第一篇：二級減速器 課程設計 軸的設計

軸的設計

圖1傳動系統的總輪廓圖

一、軸的材料選擇及最小直徑估算

根據工作條件，小齒輪的直徑較?。ㄟx用45鋼，正火，硬度HB=

。），采用齒輪軸結構，按扭轉強度法進行最小直徑估算，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，設有一個鍵槽。則，因高速軸最小直徑處安裝聯，由于減速器輸入軸通過聯軸器與電動機軸相聯結，則外伸段軸徑與電動機軸徑不得相差太大，否則難以選擇合適的聯軸器，取，為電動機軸直徑，由前以選電動機查表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，取為標準值

3、低速軸最小直徑的確定

。，因低速軸最小直徑處安裝聯軸器，設有一鍵槽，則見聯軸器的選擇，查表6-96，就近取聯軸器孔徑的標準值，參。

二、軸的結構設計

1、高速軸的結構設計

圖2（1）、各軸段的直徑的確定

：最小直徑，安裝聯軸器

：密封處軸段，根據聯軸器軸向定位要求，以及密封圈的標準查表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

：由聯軸器長度查表6-96得，取

：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由滾動軸承確定

：由裝配關系及箱體結構等確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由小齒輪寬度

2、中間軸的結構設計

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，根據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、裝配關系確定 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度：軸環寬度

確定

確定

：由高速級大齒輪的轂孔寬度 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定

3、低速軸的結構設計

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，根據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，根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采用氈圈密封）

：最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段（2）、各軸段長度的確定

：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由低速級大齒輪的轂孔寬：軸環寬度

確定

：由裝配關系、箱體結構確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定

：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由聯軸器的轂孔寬

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、轉矩圖

圖10

1軸的彎矩圖

圖11

1軸的轉矩圖

（4）、按彎扭合成應力校核軸的強度

進行校核時，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）的強度，因為是單向回轉軸，所以扭轉應力視為脈動循環應力，折算系數。

已選定軸的材料為45鋼正火處理，由表26-4查得因此，嚴重富裕。，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）、繪制轉矩、彎矩圖

a、垂直面內彎矩圖 C處彎矩

D處彎矩

圖15

b、水平面內彎矩圖 C處彎矩

D處彎矩

圖16 c、合成彎矩圖

圖17 d、轉矩圖

圖18（5）、彎扭合成校核

進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即截面D）的強度。去折算系數為

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、轉矩圖

圖24

圖25（4）、按彎扭合成應力校核軸的強度

校核危險截面C的強度，因為是單向回轉軸，所以扭轉應力視為脈動循環應力，折算系數。

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

圖26

第二篇：二級減速器課程設計

目 錄

一．設計任務書……………………………………………………1 二．傳動方案的擬定及說明………………………………………3 三．電動機的選擇…………………………………………………3 四．計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………4 五．傳動件的設計計算……………………………………………5 六．軸的設計計算…………………………………………………14 七．滾動軸承的選擇及計算………………………………………26 八．箱體內鍵聯接的選擇及校核計算……………………………27 九．連軸器的選擇…………………………………………………27 十．箱體的結構設計………………………………………………29

十一、減速器附件的選擇……………………………………………30

十二、潤滑與密封……………………………………………………31

十三、設計小結………………………………………………………32

十四、參考資料………………………………………………………33

第三篇：二級減速器的課程設計

二級減速器的課程設計 減速器, 課程, 設計

第一章 二級斜齒輪減速器結構及其計算

3.1 設計任務

設計帶式運輸機的減速傳動裝置；

（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)相關情況說明

工作條件：一班制連續單向運轉，載荷平穩，室內工作有粉塵；

使用壽命：十年（大修期三年）；

生產條件：中等規模機械廠，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傳統方法設計設計過程

1.總體傳動方案

初步確定傳動系統總體方案如圖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為彈性聯軸器的效率，=0.98為剛性聯軸器

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒軸工作轉速為n＝60.02r/min，經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，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、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，額定功率為7.5kW，額定電流17.0A，滿載轉速n ＝970 r/min，同步轉速1000r/min。

3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配

（1）總傳動比

由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速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的計算

（1）各軸轉速

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）各軸輸入轉矩

電動機軸輸出轉矩 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.齒輪的設計計算

（一）高速級齒輪傳動的設計計算 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（調質），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（常化），齒面硬

度為200HBS，２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（1）計算小齒輪傳遞的轉矩T1＝63.35N?m

（2）確定齒數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

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K 載荷系數K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

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

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

（8）螺旋角系數Y

縱向重合度系數 =1.690，Y ＝0.89

（9許用彎曲應力

安全系數由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

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

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數

按GB/T1357-1987圓整為標準模數,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(12)驗算載荷系數

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度。3．校核齒面接觸疲勞強度（1）載荷系數，，（2）確定各系數 材料彈性系數 查表得 節點區域系數 查圖得 重合度系數 查圖得 螺旋角系數（3）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 , 壽命系數 查圖得，；工作硬化系數 ；

安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得，則許用接觸應力為：

取

（4）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。

（二）低速級齒輪傳動的設計計算 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。調質后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC。經查圖，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強化。

２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（10）計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝ kN?m

（11）確定齒數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

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K 使用系數K 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩，所以查表得K ＝1.25 動載荷系數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K 預估齒寬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 查表得K ＝K ＝1.1 載荷系數K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齒形系數Y 和應力修正系數Y 當量齒數 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，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系數Y 軸向重合度 ＝ ＝1.34,取為1

Y ＝1－ ＝0.669（18）許用彎曲應力

安全系數由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

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

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數

按GB/T1357-1987圓整為標準模數,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(12)驗算載荷系數

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度。3．校核齒面接觸疲勞強度（5）載荷系數，，（6）確定各系數 材料彈性系數 查表得 節點區域系數 查圖得 重合度系數 查圖得 螺旋角系數（7）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數 查圖得，；工作硬化系數 ；

安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得，則許用接觸應力為：

取

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

（1）高速軸I材料為20CrMnTi,經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

（2）軸II材料為45鋼，經調質處理，硬度為217~255HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。

按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑

（3）軸III材料為40Cr，經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。

按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，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 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 經計算得垂直面內

圖3—1

水平面內（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 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 經計算得垂直面內

水平面內（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 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 經計算得垂直面內

水平面內（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 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

試設計一帶式輸送機減速器的斜齒圓柱齒輪傳動。已知輸入功率P1＝40kW，小齒輪轉速n1＝960r/min，齒數比u＝3.2，由電動機驅動，工作壽命15年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作平穩，轉向不變，試設計此傳動。

[解]

1．選精度等級、材料及齒數

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，并經調質及表面淬火，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z1=24，大齒輪齒數z2=77；

4)初選螺旋角β＝14°

2．按齒面接觸強度設計

齒面接觸強度計算公式為：

1)確定公式內的各計算數值

(1)試選Kt=1.6。

(2)由圖10查取區域系數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K

已知使用系數 =l。

根據v=3.04m/s,7級精度，由圖5查得動載系數 =l.11；

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

由表3查得齒間載荷分配系數 = =1.2。

故載荷系數

(6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑

(7)計算模數mn

3．按齒根彎曲強度設計

由式

1)確定計算參數

(1)計算載荷系數

(2)根據縱向重合度 =1.713，從圖9查得螺旋角影響系數Yβ=0.8。

(3)計算當量齒數

(4)查取齒形系數

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取應力校正系數

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)計算大、小齒輪的 并加以比較

小齒輪的數值大。

2）設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數mn略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，按表12，取標準模數mn=2.5mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強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.結構設計

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

第四篇：二級減速器課程設計心得體會

導語：這是我第一次用匯編語言來設計一個小程序，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，在這次課程設計中，就要“拿來”不少子程序，比如將ascii碼轉換成bcd碼，將bcd碼轉換成壓縮bcd碼，將壓縮bcd碼轉換成ascii碼等，這些子程序的設計是固定的，因此可以直接從指導資料中調用，至于設置光標的子程序，只需要修改幾個參數就可以，這大大方便了我的設計，為我節省了很多的時間。還有就是指導老師提供的資料很重要.這次課程設計的大部分程序，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這個時鐘的基本功能，添加一些程序就可以實現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、設計的目的和意義

ⅱ設計的目的：

1、熟悉鞏固所學的理論知識與實踐技能。

2、學習掌握工程初步設計的基本技能。

3、培養學生查閱技術資料的能力，培養學生綜合運用所學理論知識和實踐知識獨立完成課題的工作能力。

ⅱ、設計的意義：

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

因此，我們此次設計數字鐘就是為了了解數字中的原理，從而學會制作數字鐘。而且通過數字鐘的制作進一步的了解各種在制作中用到的中小規模集成電路的作用及使用方法。且由于數字鐘包括組合邏輯電路和時序電路。通過它可以進一步學習和掌握各種組合邏輯電路和時序電路的原理與

二、設計原理

數字電子鐘由信號發生器、“時、分、秒”計數器、譯碼器及顯示器、校時電路、整點報時電路等組成。秒信號產生器是整個系統的時基信號，它直接決定計時系統的精度，一般用555構成的振蕩器加分頻器來實現。將標準秒脈沖信號送入“秒計數器”，該計數器采用60進制計數器，每累計60秒發出一個“分脈沖”信號，該信號將作為“分計數器”的時鐘脈沖?！胺钟嫈灯鳌币膊捎?0進制計數器，每累計60分，發出一個“時脈沖”信號，該信號將被送到“時計數器”。“時計數器”采用24進制計數器，可以實現一天24h的累計。譯碼顯示電路將“時、分、秒”計數器的輸出狀態經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計時系統的輸出狀態產生一個脈沖信號，然后去觸發音頻發生器實現報時。校時電路是來對“時、分、秒”顯示數字進行校對調整。

第五篇：機械設計課程設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器的軸的設計

7.1 輸入軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉速和轉矩

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

現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。據[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P1?15.54mm d1因為軸上應開鍵槽，所以軸徑應增大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.軸的結構設計

（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（由減速器及軸的結構設計而定）。根據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，此軸段應略短于齒輪寬度，且繼續選用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 中間軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉速和轉矩

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

現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理.據[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P2?23.934mm T2 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大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.軸的結構設計

（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 輸出軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉速和轉矩

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

現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理,據[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P3?33.14mm T3同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca?KAT3查[2]表14-1取KA?1.3。則Tca?KAT3?1.3?247.32N?m?321.516N?m

按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件查[5]P99表8-7可選用LT7型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩為500N?m。半聯軸器孔徑d?40mm，故取d1?40mm半聯軸器長度L?112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。4.軸的結構設計

（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）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）為滿足半聯軸器的軸向定位，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。半聯軸器與軸配合的轂孔長為84mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故第一段長度應比L1略短一些，現取l1?82mm。

2）第二段是固定軸承的軸承端蓋e?21mm。據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?5mm則此處d7?50mm，取l7?51mm。（3）軸上零件的周向定位

齒輪，半聯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。