二級展開式直齒圓柱齒輪減速器課程方案設計

1、論文題目：二級直齒圓柱齒輪減速器畢業(yè)設計（論文）任務書院（系）系 機電工程專業(yè)機械設計及其自動化1. 畢業(yè)設計（論文）題目： 二級齒輪減速器2. 題目背景和意義： 本次論文設計進行結(jié)構(gòu)設計，并完成帶式輸送機傳動裝置中減速器裝配圖、零件圖設計及主要零件的工藝、工裝設計。綜合運用機械設計、機械制圖、機械制造基礎、金屬材料與熱處理、公差與技術(shù)測量、理論力學、材料力學、機械原理。掌握機械設計的一般程序、方法、設計規(guī)律、技術(shù)措施，并與生產(chǎn)實習相結(jié)合，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，具備了機械傳動裝置、簡單機械的設計和制造的能力。3. 設計 ( 論文 ) 的主要內(nèi)容： 帶式輸送機傳動總體設計；帶式輸

2、送機傳動總體設計；主要傳動機構(gòu)設計；主要零、部件設計；完成主要零件的工藝設計；設計一套主要件的工藝裝備；撰寫設計論文；翻譯外文資料等4. 設計的基本要求及進度安排（含起始時間、設計地點）：，地點：主要參：轉(zhuǎn)距 T=850N m，滾筒直徑 D=380mm，運輸帶工作轉(zhuǎn)速V=1.35m/s工作條件：送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，每天兩班制工作，每年按 300 個工作日計算，使用期限10 年。具體要求：主要傳動機構(gòu)設計；主要零、部件設計；設計一套主要件的工藝裝備；撰寫設計論文；選一典型零件，設計其工藝流程；電動機電路電氣控制；翻譯外文資料等5. 畢業(yè)設計（論文）的工作量要求：設計論文

3、一份1.0 萬 1.2 萬字裝配圖 1 張 A ，除標準件外的零件圖9 張 A3設計天數(shù)： 四周0指導教師簽名：年月日學生簽名：年月日系（教研室）主任審批：年月日帶式運輸機傳動裝置傳動系統(tǒng)摘要本次論文設計的題目是“帶式輸送機傳動裝置的設計及制造”。 進行結(jié)構(gòu)設計，并完成帶式輸送機傳動裝置中減速器裝配圖、零件圖設計及主要零件的工藝、工裝設計。本次的設計具體內(nèi)容主要包括：帶式輸送機傳動總體設計；主要傳動機構(gòu)設計；主要零、部件設計；完成主要零件的工藝設計；設計一套主要件的工藝裝備；撰寫開題報告；撰寫畢業(yè)設計說明書；翻譯外文資料等。對于即將畢業(yè)的學生來說，本次設計的最大成果就是：綜合運用機械設計、機械

4、制圖、機械制造基礎、金屬材料與熱處理、公差與技術(shù)測量、理論力學、材料力學、機械原理、計算機應用基礎以及工藝、夾具等基礎理論、工程技術(shù)和生產(chǎn)實踐知識。掌握機械設計的一般程序、方法、設計規(guī)律、技術(shù)措施，并與生產(chǎn)實習相結(jié)合，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，具備了機械傳動裝置、簡單機械的設計和制造的能力 .ABSTRACTThis topicdesigntopicis“ thebelttypetransportstheenginedriveinstrumentthedesignandthemanufacture” .Structuraldesign,andcompletes the belt t

5、ype to transport in the engine drive instrument thereduction gear assembly drawing, the detail drawing design and the majorparts craft, the work clothes design.This time design concrete content mainly includes: The belt typetransportstheenginedrivesystemdesign；Maintransmissionsystemdesign；Mainzero,p

6、artdesign；Completesthemajorpartsthetechnological design； Designs set of main important documents the craftequipment ；Composes the topicreport ； Compositiongraduationprojectinstruction booklet； Translation foreign language material and so on.Regardingthe studentwhosoongraduates,thisdesignbiggestachie

7、vementis:Synthesisbasictheories,projecttechnologyandproductionpracticeknowledgeandsoonutilizationmachinedesign,mechanicaldrawing,machinemanufacturefoundation,metalmaterialandheat treatment, common difference and technical survey, theoreticalmechanics,materialsmechanics,mechanism,computerapplicationf

8、oundation as well as craft, jig. Grasps the machine design the generalprocedure,themethod,thedesignrule,thetechnicalmeasure,andunifieswiththeproductionpractice,raisesanalyzerandsolvesthegeneral engineering actual problem ability, has had the mechanical drive,the simple machinery design and manufactu

9、re ability.Key words( 關鍵詞 ):Belt conveyor(帶式輸送機 )Transmission device(傳動裝置 )Design( 設計 )Manufacture( 制造 )目錄一、引言1二、傳動方案的擬定及說明22.1 、組成 22.2 、特點 22.32三、電動機的選擇53.153.25553.353.46四、計算總傳動比及分配各級的傳動比74.174.27五、運動參數(shù)及動力參數(shù)及傳動零件的設計計算75.175.275.38六、齒輪傳動的設計計算126.1126.2126.3136.4146.515七、軸的設計計算167.1161616177.221222

10、223九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算319.1319.2319.32329.433十、聯(lián)軸器的選擇33十一、減速器箱體附件的選擇說明343434343411.23511.33511.43511.535十二、潤滑與密封十三、電器電路圖 36 3839設計總結(jié)46致謝47參考資料目錄48計算過程及計算說明一、引言?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，日本住友重工研制的 FA 型高精度減速器，美國 Jan-Newton 公司研制的 X-Y 式減速器，在傳動原理和結(jié)構(gòu)上與本工程類似或相近，都為目前先進的齒輪減速

11、器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進材料品質(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、機器人等領域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制分子發(fā)動機的尺寸在納 M 級范圍如能輔以納 M 級的減速器，則應用前景遠大。二、傳動方案擬定及說明要求：輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，輸送帶速度允許誤差± 5%，滾筒

12、效率 0 96，每天兩班制工作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境要求清潔 , 每年按 300 個工作日計算，使用期限 10 年。2.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.2特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V 帶設置在高速級。其傳動方案如下：1）外傳動為 V 帶傳動。2）減速器為同軸式二級圓柱齒輪減速器二、方案簡圖如下：該方案的優(yōu)缺點：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)較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，

13、是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之。本設計采用的是單級直齒輪傳動。原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2000N；帶速V=1.3m/s；滾筒直徑 D=180mm。三、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y 系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器）2、電動機功率選擇：Fv1000TVpw3.153、1000wD w（ 1）傳動裝置的總功率：（查指導書附表2.2 ）23cz1= 0.9720.9930.99=0.90(2) 電機所需的工作功率：P d =FV/1000=3.53、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n 筒 =60×1000V/D=60×1000×1.35/ ×

14、;380=67.89r/min按指導書 P7 表 2.1 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 i 齒輪 =34。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd =i 總 ×n 筒 =（916）×67.89=(610.96 1086.24)r/min，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min 、和1000r/min 。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由指導書附表 10 查出有三種適用的電動機型號，其技術(shù)參數(shù)及傳動比的比較情況見下表：表 2.1 傳動比方案電動機轉(zhuǎn)速傳動裝置的傳動比（r/min ）動比方 電動機額定功率案型號（KW）同步滿載總傳轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速動比Y160M1-147507201

15、0.618Y132M1-24100096014.1444、確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案1比較合適（在滿足傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉(zhuǎn)速，便于箱體潤滑設計）。因此選定電動機型號為Y132S-6，額定功率為 Pd =4KW，滿載轉(zhuǎn)速 n 電動=960r/min 。電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M-64KW1000r/min2.22.2四、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 =960/67.89=14.142、分配各級傳動比（ 1）據(jù)指導書 P7 表 2.1 ，

16、取齒輪 i 齒輪 =3（單級減速器 i=35 之間取4.22 、合理，為減少系統(tǒng)誤差，）（ 2）i 總 =i 齒輪 ×i 帶 i 帶 =i 總/i 齒輪 =14.14/4.22=3.35五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（ r/min ）nn 電動 =960r/min IIIInIInI/ i齒輪 =960/4.22=227.49r/minnIIIn227.4967.9r/mini3.352、 計算各軸的功率（ KW）PI =Pd ×帶 =4× 0.99=3.96KWPII =PI× 齒輪軸承 ×齒輪 =3.96 ×0.99

17、×0.97=3.8KWPIII =PII ×齒輪軸承 × 聯(lián)軸器 =3.8 × 0.99 ×0.97 =3.65KW3 計算各軸扭矩（ N·mm）T d = 9550 × Pd / n電動 = 9550 ×4/960=39.79N ·mmTI =9550× PI / nI =9550× 3.96/960=39.39N ·mmTII =9550×PII / nII =9550× 3.8/227.49 =159.54N·mmTIII =9550

18、15;PIII / nIII =9550× 3.65/67.91=513.29N · mm六、齒輪傳動的設計計算1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù)考慮減速器傳遞功率不大，按課本 P142 表 10-8 及 10-9 選，以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 45#鋼，齒面硬度為 230HBS。大齒輪選用 45#鋼，正火，齒面硬度190HBS；根據(jù)表選 7 級精度。齒面精糙度 Ra1.6 3.2 m。取小齒輪齒數(shù) Z1=25。則大齒輪齒數(shù)：Z2=i 齒 Z1=4.2 × 25=105.52）按齒面接觸疲勞強度設計221/3由課本 P147 式（ 10-24 ） d1【 671

19、 kT1(u+1)/ du HP】確定有關參數(shù)如下：傳動比i 齒 =u=4.2由表 10-12取 d=1轉(zhuǎn)矩T I =9550×P1/n 1 =9550×3.96/960 =39393.75N ·m載荷系數(shù) k 由課本 P144取 k=1.2許用接觸應力HP， 由課本 P150 圖 10-33 查得： Hlim1=650MpaHlim2 =570Mpa HP1=0.9 Hlim1 =0.9 ×650Mpa=585Mpa HP2=0.9 Hlim2 =0.9 ×570Mpa=513Mpa取 HP=513Mpa故得：22】1/3d 【 671 kT

20、 (u+1)/u 11dHP221/3mm= 671× 1.2×39393.75 ×(4.2+1)/0.9×4.2 ×513 =50.5mm3）確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸模數(shù)： m=d1/Z 1=50.5/25=2.02mm根據(jù)課本 P130 表 10-2 取標準模數(shù)： m=2.5mm分度圓直徑 d1=mZ1=2.5 ×25=62.5mmd 2=mZ2=2.5 × 106=265mm傳動中心距a=m(Z1+Z2)/2=2.5(25+106)/2=163.75mm齒寬b 2=b= d×d1=1×62.5

21、=62.5mmb 1=b2 +4mm=66.5mm驗算齒輪圓周速度V 齒=d1n1/60 × 1000=3.14×62.5 ×960/60 ×1000=3.14m/s由表 10-7 選齒輪傳動精度等級8 級合宜4) 校核齒根彎曲疲勞強度由課本 P148 式（ 10-26 ）得 F=(2kT1/d 1mb)YFS1 F1確定有關參數(shù)和系數(shù)許用彎曲應力 FP由課本 P150 圖 10-34 查得： Flim1 =357Mpa Flim2 =220Mpa F1= 0.7 Flim1 =0.7 ×357Mpa=245Mpa F2= 0.7 Flim2

22、=0.7 ×220Mpa=154Mpa復合齒形系數(shù) YFS由 P149圖 10-32 查得Y FS1=4.4Y FS2=3.8計算兩輪的許用彎曲應力 F1=(2kT1/d 1mb)YFS1=（2×1.2 ×39393.75)/(62.5× 60.5 × 2.5 ）× 4.4Mpa=42.60Mpa F1 F2=(2kT1/d 1mb)YFS2=（2×1.2 ×39393.75)/(265×62.5 ×2.5 ）× 3.8Mpa=8.68Mpa F24、標準直齒圓柱齒輪的尺寸計算公式如下

23、表：一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用直圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8級精度；3 小齒輪材料： 40 Cr 調(diào)質(zhì) HBS=280接觸疲勞強度極限H l im3750MPa（由圖 10-21d ）彎曲疲勞強度極限FE 3390MPa Mpa（由圖 10-20c ）大齒輪材料： 45號鋼正火 HBS=240接觸疲勞強度極限H l im 4700 MPa（由圖 10-21c ）彎曲疲勞強度極限FE 4700MPa（由圖 10-20b ）4 初選小齒輪齒數(shù)z330大齒輪齒數(shù)Z4=3.4×二 按齒面接觸強度設計d3t2.32 3 2

24、K tT u 1 ZE2計算公式：duHmm （由式 10-21 ）1 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)齒寬系數(shù)d1 （由表 10-7 ） 材料的彈性影響系數(shù)ZE 189.8 Mpa1/210-6 ）計算應力循環(huán)次數(shù)N160ni jLH60269.16(2830010)7.75 10830=102kt1.2（由表N27.751091.891084.11計算接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 30.92 K HN 40.97 （由圖 10-19 ）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，取安全系數(shù) S 1H 10.92 550 506MPaH 20.97 540 523.8MP2 計算（1）試算小

25、齒輪分度圓直徑d1td3t 3K tT 1 ( ZE ) 2d H =81.53mmvd3n21.0 m60 1000（ 2） 計算圓周速度s（3）計算齒寬 b及模數(shù) mntm283.05bd dIt18 3.05 83.05m2.76830h2.252.7686.23mb/h=13.33（4）計算載荷系數(shù)K HKA KVK HK H使用系數(shù) K A< 由表10-2>根據(jù)電動機驅(qū)動得 K A1動載系數(shù) K V< 由表10-8>根據(jù) v=0. 807m/s 7級精度 K v1.07直齒輪， K HK F1由表 10-4 用插值法查得 7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，

26、K H 1.431根據(jù) b/h=13.33 ，查圖10-13 得 K F1.34 ，故載荷系數(shù)K HK AKV KHK H =1 1.0711.431 1.53（5）按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑d1d 83.05 3 1.53190.07mm1.2（6） 計算模數(shù) md190.07m3.002z130三 按齒根彎曲強度設計mn 32KTYFa YSad Z12 F max<由式 (10-5)>1 確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù) K 1.4338（2）彎曲疲勞系數(shù) K <由圖10-18>得K FN1 0.85 K FN 20.92FN（ 3）計算彎曲疲勞許用應力 F

27、取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3 < 由式 (10-12)> 得F 1KFN1FE 10.85 390255MPaS1.3F 2KFN 2FE 20.92 370262MPaS1.3（4）查取齒型系數(shù) Y 應力校正系數(shù) Y < 由表 10-5>得FSyFa 1 2.52 YFa 2 2.18 YSa11.625 YSa2 1.79YFaYSa（5）計算大小齒輪的 F并加以比較YFa1YSa12.521.62580.01605 YFa 2YSa22.18 1.790.01489 F1255 F2262YFa1YSa1YFa 2YSa2比較F 1 F2所以大齒輪的數(shù)值大，故取

28、0.016052 計算mn2KTYFaYSa3d Z12F max321.43382.11053020.016052.211四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m n 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m n =3. 已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d1t =90.07mm來計算應有的齒數(shù)。于是由Z1 Z 2d90.07z131m30z2 313.4 106五 幾何尺寸計算1 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2d1z1 m 31 3 93mmmm d2 z2 m 106 3 318m mm2 計算中心距d1d29

29、3 318205.5mma223計算齒輪寬度 bb d d1 193 93mm=取 B1 100mm B2 93mm高速級低速級齒數(shù)z25 z 106z28z494123模數(shù)m12.5m23壓力角齒頂高系數(shù)頂隙系數(shù)齒距齒厚齒槽寬齒根高齒頂高分度圓直徑齒高基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距20ha*1c*0.25p17.85s13.925mme13.925mmhf 13.125mmha13mmd162.5mm d2 265mmh15.625mmdd158.75mm dd 2249.1mmda167.5mm da2270mmd f 156.25mm d f 2258.75mma1163.75mmp

30、29.42s24.71mme24.71mmh f 23.75h f 23.75d384mm d384mmh26.75mmdd 378.96mm dd 4265.08mmda390mm da4288mmd f 376.5mm d f 4274.5mma2183mm七、軸的設計計算1）輸入軸的設計計算1、選擇軸的材料，確定許用應力由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170 217HBS，抗拉強度 b=600Mpa，彎曲疲勞強度 -1 =255Mpa。 -1 b =55Mpa2、估算軸的基本直徑根據(jù)課本 P225 式 13-1 ，并查表 13-3 ，取 A=1

31、18dA (P I / n 1) 1/3 =118 (4/960)mm 1/3 =19.12考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d1=19.12 ×(1+5%)mm=23.4mm由課本 P214 表 13-4 選 d1=25mm3、軸的結(jié)構(gòu)設1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。2）確定軸各段直徑和長度I 段： d1 =25mm長

32、度取決于安裝位置，暫定L1=40mmII段 d2=d1+2h=25+2× 0.07d 1=25+2× 0.07 × 25=28.5mm取標準值 d2 =30mm初選用 6206 型深溝球軸承，其內(nèi)徑為 30mm,寬度為 16mm。（轉(zhuǎn)入輸入軸軸承選擇計算）考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為10mm.III段直徑 d3=d2+2h=30mm+2×0.07d 2=30mm+2×0.07 ×30mm=34.2mm取 d3 =35mmL3=b1-2= （35-2 ）mm=33mm段軸環(huán)直徑 d4=d3+2h=3

33、5+2× 0.07d 3=35+2×0.07 × 35mm=41.01mm取標準值 d4 =42mm長度與右面的套筒相同，即L4=10mm考慮此段滾動軸承左面的定位軸肩，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由附表 6.2 得安裝尺寸 d2=30mm，該段直徑應?。?d5=30mm。因此將段設計成階梯形，右段直徑為 30mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=723220 16=140mm3) 按彎矩復合進行強度計算求分度圓直徑：已知 d1 =62.5mm求轉(zhuǎn)矩：已知T1 =39393.75N· mm求圓周力： FtFt=2T1/d 1=2×3939

34、3.75/62.5=1260.48N求徑向力 FrFr=Ft ·tan =1260.48 × tan20 0=353.7N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=70mm1) 繪制軸受力簡圖（如圖 a）2) 繪制水平面彎矩圖軸承支反力：F RAH = F RBH = Ft/2=1661N/2=830.5N由兩邊對稱，知截面C 的彎矩也對稱。截面C 在水平面彎矩為MCH=F RAH L/2=830.5N ×3) 繪制垂直面彎矩圖（如圖 c）F= F=Fr/2=604.6N/2=302.3NRAVRBV由兩邊對稱，知截面C 的彎矩也對稱。截面C 在水平面彎矩為MCV=F

35、L/2=302.3N ×RAV4) 繪制合成彎矩圖（如圖 d）M=(M221/222)1/2=61N.m+M )=(57.3 +21.2CCHCV5) 繪制扭矩圖（如圖 e）轉(zhuǎn)矩： T=9.55×（ P1/n 1）× 1066) 按彎扭合成進行強度計算由課本 P219 式 13-3 按脈動循環(huán)： =0.6221/2M ec =Mc ( T) =61 2(0.6 ×66.435) 2 1/2校咳危險截面的強度3e = M ec /(0.1× d3 )3=72900N.mm/(0.1 × 36 )=15.6Mpa -1 b該軸的強度滿足。

36、2）輸出軸的設計計算1、選擇軸的材料，確定許用應力由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170 217HBS，抗拉強度 b=600Mpa，彎曲疲勞強度 -1 =255Mpa。 -1 =55Mpa2、估算軸的基本直徑根據(jù)課本 P225 式 13-1 ，并查表 13-3 ，取 A=110dA (P / n ) 1/3=110×(2.77/138)1/3 =110 ×0.27=31.1mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 :d1=31.1mm×(1+5%)mm=32.6mm由課本 P214 表 13-4 選 d1=34mm3、軸的結(jié)構(gòu)

37、設計1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。2）確定軸各段直徑和長度I 段： d1 =34mm長度取決于聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)和安裝位置，根據(jù)聯(lián)軸器計算選擇，選取YL6 型 Y 型凸緣聯(lián)軸器 L1=60mm。II段:d 2 =d1+2h=34mm2×0.07d 1=34mm2× 0.07 × 34mm=38.76mm d

38、2=40mm初選用 6208 型深溝球軸承，其內(nèi)徑為40mm,寬度為 18mm。（轉(zhuǎn)入輸出軸軸承選擇計算）考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。而且兩對軸承箱體內(nèi)壁距離一致，（ L 軸 1=L 軸 2）取套筒長為 10mm.III 段直徑d3=d2 +2h=40mm2×0.07d 2=40mm+2×0.07 ×40mm=45.6mm取 d3 =48mmL3=b2-2=(70-2)mm =68mm段直徑d4=d3 2h=48mm2×0.07d 2=48mm2× 0.07 × 48mm=54.72mm取 d4 =60mm

39、長度與右面的套筒相同，即L4=10mm考慮此段滾動軸承右面的定位軸肩，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由附表 6.2 得安裝尺寸 d2=40mm，該段直徑應?。?d5=40mm。因此將段設計成階梯形，左段直徑為 40mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨度L=6832 2018=140mm3) 按彎矩復合進行強度計算求分度圓直徑：已知 d2 =240mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2 =9550×P / n 求圓周力： FtFt=2T2/d 2=2×191692N.mm/240mm=1597.4N求徑向力 FrFr=Ft ·tan =1597.4N× tan20 0=58

40、1.5N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=70mm八、繪制軸受力簡圖十四、外文翻譯Gear：Is the use of gear teeth of two gears meshing each other transmissionofmechanicalpower transmissionandsport.Accordingtotherelativeposition of the gear axis parallel to axis of cylindrical sub-gear drive,bevelgear axisintersectandcross-axishelicaldriveg

41、ear.Compactstructure, high efficiency, long life and so on.Gearreferstothe main,drivenwheelgear direct,transferandexercise of the power devices.Ofallthemechanicaltransmission,themostwidelyusedgearcan beused to transfer between any two-axle and exercise power.Thecharacteristicsofgearis:asmoothgeartransmission,thetransmissionratioaccurate,reliable,highefficiency,longlife,theuseofpower,speed andsizerange.Suchastransmissionofpower fromsmallto almost 100,000kilowatts。 speedsofupto300m /s 。 geardiameter from a few millimeters to more than 20 meters. However, the needforspecializedg