兩級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計詳細說明書(合肥學院)

1、Hefei University課課程程設設計計COURSE PROJECT題目： 兩級斜齒圓柱齒輪減速器 系別： 機械工程系 專業(yè)： 材料成型及控制工程 學制： 四年 姓名： 胡永鵬 學號： 1206031001 導師： 王錫明 2011 年 1 月 6日目目錄錄第第 1 1 章章機機械械設設計計課課程程設設計計任任務務書書.11.1.設計題目 .11.2.設計數據 .11.3.設計要求 .11.4.設計說明書的主要內容 .21.5.課程設計日程安排 .2第第 2 2 章章傳傳動動裝裝置置的的總總體體設設計計 .32.1.傳動方案擬定 .32.2.電動機的選擇 .32.3.計算總傳動比及分配

2、各級的傳動比.42.4.運動參數及動力參數計算.4第第 3 3 章章傳傳動動零零件件的的設設計計計計算算 .63.1.V 帶傳動設計 .63.2.高速級齒輪傳動設計 .93.3.低速級齒輪傳動設計 .133.4.齒輪結構設計 .18第第 4 4 章章軸軸的的設設計計計計算算 .214.1.軸的材料選擇 .214.2.軸的結構設計 .214.3.軸的校核 .24第第 5 5 章章滾滾動動軸軸承承的的選選擇擇及及校校核核計計算算 .285.1.滾動軸承的選擇 .285.2.滾動軸承校核 .28第第 6 6 章章鍵鍵聯聯接接的的選選擇擇及及計計算算 .306.1.鍵連接的選擇 .306.2.鍵連接的

3、校核 .30第第 7 7 章章聯聯軸軸器器的的選選擇擇與與校校核核 .327.1.低速軸上聯軸器的選擇與校核.32第第 8 8 章章減減速速器器潤潤滑滑方方式式和和密密封封類類型型選選擇擇.33第第 9 9 章章減減速速器器附附件件的的選選擇擇和和設設計計.34第第 1 10 0 章章減減速速器器箱箱體體設設計計 .35設設計計小小結結 .37參參考考文文獻獻 .38機械設計課程設計0第第 1 1 章章 機機械械設設計計課課程程設設計計任任務務書書1 1. .1 1. .設設計計題題目目設計用于帶式運輸機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器，圖示如示。連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為5 年，

4、作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為5%。圖 1帶式運輸機1 1. .2 2. .設設計計數數據據表 1設計數據運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)30000.63001 1. .3 3. .設設計計要要求求1.減速器裝配圖 A0 一張2.零件圖 2 張3.設計說明書一份約 60008000 字機械設計課程設計11 1. .4 4. .設設計計說說明明書書的的主主要要內內容容封面 (標題及班級、姓名、學號、指導老師、完成日期)目錄（包括頁次）設計任務書傳動方案的分析與擬定 (簡單說明并附傳動簡圖 )電動機的選擇計算傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算傳動零件的設計

5、計算軸的設計計算滾動軸承的選擇和計算鍵聯接選擇和計算聯軸器的選擇設計小結 (體會、優(yōu)缺點、改進意見 )參考文獻1 1. .5 5. .課課程程設設計計日日程程安安排排表 2 課程設計日程安排表1 1) )準備階段1 天2 2) )傳動裝置總體設計階段1 天3 3) )傳動裝置設計計算階段3 天4 4) )減速器裝配圖設計階段5 天5 5) )零件工作圖繪制階段2 天6 6) )設計計算說明書編寫階段1 天7 7) )設計總結和答辯1 天機械設計課程設計2第第 2 2 章章 傳傳動動裝裝置置的的總總體體設設計計2 2. .1 1. .傳傳動動方方案案擬擬定定如圖 1 帶式運輸機簡圖所示，帶式運輸

6、機由電動機驅動，電動機 6 帶動 V 帶 1 工作，通過 V 帶再帶動減速器 2 運轉最后將運動通過聯軸器 3 傳送到卷筒軸 5 上，帶動運輸帶 4工作。帶傳動承載能力較低，但傳動平穩(wěn)，緩沖吸振能力強，故布置在高速級。斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，故在傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱斜齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分的相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難2 2.

7、 .2 2. .電電動動機機的的選選擇擇項 目計算及說明結 果1、電動機類型選擇2、電動機功率計算3、電動機轉速1 1、電電動動機機類類型型選選擇擇Y 系列三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V。2、電電動動機機所所需需功功率率計計算算由電動機至運輸帶的傳動總效率為=0.794212345 （其中：V 帶輪的傳動效率 0.96；滾動軸12承的傳動效率 0.98 ；齒輪的傳動效率 0.97；34聯軸器的傳動效率 0.99； 滾筒的傳動效率 0.96） 5故電動機所需的功率為：=2.28KWadFvP10003、電電動動機機轉轉速速Pd=2.28KWn=38.22r/min機械設計課程設計3

8、4、選擇電動機型號 =38.22r/minDvn100060總傳動比 i=2.813.36，故電動機轉速可選范圍為 =107.01510.57dni n 4、選選擇擇電電動動機機型型號號根據上面所述以及綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格級傳動比等，應選電動機型號為Y100L2-4。同步轉速為 1500r/min；滿載轉速 nm=1430r/min；額定功率為P=3.0KW。Y100L2-4滿載轉速為1430r/minP=3.0KW2 2. .3 3. .計計算算總總傳傳動動比比及及分分配配各各級級的的傳傳動動比比項 目計算及說明結 果1、總傳動比計算2、傳動比分配1 1、總總傳傳動動比

9、比計計算算= =1 14 43 30 0/ /3 38 8. .2 22 2= =3 37 7. .4 41 1nnima2 2、傳傳動動比比分分配配選取帶輪傳動比為；8 . 20i則減速器傳動比為=13.36；0iiia根據指導書圖 12 查得高速級齒輪傳動比為；28. 41i則低速級齒輪傳動比為=3.02。12iii 8 . 20i28. 41i02. 32i2 2. .4 4. .運運動動參參數數及及動動力力參參數數計計算算項 目計算及說明結 果1、轉速計算1 1、各各軸軸轉轉速速計計算算軸=1430/2.8=510.57r/min；01innm機械設計課程設計42、功率計算3、轉矩計算

10、軸=510.57/4.28=119.29r/min；112inn 軸=119.29/3.02=39.50r/min；223inn 卷筒軸=39.50r/min。34nn 2 2、各各軸軸功功率率計計算算 軸輸入功率=2.19KW；1011ddPPP 軸輸入功率=2.08KW；3211212PPP 軸輸入功 率=1.98KW；3222323PPP 卷筒軸輸入功率=1.92KW.4233434PPP3 3、各各軸軸轉轉矩矩計計算算 電動機輸出轉矩=;mddnPT9550mN 22.15 軸輸入轉矩=40.93；101iTTdmN 軸=166.52；321112112iTiTTmN 軸=478.05

11、; 322223223iTiTTmN 卷筒軸=463.81.4234TTmN 則得傳動裝置運動和動力參數如下表（注：輸出功率和轉矩分別等于各軸的輸入功率和轉矩乘軸承效率 0.98）表 3 傳動裝置運動和動力參數效率 P（KW）轉矩 T(Nm)軸名輸入輸出輸入輸出轉速 n(r/min)傳動比i效率電動機軸2.2815.221430I 軸2.192.1440.9340.11510.572.800.96機械設計課程設計5II 軸2.082.04166.52163.19119.294.280.95III 軸 1.981.94 478.05468.4939.503.020.95卷 筒軸1.921.884

12、63.81454.5339.501.000.97機械設計課程設計6第第 3 3 章章 傳傳動動零零件件的的設設計計計計算算3 3. .1 1. .V V 帶帶傳傳動動設設計計項 目計算及說明結 果已知數據1、確定設計功率2、選擇V 帶型號3、確定V 帶的基準直徑和d1dd2d已已知知數數據據： 額定功率 P=3.0KW；轉速 n=1430r/min；傳動比 i0=2.801 1、確確定定設設計計功功率率dP設計功率表達式為：dPdAPK P式中：P所需傳遞的名義功率（ KW）,即為電機功率3.0KW;工作情況系數，按教材表選取=1.1。AKAK所以：=1.10 3.0=3.30KW。dAPK

13、P2 2、選選擇擇 V V 帶帶型型號號V 帶的型號看根據設計功率和小帶輪轉速選取。根dP1n據教材圖 7.11 普通 V 帶選型圖，可知應選取 A 帶。3 3、確確定定 V V 帶帶的的基基準準直直徑徑和和d1dd2d一般取大于等于許用的最小帶輪基準直徑,所選d1dd mind帶輪直徑應圓整為帶輪直徑系列表。根據教材表 7.7 知：=100mmnimddd1故根據教材表 7.3 對小帶輪直徑圓整可取=100mm。d1d于是=280mm 12dddid故根據教材表 7.3 對大帶輪直徑圓整可取=280mm。d2d=1.1AK=3.30KWdPA 帶=100mmd1d=280mmd2d機械設計課

14、程設計74、驗算帶的速度5、確定中心距和aV 帶基準長度dL6、計算小輪包角7、確定V 帶根數z其傳動比誤差5%，故可用。0i4 4、驗驗算算帶帶的的速速度度由可知，傳遞一定功率時，帶速愈高，圓周力愈FP=1000小，所需帶的根數愈少，設計時應使。max對于 C 型帶=25m/s，根據帶的公式可求得：max=7.49m/s25m/s10006011ndvd故符合要求。5 5、確確定定中中心心距距和和 V V 帶帶基基準準長長度度adL根據初步選取中心距:d1d20d1d20.7 dd2 dda（）（）0a76022667 . 02121ddddddadd 根據上述要求應?。?390mm0a 計

15、算 V 帶基準長度： =1397.7mm 012210,422addddaLddddd由教材表 7.2 選 V 帶基準長度=1400mm。dL則實際中心距為： =391.1620ddLLaa6 6、計計算算小小輪輪包包角角根據教材式 7.3 得到：=153.633 .5718012adddd7 7、確確定定 V V 帶帶根根數數 z z帶的根數 z 愈多，其受力愈不均勻，故設計時應限制根數。一般 z2.5d =2.535=87.5mm，dd1300mm （其中 d 為電動機輸出軸的直徑） 大帶輪 dd2 =280mm300mm。 因此大、小帶輪均采用腹板式。NQ20.1138NQ30.1707

16、max均為腹板式3 3. .2 2. .高高速速級級齒齒輪輪傳傳動動設設計計項 目計算及說明結 果已知數據1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級已已知知數數據據 ：額定功率 P1=2.19KW；轉速 n1=519.71r/min； 傳動比 i1=4.28。1 1、選選擇擇齒齒輪輪材材料料、熱熱處處理理方方式式和和精精度度等等級級(1)、齒輪材料 :故此處大小齒輪均選擇 45 鋼，采用軟齒面。45 鋼軟齒面機械設計課程設計102、初步確定主要參數3、齒根彎曲疲勞強度計算(2)、熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理方法有正火和調質。由于小齒輪受力比大齒輪多，常采用調質的小齒輪與正火的大齒輪配對，故由教材

17、表 8.2 得：小齒輪采用調質處理，大齒輪采用正火處理。(3)、精度等級：此處大小齒輪選用 8 級精度。2 2、初初步步確確定定主主要要參參數數 (1)、小齒輪傳遞轉矩=40951.81；11611055. 9nPTmmN (2)、小齒輪齒數 Z1=20,大齒輪齒數 Z2=86； (3)、傳動比誤差，故符合條件；%2%47. 0112iiii (4)、螺旋角 =12； (5)、齒寬系數，由教材 P144 表 8.6 查得；10. 1 (6)、端面重合度=1.65；cos112 . 388. 121zz (7)、軸面重合度=1.49。tan318. 01zd3、齒齒根根彎彎曲曲疲疲勞勞強強度度計

18、計算算 因為大小齒輪均采用硬齒面，初步決定按齒根彎曲疲勞強度設計： 321112HHEdttZZZZuuTKd式中各參數如下所示： (1)、=1.48KKKKKVA式中：使用系數 KA=1.00，由教材 P130 表 8.3 查得；小齒輪調質大齒輪正火8 級精度Z1=20Z2=8610. 1機械設計課程設計11動載系數 Kvt=1.40； 齒向載荷分布系數 K=1.11，由教材圖 8.11 查得；齒間載荷分布系數 K=1.20，由教材表 8.4 查得。 (2)、小齒輪當量齒數=21.15，311coszzv大齒輪當量齒數=90.96。322coszzv (3)、小齒輪的齒形系數 YF1=2.6

19、6,由教材 P139 圖 8.19 查得， 大齒輪的齒形系數 YF2=2.22,由教材 P139 圖 8.19 查得。 (4)、小齒輪應力修正系數 YS1=1.55，由圖 8.20 查得， 小齒輪應力修正系數 YS2=1.81，由圖 8.20 查得。 (5)、重合度系數 Y=0.72，由教材 P140 圖 8.21 查得。 (6)、螺旋角系數 Y=0.86，由教材 P143 圖 8.26 查得。(7)、小齒輪的許用彎曲應力=176.0， FFNFSY1lim11大齒輪的許用彎曲應力=136.0。 FNFSY2lim22式中：小齒輪壽命系數 YN1=1.00，由圖 8.30 查得， 大齒輪壽命系

20、數 YN2=1.00，由圖 8.30 查得， 小齒輪應力循環(huán)次數=次haLnN116071029.61大齒輪應力循環(huán)次數=次，112iNN 71032.14機械設計課程設計124、齒輪參數計算5、齒面接觸疲勞強度計算小齒輪的彎曲疲勞極限應力Flim1=220Mpa， 大齒輪的彎曲疲勞極限應力Flim2=170Mpa， 安全系數 SF=1.25，由 P147 表 8.7 查得。 則初步算得小、大齒輪的模數為：=2.19mm11coszdmn根據教材 P124 表 8.1 對其圓整為。mmmn5 . 2算得小齒輪運動速度為：=1.18m/s10006011ndVt 由教材 P131 圖 8.7 查

21、得 KV=1.11， 對其進行修正，修正 分度圓直徑=44.77mm,311tVtKKdd 4、齒齒輪輪參參數數計計算算 中心距 =135.5mmcos221zzman 圓整為 135amm 修整螺旋角=azzmn2arccos210 .11 =56.0mm12dbd所以：小齒輪分度圓直徑=50.94mm；cos11zmdn 大齒輪分度圓直徑=219.10mmm；cos22zmdn 小齒輪寬度 b2=56mm；大齒輪寬度 b1=63mm。5、齒齒面面接接觸觸疲疲勞勞強強度度計計算算mmmn5 . 2135amm0 .11d1=50.94mmd2=219.10mmb2=56mmb1=63mm機械

22、設計課程設計13 由式（8.20）：進行校 112112(1)HEHHKT iZ Z Z Zibd核式中各參數：(1)、K、T1、b、d1、i 值同前。(2)、由表 8.5 查得彈性系數。189.80EZMPa(3)、由圖 8.14 查得節(jié)點區(qū)域系數。46. 2HZ(4)、由圖 8.15 查得重合度系數。78. 0Z(5)、由圖 8.24 查得螺旋角系數。99. 0Z(6)、許用接觸應力=440.70MPa HNHSZlim 其中：由圖 8.29 查得壽命系數,05. 11NZ；13. 12HZ由圖 8.28 查得接觸疲勞極限應力,； 5 .5981H 7 .4402H由表 8.7 查得安全系

23、數。1.00HS所以：=364.84MPa;uudbKTZZZZHEH122121 HH故滿足齒面接觸疲勞強度。 H=440.7Mpa HH合格機械設計課程設計143 3. .3 3. .低低速速級級齒齒輪輪傳傳動動設設計計項 目計算及說明結 果已知數據1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級2、初步確定主要參數已已知知數數據據 ：額定功率 P2=2.04KW；轉速 n2=119.32r/min； 傳動比 i2=3.02。1 1、選選擇擇齒齒輪輪材材料料、熱熱處處理理方方式式和和精精度度等等級級(1)、齒輪材料 :故此處大小齒輪均選擇 45 鋼，采用軟齒面。(2)、熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理

24、方法有正火和調質。由于小齒輪受力比大齒輪多，常采用調質的小齒輪與正火的大齒輪配對，故由教材表 8.2 得：小齒輪采用調質處理，大齒輪采用正火處理。(3)、精度等級：此處大小齒輪選用 8 級精度。2 2、初初步步確確定定主主要要參參數數 (1)、小齒輪傳遞轉矩=163084.73；11631055. 9nPTmmN (2)、小齒輪齒數 Z3=25,大齒輪齒數 Z4=76； (3)、傳動比誤差，故符合條件；%2%66. 0222iiii (4)、螺旋角 =12； (5)、齒寬系數，由教材 P144 表 8.6 查得；10. 1d45 鋼軟齒面小齒輪調質大齒輪正火8 級精度Z1=25Z2=7610.

25、 1d機械設計課程設計153、齒根彎曲疲勞強度計算 (6)、端面重合度=1.67；cos112 . 388. 143zz (7)、軸面重合度=1.86。tan318. 02zd3、齒齒根根彎彎曲曲疲疲勞勞強強度度計計算算 因為大小齒輪均采用硬齒面，初步決定按齒根彎曲疲勞強度設計： 33312HHEdtZZZZuuTkd式中各參數如下所示： (1)、=1.88KKKKKVA式中：使用系數 KA=1.00，由教材 P130 表 8.3 查得；動載系數 Kvt=1.40； 齒向載荷分布系數 K=1.12，由教材圖 8.11 查得；齒間載荷分布系數 K=1.20，由教材表 8.4 查得。 (2)、小齒

26、輪當量齒數=26.77，333coszzv大齒輪當量齒數=81.39。344coszzv (3)、小齒輪的齒形系數 YF3=2.60,由教材 P139 圖 8.19 查得， 大齒輪的齒形系數 YF4=2.27,由教材 P139 圖 8.19 查得。 (4)、小齒輪應力修正系數 YS3=1.58，由圖 8.20 查得， 小齒輪應力修正系數 YS4=1.77，由圖 8.20 查得。機械設計課程設計164、齒輪參數計算 (5)、重合度系數 Y=0.72，由教材 P140 圖 8.21 查得。 (6)、螺旋角系數 Y=0.62，由教材 P143 圖 8.26 查得。(7)、小齒輪的許用彎曲應力=176

27、MPa， FFNFSY3lim33大齒輪的許用彎曲應力=136MPa FNFSY4lim44式中：小齒輪壽命系數 YN3=1.00，由圖 8.30 查得， 大齒輪壽命系數 YN4=1.00，由圖 8.30 查得， 小齒輪應力循環(huán)次數=次haLnN236071032.14大齒輪應力循環(huán)次數=次，234iNN 71074. 4小齒輪的彎曲疲勞極限應力Flim3=220Mpa， 大齒輪的彎曲疲勞極限應力Flim4=170Mpa， 安全系數 SF=1.25，由 P147 表 8.7 查得。 則初步算得小、大齒輪的模數為：=2.63mm33coszdmn 根據教材 P124 表 8.1 對其圓整為。mm

28、mn0 . 3算得小齒輪運動速度為：=0.42m/s10006023ndVt 由教材 P131 圖 8.7 查得 KV=1.04， 對其進行修正，修正 分度圓直徑=67.15mm,333tVtKKdd mmmn0 . 3mma1552 .12機械設計課程設計175、齒面接觸疲勞強度計算4、齒齒輪輪參參數數計計算算 中心距 =154.88mmcos243zzman 圓整為 mma155 修整螺旋角20.122arccos43azzmn =84.41mm34dbd所以：小齒輪分度圓直徑=76.73mm；cos33zmdn 大齒輪分度圓直徑=233.27mm；cos44zmdn 小齒輪寬度 b2=8

29、5mm；大齒輪寬度 b1=92mm。5、齒齒面面接接觸觸疲疲勞勞強強度度計計算算 由式（8.20）：進行校 222212(1)HEHHKT iZ Z Z Zi bd核式中各參數：(1)、K、T2、b、d3、i 值同前。(2)、由表 8.5 查得彈性系數。189.80EZMPa(3)、由圖 8.14 查得節(jié)點區(qū)域系數。46. 2HZ(4)、由圖 8.15 查得重合度系數。78. 0Z(5)、由圖 8.24 查得螺旋角系數。99. 0Z(6)、許用接觸應力=483.6MPa HHNHSZlim 其中：由圖 8.29 查得壽命系數,14. 13NZd3=76.73mmD4=233.27mmb4=85

30、mmb3=92mm H=483.6Mpa機械設計課程設計18； 24. 14NZ由圖 8.28 查得接觸疲勞極限應力 ,；MPaH5701limMPaH3902lim由表 8.7 查得安全系數。1.00HS所以： =430.83uudbKTZZZZHEH122342 HH故滿足齒面接觸疲勞強度。 HH合格高速級和低速級各個齒輪參數整理如下：表 4 齒輪參數表格（除齒數未注尺寸； mm）名稱小齒輪 1大齒輪 2小齒輪 3大齒輪 4模數2.52.533齒數20862576螺旋角11.011.0 12.20 12.20 分度圓直徑50.94219.1076.73233.27齒寬63569285中心距

31、135155機械設計課程設計193 3. .4 4. .齒齒輪輪結結構構設設計計3 3. .4 4. .1 1 高高速速級級齒齒輪輪結結構構設設計計項 目計算及說明結 果1、小齒輪結構設計2、大帶結構設計1 1、小小齒齒輪輪結結構構設設計計端面模數=2.5/cos=2.55mmtm/cosnm11端面壓力角=11cos20tanarctancostanarctannt34.20端面齒頂高系數=1 cos=0.982*cosatanhh11端面頂隙系數=0.25 cos=0.245*costncc11齒頂高=0.982 2.55=2.504mm*aatthhm齒根高=（0.982+0.245）2

32、.55=3.13mm*()fattthhcm全齒高=2.504 +3.13=5.634mmafhhh齒頂圓直徑=50.94+2 2.504=55.95mm112aaddh齒根圓直徑=50.94-23.13=44.68mm112ffddh由第 4 章軸的計算可知小齒輪處直徑取=17mm，則小齒mind輪處的鍵選擇為 8 717。則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離=6.25mmhtddef221nm5 . 2所以 I 軸為齒輪軸，如圖 3 所示。2 2、大大齒齒輪輪結結構構設設計計由于 da2=224.11mm200mm,故選擇腹板式結構，如圖 2 所2ad示。齒頂圓直徑=233.27+2 2.

33、999=239.26mm222aaddh齒根圓直徑=233.27-2 3.748=225.774mm222ffddh選齒輪軸腹板式結構mmda26.2392mmdf774.2252機械設計課程設計22第第 4 4 章章 軸軸的的設設計計計計算算4 4. .1 1. .軸軸的的材材料料選選擇擇項 目計算及說明結 果軸的材料根據工作條件，初選 、軸的材料為 45 號鋼，均調質處理。4 4. .2 2. .軸軸的的結結構構設設計計項 目計算及說明結 果1、軸的結構設計1 1、軸軸的的結結構構設設計計（齒齒輪輪軸軸）(1)、初算軸徑 =17.1mm3min1nPCd （由教材表 10.2 查得 C=1

34、06） 考慮到有一個鍵直徑需加大5%，取整為。mmd181(2)、各軸段直徑的確定圖 3 輸入軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第 1、2、3、4、5、6、7 段。：最小直徑，安裝帶輪的外伸段取 18mm。11d：軸承端蓋處直徑為 25mm。12d：所以軸徑取 30mm。13d：過渡臺階段為 37mm 。14d：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值。15dmmd181=18mm11d=25mm12d=30mm13d=37mm14d機械設計課程設計232、軸的結構設計d:過渡臺階處，取 37mm。16：滾動軸承處，同樣取軸徑為 30mm。17d(3)、各軸段長度確定：由安裝的帶輪確定，帶輪輪轂寬度常取11

35、l(1.52)ld故取 36mm。：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，取 40mm。12l：由軸承及擋油環(huán)確定，取 20mm。13l：過渡軸段由裝配關系，箱體結構等確定，取 39mm。14l：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為 23mm。15l：過渡軸段取為 5mm。16l：由軸承及擋油環(huán)確定，取 20mm。17l2 2、軸軸的的結結構構設設計計（齒齒輪輪軸軸 ）(1)、初算軸徑 332min4.0210536.21mm97.98PdCn （由教材表 10.2 查得 C=105）考慮到有一個鍵直徑需加大 5%，則取整為。240mmd (2)、各軸段直徑的確定圖 4 中間軸簡圖如上圖所示，從左到

36、右一次為第 1、2、3、4、5 段。：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取40mm。 21dd=37mm16=30mm17d=50mm11l=63mm12l=29mm13l=61mm14l=34mm15l=8mm16l=29mm17l240mmd 機械設計課程設計243、軸的結構設計：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值。22d：軸肩處取為 54mm。23d：高速級大齒輪軸段取 45mm。24d：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取40mm。25d(3)、各軸段長度確定：由軸承，擋油盤及套筒確定取 38mm。21l：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為 34mm。22l：軸段過渡處取 11mm。23l：

37、由高速級大齒輪轂孔寬度確定，比其小 2，取為24l24mm。：由軸承，擋油盤、套筒及結構確定，取 44mm。25l3 3、軸軸的的結結構構設設計計(1)、初算軸徑 3333.829749.56mm28.65PdCn （由教材表 10.2 查得 C=97） 考慮到有二個鍵直徑需加大10%，取整為。355mmd (2)、各軸段直徑的確定圖 5 輸出軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第 1、2、3、4、5、6、7 段。：最小軸徑處連接聯軸器決定，取為55mm。31d=40mm21d=54mm23d=45mm24d=40mm25d=38mm21l=34mm22l=11mm23l=24mm24l=44mm

38、25l355mmd =55mm31d機械設計課程設計25：軸承端蓋處軸段取 60mm。32d：安裝軸承處取軸徑為 65mm。33d：過渡臺階段取 76mm。34d：齒輪軸肩處取 82mm。35d：低速級大齒輪處取 70mm。36d：軸承端蓋處軸段取 60mm。37d(3)、各軸段長度確定：由聯軸器確定，取 110mm。31l：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，取 60mm。32l：由軸承、擋油環(huán)確定，取 35mm。33l：過渡臺階段取 44mm。34l：齒輪軸肩處取為 8mm。35l：比低速級大齒輪輪轂寬度小 2，取為 38mm。36l：由軸承，擋油環(huán)、套筒及裝配關系確定取48mm。37l

39、=60mm32d=65mm33d=76mm34d=82mm35d=70mm36d=60mm37d=110mm31l=60mm32l=35mm33l=44mm34l=8mm35l=38mm36l=48mm37l4 4. .3 3. .軸軸的的校校核核項 目計算及說明結 果已知數據1、軸的受力分析已已知知數數據據： 以低速軸為例進行校核， T=1273.56Nm。1 1、軸軸的的受受力力分分析析 (1)、計算支撐反力齒輪圓周力： 322 12735609715.53262.17tTFNd 齒輪軸向力：tan9715.53 tan12.452144.99atFFN 9715.53tFN2144.99

40、aFN機械設計課程設計26 齒輪徑向力：9715.53tantan203621.32coscos12.45tnFFraN 根據作圖求得跨距為：1142.62, 273.18, 332.11Lmm Lmm Lmm圖 6 軸的受力分析在水平面上：3123/ 23621.32 32.112144.99 262.17/273.1832.113774.88raHFLFdRLLN 213621.323774.88153.56NHrHRFR 由式可知的方向與假設方向相反。2HR在垂直平面上：12/ 29715.53/ 24857.77NVVtRRF3621.32FrN1142.62Lmm273.18Lmm3

41、32.11Lmm13774.88HRN2153.56NHR124857.77NVVRR機械設計課程設計272、計算彎矩3、校核軸的強度軸承 1 的總支承反力22221113774.884857.776152.04NHVRRR軸承 2 的總支承反力2222222( 153.56)(4857.77)4860.20NHVRRR2 2、計計算算彎彎矩矩在水平面上剖面左側 aa123774.88 73.18276245.72aHHMRLN mm剖面右側aa 23153.56 32.114930.81NaHHMRLmm在垂直平面上124857.77 34.45167350.18NaVVMRLmm合成彎矩剖

42、面左側aa2222276245.72167350.18322982.16NaaHaVMMMmm剖面右側aa22224930.81167350.18167422.81aaHaVMMMNmm3 3、校校核核軸軸的的強強度度剖面的左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應aa力集中，故剖面的左側為危險面。由附表10.1 得:aa抗彎剖面模量23233()0.1220 7.5 (707.5)0.1 7030114.732 70bt dtWddmm抗扭剖面模量16152.04NR 24860.20NR 276.25aHMN m4.93NaHMm167.35NaVMm322.98NaMm167.42aMN

43、m330114.73Wmm機械設計課程設計2823T233()0.2220 7.5 (707.5)0.2 7064417.732 70bt dtWddmm彎曲應力 322982.1610.7330114.73bMMPaW10.73abMPa0m扭剪應力 127356019.7764417.73TTTMPaW / 29.89amTMPa對于調質處理的 40Gr 鋼，由表 10.1 查得:11750,350,200bMPaMPaMPa:0.2,0.1查得材料的等效系數鍵槽引起的應力集中系數，由附表10.4 查得: 。1.58,1.785KK絕對尺寸系數，由附圖 10.1 查得: 。0.68,0.5

44、6軸磨削加工時的表面質量系數由附圖10.2 查得: 0.91所以求得安全系數 :135012.781.5810.730.1 00.91 0.68amSK 12005.321.78510.730.1 00.91 0.56amSK 222212.73 5.324.9112.735.32S SSSS查表 10.5 得許用安全系數,顯然，故 1.31.5S SS剖面安全。aaT364417.73Wmm10.73abMPa0m19.77TMPa=9.89amMPa4.91S 1.31.5S SS合格。機械設計課程設計29第第 5 5 章章 滾滾動動軸軸承承的的選選擇擇及及校校核核計計算算5 5. .1

45、1. .滾滾動動軸軸承承的的選選擇擇軸承均采用角接觸型滾動軸承，具體選擇如下表所示：表 4 滾動軸承選擇位置軸徑類型型號軸35mm角接觸型滾動軸承7207AC軸40mm角接觸型滾動軸承7208AC軸65mm角接觸型滾動軸承7213AC5 5. .2 2. .滾滾動動軸軸承承校校核核項 目計算及說明結 果已知數據1、計算軸承軸向力已已知知數數據據： 以低速軸軸承為例， 由機械設計手冊查 7213AC軸承的。069800,55200CNCN動載荷靜載荷1 1、計計算算軸軸承承軸軸向向力力圖 7 軸承布置及受力圖 由機械設計第五版表 11.13 查得 7213AC 軸承內部軸向力計算公式，則軸承 I

46、、II 的內部軸向力為：1110.70.70.7 6152.044306.43rSFRN2220.70.70.7 4860.203402.14rSFRN以及的方向如圖 6 所示。與同向。1S2S2SA+=3402.14+2144.99=5547.13N,2SA故+，因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結構可2SA1S69800CN055200CN機械設計課程設計302、計算當量載荷3、校核軸承壽命知軸承 I 將保持平衡，故兩軸承的軸向力為：=5547.13N,=3402.12N。12+AaFS22aFS比較兩軸承的受力：因,故只需校核軸承 I。2a1a21FFFFrr及2 2、計計算算當當量量載載

47、荷荷由,查表 11.12 得。105547.13 552000.10aFC 0.68e 113402.14 6152.040.9020.68Fa Fre由機械設計第五版表 11.12 得 X=0.41,Y=0.87當量動載荷120.41 6152.040.87 4682.206594.11rrPXFYFN3 3、校校核核軸軸承承壽壽命命軸承在 100 攝氏度以下工作，查機械設計第五版表11.9得.由于其中機械的沖擊屬于中等沖擊，查機械設計第五1Tf 版表 11.10 得。1.5Pf 故軸承 I 的壽命663310101 6980020000()()204431.576060 28.651.5

48、6594.11ThPf CLhhnf P預期壽命20000hLh顯然，故滿足要求。hhLL15547.13NaF 23402.12NaF6594.11PN204431.57hLh20000hLhhhLL合格機械設計課程設計31第第 6 6 章章 鍵鍵聯聯接接的的選選擇擇及及計計算算6 6. .1 1. .鍵鍵連連接接的的選選擇擇本設計中采用了普通 A 型平鍵和普通 B 型平鍵連接，材料均為 45 鋼，具體選擇如下表所示：表 5 各軸鍵連接選擇表位置軸徑型號數量軸25mmA 型鍵8 7 45 1軸45mmB 型鍵14 9 20 155mmA 型鍵16 10 1001軸70mmB 型鍵20 12

49、3216 6. .2 2. .鍵鍵連連接接的的校校核核項 目計算及說明結 果1、軸上鍵的校核2、軸上鍵的校核1 1、軸軸上上鍵鍵的的校校核核 帶輪處的鍵連接壓力為： 44 9673059.7625 7 (458)pTMPadhl 鍵、軸、聯軸器的材料都是鋼，查教材表6.1 知，顯然，,故強度足夠。120 150pMPa Pp2 2、軸軸上上鍵鍵的的校校核核 齒輪處的鍵連接壓力為： 44 391730128.971.51.5 45 9 20pTMPadhl ，,故強度足夠。120 150pMPa PpPp合格Pp合格機械設計課程設計323、軸上鍵的校核3 3、軸軸上上鍵鍵的的校校核核(1)、聯軸

50、器處的鍵連接壓力為： 44 1273560110.2755 10 (100 16)pTMPadhl，顯然，,故強度足夠。120 150pMPa Pp (2)、齒輪處的鍵連接壓力為： 44 1273560126.351.51.5 70 12 32pTMPadhl ，,故強度足夠。120 150pMPa PpPp合格Pp合格機械設計課程設計33第第 7 7 章章 聯聯軸軸器器的的選選擇擇與與校校核核7 7. .1 1. .低低速速軸軸上上聯聯軸軸器器的的選選擇擇與與校校核核軸段直徑為 55mm,可選為 LX4 型彈性柱銷聯軸器。選擇 J 型軸孔， A 型鍵，聯軸器主動端的代號為 LX4 聯軸器 J

51、A55 112GB/T5014-2003。其公稱轉速為 2500Nm，許用轉速為 3870r/min，軸孔長度為 112mm，故符合要求，可以使用。機械設計課程設計34第第 8 8 章章 減減速速器器潤潤滑滑方方式式和和密密封封類類型型選選擇擇1、潤潤滑滑方方式式的的選選擇擇齒輪采用油潤滑，滾動軸承采用脂潤滑 。 由于減速器是一般機床的齒輪變速箱，根據機械設計手冊表7.11 查得潤滑油可采用代號為 L-AN22 的全損耗系統(tǒng)用油 GB 443-1989。根據機械設計手冊表 7.12 查得潤滑脂可用代號為 L-XACMGA2 的合成鋰基潤滑脂 GB/T492-1989。2 2、密密封封類類型型的

52、的選選擇擇減速器的密封方式采用氈圈油密封。機械設計課程設計35第第 9 9 章章 減減速速器器附附件件的的選選擇擇和和設設計計1 1窺窺視視孔孔和和視視孔孔蓋蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況等，并可用該孔向箱內注入潤滑油，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M8 緊固。其結構設計如裝配圖中所示。2 2. . 油油螺螺塞塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 其結構設計如裝配圖中所示。3.油油

53、標標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 . 其結構設計如裝配圖中所示。4.通通氣氣孔孔由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡. 其結構設計如裝配圖中所示。5 吊吊鉤鉤在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。6 6起起蓋蓋螺螺釘釘減速器在安裝時，為了加強密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸時往往因粘接較緊而不易分開，為了便于開啟箱蓋，設置起蓋螺釘，只要擰動此螺釘，就可頂起箱蓋。其結構設計如裝配圖中所示。7 7. .定定位位銷銷為了保證箱體軸承座孔的鏜削和裝配精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度，箱蓋和箱座需用兩個圓柱定位銷定位。其結構設計如裝配圖中所示。機械設計課程設計36第第 1 10 0 章章 減減速速器器箱箱體體設設計計減速器的箱體采用鑄造（ HT150）制成，采用剖分式結構。為了保證齒輪嚙合精度，大端蓋分機體采用配合。為了保證機體有足夠的剛度，在機體外加肋，外輪廓為H7 r6長方形，增強了軸承座剛度。為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為 3050mm