二級展開式直齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、 設(shè)設(shè) 計計 題題 目目 設(shè)計帶式運輸機傳動裝置 機電工程系 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè) 班 設(shè) 計 者 學(xué) 號 指 導(dǎo) 教 師 2013 年 6 月 30 日 目目 錄錄 一、傳動方案的擬訂.4 二 電動機的選擇及運動參數(shù)的計算.5 21 電動機的選擇.5 22 計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比.6 23 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).7 三 直齒圓柱齒輪的設(shè)計.8 3. 1 高速級齒輪設(shè)計.8 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒 數(shù)8 3.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計8 3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計10 3.1.4 幾何尺寸計算11 3.1.5 總結(jié)12 3.2 低速級齒輪

2、設(shè)計.12 3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù).12 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計12 3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計15 3.2.4 幾何尺寸計算16 3.2.5 總結(jié)16 四 軸、鍵、軸承的設(shè)計計算 17 4. 1 高速軸 i i 的設(shè)計.17 42 中間軸 iiii 的設(shè)計.22 43 低速軸 iiiiii 的設(shè)計及計算.27 五 減速器潤滑方式，潤滑劑及密封方式的選擇 .33 3 5. 1 齒輪和軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇.33 5. 2 密封方式的選擇.34 六 減速器箱體及附件的設(shè)計.34 6.1 箱體設(shè)計.34 62 減速器附件設(shè)計.35 七 減速器技術(shù)要求.37

3、 結(jié)束語.38 參考文獻.39 機械設(shè)計（課程設(shè)計任務(wù)書）機械設(shè)計（課程設(shè)計任務(wù)書） 一題目一題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置 二傳動系統(tǒng)圖二傳動系統(tǒng)圖 三原始數(shù)據(jù)及工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載起動，使用期 10 年，小批量生產(chǎn)， 單兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為。%5 四要求 1）按第 2.6 組數(shù)據(jù)進行設(shè)計 2）設(shè)計工作量： 設(shè)計說明書 1 份 減速器裝配圖（a0） 1 張 零件圖（a2） 2 張 一、傳動方案的擬訂一、傳動方案的擬訂 工作條件及生產(chǎn)條件: 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載起動，使用期 10 年，小批量生產(chǎn)，單兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為。%5 減速

4、器設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù) 輸送帶工作拉力f（n） 2500 輸送帶速度 v(m/s) 1.8 卷筒直徑 d(mm) 250 圖圖 1-11-1 帶式輸送機傳動方案帶式輸送機傳動方案 減速器類型:二級展開式直齒圓柱齒輪減速器 設(shè)計原則：結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，成本低廉，傳動效率高，使用維護方便。 傳動方案：電機聯(lián)軸器兩級直齒圓柱齒輪減速器工作機 方案分析： 帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器,再經(jīng)連軸器將動 力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其 結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級 都采用直齒圓柱齒輪傳動。 設(shè)

5、計內(nèi)容 計算與說明 結(jié)果 電動機的選電動機的選 擇擇 計算工作 裝置所需 功率 w p 計算電動 機的輸入 功率 0 p 計算電機的 總效率 二、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算二、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算 2.12.1 電動機的選擇電動機的選擇 （1）選擇電動機類型 按已知工作要求和條件選用臥式全封閉的 y 系列 鼠籠型三相異步交流電動機。 （2）確定電動機的功率 工作裝置所需功率的計算 w p kw vf p w ww w 1000 式中，,，工作裝置的效率 nfw2500smvw/8 . 1 。代入上式得： 96 . 0 w kw vf p w ww w 6875 . 4 96 . 0

6、1000 8 . 12500 1000 電動機的輸入功率的計算 0 p kw p p w 0 式中，為電動機軸至卷筒軸的轉(zhuǎn)動裝置總效率。 ；取滾動軸承效率，7 級精度齒 232 crg t 99 . 0 r 輪傳效率 0.96，聯(lián)軸器的效率，傳動滾筒的效 99 . 0 c 率則 96. 0 t 8416 . 0 96 . 0 x99 . 0 96 . 0 99 . 0 223 故kw p p w 57 . 5 8416 . 0 6875 . 4 0 電動機額定功率=（11.3）=5.577.241kw m p 0 p 電動機的功率有 5.5kw 和 7.5kw，故選擇 7.5kw 的電機。 k

7、wpw66 . 2 8416 . 0 kwp5 . 7 0 計算卷筒 轉(zhuǎn)速 計算滿載 轉(zhuǎn)速 傳動裝置 總傳動比 （3）確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為： min/58.137 250 8 . 1106106 44 r d v n w w 齒輪的傳動比范圍：單級圓柱齒輪傳動比范圍 ，則總傳動比范圍應(yīng)為， 53 g i 2595533 i 可見電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： min/ 5 . 343922.123858.137)259(rnin w 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1500r/min 的電機， 查表知選用 y 系列電動機 y132m-4 型三相異步電機，其 滿載轉(zhuǎn)速。電動機的安裝結(jié)構(gòu)

8、型式以及min/1440rnw 其中心高、外形尺寸如下： 電 動 機 型 號 額 定 功 率 （k w） 同 步 轉(zhuǎn) 速 n（ r/m in ） 滿 載 轉(zhuǎn) 速 n（ r/m in ） 機 座 中 心 高 h 外伸 軸頸 軸伸 尺寸 y13 2m- 4 7.5150 0 1400 132 38mm80mm 2.22.2 計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 min/ 58.137 r nw min/ 5 . 1591 96.572 r n min/1440rnw 47.10i 計算輸入 軸轉(zhuǎn)速 1 n 計算中間 軸轉(zhuǎn)速 2 n 計算輸出 軸轉(zhuǎn)速 3 n

9、計算各軸 輸入功率 計算各軸 輸入轉(zhuǎn)矩 （1）傳動裝置總傳動比 47.10 58.137 1440 w m n n i （2）分配傳動裝置各級傳動比 輸入軸和中間軸的傳動比為，圓周齒輪的傳動比為 12 i 35， 可取 3，則 12 i 49 . 3 3 47.10 34 i 2.32.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸的轉(zhuǎn)速 計算輸入軸轉(zhuǎn)速min/1440nm 1 rn 計算中間軸轉(zhuǎn)速min/480 3 1440 12 1 2 r i n n 計算輸出軸轉(zhuǎn)速min/54.137 49 . 3 480 2 2 3 r i n n 工作軸min/54.137

10、 3 rnnw （2）各軸輸入功率 輸入軸功率kwp06 . 7 99 . 0 x96 . 0 x99 . 0 x5 . 7 1 中間軸功率 kwpp gr 71 . 6 96 . 0 99 . 0 06 . 7 12 輸出軸功率kwpp r 57 . 6 99 . 0 99 . 0 71 . 6 c23 （3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 輸入軸= w tmn n p t74.49 1440 5 . 7 95509550 m m 1 中間軸mn n p t50.133 480 71 . 6 95509550 2 2 2 輸出軸mn n p t18.456 54.137 57 . 6 95509550 3 3

11、 3 將以上算的的運動和動力參數(shù)列表如下： 軸名 i 軸 ii 軸 iii 軸工作軸 3 12 i 49 . 3 34 i min/ 1440 1 r n min/ 480 2 r n min/ 54.137 3 r n min/ 54.137 r nw kwp06 . 7 1 kwp71 . 6 2 kwp57 . 6 3 mnt74.49 1 m.50.133 2 nt mnt18.456 3 計算齒輪 齒數(shù)和 1 z 2 z 高速級 齒輪的設(shè) 計 計算小齒 輪傳遞的 轉(zhuǎn)矩 計算應(yīng)力 循環(huán)次數(shù) 參數(shù) 轉(zhuǎn)速 n(r/min) 1440480137.54137.54 功率 p(kw) 7.06

12、6.716.576.57 轉(zhuǎn)矩 t(nm) 49.74133.50456.18456.18 傳動比 i 33.491 效率0.9490.9790.99 三、三、直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計 3.13.1 高速級齒輪的設(shè)計高速級齒輪的設(shè)計 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動 2）選用 7 級精度 3）材料選擇，由表 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 4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為24 1 z 。72243 2 z 3

13、.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 按設(shè)計計算公式（109a）進行試算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 h e d z u ukt （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) kt1.3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 mmn n 49740 p1095.5 t 1 5 1 由表 107 選取尺寬系數(shù) d1 24 1 z =72 2 z mmn 4 1 10 974 . 4 t =4.15 1 n 算小齒輪 分度圓直 徑 t d1 計算圓周 速度 v 計算齒寬 b 由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 a8 .189 mpze 由圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 極限mpa

14、；大齒輪的解除疲勞強度極限600 1lim h mpa；550 2lim h 由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 60n1jlh60 1440 1 （2 8 300 10） 1 n 4.15 9 10 9 9 2 1038. 1 3 1015 . 4 n 由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.9； 1hn k 0.95 2hn k 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1，安全系數(shù) s1，由式（1012）得 mpampa s nkh h 5406009 . 0 1lim1 mpampa s nkh h 5 . 52255095 . 0 2lim2 （2）計算 試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入

15、中較小的值。 h t d1 3 2 1 1 32 . 2 h e d t z u utk =52.178mm 3 2 4 5 . 522 8 . 189 3 13 1 10974 . 4 3 . 1 32 . 2 計算圓周速度 v v=3.93m/s 100060 11 nd t 100060 1440178.52 計算齒寬 b b=d=152.178mm=52.178mm t d1 9 10 9 2 10 38 . 1 n mpa h 540 mpa h 5 . 522 =52.178mm t d1 v=3.93m/s b=40.598mm b/h=10.67 計算載荷 系數(shù) 計算彎曲 疲勞

16、許用 應(yīng)力 計算齒寬與齒高之比 h b 模數(shù)=2.174mm t m 1 1 z d t 24 52.178mm 齒高=2.252.174mm=4.89mm t 2.25mh b/h=52.178/4.89=10.67 計算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=3.93m/s,7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù) =1.2； v k 直齒輪=1 fh kk 由表 10-2 查得使用系數(shù) ka=1 由表 104 查得 8 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.423 h k 由 b/h=10.67，=1.420.查圖 1013 查得 h k f k =1.35；故載荷系數(shù) k=kakv=11.211.42

17、3=1.71 f k h k 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式 （1010a）得 =mm=57.17mm 1 d 3 1 / tt kkd 3 3 . 1/71. 1178.52 計算模數(shù) m m=mm=2.38mm 1 1 z d 24 57.17 3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 k=1.71 =57.17mm 1 d m=2.38mm =303.57 11 fe mpa 計算載荷 系數(shù) k 計算模數(shù) 計算齒輪 齒數(shù) 計算齒輪 齒數(shù) 由圖 10-20c 查得

18、小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380mpa 1fe 2fe 由 10-18 取彎曲壽命系數(shù)=0.85 =0.88 1fn k 2fn k 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 見表（10-12）得 =（）/s=303.57mpa 11 fe 11fefn k 4 . 1 50085. 0 = （）/s=238.86mpa 22 fe 22fefn k 4 . 1 38088 . 0 計算載荷系數(shù) k k= kakv=11.211.35=1.62 f k h k 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 105 查得 =1.58；=1.76 1sa y 2sa

19、 y 查取齒形系數(shù) 由表 105 查得 =2.23865. 2 1fa y 2fa y 計算大、小齒輪的并加以比較 f safay y =0.01378 1 11 f safay y 71.310 58 . 1 65 . 2 =0.016527 2 22 f safa yy 247 80 . 1 17. 2 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計計算 m=1.66mm 3 2 4 01652.0 241 10974.4620.12 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于m 由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主m 要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度 所決定的承載能力，僅與齒

20、輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘 =238.8 22 fe 6mpa k=1.62 1 11 f safay y =0.01378 2 22 f safa yy =0.016527 m=1.66mm =28 1 z =84 2 z 齒輪幾何 尺寸計算 計算中心 距 計算齒輪 寬度 選定齒輪 類型、精 度等級、 材料及齒 數(shù) 低速級齒 輪齒數(shù) 積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.66mm 并就近 圓整為標準值（第一系列）m=2.0mm，按接觸強度算得 的分度圓直徑 d=57.17，算出小齒輪齒數(shù) 小齒輪齒數(shù) =/m=57.17/228 1 z 1 d 大齒輪齒數(shù) =3 28=84 2 z 11z i

21、 3.1.4 幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑 =28 2=56mm 1 dm 1 z =m=84 2 =168mm 2 d 2 z (2)計算中心距 a=(+)/2=(56+168)/2=112mm， 1 d 2 d (3)計算齒輪寬度 b=d=56mm 1 d =61mm，=56mm 1 b 2 b 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 3.1.5 小結(jié) 由此設(shè)計有 模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù) 小齒輪 2566128 大齒輪 21685684 3.23.2 低速級齒輪的設(shè)計低速級齒輪的設(shè)計 3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動 2）

22、選用 7 級精度 3）材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40cr（調(diào)質(zhì)） =56mm 1 d =168mm 2 d a=112mm =61mm 1 b =56mm 2 b 30 1 z 105 2 z 計算小齒 輪傳遞的 轉(zhuǎn)矩 計算應(yīng)力 循環(huán)次數(shù) 計算接觸 疲勞許用 應(yīng)力 ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬 火） ，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)為 30 1 z ，取 7 . 1043049 . 3 2 z 105 2 z 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計 按設(shè)計計算公式（109a）進行試算，即 2.32 t

23、 d1 3 2 1 1 h e d z u ukt （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) kt1.3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 mmnmmn n 5 5 2 2 5 2 10335 . 1 480 71. 61095.5p1095.5 t 由表 107 選取尺寬系數(shù) d1 由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 1 a 8 . 189 mpze 由圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強 度極限mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限 600 1lim h mpa； 550 2lim h 由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 60n1jlh60 480 （2 8 300 10）1.38 1

24、n 9 10 8 9 2 1032 . 4 2 . 3 x10 1.38 n 由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.9； 1hn k 0.95 2hn k 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1，安全系數(shù) s1，由式 （1012）得 mmn 5 1 10 335 . 1 t =1.38 1 n 9 10 8 2 10 32 . 4 n mpa h 540 mpa h 5 . 522 試算小齒 輪分度圓 直徑 d1t 計算圓周 速度 v 計算齒寬 b 計算載荷 系數(shù) k 計算實際 分度圓直 徑 計算模數(shù) mpampa s nkh h 5406009 . 0 1lim1 mpampa s nk

25、h h 5 . 52255095 . 0 2lim2 （2）計算 試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入中較小的值。 h t d1 3 2 2 1 32 . 2 h e d t z u utk =67.38mm 3 2 5 540 8 .189 49. 3 149 . 3 1 10335 . 1 3 . 1 32. 2 計算圓周速度 v v=0.54m/s 100060 11 nd t 100060 48067.38 計算齒寬 b b=d=167.38mm=67.38mm t d1 計算齒寬與齒高之比 h b 模數(shù)=2.246mm t m 1 1 z d t 30 67.38 齒高 =2.252.

26、246mm=5.05mm t 2.25mh b/h=67.38/5.05=13.3425 計算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=0.54m/s,7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù) =1.05； v k 直齒輪=1 fh kk 由表 10-2 查得使用系數(shù) ka=1 由表 104 查得 8 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.423 h k d1t=67.38mm v=0.54m/s =67.38mmb b/h=13.3425 k=1.5 =70.67mm 1 d m 計算載 荷系數(shù) k 模數(shù)的確定 由 b/h=13.34，=1.423.查圖 1013 查得 h k f k =1.39；故載荷系數(shù)

27、 k=kakvkhkh=11.0511.423=1.5 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式 （1010a）得 =mm=70.67mm 1 d 3 1 / tt kkd 3 3 . 1/5 . 138.67 計算模數(shù) m m=mm=2.355mm 1 1 z d 30 70.67 3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 =500mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380mpa 1fe 2fe 由 10-18 取彎曲壽命系數(shù)=

28、0.85 =0.88 1fn k 2fn k 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 見表（10-12）得 =（）/s=303.57mpa 11 fe 11fefn k 4 . 1 50085 . 0 = （） 22 fe 22fefn k /s=238.86mpa 4 . 1 38095. 0 計算載荷系數(shù) k k=kakvkf kf=11.211.39=1.668 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 105 查得 =1.625；=1.806 1sa y 2sa y 查取齒形系數(shù) 由表 105 查得 =2.17552. 2 1 fa y 2fa y =2.355mmm = 11 fe 30

29、3.57mpa = 22 fe 238.86mpa k=1.491 k=1.668 = 1 11 f safay y 0.0135 = 2 22 f safa yy 0.0165 計算齒輪 齒數(shù) 計算大、 小齒輪的 分度圓直 徑 計算齒輪 寬度 計算大、小齒輪的并加以比較 f safay y =0.0135 1 11 f safay y 57.303 625 . 1 52 . 2 =0.0165 2 22 f safa yy 86.238 806 . 1 175 . 2 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計計算 m=2.014mm 3 2 5 0165.0 301 10335.1668.12 對結(jié)果進

30、行處理取 m=2mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于m 由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主m 要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度 所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘 積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.014mm 并就近 圓整為標準值（第一系列）m=2.0mm，按接觸強度算得 的分度圓直徑 d=70.67，算出小齒輪齒數(shù) 小齒輪齒數(shù) =/m=70.67/235 1 z 1 d 大齒輪齒數(shù) =3.49 35=122，取=122 2 z 11z i 2 z 3.2.4 幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑 =m=35 2=70m

31、m 1 d 1 z =m=122 2 =244mm 2 d 2 z (2)計算中心距 a=(+)/2=(70+244)/2=157mm， 1 d 2 d m=2mm =35 1 z =122 2 z =70mm 1 d =244mm 2 d a=157mm =70mm 1 b =75mm 2 b 初步確定 軸上的力 初步確定 軸的直徑 (3)計算齒輪寬度 b=d=70mm 1 d =70mm，=75mm 1 b 2 b 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 3.2.5 小結(jié) 實際傳動比為：48 . 3 35 122 1 i 誤差為： %5%28 . 0 49 . 3 48. 349

32、 . 3 由此設(shè)計有 模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù) 小齒輪 2707535 大齒輪 224470122 四四 軸、鍵、軸承的設(shè)計計算軸、鍵、軸承的設(shè)計計算 4.14.1 高速軸高速軸的設(shè)計的設(shè)計 4.1.1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)及軸上力的計算。 功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度 圓直徑 壓力角 7.06kw 46.82nm 1440/min56mm 20 初步確定軸上的力 : 軸（高速級）的小齒輪的直徑為 56mm， 圓周力: fn t 1672 56 46820 x2 d 2 1 1 t 徑向力：fnf608tan tr 4.12 初步確定軸的直徑 圓周力 n1672 徑向力 n608 =19.98mm min d

33、 輸入軸的 設(shè)計 選擇滾動 軸承 先按式 15-2 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 號鋼。根據(jù)表 15-3 選取 a0=112。于是有: dmm03.19 1440 06 . 7 x112 n p 33 0min a 由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： mm98.1905 . 0 x03.1903.19dmin 這是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為使其與聯(lián)軸器相適合， 取 20mm 4.1.3 軸的設(shè)計 1）聯(lián)軸器的型號的選取 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 軸段右端需 制出一軸肩，取 h=0.08d，故 2-3 段h=d（0. 07 0. 1） 的直徑 d=20+0.

34、1x2x20=24mm，右端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑 d=25。選用 hl 型彈性柱銷聯(lián) 1 軸器，與軸配合的轂孔長度 l=52mm， 2）初步選擇滾動軸承。 因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參 照工作要求并根據(jù) d2-3=24mm，由機械設(shè)計手冊選型號為 6206，得尺寸為 dxdxb=30 x62x16。故 d3-4= d7-8=30mm, 而 3-4 軸段的長度可取為 l3-4=16mm,右端應(yīng)用軸肩定位， 取 d4-5=30+2x0.08x30=35mm. 3）6-7 軸段裝齒輪，為齒輪安裝方便，該段值應(yīng)略 大于 7-8 軸段的直徑，可取 d6-7=32mm.

35、齒輪右端用套筒固定，為使套筒端面緊湊在齒輪做 d1-2=20mm d2-3=24mm l1-2=52mm 軸承代號 6206 d3-4= d7- 8=30mm, l3-4=16mm, d4-5=35mm. d6-7=32mm. l6-7=58mm d5-6=38.4mm l5-6=5mm 鍵的設(shè)計 斷面上 6-7 軸段的長度應(yīng)比齒輪轂長略短，已知齒寬 b=61mm，故選取 6-7 軸段的長度為 l6-7=58mm，齒輪左端 用軸肩固定，由此可確定 5-6 軸段的直徑， 取 d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm 而 l5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取 l5-6

36、=5mm 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速機器軸承端 蓋的結(jié)構(gòu)而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添 加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面的距 離 l=30mm，故取。 2 3 203050lmmmm 5）取齒輪距箱體內(nèi)避之距離 a=16mm，同時考慮到 箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi) 壁一段距離 s，s=8mm。故在軸的右端取 =56+16+8+12-58=34mm。 7 816 7 73 168 127039lbasblmmmm 6）取中間軸上大齒輪和小齒輪之間的距離 c=15mm，已知中間軸上大齒輪輪轂長 b =56mm，中間 2 軸上小齒輪輪轂長

37、b =75mm，則 2 l4-5=s+a+b +c+8+16+75+15+32-26- 1 65 2 2 58 2 l b 5=115mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4.1.4 鍵的設(shè)計 軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接， 查表 6-1，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù) bxh=10mmx8mm,l=45mm，t=4mm； 聯(lián)軸器：鍵尺寸參數(shù) b*h=6mmx6mm,l=45mm，t=4mm。 參考教材表 15-2，軸段左端倒角，右端倒角取1 45 。各軸肩處的圓角半徑為 r=1.2mm。1 45 l2-3=50mm l7-8=34mm l4

38、-5=115mm 計算水平 支反力 計算垂直 面支反力 計算軸 o 4.1.5 軸的受力分析及強度校核 軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸向所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所 傳遞的扭矩，作出扭矩圖。 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了 直觀說明問題的關(guān)鍵所在。故只示意表示。) 2） 水平支反力： 112 0,()0 atrx mflfll 有 n x ll lf f t b 1289 70155 1551672 21 1 x nfff btax 3831289-1672 x 垂直面支反力： 112 0,()0 arbz mf lfll 有 n x ll lf f r

39、bz 468 46155 155608 21 1 nfff braz 140468608 z = xb fn1289 =383n ax f =140n az f 處彎矩 校核軸的 強度 校核鍵的 連接強度 計算軸 o 處彎矩 水平 矩：mnxlfm axox .365.59155383 1 垂直面彎矩：.mnxlfm azoz 7 . 21155140 1 合成彎矩： .mnmmm ozoxo 21.63)( 22 計算轉(zhuǎn)矩：t= n.m820.46 1 t 3）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，o 剖面處彎矩最大， 還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 o 處剖面左側(cè)為 危險截面，該處軸的抗彎截面

40、系數(shù)為 3 23 36.3215 32 3214 . 3 32 mm xd w 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動 的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合 系數(shù)，則 0.6 22 1 () 29.6 o ca mt mpa w 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由 表 15-1 查得，因，故 1 60mpa 1 ca 安全。 4.1.6 校核鍵的連接強度 1）齒輪的鍵： = p kld 10 x2 3 1 t pa01.26 20454 1082.462 3 m xx xx 查表 6-2 得，。100 120 p mpa pp 故強度足夠，鍵校核安全 2）聯(lián)軸器的鍵： =468

41、n bz f =63.21n.m o m 軸的強度要求 符合 鍵的強度符合 要求 校核軸承 的壽命 確定軸上 的力 = p kld 10 x2 3 1 t pa68.21 32453 1082.462 3 m xx xx 查表 6-2 得，100 120 p mpa 。故強度足夠，鍵校核安全 pp 4.17 校核軸承的壽命 1）校核軸承 a 和計算壽命 軸向載荷 查表 13-nfff azaxa 78.407383140) 22 22 r （ 6，按載荷系數(shù)得，取，當量動載1.0 1.2 p f 1.1 p f 荷,校核安全。558.44878.407x1 . 1f r aaa fp 該軸承壽

42、命為： 6 3 1 10 ()67832 60 r ah a c lh np =329775h 2）校核軸承 b 和計算壽命 徑向載荷 nfff bzbxb 22 22 r （ 查表 13-6，按載荷系數(shù)得，取，當1.0 1.2 p f 1.1 p f 量動載荷c =13700n,校核安全。nfp bbb 1508f r r 該軸承壽命為：=8678h 6 3 1 10 ()2098 60 r ah b c lh np 4.24.2 中間軸中間軸的設(shè)計的設(shè)計 4.2.1.中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 6.71kw 133.50nm 480/min 4.2.

43、2.初步確定軸上的力 : 軸承 a 壽命為 329775h 軸承 b 壽命為 8678h 選擇滾動 軸承 小齒輪： 軸（高速級）的小齒輪的直徑為 70mm， 有圓周力: fn t 3814 10 x70 33.51x2 d 2 3- 1 1 t 徑向力：fnf1388tan tr 大齒輪： 軸（高速級）的小齒輪的直徑為 168mm， 有圓周力: fn t 1590 10 x168 33.51x2 d 2 3- 1 1 t 徑向力：fnf45.578tan tr 4.2.3 初步確定軸的直徑 先按式 15-2 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 號鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表 15-3 選取 a

44、0=112。于是有: dmm98.26 480 71 . 6 x112 n p 33 0min a 由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： mm3005 . 0 x98.2698.26dmin 4.24 軸的設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。 因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參 照工作要求與之相配合的軸的直徑的最小直徑為 小齒輪上的力 f t n3814 f r n1388 大齒輪上的力 f t n1590 f r n45.578 =30mm min d 滾動軸承型號 軸的設(shè)計 鍵的設(shè)計 30mm，由機械

45、設(shè)計手冊選型號為 6206，得尺寸為 dxdxb=30 x62x16。故 d1-2= d7-8=30mm, 左右端滾動軸 承采用軸肩進行軸向定位，可取 d2-3= d6-7=30+2x0.1x30=36mm. 安裝大小齒輪的軸段也為軸肩定位，故可取 d3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm. 2）大齒輪的右端與右軸承、小齒輪的左端與左軸承都 常用套筒定位。大、小齒輪的輪轂寬度分別為 ,為了使套筒端面可靠地壓緊mm75mm56 12 bb， 齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度約為 23mm,故取 。大齒輪的左端與小齒輪，mm72mm53 6-543 ll 的右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度 h

46、0.070.1d，則軸 環(huán)處的直徑 d4-5=43+2x0.1x43=52mm 由前面主動軸的 計算可知軸環(huán)寬度，即兩齒輪間隙。由前 4 5 15lmm 面主動軸的計算，可以得到 。，mm40mm40 7 - 63 - 2 ll 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4.25 鍵的設(shè)計 軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接， 查表 6-1，得 小齒輪：鍵尺寸參數(shù) bxh=12mmx8mm,l=63mm，t=4mm； 大齒輪：鍵尺寸參數(shù) b*h=12mmx8mm,l=40mm，t=4mm。 參考教材表 15-2，軸段左端倒角，各軸肩處的 1 45

47、圓角半徑為 r=1.6mm。 4.26 軸的強度校核 軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸向所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所 6206 d1-2= d7-8=30mm d2-3=36mm d3-443mm mm53 43 l ，mm72 6-5 l d4-5=52mm ，mm40 3-2 l mm40 7-6 l 軸的強度 校核 計算水平 支反力 計算垂直 面支反力 傳遞的扭矩，作出扭矩圖。 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說 明問題的關(guān)鍵所在。故只示意表示。) 2）計算支反力 水平支反力： 0 a m nfc1852 x nfax372159018523814

48、垂直面支反力： 0 a m nfcz2657 計算軸 o 處彎矩 校核軸的 強度 校核鍵的 連接強度 nfaz55.690138845.5782657 計算軸 o 處彎矩 水平面彎矩：mnxlfm axox .244.3437292 1 垂直面彎矩：n.m，n.m345 oz mm.210nmbz 合成彎矩： .mnmmm ozoxo 813)( 22 .mnmmm bzbxb 256)( 22 計算轉(zhuǎn)矩：t= n.m 5 . 133 2 t 校核軸的強度： 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，o 剖面處彎矩最大，還 有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 o 處剖面左側(cè)為危險截 面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為 3 23

49、62.7801 32 4314 . 3 32 mm xd w 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn) 軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) ，則 )(14 43 mml 22 1 () 29.6 o ca mt mpa w =23.1mpa 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由 表 15-1 查得，因，故安全。 1 60mpa 1 ca 4.27 校核鍵的連接強度 1）小齒輪的鍵： ax fn372 = az fn55.690 = .m o mn813 1 ca 軸的強度符合 要求 校核軸承 的壽命 確定軸上 的力 = p kld 10 x2 3 1 t pa54.23 63

50、454 10 5 . 1332 3 m xx xx 查表 6-2 得，。100 120 p mpa pp 故強度足夠，鍵校核安全 2）大齒輪的鍵： = p kld 10 x2 3 1 t pa44.49 30454 10 5 . 1332 3 m xx xx 查表 6-2 得，。故強100 120 p mpa pp 度足夠，鍵校核安全 4.2.8 校核軸承的壽命 1）校核軸承 a 和計算壽命 徑向載荷,查表 13-6， 22 7889 araxaz fffn 按載荷系數(shù)得，取，當量動載1.0 1.2 p f 1.1 p f 荷,校核安全。867816600 aaarr pf fncn 該軸承壽

51、命為： 6 3 2 10 ()1275 60 r ah a c lh np 2）校核軸承 b 和計算壽命 徑向載荷,查表 13-6， 22 3239 brcxcz fffn 按載荷系數(shù)得，取，當量動1.0 1.2 p f 1.1 p f 載荷,校核安全。356316600 aaarr pf fncn 該軸承壽命為： 6 3 1 10 ()18419 60 r ah b c lh np 4.34.3 從動軸從動軸的設(shè)計的設(shè)計 4.3.1 軸上的力的計算 從動軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 pp 鍵滿足要求 軸承 a 安全 壽命為 1275h 軸承 b 安全 壽命為 18419h 初步確定

52、從動軸的 最小直徑 6.57kw 137.54nm 456.18/min 初步確定軸上的力 : 已知低速級大齒輪的分度圓直徑 d=244mm 作用在齒輪上的圓周力： fn t 3739 1044x2 x456.182 d 2 3- 3 t 作用在齒輪上的徑向力： fnf1360tan tr 4.3.2 初步確定從動軸的最小直徑 初步確定從動軸的最小直徑，同時選擇聯(lián)軸器。 由于減速器的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊 要求，故選取軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理。 。根據(jù) 表 15-3 選取 a0=112。于是有: dmm63.40 54.137 57 . 6 x112 n p 33 0min a

53、 由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： mm4305. 0 x63.4063.40dmin 為使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故 7 8 d 同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩， 3caa tk t 查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，于1.3 a k 是：1.3x456.18=593.03n.m。 3 1.3 2925.203803 caa tk tn m 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查 ca t 手冊，選用 hl3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 hl7,其公稱轉(zhuǎn)矩為 630.半聯(lián)軸器的孔徑n m d=40mm，故取，半聯(lián)軸器長度 l=112mm，mm40

54、d 8-7 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。mm84 1 l f =3739 t n f= r n1360 min dmm43 mm40d 8-7 mm84 1 l 軸的設(shè)計 選擇滾動 軸承 43.3 軸的設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8 軸段左 端需制出一軸肩，故 6-7 段的直徑 ，右端用軸端擋圈定mm5043x1 . 0 x243d 7-6 位，按軸端直徑取擋圈直徑 d=55mm。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 7-8 段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度 l =84

55、mm 略短一些，現(xiàn)取 l。 1 mm80 87 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用， 故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d ，由機械設(shè)計手冊選型號為：6011，得mm50 7-6 其尺寸為 dxdxb=55x90 x18。故 d1-2= d5-6=55mm， 而 5-6 軸段長度可取為=18mm，左端應(yīng)用軸肩 5 6 16lmm 定位，取 d。mm6455x08 . 0 x255 5-4 3）1-2 軸段右端用軸肩定位，為了便于 2-3 軸段 齒輪的安裝，該段直徑應(yīng)略大于 1-2 軸段的直徑， 可取 d2-3=50mm。齒輪左端用套筒固定，為使套筒 端面靠緊在齒輪左端面上，2-3

56、 軸段的長度應(yīng)比齒 輪轂長度略短，已知齒寬 b2=70mm，故取 2-3 軸段 的長度為 l2-3=66mm 4）齒輪右端用軸肩定位，由此可確定 3-4 軸段的 7-6 dmm50 lmm80 87 滾動軸承型號 為：6011 d1-2= d5-6=55mm d 5-4 mm64 d2-3=50mm 鍵的設(shè)計 直徑，取 d，而mm5850 x08 . 0 x250 4- 3 ，取=8mm。mmhl6 . 55008 . 0 4 . 14 . 1 43 43 l 在軸的左端，由前面的計算可得。同樣mml84 21 可前面的計算得出。mml140 54 5）軸承端蓋的總寬度為 20mm（有減速器機

57、軸承端蓋 的結(jié)構(gòu)設(shè)計的、而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便 于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與 半聯(lián)軸器右端面的距離，故取30lmm 。 6 7 (2030)50lmmmm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4.3.4 鍵的設(shè)計 軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接， 查表 6-1，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù) bh=14mm9mm,l=56mm； 聯(lián)軸器：鍵尺寸參數(shù) bh=12mm8mm,l=70mm。 （平頭平鍵） 參考教材表 15-2，軸端倒角取，各軸 451 肩處的圓角半徑為 r=2.0mm。 4.3.5 軸的強度校核 軸的受力分析，取

58、齒輪寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸 所傳遞的扭矩，作出扭矩圖： l2-3=66mm d 4- 3 mm58 =8mm 43 l =50mm 76 l 軸的強 度校核 計算支反 力 2）計算支反力 水平支反力： 112 0,()0 atrx mflfll 有 n x ll lf f t b 2125 190 1083739 21 1 x nfff btax 161421253739 x 垂直面支反力： 112 0,()0 arbz mf lfll 有 n x ll lf f r bz 773 190 1360108 21 1 nfff braz 587 z 計算

59、軸 o 處彎矩 xb fn2125 計算軸 o 處彎矩 校核軸的 強度 校核鍵的 連接強度 水平面彎矩： mnmmxlfm axox .1741081614 1 垂直面彎矩：.mnxlfm azoz 396.63108587 1 合成彎矩： .mnmmm ozoxo 18.185)( 22 計算轉(zhuǎn)矩：t= n.m18.456 1 t 3）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，o 剖面處彎矩最大， 還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 o 處剖面左側(cè)為 危險截面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為 3 23 12265 32 5014 . 3 32 mm xd w 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動 的轉(zhuǎn)軸，通

60、常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合 系數(shù)，則0.6 22 1 () 29.6 o ca mt mpa w =26943pa 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由表 15-1 查得，因，故安 1 60mpa 1 ca 全。 4.3.6 校核鍵的連接強度 1）齒輪的鍵： = p kld 10 x2 3 1 t pa75.77 43704 1056.1842 3 m xx xx 查表 6-2 得，。100 120 p mpa pp 故強度足夠，鍵校核安全 2）聯(lián)軸器的鍵： ax fn1614 = bz fn773 az fn587 = o m .mn18.185 1 ca 軸可以滿足 工作要求