兩級(jí)圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)電動(dòng)絞車傳動(dòng)

《兩級(jí)圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)電動(dòng)絞車傳動(dòng)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《兩級(jí)圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)電動(dòng)絞車傳動(dòng)（35頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 一、課程設(shè)計(jì)方案 1傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如如圖1所示 圖1 2原始數(shù)據(jù) 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示 帶的圓周力F/N 帶速V/（m/s） 滾筒直徑D/mm 1550 2 300 3工作條件 三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的. 傳動(dòng)方案： 圖2 二、電動(dòng)機(jī)的選擇 （1）選擇電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。 （2）選擇電動(dòng)機(jī)容量 電動(dòng)機(jī)所需工作功率，按參考文獻(xiàn)[1]的

2、（2-1）為 由式（2-1）得 kw 根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作的類型，可取工作機(jī)效率 0.96 傳動(dòng)裝置的總效率 查參考文獻(xiàn)[1]第10章中表10-2機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)） 開(kāi)式齒輪傳動(dòng)效率,代入得 所需電動(dòng)機(jī)功率為 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可，由參考文獻(xiàn)[1]第19章所示Y型三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為4 kw。 （3）確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由參考文獻(xiàn)[1]表2-2可知，

3、兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000兩種方案進(jìn)行比較。由參考文獻(xiàn)[1]表19-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表1中 表1 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比 方案 電動(dòng)機(jī)型 號(hào) 額定功率 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/() 總傳動(dòng) 比 同 步 轉(zhuǎn) 速 滿 載 轉(zhuǎn) 速 1 Y112M-4 4 1500 1400 11.3 2 Y112M-2 4

4、 3000 2890 22.7 表1中，方案2的電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，價(jià)格以及總傳動(dòng)比，選用方案1較好，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4。 三．傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 計(jì)算總傳動(dòng)比： 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速及工作機(jī)轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比： 對(duì)于兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近（即兩個(gè)大齒輪分度園直徑接近）

5、，且低速級(jí)大齒直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配，即 式中：—高速級(jí)傳動(dòng)比 —減速器傳動(dòng)比 又因?yàn)閳A柱齒輪傳動(dòng)比的單級(jí)傳動(dòng)比常用值為3～5，所以選,。 四．計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 （1）各軸轉(zhuǎn)速 （2）各軸輸入功率 工作機(jī)軸 （3）各軸輸入轉(zhuǎn)距 工作機(jī)軸 表2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸號(hào) 功率P/kw 轉(zhuǎn)距T/(N.m) 轉(zhuǎn) 速 n/(r/min) 傳動(dòng)比i 效率 電動(dòng)機(jī)軸 3.64 24.14 1440 1 0.99

6、高速軸Ⅰ 3.60 23.90 1440 3.98 0.97 中速軸Ⅱ 3.50 92.20 361.81 2.84 0.97 低速軸Ⅲ 3.39 253.99 127.43 1 0.99 工作機(jī)軸 3.37 251.45 127.43 五．齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 （一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)： 兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，則設(shè)計(jì)第一傳動(dòng)所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動(dòng)。 1．選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不

7、高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88） 2）材料及熱處理： 由參考文獻(xiàn)[2]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，二者材料硬度差為40HBS。 3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) ，取 4）選取螺旋角。初選螺旋角β=14。 2.按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按參考文獻(xiàn)[2]式（10-21）計(jì)算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選Kt=1.6 2）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 3）由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 4）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-26查得

8、 5）小齒輪轉(zhuǎn)距23.90N.mm 6）由由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-21d按齒面硬度查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 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-21d按齒面硬度查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 8）由參考文獻(xiàn)[2]式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系； 10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 （2）計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算

9、圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù) 4）計(jì)算縱向重合度 5）計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)取 根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的計(jì)算公式和直齒輪的相同 故 ； 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-13查得 由表10-3查得。故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-10a） 得 7）計(jì)算模數(shù) 3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-17） （1）確定計(jì)算參數(shù) 1）計(jì)算載荷系數(shù) 2）根據(jù)縱向重合度，從

10、參考文獻(xiàn)[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.88 3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4）查取齒型系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得； 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得； 6）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 9）計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較 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，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)

11、度計(jì)算的法面模數(shù)，取，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)度算出的分度圓直徑=40.25mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取=26，則，取=103。 4．幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 將中心距圓整為100mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因b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 （4）計(jì)算齒輪寬度 mm 圓整后取；。 （二）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)： 1．選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1）按圖2所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪圓柱齒

12、輪傳動(dòng)。 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88） 3）材料及熱處理： 選擇參考文獻(xiàn)[2]表10-1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，二者材料硬度差為40HBS。 4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按參考文獻(xiàn)[2]式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 4）由參考文獻(xiàn)[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由參考文獻(xiàn)[2

13、]圖10-21d按齒面硬度查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 6）由參考文獻(xiàn)[2]式（10-19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系； 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 （2）計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算圓周速度 3) 計(jì)算齒寬b 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參

14、考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)取； 根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)； 直齒輪，； 由參考文獻(xiàn)[2]圖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)， ； 由，查參考文獻(xiàn)[2]圖10-13得，故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（10-10a） 得 7）計(jì)算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-5） （1）計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由參考文獻(xiàn)[2]中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；

15、 2）由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 4）計(jì)算載荷系數(shù) 5）查取齒型系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得；。 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)[2]表10-5查得；。 7）計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較 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，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，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

16、積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù) 取=26，則，取=74。 4．幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計(jì)算中心距 3）計(jì)算齒輪寬度 mm 則??；。 小結(jié)： 表 3 項(xiàng)目 d/mm z mn /mm B /mm b 材料 旋向 高 速 級(jí) 齒輪1 40.20 26 1.5 50 40Gr 左旋 齒輪2 159.28 103 45 45鋼

17、 右旋 低 速 級(jí) 齒輪3 65 26 2.5 70 40Gr 齒輪4 185 74 65 45鋼 六．軸的設(shè)計(jì) 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表4 級(jí)別 高速級(jí) 低速級(jí) 26 103 26 74 1.5 1.5464 /mm 2.5 2.5 0 1 齒寬/mm ； ； （一）高速軸的設(shè)計(jì)。 已知參數(shù)： ，， 1．求作用在齒輪上的力 因已知

18、高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖 2．初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)[2]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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)[1]標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2

19、003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取 Ⅱ-Ⅲ段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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Ⅰ-Ⅱ段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 2）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，故選用單列圓錐滾子軸

20、承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。 3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動(dòng)軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（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。 5）已知高速級(jí)齒輪輪轂長(zhǎng)b=45mm,做成齒輪軸， 則。 6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒

21、輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm，低速級(jí)大齒輪輪轂長(zhǎng)L=70mm，套筒長(zhǎng)。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 （3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為25mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。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。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參

22、考參考文獻(xiàn)[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖3。 4．求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得a=12.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 高速軸彎距圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。 表5 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎距M

23、 總彎距 扭距T 5按彎扭合成應(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距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(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，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。 （二）中速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)： ，， 1．求作用在齒輪上的力 因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對(duì)稱性，則中速軸大齒輪的力為 ，， 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。

24、 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖 2．初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)[2]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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。 2）取安裝小齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采

25、用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。 3) 取安裝大齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。 4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對(duì)稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm.已

26、知滾動(dòng)軸承寬度T=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為32mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。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。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻(xiàn)[2]表15-2，取軸端倒角為，

27、各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖5。 4．求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得a=15.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表6 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N

28、， 彎距M 總彎距 扭距T 5按彎扭合成應(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距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(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，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。 （三）.低速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)： ，， 1．求作用在齒輪上的力 受力分析和力的對(duì)稱性可知 ， 圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖

29、7 低速軸結(jié)構(gòu)圖 2．初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)[2]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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得 可見(jiàn)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)[1]標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸

30、配合的轂孔長(zhǎng)度。 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取 Ⅱ-Ⅲ段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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Ⅰ-Ⅱ段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取

31、 3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了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。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（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。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，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)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾

32、動(dòng)軸承寬度B=25mm，高速級(jí)小齒輪輪轂長(zhǎng)L=45mm，右端套筒長(zhǎng)。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，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。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻(xiàn)[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖7。 4．求軸上的

33、載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取B值。對(duì)于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得B=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖8 低速軸的彎距圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表7 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎距M 總彎距 扭距

34、T 5按彎扭合成應(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距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(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，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。 七.鍵的校核 （一）高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長(zhǎng)L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平

35、均值，[]=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 Mpa 故擠壓強(qiáng)度足夠。 （二）中速軸上鍵的校核 1）中速軸上小齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長(zhǎng)L=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度

36、k=0.5h=0.58mm=4mm. 由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。 2）中速軸上大齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長(zhǎng)L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。 （三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外

37、伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長(zhǎng)L=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 Mpa 故擠壓強(qiáng)度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長(zhǎng)L=50mm。齒輪，軸和鍵的

38、材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 八.軸承壽命的驗(yàn)算 (一)高速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)， 。 查參考文獻(xiàn)[1]可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷C=32200N。 1.求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)[2]中表13-7，軸承派生軸向力

39、，其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)[2]表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)[1]可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷 查參考文獻(xiàn)[1]可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則 4.校核軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 (二)中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)， =72000h。

40、查參考文獻(xiàn)[1]可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動(dòng)載荷C=54200N。 1.求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)[2]表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)[1]可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷 查參考文獻(xiàn)[1]可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考

41、文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則 4.校核軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)椋园摧S承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 (三)低速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。 查參考文獻(xiàn)[1]可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動(dòng)載荷C=52800N。 1.求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， 2. 求軸承當(dāng)量載荷 由于軸承只承受純徑向動(dòng)載荷的作用，按參考文獻(xiàn)[2]式（13-9a）得，當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則 4.校核軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]式（13-

42、4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 九．潤(rùn)滑與密封 （一）潤(rùn)滑： 查參考文獻(xiàn)[1]，齒輪采用浸油潤(rùn)滑；當(dāng)齒輪圓周速度時(shí)，圓柱齒輪浸油深度以一個(gè)齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。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，采用稠度較小潤(rùn)滑脂。 （二）密封： 防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А２閰⒖嘉墨I(xiàn)[3]表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進(jìn)行密封。

43、 選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4。 傳動(dòng)比分配為

44、

45、 取 =26;=103 a=99.74mm

46、 取 =26；=74

47、 選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器。 選用單列圓錐滾子軸承30205。

48、 高速軸的強(qiáng)度滿足要求。 選用單列圓錐滾子軸承30207。

49、 中速軸的強(qiáng)度滿足要求。 選用LX1

50、型彈性柱銷聯(lián)軸器。 低速軸

51、的強(qiáng)度滿足要求。 高速軸上的鍵滿足強(qiáng)度要求。 中速軸上鍵滿足強(qiáng)度要求。 低速軸上的鍵滿足強(qiáng)度要求。

52、 高速軸上的軸承滿足壽命要求。 中速軸上軸承的壽命要求。 低速軸上的軸承滿足壽命要求。

53、 十．設(shè)計(jì)小結(jié) 由于時(shí)間緊迫，所以整個(gè)設(shè)計(jì)做得比較快，難免有個(gè)別小錯(cuò)誤。通過(guò)這次的實(shí)踐，自己不僅鞏固了所學(xué)的知識(shí)，而且在設(shè)計(jì)過(guò)程中，學(xué)會(huì)了如何快速正確地畫(huà)圖、查手冊(cè)等等，為以后的學(xué)習(xí)工作提供了很好的經(jīng)驗(yàn)。我相信，在以后的設(shè)計(jì)中，會(huì)避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 十一.參考文獻(xiàn) [1]金清肅，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（第一版）[M].武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007.10 [2]濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [3]吳宗澤，機(jī)械設(shè)計(jì)使用手冊(cè)（第二版）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2003.10 [4]吳宗澤,羅圣國(guó).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)(第三版).北京:高等教育出版社,2006.5