減速器傳動裝置分析設計

1、2007年7月25日 機械設計課程設計 指導教師： 一、 課題：減速器傳動裝置分析設計二、 課程設計的目的1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產(chǎn)實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。3、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。三、 已知條件1、展開式二級齒輪減速器產(chǎn)品（有關參數(shù)見名牌）2、工作機轉(zhuǎn)矩：36n.m，不計工作機效率損失。3、動力來源：電壓為380v的三相交流電源；電動機輸出功率p=4kw。

2、4、工作情況：一班制，連續(xù)單向運行，載荷有輕微沖擊。5、使用期：5年，每年按350天計。6、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。7、工作環(huán)境：室內(nèi)常溫，灰塵較大。四、 工作要求1、畫減速器裝配圖一張（a0或a1圖紙）；2、零件工作圖二張（傳動零件、軸、）；3、對傳動系統(tǒng)進行結構分析、運動分析并確定電動機型號、工作能力分析；4、對傳動系統(tǒng)進行精度分析，合理確定并標注配合與公差；5、設計說明書一份。五、 結題項目1、檢驗減速能否正常運轉(zhuǎn)。2、每人一套設計零件草圖。3、減速器裝配圖：a0或a1圖紙；每人1張。4、零件工作圖：a3；每人共2張、齒輪和軸各1張。5、課題說明書：每人1份

3、。六、 完成時間共3周（2007.7.152007.8.5）七、 參考資料 【1】、機械設計（第八版）邱宣懷 主編 高等教育出版社出版； 【2】、機械設計課程設計 潘承怡 主編 哈爾濱理工大學出版； 【3】、畫圖幾何及機械制圖（第五版）朱冬梅 主編 華中理工大學出版。計 算 及 說 明結 果一、 減速器結構分析分析傳動系統(tǒng)的工作情況1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2、傳動方案的特點：特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊

4、。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。 圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。計 算 及 說 明結 果二、 傳動裝置的總體設計（一）、選擇電動機1、選擇電動機系列 按工作要求及工作條件，選用三相異步電動機，封閉式扇式結構，即：電壓為380v y系列的三相交流電源電動機。2、選電動機功率 （1）、傳動滾筒所需有效功率 （2）、傳動裝置總效率

5、 （3）、所需電動機功率 （4）、電動機的額定功率 ped=4kw3、確定電動機轉(zhuǎn)速 i=(36)x(3-6)=(9-36)nd=inw=(687.6-2750)由此可以選出， y112m4，結構緊湊。由機械設計課程設計中表20選取電動機的參數(shù)如下：電動機的額定功率kw，電動機的同步轉(zhuǎn)速n1=1500,滿載轉(zhuǎn)速n2=1440.主軸直徑mm.電動機長度為mm電動機的底部安裝寬度為mm4、傳動比分配（1）、兩級齒輪傳動比公式 （2）、減速器傳動比 （）分配傳動比 =4.95 =3.815、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 計 算 及 說 明結 果數(shù)據(jù)匯總:項目電動機轉(zhuǎn)軸高速軸i中間軸ii低速軸iii轉(zhuǎn)

6、速r/mi9176.4功率kw3.23.17763.052.998轉(zhuǎn)矩n.m2.321.07100.13374.75傳動比14.953.811效率0.9930.96030.98310.993（三）、高速級齒輪的設計與校核1、選材 (1)選擇使用圓柱斜齒輪(2)一般機器,速度不高,選用8級精度(gb10095-88)(3).材料選擇,由機械設計表10-1中知選擇:小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì)處理)硬度為280hbs. 大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)處理)硬度為240hbs,硬度差為40hbs. 2、初步計算 選取小齒輪齒數(shù)=24.則大齒輪的齒數(shù)為=118.選取螺旋角=14.(1

7、) 試取載荷系數(shù)為kt=1.6.(2) 小齒輪的轉(zhuǎn)矩為t1=21.07n.m 取區(qū)域系數(shù)=2.433(3) 由表10-7取齒寬系數(shù)=1.(4) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)=189.8.(5) 由圖10-2按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa.大齒輪接觸疲勞強度極限=580mpa.(6) 由圖10-26查得=0.78 , =0.87 則+=1.65 . (7) 應力循環(huán)次數(shù)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 接觸疲勞許用應力:取失效概率為1%.安全系數(shù)為 s=1.由 式計 算 及 說 明結 果 2.計算 (1)小齒輪分度圓直徑. (2)計算圓周速度(3)寬度b及模數(shù)由表10-1

8、3查得.表10-3查得(6)校正實際載荷系數(shù)下的分度圓直徑(8) 模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計(1) 確定參數(shù)1. 2. 根據(jù)縱向重合度, 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3. 計算當量齒數(shù) 4. 由表10-5查得齒行系數(shù)為 應力矯正系數(shù): 5彎曲疲勞應力的計算由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度 查得大齒輪彎曲疲勞強度 由圖10-18取小齒輪彎曲疲勞強度 取大齒輪彎曲疲勞強度 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 6計算7設計計算 =1.262綜合考慮取m=2.于是4幾何尺寸的計算 （1）計算幾何中心距（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多。故參數(shù)（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒

9、輪寬度 （四）、低速級齒輪的設計與校核 1、選材 (1)選擇使用圓柱斜齒輪(2)一般機器,速度不高,選用8級精度(gb10095-88)(3).材料選擇,由機械設計表10-1中知選擇:小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì)處理)硬度為280hbs. 大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)處理)硬度為240hbs,硬度差為40hbs. 2、初步計算 選取小齒輪齒數(shù)=24.則大齒輪的齒數(shù)為=92.選取螺旋角=14.（1）試取載荷系數(shù)為kt=1.6.（2）小齒輪的轉(zhuǎn)矩為t1=100。13n.m 取區(qū)域系數(shù)=2.433（3）由表10-7取齒寬系數(shù)=1.（4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)=189.8.（5）由圖10-2按齒面

10、硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa.大齒輪接觸疲勞強度極限=580mpa.（6）由圖10-26查得=0.78 , =0.82 則+=1.60 . （7）應力循環(huán)次數(shù)由10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 接觸疲勞許用應力:取失效概率為1%.安全系數(shù)為 s=1.由 式 2.計算 (1)小齒輪分度圓直徑. (2)計算圓周速度(3)寬度b及模數(shù)由表10-13查得.表10-3查得(6)校正實際載荷系數(shù)下的分度圓直徑(9) 模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計(2) 確定參數(shù)1. 2. 根據(jù)縱向重合度, 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3. 計算當量齒數(shù) 5. 由表10-5查得齒行系數(shù)為 應力矯正系數(shù): 5彎

11、曲疲勞應力的計算由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度 查得大齒輪彎曲疲勞強度 由圖10-18取小齒輪彎曲疲勞強度 取大齒輪彎曲疲勞強度 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 6計算7設計計算 =2.82綜合考慮取m=3.于是4幾何尺寸的計算 （1）計算幾何中心距（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因為值改變不多。故參數(shù)（3）計算大小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度 8級精度=1.12計 算 及 說 明結 果 (五)軸的結構設計一各齒輪的受力圖 1 高速級齒輪受力圖 2 低速級齒輪受力圖二. 低速軸的設計計算1、求輸出軸上的動力參數(shù)2、求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為則圓周力ft，徑

12、向力fr及軸向力fa的方向如圖2所示3、初步確定軸的最小直徑先按機械設計式（152）初步估算周的最小直徑，選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮為輸送機，轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準gb4323-84，選用tl7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500nm。半聯(lián)軸器的孔徑d=45mm，故取da=45mm；半聯(lián)軸器長度l=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=84mm。4、軸的結構設計（

13、1） . 擬訂軸上零件的裝配方案如圖所示裝配方案（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度和直徑. 1）.為了滿足半連軸器的軸向定位要求，ab軸段左端需制出一軸肩，故取b段的db47mm，右端用軸端擋圈定位。半連軸器與軸配合的輪轂長度為l1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半連軸器上而不壓在軸的端面上，故a段的長度應比l1略短一些，現(xiàn)取la=82mm2）.初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)db47mm，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j角接觸球軸承7210c型，其尺寸ddt=50mm90mm20mm，故dcdh=50m

14、m。左端軸承采用軸肩定位，由手冊上查得7210c型軸承的定位軸肩高度為h=6mm。所以取.3）.取安裝齒輪處的軸段f的直徑，齒輪的左端采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取lf73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h8mm，則軸環(huán)處的直徑de64mm，軸環(huán)寬度，取l8mm。4）.軸承端蓋的總寬度為12mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外側(cè)面與半連軸器右端面間的距離l=30mm，故取lb42mm5). 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為13mm，（此內(nèi)壁是固定內(nèi)部滾動軸承而用），已知滾動軸承的寬度t20

15、mm故得l（13205）mm=43mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及其長度。（3）. 軸上零件的軸向定位 齒輪，半連軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接，按da40mm由機械設計課程設計表141查的平鍵截面bh=12mm8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為65mm，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，半連軸器與軸的連接，選用平鍵16mm10mm60mm，半連軸器和軸的配合為。滾動軸承與軸的定位是由過渡配合來保證。此處軸的選擇直徑尺寸公差為m6。 （4）.確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表152，取軸端倒角為2。 高速軸的設計計算1、求輸入軸上的功率p1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩

16、t1由總體設計知：2、求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為而3、初步確定軸的最小直徑按機械設計中式（152）初步計算軸的最小直徑，選取軸的材料為40gr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)資料1表15-3，取，于是得。同時選擇聯(lián)軸器，選用tl5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。軸孔長度為62mm，直徑28mm,則取，半聯(lián)軸器的長度為62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=44mm。4、軸的結構 圖 高速軸結構設計圖中間軸i的設計計算1、求輸入軸上的功率p2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩t2由總體設計知：2、求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為而已知低速級小齒輪的分度圓直徑為而3、初步確定軸的最小直徑按機械設計中式

17、（152）初步計算軸的最小直徑，選取軸的材料為40cr調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得。4、軸的結構 iii ii i 圖 中間的結構設計(六)軸的強度計算(1)對中間軸進行精確校荷.從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出危險截面。先計算出截面處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面e軸段截面i左側(cè)配合引起應力集中；f軸段i右側(cè)受較大彎矩和扭矩，且直徑較小，最終確定此兩個面

18、為危險截面。（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面i左側(cè)的彎矩截面i上的扭矩t2為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，于是得，軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為。故得綜合系數(shù)為又由第3-1節(jié),3-2節(jié)得到碳鋼的特性系數(shù), 取所以軸在截面i左側(cè)的安全系數(shù)為所以是安全的.（3）截面i右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩t2為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系

19、數(shù)為：由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為6故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為因此該軸的強度是足夠的(3) 截面i左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩t3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取 ，于是得，軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為。故得綜合系數(shù)為所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為所以是安全的6計 算 及 說 明結 果 (2)高速軸的校荷.1)從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出危險截面。先計算出截面處的mh、mv

20、及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。(3)低速軸的校荷.1)從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出危險截面。先計算出截面處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力由表15-1查得。因此，故安全。 （三）、滾動軸承a.中間軸上的滾動軸承驗算壽命計算根據(jù)軸承型號7008c取軸承基本額定動載荷為：；基本額定靜載荷為：1.求兩軸承

21、的計算軸向力和對于7208c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=638.12n因此軸承1被壓,軸承2被放松.得到得到所以確定3求軸承當量動載荷和因為查表得因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 4.驗算軸承壽命因為， =5年故軸承使用壽命足夠、合格。 c.從動軸上的滾動軸承驗算壽命計算根據(jù)軸承型號7010c取軸承基本額定動載荷為：c=26500n；基本額定靜載荷為：1.求兩軸承的計算軸向力和對于7010c型的軸承，軸承派生力;其值由的大小決定,但現(xiàn)在軸承派生力的大小未知,故先取e=0.4因此可以算得：

22、=737.64n=511.56n進行插值計算,得=0.407,=0.397再計算3求軸承當量動載荷和因為查表得因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊，選擇: 4.驗算軸承壽命因為， =5年故軸承使用壽命足夠、合格。(五).鍵的設計和計算a.主動軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇單圓頭普通平鍵.根據(jù) d=28mm查表取： 鍵寬 b=8mm h=7mm l=34mm 校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110mp工作長度 l=l-b=34-8=26mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.57=3.5mm由式（6-1）得： 所以鍵比較安全.取鍵標記為： 鍵c834gb/t1096-1979b.

23、中間軸上定為高速級大齒輪鍵的設計選擇鍵聯(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，應用平鍵.根據(jù) d=46mm查表?。?鍵寬 b=14mm h=9mm l=50 校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110mp工作長度 l=l-b=50-14=36mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.59=4.5mm由式（6-1）得： mpa 所以鍵比較安全.取鍵標記為： 鍵：1450gb/t1096-1979c.從動軸上定為低速級大齒輪鍵和聯(lián)軸器相連的鍵的設計選擇鍵聯(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，應用平鍵.根據(jù) d=56mm d=40mm查表6-1?。?鍵寬

24、b=16 h=10 =65 b=12 h=8 =74校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110mp工作長度 65-16=4974-12=62鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（6-1）得： mpa 兩者都合適取鍵標記為： 鍵1665gb/t1096-1979鍵c1274gb/t1096-1979計 算 及 說 明結 果（六）.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油

25、攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 a 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固b 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，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺

26、塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.e 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.f 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.g 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚

27、9箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度13.5箱座底凸緣厚度25(書中推薦20mm)地腳螺釘直徑16地腳螺釘數(shù)目a250 n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）6 n=48 n=4視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑=（0.70.8）6，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4221813，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表4201611外機壁至軸承座端面距離=+（510）40大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.212齒輪端面與內(nèi)機壁距離19.5機蓋，機座肋厚8.57.65軸承端蓋外徑+（55.5）85112120軸承旁聯(lián)結螺栓距離851

28、12120（七）. 潤滑密封設計減速器內(nèi)的傳動零件和軸承都需要良好潤滑,這不僅可以減少摩擦損失.提高傳動效率,還可以防止銹蝕，降低噪聲。對于二級圓柱齒輪減速器，滾動軸承采用油潤滑是由于齒輪其圓周速度大于1.5m/s而齒輪采用浸油池潤滑的方式，牌號n150. 密封的表面要經(jīng)過刮研。計 算 及 說 明結 果 （4）、確定中心距 3、配湊中心距 取合適（1）、核算 由文獻【1】表12.3取 計 算 及 說 明結 果 （2）、驗算 所以取 4、接觸強度校核 （1）、圓周速度v （2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度 （3）、使用系數(shù) 由表12.9知： （4）、動載系數(shù)由圖12.9知：=1.10

29、（5）、齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10知，先求： （6）、齒向載荷分布系數(shù) 由文獻【1】表12、11 (7)、載荷系數(shù) （8）、彈性系數(shù) 由文獻【1】表12、12 8級精度=1.10=1.4=1.703=2.00=3.703=1.51=3.14計 算 及 說 明結 果 （9）、節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由文獻【1】圖12、16 （10）、重合度系數(shù) （11）、螺旋角系數(shù) （12）、接觸最小安全系數(shù) （13）、總工作時間 （14）、應力循環(huán)次數(shù) （15）、接觸壽命系數(shù) 由文獻【1】圖12、18 （16）、許用接觸應力及驗算 計算結果表明，接觸疲勞強度足夠5、彎曲疲勞強度驗算（1）、齒數(shù)系數(shù) （2）、應力修

30、正系數(shù)=0.766=0.989=計 算 及 說 明結 果 （3）、重合度系數(shù) （4）、螺旋角系數(shù) （5）齒間載荷分配系數(shù)（6）、齒向載荷分布系數(shù) （7）、載荷系數(shù) （8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得 （9）、彎曲最小安全系數(shù) （10）、應力循環(huán)系數(shù) （11）、彎曲壽命系數(shù) （12）、尺寸系數(shù) （13）、許用彎曲應力 =0.694=0.9k=3.14=367mpa=350mpa計 算 及 說 明結 果（14）、驗算6、幾何尺寸計算 （五）、高速軸的設計與校核1、選 材c=102 2、初估直徑 軸上有單個鍵槽，軸徑應增加3 所以27.66（13）28.49 圓整取d=303、結構設計 由文獻

31、【1】得初估軸得尺寸如下： 4、強度校核 （1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附后） （2）、齒輪上作用力=171mpa=165mpa（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖 （4）、垂直面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖 （5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖，最高點彎矩為：（6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅圖，從左往右的突出點彎矩分別為：291020n 168177n，117150n（7）、合成彎矩圖 第六幅圖 從左往右的突出點的彎矩分別為：295772n，259900n 286544n（8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （9）、求當量彎矩 計 算 及 說 明結 果 （10）、確定危險截面校核軸徑尺

32、寸，危險截面i，危險截面ii （六）、高速軸軸承校核 1、選軸承 根據(jù)文獻【1】附錄表18.1可得軸承的型號為：6208。其中軸承參數(shù)為： d80mm；b18mm；cr29.5kn；cor18.0kn （七）、中間軸的設計與強度校核1、選 材c=1122、初估直徑 圓整d=50計 算 及 說 明結 果3、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下： 4、強度校核 （1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附后） （2）、齒輪上作用力（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖（4）、垂直面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖 （5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖；（如下所示）（6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅

33、圖（如下所示）（7）、合成彎矩圖 第六幅圖（如下所示）（8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （如下所示）（9）、求當量彎矩 （10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面a，危險截面b 計 算 及 說 明結 果（八）、中間軸軸承校核1、選軸承 根據(jù)文獻【1】表18.1可得軸承的型號為：6310。d110mmb27mm；cr61.8kn；cor38kn（九）、低速軸的設計與強度校核1、選 材c=1122、初估直徑 圓整取d=753、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下： 4、強度校核（1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附后）（2）、齒輪上作用力 （3）、水平支反力 從上到下第二幅圖 （4）、垂直

34、面內(nèi)的支反力 從上到下第四幅圖 （5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖 （6）、求垂直彎矩并繪垂直彎矩圖 第五幅圖 （7）、合成彎矩圖 第六幅圖 （8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （9）、求當量彎矩計 算 及 說 明結 果 （10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面a，b（十）、低速軸軸承校核1、選軸承 根據(jù)文獻【1】表18.1可得軸承的型號為：6317。其中軸承參數(shù)為： d180mm；b41mm；cr132kn；cor96.5kn（十一）、鍵聯(lián)接的選擇與計算1、 電動機小帶輪端的鍵 電動機de=42110mm,e=110mm,由文獻【2】表2.4-30得 鍵為 128 gb1096-90 即圓頭普通平鍵

35、（a型），鍵的參數(shù)為：b=12mm;h=8mm; l=100mm (1)、鍵校核 鍵的接觸長度；則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩 為：由文獻【1】表7.1得 120mp；強度符合要求選擇鍵為：圓頭普通平鍵（a型）計 算 及 說 明結 果2、高速軸大帶輪端的鍵 高速軸帶輪端尺寸：30101；由文獻【2】表2.4-30得鍵為108 gb1096-90 即圓頭普通平鍵（a型），鍵的參數(shù)為：b=10mm;h=8mm;l=80mm(1)、鍵校核 鍵的接觸長度；則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為：由文獻【1】表7.1得120mp；強度符合要求3、中間軸的鍵 軸的尺寸為：6593；由文獻【2】表2.4-30得鍵為： 1811

36、gb1096-90 即圓頭普通平鍵（a型），鍵的參數(shù)為：b=18mm;h=11mm;l=70mm(1)、鍵校核 鍵的接觸長度；則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為：由文獻【1】表7.1得120mp；強度符合要求 小齒輪處軸的尺寸為：65147；由文獻【2】表2.4-30得鍵為：2012 gb1096-90 即圓頭普通平鍵（a型），鍵的參數(shù)為:b=20mm;h=12mm;l=125mm(2)、鍵校核 鍵的接觸長度；則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為：由文獻【1】表7.1得120mp；強度符合要求4、低速軸鍵 大齒輪處軸的尺寸為：95135；由文獻【2】表2.4-30得鍵為： 2816 gb1096-90 即圓頭普通平

37、鍵（a型），鍵的參數(shù)為：b=28mm;h=16mml=125mm(1)、鍵的校核 鍵的接觸長度為：；則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為：由文獻【1】表7.1得120mp；強度符合要求 聯(lián)軸器處的軸的尺寸為：75140；由文獻【2】表2.4-30得鍵為：2012 gb1096-90 單圓頭普通平鍵（c型），鍵的參數(shù)為：b=20mm;h=12mml=125mm(2)、鍵的校核 鍵的接觸長度為：;則鍵聯(lián)接所能傳遞的扭矩為：由文獻【1】表7.1得120mp；強度符合要求5、聯(lián)軸器的選擇與校核公稱轉(zhuǎn)矩：選擇鍵為：圓頭普通平鍵（a型）選擇鍵為：圓頭普通平鍵（a型）選擇鍵為：圓頭普通平鍵（a型）選擇鍵為：圓頭普通平鍵

38、（a型）選擇鍵為：單圓頭普通平鍵（c型）計 算 及 說 明結 果由文獻【2】表2.6-3選用ml8型梅花形彈性聯(lián)軸器 gb5272-85。彈性硬度c94 主動端：z型軸孔，c型鍵槽 從動端：y型軸孔，b型鍵槽 校核：；由文獻【1】表19.5，取 適合 （十二）、對中間軸進行安全系數(shù)法校核聯(lián)軸器選擇為：ml8型梅花形彈性聯(lián)軸器0.012mp3252.119nm安全系數(shù)法校核軸強度符 號 單 位 截 面a 截 面b說 明1、扭 矩2、合成彎矩3、軸 徑4、抗彎截面模量5、抗扭截面模量6、彎曲應力副7、扭轉(zhuǎn)應力副8、彎曲平均應力9、扭轉(zhuǎn)平均應力t nmm 802770 802770m nmm 989

39、204 565633d mm 65 65w 23133 23133 50080 50080 42.76 24.45 16.03 16.03 0 0 8.015 8.015有鍵槽時：10、強度極限11、彎曲疲勞極限 12、扭轉(zhuǎn)疲勞極限 13、等效系數(shù)符 號截 面a 截 面b 說 明14、彎曲有效應力集中系數(shù)1.68 1.68附錄表215、扭轉(zhuǎn)有效應力集中系數(shù) 1.24 1.24附錄表116、表面狀態(tài)系數(shù)0.92 0.92附錄表517、尺寸系數(shù)0.88 0.880.81 0.81附錄表618、彎曲綜合影響系數(shù)2.08 2.0819、扭轉(zhuǎn)綜合影響系數(shù)1.66 1.6620、彎曲配合影響系數(shù)2.64

40、3.51附錄表321、扭轉(zhuǎn)配合影響系數(shù)1.98 2.5122、彎曲配合影響系數(shù)2.64 3.51比較后取值23、扭轉(zhuǎn)配合影響系數(shù)2.19 2.5124、壽命系數(shù)1 125、彎曲安全系數(shù)3.22 5.6226、扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)6.81 6.8127、許用安全系數(shù)1.5 1.51.31.5由安全系數(shù)法可以得到安全系數(shù)如下： （a）截面 （b截面） 完全符合強度要求 綜合當量彎矩法和安全系數(shù)法得出：該軸體的尺寸完全符合強度要求，符合生產(chǎn)所需的強度，所以無需將原尺寸修改。計 算 及 說 明結 果三、 裝配圖設計 （一）、裝配圖的作用作用：裝配圖表明減速器各零件的結構及其裝配關系，表明減速器整體結構，所有零

41、件的形狀和尺寸，相關零件間的聯(lián)接性質(zhì)及減速器的工作原理，是減速器裝配、調(diào)試、維護等的技術依據(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。（二）、減速器裝配圖的繪制1、裝備圖的總體規(guī)劃：（1）、視圖布局：、選擇3個基本視圖，結合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。、選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關系集中反映在一個基本視圖上。布置視圖時應注意：a、整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術特性表、技術要求、標題欄和零件明細表的位置。b、各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩＃?）、尺寸的標注：、特性尺寸：用于

42、表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動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標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應標注公稱尺寸、配合性質(zhì)及精度等級。查文獻【2】p121、外形尺寸：減速器的最大長、寬、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。計 算 及 說 明結 果（3）、標題欄、序號和明細表：、說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內(nèi)容。查gb10609.1-1989和gb10609.2-1989標題欄和明細表的格式、裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。（4）、技術特性表和技術要求：、技術特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級、表的格式可查文獻【2】例題，布置在裝配圖右下方空白處。、技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側(cè)隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。2、繪制過程：（1）、畫三視圖：、繪制裝配圖時注意問題： a先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳動零件、軸承、箱體及其附件。b、先畫輪廓，后畫細節(jié)，