機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書(圓錐圓柱兩級齒輪減速器)

1、設(shè)計(jì)計(jì)算及說明結(jié)果一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1傳動方案示意圖圖1.傳動方案簡圖1.2原始數(shù)據(jù)表1：原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N)傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D（mm）70001.14001.3工作條件兩班制，使用年限為8年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的5%。1.4工作量 1、電動機(jī)的選擇與傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算； 2、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算； 3、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算； 4、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核； 5、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核； 6、減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計(jì)； 7、裝配圖和零件圖的設(shè)計(jì)； 8、設(shè)計(jì)小結(jié)； 9、參考文獻(xiàn)；1 / 45二、電動機(jī)的選擇與傳動

2、裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算2.1 電動機(jī)的選擇 1、電動機(jī)類型選擇：選擇電動機(jī)的類型為三相異步電動機(jī)，額定電壓交流380V。 2、電動機(jī)容量選擇： （1）工作機(jī)所需功率=FV/1000=7.7Kw F-工作機(jī)阻力 v-工作機(jī)線速度 (2) 電動機(jī)輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機(jī)的輸出功率為 =/ 為電動機(jī)到工作機(jī)主動軸之間的總效率，即=0.841 -聯(lián)軸器效率取0.99 -滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐齒輪傳動效率取0.95 -圓柱齒輪傳動效率取0.97 -卷筒效率取0.96 =/= 9.156kw（3）確定電動機(jī)的額定功率因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機(jī)的額

3、定功率為11kw 3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速 =60×1000V/D=53r/min F=7000NV=1.1m/s=7.7Kw=0.841=9.156kw=11kw=53r/min 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為10-25，故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為=(10-25） =(5301325)r/min?？梢娡睫D(zhuǎn)速為750r/min ,1000r/min 的電動機(jī)都符合。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)。 選定電動機(jī)型號為Y160L-6其主要性能如下表：表2：電動機(jī)主要性能電動機(jī)型號額定

4、功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y160L-6119702.02.02.2傳動裝置總傳動比的計(jì)算和各級傳動比的分配 1、傳動裝置總傳動比 = 2、分配各級傳動比對于圓錐一圓柱齒輪減速器，為使大錐齒輪的尺寸不致過大，一般可取，最好使高速級錐齒輪的傳動比 ，當(dāng)要求兩級傳動大齒輪的浸油深度大致相等時，也可取 故取=，=2.3計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標(biāo)號均已在圖中標(biāo)出） = =   /= = 2、各軸輸入功率=選型電動機(jī) 為Y160L-6= =970=248.7=53r/min=9.064 =8.525=8.1873、各軸轉(zhuǎn)矩

5、 = =將計(jì)算結(jié)果匯總列表如下表3 軸的運(yùn)動及動力參數(shù)項(xiàng)目電動機(jī)軸高速級軸I中間軸II低速級軸III卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）970970248.75353功率（kw）9.1569.0648.5258.1878.024轉(zhuǎn)矩(N.mm)8.923.271.471.45傳動比13.94.6921效率0.990.940.960.98=8.024 三、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1、直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算已知輸入功率=9.064kw(略大于小齒輪的實(shí)際功率），小齒輪的轉(zhuǎn)速為：=970r/min,大齒輪的轉(zhuǎn)速為=，傳動比，由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。1

6、.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，齒形制,齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)5，螺旋角，不變位。（2）、運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。（3）、材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（4）、選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 公式：（1）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）查得材料彈性影響系數(shù)。2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪： 45鋼（調(diào)質(zhì)） 240 HBS

7、7級精度243）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：大齒輪：4）查得接觸疲勞壽命系數(shù)5） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得: （2） 計(jì)算試選，查得所以，1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得計(jì)算圓周速度v2） 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù) 故載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為3） 計(jì)算模數(shù)m。3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度2） 由圖10-8取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。

8、取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，有10-22得4） 計(jì)算載荷系數(shù). 5） 節(jié)圓錐角6） 當(dāng)量齒數(shù) 7）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 ；2.068）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 ；1.979）計(jì)算大小齒輪的 ,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算： 代入公式計(jì)算得：綜合分析：按彎曲強(qiáng)度得：，按接觸強(qiáng)度算得：算出小齒輪齒數(shù): 大齒輪齒數(shù)： 故齒數(shù)比 這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.計(jì)算幾何尺寸1） 計(jì)算分度圓直徑 2） 計(jì)算中心距 3） 計(jì)算節(jié)圓錐角 4） 計(jì)算錐距 5） 計(jì)算齒輪寬度 圓整取3.2、斜齒圓柱齒輪的傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 已知輸

9、入功率為=8.525kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=248.7r/min、齒數(shù)比為4.692，轉(zhuǎn)矩為由電動機(jī)驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88） （2）材料選擇 由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3）齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算按下式設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.62）

10、 查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.4333） 查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.928 =1.693小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪： 45鋼（調(diào)質(zhì)） 240 HBS7級精度=1.6=2.433=189.8=0.765 =0.928K1.045） 由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60nj =60×248.7×1×（2×8×300×8）=5.73×10 N=5.73×10/4.692=6） 查教材10-19圖得：K1

11、.04,K=1.137） 查取齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=19） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=10） 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)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:=1.04×650=676=1.13×550= 621.5 許用接觸應(yīng)力為 （2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1） 按式計(jì)算小齒輪分度圓直徑 =2） 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù) b=72.425mm =4) 計(jì)算齒寬與高之比 齒高h(yuǎn)= =2.25×3.194=7.187 = =10.077K=1.13650550=15) 計(jì)算縱向重合度 =0.

12、318tan=0.318X1X22tan=1.7446) 計(jì)算載荷系數(shù)K 系數(shù)=1，根據(jù)V=0.943m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.07 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4 由教材圖表(表10-4）查得=1.424 查教材圖表（圖10-13）得=1.35 所以載荷系數(shù) =2.137) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =8) 計(jì)算模數(shù) =3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式設(shè)計(jì)（1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1） 計(jì)算載荷系數(shù) =2.062） 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.883） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）

13、 查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=2.6476 ，=2.168925） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.801086） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa ，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa 。7） 查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.87 K=0.918） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得 = =9） 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大.（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1） 計(jì)算模數(shù) 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒

14、輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=79.67來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).2） 計(jì)算齒數(shù) z= 取z=26 那么z=4.692×26=121.99 取=1224、幾何尺寸計(jì)算m=3mmd=79.67z=26 =122a=228.80 （1） 計(jì)算中心距 a=228.80 （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.（3） 計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑 d= d=（4） 計(jì)算

15、齒輪寬度 = 四、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1輸入軸（I軸)的設(shè)計(jì) 1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =9.064 kw =970r/min =89200N.mm2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖2=9.064 kw =970r/min =89200N.mm 圖2、彎矩與扭矩圖3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取，得 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表1

16、4-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 = 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-1，選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m，而電動機(jī)軸的直徑為42mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小.故取=30mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖2）= 圖3輸入軸軸上零件的裝配（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑。左端用軸端擋圈定位，12段長度應(yīng)適當(dāng)小于L所以取=58mm2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列查得圓錐滾子軸

17、承，參照工作要求并根據(jù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12-4中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12-430311型軸承的定位軸肩高度，因此取3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應(yīng)略短于軸承寬度，故取=24mm，4）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，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取=50mm。5） 錐齒輪輪轂寬度為65mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取由于，故取 6） 軸各部分尺寸綜合

18、下表：表4、軸各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L585025.251002476d303740494035（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，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；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。5、求軸上的載荷（30308型的a=19.5mm。所以倆軸承間支點(diǎn)距離為111.5m

19、m 右軸承與齒輪間的距離為55.75mm。）（見圖1）表5、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M40363N.mm總彎矩扭矩T 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點(diǎn)截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為MPa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1查得，故安全。4.2中間軸（II軸）的設(shè)計(jì) 1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如下圖所示圖4、彎矩與扭矩圖 3、初步確定軸的

20、最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，得中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） 圖5、間軸上零件的裝配（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，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13.1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13.1查得30308型軸承的定位軸肩高度49mm，因此取套筒直徑49mm。2）取安裝

21、齒輪的軸段47mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑為。3）已知圓柱斜齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取。4）齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，大錐齒輪與大斜齒輪的距離為，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離。則取 綜合數(shù)據(jù)如下表：表6、軸的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L54.2560208054.25D4047554740(3)軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截

22、面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，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；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，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；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定支點(diǎn)時查得30308型的支點(diǎn)距離a=19.5mm。所以軸承跨距分別為L1=62.25mm，L2=94.5mm。L

23、3=72mm做出彎矩和扭矩圖（見圖4）。由圖八可知斜齒輪支點(diǎn)處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：表7、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T =327000N.mm6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計(jì)算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1查得故安全。4.3輸出軸（軸）的設(shè)計(jì) 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =8.187kw =53r/min =1470000N.Mm2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖6所示=8.1

24、87=50 =圖6、彎矩與扭矩圖3、初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取，得 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-1選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為2500N.M半聯(lián)軸器的孔徑，所以取55mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上零件的裝配方案（見圖7） 圖7、輸出軸軸上零件的裝配(2)據(jù)軸向定位

25、的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1段軸左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，故1段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12-4中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，因而可以取。右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程表12-4查得30313型軸承的定位軸肩高度，因此取77mm。2） 輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪

26、輪轂的寬度為80mm，為了使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76mm齒輪的輪轂直徑取為70mm所以。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。3） 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，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故4） 輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm?？汕蟮?表8、軸尺寸尺寸12 34567L82503697127664D55626577827065（3）軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平

27、鍵連接，按由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，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；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定支點(diǎn)時查得30310型的支點(diǎn)距離a=29mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為,。做出彎矩和扭矩圖（見圖6）。由圖六可知齒輪支點(diǎn)處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：表9、軸

28、上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1查得，故安全。五、 軸承的校核5.1輸入軸滾動軸承計(jì)算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸向力 ， ，Y=;,X=1,Y=0;表10、支反力載荷水平面H垂直面V支反力F則計(jì)算軸承的基本額定壽命：>故合格5.2中間軸滾動軸承計(jì)算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸

29、向力 ， ，Y=1.7;,X=1,Y=0;表11、支反力載荷水平面H垂直面V支反力F則計(jì)算軸承的基本額定壽命：>故合格5.3輸出軸滾動軸承計(jì)算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30313軸向力為 Y=1.7;,X=1,Y=0;表12、支反力載荷水平面H垂直面V支反力F則 計(jì)算軸承的基本額定壽命：>故合格六、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算6.1輸入軸鍵計(jì)算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。鍵聯(lián)接的強(qiáng)度：故單鍵即可。2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為

30、： 故合格。6.2中間軸鍵計(jì)算1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為：故單鍵即可。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，聯(lián)接的強(qiáng)度為故單鍵即可。故合格。6.3輸出軸鍵計(jì)算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為：故單鍵即可。2、校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為：故單鍵即可。故合格。七、聯(lián)軸器的選擇在軸的計(jì)算中已選定了聯(lián)軸器型號。輸入軸選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公

31、稱轉(zhuǎn)矩為1250000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm，Z型軸孔。輸出軸選選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，Z型軸孔。8、 潤滑與密封8.1齒輪的潤滑齒輪采用浸油潤滑，由機(jī)械設(shè)計(jì)表10-11和表10-12查得選用100號中負(fù)荷工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）。當(dāng)齒輪圓周速度時，常將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。圓錐齒輪應(yīng)浸入全齒寬，至少應(yīng)浸入齒寬的一半。圓柱齒輪一般浸入油的深度不

32、宜超過一個齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。8.2軸承的潤滑與密封由于減速器內(nèi)的浸油傳動零件的圓周速度V<2m/s,所以軸承采用脂潤滑，由于轉(zhuǎn)速不高，所以選用礦物油潤滑脂。裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3-2/3為宜。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?，由于采用脂潤滑，所以采用氈圈油封。輸入軸處軸承由于圓周速度3m/s<V<5m/s,所以選擇半粗羊毛氈圈油封，而輸出軸處軸承圓周速度V<3m/s,故采用粗羊毛氈圈油封。軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋8.3潤滑油牌號及油量計(jì)算8.3.1 潤滑油牌號選擇<由3P153 表

33、16-2> 閉式齒輪傳動潤滑油運(yùn)動粘度為220mm2/s<由3P153 表16-1> 選用N220工業(yè)齒輪油8.3.2 油量計(jì)算以每傳遞1KW功率所需油量為350700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設(shè)計(jì)為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為7001400。 8.4減速器的密封 箱蓋和箱座的結(jié)合面處理干凈，脫塵脫油后，涂上水玻璃或密封膠,以增強(qiáng)密封效果九、減速器箱體及其附件9.1 箱體結(jié)構(gòu)形式及材料本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一

34、定的寬度，并且要求仔細(xì)加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強(qiáng)肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能， 鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。9.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表（單位：mm）名稱公式數(shù)值箱座壁厚=0.025+3810箱蓋壁厚1=0.02a+3810箱體凸緣厚度箱座b=1.515箱蓋b1=1.515箱座底b2=2.525加強(qiáng)肋厚箱座m0.858.5箱蓋m10.858.5地腳螺釘直徑和數(shù)目df=0.036a+12M20 n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 dfM16箱蓋和箱座聯(lián)接螺栓直徑d2=0.6 dfM12軸承蓋螺釘直徑高速軸d3 =0.4-0.5 dfM8中間軸M8低速軸M10軸承蓋外徑D2高速軸D2=D+5d3150中間軸130低速軸190觀察孔蓋螺釘直徑d4=0.4 dfM8df、d1、d2至箱外壁距離dfC126d122d218df、d1、d2至凸