【正文】 此次課程設計使我有了很大的收 獲，鍛煉了我解 決實際問題的能力，使我學會了勇于創(chuàng)新，擴展思路的解決問題的方法。 幾 個月 機械 設計 設計的學習及研究， 使 我深知其實 要做一項課程設計并不簡單，要把它做好就更不易了。 為了更好的做好這次課程設計，我不僅將以前的課本好好的復習了一遍。 mm) 由于 T ＞ TⅡ入 ，故此平鍵強度合格 (參考文獻【 1】 式 ) 33 十二 、設計總結(jié) 這次機械設計課程設計的題目是二級減速器，在進行機械設計課程的學習時候，對二級減速器有初步的認識，但是在具體的課程設計中感到自己的知識和初步認識是遠遠不夠的，能明白課程設計的目 的。 26179。 42179。 L）： 12179。 L）： 12179。 對 II軸上普通平鍵的強度 校核 由 前面 第四章知，Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩： TⅡ入 = 179。 n/16670)1/3 =179。 (179。 軸向載荷 Fa 由本章軸的校核知 Fa2 =158 N， Fa3 =1202 N 則 Fa =1202158=1044N Fa=1044N Fa /Cor Fa /Cor =1044/（ 179。 60))1/3 D21′ = D22 ′= D31′ = D32′ = 由 D21′ 、 D22′ 、 D31′ 、 D32′ 均小于 42 mm可得，軸徑符合要求，強度可靠。 60))1/3 在小齒輪中間截面處 D31′ =(M31′ /179。 mm) 校核軸徑 大齒輪齒根圓直徑 df2 設計說明書第五章已求 df2 =203mm 小齒輪齒根圓直徑 df3 設計說明書第五章已求 df3 =66mm 危險截面軸徑 在大齒輪中間截面處 D21′ =(M21′ /179。 mm) 見圖 (h)所示 當量彎矩 當量彎矩圖 在大齒輪中間截面處 M21′ =( M21 2+α T 2 ) M22′ =( M22 2+α T 2 ) 在小齒輪中間截面處 M31′ =( M31 2+α T 2 ) M32′ =( M32 2+α T 2 ) 見圖 (i)所示 M21′ =140747 (N178。 (式 ) Fa3 =1202 N 如圖 (c) 、 (e)所示 計算支承反力 水平面反力 左邊支承 FR1 由平衡關系可得 FR1 = N 右邊支承 FR2 由平衡關系可得 FR2 =556 N 水平面（ xy）受力圖如圖 (e)所示 垂直 面反力 左邊支承 FT1 由平衡關系可得 FT1 =2566N 右邊支承 FT2 由平衡關系可得 FT2 =3092N 垂直面（ xy）受力圖如圖 (c)所示 畫軸彎矩圖 水平彎矩圖 見圖 (f)所示 垂直彎矩圖 見圖 (d)所示 合成彎矩圖 見圖 (g)所示 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩 T=T2 =T3 =179。 tan20176。 小齒輪直徑 設計說明書第五章已求 D3 =72 mm 28 d3 小齒輪轉(zhuǎn)矩T3 設計說明書第四章已求 TⅡ入 則 T3 = TⅡ入 = 151300 (N178。 /176。 mm) T2 =151300 (N178。 圖 齒輪的旋向與受力情況 十一、軸、軸承和鍵 的 校核 對 II軸 的 強度校核 齒輪的旋向與受力情況 各齒輪的旋向與受力情況 如圖 : II軸強度校核 II軸的材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)，σ B =650 MPa σ S =360 MPa 。 h 平鍵的長度 L I軸帶輪處 6179。 8 70 III 軸大齒輪 20179。 由參考文獻【 7】表 750，可以查得各齒輪所用普通平鍵的尺寸，如表 所示。 (4)鍵的聯(lián)接不能過長，鍵長不大于（ ） d，以免壓力沿鍵長分布不均勻顯像嚴重。 氈圈 由于 I 軸、 III 軸有外伸端，為了在輸入和輸出軸外伸處防止灰塵、水汽及其雜質(zhì)侵入軸承，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及防止?jié)櫥瑒┩饴?，在軸承蓋中設置氈圈作為密封裝置。 密封 滾動軸承的密封 為了防止箱內(nèi)油浸入軸承使?jié)櫥♂屃鞒?，應在箱體內(nèi)側(cè)采用封油盤密封。 (60179。 (60179。 根據(jù)圓周速度公式 v=∏ dn/(60179。 軸承內(nèi)徑 dzcⅠ 由參考文獻【 3】表 134 取 dzcⅠ =30 mm 軸承代號 NⅠ 由參考文獻【 3】表 134 取 NⅠ =6206 基本尺寸 由參考文獻【 3】表 134 dzcⅠ =30mm DzcⅠ =62mm BzcⅠ =16mm dzcⅠ =30mm DzcⅠ =62mm BzcⅠ =16mm 安裝尺寸 由參考文獻【 3】表 134 da minⅠ =36mm Da maxⅠ =56mm ra maxⅠ =1 mm da minⅠ =36mm Da maxⅠ =56mm ra maxⅠ =1mm 選擇 II軸（中間軸）的軸承 最小直徑估算值 d min II 設計說明書第六章已求 d min II =31 mm 由于 II 軸沒有外伸端，故此軸的最小直徑應該在軸承處，所以可知軸承內(nèi)徑 dzcⅠ ≥ 45 mm。 mm) 許用轉(zhuǎn)速 /(r/min) 軸孔直徑 /mm 軸孔長度L(Y型 ) D/mm A/mm 轉(zhuǎn)動慣量 /(kg178。 聯(lián)軸器的選擇 本次設計的減速器屬于小型的減速器，減速器的輸出軸可采用彈性套柱銷聯(lián)軸器，它加工制造容易，裝拆方便，成本低 ，能緩沖減振。 (2)由設計說明書第四章表 可知，Ⅲ軸的輸出轉(zhuǎn)矩 為（ N178。 () 1/3 =18 mm 由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑 5% 8%， d minⅠ =18179。 對于外 伸軸，一般是初步估算軸的外伸端直徑，此時取 C=113107，并且根據(jù)軸受彎矩大小決定C值大小。 n4 = mm 注：表格中公式來源于參考文獻【 1】 圖 。 D24 =239 mm D04 D04 =( D14 + D24 )=179。 由于大齒輪的頂圓直徑小于 500m，由參考文獻【 1】第十 18 二章 ，采用圓盤式結(jié)構(gòu)鍛造。 hat* = 端面頂隙系數(shù) ct* ct* = * cosβ =179。 設計計算齒輪相關幾何尺 寸 螺旋角 β 上表已算得 β =176。 K= 彎曲疲勞極限 σ Flim 由參考文獻【 1】 圖 σ Flim1 =540 MPa σ Flim2 =420 MPa 彎曲最小安全系數(shù) SF mim 由參考文獻【 1】 表 SF mim = 同上次 彎曲壽命系數(shù) YN 由參考文獻【 1】 圖 YN1 = YN2 = 尺寸系數(shù) YX 由參考文獻【 1】 圖 YX = 許用彎曲應力 [σ F] [σ F1 ]=σ Flim1 YN1 Yx/SF min [σ F2 ]=σ Flim2 YN2 Yx/SF min [σ F1]=419 MPa [σ F2]=316 17 MPa 驗算 σ F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Yε Yβ /( bd1mn ) σ F2 =σ F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =179。 =＞ Yβ min (式 ) (式 ) Yβ = 齒間載荷分配系數(shù) KFα 由參考文獻【 1】 表 ③ ， 前已求得 KFα = ＜ ε γ /(ε α Yε ) 故 KFα = KFα = 齒間載荷分布系數(shù) KFβ 由參考文獻【 1】 圖 b/h=91/(179。 /120176。 =33 zv2 =z4/cos3β =105/176。 (+1)/2 a=166 mm 16 實際分度圓直徑 d 因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會改變，即 d3 =2a/(i+1) =2179。 (+1)/(179。 179。 (式 ) K= 彈性系數(shù) ZE 由參考文獻【 1】表 ZE =(MPa) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 由參考文獻【 1】圖 ZH = 重合度系數(shù)Zε 由式 ，因 ε β ＞ 1，取 ε β =1，故 Zε =[(4ε α )(1ε β )/3 +ε β /ε α ] =(1/ε α ) =(1/) Zε = 螺旋角系數(shù)Zβ Zβ =(cosβ ) = (176。 179。 103 =+179。 cos20176。 176。 使用系數(shù) KA 由參考文獻【 1】表 KA = 動載系數(shù) Kv 由參考文獻【 1】圖 Kv = 齒間載荷分配系數(shù) KHа 由參考文獻【 1】表 ，先求 Ft =2T1/d3 =2179。 1000)=∏179。 (+1)/( 179。 ，取 Ad =82 Ad =82 接觸疲勞極限 σ Hlim 由參考文獻【 1】 圖 σ H lim1 =650 Mpa σ H lim2 =600 Mpa 初步計算許用接觸應力[σ H] [σ H1 ]= H lim1 =179。 () d02 = C2 C2 = =179。 df1 =39mm df2 =202 mm 大齒輪結(jié)構(gòu)設計計算 ds 由本設計說明書 ds =42 mm b2 b2=B=44 b2= 44 mm D12 D12 = =179。 992179。 179。 99+2179。 (式 ct* = 齒頂圓直徑 da da1 =mt z1 + 2 mt hat* =179。 端面模數(shù) mt 上表已算得 mt = 齒數(shù) z 上表已算得 z1 =21 z2 =99 齒寬 b 上表已算得 b1 =54 mm b2 =44 mm 13 中心距 a 上表已算得 a=126 mm 實際分度圓直徑 d 上表已算得 d1 =44 mm d2 =207 mm 齒頂高系數(shù)han* 由參考文獻【 5】得，對于正常齒制 han* =1 han* =1 頂隙系數(shù) * 由參考文獻【 5】得，對于正常齒制 * = * = 端面齒頂高系數(shù) hat* hat* = han* cosβ =1179。 (179。 179。 [σ F1 ]=419 MPa [σ F2 ]=316 MPa 驗算 σ F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Yε Yβ =2179。107h 彎曲壽命系數(shù) YN 由參考文獻【 1】 圖 YN1 = YN2 = 尺寸系數(shù) YX 由參考文獻【 1】 圖 YX = 許用彎曲應力 [σ F] [σ F1 ]=σ Flim1 YN1 Yx/SF min =540179。 179。 /120176。 1= Yβ =1ε β β 176。 44=44 mm 取 b1 =54 mm b2 =44 mm 齒根彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù) YFα zv1 =z1/cos3β =21/176。 442)] (式 ) σH = Mpa ＜ [σ H2 ] 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需 調(diào)整。 179。 179。 2928179。 ) Zβ = 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由參考文獻【 1】 表 SHmin = 11 總工作時間 th th =8179。 103 KHβ = 載荷系數(shù) K K=KA Kv KHα KHβ =179。 (1+179。 cos20176。 /∏ ε γ =ε α +ε β =+ α t=arctan(tanα n/cosβ ) =arctan(tan20176。 1529/44= N/mm ＜ 100 N/mm ε α =[(1/z1+1/z2)]cosβ =[(1/21+1/99)]176。 (60179。 5402)]1/3= (式 ) 取 d1=44mm 初步齒寬 b b=Ψ d d1 =179。 600 (式 ) [σ H1 ]=585Mpa [σ H2 ]=540M