機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)課程題目：二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)前言

目錄..................................................................................................................2第一章計(jì)任務(wù)書..............................................................................................2§1-1設(shè)計(jì)任務(wù)第二章動(dòng)系統(tǒng)方案總體設(shè).......................................................................5§2-1電動(dòng)機(jī)的選擇§2-2傳動(dòng)比的分配第三章速級(jí)齒輪設(shè)......................................................................................8§3-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)§3-2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)第四章速級(jí)齒輪傳設(shè)計(jì).............................................................................11§4-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)§4-2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)第五章軸設(shè)計(jì)方案...........................................................................................12§5-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

§5-2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)§5-3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第六章

軸的強(qiáng)校核......................................................................................17§6-1高速軸的校核§6-2中間軸的校核§6-3低速軸的校核第七章第八章

滾動(dòng)軸選擇和壽命算.................................................................21鍵連接擇和校核.............................................................................§8-1軸1上鍵的選擇和校核§8-2軸2上鍵的選擇和校核§8-3低速軸上鍵的選擇和校核第九章第十章

聯(lián)軸器選擇和計(jì)算.........................................................................26潤(rùn)滑和封形式的選......................................................................26§10-1傳動(dòng)零件的潤(rùn)滑第十一箱體及附的結(jié)構(gòu)計(jì)和選擇........................................................27總

結(jié)...............................................................................................................29參考文..............................................................................................................前言機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是學(xué)生第一次較全面的在機(jī)械設(shè)計(jì)方面的訓(xùn)練是機(jī)械設(shè)計(jì)課程的一個(gè)重要教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的是：第一、通過機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其它有關(guān)先修課程的理論和知識(shí)結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力并使學(xué)生知識(shí)得到鞏固深化和擴(kuò)展第二學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法掌握通用機(jī)械零件部件機(jī)械傳動(dòng)裝置和簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過程，第三、進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料(手冊(cè)圖冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算和數(shù)據(jù)處理等。機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的題目是帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)內(nèi)容包括：確定傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案選擇電動(dòng)機(jī)計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的參數(shù)傳動(dòng)零件軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸承聯(lián)軸器潤(rùn)滑密封和聯(lián)接件的選擇與校核計(jì)算；箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì)；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設(shè)計(jì)說明書。第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書

§設(shè)計(jì)任務(wù)1、設(shè)計(jì)目：用于帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器。2、工作條：?jiǎn)伟嘀乒ぷ鳎蛰d啟動(dòng)，單向、連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動(dòng)。運(yùn)輸帶速度允許速度誤差為±5%續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶與卷筒及支承間，包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在F中考慮3、使用期：十年，檢查期間間隔期三年。4、生產(chǎn)批：小批量生產(chǎn)。5、生產(chǎn)條：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工—級(jí)精度齒輪及渦輪。6、動(dòng)力來：電力，三相交流（220/380V7、運(yùn)輸帶度允許誤差：土5%8、原始數(shù)：輸送機(jī)工作帶扭矩輸送帶的工作速度輸送帶的卷筒直徑

W=800N·m第二章傳動(dòng)系統(tǒng)方案的總體設(shè)計(jì)一、帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示：

4—聯(lián)軸器5—帶式4—聯(lián)軸器5—帶式運(yùn)輸機(jī)w軸1—電動(dòng)機(jī)§2-1電動(dòng)機(jī)的選擇2—V帶傳動(dòng)3—二級(jí)圓柱齒輪減器1．電動(dòng)機(jī)容量選擇根據(jù)已知條件由計(jì)算得知工作機(jī)所需有效功率26002.86kw設(shè)：—對(duì)滾動(dòng)軸承效率。

軸

齒齒

—為齒式聯(lián)軸器的效率。

齒

—為

7齒輪傳動(dòng)的效率。=0.98

筒

—輸送機(jī)滾筒效率。

筒

估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率：0.99軸齒

0.96工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)功率為：pr

p

w

2.86

0.86

kwY系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：p。r

,因綜合應(yīng)選電動(dòng)機(jī)額定功率

kw2、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速n

w

60.1105rD2003.14方案比較:方案號(hào)型號(hào)額定功率KW

同步轉(zhuǎn)速r/min

滿載轉(zhuǎn)速1Y112M—24.0KW300028902Y112M—44.0KW150014403Y132M1—64.0KW10009604Y160M1—84.0KW750720綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動(dòng)機(jī)型號(hào)為，其主要參數(shù)如下：方案號(hào)型號(hào)額定功率

同步轉(zhuǎn)速

滿載轉(zhuǎn)速

額定轉(zhuǎn)矩

最大轉(zhuǎn)矩3Y132M1—64.0KW1000r/min960r/min2.02.0

i9.13i2.65i9.13i2.65§2-2傳動(dòng)比的分配帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：i

n

n

w

960

105.1

9.13ii9.13/1.3i3.4532傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比為：iii3.45,i013§2-3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算如下：0軸——電動(dòng)機(jī)軸960r095500

033.1301軸——減速器中間軸

i

r

p1

0

01

3.330.99Ti0101

33.132軸——減速器中間軸n

n960rmini

p2Ti312

106.53軸——減速器低速軸nn105.02rmini2.65p

Ti2

106.5N4軸——工作機(jī)

4

105.02r3p334

3.1043.04kwTTi4

34

.80.9801軸號(hào)

電動(dòng)機(jī)0

1

減速器2

3

工作機(jī)4軸轉(zhuǎn)速r/min960功率kw3．33轉(zhuǎn)矩N?33.13聯(lián)接、傳動(dòng)件傳動(dòng)比傳動(dòng)效率

96032.8聯(lián)軸器10.99

3.2齒輪3.450.97

齒輪2.650.97

3.04聯(lián)軸器1第章速齒設(shè)

已知條件為3.297kW，小齒輪轉(zhuǎn)=960r/min，傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命10年，單班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。一、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1)選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故用7精度（GB10095-88）3)材料選擇：由機(jī)械設(shè)計(jì)第九版書本“表常用齒輪材料及其力學(xué)性能”可選小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)齒輪材料為45調(diào)質(zhì)，二者材料硬差為40HBS。4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.4524=82.8取Z2=83?！?-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（）進(jìn)行試算，即：2.32確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選Kt=1.3（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：·mm=3.28N·mm由表10-7選取齒寬系數(shù)。由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8。由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550M。計(jì)算齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：60609601（1836510）=1.68192=4.887）由圖10-19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)0.880.918計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1由（得：==0.88600M=528M計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。46.21mm

2）計(jì)算圓周速度v。vm/s2.32m/s3)計(jì)算齒寬b。b=146.21mm=46.21mm4)計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)=mm=1.93mm齒高h(yuǎn)=2.25=2.251.93mm=4.34mm==10.655)計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.32m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，1；由表10-2查得使用系數(shù)1；由表10-4用插值法的7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，1.417。由=10.65，1.417查圖10-13得1.35；故載荷系數(shù)K=11.201.417=1.70046）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（）得46.21mm=50.4mm7)計(jì)算模數(shù)m。mmm=2.1mm§3-2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限500M；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限380M；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.87計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12得=M=303.57M=M=236.14M計(jì)算載荷系數(shù)K=K==11.2011.35=1.62查取齒形系數(shù)。由表10-5查得2.65，2.206查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得=1.58，。計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。0.01380.0163因此，大齒輪的數(shù)值大。２)設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

計(jì)算的模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度決定的承載能力而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力與齒輪直即模數(shù)與齒數(shù)的乘積關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算的得模數(shù)1.44mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)1.5按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=50.40mm，算出小齒輪齒數(shù)=33.634大齒輪齒數(shù)34=117.3，取這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪傳動(dòng)即滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3)幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑=m=341.5mm=51mm=m=1181.5mm=177mm計(jì)算中心距a=mm=114mm計(jì)算齒輪寬度b=151mm=51mm取51mm，56mm。第四章低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)已知條件為輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)=278.3r/min，傳動(dòng)比2.65由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)傳動(dòng)方案為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用級(jí)精度（GB10095-88）.材料選擇。由教材《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版，10-1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)硬度為；大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)度為，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)24，2.6524=63.6，取64。§4-1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式為：2.321)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)：1.32）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：=N·mm=1.098N·mm由表10-7選取齒寬系數(shù)。由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8。由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550M。計(jì)算齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：6060278.31（1836510）=4.876=1.847）由圖10-19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)0.910.9218計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1由（得：==0.9600M=546M

==0.92550M=506.55M2)計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2)計(jì)算圓周速度v。vm/s1.02m/s3)計(jì)算齒寬b。b=170.11mm=70.11mm4)計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)=mm=2.92mm齒高h(yuǎn)=2.25=2.252.92mm=6.57mm==10.6715)計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.02m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)1.1；直齒輪，1；由表10-2查得使用系數(shù)1；由表10-4用插值法的7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，1.420。由=10.671，查圖10-13得1.38；故載荷系數(shù)K=11.11.420=1.5626）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式（得70.11mm74.4mm7)計(jì)算模數(shù)m。m=3.1mm§4-2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限500M；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限380M；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87，=0.89計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-12得=M=310.70M=M=241.57M計(jì)算載荷系數(shù)K=K==11.111.38=1.518查取齒形系數(shù)。由表10-5查得2.65，2.256查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得=1.58，。計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。0.01350.0162因此，大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計(jì)計(jì)算mmm=2.11mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算

的模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度決定的承載能力而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算的得模數(shù)3mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=70.11mm算出小齒輪齒數(shù)=23.3724大齒輪齒數(shù)2.6524=63.6，取這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪傳動(dòng)即滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3)幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑=m=243mm=72mm=m=643mm=192mm計(jì)算中心距a=mm=132mm（3）計(jì)算齒輪寬度b=172mm=72mm取72mm，77mm。第五章各軸設(shè)計(jì)方案§5-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)、求Ⅰ軸上的功率轉(zhuǎn)速n960r/min1轉(zhuǎn)矩

T/12)、計(jì)算作用在齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩61n圓周力Ft

T32.811286.3d徑向力F200.36397468.17Nrt3初步估算軸的直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為查表取A0=112根據(jù)公式

d

0

3

3.297960

mm

計(jì)算軸的最小直徑加大以考慮鍵槽的影響。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：

該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖。1234567圖3-2-1輸入軸軸段①主要用于安裝聯(lián)軸器其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合因此要先選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩K考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小根據(jù)工作1情況選取K

A

1.3

，則：TK1.342.64N1根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d

，因此選取軸段①的直徑為

d

。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度mm型軸孔與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度（2）確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：

。軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段①直徑dmm為保證定位要求半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩軸段①的長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略短mm，軸段①總長(zhǎng)。軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為2

。對(duì)于軸承端蓋的寬度有取軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為深溝球軸承。寬度17mm。以軸段③直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑25mm2

；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。軸段4：取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取已知滾動(dòng)軸承寬度為在軸承左側(cè)有一擋油盤，取其長(zhǎng)度為，則此段軸的長(zhǎng)

取其直徑為軸段5：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段6：為安裝齒輪部分d

，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為56mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長(zhǎng)度52mm。軸段7：為支撐軸頸，用來安裝軸承?！?-2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1求2軸上的功率p3.2KW2轉(zhuǎn)n/min2轉(zhuǎn)/min2計(jì)算作用在齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩

2n圓周力：Ft

2T2106.52d177

1203徑向力：Ftan1203.4Nrt3初步估算軸的直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度217~255HBS查表取根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大3%考慮鍵槽的影響，軸結(jié)構(gòu)如圖3-2-2所示。12345

圖3-2-2中間軸4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)度該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。軸段1支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為6306溝球軸承。寬度17mm。以軸段①直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑30mm2軸向定位用擋油盤定位。

；為保證軸承的軸段2：為安裝齒輪部分2

，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長(zhǎng)mm2

。軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段4：為安裝齒輪部4

，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為77mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長(zhǎng)度L73

。軸段⑤為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑30為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長(zhǎng)度§5-3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1求Ⅰ軸上的功率3.104轉(zhuǎn)105.02r/轉(zhuǎn)T/min2計(jì)算作用在齒輪上的力：

Lmm轉(zhuǎn)矩

n圓周力：Ft

2T3d

N徑向力：Ftan20rt3初步估算軸的直徑：選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為查表取A0=112

根據(jù)公d

min

mm計(jì)算軸的最小直徑加大3%以考慮鍵槽的影響。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖。7654321圖3-2-3輸出軸選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩K考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小根據(jù)工作3情況選取A

。那么T273.8355.94N3根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑1

，因此選取軸段①的直徑為d40

。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度Lmm型軸孔軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度84mm1（2）確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：

。軸段①:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)6309溝球軸承。寬度mm。所以軸段①直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑45mm1

；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。取擋油盤寬度為30mm則軸段①的長(zhǎng)度為L(zhǎng)551軸段2為安裝齒輪部d504

齒輪的右端與軸承之間采擋油盤定位已知齒輪輪轂寬度為72mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，取其長(zhǎng)度Lmm4

。軸段③：齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段4軸段為連接軸身了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：

t在水平面上：22t在水平面上：2250mm。長(zhǎng)度為綜合計(jì)算后得到的L段:為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段⑤直徑應(yīng)為軸承內(nèi)圈直徑d；為保軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長(zhǎng)度Lmm5軸段⑥：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：dmm距離，故取。

。軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的軸段⑦:為配合軸頸按半聯(lián)軸器孔徑選取軸段⑦直徑為d40為保證定位要求半聯(lián)軸器左端用一套筒定位軸段⑦的長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略~mm軸段⑦總長(zhǎng)為L(zhǎng)mm。7第章

軸強(qiáng)?！焖佥S的核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，根據(jù)計(jì)算簡(jiǎn)圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力

而：周力

2T.8Fd511

1286N徑向力在垂直面上：

FF1286.320rt

F57r

NV

解得：M57vFtNH12M0,204tNH解得M

H

1130.25754001.2危險(xiǎn)截面在安裝齒輪處W

33.14253232

2150

M

M

H

2

M

V

2

65368.74

2

23792

69421N

mmca

M

2

1W

MPa所

以

軸

安

全。

彎

矩

圖

如

圖

t1t1§

中軸校根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，根據(jù)計(jì)算簡(jiǎn)圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在大齒輪上的力圓周力

2TF2d1

N徑向力

FFr

.4tan

438作用在小齒輪上的力圓周力

Ft

2T2106.52958.3372徑向力

Frt

2958.33tan20

在垂直面上：

MFFFrr22解得：

MMttNH2MMttNH2MM

V1H1

N166.79M

1

M

H1

221

50949.5在水平面上解得：

FFFt11t2NH2M206FtH2t2M

1034.75

H

1979.68NM2

M

H2

2V2

NW

d32

3

.1

3

ca1

M

.5

Mpa

M2

1585992

Mpa所以軸安全。§速軸的核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，根據(jù)計(jì)算簡(jiǎn)圖做出彎矩圖。先將三維坐標(biāo)轉(zhuǎn)為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力mm而圓周力

T.8F3192

N徑向力

Frt

2852.120N在垂直面上：

M0,F138Fr

NV2

解得：NFF在水平面上：M0,F138FtNH2解得

MMM

H

1236.6170650.8N危險(xiǎn)截面在安裝齒輪處

3

12500mm

M

M

2V

170650

62111

181601.8

W

181601.812500

所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-6

第章

滾軸選和命算1.高速軸上軸承采用6305主要承受低徑

徑D=62mm

度）求Fr1

Fr（）垂FFFNV1

v2F2

N（）水FFHH2FH1FH2

444.68N（）合FFr1r2FF2417.4121146.8221220.42r11Fr22

22

2

444.68

2

473.22（）計(jì)Pr

Pr表fP

XY

Pf)f1.112201342NrPr11r

hh表13-5有：

Y

P

r2Pr2r1r承1險(xiǎn)。（）校球

13-7取溫度ft

1，計(jì)算軸610Lr3(P609601342.46

h2）.中間軸上軸承采用低徑

徑D=72mm

度（）求FFr

r（）垂FFF862.46NV1

v2F

FFHH2FHFH2

166.79N

Fr1r2F2r1

F2H

862.46

2

166.79

2

NFF21034.751979.6822233.79rV2rr①查表13-5

有X取P得f)f1.1878.44966.28NrPrar②查表13-5有：

Y

，取P

，得：fNr2Prr2r1因此軸承2危險(xiǎn)。

ft

2低速軸上軸承采用6309型深溝球軸承主要承受徑向載荷也可同時(shí)承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價(jià)格最低.內(nèi)徑d=45mm

外徑

寬度B=25mm校核Ⅲ軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡(jiǎn)圖如圖3-3-3。（2）求軸承徑向支反力F

r

、r（a）垂直平面支反力F、FvFNV1

v2

F2

839.35N（b）水平面支反力、FHHFHFH

1236.6N2306.08N（c）合成支反力、Fr1rFr1H

450.082FrV2

F22

839.35

2

2306.08

2

2454.08（5）計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷P、Prr①查表13-5

有X取P得f)f1.11447Nr1P1r11a1pr②查表13-5有：

Y

，取P

，得：Nrrr2r1因此軸承2危險(xiǎn)。（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當(dāng)量動(dòng)載荷較大的軸承計(jì)算，對(duì)于球軸

，查表13-7取溫度系數(shù)ft

1，計(jì)算軸承工作壽命：Lh

6C(r)P86.52699.49滿足使用壽命要求結(jié)論：軸承型號(hào)最終確定為：

33第章

鍵接擇?！焖佥S上的選擇和校1．鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸dmm;28mm1（聯(lián)軸器）鍵1（小齒輪）鍵2b222．鍵的校核

,查表13-20得鍵長(zhǎng)度小于輪轂長(zhǎng)10mm鍵長(zhǎng)不宜超過d算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長(zhǎng)度系列選鍵長(zhǎng)；鍵1L1查表6-2得

；鍵2Lmm2鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：[

P

]100~MPa，則：鍵1：

P1

221Kld261

3

.1Mpa[]鍵2：

P2

3l3.5322

MPa]所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：鍵1：6×32GB1096-79鍵2：8×40GB1096-79§間軸上的選擇和校1．鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸;36mm,查表13-20（大齒輪）鍵1（小齒輪）鍵21022．鍵的校核鍵長(zhǎng)度小于輪轂長(zhǎng)~且鍵長(zhǎng)不宜超過~1.8算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長(zhǎng)度系列選鍵長(zhǎng)。鍵1L1

；鍵2L2

3333查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應(yīng)力為：[

P

]MPa

，則：鍵1：鍵2：

1P2

2Kl41Kl4222

33

MPa49.31Mpa]MPa27.91Mpa]所以所選用的平鍵強(qiáng)度足夠取鍵標(biāo)記為：

鍵1：10×40GB1096-79鍵2：10×63GB1096-79第章

聯(lián)器選和算高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TK到轉(zhuǎn)矩變化很1小，根據(jù)工作情況選取，則：ATK32.842.64。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑1

。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)L52軸孔與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為38mm1

。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TK則：3TK273.8N。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d40mm

。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度L112型軸孔軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為84mm1

。第章

潤(rùn)和封式選§

傳零的滑1．齒輪傳動(dòng)潤(rùn)滑v

并且傳動(dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用油潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用的50號(hào)油潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度。圓柱齒輪浸入油的深度約一個(gè)齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥。

2．滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑軸承潤(rùn)滑采用潤(rùn)滑脂，潤(rùn)滑脂的加入量為軸承空隙體積的

1，采用稠度較32小潤(rùn)滑脂。二減器封為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?.軸外伸端密封2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封3.箱體結(jié)合面的密封第十一章體及附的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)選擇箱座壁厚