機械設(shè)計課程設(shè)計圓錐—圓柱齒輪減速器

1、一、設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：設(shè)計圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計卷揚機傳動裝置中的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器。該傳送設(shè)備的傳動系統(tǒng)由電動機 減速器運輸帶組成。輕微震動，單向運轉(zhuǎn)，在室內(nèi)常溫下長期連續(xù)工作。（圖 1） 1電動機；2 聯(lián)軸器；3減速器；4卷筒；5傳送帶二、原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力 f(kn) 4000 運輸帶速度 v(m/s) 0.85 卷筒徑 d（mm） 280 使用年限 （年） 10三、設(shè)計內(nèi)容和要求：1. 編寫設(shè)計計算說明書一份，其內(nèi)容通常包括下列幾個方面： （1）傳動系統(tǒng)方案的分析和擬定以及減速器類型的選擇； （2）電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算； （3）傳動零件的設(shè)計計算（如

2、除了傳動，蝸桿傳動，帶傳動等） ； （4）軸的設(shè)計計算； （5）軸承及其組合部件設(shè)計； （6）鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核； （7）減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計； （8）裝配圖和零件圖的設(shè)計； （9）校核； （10）軸承壽命校核； （11）設(shè)計小結(jié)； （12）參考文獻(xiàn)； （13）致謝。 2. 要求每個學(xué)生完成以下工作： （1）減速器裝配圖一張（0 號或一號圖紙） （2）零件工作圖二張（輸出軸及該軸上的大齒輪） ，圖號自定，比例 11。 （3）設(shè)計計算說明書一份。二、傳動方案的擬定運動簡圖如下：（圖 2） 由圖可知，該設(shè)備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為型砂運輸設(shè)備。 減速器為兩級展開式

3、圓錐圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。 聯(lián)軸器 2 選用凸緣聯(lián)軸器，8 選用齒形聯(lián)軸器。三、電動機的選擇電動機的選擇見表 1 計算項目 1. 選 擇 電 動 機的類型 計算及說明 根據(jù)用途選用 y 系列三相異步電動機 運輸帶功率為 pw=fv/1000=4000*0.85/1000 kw=3.4kw 查表 2-1，取一對軸承效率 軸承=0.99，錐齒輪傳動效率 錐 齒輪 =0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率 齒輪 =0.97，聯(lián)軸器效率 聯(lián) 2.選擇電動 機功率 =0.99，得電動機到工作機間的總效率為 總= 4 軸承 錐齒輪 齒輪 2 聯(lián)=0.994*0.96*0.97*0.992=0

4、.88 電動機所需工作效率為 p0= pw/ 總=3.4/0.88 kw=3.86kw 根據(jù)表 8-2 選取電動機的額定工作功率為 ped=4kw 計算結(jié)果pw=3.4kw 總=0.88p0=3.86kw ped=4kw3. 確 定 電 動 機轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=(1000*60v)/ d=1000*60*0.85/ *280r/min=58.01r/min 由表 2-2 可知錐齒輪傳動傳動比 i 錐=23， 圓柱齒輪傳動傳 動比 i 齒=36，則總傳動比范圍為 i 總=i 錐 i 齒=23*(36)=618 電動機的轉(zhuǎn)速范圍為 n0=nwi 總58.01*(618)r/min=

5、348.061044.18r/min 由表 8-2 知，符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速有 750r/min、 1000r/min 考慮到 1000r/min 接近上限， 所以本例選用 750r/min 的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速為 720r/min,其型號為 y160m1-8nw=58.01r/minnm=720r/min四、傳動比的計算及分配傳動比的計算及分配見表 2 計算項目 1.總傳動比 計算及說明 i=nm/nw=720/58.01=12.41 計算結(jié)果 i=12.412. 分 配 傳 動 比高速級傳動比為 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10 為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡

6、量小于 3，取 i1=2.95 低速級傳動比為 i2=i/i1=12.41/2.95=4.21i1=2.95 i2=4.21五、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 傳動裝置運動、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算見表 3 計算項目 計算及說明 n0=720r/min 1.各軸轉(zhuǎn)速 n1=n0=720r/min n2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/min n3=n2/i2=244.07/4.21r/min=57.97r/min nw=n3=57.97r/min n1=n0=720r/min n2=244.07r/min nw=n3=57.97r/min 計算結(jié)果p1=p0 聯(lián)=3.

7、86*0.99kw=3.82kw 2.各軸功 率 3.各軸轉(zhuǎn)p2=p1 1-2=p1 軸承 錐齒=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw p3=p2 2-3=p2 軸承 直齒=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw pw=p3 3-w=p3 軸承 聯(lián)=3.49*0.99*0.99kw=3.42kw t0=9550p0/n0=9550*3.86/720n·mm=51.20n·mp1=3.82kwp2=3.63kw p3=3.49kw pw=3.42kw t0=51.20n·m矩t1=9550p1/n1=9550*3.82/720n·mm=5

8、0.67n·m t2=9550p2/n2=9550*3.63/244.07n·mm=142.04n·m t3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97n·mm=574.94n·m tw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97n·mm=563.41n·m t1=50.67n·m t2=142.04n·m t3=574.94n·m tw=563.41n·m六、傳動件的設(shè)計計算一、高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算錐齒輪傳動的設(shè)計計算見表 4 計算項目 1.選擇材 料、熱處理

9、方式和公差 等級 計算及說明 考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用 45 鋼， 小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8-17 得齒面硬度 hbw1=217 255 ， hbw2=162 217. 平 均 硬 度 hbw1=236 ， hbw2=190.hbw1-hbw2=46.在 3050hbw 之間。選用 8 級精度。 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。 其設(shè)計公式為 d1 3 計算結(jié)果 45 鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8 級精度4kt1 ( z e z h / h ) 2 0.85r µ (1 0.5r ) 21)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 t1=5

10、0670· 2)因 v 值未知，kv 值不能確定，可初步選載荷系數(shù) kt=1.3 3)由表 8-19，查得彈性系數(shù) ze=189.8 mpa 4)直齒輪，由圖 9-2 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) zh=2.5 5)齒數(shù)比 µ =i1=2.95 6)取齒寬系數(shù) r =0.3 7)許用接觸應(yīng)力可用下式公式 h由 圖 2.初步計算 傳動的主要 尺寸= z n h lim / s h查 得 接 觸 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 為8-4e 、 a h lim1 = 580 pa, h lim 2 = 390 pa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 9 n1=60n1alh=60*720*1*2*8

11、*250*10=1.728*10 9 8 n2=n1/i1=1.728*10 /2.95=5.858*10 由圖 8-5 查得壽命系數(shù) zn1=1，zn2=1.05；由表 8-20 取安全系 數(shù) sh=1，則有 h 1 = z n 1 h lim1 / s h = 1* 580 / 1 = 580mpa h 2 = z n 2 h lim 2 / s h = 1.05 * 390 / 1 = 409.5mpa取 h = 409.5mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d1t,有4kt1 ( z e z h / h ) 2 d1t 0.85 r µ (1 0.5 r ) 23=34 

12、5;1.3 × 50670 × (189.8 × 2.5 / 409.5) 2 mm = 69.78mm 0.85 × 0.3 × 2.95 × (1 0.5 × 0.3) 2d1t69.78mm（1）計算載荷系數(shù) 由表 8-1 查得使用系數(shù) ka=1.0，齒寬中點 分度圓直徑為 dm1t=d1t(1-0.5 r )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm 故 vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s 由圖 8-6 降低 1 級精度， 9 級精度查得

13、動載荷系 kv=1.19， 按 由 圖 8-7 查 得 齒 向 載 荷 分 配 系 數(shù) kß=1.13 ， 則 載 荷 系 數(shù) k=kakvkß=1.0*1.19*1.13=1.34 (2）對 d1t 進(jìn)行修正 因 k 與 kt 有較大的差異， 故需對 kt 計算 出的 d1t 進(jìn)行修正 ，即 d1= d1t （3）確定齒數(shù) 3. 確 定 傳 動 尺寸 則 u =3k 1.34 69.78 × 3 =70.485mm kt 1 .3d1=70.485mm選齒數(shù) z1=23，2=uz1=2.95*23=67.85， z2=68， z 取68 u 2.96 2.95

14、= = 2.96 ， = 0.3% ，在允許范圍內(nèi) 23 u 2.95z1=23 z2=57 m=3.5mm（4）大端模數(shù) mm=d1 70 .485 = = 3.06 mm ，查表 8-23， z1 23取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=3.5mm （5）大端分度圓直徑為 d1=mz1=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d2=mz2=3.5*68mm=238mm (6)錐齒距為 r=d1=80.5mm d2=238mmd1 80.5 u2 +1 = 2.96 2 + 1mm = 70.374mm 2 2r=70.374mm（7）齒寬為 b= r r =0.3*70.374mm=21.112m

15、m 取 b=25mm b=25mm齒根彎曲疲勞強度條件為f =（1）k、b、m 和 r 同前 （2）圓周力為kft yf ys f 0.85bm(1 0.5r )f t=2t1 2 × 50670 = n = 1481.0 n d1 (1 0.5 r ) 80.5 × (1 0.5 × 0.3)（3）齒形系數(shù) yf 和應(yīng)力修正系數(shù) yscos 1 = cos 2 =4. 校 核 齒 根 彎曲疲勞強 度 即當(dāng)量齒數(shù)為u u2 +1 1 u2 +1= =2.96 2.96 2 + 1 1 2.96 2 + 1= 0.9474 = 0.3201zv1 = zv2 =z1

16、 23 = = 24.3 cos 1 0.9474 z2 68 = = 212.4 cos 2 0.3201由圖 8-8 查得 yf1=2.65,yf2=2.13，由圖 8-9 查得 ys1=1.58， ys2=1.88 （4）許用彎曲應(yīng)力 f =由 圖 8-4y n f lim sf查 得 彎 曲 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 為 f lim1 = 215mpa, f lim 2 = 170 mpa由圖 8-11 查得壽命系數(shù) yn1=yn2=1,由表 8-20 查得安全系數(shù) sf=1.25，故 f 1 =yn 1 flim1 sf sf=1× 215 = 172 mpa 1.25 1.

17、25 f 2 = yn 2 f lim 2 = 1×170 = 136mpa f 1 = kftyf 1ys1 0.85bm(1 0.5r )1.34 × 1481.0 × 2.65 ×1.58 0.85 × 25 × 3.5 × (1 0.5 × 0.3) = 92.01mpa < f 1 f 2 = f 1 yf 2ys 2yf 1ys 1 2.13 ×1.88 mpa 2.65 × 1.58 = 87.99 mpa < f 2 = 92.01×滿足齒根彎曲強 度ha=

18、m=3.5mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm c=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mha=3.5mm hf=4.2mm c=0.7m1 = arccos5. 計 算 錐 齒 輪傳動其他 幾何尺寸u u +1 12= arccos = arccos2.96 2.96 2 + 1 1 2.96 2 + 1= 18.667° = 71.333°1 = 18.667° 2 = 71.333°da1=87.132mm da2=240.241mm df1=72.542mm df2=235.311mm 2 = arccosu2 +1da1=d1+

19、2mcos 1 =80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mm da2=d2+2mcos 2 =238+2*3.5*0.3201mm=240.241mm df1=d1-2.4mcos 1 =80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mm df2=d2-2.4mcos 2 =238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mm二、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算見表 5 計算項目 1. 選 擇 材 料、熱處理 方式和公差 等 計算及說明 計算結(jié)果 45 鋼 大、小錐齒輪均選用 45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 處理，由表 8

20、-17 得齒面硬度 hbw1=217255，hbw2=162217.平 大齒輪正火處理 均硬度 hbw1=236，hbw2=190.hbw1-hbw2=46.在 3050hbw 之間。選 8 級精度 用 8 級精度。因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。 其設(shè)計公式為d3 31) 2) 3) 4) 5) 6)2kt2u + 1 z e z h z z 2 ( ) ru h小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 t2=146040· 因 v 值未知，kv 值不能確定，可初步選載荷系數(shù) kt=1.4 由表 8-19，查得彈性系數(shù) ze=189.8 mpa 初選螺旋角 = 12° ，由圖

21、 9-2 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) zh=2.46 齒數(shù)比 µ =i=4.21 查表 8-18，取齒寬系數(shù) r =1.1 z3=23 z4=977) 初選 z3=23，則 z4=uz3=4.21*23=96.83，取 z4=97 則端面重合度為 = 1.88 3.2( + ) cos z3 z4 2. 初 步 計 算 傳動的主要 尺寸11 = 1.88 3.2( =1.67 軸向重合度為 1 1 + ) cos 12° 23 97 = 0.318d z 3 tan = 0.318 ×1.1× 23 × tan 12° = 1.71由圖 8-1

22、3 查得重合度系數(shù) z = 0.775 8） 由圖 11-2 查得螺旋角系數(shù) z =0.99 9） 許用接觸應(yīng)力可用下式計算 h由 圖 8-4e 、 a= z n h lim / s h查 得 接 觸 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 為 h lim1 = 580 pa, h lim 2 = 390 pa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 8 n3=60n2alh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*10 8 8 n4=n3/i2=5.86*10 /4.21=1.39*10 由圖 8-5 查得壽命系數(shù) zn3=1.05，zn4=1.13；由表 8-20 取安 全系數(shù) sh=1.0，則

23、有 h 3 = z h h lim 3 / s h = 1.05 * 580 / 1 = 609mpa h 4 = z h 4 h lim 4 / s h = 1.13 * 390 / 1 = 440.7 mpa3取 h = 440.7 mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d3t，得d 3t 32kt2u + 1 z e z h z z 2 ( ) ru hd3t66.59mm=32 × 1.4 × 14240 × 4.21 + 1× (189.8 × 2.46 × 0.775 × 0.99) 2 1.1× 4.21&

24、#215; (440.7) 2=66.59mm（1）計算載荷系數(shù) 因v =由表 8-21 查得使用系數(shù) ka=1.0d 3t n260 × 1000= × 66.59 × 244.0760 × 1000m / s =0.85m/s，由圖8-6 查得動載荷系數(shù) kv=1.08，由圖 8-7 查得齒向載荷分配系數(shù) k =1.11，由表 8-22 查得齒向載荷分配系數(shù) k =1.2，則載荷系 數(shù)為 k=kakvk k =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 （2）對 d3t 進(jìn)行修正 因 k 與 kt 有較大的差異， 故需對 kt 計算 出的 d3t

25、進(jìn)行修正，即 k=1.44d 3 = d 3t 3(3) 確定模數(shù) mn mn=k 1.44 66.59 × 3 =67.22mm kt 1 .4d 3 cos 67.22 × cos 12° = mm = 2.86mm z3 23mn=3mm按表 8-23，取 mn=3mm （4）計算傳動尺寸 中心距為a=mn ( z3 + z 4 ) 3 × (23 + 97) = mm =184.03mm 2 cos 2 × cos 12°a=184mm取整， a = 184mm 螺旋角為 = arccosmn ( z3 + z 4 ) 3 &

26、#215; (23 + 97) = ° = 11.969° 2a 2 × 184 = 11.969°因 值與初選值相差不大，故對與 有關(guān)的參數(shù)無需進(jìn)行修正 則可得，d3 =mn z3 3 × 23 = mm = 70.531mm cos cos11.969°d3=70.531mmd4 =mn z 4 3 × 97 = mm = 297.455mm cos cos11.969°d4=297.455mmb = d d 3 = 1.1× 70.531 = 77.58mm，取 b4=78mm3. 確 定 傳 動

27、尺寸b4=78mm b3=85mmb3 = b4 + (5 10)mm，取 b3=85mm齒根彎曲疲勞強度條件為f =2kt2 yf ys y y f bmn d 31）k、t3、mn 和 d3 同前 2）齒寬 b=b4=78mm 3）齒形系數(shù) yf 和應(yīng)力修正系數(shù) ys。當(dāng)量齒數(shù)為 4. 校 核 齒 根 彎曲疲勞強 度zv 3 =z3 23 = = 24.6 3 3 cos cos 11.969°zv 4 =z4 97 = = 103.6 3 3 cos cos 11.969°由圖 8-8 查得 yf3=2.62，yf4=2.24；由圖 8-9 查得 ys3=1.59，

28、ys4=1.82 4）由圖 8-10 查得重合度系數(shù) y = 0.72 5）由圖 11-23 查得螺旋角系數(shù) y = 0.86 6）許用彎曲應(yīng)力為 f = yn f limsf由 圖 8-4f 、 b 查 得 彎 曲 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 f lim 3 = 215mpa， flim 4 = 170mpa由圖 8-11 查得壽命系數(shù) yn3=yn4=1，由表 8-20 查得安全系數(shù) sf=1.25，故 f 3 = yn 3 f lim 3 = 1× 215 mpa = 172mpasf 1.25 f 4 = yn 4 f lim 4 = 1×170 mpa = 136mp

29、asf 1.25 f3 =2kt2 yf 3ys 3y y bmn d 32 × 1.44 × 142040 × 2.62 × 1.59 × 0.72 × 0.86 mpa 78 × 3 × 70.531滿足齒 根彎曲 疲 勞強度=63.93mpa< f 3 f4 = f3yf 4ys 4 2.24 × 1.82 = 63.93 × mpa = 62.56 mpa < f yf 3ys 3 2.62 × 1.59端面模數(shù) m1 =mn 3 = mm = 3.07 mm co

30、s cos 11.969°m1=2.56mm5. 計 算 齒 輪 傳動其他幾 何尺寸齒頂高 ha=ha*mn=1*3mm=3mm 齒根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*3mm=3.75mm 全齒高 h=ha+hf=3+3.75mm=6.75mm 頂隙 c=c*mn=0.25*3mm=0.75mm 齒頂圓直徑為 da3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm da4=d4+2ha=297.455+2*3mm=303.455mm 齒根圓直徑為 df3=d3-2hf=70.531-2*3.75mm=63.031mm df4=d4-2hf=297.455-2

31、*3.75mm=289.955mmha=3mm hf=3.75mm h=6.75mm c=0.75mmda3=76.531mm da4=303.455mmdf3=63.031mm df4=289.955mm七、齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計和校核、 鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供 數(shù)據(jù)，其計算過程見表 6 計算項目 （1）已知條件 計算及說明 高 速 軸 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 t1=50670nmm ， 轉(zhuǎn) 速 n1=720r/min， 小齒輪大端分度圓直徑 d1=80.5mm，cos 1 =0.9474， 計算結(jié)果1. 高 速 級 齒 輪傳動的作 用力sin 1 =0

32、.3201， 1 = 18.67°（2）錐齒輪 1 的作用力 圓周力為 ft1=1481.0nft1 =2t1 2 × 50670 = n = 1481.0 n d1 (1 0.5r ) 80.5 × (1 0.5 × 0.3)其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為fr1 = ft1 tan cos 1 = 1481.0 × tan 20° × 0.9474 n = 510.7 n其方向為由力的作用點指向輪 1 的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為fr1=510.7nfa1 = ft 1 tan sin 1 = 1481.0 ×

33、; tan 20° × 0.3201n = 172.5 n其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端 法向力為fa1=172.5nfn1 =ft1 1481.0 = n = 1576.1n cos cos 20°中 間 軸 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 t2=142040nmm ， 轉(zhuǎn) 速fn1=1576.1n（1）已知條件n2=244.07r/min， 低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角 = 11.969° 。 為 使斜齒圓柱齒輪 3 的軸向力與錐齒輪 2 的軸向力互相抵消一部分， 低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為 d3=70.531mm （2）齒輪 3 的

34、作用力 2. 低 速 級 齒 輪傳動的作 用力 圓周力為 ft 3 =2t2 2 × 142040 = n = 4027.7 n d3 70.531ft3=4027.7n其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為fr 3 = ft 3tan n tan 20° = 4027.7 × n = 1498.5 n cos cos 11.969°fr3=1498.5n其方向為由力的作用點指向輪 3 的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為fa 3 = ft 3 tan = 4027.7 × tan 11.969° n = 853.5 n其方向可用右手法則來確定，

35、即用右手握住輪 3 的軸線，并使四 指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為fa3=853.5nfn3 =ft 3 4027.7 = n = 4381.3 n cos n cos cos 20° × cos 11.969°fn3=4381.3n（3）齒輪 4 的作用力 從動齒輪 4 的各個力與主動齒輪 3 上相應(yīng)的力大小相等， 作 用方向相反八、減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計一、合理布置圖面該減速器的裝配圖一張 a0 或 a1 圖紙上，本文選擇 a0 圖紙繪制裝配圖。根據(jù)圖紙幅面 大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位 1：1，采用三視圖表達(dá)

36、裝配的結(jié)構(gòu)。二、繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸三、箱體內(nèi)壁在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承座端面線九、軸的設(shè)計計算軸的設(shè)計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗 算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。一、高速軸的設(shè)計與計算 高速軸的設(shè)計與計算見表 7。計算項目 1.已知條件 計算及說明 高 速 軸 傳 遞 的 功 率 p1=3.82kw, 轉(zhuǎn) 矩 t1=50670mm ， 轉(zhuǎn) 速 n1=720r/min，小齒輪大端分度圓直徑 d1=80.5mm，齒寬中點處分 度圓直徑 dm1=（1-0.5 r ）d1=68.425mm

37、，齒輪寬度 b=20mm 2. 選 擇 軸 的 材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由 表 8-26 選用常用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 9-8 得 c=106135，取中間值 c=118，則 45 鋼，調(diào)制處理 計算結(jié)果d min = c 33.初算軸徑p1 3.82 = 1183 mm = 20.58mm n1 720dmin=20.58mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3%5%，軸端最細(xì)處直 徑 d1>20.58+20.58*（0.030.05）mm=21.1921.61mm （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的 機體采用剖分式

38、結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩 端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計 1 1 （2）聯(lián)軸器與軸段 軸段 上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián) 軸器的選擇設(shè)計同步進(jìn)行。 為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差， 隔離振動， 選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 查表 8-37， 取載荷系數(shù) ka=1.5， 計算轉(zhuǎn)矩為 tc=kat1=1.5*50670nmm=76005n·mm 由表 8-38 查得 gb/t5014-2003 中的 lx1 型聯(lián)軸器符合要求： 公稱轉(zhuǎn)矩為 250n· 許用轉(zhuǎn)速 8500r/min， mm， 軸孔范圍為 1224mm。 取聯(lián)軸器孔直徑為 22mm

39、， 軸孔長度 l 聯(lián)=52mm， 考慮到 d1>20.58mm，4.結(jié)構(gòu)設(shè)計y 型軸孔，a 型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為 lx1 22*52gb/t5014 1 2003，相應(yīng)的軸段 的直徑 d1=22mm。其長度略小于孔寬度，取 l1=50mm 2 4 2 (3) 軸承與軸段和的設(shè)計 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)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）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。軸段 2 的軸徑 d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最終由密封圈 確定。 該處軸的圓周速度均小于 3m/s， 可選用氈圈

40、油封， 查表 8-27 初選氈圈 35jb/zq46061997，則 d2=35mm，軸承段直徑為 40mm， 經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用 軸套定位，軸套內(nèi)徑為 28mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足 軸承的定位標(biāo)準(zhǔn)，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用 圓錐滾子軸承，初選軸承 30207，由表 9-9 得軸承內(nèi)徑 d=35mm， 外徑 d=72mm，寬度 b=17mm，t=18.25mm，內(nèi)圈定位直徑 da=42mm， 外徑定位 da=65mm， 軸上力作用點與外圈大端面的距離 a3=15.3mm， 故 d2=35mm，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該

41、處軸段長度 應(yīng)略短于軸承內(nèi)圈寬度， l2=16mm。該減速器錐齒輪的圓周速度 取 大于 2m/s，故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)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， d4=35mm，其右側(cè) 則 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(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取 l4=16mm 3 （4） 軸段的設(shè)計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直 徑為軸承定位軸肩直徑， d3=42mm，該處長度與軸的懸臂梁長度 即 有關(guān)，故先確定其懸臂梁長度 5 5 （5） 齒輪與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處 的軸段采用懸臂結(jié)構(gòu)，d5 應(yīng)小于 d4

42、，可初定 d5=32mm 小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離 m 由齒輪 的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得 m=32.9mm，錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為d1=22mm l1=50mmd2=35mm l2=16mmd4=35mm l4=16mmd3=42mmd5=32mm1 = 10mm ，軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚c=8mm， 齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要 取為 56mm，齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使 擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差 值為 0.75mm，則 l5=5

43、6+ 1 +c+t-l4-0.75= （ 56+10+8+18.25-16-0.75 ） mm=75.5mm 1 3 1 （6） 軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件 有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表 4-1 可知，下箱座壁厚 =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm ， 取 壁 厚 = 10mm ， r+a=70.374+184=254.374mm<600mm，取軸承旁聯(lián)接螺栓為 m20， l5=75.5mm = 10mm箱體凸緣連接螺栓為 m16，地腳螺栓為 d = m 24 ，則有軸承端 蓋連接螺釘為 0.4d = 0.4 × 24mm =

44、 9.6mm ，取其值為 m10，由 表 8-30 可取軸承端蓋凸緣厚度為 bd=12mm；取端蓋與軸承座間的 調(diào)整墊片厚度為 t = 2mm ；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表 8-29 取螺栓 gb/t5781 m10 × 35；其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂 外徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋 表面距離 k=10mm，為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與 1 軸承左端面的距離取為 l4=25.5mm，取軸段端面與聯(lián)軸左端面 的 距 離 為 1.75mm 則 有 l1=l 聯(lián) +k+bd+l4+t-l2-1.75mm= l1=110mm （62+10+12+

45、25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 3 軸段段的長度與該軸的懸臂長度 l3 有關(guān)。小齒輪的受力作 用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 l3=66.2mm l3 =m+ 1+c+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 則兩軸承對軸的力作用點間的距離為l2 =(22.5）l3=(22.5)*66.2mm=132.4165.5mm l3 =l2+2a3-2t=（132.4165.5）+2*15.36-2*18.25mm =126159.1mm 取 l3=130mm，則有 l3=130mml2 =l3+2t-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=1

46、35.9mm在其取值范圍內(nèi)，合格 1 （7） 軸段 力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 由圖 12-4 可得l2=135.9mml1 =l1+l2-t+a3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm1 帶輪與軸段 間采用 a 型普通平鍵連接，查表 8-31 取其型 4 號為鍵 8 × 56 gb/t10961990，齒輪與軸段間采用 a 型普通平 鍵連接，型號為鍵 10 × 63 gb/t10961990l1=93.8mm5.鍵連接（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖 5 所示 （2）計算支承反力 在水平面上為r1h =fr1l

47、3 fa1 l2d m1 68.425 510.3 × 66.2 120.4 × 2 = 2 n = 218.3 r1h=218.3n 135.9r2h=fr1+r1h=510.3+218.3n=728.6n 在垂直平面上為r2h=728.6nr1v =6. 軸 的 受 力 分析ft1l3 1481× 66.2 = n = 721.4 n l2 135.9r1v=721.4nr2v = ft1 + r1v = 1481 + 721.4 n = 2202.4 n軸承 1 的總支承反力為r2v=2202.4nr1 = r1h + r1v = 218.32 + 721.

48、4 2 n = 753.7 n2 2r1=753.7n軸承 2 的總支承反力為r2 = r2 h + r2v = 728.6 2 + 2202.4 2 n = 2319.8 n2 2r2=2319.8n（3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖 5c、d、e 所示 在水平面上，a-a 剖面為 mah=-r1hl2=-218.3*135.9nmm=-29667nmm b-b 剖面左側(cè)為m bh = fa1d m1 68.425 = 172.5 × mm = 5901.7 nmm 2 2在垂直平面上為m av = r1v l2 = 721.4 × 135.9 n mm = 98038.3 n

49、mm m bv = 0 n mm合成彎矩m a = m 2 ah + m 2 ava-a 剖面為= (29667) 2 + 98038.32 n mm = 102428.7 n mm m b = m 2 bh + m 2 bvma=102428.7nmmb-b 剖面左側(cè)為 = （4）畫轉(zhuǎn)矩圖5901.7 2 + 0 2 n mm轉(zhuǎn)矩圖如圖 5f 所示，t1=50670nmmmb=5901.7nmm t1=50670nmm= 5901.7 n mm因 a-a 剖面彎矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩，a-a 剖面為危險面 其抗彎截面系數(shù)為w=抗扭截面系數(shù)為d 3 432= × 35332mm 3 =

50、 4207.1mm 3wt =彎曲應(yīng)力為d 3 416= × 35316= 8414.2mm37. 校 核 軸 的 強度b =扭剪應(yīng)力為m b 5901.7 = mpa = 1.4 mpa w 4207.1=t1 50670 = mpa = 6.0 mpa wt 8414.2軸 的強 度滿足 要 求按彎扭合成強度進(jìn)行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按 脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) = 0.6， 則當(dāng)量應(yīng)力為 e = 2 b + 4( ) 2 = 1.4 2 + 4 × (0.6 × 6) 2 mpa = 7.3mpa 由表 8-26 查得 45 鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度

51、極限 b = 650 mpa ，則由 表 8-32 查得軸的許用彎曲應(yīng)力 1b = 60 mpa， e < 1b 強 度滿足要求 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 p1 =8. 校 核 鍵 連 接的強度4t1 4 × 50670 = mpa = 27.4 mpa d1hl 22 × 7 × (56 8) 4t1 4 × 50670 = mpa = 14.9 mpa d 5 hl 32 × 8 × (63 10)齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為鍵 連接 的強度 足 夠 p2 =取 鍵 、 軸 及 帶 輪 的 材 料 都 為 鋼 ， 由 表 8-

52、33 查 得 p = 125mpa150mpa， p1 < p ，強度足夠二、中間軸的設(shè)計與計算中間軸的設(shè)計與計算見表 8 計算項目 1. 已 知 條 件 計算及說明 高速軸傳遞的功率 p2=3.63kw,轉(zhuǎn)速 n2=244.07r/min， 錐齒輪大端 分度圓直徑 d2=238mm，齒寬中點處分度圓直徑 dm2=（1-0.5 r ） d2=202.3mm，d3=70.531mm,齒輪寬度 b3=85mm 2. 選 擇 軸 的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表 8-26 選用常用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 9-8 得 c=106135，取中間值 c=110

53、，則 45 鋼，調(diào)制處理 計算結(jié)果d min = c 33. 初 算 軸 徑p2 3.63 = 1103 mm = 27.05mm n2 244.07dmin=27.05mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3%5%，軸端最細(xì)處 直徑 d1>27.05+27.05*（0.030.05）mm=27.8628.40mm軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖 5 所示 (1) 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)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(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用 兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計 1 5 該軸段上安裝軸承， 此段設(shè)計應(yīng) (2) 軸段及軸段的設(shè)計 與軸承的

54、選擇設(shè)計同步進(jìn)行。 考慮到齒輪上作用較大的軸向力和 1 5 圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段及軸段上安裝軸承，其直 徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù) dmin=27.05mm， 暫取軸承 30206，由表 9-9 得軸承內(nèi)徑 d=30mm，外徑 d=62mm， 寬度 b=16mm，內(nèi)圈定位直徑 da=36mm，外徑定位 da=53mm，軸上 力作用點與外圈大端面的距離 a3=13.8mm，故 d1=30mm d1=30mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d5=30mm d5=30mm 2 4 2 （3）齒輪軸段與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪 3，軸 4 段上安裝齒輪 2。 為

55、便于齒輪的安裝， 2 和 d4 應(yīng)略大于 d1 和 d5， d 此時安裝齒輪 3 處的軸徑可選為 33mm，經(jīng)過驗算，其強度不滿 d2=d4=32mm 足要求，可初定 d2=d4=32mm 由于齒輪的直徑比較小， 采用實心式， 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=38.448mm，取其輪轂寬度 l4 = 42mm ，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 l2=83mm 2 長度應(yīng)比齒輪 2 的輪轂略短，b3=85mm，故取 l4=40mm l2=83mm，l4=40mm 3 （4）軸段的設(shè)計 該段位中間

56、軸上的兩個齒輪提供定位， 其 軸肩高度范圍為（0.070.1)d2=2.243.2mm，取其高度 h=3mm， d3=38mm 故 d3=38mm 齒輪 3 左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪 2 的輪轂右端面與箱體 內(nèi)壁的距離軍取為 1 ，且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對稱， 量得起寬度為 bx=193.92mm，取3 bx=194mm，則軸段的長度為4. 結(jié) 構(gòu) 設(shè) 計bx=194mm l3=49mml3 = bx l4 21 b3 =194-40-2*10-85mm=49mm此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置， 在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端 蓋下的調(diào)整墊片使其處與正確的安裝位置 1 5 （5）軸段及軸段的長

57、度 由于軸承采用油潤滑， 故軸承內(nèi) 1 端面距箱體內(nèi)壁距離取為 = 5mm ，則軸段的長度為l1 = b + + 1 + (b3 l2 ) = 17 + 5 + 10 + (85 83)mm = 34mm5 軸段的長度為l1=34mml5 = b + + 1 + ( l3 l4 ) = 17 + 5 + 10 + (49 40)mm = 41mm（6）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大 端面的距離 a3=13.8mm， 則由圖 12-7 可得軸的支點與受力點間的 距離為l5=41mml1 = t + + 1 +b3 a3 2 85 = 18.25 + 5 + 10 + 13.8mm 2 = 61.95mml1 = 61.95mm l 2 = 80.6mm l3 = 56.35mm由裝配圖知 l2 = 80.6mm，l3 = 56.35mm5.鍵連接齒輪與軸段間采用 a 型普通平鍵連接，查表 8-31 取其型號 4 為鍵 12 × 100 gb/t10961990，齒輪與軸段間采用 a 型普通平 鍵連接，型號為鍵 12 × 45 gb/t10961990（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖 5 所示 （2）計算支承反力 在水平面上為r1h =fr 3 (l2 + l3 ) fr 2l3 + fa 2 l1 + l2 + l3dm2 d