二級斜齒圓柱齒輪減速器

1、企解騫院HefeiUniversity課程設計COURSEPROJECT題目：兩級斜齒圓柱齒輪減速器系別：機械工程系專業(yè)：機械設計制造及自動化學制：四生姓名：胡工學號：1306012005導師：徐厚昌馮敏亮2015年1月10日目錄第1章機械設計課程設計任務書21.1. 設計題目21.2. 設計數(shù)據(jù)21.3. 設計要求21.4. 設計說明書的主要內(nèi)容31.5. 課程設計日程安排3第2章傳動裝置的總L體設計42.1. 傳動方案擬定42.2. 電動機的選擇42.3. 計算總傳動比及分配各級的傳動比錯誤！未定義書簽2.4. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5第3章傳動零件的設計計算73.1. V帶傳動設計73.

2、2. 高速級齒輪傳動設計113.3. 低速級齒輪傳動設計163.4. 齒輪結(jié)構(gòu)設計21第4章軸的設計計算244.1. 軸的材料選擇244.2. 軸的結(jié)構(gòu)設計244.3. 軸的校核28第5章滾動軸承的選擇及校核計算335.1. 滾動軸承的選擇335.2. 滾動軸承校核33第6章鍵聯(lián)接的選擇及計算366.1. 鍵連接的選擇366.2. 鍵連接的校核36第7章聯(lián)軸器的選擇與校核387.1.低速軸上聯(lián)軸器的選擇與校核38第8章減速器潤滑方式和密封類型選擇38第9章減速器附件的選擇和設計39第10章減速器箱體設計40設計小結(jié)42參考文獻43i第1章機械設計課程設計任務書1.1. 設計題目設計用于帶式運輸

3、機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器，圖示如示。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為5年，作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為±5%圖1帶式運輸機1.2. 設計數(shù)據(jù)表1設計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F(N)運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)40000.63001.3. 設計要求1 .設計要求達到齒輪傳動的中心距要圓整(0,5結(jié)尾)且兩級齒輪傳動的中心距之和小于320mm安裝在減速器上的大帶輪不碰地面，減速器的中間軸上的大齒輪不與低速軸干涉，運輸帶速度允許誤差為±5%2 .使用UGN雙成減速器三維建模。3 .減速器裝配圖A0一張4 .零件圖2張5 .設計說明書一份約6000

4、8000字1.4. 設計說明書的主要內(nèi)容封面（標題及班級、姓名、學號、指導老師、完成日期）目錄（包括頁次）設計任務書傳動方案的分析與擬定（簡單說明并附傳動簡圖）電動機的選擇計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算傳動零件的設計計算軸的設計計算滾動軸承的選擇和計算鍵聯(lián)接選擇和計算聯(lián)軸器的選擇設計小結(jié)（體會、優(yōu)缺點、改進意見）參考文獻1.5. 課程設計日程安排表2課程設計日程安排表1)J準備階段1天2)傳動裝置總體設計階段1天3)傳動裝置設計計算階段3天4)減速器裝配圖設計階段5天5)零件工作圖繪制階段2天6)設計計算說明書編寫階段1天7)設計總結(jié)和答辯1天3第2章傳動裝置的總體設計2.1. 傳動

5、方案擬定帶式運輸機由電動機驅(qū)動，電動機通過V帶將動力傳入減速器，再經(jīng)聯(lián)軸器將動力傳至運輸機卷筒，帶動運輸帶工作。傳送系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用斜齒圓柱齒輪。2.2. 電動機的選擇1 .確定電動機類型按工作要求和條件，選用y系列三相交流異步電動機。2 .確定電動機的容量(1)工作機卷筒上所需功率PwPw=Fv/1000=4000X0.6/1000=2.4kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd,先要確定從電動機到工作機之間的總功率“總。設刀1、刀2、刀3、刀4、75分別為帶傳動、閉

6、式齒輪傳動(設齒輪精度為7級)、滾動軸承、彈性聯(lián)軸器、卷筒的效率，由機械設計課程設計指導書P12,查得“1=0.97,42=0.98,43=0.99,44=0.99,45=0.96,則傳動裝置的總效率為“總二中用4用2%45=0.97x0.984x0.992x0.99x0.96=0.833Pd=良=2.4/0.833=2.880kw“總(3)電動機的選擇由下面計算可知電動機轉(zhuǎn)速的為(611.156111.55)r/min則，可選范圍這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000、1500/3000r/min查課程設計手冊P173表12-1可得符合的四種方案4電動機型號額定功舉(kw)渦載轉(zhuǎn)速(r/mi

7、n)質(zhì)量(kg)1Y132M-83710792Y132S-6:3960633二Y100L2-4r31430384Y100L-23287033綜合各方面考慮選取電動機型號為Y132S-6額定功率P=3kw轉(zhuǎn)速nm=960r/min2.3. 計算總傳動比及分配各級的傳動比由機械設計課程設計指導書表帶傳動兩級減速器傳動聯(lián)軸器傳動1推薦的傳動副傳動比合理范圍i帶=24i減=8 4 0 (齒i = 3 6)i聯(lián)=122則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i總=i帶*i1父i2父i聯(lián)i'總=(24)乂(840)=(16160)電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nw60V'D60 1000 .06冗300=

8、38.197r/minnd'=i總,'xnw=(661.156111.55)r/minnm1 總=25.13nw取i帶=2.5則i減=10.053i帶方法一：分配原則：i齒=36i1=(1.31.4)i2i1=、,1.3i方法二：查二級齒輪減速器傳動比分配表8死12141618202224262830-3234-363840i匕一麻速級傳動比i息傳動比圖12二級圓柱齒輪減速器傳動比分配所以，求得i1=3.615i2=2.7802.4. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算2.5. 軸轉(zhuǎn)速計算n0=nm=960r/minni=nm/i帶=384r/minnn=ni/ii=106.22r/min

9、nm=n/i2=38.20r/minn卷筒=nm=38.20r/min(2)各軸輸入功率P0=Pd=2.88kwPia=P0x=2.79kwPi出(Pi)=Pi入x刀2=2.74kwPu入=pi出x刀3=2.71kwPu出(p2)=Pu入x刀2=2.66kwPw入=p皿入x刀3=2.63kwPw出(P3)=Pw出x刀2=2.58kwP卷筒入=P卷筒入xn4=2.55kwP卷筒出二P卷筒出x刀2=2.50kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩To=9550Pd/no=28.65Nm入=9550Pi入/ni=69.47Nm出=9550Pi出/ni=68.08Nm入=9550P口入/nn=243.66E=9550P

10、口出/n=238.79。入=9550P皿入/nw=657.39丁皿出=9550P皿出/nw=644.24T卷筒入=9550P卷筒入/n卷筒=637.79NmT卷筒出=9550P卷筒出/n卷筒=625.04Nm軸名功率p(kvy轉(zhuǎn)矩Tm轉(zhuǎn)速傳動比輸入輸出輸入輸出n(r/min)i電動機軸3.002.8828.65960.002.500I軸2.792.7469.4768.08384.003.615II軸2.712.66243.66238.79106.222.781III軸2.632.58657.39644.2438.201.00卷筒軸2.552.50637.79625.0438.20第3章傳動零件

11、的設計計算3.1.V帶傳動設計已知數(shù)據(jù)：額定功率P=3.00kW；轉(zhuǎn)速n=960r/min;傳動比i0=2.501、確定設計功率Pd設計功率Pd表達式為：Pd=KaP式中：P所需傳遞的名義功率（kw），即為電機功率3.60kW;Ka工作情況系數(shù)，按教材表選取Ka=1.200所以：Pd=KaP=1.20x3.00=3.60kw。2、選擇V帶型號V帶的型號看根據(jù)設計功率Pd和小帶輪轉(zhuǎn)速n1選取。根據(jù)教材圖7.11普通V帶選型圖，可知應選取A帶。3、確定V帶的基準直徑dd1和dd2一般取dd1大于等于許用的最小帶輪基準直徑ddmin,所選帶輪直徑應圓整為帶輪直徑系列表。根據(jù)教材表7.7知：dd1-d

12、min=75mm故根據(jù)教材表7.3對小帶輪直徑圓整可取dd1=100mm于是dd2=i0qd1=2.5100-250mm故根據(jù)教材表7.3對大帶輪直徑圓整可取dd2=250mm其傳動比誤差AL=0.00%<5%,故可用4、驗算帶的速度v由p=4可知，傳遞一定功率時，帶速愈高，圓周力愈小，所需帶的1000根數(shù)愈少，設計時應使max。對于A型帶vmax=25m/s,根據(jù)帶的公式可求得：二ddi*n二100960v=5.03m/s:25m/s=vmax601000601000故符合要求。5、確定中心距a和V帶基準長度Ld根據(jù)0.7(*+82ao<2dd1+dd2初步選取中心距a。：0.7

13、(100250)=245.00mm<a0工2(100250)=700.00mm根據(jù)上述要求應取：a0=500mm計算V帶基準長度：2,二(dd-dd,)Ld=2a0(dddd)21=1561.03mm2124a0由教材表7.2選V帶基準長度Ld=1600.00mm。則實際中心距為：a = a0.Ld - Ld2 1120.00 -1121.49二 300 2=519.49mm6、計算小輪包角a- dd2 -dd1-18021根據(jù)教材式7.3得到:224-10057.3=18057.3=163.45299.257、確定V帶根數(shù)z帶的根數(shù)z愈多，其受力愈不均勻，故設計時應限制根數(shù)。一般z&l

14、t;7,否則應改選型號，重新設計或改用聯(lián)組V帶。其計算公式為：Pdz一_zz-(PoPJKKl式中：K儀一一包教修正系數(shù)，考慮包角口/180口對傳動能力的影響，由教材表7.8查取K"=0.94;Kl一一帶長修正長度，考慮帶長不為特定帶長時對使用壽命的影響，由教材表7.2查取KL=0.99;P0一一V帶基本額定功率，由教材表7.3查取Po=0.96;Po一一功率增量，一1P0=Kbn(1)=0.09kwKi(其中，九一彎曲影響系數(shù)，教材表7.4 知 Kb =0.7725 父10二Ki傳動比系數(shù)，由教材表7.5 知 Ki =1.14)。則帶的根數(shù)Pd3.6z =(P0P0)K)Kl (0

15、.96 0.09) 0.94 0.99= 3.68故應取z=4根。8、確定初拉力F0F°是保證帶傳動正常工作的重要因素，它影響帶的傳動能力和壽命。Fo過小易出現(xiàn)打滑，傳動能力不能充分發(fā)揮。Fo過大帶的使用壽命降低，且軸和軸承的受力增大。初拉力區(qū)計算如下：匚cnnPd'2.5K)k2F0=500a+mv"z1K0fl“3.60,2.5-0.942=500()0.105.03=151.10N45.030.94式中mV帶每米長度的質(zhì)量，由教材表7.1查取m=0.10kg/m9、計算作用在軸上的壓力Q壓力Q等于松邊和緊邊拉力的向量和，如果不考慮帶兩邊的拉力差，可以近似地按帶

16、兩邊所受初拉力的合力來計算。壓力Q的計算公式如下：163.45Q=2zF°sin=24151.10sin=1196.22N22帶初次安裝在帶輪上時，所需初拉力要比正常工作時大得多，故計算軸和軸承時，通常?。篞max=1.5Q=1.51196.22=1794.33N10、帶輪結(jié)構(gòu)設計(1)帶輪材料：選用HT200(2)帶輪結(jié)構(gòu)尺寸：/4帶輪dd1=100mm>2.5d=2.535=87.5mm,dd1<300mm(其中d為電動機輸出軸的直徑)大帶輪dd2=250mm<300mm因此大、小帶輪均采用腹板式。3.2. 高速級齒輪傳動設計已知數(shù)據(jù)：額定功率Pi=2.74KW

17、;轉(zhuǎn)速ni=384r/min;傳動比i1=3.62。1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(1)齒輪材料：此處大小齒輪均選擇45鋼，采用軟齒面。(2)熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理方法有正火和調(diào)質(zhì)。由于小齒輪受力比大齒輪多，常采用調(diào)質(zhì)的小齒輪與正火的大齒輪配對，故由教材表8.2得：小齒輪采用調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255HBW平均硬度為236HBW大齒輪采用正火處理，齒面硬度為162217HBW平均硬度為190HBW大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW(3)精度等級：在3050HBW范圍內(nèi)，大小齒輪選用8級精度。2、初步確定主要參數(shù)(1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩6P62.74=9.55父10,一=9.

18、55父10父=68081.05N*mm;n1384(2)小齒輪齒數(shù)乙二21大齒輪齒數(shù)Z2=Z1山二213.62=75.91圓整得Z2=76;傳動比iZ7=3.62Zi21iL.一一(3)傳動比誤差用=一=0.00%<5%,故符合條件;ii(4)初選螺旋角片12°(5)齒寬系數(shù)6d=1.1,由教材P144表8.6查得；11(6)端面重合度.=1.883.2(一十一)cosP=.142;Z1Z2(7)軸面重合度耶=0.3186dzitanB=1.56。3、齒面接觸疲勞強度計算(1)使用系數(shù)Ka=1.00,由教材P130表8.3查得；初選動載系數(shù)Kt=1.30;齒向載荷分布系數(shù)K尸1

19、.11,由教材圖8.11查得;齒間載荷分布系數(shù)Ka=1.20,由教材表8.4查得；彈性系數(shù)Ze=189.80而5，由教材表8.5查得；節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh=2.46,由教材圖8.14查得；重合度系數(shù)Z0.84,由教材圖8.15查得；螺旋角系數(shù)Zp=0.99,由教材圖8.24查得；小齒輪的接觸疲勞極限應力仃Hiim1=570.00MPa,由教材圖8.28查得；大齒輪的接觸疲勞極限應力仃Hiim2=390.00MPa,由教材圖8.28查得。(2)小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1=60QaLn=67.28107次大齒輪應力循環(huán)次數(shù)(3)壽命系數(shù)ZN1=1.00,Zn2=1.14,由教材圖 8.29查得;安全系數(shù)S

20、h = 1.00 ,由教材表8.7查得。(4)小齒輪的許用接觸應力Z N1'-' H lim 1二H1570.00MPaSh大齒輪的許用接觸應力Zn 20 H lim 2二H2 = =444.60MPaSh許用接觸應力二h =444.60MPa(5)小齒輪分度圓直徑dt12KaK,K KFu 1(ZeZhZ Z.2U 二H=44.53mmNN2=18.61107次i(6)小齒輪運動速度V=孫1n1=0.9m/s601000(7)動載系數(shù)Kv=1.10Kv修正分度圓直徑d1=dt1.3,46.34mm,Kvt4、齒輪參數(shù)設計(1)模數(shù)mn=%c0s=2.16mmZi由教材表8.1

21、查得，mn=2.5mm.，、dJi1)(2)中心距a=123.96mm,圓整得a=125mm2(3)螺旋角aaarccosmn億1?22=14.07-2a(4)小齒輪分度圓直徑d1=mnZ1=54.12mmcos:大齒輪分度圓直徑d2=mn”2=195.88mmcos:(5)大齒輪寬度b2=6d«di=59.54mm,圓整得b2=60mm小齒輪寬度b1=b2+(510)=65mmZ1(6)小齒輪當量齒數(shù)Zvi=一1=23.01cos-Z2大齒輪當量齒數(shù)Zv2=3=83.27cos-5、齒根彎曲疲勞強度校核(1)小齒輪的齒形系數(shù)Yf1=2.66,大齒輪的齒形系數(shù)Yf2=2.24,由教材

22、P139圖8.19查得；小齒輪應力修正系數(shù)Ys1=1.58,小齒輪應力修正系數(shù)Ys2=1.77,由P139圖8.20查得；重合度系數(shù)Y=0.78,由教材P140圖8.21查得；螺旋角系數(shù)Y3=0.87,由教材P143圖8.26查得；小齒輪彎曲疲勞極限應力仃Fim1=220MPa,大齒輪彎曲疲勞極限應力、而2=170MPa,由教材P146材圖8.28查得；壽命系數(shù)Yn1=1.00,Yn2=1.00,教材P147圖8.30查得安全系數(shù)Sf=1.25,教材P147表8.7查得；(2)小齒輪的許用彎曲應力叵F2=YNlCrF"m1=176.00MPa,Sf大齒輪的許用彎曲應力二12=YN2:

23、Flim2=136.00MPaSf小齒輪彎曲應力c-F1=2"%''>=70.09MPa<-F1bmnd1,2KT1YF2YS2YY：大齒輪彎曲應力c)2=-=66.12MPaM二F2bmnd13.3. 低速級齒輪傳動設計已知數(shù)據(jù)：額定功率P2=2.66KW;轉(zhuǎn)速n2=106.22r/min;傳動比i2=2.78。1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(1)齒輪材料：此處大小齒輪均選擇45鋼，采用軟齒面。(2)熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理方法有正火和調(diào)質(zhì)。由于小齒輪受力比大齒輪多，常采用調(diào)質(zhì)的小齒輪與正火的大齒輪配對，故由教材表8.2得：小齒輪采用調(diào)質(zhì)處

24、理，齒面硬度為217255HBW平均硬度為236HBW大齒輪采用正火處理，齒面硬度為162217HBW平均硬度為190HBW大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW(3)精度等級：在3050HBW范圍內(nèi)，大小齒輪選用8級精度。2、初步確定主要參數(shù)(1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩Po22.66.T2=9.55x106-=9.55x106m=238784.79N.mm；n2106.22(2)小齒輪齒數(shù)乙二24大齒輪齒數(shù)Z2=Z1.i2=242.78=66.74圓整得Z2=67;傳動比i=2=58=2.79Z121i-io.(3)傳動比誤差Ai2=一=0.00%<5%,故符合條件；i2(4)初選螺旋角片12&

25、#176;(5)齒寬系數(shù)6d=1.10,由教材P144表8.6查得;1 1-(6)端面重合度.=1.883.2(十一)cosP=1.43;乙Z2(7)軸面重合度鄧=0.3186dZ"anB=1.78。3、齒面接觸疲勞強度計算(1)使用系數(shù)Ka=1.00,由教材P130表8.3查得；初選動載系數(shù)心=1.30;齒向載荷分布系數(shù)K尸1.11,由教材圖8.11查得;齒間載荷分布系數(shù)Ka=1.20,由教材表8.4查得；彈性系數(shù)ZE=189.80VMPa,由教材表8.5查得；節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh=2.46,由教材圖8.14查得；重合度系數(shù)Z君=0.83,由教材圖8.15查得；螺旋角系數(shù)Zp=0.99

26、,由教材圖8.24查得；小齒輪的接觸疲勞極限應力仃Hiimi=570.00MPa,由教材圖8.28查得；大齒輪的接觸疲勞極限應力仃Hiim2=390.00MPa,由教材圖8.28查得。(2)小齒輪應力循環(huán)次數(shù)Ni=60n1aLn=18.61107次大齒輪應力循環(huán)次數(shù)出=*=6.69107次i(3)壽命系數(shù)Zn1=1.00,Zn2=1.24,由教材圖8.29查得；安全系數(shù)Sh=1.00,由教材表8.7查得。(4)小齒輪的許用接觸應力2H1=ZN10Hlim1=570.00MPaSh大齒輪的許用接觸應力-h2=ZN2flim2=483.60MPaSh許用接觸應力-h=483.60MPa(5)小齒輪

27、分度圓直徑2KaK,"J1u1ZeZhZ；Z-仆7adt1=3：()=63.78mmKU；h(6)小齒輪運動速度V=研1"=0.35m/s601000(7)動載系數(shù)Kv=1.06K、，修正分度圓直徑d1=dt1產(chǎn)65.59mm:K,5、齒輪參數(shù)設計(1)模數(shù)mn=d1co"=2.67mmZi由教材表8.1查得，mn=3mm(2)中心距a=5(=139.55mm,圓整得a=140mm2(3)螺旋角B=arccosmn(Z1+Z2)=12.84二2a(4)小齒輪分度圓直徑d1=mnZ1=73.85mmcos-大齒輪分度圓直徑d2=1TlnZ2=206.15mmcos-

28、(5)大齒輪寬度b2=6d川1=81.23mm,圓整得b2=82mm小齒輪寬度bi=b2+(510)=90mmZ1(6)小齒輪當量齒數(shù)Zv1=7=25.89cosZ2一大齒輪當量齒數(shù)Zv2=2=77.29cos5、齒根彎曲疲勞強度校核(1)小齒輪的齒形系數(shù)Yfi=2.65大齒輪的齒形系數(shù)Yf2=2.29,由教材P139圖8.19查得；小齒輪應力修正系數(shù)Ysi=1.58,小齒輪應力修正系數(shù)Ys2=1.76,由P139圖8.20查得；重合度系數(shù)Y=0.72,由教材P140圖8.21查得；螺旋角系數(shù)YF0.87,由教材P143圖8.26查得；小齒輪彎曲疲勞極限應力二Flim1=220MPa,大齒輪彎

29、曲疲勞極限應力仃Fiim2=170MPa,由教材P146材圖8.28查壽命系數(shù)Yni=1.00,Yn2=1.00,教材P147圖8.30查得安全系數(shù)Sf=1.25,教材P147表8.7查得；(2)小齒輪的許用彎曲應力仃F2=YN巴3=176.00MPa,Sf大齒輪的許用彎曲應力二F2=YN2'一Flim2=136.00MPaSf小齒輪彎曲應力二-F1=".1%"'=97.35MPa三二F1bmnd1大齒輪彎曲應力cF2=2KTiYf2Ys2Y丫=93.71MPam二F2bmnd1第4章軸的設計計算4.1. 軸的材料選擇根據(jù)工作條件，初選I、II軸、田軸的材料

30、為45號鋼，均調(diào)質(zhì)處理。4.2. 軸的結(jié)構(gòu)設計1、I軸的結(jié)構(gòu)設計(齒輪軸)(1)初算軸徑P2.74dimin=Cj%=126父3|前=24.25mm(由教材表10.2查得C=126)考慮到有一個鍵直徑需加大5%,取整為d1=26mm。(2)、各軸段直徑的確定圖3輸入軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6段。錯誤！未找到引用源。：最小直徑，安裝帶輪的外伸段取26mmd12:軸承端蓋處直徑為28mm錯誤！未找到引用源。：根據(jù)軸承標準，所以軸承段軸徑取30mm錯誤！未找到引用源:過渡臺階段為35mm。&5：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值。d16：過渡臺階處，取35mmg:滾動

31、軸承處，同樣取軸徑為30mm(3)、各軸段長度確定錯誤！未找到引用源。：由安裝的帶輪確定，帶輪寬B=(z1)e+2f=65mm帶輪段軸長比帶輪的寬要短，故l11=63mm。錯誤！未找到引用源。：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取58mm錯誤！未找到引用源。：由軸承及擋油環(huán)確定，取17mm錯誤！未找到引用源。：過渡軸段由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定，取117mm錯誤！未找到引用源。：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為65mm錯誤！未找到引用源。：過渡臺階處，取14mmI17：由軸承及擋油環(huán)確定，取19mm2、II軸的結(jié)構(gòu)設計(齒輪軸)(1)、初算軸徑APd2min=Cy-=32.17mm(由教材表

32、10.2查得C=110)考慮到有一個鍵直徑需加大10%,則取整為d2=35mm。(2)、各軸段直徑的確定圖4中間軸簡圖23如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5段錯誤！未找到引用源。:由軸承、擋油環(huán)決定，最小軸徑處取35mmd22：低速級小齒輪段取40mm。錯誤！未找到引用源。：軸肩處取為 46mm錯誤！未找到引用源。：高速級大齒輪軸段取40mm錯誤！未找到引用源。：由軸承、擋油環(huán)決定，最小軸徑處取35mm(3)、各軸段長度確定錯誤！未找到引用源。：由軸承，擋油環(huán)確定取40mm錯誤！未找到引用源。：由低速級小齒輪轂孔寬度確定，比其小錯誤！未找到引用源。：軸段過渡處取8mm錯誤！未找到引

33、用源。：由高速級大齒輪轂孔寬度確定，比其小錯誤！未找到引用源。：由軸承，擋油盤結(jié)構(gòu)確定，取 40mm2,取 88mm2,取 58mm3、田軸的結(jié)構(gòu)設計(1)、初算軸徑d3min =C3，P =41.93mm, n(由教材表10.2查得C=97)考慮到有二個鍵直徑需加大10%,取整為d3=45mm。(2)、各軸段直徑的確定圖5 輸出軸簡圖3345mm如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6、7段。錯誤！未找到引用源。：最小軸徑處連接聯(lián)軸器決定，取為錯誤!未找到引用源:軸承端蓋處軸段取48mm錯誤!未找到引用源:安裝軸承處取軸徑為50mm錯誤!未找到引用源:過渡臺階段取 57mm錯誤!未

34、找到引用源:齒輪軸肩處取 60mm錯誤!未找到引用源:低速級大齒輪處取52mmd37 :軸承端蓋處軸段取50mm(3)、各軸段長度確定錯誤!未找到引用源:由聯(lián)軸器確定，取84mm錯誤!未找到引用源:由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取 56mm錯誤!未找到引用源:由軸承、擋油環(huán)確定，取 20mm錯誤!未找到引用源:過渡臺階段取78mm錯誤!未找到引用源:齒輪軸肩處取為10mml36:比低速級大齒輪輪轂寬度小2,取為80mm137：由軸承，擋油環(huán)及裝配關(guān)系確定取44mm4.3. 軸的校核以低速軸為例進行校核，T=717.09N nr1、軸的受力分析(1)、計算支撐反力齒輪圓周力:2TFt =

35、 d2 717.09 10006132.91N233.85齒輪軸向力:Fa = Ft tan - =6132.91 tan12.84 =1397.87N齒輪徑向力:Fr = Ft tan : ttan 二，-Ft tan(arctan-) -2289.45Ncos -7210AC 軸承力作用點距外環(huán)原邊a=26.3mm,取聯(lián)軸器輪轂中點為作用點。根據(jù)作圖求得跨距為:Li=86/254.626.3=123.9mmL2=(42.5-26.3)65.17.687/2-132.4mmL3-(85-87/2)(44.5-26.3)=59.7mmaaL zFr08 * 473.82409 3 1嚴Rih

36、ft4 341nlm2068F4059994 5 5 6 5 7 .69/ R ZHVZ3.27軸的受力分析i、在水平面上:RhFrL3 Fad/2L2 ' L32289.4559.71397.87233.85/2二1562.34N132.459.7R2H=Fr-Rih=2289.45-1562.34=727.11N在垂直平面上：ccFt6132.91R1V-R2V-=3066.46N22軸承1的總支承反力R=.R1H2Rv2=,1562.3423066.462=3441.52N軸承2的總支承反力R2=.Jr2H2R2V2727.1123066.462-3151.49N2、計算彎矩在水

37、平面上a-a剖面左側(cè)MaH=R1HL2=1562.34132.4=206853.82Nmma-a剖面右側(cè)MaHR2HL3=727.1159.7u43408.47N，mm在垂直平面上MaV=R1VL2=3066.46132.4=405999.30N*mm合成彎矩a-a剖面左側(cè)Ma=.M2aHM2aV=206853.822405999.302=455657.69N，mma-a剖面右側(cè)Ma：M'2aHM2aV=；43408.472405999.302=408313.27Nmm3、校核軸的強度a-a剖面的左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，故a剖面的左側(cè)為危險面。由附表10.1得：

38、抗彎剖面模量二d3W=32bt(d-t)2一2d二 52332_一一2166(52-6)3二15750.39mm252抗扭剖面模量32二dbt(d-t)16一2d一一3=29547.55mm彎曲應力扭剪應力-TTWt455657.6915750.39=28.93MPa717.09100029547.55=24.27MPa對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，取折合系數(shù):.二0.6當量應力二e，二b24（：t）2=28.9324（0.624.27）2=41.05MPa抗拉強度極限=650Mpa（由P192頁表10.1查得）由P201頁表10.4查得軸的許用彎曲應力二#=60MPa顯然仃也，因此，軸的a-a剖面左側(cè)

39、的強度滿足要求第5章滾動軸承的選擇及校核計算5.1. 滾動軸承的選擇軸承均采用角接觸型滾動軸承，具體選擇如下表所示:表4滾動軸承選擇位置軸徑型號I軸30mm角接觸球軸承7206ACII軸35mm角接觸球軸承7207AC田軸50mm角接觸球軸承7210AC7210AC軸承的動載荷 C =40800N ,5.2. 滾動軸承校核以低速軸軸承為例，由機械設計手冊查靜載荷C0=30500N01、計算軸承軸向力FrlCFl.)圖7軸承布置及受力圖由機械設計第五版表11.13查得7210AC軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承I、II的內(nèi)部軸向力為：§=0.4Fr1=0.4R1=0.43441.52=1

40、376.61NS2=0.4Fr2=0.4R2=0.43151.49=1260.60NA二FS1以及S2的萬向如圖7所小。S2與A同向。aS2+A=1260.60+1397.87=2658.47N,故S2+A>S1,因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結(jié)構(gòu)可知軸承保持平衡，故兩軸承的軸向力為:Fai=S+A=2658.47N,Fa2=S2=1260.60N。比較兩軸承的受力：因FM>F.2及Fai>Fa2,故只需校核軸承。由Fa1/C0=2658.47/30500=0.087,查表11.12得e=0.46。因為Fa1/FM=2658.47/3441.52=0.77e所以X=0.44

41、,Y=1.23(由機械設計第五版表11.12查得)當量動載荷P=XFr1YFa1=0.443441.521.232658.47=4784.19N3、校核軸承壽命軸承在100攝氏度以下工作，查機械設計第五版表11.9得fT=1.0由于其中機械的沖擊屬于中等沖擊，查機械設計第五版表11.10得fp=1.5。故軸承I的壽命106fT*C31061.0408003Lh()3()3=26413.26h60nfp*P60115.961.54784.19p預期壽命Lh=822505=20000h顯然，LhLh',故滿足要求。第6章鍵聯(lián)接的選擇及計算6.1. 鍵連接的選擇本設計中采用了普通A型平鍵連接

42、，材料均為45鋼，如下表:表5各軸鍵連接選擇表位置軸徑型號數(shù)量田軸50mmA型鍵16x10x701II軸35mmA型鍵10M8M80135mmA型鍵10x8x5616.2. 鍵連接的校核1、田軸上鍵的校核齒輪處的鍵連接壓力為:2Tkld4T4 717090h(L -b)d 10 (70 -16) 52= 102.15MPa仃p=120150MPa,%<Rp,故強度足夠。2、II軸上鍵的校核(1)、小齒輪處的鍵連接壓力為：2T 4Tkld h(L -b)d4 2707508 (80-10) 37= 52.27MPa仃p=120150MPa,顯然，仃pcRp，故強度足夠。(2)、大齒輪處的鍵

43、連接壓力為:= 79.54MPa2T_4T_4270750kldh(L-b)d8(56-10)37p=120150MPa,仃P(guān)<BP,故強度足夠第7章減速器潤滑方式和密封類型選擇1、潤滑方式的選擇齒輪采用油潤滑，滾動軸承采用脂潤滑。由于減速器是一般機床的齒輪變速箱，根據(jù)機械設計手冊表7.11查得潤滑油可采用代號為L-AN22的全損耗系統(tǒng)用油GB443-1989。根據(jù)機械設計手冊表7.12查得潤滑脂可用代號為L-XACMGA2的合成鋰基潤滑脂GB/T492-1989。2、密封類型的選擇減速器的密封方式采用氈圈油密封。第8章減速器附件的選擇和設計1 .窺視孔和視孔蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合

44、情況等，并可用該孔向箱內(nèi)注入潤滑油，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。其結(jié)構(gòu)設計如裝配圖中所示。2 .油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。其結(jié)構(gòu)設計如裝配圖中所示。3 .油標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.其結(jié)構(gòu)設計如裝配圖中所示。4 .通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔

45、蓋上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.其結(jié)構(gòu)設計如裝配圖中所示。5 吊鉤在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。6 .起蓋螺釘減速器在安裝時，為了加強密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸時往往因粘接較緊而不易分開，為了便于開啟箱蓋，設置起蓋螺釘，只要擰動此螺釘，就可頂起箱蓋。其結(jié)構(gòu)設計如裝配圖中所示。7 .定位銷為了保證箱體軸承座孔的鏈削和裝配精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度，箱蓋和箱座需用兩個圓柱定位銷定位。其結(jié)構(gòu)設計如裝配圖中所示第9章減速器箱體設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪嚙合精度，大端蓋分機體采用H7/r6配合。為了保證機體有足夠的剛度，在機體外加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為3050mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度。機體結(jié)構(gòu)應有良好的工藝性，外型簡單，拔模方便。其減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)設計尺寸如下：表6減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計尺寸（結(jié)果未注單位：mm廳P名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果1箱座壁厚60=0.025a+3=7.125mm82箱蓋壁厚g酬=0.02a+3=6.3mm8