帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器

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1、 課 程 設(shè) 計(jì) 資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2011 ~ 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 職稱 教授 學(xué)生姓名 專業(yè)班級(jí) 班級(jí) 學(xué)號(hào) 題 目 帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 成 績(jī) 起止日期 2

2、011 年 12 月 21 日～ 2012 年 1 月 1 日 目 錄 清 單 序號(hào) 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 1 2 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書 1 3 課程設(shè)計(jì)圖紙 張 4 裝配圖 1 5 零件圖 2 6 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 2009—2010學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 材料成型 專業(yè) 班級(jí) 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)

3、 設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012年 1 月 1 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)： 運(yùn)輸帶牽引力F=2180 N；輸送速度 V=1.07m/s；滾筒直徑D=300 mm。 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)輸帶速度允許誤差±5%。 二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)

4、計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫。 三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)： （1） 減速機(jī)裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份（6000~8000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2009.12.21-2009.12.22 傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 2009.12.23-2009.12.25 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2009.12.25-2009.12.31 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書 2010.01.01 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資

5、 料 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社） 2.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》（金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社） 3.《工程圖學(xué)》（趙大興主編 高等教育出版社） 4．《機(jī)械原理》（朱理主編 高等教育出版社） 5.《互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)》（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社） 6.《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）》（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 7.《材料力學(xué)》（劉鴻文主編 高等教育出版社） 指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）：

6、 年 月 日 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 設(shè)計(jì)說(shuō)明書 帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器（10） 起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日 學(xué)生姓名 黃永昇 班級(jí) 材料091 學(xué)號(hào) 09405701110 成績(jī) 指導(dǎo)教師(簽字) 機(jī)械工程學(xué)院（部） 2011年01月01日 目 錄 1 設(shè)計(jì)任務(wù)書 2 傳動(dòng)方案的擬定 3 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 確定總傳動(dòng)比及分配

7、各級(jí)傳動(dòng)比 5 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 6 齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算 7 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算 8 軸承的壽命計(jì)算及校核 9 鍵聯(lián)接強(qiáng)度的計(jì)算及校核 10 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇 11 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì) 12 設(shè)計(jì)小結(jié) 13 參考文獻(xiàn) 一. 課程設(shè)計(jì)書 設(shè)計(jì)課題: 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/2

8、20V 表一: 題號(hào) 參數(shù) 1 2 3 4 5 運(yùn)輸帶工作拉力（kN） 1.97 2.18 2.03 2.00 2.06 運(yùn)輸帶工作速度（m/s） 1.25 1.07 1.22 1.23 1.2 卷筒直徑（mm） 350 300 350 350 350 二. 設(shè)計(jì)要求 1.減速器裝配圖一張(A1)。 2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。 3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份。 三. 設(shè)計(jì)步驟 1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4. 計(jì)算傳

9、動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計(jì) 7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 2.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案: 1. 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2. 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。 3. 確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。 其傳動(dòng)方案如下： 圖一:(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖) 初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。 選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱

10、斜齒輪減速器（展開式）。 傳動(dòng)裝置的總效率 ＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； 為V帶的效率,為第一對(duì)軸承的效率， 為第二對(duì)軸承的效率，為第三對(duì)軸承的效率， 為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為7級(jí)精度，油脂潤(rùn)滑. 因是薄壁防護(hù)罩,采用開式效率計(jì)算)。 3.電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： P＝P/η＝2180×1.07/1000×0.759＝2.93kW, 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝=68.15r/min， 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i＝2～4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i＝8～40， 則總傳動(dòng)比合理范圍為i＝16～160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的

11、可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×68.15＝1090.4～10904r/min。 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Y112M—4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4.0 額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 P kw 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)重量 N 參考價(jià)格 元 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)比 V帶傳動(dòng) 減速器 1 Y11

12、2M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 中心高 外型尺寸 L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 4.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 （1）?????? 總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為＝n/n＝1440/68.15＝21.13 （2）???

13、??? 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 ＝× 式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。 為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步?。?.3，則減速器傳動(dòng)比為＝＝21.13/2.3＝9.19 根據(jù)各原則，查圖得高速級(jí)傳動(dòng)比為＝3.24，則＝＝2.84 5.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) （1）　各軸轉(zhuǎn)速 ? ＝＝1440/2.3＝626.09r/min ??＝＝626.09/3.24＝193.24r/min ??＝?/?＝193.24/2.84=60.04r/min ==60.04 r/min （2）　各軸輸入功率 ＝×＝2.93×0.96＝2.81kW ??＝×η2×＝2.81×0.98×0.

14、95＝2.62kW ??＝×η2×＝2.62×0.98×0.95＝2.44kW ＝×η2×η4=2.44×0.98×0.97＝2.32kW 則各軸的輸出功率：?? ＝×0.98=2.75kW ＝×0.98=2.57kW ＝×0.98=2.39kW ＝×0.98=2.27 kW （3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 =×× N·m 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×2.93/1440=19.43 N· 所以: ＝×× =19.43×2.3×0.96=42.90N·m ＝×××=42.90×3.24×0.98×0.95=129.40 N·m ＝×××=129.40×2.8

15、4×0.98×0.95=342.14N·m =××=342.14×0.95×0.97=315.28 N·m 輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=42.04 N·m ＝×0.98=126.81 N·m ＝×0.98=335.30N·m ＝×0.98=308.97 N·m 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率P KW 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 2.93 19.43 1440 1軸 2.75 2.81 42.90 42.04 626.09 2軸 2.57 2.62 129.40 126.81 193.24

16、 3軸 2.39 2.44 342.14 355.30 60.04 4軸 2.27 2.32 315.28 308.97 60.04 6.齒輪的設(shè)計(jì) （一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 １． 齒輪材料，熱處理及精度 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）?????? 齒輪材料及熱處理 ? ① 材料：高速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24 高速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78. ②

17、齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 ２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本圖10-26 則 ②由課本公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×10h N= =4.45×10h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=) ③查課本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96 ④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10

18、-12得: []==0.93×550=511.5 []==0.96×450=432 許用接觸應(yīng)力 ⑤查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1 T=95.5×10×=95.5×10×2.81/626.09 =4.28×10N.m 3.設(shè)計(jì)計(jì)算 ①小齒輪的分度圓直徑d = ②計(jì)算圓周速度 ③計(jì)算齒寬b和模數(shù) 計(jì)算齒寬b b==49.53mm 計(jì)算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計(jì)算齒寬與高之比 齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×2.00=4.50 = =1

19、1.01 ⑤計(jì)算縱向重合度 =0.318=1.903 ⑥計(jì)算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),7級(jí)精度, 查課本由表10-8得 動(dòng)載系數(shù)K=1.07, 查課本由表10-4得K的計(jì)算公式: K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42 查課本由表10-13得: K=1.35 查課本由表10-3 得: K==1.2 故載荷系數(shù): K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=49.53×=51.73 ⑧計(jì)算模數(shù) = 4. 齒根彎曲疲

20、勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 ≥ ⑴ 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝42.04kN·m ?? 確定齒數(shù)z 因?yàn)槭怯昌X面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 傳動(dòng)比誤差? i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允許 ②??????計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27? z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43 ③?????? 初選齒寬系數(shù) ?? 按對(duì)稱布置，由表查得＝1 ④?????? 初選螺旋角 ? 初定螺旋角 ＝14 ⑤?????? 載荷系數(shù)K

21、 K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ⑥?????? 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y 查課本由表10-5得: 齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 ?應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596? Y＝1.774 ⑦?????? 重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因?yàn)椋?cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧?????? 螺旋

22、角系數(shù)Y ?軸向重合度 ＝＝1.825, Y＝1－＝0.78 ⑨?????? 計(jì)算大小齒輪的 ?安全系數(shù)由表查得S＝1.25 工作壽命兩班制，8年，每年工作300天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限?????????????????? 小齒輪 大齒輪 查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4

23、 []= []= 大齒輪的數(shù)值大.選用. ⑵ 設(shè)計(jì)計(jì)算 ① 計(jì)算模數(shù) 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m=2mm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=51.73來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由: z==25.097 取z=25 那么z=3.24×25=81 ?② 幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算中心距 a===109.25 將中心距圓整為110 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故

24、參數(shù),,等不必修正. 計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑 d==51.53 d==166.97 計(jì)算齒輪寬度 B= 圓整的 （二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 ⑴ 材料：低速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30 速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.84×30=85.2 圓整取z=85 ⑵ 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 ⑶ 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 ①試選K=1.6 ②查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③

25、試選,查課本由圖10-26查得 =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×10 N=1.57×10 由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.94 K= 0.97 查課本由圖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 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力 []== []==0.98×550/1=517 [540.5 查課本由表10-6查材料的彈性影響

26、系數(shù)Z=189.8MP 選取齒寬系數(shù) T=95.5×10×=95.5×10×2.62/193.24 =12.95×10N.m =65.71 2. 計(jì)算圓周速度 0.665 3. 計(jì)算齒寬 b=d=1×65.71=65.71 4. 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.03 5. 計(jì)算縱向重合度 6. 計(jì)算載荷系數(shù)K K=1.12+0.18(1+0

27、.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231 使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設(shè)計(jì),查表選取各數(shù)值 =1.04 K=1.35 K=K=1.2 故載荷系數(shù) K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=65.71× 計(jì)算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) m≥ ㈠確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 （1）?????? 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝126.81kN·m （2）?????? 確定齒數(shù)z 因?yàn)槭怯昌X面，故取z＝30，z＝i

28、×z＝2.84×30＝85.2 傳動(dòng)比誤差? i＝u＝z/ z＝85.2/30＝2.84 Δi＝0.032％5％，允許 （3）?????? 初選齒寬系數(shù) ?? 按對(duì)稱布置，由表查得＝1 （4）??????初選螺旋角 ? 初定螺旋角＝12 （5）??????載荷系數(shù)K K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848 （6）?當(dāng)量齒數(shù)????? ? z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056? z＝z/cos＝85/ cos12＝90.831 由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y （7）?????? 螺旋角系數(shù)Y

29、 ?軸向重合度 ＝＝2.03 Y＝1－＝0.797 （8）?????? 計(jì)算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ? 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.90 K=0.93 S=1.4 []= []= 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較 ????????????????? 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算. ① 計(jì)算模數(shù) 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m=3mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)

30、度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=72.91來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù). z==27.77 取z=30 z=2.3×30=69 取z=70 ??? ② 初算主要尺寸 計(jì)算中心距 a==mm 將中心距圓整為103 修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 ?? 分度圓直徑 d==61.34 d==143.12 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取 低速級(jí)大齒輪如上圖： V帶齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)附表 1.各傳動(dòng)比 V帶

31、高速級(jí)齒輪 低速級(jí)齒輪 2.3 3.24 2.84 ?2. 各軸轉(zhuǎn)速n (r/min) (r/min) (r/min) (r/min) 626.09 193.24 60.4 60.4 3. 各軸輸入功率 P （kw） （kw） （kw） (kw) 2.81 2.62 2.44 2.32 4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kN·m) (kN·m) (kN·m) (kN·m) 42.90 129.40 342.14 315.28 ?5. 帶輪主要參數(shù) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm)

32、 160 145 80 240 40 ? 7.傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 1. 傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=2.39KW =60.04r/min =355.30N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4961.94×0.246734=1224.28N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直

33、徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào) 查課本,選取 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 ⑷. 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)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 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Ⅰ-Ⅱ的長(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取 ② 初

34、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,故選用單列角接觸球軸承.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)的單列角接觸球軸承7010C型. D B 軸承代號(hào) 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50

35、 90 20 62.4 77.7 7210C 7.1: 傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) ⑴. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=2.39KW =60.04r/min =355.30N．m ⑵. 求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4961.94×0.246734=1224.28N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示: ⑶. 初步確定軸的最小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸

36、的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得， 式中：—聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） —工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， —低速軸的轉(zhuǎn)矩（）， 因此： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.2以及表7.1所示， 圖7.2LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖

37、 表6.1LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸 型號(hào) 公稱轉(zhuǎn)矩Tn N.m 許用轉(zhuǎn)速[n]（ r/min） 軸孔直徑 （d1、d2、dZ） 軸孔長(zhǎng)度mm D 質(zhì)量m /kg 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量I/ Y型 J、J1、Z型 L L1 L LX2 560 6300 25,22,24 52 38 52 120 5 0.009 25,28 62 44 62 30,32,35 82 60 82 LX3 1250 4750 30,32,35,38 82 60 82 160 8 0.0

38、26 40,42,45,48 112 84 112 由上表可知，選取半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取 ,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84 mm 。 7.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.21擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4所示， 7.2.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ①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?、?Ⅲ段的直徑 式中：為軸Ⅱ處軸肩的高度（mm），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中最后一段查得定位軸肩的高度 ,故取 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D擋圈=46mm 。半聯(lián)

39、軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度L1=84 mm ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1稍短一些，現(xiàn)取 。 ②初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-30中參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30310，其基本尺寸資料如下表7.2所示 表7.2 30310型圓錐滾子軸承 參數(shù) 數(shù)值mm 標(biāo)準(zhǔn)圖 d 50 D 110 T 29.25 C 23 a 23 B 27 由上表可知該軸的尺寸為

40、,故 ；由于圓錐滾子軸承采用脂潤(rùn)滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長(zhǎng)度 ，故圓整后， 。 由于圓錐滾子軸承采用脂潤(rùn)滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油。有上表6.2可知30310型軸承的定位軸肩高度 ,因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑 。 ③取軸Ⅳ處非定位軸肩軸肩的高度 ,則與齒輪配合的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑 軸Ⅶ處定位軸肩的高度 故取，對(duì)封油環(huán)進(jìn)行定位，則軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑 ④齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度： 考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取 ,則 , 軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足 取輪轂的寬度為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此

41、軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。 ④取軸承端蓋的總寬度為。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（參考圖6.4），故取 。 ⑤取軸承蓋端的總寬度,考慮到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取.已知滾動(dòng)軸承寬度,齒輪2輪轂的寬度,則 ≈61mm 至此，經(jīng)過(guò)步驟①②③④⑤已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7.4.2所示， 表7.4.2 低速軸的參數(shù)值 軸的參數(shù) 參數(shù)符號(hào) 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 軸段長(zhǎng)度

42、l 82 46 56 82 6 61 36 軸段直徑 d 40 47 50 53 62 59 50 軸肩高度 h — 3.5 1.5 1.5 4.5 1.5 4.5 — 7.2.3 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圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面b×h=16mm×10mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為L(zhǎng)=70mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b×h=12mm×8mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為L(zhǎng)

43、=70mm，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)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 7.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為,各軸肩處的圓角半徑見圖6.4。 8.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.4）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（6.6圖）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從圓錐滾子軸承a值入手。對(duì)于30310型圓錐滾子軸承，由上表6.2中可知a=23mm.因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距,根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.5所示。 圖7.5 低速軸的受力分析 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作

44、出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí), 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》20-149表20.6-7. 對(duì)于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 8.1按彎扭校核軸的疲勞強(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)文獻(xiàn)【1】中15-5式查得， 式中：—C截面的計(jì)算應(yīng)力（MPa） —折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P373應(yīng)取折合系數(shù)。 —抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表1

45、5-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)15-1查得表。因此故安全。 8.2精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 8.2.1 判斷危險(xiǎn)截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(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，Ⅱ，Ⅲ，B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ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

46、最大，但應(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)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 8.2.2 分析截面Ⅵ左側(cè) 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得， 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面Ⅵ左側(cè)的彎矩： 截面Ⅵ上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表

47、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)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-2查的。因,,經(jīng)插值后可查得， ， 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)， , 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附3-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)， 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-2和附圖3-3查得 尺寸系數(shù)： =0.76 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)， 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)， 又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼

48、的特性系數(shù)， ,取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得， 故可知該低速軸安全。 8.2.3分析截面Ⅵ右側(cè) 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得， 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面Ⅵ右側(cè)的彎矩M： 截面Ⅵ上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表3-8用插值法可求得， =3.01,并取 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)， 軸未經(jīng)表面強(qiáng)

49、化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)， 又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)， ,取 ，取 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得， 故可知該低速軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。由于該減速器沒(méi)有大的瞬時(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。 8.3 高速軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算 8.3.1軸的材料的選擇 由于高速軸轉(zhuǎn)速高，功率不大，故選最常用的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。 8.3.2軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式15

50、-2可初步估算軸的最小直徑， 式中：—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按45鋼查得 —高速軸的功率（KW），由表5.1可知： —高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知： 因此： 由上知高速軸的直徑必須大于，分析知該軸最小處接聯(lián)軸器。設(shè)計(jì)。 8.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4所示， 圖7.4低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配 二、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ①Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑 式中—軸Ⅱ

51、處軸肩的高度（mm），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中最后一段查得定位軸肩的高度 故取 ②初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-30中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30305，其基本尺寸資料如下表7.5所示 表7.5 30305型圓錐滾子軸承 參數(shù) 數(shù)值mm 標(biāo)準(zhǔn)圖 d 25 D 62 T 18.25 C 15 a 13 B 17 由上表6.5可知該軸承的尺寸為

52、，故；由于圓錐滾子軸承采用脂潤(rùn)滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長(zhǎng)度，故圓整后，。 由于圓錐滾子軸承采用脂潤(rùn)滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油。有上表6.5可知30305型軸承的定位軸肩高度，因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑。 ③取軸Ⅳ處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑 軸Ⅶ處定位軸肩的高度 故取對(duì)封油環(huán)進(jìn)行定位，則軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑 ④齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度： 考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取，則 軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足 取。輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸

53、段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 ⑤取軸承端蓋的總寬度為。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，取端蓋的外端面與卷筒右端面間的距離（參考圖7.4），故取。 ⑥取軸承蓋端的總寬度，考慮到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取。已知滾動(dòng)軸承寬度,齒輪2輪轂的寬度則 至此，經(jīng)過(guò)步驟①②③④⑤⑥已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.2所示，并歸納為下表7.6所示： 表7.6 高速軸的參數(shù)值 軸的參數(shù) 參數(shù)符號(hào) 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 軸段長(zhǎng)度 4

54、6 44 46 4 103 25 軸段直徑 21 24 25 29 34 29 25 軸肩高度 — 1.5 0.5 2 2.5 2.5 2 — 三、 軸上零件的周向定位 齒輪、卷筒與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 四、 確定軸上圓角和倒角尺

55、寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.4。 8.4 中間軸的設(shè)計(jì) 8.4.1軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。 8.4.2軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑， 式中：—最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按45鋼查得 —中間軸的功率（KW），由表5.1可知： —中間軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知： 因此： 8.4.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 一、 擬定軸上零件的裝配方案

56、 低速軸的裝配方案如下圖6.5所示， 圖6.5中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配 二、 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ①輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承處軸的直徑和。 因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選30306型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-30中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其基本尺寸資料如下表6.7所示。 表6.7 30306型圓錐滾子軸承 參數(shù) 數(shù)值mm 標(biāo)準(zhǔn)圖 d 30 D 72 T 20.75 C 16 a

57、15 B 19 由表可知該軸承的尺寸為，故= 。 ②因軸承采用脂潤(rùn)滑，故兩圓錐滾子軸承應(yīng)采用封油環(huán)定位以及防止油飛濺到軸承里面。兩封油環(huán)的外徑為，兩軸承距箱體內(nèi)壁的距離均為。取圓柱齒輪距箱體內(nèi)壁的距離。為了使封油環(huán)可靠地夾緊圓柱斜齒輪輪，與圓柱齒輪配合的軸Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ段應(yīng)小于其齒寬，故： ， 取 ③取非定位軸肩，則。應(yīng)兩齒輪都采用軸肩定位，故其中間應(yīng)有一軸環(huán)，其軸肩高度 取，則軸環(huán)的直徑：。寬度，故取。 至此，經(jīng)過(guò)步驟①②③基本確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.6所示，并歸納為下表6.7所示， 表6.7 中間軸的參數(shù)值 參數(shù)名稱 參數(shù)符號(hào)

58、 軸的截面（mm） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 軸段長(zhǎng)度 39 88 5 48 39 軸段直徑 30 33 39 33 30 軸肩高度 — 1.5 3 3 1.5 — 三、 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得小圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得大圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為。 四、確定軸上圓角和倒角

59、尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.5。 9.鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算 ①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 根據(jù) d=55 d=65 查表6-1?。? 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 ②校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 []=110MP 工作長(zhǎng)度 36-16=20 50-20=30 ③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=

60、5 K=0.5 h=6 由式（6-1）得： ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標(biāo)記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979 鍵3：20×50 A GB/T1096-1979 10 潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇 10.1齒輪的滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇 10.1.1齒輪潤(rùn)滑方式的選擇 一般來(lái)說(shuō)當(dāng)齒輪的圓周速度時(shí)，宜采用油潤(rùn)滑；當(dāng)時(shí)，應(yīng)采用浸油潤(rùn)滑。故此減速器齒輪的潤(rùn)滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動(dòng)時(shí)，既將潤(rùn)滑油帶到潤(rùn)滑處，同時(shí)也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。 10.1.2齒輪潤(rùn)滑劑的選擇 根據(jù)文獻(xiàn)【2】

61、中表17-1中查得，齒輪潤(rùn)滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號(hào)是：，運(yùn)動(dòng)粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。 11箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機(jī)體采用配合. 1. 機(jī)體有足夠的剛度 在機(jī)體為加肋，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)為了避免油攪得沉渣濺起，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)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機(jī)

62、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. 4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A 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表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 B 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)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標(biāo)： 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。

63、 油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出. D 通氣孔： 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡. E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F 位銷： 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. G 吊鉤： 在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體. 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下： 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果 箱座壁厚 10

64、 箱蓋壁厚 9 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 M24 地腳螺釘數(shù)目 查手冊(cè) 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M12 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M10 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8 ，，至外機(jī)壁距離 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表4 34 22 18 ，至凸緣邊緣距離 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表4 28 16

65、 外機(jī)壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 50 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 > 10 機(jī)蓋，機(jī)座肋厚 9 8.5 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 120（1軸）125（2軸） 150（3軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 120（1軸）125（2軸） 150（3軸） 11.1聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 1.類型選擇. 為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器. 2.載荷計(jì)算. 公稱轉(zhuǎn)矩：T=95509550 查課本,選取 所以轉(zhuǎn)矩 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)

66、》 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm 自己查閱相關(guān)資料，有時(shí)也會(huì)請(qǐng)教同學(xué)，就是這樣，經(jīng)過(guò)了兩個(gè)星期的努力，我把設(shè)計(jì)做出來(lái)了，從這設(shè)計(jì)中我體會(huì)到，世界上并沒(méi)有什么事是我們辦不到的，只要我們努力了，就一定能成功。這次設(shè)計(jì)讓我學(xué)會(huì)了很多，希望下次能再有機(jī)會(huì)接觸它。 13. 參考資料: 1.《機(jī)械設(shè)計(jì)》 西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編著。高等教育出版社 2.《機(jī)械原理》 西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編著。高等教育出版社 3.《現(xiàn)代工程圖學(xué)教程》 湖北科學(xué)技術(shù)出版社。 2002年8月版 4.《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》 國(guó)防工業(yè)出版社 1986年12月版 5.《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》 機(jī)械工業(yè)出版社 2004年9月第三版 6.《實(shí)用軸承手冊(cè)》 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社 2001年10月版 7.《機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》 第二版 其他有關(guān)數(shù)據(jù)見裝配圖的明細(xì)表和手冊(cè)中的有關(guān)數(shù)據(jù)。