課程設(shè)計(jì)_二級(jí)圓柱斜齒減速器

1、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)題目名稱(chēng)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置學(xué)生學(xué)院專(zhuān)業(yè)班級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)一、課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容設(shè)計(jì)一帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置（見(jiàn) 圖1）。設(shè)計(jì)內(nèi)容應(yīng)包括：傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)；傳動(dòng)零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計(jì)計(jì)算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計(jì)；設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。圖2為參考傳動(dòng)方案。圖1 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置圖2 參考傳動(dòng)方案二、課程設(shè)計(jì)的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運(yùn)輸帶工作拉力：F = 3.8 kN； 2運(yùn)輸帶工作速度：v = 1.4m/s； 3卷筒直徑： D = 300 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量。 7工

2、作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境； 8邊界連接條件：原動(dòng)機(jī)采用一般工業(yè)用電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)裝置與工作機(jī)分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接。三、課程設(shè)計(jì)應(yīng)完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張；3設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 1份。四、課程設(shè)計(jì)進(jìn)程安排序號(hào)設(shè)計(jì)各階段內(nèi)容地點(diǎn)起止日期一設(shè)計(jì)準(zhǔn)備: 明確設(shè)計(jì)任務(wù)；準(zhǔn)備設(shè)計(jì)資料和繪圖用具教1-205第1天二傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì): 擬定傳動(dòng)方案；選擇電動(dòng)機(jī)；計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算:帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算教1-205第2天三減速器裝配草圖設(shè)計(jì): 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強(qiáng)度計(jì)算；減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)教1-2

3、05第36天四完成減速器裝配圖教1-205第711天五零件工作圖設(shè)計(jì)教1-205第1213天六整理和編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)教1-205第14天七課程設(shè)計(jì)答辯教1-205第15天發(fā)出任務(wù)書(shū)日期：2011年1月3 日 指導(dǎo)教師簽名：計(jì)劃完成日期： 2011年 1月21日 基層教學(xué)單位責(zé)任人簽章：主管院長(zhǎng)簽章：設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明一傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明系統(tǒng)總體方案：電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)；初選三種傳動(dòng)方案，如下： (a)二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)(b)為渦輪渦桿減速器(c)為二級(jí)圓柱圓錐減速器系統(tǒng)方案總體評(píng)價(jià)：（a）方案為整體布局最小，傳動(dòng)平穩(wěn)，而且可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，但是帶式運(yùn)輸機(jī)要求長(zhǎng)時(shí)間的工作，由于

4、渦桿傳動(dòng)效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟(jì)。(b)方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。（c）方案采用二級(jí)圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期工作，使用與維護(hù)方便。（缺點(diǎn)：結(jié)構(gòu)尺寸稍大）高速級(jí)常用斜齒，低速級(jí)可用直齒或斜齒。由于相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)，要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷結(jié) 果設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果較平穩(wěn)的場(chǎng)合，應(yīng)用廣泛。傳動(dòng)比范圍：i = 8 60最終方案確定：電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)（如下圖）二電動(dòng)機(jī)的選擇1、 驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速：2、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式

5、按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)，它為臥式封閉型。3、電動(dòng)機(jī)容量 （1）卷同軸的輸出功率： （2）電動(dòng)機(jī)輸出功率Pd參考機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)P12頁(yè)表2.2常用機(jī)械傳動(dòng)效率?。?普通V帶 1=0.90 滾動(dòng)軸承 2=0.99 圓柱齒輪 3=0.98彈性聯(lián)軸器4= 0.99滾筒及運(yùn)輸帶效率： 5= 0.9所以，傳動(dòng)裝置總效率為：=0=0.7398所以電動(dòng)機(jī)所需功率為 設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果4、驅(qū)動(dòng)額定功率Ped參考機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)P188頁(yè)表16.1選用電動(dòng)機(jī)額定功率 Ped = 7.5kw5、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速查課程設(shè)計(jì)表2.1，V帶傳動(dòng)比范圍

6、 i1=24，圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍 i2=36,所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可旋范圍為： n = nw×i1×i2×i2172013758r/min查課程設(shè)計(jì)表16.1Y系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速有：3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min；選取電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為 n = 3000r/ min,取電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S22，所選取電動(dòng)機(jī)：額定功率為 滿載轉(zhuǎn)速為 6、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 i= / =2900/89.2 =32.51三級(jí)傳動(dòng)時(shí)i=1550，故電動(dòng)機(jī)合格。7、分配各級(jí)傳動(dòng)比 取V帶傳動(dòng)比i帶 = 2.1，又因?yàn)閕高=（1.11.5

7、）i低,取i高=1.3i低i=i帶×i高×i低所以：i高=4.485，i低=3.45三計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)1、 各軸轉(zhuǎn)速：電動(dòng)機(jī)軸為1軸，減速箱輸入軸（高速軸）為2軸，中間軸為3軸，輸出軸（低速軸）為4軸。n1= n2= n3 = n4 = 2、 各軸的輸入功率： 設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果3、各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 同理 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表：項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速r/min29001380.95307.989.2功率kw7.196.476.286.09轉(zhuǎn)矩N·m23.6844.74194.78625.

8、01傳動(dòng)比2.14.4853.45效率0.900.970.97四帶設(shè)計(jì)1、確定計(jì)算功率工作情況：兩班制,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)查機(jī)械設(shè)計(jì)表87（156頁(yè)）得KA = 1.28計(jì)算功率PcaPca = KA Ped=1.28×7.5=9.6kw2、選擇帶型根據(jù)計(jì)算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖811，,擇A型普通帶3、確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速查機(jī)械設(shè)計(jì)表86，A型V帶輪最小直徑：dmin =75mm查機(jī)械設(shè)計(jì)表88，初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，dd1= 125mm從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑：dd2 = d1×i帶 = 125×2.1 = 262.5mm查機(jī)械設(shè)計(jì)表88

9、，從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑取dd = 250mmV = 3.14×dd1×n1/60×1000 = 18.97m/s （v=525m/s，符合）4、確定中心距、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度及包角初定中心距，根據(jù)式262.5mm<a0<750mm初步確定中距a0 = 500mm據(jù)教材機(jī)械設(shè)計(jì)式822初步計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld0 = 2a0 + 3.14(dd1+ dd2)/2 + (a0 =1596.56mm由表82選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度: Ld = 1600mm查機(jī)械設(shè)計(jì)式821計(jì)算實(shí)際中心距，取a=502mm設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果中心距變化范圍：amin=a-0.015Ld

10、=478mm amax=a+0.03Ld=506.8mm（取507）5、驗(yàn)算小輪包角由機(jī)械設(shè)計(jì)式825，6、計(jì)算V帶的根數(shù)按<機(jī)械設(shè)計(jì)式822，由 ， ，Ld = 1600mm查表8-4a和8-4b得 （結(jié)合插補(bǔ)法）由表8-5查得由表8-2，查得由機(jī)械設(shè)計(jì)式826，取根7、計(jì)算初拉力按機(jī)械設(shè)計(jì)式8-25得：由表8-3查得8、計(jì)算作用在軸上的壓軸力按機(jī)械設(shè)計(jì)式8-24得設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果五傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、高速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核1) 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)A. 如傳動(dòng)方案圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；B. 運(yùn)輸機(jī)為

11、一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB1009588）；C. 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=4.485×=107.64，取108E. 初選螺旋角=2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ). 試選 =1.6B. 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) =2.433C. 由圖1026查得 =0.78=0.84 所以 =+=1.62D. 查機(jī)械設(shè)計(jì)表106 得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 E. 外嚙合齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)

12、表10-7選取 =1設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果F. 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =550MPaG. 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60 n1j=60×1380.95×1×（2×8×300×8）3.18×=2.23×/4.485=7.0×由圖1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90=0.95H. 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則 = /S=540Mpa = /S=522.5MPa所以 =

13、（540+522.5）/2=531.25MPa3）計(jì)算A. 由小齒輪分度圓直徑=43.385mmB. 計(jì)算圓周速度 v=C. 計(jì)算齒寬b及模數(shù)b=43.385m= h=2.25=2.25×1.754=3.9465mmb/h=43.385/3.9465=11D. 計(jì)算縱向重合度=0.318tan=0.318×1×24×tan=1.90287設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果E. 計(jì)算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1.0（表10-2），根據(jù)v=3.27m/s ，8級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)=1.160；8級(jí)精度，非對(duì)稱(chēng)分布的軟齒面，由表10-4查得

14、由b/h=9.161,查圖10-13得；查表10-3得 所以 載荷系數(shù) K =1×1.16×1.4×1.452=2.358F. 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑G. 計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定計(jì)算參數(shù)A. 計(jì)算載荷系數(shù) K =1×1.16×1.4×1.372.22B. 由縱向重合度=1.90287，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88C. 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)D. 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得齒形系數(shù)； 應(yīng)力校正系數(shù) ； =1.81E. 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限； F. 由機(jī)械設(shè)

15、計(jì)圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果G. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則；同理=233.4MPaH. 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較=0.014=0.01675 所以,大齒輪的數(shù)值大5) 設(shè)計(jì)計(jì)算=1.434mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=1.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有=31.9 取=32 則=u=143.52 取=1446) 幾何尺寸計(jì)算A. 計(jì)算中心距 圓整為136mmB. 按圓整后的中心距

16、修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。C. 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑mm 同理 =222.54mm設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果D. 計(jì)算齒輪寬度 b=48.11mm圓整后取=54mm7）高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A. 齒根圓直徑為：; B. 齒頂圓直徑為; 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm ，故以選用實(shí)心式結(jié)構(gòu)為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式機(jī)構(gòu)為宜。2. 低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核1) 選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)A. 如傳動(dòng)方案圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性；B. 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選

17、用8級(jí)精度（GB1009588）；C. 材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=3.45×=82.8，取83E. 初選螺旋角=2) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ). 試選 =1.6，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1030選取區(qū)域系數(shù) =2.433設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果B. 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1026查得 =0.78=0.81 所以 =1.59C. 外嚙合齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-7，=1D. 查機(jī)械設(shè)計(jì)表106 得材料的彈性

18、影響系數(shù)=189.800E. 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 =550MPaF. 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60nj=60×307.9×1×（2×8×300×8）=7.094× 同理 =2.055×由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90=0.92G. 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則 = /S=540MPa = /S=506MPa所以 =523 MPa3) 計(jì)算A. 小齒輪分度圓直徑所以 =73.3

19、22mmB. 計(jì)算圓周速度 v=m/sC. 計(jì)算齒寬b及模數(shù)b=73.322mm=設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果h=2.25×=6.669mm b/h=10.994D. 計(jì)算縱向重合度=0.318tan=0318×1×24×tan14=1.90287E. 計(jì)算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=1.18m/s ，8級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8 查得動(dòng)載系數(shù)=1.08；由表10-4查查圖10-13得；查表10-3得 所以 載荷系數(shù) K =2.21按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑F. 計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定計(jì)算參數(shù)A. 計(jì)算載荷系數(shù) K =

20、1×1.08×1.4×1.36=2.05632B. 由縱向重合度=1.90287，查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.880C. 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 同理 =90.859D. 查取齒形系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-5查得齒形系數(shù)； 應(yīng)力校正系數(shù)； =1.781由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果E. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；F. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則；G. 同理=244.29MPa計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較=0.013469=0.01568 大齒輪的數(shù)值大4) 設(shè)計(jì)計(jì)算=

21、2.167mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有=31.68 取=32 則=u=1115) 幾何尺寸計(jì)算A. 計(jì)算中心距 a=mm 圓整為184mmB. 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。C. 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑mm 同理 =285.995mmD. 計(jì)算齒輪寬度：b=82.449mm設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果圓整后取=87mm7）低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A. 齒根圓直徑為 76.199m

22、mB. 齒頂圓直徑為 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm ，故以選用實(shí)心式結(jié)構(gòu)為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式機(jī)構(gòu)為宜。設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果六軸設(shè)計(jì)計(jì)算1. 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1) 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 = 2) 求作用在齒輪上的力 因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=285.955mm 而 圓周力 徑向力 軸向力 3) 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取=110，則VIIIVIIVIVIVIIIII輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如上圖所示。為了使所選軸直徑設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果

23、與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。但由于聯(lián)軸器有鍵槽，應(yīng)增大3%為46.3mm查機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取=1.3，則：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 所以，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5272-1985，選用ML6梅花形彈性聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為1120Nm。軸孔長(zhǎng)度L=112mm，與軸配合的長(zhǎng)度=84mm，軸孔直徑 D=48mm。故取=48mm4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A. 擬定軸上零件的裝配方案B. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度a 為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，所以取=60mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =60mm（GB891892198

24、6）。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度就比1稍短一些，現(xiàn)取 =82mmb 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，故選用角接觸球軸承。由工作要求及=60mm，查GB/T292-83，選擇7213C型號(hào)，其尺寸為d×D×B=65mm×120mm×23mm，故，取=48mm（取齒輪距箱體內(nèi)壁間距為10mm,零件的軸段長(zhǎng)度做得比齒輪輪轂短2mm，箱體鑄造誤差，取S=8），右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行定位，由手冊(cè)上查得7213C型軸承的定位軸肩高為6mm，所以 =75mm。c 取安裝齒輪處的軸段-的直徑=70mm，齒輪與

25、左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為82mm，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=80mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑為=82mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm。軸承端蓋的總寬度為45.2mm，（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，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果離 mm，故取。d 取中間軸上兩齒輪間距為12mm，則=20mm，=72mm,至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。C. 軸向零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周

26、向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b× h = 20mm×12mm (GB/T 109679)，長(zhǎng)度為70mm；同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好 的對(duì)中性，查指導(dǎo)書(shū)表6.1故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm×9mm×70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。D. 確定軸上圓角和倒角尺寸 查機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角為2×，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)零件圖。5) 求軸上的載荷首先作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出

27、軸的彎矩圖和扭矩圖略由計(jì)算結(jié)果和圖可得，軸的危險(xiǎn)截面在安裝齒輪的中間，其中M合=277076 NmmT=624899Nmm設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行彎鈕校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得 =70MPa，因此是安全的。2. 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1) 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 = 2) 求作用在齒輪上的力 因已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力 徑向力 =1768N 軸向力 同理，大齒輪：656N設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果3) 初步確

28、定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取=110，則IIIIIIIVVVI4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A. 擬定軸上零件的裝配方案（見(jiàn)裝配圖）B. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。查GB/T297-1994，選擇30207型號(hào)，其尺寸為d×D×B=35mm×72mm×17mm，故，而40mm（取齒輪距箱體內(nèi)壁間距為10mm,S=8）。右端滾動(dòng)軸承和齒輪之間采用套筒進(jìn)行定位，取=40mm。同樣V-VI處與I-II取同樣的軸承，=35，=45.5mm。a)

29、取安裝齒輪處的軸段II-III的直徑=45mm，齒輪與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為87mm，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=85mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑為55mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取=10m。設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果b) 同理，IV-V處d=45mm L=50mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。c) 軸向零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，高速級(jí)小齒輪處：b× h = 14mm×9mm (GB/T 109

30、679)，長(zhǎng)度為70mm；同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好 的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；同樣，在低速級(jí)大齒輪與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm×9mm×40mm，與軸的配合為H7/m6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。d) 確定軸上圓角和倒角尺寸 查機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角為2×。5) 求軸上的載荷 與低速軸計(jì)算同理，經(jīng)過(guò)計(jì)算可得：水平面上F3=4579NF4=1891NM1max=334267Nmm 鉛垂面上F1=2425.1NF2=-1.1NM2max=177032.3NmmTmax=194579064

31、Nmm綜上可得：此軸的危險(xiǎn)截面在第二級(jí)齒輪的主動(dòng)輪處，Mmax=設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行彎鈕校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。3. 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算1) 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2) 求作用在齒輪上的力 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為mm 而 圓周力 徑向力 N 軸向力 3) 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-3，取=110，則IIIIIIIVVVIVIIVIII設(shè) 計(jì)

32、計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪的直徑處，但是有鍵槽，應(yīng)當(dāng)將其增大5%為19.32mm，如上圖所示。為了使所選軸直徑與帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取帶輪型號(hào)。由課程設(shè)計(jì)表9-1得，帶輪的槽型為A型槽，孔徑為20mm，帶輪長(zhǎng)L=1.8×20=36mm。38mm為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)，所以，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 58431986，選用YL4凸緣聯(lián)軸器其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為40Nm,與軸配合的長(zhǎng)度38mm（J,J1型）軸孔直徑 D=20mm所以, 38mm4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A. 擬定軸上零件的裝配方案（如裝配圖所示）B. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸

33、的各段直徑和長(zhǎng)度a 為滿足帶輪的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，所以取=30mm，-段的長(zhǎng)度現(xiàn)取 =38m。b 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，故選用角接觸球軸承。由工作要求及=25mm，查GB/T292-83，選擇7306B型號(hào)，其尺寸為d×D×T=30mm×72mm×19mm，故=30mm，取軸肩高3mm，則=40mm,長(zhǎng)=13mm=30mm（取齒輪距箱體內(nèi)壁間距為15mm,S=8）。 =42mm。c 已知齒輪的輪轂寬度為54mm，齒輪直接在軸上加工，故取=52mm。d 軸承端蓋的總寬度為46.2mm，（由減速器及軸承端蓋

34、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，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離 mm，故取。LIV-V=8+15+90+10-2=120mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。e 軸向零件的周向定位設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，帶輪處：b× h = 6mm×6mm (GB/T 109679)，長(zhǎng)度為32mm；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。f 確定軸上圓角和倒角尺寸 查機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2，取軸端倒角為1×和1.2×求軸上

35、的載荷 與低速軸計(jì)算同理，經(jīng)過(guò)計(jì)算可得右圖彎矩扭矩圖和受力圖水平面上F3=540N F4=1320N M1=78570 Nm鉛直面上F1=257N F2=440NM2=37393.5NmT=44742.3 Nm設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果綜上可得軸的危險(xiǎn)截面在齒輪安裝處，M合=Tmax=44742.3Nmm6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行彎鈕校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為：前已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。七軸承的校核計(jì)算 1、低速軸的軸承1查滾動(dòng)軸承樣本（或設(shè)計(jì)手冊(cè)）可知72

36、31C軸承的C=69800N,=55200N1) 求軸承受到的徑向載荷和由上面軸的校核的受力分析結(jié)果可知：圖中的Fa=1066.9NFa/C0=1066.9/55200=0.019，查表13-15用線性插值法可得e=0.3857，所以Fd1=0.3857×Fr1=1093NFd2=0.3857×Fr2=782.6N求軸承的計(jì)算軸向力和由上顯然可得Fd1+Fa=1093+1066.9N=2155.9N > Fd2 所以軸承2被壓緊，軸承1放松，所以有：求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果因?yàn)?由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷

37、系數(shù)為 軸承1 軸承2 查表13-6，（輕微沖擊），取。則驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?所有按軸承2的受力大小驗(yàn)算 故所選軸承可滿足壽命要求。2、中間軸的軸承查滾動(dòng)軸承樣本（或設(shè)計(jì)手冊(cè)）可知30207軸承的C=54200N,=63500N1) 求軸承受到的徑向載荷和由上面軸的校核的受力分析結(jié)果可知：右圖所示的Fa為兩齒輪的軸向力之差，即Fa=716N設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果求軸承的計(jì)算軸向力和 對(duì)于30207型軸承，按機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7，軸承派生力，查軸承手冊(cè)得Y=1.6，e=0.37則 因Fd2+Fa Fd1所以軸承2為緊，軸承1為松求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)?由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)

38、算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1 軸承2查表13-6，（輕微沖擊），取。則驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?所有按軸承1的受力大小驗(yàn)算 故所選軸承可滿足壽命要求。設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果3、高速軸的軸承查滾動(dòng)軸承樣本（或設(shè)計(jì)手冊(cè)）可知7207B軸承的C=31000N,=19200N1) 求軸承受到的徑向載荷和由上面軸的校核的受力分析結(jié)果可知：2) 求軸承的計(jì)算軸向力和 對(duì)于7306B型軸承，按機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7，軸承派生力，判斷系數(shù)e=0.14。則 右圖中的Fa=461N由上顯然可得Fd2+Fa=461+1586N=2047N > Fd1 所以軸承1被壓緊，軸承2放松，所以有：3) 求軸

39、承當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)?由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為軸承1 ; 軸承2:查表13-6，（輕微沖擊），取。則4) 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?所有按軸承1的受力大小驗(yàn)算 故所選軸承可滿足壽命要求設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果八、鍵的校核1. 鍵的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得許用應(yīng)力，因?yàn)橹皇呛茌p微的沖擊取。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵的接觸高度k=0.5h。2. 輸出軸的鍵齒輪鍵的參數(shù)b×h×L=20mm×12mm×50mm ，d = 70mm由機(jī)械設(shè)計(jì)式6-1可得，半聯(lián)軸器的參數(shù)b×h×L=14mm×

40、9mm×63mm ，d = 48mm由機(jī)械設(shè)計(jì)式6-1可得，3. 中間軸的鍵小齒輪鍵的參數(shù)b×h×L=14mm×mm×70mm ，d = 45mm由機(jī)械設(shè)計(jì)式6-1可得，大齒輪鍵的參數(shù)b×h×L=14mm×9mm×40mm ，d = 45mm由機(jī)械設(shè)計(jì)式6-1可得，4. 輸入軸的鍵輪轂鍵的參數(shù)b×h×L=6mm×6mm×32mm ，d = 20mm由機(jī)械設(shè)計(jì)式6-1可得，綜上，所以所選的鍵都合適。設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果九軸承的潤(rùn)滑方式選擇與密封高速級(jí)齒輪的

41、圓周速度為：所以，軸承采用浴油潤(rùn)滑。油潤(rùn)滑時(shí)因小齒輪齒頂圓小于軸承外圈，要加擋油盤(pán)，故密封裝置采用擋油盤(pán)低速級(jí)大齒輪的圓周速度為：所以，軸承采用脂潤(rùn)滑。 當(dāng)軸承采用脂潤(rùn)滑時(shí)，為了防止箱內(nèi)的潤(rùn)滑油進(jìn)入軸承厚使?jié)櫥♂尪髯?，常在軸承內(nèi)側(cè)加封油盤(pán)。故密封裝置采用封油盤(pán)。十一、減速器附件的選擇1. 通氣器選用通氣螺塞M24的，材料為Q2352. 軸承蓋及套杯選用凸緣式軸承蓋（透蓋），材料為HT1503. 油面指示器 選用油標(biāo)尺 4. 油塞選用外六角油塞及密封墊，M14×1.5，材料為Q235 5. 窺視孔與視孔蓋選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋l1=180mm6. 螺塞材料Q235A.指導(dǎo)書(shū)表14.17第二個(gè)7. 起吊裝置 選用箱蓋吊耳與箱座吊耳設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果十二減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下名稱(chēng)符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座厚度10箱