1、畢 業 設 計（論文）課題名稱 一級圓柱齒輪減速器設計 畢業設計任務書系 專業 年級 班級 姓名 起止日期 設計題目 1畢業設計（論文）任務及要求（包括設計或論文的主要內容、主要技術指標，并根據題目性質對學生提出具體要求）1. 減速器裝配圖紙一張（A3圖紙）2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（A3圖紙）3. 設計說明書一份2畢業設計（論文）的原始資料及依據（包括設計或論文的工作基礎、研究條件、應用環境等）用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續平穩工作，單向運轉載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97%，運輸帶允許速度誤差為5%。3主要

2、參考資料、文獻1.“課本”：機械設計/楊明忠 朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6 武漢理工大學出版社 2004年6月第2次印刷.2.“手冊”：機械設計課程設計手冊/吳宗澤，羅圣國主編 編號ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.3“指導書”：機械設計課程設計指導書/龔桂義，羅圣國主編 編號ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷. 指導教師評語建議成績：優 良 中 及格 不及格 指導教師簽字 年 月 日最終評定成績：優 良 中 及格 不及格系主任簽字 年 月 日目錄第一章 減速器的慨述

3、.5 第二章 傳動方案擬定.9第三章 電動機的選擇10第四章 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.13第五章 傳動裝置的運動和動力設計.14第六章 普通V帶的設計.18第七章 齒輪傳動的設計.23第八章 傳動軸的設計.28第九章 輸出軸的設計.33第十章 箱體的設計.38第十一章 鍵連接的設計41第十二章 滾動軸承的設計43第十三章 潤滑和密封的設計45第十四章 聯軸器的設計46第十五章 設計小結.47第十六章 致謝.49第十七章 參考文獻.50第一章 減速器概述 1.1減速器的主要型式及其特性減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與

4、工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產，故在現代機械中應用很廣。減速器類型很多，按傳動級數主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。以下對幾種減速器進行對比：1）圓柱齒輪減速器當傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于8時，最好選用二級(i=840)和二級以上(i>40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數種。展開式最簡單，但由

5、于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減速器時應注意：1)軸的剛度宜取大些；2)轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的

6、范圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至60m/s一70ms，甚至高達150ms。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約30。2）圓錐齒輪減速器它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪

7、傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐圓柱齒輪減速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器廣。3）蝸桿減速器主要用于傳動比較大(j>10)的場合。通常說蝸桿傳動結構緊湊、輪廓尺寸小，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當傳動比并不很大時，此優點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。

8、但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為避免攪油太甚、發熱過多，最好采用蝸桿在上式。 4）齒輪-蝸桿減速器它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結構較緊湊，后者效率較高。通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。1.2 減速器結構近年來，減速器的結構有些新的變化。為了和沿用已久、國內目前還在普遍使用的減速器有所區別，這里分列了兩節，并稱之為傳統型減速器結構和新型減速器結構。1）傳統型減速器結構 絕大多數減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產時也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體都應進行時效或退火處理。大量生產小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形

9、目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將蓋頂起來。聯接箱座和箱蓋的螺栓應合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面的凸緣上應設有23個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。在箱座上則常設有為提取整個減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、

10、螺栓尺寸等均可根據經驗公式計算，見有關圖冊。關于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示Oe等均可從有關的設計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉速很高的減速器才采用滑動軸承。2）新型減速器結構 下面列舉兩種聯體式減速器的新型結構，圖中未將電動機部分畫出。1）齒輪蝸桿二級減速器；2）圓柱齒輪圓錐齒輪圓柱齒輪三級減速器。這些減速器都具有以下結構特點： 在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設剖分面。為了便于傳動零件的安裝，在適當部位有較大的開孔。 在輸入軸和輸出軸端不采用傳統的法蘭式端蓋，而改用機械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋。 輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開

11、法和傳統的規定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發揮輪轂的作用。 和傳統的減速器相比，新型減速器結構上的改進，既可簡化結構，減少零件數目，同時又改善了制造工藝性。但設計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度。1.3減速器潤滑 圓周速度u12m/s一15ms的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的齒輪深度以12個齒高為宜。速度高的還應該淺些，建議在07倍齒高左右，但至少為10mm。速度低的(05ms一08ms)也允許浸入深些，可達到16的齒輪半徑；更低速時，甚至可到13的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應達到輪齒的整個寬度。對

12、于油面有波動的減速器(如船用減速器)，浸入宜深些。在多級減速器中應盡量使各級傳動浸入油中深度近予相等。如果發生低速級齒輪浸油太深的情況，則為了降低其探度可以采取下列措施：將高速級齒輪采用惰輪蘸油潤滑；或將減速器箱蓋和箱座的剖分面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。 減速器油池的容積平均可按1kW約需035L一07L潤滑油計算(大值用于粘度較高的油)，同時應保持齒輪頂圓距離箱底不低于30mm一50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。減速器的工作平衡溫度超過90時，需采用循環油潤滑，或其他冷卻措施，如油池潤滑加風扇，油池內裝冷卻盤管等。循環潤滑的油量一般不少于05L/kW

13、。圓周速度u>12m/s的齒輪減速器不宜采用油池潤滑，因為：1)由齒輪帶上的油會被離心力甩出去而送不到嚙合處；2)由于攪油會使減速器的溫升增加；3)會攪起箱底油泥，從而加速齒輪和軸承的磨損；4)加速潤滑油的氧化和降低潤滑性能等等。這時，最好采用噴油潤滑。潤滑油從自備油泵或中心供油站送來，借助管子上的噴嘴將油噴人輪齒嚙合區。速度高時，對著嚙出區噴油有利于迅速帶出熱量，降低嚙合區溫度，提高抗點蝕能力。速度u20心s的齒輪傳動常在油管上開一排直徑為4mm的噴油孔，速度更高時財應開多排噴油孔。噴油孔的位置還應注意沿齒輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高而工作條件相當繁重的重型減速器中和需

14、要用大量潤滑油進行冷卻的減速器中。噴油潤滑需要專門的管路裝置、油的過濾和冷卻裝置以及油量調節裝置等，所以費用較貴。此外，還應注意，箱座上的排油孔宜開大些，以便熱油迅速排出。 蝸桿圓周速度在10m/s以下的蝸桿減速器可以采用油池潤滑。當蝸桿在下時，油面高度應低于蝸桿螺紋的根部，并且不應超過蝸桿軸上滾動軸承的最低滾珠(柱)的中心，以免增加功率損失。但如滿足了后一條件而蝸桿未能浸入油中時，則可在蝸桿軸上裝一甩油環，將油甩到蝸輪上以進行潤滑。當蝸桿在上時，則蝸輪浸入油中的深度也以超過齒高不多為限。蝸桿圓周速度在10ms以上的減速器應采用噴油潤滑。噴油方向應順著蝸桿轉入嚙合區的方向，但有時為了加速熱的散

15、失，油也可從蝸桿兩側送人嚙合區。齒輪減速器和蝸輪減速器的潤滑油粘度可分別參考表選取。若工作溫度低于0，則使用時需先將油加熱到0以上。蝸桿上置的，粘度應適當增大。第二章 傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動、工作條件：使用年限年，工作為一班工作制，載荷平穩，環境清潔。、原始數據：滾筒圓周力F=2200N；帶速V=1.7m/s；滾筒直徑D=420mm；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶第

16、三章 電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：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，其結構簡單，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) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=××××5式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。取=0.96，0.98，0.97，.則：總=0.96×0.98×

17、;0.97×0.99×0.96 =0.83所以：電機所需的工作功率：Pd= FV/1000總 =(2200×1.7)/(1000×0.83) =4.5 (kw)3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.7)/（2·） =77.3 r/min根據手冊表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。取帶傳動比= 。則總傳動比理論范圍為：a。故電動機轉速的可選范為 Nd=Ia×n卷筒 =(1624)×77.3

18、=463.81855.2 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min根據容量和轉速，由相關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速(r/min)電動機重量N參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選

19、定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：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第四章 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速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/77.3=12.42總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0

20、5;i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據指導書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=24）因為：iai0×i所以：iiai012.42/2.84.44第五章 傳動裝置的運動和動力設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，.為各軸的輸入轉矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉矩 （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1、 運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉數：

21、軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）軸：n= n/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒軸：n= n（2）計算各軸的功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=4.5×0.96=4.32（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =4.32×0.98×0.97 =4.11（KW）卷筒軸： P= P·23= P·2·4 =4.11×0.98×0.99=4.07（KW）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=95

22、50·Pd/nm=9550×4.5/960=44.77 N·m軸： T= Td·i0·01= Td·i0·1=44.77×2.8×0.96=120.33 N·m 軸： T= T·i1·12= T·i1·2·4 =120.33×4.44×0.98×0.99=518.34 N·m卷筒軸輸入軸轉矩：T = T·2·4 =502.90 N·m計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸

23、入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=4.32×0.98=4.23 KWP= P×軸承=4.23×0.98=4.02 KW計算各軸的輸出轉矩：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=120.33×0.98=117.92 N·mT = T×軸承 =518.34×0.98=507.97 N·m由指導書的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99i0為帶傳動傳動比i1為減速器傳動比滾動軸承的效率為0.980.995在本設計中取0.98綜合以上數據，得表如下：軸名

24、效率P （KW）轉矩T （N·m）轉速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.544.779602.80.96軸4.324.23120.33117.92342.864.440.95軸4.114.02518.34507.9777.221.000.97卷筒軸4.073.99502.90492.8477.22第六章 V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW） 根據課本P134表9-7得知其交點在A、B型交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=1

25、00mmd2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許)帶速驗算： V=n1·d1·/（1000×60） =960×100·/（1000×60） =5.024 m/s 介于525m/s范圍內，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2）由課本P134表9-5查得KA=1.1 由課本P132表9-

26、2得，推薦的A型小帶輪基準直徑為75mm125mm 0.7×（100+274）a02×（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500) =1602.32 mm 由表9-3選用Ld=1400 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2

27、-d1)×57.3/a =180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合適 確定帶的根數 Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =6.05/（0.95+0.11）×0.96×0.95） = 6.26 故要取7根A型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.022 =144.

28、74 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mmd2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =2.8×140×(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1·d1·/（1000&

29、#215;60） =960×140·/（1000×60） =7.03 m/s 介于525m/s范圍內，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 0.7×（140+384）a02×（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×700+·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700) =2244.2 mm 由表9-3選

30、用Ld=2244 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適 確定帶的根數 Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =6.05/（2.08+0.30）×1.00×0.95） = 2.68 故取3根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z· c+q

31、· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032 =242.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×3×242.42×sin(160.0/2) =1432.42 N綜合各項數據比較得出方案二更適合 由機械設計書表9-4查得P0=0.95由表9-6查得P0=0.11 由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=0.96由課本表9-2得，推薦的B型小帶輪基準直徑125mm280mm由機械設計書表9

32、-4查得P0=2.08由表9-6查得P0=0.30 由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=1.00帶輪示意圖如下：d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2第七章 齒輪傳動的設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數 Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1·u=20×4.5=90 取a=0.3，則d=0.5·（i+1）·=0.675（3）按齒面接觸疲勞

33、強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數值 載荷系數 查課本表6-6 取K=1.2 小齒輪名義轉矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86 =1.18×105 N·mm 材料彈性影響系數 由課本表6-7 ZE=189.8 區域系數 ZH=2.5 重合度系數t=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69 Z= 許用應力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 取兩式計算中的較小值，即H=560Mpa

34、于是 d1 = =52.82 mm (4)確定模數 m=d1/Z152.82/20=2.641 取標準模數值 m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中 小輪分度圓直徑d1=m·Z=3×20=60mm齒輪嚙合寬度b=d·d1 =1.0×60=60mm復合齒輪系數 YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系數Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938許用應力 查圖6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計算大小齒輪的并進行比較 <取較大值代入公式

35、進行計算 則有=71.86<F2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算 d1=m·Z=3×20=60 mm d2=m·Z1=3×90=270 mma=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mmb=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s對照表6-5可知選擇8級精度合適。d2=m&#

36、183;Z1=3×90=270 mma=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mmb=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s對照表6-5可知選擇8級精度合適。第八章 傳動軸的設計 1， 齒輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承

37、端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=4.32 KW 轉速為n=342.86 r/min根據課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=38mm根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離

38、為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 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6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm，分度圓直徑為60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=66mm，長度為L5=65mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，

39、取D6=48mm 長度取L6= 10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.18×105 N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N 求徑向力FrFr=Ft·tan=1966.67×tan200=628.20NFt，Fr的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=R

40、B=Ft/2 =983.33 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×62/124=314.1 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA×62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ft×d1/2=59.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）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。

41、已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：P的值為前面第10頁中給出在前面帶輪的計算中已經得到Z=3其余的數據手冊得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mm

42、D3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=66mmL5=65mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1= MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm=0.6MeC2=73.14Nm-1=60MpaMD=35.4Nm 第九章 輸出軸的設計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直

43、徑 選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=4.11 KW 轉速為n=77.22 r/min根據課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取45mm，根據計算轉矩TC=KA×T=1.3×518.34=673.84Nm，查標準GB/T 50142003，選用LXZ2型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據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

44、與半聯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6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm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=66mm ,長度取L5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，

45、取軸徑為D6=55mm，長度L6=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =5.08×105N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N 求徑向力FrFr=Ft·tan=3762.96×tan200=1369.61NFt，Fr的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則F

46、a=0那么RA=RB =Fr×62/124= 684.81 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）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=307.56Nm ,由課本表13-1有:-1=6

47、0Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：D1=45mmL1=82mmD2=52mmL2=54mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=58mmD5=66mmL5=10mmD6=55mmL6=21mmFt=3

48、762.96NmFr=1369.61NmRA=RB=1881.48NmRA=RB=684.81 NMC=116.65NmMC1= MC2=41.09 NmMC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm=0.6MeC2=307.56Nm-1=60MpaMD=33.45Nm繪制軸的工藝圖（見圖紙）第十章 箱體結構設計(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間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用

49、來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導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，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，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。對于需作軸向調整的套環，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和

50、機座用螺栓聯結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。(8)環首螺釘、吊環和吊鉤在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊環或吊鉤，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。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑d116機蓋與機座聯接螺栓直徑d212聯軸器螺栓d2的間距 l 160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