第一篇：二級減速器 課程設(shè)計 軸的設(shè)計

軸的設(shè)計

圖1傳動系統(tǒng)的總輪廓圖

一、軸的材料選擇及最小直徑估算

根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑較?。ㄟx用45鋼，正火，硬度HB=

。），采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即

直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度影響。

值由表26—3確定：

1、高速軸最小直徑的確定

=112

初算軸徑，若最小由軸器，設(shè)有一個鍵槽。則，因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)，由于減速器輸入軸通過聯(lián)軸器與電動機(jī)軸相聯(lián)結(jié)，則外伸段軸徑與電動機(jī)軸徑不得相差太大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器，取，為電動機(jī)軸直徑，由前以選電動機(jī)查表6-166：，綜合考慮各因素，取

2、中間軸最小直徑的確定

。，因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標(biāo)準(zhǔn)值

3、低速軸最小直徑的確定

。，因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一鍵槽，則見聯(lián)軸器的選擇，查表6-96，就近取聯(lián)軸器孔徑的標(biāo)準(zhǔn)值，參。

二、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

圖2（1）、各軸段的直徑的確定

：最小直徑，安裝聯(lián)軸器

：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)查表6-85（采用氈圈密封），：滾動軸承處軸段，：過渡軸段，取 ：滾動軸承處軸段，滾動軸承選取30208。（2）、各軸段長度的確定

：由聯(lián)軸器長度查表6-96得，取

：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定 ：由滾動軸承確定

：由裝配關(guān)系及箱體結(jié)構(gòu)等確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系確定 ：由小齒輪寬度

2、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

確定，取

圖3（1）、各軸段的直徑的確定 ：最小直徑，滾動軸承處軸段，：低速級小齒輪軸段，滾動軸承選30206 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 ：高速級大齒輪軸段 ：滾動軸承處軸段（2）、各軸段長度的確定 ：由滾動軸承、裝配關(guān)系確定 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度：軸環(huán)寬度

確定

確定

：由高速級大齒輪的轂孔寬度 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等確定

3、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

圖4（1）、各軸段的直徑的確定 ：滾動軸承處軸段 ：低速級大齒輪軸段，滾動軸承選取30210

：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 ：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位 ：滾動軸承處軸段

：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（采用氈圈密封）

：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段（2）、各軸段長度的確定

：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系確定 ：由低速級大齒輪的轂孔寬：軸環(huán)寬度

確定

：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系確定

：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定 ：由聯(lián)軸器的轂孔寬

確定

軸的校核

一、校核高速軸

1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確定

齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點，軸上安裝的30208軸承，從表6-67可知它的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離為，支點跨距速級小齒輪作用點到右支點，距B，高的距離為A

為

圖5

2、計算軸上的作用力

如圖4—1，求

：

；

3、計算支反力并繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖（1）、垂直面

圖6

；

圖7（2）、水平面

圖8

； ；

；

圖9（3）、求支反力，作軸的合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖

圖10

1軸的彎矩圖

圖11

1軸的轉(zhuǎn)矩圖

（4）、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度，因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)應(yīng)力視為脈動循環(huán)應(yīng)力，折算系數(shù)。

已選定軸的材料為45鋼正火處理，由表26-4查得因此，嚴(yán)重富裕。，二、校核中間軸

1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確定

軸上安裝30206軸承，它的負(fù)荷作用中心到軸承外端面距離為，跨距，高速級大齒輪的力作用點C到左支點A的距離，低速級小齒輪的力作用點D到右支點B的距離用點之間的距離軸的受力簡圖為：。

。兩齒輪力作

圖12

2、計算軸上作用力

齒輪2：

;

齒輪3：；

3、計算支反力

（1）、垂直面支反力

圖13 由，得

由，得

由軸上合力校核：，計算無誤

（2）、水平面支反力

圖14 由，得

由，得

由軸上合力校核：，計算無誤

（3）、總支反力為

（4）、繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖

a、垂直面內(nèi)彎矩圖 C處彎矩

D處彎矩

圖15

b、水平面內(nèi)彎矩圖 C處彎矩

D處彎矩

圖16 c、合成彎矩圖

圖17 d、轉(zhuǎn)矩圖

圖18（5）、彎扭合成校核

進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即截面D）的強(qiáng)度。去折算系數(shù)為

已選定軸的材料為45鋼正火處理，由表26-4查得。，因此

三、校核低速軸

1、軸上力的作用點位置和支點跨距的確定

齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬度的中點，軸上安裝的30210軸承，從表12—6可知它的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離為，支點跨距，低速級大齒輪作用點到右支點B的距離為A為，距

圖19

2、計算軸上的作用力

如圖4—15，求

： ；

3、計算支反力并繪制轉(zhuǎn)矩、彎矩圖（1）、垂直面

圖20

；

圖21（2）、水平面

圖22

； ；

；

圖23（3）、求支反力，作軸的合成彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖

圖24

圖25（4）、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

校核危險截面C的強(qiáng)度，因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)應(yīng)力視為脈動循環(huán)應(yīng)力，折算系數(shù)。

已選定軸的材料為45鋼正火處理，由表26-4查得因此，強(qiáng)度足夠。，則傳動系統(tǒng)輪廓圖為

圖26

第二篇：二級減速器課程設(shè)計

目 錄

一．設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1 二．傳動方案的擬定及說明………………………………………3 三．電動機(jī)的選擇…………………………………………………3 四．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………4 五．傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5 六．軸的設(shè)計計算…………………………………………………14 七．滾動軸承的選擇及計算………………………………………26 八．箱體內(nèi)鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………27 九．連軸器的選擇…………………………………………………27 十．箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………………29

十一、減速器附件的選擇……………………………………………30

十二、潤滑與密封……………………………………………………31

十三、設(shè)計小結(jié)………………………………………………………32

十四、參考資料………………………………………………………33

第三篇：二級減速器的課程設(shè)計

二級減速器的課程設(shè)計 減速器, 課程, 設(shè)計

第一章 二級斜齒輪減速器結(jié)構(gòu)及其計算

3.1 設(shè)計任務(wù)

設(shè)計帶式運輸機(jī)的減速傳動裝置；

（1）已知條件：運輸帶工作拉力F=5100N，運輸帶工作速度V=1.1m/s，卷筒直徑D=350mm.（2）傳動裝置簡圖，如下：

圖 3-3.1

(3)相關(guān)情況說明

工作條件：一班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作有粉塵；

使用壽命：十年（大修期三年）；

生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8級精度齒輪。

動力來源：電力，三相交流（220/380V）；

運輸帶速度允許誤差 5%。3.2傳統(tǒng)方法設(shè)計設(shè)計過程

1.總體傳動方案

初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖3-3.1所示。二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97為齒輪的效率（齒輪為8級精度），η =0.98為軸承的效率（磙子軸承），η =0.99為彈性聯(lián)軸器的效率，=0.98為剛性聯(lián)軸器

2.電動機(jī)的選擇

電動機(jī)所需工作功率為： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n＝60.02r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，則總傳動比合理范圍為i ＝8～40，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M—6的電動機(jī)，額定功率為7.5kW，額定電流17.0A，滿載轉(zhuǎn)速n ＝970 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。

3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配

（1）總傳動比

由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）傳動裝置傳動比分配 i＝i =16.16為減速器的傳動比。（3）分配減速器各級傳動比

考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算

（1）各軸轉(zhuǎn)速

Ⅰ軸 nI＝n =970r/min Ⅱ軸 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ軸 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min

卷筒軸 nIV=nIII=60.06

（2）各軸輸入功率

Ⅰ軸 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ軸 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ軸 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒軸 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW

（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩

電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

Ⅰ軸 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ軸 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ軸 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m

卷筒軸 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齒輪的設(shè)計計算

（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（?；?，齒面硬

度為200HBS，２．初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再校

核持面接觸疲勞強(qiáng)度。

（1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1＝63.35N?m

（2）確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 傳動比誤差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允許

（3）初選齒寬系數(shù)

按非對稱布置，由表查得 ＝1

（4）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（5）載荷系數(shù)K 載荷系數(shù)K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

（6）齒形系數(shù)Y 和應(yīng)力修正系數(shù)Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為 ＝1.69，重合度系數(shù)為Y ＝0.684

（8）螺旋角系數(shù)Y

縱向重合度系數(shù) =1.690，Y ＝0.89

（9許用彎曲應(yīng)力

安全系數(shù)由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查圖得壽命系數(shù) ,;實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) ,查圖取尺寸系數(shù)

許用彎曲應(yīng)力

比較 , 取

(10)計算模數(shù)

按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(shù)(12)驗算載荷系數(shù)

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度（1）載荷系數(shù)，，（2）確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表得 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù)（3）許用接觸應(yīng)力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 , 壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；

安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應(yīng)力為：

取

（4）校核齒面接觸強(qiáng)度，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。

（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

大小齒輪材料為45鋼。調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC。經(jīng)查圖，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強(qiáng)化。

２．初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強(qiáng)的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再校

核持面接觸疲勞強(qiáng)度。

（10）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ＝ kN?m

（11）確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允許（12）初選齒寬系數(shù)

按非對稱布置，由表查得 ＝0.6

（13）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）載荷系數(shù)K 使用系數(shù)K 工作機(jī)輕微沖擊，原動機(jī)均勻平穩(wěn)，所以查表得K ＝1.25 動載荷系數(shù)K 估計齒輪圓周速度v＝0.443m/s 查圖得K ＝1.01;齒向載荷分布系數(shù)K 預(yù)估齒寬b＝80mm 查圖得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查圖得K ＝

1.14

齒間載荷分配系數(shù) 查表得K ＝K ＝1.1 載荷系數(shù)K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齒形系數(shù)Y 和應(yīng)力修正系數(shù)Y 當(dāng)量齒數(shù) z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查圖得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12

＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031

＝11.26652 因為 ＝ /cos，則重合度系數(shù)為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝ ＝1.34,取為1

Y ＝1－ ＝0.669（18）許用彎曲應(yīng)力

安全系數(shù)由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查圖得壽命系數(shù) ,;實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) ,查圖取尺寸系數(shù)

許用彎曲應(yīng)力

比較 , 取

(10)計算模數(shù)

按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(shù)(12)驗算載荷系數(shù)

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。3．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度（5）載荷系數(shù)，，（6）確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表得 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得 重合度系數(shù) 查圖得 螺旋角系數(shù)（7）許用接觸應(yīng)力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；

安全系數(shù) 查表得 ；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應(yīng)力為：

取

（8）校核齒面接觸強(qiáng)度，滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計

（1）高速軸I材料為20CrMnTi,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

（2）軸II材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為217~255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。

按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑

（3）軸III材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。

按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

軸I，軸II，軸III的布置方案與具體尺寸分別如圖2—8，圖2—9，圖2—10所示。

圖2—8

圖2—9

圖2—10

第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計算

（一）第一對軸承 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩

具體受力情況見圖3—1（1）軸I受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi)

圖3—1

水平面內(nèi)（3）軸承的校核 初選軸承型號為32014 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) ① 計算軸承A受的徑向力

軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷

由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當(dāng)量載荷 軸承A e=0.43，則 , 軸承B e=0.43，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

（二）第二對軸承 齒輪減速器低速級傳遞的轉(zhuǎn)矩

具體受力情況見圖3—2（1）軸II受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi)

水平面內(nèi)（3）軸承的校核 初選軸承型號為32928 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷 由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當(dāng)量載荷 軸承A e=0.36，則 , 軸承B e=0.36，則

⑤軸承壽命 計算 因，按軸承A計算

圖3—2

（三）第三對軸承 具體受力情況見圖3—3（1）軸III受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力

（2）計算軸上的支反力 經(jīng)計算得垂直面內(nèi)

水平面內(nèi)（3）軸承的校核 初選軸承型號為32938 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷，即B軸承放松，A軸承壓緊由此得 ④計算當(dāng)量載荷 軸承A e=0.48，則 , 軸承B e=0.48，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

圖3—3

由于

試設(shè)計一帶式輸送機(jī)減速器的斜齒圓柱齒輪傳動。已知輸入功率P1＝40kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1＝960r/min，齒數(shù)比u＝3.2，由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命15年（設(shè)每年工作300天），兩班制，帶式輸送機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變，試設(shè)計此傳動。

[解]

1．選精度等級、材料及齒數(shù)

1)材料及熱處理仍按直齒輪傳動例題：大、小齒輪都選用硬齒面。由表1選得大、小齒輪的材料均為40Cr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC；

2)精度等級仍選7級精度；

3)仍選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=77；

4)初選螺旋角β＝14°

2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計

齒面接觸強(qiáng)度計算公式為：

1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

(1)試選Kt=1.6。

(2)由圖10查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。

(3)由圖8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，則 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)許用接觸應(yīng)力 =1041.5 MPa。

2)計算

(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t

mm =60.49 mm

(2)計算圓周速度

(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt

h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88

(4)計算縱向重合度εβ

(5)計算載荷系數(shù)K

已知使用系數(shù) =l。

根據(jù)v=3.04m/s,7級精度，由圖5查得動載系數(shù) =l.11；

由表4查得接觸強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù) =1.41； 由圖6查得彎曲強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù) =1.37。

由表3查得齒間載荷分配系數(shù) = =1.2。

故載荷系數(shù)

(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

(7)計算模數(shù)mn

3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計

由式

1)確定計算參數(shù)

(1)計算載荷系數(shù)

(2)根據(jù)縱向重合度 =1.713，從圖9查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.8。

(3)計算當(dāng)量齒數(shù)

(4)查取齒形系數(shù)

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)計算大、小齒輪的 并加以比較

小齒輪的數(shù)值大。

2）設(shè)計計算

對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法向模數(shù)mn略大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法向模數(shù)，按表12，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=2.5mm，可滿足彎曲強(qiáng)度。為滿足接觸疲勞強(qiáng)度，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=63.83mm，由

，取z1=25，則z2=uz1=80。

4.幾何尺寸計算

1)計算中心距

將中心距圓整為135mm。

2)按圓整后的中心距修正螺旋角

因β改變不多，故參數(shù)εα,Kβ,ZH等不必修正。

3)計算大、小齒輪的分度圓直徑

4)計算齒輪寬度

圓整后取B2=58mm；B1=63mm。

5.結(jié)構(gòu)設(shè)計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖11薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(尺寸計算從略)，并繪制大齒輪零件圖(從略)。

第四篇：二級減速器課程設(shè)計心得體會

導(dǎo)語：這是我第一次用匯編語言來設(shè)計一個小程序，歷時一周終于完成，其間有不少感觸。以下是小編整理二級減速器課程設(shè)計心得體會的資料，歡迎閱讀參考。

首先就是借鑒.魯迅先生曾說過要“拿來”，對，在這次課程設(shè)計中，就要“拿來”不少子程序，比如將ascii碼轉(zhuǎn)換成bcd碼，將bcd碼轉(zhuǎn)換成壓縮bcd碼，將壓縮bcd碼轉(zhuǎn)換成ascii碼等，這些子程序的設(shè)計是固定的，因此可以直接從指導(dǎo)資料中調(diào)用，至于設(shè)置光標(biāo)的子程序，只需要修改幾個參數(shù)就可以，這大大方便了我的設(shè)計，為我節(jié)省了很多的時間。還有就是指導(dǎo)老師提供的資料很重要.這次課程設(shè)計的大部分程序，都可以在李老師提供的資料中找到，這對我的程序設(shè)計很有幫助，從這些資料中，我可以看出這個時鐘程序的基本流程，修改一些程序就可以實現(xiàn)這個時鐘的基本功能，添加一些程序就可以實現(xiàn)這個時鐘的附加功能，可以說，如果沒有李老師提供的源程序，我將面臨很大的困難。

一、設(shè)計的目的和意義

ⅱ設(shè)計的目的：

1、熟悉鞏固所學(xué)的理論知識與實踐技能。

2、學(xué)習(xí)掌握工程初步設(shè)計的基本技能。

3、培養(yǎng)學(xué)生查閱技術(shù)資料的能力，培養(yǎng)學(xué)生綜合運用所學(xué)理論知識和實踐知識獨立完成課題的工作能力。

ⅱ、設(shè)計的意義：

數(shù)字鐘是一種用數(shù)字電路技術(shù)實現(xiàn)時、分、秒計時的裝置，與機(jī)械式時鐘相比具有更高的準(zhǔn)確性和直觀性，且無機(jī)械裝置，具有更長的使用壽命，因此得到了廣泛的使用。數(shù)字鐘從原理上講是一種典型的數(shù)字電路，其中包括了組合邏輯電路和時序電路。

因此，我們此次設(shè)計數(shù)字鐘就是為了了解數(shù)字中的原理，從而學(xué)會制作數(shù)字鐘。而且通過數(shù)字鐘的制作進(jìn)一步的了解各種在制作中用到的中小規(guī)模集成電路的作用及使用方法。且由于數(shù)字鐘包括組合邏輯電路和時序電路。通過它可以進(jìn)一步學(xué)習(xí)和掌握各種組合邏輯電路和時序電路的原理與

二、設(shè)計原理

數(shù)字電子鐘由信號發(fā)生器、“時、分、秒”計數(shù)器、譯碼器及顯示器、校時電路、整點報時電路等組成。秒信號產(chǎn)生器是整個系統(tǒng)的時基信號，它直接決定計時系統(tǒng)的精度，一般用555構(gòu)成的振蕩器加分頻器來實現(xiàn)。將標(biāo)準(zhǔn)秒脈沖信號送入“秒計數(shù)器”，該計數(shù)器采用60進(jìn)制計數(shù)器，每累計60秒發(fā)出一個“分脈沖”信號，該信號將作為“分計數(shù)器”的時鐘脈沖?！胺钟嫈?shù)器”也采用60進(jìn)制計數(shù)器，每累計60分，發(fā)出一個“時脈沖”信號，該信號將被送到“時計數(shù)器”。“時計數(shù)器”采用24進(jìn)制計數(shù)器，可以實現(xiàn)一天24h的累計。譯碼顯示電路將“時、分、秒”計數(shù)器的輸出狀態(tài)經(jīng)七段顯示譯碼器譯碼，通過六位led顯示器顯示出來。整點報時電路是根據(jù)計時系統(tǒng)的輸出狀態(tài)產(chǎn)生一個脈沖信號，然后去觸發(fā)音頻發(fā)生器實現(xiàn)報時。校時電路是來對“時、分、秒”顯示數(shù)字進(jìn)行校對調(diào)整。

第五篇：機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器的軸的設(shè)計

7.1 輸入軸的設(shè)計計算

1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

由前面算得Pr/min,T1?25.48N?m 1?2.74kw,n1?10252.求作用在齒輪上的力

已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：d1?70mm

Ft?2T12?25.48?1000??5096Nd170

Fr?Ft?tan??5096N?tan20o?1855N3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P1?15.54mm d1因為軸上應(yīng)開鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%得d?16.317mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取dmin?25mm，查知帶輪寬B?75mm故此段軸長取73mm。

4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出輸入軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）第一段是與帶輪連接的其d1?25mm l1?73mm

2）第二段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e?21mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與第一段右端的距離為38mm。故取l2?60mm，因其右端面需制出一軸肩故取d2?30mm。

3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d2?30mm，查表初選6207號軸承，其尺寸為d?D?B?35mm?72mm?17mm故d3?35mm，取l3?44mm。又右邊采用軸肩定位取d4?48mm所以l4?75mm。

4）因為該軸是齒輪軸，故齒輪段軸徑為d5?48mm，l5?50mm。齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為50mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，且繼續(xù)選用6207軸承，則此處故取d6?35mm，l6?43mm。

（3）軸上零件的周向定位

帶輪與軸之間的定位采用平鍵連接。按

d1?25由表查得平鍵截面b?h?8?7鍵槽用鍵槽銑刀加工長為63mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有

H7良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為

n6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.其他軸肩處圓倒角見圖。7.2 中間軸的設(shè)計計算

1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

由前面的計算得P2?2.60kw,n2?266.23r/min,T2?93.25N?m 2.求作用在齒輪上的力

已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d2?174mm,d3?68mm

Ft1?2T2?1071.84N?md2

Fr1?Ft1?tan??1071.84N?tan200?390.12N?m 同理可解得： Ft2?2T2?2742.65N?md3

Fr2?Ft2tan??2742.65N?m?tan200?998.24N?m 3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理.據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P2?23.934mm T2 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5% 故dmin?25.13mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6206號其尺寸為：d?D?B?30mm?62mm?16mm故d1?30mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l1?44mm。

4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出中間軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）第二段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為45mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l2?40mm，d2?38mm。

2）第三段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得l3?6mm，d3?50mm。

3）第四段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為73mm可取l4?70mm，d4?38mm。

4）第五段為軸承同樣選用深溝球軸承6206號，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l5?44mm，d5?30mm。

（3）軸上零件的周向定位

兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d2由表查得平鍵b?h?L?10?8?32,按d4查得平鍵截面b?h?L?10?8?63其與軸的配合均為H7。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差n6為m6。

（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.個軸肩處圓倒角見圖。7.3 輸出軸的設(shè)計計算

1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

由前面算得P3?2.47kw，n3?95.42r/minT3?247.32N?m 2.求作用在齒輪上的力

已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d4?190mm

Ft?2T3?2603.37N?md4

Fr?Fttan200?947.55N?m3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P3?33.14mm T3同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca?KAT3查[2]表14-1取KA?1.3。則Tca?KAT3?1.3?247.32N?m?321.516N?m

按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查[5]P99表8-7可選用LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為500N?m。半聯(lián)軸器孔徑d?40mm，故取d1?40mm半聯(lián)軸器長度L?112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出輸出軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，第一段右端需制出一軸肩故第二段的直徑d2?46mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D?65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為84mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故第一段長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l1?82mm。

2）第二段是固定軸承的軸承端蓋e?21mm。據(jù)d2?46mm和方便拆裝可取l2?75mm。

3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d2?46mm。查

表選6210型號其尺寸為d?D?B?50mm?90mm?20mm，故l3?20mm由于右邊是軸肩定位，d4?62mm，l4?64mm。

4）第五段軸肩定位，取d5?68mm，l5?12mm。

4）取安裝齒輪段軸徑為d6?60mm，已知齒輪寬為68mm取l6?64mm。齒輪右邊為軸套定位，軸肩高h(yuǎn)?5mm則此處d7?50mm，取l7?51mm。（3）軸上零件的周向定位

齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d1由表查得平鍵截面b?h?12?8鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為H7，齒輪與軸的連接用平鍵b?h?18?11鍵槽用鍵槽銑刀加工長為56mm。齒k6H7輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選

n6軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.個軸肩處圓倒角見圖。