螺旋輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器裝配圖

F. 一級圓柱直齒輪減速器裝配圖和零件圖！如題 謝謝了

一級圓柱齒輪減速器裝配圖的畫法 一、仔細分析，對所畫對象做到心中有數 在畫裝配圖之前，要對現有資料進行整理和分析，進一步搞清裝配體的用途、性能、結構特點以及各組成部分的相互位置和裝配關系，對其它完整形狀做到心中有數。 二、確定表達方案 根據裝配圖的視圖選擇原則，確定表達方案。 對該減速器其表達方案可考慮為： 主視圖應符合其工作位置，重點表達外形，同時對右邊螺栓連接及放油螺塞連接採用局部剖視，這樣不但表達了這兩處的裝配連接關系，同時對箱體右邊和下邊壁厚進行了表達，而且油麵高度及大齒輪的浸油情況也一目瞭然；左邊可對銷釘連接及油標結構進行局部剖視，表達出這兩處的裝配連接關系；上邊可對透氣裝置採用局部剖視，表達出各零件的裝配連接關系及該結構的工作情況。 俯視圖採用沿結合剖切的畫法，將內部的裝配關系以及零件之間的相互位置清晰地表達出來，同時也表達出齒輪的嚙合情況、回油槽的形狀以及軸承的潤滑情況。 左視圖可採用外形圖或局部視圖，主要表達外形。可以考慮在其上作局部剖視，表達出安裝孔的內部結構，以便於標注安裝尺寸。 另外，還可用局部視圖表達出螺栓台的形狀。 建議用A1圖幅，1：1比例繪制。 畫裝配圖時應搞清裝配體上各個結構及零件的裝配關系，下面介紹該減速器的有關結構： 1、兩軸系結構 由於採用直齒圓柱齒輪，不受軸向力，因此兩軸均由滾動軸承支承。軸向位置由端蓋確定，而端蓋嵌入箱體上對應槽中，兩槽對應軸上裝有八個零件，如圖2-3所示，其尺寸96等於各零件尺寸之和。為了避免積累誤差過大，保證裝配要求，軸上各裝有一個調整環，裝配時修磨該環的厚度g使其總間隙達到要求0.1±0.02。因此，幾台減速器之間零件不要互換，測繪過程中各組零件切勿放亂。 圖2-3 軸向相關尺寸 2、油麵觀察結構? 通過油麵指示片上透明玻璃的刻線，可看到油池中儲油的高度。當儲油不足時，應加油補足，保證齒輪的下部浸入油內，從而滿足齒輪嚙合和軸承的潤滑。 油麵觀察結構的畫法見圖2-4，墊片厚1mm，剖面可塗黑。箱體上安裝油麵指示片結構的螺孔不能鑽通，避免機油向外滲漏。 圖2-4 油麵觀察結構 3、油封裝置 軸從透蓋孔中伸出，該孔與軸之間留有一定間隙。為了防止油向外滲漏和灰塵進入箱體內，端蓋內裝有毛氈密封圈，此圈緊緊套在軸上，其尺寸和裝配關系如圖2-5所示。 圖2-5 端蓋內油封結構 4、透氣裝置 當減速器工作時，由於磨擦而產生熱，箱體內溫度就會升高而引起揮發氣體和熱膨脹，導致箱體內壓力增高。因此，在頂部設計有透氣裝置，通過通氣塞的小孔使箱體內的熱量能夠排出，從而避免箱體內的壓力增高。 透氣裝置的裝配關系見圖2-6。 圖2-6 透氣裝置 5、軸套的作用及尺寸 軸套用於齒輪的軸向定位，它是空套在軸上的，因此內孔應大於軸徑。齒輪端面必須超出軸肩，以確定齒輪與軸套接觸，從而保證齒輪軸向位置的固定，如圖2-3所示。 6、輸入軸錐體上鍵槽的畫法見圖2-7，注意A-A剖切平面位置取在槽長度方向的中間位置。 圖2-7 錐軸上鍵槽的畫法 7、螺塞的作用及尺寸： 放油螺塞用於清洗放油，其螺孔應低於油池底面，以便放盡機油。其結構及尺寸如圖2-8所示。 圖2-8 螺塞結構的畫法 三、裝配圖上應注的尺寸 裝配圖上應考慮注出以下五類尺寸： 1、性能規格尺寸 兩軸線中心距 ±0.08 中心高 ±0.1 2、裝配尺寸 滾動軸承 φ k6 φ K7 φ k6 φ K7 齒輪與軸 φ H7/k6 銷聯接 φ H7/ k6 鍵聯接 N9/js9 3、外形尺寸 長： 寬：兩軸端距中心 高：通過計算或從圖中量取 4、安裝尺寸 孔的定位尺寸：x和y 孔徑4×φ 5、其它重要尺寸 如齒輪寬度等。 四、裝配圖上的技術要求 1、軸向間隙應調整在0.10±0.02范圍內； 2、運轉平穩，無松動現象，無異常響聲； 3、各連接與密封處不應有漏油現象。 五、畫裝配圖的步驟 1、合理布局，畫出作圖基準線： 按選擇的表達方案，並考慮圖形尺寸、比例、明細表、技術要求等因素，選定圖紙幅面。畫出圖框、標題欄、明細表的底稿線，再畫各視圖的基準線，即軸線、對稱平面跡線及其它作圖線，最後畫主要零件的部分外形線。 2、依此畫出裝配線上的各個零件 按先畫裝配線上起定位作用的零件和由里到外的順序畫出各個零件。 對該減速器，在畫圖時應從俯視圖入手，從俯視圖一對嚙合齒輪畫起（齒輪對稱面與箱體對稱面重合）。以此為基準，按照各個零件的尺寸前後對稱地畫出各個零件，最後應使前後兩個端蓋正好嵌入箱體上厚度為3±0.1的槽。如發現某個零件尺寸有誤，一定要查找原因，同時應對零件草圖上的尺寸進行修改，這也是對各零件草圖上尺寸的一次校核。 兩軸系結構畫完後，開始畫箱體，此時應三個視圖配合起來畫。這樣思路明、概念清、投影准、速度快。 3、補畫裝配細節 4、畫剖面線、編排序號、畫尺寸界線等 5、檢查、加深 經檢查校對後，擦去多餘的圖線，然後按線型加深。 6、畫箭頭，填寫尺寸數值、標題欄、明細表及技術要求等 7、全面檢查，完成作圖 圖2-9為一級圓柱齒輪減速器裝配圖，可參考。 圖2-9 一級圓柱齒輪減速器裝配圖 追問： 圖呢

G. 求一級圓柱齒輪減速器裝配圖及零件圖~

根據你的傳動參數來設計。。

給你個例題！自己照著改動一下：

設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

（1）工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。

（2）原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；

滾筒直徑D=220mm。

運動簡圖

二、電動機的選擇

1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用Y系列三相非同步電動機。

2、確定電動機的功率：

（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)電機所需的工作功率：

Pd=FV/1000η總

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、確定電動機轉速：

滾筒軸的工作轉速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合這一范圍的同步轉速有960r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表

方案電動機型號額定功率電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比

KW同轉滿轉總傳動比帶齒輪

1Y132s-6310009607.932.63

2Y100l2-431500142011.6833.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為

Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比

（1）取i帶=3

（2）∵i總=i齒×i帶π

∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)

滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、計算各軸轉矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算

1、皮帶輪傳動的設計計算

（1）選擇普通V帶截型

由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

據PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶

（2）確定帶輪基準直徑，並驗算帶速

由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm

由課本[1]P190表10-9，取dd2=280

帶速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范圍內，帶速合適。

（3）確定帶長和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm

確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4)驗算小帶輪包角

α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（適用）

（5）確定帶的根數

單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得P1=1.4KW

i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99

Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]

=2.26(取3根)

(6)計算軸上壓力

由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN

則作用在軸承的壓力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常

齒輪採用軟齒面。查閱表[1]表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；

精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。

(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3

確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89

取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

由課本表6-12取φd=1.1

(3)轉矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)載荷系數k:取k=1.2

(5)許用接觸應力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由課本[1]圖6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn計算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]課本圖6-38中曲線1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3

=49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5

(6)校核齒根彎曲疲勞強度

σbb=2KT1YFS/bmd1

確定有關參數和系數

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

(7)復合齒形因數YFs由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)許用彎曲應力[σbb]

根據課本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1YN2=1

彎曲疲勞的最小安全系數SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1

計算得彎曲疲勞許用應力為

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核計算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠

(9)計算齒輪傳動的中心矩a

a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm

(10)計算齒輪的圓周速度V

計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算

從動軸設計

1、選擇軸的材料確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，

從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結構設計

軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。

（1）、聯軸器的選擇

可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通

過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合

分別實現軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），

考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm

齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=45mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5

滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.

(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.

(5）確定軸各段直徑和長度

Ⅰ段：d1=35mm長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,

寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直徑d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm

由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm

(6)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm

②求轉矩：已知T2=198.58N?m

③求圓周力：Ft

根據課本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求徑向力Fr

根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）

（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）

軸承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上彎矩為：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）

轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危險截面C的強度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴該軸強度足夠。

主動軸的設計

1、選擇軸的材料確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，

從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現軸向定位和固定

，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通

過兩端軸承蓋實現軸向定位，

4確定軸的各段直徑和長度

初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,

寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。

(2)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=50mm

②求轉矩：已知T=53.26N?m

③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵兩軸承對稱

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2)截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面彎矩為

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)計算合成彎矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危險截面C的強度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此軸強度足夠

（7）滾動軸承的選擇及校核計算

一從動軸上的軸承

根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初選的軸承的型號為:6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN,基本靜載荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N

根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

(3)求系數x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根據課本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2

根據課本P264表（14-12）取fP=1.5

根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)軸承壽命計算

∵P1=P2故取P=1624N

∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6209型的Cr=31500N

由課本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:

(1)由初選的軸承的型號為:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,

基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min

根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N

根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N

(3)求系數x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根據課本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2

根據課本P264表（14-12）取fP=1.5

根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

(5)軸承壽命計算

∵P1=P2故取P=1693.5N

∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6206型的Cr=19500N

由課本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算

1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6

高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36GB1096-79

大齒輪與軸連接的鍵為：鍵14×45GB1096-79

軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40GB1096-79

2．鍵的強度校核

大齒輪與軸上的鍵：鍵14×45GB1096-79

b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm

圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

擠壓強度：=56.93<125~150MPa=[σp]

因此擠壓強度足夠

剪切強度：=36.60<120MPa=[]

因此剪切強度足夠

鍵8×36GB1096-79和鍵10×40GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~

1、減速器附件的選擇

通氣器

由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5

油麵指示器

選用游標尺M12

起吊裝置

採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M18×1.5

根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：

起蓋螺釘型號：GB/T5780M18×30,材料Q235

高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8X12,材料Q235

低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q235

箱體的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8

(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45

取z1=8

(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)

(8)軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)

(9)蓋與座連接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)

(10)連接螺栓d2的間距L=150-200

(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1

(15)Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。

(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）

(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6mm

(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12mm

(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8mm,m2=8mm

(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑

(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封

1.齒輪的潤滑

採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。

2.滾動軸承的潤滑

由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。

3.潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。

4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結

課程設計體會

課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！

課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄

[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；

[2]《機械設計基礎》，機械工業出版社胡家秀主編2007年7月第1版

H. 急求高手一級圓柱齒輪減速器裝配圖零件圖

這個 到中國模具CAD論壇看看，我上次好像看到一個和這個類似的。

I. 機械設計課程設計:一級圓柱齒輪減速器

有個這方面的課件，照著上面做就能做出來，要的話找我

J. 單級圓柱齒輪減速器裝配圖 及說明書

詳細內容見網路文庫：

http://wenku..com/link?url=_zArfrFQe41MNW-