圓錐-圓柱齒輪減速器設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計機制論文

1、呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計課題： 圓錐-圓柱齒輪減速器設(shè)計專業(yè)班級：2010 級機制本班學(xué)生姓名：張洪孝指導(dǎo)教師：宋志強設(shè)計時間：2012 年12月工程技術(shù)學(xué)院呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院圓錐-圓柱齒輪減速器設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書姓名：張洪孝專業(yè)：機械設(shè)計制造 及其自動化班級：10機制本班指導(dǎo)教師：宋志強職稱：課程設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置（展開式圓錐圓柱齒輪減速器）已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求：輸送帶的拉力 F（KN） ： 4KN ;滾筒直徑 D（ mm）: 360mm;帶速 V （ m/s）: 0.96m/s ；該裝置連續(xù)單向傳送，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35

2、度，輸送帶速度允許誤差土 5%兩班制，工作壽命 8年（設(shè)每年工作300天），四年一次大修，兩年一 次中修，半年一次小修。所需儀器設(shè)備：支持 AutoCAD的計算機成果驗收形式：課程設(shè)計答辯參考文獻：【1】濮良貴紀名剛機械設(shè)計（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006【2】吳宗澤羅圣國 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第三版）北京：高等教育出版社，2006【3】駱素君，朱詩順機械課程設(shè)計簡明手冊北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2006【4】王連明機械設(shè)計課程設(shè)計（第 4版）哈爾濱：哈爾濱出版社，2010.時間 安排第一階段，設(shè)計準備，確定總體設(shè)計方案；總體計算，選擇電動機； 第二階段，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

3、；第三階段，軸與軸系零件的設(shè)計，軸承、聯(lián)軸器、鍵的選取，潤滑、密封和連 接件的選擇；第四階段，軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核計算；第五階段，箱體結(jié)構(gòu)及附件的設(shè)計； 第六階段，零件圖、裝配圖的繪制； 第七階段，編寫設(shè)計說明書。指導(dǎo)教師：宋志強教研室主任:2012年12月22 日工程技術(shù)學(xué)院二級錐齒減速器課程設(shè)計成績評定表專業(yè)： 機制班級：10機制本班 學(xué)號：2010171323姓名：張洪孝課題名稱二級展開式圓錐-圓柱齒輪減速器設(shè)計任務(wù)：1.減速器裝配圖一張；2.零件工作圖2張（齒輪和軸，同組的同學(xué)不能畫相設(shè)同的零件）；計3.設(shè)計計算說明書一份任4.機械設(shè)計課程設(shè)計結(jié)束時進行課程設(shè)計總結(jié)和務(wù)答辯。與設(shè)

4、計要求：1、綜合運用先修課理論，培養(yǎng)分析和解決工程實際要問題的能力。求2、學(xué)習(xí)簡單機械傳動裝置的設(shè)計原理和過程。3、進行機械設(shè)計基本技能訓(xùn)練。（計算、繪圖、使用技術(shù)資料）。呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院年 月日指 導(dǎo) 教 師 評 語建議成績：指導(dǎo)教師：課 程 小 組 評 疋評定成績：課程負責(zé)人： TOC o 1-5 h z 目錄一、 設(shè)計任務(wù)書 (3)二、動力機的選擇 (4)三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (5)四、 傳動件設(shè)計計算(齒輪) (6)五、軸的設(shè)計 (12)六、 滾動軸承的計算 .(20)七、 連結(jié)的選擇和計算 (21)八、 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選

5、擇 .(22)九、 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .(22)十、設(shè)計總結(jié) .(23)十一、參考資料 .(23)呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第1頁(共48頁)結(jié)果計算及說明一、課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：設(shè)計圓錐一圓柱齒輪減速器 設(shè)計運輸設(shè)備。該傳送設(shè)備的傳動系統(tǒng)由電動機 減速器一運輸帶組成。輸送帶的拉力 F(KN):4KN 滾筒直徑 D(mm： 360mm 帶速 V (m/s): 0.95m/s ;該裝置連續(xù)單向傳送，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉 塵，環(huán)境最高溫度35度，輸送帶速度允許誤差 士 5% 兩班制，工作壽命 8年(設(shè)每年工作300 天)，四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小 修。廣TTT軸I軸

6、rn廠関舊電動機（圖1）呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第 頁（共48頁）二、原始數(shù)據(jù):傳送帶拉 力 F（KN）傳送帶速 度V（m鼓輪直徑D（mm使用年 限（年）40.953608三、設(shè)計內(nèi)容和要求：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；（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

7、；（13）致謝。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）零件工作圖兩張（輸出軸及該軸上的大齒輪），圖號自定，比例1 ： 1。（3）設(shè)計計算說明書一份。四、傳動方案的擬定運動簡圖如下：鼓輪傳送帶2”聯(lián)軸器總二 79 .95Pr 二 5kw（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，工作機為運輸設(shè)備。減速器為展開式圓錐一圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用角接觸nw =50.42r/ min軸承。聯(lián)軸器選用凸緣聯(lián)軸器、動力機的選擇（1）選擇電動機類型按工作要求用丫型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。（2）選擇電動機容量電動機所需工作功率，按

8、參考文獻為1的（2-1）由式（2-1 ）得F.V _ 4 103 0.951000 1000= 3.8傳動裝置的總效率總二帶錐斜聯(lián)4軸承卷選用Y132S-6 型電動機查教材，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99 ,滾動軸承傳動效率（四對）軸承二0.98 ,錐=0.95 ,斜二 0.95 ,帶二 0.96。代入得總二 0.96 0.95 0.95 0.99 0.984 0.96 二 75.95%則所需電動機功率為傳動比分配：3.8門pr = 5kw0.7595因載荷平穩(wěn)，電機額定功率P。略大于Pr即可，由i帶=4b =1.785i2 =4指導(dǎo)書上第15章所示的Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選

9、電動機的額定功率為5.5kw,（3）確定電動機轉(zhuǎn)速60 1000v兀D60 1000 0.95兀 X360r min = 50.42 r min由設(shè)計手冊表13-2可知，錯誤！未指定書簽。總傳動比合理范圍為i； =16-160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n；n = （16 160）匯 50.42r/min =806.72 8067.2r/min由推薦選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r min。由指導(dǎo)書表15.1查得電動機數(shù)據(jù)列于表1中表1電動機參數(shù)型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速r/mi n軸徑Dmm中心高度HmmY132S-65.5144038132三.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（一）傳動裝置的總傳動比及其

10、分配計算總傳動比：根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速nm及工作機轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置所要求的總傳動比為nm 1440 “si 28.56J n 50.42首先，取V帶的傳動比為4;再合理分配各級傳動比:對于圓錐-圓柱齒輪減速器，取錐齒輪傳動的傳動比h =0.25 =0.25 7.14=1.785則圓柱齒輪傳動比i27.14 =4 h 1.785各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩各軸輸入功率P 二 F0 帶=5 0.96 =4.8kwP = P 軸承錐二 4.8 0.98 0.95 =4.47kwPm 二P二軸承斜二4.916 0.99 0.97 =4.161kw巳=P皿聯(lián)軸承=4.5各軸轉(zhuǎn)速no 二 nm =144

11、0r min= n /i 二 360 r min血= 48 = 201.68 r/min h 2.35nm =匕二 50.42r minnw 二 nIII =50.42r min(3)各軸輸入轉(zhuǎn)距6 F電65T電=9.55 10-電=9.55 10:33160N mm電14406 P.T =9.55 10= 127330N mmInIT- =9.55 106 Pi =211600N mmnIITm6 P-9.55 10111 -788000 N mmIIITw =9.55 106 Pw = 764.52N mmnw參數(shù) 軸號功率kw轉(zhuǎn)速r/mi n轉(zhuǎn)矩N mm傳動比i效率nO軸5.514403

12、316040.96高速 軸I4.83601273301.7850.94中速 軸n4.47201. 6821160040.96低速 軸m4.1650.4278800010.98工作 機軸4.1650.42764520表2運動和動力參數(shù)四.普通V帶的設(shè)計計算Pea =6kw選用:A型三角帶dd1 = 90mm dd2 = 355mma0 = 600mm基準長度：Ld = 1927.91mm已知條件:電動機與減速器間用普通 V帶傳動，已知丫系列 三相異步電動機，V帶傳動軸所需滿足的傳動條PO =5kwTo = 33160 N mm件：；從動軸轉(zhuǎn)速：360r/min ;n =1440 r/mini帶=

13、4裝置工作時較平穩(wěn)，每天兩班制工作，下面進行 設(shè)計：包角：1：=156.131、確定計算功率查教材表8-7查得kA .2，故pckA 1-2 5=6kw2、選擇V帶型號根據(jù)Pc = 6kw和轉(zhuǎn)速1440,查文獻【1】圖8-11，選取A型三角帶3、初選帶輪的基準直徑dd1，并驗算帶速v由表8-6和表8-8取小帶輪的基準直徑dd1=90mm兀dd1 n驗算帶速v= - 一=6.78m/s60 沃1000因為5m/s v 30m/s，故帶速合適。4、計算大帶輪直徑dd2并根據(jù)教材表8-6和表8-8 加以圓整dd2 = i帶 dd1 =360mm根據(jù)表 8-8，取 dd2=355mm5、初選V帶的中心

14、距a。和基準長度Ld呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第 頁(共48頁)因為 0.7 ( dd1 +dd2 ) ao (F0)min 11、計算壓軸力Fp壓軸力的最小值N =8.43 108N2 =4.7 108(FP)min=2 2佯0九亍=112仆齒輪零件的設(shè)計計算直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計設(shè)計參數(shù)：P =4.8kw比 1 =5394Mpa4 H 2 = 528MpaT =127330N mmn = 360 r mini1 =1.7851、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)圓錐-圓柱齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級精度(GB10095-88呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第 頁（共48頁）d1t =

15、 107.94mm（2）材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1 大小齒輪材料均為45號鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度 為250HBS大齒輪硬度為220HBS二者材料硬度相差30HBS（3）選小齒輪齒數(shù)24,則大齒輪z2 * z =1.785 24 =4284古取+ 432、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計設(shè)計計算公式:d1t3 2.92（Z ）2ZE （Bf 丿 r（1-0.5轉(zhuǎn)）KT12uK = 2 .835（1）確定公式內(nèi)的各計算值1）試選載荷系數(shù)kt1 = 1.32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=127330N mm3）取齒寬系數(shù)0.33查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極 限匚Hlm1 =580MP

16、a大齒輪的接觸疲勞極限匚 Hiim1 =550MPa14）查表10-6選取彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa25）由教材公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)叫=60口 jLh =60 360 1 16 300 8=8.43 108N1 8.43 匯 108_8N2 =60n2 jLh =4.7 漢 102h i143246）查教材 10-19 圖得：KHN1 =0.93 KHN2=0.967）齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為 1%, 安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12 ）得：十1 = KHNHlim 0.93 580 =539.4MPaS1；h 2 二 KhnQe =0,96550 =528M

17、PaS1（2）設(shè)計計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入H丨中的較小 值得dr =144mmd2 = 258m mdm1 =120.24mm dm2 = 215.43mm、.尸 29.17、.2 =60.83R = 208.68mmB1 = 69mmB2 =69mmd1t27189.8 rR 二 0.33 208.68 二 68.68mm圓整取 B2 =69mm B 69mm3、校核齒根彎曲疲勞強度(1)確定彎曲強度載荷系數(shù)K = KaKvKf：.Kf1 1.08 1.4 1.875 = 2.835(2)計算當(dāng)量齒數(shù)。Zj.=Z12427.49cos、 cos 29.17訃=71.24MPa62

18、 二 36.17MPa錐齒輪所選參數(shù)合格Z2ZV2 -C0S243= 88.22cos60.83 查取齒形系數(shù)查教材圖表(表10-5 )Yf”2.57,Yf：2 =2.158級精度查取應(yīng)力校正系數(shù)查教材圖表(表 10-5)Ys 1 -1.6， Ys .2 =174小齒輪30CrM nSi 調(diào)質(zhì) 硬度 1100HBS大齒輪30CrM nSi 調(diào)質(zhì) 硬度1100HB查教材圖表(圖10-20C)查得小齒輪彎曲疲 勞強度極限“E1 =480MPa ,大齒輪彎曲疲勞強度 極限二 FE2 =450MPa查教材圖表(圖10-18)取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.87 Kfn2 =0.89(7)計算彎曲疲勞

19、許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式Z3 二 25 z廠 100K FN FE 得羽2 =計=曾=286.07沁 (8)校核彎曲強度條件公式2KYf：Ys：bm2（1 -05：r）2z2KT1Yf.1Y12 2.835 127330 2.57 1.6bm2（105：R）2乙一 69 62（1 -0.5 0.33）2 24=71.24MPa F呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第 頁（共48頁）；F22KT1Yf.2Ys.2_ 2 2.835 127330 2.15 1.74b2m2(10.5：r)2z2 一 43 62(1 -0.5 0.33)2 69= 36.17MPa 二f2由上可知滿足彎曲

20、強度，故所選參數(shù)合適。（二）圓柱斜齒輪的設(shè)計計算設(shè)計參數(shù)：8N3 =4.7 10N4 =1.177 108Pi =4.47kwT =211600N mmnII =201.68r mini2 = 4選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)（1）圓錐-圓柱齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級精度（GB10095-88匚 H h =1023Mpa；h2 =1065MpaJH 1039.5Mpa（2）材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1 大小齒輪材料均為30CrMnSi （調(diào)質(zhì)），小齒輪硬 度為1100HBS大齒輪硬度為1100HBS二者材料 硬度相差10HBS選小齒輪齒數(shù)Z3=25,則大齒輪齒數(shù)

21、Z4 = i2 z3 = 4 25 = 100（3）選取螺旋角。初選螺旋角1 =14。按按齒面接觸強度設(shè)計d3t = 48.02m按書上式（10-21 ）計算，即d1t宀:-d： uU 1 ZhZe（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）查文獻【3】試選Kt =1.42）由教材圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.4333）由教材表10-7選取齒寬系數(shù)d =14）由教材圖10-26查得呂兇=0.78,耳譽=0.87貝U 呂僅=名破 + %= 0.78 + 0.87 = 1.655）小齒輪轉(zhuǎn)距 T, =T“ =211600N mm6）查表10-6選取材料彈性影響系數(shù)1Ze =189.8MPa27）查圖10

22、-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度 極限匚円吋=850MPa大齒輪的接觸疲勞極限H lim1 - 800MPa8）由教材式（10-13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8K = 1.62N6On廠60 201.268 1 16 300 8=4.7 10QN4 =60n2jLh = N3 = 4.7 10 =1.177 1081249）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3 =0.93, Khn4 =0.96；10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由教材式(10-12) 得KHN1 巧計 0.93x1100匚Hh ：N1 lim1MPa =1023MPaS1K hn 2 G|im 20

23、.96 疋 1100S1吋=血1 +62 = 1023 +1065 MPa = 1039.5MPa二 h2=MPa =1065MPa（2）計算1)試計算小齒輪分度圓直徑dit，有計算公式得d3t32 1.4 2116005x x41 1.62.433 x 189.8 Y “ “I mm = 48.02m m1039.52）計算圓周速度 d3t nii60 1000二 48.02 201.6860 1000m s 二 0.507 m s3）計算齒寬b及模數(shù)mntb-Gdd3tT 48.02 = 38.416mm25Z3叫少 cos一 48.0249.43_如4 mm“864mm4)計算縱向重合度

24、；，0.31&叫 z tan ： =0.318 0.8 25 tan14 =1.595）計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由教材表10-2選取使用系數(shù)取Ka =1根據(jù)v =0.507ms，8級精度，由教材圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.05 ;由表10-4查得K.的計算公式和直齒輪的相同故 Kh - = 1.295 ；由教材圖10-13查得心，1.18由表 10-3 查得 Kh -：二心一.=1.2。故載荷系數(shù)K =KaKvKh Kh ： =1 1.05 1.2 1.285 = 1.626）計算接觸疲勞強度H2KT12（u）ZhZeZ/Z3COS3 :一327.37cos 14乙Z/4 一 co

25、s3 :_100_ cos314= 109.46 bda ；：.u（4）查取齒形系數(shù)查教材圖表（表10-5）Yf：3 =2.575，Yf ：4 =2.18（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)查教材圖表（表 10-5）Ys：3 =1.599，Ys：4 =1.796（6）查教材圖表（圖10-20C ）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限Cei3 =620MPa ,大齒輪彎曲疲勞強度極限二 FE4 =620MPa（7）查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN3 =0.88 KFN 4 = 0.89（8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式=5飛得F SKfN 3二 FF3 3=S= 0.88

26、 62389.71 MPa1.424 =吟=晉=394.14沁（9）計算大.小齒輪的Yf并加以比較Yf：YS2.57 1.6t 1 一 389.71= 0.01055Yf：3Ys：3 =2.18 1.79匕 2 一 394.14二 0.0099小齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算2 1.49 211600 0.88cos214。0.8 252 1.650.01055 =1.88dmin=26.56mm呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第19頁(共48頁)取分度圓直徑50.41=24.456dj cos ：50.41cos14。mi2取乙=25 z2 =100幾何尺寸計算計算中心距(Zi Z2)mn2 cos :

27、(25 100) 22cos14= 128.83取 a=129按整數(shù)后中心距修正螺旋角P =arccos =14.3052a固因改變不多；.k Zh不用改變計算大小齒輪分度圓直經(jīng)d125 2COS14.305-51.6d2=Z2mncos :100 2cos14.305=206.4mm計算齒輪寬度b= 詔=0.8 50.41 =40.328取整 B2 = 41 B1 = 45六、軸的設(shè)計計算高速軸的設(shè)計已知參數(shù)：呼倫貝爾學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院第 頁（共48頁）P =4.8kw選用7207AC型 軸承T = 127330 N mmn = 360 r minh =1.785求作用在齒輪上的力因已知高速級

28、小齒輪的分度圓直徑為dmi =di (1-0.5：宀)=144 (1-0.5 0.33) = 120.24mmFt12T1dm12 127330120.24N =2117.93NFn = Ft tana cosd =2117.93 tan20=cos29.17N = 673.1 NFa1 =Fttana sin d =2117.93漢 tan20峽 sin29.17N =375.72N初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A =112，于是得圖1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖1（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足大帶輪

29、的軸向定位要求，I軸段右端 需制出一軸肩，由教材圖8-14得：大帶輪與軸配 合的轂孔長度J =（1.5_2）d ,I - H段長度應(yīng)比轂 孔長度略短一些，現(xiàn)取It二50mm。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，故選用角接觸球軸承。參照工作 要求并根據(jù)dm. = 25.57mm ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步 選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承 7207AC 查得其尺寸為dxDxB= 35x72x17故d皿w =35mm, 1 皿屮-17mm。d - 32mm , d2 =30mm。3） 這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由文獻【3】表7-2查得定位軸肩高度：a=（0,07

30、-0.1）d軸環(huán)寬度：b=1.4a7207AC型軸承的定位軸肩高度da=40mm，因此取 dIV_V =40mm。4） 取安裝齒輪處的軸段 vi -VII的直徑dvi.vii =32mm ；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應(yīng) 略短于軸承寬度，故取Lv_iv =15mm。5）由文獻【2】表11-10 :軸承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤 滑油的要求，求得端蓋外端面與大帶輪右端面間 的距離取 L =10mm， L| = 32mm。6）由文獻【3】表7-3及文獻【11：錐齒輪輪轂寬 度為35mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取LVI _VII = 50 mm , LIV V =

31、 60 mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由教材表6-1查得平鍵截面b h =10mm 8mm ,鍵槽用鍵槽 銑刀加工，長為36mm同時為保證齒輪與軸配合 有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H 7 ；同樣，大帶輪處平鍵截面為m 6b h l =8mm 7mm 50mm與軸的配合為H 7 ;滾動 k6軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此 處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為C2，軸肩處的倒角可按R0.8-R2適當(dāng)選取。4、求軸上的載荷（已知Lab =66 Lbc =77 Lc 48 ）r高速軸強度滿足要求圖2高速軸的載荷分析從軸的

32、結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 C處的Mh，Mv及M的值列于下表（參看圖2）。載荷水平面H垂直面V支反FNh 2 =1337.64NFnv1 =812.88N力FNH2 =3455.57N NFnV2 = 29.34NF彎距MHC =101660.64N mirMvc =460964N mmM總彎Mj =胡01660.642 +46096.42 =111623.31N mm距扭距T廣 127330N mmT表3Ft3 =8201.55NF3 =3808.64NFa3 =2045.41Ndmin = 31.46mm選用7208AC型 軸承5、按彎扭合成應(yīng)

33、力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭 距的截面（即危險截面C）的強度，根據(jù)教材式（15-5 ）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)變應(yīng)力，取-0.6，軸的計 算應(yīng)力+（訂2 _ J111623.312 +（仆12733。2：ca3 5uivipa0.仆 303前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表 15-1得匚丿二60MPa。因此二ca :二，故安全（二）中速軸的設(shè)計已知參數(shù)：Pi =4.47kwT =211600N mmnII =201.68 r mini4求作用在齒輪上的力 大錐齒輪上受的力Ft2 二 Ft1 =2117.93NFr2 二 Fa

34、1 =375.72NFa2 二 Fr1 =673.1N因已知中速軸小斜齒輪的分度圓直徑為mnZ3cos :2 25cos14.305=51.6mmFt32T22 211600d3 一 51.6N =8201.55NFt3 tan o(nFp =- n =3080.64NcospFa3 =Ft3ta n=2045.41Nn5-7w40761U V圖3中速軸結(jié)構(gòu)圖初步確定軸的最小直徑先按教材式（15-2 ）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)教材表15-3，取A0 .112，于是得dmin = Ao=112x 寸 4.47 mm =31 .46 mm山口V201 .68軸的結(jié)

35、構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 3。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）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，故選用角接觸球軸承。參照工 作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中 初步選取0基本游隙組、標準精度級7208AC其尺寸為的 d D 8 = 40mm 80mm 18mm。故 d 二一二 dy=40mm。2）取安裝大錐齒輪處的軸段H -皿的直徑du丄n=43mm ,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定 位。參考文獻【1】圖10-39 :知齒輪輪轂的寬度 為42mm為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng) 略短于輪轂寬度，故取b=40mm,齒輪右端米用 軸

36、肩定位，軸肩高度h 0.07d ,故取h = 3.5mm，則 軸直徑di”v = 50mm。3）取安裝大齒輪處的軸段W - V的直徑div=44mm，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒 定位。已知齒輪輪轂的寬度為45,為了使套筒可 靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 二43mm，齒輪左端采用軸肩定位，取h = 3.5mm , 與小齒輪右端定位高度一樣。4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離ai=10mm，由齒輪 對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a2 =16mm , 齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm ,考慮到箱體的 鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi) 壁一段距離是S,取s =6mm.已知滾

37、動軸承寬度B =16mm。擋油環(huán)寬度為10mm則I RT=B + s + a)+(42 40)十10 = (16 十6 十10 + 2 +10)mm = 44mm lv=B+s+a2 +(45 - 43) +10 = (16+6 +16+2 +10)mm = 50 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位錐齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由教材表6-1查得平鍵截面b h l =12mm 8mm 28mm ,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的 對中性，故選擇齒輪與軸配合為 H6。同理，由教m6材表6-1查得平鍵截面b h l =10mm

38、8mm 30mm ,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為26mm同時為了保證 齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸 配合為H6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配m6合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 k6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸中速軸的強度滿足要求參考教材表15-2 ,取軸端倒角為C2 ,各軸肩處的圓角半徑在R0.8-R2選取求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4）,在確定軸承的支點位置時Lab =80mm ,Lbc =45mm , Lcd = 72mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險 截面?，F(xiàn)

39、將計算出的截面 B和C處的Mh，Mv，及M的值列于下表（參看圖6）載荷水平面H垂直面V支反Fnh3 =2057.7NFnv3 = 4257.2N力FFnh4 =139866NFnV4 =6067.27N彎距M HC =176190.12N mmMVC = 43684315N mmM總彎Mt =山76190.122 + 436843.152 = 471035.98N mm距扭距T口 =211600N mmT表4Ft4 = 8201.55NFq 二 3808.64NFa4 二 2045.41Ndmin=48.72mm選用GYS理凸緣聯(lián)軸器圖4 中速軸載荷分析5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時

40、，通常只校核軸上承受最大彎距和扭 距的截面（即危險截面C）的強度，根據(jù)教材式（15-5 ）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)變應(yīng)力，取=0.6 ,軸的計算 應(yīng)力療 _ 寸Mr +(aT2 _(471035.982 +(0.6x 211600 2 MPaW=57.27MPa0.1 443caa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表 15-1得；丄=60MPa。因此匚ca :：J，故安全。（三）低速軸的設(shè)計 已知參數(shù):PIII =4.16kw , n川=50.42 r min , Tm = 788000 N mm1.求作用在齒輪上的力 受力分析和力的對稱性可知Ft4 二

41、Ft3 =8201.55NFr4 二 Fr3 二 3080.64NFa4 =Fa3 =2045.41NV圖5低速軸結(jié)構(gòu)圖2.初步確定軸的最小直徑先按教材式（15-2 ）初步估算軸的最小直徑。選 取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)教材表15-3， 取Ao =112，于是得帀J4.16dmin =Ao3J=112 匯辛mm = 48.72mm川V 50.42可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的 直徑d舊（圖4）。為了使所選的軸d田與聯(lián)軸器 的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tea =KaT川，查教材表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取Ka =1.5，則Tea 二 KaTII

42、I =1.5 788000N mm =1.182 106N.mm按照計算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查 指導(dǎo)書，選用GYS7型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為1600000N.mm故取=50mm，半聯(lián)軸器長度L =112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Li = 100mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 5。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作 用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)低速軸的強度滿足要求di=55mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游 隙組、標準精度級的角接觸球軸承 7212AC其內(nèi) 徑為60mn!勺,

43、故du=dvi皿=60mm ;右端滾動軸承 米用軸肩定位，故取dni丄v= 70mm。2）取安裝齒輪處的軸段d、是直徑dv= 64mm , 齒輪的左端用軸肩定位，故dIV V = 74mm已知齒輪輪 轂寬度為72mm為了套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取Ivy =63mm。Fr1 =1565.27 NFr2 =3455.69N3）參考文獻【2】表11-10，螺釘直徑選10mm 端蓋大徑取160,軸承端蓋的總寬度為40mm （由 減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端 蓋的裝拆，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間 的距離I =12mm,故取1心=74mm。4）取齒輪距箱體

44、內(nèi)壁之距離a14mm ,考慮到箱體 的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體Fd1 =1064.38NFd2 =2349.87N內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm，擋油環(huán)取10mm. 已知滾動軸承寬度B7mm，故lVi 乂| = B s a2 d=（17 8 16 10 2）mm = 56mmb 衛(wèi)=10mmliii JV =62mm（3 ）軸上零件的周向定位Fa1 = 2725.59NFa2 =2349.87N齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-vi由教材表6-1查得平鍵截面b h =18mm 11mm ,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm選擇齒輪輪轂與軸配合為竺。同樣，半聯(lián)r6軸

45、器與軸連接，選用平鍵截面16mm 10mm 110mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。（4 ）確定軸上圓角和倒角尺寸R=3314.3264NP2 =3801.259N參考教材表15-2 ,取軸端倒角為C2 ,各軸肩處的圓角半徑在0.8-2mm選取求軸上的載荷Lh1 = 20556.9h首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的載荷分 析（圖6）,在確定軸承的支點位置時LAB=114mm , Lbc =112mm , Lcd = 76mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸 的彎距圖和扭距圖（圖6）?？梢钥闯鼋孛鍯是軸 的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的Mh , Mv，及M

46、的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反Fnh5 =592.68N ，F(xiàn)nV5 = 4064.48N，力FFnh6 =2487.96NFnv6 =4137.07NMvc =422172.64N mm彎距MMhc =934976.7N mm總彎Mc = J934976.72 +422172.642 =1025870.925N距扭距TTin =788000N mm表5耳=48284NFr4 = 6226.4Nmm=2837.5NFd4 = 3965NFa3 =3215.3NFa4 =4878.17N1呂MVI dir rrllTrfTflllL卜fdMellTrrrn.圖6低速軸的載荷分析5、按彎扭

47、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距和扭距的截面（即危險截面C）的強度，根據(jù)教材式（15-5）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)變應(yīng) 力，取 0.6，軸的計算應(yīng)力,10258709250.6 78800020.1 x 643B 二 5209.55N 巳二 6849.04 N= 43.09MPaLh2 =11218.24h前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1得 ；7 =60MPa。因此二ca 十，故安全。七.計算軸承壽命（一）高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù) Fa =375.72N, n =360r min，查教材可知角接觸球軸承7207A

48、C的基本額定動載荷 C=29000N1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由圖4及表5可知,Fr1 二.Fnv12 Fnh12 = 1337.64 2 8 1 2.882N -1565.27NFr2 f*Fnv22 Fnh22 h3455.57229.342N =3455.69NF“ =4107.46NFr6 =4827.56N2.求兩軸承的計算軸向力Fai和Fa2對于7207AC按教材中表13-7,軸承派生軸向力Fd =0.68Fr，因此可算得Fdi =0.68Fn =0.68 1565.27N =1064.38NFd2 =0.68Fr2 =0.68 3455.69N =2349.87N按

49、教材中式（13-11 ）得Fd1 上二 Fd2 Fa1=Fd2 Fa1 -Fd1 =2349.87 375.72 -1064.38 = 1661.21NFa1 =Fd1 ： =1064.38 1661.2仁 2725.59NFa2 =Fd2 =2349.87N3.求軸承當(dāng)量載荷R和P2Fa1 2725.59Fr1 _ 1565.27= 1.78 ea2r22349.873455.69=0.68 = e則對于軸承1 Xj =0.41 =0.87車由承2x2 =1Y2 =0Fd5 二 2793.07NFd6 二 3282.74NFa5 二 2793.07NFa6 =4838.48N按教材中式（13

50、-8a）,當(dāng)量動載荷P = fd（XFr YFa）。由于軸承有輕微沖擊，查教材表 13-6，取 fp =1.1，則R =4525.43NF6 = 5310.32NP =+YFa1） =1.仆（0.41漢1565.27+0.87匯2725.59）卜= 3314.3264NF2=fP（X2Fr2 %卩玄2）=1.1 （1 3455.69 0）N=3801.259NLh3 =435163.82h計算軸承壽命 由教材式（13-4 ）知角接觸軸承；=3。因為P2.R ,所以按軸承2的受力大小校核Lh1106 C ；60n P23* 29000=20556.9h60 漢 360(43801.295 丿10

51、6（二）中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)Fa 二 Fa3 Fa2 =2045.41 673.1 “372.3Nn =201.68r min查文獻【2】表6-6 :可知角接觸球軸承7208AC的基本額定動載荷C=35200N1.求兩軸承受到的徑向載荷FM和Fr2 由圖4及表5可知,Fr3 二、Fnv32 Fnh32 二 2057.72 4257.22N =4728.4N高速軸 外伸端處鍵 滿足擠壓 強度要求Fr4 = JfnV42 FnH42 h；1398.662 6067.272N =6226.4N2.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于7208AC按教材中表13-7，軸承派生軸向力Fd =

52、0.68Fr，因此可算得Fd3 =0.68Fr3 =0.68 4728.4N =3215.3NFd4 =0.68Fr4 =0.68 6226.4N = 4233.95N按教材中式（13-11 ）得Fd3 亠二亠 Fa =Fd4二 Fd4 - Fa - Fd3 =4035.05 -13723 -3209.97 =-547.22NFa3 = Fd3=3215.3NFa4 =Fd4 =423395 547.22 =4781.17N高速軸 小錐齒輪處 鍵滿足 擠壓強度Fa3 =3215.3Fr3 - 4728.4=0.68 = eFa4Fr44781.176226.4= 0.77 e3.求軸承當(dāng)量載荷

53、R和P2則對于軸承3 X3=0.41Y3=0.87車由承4X4 =1 Y4 =0按教材中式（13-8a）,當(dāng)量動載荷P = fd（XFr YFa）。由于軸承有輕微沖擊，查教材表 13-6，取 fp =1.1，則F3 二 fp(X3Fr3 Y3Fa3) =1.1 (0.41 4728.4 0.87 3215.3)N= 5209.55N巳二 fp(X4Fr4 Y4Fa4) =1.1 (1 6226.4 0)N =6849.04N 4 .計算軸承壽命由教材式（13-4）知滾子軸承；=3。因為P2 P1 ,所以按軸承4的受力大小校核Lh2_10 C60n i巳丿10660 沃 201.68 16849

54、.04 丿35200 屮! =11218.24h中速軸上 斜齒輪處 鍵滿足 擠壓強度（三）低速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)Fa =Fa4 =245.41Nn =50.42 r min 查教材可知角接觸球軸承7212AC的基本額定動載荷 C=58200N求兩軸承受到的徑向載荷Fr5和Fr6由圖4及表5可知，中速軸上 大錐齒輪處 鍵滿足 擠壓強度Fr5 = .,.FNV52 Fnh52 二 4064.482592.682N =4107.46NFr6 = $Fnv4 Fnh4 h；：4 1 37.0722 4 87.962N =4827.56N求兩軸承的計算軸向力Fa5和 Fa6對于7212AC按教

55、材中表13-7，軸承派生軸向力Fd =0.68Fr，因此可算得Fd5 =0.68Fr5 =0.68 4107.46N =2793.07NFd6 =0.68Fr6 =0.68 4827.56N = 3282.74N按教材中式（13-11 ）得Fd5 Fa 二 Fd6 = Fd5 Fa - Fd6 = 2793.07 2045.41 -3282.74 = 1555.74NFa5 二 Fd5 =2793.07N低速軸上 斜齒輪處 鍵滿足擠壓強度Fa6 二 Fd6=3282,74 1555.74 = 4838.48N求軸承當(dāng)量載荷P5和P6Fa5 2793.07eFr54107.46Fa6 4838.

56、48“ eF6 - 4827.56 -則對于軸承5 X5=0.41Y5 =0.87軸承 6 X6=1 丫6=0按教材中式(13-8a),當(dāng)量動載荷P = fd(XFr YFa)。由于軸承有輕微沖擊，查教材表 13-6，取 fp =1.1，則P5 =fp(X5Fr5 丫5Fa5) =1.1 (0.41 4107.46 0.87 2793.07)-4525.43NF6 二 fp(X6Fr6 YeFa6)=1.1 (1 4827.56 0)N-5310.32N計算軸承壽命 由教材式（13-4 ）知角接觸軸承；=3。因為P6 P5，所以按軸承6的受力大小校核10660 50.42嚴也=435163.8

57、2h5310.32八.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核1）高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與大帶輪采用鍵聯(lián)接，矩為T =127330N mm，軸徑為 d =30mm，寬度b =10 mm ,高度 h = 8mm，鍵長L = 40mm。聯(lián)車由器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由教材表6-2查得許用擠壓應(yīng)力二p =100 200MPa ,取其平均值，；p =110MPa。鍵的工作長度 I = L b =40 -10mm = 30mm ,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k =0.5h =0.5 8mm = 4mm由教材式（6-1 ）可得2T 2 027330“廠“廠二p =70.7MPa 乞6 =110MP

58、akid 4 30 30故擠壓強度足夠。2）高速軸小錐齒輪處鍵的校核已知軸與齒輪采用鍵聯(lián)接，轉(zhuǎn)矩為T =127330N mm，軸徑為 d=32mm，寬度 b=8mm,高度h = 7mm，鍵長L = 40 mm。小錐齒輪、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由教材表6-2查得許用擠壓應(yīng)力二P =100 200MPa ,取其平均值，二P =110MPa。鍵工作長度I二L - b =40 -8mm = 32mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度 k =0.5h =0.5 7mm=3.5mm由教材式（6-1 ）可得Q-TQ X d Q-7QQ Q% = 71.05MPa 蘭% =110MPap kid 3.5

59、 32 32p故擠壓強度足夠。（二）中速軸上鍵的校核（1）中速軸上斜齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，轉(zhuǎn)矩為T- =211600 N mm，軸徑為 d = 44 mm，寬度 b = 12 mm ,高度 h = 8 mm ,鍵長 L = 28 mm。齒 輪，軸和鍵的材料皆為 45鋼，有輕微沖擊，由教材表6-2查得許用擠壓應(yīng)力匚p =100 200MPa ,取其平均值，匚p =110MPa。鍵的工作長度 丨二Lb = 2812mm =16 mm ,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k = 0.5h = 0.5 8mm = 4mm .由教材式（6-1 ）可得2T 2 漢 229843.34JMPa =50.

60、43MPa H；p =110MPap kld 4 53 43p故擠壓強度足夠。（2）中速軸上大錐齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T- = 211600N mm，軸徑為 d = 44 mm，寬度b 二 12 mm ,高度 h = 8 mm ,鍵長 L = 28 mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由教材表6-2查得許用擠壓應(yīng)力二p =100200MPa ,取其平 均值，二P =110MPa。鍵的工作長度I = L 一 b =40 10mm =30mm ,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度 k = 0.5h = 0.5 8mm二4mm .由教材式（6-1 ）可得2T 2 2116