兩級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書

1、目錄目錄 第第 1 1 章章機械設計課程設計任務書機械設計課程設計任務書.1 1.1.設計題目.1 1.2.設計要求.1 1.3.設計說明書的主要內(nèi)容.2 1.4.課程設計日程安排.2 第第 2 2 章章傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計.3 2.1.傳動方案擬定.3 2.2.電動機的選擇.3 2.3.計算總傳動比及分配各級的傳動比.3 2.4.運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.3 第第 3 3 章章傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算.5 第第 4 4 章章軸的設計計算軸的設計計算.6 第第 5 5 章章滾動軸承的選擇及校核計算滾動軸承的選擇及校核計算.7 第第 6 6 章章鍵聯(lián)接的選擇及計算鍵聯(lián)接

2、的選擇及計算.8 第第 7 7 章章連軸器的選擇與計算連軸器的選擇與計算.9 設計小結(jié)設計小結(jié).10 參考文獻參考文獻.11 第第 1 1 章章 機械設計課程設計任務書機械設計課程設計任務書 1.1.1.1.設計題目設計題目 設計用于帶式運輸機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器，圖示如示。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平 穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為 5 年，作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為5%，結(jié)構(gòu)緊 湊。 圖 1帶式運輸機 1.2.1.2.設計數(shù)據(jù)設計數(shù)據(jù) 表 1設計數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力 F（N） 運輸帶工作速度 V(m/s) 卷筒直徑 D(mm) 62500.45300 1.3.1.3.設計要求設計要求 1

3、設計要求達到齒輪傳動的中心距要圓整（0，5 結(jié)尾）且兩級齒輪傳動的中心距和小 于 320mm，安裝在減速器上的大帶輪不碰地面，減速器的中間軸上的大齒輪不與低 速軸干涉，運輸帶速度允許誤差為5%。 2.減速器裝配圖 A0(A1)一張。 3.零件圖 24 張。 4.設計說明書一份約 60008000 字。 5.圖紙與設計說明書電子與紙質(zhì)各一份。 1.4.1.4.設計說明書的主要內(nèi)容設計說明書的主要內(nèi)容 封面 (標題及班級、姓名、學號、指導老師、完成日期) 目錄（包括頁次） 設計任務書 傳動方案的分析與擬定(簡單說明并附傳動簡圖) 電動機的選擇計算 傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 傳動零件的設

4、計計算 軸的設計計算 滾動軸承的選擇和計算 鍵聯(lián)接選擇和計算 聯(lián)軸器的選擇 設計小結(jié)(體會、優(yōu)缺點、改進意見) 參考文獻 1.5.1.5.課程設計日程安排課程設計日程安排 表 2課程設計日程安排表 1)1) 準備階段1 天 2)2) 傳動裝置總體設計階段1 天 3)3) 傳動裝置設計計算階段3 天 4)4) 減速器裝配圖設計階段5 天 5)5) 零件工作圖繪制階段2 天 6)6) 設計計算說明書編寫階段1 天 7)7) 設計總結(jié)和答辯1 天 第第 2 2 章章 傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計 2.12.1 傳動方案擬定傳動方案擬定 如圖 1 帶式運輸機簡圖所示，帶式運輸機由電動機驅(qū)動，電

5、動機 6 帶動 V 帶 1 工作， 通過 V 帶再帶動減速器 2 運轉(zhuǎn)最后將運動通過聯(lián)軸器 3 傳送到卷筒軸 5 上，帶動運輸帶 4 工作。帶傳動承載能力較低，但傳動平穩(wěn)，緩沖吸振能力強，故布置在高速級。斜齒輪傳動 比較平穩(wěn)，故在傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱斜齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，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)生的彎曲變形部分的相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。 本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較 復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 1.6.

6、1.6.電動機的選擇電動機的選擇 （1）選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 根據(jù)工作要求和條件選取 Y 系列一般用途的全封閉自扇冷籠型三相異步電動機。 （2 2）選擇電動機容量）選擇電動機容量 工作機所需功率： Pd= = 3.56kW 式中，帶式輸送機的效率 1000 Fv 79 . 0 其中為電動機至滾筒主軸傳動裝置的總效率，包括 V 帶傳動、兩對斜齒輪傳動、 兩對滾動軸承及聯(lián)軸器等效率，值計算如下： = 1 4 2 54 2 3 經(jīng)查機械設計手冊表 1-5 知 V 帶傳動效率=0.96， 滾子軸承傳動效率=0.98，一般齒輪 1 2 傳動效率=0.97，彈性聯(lián)軸器效率=0.99，卷筒效率=0.9

7、6 因此 3 4 5 =0.96 0.9840.9720.99=0.79 （3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速）選擇電動機的轉(zhuǎn)速 先計算工作機主軸轉(zhuǎn)速，也就是滾筒的轉(zhuǎn)速 =28.65r/min w n D v 100060 根據(jù)機械設計手冊表 14-2 確定傳動比范圍，取 V 帶傳動比 i=24，二級圓柱齒輪傳動比 i2=840，總傳動比 i 的范圍為 i總=（28）（440）=16160 電動機的轉(zhuǎn)速范圍應為 nd= i總n =（16160）28.65r/min=458.3664583.66r/min 符合這一范圍的電動機的同步轉(zhuǎn)速有 750 r/min，1000 r/min，1500r/min，3000

8、r/min 四種， 由標準查出兩種適用的電動機型號，因此有兩種傳動比方案，如表 11 所列。 電動機轉(zhuǎn)速 /rmin-1 方 案 電動機型 號 額定功 率 Pm /kW 同步滿載 1Y112M-4415001440 1.7.1.7.計算總傳動比及分配各級的傳動比計算總傳動比及分配各級的傳動比 （1）總傳動比）總傳動比 i總=r/min=50.26 n nm 65.28 1440 （2）分配各級傳動比）分配各級傳動比 i總=i0 i 為使帶傳動的尺寸不致過大，滿足 V 帶傳動比小于齒輪傳動比，初取 i0=2.8，則減速器傳動 比為 i=17.95 0i i總 （3）分配減速器的各級傳動比）分配減

9、速器的各級傳動比：i1=0.15 i+2.1=4.79 所以 i2=3.75 1.8.1.8.運動參數(shù)及動力參數(shù)計算運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 （1）各軸的轉(zhuǎn)速各軸的轉(zhuǎn)速 軸 n1 =514.29r/min 0i nm 軸 n2 =107.4r/min 1 1 i n 軸 n3 =28.57r/min 2 2 i n 卷筒軸 nw =n3 =28.57r/min （2）各軸的輸入功率）各軸的輸入功率 軸 P1 =Pd=3.42kW 1 軸 P2 =P1=3.25kW 32 軸 P3 =P2=3.09kW 23 卷筒軸 P4 =P3=3.00kW 42 I-III 軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承功

10、率 0.98，則 =0.98 P1=3.35 kW 1 P =0.98 P2=3.19 kW 2 P =0.98 P3=3.03 kW 3 P （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 i1 i0 i2 1 32 電動軸輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550=23.61 Nm m d n P 軸 T1= Td i0=64.79Nm1 軸 T2= T1 i1 =295.01 Nm 32 軸 T3= T2 i2 =1051.64 Nm 32 卷筒軸輸入功率 T4= T3=1020.3 Nm 42 I-III 軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承功率 0.98，則 =0.98 T1 =63.49 Nm 1 T =0.98

11、 T2= 289.11Nm 2 T =0.98 T3=1030.61 Nm 3 T 第三章傳動零件的設計計算 3.13.1 V V 帶傳動設計帶傳動設計 帶式運輸機傳動裝置各主軸主要參數(shù)計算結(jié)果已知電動機型號為 Y112M-4，額定功率為 P=4kW，轉(zhuǎn)速 n=1440r/min,傳動比 i=2.8，兩班制工作。 解題步驟及結(jié)果見表 21 表 21 V 帶傳動設計 計算項目計算及說明計算結(jié)果 1.確定設計 功率 PC 根據(jù)工作情況，查教材圖 7.6 得工況系數(shù) KA=1.1 已知： P=3.56Kw， Pd=3.916kw 2. 選擇 V 帶型號 根據(jù) Pd=3.916kw 和 n=1440r

12、/min，查教材 7.11 選 A 型三角帶A 型 3. 計算傳 動比i =2.8i =2.8 1 i 4. 確定小 帶輪直徑 1 d 經(jīng)查教材表 7.7 取=100mm (要大于或等于最小直徑，并符合 1 d 直徑系列） =100mm 1 d 5. 驗算 V 帶速度 vv=7.54m/s 100060 11 nd 在規(guī)定的 v25m/s 范圍內(nèi)，合理 v=7.54m/s 6. 確定大 帶輪直徑 2 d 大帶輪直徑=280mm 2 d 1 id 經(jīng)查教材表 7.3，取=280mm 2 d 其傳動比誤差小于 5%，故可用。 =280mm 2 d 7. 初選中 心距 0 a =（0.72） （d1

13、+d2） 0 a d1=100mm ，d2=280mm 266760mm 0 a 取=300mm 0 a =300mm 0 a 8. 初選長 度 L0L0 0 2 12 210 4 )( )( 2 2 a dd dda =1223.9mm L01223.9mm 9. 選擇 V 帶所需基 準長度 Ld 經(jīng)查教材表 7.2 的數(shù)據(jù)，取 Ld=1250mmLd=1250mm 10. 實際中 心距 aa=313.05mm 2 0 0 LL a d a=313.05mm 11. 驗算小 帶輪包角 1 = =147.05 0 1 0 12 0 3 . 57180 a dd 經(jīng)計算，小帶輪包角取值合理 1

14、=147.050 1 12. 計算單 根 V 帶基 本額定功 率 0 P 經(jīng)查教材表 7-3，取得 A 型 V 帶的=1.3kW 0 P P1=1.3kW 13. 額定功 率的增量 0 P 經(jīng)查教材表 7-4,7-5 得=，=1.14 故 b K 3- 107725 . 0 i K =0.14kW 0 P) 1 1 (K 1b i K n =0.14kW 0 P 14. 計算 V 帶根數(shù) Z 根據(jù)=147.050，Ld=1250mm，查教材表 7-8,7-2 分別得包角 1 系數(shù)=0.91，長度系數(shù) K93 . 0 L K Z=3.2 L KKPP P )( 00 d 取 Z=4 根 Z=4

15、根 15. 計算 單根 V 帶 的初拉力 F0 F0= 2 d m) 1 5 . 2 ( 500 v KZv P =125.43N 經(jīng)查教材表 7.1 每米長度質(zhì)量 m=0.10kg/m F0=125.43N 16. 確定帶 對軸的壓 力 Q Q=2ZF0sin=913.83N 2 1 Q=913.83N 3.2 高速級齒輪傳動設計高速級齒輪傳動設計 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機驅(qū)動， 35 . 3 1 p 29.514 1 n79 . 4 2 ui 兩班制工作，使用壽命 5 年。計算結(jié)果及步驟如下： 計算項目計算和說明 （1）選擇材料及選擇材料及 熱處理熱處理 精度等級

16、齒數(shù) 初選螺旋角 查教材表 8.2，小齒輪選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，HBW1=217255，取 HBW1=250，大齒輪選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，HBW2=217255，取 HBW2=220。 選 8 級精度（GB1009588） 。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓21 1 z64.100 12 uzz 整取101 2 z 初選螺旋角 12 (2)按齒面接觸疲勞強按齒面接觸疲勞強 度設計度設計 確定計算參數(shù)確定計算參數(shù) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 1 T 齒輪材料彈性系數(shù) E Z 齒寬系數(shù) d 齒數(shù)比 u 節(jié)點區(qū)域系數(shù) H Z 端面重合度 螺旋角系數(shù) Z 軸向重合度 查參考文獻 5 中式 818 知設計公式： 3

17、2 1 1 12 Z ZZZ u uTK d E d t t 由式得：Nmm 1 1 6 1 1055 . 9 n P T35.62237 1 T 查教材表 8.5 得：aZE 8 . 189 查教材表 8.6，取1 . 1 d 查教材圖 8.14：2.47 H Z cos 11 2 . 388 . 1 21 zz =1.65 教材圖 8.15 得螺旋角系數(shù)99 . 0 Z 30 . 1 318 . 0 1 tgz d 重合度系數(shù) Z 初選載荷系數(shù) t K 接觸應力循環(huán)次數(shù) N 接觸疲勞強度壽命系數(shù) N Z 最小安全系數(shù) SHmin 接觸疲勞極限 Hlim 許用接觸應力H 試計算小齒輪分度圓直

18、 徑 dt1 計算圓周速度 v 使用系數(shù) KA 動載系數(shù) KV 齒間載荷分配系數(shù) K 齒向載荷分配系數(shù) K 修正小齒輪分度圓直徑 d1 查教材圖 8.15 取0.77 Z =1.4 t K 7 11 1071.6160 h aLnN /=12.83 7 10 12 NN 1 i 由教材圖 8.29：ZN1=1.08，ZN2=1.15 由教材表 8.7：SHmin=1 由教材圖 8.28 得接觸接觸疲勞極限 Hlim1=590MPaHlim2=560MPa 由:教材圖 8.28： H1= 615.60MPa min 11lim S ZN H2=644.00MPa min 22lim S ZN 所

19、以應取較小由H1值代入計算 3 2 1 1 12 Z ZZZ u uTK d E d t t =41.91mm m/s13. 1 100060 11 nd v t 查教材圖 8.7 得：KA=1.00 查教材圖 8.7 得：KV=1.11 由教材圖 8.11：=1.20 K =1.11 K 修正mm84.40/ 3 vv11 tt KKdd 確定齒輪參數(shù)及主要確定齒輪參數(shù)及主要 尺寸尺寸 法面模數(shù) n m 中心距a 確定螺旋角 分度圓直徑、 1 d 2 d 確定齒寬、 1 b 2 b （3）校核彎曲疲勞強）校核彎曲疲勞強 度度 斜齒輪當量齒數(shù) v z 齒形系數(shù) YFa1、YFa2 應力修正系數(shù)

20、 YSa1、YSa2 重合度系數(shù) Y mm ,92 . 1 cos 1 1 z d mn 取標準值 mn=2.0mm mm 88.123 cos2 21 zzm a n 圓整為 =125mm 58.12 2 arccos 21 a zzmn 因為值與初選值相差較小，故無需修正 mm03.43 cos 1 1 zm d n mm97.206 cos 2 2 zm d n mm34.47 12 db d 圓整后取=47mm，=55mm 2 b 1 b F SaFa n F YYYY mbd KT 1 1 2 由，可得21 1 z101 2 z 0 58.12 59.22 cos3 1 1 z zv

21、 .64108 cos3 2 2 z zv 查查教材圖 8.19，YFa1=2.68，YFa2=2.24 查查教材圖 8.20，YSa1=1.57，YSa2=1.78 查教材圖 8.2 得：70. 0 Y 查教材圖 8.26 得：19 . 0 Y 螺旋角系數(shù) Y 彎曲疲勞強度極限 ， 1limF 2limF 彎曲應力循環(huán)次數(shù) NF 彎曲疲勞強度壽命系數(shù) YN 彎曲疲勞強度安全系數(shù) SFmin 計算許用彎曲應力 F 查教材圖 8.28 得：=220MPa 1limF =230MPa 2limF 由查教材圖 8.30 得：YN1=1，YN2=1 由查教材表 8.7 ，SFmin=1.25 MPa

22、176 min 11lim 1 F NF F S Y MPa 184 min 2lim 2 F NF F S Y = YYYY mbd KT SaFa n F11 1 1 1 2 MPa 合格62.122 1F MPa 合格19.116 11 22 12 SaFa SaFa FF YY YY 2F 滿足齒根彎曲疲勞強度 3.3 低速級齒輪傳動設計低速級齒輪傳動設計 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機驅(qū)25. 3 2 p31.107 2 n75 . 3 3 ui 動，兩班制工作，使用壽命 5 年。計算結(jié)果及步驟如下： 計算項目計算和說明 (1) 選擇材料及熱處理選擇材料及熱處理 精

23、度等級 齒數(shù) 初選螺旋角 材料均選 40Cr 表面調(diào)質(zhì)+淬火，硬度均選 50HRC。 選 8 級精度（GB1009588） 。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整18 3 z42.67 3 4 zuz 取67 4 z 初選螺旋角 12 (2)按齒面接觸疲勞強按齒面接觸疲勞強 度設計度設計 確定計算參數(shù)確定計算參數(shù) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 2 T 齒寬系數(shù) d 端面重合度 重合度系數(shù) Y 軸向重合度 螺旋角系數(shù) Y 初選載荷系數(shù) t Kv 當量齒數(shù) 3 2 1 2 1 n cos2 Fd SF Z YYYYTK m 由式得： 2 2 6 2 1055 . 9 n P T Nmm，32.289324 2 T

24、查教材表 8.16 取5 . 0d =1.62cos 11 2 . 388 . 1 43 zz 查教材圖 8.21 取重合度系數(shù) 71 . 0 Y 61 . 0 318 . 0 3 tgz d 94. 0Y 初取=1.2 t Kv 23.19 cos2 3 1 Z Zv 59.71 cos2 4 2 Z Zv 齒形系數(shù) 修正系數(shù) 接觸應力循環(huán)次數(shù) N 接觸疲勞強度壽命系數(shù) N Y 最小安全系數(shù) SHmin 接觸疲勞極限 Hlim 許用接觸應力H 計算圓周速度v 使用系數(shù) A K 動載系數(shù) V K 齒間載荷分配系數(shù) K 齒向載荷分配系數(shù) K 確定載荷系數(shù) K 小齒輪模數(shù) 1 n m 大齒輪模數(shù)

25、修正小齒輪分度圓直徑 1 d 查教材圖 8.19 取： 85 . 2 Y 1 F 3 . 2Y 2F 查教材圖 8.20 取： 53 . 1 Y 1 S 3 . 2Y 2F 7 23 1088.1260 h aLnN / = 34 NNi 7 1046 . 3 =1，=1 3 YN 4 YN SHmin=1.25 Hlim3=330MPa Hlim4=330MPa ： H3=MP264 min 33lim S ZN H4=MPa 264 min 44lim S ZN m/s 42 . 0 cos100060 M 23n nZ v 查教材表 8.3 取，使用系數(shù) KA=1 查教材圖 8.7 取動

26、載系數(shù)=1.1 V K 查教材表 8.4 取=1.4 K 查教材圖 8.11 取=1.08 K 66 . 1 AK KKKK V 4.10mm cos2 3 2 1 2 1 n1 Fd SF Z YYYYTK m 3.97mm cos2 3 2 2 2 1 n2 Fd SF Z YYYYTK m mm11.74/ 3 1 1 ttKKdd 確定齒輪參數(shù)及主要確定齒輪參數(shù)及主要 尺寸尺寸 模數(shù) t n m 修正模數(shù) 中心距a 確定螺旋角 分度圓直徑、 1 d 2 d 確定齒寬、 1 b 2 b （3）校核彎曲疲勞強校核彎曲疲勞強 度度 K、T、b、d 值同前 齒輪比 齒輪材料彈性系數(shù) E Z 節(jié)

27、點區(qū)域系數(shù) H Z 螺旋角系數(shù) Z 重合度系數(shù) Z mm nZ m n n 1 . 4 cos100060 m 3 1 t mmKKm tnn t 98. 3/m 3 vv 查教材取=4mm n m mm 3.817 cos2 43 zzm a n 圓整為 =175mm 73.13 2 arccos 43 a zzmn mm2 1 . 74 cos 3 1 zm d n mm5.8827 cos 4 2 zm d n mm37.06 1 db d 圓整后取=37mm，=45mm 2 b 1 b H ud 2 1 1 HEH b 1u2KT ZZZ ）（ 746. 3iu 查教材表 8.5 得：

28、aZE 8 . 189 查教材圖 8.14：2.47 H Z 查教材圖 8.42 取：99 . 0 Z 查教材圖 8.15 取：0.78 Z 接觸應力循環(huán)次數(shù) N 接觸疲勞極限 Hlim 壽命系數(shù)， 1 N Z 2 N Z 安全系數(shù) H S 許用接觸應力H 7 11 10714.6160 h aLnN /u=12.876 7 10 12 NN 由教材圖 8.28 得接觸接觸疲勞極限 Hlim1=1150MPaHlim2=1150MPa 查教材圖 8.29 得=1 1 N Z 2 N Z 查教材表 8.7 取=1.0 H S 由:教材圖 8.28： H1= 1150MPa min 11lim S

29、 ZN H2=1150MPa min 22lim S ZN =884.57MPa ud 2 1 1 HEH b 1u2KT ZZZ ）（ H 所以滿足齒面接觸疲勞強度。 第第 4 章章 軸的設計計算軸的設計計算 4.14.1 軸的材料選擇軸的材料選擇 項 目計算及說明結(jié) 果 軸的材料 根據(jù)工作條件，初選軸 、軸為 45 鋼，均調(diào)質(zhì)處理。 4.24.2 軸的結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)設計 項 目計算及說明結(jié) 果 1 1、軸的結(jié)構(gòu)設計（齒輪軸）軸的結(jié)構(gòu)設計（齒輪軸） (1)初算軸徑 mm n P Cd69.20min 3 （由教材表 10.2 查得 C=110） 考慮到有一個鍵直徑需加大 5%，取整為 d1

30、=22mm。 (2)各段軸直徑的確定 從左到右依次取為 L1、L2、L3、L4、L4、L5。 L1 段為該軸的最小直徑段，并且與 V 帶連接，取直徑為 25mm。 L2 段與 L5 段相同，都為滾動軸承段，直徑為 30mm。 L3 段為一光軸，確定直徑為 28mm。 L4 段為齒輪軸段，由 2d ，因此軸有右移趨勢，但由軸承部件的結(jié)構(gòu) 1 S a F 2 S 圖分析可知軸承 D 將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為： NFaSFa 7 . 260311 NSFa44.157922 比較兩軸承的受力,因，需對兩個軸承進行校 12a12 FR a FR及 核。 計算當量動載荷 軸承 1：，查表

31、11.12 得：e=0.43043 . 0 1060 7 . 26031 3 r0 C Fa ，查表得： X=0.44, Y=1.30e R Fa 72 . 0 2 . 3602 7 . 2603 1 1 NYFaXRP 8 . 4969 7 . 260330 . 1 2 . 360244 . 0 111 軸承 2：，查表 11.12 得：e=0.40 02 . 0 1060 44.1579 3 r0 2 C Fa ，查表得： X=0.44, Y=1.40e R Fa 4 . 0 6 . 3948 44.1579 2 2 徑向當量動載荷 NYFXRP a 2 . 405944.157940 .

32、 1 6 . 394844 . 0 2 22 (3)、校核軸承壽命 軸承在 100，查 11.9 表得；查表 11.10 得=1.5 軸C1 T f P f 承 1 的壽命 485955.6h 8 . 49695 . 1 702001 64.2860 10 60 10 3 6 3 r 6 Pf Cf n L p T h 軸承 2 的壽命 891850.3h 2 . 40595 . 1 702001 64.2860 10 60 10 3 6 3 r 6 Pf Cf n L p T h 已知減速器使用 5 年，兩班工作制，則預期壽命 20000 h L 顯然,故軸承壽命很充裕。 hh LL P1=

33、4969.8N P2=4059.2N Lh1=485955.6h Lh2=891850.3h Lh=20000h Lh1Lh Lh2Lh 合格 第六章第六章 鍵聯(lián)接的選擇及計算鍵聯(lián)接的選擇及計算 1.2.1.2.鍵連接的選擇鍵連接的選擇 本設計中采用了普通 A 型平鍵和普通 B 型平鍵連接，材料均為 45 鋼，具體選擇如下 表所示： 表 5 各軸鍵連接選擇表 位置軸徑型號數(shù)量 軸 21mm A 型鍵 6x6x50 1 軸 40mm A 型鍵 12x8x50 2 55mm A 型鍵 16x10 x80 1 軸 74mm A 型鍵 20 x12x56 1 1.3.1.3.鍵連接的校核鍵連接的校核

34、項 目計算及說明結(jié) 果 1、軸上 鍵的校核 2、軸上 鍵的校核 1 1、軸上鍵的校核軸上鍵的校核 帶輪處的鍵連接壓力為： 84.17 21506 1021.562102 33 pap MP kld T 鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都是鋼，查教材表 6.1 知 ，顯然，,故強度足夠。120 150 p MPa Pp 2 2、軸上鍵的校核軸上鍵的校核 齒輪處的鍵連接壓力為： 46.65 40504 1084.2612102 33 pap MP kld T Pp 合格 Pp 3、軸上 鍵的校核 ，,故強度足夠。120 150 p MPa Pp 3 3、軸上鍵的校核軸上鍵的校核 (1)、聯(lián)軸器處的鍵連接壓力為

35、： 74.53 55808 1083.9452102 33 pap MP kld T ，顯然，,故強度足夠。120 150 p MPa Pp (2)、齒輪處的鍵連接壓力為： 73.44 745610 1091.9262102 33 pap MP kld T ，,故強度足夠。120 150 p MPa Pp 合格 Pp 合格 Pp 合格 第第 2 2 章章 聯(lián)軸器的選擇與校核聯(lián)軸器的選擇與校核 2.1.2.1.低速軸上聯(lián)軸器的選擇與校核低速軸上聯(lián)軸器的選擇與校核 軸段直徑為 55mm,可選為 LX4 型彈性柱銷聯(lián)軸器。選擇 J 型軸孔，A 型鍵，聯(lián)軸器主動 端的代號為 LX4 聯(lián)軸器 JA55

36、112GB/T5014-2003。 其公稱轉(zhuǎn)速為 2500Nm，許用轉(zhuǎn)速為 3870r/min，軸孔長度為 84mm，故符合要求，可 以使用。 第第 3 3 章章 減速器箱體設計減速器箱體設計 減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪嚙合精度，大 端蓋分機體采用配合。為了保證機體有足夠的剛度，在機體外加肋，外輪廓為長方形，H7 r6 增強了軸承座剛度。為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 3050mm。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。 機體結(jié)構(gòu)應有良好的工藝性，外 型簡單，拔模方便。 其減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)設計尺寸如下： 表 6

37、 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計尺寸（結(jié)果未注單位：mm） 設計小結(jié)設計小結(jié) 之前我對機械設計基礎這門課的認識是很膚淺的，實際動手設計的時候才發(fā)現(xiàn)自己 學得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實 際問題， 必須要靠自己學習。 我的設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能 一一糾正過來的了。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。首先， 我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對設計來說是至關重要的。往往很多 數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出 來了。其次，從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD 的畫圖水平有 所提高，Word 輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性 的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣