出的截面C處的、、及的值列于表7-2。</p><p>　

87、　表7-2軸II的危險截面C處的、、及值</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度。軸單雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力應為對稱循環(huán)應力，取。由參考文獻【1】表15-4得</p><p><b>　?。╤為鍵槽的高度）</b></p><p>　　軸的

88、材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【1】表15-1查得。，符合要求。</p><p>　　(三)輸入軸（Ⅰ軸）及軸承的設計</p><p>　　1.求Ⅰ軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　2.求作用在齒輪1上的力。</p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑。</p><p>　　選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)

89、處理。根據(jù)參考文獻【1】表15-3，取，于是得</p><p>　　當軸的截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于軸徑小于100mm的軸，有一個鍵槽的軸徑增大5%~7%，現(xiàn)選5%，則有</p><p>　　軸的最小直徑顯然是安裝在帶輪處的直徑。取帶輪的孔徑。定位出的軸徑，現(xiàn)取。查參考文獻【1】表8-11，得A型槽的輪槽尺寸：，。在V帶的設計中需要3根A型V帶，則帶輪的寬

90、度，帶輪的輪轂長度，取。</p><p><b>　　軸的結(jié)構設計。</b></p><p>　　周的結(jié)構示意圖如圖7-5所示。</p><p>　　圖7-5 軸I的結(jié)構示意圖</p><p>　　2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?。?）初步選擇滾動軸承。因為軸Ⅱ

91、既受到軸向的作用力也受到徑向的作用力，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)帶輪的孔徑，帶輪輪轂的長度，得，。帶輪的右端用軸肩固定，軸肩高度，由軸徑，查參考文獻【1】表15-2，得，所以，則。Ⅱ-Ⅲ軸段安裝軸承，其軸徑由軸承孔徑?jīng)Q定，查參考文獻【2】，取選取代號為30207的單列圓錐滾子軸承，其尺寸為，定位直徑，故，。。</p><p>　?。?）確定軸段的長度。斜齒輪1左端面到左箱壁的距離

92、，則有</p><p>　　端蓋外端面到箱體內(nèi)壁的距離，取帶輪右端面到端蓋的距離，則有。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　帶輪的周向定位采用平鍵連接。按，查GB/T1096-2003得平鍵截面尺寸為。滾動軸承與軸的軸向定位是通過過渡配合來保證的，此處選擇軸的尺寸公差為。</p><p>　?。?）確定軸上圓角

93、和倒角尺寸。根據(jù)參考文獻【1】表15-2選?。狠S端倒角1×45°，</p><p>　　所有軸肩圓角半徑均為1.6mm。</p><p><b>　　5.求軸上的載荷</b></p><p>　　軸的計算簡圖如圖7-6所示。</p><p>　　根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。在確定軸承的支點

94、位置時，應從手冊中查取值（參看圖15-23）。對于32307單列圓錐滾子軸承，，所以簡支梁的支撐跨距</p><p>　　從軸的結(jié)構圖及彎矩圖和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、、及的值列于表7-3。</p><p>　　6.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面的強度。軸單雙向旋轉(zhuǎn)，

95、扭轉(zhuǎn)切應力應為對稱循環(huán)應力，取。</p><p>　　表7-3 軸I危險截面C處的、、及值</p><p>　　圖7-6軸I的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖</p><p><b>　　由表15-4得</b></p><p><b>　　（h為鍵槽的高度）</b></p><p>

96、　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻【1】表15-1查得。因，符合要求。</p><p>　　八 減速器箱體尺寸數(shù)據(jù)選擇</p><p>　　1.減速器箱體材料為，結(jié)構尺寸如表8-1：(單位：mm)</p><p>　　表8-1減速器箱體尺寸表</p><p>　　2.觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計</p><p>

97、;　　由參考文獻【6】表4-7，觀察孔尺寸可選：，</p><p>　　孔蓋，，孔徑，孔數(shù)。</p><p>　　3.油面指示裝置設計</p><p>　　查參考文獻【6】表4.10選用油標尺d=M2</p><p><b>　　4.通氣器的選擇</b></p><p>　　查參考文獻【6】表4.

98、8選用一次過濾裝置的通氣帽</p><p>　　5.放油孔及螺塞的設計</p><p>　　查參考文獻【6】表4.9選用六角螺塞及封油墊，封油圈材料為耐油橡膠。油塞材料為。</p><p>　　6.起吊環(huán)、吊耳的設計</p><p><b>　　箱蓋上吊耳環(huán)，，</b></p><p>　　箱座上

99、吊鉤，，，， </p><p><b>　　7.起蓋螺釘?shù)倪x擇</b></p><p><b>　　選用螺釘</b></p><p><b>　　8.定位銷選擇</b></p><p><b>　　選用圓錐銷</b></p><p>

100、;　　九 減速器潤滑與密封</p><p><b>　　（一）潤滑方式</b></p><p>　　齒輪速度小于12m/s，應采用噴油潤滑，但考慮成本及需要選用浸油潤滑，齒輪潤滑選用150號機械油，最低－最高油面距(大齒輪)10～20mm，需油量為1.5L左右。軸承采用潤滑脂潤滑，軸承潤滑選用ZL－3型潤滑脂,用油量為軸承間隙的1/3～1/2為宜。</p>

101、<p><b>　?。ǘ┟芊夥绞?lt;/b></p><p>　　1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封</p><p>　　選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。</p><p>　　2.觀察孔和油孔等出接合面的密封</p><p>　　在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封</p><

102、;p><b>　　3.軸承孔的密封</b></p><p>　　悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部,軸的外延端與透端蓋的間隙，由于速度小于3m/s，故選用半粗羊毛氈加以密封。</p><p>　　4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。</p><p><b>　　十 主要設計結(jié)論表</b>

103、</p><p>　　表10-1 帶傳動設計結(jié)論</p><p>　　表10-2齒輪設計結(jié)論</p><p>　　注：軸的尺寸等設計結(jié)論見圖紙，減速箱體數(shù)據(jù)見表8-1。</p><p><b>　　十一 感想及致謝</b></p><p>　　初次接觸課程設計，有一種全新的感覺，和以前接觸的是完全

104、不同的境界。一切都從零開始，翻閱資料，購書學習，然后試著設計、計算、校核、繪圖，并且不斷的修改，反復進行。每一部分、每一個步驟都讓我們感到受益非淺。有時因一個小小的錯誤，看起來并不影響美觀的圖紙，但經(jīng)過反復思考，才發(fā)現(xiàn)這樣一個不起眼的小錯誤就會造成意想不到的后果，這讓我知道了千里之堤，毀于蟻穴的道理；有時還會出現(xiàn)別的不合理的地方。</p><p>　　由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會

105、出現(xiàn)問題，如：在選擇計算標準間是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準確。 </p><p>　　課程設計運用到了很多知識，例如將理論力學，材料力學，機械設計，機械原理，互換性與測量技術等，是我對以前學習的知識有了更深刻的體會。 </p><p>　　通過課程設計，基本掌握了運用繪圖軟件制圖的方法與思路，對計算機繪圖方法有了

106、進一步的加深，基本能繪制一些工程上的圖。同時在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，</p><p>　　課程設計讓我們有機會把理論和實踐相結(jié)合，學會了用理論去指導實踐，同時也只有通過實踐檢驗才知道理論正確與否。同時在這次課程設計中我們深刻體會到機械設計發(fā)展的速度之快，在社會各領域 的地位也越來越高。雖然，我們?nèi)缙谕瓿闪苏n程設計，但應當承

107、認，我們設計的全面性還不夠，考慮問題的周密性也不強，所設計的最后結(jié)果還沒有達到最優(yōu)效果。這其中有多方面原因， 這包括對所學的知識不夠熟練，也包括我們對實踐中的機械零件的不夠了解，這要求我們以后再實踐中加強，因此在這方面我們應不斷學習，不斷更新知識，不斷充實自己，這樣才能適應信息時代的發(fā)展。 </p><p>　　本次課程設計過程中，指導教師提出了許多實質(zhì)性的建議，同時裝備班同學也給了我很多幫助

108、，在此表示衷心的感謝。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　【1】濮良貴，陳國定，吳立言主編.機械設計，第9版.北京：高等教育出版社，2013年5月</p><p>　　【2】張鋒，古樂主編.機械設計課程設計，第五版.哈爾濱，哈爾濱工業(yè)大學出版社，2012年8月</p><p>　　【3】榮

109、涵銳主編.機械設計課程設計簡明圖冊，哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2004年12月</p><p>　　【4】吳宗澤，羅圣國主編.機械設計課程設計手冊，第三版北京：高等教育出版社，2006年5月</p><p>　　【5】孫桓，陳作模，葛文杰主編.機械原理，第七版.北京：高等教育出版社，2006年5月</p><p>　　【6】王世剛,王樹才主編，機械設計實踐與創(chuàng)新