機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計二級減速器

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書題 目 二級標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪減速器 專業(yè)班級 材料科學(xué)與工程 學(xué) 號 201004701 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 潘 麗 華 蘭州交通大學(xué) 2013年 7月 12 日目錄一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書3二、傳動方案的擬定及說明4三、電動機(jī)的選擇4四、 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)641、V帶傳動設(shè)計計算74.2、高速級齒輪傳動設(shè)計94 . 3低速級齒輪傳動設(shè)計14五、低速軸的設(shè)計與計算19六滾動軸承的計算26七連接的選擇和計算27八、減速器附件的選擇28九、潤滑、潤滑劑牌號及密封的選擇28十、設(shè)計小結(jié)29十一、參考文獻(xiàn)30一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書（1）設(shè)計題目設(shè)計用于帶式運(yùn)輸機(jī)

2、上兩級斜齒輪減速器帶式輸送機(jī)減速器結(jié)構(gòu)簡圖 1-軸、2-軸、3-軸、4-卷筒軸（2）已知條件 1）工作條件：兩班制工作,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，壞境最高溫度35°C；2）使用壽命：大于8年；3）檢修間隔期：4年大修一次，2年中修一次，半年一小修；4）動力來源：三相交流電，電壓380/220V；5）運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%；6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 （3）原始數(shù)據(jù) 題號12345678910F/N1500220023002500260028003300400045004800V(m/s)1.11.11.11.11.11.41.

3、21.61.81.8 D/mm2202400300400220350350400400500題號11121314151617181920F/N1500220023002500260028003300400045004800V(m/s)1.21.41.61.81.51.81.41.71.91.5D/mm220240300400220350350400400500題號212223242526F/N150022002300250026002800V(m/s)22.12.12.42.62.8D/mm550600650700750800表中： F輸送帶工作拉力 v輸送帶速度 D卷筒直徑（4）設(shè)計內(nèi)容1

4、參數(shù)選擇與設(shè)計計算：電動機(jī)的選擇及運(yùn)動參數(shù)的計算（包括計算電動機(jī)所需的功率，選擇電動機(jī)，分配各級傳動比，計算各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩）；2 V帶的傳動設(shè)計：確定V帶的主要參數(shù)和尺寸；3 齒輪傳動的設(shè)計：確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸；4 軸（低速軸）的設(shè)計：初估軸徑，結(jié)構(gòu)設(shè)計和強(qiáng)度校核；5 軸承的選擇及驗算：低速軸和高速軸；6 齒輪與軸連接方式的選擇及強(qiáng)度校核：低速及高速軸；7 聯(lián)軸器的選擇（低速軸）；8 潤滑及潤滑方式的選擇，以及潤滑劑的選擇；（5）設(shè)計圖紙繪制減速器裝配和零件工作圖減速器裝配圖1張（可用AutoCAD繪制）(0號圖或1號圖)；零件工作圖從下面選擇2張：（1） 大帶輪零件圖；（2）任

5、意一個齒輪的零件圖；（3）低速軸的零件圖二、傳動方案的擬定及說明選擇第1組數(shù)據(jù)，具體參數(shù)如下：運(yùn)輸帶工作拉力 : F(N)=1500N運(yùn)輸帶工作速度 : V(m/s)=1.1m/s卷筒直徑:D(mm)=220mm兩班制，每天按8小時計算，使用壽命10年，每年按360天計算。根據(jù)其工作條件選擇斜齒輪，斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。三、電動機(jī)的選擇（1）選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式根據(jù)工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷籠型三相異步電動機(jī)。（2） 選擇電動機(jī)容量工作機(jī)所需功率： Pw = =kW=1.72Kw式中，帶式輸送機(jī)的效率（由查參考文獻(xiàn)1

6、中P111可得）電動機(jī)輸出功率P0為： P0= 值計算如下： =由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表1-7可知：V帶傳動效率0.96；：一對斜齒輪傳動效率0.97；：一對滾動軸承傳動效率0.99；：聯(lián)軸器效率0.99；因此 =0.960.9720.9940.99=0.86所以 P0 =kW=2.00kW根據(jù)P0選取電動機(jī)的額定功率Pm ，使Pm =（11.3）P0 =2.002.60kW，查表得電動機(jī)的額定功率Pm =2.2Kw（3）選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速先計算工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速，也就是滾筒的轉(zhuǎn)速 =r/min=95.54r/min根據(jù)參考文獻(xiàn)1中表18確定傳動比范圍，取V帶傳動比i1=24，二級圓柱齒輪傳動比i

7、g=840，總傳動比i的范圍為 i=（2×8）（4×40）=16160電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍應(yīng)為 nm=inw =（16160）×95.54r/min=1528.6715286.62r/min符合這一范圍的電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)速只有3000r/min一種，由標(biāo)準(zhǔn)查出其電動機(jī)型號，如表11所列。 方案電動機(jī)型號額定功率Pm /kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速/r·min-1電動機(jī)質(zhì)量/kg傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動減速器1Y90L-22.2300028408029.73214.87 （4）計算總傳動比并分配各級傳動比1）傳動比 i=r/min=29.732）分配各級傳動比

8、 i=i1 i2 i3為使帶傳動的尺寸不致過大，滿足V帶傳動比小于齒輪傳動比，即i1<i2，i3 。 取i1 =2，按二級展開式圓柱齒輪減速器布置，取i2 =1.4i3 ?？伤愠?i2 =4.56 ，i3=3.26四、 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸的轉(zhuǎn)速 軸 n1 =r/min=1420r/min 軸 n2 =r/min=311.4r/min 軸 n3 =r/min=95.52r/min 卷筒軸 nw =n3 =95.52r/min（2）各軸的功率 軸 P1 =Pm =2.2×0.96kW=2.11kW 軸 P2 =P1 =2.11×0.97×0.

9、99=2.03kW 軸 P3 =P2=2.03×0.99×0.97=1.95kW 卷筒軸 P4 =P3 =1.95×0.99×0.99=1.91kW（3）各軸的轉(zhuǎn)矩 軸 T1=9550=9550×N·m=14.19N·m 軸 T2=9550=9550×N·m=62.26 N·m 軸 T3=9550=9550× N·m=194.96N·m 卷筒軸 T4=9550=9550× N·m=190.96 N·m41、V帶傳動設(shè)計計算（1）確定設(shè)計

10、功率PC根據(jù)工作情況，查參考文獻(xiàn)3中表77得工況系數(shù)KA=1.2，PC= 1.2×2.2kW=2.64kW（2）選擇V帶型號根據(jù)PC=2.64kw和nm=2840r/min，查參考文獻(xiàn)3中圖79選Z型三角帶（3）計算傳動比=2（4）. 確定小帶輪直徑經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表78，取=80mm (要大于或等于最小直徑，并符合直徑系列）（5）. 驗算V帶速度vv=11.89m/s 在規(guī)定的5m/s<v<25m/s范圍內(nèi)，合理（6）. 確定大帶輪直徑大帶輪直徑= 取彈性滑動率=0.01=2×80×（10.01）=158.4mm經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表78，取=160mm

11、，實際傳動比=2.02從動輪實際轉(zhuǎn)速=mm/s轉(zhuǎn)速誤差=0.99%<5% ，合適（7）. 初選中心距=（0.72）（d1+d2） ，d1=80mm ，d2=160mm168480mm ， 取=350mm（8）. 初選長度L0L0=2×350+(80+160)+=1081.37mm（9）. 選擇V帶所需基準(zhǔn)長度Ld經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表73，找到與L0=1081.37mm相近的數(shù)據(jù)，取Ld=1120mm（10）. 實際中心距aa=350+=369.32mm由amin=a 0.015Ld , max=a0.015 Ld 知，中心距可調(diào)整范圍為363.7 <<374.54（1

12、1）. 驗算小帶輪包角=167.59°>1200 經(jīng)計算，小帶輪包角取值合理（12）. 計算單根V帶基本額定功率P1根據(jù)d1=80mm和nm=2840r/min，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表74，取得Z型V帶的P1=0.56kW（13）. 額定功率的增量根據(jù)nm=2840r/min和i=2，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表76，取得Z型V帶的=0.04kW（14）. 計算V帶根數(shù)Z根據(jù)=167.590 ，查參考文獻(xiàn)3中表75得包角系數(shù)=0.976 ，根據(jù)Ld=1120mm，經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表73得長度系數(shù)Z=4.7 取Z=5根（15）計算單根V帶的初拉力F0F0=43.15N經(jīng)查參考文獻(xiàn)3中表72知，

13、每米長度質(zhì)量q=0.06kg/m（16）確定帶對軸的壓力FQFQ=2ZF0sin=2×5×43.15sin=428.97N4.2、高速級齒輪傳動設(shè)計 已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明（1） 選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=217255，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合適。選8級精度（GB1009588）。 選小齒輪

14、齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)力H試計算小齒輪分度圓直徑dt1計算圓周速度v使用系數(shù)KA動載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑d1確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量

15、齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑da齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得：N·mm=1.42×104N·mm查參考文獻(xiàn)3中表813得：查參考文獻(xiàn)3中表814，取u=4.56由參考文獻(xiàn)5中圖819得：2.425=1.659=1.2由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/

16、u=×109/4.56=8.97×108由參考文獻(xiàn)5中圖88得：ZN1=1，ZN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限Hlim1=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式83得：H1=MPa = 580MPaH2=MPa = 390MPa由于H2<H1，所以應(yīng)取較小值H2代入計算=mmm/s查參考文獻(xiàn)5中表85得：KA=1根據(jù)vz1/100=2.51×25/100=0.6275m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：KV=

17、1.05由參考文獻(xiàn)5中圖811得：=1.42由參考文獻(xiàn)5中圖813得：=1由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mn=1.5mmmm圓整為=108mmmmmmmm圓整后取=39mm，=40mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得27.80126.75查參考文獻(xiàn)5中表87，YFa1=2.57，YFa2=2.18查參考文獻(xiàn)5中表87，YSa1=1.60，YSa2=1.79查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74

18、5;190)MPa=324.6MPa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=4.0896×109/4.56=8.97×108由參考文獻(xiàn)5中圖89得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 ，SFmin=1MPaMPa=48.25MPa=45.79MPa由得：mmmmda1=41.85mmda2= =180.16mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×1.5=1.5mmhf1=hf2=(h*an+c*n)mn=2.7mmmmmmmmmm4 . 3低速級齒輪傳動設(shè)計已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，由電動機(jī)驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如

19、下：計算項目計算和說明(1) 選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻(xiàn)3中表87，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=217255，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=162217，取HBS2=190。由表88知，HBS1HBS2=40，合適。選8級精度（GB1009588）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為： 齒數(shù)比誤差為： 在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。初選螺旋角(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比節(jié)點區(qū)域系數(shù)端面重合度螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)初選載荷

20、系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)力H試計算小齒輪分度圓直徑dt1計算圓周速度使用系數(shù)動載系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑d1確定齒輪參數(shù)及主要尺寸法面模數(shù)中心距確定螺旋角分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強(qiáng)度斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa3、YFa4應(yīng)力修正系數(shù)YSa3、YSa4重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度極限，彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)YN彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)SFmin計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強(qiáng)度(4)計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑da

21、齒根圓直徑齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻(xiàn)5中式818知設(shè)計公式：由式得：N·mm=6.23×104N·mm查參考文獻(xiàn)3中表813得：查參考文獻(xiàn)3中表814，取=3.26由參考文獻(xiàn)5中圖819得：2.425=1.66=1.2由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/=×108/3.26=2.73×108由參考文獻(xiàn)5中圖88得：ZN3=1，ZN4=1由參考文獻(xiàn)3中表810 SHmin=1由參考文獻(xiàn)3中表89得接觸接觸疲勞極限Hlim3=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPaHlim4=200+HBS2=(20

22、0+190)MPa=390MPa由參考文獻(xiàn)5中式83得：H3=MPa = 580MPaH4=MPa = 390MPa由于H4<H3，所以應(yīng)取較小值H4代入計算=mm/s查參考文獻(xiàn)5中表85得：KA=1根據(jù)vz3/100=0.885×27/100=0.24m/s，查參考文獻(xiàn)5中圖810得：=1.02由參考文獻(xiàn)5中圖811得：=1.46由參考文獻(xiàn)5中圖813得：=1由參考文獻(xiàn)5中式810得：mmmm根據(jù)參考文獻(xiàn)3中表81，取標(biāo)準(zhǔn)值mn=2mmmm圓整為=120mmmmmmmm圓整后取=57mm，=60mm由參考文獻(xiàn)5中式819知校核公式為：由，可得30.6799.98查參考文獻(xiàn)5中

23、表87，YFa3=2.52，YFa4=2.21查參考文獻(xiàn)5中表87，YSa3=1.625，YSa4=1.775查參考文獻(xiàn)5中圖820得：由參考文獻(xiàn)3中表89得：=320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa=184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa由參考文獻(xiàn)5中式（82）得：/u=8.96×108/3.26=2.75×108由參考文獻(xiàn)5中圖89得：YN1=1，YN2=1由參考文獻(xiàn)3中表810 ，SFmin=1MPaMPa=72.07MPa=69.04MPa由得：mmmmda3=60.

24、35mmda4= =187.65mmmmmmha3=ha4=h*anmn=1×2=2mmhf3=hf4=(h*an+c*n)mn=3.6mmmmmmmmmm五、低速軸的設(shè)計與計算已知低速軸的傳遞功率P3=1.95kW，轉(zhuǎn)速n3=95.52r/min，齒輪4分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，查參考文獻(xiàn)3中表101知，MPa，MPa2.初算軸徑由參考文獻(xiàn)3中表103取A=107118（因軸上受較大彎矩）于是得： mm取mm軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，故軸徑需加大4%5%，則mmdmin=3

25、2mm3.計算軸的載荷低速軸所傳遞的T3=194960N·mm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：NT3=194960N·mm=2123.17N=632.86N=800.57N4.結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖33（a）所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處設(shè)計（2）4 聯(lián)軸器的型號的選取則；按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003選用GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm .固取d1-2=35mm

26、。（3） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承，又根據(jù)d2-3=42mm選 61909號，右端采用

27、軸肩定位，又根據(jù)d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45，軸肩與軸環(huán)的高度建議取為軸直徑的0.070.1倍，所以在d7-8=45mm l6-7=12c 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為57，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l4-5=54mm，齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里，去軸肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為L5-6=6mmd 軸承端蓋的總寬度為15mm（有減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計而定）根據(jù)軸承的

28、裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為25mm。固取L2-3=40mme 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=7mm，小齒輪的輪轂長L=45mm，則 L3-4 =T+s+a+(57-54)=30mm，L6-7=L+c+a+s-L5-6=45+15+12+8-6=74mm，至此已初步確定軸得長度L=(4) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16

29、*10 (mm),L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合，得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑5) 求軸上的載荷）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出a值。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。計算齒輪Ft=2T3/d1=2*194.9

30、6/183.65*103=2123.172N Fr= Ft tana = Ft tan20°/cos16.598=806.37 N通過計算有FNH1=Ft*c/(b+c)=661.52N FNH2=Ft*b/(b+c)=1461.65NMH=FNH2*52.5=76.74N·m 同理有FNV1=120.26N FNV2=686.11NMV=36.02N·m N·m6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強(qiáng)度）且0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動

31、循環(huán)變應(yīng)力時取0.6）(1)計算軸的應(yīng)力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1) 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的

32、應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。(2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩為T3=194.96截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及因，經(jīng)插值后可查得 ， 軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為尺寸系數(shù)；軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為于是，計算安全系數(shù)值，得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可

33、略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計計算結(jié)束mmmmB中間軸 2 的設(shè)計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率=2.03 kw 轉(zhuǎn)矩=62.26 N·m 轉(zhuǎn)速=95.52 r/min大齒輪分度圓直徑=177.15 小齒輪分度圓直徑=56.35 壓力角=20°2求作用在齒輪上的力N N3 初步確定軸的直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。選取A0=112。于是有4選軸承初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量<=8-16>，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 在本次設(shè)計中盡可

34、能統(tǒng)一型號,所以選擇 6005號軸承5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設(shè)計知 ，軸的總長度為L=7+74+6+57+30=174mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以右端L1-2=12mm 直徑為D1-2=25mm右端軸承采用軸肩定位6005號軸承的軸肩高度為2.5mm所以D2-3=30mm ,同理左端軸承的直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在左端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為39mm,且采用軸肩定位所以右端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度又

35、因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設(shè)計時距離也為12mm所以在該去取距離為11mm取大齒輪的輪轂直徑為30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C 軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm由手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm),L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D 確定軸的的倒角和圓角取軸

36、端倒角為1.2*45°六滾動軸承的計算根據(jù)要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進(jìn)行校核 ，在前面進(jìn)行軸的計算時所選軸3上的兩滾動軸承型號均為61809，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進(jìn)行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=661.52N FNV1=120.26NFNH2=1461.52N FNV2=686.37N 由上可知軸承2所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承2，所以只需對軸承2進(jìn)行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 所受的軸向力 它們的比值為 深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時。2）計算當(dāng)量動載荷P， X=1，Y=0，取。則3）

37、驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為 （工作時間） （ 對于球軸承取3） 所以所選的軸承61909滿足要求七連接的選擇和計算按要求對低速軸3上的兩個鍵進(jìn)行選擇及校核。1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d=52mm查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度

38、k=0.5h=0.5×10=5mm。所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵16×10×63 GB/T 1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。所以所選

39、的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵10×8×70 GB/T 1069-1979。（3）聯(lián)軸器的型號的選取則；按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003選用GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm 八、減速器附件的選擇 1.檢查孔及檢查孔蓋 檢查孔尺寸為150mm×110mm，位置在中間軸上方；檢查孔蓋尺寸為180mm×140mm。 2.油標(biāo)裝置 選用游標(biāo)尺M(jìn)16，由參考文獻(xiàn)2中表519可查相關(guān)尺寸。 3.通氣器 選用帶過濾網(wǎng)的通氣器，由參考文獻(xiàn)2中表518可查相關(guān)尺寸 4.排油孔及油塞 設(shè)置一個排油孔，油塞選用一個六角頭油塞M20×1.5，由參考文獻(xiàn)2中表517可查相關(guān)尺寸。5.起吊裝置上箱蓋采用吊環(huán)，箱座上采用吊鉤，由參考文獻(xiàn)1中表158