第一篇：減速器設(shè)計說明書(0)

減速器設(shè)計說明書

（課程設(shè)計）

組長：王波

P08機(jī)制三班第八小組

組員：張亞龍 張玉庫

尤佳

張玉明

目錄

（一）項目任務(wù)書…………………………………3

（二）電動機(jī)的選擇………………………………4

（三）帶輪及V帶的選擇…………………………6

（四）齒輪的選擇與設(shè)計…………………………9

（五）軸的選擇與設(shè)計……………………………12

（六）聯(lián)軸器的選擇………………………………14

（七）參考文獻(xiàn)……………………………………15

設(shè)計題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上的單級圓柱齒輪減速器

給定數(shù)據(jù)及要求

已知條件：運輸帶工作拉力F=2300N；運輸帶工作速度v=1.5m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D=400mm；兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷輕微沖擊；工作年限5年；環(huán)境最高溫度350C；小批量生產(chǎn)。

5436121-電動機(jī)2-帶傳動3-減速器4-聯(lián)軸器5-滾筒6-傳送帶

二 應(yīng)完成的工作

1.減速器裝配圖1張；

2.零件工作圖1—2張（從動軸、齒輪）； 3.設(shè)計說明書1份。

二．選擇電動機(jī)

1.已知：?帶=0.96 ?軸承0.98 ?齒輪=0.97 ?聯(lián)軸器=0.99 ?滾筒=0.96 滾筒直徑：D=400㎜ 運輸帶的工作拉力：F=2300N 運輸帶工作速度：V=1.5m/s（1）?a=?帶2?軸承22?齒輪2?聯(lián)軸器2?滾筒=0.85

(2)Pw=FV/1000?w=4.06kw

P0=Pw/?a=4.78kw

(3)查表選擇電動機(jī)型號（Y132M2-6）

電動機(jī)額定功率：P=5.5kw

同步轉(zhuǎn)速：1000r/min

滿載轉(zhuǎn)速：960r/min 2.計算傳動系統(tǒng)總傳動比和分配傳動比

（1）n筒=6031000V/πD=71r/min

總傳動比：i總=n電機(jī)/ n筒=13.3

(2)帶、齒輪傳動比分配：i帶=3.6

i齒=4 3.計算傳動系統(tǒng)的運動和運動參數(shù)

（1）計算各軸轉(zhuǎn)速及滾筒、電機(jī)轉(zhuǎn)速

Ⅰ軸：n1=n電機(jī)/i帶=267r/min Ⅱ軸：n2= n1/ i齒=67r/min

滾筒：n滾= n2=67r/min 電機(jī): n=960r/min(2)計算各軸對齒輪的輸入功率

Ⅰ軸： P1=P0?帶=4.6kw

Ⅱ軸: P2= P12?軸承2?齒輪=4.4kw 滾筒軸：P筒= P22?軸承2?聯(lián)軸器=4.06kw

電機(jī)：P電=5.5kw

(3)轉(zhuǎn)矩的確定：

M電=95502P0/n=47.56N2m

M1=95502P1/ n1=159.17N2m M2=95502P2/ n2=627.16N2m M筒=95502P筒/ n滾=598.66N2m

4、傳動系數(shù)參數(shù)表

功率P（kw）

電動機(jī) Ⅰ軸 Ⅱ軸 滾筒

轉(zhuǎn)速n轉(zhuǎn)矩M

（r/min）960 267 67 67

（N2m）47.56 159.17 627.16 598.66 5.5 4.6 4.4 4.06

設(shè)計者：尤佳

P08機(jī)制三班 八組

三．帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計（要求：兩班制工作，載荷輕微沖擊，環(huán)境最高溫度35℃）(1)確定計算功率Pc 根據(jù)給定的工作條件，由表查得：工作情況系數(shù)Ka=1.2，故

Pc=Ka2P=1.235.5kw=6.6kw(2)選擇v帶截面型號

按Pc=6.6kw和n=960r/min.查表選擇A型V帶（3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑

根據(jù)V帶型號查表12-10，并參考圖12-7，選擇dd1=100mm>ddmin(小輪直徑)，由dd2=idd1，計算從動輪直徑（大輪）dd2=3.63100mm=360mm 由表12-10選取最接近的標(biāo)準(zhǔn)直徑為：dd2=355㎜(4)驗算帶速V V帶的傳動速度：v=πdd1n/6031000=5.024m/s 即帶速v在5—25m/s范圍之內(nèi)，所以帶速適宜(5)確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld 初步選擇中心距a0，即 0.7（dd1+dd2）≤2（dd1+dd2）

318.5≤a0≤910

初定中心距a0=700，計算帶的基準(zhǔn)長度Ld0，即 Ld0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2－dd1)2/4a0 =2137.14㎜

由表12-2選取接近的基準(zhǔn)長度Ld=2240㎜，因此帶傳動的實際中心距a為

A≈a0+（Ld+ Ld0）/2=751.0㎜

安裝時應(yīng)保證的最小中心距amin、調(diào)整時的最大中心距amax分別為

amin=a－0.015Ld=717.4㎜ amax=a+0.03Ld=818.2㎜（6）驗算小帶輪包角α

α=180°－(dd2－dd1)/a357.3°=160.5°

即符合一般要求α>120°,所以合格（7）確定帶的根數(shù)Z 查表12-5得其基本額定功率P1=1.14kw,查表12-6的額定功率增量△P1=0.15kw,查表12-7得包角系數(shù)Ka=0.952，查表12-8得長度系數(shù)Kl=1.06，則 Z=Pc/(P1+△P1)KaKl=5.07 取V帶的根數(shù)Z=5（8）確定初拉力F0

查表12-1得A型V帶q=0.10kg/m，計算確定帶傳動的初拉力為

F0=5002Pc/VZ(2.5－Ka/Ka)＋qv2=216.13N(9)計算作用于帶輪上的壓力為 FQ=2F0Zsinα/2=2130.1N

(10)帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計

帶輪的材料：鑄鐵（HT200）

帶輪的結(jié)構(gòu)

（大輪）

（小輪）

大輪參數(shù)：

基準(zhǔn)線上槽深：Ha=2.75㎜ 基準(zhǔn)線下槽深：Hf=11.0㎜

槽間距：e=15±0.3 外徑：da=dd2＋2Ha=340.5㎜

最小輪緣厚：§=6㎜ 帶輪寬：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜

基準(zhǔn)寬度：bd=11.0㎜ 輪槽角：Φ=38°

第一槽對稱面至端面的最小距離：f=9㎜ 小輪參數(shù)：

基準(zhǔn)線上槽深：Ha=2.75㎜ 基準(zhǔn)線下槽深：Hf=11.0

㎜

槽間距：e=15±0.3 外徑：da=dd1＋2Ha=105.5㎜

最小輪緣厚：§=6㎜ 帶輪寬：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜

基準(zhǔn)寬度：bd=11.0㎜ 輪槽角：Φ=34°

第一槽對稱面至端面的最小距離：f=9㎜

設(shè)計者：張玉庫

P08機(jī)制三班 八組

四、齒輪的設(shè)計（n

?=267r/min n??=67r/min）

(1)選擇材料，熱處理，精度和齒數(shù)。

由材料表格比較選擇:小齒輪選擇材料為40Cr鋼

硬度241~280HBS 抗拉強(qiáng)度SB=9選擇z270~550 正火處理，硬度140~176HBS, 抗拉強(qiáng)度500MPa 屈服強(qiáng)度S=300MPa 取z1=25 因為i=4 所以z2=25*4=100 可以求得實際從動軸轉(zhuǎn)速n1=6

實際傳動比v=4.05

調(diào)制處理。屈服強(qiáng)度S=800MPa;大齒輪材料

轉(zhuǎn)速相對誤差=n?n67?66==1.5%?5%。n67（2）齒輪幾何尺寸計算

齒頂高：ha=ha**m=4*1=4mm 齒根高：hf=(ha*+c*)=(1+0.25)*4=5mm 全齒高：h=(2ha*+c*)=(2+0.25)*4=9mm 分度圓直徑：d1=mz1

齒頂圓直徑：=4*25=100mm.d2=mz2=4*100=400 齒根圓直徑:d

a1= d1+2h

a=m(z1+2ha)=102mm

d

a1=

m(z1+2ha)=402mm 基圓直徑:db1=dcosa=93.97mm.:db2=375.88mm 齒距：p=πm=12.57.齒厚s=πm/2=6.28 齒槽寬：c=πn/2=6.28 頂隙 e=1 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計：

接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算公式：d=32000kT1/?d?u?1/u(ZhZeZ?/???h)

2T1=95502P1/n1=159.17N2m 查齒輪系數(shù)：13—10，由于軟齒面齒輪對稱安裝取?=1.2 查表的：k=1.5,取標(biāo)準(zhǔn)齒輪：?=20?,ZH=2.5,Z?=0.9 ZE=188，由圖可以查得:6Hmin=800MPa,6Hmin=350MPa,5Hmin=1。齒輪接觸許用應(yīng)力:【6H】=

6Hmin 5Hmin小齒輪應(yīng)力循壞次數(shù)：N1=60326731353360316=4.613108

大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=6036731353360316=1.153108 可以取為：由于均為軟齒面故：Zw=1

安全系數(shù)Sh=1 所以【6H】=即：d1=89㎜

所以可以取小齒輪寬度b1=115mm,大齒輪寬度：=106mm從而有m=d1/z1=4.6 取m=5mm,則

（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度

查圖13-22得：?Flim1?550MPa

?Flim2?110MPa 查表13-9得：SFmin=1

因此得兩齒輪的許用彎曲應(yīng)力為

??F?1=550Mpa

??F?2=110Mpa 由表13-7得：這對齒輪齒形系數(shù)：YFs1=4.17

YFs2=3.90 由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件式得：

?F1=2000kT1/bm2z12YFS1=35.24Mpa ?F2=2000kT1/bm2z12YFS2=32.96Mpa ?F1<550=??F?1

?F2<110=??F?2 說明該對齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠

（4）驗算圓周速度

V=πd1n1/6031000=1.24m/s 屬于中低速，符合7級精度

設(shè)計者：張玉庫 P08機(jī)制三班 八組

800*1*1350*1*1=800MPa?！?H】==350MPa。11

五．軸的選擇

Ⅰ軸的設(shè)計

1.軸的材料：45號鋼。熱處理方式：調(diào)質(zhì) 2.估算軸Ⅱ的直徑：C=118—107

取110 初選軸的直徑：d≧c33p/n d=110334.6/267=28.4102

由表查得d=28 3.初定軸的結(jié)構(gòu)尺寸：

軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸

徑向尺確定原則 寸 d1

軸向尺確定原則 寸

初算軸徑，根據(jù)聯(lián)軸器選擇l1 標(biāo)準(zhǔn)

d2 d3 d4 d2=d1+(0.07－0.1)d1 d3= d2+(1～2)d4= d3+(1～2)

l2 l6

l4=B-(2–3)根據(jù)軸承寬度確定 根據(jù)聯(lián)軸器尺寸標(biāo)準(zhǔn)

齒輪至H=10～15 箱體內(nèi)的距離

d5 d5=d2+(0.07-0.1)d4 箱體上C=?+C1+C2+(5-10)軸承座

寬度C d6 d6= d5

鍵槽寬h

根據(jù)軸的直徑查閱 鍵槽深t

手冊

鍵長L

L=0.85L，L為鍵槽部分軸段長度 由上可計算： d1=28

d2=28+0.08328=30.24 d3=30.24+1.5=31.74 d4=31.74+1.5=33.24 d5= d2+0.08333.24=32.8992 d6= d5=32.8992 4.強(qiáng)度計算

P1=4.60KW

n=267r/min

設(shè)計者：張亞龍

P08機(jī)制三班 八組

Ⅱ軸的選擇

1.軸材料：45號鋼

熱處理方式：調(diào)質(zhì)

2.估算軸Ⅱ的直徑：按軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算直徑，查《機(jī)械技術(shù)基礎(chǔ)》P256表16-2得C=118～107

初選軸的直徑：d≧c33p/n

所以dⅡ1 =（118～107）34.4/67 =（42.8～47.6）

考慮軸上有一鍵槽，軸徑再增大5﹪，則dⅡ1=

軸頭上安轉(zhuǎn)聯(lián)軸器，選取凸圓聯(lián)軸器（d=40～160）選取標(biāo)準(zhǔn)值dⅡ=45 3.初定軸的結(jié)構(gòu)尺寸：

軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸

徑向尺確定原則 寸 d1 初算軸徑，根據(jù)聯(lián)軸器選擇標(biāo)準(zhǔn)直徑

d2 便于聯(lián)軸器軸向固定d2=d1+(0.07－0.1)dⅡ1

d3 滿足軸承內(nèi)徑系列，以便于軸承安裝d3= d2+(1～2)

d4 便于齒輪安裝d4= d3+(1～2)

軸向尺寸

l1 l2 l6 齒輪至箱體內(nèi)的距

確定原則 根據(jù)聯(lián)軸器尺寸標(biāo)準(zhǔn)

略短于齒輪寬度 l4=B-(2–3)

根據(jù)軸承寬度確定

留有一定間隔防止干涉H=10～15

離H d5 便于齒輪軸向固定箱體考慮箱體壁厚?箱體連接螺栓的裝拆d5=d2+(0.07-0.1)d4

上軸C=?+C1+C2+(5-10)承座寬度c d6 同一軸上的兩軸 聯(lián)軸承型號相同d6= d5

器至軸承蓋距離K 鍵槽h 依據(jù)軸徑

l2

鍵槽t 查手冊

l3

鍵長L L=0.85L，L為鍵槽部l5 分的軸

據(jù)以上原則

dⅡ取45 d2=45+0.08345=48.6 d3=48.6+1.5=50.1 d4=50.1+1.5=51.6 d5=48.6+0.08351.6=52.728 d6= d5=52.728

K=10～15 當(dāng)齒輪箱體，軸承，軸承蓋，聯(lián)軸器位置確定以后即可確定

5.軸的強(qiáng)度計算

PⅡ=3.71KW n2=74r/min T=627.16N?mm

設(shè)計者：張玉明

P08機(jī)制三班 八組

六、聯(lián)軸器

1、聯(lián)軸器的材料：

材料：45號鋼

聯(lián)軸器Ⅰ：聯(lián)結(jié)大帶輪和減速器小齒輪軸 聯(lián)軸器Ⅱ：聯(lián)結(jié)減速器大齒輪和滾筒軸

2、聯(lián)軸器參數(shù)選擇

Ⅰ軸：直徑28㎜ 轉(zhuǎn)矩:159.17N2m 套筒外徑：D0=45㎜ 套筒長度：L1=80㎜

銷或緊定螺釘至套筒端面距離：L=20㎜

緊定螺釘直徑：d1=M8332平鍵：8332 Ⅱ軸：直徑45㎜ 轉(zhuǎn)矩:627.16N2m 套筒外徑：D0=70㎜ 套筒長度：L2=140㎜

銷或緊定螺釘至套筒端面距離：L=35㎜

緊定螺釘直徑：d1=M10320平鍵：14360

3、聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)圖

（鍵聯(lián)結(jié)）

（銷聯(lián)結(jié)）

七、參考文獻(xiàn)（1）機(jī)械制造基礎(chǔ)

(2)機(jī)械技術(shù)基礎(chǔ)

（3）機(jī)械設(shè)計手冊

（4）機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)書

（5）機(jī)械零件設(shè)計手冊

設(shè)計者：王波機(jī)制三班

八組

第二篇：三環(huán)減速器設(shè)計說明書

一． 三環(huán)式變速傳動設(shè)計介紹

我們所設(shè)計的三環(huán)減速器是一種新型通用的減速裝置，是屬于K-H型少齒差行星齒輪傳動中外置偏心軸形式的一種。本發(fā)明提供了一種減速(或增速)傳動裝置，本發(fā)明專利獨創(chuàng)了“平行軸——動軸”傳動機(jī)構(gòu)，其產(chǎn)品由一根低速軸、二根高速軸和三片傳動環(huán)板構(gòu)成。兩根高速軸保持三片環(huán)板呈 120°相位差作平面運動，并與低速軸上的齒輪內(nèi)接，通過多對齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大的傳動比，同時能經(jīng)受較高的荷載與過載。該專利的通用產(chǎn)品，簡稱三環(huán)減速器，同現(xiàn)有的減速器相比，比相同承載能力的普通多級圓柱齒輪減速器的體積小1／3～1／2；質(zhì)量輕1／2～1／3；比相同體積的擺絲針輪減速器的承載能力多50%；比相同功率蝸桿減速器效率高10～35%；比硬齒面減速器造價低50%以上。此種減速器是節(jié)材、節(jié)能的新型通用減速器，其構(gòu)造原理正確，結(jié)構(gòu)新穎。該裝置采用“平行軸”——動軸”傳動，兼有二者的主要優(yōu)點，具有承載能力高、傳動比大、體積小、質(zhì)量輕、效率高、運轉(zhuǎn)平衡、可以由幾個軸端同 時傳遞動力等優(yōu)點。

該型減速器的基本型構(gòu)造組成如下圖所示，其中兩根互相平行且各具三個偏心的高速軸1為輸人軸，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，三片傳動內(nèi)齒圈2通過轉(zhuǎn)臂軸承6裝在兩根高速軸上，一根帶齒的低速軸3(輸出軸)與高速軸平行，各軸均通過軸承4支承在機(jī)體5上，內(nèi)齒圈與低速軸的外齒嚙合運動，形成大傳動比。三片內(nèi)齒圈同時與低速軸嚙合，嚙合的瞬時相位差呈120度角。高速軸與低速軸的回轉(zhuǎn)方向相反。

二．傳動原理

其基本型主要由一根低速軸，二根高速軸，和三片傳動環(huán)板構(gòu)成。各軸均平行配置。相同的兩根高速軸帶動三片傳動環(huán)板呈120相位差作平面運動，傳動環(huán)板內(nèi)圓與低速軸的外圓內(nèi)接，通過齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大傳動比。各軸的軸端可以單獨或同時傳輸動力。該傳動裝置因采取簡巧獨特的“平行軸-動軸”三環(huán)式傳動原理，基本構(gòu)件的運動和受力均衡，又充分地運用了功率分流和多齒內(nèi)嚙合，故具有外形小，傳動比大，承載能力強(qiáng)、過載性能好，效率高，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)及多軸端傳輸動力，制造與維修簡便等優(yōu)點。

0三環(huán)減速器基本型的工作原理如圖所示，由一根具有外齒輪套接的低速軸

1、二根由三個互呈120度偏心的高速軸2和三片具有內(nèi)齒輪的環(huán)板3組成。減速時，高速軸2作為輸入軸，帶動環(huán)板3上的內(nèi)齒輪做平面運動，靠內(nèi)齒輪與低速軸1上的齒輪嚙合實現(xiàn)大速比。齒型一般為漸開線齒型，各輸入軸的軸端可單獨或同時輸入動力。如要求增速，則軸1（外齒輪軸）作輸入軸，軸2作輸出軸。其傳動比的計算公式為：

i＝-z2／(z2-z1)式中 zl——外齒輪齒數(shù)； z2——內(nèi)齒輪齒數(shù)；

負(fù)號表示回轉(zhuǎn)方向相反，三片內(nèi)齒圈類似于3個行星輪，因由外齒輪直接輸出，故沒有一般行星齒輪傳動的行星架或少齒差傳動的輸出機(jī)構(gòu)，簡化了機(jī)構(gòu)，卻仍保留了同軸線動軸傳動減速器的傳動比大和結(jié)構(gòu)緊揍的特點。

如圖，中間是節(jié)圓直徑為dl的外齒輪，軸線是固定的，外齒輪只能繞ol抽回轉(zhuǎn)，與外齒輪嚙合的是節(jié)圓直徑為d2的內(nèi)齒環(huán)，內(nèi)齒環(huán)用滾動軸承裝在兩根倔心軸上，兩根偏心軸的軸線在o2和o3兩點，兩軸的偏心距相同為r2＝d3／2，偏心的方向也相同，內(nèi)齒環(huán)和兩根偏心軸組成平行四連桿機(jī)構(gòu)如圖，當(dāng)偏心軸回轉(zhuǎn)時內(nèi)齒環(huán)作平動，齒環(huán)上任何一點都有相同的軌跡和速度，內(nèi)外齒輪直徑與偏心距之間有下列關(guān)系： d3＝d2一d1

但外置偏心軸少齒差行星傳動，各參致限制條件較多，計算極為復(fù)雜，如果參數(shù)選擇不當(dāng)，不能滿足全部的限制條件，就會發(fā)生種種干涉現(xiàn)象，導(dǎo)致三環(huán)減速器質(zhì)量差、壽命短。為了保證內(nèi)嚙合傳動的強(qiáng)度和正確嚙合，避免內(nèi)齒輪副干涉，必須通過大量計算、比較來選擇得到最佳的方案。

ηa－三環(huán)減速器的嚙合效率 ηa=1/(1+|(1-i)|(1-ηg))ηg---定軸輪系漸開線少齒差內(nèi)齒輪副的嚙合效率 ηg=1-πfg(1/z1-1/z2)(ε2f+ε2a+1-εf –εα)取fg=0.05, 嚙入重合度εf=z2(tg a’-tg a2)/(2π)嚙入重合度εf=z1(tg a1-tg a’)/(2π)

三． 結(jié)構(gòu)原理及特點

N型內(nèi)齒行星齒輪傳動的基本結(jié)構(gòu)及傳動原理

漸開線少齒差行星齒輪傳動按傳動形式可分為N型（KH型）和NN型（2KH雙內(nèi)嚙合型）兩類，N型內(nèi)齒行星齒輪傳動的基本結(jié)構(gòu)形式之一——三環(huán)減速器，如圖1所示:兩根互相平行且各具有3個偏心軸頸的高速軸3，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，3個傳動內(nèi)齒輪1通過軸承2裝在軸上，外齒輪7的軸4為低速軸，其軸線與高速軸3的軸線平行，低速軸通過軸承5支承在機(jī)架6上，3個內(nèi)齒輪1與外齒輪7嚙合，嚙合瞬時相位差呈120°。其傳動原理為輸入軸旋轉(zhuǎn)時，行星輪(內(nèi)齒輪1)不是作擺線運動，而是通過一雙曲柄機(jī)構(gòu)(具有偏心軸頸的高速軸)引導(dǎo)作圓周平動。圖 1

四． 設(shè)計約束條件

1、內(nèi)齒輪頂圓應(yīng)大于基圓

2、齒頂不變尖

3、內(nèi)外齒圈不產(chǎn)生過渡曲線干涉

4、切制內(nèi)齒圈不產(chǎn)生頂切現(xiàn)象

5、內(nèi)嚙合齒輪副的置合度約束條件

6、不發(fā)生齒廓重疊干涉的約束條件（下頁圖）

7、齒輪模數(shù)的約束條件：

按模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)系列取值(從數(shù)據(jù)庫中選取)。

8、強(qiáng)度約束條件：在三環(huán)減速器少齒差行星傳動中，由于內(nèi)齒田與低速釉的外齒為內(nèi)接觸，其兩齒康的曲率中心在同一方向，而且兩曲率半徑相差甚小，因此相互的接觸面積大，接觸應(yīng)力較小。所以，對于三環(huán)減速器，其主要的失效形式一股為輪齒折斷和轉(zhuǎn)臂軸承的疲勞破壞，而不會產(chǎn)生齒面點蝕破壞，故在此僅需進(jìn)行齒根彎曲強(qiáng)度計算和轉(zhuǎn)臂軸承壽命計算，不需要驗算其齒面接觸強(qiáng)度。

五． 單軸輸入時的受力分析

三片內(nèi)齒圈在嚙合過程中相位差僅為120度角，在一周范圍內(nèi)其受力情況是完全一樣的，故只分析其中的一片即可。取單片內(nèi)齒圈為隔離，其受力如圖2.A軸為輸入軸，任意轉(zhuǎn)角為ψ時，A軸通過轉(zhuǎn)臂軸傳遞給內(nèi)齒圈的力有FAr，F(xiàn)At，B軸通過轉(zhuǎn)臂軸承傳給內(nèi)齒圈的力只有FB，方向如圖2所示，伏在同國外齒輪傳給內(nèi)齒圈的力FB，F(xiàn)B切于基圓，指向嚙合點，因內(nèi)齒圓做勻速平動，根據(jù)平面物體的靜力平衡方程可列出：

ΣX = FA r cosψ+ FA t cos(90 o-ψ)+ FB cosψ+Fn sin(ψ-α’)= 0（1）ΣY = FA r sinψ+ FA t sin(90 o+ψ)+ FB sinψ-Fn cos(ψ-α’)= 0（2）ΣMA= FB sinψ×2 l + Fn sin(ψ-α’)×sin(ψ-α’)×r b – Fn cos(ψ-α’)×[l-l*bcos(ψ-α’)] = 0（3）從（3）式可解得：FB=(Fn/2sinψ)×[cos(ψ-α’)FB =(Fn/2sinψ)·[r b/ l-cos(ψ+α’)] 當(dāng) cosα’= r b/ l 時，在ψ=0點，F(xiàn)B、FAr為不定值。從上面 FA r、FB的表達(dá)式可以看出若Fn為常數(shù)，當(dāng)ψ= 0 o（或360 o），180 o時，sinψ= 0，則FA r、FB趨于無窮大，此時不能傳遞力距。因而單向內(nèi)齒圈 在一周范圍內(nèi)由外齒輪傳遞給它的力Fn也是變化的。只有當(dāng)sinψ趨于零，F(xiàn)n也趨于零時，才有可能使FA r、FB在ψ= 0 o（或360 o），180 o時取得某一定值。而判斷這些特殊點的極值是否存在桌需求出FA r、FB即可。

六． 設(shè)計計算

這種三環(huán)減速器的原動機(jī)輸入轉(zhuǎn)速是1500r/min，額定功率是8.66kw,總傳動比是969。

分兩級傳動，按照級數(shù)系列選?。?一級傳動中：i1=17 二級傳動種：i2=57 1.一級傳動計算

（1）首先計算兩齒輪的齒數(shù) 按公式 Z1=I(Zb-Zg)=17×3=51 一級傳動采用三齒差行星齒輪傳動減速，有 Z2=Z1+3=51+3=54

‘又查表，按齒數(shù)差ZP=3，初選嚙合角α=32O,齒頂高系數(shù)ha=0.75, h*2=0.8（2）按此三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)尺寸，選用d2=240,從而 m=d2z=24054=4.44 按標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列，選=4.5(3)壓力角?=200（3）標(biāo)準(zhǔn)中心距a=（4）中心距a=取a’=7.5 ’

m2(z2-z1)=a=

cos20cos32004.52(54-51)=6.75 cos?cos?'*6.75=7.48

(5)精確計算嚙合角?'

?' =cos-1(a'=cos-1(a6.757.5cos?)cos200)=32.2504790 =32015’

(6)由計算法得 x1=-0.156 于是齒，根據(jù)無側(cè)隙嚙合方程可求得內(nèi)齒輪的變位系數(shù)： x2===z2?z12tg?(inv?'-inv?)+x1 54?512tg203（inv32.2504790-inv200）+(-0.516)(0.068084-0.014964)+(-0.156)2*0.36397=0.063166(7)中心距分離系數(shù) y=a?am'=7.5?6.754.5=0.166667(8)齒頂高變動系數(shù)

?y=X2-X1-Y=0.063166-(-0.156)-0.166667=0.052499(9)分度圓直徑 d1=mz1=4.5?51=229.5 d2=mz2=4.5?54=243(10)基圓直徑 db1=d1?cos?=229.5?cos200=215.6594565 取db1=215.659 db2=d2cos?=243·cos200=228.3453069 取db2=228.345(11)齒頂圓直徑 da1=d1+2m(h+x1)=229.5+9(0.75-0.156)

*a =234.846 da2=d2-2m(h-x2)=236.368

*a(12)齒頂壓力角 ?a1=cos-1da1=23.3212450=23019’

?a2= cosda2-

1db1db2=14.97090=14058’

12?(13)驗算重合度 ?=

[(z2-z1)tg?'+z1tg?a1-z2tgaa2] =1.502>1

(14)驗算齒廓不重疊干涉系數(shù) 由于 cos?1=ra2?ra1?a2a?ra1'22'2=

118.1842?117.4232?7.5215?117.423=0.0698596 ? ?a1=1.5008797rad cos?2=ra2?ra1?a2a?ra20

'22'2=

118.1842?117.4232?7.5215?118.184=0.1328702 ??2=82.364

52=1.437532rad inv?a1=inv23019’=0.0240602 inv?a2=0.00610828 inv?'=0.068084 ?Gs=z1(inv?a1+?1)-z2(inv?a2+?2)+(z2-z1)inv?'

=0.01961178>0 由以上計算可知，所選參數(shù)完全符合要求(15)根據(jù)對三環(huán)減速器效率分析表查得 zp=3 ?=32.250

?a=0.9899 ?b=0.98487 ?=?a·?b=0.9899·0.98487=0.975 2.對于二級傳動采用一齒差減速（1）計算兩齒輪的齒數(shù) 按公式z1=i(zb-zg)=57?1=57 z2=z1+1=58 再查表,據(jù)齒數(shù)差zp=3初選嚙合角?'=530 齒頂高系數(shù)h=0.75 h=0.8 *a1*a2(2)據(jù)此三環(huán)減速器結(jié)構(gòu)尺寸，選用d2=400 m=d2z2=6.按標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列選取m=7(3)壓力角?=200(4)標(biāo)準(zhǔn)中心距a=中心距a=取a’=5.5(5)精確計算嚙合角?'

?'m2(z2-z1)=3.5×(58-57)=3.5

00’cos?cos?'a=

cos20cos53×3.5=5.47 =cos-1（aa'cos?)=53.2741930=53016(6)由計算法得 x1=-0.197 于是，根據(jù)無側(cè)隙嚙合方程可求得內(nèi)齒輪的變位系數(shù) x2=z2?z12tg?0’0(inv?'-inv?)+x1=58?57(inv5316-inv20)-0.102tg2097=0.346163(7)中心距分離系數(shù) y=

a?am

21'

=

5.5?3.57=0.285714(8)齒頂高變動系數(shù) ?y=x-x-y=0.346163+0.197-0.285714

=0.257449(9)分度圓直徑 d1=mz1=7·57=399 d2=mz2=7·58=406(10)基圓直徑 db1=d1cos?=399·cos200=374.9373557=374.937 db2

=d2cos?=406·cos200=381.515204=381.515

a1(11)齒頂圓直徑 d

=d1+2m(h+x1)=399+2·7（0.75-0.197）

*a1 =406.742 da2= d-2m(h

*a2-x2)=406-2·7（0.8-0.346163）

=399.646(12)齒頂壓力角 ? ?=cosa2a1= cos

’

db1da1=22049‘

-1da1=1719 db10(13)驗證重合度

? =12?[(z2-z1)tg?'+z1tg?a1-z2tgaa2] =1.15＞1（14）驗算齒廓不重迭干涉系數(shù) 由 cos?1=ra2?ra1?a2a?ra1'22'2=

199.8232?203.3712?5.522?5.5?203.371=-0.652986 所以?1=130。76710=2.282316rad

cos?2=?2ra2?ra1?a2a?ra2'22'2=

199.8232?203.3712?5.522?5.5?199.823=-0.637056 =129.572623=2.261469rad 00’所以inv?a1=inv22049’=0.0224776 inv?a2=inv1719=0.0095518 inv?'=inv53016’=0.410294 所以Gs=z1(inv?a1+?1)-z2(inv?a2+?2)+(z2-z1)inv?'=0.064>0 由以上計算得知，所選各參數(shù)完全符合要求（15）根據(jù)我們對三環(huán)減速器效率分析表查得 當(dāng)zp=1 ?'=53.270時

?a =0.97745 ?b=0.9601 ?=?a?b=0.97745×0.9601=0.9384(16)確定各零件尺寸

1）選42CrMo調(diào)質(zhì)處理，查表得

?b=750Mpa [?b]-1=75Mpa 2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初選軸的最小直徑查表得 A=95 d≥A3pn=168.64 取d1=170mm 由于d2要裝外齒輪并且要裝滾動軸承 d2=180mm d3=200mm 3．校核計算

一級傳動

1選定齒輪傳動類型.精度等級.材料.熱處理方式.確定需用應(yīng)力。

此傳動選用直齒圓柱齒輪傳動，材料選用45鋼，利用調(diào)質(zhì)熱處理方式。擦《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》（張建中編）（簡稱（機(jī)基））表7-7 ?B=647MPa ?S=373Mpa HBS=229—286 由表7-9按7級精度制造

查圖7-34（a）知?Flim=1600Mpa ?Hlim=850Mpa 取一般可靠度SH.SF為1 故 ［?H］=［?F］=?HlimSH=850Mpa =1600Mpa ?FlimSF2校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 m?32KT1?dz[?F]21YFSY?

確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

1）Z1=51 Z2=54 ?d=0.7(表7-13)2）T1=48.01KN.m 3）計算載荷系數(shù)K KA=1(表7-10)出故V=1m/s V’

’

Z1100 =1*

51100=0.51 KV=1.15(圖7-28(a))?a =[1.88-3.2（1Z1+

1Z2)]cos? =[1.88-3.2（151?154)]*1=1.76 K?=0.9 查（圖7-29）K?=1.12查（圖7-30）

K=KAKVK?K?=1*1.15*0.9*1.12=1.16 4)查取復(fù)合齒形系數(shù)YFS YFS1=3.85 Y

FS2=3.5 查（圖7-32）并進(jìn)行比較

YFS2[?F5）算大小齒輪的YFS1[?FYFS[?F]]1=3.851600?0.0024?]2?3.516000.0022

6)計算重合度系數(shù)Y? Y?=0.25+7)m?0.75?a=0.25+

0.751.76=0.676

732KT1?dZ[?F]121YFS1Y?=32*1.16*4.801*10*3.85*0.6760.7*51*16002=4.63 取m=4.5 3 幾何尺寸計算

d1=mz1=51*4.5=229.5 d2=mz2=54*4.5=243 a=m2(z2-z1)=4.52(54-51)=6.75 b=0.7*229.5=160.65 b1=b2-(5--10)=150.65 4 角和齒面接觸疲勞強(qiáng)度 ?H?ZEZHZ?2KT1(??1)bd1?2

ZE=189.8MPa(表7-11)ZH=1.5(圖7-31)Z?=?H4??a3?4?1.763?0.864 =189.5*1.5*0.86

42*1.5*4.801*10160.65*229.5273.5?13.5

=849Mpa?[?H]=850Mpa 接觸疲勞強(qiáng)度足夠

二級傳動

1選擇齒輪傳動類型、精度等級、材料、熱處理方式、確定需要應(yīng)力。

直齒圓柱齒輪傳動

此減速器的功率中等,可以大小齒輪都選用硬齒面。選大小齒輪的材料均為45鋼滲碳淬火，硬度為56-62HRC齒輪按8級精度制造

?Hlim=900Mpa ?Flim=650Mpa SH=1.6 SH=1 YX=(圖7-35)故[?H]=?HlimSH=8001=900Mpa [?F]=?FlimSF=6501=650Mpa 2按輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè) 按式（7-39）計算齒輪的模數(shù) m?32KT1?dZ1[?F]12YFS1Y?

確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1> z1=57 z2=58 ?d=0.8 2> T1=4.801?107N·M 3> KA=1.5(7-10)初估 V=6m/s V’’

z1100=6

57100=3.42 KV=1.65 <>(表7-28（a）)?a=1.76 K=1.2 <>(圖7-29)?K?=1.25 <>(圖7-29)K= KA KV K K?=1.5·1.65·1.2·1.25=3.71 ?4> 查得 YFS1=4.25 YFS2=3.98 <>(圖7-32)5> YFS1[?]F1=4.25650=0.007>

YFS2[?]F2=

3.98650=0.001 6> 計算Y? Y?=0.25+0.75=0.25+??0.751.76=0.676 7> 設(shè)計計算 m?32KT1?dZ[?F]121YFS1Y?=8.46 取

m=8 3 幾何尺寸計算 d1=mz1=456mm d2=mz2=464mm a=m/2(z2-z1)=4mm b=?dd1=0.8·456=364.8mm 取b2=364mm b1=b2-(5-10)mm=(354-359)mm 取 b1=354mm 4 校核接觸疲勞強(qiáng)度

?H?ZEZHZ?2KT1(??1)bd1?MPa2

ZE=189.84??a3(表7-11)ZH=3(圖7-31)Z?=?4?1.763?0.864 ?H =189.5*3*0.86

42*3.71*4.801*10364*456273.5?13.5

=898Mpa?[?H]=900Mpa 接觸疲勞強(qiáng)度足夠 七． 效率分析及計算

現(xiàn)在來分析三環(huán)減速器的效率，三環(huán)減速器的效率主要有兩部分組成，即嚙合效率及轉(zhuǎn)臂軸承的效率。因三環(huán)減速器的嚙合效率同一般少齒差行星傳動的嚙合效率完全一樣，在此就不再贅述。主要分析轉(zhuǎn)臂軸承的效率。

1、轉(zhuǎn)臂軸承的效率分析

三連減速器的內(nèi)齒圈每片通過兩個轉(zhuǎn)臂軸承與輸入軸相連，用偏心套形成轉(zhuǎn)臂，三片的效率是完全一樣的，設(shè)A軸承受力FA=C1·Famax.B軸承受力 FB=C2·Fbmax，由于轉(zhuǎn)臂軸承只隨轉(zhuǎn)軸作偏心運動，本身不自轉(zhuǎn)，即轉(zhuǎn)臂軸承的轉(zhuǎn)速即為輸入軸的轉(zhuǎn)速為ω1，設(shè)軸承內(nèi)徑為r，滾動磨擦系數(shù)為f,因摩擦而損耗的功率：

九． 設(shè)計總結(jié)

一、國內(nèi)外內(nèi)平動齒輪減速器的現(xiàn)狀

1.國外減速器現(xiàn)狀 齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機(jī)械傳動裝置。當(dāng)前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導(dǎo)，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結(jié)構(gòu)上與本項目類似或相近，都為目前先進(jìn)的齒輪減速器。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進(jìn)材料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機(jī)器人等領(lǐng)域中，微型發(fā)動機(jī)已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機(jī)的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應(yīng)用前景遠(yuǎn)大。2.國內(nèi)減速器現(xiàn)狀 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進(jìn)口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學(xué)研制成功的“內(nèi)平動齒輪減速器”不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內(nèi)領(lǐng)先地位。國內(nèi)有少數(shù)高等學(xué)校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。

二、平動齒輪減速器工作原理簡介平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發(fā)生器的驅(qū)動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅(qū)動另一個齒輪作定軸減速轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)減速傳動的作用。平動發(fā)生器可采用平行四邊形機(jī)構(gòu)，或正弦機(jī)構(gòu)或十字滑塊機(jī)構(gòu)。本成果采用平行四邊形機(jī)構(gòu)作為平動發(fā)生器。平動發(fā)生器可以是虛擬的采用平行四邊形機(jī)構(gòu)，也可以是實體的采用平行四邊形機(jī)構(gòu)。有實用價值的平動齒輪機(jī)構(gòu)為內(nèi)嚙合齒輪機(jī)構(gòu)，因此又可以分為內(nèi)齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況。外平動齒輪減速機(jī)構(gòu)，其內(nèi)齒輪作平動運動，驅(qū)動外齒輪并作減速轉(zhuǎn)動輸出。該機(jī)構(gòu)亦稱三環(huán)（齒輪）減速器。由于內(nèi)齒輪作平動，兩曲柄中心設(shè)置在內(nèi)齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。內(nèi)平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅(qū)動內(nèi)齒輪作減速轉(zhuǎn)動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設(shè)置在外齒輪的齒圈內(nèi)部，大大減少了機(jī)構(gòu)整體尺寸。由于內(nèi)平動齒輪機(jī)構(gòu)傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應(yīng)用前景。

三、本項目的技術(shù)特點與關(guān)鍵技術(shù)

1.本項目的技術(shù)特點 本新型的“內(nèi)平動齒輪減速器”與國內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：

（1）傳動比范圍大，自I=10起，最大可達(dá)幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優(yōu)點。

（2）傳遞功率范圍大：并可與電動機(jī)聯(lián)成一體制造。

（3）結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3左右。（4）機(jī)械效率高。嚙合效率大于95%，整機(jī)效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。（5）本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上。

2.本項目的關(guān)鍵技術(shù) 由圖2可知，“內(nèi)平動齒輪減速器”是由內(nèi)齒輪Z2、外齒輪Z1和平行四邊形機(jī)構(gòu)組合而成的。它的傳動原理是：電機(jī)輸入旋轉(zhuǎn)運動，外齒輪作平行移動，其圓心的運動軌跡是一個圓，與之嚙合的內(nèi)齒輪則作定軸轉(zhuǎn)動。因為外齒輪作平行移動，所以稱謂平動齒輪機(jī)構(gòu)。齒輪的平行移動需要有輔助機(jī)構(gòu)幫助實現(xiàn)的，可采用（6~12副）銷軸、滾子作為虛擬輔助平動機(jī)構(gòu)，也可以采用偏心軸作為實體輔助平動機(jī)構(gòu)。內(nèi)平動齒輪減速器的關(guān)鍵技術(shù)和關(guān)鍵工藝是組成平行四邊形構(gòu)件的尺寸計算及其要求的加工精度、輪齒主要參數(shù)的選擇。這些因數(shù)都將影響傳動的能力和傳動的質(zhì)量?？偟恼f，組成本減速器的各零部件都要求有較高的精度，它們將決定著減速器的整體傳動質(zhì)量。

3.本項目的概況 本項目已獲得中國實用新型專利，專利號：ZL95227767.0。本項目自1995年試制出第一臺樣機(jī)（功率2.5kW，傳動比I=32）后，陸續(xù)與一些廠礦合作，設(shè)計了下面幾種不同功率、不同傳動比的減速器。（1）電動推拉門用減速器，功率550W，傳動比I=26，與電機(jī)連成一體。（2）攪拌機(jī)用減速器，功率370W，傳動比I=17。（3）某軍品用的兩種減速器，一種功率370W，傳動比I=23.5；另一種功率370W，傳動比I=103的二級傳動減速器。（4）鋼廠大包回轉(zhuǎn)臺減速器，功率7.5kw，傳動比I=64。（5）鋼廠輥道減速器，功率7.5kw，傳動I=11。在本專利的基礎(chǔ)上，已研制出一種新型超大型減速器，功率可達(dá)1000kw，目前正在研制超小型（外型尺寸為毫米級）的微型減速器。

四、市場及效益分析

1.市場需求前景 同平動齒輪減速器由于體積小，重量輕，傳動效率高，將會節(jié)省可觀的原料和能源。因此，本減速器是一種節(jié)能型的機(jī)械傳動裝置，也是減速器的換代產(chǎn)品。本減速器可廣泛應(yīng)用于機(jī)械，冶金、礦山、建筑、航空、軍事等領(lǐng)域。特別在需要較大減速比和較大功率的各種傳動中有巨大的市場和應(yīng)用價值。

2.社會經(jīng)濟(jì)效益 現(xiàn)有的各類減速器多存在著消耗材料和能源較多，對于大傳動比的減速器，該問題更為突出。而本新型減速器具有獨特的優(yōu)點。由于減速裝置在各部門中使用廣泛，因此，人們都十分重視研究這個基礎(chǔ)部件。不論在減小體積、減輕重量、提高效率、改善工藝、延長使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進(jìn)的話，都將會促進(jìn)資源（包括人力、材料和動力）的節(jié)省。

可以預(yù)見，本新型減速器在國內(nèi)外市場中的潛力是很大的，特別是我國超大型減速器（如水泥生產(chǎn)行業(yè)，冶金，礦山行業(yè)都需要超大型減速器）大多依靠進(jìn)口，而本減速器的一個巨大優(yōu)勢就是可以做超大型的減速器，完全可以填補(bǔ)國內(nèi)市場的空白，并將具有較大的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。

第三篇：減速器設(shè)計說明書樣式

減速器設(shè)計說明書樣式

二級齒輪減速器說明書 目 錄

設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1 傳動方案的擬定及說明………………………………………4 電動機(jī)的選擇…………………………………………………4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5 傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5 軸的設(shè)計計算…………………………………………………8 滾動軸承的選擇及計算………………………………………14 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16 連軸器的選擇…………………………………………………16 減速器附件的選擇……………………………………………17 潤滑與密封……………………………………………………18 設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18 參考資料目錄…………………………………………………18 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書

題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器 一． 總體布置簡圖

1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器 二． 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn) 三． 原始數(shù)據(jù)

鼓輪的扭矩T（N?m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350 運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 設(shè)計內(nèi)容

1.電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算； 2.斜齒輪傳動設(shè)計計算 3.軸的設(shè)計 4.滾動軸承的選擇

5.鍵和連軸器的選擇與校核； 6.裝配圖、零件圖的繪制 7.設(shè)計計算說明書的編寫 五． 設(shè)計任務(wù)

1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張 3． 設(shè)計說明書一份 六． 設(shè)計進(jìn)度

1、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算

2、第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計

3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制

4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫

傳動方案的擬定及說明

由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動機(jī)構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。

電動機(jī)的選擇

二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算

由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩

軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸

半聯(lián)軸器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算

由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為

所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩

軸孔直徑

軸孔長，裝配尺寸

半聯(lián)軸器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84）減速器附件的選擇 通氣器

由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標(biāo)尺M(jìn)16 起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M16×1.5 潤滑與密封

一、齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

二、滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。

三、潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。

四、密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。

密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設(shè)計小結(jié)

由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考資料目錄

[1]《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編，1995年12月第一版； [2]《機(jī)械設(shè)計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編，2001年7月第七版； [3]《簡明機(jī)械設(shè)計手冊》，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版； [5]《工程機(jī)械構(gòu)造圖冊》，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編

[6]《機(jī)械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版； [7]《互換性與技術(shù)測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。

第四篇：減速器的設(shè)計說明書解讀

減

速器的設(shè)計說明書

題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式圓柱齒輪減速器

II軸：

1．初步確定軸的最小直徑

d≥ ＝30mm 2．求作用在齒輪上的受力

Ft1= =899N

Fr1=Ft =175N

Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1）擬定軸上零件的裝配方案

i.I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。

ii.II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。

iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。

iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。

v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。

vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。

2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。

2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。

3.III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。

4.IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。

5.V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。

6.VI-VIII長度為44mm。

4． 求軸上的載荷

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6

Fd1=443N

Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。

故：

Fa1=638N

Fa2=189N 5．精確校核軸的疲勞強(qiáng)度

1）判斷危險截面

由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面

2）截面IV右側(cè)的

截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理。

a)綜合系數(shù)的計算

故有效應(yīng)力集中系數(shù)為

查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）

軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，（[2]P40附圖3-4）

軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為

b)碳鋼系數(shù)的確定

碳鋼的特性系數(shù)取為，c)安全系數(shù)的計算

軸的疲勞安全系數(shù)為

，故軸的選用安全。

3）軸承壽命的校核

鍵連接的選擇及校核計算

鍵寬b 鍵高h(yuǎn) 8

鍵長L

22-110 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。

4)連軸器的選擇

由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。

二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算

由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）

其主要參數(shù)如下：

減速器附件的選擇

通氣器

d= M16×1.5

由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器

A200

JB/T 7941.4 選用游標(biāo)尺M(jìn)16

起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 R=（1-1。2）d

e=(0.8-1)d 放油活塞

M18×1.5 選用外六角油塞及墊片

M16×1.5 潤滑與密封

一、齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

二、滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。

三、潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。

四、密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。

密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

設(shè)計小結(jié)

由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。

第五篇：減速器的設(shè)計說明書

減

速器的設(shè)計說明書

題目：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的同軸式圓柱齒輪減速器

一． 總體布置簡圖

1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器

二． 工作情況：

載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)

三． 原始數(shù)據(jù)

帶輪的扭矩T（N?m）：鼓輪的直徑D（mm）：400 運輸帶速度V（m/s）：1.5 帶速允許偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 設(shè)計內(nèi)容

1.電動機(jī)的選擇與運動參數(shù)計算；

2.齒輪傳動設(shè)計計算

3.軸的設(shè)計

4.滾動軸承的選擇

5.鍵和連軸器的選擇與校核；

6.裝配圖、零件圖的繪制

7.設(shè)計計算說明書的編寫 一

選擇電動機(jī) 1

電動機(jī)結(jié)構(gòu)類

按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電機(jī)。

2300

2選擇電動機(jī)功率

工作機(jī)所需的電動機(jī)至工作機(jī)之間的總功率為 ηw·η=η1·η2·η3·η4·η5·η6 式中:分別代表為帶傳動,齒輪傳動的軸承,齒輪傳動,聯(lián)軸器,卷筒軸的軸承及卷筒軸的效率.取η1=0.96η2=0.99η3=0.97η4=0.97η5=0.98η6=0.96則 ηηw=0.96×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.80

所以

Pd=Fv/1000ηwη kw=2300×1.5/1000×0.83kw=4.15kw 3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速

卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速

nw =60×1000v/∏D =60×1000×1．5/∏×400=71。6r/min 按推薦的合理傳動比范圍,取鏈傳動傳動比ⅰ=2—4,單級齒輪傳動傳動比ⅰ=3—5則合理總傳動比ⅰ=6—20故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為

nd =ⅰ·nw=(6-20)×71.6 r/min=(42.9-1432)r/min 方案 型號

功率

同步轉(zhuǎn)速

滿載轉(zhuǎn)速

總傳動比

帶

Y160M1-8

5.5

750

720

10.05

3.5 2

Y132M2-6

5.5

1000

960

13.40

綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸.重量以及帶傳動和減速器的傳動比,比較兩個方案.可知方案2比較合適

二

計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸

nⅠ==nm=960/3=320r/min Ⅱ軸

n2=n1/ⅰ1=320/4.46=72r/min 卷筒軸

nw=nⅡ=72r/min 2各軸輸出功率 Ⅰ軸

pⅠ=pd ●η0 1=4.15×0.96=3.91kw Ⅱ軸

pⅡ=pⅠ ●η1 2= pⅠ●η2●η3=3.9ⅹ0.99ⅹ0.97=3.74kw 卷筒軸

pw=pⅢ●η3 4= pⅢ ●η5·η6=3.74ⅹ0.99ⅹo.97=3.59kw 3各軸輸入轉(zhuǎn)距 Ⅰ軸

pⅠ=pd ●i0●η0 1=4.12×3×0.96=118.6n.m Ⅱ軸

pⅡ=pⅠ ●i1●η1 2= pⅠ●η2●η3=118.6×2×0.99ⅹ0.99ⅹ0.97=225.5n.m 卷筒軸

pw=pⅢ●i2●η3 4= pⅢ ●η5·η6=225.5ⅹ0.97ⅹo.97=212.17n.m

電動機(jī)軸

Ⅰ軸

Ⅱ軸

卷筒軸 轉(zhuǎn)速

960

320

輸入功率

4．15

3．9

3．74

3﹒59 輸入轉(zhuǎn)矩

41﹒2

118﹒6

225﹒5

212﹒17 傳動比

242 效率

0．96

0．97

0．96 二齒輪傳動設(shè)計計算

1． 選精度等級、材料及齒數(shù)

1）材料及熱處理；

選擇小齒輪材料為45Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為220-250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為170-210HBS，二者材料硬度差為40HBS。

2）精度等級選用8級精度；

3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝20，大齒輪齒數(shù)z2＝60的；

4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14° 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計

因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算

按式（10—21）試算，即

dt≥

1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值

（1）試選Kt＝1.1（2）由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433（3）由表10－7選取尺寬系數(shù)φd＝1

（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8Mpa

（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝560MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝530MPa；

（7）由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

N1＝60n1jLh＝60×960×1×（240×5×25）＝1.65×10e9

N2＝N1/5＝5.47×10e8

（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.92；KHN2＝1.04（9）計算接觸疲勞許用應(yīng)力

取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.92×560MPa＝515﹒2MPa

[σH]2＝＝1.04×530MPa＝551﹒2MPa 2）計算

（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t

d1t≥ = =75（2）計算圓周速度

v= = =0.68m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt= = =3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89（4）計算縱向重合度εβ

εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）計算載荷系數(shù)K

已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1

根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得

d1= = mm=75mm（7）計算模數(shù)mn

mn = mm=3.74 3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計

（1）計算載荷系數(shù)

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2）根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0。88

（3）計算當(dāng)量齒數(shù)

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47

（4）查取齒型系數(shù)

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）計算[σF]

σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa

（7）計算大、小齒輪的 并加以比較

= =0.0126 = =0.01468

大齒輪的數(shù)值大。

2）設(shè)計計算

mn≥ =2.4

mn=2.5 4．幾何尺寸計算

1）計算中心距

z1 =32.9，取z1=33

z2=165 a =255.07mm

a圓整后取255mm

2）按圓整后的中心距修正螺旋角

β=arcos =13 55’50”

3）計算大、小齒輪的分度圓直徑

d1 =85.00mm

d2 =425mm

4）計算齒輪寬度

b=φdd1

b=85mm B1=90mm，B2=85mm

5）結(jié)構(gòu)設(shè)計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。

軸的設(shè)計計算

擬定輸入軸齒輪為右旋

I軸：

1．作用在齒輪上的力

FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步確定軸的最小直徑

3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1）確定軸上零件的裝配方案

2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

d)由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。

e)考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選為30。

f)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。

g)該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。

h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為46mm。

i)軸肩固定軸承，直徑為42mm。

j)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。

2）各段長度的確定

各段長度的確定從左到右分述如下：

a)該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。

b)該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。

c)該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。

d)該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。

e)該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。

f)該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm 4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

W=62748N.mm T=39400N.mm

45鋼的強(qiáng)度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。

II軸：

1．初步確定軸的最小直徑

d≥ ＝30mm 2．求作用在齒輪上的受力

Ft1= =899N

Fr1=Ft =175N

Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1）擬定軸上零件的裝配方案

i.I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。

ii.II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。

iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。

iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。

v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。

vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。

2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。

2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。

3.III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。4.IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。

5.V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。

6.VI-VIII長度為44mm。

4． 求軸上的載荷

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6

Fd1=443N

Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。

故：

Fa1=638N

Fa2=189N 5．精確校核軸的疲勞強(qiáng)度

1）判斷危險截面

由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面

2）截面IV右側(cè)的

截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理。

a)綜合系數(shù)的計算

故有效應(yīng)力集中系數(shù)為

查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）

軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，（[2]P40附圖3-4）

軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為

b)碳鋼系數(shù)的確定

碳鋼的特性系數(shù)取為，c)安全系數(shù)的計算

軸的疲勞安全系數(shù)為

，故軸的選用安全。

3）軸承壽命的校核

鍵連接的選擇及校核計算

鍵寬b 鍵高h(yuǎn) 8

鍵長L

22-110 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。

4)連軸器的選擇

由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。

二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算

由于裝置用于運輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為

所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）

其主要參數(shù)如下：

減速器附件的選擇

通氣器

d= M16×1.5

由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器

A200

JB/T 7941.4 選用游標(biāo)尺M(jìn)16

起吊裝置

采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 R=（1-1。2）d

e=(0.8-1)d 放油活塞

M18×1.5 選用外六角油塞及墊片

M16×1.5 潤滑與密封

一、齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

二、滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。

三、潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。

四、密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。

密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

設(shè)計小結(jié)

由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。