機械設(shè)計課程設(shè)計模板

1、上海海事大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計（二級圓柱齒輪減速器）計算說明書姓 名：朱震學(xué) 院：物流工程學(xué)院專 業(yè)：機械電子工程（港口機械）101學(xué) 號：組 別：第6組指導(dǎo)老師：羅紅霞目 錄前言（任務(wù)書）3第一節(jié)概述 5第二節(jié)傳動裝置的總體設(shè)計6第三節(jié)傳動件設(shè)計計算10第四節(jié)軸系零部件設(shè)計計算26第五節(jié)箱體設(shè)計及潤滑劑、潤滑方式和密封裝置的設(shè)計45第六節(jié)圖紙設(shè)計5 1第七節(jié)設(shè)計小結(jié)53第八節(jié)參考資料54機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書（兩級齒輪減速器）班級:機械111 ,姓名:朱 震，學(xué)號:_,指導(dǎo)教師:羅紅霞日期:2014 年2月24日至 2014 年3月14日一、傳動系統(tǒng)參考方案（見圖）帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動

2、機 1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒 輪減速器3,再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機卷筒 5,帶動輸送帶6工作。二、原始數(shù)據(jù)（將與組號對應(yīng)的原始數(shù)據(jù)填入以下空格中）輸送帶有效拉力F= 4500N ;輸送帶工作速度v=s （允許誤差± 5%）;輸送機滾筒直徑d=350mm減速器設(shè)計壽命為10年。三、工作條件兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。四、設(shè)計任務(wù)每位學(xué)生應(yīng)完成以下任務(wù)：1 .設(shè)計計算說明書包括封面、目錄、章節(jié)內(nèi)容（可參考講義）、小節(jié)、參考文獻等基本內(nèi)容，其中章節(jié)內(nèi)容必須寫出各計算項目、步驟、公式和計算數(shù)據(jù)，并將主要計算結(jié)果整理成表

3、格。設(shè)計計算說明書的頁數(shù)一般不少于20頁。2 .總裝配圖畫出兩級齒輪減速器總裝配圖，必須含標(biāo)題欄、明細(xì)表、技術(shù)要求和主要配合尺寸及外形尺寸等。3 .軸類零件畫出輸入軸和中間軸的零件工作圖各一張，標(biāo)出詳細(xì)尺寸、公差、粗糙度，含標(biāo)題欄、技術(shù)要求等。4 .齒輪畫出低速軸齒輪的零件工作圖，要求同上。以上任務(wù)均要求在計算機上完成。設(shè)計計算說明書為Word文檔，圖紙設(shè)計采用AutoCAD五、提交資料4項任務(wù)所完成的電子版資料；2 .計算說明書打印稿（A4紙打印，將任務(wù)書放在目錄之后、正文之前）；3 .總裝配圖和零件圖打印輸出（A4紙打印，附在計算說明書最后）。機械設(shè)計課程設(shè)計（二級圓柱齒輪減速器）計算說明

4、書第一節(jié)概述、設(shè)計題目與內(nèi)容1 .設(shè)計題目帶式運輸機的傳動裝置。2 .設(shè)計內(nèi)容傳動裝置的總體設(shè)計擬定傳動方案；選擇電動機；確定總傳動比及分配各級傳動比；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。傳動件和軸系零部件的設(shè)計計算包括：帶傳動、齒輪傳動以及軸的設(shè)計計算，鍵、軸承、聯(lián)軸器的選擇計 算等。減速器裝配圖設(shè)計齒輪、軸的零件圖設(shè)計二、設(shè)計過程1 .準(zhǔn)備工作明確設(shè)計任務(wù)和要求；集中指導(dǎo)；減速器拆裝實驗。2 .傳動裝置的總體設(shè)計根據(jù)設(shè)計要求，擬定傳動總體布置方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運 動和動力參數(shù)。3 .傳動件設(shè)計計算帶傳動、齒輪傳動設(shè)計。4 .軸系零部件設(shè)計計算軸設(shè)計計算（結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度驗算）、軸承、

5、聯(lián)軸器的選擇計算及鍵聯(lián)接計算（注：該過程與草圖設(shè)計交叉進行）5 .裝配圖設(shè)計完成正規(guī)圖設(shè)計；必要時對原計算或結(jié)構(gòu)作相應(yīng)修改。6 .零件圖設(shè)計完成規(guī)定的零件工作圖設(shè)計。7 .整理和編寫計算說明書第二節(jié) 傳動裝置的總體設(shè)計總體設(shè)計一般按以下步驟進行：一、擬定傳動方案綜合考慮工作要求、工作條件等因素，擬定合理的傳動方案。二、選擇電動機確定電動機類型、結(jié)構(gòu)、容量（額定功率）和轉(zhuǎn)速，并在產(chǎn)品目錄中查出其 型號和尺寸。1 .選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)工作條件，本設(shè)計方案中選用 Y系列三相籠型異步電動機。2 .選擇電動機額定功率對于不變載荷下長期連續(xù)運行的機械，要求Pecd> Pdo Ped為所選電

6、動機額定功率，Pd為根據(jù)工作要求所需的電動機功率。Pw運輸帶所需功率，KW y a由電動機至運輸帶的總效率確定Pw運輸帶所需功率：PW篇制3.6KW確定aV帶傳動效率D 0.96；一對滾動軸承效率 z 0.99；卷筒效率J 0.96一對齒輪傳動效率C 0.98彈性聯(lián)軸器效率L0."綜上：電動機所需的工作功率PdPW4.28KW因Ped Pd ,選取電動機的額定功率匕5.5KW3 .確定電動機轉(zhuǎn)速式中，V帶傳動的傳動比i帶24,兩級齒輪減速比i齒840,則總的傳動比I ,_. .' ' '' _ _ _ _ _ _ _ _ .范圍為 ndian i1i2

7、n r / min643.65 nd 6436 .47選擇電動機轉(zhuǎn)速為1500r/m4、選擇電動機型號根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表 12-1及上式計算結(jié)果，選取電動機型號為 Y132M16選得電動機機型參數(shù)如下表：型額定同步滿載中心軸伸裝鍵號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速高H尺寸部位KWr/mir/mimmDX E尺寸nnmmFXGDmmY1321500144013238 X 10X二、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、確定總傳動比ianm 2440 30.87電動機滿載轉(zhuǎn)速，1440r/minnw 46.652.各級傳動比分配(1)帶傳動比i1根據(jù)推薦值23,選取i尸(2)各級齒輪傳動比ik i22i2 i 21

8、i 22i2 兩級齒輪傳動比為使兩級齒輪傳動中的大齒輪直徑相近，浸油深度接近相等，推薦i21(1.3 1.5)i 22,選取 i211.4i 22,同時因 i1i2 30 .87故i2產(chǎn)，i222.97二、計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩(運動和動力參數(shù))按照轉(zhuǎn)速從高到低將減速器三根軸依次定為I軸、n軸和田軸。I .計算各軸轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速nm 1440r /minI 軸轉(zhuǎn)速 n1 nm 1440 576r/min i12.5II 軸轉(zhuǎn)速：n2 n1 -576- 138.46r/min i214.16III 軸轉(zhuǎn)速：n3 世 138.46 46.62r/min i222.97卷筒轉(zhuǎn)速：nw n3 46.6

9、2r /min2.計算各軸輸入功率I 軸功率：P Pd 01 5.5 0.96 5.28KWII 軸功率：P2P 12 5.28 0.97 5.12KWIII 軸功率：P3 P2 23 5.12 0.97 4.97KW 32 23卷筒軸功率：Pw P3 34 4.97 0.97 4.82KW3 .計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩Ph5 5電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩：Td9550 9550 36.48 Nmnm14404 .整理動力參數(shù)(P=1/30000*Tn)電動機I軸n軸田軸卷筒轉(zhuǎn)速r/min960384功率Kw4轉(zhuǎn)矩n*m第三節(jié)傳動件設(shè)計計算、帶傳動設(shè)計計算電動機與減速器之間采用普通 V帶傳動，有關(guān)設(shè)計計算方法已

10、在機械設(shè) 計課程中介紹。注意事項:根據(jù)帶輪直徑并考慮帶傳動的滑動率（£二計算實際傳動比和從動輪轉(zhuǎn)速，并對減速器傳動比和輸入轉(zhuǎn)矩作修正。注意帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸的協(xié)調(diào)。一般應(yīng)使小帶輪半徑不超過電動機中心高，大帶輪半徑不超過減速器中心高，必要時進行修正。帶輪結(jié)構(gòu)尺寸參閱教材或設(shè)計手冊（減速器設(shè)計中主要用到大帶輪寬度 ）。1 .確定設(shè)計功率工況：兩班制（每天工作16h）,常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；查156頁表8-7得工作情況系數(shù)Ka 1.12 .選擇帶型no 960r/min , Pea 4.4KW ,由157頁圖8-11選擇A型V帶，且小帶輪直徑 范圍為112三dd1

11、至1403 .確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2查詢相關(guān)表格選擇小帶輪直徑為 dd1 125mm由 P157 表 8-8 得 取 dd2 300mm校核實際傳動比：誤差為0,故大帶輪直徑可用。4 .驗算帶的速度5m/s5”2 25m/s,符合要求。5 .確定中心距和V帶長度 根據(jù) 0.7(dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)可得 330.5mm a0 868.76mm初步選擇a0 500mmV帶計算基準(zhǔn)長度為查詢相關(guān)表格選取實際帶長 Ld 1600mm則實際中心距：計算中心距變動范圍：amin a 0.015Ld 4356 .計算小帶輪的包角7 .確定V帶根數(shù)V帶根數(shù)可以用下式計算：根據(jù)1

12、52頁表8-4a, 8-4b得巳1.37KW ；P。0.11;由表8-5,8-2 分別查K 0.93; KL 0.99 ,則：故選取z=4o8 .計算初拉力查詢相關(guān)表格得V帶質(zhì)量m 0.1kg/m,則初拉力為：9 .計算作用在軸上的壓力10 .帶傳動設(shè)計計算結(jié)果如下表所示：小帶輪直徑dd1 (mm)大帶輪直徑dd2小帶輪帶速v帶長Ld0(mm)A型帶3001600中心矩a小帶輪包角V帶根數(shù)z初拉力(F0)min(N)壓軸力(Fp)mi n4594、齒輪傳動設(shè)計計算工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。I高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算如下：

13、1 .選擇材料，熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理,大齒輪正火處理，由 P191表10-1得齒面硬度：小齒輪： HBW1 217 255HBW大齒輪： HBW2 162 217HBW平均硬度：HBW1 236HBW,HBW2 190HBW。HBW1 HBW2 46HBW ,在 30-50HBW間。選用8級精度(C8) o2 .初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進行計算。其設(shè)計公式為:(1)確定小齒輪傳遞扭矩(2)初步確定載荷系數(shù)因V值未知，Kv不能確定，故初選載荷系數(shù)Kt 1.11.8，暫定Kt 1.4(3)選

14、定齒寬系數(shù)由205頁表10-7 ,取齒寬系數(shù)d 1(4)確定彈性系數(shù)和節(jié)點區(qū)域系數(shù)由201頁表10-6查得彈性系數(shù)ZE 189.8/MPa初選螺旋角14 ,由圖10-30查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh 2.43(5)初步選定大小論齒數(shù)齒數(shù)比u i21 3.65小齒輪齒數(shù)初選Z1 23則大齒輪齒數(shù) Z2 i21Z1 23 3.65 83.95，取 Z2 84(6)確定重合度由215頁圖10-26查得端面重合度：10.765 ,20.792,120.765 0.792 1.56(7)確定許用接觸應(yīng)力可用下式計算：h Zn Hlim由210頁圖10-21,a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為： SHH lim 1580M

15、Pa, Hlim 2450MPa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：由206頁圖10-18查得壽命系數(shù)Zni 0.97,Zn2 0.96取失效概率為1%安全系數(shù)S=1則小齒輪的許用接觸應(yīng)力為：大齒輪的許用接觸應(yīng)力為：?。撼跛阈↓X輪的分度圓直徑d#,得：3.確定傳動尺寸 (1)計算載荷系數(shù)使用系數(shù)Ka 1.0因：v d1tn157.27 38460 100060 10001.15m/s查194頁圖10-8得動載系數(shù)K1.1,查197頁表10-4得齒向載荷分布系數(shù)Kh1.455,Kf 1.40,查195頁表10-3得齒間載荷分布系數(shù)KhKF 1.4則載荷系數(shù)(2)對d1t進行修正因K與Kt有較大的

16、差異,故需對由Kt計算出的d1t進行修正，即按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑:(3)初次確定模數(shù)mn (可省略)(4)計算縱向重合度，并確定螺旋角影響角度系數(shù)Y 查 p217 10-28 得丫 =4 .按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(1)計算當(dāng)量齒數(shù)(2)查取齒形系數(shù)、應(yīng)力矯正系數(shù)由 P200 表 10-5 查得YFai 2.62, YFa2 2.2根據(jù)線性插入法得YFai 2.616,YFa2 2.196計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由P209圖10-21查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為由P206圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 0.87,Kfn2 0.9安全系數(shù)Sf 1.251.5取SF 1.4則：YF

17、aYsa(4)計算大、小齒輪的 F并加以比較取大，大齒輪的數(shù)值大。(5)計算最終模數(shù)選取mn為35 .設(shè)計計算66.98 cos14o21.66 ,選取 z1=23 3(1)齒數(shù)計算d1 cos Z1 mnZ2 3.65 23 83.95 , 選取 z2=84(2)計算中心距中心距取整為166mm(3)按圓整后的中心距修正螺旋角誤差較小，無需調(diào)整。(4)計算大小齒輪的分度圓直徑(5)計算齒輪寬度圓整后取 b2 71,b1 b2 5 76mm6 .計算結(jié)果整理如下：名稱公式小齒輪大齒輪模數(shù)33齒數(shù)Z壓力角齒頂身系數(shù)頂隙系數(shù)傳動比分度圓直徑齒頂身ha3 mmha3 mm齒根身hf3.75 mmhf

18、 3.75 mm齒全高h(yuǎn) 6.75 mmh 6.75 mm齒頂圓直徑da177.36 mda2266.64 mm齒根圓直徑df163.86mmd f 2253.14 mm齒距p9.42 mmP9.42 mm齒厚、槽寬se 4.71mmse 4.71mm頂隙c0.75mmc0.75mm中心距a166mm螺旋角b176mmb271 mm7 .結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪 軸n上大齒輪采用選用腹板式結(jié)構(gòu)，見附圖。II低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算如下：1 .選擇材料，熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大小齒輪均選用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：小齒輪： HBW1

19、217 255HBW大齒輪： HBW2 162 217HBW平均硬度：HBW1 236HBW,HBW2 190HBW。HBW1 HBW2 46HBW ,在 30-50HBW間。選用8級精度（C8） o2 .初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進行計算。其設(shè)計公式為：.3 2KT2 u 1 ZeZhd 3t 3 |° d d uH小齒輪傳遞扭矩為：T2 338120N mm因v值未知，KV不能確定，故初選載荷系數(shù)Kt 1.11.8，暫定Kt 1.4由205頁表10-7 ,取齒寬系數(shù)d 1由201頁表10-6查得彈性系數(shù)Ze 189.8jMPa初選螺旋角14

20、 ,由圖10-30查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh 2.43齒數(shù)比u i22 2.61小齒輪齒數(shù)初選Z3 23則大齒輪齒數(shù) Z4 i22Z3 23 2.61 60.03,取 Z4 60由215頁圖10-26查得端面重合度：10.77,20.84,12 0.77 0.84 1.61許用接觸應(yīng)力可用下式計算由210頁圖10-21,a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為：小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：由206頁圖10-18查得壽命系數(shù)Zn3 0.97,Zn4 0.98取失效概率為1%安全系數(shù)S=1則小齒輪的許用接觸應(yīng)力為：大齒輪的許用接觸應(yīng)力為：?。簣A直h H3 H4 562.6 441 501.8MPa 初算小齒輪的

21、分度 22徑得:3.確定傳動尺寸(1)計算載荷系數(shù)使用系數(shù)KA 1.0d3/260 100088,24 105.2160 10000.49m/s查194頁圖10-8得動載系數(shù)Kv 1.1,1.35查197頁表10-4得：齒向載荷分布系數(shù)Kh 1.466, Kf 查195頁表10-3得：齒間載荷分布系數(shù)Kh Kf 1.4則載荷系數(shù)(2)對d 3t進行修正因K與&有較大的差異，故需對由Kt計算出的d1t進行修正，即按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑：初次確定模數(shù)mn(可省略)取 mn 4.37mm(4)計算縱向重合度，并確定螺旋角影響角度系數(shù)查 p217 10-28 得Y =04.按齒根

22、彎曲疲勞強度設(shè)計(1)計算當(dāng)量齒數(shù)(2)查取齒形系數(shù)、應(yīng)力矯正系數(shù)由 P200 表 10-5 查得YFa3 2.69, YFa4 2.28根據(jù)線性插入法得YFa32.662,YFa42.273(3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力f T取彎曲疲勞安全系數(shù)S=由P209圖10-21查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為FE3 420MPa , FE4 380MPa由P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 0.9, Kfn4 0.92 則:(4)計算大、小齒輪的YaYa并加以比較取大，大齒輪的數(shù)值大。(5)計算最終模數(shù)5.設(shè)計計算(1)齒數(shù)計算d3 cosz3mn103.51 cos14o33.48 ,選取 z3

23、=34z22.61 3488.74 ,選取 z4=89(2)計算中心距中心距取整為190mm(3)按圓整后的中心距修正螺旋角誤差較小，無需調(diào)整。(4)計算大小齒輪的分度圓直徑(5)計算齒輪寬度圓整后取 b4 105mm,b3 b4 5 110mm6.計算結(jié)果整理如下名稱公式小齒輪大齒輪模數(shù)33齒數(shù)Z壓力角齒頂身系數(shù)頂隙系數(shù)傳動比分度圓直徑d3 105.04 mmd4274.96mm齒頂身ha 3 mmha3 mm齒根身hf 3.75 mmhf 3.75 m m齒全高h(yuǎn) 6.75 mmh 6.75 mm齒頂圓直徑da3 111.04 mda4 280.96mm齒根圓直徑df3 97.54 mmd

24、f4 267.46 m mi齒距p 9.42 mmp 9.42 mm齒厚、槽寬s e 4.71mms e 4.71 mm頂隙c 0.75mmc 0.75 mm中心距a 190mm螺旋角b3 110 mmb4 105 mm總傳動比校核:i, ibJ 2.472 3.652 2.618 23.63 a 12 1 22慶左ia,iala23.86 23.63 0.96% 5%23.86第四節(jié)軸系零部件設(shè)計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膠合提供數(shù)據(jù)，其計算如下:I.高速軸的設(shè)計與計算1.已知條件軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級齒輪傳動功率（包括軸承效率在內(nèi)），則

25、:P ; n1 384r/min ; T1 95.50 N m。2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并且對重量以及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊的要求，故由表8-26選常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3.求作用在軸上的力已知高速級的小齒輪1 14.79°, d1 71.36mm 貝U:圓周力:2000Tldi2000 95.5071.362676.57NFt1tan n 2676.57 tan20o徑向力：Fr1 -t1 0 1007.57Ncos 1cos14.79°軸向力：Fa1Ft1tan 1 2676.57 tan14.790 706.68N壓軸力：Fp 2zFg sin -1 2 4 15

26、1.79 sin 157.03 1190.01 1190 N224 .初算最小軸頸 查 p370 15-3 選取 C=112,則：對于直徑d 100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%7%D電動機38mm ; d1min D38 mm ;(電動機部分合格)5 .結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)確定軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想(2)相關(guān)數(shù)據(jù)的確定a.機體內(nèi)壁間距離L:式中：、b2、b3 分別為第一級齒“輪傳動中小齒輪、大齒輪和第二級齒輪傳動中小齒輪的齒寬；b1 76mm, b2 71mm, b3 110mm。2 齒輪端面至機體內(nèi)壁距離，P158表11-1 ;取2 9mm( 2 8mm)4齒輪間距，可取 4 812 mm。取 4

27、 9.5mmb.機體內(nèi)壁至軸承座端面距離l2式中：機座壁厚，P158表11-1; 8mmci、C2 扳手操作空間，P161表11-2。c.外伸軸總長L'(3)確定各軸段的直徑和長度 .確定軸段的各段直徑和長度因為軸I的最小直徑不小于電動機軸頸，經(jīng)查表得，電動機軸頸為38mm故該軸段的最小直徑為。大帶輪與軸配合的轂孔長度 l1 61mm ,為了保證軸的 擋圈只壓在大帶輪輪轂上而不壓在軸的端面上，故段的長度應(yīng)比l1略短一些,現(xiàn)取 11 60mm, d1 40mm。 .確定軸段的各段直徑和長度為了滿足大帶輪的軸向定位要求，軸段左端需制出一軸肩，故取段的 直徑d2 48mm右端用軸端擋圈定位，

28、按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與軸承右端面 間的距離l2 55mm,為了使軸端蓋能夠完全固定軸承的位置，故取l2 62mm,d2 48mm .確定軸段的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和較小的軸向力的作用，故選 用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d2 48mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 2 基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6210。取 d3 50mm, l3 42mm。 3,3 .確定軸段的各段直徑和長度經(jīng)計算取 d4 56mm l4 108.5mm .確定軸段的各段直徑和長度兩端軸承均采取擋油環(huán)和軸肩定位。若

29、定位左側(cè)軸承，則 V段軸 頸應(yīng)為 57mm及d5 57mm。由于該段齒輪的直徑很小，齒根圓到鍵槽底部的距離e<2mt, 故將齒輪和軸做成一體，即齒輪軸。此軸段的寬度等于齒輪的齒寬，直徑為小 齒輪吃定遠(yuǎn)直徑l5 76mm , d5 77.36mm。為定位右側(cè)軸軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。 .確定軸段的各段直徑和長度已經(jīng)算得軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離l2 52mm，機體間內(nèi)壁距離l 225mm ,外伸軸總長l 409mm，已知深溝球軸承寬度 B 20mm ,取及壁厚8mm，則，1631.5mm，d3 50mm。至此，已初步確定了軸I的各段直徑和長度。(4)軸I上零件

30、的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，di 40mm查表得截面b h 12mm 8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 L 45mm，選用平鍵為H812mm 8mm 45mm，大帶輪與軸的配合為為 n7。滾動軸承與軸的周向定位是由 過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為mZ(5)確定軸上圓角和倒角尺寸各軸肩處的圓角半徑見圖。6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：(1)求支座反力A:水平(面)方向反力2000T12000 95.50圓周力：Ft1 12676.57 2700Nd171.36徑向力：Fr1 Ft1tan n 2676.57 1a?201007.57 1000Ncos 1cos14.7

31、9軸向力： Fa1 Ft1tan 1 2676.57 tan14.79o 706.68 700N壓軸力：FD 1990.01 1200NB.豎直(面)反力(2)繪制彎矩圖A.水平方向彎矩B.豎直方向彎矩C.合成彎矩(3)繪制扭矩圖T=95500N- mm7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面B)的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取0.6,軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得 1 60MPa o因此，ca 1 ,故安全。II.中速軸的設(shè)計與計算1 .已知條件軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級齒輪傳動功率（包括軸

32、承效率在內(nèi)）則：P2; n2 min ; T2 338.11 N m。2 .選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并且對重量以及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊的要求，故由表 8-26選常用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3 .求作用在齒輪上的力因已知軸n的上大小齒輪的螺旋角及度圓直徑為2 14.79° ,3 13.82°, d2244.7mm , d3 114.5mm 則齒輪二圓周力：% 誓2 2002603671 頌4.46 2600N徑向力：Fr2Xtan ncos 22594.46 tan20 °cos14.79°976.67 980N軸向力:Fa. FJan , 2594.46 ta

33、n14.79° 685.00N a 2 t2 2齒輪三圓周力：1 2000r2 2T。5曹11 643774 6440N徑向力：Fr3 F3tan n 6437.74 tan202413.00 2410Ncos 3cos13.82°軸向力：Fa3 Ft3tan 3 6252.05 tan13.82o 1537.961540N4 .初算最小軸頸查表考慮到軸端不承受轉(zhuǎn)矩，故取較小值C=112,則對于直徑d 100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大 5%7%故5 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示(2)相關(guān)數(shù)據(jù)L=225mm l2 q c2 (81? 8 18 16 10 5

34、2mm(3)確定各軸段的直徑和長度 .確定軸段的各段直徑和長度因為中間軸的最小直徑 40mm故軸段I的直徑為40mm為了滿足軸承的軸 向定位要求，I軸段左端需制出一軸肩，故取II段的直徑d2 50mm,右端用軸端擋圈定位。因軸承同時受有徑向力和較小的軸向力的作用，故選用深溝球軸 承。參照工作要求并根據(jù)d1 40mm ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取2基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6208。軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)，根據(jù)軸端的定位要求，經(jīng)計算取1i34mm L, 533mm。 .確定軸段的各段直徑和長度此軸段選取直徑為d2 55mm。此軸段的寬度等于齒輪的齒寬，I2

35、 71mm .確定軸段的各段直徑和長度此處軸肩是為了固定左右大小齒輪故選取13 10mm, d3 60mm。 .確定軸段的各段直徑和長度此處軸端為了與齒輪進行配合，選取I4 110mm, d4 50mm。(4)軸I上零件的周向定位大齒輪：與軸的周向定位采用平鍵連接。按 d2 55mm,查表得截面b h 16mm 10mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 L 50mm,選用平鍵為H816mm 10mm 50mm,齒輪與軸的配合為為 n7。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m7。小齒輪：與軸的周向定位采用平鍵連接。按 d2 50mm,查表得截面b h 16mm 10mm

36、,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 L 80mm ,選用平鍵為H816mm 10mm 80mm,齒輪與軸的配合為為 n7。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m70(5)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45°,各軸肩處的圓角半徑見圖6 .繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：（1）求支座反力A:水平（面）方向反力B.豎直（面）反力（2）繪制彎矩圖A.水平方向彎矩B.豎直方向彎矩C.合成彎矩（3）繪制扭矩圖7 .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度根據(jù)公式及上 表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取0.6,軸

37、的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得1 60Mpa。因此，ca 1, 故安全。111 .低速軸的設(shè)計與計算112 知條件軸上的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級齒輪傳動功率 （包括軸承效率在內(nèi)）則：;n3 min ; T2 855.99N m。3 13.82°且與聯(lián)軸器孔徑相符(已55 mm聯(lián)軸器與軸配合的113 擇軸的材料因傳遞的功率不大，并且對重量以及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊的要求，故由表 8-26選常用的45鋼，調(diào)質(zhì)處理。114 作用在齒輪上的力因已知軸n的上大小齒輪的螺旋角及度圓直徑為，d3 274.96mm 則：圓周力：Ft4 Ft3 6440N徑向力：Fr4 Fr3 2410N

38、軸向力：Fa4 Fa3 1540N115 的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示(2)相關(guān)數(shù)據(jù)(3)確定各軸段的直徑和長度 .確定軸段的各段直徑和長度因為低速軸的最小直徑應(yīng)不小于軸I的最小直徑， 選定彈性套柱銷聯(lián)軸器)，故該軸段的最小直徑為di 轂孔長度11112mm。 .確定軸段的直徑和長度為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I軸段左端需制出一軸肩，故取n段的直徑d2 63mm右端用軸端擋圈定位。后經(jīng)算得軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離12 42mm。 .確定軸段的直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和較小的軸向力的作用，故選 用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d2 63mm ,取安裝軸承的軸段

39、直徑為 d3 65mm。軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6211,®.d3 d7 55mm, 13 B 65mm 0 .確定軸段的直徑和長度兩端軸承均采取擋油環(huán)和軸肩定位。若定位左側(cè)軸承，則 VI段軸徑應(yīng)為 d6 73mm,此軸段的寬度等于低速級大齒輪的齒寬， 104mm。 .確定軸段 的直徑和長度為定位低速級大齒輪，作為軸肩的軸段V的直徑應(yīng)為d5 82mm。取I5 10mm 為定位右側(cè)軸承，作為軸肩的 V-VI段軸的直徑應(yīng)為d4 73mm 0后經(jīng)計算的 1473.5mm。 .確定軸段的直徑和長度軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)

40、軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，同時為了使軸端蓋能夠完全固定軸 承的位置，故取17 47.5mm,前面已確定d3 d7 65mm 0(4)軸I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。按d1 55mm,查表得截面b h 16mm 10mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為l 70mm，選用平鍵為H816mm 10mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為為 布。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m% b h 20mm 12mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 l 80mm，選用平鍵為大齒輪：與軸的周向定位采用平鍵連接。按 d173mm ,查表得截面H820

41、mm 12mm 80mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為為 布。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m%(5)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 4小。6.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖: (1)求支座反力A:水平(面)方向反力B.豎直(面)反力(2)繪制彎矩圖A.水平方向彎矩B.豎直方向彎矩C.合成彎矩(3)繪制扭矩圖6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取 0.6,軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得 1 60MPa。因此， .c

42、a 1.故安全。改正：齒輪1的受力(4)聯(lián)軸器的選用輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑由n o為了使所選的軸直徑山口與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca KAT3,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，查 P351表14-1得取 Ka 1.3,T3 855.99N則Tca KAT31.3 855.99 1112.787N M按照計算轉(zhuǎn)矩 心應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5014-2003, 選用HL4彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000N mm。半聯(lián)軸器的孔徑 d1 55mm，故取5 口 55mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂 孔長

43、度L1 84mm。(5)鍵連接計算及強度校核1 .高速軸上鍵大帶輪選擇鍵連接的類型和尺寸大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)d1 40mm查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=12mim高度h=8mm由輪轂寬 度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=45，比輪轂寬度（B=61mm）、些。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力 p=100120MPa取平均值， p=110MPa鍵的工作長度l L b 45 12 33mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸 高度 k 0.5h 0.5 8mm 4mm。 32Tl 102 95.50 103 D可得p _J 36.17MPa p,可以。kld 4 40 3

44、3故取 12 8 45GB/T 1096。2 .中速軸上鍵大齒輪選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸 端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d2 55mm查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=16mm高度h=10mm由輪轂寬 度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=50，比輪轂寬度（B=71mm）、些。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力p=100120MPa取平均值，p=110MPa鍵的工作長度l L b 50 16 34mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸 高度 k 0.5h 0.5 10mm 5mm。 _33可得p紅3 2 由1 1072.32

45、MPa p,可以。kld 5 34 55故取 16 10 50GB/T 1096。小齒輪選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸 端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d2 50mm查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=14mm高度h=9mm由輪轂寬 度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=80，比輪轂寬度（B=110mm）、些。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力 p=100120MPa取平均值， p=110MPa鍵的工作長度l L b 80 14 66mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸 高度 k 0.5h 0.5 9mm 4.5mm。 32T2 1

46、02 338.11 103 D可得 p 45.537MPa p,可以。p kld 4.5 66 50故取 14 9 80GB/T 1096。3 .低速軸上鍵大齒輪選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸 端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d1 73mm查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=20mrm高度h=12mm由輪轂寬 度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=80，比輪轂寬度（B=105mm）、些。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力p=100120MPa取平均值，p=110MPa鍵的工作長度l L b 80 20 60mm,鍵與輪轂

47、鍵槽的接觸高度 k 0.5h 0.5 12mm 6mm。3_ _3可得p 2LJL 2 855.99 1065.14MPa p,可以。kld 6 60 73故取 20 12 80GB/T 1096。半聯(lián)軸器選擇鍵連接的類型和尺寸半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。根據(jù)d1 55mm查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=16mm高度h=10mm由輪轂寬 度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80，比輪轂寬度（B=84mm）、些。校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力 p=100120MPa取平 均值，p = 110MPa鍵的工彳長度l L b 80 16 64mm,鍵與輪轂鍵槽的接 觸高度

48、 k 0.5h 0.5 10mm 5mm。32T3 102 855.99 103 D可得 p - 97.27MPa p,可以。kld5 64 55故取 16 10 80GB/T 1096。（5）軸承壽命的校核初選軸承軸名軸承代號外形尺寸（mrm內(nèi)徑d寬度B軸I62105020軸n62084020軸田621155301.軸I軸承6210（只校核受力更大的軸承）a.求比值b.初步計算當(dāng)量動載荷 P根據(jù)式（13-8a） p fp（XFr YFa）按照表 13-6, f 1012，取 f p .Jf p 1 .2按照表13-5, X=1, Y=0按照6210軸承樣本或設(shè)計手冊選擇 =23200N Co

49、c.驗算6210軸承的壽命2.軸I I軸承6208 （只校核受力更大的軸承）a.求比值b.初步計算當(dāng)量動載荷 P根據(jù)式（13-8a） p fp（XFr YFa）按照表13-6，.01.2,取 2。p p按照表 13-5 , X=1, Y=0按照6208軸承樣本或設(shè)計手冊選擇 ° =23200N C0c.驗算6208軸承的壽命3.軸III軸承6211a.求比值b.初步計算當(dāng)量動載荷P根據(jù)式(13-8a) P fp(XFr YFa)按照表 13-6 , f i.oi.2，取 f 1.2。 p p按照表 13-5 , X=1, Y=0c.驗算6211軸承的壽命第五節(jié) 箱體設(shè)計及潤滑劑、潤滑方式和密封裝置的設(shè)計、確定箱體的基本參數(shù)：機座壁厚0.025a 3 8機蓋壁厚110.02a 3 8機座凸緣厚度 bb 1.5機蓋凸緣厚度b1b11.5 1機座底凸緣厚度b2b22.5地腳螺栓直徑dfd