一級減速器課程設(shè)計解讀

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1、 學生畢業(yè)設(shè)計（畢業(yè)論文） 系  別：  機電工程系 專  業(yè)： 班  級： 學 生 姓 名： 學 生 學 號： 設(shè)計（論文）題目： 煤斗提升機用一級斜齒圓柱齒輪

2、減速器 指 導 教 師： 設(shè) 計 地 點： 起 迄 日 期： 畢 業(yè) 設(shè) 計 （ 論 文 ） 任 務(wù) 書 專業(yè) 班級 姓名 一、課題名稱： 煤斗提升機用一級斜齒圓柱齒輪減速器 二、主要技術(shù)指標：  1. 該傳動裝置用于煤庫斗式提升機的傳動系統(tǒng)中 ; 2. 斗軸的轉(zhuǎn)速 n=80/r.min ，斗軸所需的功率 P=6.3kw 3.提升機兩班制工作 ,單向回轉(zhuǎn) ,使用年限為 10 年， 4.工作中有輕微的沖擊 ,斗軸轉(zhuǎn)速允許誤差差 5%. 三、工作內(nèi)容和要求：

3、1.完成該減速器的總體和傳動件的設(shè)計； 2.繪制該減速器的總裝圖和零件工作圖； 3.使提升機的傳動系統(tǒng)的整體尺寸盡量減?。? 4.合理選配電動機型號和滾動軸承型號。 四、主要參考文獻： 1.機械設(shè)計基礎(chǔ) 2. 機械設(shè)計手冊 3 .機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導書 4.新編機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊 5.國家標準 學 生（簽名） 年 月 日 指 導 教師（簽名） 年 月 日 教研室主任（簽名） 年 月 日 系 主 任（簽名） 年 月 日

4、畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告 設(shè)計（論文題目） 煤斗提升機用一級斜齒圓柱齒輪減速器 一、選題的背景和意義： 隨著機械制造業(yè)的迅猛發(fā)展，電動機的使用比較多，同時作為傳動機構(gòu)、而且在能量傳遞過程 中損耗相對較小的齒輪被廣泛使用。 本設(shè)計課題著眼于 “傳動比較大， 工作環(huán)境較惡劣” 的前提下， 進行討論。相對而言，普通圓柱齒輪已不滿足上述要求，具有嚙合較為平穩(wěn)、沖擊和噪聲小，適用 于高速、大功率傳動、重合度大、結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點的斜齒圓柱齒輪能適應(yīng)上述環(huán)境。 二、課題研究的主要內(nèi)容： 電動機的選擇

5、滾動軸承的選擇 斜齒圓柱齒輪減速器的齒輪的設(shè)計包括軸的設(shè)計和齒輪的設(shè)計連接軸的使用壽命和轉(zhuǎn)矩 三、主要研究（設(shè)計）方法論述： 在減速器的設(shè)計中，主要運用了類比法、分析法、設(shè)計計算法、圖形結(jié)合法等方法，分析了各齒輪的強度、滾動軸承承受的沖擊強度、軸的受力情況等等。 四、設(shè)計（論文）進度安排 時 間 工 作 內(nèi) 容 8.1~8.8 完成開題報告、擬訂設(shè)計進度計劃

6、8.9~8.12 收集相關(guān)資料 8.13~8.15 電動機的選擇計算 8.16~8.17 總傳動比計算及其分配、運動和動力參數(shù)的計算 8.18~8.19 齒輪的設(shè)計計算 8.20~8.21 從動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、滾動軸承的受力分析 8.22 初稿完成 8.25 定稿 8.27~28 準備畢業(yè)答辯 五、指導教師意見： 指導教師簽名： 年 月 日 六、系部意見：

7、系主任簽名： 年 月 日 目錄 一、 方案 ????? ???????????????????? 6 二、 分析和 定 方案 ??????????????????? 6 三、 機 ???????????????????????? 7 四、 算? ?????????????????????? 9 五、 與 承的 算與校核????? ??????????? 12 六、 等相關(guān) 準 的 ?????? ???????????? 20 七、 減速器的 滑與密封????

8、? ?????????????? 20 八、 箱體 構(gòu) ????? ????????????????? 21 九、 小 ?????? ?????????????????? 23 十、 參考文獻????? ??????????????????? 23 一、方案設(shè)計 原始數(shù)據(jù)： P=6.3kw P；斗軸所需功率 n=80r/min n：斗軸轉(zhuǎn)速； 設(shè)計工作量： １． 設(shè)計說明書一份 ２． 五張主要零件圖（ CAD ） ３． 零號裝配圖一張 工作要求： 提升機連續(xù)工作， 單向提升，載荷平衡兩班制工作，

9、 使用年限１０年，輸送帶速度允許誤差為 5%。 運動簡圖：（見附圖） 二、分析和擬定傳動方案 機器通常由原動機、 傳動裝置和工作裝置三部分組成。 傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要， 是機器的重要組成部分。 傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求， 同一種運動可以

10、有幾種不同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較， 從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案， 除了應(yīng)綜合考慮工作裝置的載荷、 運動及機器的其他 要求外，還應(yīng)熟悉各種傳動機構(gòu)的特點， 以便選擇一個合適的傳動機構(gòu)。 因鏈傳動承載能 力低，在傳遞相同扭矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，宜布置在 傳動系統(tǒng)的高速級， 以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩， 減小鏈傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 故本文在選取傳動方案 時，采

11、用鏈傳動。 眾所周知，鏈式輸送機的傳動裝置由電動機、 鏈、減速器、聯(lián)軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設(shè)計鏈式輸送機的傳動裝 置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。 三、選擇電動機 電動機是常用的原動機， 具體結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。 電動機的選擇主要包括選擇其類型和結(jié)構(gòu)形式、容量（功率）和轉(zhuǎn)速、確定具體型號。（1） 選擇電動機的類型： 按工作要求和條件選取 Y 系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 （2） 選擇電動機的容量： 工作所需的功率： Pd =

12、Pw/η 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為 η* η w = η 1* η 2* η2* η 2* η2* η3* η4 式中 η1、 η2、 η3、 η4 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動及鏈傳動。 取η 1 = 0.96、 η２= 0.98 、 η3 =0.97 、η4 = 0.99 ，則： η* η w = 0.96 0.980.98 0.98 0.980.97 0.99 =0.850 所以： Pd = Pw /η =6.3/0.850 kW = 7.41kW 根據(jù) Pd 選取電動機的額定功率 Pw 使

13、 Pm = (1 ∽ 1.3)Pd = 7.41∽ 9.64kW 由查表得電動機的額定功率 Pw = 7.5 kW （3） 確定電動機的轉(zhuǎn)速： 斗軸轉(zhuǎn)速為： n=80r/min 單級齒輪傳動比 i 按推薦的合理傳動比范圍， 取鏈傳動的傳動比 i = 2 ,V 1 ∽ 5， 2 = 3 ∽ 5 帶傳動比 i 3=2 ∽ 4 則合理總傳動比的范圍為 : i = 8

14、 ∽ 100 故電動機的轉(zhuǎn)速范圍為： nd = i*n w = (8 ∽ 100) 80r/min =640 ∽ 8000r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750 r/min、1000 r/min、 1500 r/min ，再根據(jù)計算出的容量，由附表 10.1 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。 電動機轉(zhuǎn)速 傳動裝置的傳動比 方 案 電動機型號 額 定 功 r/min 率

15、 Ped/kW 同 步 轉(zhuǎn) 滿 載 轉(zhuǎn) 總 傳 動 鏈 齒輪 速 速 比 1 YL0L-8 7.5 750 720 10.04 3 3.35 2 Y160M-6 7.5 1000 970 13.54 3.5 3.87 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 20.01 3 3.87 .5 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案 3 比較適合。因此

16、選定電動機型號為 Y160M-6, 所選電動機的額定功率 Ped = 7.5 kW ，滿載 轉(zhuǎn)速 nm = 970 r/min ，總傳動比適中， 傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊。 所選電動機的主要外形尺寸和 安裝尺寸如下表所示。 外形尺寸 底腳 安裝 尺 地腳螺栓孔 軸伸尺寸 裝鍵部 位 中 心 高 L (AC/2+AD) 寸 直徑 K D E 尺寸 F H HD A B GD 160 600 417 254210 15 42

17、 12 49 385 110 2、計算總傳動比并分配各級傳動比 電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作裝置的轉(zhuǎn)速就可以計算傳動裝置的總傳動比。 （1） 計算總傳動比： i = nm/nw = 1440/80 = 18 （ 2） 分配各級傳動比： 設(shè)計 bV 帶的傳動比為： ib =2 圓柱齒輪的傳動比： Ig=3.87 鏈輪的傳動比為： i1=2.325 （ 3） 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：各軸的轉(zhuǎn)速 N= nm/ib = 1440/2 = 720r/min

18、 nΠ = nΙ /ig = 720/3.87 = 186 r/min 要使得 nw =80 r/min 則鏈傳動比應(yīng)為 i1=186/80=2.325 各軸的功率 PΙ= Pm* η 1 = 7.5 0.96 = 7.2 kW PΠ =PΙ* η2 * η3 = 7.2 0.98 0.97 =6.844kW Pw = PΠ* η4*η 2* η2 = 6.844 0.99 0.980.98 = 6.51 kW (4 ) 各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機的輸出軸轉(zhuǎn)矩 Td Td = 9550 Pm/nm =9550

19、7.5/1440 = 49.74 Nm 其他軸轉(zhuǎn)矩 TΙ = 9550 PΙ/nΙ= 9550 7.2/720 =95.5 Nm TΠ= 9550 PΠ/nΠ= 9550 6.844/186= 351.40Nm Tw = 9550 Pw/nw = 9550 6.51/80=777.13Nm 3、各軸的轉(zhuǎn)速，功率及轉(zhuǎn)矩，列成表格 軸 名 參 數(shù) 電 動 機 Ι 軸 Π 軸 斗軸 軸 轉(zhuǎn) 速 970 250.65 71.62 71.62 功 率 7.5 7.2 6.844 6.51 轉(zhuǎn) 矩 73.84 274.33 9

20、12.60 868.06 傳 動 3.87 3.5 1 比 效 率 0.96 0.97 0.99 四．齒輪的設(shè)計計算 計 算 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 項目 1 齒 １． 料選用 20CrMnTiA 合金鋼滲碳淬火。由表 6-5， 輪 的 表 6-6 ，齒 面硬 度 56-62HRC ， B =1079 MPa ， 材 料 的 選 S =834 MPa 。由表 6-4 選擇齒輪精度 7 級。 擇

21、 該對齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強度設(shè) 計，再按齒面接觸疲勞強度校核。 ２． 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由公式 2 按 2KT1 YFa YSaY Y 齒 根 mn 3 的 彎 d Z12 F 曲 設(shè) 計

22、 3 中 心 距 與 螺 旋 角 的 校 核  T=9.55 106 *P/N 小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1=9.55 106 7.5/1440=4.974 104 N.㎜ Z1 =23 取 Z1 =23 i =3.5 , Z2 =3.8723=89.01，取 Z2 =89 Z2 =89 實際傳動比 i =89/23=3.8697 傳動比相對誤差 =|i - i T1 =7.384

23、 |/ i =0.0078％，齒數(shù)選擇滿足要求。 104 N.㎜ 大齒輪轉(zhuǎn)速 n2 = n1 / i =720/3.8697=186.06r/min。 d =0.5 由表 6-10，硬齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數(shù) d =0.5,由表查得，使用系數(shù) K A =1.25，試取動載系數(shù) KV =1.05，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向 載荷分布系數(shù) K ；由表可知，按齒面硬化，斜 K=1.796 =1.14 齒輪， K A Ft /b>100N/㎜，齒間載荷分配系數(shù) K =1.2。 由式

24、（ 6-4）載荷系數(shù) K= K A KV K K =1.796 齒形系數(shù) YF 按當量齒數(shù) ZV =Z/ cos3 ，由圖 6-18 查 得：設(shè)螺旋角 β=15， ZV 1 = Z1 / cos3 =25.5, ZV 2 = Z2 / cos3 =98.64,則小齒輪齒形系數(shù) YF 1 =2.65， 大齒輪齒形系數(shù) YF 2 =2.3 由表查得，小齒輪應(yīng)力修正系數(shù) YF 1 =1.59,大齒輪應(yīng) 力修正系數(shù) YF 2 =1.78 由公式 tan t =tan n /cosβ =tan20 /cos15=0

25、.377 t =20.6469=20 38′49″，查得 a1 / Z1 =0.032， a 2 / Z2 =0.0095，代入 Z1 =23， Z2 =89，得 a1 =0.736， a 2 =0.846, a = a1 + a 2 =1.472。 由式 =bsin / mn =0.98 由表查得，重合度系數(shù) Y =0.75。 由表查得， Y =0.87。 按式計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 F F = Flim YN YX YST / SF 按圖查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 F lim1 =

26、 F lim2 =500Mpa。 4 幾 計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù) YN ：小齒輪 何 尺 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)環(huán)次數(shù) N1 =60 n1 γ th 寸 的 計算 =609701 2 8 365 10 =3.399 109 N2 = N1 /3.8697=0.8958 109 YN 1 =（ 3 106 / N1 )0.02 =0.830 YN 2 =（ 3 106 / N2 )0.02 =0.892 由表查取尺寸系數(shù) Y =1。由式 Y =2  N1 =3.39

27、9 9 10 N 2 =0.8958 109 F 1 =664 X ST 彎曲疲勞強度安全系數(shù) SF =1.25 5 校 F 1 = YN 1 YX YST / SF =664MPa 核 疲 F lim1 勞 強 F 2 = F lim2 YN 2 YX YST / SF =713.6Mpa 度 比較 F F 1Y S 1 =2.651.59/664=0.0063 [ ] F1

28、 F F 2Y S 2 =0.0057, F F 1Y S 1 > F F 2YS 2 ,應(yīng)按小齒 [ ]F 2 [ ]F 1 [ ]F 2 齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 。 代入公式（ 6-20） 2KT1 YFa YSaY Y mn = 3 d Z12 F  MPa F 2 MPa  =713.6 6 模 2 1.796 7.384 104 2.65 1.59 0

29、.74 0.87 ㎜ = 3 0.5 232 664 =2.02 數(shù) 取標準模數(shù) mn =2.5 ㎜ 由公式 a= mn（ Z1 + Z2 ）/2cosβ=2.5（23+89）/2cos15 =144.94 圓整取中心距 a=145mm cos = mn (Z1 Z2 ) =0.9655 2a β =15.0939 ,與假設(shè) β =15相近。 計算大小齒輪分度圓直徑 d1 = mn Z1 / cosβ=59.51 ㎜

30、 d2 = mn Z2 / cosβ=230.28 ㎜ 校核原假設(shè)的系數(shù) KV 小齒輪的速度 v1= d2n1/601440=16.83m/s 大齒輪的速度 v2= d1 n2 /60 1440=0.390m/s, 7 接 V2 Z1 /100=0.9982m/s,由圖 6-8b 查得 KV =1.05，與 原取值一致。 觸 疲 勞 的 齒寬 b= d d1 =0.5 59.51=29.78 ㎜ 校核

31、 取 b1 =35 ㎜, b2 =30 ㎜ ３． 齒面按觸疲勞強度校核 由式（ 6-17） H =268.4ZE Z H Z Z KT (u 1) 2 H ubd1 由表查得，彈性系數(shù) ZE =0.8；由表查得，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH =2.42；重合度系數(shù) Z =0.8；查得，螺旋角系 數(shù) Z =0.982。 接觸疲勞許用應(yīng)力 H = H lim ZN ZW / SH 由圖查得，齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力

32、 H lim =1500Mpa。 由表查得接觸疲勞度計算的壽命系數(shù) ZN ： ZN1 =（5 107 / N1 ) 0.0306 =（5 107 /3.399 109 )0.0306 =0.879 ZN 2 = （ 5 107 / N 2 )0.0306 = （ 5 107 /0.8958 109 )0.0306 =0.916  b1 =35 ㎜ b2 =30 ㎜ 由圖查得，工作硬化系數(shù) ZW =1 由表，接觸疲勞強度安全系數(shù) SH =1 H 1 =

33、H lim Z N 1 ZW / SH =15000.8791/1 =1318.5MPa H 2 = H lim ZN 2 ZW / SH =1374MPa 將以上各值代入斜齒輪接觸疲勞校核公式 H =268.4 ZE ZH Z Z KT (u 1) =268.4 1 2.42 0.8 ubd12 0.982 1.796 7.384 104 3.8697 1 30 59.512 3.8697 =750.98MPa H =1318.5Mpa 彎曲強度疲勞足夠。

34、 五 .軸與軸承的設(shè)計計算及校核 軸的設(shè)計及鍵聯(lián)接的選擇與校核 軸主要用來支承作旋轉(zhuǎn)運動的零件， 如齒輪、帶輪，以傳遞運動和動力。本減速器有 兩根軸，根據(jù)設(shè)計要求，設(shè)計的具體步驟、內(nèi)容如下： 第一軸的設(shè)計 設(shè) 計 計 算 與 說 明 結(jié) 果 1、選擇軸的材料確定許用應(yīng)力 普通用途、中小功率減速器，選用 45 鋼，正火處理。查表 σ0b =95 2-7, Mpa 取 B =600 Mpa, σ =95 MPa p1 =6.51 kW 0

35、b 2、 按彎曲許用切應(yīng)力，初估軸的最小直徑 n1 =80r/Mi 由表 2-6,查得 C=110, τ=40 Mpa,按式（ 2-44）得 , n d1 C 3 p1 =47.67mm n1 因Ⅰ軸上開有鍵槽 ,應(yīng)增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱 , 則直徑應(yīng)增大 5%～ 7%， d1 ≥47.67(1+7%)=51.000 ㎜ 初定Ⅰ軸的最小直徑 =51 ㎜。 dmin 51 ㎜ 3. 確定齒輪和軸承的潤滑

36、 計算鏈輪圓周速度 v d1n1 =0.214m/s 60 1000 鏈輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 4. 軸得初步設(shè)計 根據(jù)軸系結(jié)構(gòu)分析要點，結(jié)合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖?？紤]鏈輪傳動，選用圓柱滾子軸承，采用內(nèi)嵌式軸承蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周 向固定，利用軸肩結(jié)構(gòu)實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定。如圖 2-2 示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 `

37、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要有三項內(nèi)容： （1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。 （1） 徑向尺寸的確定 如上草圖所示，從軸段 d1 =51 ㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。 d2 起定位固定作用， 定位軸肩高度 h 可在（2～3） C 范圍內(nèi)經(jīng)驗選?。?C為鏈輪內(nèi)孔倒角尺寸，取 C=1㎜），故 d2 = d1 +2h≥ 51+2(1 1)=53 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =53mm。 d3 與軸承內(nèi)徑相配合，考慮安裝方便，結(jié)合

38、軸的標準直徑系列并符合軸承內(nèi)徑系列，取 d3 =55 mm，選定軸承代號為 N1411P0。 d4 起定位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準  v =0.214m/ s d1 =51 ㎜ d2 =53mm d3

39、=55mm d4 =60 mm d5 =53mm d6 =60 mm d7 =55 ㎜ 直徑系列，取 d4 =60 mm。 d 5 即為鏈輪部分，即 d5 =d2 =53 mm。 d6 = d4 =60 mm， d7 =d3 =55mm （2） 軸向尺寸的確定 因鏈輪寬為 108 ㎜，同理取軸段長 L1 。考慮安裝方 =110 便軸承蓋至減速器距離 1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 與軸承 相配合，查軸承安裝尺寸寬度 B1 =25mm,于是取 L3 =25 mm

40、。一 般情況下，齒輪端面與箱壁的距離 2 取 10～ 15 mm,軸承端 面與箱體內(nèi)壁的距離 3 =3～ 5 mm,L4 >箱體的內(nèi)壁，結(jié)合大軸的尺寸 L4 取 L4 =20mm L6 = L4 =20mm, L7 = L3 =25 mm 兩軸承中心間跨距 L =140mm 實際直徑為 51 ㎜, 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計無須修改 （3） 軸的設(shè)計簡圖  b1 =51 ㎜ L1 =110 ㎜ L2 =35 mm L3 =25mm L4 =20mm

41、 L5 =35mm L6 =20 ㎜ L7 =25 mm L=140㎜ 軸 徑 滿 足 要求 根據(jù)上述設(shè)計結(jié)果設(shè)計第二軸， 第二軸的設(shè)計 設(shè) 計 計 算 與 說 明 結(jié) 果 1. 擇軸的材料確定許用應(yīng)力 普通用途、中小功率減速器，選用 45 鋼，正火處理。查表 P=6.914K 2-7 N 取σ b =600 MPa, σ =95 MPa。

42、 N=71.62 0b 2、按扭轉(zhuǎn)強度，初估軸的最小直徑 r/min 由表 2-6 查得 C=110， τ=40 Mpa 按式（ 2-44 ）得 d≥ C3 P =35.85mm N 由于鍵槽的存在 , 應(yīng)增大軸頸以考慮其對軸強度的影響 到 d=d(1+7%)=38.36 ㎜ 軸伸安裝鏈輪，考慮到該軸傳遞的扭矩較大，選用彈性銷。 1. 確定齒輪和軸承的潤滑 計算齒輪圓周速度 v d1n1 =0.390m/s 60 1000 齒輪采用浸油潤滑，軸承采

43、用飛濺潤滑。 2. 軸得初步設(shè)計 根據(jù)軸系結(jié)構(gòu)分析要點，結(jié)合后述尺寸確定，按比例繪制 軸的草圖，。 考慮到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用螺栓聯(lián)接式軸承蓋實現(xiàn)軸兩端單向固定， 依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，大齒輪的軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)， 軸采用階梯軸的結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)零件的軸向固定， 如 CAD圖示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。 3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ` 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要有三項內(nèi)容：（ 1）各軸段徑向尺寸的確定；（ 2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。 a) 徑向尺寸的確定 如

44、圖所示，從軸段 d1 =40 ㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑，據(jù)此我們可以得到第一個軸承的直徑 d=40mm,軸承的型號為：61412/p6,d2 起定位固定作用，定位軸肩高度 h min 可在（ 2～3）C（C 為鏈輪內(nèi)孔倒角尺寸，取 C=1㎜）范圍內(nèi)經(jīng)驗選取， 故 d2 = d1 +2 2C≥40+2（ 21）=44 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =47 mm 。 d3 與軸承內(nèi)徑相配合，考慮安裝方便，結(jié)合 軸的標準直徑系列并查機械設(shè)計手冊，取 d3 =50mm，選定軸承代號為 72110AC。 d4 為與大齒輪裝配部分，其直徑應(yīng)與大齒輪的內(nèi)孔直徑相一致，即 d4 =72

45、mm。 d5 為軸肩直徑，起定位作 用，同理，按軸的標準直徑系列，取d ， d d =50 mm 5 =75mm 6 = 3 b) 軸向尺寸的確定 大齒輪齒寬 取 ， 與鏈輪配合 , 因選取 b2 =30 mm, L4 =30 mm L 1 鍵是彈性銷，取軸段長 L1 =110 mm?？紤]軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器 距離 1 =30，軸承端蓋長為 20，初步取 L2 =50 mm。 L3 與軸承 相配合，查軸承寬度 B1 =24 mm， , 定位環(huán)長 13

46、mm,于是取 L3 =40mm。 L5 起定位作用，取 L5 =2h=10mm。 L6 與軸承相配，查軸承寬度 B1 =24mm,于是取 L6 =30 mm 4. 軸的強度校核 1) 計算齒輪受力 前面計算出 : 轉(zhuǎn)矩 T=351.40 N m 齒輪切向力 : Ft = 2T =2.79KN d2t 徑向力 : Fr = F t tan =2.79 tan20 0 =1.015KN  dΠmin =40 ㎜ v =0.390 m/s

47、 d1 =40 ㎜ d2 =47 mm d3 =50 mm d4 =72 mm d5 =75 mm d6 =70 mm L=110mm L1 =110mm L2 =50 mm L3 =40mm L4 =30 mm 軸向力 : F = Ft tan β =0.748KN 2) 計算支承反力及彎矩（a）水平面上

48、 FAH = FBH = Ft =1.395kN 2 L C 點彎矩 M CH FAH 140/2=97.65KN. ㎜ =1.395 （b）垂直面上 2 F d Fr 140 2 2 FAr =1.181KN 140 FBrFA Fr =0.166KN C 點彎矩： M C FA L 82.67kN. ㎜ 2 （c）求合成彎矩

49、 M C = M CH 2 M C 2 =127.94kN. ㎜ C 點當量彎矩： M C = M CH 2 T 2 =210.84KN.㎜ 所以 , dC 3 10 M C =28.11 ㎜ 0b 考慮到鍵 , 所以 dC =28.11 105%=29.5㎜ 實際直徑為 40 ㎜, 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計無須修改。 3）該軸的簡圖為：

50、 第三軸的設(shè)計 設(shè) 計 計 算 與 說 明  L5 =10 mm L6 =30 mm σ 0 b =95MPa d2t =252 mm L=140 ㎜ F r =2.664 KN F =1.96K N =0.6 T= 0.3514 10

51、6 N mm 結(jié) 果 2、 選擇軸的材料確定許用應(yīng)力 普通用途、中小功率減速器，選用 45 鋼，正火處理。查表 2-7, =600 Mpa, σ =95 MPa σ0b=95 取 B Mpa 0b 2、 按彎曲許用切應(yīng)力，初估軸的最小直徑 p1 =7.2 kW 由表 2-6,查得 C=110, τ=40 Mpa,按式（ 2

52、-44）得 , n1 =720 d1 C 3 p1 =23.70mm r/Min n1 因Ⅰ軸上開有鍵槽 ,應(yīng)增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱 , 則直徑應(yīng)增大 5%～ 7%， d1 ≥23.70(1+7%)=25.36 ㎜ 初定Ⅰ軸的最小直徑 =30 ㎜。 3. 確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度 dmin =30 ㎜ v d1n1 =1.13m/s 60 1000 齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 4. 軸得初步設(shè)計 v =1.13m/s 根據(jù)

53、軸系結(jié)構(gòu)分析要點，結(jié)合后述尺寸確定，按比例繪 制軸的草圖。考慮到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球 軸承，采用內(nèi)嵌式軸承蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠 普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，利用軸肩結(jié)構(gòu)實現(xiàn)軸與軸 承的軸向固定。考慮到小齒輪分度圓直徑與軸的直徑差 距不大的情況，采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)方案。 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ` 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要有三項內(nèi)容： （1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。 （1） 徑向尺寸的確定 如上草圖所示，從軸段 d1 =

54、30 ㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。 d2 起定位固定作用， 定位軸肩高度 h 可在（2～3） C 范圍內(nèi)經(jīng)驗選?。ㄈ?C=1㎜），故 d2 = d1 +2h≥30+2(1 1)=32 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =37mm。 d3 與軸承內(nèi)徑 相配合，考慮安裝方便，結(jié)合軸的標準直徑系列并符合軸承 內(nèi)徑系列，取 d3 =40 mm，選定軸承代號為 7408AC。 d4 起定 位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準直徑系列，取 d4 =45 mm。 d 5 即為小齒輪部分，將 d5 作為分度圓的直徑，即 d5 =59.51 mm。

55、， =d3 為皮帶輪直徑。 d6 = d4 =45 mm d7 =40mm,d8 （2） 軸向尺寸的確定 小齒輪齒寬 b1 =35 ㎜ , L5 =38 ㎜, L1 與皮帶輪相配合 , 因  d1 =30 ㎜ d2 =37mm d3 =40 mm d4 =45 mm d5 =59.51m m d6 =45 mm d7 =40 ㎜ 皮帶輪寬為 100 ㎜，同理取軸段長 L1 =1

56、10?？紤]安裝方便軸承蓋至帶輪距離 1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 與軸承相配合，查軸承安裝尺寸寬度 B1 =25mm,于是取 L3 =25 mm。一般情況 下，齒輪端面與箱壁的距離 2 取 10～ 15 mm,軸承端面與箱 體內(nèi)壁的距離 3 =3～ 5 mm, L4 >箱體的內(nèi)壁，結(jié)合大軸的尺 寸 L4 取 L4 =20mm L6 = L4 =20mm, L7 = L3 =25 mm 兩軸承中心間跨距 L =140mm 6. 軸得強度校核

57、（3） 計算齒輪受力 轉(zhuǎn)矩 T1 =95.5NM 齒輪切向力 Ft 2T1 d1 =5.457kN 徑向力： F r = Ft tan =5.457 tan20 =1.986kN 軸向力 F = Ft tan β=5.457 tan15 =1.462kN （2） 計算支反力和彎矩并校核 （ a）水平面上 FAH = FBH = Ft =2.73kN 2 C 點彎矩

58、 : M CH FAH L =191 kN .mm 2 D 點彎矩： M DH FAH 35 =95.55 kN .mm 水平面彎矩和受力圖如上圖： （ b）垂直面上 F d1 Fr 110 支反力： FAr 2 2 =1.192kN 110 FBr FA Fr =0.793KN C 點彎矩： M C L

59、 FA 83.44kN. ㎜ 2 D 點彎矩： M D = FA 35=41.72kN. ㎜ （c）求合成彎矩 M C = M CH 2 M C 2 =208.4kN. ㎜ M D = M DH 2 M D 2 =104.26kN. ㎜ C 點當量彎矩： M C = M C 2 T 2 161.982 0.6 2 = 107 =216.13KN.㎜ D 點當量彎矩： M D = M D

60、 2 T 2 ㎜ =118.97KN. 所以 , dC 10 M C =28.34 ㎜ 3 0b  b1 =35 ㎜ L1 =110 ㎜ L2 =35 mm L3 =25mm L4 =20mm L5 =35mm L6 =20 ㎜ L7 =25 mm =20 L=140㎜ M D =103

61、. 軸 徑 滿 足 要求 dD3 10 M d =22.22 ㎜ 0b 考慮到鍵 , 所以 dC =28.34 105%=29.76㎜ dD =22.22 105%=23.33㎜ 實際直徑 30 ㎜ , 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計無須修改 . （4） 繪制軸的零件工作圖。 六、鍵等相關(guān)標準鍵的選擇 標準鍵

62、的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。 （ 1） 鍵的選擇 查表 4-1（機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計） h = 8 mm, t = 5.0mm, t =3.3mm Ι 軸與齒輪相配合的鍵： b = 12 mm, Π 軸與大齒輪相配合的鍵： b = 18mm, h = 11mm, t = 7.0mm, 1 = 4.4mm t 1 Π 軸與聯(lián)軸器相配合的鍵： b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t 1 =

63、3.8mm 。 （ 2） 螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想體的附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響 選用螺栓 GB5782 –86, M6*25 和 GB5782 –86, M10*35 ，GB5782 –86, M10*25 三種。選用螺母 GB6170 –86, M10 和 GB6170 –86, M12 兩種。 選用螺釘 GB5782 –86, M6*25 和 GB5782 –86, M6*30 兩種。 七、減速器的潤滑與密封 1、 傳動件的潤滑 浸油潤滑：浸油潤滑適用于齒輪圓周速度 V ≤ 12m/s 的減速器

64、。為了減小齒輪的阻力和油的升溫， 齒輪浸入油中的深度以 1∽2 個齒高為宜，速度高時還應(yīng)淺些， 在 0.7 個齒高上下，但至少要有 10mm, 速度低時，允許浸入深度達 1/6∽ 1/3 的大齒輪頂圓半徑。油池保持一定深度，一般大齒輪齒頂圓 到油池底面的距離不應(yīng)小于 30∽ 50mm。以免太淺會激起沉積在箱底的油泥，油池中應(yīng)保持一定的油量，油量可按每千瓦約 350∽ 700cm3 來確定，在大功率時用較小值。 2、 滾動軸承的潤滑：減速器中滾動軸承的潤滑應(yīng)盡可能利用傳動件的潤滑油來實現(xiàn)，通常根據(jù)齒輪的圓周速度來選擇潤滑方式，本設(shè)計采用潤滑脂潤滑，并在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油環(huán)，以免油

65、池中的稀油進入舟車功能而使?jié)櫥♂尅? 3、 潤滑劑的選擇：潤滑劑的選擇與傳動類型、載荷性質(zhì)、工作條件、轉(zhuǎn)動速度等多種因素有關(guān)。軸承負荷大、溫度高、應(yīng)選用粘度較大的潤滑油。而軸承負荷較小、溫度低、轉(zhuǎn)速高時，應(yīng)選用粘 度較小的潤滑油，一般減速器常采用 HT-40,HT-50 號機械油，也可采用 HL-20,HL-30 齒輪油。當 采用潤滑脂潤滑時，軸承中潤滑脂裝入量可占軸承室空間的 1/3~1/2 。 4、 減速器的密封：減速器的密封是為了防止漏油和外界灰塵和水等進入常見的漏油部位有分箱面、 軸頭、蓋端及視孔蓋等。 分箱面的密封，可在箱體剖分

66、面上開回油槽，軸伸出處密封的裝置有墊圈， O 型橡膠圈和唇形密 封圈。 八、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 一、 小型圓柱齒輪，為了使結(jié)構(gòu)緊湊，重量較輕，采用整體式箱體，它的材料為 HL150 。 名稱 符號 減速器形式及尺寸關(guān)系 / mm 本次設(shè)計取值 /mm 齒 輪 箱體壁厚 δ 0.025a 1 8 =8 δ 箱蓋壁厚 箱蓋凸緣厚度 箱座凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑及數(shù)目 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 聯(lián)接螺栓 d2 的間距檢查孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 d f 、 d1 、 d2 至外箱壁距離 d2 、 d2 至凸緣距離軸承旁凸臺半徑 凸