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說(shuō)明書(shū)
題 目：_________________________________
學(xué) 生：_________________________________
系 別：_________________________________
專業(yè)班級(jí)：_________________________________
指導(dǎo)教師：_________________________________
輔導(dǎo)教師：_________________________________
時(shí) 間：______________至_________________
二級(jí)斜齒輪減速器的設(shè)計(jì)
摘 要 IV
緒論 V
1、任務(wù)書(shū) 1
2、電動(dòng)機(jī)的選擇 2
2.1、電動(dòng)機(jī)的容量選擇 2
2.2．電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 2
2.3． 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定 3
3、傳動(dòng)比的分配 3
4、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3
5.漸開(kāi)線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 4
5.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表 4
5.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表 10
5.3斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表 15
6.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 16
6.1 1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 16
(1）．選擇軸的材料及熱處理方法 16
(2）．確定軸的最小直徑 16
(4)．選擇軸承潤(rùn)滑方式，確定與軸長(zhǎng)有關(guān)的參數(shù)。 17
(5)計(jì)算各軸段長(zhǎng)度。 18
6.2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19
（1）選擇軸的材料及熱處理方法 19
（2）確定軸的最小直徑 19
（3）確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 20
(4)．選擇軸承潤(rùn)滑方式，確定與軸長(zhǎng)有關(guān)的參數(shù)。 20
（5）.計(jì)算各軸段長(zhǎng)度 21
6.3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 21
(1)．選擇軸的材料及熱處理方法 21
（2）．確定軸的最小直徑 21
（3）．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 22
（4）．選擇軸承潤(rùn)滑方式，確定與軸長(zhǎng)有關(guān)的參數(shù)。 22
（5）.計(jì)算各軸段長(zhǎng)度 23
6.4 0軸的強(qiáng)度校核 23
7軸承的選擇和校核 28
7.1Ⅱ軸軸承的選擇 28
7.2 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 28
8 鍵聯(lián)接的選擇和校核 30
8.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 30
8.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 30
9 減速器的潤(rùn)滑、密封和潤(rùn)滑牌號(hào)的選擇 31
9.1傳動(dòng)零件的潤(rùn)滑 31
9.2 減速器密封 31
結(jié) 論 34
參考文獻(xiàn) 35
致 謝 36
摘 要
該論文完成二級(jí)斜齒輪減速器裝置的設(shè)計(jì)，主要包括以下內(nèi)容：介紹主要裝置的性能、規(guī)格、型號(hào)及技術(shù)數(shù)據(jù)；說(shuō)明了設(shè)計(jì)原理并進(jìn)行了方案選擇，繪出了相關(guān)圖形和表格；對(duì)各種方案進(jìn)行了分析和比較并介紹了所用方案的特點(diǎn)；應(yīng)用原始數(shù)據(jù)以及相關(guān)公式對(duì)各種方案進(jìn)行了計(jì)算，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果確定應(yīng)選用元器件或零部件；進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和方案校核；對(duì)實(shí)驗(yàn)中所得到的資料進(jìn)行歸納、分析和判斷，提出自己的結(jié)論和見(jiàn)解。
關(guān)鍵詞
傳動(dòng)比 電動(dòng)機(jī) 齒輪 減速器
Design of Two Level Inclined Gear Reducer
Abstract
The paper complete belt conveyor design of transmission device, mainly includes the following content: to introduce the main device performance, type, model and technical data。 Explain the design principle and the plan selection, draw the relevant graphics and tables, For all kinds of schemes are analyzed and compared, and introduces the characteristics of the scheme; Application of original data and related formula in the various solutions are calculated, and according to the calculated results to determine should choose what kind of components or parts; Structure design and check plan; In the experiment of information obtained concludes, analysis, and judgment, put forward its own conclusions and opinions.
Keywords
transmission motor gear reducer
緒論
輸送帶一般可分為普通輸送帶和特殊結(jié)構(gòu)輸送帶。普通輸送帶主要用于通用固定式、繩架吊掛式及可伸縮式帶式輸送機(jī)。特殊結(jié)構(gòu)輸送帶包括鋼繩牽引輸送帶、旅客輸送帶、花紋輸送帶、擋邊輸送帶、防撕裂輸送帶、無(wú)覆蓋膠輸送帶等。輸送帶一般由覆蓋層、帶芯、隔離層三個(gè)組成。
所以帶式輸送機(jī)具有運(yùn)行可靠、連續(xù)、高效,易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化和對(duì)地形適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn),是散狀物料連續(xù)運(yùn)輸?shù)闹饕O(shè)備。據(jù)有關(guān)資料介紹,法國(guó)輸送機(jī)單機(jī)長(zhǎng)度已達(dá)15 km,高差為1 km。單滾筒的驅(qū)動(dòng)功率達(dá)1 050 kW,設(shè)計(jì)帶速達(dá)8.4m/s,年運(yùn)量達(dá)4億t。在澳大利亞的一個(gè)采礦場(chǎng),輸送機(jī)通過(guò)多機(jī)串聯(lián)運(yùn)距長(zhǎng)達(dá)上百公里。目前我國(guó)的帶式輸送機(jī)也正在向長(zhǎng)距離、高帶速、大運(yùn)量、大功率方向發(fā)展。由于我國(guó)用剛性理論來(lái)分析研究帶式輸送機(jī)并制訂計(jì)算方法和設(shè)計(jì)規(guī)范,設(shè)計(jì)中對(duì)輸送帶使用了很高的安全系統(tǒng)(一般取n=10左右),實(shí)際上輸送帶是粘彈性體,而不能簡(jiǎn)單地用剛體力學(xué)來(lái)解釋和計(jì)算。長(zhǎng)距離帶式輸送機(jī)其輸送帶對(duì)驅(qū)動(dòng)裝置的起、制動(dòng)力的動(dòng)態(tài)響應(yīng)是一個(gè)非常復(fù)雜的過(guò)程,如何降低輸送帶的設(shè)計(jì)安全系統(tǒng)(輸送帶安全系數(shù)n=5～6),延長(zhǎng)帶式輸送機(jī)使用壽命,確保了輸送機(jī)運(yùn)行的可靠性,傳動(dòng)問(wèn)題是大型輸送機(jī)的關(guān)鍵技術(shù),它關(guān)系到輸送機(jī)的技術(shù)性能和經(jīng)濟(jì)效益。目前國(guó)內(nèi)外大都采用以下可控傳動(dòng)技術(shù)來(lái)解決輸送機(jī)的傳動(dòng)問(wèn)題。
傳動(dòng)時(shí)間隨帶式輸送機(jī)主參數(shù)可以在一定范圍調(diào)節(jié),使輸送機(jī)按照預(yù)先設(shè)定的傳動(dòng)速度圖平穩(wěn)運(yùn)行,并能實(shí)現(xiàn)滿載傳動(dòng);在多機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)具有功率平衡的功能;電動(dòng)機(jī)能空載傳動(dòng),降低對(duì)電網(wǎng)的沖擊;具有過(guò)載保護(hù)功能
近幾年來(lái),國(guó)內(nèi)外相繼開(kāi)發(fā)成功了多種形式的軟傳動(dòng)裝置:①液粘性軟傳動(dòng)裝置,如澳大利亞的BOSS 系統(tǒng)、美國(guó)的CST 等;②液力型軟傳動(dòng)裝置,如調(diào)速型液力偶合器、加長(zhǎng)后輔液力偶合器等;③電氣型軟傳動(dòng)裝置,如變頻調(diào)速、可控硅控制開(kāi)關(guān)磁阻傳動(dòng)等;④機(jī)械式軟傳動(dòng)裝置,如BEST、德國(guó)力士樂(lè)公司的輔助液壓馬達(dá)周轉(zhuǎn)齒輪系統(tǒng)等。
V
1、任務(wù)書(shū)
1、題目：設(shè)計(jì)二級(jí)圓錐/斜齒輪減速箱及主要零件的加工工藝。
2、要求：該機(jī)由Y型電機(jī)驅(qū)動(dòng)，經(jīng)傳動(dòng)裝置驅(qū)動(dòng)滑輪帶動(dòng)鋼絲繩移動(dòng)。整機(jī)使用壽命為5年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時(shí)不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，工作機(jī)效率為0.95，要求有過(guò)載保護(hù)，按單件生產(chǎn)設(shè)計(jì)。
3、原始數(shù)據(jù)：二級(jí)斜齒輪減速箱
原始數(shù)據(jù)
第二組（雙號(hào)）
斜齒輪
運(yùn)輸帶拉力
F(KN)
4
卷筒直徑
D(mm)
300
帶速V(m/s)
0.60
編制工藝零件
輸出軸
4、傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖
斜齒輪傳動(dòng)
2、電動(dòng)機(jī)的選擇
2.1、電動(dòng)機(jī)的容量選擇
根據(jù)已知條件可以計(jì)算出工作機(jī)所需有效功率
.4
設(shè) —— 輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動(dòng)效率；
—— 聯(lián)軸器效率， =0.99
—— 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率， =0.97
—— 一對(duì)滾動(dòng)軸承效率， =0.99
—— 帶式輸送機(jī)滾筒效率。 =0.96
估算運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)總傳遞效率：
式中：
得傳動(dòng)系統(tǒng)總效率
工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率
由Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足條件的電動(dòng)機(jī)額定功率應(yīng)取為3。
2.2．電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速
按高等教育出版社出版的機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表3-1，常見(jiàn)機(jī)械傳動(dòng)的主要性能推薦的傳動(dòng)比合理范圍，一級(jí)齒輪減速器傳動(dòng)比=3～5，則總傳動(dòng)比合理范圍=9～25，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：
=×=(9～25)×47.77=343.9～955.5r/min
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有: 750。由高等教育出版社出版的機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表10-112（查出Y132M-8滿足要求）
2.3． 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定
選用Y系列三項(xiàng)異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，綜合考慮電機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格減速器的傳動(dòng)比選擇電機(jī)型號(hào)為Y132M-8 ，其主要參數(shù)如下：
電動(dòng)機(jī)額定功率
3KW
電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速
710r/min
電動(dòng)機(jī)軸伸出端直徑D
38mm
電動(dòng)機(jī)伸出端安裝長(zhǎng)度E
110mm
3、傳動(dòng)比的分配
帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比
柱齒輪傳動(dòng)單級(jí)傳動(dòng)比常用值為3-5，展開(kāi)式二級(jí)齒輪減速器
為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩對(duì)齒輪材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比
低速級(jí)傳動(dòng)比
4、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算：
0軸（電動(dòng)機(jī)軸）：
1軸（減速器高速軸）：
2軸（減速器中間軸）：
3軸（減速器低速軸）：
將上述結(jié)果和傳動(dòng)比及傳動(dòng)效率匯總?cè)绫?-3:
項(xiàng)目
電機(jī)軸
高速軸Ⅰ
中間軸Ⅱ
低速軸Ⅲ
轉(zhuǎn)速 (r min)
710
710
144.9
38.13
功率 (kw)
3
2.772
2.66
2.55
轉(zhuǎn)矩N·m )
37.66
37.28
175.4
640
傳動(dòng)比i
4.9
3.8
表2-3 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
5.漸開(kāi)線斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)
5.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表
表3-2高速級(jí)斜齒圓柱齒輪
項(xiàng)目
計(jì)算（或選擇）依據(jù)
計(jì)算過(guò)程
單位
計(jì)算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級(jí)
查[1]表10-8
選用7級(jí)精度
級(jí)
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS
大齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪250HBS
大齒輪220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個(gè)
147
4.9
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）試選Kt
取1.6
1.6
(2)區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）εa
由[1]圖10-26查得εa1=0.77
εa2=0.87
1.64
1.64
(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得
=(577.5+604.8)=591.15
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
=53.03
（12）計(jì)算圓周速度v
m/s
1.54
（13）計(jì)算齒寬B
B1=60
B2=55
mm
B1=60
B2=55
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815
b/h =53.03/4.815=11.01
度
mnt =2.14
h = 4.815
b/h =11.01
（15）計(jì)算縱向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ
1.903
（16）計(jì)算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=1.54 m/s，７級(jí)精度，由[1]圖１０－８查得動(dòng)載荷系數(shù)1.08
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.420
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15
K=2.15
（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
由[1]式10-10ａ
58.52
（18）計(jì)算模數(shù)
mm
1.89
6．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.08×1.4×1.33=2.01
K=2.01
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28
0.88
0.88
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV
=32.84
=160.9
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa1=2.591
YFa2=2.198
YFa1=2.591
YFa2=2.198
（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa1=1.597
YSa2=1.781
YSa1=1.597
YSa2=1.781
（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖10-20b
由[1]圖10-20c
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
由[1]圖10-18
利用插值法可得
0.90
0.95
0.90
0.95
（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得
（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算
＝0.0153
（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
由[1]式10-17
=1.743
mm
1.743
結(jié)論：對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
取30，則Z2 = Z1×i齒1 =30×4.9=147取Z2 =147
7．幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a
=182.4
將中心距圓整為183
mm
a=183
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
14.71
（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑d
mm
62.03
303.96
（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑df
mm
57.03
298.96
（5）計(jì)算齒輪寬度B
b = φdd1
b=1.0×62.03
=62.03
圓整后?。?
B1 =65
B2 =60
mm
B1 =65
B2 =60
（6）驗(yàn)算
所以合適
5.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算表
表3-3
項(xiàng)目
計(jì)算（或選擇）依據(jù)
計(jì)算過(guò)程
單位
計(jì)算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級(jí)
查[1]表10-8
選用7級(jí)精度
級(jí)
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS
大齒輪選用45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪
250HBS
大齒輪
220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個(gè)
U=3.8
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）試選Kt
取1.6
1.6
（2）區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）
由[1]圖10-26查得
εa4=0.88
=0.78+0.88=1.66
1.66
(4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TⅡ
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
MPa1/2
(7) 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
（10）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]= 594
=604.8
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
＝80.53
（12）計(jì)算圓周速度v
m/s
=0.61
（13）計(jì)算齒寬B
B3=85
B4=80
mm
B3=85
B4=80
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.253.13
＝7.04
b/h =80.53/7.04=11.44
度
＝3.13
h ＝7.04
b/h =11.44
（15）計(jì)算縱向重合度
εβ= 0.318φdz3tanβ
＝0.3181.025an14
=1.98
=1.98
（16）計(jì)算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=0.65s，７級(jí)精度，由[1]圖１０－８查得動(dòng)載荷系數(shù)1.1
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.43
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20
K=2.20
（17）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3
由[1]式10-10ａ
89.55
（18）計(jì)算模數(shù)
=3.48
mm
=3.48
6．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1.01.11.41.35
=2.079
K=2.079
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28
0.88
0.88
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV
=27.37
76.63
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa3=2.563
YFa4=2.227
YFa3=2.563
YFa4=2.227
（5）應(yīng)力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa3=1.604
YSa4=1.763
YSa3=1.604
YSa4=1.763
（6）齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由[1]圖１０－２０b
由[1]圖１０－2０ｃ
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
由[1]圖１０－１８
0.92
0.96
0.92
0.96
（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得
368
336
（9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計(jì)算
=
0.0117
（10）齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算
由[1]式１０－１７
=2.37
結(jié)論：對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，?。?.5已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=89.55應(yīng)有的齒數(shù)。于是由
取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*3.8=133 取Z4 =133
7．幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a
將中心距圓整為217
mm
=217
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
（3）計(jì)算齒輪的分度圓直徑d
mm
90.42
343.58
（4）計(jì)算齒輪的齒根圓直徑df
mm
84.17
=337.33
（5）計(jì)算齒輪寬度B
b = φdd3=
1.0*90.00=90.00
圓整后取：
B3 =95
B4 =90
mm
B3 =95
B4 =90
（6）驗(yàn)算
故合適
5.3斜齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)表
表3-4斜齒輪參數(shù)表
傳動(dòng)類型
模數(shù)
齒數(shù)
中心距
齒寬
螺旋角
高速級(jí)
斜齒圓柱齒輪
mm
mm
低速級(jí)
斜齒圓柱齒輪
6.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
6.1 1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
(1）．選擇軸的材料及熱處理方法
查表15-1[1]選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。
(2）．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
（3-3）
再查表15-3[1]，
考慮鍵：因?yàn)殒I槽對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱作用，開(kāi)有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大
mm
(3）．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
表3-5各軸段直徑
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
mm
且由前面的帶輪的設(shè)
計(jì)可得，帶輪的孔徑為30，mm
＝30
＝30
查 [2]表7-12 35
35
因?yàn)樘幯b軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40
＝40
46
由于是齒輪軸所以等于高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑：
40
40
(4)．選擇軸承潤(rùn)滑方式，確定與軸長(zhǎng)有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（2）“潤(rùn)滑方式”，及說(shuō)明書(shū)“（12）計(jì)算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤(rùn)滑。
將與軸長(zhǎng)度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
表3-6軸長(zhǎng)度有關(guān)的各參數(shù)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
箱體壁厚
查表11-1[2]
8
地腳螺栓直徑及數(shù)目n
查表11-1 [2]
查表3-13[2]， ?。?0，
＝16
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
查表11-1 [2]
查表3-9 [2]，?。?6
＝12
軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、
查表11-1 [2]
軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑
查表11-2[2]
查表11-10 [2]，得當(dāng)取
軸承蓋厚度
查表11-10 [2]
，
小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離
查[2]
=10
軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離
查 [2]因?yàn)檫x用脂潤(rùn)滑，所以
＝10
距軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面離a
查表6-6[2]，選取7208AC軸承，
故
(5)計(jì)算各軸段長(zhǎng)度。
表3-7各軸段長(zhǎng)度
名稱
計(jì)算公式
單位
計(jì)算結(jié)果
由于與大帶輪配合，則：
63
由公式
＝56
由公式
32
由公式
＝110.5
齒輪1輪轂寬度：
＝65
由公式
＝40
L（總長(zhǎng)）
＝365.5
（支點(diǎn)距離）
＝197.5
6.2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
（1）選擇軸的材料及熱處理方法
查表15-1[1]選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
（2）確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
（3-4）
=
再查表15-3 [1]，
（3）確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
表3-8軸段直徑
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
由于和軸承配合，取標(biāo)準(zhǔn)軸徑為：
=45
由于和齒輪配合，取
查表1-6[2]，?。?0
=50
查 [2]表1-6，取=60
=60
與高速級(jí)大齒輪配合，取：
＝=45
＝45
(4)．選擇軸承潤(rùn)滑方式，確定與軸長(zhǎng)有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑”，及說(shuō)明書(shū)“六、計(jì)算齒輪速度” ，故選用脂潤(rùn)滑。
將與軸長(zhǎng)度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
表3-9軸長(zhǎng)度有關(guān)的各參數(shù)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a
選用7209AC軸承，查 [2]表6-6
得
（5）.計(jì)算各軸段長(zhǎng)度
表3-10各軸段長(zhǎng)度
名稱
計(jì)算公式
單位
計(jì)算結(jié)果
＝43
＝93
＝10
齒輪配合長(zhǎng)度：
＝58
＝45.5
L（總長(zhǎng)）
L＝249.5
（支點(diǎn)距離）
196.1
6.3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
(1)．選擇軸的材料及熱處理方法
查表15-1[1]選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
（2）．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的最小直徑的公式：
（3-5）
再查表15-3 [1]，
考慮鍵：因?yàn)殒I槽對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱作用，開(kāi)有一個(gè)鍵槽，所以軸的軸徑要相應(yīng)增大
（3）．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
表3-11各軸段直徑
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm
＝60
考慮聯(lián)軸器定位：
查 [2]表7-12，?。?0
＝70
為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標(biāo)準(zhǔn)孔徑大小為
＝75
考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標(biāo)準(zhǔn)值=86
＝86
考慮齒輪的定位：
92
由于與齒輪配合=80mm
=80
由于軸承配合：＝＝75
＝75
（4）．選擇軸承潤(rùn)滑方式，確定與軸長(zhǎng)有關(guān)的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑”，及說(shuō)明書(shū)“六、計(jì)算齒輪速度”， ，故選用脂潤(rùn)滑。將與軸長(zhǎng)度有關(guān)的各參數(shù)填入下表
表3-12與軸長(zhǎng)度有關(guān)的各參數(shù)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點(diǎn)距軸承寬邊端面距離a
選用7015AC軸承，查表6-6[2]
得
（5）.計(jì)算各軸段長(zhǎng)度
表3-13
名稱
計(jì)算公式
單位
計(jì)算結(jié)果
選聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)度為107mm，則：
105
由公式
＝47
由公式
＝39
由公式
＝73
由公式
＝10
配合齒輪4：
88
＝51.5
L（總長(zhǎng)）
413.5
（支點(diǎn)距離）
＝184.3
6.4 0軸的強(qiáng)度校核（說(shuō)明：其余兩軸不再校核）
齒輪的受力分析：
斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力：
分別將:
代入以上3式，得
表3-14和軸長(zhǎng)度有關(guān)的參數(shù)
齒輪2上的圓周力
齒輪上的徑向力
齒輪上的軸向力
3189.49
1195.80
788.14
齒輪3上的圓周力
齒輪上的徑向力
齒輪上的軸向力
4958.7
2720.77
1750.14
求支反力、繪彎矩、扭矩圖
軸Ⅱ受力簡(jiǎn)圖
圖3-2Ⅱ軸的受力圖
其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。
（1）.垂直平面支反力，如圖a)
軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為：
（3-6）
（3-7）
（3-8）
(2).垂直平面彎矩圖，如圖b
計(jì)算特殊截面的彎矩：
（3-9）
（3-10）
（3-11）
（3-12）
(3).水平平面支反力，如圖c)
（3-13）
(4).水平平面彎矩圖,如圖d)
計(jì)算特殊截面的彎矩：
（3-14）
(5).合成彎矩圖, 如圖e)
（3-15）
(6).扭矩圖,如圖f)
(7)．按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度
1）確定軸的危險(xiǎn)截面
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖可知：截面3受到的合力矩最大，且大小為： ,再考慮到兩個(gè)裝齒輪的軸段,因此截面3為危險(xiǎn)截面。
2）按彎矩組合強(qiáng)度校核軸危險(xiǎn)截面強(qiáng)度
（軸的抗彎截面系數(shù)，初選鍵：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3）
取，則：
查表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。
7軸承的選擇和校核
7.1Ⅱ軸軸承的選擇
選擇Ⅱ軸軸承的一對(duì)7309AC軸承，校核軸承，軸承使用壽命為6年，每年按300天計(jì)算。
根據(jù)滾動(dòng)軸承型號(hào)，查出和。
7.2 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求
(1).畫(huà)軸承的受力簡(jiǎn)圖
圖3-3 軸承的受力圖
(2).求軸承徑向支反力、
1）垂直平面支反力、
（3-16）
2）水平面支反力、
（3-17）
3）合成支反力、
（3-18）
(3).求兩端面軸承的派生軸向力、
（3-19）
(4).確定軸承的軸向載荷、
由于
因此軸承1被放松：
軸承2被放松：
(5).計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷、
查[1] 表13-5 ：可得：e=0.68
①
查[1]表有：
取
得：
②
查[1]表有：，取，得：
因此軸承1危險(xiǎn)。
(6).校核所選軸承
由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)量動(dòng)載荷較大的軸承1計(jì)算，滾子軸承的0.68，查表13-6[1]取沖擊載荷系數(shù) 1.2，查表13-7[1]取溫度系數(shù)1.0，計(jì)算軸承工作壽命：
結(jié)論：選定的軸承合格，軸承型號(hào)最終確定為：7209AC
8 鍵聯(lián)接的選擇和校核
8.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇
一般8級(jí)精度以上尺寸的齒輪有定心精度要求，因此均選用普通圓頭平鍵 A型,根據(jù)鍵槽所在段軸徑為分別為：
查[2]，選用，（大齒輪）鍵1：
（小齒輪）鍵2：
8.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核
鍵長(zhǎng)度小于輪轂長(zhǎng)度且鍵長(zhǎng)不宜超過(guò)，前面算得大齒輪寬度60, 小齒輪寬度90，根據(jù)鍵的長(zhǎng)度系列選鍵長(zhǎng):
鍵1：；鍵2：
查[1]表16-2得
鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：
，則：
鍵1：
鍵2：
所以所選用的平鍵強(qiáng)度均足夠。
取鍵標(biāo)記為： 鍵1：16×50 GB/TB1096-79
鍵2：16×80 GB/TB1096-79
9 減速器的潤(rùn)滑、密封和潤(rùn)滑牌號(hào)的選擇
9.1傳動(dòng)零件的潤(rùn)滑
（1）齒輪傳動(dòng)潤(rùn)滑
因?yàn)辇X輪圓周速度，故選擇浸油潤(rùn)滑。
（2）滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑
因?yàn)辇X輪速度，故滾動(dòng)軸承選用脂潤(rùn)滑。
9.2 減速器密封
（1）軸外伸端密封
毛氈圈油封。
（2） 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封
擋油板：防止?jié)q油漲到軸承。
（3）箱體結(jié)合面的密封
箱體結(jié)合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度應(yīng)為6.3,密封的表面要經(jīng)過(guò)刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，不大于mm。
11 箱體主要設(shè)計(jì)尺寸
表3-15 箱體主要尺寸
名稱
計(jì)算依據(jù)
計(jì)算過(guò)程
計(jì)算結(jié)果
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱座底凸緣厚度
20
地腳螺栓直徑
0．036+12
——
16
地腳螺釘數(shù)目
=171<250
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
12
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
8
聯(lián)接螺栓的間距
——
——
100
軸承端蓋螺釘直徑
8
定位銷(xiāo)直徑
8
、、至外箱壁距離
查[2]表5-1
25
20
16
、至凸緣邊緣距離
查[2]表5-1
23
14
軸承旁凸臺(tái)半徑
=
——
16
凸臺(tái)高度
——
——
60
軸承座寬度
50
鑄造過(guò)渡尺寸
——
11.82
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
≥
——
10
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
≥10～15
——
10
箱蓋、箱昨筋厚、
8
10
軸承端蓋外徑
120
114
160
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
——
20
133.5
173.5
結(jié) 論
現(xiàn)代減速器的種類越來(lái)越多，而選擇適合自己的就顯得很重要了。
本文介紹了選擇減速器的方法，同時(shí)對(duì)減速器的各個(gè)部分進(jìn)行了分析以及計(jì)算，具體方法如下：
（1）深入進(jìn)行了減速器的分析及其選擇。
（2）針對(duì)不同性能和功能要求，對(duì)減速器各個(gè)功能組件進(jìn)行研究設(shè)計(jì)。
（3）對(duì)主軸、錐齒輪和軸承等關(guān)鍵部位的零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并校核，保證其功能要求和性能要求，同時(shí)繪制造粒機(jī)總裝配圖和零件圖。
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[12]楊敏麗. 牧草生產(chǎn)機(jī)械化:西部農(nóng)業(yè)機(jī)械化發(fā)展[J]中國(guó)農(nóng)機(jī)化, 2000,(04)
[13]李濟(jì)賓. 播種機(jī)組行走的方法[J]. 河南農(nóng)業(yè), 1993, (04)
[14]楊愛(ài)軍. 呼和浩特市地區(qū)農(nóng)業(yè)機(jī)械化現(xiàn)狀及發(fā)展對(duì)策[J]農(nóng)村機(jī)械化, 2004,(04)
[15]西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編.機(jī)械原理 [M].北京：高等教育出版社，2006
[16]孫桓，陳作模，葛文杰.機(jī)械原理(第七版)[M].北京：高等教育出版社，2006.5
致 謝
四年的大學(xué)時(shí)光轉(zhuǎn)瞬即逝，多年的學(xué)子生涯亦將揮手告別。至此論文完成之際，向所有關(guān)心我、支持我的老師、親人還有同學(xué)們說(shuō)一聲“謝謝”！
論文研究過(guò)程中，從準(zhǔn)備階段到撰寫(xiě)階段，都得到導(dǎo)師老師悉心指導(dǎo)。老師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、淵博的知識(shí)、求實(shí)的工作作風(fēng)和正直的人品，令我無(wú)論在學(xué)習(xí)還是做人方面都受益匪淺，將使我終身受益。老師事無(wú)巨細(xì)的修改論文的精神令我深深的敬佩和感激。為此，首先請(qǐng)?jiān)试S我向老師表示最衷心的感謝和最崇高的敬意。
值此即將畢業(yè)之際，向老師表示摯誠(chéng)的感謝和由衷的敬意。同時(shí)，向?qū)W學(xué)院學(xué)生付出辛勤勞動(dòng)的其他各位老師表示衷心的謝意！
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