機械設計課程設計減速箱

1、三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器目錄1 .設計任務書31. 總體布置簡圖32. 工作情況33. 原始數(shù)據(jù)34. 設計內(nèi)容35. 設計任務36. 設計進度32 .傳動方案的擬定及說明 43 .電動機的選擇 44 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 55 .傳動件的設計計算6（1） 高速級齒輪的設計計算 61. 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 62. 按齒面接觸強度設計 63. 按齒根彎曲強度設計 74. 幾何尺寸計算95. 齒輪的結(jié)構(gòu)設計9（2） 低級齒輪的設計計算 91. 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 92. 按齒面接觸強度設計 93. 按齒根彎曲強度設計 114. 幾何尺寸計算125. 齒

2、輪的結(jié)構(gòu)設計126 .軸的設計計算13（1） 輸入軸的設計131. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 132. 求作用在齒輪上的力 133. 初步確定軸的最小直徑 134. 軸的結(jié)構(gòu)設計14（2） 中間軸的設計151. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 152. 求作用在齒輪上的力 153. 初步確定軸的最小直徑 164. 軸的結(jié)構(gòu)設計16（3） 輸出軸的設計181. 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 182. 求作用在齒輪上的力 183. 初步確定軸的最小直徑 184. 軸的結(jié)構(gòu)設計19（4） 輸入軸的校核201. 求軸上的載荷202. 按彎扭合成應力校核軸的強度 213. 精確校核軸的疲勞強度 21（5） 中間軸的校核

3、241. 求軸上的載荷242. 按彎扭合成應力校核軸的強度 253. 精確校核軸的疲勞強度 25（6） 輸出軸的校核271. 求軸上的載荷272. 按彎扭合成應力校核軸的強度 283. 精確校核軸的疲勞強度 297 . 滾動軸承的選擇及計算 311. 輸入軸312. 中間軸323. 輸出軸338 .鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 351. 輸入軸352. 中間軸353. 輸出軸359 .聯(lián)軸器的選擇351. 輸入軸處聯(lián)軸器的選用： 352. 輸出軸處聯(lián)軸器的選用： 35十.減速器箱體設計及附件的選擇 361. 減速器箱體及其結(jié)構(gòu)尺寸 362. 減速器零件的位置尺寸 373. 減速器箱體附件374. 部

4、分零件結(jié)構(gòu) 414一.潤滑與密封421. 齒輪的潤滑422. 滾動軸承的潤滑42十二.改進意見 431. 滾動軸承選用的改進 432. 軸結(jié)構(gòu)設計的改進 43十三.設計小結(jié)43十四.參考資料目錄43同濟大學機械設計課程設計2012年7月18日設計計算及說明結(jié)果設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減 速器。1 .總體布置簡圖2 .工作情況工作有輕震，經(jīng)常滿載，空載啟動，單向運轉(zhuǎn)。3 .原始數(shù)據(jù)運輸帶 拉力F(N)卷筒的 直徑 D(mm)運輸帶 速度V(m/s)帶速允 許偏差 (%)使用 年限 (年)工作制 度(班/ 日)24003001.251514 .設計內(nèi)容

5、(1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制設計(7) 計算說明書的編寫5.設計任務(1)減速器總裝配圖一張(0號或1號圖紙)傳動件的設計軸的設計與校核裝配圖與零件圖的繪制 設計說明書的編寫(2) 齒輪、軸零件圖各一張(2號或3號圖紙)(3) 設計計算說明書一份6.設計進度(1) 發(fā)題日期：2012.7.2(2) 第一階段：7.27.3(3) 第二階段：7.47.6(4) 第三階段：7.77.13(5)第四階段：7.147.17(6)答辯日期：7.18傳動方案的擬定及說明根據(jù)設計任務

6、書中的總體布置簡圖，本減速器為展開式兩級圓柱齒輪減 速器。根據(jù)設計任務要求，減速器采用斜齒圓柱輪，斜齒輪具有傳動平 穩(wěn)，沖擊、振動、噪音較小等特點，故本減速器可采用三軸線雙級斜齒 圓柱齒輪減速方案。電動機的選擇1 .計算驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速60 x 1000? 60 x 1000 X1.276?/?X 300n?=?2 .選擇電動機(1) 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件,機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。(2) 電動機容量1) 卷筒軸的輸出功率選用一般用途的Y (IP44)系列三相異步電動P? 2400 X 1.2P?= = = 2.88?10001000a.彈性聯(lián)軸器(軸0與軸1):?=:0.99

7、b.滾動軸承(軸1）：?=:0.99c.圓柱齒輪(軸1與軸2):?=:0.97d.滾動軸承(軸2）：?=:0.99e.圓柱齒輪(軸2與軸3):?=:0.97f.滾動軸承(軸3）：?=:0.99g.剛性聯(lián)軸器(軸3與軸4):?=:0.99h.滑動軸承(軸4）:?=:0.962)電動機的輸出功率查2表2-4選取各機械傳動的效率值如下:故從電動機到工作機之間的總效率為Pd?= ? ? ? ? ? ? ? ? =0.86電動機輸出功率為PW2.88Pd =3.35? 0.863)確定電動機的額定功率根據(jù)計算出的功率Pd,取額定功率稍大于Pd。查2(指參考資料2, 下同)表20-1選取電動機額定功率Pe

8、d = 4kW(3) 電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選取電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由2表2-1查得圓柱齒輪傳動比范圍為i = 36 ,故電動機轉(zhuǎn)速范圍為n = n?x?= 6842736?/?初選同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min和1500r/min 進行比較方 案電動機型 號額定 功率kW電動機轉(zhuǎn)速r/min電動 機質(zhì) 量kg傳動裝置的傳動比同步總傳 動比一級減 速齒輪二級減 速齒輪1Y112M-44150014404318.9544.742Y132M1-6410009607312.6343.162傳動比 選定電動由表中數(shù)據(jù)可知，兩種電動機選擇方案均可行，但方案較小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小。因

9、此，可采用方案2,機型號為 Y132 M1-6。計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比(4)1)總傳動比?960?76 12.632)分配各級傳動比高速級齒輪傳動低速及齒輪傳動?1?=?2?=12.63+ 4 = 3.16? n ?勻符合一般圓柱齒輪傳動的傳動比常用范圍。四.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)如總體布置簡圖所示，標記各軸為：電動機軸0、輸入軸1、1.輸出軸3、卷筒軸 各軸轉(zhuǎn)速4。?= ?= 960r/min? = ? = 960r/min? = ?= 960 ?4 = 240?/? = ?= 240?3.16 =76?/? = ?= 76?/?2.各軸輸入功率?2.88P4 =3?0.

10、96P3 =?=3.06? 0.99 X0.99P2 =?3.06=3.19?0.97 X0.99P1 =?=? 一=3.32? 0.97 X0.99?3.32=3.35?0.993.各軸轉(zhuǎn)矩?T0 = 9550= 9550? 03.35=33.33? ? 960中間軸2、T0 :?=9550=?:95503.32X960=33.03? ?To =?9550 一 = ?95503.19X=240=126.94?To =?9550 ?=95503.06 =76=384.51?To =?=9550 ?=95503X = 76376.97? ?五.傳動件的設計計算（一）高速級齒輪的設計計算1 .選擇

11、齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）由傳動方案的擬定，選用斜齒圓柱齒輪。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB 10095-88 ）。3）材料選擇。4）由1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45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBs二者材料硬度差為 40HBs5）選小齒輪齒數(shù)z1 = 20,大齒輪齒數(shù)Z2 = 4 X20 = 80。6）選取螺旋角。初選螺旋角3= 14°。2 .按齒面接觸強度設計按1式（10-21 ）試算，即3 2?3? ?± 1 ? 2de 工（西）（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K?= 1

12、.6。2）由1圖10-30選取區(qū)域系數(shù)？?= 2.433。3）由1圖 10-26 查得？?1= 0.75 , ?2= 0.88 ,則？?= ?1+ ?2= 0.75 +0.88 = 1.63。4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。Ti = 33.03? m = 33030? mm5）由1表10-7選取齒寬系數(shù) 巾？?= 1。6）由1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ?= 189.8MPa 0.5 °7）由1表10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限0?=1600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限口?=2 550MPa。8）由1式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)。Ni = 60? 60 X 96

13、0 X1 X（1 X8 X 300 X 15） = 2.074 X1092.074 X 109口? = = 5.184 X10859）由1圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù) ？?1= 0.96; ?2= 1。10）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由1式(10-12)得?況1 = ?=1 0.96 X 600MPa = 576MPa?=1 x 550MPa = 550MPa?d = (?1 2 ?2) = 563MPa1)(2) 計算計算小齒輪分度圓直徑d1?代入?囪中的較小值。2)3)X 1.6 X 33030 X計算圓周速度X 1.63V。?d?v =60 X1000計

14、算齒寬b及模數(shù)m ?4+ 1 2.433 X 189.8563)mm = 37.92mm?X 37.92 X960 ?= 1.91 ?60 X1000b =巾？xd1？?= 1 x 37.92mm = 37.92mmm?=Z1d1?9?37.92 Xcos14 ° = mm = 1.84mm20h = 2.25m ?=2.25 X 1.84?= 4.14?37.92 =9.164.144)計算縱向重合度？物5)?= 0.318(J)?zitan 3 = 0.318 X1 X20 xtan141.586計算載荷系數(shù)Ko根據(jù)v=1.91 ? 7級精度，由1圖10-8查得動載系數(shù)K?= 1

15、.08；根據(jù)載荷狀態(tài)為輕微沖擊，原動機為電動機，由 數(shù) K?= 1.25;1表10-2查得使用系由1 置時, 由b/h由1表10-4用插值法查得7級精度、軟齒面小齒輪相對支承非對稱布K? 0=9.16表 10-31.417 ;，K?廠 1.417,查1圖 10-13 得 K?廣 1.35; K?a= K?a= 1.5；故載荷系數(shù)K = K?K?K?B= 1.25 X 1.08 X1.5 X1.417 = 2.876)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式(10-10a)得3 ?d1 = ?Z = 37.92 X?3 2.87 mm = 46.07mm1.67)計算模數(shù)mn。d1cos 3

16、mn =46.07 Xcos14 °=2.24mm3.Z1按齒根彎曲強度設計20由1式（10-17）得彎曲強度的設計公式為3 2?cos2? ?mn 暖，6?(?.)（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù)。K= K?K?T?K?尸 1.252)根據(jù)縱向重合度?= 1.63,從1X 1.08 X1.5 X1.35 = 2.73圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)？? =3)0.94。a替業(yè)有止z?1 =Z1.?20?W?T = 21.894)5)6)7)8)Z?2 =Z2?80 ?布=87.57查取齒形系數(shù)。由1表10-5查得？?=2.724 ; ?2= 2.205。查取應力校正系數(shù)。

17、由表 10-5 查得？%?= 1.569; ?2= 1.765由1圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限？E1 = 500?大齒輪的彎曲強度極限？?E2 = 380?由1圖10-18 ,取彎曲疲勞壽命系數(shù)?1= 0.9; ?2= 0.93;計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由1式（10-12）得?10?1?1 =?-= 0.9 X 500/1.4?= 321.43?9)Y?Y?1 ?11Y?Y?2 *2 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算2.724 X 1.569 =0.013297321.432.205 X 1.765 =0.015417252.43X2.73 X 300

18、30 X0.94 X ? °mn1 X 20 2 X 1.63X 0.015417 ?=1.56?對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒面模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而對齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由齒根彎曲強度計算的模數(shù)1.56 ,并就近圓整為標?20?2?42 =?= 0.93 X 380/1.4?= 252.43?準值mn = 2,取由齒面接觸疲勞強度計算的分度圓直徑?= 46.07 。則zi =?46.07一 ="23mn 2z2 = z1 X 4 = 924.幾

19、何尺寸計算（1） 計算中心距(Zi+ Z2)mn (23 + 92) X2 a =2cos 32cos14將中心距圓整為 119 ?2?= 118.52?(2)按圓整后的中心距修正螺旋角3= arccos ” + z2' mn = ?+ 92）*2 = 14° 5532?2 X119因3值改變不多，故參數(shù) 9? K酎？?舞不必修正。（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑?=.zmn23X2=47.6?cos 3cos140 553 "?=Z2mn _92X2 =190.4?cos Bcos14° 553（4） 計算齒輪寬度b =巾？?* d1 = 1 X47.

20、6?= 47.6?圓整后?。?= 50? ? = 55?。（5） 輪的結(jié)構(gòu)設計小齒輪直徑僅為47.6?,宜采用齒輪軸，大齒輪齒頂圓直徑大于160 ?而又小于500 ?故采用腹板式。（二）低級齒輪的設計計算1 .選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）由傳動方案的擬定，選用斜齒圓柱齒輪。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB 10095-88 ）。3）材料選擇。4）由1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45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBs二者材料硬度差為 40HBs5）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 20,大齒輪齒數(shù)Z2 = 4 X20 = 63。

21、6）選取螺旋角。初選螺旋角3= 14°。2 .按齒面接觸強度設計按1式（10-21 ）試算，即3 2? ?± 1 ? 2力?,，3?.苗 （西）?（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K?= 1.6 o2）由1圖10-30選取區(qū)域系數(shù)？?= 2.433。3）由1圖 10-26 查得？?1= 0.75 , ?2= 0.852 ,則?= ?1+ ?2= 0.75 +0.88 = 1.602。4)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T2 = 126.94? m = 126940? mm5）由1表10-7選取齒寬系數(shù) 巾？?= 1。6）由1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ?= 189.8M

22、Pa0.5。7）由1表10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限g?=18)8?行2550MPa。600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 由1式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)。N1 = 60? 60 X240 X1 X(1 X 8 X 300 X15) = 5.184 X 1089)?2 =5.184 X1083.161.64 X108由1圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)？?1= 1.05;?2= 1.08。10）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由1式（10-12）得?初1 =?1 o?i?= 1.05 X 600MPa = 630MPa?2 = = 1.08

23、 X 550MPa = 594MPa?3(?d 1 + ?12)2=612MPa（2） 計算1）計算小齒輪分度圓直徑d1?代入?囪中的較小值。d1?>3 2 X1.6 X 126940_23.16 + 1 2.433 X 189.82)3)1 X 1.602(4.16 '612)mm = 57.49mm計算圓周速度V。?d?v =-60 X1000?X 57.49 X24060 X1000?= 0.722 ?計算齒寬b及模數(shù)m ?m?=d1?7.49 Xcos14Z120mm = 2.789mmb =巾？?*d1?= 1 x 57.49mm = 57.49mm2.25m ?= 2

24、.25 X 2.789?= 6.275?b 57.49=9.166.2754)計算縱向重合度?= 0.318 巾？?Z1tan 3 = 0.318 X1 X20 xtan14 = 1.5865）計算載荷系數(shù)Ko根據(jù)v=1.91 ? 7級精度，由1圖10-8查得動載系數(shù)K?= 1.05;根據(jù)載荷狀態(tài)為輕微沖擊，原動機為電動機，由 1表10-2查得使用系數(shù) K?= 1.25;6)7)3.由1表10-4用插值法查得7級精度、軟齒面小齒輪相對支承非對稱布置時，K?產(chǎn) 由 b/h = 9.16 由1表 10-3 故載荷系數(shù)1.421 ;,K?產(chǎn) 1.421 ,查1圖 10-13 得 K?產(chǎn) 1.36;&

25、#39;K?a= K?a= 1.5；K = K?«?K?產(chǎn) 1.25 X 1.05 X 1.5 X 1.421 = 2.798按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a)得d1計算模數(shù)mn。3 ?3 2.798?Z = 57.49 x v_mm = 69.26mm? ?1.6dcos 3 mn =Z169.26 Xcos14 ° =3.36mm20按齒根彎曲強度設計由1式（10-17）得彎曲強度的設計公式為3 2?cos2? ?mn6 ? ( ? )（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù)。K = K?K?K?產(chǎn)2)根據(jù)縱向重合度?%= 1.602 ,1.

26、25 X 1.05 X 1.5 X 1.36 = 2.678從1圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)？? =3)0.88。a替業(yè)有止_Z1.z?1= ?'20 = 2189 ? 021.894)5)6)7)8)9)Z2Z?2=c = ? ?80? ° = 68.96查取齒形系數(shù)。由1表 10-5 查得？?= 2.724 ; ?2= 2.268。查取應力校正系數(shù)。由表 10-5 查得?= 1.569 ; ?2= 1.736由1圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限?E1 = 500?大齒輪的彎曲強度極限?E2 = 380?由1圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù)?1= 0.94; ?

27、2= 0.96;計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由1式（10-12）得?訃=?k =計算大小齒輪的?3?1c?1?-= 0.94 X 500/1.4?= 335.71?2。?2 =0.96 X 380/1.4?= 260.57?Y?Y? ?并加以比較。Y?Y?1 2.724 X 1.569 =0.01273(?1335.71?12大齒輪的數(shù)值大。（2） 設計計算Y?Y?2 2.268 X 1.736 =0.01511260.573 2 X2.678 X 126940 X0.88 X ? °mn1 X 20 2 X 1.602X 0.01511 ?=2.37?對比

28、結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒面模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而對齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由齒根彎曲強度計算的模數(shù)2.37準值mn = 2.5,取由齒面接觸疲勞強度計算的分度圓直徑 則,并就近圓整為標? = 69.26 。?69.26z = 2 5 y 28z2 = z1 X 3.16 =884.幾何尺寸計算(1)計算中心距(z1 + Z2) a =mn (28 + 88)(2)2cos 32cos14將中心距圓整為 150 ?2按圓整后的中心距修正螺旋角X2 ?= O149.44?3

29、 = arccos(Z1 + Z2)mn2?(28 + 88) ?2 X150X214° 505(3)(4)cc zmn?=cos 3Z2mn?=； cos 3計算齒輪寬度28 X 2cos1488 X 2cos14而；=72.41?560； = 227.58?因3值改變不多，故參數(shù)？私Kr ?舞不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑b = 6?Xd1 = 1 X47.6?= 72.41?圓整后?。?= 75? ? = 80?。5.齒輪的結(jié)構(gòu)設計小齒輪齒頂圓直徑大于160 ?而又小于500 ?故采用腹板式。大齒輪齒頂圓直徑大于 160 ?而又小于500 ?故采用腹板式。將高、低速級齒

30、輪的相關(guān)數(shù)據(jù)記錄到表格中以備用高速級低速級小齒輪（齒輪1）大齒輪（齒輪2）小齒輪（齒輪3）大齒輪（齒輪4）模數(shù)(?22.5螺旋角（？14° 53' 5314° 50' 6壓力角（？20°20°傳動比（?43.16標準中心距（?119150分度圓直徑（?47.6190.472.41227.58齒頂圓直徑（？?）51.74194.5477.59232.76齒根圓直徑（？?J42.43185.2365.95221.12iO ( ?255508075齒全高（？4.664.665.825.82齒數(shù)（?23922888六.軸的設計計算（一）輸入軸的設

31、計1 .軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P = 3.32? = 960r/min ?= 33.03?2 .求作用在齒輪上的力3.圓周力、徑向力及軸向力的方向如上圖所示。高速級小齒輪分度圓直徑為? = 47.6mm故各力大小?1=2?2X33.03一= ?= 1388?47.6X10-3?=-=1388 x?20"?/C03153 = 523N? = ?388 X ?53 53 = 369?初步確定軸的最小直徑由前述齒輪的設計計算可知，輸入軸應為齒輪軸，故選材料為小齒輪材料40Cr,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表15-3,取？ = 112。根據(jù)1式(15-2) 得3 ?3 3.32?min = ? V= 1

32、12 /一 ?= 16.94?min?960該最小直徑顯然是指的安裝聯(lián)軸器處軸段的直徑。為了使所選的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩?= ?查1表14-1 ,按原動機為電動機，工作機為運輸機，選取？?= 1.5。?= ?= 1.5 X 33.03?= 49.545? ?查2表17-3 (GB4323-84),根據(jù)電動機輸出軸直徑為38mm選用TL6彈性套柱銷聯(lián)軸器，？?= 250N ?m > ?標記為一 ?3 8 82-8460mm ,A型鍵槽；60mm ,A型鍵槽；TL6GB4323?3 2 82主動端？ = 38mm ,J型軸孔, 從動端? = 32

33、mm ,J型軸孔,?= 82? ?=?= 82? ?=4.軸的結(jié)構(gòu)設計(1)擬定軸上零件的裝配方案軸上零件的裝配選擇下圖所示方案。A BCD(2)確定軸的各段直徑和長度1)根據(jù)聯(lián)軸器的選用，聯(lián)軸器處軸段取直徑為？?-2 = 32mm,為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，1-2段的長度應略短于60mm現(xiàn)取長度為？?-2 = 58mm。2) 2 處軸 肩高 度？= 32 X(0.070.1 )mm = 2.243.2mm 。查2表 16-9 ,考慮到氈圈為標準件，故取 ？ = 3mm ,則？翁=38mm3)初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照

34、工作要求并根據(jù) ？?-3 = 38mm，查2表15-7 (GB297-84),初 取圓錐滾子軸承型號為 30308 ,中窄(3)系列，？?X DXT = 40mm X90mm x 25.25mm 。則？?-4 = ?-10 = 40mm4)取軸承端蓋總寬度為33.85mm (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定)，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離為41.15mm,則2-3段的長度為?-3 = 33.85mm + 41.15mm = 75mm。5) 3-4段：根據(jù)1表13-10 ,滾動軸承選用脂潤滑，查 2表16-8 , 為防止箱內(nèi)的潤滑油進入軸承

35、后使?jié)櫥♂尪髯?，滾動軸承選 用擋油盤密封。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時， 應距箱體內(nèi)壁有一定距離 ？取？?= 8mm ,取擋油盤總寬度為12,貝U 3-4 段 k度為?-4 = 25.25mm + 12mm = 37.25mm6) 4-5 段：軸肩高度 h >0.07?3-4 = 0.07 X40mm = 2.8mm，取 h = 4.5mm ,則？?-5 = 40 + 9mm = 49mm ,軸環(huán)寬度?> 1.4h = 6.3mm，取 b = 8mm ,即？?-5 = 8mm。7) 5-6段軸直徑仍取?-6 = 40mm ,其長度則需根據(jù)其它軸段長度確 定。齒

36、輪1的寬度為55mm故？?-8 = 55mm ,此段軸直徑按齒頂圓 直徑計算，??？?-8 = 51.74mm。8)取齒輪端距箱體內(nèi)壁的距離為16mm兩小齒輪之間的距離為20mm并根據(jù)2表11-6查取砂輪越程槽的相關(guān)尺寸，得?-7 = ?-9 =39.4mm , ?一7 = ?-9 = 2mm。根據(jù)其它結(jié)構(gòu)，取左邊擋油盤寬度 為 24mm則？?-10 = 25.25mm + 24mm - 2mm = 47.25mm 。9)將各軸段的直徑和長度記錄在衣格中備用(mm軸段1-22-33-44-55-66-77-88-99-10直徑323840494039.451.7439.440長度587537.2

37、58102255247.25箱體內(nèi)壁之間的距離為 187mm(3)1-2段鍵的選擇，查2表14-1選才i C型單頭普通平鍵：鍵 C10 X50 GB1096 - 79鍵槽用鍵槽銃刀加工，同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對 中性，故選擇聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇其配合為H7/k6。(二)中間軸的設計1 .軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P2 = 3.19? = 240r/min?= 126.94? ?2 .求作用在齒輪上的力圓周力、徑向力及軸向力的方向如上圖所示。 齒輪3分度圓直徑為? = 72.41mm故各力大小F?2= F?1= 369?F?

38、2= F?1= 523?F?2= F?1= 1388?3=2?2 X126940?72.41?= 3506?/COSI6 = 1320N? = -? 3506 X ?20? = ?=?3506 X?擷 6 = 929?3,初步確定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表15-3 ,??？3 = 120。根據(jù)1式(15-2)得?min=? V?2= 120319?= 28,43? ?240考慮到軸上有鍵槽,故最小軸徑增加3%?min = 28.43 X(1 + 3%) = 29.28mm以上最小直徑顯然是指的軸上兩齒輪之間的最小直徑， 為了滿足足夠的 強度與剛度，現(xiàn)將此最小直徑應用于安裝

39、滾動軸承處，圓整后取安裝滾 動軸承段的軸直徑為 30mm4.軸的結(jié)構(gòu)設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案軸上零件的裝配選擇下圖所示方案。(2) 確定軸的各段直徑和長度1)由上述分析知，d1-2 = ?-6 = 30?。2)初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) ？?-2 = 30mm，查2表15-7 (GB297-84),初 取圓錐滾子軸承型號為 30306,中窄(3)系列，？?X DXT = 30mm X72mm x 20.75mm 。3)由高速軸結(jié)構(gòu)知，齒輪 2齒寬的中心距離左邊箱體內(nèi)壁的距離為 43.5mm!齒輪2齒寬為50mm為使擋

40、油盤可靠地壓緊齒輪，取L2-3 =46?，則齒輪 2左邊距箱體左邊內(nèi)壁的距離為 43.5mm-50/2mm=18.5mm 在比較合適的范圍內(nèi)。4)取1-2段軸上的軸承右端距箱體內(nèi)壁距離為8mm則左邊套筒寬度為8mm+18.5mm=26.5mm 1-2 段軸的長度為 L1-2 = 20.75mm + 26.5?+ 4mm = 51.25mm。5) 2 處軸肩高度 h = (0.070.1 )?-2 = 2.13mm ,取 h = 3mm ,貝 U ?-3 = 36mm。齒輪3左邊與齒輪1右邊相距20mm故齒輪3左邊 距箱體左邊內(nèi)壁為 43.5mm + 55?2 mm + 20mm = 91mm。

41、則L3-4 = 91?- 43.5?- 50?2?= 22.5?。 3 處軸肩高度 h = (0.070.1 )?-3 = 2.523.6mm，取 h = 3mm ,則？?-4 = 42mm。6)齒輪3齒寬為80mm為使擋油盤可靠地壓緊齒輪，取L4-5 = 76?。仍取？?-5 = ?-3 = 36mm。5-6段軸上，取滾動軸承左端距箱體內(nèi) 壁距離為8mm取齒輪3右端距右側(cè)箱體內(nèi)壁距離為16mm則L5-6 =16mm + 8mm + 4mm + 20.75mm = 48.75mm 。7)將各軸段的直徑和長度記錄在表格中備用( mm軸段1-22-33-44-55-6直徑3036423630長度5

42、1.254622.57648.758)根據(jù)高速軸的尺寸，為使軸承座外端面平齊，設計中間軸的兩端蓋 寬度為38.35mm。(3) 鍵的選擇查2表14-1 , 2-3段軸上的鍵選擇 A型圓頭普通平鍵，標記為鍵 10 X40 GB1096 - 794-5段軸上的鍵選擇A型圓頭普通平鍵，標記為鍵 10 X70 GB1096 - 79鍵槽用鍵槽銃刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇其配合為H7/k6。(三)輸出軸的設計1 .軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P3 = 3.06? = 76r/min ?= 384.5

43、1? ?2 .求作用在齒輪上的力圓周力、徑向力及軸向力的方向如上圖所示。故各力大小F?4= F?3= 929?F?4= F?3= 1320?F?4= F?3= 3506?3 .初步確定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表15-3,取？3= 120。根據(jù)1 式(15-2)得3 ?3 3.06?min = ? v3= 120 仁兀-?= 41.13?該最小直徑顯然是指的安裝聯(lián)軸器處軸段的直徑。為了使所選的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩?= ?？查1表14-1,按原動機為電動機，工作機為運輸機，選?。?= 1.5。?= ?= 1.5 X 384.51

44、?= 577? ?查2表 17-2(GB5843-86),選用 YL10型凸緣聯(lián)軸器。？?= 630N ?m > ?%? 選擇孔徑為 45mm, J型軸孔，軸孔長度為 L=107mm, ? = 219mm , D=160mm, ? = 130mm 。 標記為YL10 聯(lián)軸器 J45 X107 GB5843 - 864.軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案軸上零件的裝配選擇下圖所示方案。（2）確定軸的各段直徑和長度1）根據(jù)聯(lián)軸器的選用，聯(lián)軸器處軸段取直徑為？?一2 = 45mm ,為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，1-2段的長度應略短于107mm,現(xiàn)取長度為？?-2 =

45、105mm。2）取軸承端蓋總寬度為 30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端 面與半聯(lián)軸器右端面間的距離為40mm,則2-3段的長度為？?-3 =30mm + 40mm = 70mm。查2表16-9,考慮到氈圈為標準件，故 取？ = 2.5mm ,則？?-3 = 45mm + 5mm = 50mm 。3）初取滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)?-3 = 50mm ,查2表15-7 （GB297-84）,初取 圓錐滾子軸承型號為30311 ,中窄（3）系列，？?X DXT = 55

46、mm x 120mm x 31.5mm。則？?-4 = ?-8 = 55mm。4） 3-4段軸上，取滾動軸承右端距箱體內(nèi)壁距離為8mm,套筒寬度為12mm ,則 3-4 段軸長度為?-4 = 31.5mm + 12mm = 43.5mm。5）由中間軸的結(jié)構(gòu)知，齒輪 4的中心距離右側(cè)箱體內(nèi)壁為56mm ,齒輪4右端距右側(cè)箱體內(nèi)壁為56-75/2=18.5mm。齒輪4齒寬為75mm ,為使擋油盤可靠地壓緊齒輪，取L&7 = 71?。7-8段軸上，取滾動軸承左端距箱體內(nèi)壁距離為8mnrj則L7-8 = 31.5mm + 8mm + 18.5mm + 4mm = 62?。6）由于？?-4 = ?-8 = 55mm,取4和7處軸肩高度為2.5mm ,則？?-5 = ?-7 = 60mm。 5 和 6 處軸肩高度 h = （0.070.1 ）?*5 = 4.26mm , M h = 4.5mm ,軸環(huán)寬度?> 1.4h = 6.3mm，取b = 8mm ,即？?-6 = 8mm。7）由于箱體兩內(nèi)壁相距187mm ,故？5 = 187mm - 18.5mm - 75mm - 8mm - 4mm =81.5mm。8）將各軸段的直徑