直齒輪錐齒輪2

1、前言減速器的結(jié)構(gòu)隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平面與水平面平行，如圖1-2-1a所示。后者兩軸線平面與水平面垂直，如圖1-2-1b所示。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速器作為主要介紹對象。單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。圖1-2-2和圖1-2-3所示分別為單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖和結(jié)構(gòu)圖。減速器一般由箱體、齒輪、軸、軸承和附件組成。箱體由箱蓋與箱座組成。箱體是安置齒輪、軸及軸承等零件的機座，并存放潤滑油起到潤滑和密封箱體內(nèi)零件的作用。箱體常采用剖分式結(jié)構(gòu)（剖分面通過軸的中心線

2、），這樣，軸及軸上的零件可預(yù)先在箱體外組裝好再裝入箱體，拆卸方便。箱蓋與箱座通過一組螺栓聯(lián)接，并通過兩個定位銷釘確定其相對位置。為保證座孔與軸承的配合要求，剖分面之間不允許放置墊片，但可以涂上一層密封膠或水玻璃，以防箱體內(nèi)的潤滑油滲出。為了拆卸時易于將箱蓋與箱座分開，可在箱蓋的凸緣的兩端各設(shè)置一個起蓋螺釘（參見圖1-2-3），擰入起蓋螺釘，可順利地頂開箱蓋。箱體內(nèi)可存放潤滑油，用來潤滑齒輪；如同時潤滑滾動軸承，在箱座的接合面上應(yīng)開出油溝，利用齒輪飛濺起來的油順著箱蓋的側(cè)壁流入油溝，再由油溝通過軸承蓋的缺口流入軸承（參圖1-2-3）。減速器箱體上的軸承座孔與軸承蓋用來支承和固定軸承，從而固定軸及

3、軸上零件相對箱體的軸向位置。軸承蓋與箱體孔的端面間墊有調(diào)整墊片，以調(diào)整軸承的游動間隙，保證軸承正常工作。為防止?jié)櫥蜐B出，在軸的外伸端的軸承蓋的孔壁中裝有密封圈（參見圖1-2-3）。減速器箱體上根據(jù)不同的需要裝置各種不同用途的附件。為了觀察箱體內(nèi)的齒輪嚙合情況和注入潤滑油，在箱蓋頂部設(shè)有觀察孔，平時用蓋板封住。在觀察孔蓋板上常常安裝透氣塞（也可直接裝在箱蓋上），其作用是溝通減速器內(nèi)外的氣流，及時將箱體內(nèi)因溫度升高受熱膨脹的氣體排出，以防止高壓氣體破壞各接合面的密封，造成漏油。為了排除污油和清洗減速器的內(nèi)腔，在減速器箱座底部裝置放油螺塞。箱體內(nèi)部的潤滑油面的高度是通過安裝在箱座壁上的油標尺來觀測

4、的。為了吊起箱蓋，一般裝有一到兩個吊環(huán)螺釘。不應(yīng)用吊環(huán)螺釘?shù)踹\整臺減速器，以免損壞箱蓋與箱座之間的聯(lián)接精度。吊運整臺減速器可在箱座兩側(cè)設(shè)置吊鉤（參見圖1-2-3）。目 錄一、設(shè)計任務(wù)書4二、電動機的選擇6三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8四、傳動件的設(shè)計計算12五、軸的設(shè)計計算22六、箱體的設(shè)計30七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算32八、滾動軸承的選擇及計算34九、聯(lián)連軸器的選擇35十、減速器附件的選擇36十一、潤滑與密封36十二、設(shè)計小結(jié)36十三、參考資料目錄38一、 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作。減速器小批生產(chǎn)，使用期限

5、5年。輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差為5%。 (一)、總體布置簡圖(二)、工作情況：工作有輕振，單向運轉(zhuǎn)(三)、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率P (kW) ：輸送機工作軸上的轉(zhuǎn)速n (r/min)：90輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2(四)、設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫(五)、設(shè)計任務(wù)(六)、設(shè)計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的

6、校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫計 算 及 說 明結(jié) 果二、 電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×4×××5根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計10表2-2式中：1、2、 3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動

7、效率。取=9，9，0.97，9、則：總9×4××9×3 =所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 =/ 5 =5.3 (kw)總=Pd(kw)計 算 及 說 明結(jié) 果 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為： n【（1-5%）（1+5%）】×90r/min 85.594.5 r/min根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=3 。則總傳動比理論范圍為：a ×=18。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=a× n =(618)×90 =54016

8、20 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速 (r/min)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-41500144065012002Y132M2-6100096080015003Y160M2-875072012402100綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格nw85.594.5 r/min Nd=5301620 r/min計 算 及 說 明結(jié) 果 和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電

9、動機型號為Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ n=960/90計 算 及 說 明結(jié) 果 總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝

10、置傳動比ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動 和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書P10表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動 i=23）因為：iai0×i所以：iiai03四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)i0=3i i計 算 及 說 明結(jié) 果

11、1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)速： 軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ ir/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i 0= r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=×=（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =××（KW）III軸： P= P·23= P·2·4 =××=（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·（KW）n=960（r/min）n= nr/minn

12、r/minP=5.247（KW）P=5.04（KW）P=4.94（KW）PIV=4.54（KW）計 算 及 說 明結(jié) 果 （3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×=52.72 N·m軸： T= Td·01= Td·1×0.99=52.2 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3×××N·mIII軸：T = T·2·4 N·m螺旋輸送機軸：TIV = T

13、 ·i0·2·N·m（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=×KWP= P×軸承×KWP = P×軸承=4×0.99=KW（5）計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承× N·mT = T×軸承×= N·mT = T×軸承=×N·mT Td =52.72 N·mT=52.2 N·mTIIN·

14、;mT N·mN·mPPPTN·mTN·mTIII= N·m計 算 及 說 明結(jié) 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N·m）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸9601軸960軸軸3輸送機軸4889.89四、 傳動件的設(shè)計計算(一)、減速器內(nèi)傳動零件設(shè)計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。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。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=21 ， Z2

15、=Z1·u=21×3.6=75.6 取Z2=76Z1=21Z2=76計 算 及 說 明結(jié) 果由表10-7選取齒寬系數(shù)d·（u+1）·a=（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩×106×P/n1×106××104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)4)5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×960×1&

16、#215;（2×8×300××109 N2×1087) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1；KHN2d1.15×104N·mm×109 N2×108計 算 及 說 明結(jié) 果 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得H1×600MPa558MPaH2×550MPa533.5MPa（4）、計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=mm2) 計算圓周速度v=m/s3) 計算齒寬b及模數(shù)mtb=d*d1t=1×49.76mm=6

17、mmmt=2.33 mm×2.33mm=mmb/h=6/=4) 計算載荷系數(shù)K 已知工作有輕振，所以取KA，根據(jù)m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.08；H1558MPaH2533.5MPad1t mmm/sb=6mmmt=2.33mmh=mmb/h=計 算 及 說 明結(jié) 果由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， KH=由圖1013查得KF5直齒輪KH=KF=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1.25×1.08×1×1.0135) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=mm6)

18、 計算模數(shù)m m =mm=2.37 mm（5）按齒根彎曲強度設(shè)計由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m1） 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K=KA*KV*KF*KF×1.08×1×=B. 查取齒型系數(shù)由表105查得；YFa2=K=mmm=2.37 mmK=1.37計 算 及 說 明結(jié) 果C. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得； D. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380Mpa；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）F= F1=428Mpa

19、MPaE. 計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數(shù)值大。（6）、設(shè)計計算m=mm對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m/2=2取Z1=251=428Mpa=mmmm=2mmZ1=25計 算 及 說 明結(jié) 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3.6x25=90（7）、幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×90=180mmb) 計算中心距a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mm

20、c) 計算齒輪寬度b= d1·d=50 取B2=50mm B1=55mm （8）、結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪采用腹板式，如圖10-39（機械設(shè)計）（二）、減速器外傳動件設(shè)計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=72 取Z2=90d1=50 mmd2=180mma=115 mmB2=50mm B1=55mmZ1=26u=3 Z2=

21、72計 算 及 說 明結(jié) 果（3）確定許用應(yīng)力 A: 確定極限應(yīng)力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查圖10-20得=450Mpa, =380MpaB: 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =60××1×（2×8×300×5）×108N2=N1/u=×108/3=×108查圖1019得kHN1,kHN2=C：計算接觸許用應(yīng)力 取 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式查圖10-18得kFE1 kFE2（4）初

22、步計算齒輪的主要尺寸N1×108N2×108計 算 及 說 明結(jié) 果因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1026）試算，即 dt確定各參數(shù)值1)2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩×106×P/n3×106××104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)4）試算小齒輪分度圓直徑d1tdt = 5）計算圓周速度 v=m/s因為有輕微震動，查表10-2得KA=1.25。根據(jù)v=0.67m/s,8級精度，由圖103；×104N·mmdt計 算 及 說 明結(jié) 果 取故載荷系數(shù) K=KA*K

23、V*KH*KH××1×=1.545 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1= 7） 計算大端模數(shù)m m =mm=1.94 mm（5）、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由式(1023) mn確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) 由表10-9查得KHbe=1.25 則KF=1.5 KHK=KAKVKFKF=1.25××1×2）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)計 算 及 說 明結(jié) 果因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中 查表10-5 齒形系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 3）計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數(shù)值大。4）設(shè)計計算mn =

24、對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.812并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=50.34mm，算出小齒輪齒數(shù) =mnZ1=25計 算 及 說 明結(jié) 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3x25=75（7）、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×75=150mm2)計算錐距R=3)計算齒輪寬度b= R· 取B2=30mm B1=25mm五、 軸的設(shè)計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=5.25 KW

25、 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力Z2=75d1=50 mmd2=150mmB2=30mm B1=25mmd計 算 及 說 明結(jié) 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=50mm而 Ft1=NFr1=FtN圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端蓋 8軸端擋圈 9半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取=22mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×&#

26、215;52.2=67.86Nm，查標準GB/T 50141986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑D1=24mmL1=50mm計 算 及 說 明結(jié) 果 取30mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為35mm，長度為L3=20mm右

27、起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=45mm，長度取L4mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為54mm，分度圓直徑為50mm，齒輪的寬度為55mm，則，此段的直徑為D5=54mm，長度為L5=55mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=45mm 長度取L6mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=35mm，長度L7=20mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則F

28、a=0D2=30mmL2=74mmD3=35mmL3=20mmD4=45mmmmD5=54mmL5=55mmD6=45mmmmD7=35mm，L7=18mmRA=RB計 算 及 說 明結(jié) 果 那么RA=RB =Fr/2=N2） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖3） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：RA=RB 376.2 N計 算 及 說 明結(jié) 果 ·D43)××453)=7.72<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小

29、，故該面也為危險截面： ·D13)××243)=25.61 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PIKW 轉(zhuǎn)速為nI=r/min根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=180mm而 Ft1=1963NFr1=FtN圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。dFt1=1963N計 算 及 說 明結(jié) 果 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒

30、輪 4套筒 6密封蓋7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取32mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T×178.45=231.99N.m，查標準GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則D1=32

31、mmL1=80D2=40mmL2=74mm計 算 及 說 明結(jié) 果 軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長度為L3=41mm右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為180mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=48mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=56mm ,長度取L5=6mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=6

32、0mm 長度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm，長度L7=19mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=N4） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖D3=45mmL3=41mmD4=50mmL4=48mmD5=56mmL5=6mm D6=60mmL6= 20mmD7=45mm，L7=19mmRA=RB計 算 及 說 明結(jié) 果5） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相

33、鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：·D43)計 算 及 說 明結(jié) 果 ××503)=9.75<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： ·D13)=106××323Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。六、 箱體的設(shè)計1. 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。2. 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油

34、孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3. 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。4. 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。計 算 及 說 明結(jié) 果5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上

35、二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。6. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。7. 調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用8. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。9. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：計 算 及 說 明結(jié) 果 名稱符號尺寸（mm）機座壁厚10機蓋壁厚11

36、0機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度b 115機座底凸緣厚度b 225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C128, 24, 20df，d1, d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺半徑R112, 8凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 35大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 20機蓋、機座肋厚m1 ,m28， 8軸承端蓋外徑D290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓

37、距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2七、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d3=50mm L3=48mm T查手冊 選用A型平鍵A鍵 16×10 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm根據(jù)課本（6-1）式得計 算 及 說 明結(jié) 果p=4 ·T/(d·h·L)=4×176.67×1000/（16×10×32）=Mpa < R (150Mpa)2. 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=24mm L2=50mm TN·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003B

38、鍵8×7 GB1096-79l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）=4××1000/（8×7×40）=Mpa < p (150Mpa)3. 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=32mm L2=80mm T·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003C鍵10×8 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=4 ·T/（d·h·l）=4××1000/（10×8

39、15;70）= 126.2Mpa < p (150Mpa)計 算 及 說 明結(jié) 果八、 滾動軸承的選擇及計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=2×8×300×5=24000小時（1）初步計算當量動載荷P（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6207軸承KN預(yù)期壽命足夠此軸承合格（1）初步計算當量動載荷P計 算 及 說 明結(jié) 果 （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6209軸承 Cr=KN預(yù)期壽命足夠此軸承合格九、 聯(lián)連軸器的選擇（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)

40、軸器或凸緣聯(lián)軸器。 （2）載荷計算計算轉(zhuǎn)矩TC2=KA×T×176.67=229.67Nm， TC1=KA×T×=Nm，（3）型號選擇根據(jù)TC2，軸徑d2，軸的轉(zhuǎn)速n2， 查標準GB/T 50141985，輸出軸選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩T=315Nm, 許用轉(zhuǎn)速n=5600r/m ,故符合要求。根據(jù)TC1，軸徑d1，軸的轉(zhuǎn)速n1， 查標準GB/T 58431985，輸入軸選用YL6型凸緣聯(lián)器，其額定轉(zhuǎn)矩T=100Nm, 許用轉(zhuǎn)速n=5200r/m ,故符合要求。十、減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18

41、15;油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×十一、潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。二、 滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定

42、位的軸承的外徑?jīng)Q定。十二、設(shè)計小結(jié)機械課程設(shè)計是我們學(xué)完了大學(xué)的全部基礎(chǔ)課、專業(yè)基礎(chǔ)課以及大部分專業(yè)課之后進行的.這是我們在進行畢業(yè)設(shè)計之前對所學(xué)機械課程的一次深入的綜合性的總復(fù)習(xí),也是一次理論聯(lián)系實際的訓(xùn)練,因此,它在我大學(xué)生活中占有重要的地位。 我的題目是螺旋輸送機上用的單級蝸桿減速器，對于我們這些新手來說，這是很大的考驗，我一千次一萬次的問自己，怎么才能找到課堂所學(xué)與實際應(yīng)用的最佳結(jié)合點？怎么才能讓自己的設(shè)計在篇幅上簡單，在使用價值上豐富？怎樣讓自己的業(yè)余更近專業(yè)？怎樣讓自己的計劃更具有序性，而不會忙無一用？機會是老師，學(xué)校，以及無數(shù)代教育工作者給的，而能力是自己的，耐性是需要的。經(jīng)過自己的琢磨，聽取了學(xué)姐，學(xué)長們的建議，還查閱