二級圓柱直齒輪減速器設計[帶式輸送機傳動裝置] [F=3300 v=1.2 D=350]【CAD圖紙和說明書】

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設計內容 計算及說明 結果 2 傳動裝置的總體設計 2.1比較和選擇傳動方案 2.2選擇電動機 1）選擇電動機的類型 2）選擇電動機的功率 3）確定發(fā)動機的轉速 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比 2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1.各軸轉速 2.各軸功率 3.各軸轉矩 4.列表 3傳動零件 的設計計 算 3.1高速級 齒輪傳動 計算 1選擇齒輪類型、精度、材料、齒數(shù) 2初步設計齒輪的主要尺寸 3.2低速級 齒輪傳動計算 1選擇齒輪 類型、精度、材料、齒數(shù) 2初步設計齒輪的主要尺寸 4.畫裝配圖 4.1軸徑計算 4.1.1高速軸設計 4.1.2中間軸設計 4.1.3低速軸設計 4．2聯(lián)軸器選擇 4.3軸承選擇 4.4箱體設計 5軸校核計算 5.1高速軸受力分析 5.2中間軸校核 5.3低速軸校核 6.軸承驗算 6.1高速軸軸承驗算 6.2中間軸軸承驗算 6.3低速軸軸承驗算 7鍵選擇 7．1高速軸鍵 7.2中間軸鍵 7.3低速軸鍵 8齒輪和軸承潤滑方式 8.1齒輪潤滑方式確定 8.2軸承潤滑方式確定 9密封裝置 10結論 2 傳動裝置的總體設計 2.1比較和選擇傳動方案 帶式運輸機傳動裝置設計（簡圖如下） 1— —二級展開式圓柱齒輪減速器 2— —運輸帶 3——聯(lián)軸器（輸入軸用彈性聯(lián)軸器，輸 出軸用的是齒式聯(lián)軸器） 4——電動機 5——卷筒 該方案的優(yōu)缺點：二級展開式圓柱齒輪減速器具有傳遞功率大，軸具有較大剛性,制造簡單,維修方便,使用壽命長等許多優(yōu)點,在工業(yè)上得到廣泛應用。 2.2選擇電動機 1）選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件均選用Y系列三相異步電動機 2）選擇電動機的功率 標準電動機的功率由額定功率表示。所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；功率過大，則增加成本，并且由于功率和功率因數(shù)低而造成浪費。 電動機的功率主要由運行時的發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和起動力矩。電動機所需輸出功率 式中，為工作機實際需要的電動機輸出功率，；為工作機需要的輸入功率，；η為電動機至工作機之間傳動裝置的總功率。 工作機所需功率應由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得，例如 式中，Ｆ為工作機的阻力，N；ν為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率（此處取100%）。 總效率η為 其中， 是圓柱齒輪傳動的效率為0.985，是滾動球軸承的效率為0.99，是齒式聯(lián)軸器的效率為0.99，是彈性聯(lián)軸器的效率為0.993。 電動機額定功率： 查表的額定功率為5.5kw。 3）確定發(fā)動機的轉速 同一功率的電動機通常有幾種轉速可供選用，電動機轉速越高，磁極越少，尺寸重量越小，價格也越低；但傳動裝置的總傳動比要增大，傳動級數(shù)增多，尺寸及重量增大，從而使成本增加。低轉速電動機則相反。因此，應全面分析比較其利弊來選定電動機轉速。 本設計一般用同步轉速為1500及1000r/min兩種電動機轉速。 確定同步轉速為1000r/min，6級，電動機型號為Y132M2-6，額定功率，滿載轉速，外形尺寸（長ｘ寬ｘ高）515′350′315mm，中心高H=132mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長度分別為：D=38mm、E=80mm，鍵連接尺寸F′G：10′33，地腳安裝尺寸A′B：216′178。 設計傳動裝置時一般按工作機實際需要的電動機輸出功率計算，轉速則取滿載轉速。 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比 傳動裝置的總傳動比 式中，為電動機滿載轉速，r/min；為執(zhí)行機構轉速，r/min。 多級傳動中，總傳動比應為 其中為高速級傳動比，為低速級傳動比。 在已知總傳動比要求時，如何合理選擇和分配各級傳動比，要考慮一下幾點： 1） 各級傳動比機構的傳動比應盡量在推薦范圍內選取。 2） 應使傳動裝置結構尺寸較小，重量較輕。 3） 應使各傳動件尺寸協(xié)調，結構勻稱合理，避免干涉碰撞。在二級減速器中，兩級的大齒輪直徑盡量相近，以利于浸油潤滑。 一般推薦：展開式二級圓柱齒輪減速器 考慮潤滑條件等因素，取=1.4，所以 傳動裝置的實際傳動比要由選定的齒數(shù)或標準帶輪直徑準確計算，因而與要求的傳動比可能有誤差。一般允許工作機實際轉速與要求轉速的相對誤差為±（3～5）﹪。 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉速、轉矩或功率，因此應將工作機上的轉速、轉矩或功率推算到各軸上。 1.各軸轉速 2. 各軸功率 3. 各軸轉矩 4. 運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值列表 軸名 參數(shù) 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 工作軸 轉速n（r/min） 960 960 211.64 65.5 65.5 功率p （kw） 4.28 4.25 4.144 4.04 3.96 轉扭T（N·m） 42.577 42.279 187.961 589.389 577.66 傳動比i 1 4.536 3.24 效率η 0.993 0.975 0.975 0.98 3 傳動零件的設計計算 3.1 第一級齒輪傳動設計計算 已知輸入功率P1=4.25KW，小齒輪的轉速n1=960r/min，齒數(shù)比u1=4.536.由電動機驅動，壽命為8年（設每年工作300天），2班制 3.1.1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1) 選用直齒圓柱齒輪傳動 2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） 3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS 4) 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=4.536×24=108.864， 取Z2=109 3.1.2.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-9a）進行計算，即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×4.25/960=4.228×104 N﹒mm 3) 由表10-7選取齒輪寬系數(shù)φd=1 4) 由表10-6查得材料彈性系數(shù)ZE=189.8 5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550Mpa 6) 計算應力循環(huán)次數(shù) a) N1=60n1jLh=60×960×(2×8×300×8)×1=2.212×109 b) N2=2.212×109/4.536=4.877×108 7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命KHN1=0.91；KHN2=0.95 8) 計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1） [σH]1= KHN1×σHlim1/S=0.91×600/1=546Mpa [σH]2= KHN2×σHlim2/S=0.95×550/1=522.5Mpa （2）計算： 1) 小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]中較小的值 =47.991mm 2) 計算圓周速度v v===2.41m/s 3) 計算齒寬b b=× d1t =1×47.991mm=47.991mm 4) 計算齒寬和齒高之比 模數(shù) mt===2mm 齒高 h=2.25 mt =2.25×2mm=4.5mm ==10.66 5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.41m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1 ； 直齒輪==1 ；由表10-2查得使用系數(shù)=1；查10-4表，7級精度、小齒輪相對支承非對稱位置時=1.419 由=10.66 =1.419 查圖10-13得=1.35，故載荷系數(shù) K=KAKV=1×1.1×1×1.419=1.561 6) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）可得 d1=d1t=47.991=51.009mm 7) 計算模數(shù)m m==mm=2.13mm 3.1.3按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 （1）確定各公示內的計算數(shù)值 1) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500Mpa；大齒輪的彎曲極限=380Mpa； 2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88 =0.91 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 ===314.29MPa ===247MPa 4) 計算負載系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1×1.35=1.485 5) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.173 6) 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.797 7) 計算大小齒輪的并加以比較 ==0.01332 ==0.01581 由此可見，大齒輪數(shù)值大 （2）設計計算 m==1.51mm 對比計算結果，由齒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的大小主要決定于彎曲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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.51并就近圓整為標準值m=2，按接觸強度算得的分度圓直徑=51.009mm，算出小齒輪齒數(shù) z1== z2=4.536×26=117.936 取z2=118 3.1.4.幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 d1=z1m=26×2=52mm d2=z2m=118×2=236mm 計算中心距 a= 計算齒輪寬度 b==1×52mm=52mm 取B2=55mm, B1=60mm 3.2 第二級齒輪傳動設計計算 （原理同高速級齒輪傳動設計方案，求得以下數(shù)據(jù)） 3.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 材料：小齒輪40Cr (調質)，硬度為280HBS ；大齒輪45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。u==3.24 選=24 =24×3.24=77.76 取=78 3.2.2按齒面接觸強度設計 (1)確定公式內各計算數(shù)值 1）Kt=1.3 T2==1.87×105 N﹒mm ZE=189.8MPa 2）接觸疲勞強度極限=600Mpa =550Mpa 3）應力循環(huán)次數(shù)： =60×211.64×1×(2×8×300×8)=4.876×108 4）由圖10-19取 =0.94 =0.96 5）接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1） (2)計算 1)小齒輪分度圓直徑：d3t≥80.069mm 2)圓周速度： 4） 3）齒寬： 5） 4）齒寬和齒高之比 6） 模數(shù)： 齒高： 5）載荷系數(shù) ,直齒輪 , , , 所以， 7） 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：d3=87.26mm 8） 7）模數(shù)：m=3.636mm 3.2.3按齒根彎曲強度設計 （1）確定公式內各計算數(shù)值 1）查得 所以， 2）負載系數(shù)： 3）查得 齒形系數(shù)： 應力校正系數(shù)： 所以，大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算 圓整為標準值=3m 算得小齒輪齒數(shù)：，，取 3.2.4幾何尺寸計算 分度圓直徑： 中心距： 齒輪寬度： 所以，B2=90mm B1=95mm 直齒輪各參數(shù)的確定 名稱 符號 高速級小齒輪 高速級大齒輪 低速級小齒輪 低速級大齒輪 齒數(shù) Z 24 109 30 98 分度圓直徑 d 52 236 90 294 齒輪寬度 B 60 55 95 192 中心距 a 144 192 (5).結構設計及繪制齒輪零件圖 4 畫裝配草圖 4.1 初估軸徑 4.1．1高速軸的設計 選用軸的材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS，由教材《機械設計》第八版，表15-3取 A0=112，可得軸的直徑 軸上開有鍵槽：d1≥18.39×(1+5％)=19.3095mm 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,由于電機安裝軸徑為42mm.所以必須選軸孔直徑系列包括D=42mm的聯(lián)軸器，初選軸的最小直徑為30mm 結構設計 如零件圖。 4.1.2 中間軸 選用軸的材料為45鋼，調質處理，硬度250HBS，由教材《機械設計》第八版，表15-3取 A0=120 軸上有鍵槽：d2≥32.344×(1+10％)=35.58mm，初選軸的最小直徑為40mm 軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處的直徑 結構設計 如零件圖。 4.1.3低速軸 選用軸的材料為45鋼，調質處理，硬度250HBS，由教材《機械設計》第八版，表15-3取 A0=110 軸上開有鍵槽：d3≥43.462×(1+5％)=45.64mm，初選軸的最小直徑為50mm 結構設計 如零件圖。 4.2 聯(lián)軸器初步選擇 高速軸輸入端選有彈性元件的撓性聯(lián)軸器，聯(lián)軸器要與電機軸匹配 低速軸輸出端選無彈性元件撓性聯(lián)軸器 標準聯(lián)軸器主要按傳遞的轉矩大小和轉速來選擇型號。根據(jù)設計手冊 第99頁表8-7和101頁表8-9： 所以： 高速軸：彈性柱銷聯(lián)軸器LX3。 軸孔：φ=30mm , L=58mm. 低速軸：滑塊聯(lián)軸器WH8。 軸孔：φ=50mm , L=112mm. 4.3軸承初步選擇 高速輸入軸 6208，d=40mm,D=80mm, B=18mm 中間軸 6208, d=40mm,D=80mm, B=18mm 低速輸出軸 6212，d=60mm, D=110mm, B=22mm 4.4 箱體尺寸計算 a取低速級中心距 名稱 符號 尺寸關系 結果 箱座壁厚 δ 0.025a+3=7.8≥8 8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=6.84≥8 8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ 12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=18.912 18mm 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250,n=4 ;a＞250～500,n=6;a＞500時，n=8 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75df =13.5 14mm 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 （0.5～0.6）df 10mm 連接螺栓d2的間距 L 150～200 180mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 （0.4～0.5）df 8mm 視孔蓋螺釘直徑 d4 （0.3～0.4）df 6mm 定位銷直徑 d （0.7～0.8）d2 8mm d1 d2 df至外箱壁距離 C1 表11-2 C1f=24mm C11=20mm C12=16mm df d2凸緣邊遠距離 C2 表11-2 C2f=26mm C21=18mm C22=14mm 軸承旁凸臺半徑 R1 C21 18mm 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 40mm 外箱壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+（5～10） 45mm 鑄造過渡尺寸 x,y 表1-38 x=3mm y=15mm 大齒輪頂圓與內壁距離 △1 ＞1.2δ 10mm 齒輪端面與內箱壁距離 △2 ＞δ 9mm 箱蓋箱座肋厚 m1,m m1≈0.85δ1， m≈0.85δ m1=9mm m=9mm 軸承端蓋外徑 D2 D+（5～5.5）d3 D=80mm D2=60mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，Md1和Md2互不干涉為準，一般取s≈D2 S=212mm 5 軸的校核計算 5.1 高速軸 5.1．1 高速軸受力分析 第一級小齒輪為右旋，旋轉方向如圖所5-1(a)示。將軸系部件受到的空間力系分解為水平面如圖5-1(b)和鉛垂面如圖5-1(c)。 小齒輪受力： α為嚙合角，對標準齒輪，α=20。 高速軸所選軸承為6208,參數(shù)為：d=40mm,D=80mm, B=18mm 再由軸的結構圖得： L1= 58mm L2=158.5mm 得兩軸承間跨度為：L=L1+L2=216.5mm 受力分析： 水平面： 鉛垂面： 受力圖： 彎矩圖： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=433.299N FNH2=158.558N FNV1=1190.481N FNV2=435.634N 彎矩M MH=25131.342N·mm MV=69047.898N·mm 總彎矩 M=73479.225N·mm 扭矩T T=42279N·mm 5.1 .2高速軸校核計算 只校核危險截面小齒輪中點處的強度 抗彎截面系數(shù)： 應力計算：取α=0.6 高速軸用的是40Cr，許用彎曲應力[σ-1]=70MPa σca≤[σ-1],故安全 5.2中間軸 5.2.1中間軸受力分析 第一級大齒輪受力 第二級小齒輪受力： 所以 Ft3=4264.035N 由軸的結構圖得： L1=58mm , L2=83mm , L3=75.5mm. 兩軸承間支承跨度：L=L1+L2+L3=216.5mm 受力分析： 水平面： 得： FNH1=107.923N FNH2=852.202N 鉛垂面： 得：FNV1=2677.477N FNV2=500.62N 水平面： MH1=FNH1·L1=6259.534 N·mm MH2=Fr2L2+FNH1(L1+L2)=64341.251 N·mm 垂直面： MV1=FNV1L1=155293.666 N·mm MV2= FNV1(L1+L2)-Ft2 L2=37796.81 N·mm 總彎矩： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=107.923N FNH2=852.202N FNV1=2677.477N FNV2=500.62N 彎矩M MH1=6259.534 N·mm MH2=64341.251 N·mm MV1=155293.666 N·mm MV2=37796.81 N·mm 總彎矩 M2=64645.018 N·mm M1=159827.162 N·mm 扭矩T T=191881.575 N·mm 5.2.2 彎矩強度校核計算 第二級小齒輪中點處為危險截面，，齒輪選用平鍵14×9×80。平鍵參數(shù)：b=14mm, t=5.5mm.此處軸徑為：d=48mm 抗彎截面系數(shù)： 應力計算：計算中取α=0.6 此軸材料為45鋼,調質處理，60 MPa σca≤[σ-1],故安全 5.3 低速軸校核計算 5.3.1中間軸受力分析 齒輪受力為： Ft4=Ft3=4264.035N Fr4=Fr3=1551.982N 由軸的結構圖得： L1=143.5mm L2=77mm 兩軸承間跨度為：L=L1+L2=220.5mm 受力分析： 水平面： 得： FNH1=541.962 N FNH2=1010.02 N 垂直面： 得： FNV1=1489.028 N FNV2=2775.007 N 彎矩計算: 水平面： MH=FNH1L1=77771.547 N·mm 鉛垂面： MV=FNV1L1=213675.518 N·mm 總彎矩 轉矩： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=541.962N FNH2=1010.02N FNV1=1489.028N FNV2=2775.007N 彎矩M MH=77771.547 N·mm MV=213675.518 N·mm 總彎矩 M=227388.743 N·mm 扭矩T T=626813.145 N·mm 5.3.2彎矩強度校核計算 齒輪中點處為危險截面，此處軸徑為：d=66mm，齒輪選用平鍵20×12×80。平鍵參數(shù)：b=20mm, t=7.5mm. 抗彎截面系數(shù)： 應力計算：取α=0.6 此軸材料為45鋼,調質處理，60 MPa σca≤[σ-1],故安全 6.軸承驗算 6.1 高速軸軸承驗算 高速軸軸承為6208 6.1.1軸承參數(shù)確定 由機械設計手冊表6-6得： 基本額定動載荷： Cr=29.5 kN 基本額定靜載荷： C0r=18 kN 軸承受到的徑向載荷： 6.1.2 當量動載荷計算 此處軸承不承受軸向力，由教材表13-5得動載荷系數(shù)： X1=1 , Y1=0 X2=1 , Y2=0 當量動載荷計算：取fp=1 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1266.883 N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=463.592 N 6.1.3軸承壽命驗算 因為P1＞P2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。 壽命計算：球軸承ε=3 6.1.4結論 由任務書得：預期壽命為 Lh’=2×8×300×8=38400 h Lh’ ＜Lh 所以壽命滿足使用要求。 6.2 中速軸軸承驗算 中間軸軸承為6208 6.2.1軸承參數(shù)確定 由機械設計手冊表6-6得： 基本額定動載荷： Cr=29.5 kN 基本額定靜載荷： C0r=18 kN 軸承受到的徑向載荷： 6.2.2當量動載荷計算 此處軸承不承受軸向力，由教材表13-5得動載荷系數(shù)： X1=1 , Y1=0 X2=1 , Y2=0 當量動載荷計算：取fp=1 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2679.651 N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=988.367 N 6.2.3軸承壽命驗算 因為P1＞P2，所以以軸承2作為壽命計算軸承。 壽命計算：球軸承取ε=3 6.2.4結論 由任務書得：預期壽命為 Lh’=2×8×300×8=38400 h Lh’ ＜Lh 所以壽命滿足使用要求。 6.3低速軸軸承驗算 低速軸軸承為6212 6.3.1軸承參數(shù)確定 由機械設計手冊表6-6得： 基本額定動載荷： Cr=47.8 kN 基本額定靜載荷： C0r=32.8 kN 軸承受到的徑向載荷： 6.3.2當量動載荷計算 此處軸承不承受軸向力，由教材表13-5得動載荷系數(shù)： X1=1 , Y1=0 X2=1 , Y2=0 當量動載荷計算：取fp=1 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1584.591 N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2953.101 N 6.3.3軸承壽命驗算 因為P1＜P2，所以以軸承2作為壽命計算軸承。 壽命計算：球軸承取ε=3 6.3.4結論 由任務書得預期壽命為： Lh’=2×8×300×8=38400 h Lh’ ＜Lh 所以壽命滿足使用要求。 7 鍵聯(lián)接的選擇和計算 7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 高速軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：8×7×50,平頭普通平鍵（B型），材料鋼,許用壓應力=100～120MPa。 鍵強度計算：計算公式 公式中： T1= 42.279 N·m k=0.5×7=3.5mm l=L=50mm d=30 mm 計算得： =16.106 MPa 因為 ＜ ，所以滿足強度要求。 7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 中間軸上有兩個鍵連接，第一級大齒輪鏈接鍵：14×9×45，第二級小齒輪鏈接鍵：14×9×80，都為圓頭普通平鍵（A型），材料都是鋼，許用壓應力=100～120MPa。 鍵強度計算：計算公式 公式中： T2=187.961 N·m k=0.5×9=4.5 mm l1= L1-b= 31 mm l2=L2-b =66 mm d= 48 mm 計算得： 因為 ＜ ， 所以滿足強度要求。 7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 第二級大齒輪聯(lián)接鍵：20×12×80，圓頭普通平鍵（A型），材料鋼，許用壓應力=100～120MPa。 鍵強度計算：計算公式 公式中： T= 589.389 N·m k=0.5×12=6 mm l= L-b =60 mm d=66 mm 計算得： =49.612MPa 因為 ＜ ，所以滿足強度要求。 7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 聯(lián)軸器鏈接鍵：14×9×100，圓頭普通平鍵（A型），材料鋼，許用壓應力=100～120MPa。 鍵強度計算：計算公式 公式中： T= 589.389 N·m k=0.5×9=4.5 mm l= L-b =86 mm d=50 mm 計算得： =60.919 MPa 因為 ＜ ，所以滿足強度要求。 8 齒輪和軸承潤滑方法的確定 8.1 齒輪潤滑方法的確定 齒輪采用浸油潤滑。齒輪浸入油中的深度可視齒輪的圓周速度大小而定，圓柱齒輪浸入油通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。 8.2 軸承潤滑方法的確定 高速軸dn=38400mm·r/min ，中間軸dn=8465.6 mm·r/min ，低速軸dn=3930mm·r/min。對于深溝球軸承，都小于160000 mm·r/min，所以選用脂潤滑。 9 密封裝置的選擇 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋，易于加工和安裝。因為三個軸的轉速都較低，故均可采羊毛氈圈密封，高速軸選用氈圈40，中間軸選用氈圈40，低速軸選用氈圈50。 10 結論 這次關于帶式運輸機上的二級展開式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 1．機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《CAD實用軟件》、《機械工程材料》、《機械設計手冊》等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。 2．這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 3．在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 4．本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助. 5．設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 參考文獻 [1] 《機械設計》（第八版）濮良貴 主編 高等教育出版社出版社； [2] 《機械設計課程設計手冊》（第3版） 吳宗澤 主編 高等教育出版社； [3] 《機械原理》（第七版）孫桓 主編 高等教育出版社出版 [4] 《機械設計制圖》 何玉林 主編 高等教育出版社出版 [5]《互換性與技術測量基礎》（第3版） 王伯平 主編 機械工業(yè)出版社 [6]《材料力學》（第5版） 劉鴻文 主編 高等教育出版社 二級展開式 圓柱齒輪減速器 F =3.3kN v = 1.2m/s D = 350mm η=0.925 直齒圓柱齒輪 傳動 7級精度 小齒輪 材料：40Cr 硬度：280HBS 大齒輪：45鋼 硬度：240HBS Z1=24 Z2=109 Kt=1.3 T1=4.228104 N﹒mm φd=1 σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa N1=2.212×109 N2=4.877×108 mt=2mm h=4.5mm =10.66 Kv=1.1 ==1 =1 =1.419 =1.35 K=1.561 d1=51.009mm =500Mpa =380Mpa =0.88 =0.91 =314.29 MPa =247MPa K=1.485 YFa1=2.65 YFa2=2.173 YSa1=1.58 YSa2=1.797 =0.01332 =0.01581 m=1.51mm 圓整m=2 圓整取 模數(shù)m=3 齒數(shù)： z1=30 z2=98 中心距: a2=192mm 分度圓直徑: d1=90 mm d2=294 mm 齒輪寬度: B1=95mm B2=192mm dmin=30mm dmin=40mm dmin=50mm 高速軸：彈性柱銷聯(lián)軸器LX3。 低速軸：滑塊聯(lián)軸器WH8。 高速輸入軸：6208 中間軸:6208 低速輸出軸:6212 FNH1=433.299N FNH2=158.558N FNV1=1190.481N FNV2=435.634N 高速軸校核安全 FNH1=107.923N FNH2=852.202N FNV1=2677.477N FNV2=500.62N MH1=6259.534 N·mm MH2=64341.251 N·mm MV1= 155293.666 N·mm MV2= 37796.81 N·mm 中間軸強度校核安全 FNH2=1010.02 N FNH1=541.962 N FNV2=2775.007 N FNV1=1489.028 N MH= 77771.547 N·mm MV= 213675.518 N·mm 低速軸強度校核安全 高速軸軸承為6208 滿足壽命要求 中間軸軸承為6208 滿足壽命要求 低速軸軸承為6212 滿足壽命要求 高速軸聯(lián)軸器鏈接鍵：8×7×50,平頭普通平鍵（B型） 中間軸第一級大齒輪鍵：14×9×45 第二級小齒輪鏈接鍵：14×9×80，都為圓頭普通平鍵（A型） 第二級大齒輪聯(lián)接鍵：20×12×80，圓頭普通平鍵（A型） 低速軸聯(lián)軸器鏈接鍵：14×9×70，單圓頭普通平鍵（C型） 26