如何撰写二级直齿展开式圆柱齿轮减速器的课程设计及实验报告书？

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如何撰写二级直齿展开式圆柱齿轮减速器的课程设计及实验报告书？

在进行二级直齿展开式圆柱齿轮减速器的课程设计及实验报告书撰写时，以下是一些步骤和建议，以帮助您完成这项任务：

1.引言部分：

　　-简要介绍二级直齿展开式圆柱齿轮减速器的背景和重要性；

　　-阐明课程设计及实验报告书的目的和意义。

2.目标和方法：

　　-概述您在课程设计中的目标，例如理论分析、设计计算或实验验证等；

　　-解释您使用的方法和工具，例如使用的软件、实验设备和测量技术。

3.减速器的构造与原理：

　　-描述二级直齿展开式圆柱齿轮减速器的基本构造和工作原理；

　　-通过图表或示意图的方式，更加形象地展示减速器的结构和工作原理。

4.设计过程：

　　-详细介绍您在课程设计中的设计过程，包括减速比的确定、轴距的计算、齿轮参数的选择等；

　　-解释您使用的设计方法和理论基础，如齿轮传动理论、材料力学等；

　　-提供计算和分析的结果，以支持您的设计决策。

5.实验方案：

　　-说明您进行实验的目的和步骤；

　　-列出所需的实验设备和材料；

　　-提供实验步骤的详细说明，以确保实验的可重复性和准确性。

6.实验结果与分析：

　　-呈现实验数据的表格、图表或图像；

　　-对实验结果进行分析和讨论，与设计目标进行比较；

　　-讨论实验结果的可靠性和可能的误差来源。

7.结论与展望：

　　-总结课程设计及实验报告书的主要发现和结论；

　　-强调您的设计是否达到了预期的目标；

　　-提出未来改进和进一步研究的建议。

8.参考文献：

　　-引用您在设计和实验过程中参考的文献和资料；

　　-使用正确的引用格式，如APA、MLA或IEEE。

　　通过按照上述步骤和建议进行撰写，您将能够编写出一份结构清晰、内容丰富且有条理的二级直齿展开式圆柱齿轮减速器的课程设计及实验报告书。请记住，报告书应该同时包含客观观点和个人观点，以展示您对该课程设计的理解和分析能力。

二级直齿展开式圆柱齿轮减速器课程设计的课程设计及实验报告书

跟我做的差不多，这个不懂就请教同学嘛

急求两级圆柱齿轮减速器的设计说明书?

一、前言

(一)

设计目的：

　　通过本课程设计将学过的基腔孙础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(二)

传动方案的分析

　　机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

　　传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

　　传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

　　合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

　　本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

　　带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

　　齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

　　减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系统的参数设计

　　原始数据：运输带的工作拉力F=0.2KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

　　工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

　　工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

　　动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、电动机选择

（1）、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机

（2）、电动机功率选择：

①传动装置的总效率：

=0.98×0.99×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为F=0.2KN=0.2KN=1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

　　使电动机的额定功率P＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P＝5.5KW。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

　　由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’=3~6。

　　取V带传动比I’=2~4，则总传动比理时范围为I’=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n’=（6~24）×96=576~2304r/min。

⑷、确定电动机型号

　　根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速1440r/min。

　　其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i=1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i=5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动伍凳链机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P=5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96=4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N?6?1mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?6?1m

=9550×4.138/96=411.645N?6?1m

=9550×4.056/96=403.486N?6?1m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

　　考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

　　小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

　　大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。

　　齿面精糙度R≤1.6~3.2μm。

（2）确定有关参数和系数如下：

传动粗谨比i

　　取小齿轮齿数Z=20。则大齿轮齿数：

=5×20=100，所以取Z

实际传动比

i=101/20=5.05

传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5%可用

齿数比：u=i

　　取模数：m=3；齿顶高系数h=1；径向间隙系数c=0.25；压力角=20°；

则h*m=3，h）m=3.75

h=（2h）m=6.75，c=c

分度圆直径：d=×20mm=60mm

d=3×101mm=303mm

由指导书取φ

齿宽：b=φ=0.9×60mm=54mm

=60mm，

b

齿顶圆直径：d）=66，

d

齿根圆直径：d）=52.5，

d）=295.5

基圆直径：

dcos=56.38，

dcos=284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20 101)=181.5mm液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1 5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d=25mm

，L=（1.5～3）d，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

2h=25 2×2×1.5=31mm

　　考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L=（2 20 55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L=T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d=（35 3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

2h=35 2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d=50mm.，长度L=60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d=41mm，L

Ⅶ段直径：d=35mm，L＜L3，取L

2、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110×(2.168/76.4)=38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1 5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，固定和装配

　　单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

　　初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则d=42mmL=50mm

L=55mm

L=60mm

L=68mm

L=55mm

L

四、滚动轴承的选择

1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

　　带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d=42mm，L=65mm

查手册得，选用C型平键，得：卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L＝65，故取键长L=56

2、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L＝53，故取键长L=45

3、输入轴与带轮联接采用平键联接=25mmL

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L＝62，故取键长L=50

4、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

　　箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150d3=8

n=6b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标：M12：d=6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

展开式二级直齿圆柱齿轮减速器毕业论文的前言怎么写

减速器概述

1.1、减速器的主要型式及其特性

　　减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。

　　减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。

1.1.1圆柱齿轮减速器

　　当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。

　　大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。

　　单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。

　　二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。

　　展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。

　　为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。

　　这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互码毁相抵消。

　　为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载迟闭荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。

　　同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱码模裂体长度较短。

　　但这种减速器的轴向尺寸较大。

　　圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。

　　它传递功率的范围可从很小至40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。

　　传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。

　　这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸设计。

关键词：减速器刚性零部件方案

急求:两级圆柱齿轮减速器课程设计

设计任务书

一、课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号35710

运输机工作转矩T/(N.m)690630760620

运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9

卷筒直径D/mm320380320360

工作条件：

　　连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。

二、课程设计内容

　　1）传动装置的总体设计。

　　2）传动件及支承的设计计算。

　　3）减速器装配图及零件工作图。

　　4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

　　1）部件装配图一张（A1）。

2）零件工作图两张（A3）

　　3）设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

　　第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m)690。

　　运输机带速V/(m/s)0.8。

　　卷筒直径D/mm320。

　　已给方案：外传动机构为V带传动。

　　减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计

一、传动方案（已给定）

　　1）枝含外传动为V带传动。

　　2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：

二、该方案的优缺游虚点：

　　该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

　　减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

　　齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

　　高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

　　原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

　　总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计算与说明结果

三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

工作机所需功率：=0.96(见课设P9)

传动装置总效率：（见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率：（见课设式2-1）

取

选择电动机为Y132M1-6m型（见课设表19-1）

技术数据：额定功率（）4满载转矩（）960

额定转矩（）2.0最大转矩（）2.0

Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）：（见课设表19-3）

A：216B：178C：89D：38E：80F：10G：33H：132K：12AB：280AC：270AD：210HD：315BB：238L：235

四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1、总传动比：（见课设式2-6）

2、各级传动比分配：（见课设式2-7）

初定

第二部分V带设计

外传动带选为普通V带传动

1、确定计算功率：

1）、由表5-9查得工作情况系数

2）、由式5-23（机设）

2、选择V带型号

　　查图5-12a(机设)选A型V带。

3.确定带轮直径

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

（电机中心高符合要求）

（2）、验算带速由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设猛磨笑）取

（4）、传动比i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距和带长

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm

(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1

由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z

　　(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw

(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03

(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根

　　7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

　　小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

　　1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则Z2=Z1i=34×2.62=89

　　2.设计计算。

　　（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580бHILin=560

由图7-7选取材料弯曲疲劳极限应力

бHILim=230бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n,at=60×(8×360×10)=6.64×109

N2=N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109

　　由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1ZN2=1.04

　　由图7-9查得弯曲；YN1=1YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s

(Z1V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s

查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42,修正

M=d1/Z1=1.96mm

由表7-6取标准模数：m=2mm

(3)计算几何尺寸

d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm

a=m(z1＋z2)/2=123mm

b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mmb1=b2 10=75

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

　　1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34

则Z2=Z1i=34×3.7=104

　　2.设计计算。

　　（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580бHILin=560

由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力

бHILim=230бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60nat=60×148×(8×360×10)=2.55×109

N2=N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

　　由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1ZN2=1.04

　　由图7-9查得弯曲；YN1=1YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

(Z1V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s

查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377,修正

M=d1/Z1=2.11mm

由表7-6取标准模数：m=2.5mm

(3)计算几何尺寸

d1=mz1=2.5×34=85mm

d2=mz2=2.5×104=260mm

a=m(z1＋z2)/2=172.5mm

b=φddt=1×85=85mm

取b2=85mmb1=b2 10=95

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级z1=34z2=89m=2

低速级z1=34z2=104m=2.5

第四部分轴的设计

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:

D1min=

D2min=

D3min=

3.初选轴承

1轴选轴承为6008

2轴选轴承为6009

3轴选轴承为6012

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm

D2=45mm

D3=60mm

4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.

(1).各轴直径的确定

　　初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。

　　2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。

　　齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。

　　5段装轴承，直径和1段一样为40mm。

　　4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。

　　6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。

　　7段装大带轮，取为32mm>dmin。

（2）各轴段长度的确定

　　轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。

　　2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。

　　3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。

　　l5和轴承6008同宽取l5=15mm。

　　l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。

　　其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

　　于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

　　为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63GB1096-1979及键10*80GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

　　为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。

　　其他轴肩圆角半径均为2mm。

　　根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

　　。

5.轴的受力分析

　　（1）画轴的受力简图。

　　（2）计算支座反力。

Ft=2T1/d1=

　　Fr=Fttg20。=3784

FQ=1588N

在水平面上

FR1H=

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

在垂直面上

FR1V=

Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N

（3）画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N?m

a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88N?m

在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856N?m

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图

转矩3784×（68/2）=128.7N?m

6.判断危险截面

　　显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核

由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧

3=0.1×443=8.5184m3

=14.57

（2）b-b截面左侧

3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

=174N?m

=27

8.轴的安全系数校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3

由附表10-1查得由附表10-4查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工,由附表10-5查得质量系数.则

弯曲应力

应力幅

平均应力

切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数=1.3～1.5,显然S>,故a-a剖面安全.

(2)b-b截面右侧

抗弯截面系数3=0.1×533=14.887m3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775m3

又Mb=174N?m,故弯曲应力

切应力

　　由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数。则

　　显然S>,故b-b截面右侧安全。

（3）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82m3

　　b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。

弯曲应力

切应力

　　（D-d）/r=1r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数。

　　由附表10-4查得绝对尺寸系数。

　　又。

　　则。

　　显然S>,故b-b截面左侧安全。

第五部分校核

高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N

轴承的型号为6008，Cr=16.2kN

1）FA/COr=0

2）计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

=1.2×（1×352）=422.4N

3）验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核

键110×8L=80GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

键212×8L=63GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

联轴器的选择

联轴器选择为TL8型弹性联轴器GB4323-84

减速器的润滑

1.齿轮的润滑

　　因齿轮的圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

　　高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分主要尺寸及数据

箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df、d1、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18mm、13mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D （5～5.5）d3

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

传动比

原始分配传动比为：i1=2.62i2=3.07i3=2.5

修正后：i1=2.5i2=2.62i3=3.07

各轴新的转速为：n1=960/2.5=3.84

n2=384/2.61=147

n3=147/3.07=48

各轴的输入功率

P1=pdη8η7=5.5×0.95×0.99=5.42

P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20

P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00

P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90

各轴的输入转矩

T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65

T2=T1i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68

T3=T2i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25

T4=T3η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26

轴号功率p转矩T转速n传动比i效率η

电机轴5.52.096011

15.42128.653842.50.94

25.20323.681482.620.96

35.00954.25483.070.96

工作机轴4.90935.264810.98

齿轮的结构尺寸

两小齿轮采用实心结构

两大齿轮采用复板式结构

齿轮z1尺寸

z=34d1=68m=2d=44b=75

d1=68

ha=ha*m=1×2=2mm

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×2=2.5mm

h=ha hf=2 2.5=4.5mm

da=d1＋2ha=68 2×2=72mm

df=d1－2hf=68－2×2.5=63

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

齿轮z2的尺寸

由轴可得d2=178z2=89m=2b=65d4=49

ha=ha*m=1×2=2mm

h=ha hf=2 2.5=4.5mm

hf=(1＋0.5)×2=2.5mm

da=d2＋2ha=178＋2×2=182

df=d1－2hf=178－2×2.5=173

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

DT≈

D3≈1.6D4=1.6×49=78.4

D0≈da-10mn=182-10×2=162

D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20

R=5c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸

由轴可得,d=49d3=85z3=34m=2.5b=95

ha=ha*m=1×2.5=2.5

h=ha hf=2.5 3.125=5.625

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×2.5=3.125

da=d3 2ha=85 2×2.5=90

df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

e=sc=c*m=0.25×2.5=0.625

齿轮4寸

由轴可得d=64d4=260z4=104m=2.5b=85

ha=ha*m=1×2.5=2.5

h=ha hf=2.5 3.25=5.625

hf=(ha* c*)m=(1 0.25)×0.25=3.125

da=d4 2ha=260 2×2.5=265

df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

c=c*m=0.25×2.5=0.625

D0≈da-10m=260-10×2.5=235

D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15

r=5c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：

《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社

《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编

第3版机械工业出版社

《机械设计手册》

设计心得

　　机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

　　在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

　　由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

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