圓錐圓柱齒輪減速器(CAD裝配圖和零件圖)版

1、最新資料推薦湖南工業(yè)大學科技學院課程設計資料課程名稱：機械設計設計題目：二級錐形圓柱齒輪減速器專 業(yè)： 機械設計班級： 1101學生姓名：李炎奎學號:1112110110指導教師：邱顯焱材料目錄序號名稱數(shù)量1課程設計任務書12課程設計報告書13課程設計其它資料14CAD圖紙512溝命/孑/家屛挾孝說COLLEGE OF SCIENCE AND TECHNOLOGY HNUT課程設計說明書課程名稱：機 械 設 計設計題目：二級錐形圓柱齒輪減速器專 業(yè)：機械設計班級： 1101學生姓名：李炎奎學號:1112110110指導教師：邱顯焱湖南工業(yè)大學科技學院教務部制年 月 日目錄第1章選擇電動機和計算

2、運動參數(shù) 71.1電動機的選擇71.2計算傳動比：81.3計算各軸的轉(zhuǎn)速： 81.4計算各軸的輸入功率： 81.5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩9第2章齒輪設計92.1高速錐齒輪傳動的設計 92.2低速級斜齒輪傳動的設計 17第3章 設計軸的尺寸并校核。 233.1軸材料選擇和最小直徑估算 233.2軸的結(jié)構設計 243.3軸的校核293.3.1高速軸293.3.2中間軸313.3.3低速軸33第4章 滾動軸承的選擇及計算 374.1.1輸入軸滾動軸承計算 374.1.2中間軸滾動軸承計算 394.1.3輸出軸滾動軸承計算40第5章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 425.1輸入軸鍵計算425.2中間軸鍵計算425.

3、3輸出軸鍵計算43第 6 章 聯(lián)軸器的選擇及校核 436.1在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。 436.2聯(lián)軸器的校核44第7章潤滑與密圭寸44第8章 設計主要尺寸及數(shù)據(jù) 44第9章設計小結(jié)46第10章參考文獻： 46機械設計課程設計任務書設計題目：帶式運輸機圓錐一圓柱齒輪減速器設計內(nèi)容：（1）設計說明書（一份）（2）減速器裝配圖（1張）（3）減速器零件圖（不低于3張系統(tǒng)簡圖：ih原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力F=2900N,滾筒轉(zhuǎn)速60r/min，滾筒直徑D=340mm使用年限10年工作條件:連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，兩班制。常溫下連續(xù)工作，空載啟動，工作 載荷平移，三相交流電源，電壓源 380v 220

4、v。設計步驟：傳動方案擬定由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為帶型運輸設備 減速器為兩級展開式圓錐一圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承。 聯(lián)軸器2、8選用彈性柱銷聯(lián)軸器。第1章 選擇電動機和計算運動參數(shù)1.1電動機的選擇1計算帶式運輸機所需的功率：Pw= FwVw =3.09749kw10002各機械傳動效率的參數(shù)選擇：一對滾軸承n仁0.99,錐齒輪傳動效率n 2=0.96，圓柱齒輪傳動效率n 3=0.97,聯(lián)軸器效率n 4=0.99所以總傳動效率：z=n 1?n2n 3n 42=0.86P1. 計算電動機的輸出功率：Pd= w =3.56kw2. 確定電動機轉(zhuǎn)

5、速：查表選擇二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍i z=840nd 二 i Fw (8 40) 60 (480 2400) r/min。則電動機同步 轉(zhuǎn)速選擇可選為 750r/min，1000r/min，1500r/min?？紤]電動機和傳動裝置的尺寸、價格、及結(jié)構緊湊和 滿足錐齒輪傳動比關系（ij = 0.25i召i 蘭3），故首先選擇1000r/min,電動機選擇如表所示表1型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速軸徑伸出長啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/kwr/mi nD/mmE/mm額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-64960421102.02.01.2計算傳動比:2. 總傳動比：i “血=96060 ： 16nw3. 傳動

6、比的分配：i =0.25i三=0.25 16 = 4，i=51.3計算各軸的轉(zhuǎn)速：I軸 n = nm = 960r/minII軸n 960=240r/minm車由 n -n =240 =48r/min W車由 n4=n3=48r/min 打51.4計算各軸的輸入功率:I 軸 P : 3.06kwI軸 p3.01kwm車由 P|2.88kwW軸 P4 : 2.83kw1.5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩I軸T = 30.50N.mmU軸T 二 119.58N * mm川軸T = 574.21 N mmW軸T =562.79N *mm軸的運動動力參數(shù)項目電動機咼速轉(zhuǎn)軸1中間轉(zhuǎn)軸2低速轉(zhuǎn)軸3工作軸4轉(zhuǎn)速(r/mi

7、n )9609602404848實際功率（kw）3.633.063.012.882.83轉(zhuǎn)矩（N.M）31.4430.50119.58574.21562.79傳動比145第2章齒輪設計2.1高速錐齒輪傳動的設計（二）選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動2. 輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用 8級精度。3. 材料選擇由機械設計第八版西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著的教材 表10 1選擇小齒輪材料和大齒輪材料如下:表2齒輪型 號材料牌 號熱處理方 法強度極限aB / MPa屈服極限iS / MPa硬度（HBS）平均硬度（HBS）jlK-h- 齒

8、芯、 部齒面部小齒輪45調(diào)質(zhì)處理650360217255240大齒輪45正火處理580290162217200二者硬度差約為40HBS4. 選擇小齒輪齒數(shù)Zi = 19,貝U: Z2二i Zi二2.64 19 = 50.1，取z 50。實際齒比 u 上=50 二 2.63Zi195. 確定當量齒數(shù)u rcoth =tan： 2= 2.63 m - 20.822 , -2 - 69.178Z v1乙cos 1190.9347-20.30 ,Zv2 Z2cos 250= 140.700.3554（三）按齒面接觸疲勞強度設計d1t池92；書V 1丿 r（1 0.卿 R）U1. 確定公式內(nèi)的數(shù)值1）試

9、選載荷系數(shù)Kt =1.312）教材表106查得材料彈性系數(shù)Ze =189.8MPa（大小齒輪均采用鍛鋼）3）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 =4.387 104N *mm4）錐齒輪傳動齒寬系數(shù)0.25乞門- 0.35,取門r = 0.3。R5）教材10 21d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 匚Hlim1 =570MPa ; 10 21c圖按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2 二 390MP a。6) 按式(1013)計算應力循環(huán)次數(shù)2=60nLh =60960128 365 51=1.682 109 ;98= 6.4 10“Ni1.682燈0N2u 2.637）查教材1019圖接觸疲勞壽命

10、系數(shù)Khni=091 , Khn2=0968）計算接觸疲勞許用應力t J 取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1,d = K HN1 口 Hlim1= 0.91 570 =518.7MPa山63 9 03卄.取 JH 】 = 374.4MPa2. 計算1）計算小齒輪分度圓直徑d1 （由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）= 2.923彈匚一1.竺心8710_1374.4 丿0.3 匯（1 0.5 匯 0.3 f 漢 2.63=86.183 mm2）計算圓周速度d1mt =d1t1 一 0.5 R = 73.256mm3）計算齒寬b及模數(shù)mb - rR 二u212= 85.130 0.33.2.642

11、12二 39.654mmmntd1t85.13025二 3.40 5 2nm4）齒高 h =2.25mnt = 2.25 3.4052 = 7.6617mm沁J.17567.6 6 1 75）計算載荷系數(shù) K由教材102表查得：使用系數(shù)使用系數(shù)Ka=1 ;根據(jù) 最新資料推薦v=3.68m/s、8級精度按第一級精度，由10 8圖查得：動載系數(shù)Kv=1.22;由10 3表查得：齒間載荷分配系數(shù)K_.= Kh二K. =1 ；取軸承系數(shù)K h :be=1.25，齒向載荷分布系數(shù) K ：=K =K=KHte 1.5=1.875所以：K =KaKvKh-.Kh2=1 1.22 1 1.875 =2.287

12、56）按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑3 ： K3 ： 2 2875d1 =d1t86.183104.046mm1 ； K t1.37）就算模數(shù)：mnd1Z1104.04619二 5.476 mm-213（四）按齒根彎曲疲勞強度設計34KYFaYsam 2cYR（1 0.5R ）zNu2 +1 g J1. 確定計算參數(shù)1) 計算載荷 K = KaKvKf：K =1 1.22 1 1.875 =2.28752）查取齒數(shù)系數(shù)及應了校正系數(shù)由教材10 5表得：Yf/= 2.788，YS31 =1.553 ; YFa2 =2.148，Y$a2 =1.822 。3）教材10 20圖c按齒面硬度查得小齒

13、輪的彎曲疲勞極限二fe1 =400MPa ;教材10 20圖b按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 - fe2 二 320MPa o4）教材1018圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.85, Kfn2=0.885）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4K FN1 FE1S0.85 4001.4=243MPaK FN 2 J FN 2S0.88 3201.4= 201.14MPaY Y6）計算大小齒輪的學并加以比較,最新資料推薦論滄-2788販心隔243YFa2Ysa22148822 01946201.14，大齒輪的數(shù)值大。2. 計算（按大齒輪）J4KTYFaYsamt 丫r（1

14、_0.5r 陸2血 +1 I434 2.2875 4.387 10c cc二，20.019460.31 -0.5 0.31 92. 2.6321=3.286mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞計算的模 m大于由齒根彎曲疲勞強度的模數(shù)，又有齒輪模數(shù)m的大小要有彎曲強度覺定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關。所以可取彎曲強度算得的模數(shù)2.698 mm并就近圓整為標準值mn =5 mm （摘自機械原理教程第二版清華大學出版社4.11錐齒輪模數(shù)（摘自GB/T12368 1990），而按接觸強度算得分度圓直徑d1 =104.046mm重新修正齒輪齒數(shù)，Z1 =魚=104.046

15、=20.92,取整 Z1 =21，則 Z2=i1Z1=2.64 21 =55.44，為了使各個相 mn 5嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)，Z2與Z1 一般應互為質(zhì)數(shù)。故取整Z2 =56。z 56則實際傳動比J二玉二56 =2.677，與原傳動比相差1.2%，且在一 5%誤差范圍內(nèi)。z121（五）計算大小齒輪的基本幾何尺寸1.分度圓錐角：1）小齒輪-Z 2Q= arccot=20.5 5 6Z12）大齒輪、.2 = 90 -“ = 90 - 20.556 二 69.4442.分度圓直徑：1）小齒輪d mnz 5 21 = 105mm2）大齒輪d2 二 mnz2 =5 56 = 280mm3.齒頂咼

16、ha=ha mn =1 5mm 二 5mman4.齒根高 hf=ha c mn = 1 0.2 5mm = 6mm5.齒頂圓直徑：14最新資料推薦1)小齒輪da1 二d2)大齒輪da2 二齒根圓直徑：1)小齒輪df1 二d.2)大齒輪df2 = d：錐距R -mz i2hacosi6.127.-2hfcos12hacos、.22sin、2= 1052 5 0.9363 = 114.363mm= 2802 5 0.3511 =283.511mm= 105_2 6 0.9363 = 93.764mm -2hf cos、2 = 80-2 6 0.3511 = 275.787mmm 乙2 z22 二號

17、212 562 二 149.520mm8.齒寬 b = G rR 二 0.3 149.520 二 44.856mm ,(取整)b=45mm。則：圓整后小齒寬 B1 = 45mm，大齒寬 B2 = 45mm 。9. 當量齒數(shù) Zv1z12122.429, Zv2256159.499cos0.9363cos0.3511jim 3 14x510. 分度圓齒厚s = 二 =7.85mm2 211. 修正計算結(jié)果：1) 由教材 10 5 表查得：2.708，丫$/=1.572 ； 丫卩玄2 = 2.138Ysa2 =1.8372) v 虹3.14 105 960 “27m/s，再根據(jù)8級精度按教材108

18、 60000 60000圖查得：動載系數(shù)Kv =1.25 ;由10 3表查得：齒間載荷分配系數(shù)K：.= K”.=1 ；取軸承系數(shù)心be =1.25，齒向載荷分布系數(shù)K |.:= Kh 一： - K.= Kh be 1.5 = 1.8753) K = KaKvKh :K =1 1.25 1 1.875 = 2.344校核分度圓直徑KT12r1-0.5r u4)16= 2.92亠佇斗Y 1374.4 丿0.3 漢(10.5 漢 0.3)漢 2.677=98.780最新資料推薦5)勺邑竺7 “01952620J.J4YalYa1= 2.708572 “017518 ,t F J243. . F 12

19、大齒輪的數(shù)值大，按大齒輪校核。34KTjYFaYsa6) mn -2229r(1 0.5 R )zJ yju +J 蛤F J3 4X2.344 X 4.387 XJ04二2 x 0.019526 0.3 1 -0.5 0.32122.6772 1=3.08mm實際d1 =105mm , mn =5mm，均大于計算的要求值，故齒輪的強度足夠。(六) 齒輪結(jié)構設計 小齒輪1由于直徑小，采用實體結(jié)構；大齒輪 2采用孔板式結(jié)構， 結(jié)構尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，見下表；大齒輪 2結(jié)構 草圖如圖。高速級齒輪傳動的尺寸見表大錐齒輪結(jié)構草圖表3大錐齒輪結(jié)構尺寸名稱結(jié)構尺寸及經(jīng)驗公式計算值

20、錐角6右=arctanZ2Z169.444 =錐距R149.520mm輪緣厚度e = (3 4 m n Z1mm16mm大端齒頂圓直徑da283.511mm穀空直徑D由軸設計而定50mm輪轂直徑D1D1 =1.6D80mm輪轂寬度LL = (1 1.2 D取 55mm腹板最大直徑D0由結(jié)構確定188mm板孔分布圓直徑D2廠Do + DiD 2 2134mm板孔直徑do由結(jié)構確定24mm腹板厚度CC = (0.1 0.17 只 KiOmm18mm表4咼速級錐齒輪傳動尺寸名稱計算公式計算值法面模數(shù)mn5 mm錐角5120.556=669.444齒數(shù)Z121Z256傳動比i12.667d1105mm

21、分度圓直徑d2280mm齒頂圓直徑=d1 + 2hacos114.363mmda2 = d2 +2haCod283.511mm齒根圓直徑df1 = dj -2hfCOs693.764mmdf2 =d2 -2hfCOS&2275.787mm錐距Rmzm / z 22149.520mmR c 主 一 c、Z1+Z22si2齒寬B145mmB245mm2.2低速級斜齒輪傳動的設計（七）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2. 經(jīng)一級減速后二級速度不高，故用 8級精度。3. 齒輪材料及熱處理小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，平均硬度為240HBS大齒輪材料為45剛正火，平均硬度

22、為200HBS二者材料硬度差為 40HBS4. 齒數(shù)選擇選小齒輪齒數(shù)Z3 =19，根據(jù)傳動比i2 =4，則大齒輪齒數(shù)z4 = z3i2 = 19 4 = 76，取 z2=76。實際傳動比上=45. 選取螺旋角。初選螺旋角B =14（二） 按齒面接觸強度設計2KtT1 u-1（ZhZe）2d；：. u匚 h1.確定各參數(shù)的值：1）試選載荷系數(shù)Kt =1.32）計算小齒輪傳遞的扭矩。T2 =1.09 105 N mm3）查課本F25表10-7選取齒寬系數(shù)d =114）查課本F201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa25）教材1021d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限匚巴

23、咄= 570MPa ；1021c圖按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限匚Hiim2 =390MPa。6）按式（1013）計算應力循環(huán)次數(shù)7）弘=60n 1jLh =60 363.6 1 2 8 365 5 = 6.37 10查教材1019圖接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.97，心謂=0.98。 計算接觸疲勞許用應力LH丨取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1,;N2N186.37 104= 1.59 108 ;21則-H 1 =K HN1 Hlim1= 0.97 570 =552.9MPa“9839 03卄= 467.55MPa1.23LH 210）查課本P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)Z H

24、=2.433 o11）查課本1215圖 10-26 得；：.1 =0.754,；：.2 =0.886 ,則_ k =Bh+Bh 2552.9 +382.2-二“亠二 2=0.754+0.886=1.642.1)計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d3t -2 KtT21U21/ZhZe、21 1 (U252 1.3 1.09 10* 54 12.433 189.8 2-()41 1.64467.552)3)=59.506mm計算圓周速度60 00003.1459.506363.6 =1.伽冷計算齒寬b和模數(shù)m”60 1000b=冷宀牡=159.506 = 59.506mm59.506

25、cos14mntZ119=3.04mm4)5)計算縱向重合度 = 0.318 d z1 tan ： = 0.318 1 19 tan14 = 1.5066)計算載荷系數(shù)KP194圖10-8得動載已知使用系數(shù)Ka =1，根據(jù)v=1.13m/s， 8級精度，查課本系數(shù)Kv=1.08 ；查課本P196表10-4得K =1.454 ;查課本Rg*圖10-13得Kf 1=1.388 ;查課本 P193表 10-3 得 Kh：.二 Kf：. =1.2 0故載荷系數(shù)K =KaKvKh：.Kh2=1 1.08 1.2 1.454 =1.8847)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d3 二 d3t3 K =

26、59.506、1.884 = 67.340mm1.3最新資料推薦8)計算模數(shù)mnd3 cosP67.340x cos14：一mn =3.44mm1按齒根彎曲強度設計3191.1)*dZ1確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)2KT1Ycos2 ： YfYs.：石廠石fK = KAKvKF 一.Kf，1 1.08 1.2 1.388 =1.7892)小齒輪傳遞的扭矩T2 = 1.09 105N mm3)根據(jù)縱向重合度=1.506，查課本P217圖10-28得螺旋角影響系數(shù)丫-：=0.88。4)計算當量齒數(shù)Z3v3 cos3 :20.80cos 145)6)Z4cos3 :查取齒形系數(shù)=7683.20cos 1

27、4Yf9和應力校正系數(shù)Ysa查課本 P200表 10-5 得Yfh3 =2.768,Ysa3 = 1.558； YFa4 = 2.214, Ysa4 = 1.773。計算彎曲疲勞許用應力查課本P208圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限二FE3二400 MPaFE4二320 MPa。51S=1.4，則lcF 3 - Kfnfe3S7)I；】|_ KFNMFE4S二詈 J20 =217.143MPaY Y計算大、小齒輪的-Fa汗并加以比較查課本P206圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3二0.92, Kfn4二0.95。 取彎曲疲勞安全系數(shù)0.92 400262.857 MPa1.4沖=276

28、8 侮8 =0.01641 匕 F 13262.857YFa4Ysa42.214 1.773F廠0.01808匕F J4217.143大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪。設計計算3520.01808 = 2.145mm21 191.642 1.789 1.09 100.88 cos 14對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，又有齒輪模數(shù) m的大小要有彎曲強度覺定的承載能力，而齒面接觸疲mn 二 3mm勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以可取彎曲強度算得的模數(shù)（摘自機械原理教程第二版清華大學出版社4.3標準模數(shù)（摘自 GB/T1357 1987）

29、，而按接觸強度算得分度圓直徑 di =67.340mm 重新修正齒輪齒數(shù)Z3 二mn= 67.340-說4 聖化，取整 Z3 =22，則實際傳動i2Z4Z388 = 4，與原22分配傳動比4 一致3. 幾何尺寸計算1）計算中心距(2288) 3mm2 cos14=170.05mm將中心距圓整為170mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角（z3+z4）mn（22 +88）匯 3、：=arccos- -二 arccos13.9505 =13 55 502a2漢170因1值改變不多，故參數(shù)；:.，K ：, ZH等不必修正。d3 Z3mncos :3）計算大、小齒輪的分度圓直徑22 3“68mm cos1

30、3.9505d4=272mmZ4mn113 2.5cos ：cos13.95054) 計算齒輪寬度b = ddi = 1 68 二 68mm圓整后取b=68mm小齒輪B3 = 74mm，大齒輪B4 = 70mm4. 齒輪結(jié)構設計小齒輪3由于直徑小，米用齒輪軸結(jié)構；大齒輪5米用孔板式結(jié)構，結(jié)構尺寸按 經(jīng)驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，大斜齒圓柱齒輪見下表5;大齒輪4結(jié)構草圖如上圖。低速級圓柱斜齒輪傳動尺寸見下表。大斜齒輪結(jié)構草圖表5斜齒大圓柱齒輪結(jié)構尺寸名稱結(jié)構尺寸經(jīng)驗計算公式計算值穀空直徑d由軸設計而定d=d軸70mm輪轂直徑D3D3 = 1.6d112mm輪轂寬度LL = B470m

31、m （取為與齒寬B4相等）腹板最大直徑D0D。5 -(1014mn240mm板孔分布圓直徑DiD =Do+D3Di 2176mm板孔直徑d2D(0.25 0.35jD0 - D3 )(3244.8) mm腹板厚度CC = (0.2 0.3 B18mm表6低速級圓柱斜齒輪傳動尺寸名稱計算公式計算值法面模數(shù)mn3mm法面壓力角n20 :螺旋角P13 5550“齒數(shù)Z322J88傳動比i24d368mm分度圓直徑d4272mm齒頂圓直徑da3 3 +21%74mmda4 = d4 十 21%278mm齒根圓直徑df 3 = d3 -2hf60.5mmdf4 =d4 _2hf264.5mm中心距mUz

32、3 +Z4)170mma 2cos0齒寬B374mmB470mm第3章 設計軸的尺寸并校核3.1軸材料選擇和最小直徑估算軸采用材料45鋼，進行調(diào)質(zhì)處理。則許用應力確定的系數(shù)103乞Ao 33.6mm取聯(lián)軸器孔直徑為35mm軸 孔長度L聯(lián)=82mm Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號 LX3 33*82GB/T5014- 2003,相 應的軸段C 的直徑di=35mm其長度略小于孔寬度，取 Li=80mn半聯(lián)軸器與軸的配合為H7。k6(3) 軸承與軸段C和C的設計在確定軸段C的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，其值最終由密封圈確定該處軸的圓周速度均小于3m/s,

33、可選用氈圈油封，查表初選氈圈?？紤]該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用， 選用圓錐滾子軸承，初選軸承33010,由表得軸承內(nèi)徑d=50mm外徑D=90mp度B=20mm 內(nèi)圈定位直徑da=58mm軸上力作用點與外圈大端面的距離故 d3=50mm聯(lián)軸器定位軸套 頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該處軸段長度應略短于軸承內(nèi)圈寬度，取La=24mm該減速器錐 齒輪的圓周速度大于2m/s,故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內(nèi)流入軸承座中。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d5=50mm其右側(cè)為齒輪1的定位軸套， 為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取 L5=24mm軸的配合為

34、公差為k6。（4） 由箱體結(jié)構，軸承端，裝配關系，取端蓋外端面與聯(lián)軸面間距 L=30,故去L2 =45mm, 又根據(jù)大帶輪的軸間定位要求以及密圭寸圈標準，取d2 =40mm（5） 齒輪與軸段的設計，軸段上安裝齒輪，小錐齒輪處的軸段采用懸臂結(jié)構，d6 =40mm L6 =63mm選用普通平鍵14 x9 x45mm,小錐齒輪與軸的配合為 也。n6（6） 因為d4為軸環(huán)段，應大于d3,所以取d4 =60mm又因為裝配關系箱體結(jié)構確定 L4 =110mm列表軸段dL135mm80mm240mm40mm350mm24mm460mm110mm550mm24mm640mm63mm3.2.2中間軸直徑長度確定

35、L 58.484巧4H.9_ (1) 軸承部件的結(jié)構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承米用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最 細處開始設計(2) 軸段O及軸段G的設計該軸段上安裝軸承，此段設計應與軸承的選擇設計同步進行?？紤]到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段O 1及軸段O 上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=45mm取軸承30209，由 表得軸 承內(nèi)徑d=45mn，外徑 D=85mm 寬度 B=19mm 故di=45mmLi二B亠；亠1 - (b3 -L4) =42mm。通常一根軸

36、上的兩個軸承取相同的型號，則d5=45mm= B * (b2 - L2) =40mm。軸的配合為公差為 m6。齒輪軸段O與軸段Q的設計軸段G2上安裝齒輪3，軸段Q上安裝齒輪 2。為于齒輪的安裝，d2和d4應略大于di和d5，選d 2=50mm d5 =60mm由于齒輪的直徑比較小， 采用齒輪軸，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪廓的寬度范圍為(1.21.5 ) d4=7290mm取其輪轂寬度J =74mm ,其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固 定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段。長度應比齒輪2的輪轂略短，故L2 =55mmH 7n6選用普通平鍵149 45mm大錐齒輪與軸的配合

37、為 。軸段O的設計該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為(0.070.1)d 2=3.5 5mm 所以可得 d3 =57mm L3 = Bx L4 2丄b3 =20mm。軸段dL145mm42mm250mm53mm357mm20mm474mm74mm545mm40mm323輸出軸長度、直徑設置111(1)軸承部件的結(jié)構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承米用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序， 從最細處開始設計。(2)由表查得GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為 1250N- mm許 用轉(zhuǎn)速4750r/m

38、in，軸孔范圍為3048mm取聯(lián)軸器孔直徑為45mm軸孔長度L聯(lián)=112mmJ1型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX3 45*84GB/T5014 2003,相應的軸段O 的 直徑di=45mm其長度略小于孔寬度，取Li=82mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為-H7。k6(3) 密封圈與軸段O的設計在確定軸段O的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h= (0.070.1 ) di= (0.07 0.1 ) *45mm=3.14.5mm 軸段。的軸徑 d2=di+2* (3.15 4.5 ) mm 其值最終由 密圭寸圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選

39、用氈圈油圭寸，取 d 2=50mmL2 = L ： =t Bd K -B ； =40mm。(4) 軸承與軸段O和軸段O的設計考慮齒輪油軸向力存在，但此處軸徑較大，選 用角接觸球軸承。軸段03上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)取軸承為 30211由表得軸承內(nèi)徑 d=50mm外徑D=100m，寬度B=21mm 所以取da =55mm由于該減速器錐齒輪的圓周速度大于 2m/s，軸承采用油潤滑， 無需放擋油環(huán)，取L3=42mm為補償箱體的鑄造誤差，取軸承靠近箱體內(nèi)壁的端 面與箱體內(nèi)壁距離厶=5mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d7=55mm軸段的長度為L7 = B + +

40、也4 +(b4 - L6)=44mm軸的配合為公差為 m6。(5) 齒輪與軸段的設計 軸段上安裝齒輪4,為便于齒輪的安裝，d6應略大于 d7,齒輪4輪廓的寬度范圍為(1.21.5 ) *57=68.485.5mm所以取d6 =70mm, 其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸 段長度應比齒輪4的輪轂略短，取L6=68mm軸段和軸段的設計軸段為齒輪提供軸向定位作用，定位軸肩的高度為h= (0.07 0.1)d 6=4.9 7mn,取 h=7mm則U d5=80mn, L5=1.4h=9.8mm,取 Ls=20mmH 7n6軸段的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑，即d4=7

41、0mm則軸段的長度LB- -bL5=20mm大斜齒輪與軸的配合為軸段dL145mm82mm250mm40mm355mm42mm470mm55mm580mm20mm670mm68mm755mm44mm3.3軸的校核3.3.1高速軸（一）軸的力學模型建立0I rrlNhi（二）計算軸上的作用力 小錐齒輪1：圓周力2T； _ 2T,2 4.387 104dmi di 0.5!r 1051 -0.5 0.3983.08N徑向力 Fr1 =Ft1tan： si=983.08 tan20 sin 20.556 =125.64N軸向力Fac1 = Ft1tan icos, = 983.08 tan20 co

42、s20.556 = 335.03NF dM =5607nmm2（三）計算支反力.計算垂直面支反力（H平面）如圖由繞支點1的力矩和ZM0貝FNH 2124 - F t1 172 = 0FNH 2 = 1363.6N貝U FnH1=380.55N。2. 計算水平面支反力（V平面）與上步驟相似，計算得：Fnv1 =84.47N , Fnv2 =419.5N（四）繪扭矩和彎矩圖1. 垂直面內(nèi)彎矩圖如上圖。彎矩 M H1 = FNH1 124 = 47190N.mm2. 繪水平面彎矩圖，如圖所示 Mv.彎矩：M NV1 =52018N.mm3. 合成彎矩圖如圖最大彎矩值：M1 二、47190252018

43、2 = 70234N.mm4. 轉(zhuǎn)矩圖TT =T2 =43870 N .mm5. 彎扭合成強度校核15 1查得軸的許進行校核時，根據(jù)選定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)處理。由所引起的教材用應力J = 60MPa應用第三強度理論二二M22乞t J 由軸為單向旋轉(zhuǎn)WJm r +( a t )； ca 1WiW, =0.1d =0.1 503 = 12500mm3-!：.- j 1 = 60 MPa7234 2 ( 0.643870 ) 2 = 6.0 MPa12500故強度足夠332中間軸（一）軸的力學模型建立Ft（二）計算軸上的作用力大錐齒輪2:圓周力2T；2dm1 di 1 - 0.5：門 r2 4.38

44、7 1041051 -0.5 0.3-983.08N徑向力 Fr2 =Fac1 =Ft1tan： cos、.1 =983.08 tan20 cos20.5561335.03N軸向力Fac2 二 Fr1 = Ft1tan： sin =983.08 tan20 sin 20.556 =125.64N斜小圓齒3:圓周力2T22 1.09 105 .Ft3N = 3205.88 N-3 68徑向力Fr3 二 Ft3tan = 3205.88喻2N =1202.31NcosPcos13.9505軸向力 Fac3 =Ft3tanl =3205.88 tan 13.9505 N =796.37NM 広主=2

45、7076N *mm2Ma2=4=39870N *mm2（三）計算支反力1. 計算垂直面支反力（H平面）如圖由繞支點A的力矩和M av -0貝q：Fr3 58.4 Fr2 142.9-FNH4 191.8=0FNH 4N =1708.58N3205.88 58.4 983.08 142.9191.8同理則 FNH3= 2480.38N2. 計算水平面支反力（V平面）與上步驟相似，計算得：Fnv3 =1153.23N , Fbh 76.56N（四）繪扭矩和彎矩圖6. 垂直面內(nèi)彎矩圖如上圖。彎矩 M H1 = FnH3 58.4 = 144850N.mm彎矩 MH2=Fnh4 48.9 =83550

46、N.mm7. 繪水平面彎矩圖，如圖所示Mv.彎矩： M NV3 = 67348N.mm彎矩： Mv2 二 FnV4 48.9 二-3743.78N.mm8. 合成彎矩圖如圖最大彎矩值：M1 = ,1448502 673482 =159700N.mm最大彎矩值： M2 二.835502-374378 2 =83600N.mm9. 轉(zhuǎn)矩圖TT =T2 =109000 N.mm10. 彎扭合成強度校核進行校核時，根據(jù)選定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)處理。由所引起的教材15 1查得軸的許用應力J-60MPa22應用第三強度理論；二 -t. J由軸為單向旋轉(zhuǎn):-取:-=0.6WW2 二邑 _bt d2 -t = 10750mm3 W3 二 0.1d33 二 0.1 68 31440mm332 2d2Ja4W3W21597002(0.610900 )231440v 83600 2 - ( 0.610900 )10750= 5.49 MPa ： L_1 1= 9.87 MPa_1二 60 M