第一組斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

1、計算與說明結(jié)果1.1 設(shè)計課題：設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置；1.2 設(shè)計原始數(shù)據(jù)：第八組數(shù)據(jù)輸送帶有效拉力F(N)1760傳送帶速度 V (m/s)1.3卷筒直徑 D (mm)4001.3 設(shè)計要求：工作生產(chǎn)條件：兩班倒工作，常溫連續(xù)單向運(yùn)行，空載啟動，負(fù)載穩(wěn)定，室內(nèi)工作，環(huán)境粉塵輕微，每年工作300天，設(shè)計壽命8年減速機(jī)，三相交流電壓（220V/380V）。輸送帶允許速度誤差：5%1.4 傳輸方案供參考：方案B1：傳動系統(tǒng)要求包含兩級圓柱齒輪減速器；方案B2：傳動系統(tǒng)要求包含兩級圓柱齒輪減速器和皮帶傳動；方案B3：傳動系統(tǒng)要求包含兩級圓柱齒輪減速器和鏈傳動；選項B4（選配）：傳動系統(tǒng)要求包含單級

2、蝸桿減速器；方案B5（選配）：傳動系統(tǒng)要求包含單級錐齒輪減速器和開式圓柱齒輪傳動。2、傳輸方案分析與制定：2.1 方案制定：方案B2減速機(jī)：兩級展開圓柱齒輪減速機(jī)傳動方式：三角帶傳動2.2 方案分析：由于所需傳動裝置在粉塵輕微的工作環(huán)境中長期單向運(yùn)轉(zhuǎn)，且要求負(fù)載穩(wěn)定，故選用兩級展開圓柱齒輪減速機(jī)。傳動機(jī)構(gòu)的特點是：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速齒輪遠(yuǎn)離扭矩輸入端布置，使軸在扭矩作用下的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下的變形。F = 1760NV= 1.3米/秒D = 400mm計算與說明結(jié)果這些形狀可以部分地相互抵消，以減少沿齒寬的不均勻載荷分布。用于負(fù)載比較穩(wěn)定

3、的場合。二級齒輪應(yīng)使用斜齒輪。使用三角帶傳動可以緩沖工作中的輕微振動，滿足傳動裝置傳動平穩(wěn)的要求，而且三角帶結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉，可以提高工作和生產(chǎn)效率。 V帶應(yīng)設(shè)置在減速機(jī)的輸入端。2.3 傳輸方案示意圖3、電機(jī)的選擇：3.1 電機(jī)選型：根據(jù)1）要求輸電裝置的工作電壓為三相交流電220V/380V；2）在有輕微粉塵的工作環(huán)境中；3）長時間運(yùn)行，容易發(fā)熱；結(jié)果：選用Y系列三相籠式異步交流電動機(jī)，采用全封閉自風(fēng)扇冷卻結(jié)構(gòu)，電壓380V。該系列電機(jī)特點：結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維修方便、廣泛用于不燃、不爆、無腐蝕性氣體、無特殊特殊要求的機(jī)械。3.2 電機(jī)容量的選擇：3.2.1工作機(jī)的有效效率（即其輸出功

4、率）3.2.2電動機(jī)所需效率：計算與說明結(jié)果從電機(jī)輸送到工作機(jī)的總效率：公式為皮帶傳動效率、滾動軸承傳動效率（一對）、閉式齒輪傳動效率、聯(lián)軸器效率、傳動滾筒效率根據(jù)表 2-3（“機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計”），找到，所以由于電機(jī)的額定功率稍大，電機(jī)的額定功率可從表16-1中Y系列電機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)中查到。3.2.3確定電機(jī)速度和型號輥軸工作轉(zhuǎn)速：由于常用V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速機(jī)常用的傳動比為，所以總傳動比如下：電機(jī)轉(zhuǎn)速可選擇如下：計算與說明結(jié)果滿足這個圓的同步轉(zhuǎn)速分別為750、1000、1500、3000r/min。查表16-1，找到4個適用電機(jī)型號，參數(shù)如下程序電機(jī)型號額定功率（kw ）同步速

5、度（轉(zhuǎn)/分鐘）滿載速度(轉(zhuǎn)/分)變速器總傳動比1Y160M1-8475072017.772Y132M1-6410096023.703Y112M-441500144035.554Y112M-243000289071.34考慮到電機(jī)和變速器的尺寸和質(zhì)量，將四種方案與變速器的總傳動比進(jìn)行比較：方案一：電機(jī)轉(zhuǎn)速低，外形尺寸和質(zhì)量大，價格高。傳動裝置雖然不大，但由于電機(jī)轉(zhuǎn)速低，傳動裝置體積較大。方案四：電機(jī)轉(zhuǎn)速大，但總傳動比也大，傳動裝置尺寸大方案2和3比較適中，比方案1和4更適合。但是方案2可以使傳輸結(jié)構(gòu)比方案3更緊湊。因此，選用的電機(jī)型號為Y132M1-6。4 、傳動運(yùn)動和動態(tài)參數(shù)的計算：4.1 總

6、傳動比及傳動比：總傳動比：由于, 初級 V 帶傳動比,所以減速器的傳動比為：電機(jī)型號：Y132M1-6計算與說明結(jié)果分配比：高速齒輪低檔4.2 傳動各軸運(yùn)動及動態(tài)參數(shù)：4.2.1各軸速度：軸 1（電機(jī)軸）：軸 2（輸入級）：軸 3（中間軸）：軸 4（輸出軸）：軸 5（滾子軸）：4.2.2各軸輸入功率：軸 1（電機(jī)軸）：軸 2（輸入級）：軸 3（中間軸）：軸 4（輸出軸）：軸 5（滾子軸）：計算與說明結(jié)果4.2.3各軸輸入扭矩軸 1（電機(jī)軸）：軸 2（輸入級）：軸 3（中間軸）：軸 4（輸出軸）軸 5（滾子軸）：運(yùn)動和動態(tài)參數(shù)的計算結(jié)果如下軸名稱輸入功率P (kw)輸入扭矩 T (Nm)轉(zhuǎn)速 n

7、 (r/min)13.4734.5296023.3399.3832033.20256.91118.9543.07470.7562.2853.01461.5562.285、皮帶傳動設(shè)計：5.1 皮帶傳動方式的選擇由于V帶傳動允許的傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，大部分V帶已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，普通V帶用于載荷不大，帶輪直徑較小的場合，滿足所需的工作和生產(chǎn)條件，所以選擇普通V帶。 V帶是外傳動部件。5.2 V帶選型：由于傳動工作實行兩班倒，即每天16小時，空載啟動，計算與說明結(jié)果根據(jù)表8-7（“機(jī)械設(shè)計”），求工況系數(shù)所要傳遞的額定功率已知，即電機(jī)額定功率P=4kw計算所需功率已知小皮帶輪的轉(zhuǎn)速，即電機(jī)軸的轉(zhuǎn)速根據(jù)圖

8、8-11 選擇普通 V 帶 A 帶型5.3 確定皮帶輪的基準(zhǔn)直徑并檢查皮帶速度v5.3.1小滑輪初級選型底徑根據(jù)表 8-6，V 帶輪的最小參考直徑為根據(jù)表8-8，初級帶輪的參考直徑5.3.2檢查皮帶速度 v符合525m/s帶速5.3.3計算大皮帶輪的底徑由于皮帶傳動的傳動比普通，取中間值。由公式，并根據(jù)表 8-8 四舍五入，我們得到5.4 確定中心距a，選擇三角帶的基準(zhǔn)長度5.4.1初始中心距根據(jù)公式，我們得到普通V帶A帶型計算與說明結(jié)果因此，初始設(shè)置為 400mm5.4.2計算對應(yīng)的膠帶長度根據(jù)表 8-2，選擇5.4.3計算中心距a及其變化范圍它的變化范圍中心距變化338.5401.5mm左

9、右5.5 檢查小皮帶輪的包角小皮帶輪包角，滿足要求5.6 確定頻帶的根數(shù) z(1)計算與說明結(jié)果根據(jù)總和，查表8-4a，得根據(jù),和 A 帶類型，查表 8-4b，得根據(jù)，查表 8-5，得根據(jù)和A型皮帶類型，查表8-2，得將搜索到的參數(shù)代入式(1)，得到z=4.75四舍五入后取z=55.7 確定皮帶的初始張力根據(jù)A帶類型，查表8-3得到q=0.1kg/m5.8 計算最終壓力5.9 滑輪設(shè)計材料選擇HT200結(jié)構(gòu)形式：小滑輪采用實心結(jié)構(gòu)，大滑輪采用輻條結(jié)構(gòu)z=5計算與說明結(jié)果根據(jù)A帶類型，查表8-10，f=9mm，e=15mm，根據(jù)皮帶條數(shù)，可得出皮帶輪寬度：B=78mm6、齒輪傳動設(shè)計：6.1 高

10、速齒輪設(shè)計：6.1.1選擇的齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)、螺旋角(1)根據(jù)選擇的傳動方案，選擇斜圓柱齒輪傳動。(2)由于皮帶輸送裝置是通用工作機(jī)械，傳動功率不大，轉(zhuǎn)速也不高，所以選用7級精度。(3) 材料選擇，根據(jù)表 10-1（“機(jī)械設(shè)計”）小齒輪材質(zhì)40Cr，調(diào)質(zhì)，硬度280HBS大齒輪材質(zhì)為45#鋼，硬度240HBS。兩齒輪硬度差控制在40HBS兩個齒輪都使用軟齒面，因為是封閉式傳動，失效模式是點蝕(4) 齒數(shù)的初級選擇考慮到傳動的穩(wěn)定性，齒數(shù)要多一些取，然后取整后取(5 )主螺旋角為6.1.2根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即(1)確定公式的每個計算值B=78mm計算與說明

11、結(jié)果1）負(fù)載系數(shù)Kt=1.6的試選2) 小齒輪傳遞的扭矩3）根據(jù)齒輪安裝，從表10-7中選擇齒寬系數(shù)4）根據(jù)螺旋角，從圖10-30中選擇面積系數(shù)5）根據(jù)齒數(shù)和螺旋角，從圖10-26中找到端面重合，則6) 根據(jù)齒輪材料，從表10-6中求出材料的彈性影響系數(shù)7）根據(jù)齒輪的材料，根據(jù)圖10-21d，根據(jù)齒面的硬度可以得到小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限和大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。8) 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)9) 根據(jù)應(yīng)力循環(huán)的習(xí)慣，由圖10-19得到接觸疲勞壽命系數(shù), , 計算接觸疲勞許用應(yīng)力以故障概率為1%，安全系數(shù)S=1Kt=1.6計算與說明結(jié)果(2) 設(shè)計計算1) 嘗試計算小齒輪分度圓的直徑，代入上述系數(shù)得

12、2) 計算圓周速度v3）計算齒寬b和模量4) 計算垂直重合度5) 計算負(fù)載系數(shù)根據(jù)圓周速度和齒輪精度，動載荷系數(shù)可由圖10-8求得根據(jù)齒輪精度和表面硬化，齒間載荷分布系統(tǒng)見表 10-3。根據(jù)工況，使用系數(shù)見表10-2根據(jù)齒輪的排列，用插值法查表10-4，得計算與說明結(jié)果根據(jù) b/h 值，可以從圖 10-13 中找到因此，負(fù)載系數(shù)6）根據(jù)實際負(fù)荷系數(shù)修正分度圓直徑7) 計算模數(shù)6.1.3根據(jù)齒根的抗彎強(qiáng)度設(shè)計抗彎強(qiáng)度設(shè)計公式：(1) 確定公式的每個計算值小齒輪的抗彎強(qiáng)度和大齒輪的抗彎強(qiáng)度極限由圖 10-20c 得到2) 根據(jù)齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由圖 10-18 得到彎曲疲勞壽命系數(shù)，3）計算

13、彎曲疲勞的許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44) 計算負(fù)載系數(shù)K5）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28中求出螺旋角的影響系數(shù)6）計算等效齒數(shù)S=1.4計算與說明結(jié)果7) 檢查齒形系數(shù)，取自表10-58) 檢查應(yīng)力修正系數(shù)，取自表 10-59）計算齒輪的尺寸并比較它們由此可見，大齒輪的價值更大(2) 設(shè)計計算對于這個計算結(jié)果，根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模量大于根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模量，因此應(yīng)取彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模量。取彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模量1.68mm，四舍五入到最接近的標(biāo)準(zhǔn)值，根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度計算的分度圓直徑，取小齒輪分度圓直徑為mm小齒輪的齒數(shù)可以計算為修整后取小齒輪齒數(shù)為取大齒輪的齒數(shù)

14、為修圓后取大齒輪的齒數(shù)為計算與說明結(jié)果6.1.4幾何計算(1) 計算中心距圓心距為121mm(2)根據(jù)圓角后的中心距修正螺旋角因為螺旋角值變化不大，所以不需要修改參數(shù)(3)計算大小齒輪分度圓的直徑(4) 計算齒輪寬度修圓后取大齒輪的寬度和小齒輪的寬度(5) 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)齒輪分度圓的直徑，小齒輪為實心結(jié)構(gòu)；大齒輪為網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)。6.2 低速齒輪設(shè)計：6.2.1選擇的齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)、螺旋角(1)根據(jù)選擇的傳動方案，選擇斜圓柱齒輪傳動。(2)由于皮帶輸送裝置是通用工作機(jī)械，傳動功率不大，轉(zhuǎn)速也不高，所以選用7級精度。(3) 材料選擇，根據(jù)表 10-1（“機(jī)械設(shè)計”）計算與說明結(jié)果小齒

15、輪材質(zhì)40Cr，調(diào)質(zhì)，硬度280HBS大齒輪材質(zhì)為45#鋼，硬度240HBS。兩齒輪硬度差控制在40HBS兩個齒輪都使用軟齒面，因為是封閉式傳動，失效模式是點蝕(4) 齒數(shù)的初級選擇考慮到傳動的穩(wěn)定性，齒數(shù)要多一些取，然后取整后取(5 )主螺旋角為6.2.2根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即(1) 確定公式的每個計算值1）負(fù)載系數(shù)Kt=1.6的試選2) 小齒輪傳遞的扭矩3）根據(jù)齒輪安裝，從表10-7中選擇齒寬系數(shù)4）根據(jù)螺旋角，從圖10-30中選擇面積系數(shù)5）根據(jù)齒數(shù)和螺旋角，從圖10-26中找到端面重合，則6) 根據(jù)齒輪材料，從表10-6中求出材料的彈性影響系數(shù)Kt=1.6計算與

16、說明結(jié)果7）根據(jù)齒輪的材料，如圖10-21d所示，根據(jù)齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8) 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)9) 根據(jù)應(yīng)力循環(huán)的習(xí)慣，由圖10-19得到接觸疲勞壽命系數(shù), , 計算接觸疲勞許用應(yīng)力以故障概率為1%，安全系數(shù)S=1(2) 設(shè)計計算1) 嘗試計算小齒輪分度圓的直徑，代入上述系數(shù)得2) 計算圓周速度v計算與說明結(jié)果3）計算齒寬b和模量4) 計算垂直重合度5) 計算負(fù)載系數(shù)根據(jù)圓周速度和齒輪精度，動載荷系數(shù)可由圖10-8求得根據(jù)齒輪精度和表面硬化，齒間載荷分布系數(shù)見表10-3根據(jù)工況，使用系數(shù)見表10-2根據(jù)齒輪的排列，用插值法查表10-4，得根據(jù) b/h 值

17、，可以從圖 10-13 中找到因此，負(fù)載系數(shù)6）根據(jù)實際負(fù)荷系數(shù)修正分度圓直徑7) 計算模數(shù)6.2.3根據(jù)齒根的抗彎強(qiáng)度設(shè)計計算與說明結(jié)果抗彎強(qiáng)度設(shè)計公式：(1) 確定公式的每個計算值1）根據(jù)齒輪材料和熱處理情況，可以從圖10-20c中找到小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的抗彎強(qiáng)度極限2) 根據(jù)齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由圖 10-18 得到彎曲疲勞壽命系數(shù)，3）計算彎曲疲勞的許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44) 計算負(fù)載系數(shù)K5）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28中求出螺旋角的影響系數(shù)6）計算等效齒數(shù)7) 檢查齒形系數(shù)，取自表10-58) 檢查應(yīng)力修正系數(shù)，取自表 10-59）計算齒輪的尺寸并比較

18、它們計算與說明結(jié)果由此可見，大齒輪的價值更大(2) 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模量大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模量，因此應(yīng)取彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模量。取彎曲疲勞強(qiáng)度2.46mm計算的模量，四舍五入到最接近的標(biāo)準(zhǔn)值，根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度計算的分度圓直徑，取小齒輪分度圓直徑為mm小齒輪的齒數(shù)可以計算為修整后取小齒輪齒數(shù)為取大齒輪的齒數(shù)為修圓后取大齒輪的齒數(shù)為6.2.4幾何計算(1) 計算中心距圓心距為137mm(2)根據(jù)圓角中心距校正螺旋角計算與說明結(jié)果因為螺旋角值變化不大，所以不需要修改參數(shù)(3)計算大小齒輪分度圓的直徑(4) 計算齒輪寬度修圓后取大齒輪的寬度和小齒輪的寬度(5) 齒輪

19、結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)齒輪分度圓的直徑，小齒輪為實心結(jié)構(gòu)；大齒輪為網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)。7、傳動軸的設(shè)計與校核7.1 輸出軸設(shè)計7.1.1輸出軸功率、轉(zhuǎn)速和扭矩7.1.2計算作用在齒輪上的力已知：低速大齒輪的分度圓直徑壓力角低速齒輪螺旋角圓周力：徑向力：計算與說明結(jié)果軸向力：7.1.3初步確定軸的最小直徑選用軸的材質(zhì)為45#鋼，調(diào)質(zhì)，按表15-3（“機(jī)械設(shè)計”），找到，拿走輸出軸的最小直徑應(yīng)與聯(lián)軸器相適應(yīng)，因此需要先選擇聯(lián)軸器的類型。根據(jù)軸的工況，查表14-1，選擇工況系數(shù)聯(lián)軸器的計算扭矩，半聯(lián)軸器孔徑為;聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器的輪轂孔與軸的長度7.1.4軸設(shè)計(1) 制定軸上零件的裝配計劃裝配圖：齒輪

20、、套筒、拋油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋從軸的左端向右安裝，套筒、拋油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋從軸的左端安裝軸的右端向左。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度1）為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要在1-2段的左端做一個臺肩，所以取2-3段的直徑，右端與軸端定位擋圈，擋圈的直徑根據(jù)軸端直徑為D=55mm。因為, 1-2 段的長度略小于, 取.2）滾動軸承的初步選型。由于軸承受徑向和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，選用標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子。計算與說明結(jié)果子軸承 32912，獲取它的尺寸因此。右端軸承左端由軸套和軸肩定位，軸肩高度取3mm，所以直徑為3-4節(jié)?？紤]箱體的鑄造誤差，取箱體壁

21、承距s=10mm。取齒輪左側(cè)或軸5-6節(jié)右端的箱壁距離a=16mm，所以3-4節(jié)的長度為3）根據(jù)安裝齒輪的軸段6-7的直徑，在齒輪左端與左端軸承之間用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度B=85mm，使套筒端面能壓住齒輪，所以7-8段的長度為.齒輪的右端與軸肩定位。軸肩高度h0.07d，可取h=5mm。那么5-6段的直徑是1.4h，寬度要大于1.4h，所以取它。4）初始軸承端蓋寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆等要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面之間的距離，得.5）取齒輪間距c=20mm，已知滾動軸承寬度，高速大齒輪寬度B=60mm，則(3) 零件在軸上的圓周定位齒輪、半聯(lián)軸器和軸的圓周定位均采用平鍵連

22、接。安裝齒輪段軸徑和長度，平鍵的橫截面見表 6-1鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為70mm。同時，為保證齒輪與軸的良好對中，齒輪輪轂與軸的公差選擇為H7/n6。圓錐滾子軸承 32912s=10mma=16mm計算與說明結(jié)果半聯(lián)軸器與軸的連接采用14mmx9mmx70mm的平鍵，其配合度為H7/k6滾動軸承和軸的圓周定位由直徑公差為 m6 的過渡配合確保(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參照表15-2，取軸端至拐角處為C1，各臺肩處的圓角半徑為R2。(5) 轉(zhuǎn)軸示意圖如下：7.1.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸上的受力，制作如下圖計算與說明結(jié)果從上圖可以看出，C段是軸的危險段，現(xiàn)在計算C段的應(yīng)力加載

23、水平面 H垂直平面 V支撐反作用力 F (N)彎矩 M (N mm )總彎矩 (N mm) 扭矩 T(N mm)7.1.6根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度檢查危險段 C 的強(qiáng)度。由上表數(shù)據(jù)可知，扭剪應(yīng)力為隨軸單向旋轉(zhuǎn)，扭剪應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。 ，軸的計算應(yīng)力為之前選用的軸材質(zhì)為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，見表15-1，因為安全。7.2 中間軸的設(shè)計7.2.1中間軸的功率、轉(zhuǎn)速和扭矩7.2.2計算作用在齒輪上的力已知：低速小齒輪分度圓的直徑高速大齒輪的分度圓直徑壓力角高速齒輪螺旋角圓周力：計算與說明結(jié)果徑向力：軸向力：7.2.3初步確定軸的最小直徑選用軸的材質(zhì)為45#鋼，調(diào)質(zhì)，按表15-3（“機(jī)械

24、設(shè)計”），找到，拿走7.2.4軸設(shè)計(1) 制定軸上零件的裝配計劃裝配方案：低速小齒輪、套筒、拋油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋從軸左端向右安裝；軸的右端安裝在左側(cè)。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度1）滾動軸承的初步選型。由于軸承受徑向和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)計算出的軸的最小直徑，選擇標(biāo)準(zhǔn)精密級單列圓錐滾子軸承33008，得到其尺寸因此。2）根據(jù)，取軸肩高度h=4mm，則安裝齒輪的軸段2-3和4-5的直徑分別為，低速小齒輪左右軸承之間，高速大齒輪的右軸承和右軸承。袖子定位。知道了低速小齒輪的輪轂寬度，為了使套筒端面壓住齒輪，?。灰阎母咚冽X輪輪轂寬度圓錐滾子軸承 33008

25、計算與說明結(jié)果為使肩高h(yuǎn)0.07d，可取h=5mm，則3-4節(jié)的直徑為.3）考慮箱體的鑄造誤差，取箱體壁承距s=10mm。取箱壁與低速小齒輪左側(cè)或高速大齒輪右側(cè)軸的距離為a=16mm，所以1-2段的長度為5-6段的長度為4）從輸出軸的設(shè)計，可以得到安裝在軸上的軸承兩端面之間的距離，使中間軸和輸出軸在箱內(nèi)長度相等，所以(3) 零件在軸上的軸向定位齒輪與軸的圓周定位用平鍵連接。根據(jù) 2-3 和 4-5 節(jié)的軸徑和長度，兩個軸節(jié)使用的平鍵尺寸見表 6-1。鍵槽用鍵槽銑刀加工。為了保證齒輪與軸的良好對中，齒輪輪轂與軸的公差選擇為H7/n6。滾動軸承和軸的圓周定位由直徑公差為 m6 的過渡配合確保(4)

26、 確定軸上的圓角和倒角尺寸參照表15-2，取軸端至拐角處為C1，各臺肩處的圓角半徑為R2。(5) 轉(zhuǎn)軸示意圖如下：計算與說明結(jié)果7.2.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸上的受力，制作如下圖從上圖可以看出，C段是軸的危險段，現(xiàn)在計算C段的應(yīng)力加載水平面 H垂直平面 V支撐反作用力 F (N)彎矩 M (N mm )總彎矩 (N mm) 扭矩 T(N mm)7.2.6根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度檢查危險段C的強(qiáng)度，根據(jù)上表數(shù)據(jù)，隨軸單向旋轉(zhuǎn)，計算與說明結(jié)果扭剪應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力為之前選用的軸材質(zhì)為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，見表15-1，因為安全。7.3 輸入軸設(shè)計7.3.1輸入軸

27、功率、轉(zhuǎn)速和扭矩7.3.2計算作用在齒輪上的力已知：高速小齒輪分度圓的直徑壓力角高速齒輪螺旋角圓周力：徑向力：軸向力：7.3.3初步確定軸的最小直徑選用軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)，如表15-3（“機(jī)械設(shè)計”）所示，找到，拿走7.3.4軸設(shè)計(1) 制定軸上零件的裝配計劃裝配方案：軸套、拋油環(huán)、左軸承、軸承端蓋和皮帶輪從軸的左端向右安裝，軸套、拋油環(huán)、右端軸承和軸承端蓋板從軸的右端向左安裝。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度計算與說明結(jié)果1）根據(jù)軸的最小直徑，選擇皮帶輪的孔徑d，所以。已知皮帶輪的輪轂寬度為60mm，皮帶輪的輻條寬度為78mm。為滿足帶輪的軸向定位要求，應(yīng)在1-2軸段的

28、右端做一個臺肩，臺肩高度h=2mm。因此，皮帶輪的左端用軸擋圈定位。根據(jù)軸端直徑，擋圈直徑為36mm。由于L=60mm，所以軸段1-2的長度應(yīng)該略小于L，所以取它。2）滾動軸承的初步選型。由于軸承受徑向和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)軸段2-3的直徑，選擇標(biāo)準(zhǔn)精密級單列圓錐滾子軸承33008得到其尺寸因此。左端軸承與軸肩和軸套定位，肩高h(yuǎn)=5，所以3）由于分度圓的直徑與齒輪的直徑非常相似，為了避免齒輪加工困難等問題，保證齒輪能承受較大的載荷，將軸做成齒輪軸，軸的材質(zhì)應(yīng)與齒輪材質(zhì)相同為40Cr。由于軸承套的定位，為避免因套徑過大而影響齒輪的傳動，在左端做了一個小于齒輪軸分度圓直徑的臺肩齒輪

29、軸截面，肩高h(yuǎn)=3mm，長度l=3，所以, .4) 軸承端蓋總寬度初步取為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆等要求，并考慮安裝后帶輪是否與端蓋發(fā)生干涉，取端蓋外端面和帶輪轂右端面。肩距 l=40mm，所以.5）考慮箱體的鑄造誤差，取箱體壁承距s=10mm。取箱壁與齒輪右側(cè)或軸肩的距離為a=16mm，則3-4段的長度為,段 8-9 的長度是圓錐滾子軸承 3300計算與說明結(jié)果6）為了保持輸入軸與箱體軸承中最后兩軸的距離相同，且各軸段的長度不會太長，所以在兩軸端之間取一個肩，且不影響齒輪傳動，肩高為3mm，所以(3) 零件在軸上的圓周定位皮帶輪與軸的連接采用平鍵。根據(jù)表6-1，根據(jù)安裝皮帶輪的軸截面直徑

30、，選擇的平鍵尺寸為：(4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參照表15-2，取軸端至拐角處為C1，各臺肩處的圓角半徑為R2。(5) 轉(zhuǎn)軸示意圖如下：7.3.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸上的受力，制作如下圖計算與說明結(jié)果從上圖可以看出，C段是軸的危險段，現(xiàn)在計算C段的應(yīng)力加載水平面 H垂直平面 V支撐反作用力 F (N)彎矩 M (N mm )總彎矩 (N mm) 扭矩 T(N mm)可以看出危險段在C7.3.6根據(jù)彎曲和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合應(yīng)力檢查軸的強(qiáng)度檢查危險段 C 的強(qiáng)度。由上表數(shù)據(jù)可知，扭剪應(yīng)力為隨軸單向旋轉(zhuǎn)，扭剪應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。 ，軸的計算應(yīng)力為之前選用的軸材質(zhì)為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，見表15

31、-1計算與說明結(jié)果，因為安全。8、滾動軸承的設(shè)計與校核各軸的軸承在軸設(shè)計中已初步選定。現(xiàn)在，檢查每個軸的軸承。如果不符合要求，請從機(jī)械設(shè)計手冊中尋找相同內(nèi)徑的軸承，更換后檢查。以下是各軸軸承的標(biāo)定計算8.1 輸出軸軸承輸出軸選用的軸承為單列圓錐滾子軸承32912，相關(guān)計算參數(shù)取自機(jī)械設(shè)計手冊：Y=1.8, e=0.33, , C=46kN已知輸出軸轉(zhuǎn)速n=40.55r/min，但，因為那么X1=1，Y1=0那么X2=0.4，Y2=1.8查表 13-6，得到，得到根據(jù)公式 13-8a，我們得到根據(jù)公式 13-5，我們得到那么軸承壽命約為29.7年，符合設(shè)計要求X1=1, Y1=0X2=0.4，Y

32、2=1.8壽命約29.7年計算與說明結(jié)果8.2 中間軸軸承中間軸選用的軸承為單列圓錐滾子軸承33008。相關(guān)計算參數(shù)取自機(jī)械設(shè)計手冊：Y=2.1, e=0.28, , C=60.2kN已知輸出軸轉(zhuǎn)速n=96.1r/min，但，因為那么X1=0.4，Y1=2.1那么X2=1，Y2=0查表 13-6，得到，得到根據(jù)公式 13-8a，我們得到根據(jù)公式 13-5，我們得到那么軸承壽命約為23.4年，符合設(shè)計要求8.3 輸入軸軸承輸入軸選用的軸承為單列圓錐滾子軸承33008。相關(guān)計算參數(shù)取自機(jī)械設(shè)計手冊：Y=2.1, e=0.28, , C=60.2kN已知輸出軸轉(zhuǎn)速n=320r/min，X1=0.4,

33、 Y1=2.1X2=1, Y2=0壽命約23.4年計算與說明結(jié)果但，因為那么X1=0.4，Y1=2.1那么X2=1，Y2=0查表 13-6，得到，得到根據(jù)公式 13-8a，我們得到根據(jù)公式 13-5，我們得到那么軸承壽命約為50.3年，符合設(shè)計要求9. 鍵控連接的設(shè)計和檢查一般8級及以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)采用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，所以使用普通平鍵（A型），聯(lián)軸器和軸端使用單圈平鍵（C型）。型），鍵、軸、輪轂均采用鋼制造，其許用擠壓應(yīng)力見表 6-2 ，取為以下是各軸鍵連接的校核計算9.1 輸出軸鍵連接9.1.1軸與聯(lián)軸器連接，鍵尺寸為關(guān)鍵工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度X1=0.4

34、, Y1=2.1X2=1, Y2=0壽命約50.3年計算與說明結(jié)果可以從公式 6-1 中獲得因此，要滿足強(qiáng)度要求因此，選擇的密鑰標(biāo)記為：密鑰 C2070 GB/T1096-20039.1.2軸與低速大齒輪連接，鍵尺寸為關(guān)鍵工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度可以從公式 6-1 中獲得因此，要滿足強(qiáng)度要求因此，選擇的密鑰標(biāo)記為：密鑰 C1470 GB/T1096-20039.2 中間軸鍵連接9.2.1軸與低速小齒輪連接，鍵尺寸為關(guān)鍵工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度可以從公式 6-1 中獲得因此，要滿足強(qiáng)度要求因此，選擇的密鑰標(biāo)記為：密鑰 C1470 GB/T1096-20039.2.2軸與高速大齒輪連接

35、，關(guān)鍵尺寸為關(guān)鍵工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度可以從公式 6-1 中獲得計算與說明結(jié)果因此，要滿足強(qiáng)度要求因此，選擇的密鑰標(biāo)記為：密鑰 C1450 GB/T1096-20039.3 輸入軸鍵連接9.3.1軸與皮帶輪的連接，鍵尺寸為關(guān)鍵工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度可以從公式 6-1 中獲得因此，要滿足強(qiáng)度要求因此，選擇的密鑰標(biāo)記為：密鑰 C1056 GB/T1096-200310、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸如下表所示（低速級中心距姓名象征計算關(guān)系尺寸（毫米）箱座壁厚10蓋壁厚度8箱座法蘭厚度15蓋板法蘭厚度12箱座底法蘭厚度25地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)量n一個2504)軸承旁連接螺栓直徑16箱蓋與箱座連接螺栓直徑=(0.50.6)10連接螺栓間距l(xiāng)100150120計算與說明結(jié)果軸承端蓋螺釘直徑=(0.40.5)8檢查孔蓋螺絲直徑= (0.30.4)6銷釘直徑d= (0.70.8)8到外箱壁的距離勾選“機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計”26二十二16到法蘭邊緣