機(jī)械制造課程設(shè)計(jì)-同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、中國(guó)礦業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院機(jī)械制造課程設(shè)計(jì) 同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書姓 名：班 級(jí)：學(xué) 號(hào)：指導(dǎo)教師：完成日期：月23日課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書一、課程設(shè)計(jì)目的·1.了解機(jī)械設(shè)計(jì)的根本方法，熟悉并初步掌握簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)方法，設(shè)計(jì)步驟·2.綜合運(yùn)用已經(jīng)學(xué)過(guò)的課程的有關(guān)理論和知識(shí)進(jìn)行工程設(shè)計(jì)，培養(yǎng)設(shè)計(jì)能力， 培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的能力，為今后進(jìn)行設(shè)計(jì)工作奠定根底··4.熟悉與機(jī)械設(shè)計(jì)有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)、標(biāo)準(zhǔn)、資料、手冊(cè)，并培養(yǎng)運(yùn)用它們解決實(shí)際問(wèn)題的能力。培養(yǎng)使用資料那個(gè)計(jì)算、繪圖和數(shù)據(jù)處理的能力。二、課程設(shè)計(jì)任務(wù)3、帶式運(yùn)輸機(jī)兩級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) (一)設(shè)計(jì)要求(1)

2、設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳功裝置；(2)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起功，運(yùn)輸帶允許誤差為5(3)使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。(二)原始技術(shù)數(shù)據(jù)(1)展開式二級(jí)園柱齒輪減速器。(三)設(shè)計(jì)任務(wù)(1)確定傳動(dòng)方案，并繪出原理方案圖。(2)設(shè)計(jì)減速器。(3)完成裝配圖1張(A0或A1)，零件圖2張。(4)編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書。1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.1 傳動(dòng)裝置的組成和特點(diǎn)組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.2 傳動(dòng)方案的擬定 選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器?？紤]到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶

3、設(shè)置在高速級(jí)。初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如圖1.1所示。圖1.1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖1.2.1 工作機(jī)所需功率Pwkw1350×0.75/1000×0.96 kw式中，T為工作軸轉(zhuǎn)矩，N/m；n為工作機(jī)的角速度，r/min；為帶式工作機(jī)的效率。 電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率326×3×2×為V帶的效率,為第一、二、三三對(duì)軸承的效率，為每對(duì)齒輪齒輪為7級(jí)精度，油潤(rùn)滑，因是薄壁防護(hù)罩,采用開式效率計(jì)算嚙合傳動(dòng)的效率，為聯(lián)軸器的效率。2 電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： PP/0.859 kw , 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范

4、圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比24，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比35，那么925，那么總傳動(dòng)比合理范圍為18100，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：×18100×6502 r/min按電動(dòng)機(jī)的額定功率P，要滿足PP以及綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y160L4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率P為15 kw，滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500 r/min。表2.1 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率P/kw額定轉(zhuǎn)速r/min同步轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y160L-415146015003 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3

5、.1 總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：/1460/ 分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比×式中、分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。對(duì)于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)比按下式分配：式中為高速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比，為低速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取2.3，那么減速器傳動(dòng)比為：4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4.1 各軸轉(zhuǎn)速高速軸的轉(zhuǎn)速 960/2.3417.39 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速 /3.54117.91 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速 / / r/min 滾筒軸的轉(zhuǎn)速 = r/min4.2 各軸輸入、輸出功率 各軸的輸入功率Pkw 高速

6、軸的輸入功率 P××0.965.28 kW 中間軸的輸入功率  ×2×××85.12 kW 低速軸的輸入功率  ×2×××84.92 kW滾筒軸的輸入功率 ×2×4=××94.77 kW 各軸的輸出功率Pkw  高速軸的輸出功率 × kW中間軸的輸出功率 × kW低速軸的輸出功率 ×0.994.87 kW滾筒軸的輸出功率 × kW4.3 各軸輸入、輸出轉(zhuǎn)矩 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 N&

7、#183;m轉(zhuǎn)矩公式： 9550P/ N·m電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 9550 9550×/ N·m高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 95509550× N·m中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩 95509550× N·m低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 95509550×4.92/33.301410.99 N·m 滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩 95509550× N·m 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 高速軸的輸出轉(zhuǎn)矩 × N·m中間軸的輸出轉(zhuǎn)矩 × N·m低速軸的輸出轉(zhuǎn)矩 ×0.991396.88 N·m

8、滾筒軸的輸出轉(zhuǎn)矩 × N·m 軸 參數(shù) 電機(jī)軸 軸 軸 軸滾筒軸功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/N·m轉(zhuǎn)速n/r/min960傳動(dòng)比i效率5 設(shè)計(jì)帶和帶輪5.1 確定計(jì)算功率查機(jī)械設(shè)計(jì)課本表8-7選取工作情況系數(shù)：××5.56.6 kw 式中為工作情況系數(shù)，為傳遞的額定功率,既電機(jī)的額定功率.5.2 選擇V帶的帶型根據(jù)6.6 kw，1.2 ,查課本圖8-11選用帶型為A型帶。 確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準(zhǔn)直徑100 mm。 驗(yàn)算帶速  5.024 m/s 因?yàn)? m/s30 m/s ，故帶速

9、適宜。 計(jì)算大帶輪的的基準(zhǔn)直徑大帶輪基準(zhǔn)直徑×100230 mm ，式中為帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，根據(jù)課本表8-8，圓整為250 mm 。 確定V帶的中心距和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度2，所以初選帶傳動(dòng)的中心距為：525 mm 所以帶長(zhǎng)為：=1610.49 mm 查課本表8-2選取v帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度1600 mm，傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為：+519.76 mm圓整為520 mm，中心距的變動(dòng)范圍為：496 mm568 mm故中心距的變化范圍為496568 mm 。5.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角o90o，包角適宜。 計(jì)算帶的根數(shù)z 計(jì)算單根V帶的額定功率 Pr (kw)因100 mm，帶速v5.024 m/s，傳動(dòng)比,

10、那么查課本、表8-4a、表8-4b,并由內(nèi)插值法得單根普通V帶的根本額定功率0.95 kw，額定功率增量0.11 kw 。查課本表8-2得帶長(zhǎng)修正系數(shù)0.96 。查課本表8-5,并由內(nèi)插值法得小帶輪包角修正系數(shù)0.96 ，于是(0.95+0.11)××0.991.007 kw 計(jì)算V帶的根數(shù)Z由公式8-26得故取7根。 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得V帶單位長(zhǎng)度的質(zhì)量 0.10 kg/m,故:單根普通帶張緊后的初拉力為155.17 N5.8計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為:22122.07 N表5.1 V帶的設(shè)計(jì)參數(shù)總匯帶型基準(zhǔn)直徑/mm帶速V/m/s基準(zhǔn)長(zhǎng)度/m

11、m包角V帶根數(shù)Z最小壓軸力/NA100250o75.9 V帶輪的設(shè)計(jì) 帶輪的材料。由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，應(yīng)選用HT150型。 帶輪的結(jié)構(gòu)形式V帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)Z7，小帶輪基準(zhǔn)直徑100 mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑250 mm。故由課本圖8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選擇孔板式。 V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號(hào)相對(duì)應(yīng)，見課本表8-10。V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作外表的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40o。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圈，也不應(yīng)與輪槽底部接觸。具體參數(shù)見

12、表5.2。 V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對(duì)輪緣、凸臺(tái)、腹板及輪轂的外表缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；由于帶輪的轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速，故要做動(dòng)平衡。表5.2 輪槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11.0 15±938o6 齒輪的設(shè)計(jì)因減速器為同軸式，低速級(jí)齒輪比高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級(jí)齒輪。 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 選取精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。1 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)選

13、用7級(jí)精度GB 1009588)。2 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。3 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i224×3.5484.96，取Z285。4 初選螺旋角14o。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-21進(jìn)行計(jì)算，即1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 T×103 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)1。 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim160

14、0 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 60nj 60××1×2×8×300××108 ×108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.77 ，0.855。那么+1.625。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:=×600540 0.95×550 那么許

15、用接觸應(yīng)力為：531.25 2設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得84.555 mm計(jì)算圓周速度。m/s計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b84.555 mm計(jì)算摸數(shù)m=3.42 mm計(jì)算齒寬與高之比。 齒高 h2.25 ×3.427.695 計(jì)算縱向重合度 計(jì)算載荷系數(shù)K。使用系數(shù)=1，根據(jù)0.522 m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K0.95；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K1.423；由10.99，K1.423查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷系數(shù)K KK K 1××

16、;×按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd×89.430 計(jì)算模數(shù)3.62 mm 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式1確定計(jì)算參數(shù) 計(jì)算載荷系數(shù)。K K K1××× 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩414.69 kN·m。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z124，Z2i21Z1×2484.96，取Z285。傳動(dòng)比誤差  iuZ2/Z185/243.54，i0.0175，允許。 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形

17、系數(shù)2.592；2.211 應(yīng)力校正系數(shù)96；1.774查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 。              查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.88；K0.90。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。314.29 MPa244.29 MPa計(jì)算大小齒輪的 并加以比擬。0.013 160.017 49大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)選用。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算2.56 mm比照計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于

18、由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m3 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z28.9 取z29那么zuz1×29102 幾何尺寸計(jì)算1計(jì)算中心距 a202.516 將中心距圓整為203。2按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。3計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d89.879 d316.125 4計(jì)算齒輪寬度B1×89.87989.879 mm圓整后取90 mm；95 mm。（5） 修正齒輪圓周速度m/s 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算

19、 選取精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。1 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)選用7級(jí)精度GB 1009588)。2 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。3 考慮到此設(shè)計(jì)減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i224×3.5484.96，取Z285。4 初選螺旋角仍為14o。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-21進(jìn)行計(jì)算，即1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選=1.6。×103 查課本P205表10-

20、7選取齒寬系數(shù)0.8。 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 60nj 60××1×2×8×300××109 ×108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.77 ，0.85

21、5。那么+ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:=×600540 0.95×550 那么許用接觸應(yīng)力為：531.25 2設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得66.049 mm計(jì)算圓周速度。m/s計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b52.839 mm計(jì)算摸數(shù)m=2.67 mm計(jì)算齒寬與高之比。×2.676.008 計(jì)算縱向重合度 計(jì)算載荷系數(shù)K。使用系數(shù)=1，根據(jù)1.443 m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K1.07；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K1.423；由10.

22、99，K1.423查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷系數(shù)K KK K 1×××按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd×72.658 計(jì)算模數(shù)2.94 mm 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式1確定計(jì)算參數(shù) 計(jì)算載荷系數(shù)。K K K1××× 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩120.81 kN·m。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z124，Z2i21Z1×2484.96，取Z285。傳動(dòng)比誤差  iuZ2/Z1

23、85/243.54，i0.0175，允許。 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)2.592；2.193 應(yīng)力校正系數(shù)96；1.783查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 。              查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.85；K0.88。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。303.57 MPa238.86 MPa計(jì)算大小齒輪的 并加以比擬。0.01

24、3 160.016 40大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)選用。（3） 設(shè)計(jì)計(jì)算2.16 mm比照計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2.5 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z25.63 取z26那么zuz1×2692.04，取 z292。 幾何尺寸計(jì)算1算中心距 a141.906 將中心距圓整為141。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級(jí)圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級(jí)圓柱齒輪的中心距計(jì)算。即×35123.9，圓整為124

25、。2按要求設(shè)計(jì)的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角arccosarccos3計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d89.370 d316.628 4計(jì)算齒輪寬度B×89.37071.496 mm圓整后取 B275 mm；B180 mm。5修正齒輪的圓周速度m/s表6.1 各齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù) 齒輪參數(shù)高速級(jí)齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級(jí)齒輪4材料40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS45鋼調(diào)質(zhì) 硬度為240HBS40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS45鋼調(diào)質(zhì)硬度為240HBS齒數(shù)3512429102螺旋角模數(shù)3齒寬/mm80759590中心距/mm203齒輪圓周速/m/s修正傳動(dòng)比6.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速

26、軸齒輪1做成實(shí)心式如圖6.1b，中間軸齒輪3做成齒輪軸，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個(gè)大齒輪使用腹板式結(jié)構(gòu)如圖6.1a圖6.1 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖7 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.1 低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P4.92 KW 33.30 r/min 1410.99 Nm 求作用在齒輪上的力因低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan×2315.31 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。圖7.1 軸的載荷分布圖 初步確定軸的最小直徑1先按課本式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為4

27、5鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得112×2聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑圖7.2。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，那么：××1091834.287 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查?機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)?表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器GB/T43232002，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1107 mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1根據(jù)軸向定位的要求確定軸

28、的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取105 mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承GB/T 297199430217型，其尺寸為d×D×T85 mm×150 mm×3

29、0.5 mm，故85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，那么44.5 mm。 取安裝齒輪處的軸段90 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取86 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h7 mm，那么104 mm。軸環(huán)寬度,取b12 mm。 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取67.5 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖

30、7.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 7.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6長(zhǎng)度/mm105468612鍵b×h×L/mm20 ×12 ×9025×14×70C或R/mm處2×45o處R2處×45o（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，應(yīng)選擇齒輪轂與軸的

31、配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2××。各軸肩處的圓角半徑為:處為R2，其余為R2.5。 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖圖7.1。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a29.9 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩

32、圖和扭矩圖圖7.1。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N×57.1283 578.014 ×57.1152 854.416 ×71.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表7.2 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N彎矩M283 578.014 152 854.416

33、486 65.09 總彎矩322 150.53 ,扭矩T1 410 990 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa12.4 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸平安。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲

34、勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端，而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2截面左側(cè)61 412.5 抗扭截面系數(shù) 122 825 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力1.48 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)

35、力 11.49 MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得1.9 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4為由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即，那么按課本式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算平安系數(shù)值，按課本式15-6(15-8)那么得SSS1.5 故可知其平安。（3） 截面右側(cè)72 900 抗扭截面系數(shù) 145 800

36、 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力1.25 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 9.68 MPa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取，于是得3.24 ×軸按磨削加工，由課本附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即，那么按課本式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算平安系數(shù)值，按課本式15-6(15-8)那么得SSS1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。7.2 高速軸以

37、及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5.28 KW 417.39 r/min 120.81 Nm 求作用在齒輪上的力因低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 F2703.59 N FF1014.15 N FFtan×984.03 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。 初步確定軸的最小直徑先按課本式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得112×26.10 mm故圓整取30 mm，輸出軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑圖7.3。V帶輪與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1108 mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

38、和長(zhǎng)度 為了滿足V帶輪的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑40 mm。V與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1108 mm，故-的長(zhǎng)度取108 mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承GB/T 297199430209型，其尺寸為d×D×T45 mm×85 mm×20.75 mm，故45 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，那么34.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段50 mm；

39、齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪的寬度為75 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取70 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h4 mm，那么58 mm。軸環(huán)寬度,取b10 mm。 軸承端蓋的總寬度為27.25 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取57.25 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖7.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 7.3 高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm30 H7/k64045 m650 H7/n65845

40、m6長(zhǎng)度/mm1087010鍵b×h×L/mm10 ×8 ×9016×10×56C或R/mm處×45o處處×45o2軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按50 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h16 mm×10 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，應(yīng)選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵為10 mm×8 mm×90 mm，V帶輪與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，

41、此處選軸的直徑尺寸公差為m6。3確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本××。各軸肩處的圓角半徑為:處為R1.2，其余為R1.5。 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.3作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖圖7.1。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30209型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a18.6 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距53.65+63.65117.3 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖圖7.1。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C出的、及的值列于下表參看圖7.1。表7.4 高速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力1

42、467.04 N，1 236.55 N760.03 N，254.12 N彎矩M78 706.696 40 775.6095 16 174.738 總彎矩88 641.945 ,扭矩T120 810 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa9.2 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸平安。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同。經(jīng)計(jì)算該軸在截面左右兩側(cè)的強(qiáng)度平

43、安系數(shù)S1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。 7.3 中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5.12 KW 117.91 r/min 414.69 Nm 求作用在齒輪上的力因高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=316.628 F N FF973.84 N FFtan×0.207818544.36 N低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=89.880 mm 9227.64 N FF3462.46 N Ftan×0.2593632393.26 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.5所示。 初步確定軸的最小直徑先按課本式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。

44、根據(jù)課本，取，于是得112×39.37 mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取50 mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承GB/T 297199430210型，其尺寸為d×D×T50 mm×90 mm×21.75 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，那么35.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段60 mm；齒輪的左端與左軸承

45、之間采用套筒定位。齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取86 mm，那么39.75。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h7 mm，那么74 mm。-段為小齒輪，其寬度為95 mm，分度圓直徑為89.880 mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 圖7.4 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 7.5 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm50 m660 H7/n67489.880 50 m6長(zhǎng)度/mm8695鍵b×h×L/mm18×11×80C或R/mm處2×45o處R2處R2處R2處R

46、2處R22軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按60 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h18 mm×11 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，應(yīng)選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。3確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2×。各軸肩處的圓角半徑為R2。 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.4作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖圖7.5。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a

47、20 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L160.75 mm L2183.75 mm L363.25 mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：圖7.5 中間軸的載荷分析圖軸的受力分析如下：+60.75+183.75+63.25307.75 mm3970.84 N N N-2108.322291.98 N ×60.75241228.53 ×62.25488551.07 ×60.75122612.94 ×62.25142675.76 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度取=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力=7.8 MPa查表15-1得=60MP。因 ，故此軸合理平

48、安。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同。經(jīng)計(jì)算該軸在截面左右兩側(cè)的強(qiáng)度平安系數(shù)S1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。 8 鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算8.1 選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，應(yīng)選用圓頭普通平鍵A型。根據(jù)已經(jīng)選擇的鍵的根本參數(shù)列如下表：表8.1 鍵的根本參數(shù) 鍵參數(shù)高速軸中間軸低速軸b×h×L10×8×9016×10×5618×11×8020×12×9025×14×70 工作長(zhǎng)度804062704

49、54567軸的直徑d/mm3050606590轉(zhuǎn)矩T/8.2 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本表6-2查得許用擠壓應(yīng)力100120 MP。取其平均值，110 MPa。鍵的工作長(zhǎng)度和鍵與輪轂鍵槽的接觸高度均見表8.1。由課本式6-1即分別得： MPa； MPa； MPa； MPa； MPa故110 MPa，均適宜。取鍵標(biāo)記分別為：鍵1：10×8 A GB/T1096-1979鍵2：16×10 A GB/T1096-1979鍵3：18×11 A GB/T1096-1979鍵4：20×12 A GB/T1096-1979鍵5：25×1

50、4 A GB/T1096-19799 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)9.1 箱體的材料和性能 箱體的材料減速器的箱體采用鑄造HT200制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合。 箱體的性能(1) 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體外加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度。(2) 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了防止油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接外表應(yīng)精創(chuàng)，其外表粗糙度為。(3) 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便。9.2 附件設(shè)計(jì) 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的外表并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。 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)