圓柱斜齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、課程設(shè)計題目： 兩級斜齒圓柱齒輪減速器 系別： 機械工程系 專業(yè)： 材料成型及其控制工程（1）班學制： 四年 姓名：學號： 1206031006 導(dǎo)師：日期： 2015年 1 月20日 目錄第 1 章機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書11.1.設(shè)計題目11.2.設(shè)計數(shù)據(jù)11.3.設(shè)計要求11.4.設(shè)計說明書的主要內(nèi)容21.5.課程設(shè)計日程安排2第 2 章傳動裝置的總體設(shè)計52.1.傳動方案的分析和擬定52.2.電動機的選擇計算52.3.運動參數(shù)及動力參數(shù)計算7第 3 章傳動零件的設(shè)計計算9第 4 章軸的選用與校核計算28第 5 章滾動軸承的選擇及計算37第 6 章鍵聯(lián)接的選擇及計算39第7 章連軸器的選擇

2、與計算41第 8 章 減速器的潤滑方式和密封類型的選擇42第 9章 減速器附件的選擇與計算43第10章 減速器箱體的設(shè)計44 設(shè)計小結(jié)46參考文獻47第一章 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1.1. 設(shè)計題目設(shè)計用于帶式運輸機的，圖示如示。連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用壽命為5年，作業(yè)場塵土飛揚，運輸帶速度允許誤差為±5%。兩級斜齒圓柱齒輪減速器圖 1帶式運輸機1.2. 設(shè)計數(shù)據(jù)表 1設(shè)計數(shù)據(jù)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)42500.603001.3. 設(shè)計要求1. 設(shè)計要求達到齒輪傳動的中心距要圓整（0，5結(jié)尾）且兩級齒輪傳動的中心距之和小于32

3、0mm，安裝在減速器上的大帶輪不碰地面，減速器的中間軸上的大齒輪不與低速軸干涉，運輸帶速度允許誤差為±5%。2. 減速器裝配圖A0 一張3. 零件圖2張4. 設(shè)計說明書一份約60008000字1.4. 設(shè)計說明書的主要內(nèi)容封面 (標題及班級、姓名、學號、指導(dǎo)老師、完成日期)目錄（包括頁次）設(shè)計任務(wù)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(shù)的選擇和計算傳動零件的設(shè)計計算軸的設(shè)計計算滾動軸承的選擇和計算鍵聯(lián)接選擇和計算聯(lián)軸器的選擇減速器的潤滑方式和密封類型的選擇潤滑油牌號的選擇和裝油量的計算減速器附件的選擇與設(shè)計減速器箱體的設(shè)計設(shè)計小結(jié)(體會、

4、優(yōu)缺點、改進意見)參考文獻1.5. 課程設(shè)計日程安排表 2課程設(shè)計日程安排表1)準備階段1天2)傳動裝置總體設(shè)計階段1天3)傳動裝置設(shè)計計算階段3天4)減速器裝配圖設(shè)計階段5天5)零件工作圖繪制階段2天6)設(shè)計計算說明書編寫階段1天7)設(shè)計總結(jié)和答辯1天第二章 傳動裝置的總體設(shè)計1.1. 傳動方案擬定此減速器機構(gòu)類型為：“兩級斜齒圓柱齒輪減速器”，本傳動的機構(gòu)特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸有深度可以大致相同。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎矩變形部分抵消，以緩解沿齒寬再喝分布不均勻現(xiàn)象。但是此機構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛

5、度差，中間軸承潤滑較困難。在多級傳動中，各類傳動機構(gòu)的布置順序不僅影響傳動平穩(wěn)和傳動效率，而且對整個傳動裝置的結(jié)構(gòu)尺寸也有很大影響。因此，應(yīng)根據(jù)各類傳動機的機構(gòu)特點合理布置，使各類機構(gòu)得以發(fā)揮其特點。帶傳動承載能力較差，但是傳動平穩(wěn)，緩沖吸震能力強，故布置在高速級，斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，常布置在高速級。此減速器傳動設(shè)計將遵循以下原則：1、滿足使用要求2、滿足工藝要求3、滿足經(jīng)濟要求1.6. 電動機的選擇項 目計算及說明結(jié) 果1、電動機類型選擇2、電動機功率計算3、電動機轉(zhuǎn)速4、選擇電動機型號1、電動機類型選擇Y系列三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2、電動機所需功率計算由電動機至運輸

6、帶的傳動總效率為=0.792（其中：V帶輪的傳動效率0.96；滾動軸承的傳動效率0.98 ；齒輪的傳動效率0.97；聯(lián)軸器的傳動效率0.99；滾筒的傳動效率0.96） 故電動機所需的功率為：3、電動機轉(zhuǎn)速總傳動比i=18100，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為4、選擇電動機型號根據(jù)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(yīng)選電動機型號為Y112M-4。同步轉(zhuǎn)速為1500r/min；滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min；額定功率為P=4KW。Pd=3.23KWn=38.22r/minY112M-4滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min額定功率：P=4KW1.7. 計算總傳動比及分配各級的傳動比

7、項 目計算及說明結(jié) 果1、總傳動比計算2、傳動比分配1、總傳動比計算2、傳動比分配選取帶輪傳動比為；則減速器傳動比為；根據(jù)指導(dǎo)書圖12查得高速級齒輪傳動比為；則低速級齒輪傳動比為ia=37.680i0=31.8. 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算項 目計算及說明結(jié) 果1、轉(zhuǎn)速計算2、功率計算3、轉(zhuǎn)矩計算1、各軸轉(zhuǎn)速計算軸；軸；軸；卷筒軸2、各軸功率計算軸輸入功率；軸輸入功率；軸輸入功率；卷筒軸輸入功率3、各軸轉(zhuǎn)矩計算 電動機輸出轉(zhuǎn)矩為軸輸入轉(zhuǎn)矩軸軸卷筒軸則得傳動裝置運動和動力參數(shù)如下表（注：輸出功率和轉(zhuǎn)矩分別等于各軸的輸入功率和轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98）表3 傳動裝置運動和動力參數(shù)軸名效率P（KW）轉(zhuǎn)矩T

8、(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2321.421440.003.000.96 I 軸3.10 3.0461.6960.46480.00II 軸2.942.88 246.30241.37114.294.20.95III 軸2.80 2.74700.06686.0638.222.990.95卷筒軸2.722.67 679.20665.6238.221.000.97軸名功率P（kW）轉(zhuǎn)矩T·m轉(zhuǎn)速傳動比輸入輸出輸入輸出n(r/min)i電動機軸3.00 20.03 ia37.42 2.100 I軸2.88 2.85 40.39 39.99 6

9、80.95 i017.818II軸2.77 2.74 193.72 191.79 136.34i1*i24.995III軸2.66 2.63 670.38 663.68 38.22i13.57卷筒軸2.60 2.58 657.04 650.47 38.22i2 第三章 傳動零件的設(shè)計計算1.9. V帶傳動設(shè)計V帶傳動設(shè)計計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知:1額定功率P4.00 kW2轉(zhuǎn)速n11440r/min3傳動比i初選3.04工作條件載荷平穩(wěn)，兩班制工作齒輪傳動設(shè)計結(jié)果：1V帶型號A型帶2V帶根數(shù)5 3傳動比i3.0mm6V帶輪直徑d190mm7d2280.000 mm5最小帶輪直徑75.00

10、mm8V帶的速度V6.78m/s9小帶輪的包角145.93度計算過程：1確定設(shè)計功率1工作情況系數(shù)KA由p102,表7.6查得1.22設(shè)計功率Pd4.8kW2選取帶型1由p103,圖7.11查取A型帶3確定帶輪的基準直徑1小帶輪直徑dd1由p103,表7.7查得90.0mm2大帶輪直徑dd2 300.0mm由p101,表7.3查得 280.0mm3傳動比i 3.04傳動比誤差i 3.7%可用4驗算帶的速度1帶的速度v6.78m/s<25符合要求5確定帶長和中心距1初選中心距3002最小中心距amin259mm3最大中心距amax740mm4初選中心距a0300.00 mm5V帶的基準長度

11、L'd1210.98mmLd由p95,表7.2查得1250.0mm6實際中心距a319.51mm1小帶輪的包角145.93度7確定帶的根數(shù)1單根V帶所能傳遞功率p0由p101,表7.3查得1.07kW2彎曲影響系數(shù)Kb由p102,表7.4查得0.0007725 3傳動比系數(shù)Ki由p102,表7.5查得1.14 4功率增量p00.1342kW5包角修正系數(shù)K由p104,表7.8查得0.94 6長度系數(shù)KL由p95,表7.2查得0.93 7帶的根數(shù)z4.79根5 根8計算初拉力1單位長度質(zhì)量m由p94,表7.1查得0.10 kg/m2初拉力F0130.46N9計算軸壓力1軸壓力Q1252.

12、80N2.1.高速級齒輪傳動設(shè)計齒輪傳動設(shè)計（軟齒面）計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知：1額定功率P3.10kW2轉(zhuǎn)速n1480.000 r/min3傳動比i4.24工作條件載荷變動小5工作時間t3班班制6使用期限5.00 年齒輪傳動設(shè)計結(jié)果:1小齒輪齒數(shù)Z1212大齒輪齒數(shù)Z2893模數(shù)Mn3.50 mm4螺旋角11.55中心距a140mm6分度園直徑d153.63mm7d2227.04mm8小齒輪的寬度B166mm9大齒輪的寬度B259mm計算過程:1選擇齒輪的材料、熱處理方式和精度等級1小齒輪材料小齒輪材料均選用40Cr2小齒輪熱處理調(diào)質(zhì)處理3大齒輪材料大齒輪材料均選用40Cr4大齒輪熱處理

13、調(diào)質(zhì)處理5傳動精度等級8級2初步確定主要參數(shù)1小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T161677.08Nmm2小齒輪齒數(shù)Z1初選213大齒輪齒數(shù)Z2Z2=uz88.2圓整894傳動比ii=Z2/Z14.2 誤差0.77%合格5螺旋角初選126齒寬系數(shù)d由p144,表8.6查得1.10 7端面重合度1.658軸面重合度1.563齒面接觸疲勞強度設(shè)計1使用系數(shù)KA由p130,表8.3查得1.00 2動載系數(shù)Kvt試選1.11 3齒向載荷分布系數(shù)K由p132,圖8.11查得1.11 4齒間載荷分布系數(shù)K由p133,表8.4查得1.20 5彈性系數(shù)ZE由p136,表8.5查得189.80 6節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由p136,圖8

14、.14查得2.46 7重合度系數(shù)Z由p136,圖8.15查得0.78 8螺旋角系數(shù)Z由p142,圖8.24查得0.99 9小齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1由p146,圖8.28查得570.00 MPa10大齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim2由p146,圖8.28查得390.00 MPa11小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N157.60 107次12大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N213.71 107次13壽命系數(shù)ZN1由p147,圖8.29查得1.08 14壽命系數(shù)ZN2由p147,圖8.29查得1.11 15安全系數(shù)SH由p147,表8.7查得1.00 16小齒輪的許用接觸應(yīng)力H1615.60 MPa17大齒輪的許用

15、接觸應(yīng)力H2432.90 MPa18許用接觸應(yīng)力HH=H2432.90 MPa19分度圓直徑dt151.10 mm20小齒輪運動速度V1.28 mm/s21動載系數(shù)Kv由p131,圖8.7查得1.11 22修正分度圓直徑d152.05 mm4齒輪參數(shù)計算1模數(shù)mn2.42 mm由p124,表8.1查得2.50 mm2中心距aa=mn(z1+z2)/2cos140.59 mm圓整140.00 mm3螺旋角11.50 度4小齒輪分度圓直徑d153.63 mm5大齒輪分度圓直徑d2227.04 mm6大齒輪寬度b258.99 mm圓整59.00 mm7小齒輪寬度b166.00 mm8小齒輪當量齒數(shù)Z

16、v122.32 9大齒輪當量齒數(shù)Zv294.58 5齒根彎曲疲勞強度校核1小齒輪的齒形系數(shù)YF1由p139,圖8.19查得2.70 2大齒輪的齒形系數(shù)YF2由p139,圖8.19查得2.23 3小齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys1由p139,圖8.20查得1.57 4大齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys2由p139,圖8.20查得1.79 5重合度系數(shù)Y由p140,圖8.21查得0.72 6螺旋角系數(shù)Y由p143,圖8.26查得0.90 7小齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1由p146,圖8.28查得220.00 MPa8大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim2由p148,圖8.28查得170.00 MPa9壽命系數(shù)YN1

17、由p147,圖8.30查得1.00 10壽命系數(shù)YN2由p147,圖8.30查得1.00 11安全系數(shù)SF由p147,表8.7查得1.25 12小齒輪的許用彎曲應(yīng)力F1176.00 MPa13大齒輪的許用彎曲應(yīng)力F2136.00 MPa14彎曲應(yīng)力F163.39 MPa15彎曲應(yīng)力F259.69 MPa2.2低速級齒輪傳動設(shè)計齒輪傳動設(shè)計（硬齒面）計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知：1額定功率P4.00 kW2轉(zhuǎn)速n1114.29 r/min3傳動比i2.99 4工作條件5工作時間t3.00 班制6使用期限5.00 年齒輪傳動設(shè)計結(jié)果:1小齒輪齒數(shù)Z1242大齒輪齒數(shù)Z2713模數(shù)Mn3.50 mm

18、4螺旋角12.05 5中心距a170.00 mm6分度圓直徑d185.890 mm7d2254.090 mm8小齒輪的寬度B1102.0 mm9大齒輪的寬度B295.0 mm計算過程:1選擇齒輪的材料、熱處理方式和精度等級1小齒輪材料齒輪材料選用40Cr2小齒輪熱處理小齒輪調(diào)質(zhì)處理3大齒輪材料齒輪材料選用40Cr4大齒輪熱處理大齒輪調(diào)質(zhì)處理5傳動精度等級8級2初步確定主要參數(shù)1小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1246246.98 Nmm2小齒輪齒數(shù)Z1初選243大齒輪齒數(shù)Z2Z2=u*Z171.76圓整714傳動比ii=Z2/Z12.99 5誤差-1.06%合格6螺旋角初選12.00 度7齒寬系數(shù)d由p144

19、,表8.6查得1.10 8端面重合度1.67 9軸面重合度1.78 3齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1使用系數(shù)KA由p130,表8.3查得1.00 2動載系數(shù)Kvt試選1.09 3齒向載荷分布系數(shù)K由p132,圖8.11查得1.11 4齒間載荷分布系數(shù)K由p133,表8.4查得1.20 5小齒輪當量齒數(shù)Zv125.66 6大齒輪當量齒數(shù)Zv275.91 7小齒輪的齒形系數(shù)YF1由p139,圖8.19查得2.60 8大齒輪的齒形系數(shù)YF2由p139,圖8.19查得2.28 9小齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys1由p139,圖8.20查得1.59 10大齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Ys2由p139,圖8.20查得1.74 11

20、重合度系數(shù)Y由p140,圖8.21查得0.71 12螺旋角系數(shù)Y由p143,圖8.26查得0.90 13小齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1由p146,圖8.28查得220.00 MPa14大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim2由p148,圖8.28查得170.00 MPa15小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N113.71 107次16大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N24.59 107次17壽命系數(shù)YN1由p147,圖8.30查得1.00 18壽命系數(shù)YN2由p147,圖8.30查得1.00 19安全系數(shù)SF由p147,表8.7查得1.25 20小齒輪的許用彎曲應(yīng)力F1176.00 MPa21大齒輪的許用彎曲應(yīng)力F2130.

21、00 MPa22小齒輪的模數(shù)Mn12.56 mm23大齒輪的模數(shù)Mn21.33 mm24模數(shù)Mn選取3.89 mm25小齒輪運動速度V0.50 mm/s26動載系數(shù)Kv由p131,圖8.7查得1.09 27修正模數(shù)Mn3.67 mm28模數(shù)Mn由p124,表8.1查得3.5mm4齒輪參數(shù)計算1中心距a166.25 mm圓整170.00 mm2螺旋角12.05 度3小齒輪分度圓直徑d185.89 mm4大齒輪分度圓直徑d2254.09 mm5大齒輪寬度b294.48 mm圓整95.00 mm6小齒輪寬度b1102.00 mm5齒面接觸疲勞強度校核1彈性系數(shù)ZE由p136,表8.5查得189.80

22、 2節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由p136,圖8.14查得2.46 3重合度系數(shù)Z由p136,圖8.15查得0.78 4螺旋角系數(shù)Z由p142,圖8.24查得0.99 5小齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1由p146,圖8.28查得570.00 MPa6大齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim2由p146,圖8.28查得390.00 MPa7壽命系數(shù)ZN1由p147,圖8.29查得1.11 8壽命系數(shù)ZN2由p147,圖8.29查得1.11 9安全系數(shù)SH由p147,表8.7查得1.00 10小齒輪的許用接觸應(yīng)力H1632.70 MPa11大齒輪的許用接觸應(yīng)力H2409.50 MPa12許用接觸應(yīng)力H409.50

23、MPa13接觸應(yīng)力H417.77 MPaMPa2.3.高速級和低速級各個齒輪參數(shù)整理如下：表4 齒輪參數(shù)表格（除齒數(shù)未注尺寸；mm）高速級齒輪傳動設(shè)計小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角傳動比中心距(mm)分度園直徑(mm)Z1Z2Mniad1d221892.511.50 4.214053.63 227.04 低速級齒輪傳動設(shè)計小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角傳動比中心距(mm)分度園直徑(mm)Z1Z2Mniad1d224713.512.05 2.9917085.89 254.09 2.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計高速級齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計項 目計算及說明結(jié) 果1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計2、大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1、小齒

24、輪結(jié)構(gòu)設(shè)計端面模數(shù)=3.5/11.5=3.617端面壓力端面齒頂高系數(shù)端面頂隙系數(shù)=0.25cos14.61°=0.243齒頂高=0.981*3.617=3.548mm齒根高=（0.981+0.243）3.617=4.427mm全齒高=3.584+4.207=7.975mm齒頂圓直徑=65.11+23.548=57.5mm齒根圓直徑=65.11-24.427=51.14mm由第4章軸的計算可知小齒輪處直徑取=49mm，則小齒輪處的鍵選擇為8725則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離所以I軸為 ，如圖3所示。2、大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于=274.89mm>200mm,故選擇腹板式結(jié)構(gòu)，

25、如圖2所示（具體由教材圖8.23a所示）。齒頂圓直徑=222.04+23.548=229.5mm齒根圓直徑3.548=215.94mm其相關(guān)尺寸如下：圖2 腹板式齒輪結(jié)構(gòu)圖=1.6*d=1.670=112mm=-10=220.096-103.5=185.096mm=0.5(+)=148.548mm=0.25(-)=18.274mm=(2.54)=3.54=14mmC=(0.20.3)b=4mm6mm,取C=5mm。=3.5=14.61d=25t=4h=7d1=53.63選齒輪軸d=70b=20=112.00mm=185.096mm=148.548mm=14mmC=5mm低速級齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計項 目

26、計算及說明結(jié) 果1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計2、大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計端面模數(shù)=3/cos13.63=3.5mm端面壓力角=20.532端面齒頂高系數(shù)=1cos=0.972端面頂隙系數(shù)=0.25cos=0.243齒頂高=0.9723.09=3.00mm齒根高=（0.972+0.243）3.09=3.75mm全齒高=3.00 +3.75=6.75mm齒頂圓直徑=82.85+23=85.89mm齒根圓直徑=82.85-23.75=76.85mm由第4章軸的計算可知小齒輪處直徑取=82mm，則小齒輪處的鍵選擇為12842。則小齒輪的齒根圓到鍵槽地面的徑向距離所以軸為齒輪軸，如圖4所示。2、大齒輪結(jié)構(gòu)

27、設(shè)計由于=213mm>200mm,故選擇腹板式結(jié)構(gòu)，如圖2所示。齒頂圓直徑=254.09+23.09=261mm齒根圓直徑=254-23.09=248mm其相關(guān)尺寸與上述高速級大齒輪設(shè)計相同，求得：=1.6*d=70.4mm=219.18-10*3=189.18mm=0.5*(70.4+189.18)=129.79mm=29.70mm=12mm C=2.43.6=3mm。選齒輪軸腹板式結(jié)構(gòu) 第四章 軸的設(shè)計計算1.10. 軸的材料選擇項 目計算及說明結(jié) 果軸的材料根據(jù)工作條件，初選、軸材料均為40Cr，均調(diào)質(zhì)處理。1.11. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸直徑估算計算項目參數(shù)公式結(jié)果單位已知：1I軸傳遞

28、的功率P3.04 kW2II軸傳遞的功率P2.88 kW3III軸傳遞的功率P2.74 kW4I軸的轉(zhuǎn)速n480.00 (r/min)5II軸的轉(zhuǎn)速n114.29 (r/min)6III軸的轉(zhuǎn)速n38.22 (r/min)計算過程:1I軸的材料40Cr2II軸的材料40Cr3III軸的材料40Cr1I軸的直徑估算系數(shù)C1062II軸的直徑估算系數(shù)C1063III軸的直徑估算系數(shù)C1061I軸的最小直徑d1min19.74 mm2II軸的最小直徑d2min31.29 mm3III軸的最小直徑d3min48.785 mm項 目計算及說明結(jié) 果1、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、軸的

29、結(jié)構(gòu)設(shè)計（齒輪軸）(1)、初算軸徑=20.9mm （由教材表10.2查得C=106） 考慮到有一個鍵直徑需加大5%，取整為=22。(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22mm。：軸承端蓋處直徑為26mm。：所以軸徑取30mm。：過渡臺階段為32mm 。：齒輪軸段，按所安裝的齒輪將軸設(shè)計成齒輪軸，故取32mm。d:過渡臺階處，取32mm。：滾動軸承處，同樣取軸徑為30mm。(3)、各軸段長度確定：由安裝的帶輪確定，帶輪輪轂寬度常取故取52mm。：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取53mm。：由軸承及

30、擋油環(huán)確定，取16mm。：過渡軸段由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定，取117mm。：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為52mm。：過渡軸段取為57mm。：由軸承及擋油環(huán)確定，取16mm。2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（齒輪軸）(1)、初算軸徑 （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mm(2)、各軸段直徑的確定圖4 中間軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5段。：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取35mm。：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值,取37mm。：軸肩處取為42mm。：高速級大齒輪軸段取35mm。(3)、各軸段長度確定：由軸承，擋油盤及套筒確定取80mm。：齒輪軸

31、處，有小齒輪寬度確定，為57mm。：軸段過渡處取10mm。：取為132mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)、初算軸徑 （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。(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(lián)軸器決定，取為50mm。：軸承端蓋處軸段取58mm。：安裝軸承處取軸徑為60mm。：過渡臺階段取69mm。：齒輪軸肩處取79mm。：低速級大齒輪處取60mm。 (3)、各軸段長度確定：由聯(lián)軸器確定，取112mm。：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取98mm。：由軸承、擋油環(huán)確定，取22mm。：

32、過渡臺階段取117mm。：齒輪軸肩處取為 7mm。：比低速級大齒輪輪轂寬度小2，取為128mm。=22mm=26mm=30mm=32mm=32mmd=32mm=30mm=52mm=53mm=16mm=117mm=66mm=57mm=16mm=35mm=42mm=35mm=80mm=57mm=10mm=132mm=50mm=58mm=60mm=69mm=79mm=60mm=112mm=98mm=22mm=117mm=7mm=128mm1.12. 軸的校核項 目計算及說明結(jié) 果已知數(shù)據(jù)1、軸的受力分析2、計算彎矩3、校核軸的強度已知數(shù)據(jù)：以低速軸為例進行校核，T=246246.98N·m

33、 (1)、計算支撐反力齒輪圓周力：齒輪軸向力：齒輪徑向力：根據(jù)作圖求得跨距為：圖6 軸的受力分析在水平面上：由式可知的方向與假設(shè)方向相同。在垂直平面上：軸承1的總支承反力軸承2的總支承反力3、計算彎矩在水平面上剖面左側(cè) 剖面右側(cè)在垂直平面上合成彎矩剖面左側(cè)剖面右側(cè)4、校核軸的強度剖面的右側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故剖面的右側(cè)為危險面。由附表10.1得:抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 對于調(diào)質(zhì)處理的40Gr鋼，由表10.1查得:鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由附表10.4查得:。絕對尺寸系數(shù)，由附圖10.1查得:。軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得:所以求得安

34、全系數(shù) :查表10.5得許用安全系數(shù),顯然，故剖面安全。合格。 第五章 滾動軸承的選擇及校核計算1.13. 滾動軸承的選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30mm角接觸球軸承6206軸35mm角接觸球軸承6207軸60mm角接觸球軸承62121.14. 滾動軸承校核 軸承類型選擇和壽命計算以中間軸軸承為例，由機械設(shè)計手冊查7214C軸承的。計算軸承軸向力圖7 軸承布置及受力圖 由機械設(shè)計表11.13查得7214C軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承I、II的內(nèi)部軸向力為：以及的方向如圖7所示。與同向。+=736.11+475.82=1211.93N

35、,故+>，因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結(jié)構(gòu)可知軸承I將保持平衡，故兩軸承的軸向力為：=1211.93N,=736.11N。比較兩軸承的受力：因,故需校核軸承I。計算當量載荷由,查表11.12得。由機械設(shè)計第五版表11.12得X=0.44,Y=1.30當量動載荷、校核軸承壽命 由機械設(shè)計手冊查的選用7209C角接觸球軸承,軸承在100攝氏度以下工作，查機械設(shè)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(shè)計第五版表11.10得。故軸承I的壽命預(yù)期壽命,顯然，故滿足要求。 第六章 鍵聯(lián)接的選擇及計算1.15. 鍵連接的選擇本設(shè)計中采用了普通A型平鍵連接，具體選擇如下表所示：

36、表5 各軸鍵連接選擇表位置軸徑型號數(shù)量軸22mmA型鍵6×6×321軸37mmA型鍵10×8×601軸50 A型鍵14×9×90160mm A型鍵18×11×8011.16. 鍵連接的校核項 目計算及說明結(jié) 果1、軸上鍵的校核2、軸上鍵的校核3、軸上鍵的校核1、軸上鍵的校核 帶輪處的鍵連接壓力為： 鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都是鋼，查教材表6.1知，顯然，,故強度足夠。2、軸上鍵的校核 齒輪處的鍵連接壓力為：，,故強度足夠。3、軸上鍵的校核(1)、聯(lián)軸器處的鍵連接壓力為：，顯然，,故強度足夠。 (2)、齒輪處的鍵連接壓力

37、為：，,故強度足夠。合格合格合格合格 第七章 聯(lián)軸器的選擇與校核1.17. 低速軸上聯(lián)軸器的選擇與校核軸段直徑為55mm,可選為LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。選擇J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為LX4聯(lián)軸器JA55112GB/T5014-2003。其公稱轉(zhuǎn)速為2500N·m，許用轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸孔長度為112mm，故符合要求，可以使用。 第八章 減速器潤滑方式和密封類型選擇1、潤滑方式的選擇齒輪采用油潤滑，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(jù)機械設(shè)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(jù)機械設(shè)計

38、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、密封類型的選擇減速器的密封方式采用氈圈油密封。 第九章 減速器附件的選擇和設(shè)計1窺視孔和視孔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(nèi)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(jié)構(gòu)設(shè)計如裝配圖中所示。2. 油螺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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計如裝配圖中所

39、示。3.油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(jié)構(gòu)設(shè)計如裝配圖中所示。4.通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)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(nèi)為壓力平衡. 其結(jié)構(gòu)設(shè)計如裝配圖中所示。5 吊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起蓋螺釘減速器在安裝時，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(shè)置起蓋螺釘，只要擰動此螺釘，就可頂起箱蓋。其結(jié)構(gòu)設(shè)計如裝配圖中所示。7.定位銷為了保證箱體軸承座孔

40、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(jié)構(gòu)設(shè)計如裝配圖中所示。 第十章 減速器箱體設(shè)計減速器的箱體采用鑄造制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。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，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為3050mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度。 機體結(jié)構(gòu)應(yīng)有良好的工藝性，外型簡單。其減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸如下：表6 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算項目參數(shù)公式結(jié)果計算值單位已知：1低速級中心距a170 mm箱座結(jié)構(gòu)尺寸:1箱座壁厚87.1mm2箱蓋壁厚186.3mm3箱座凸緣厚度b1212mm4箱蓋凸緣厚度b11212mm5箱座底凸緣厚度b22020mm6地腳連接螺栓直徑df1818mm7地腳連接螺栓數(shù)目n44mm8地腳連接螺栓到外壁距離C1見p161表11216169地腳連接螺栓到邊緣距離C2見p161表112141410軸承旁連接螺栓直徑d11414mm11軸承旁連接螺栓到外壁距離C1見p161表1