磨盤機傳動裝置機電一體化2畢業(yè)設(shè)計論文

1、( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！)優(yōu)秀論文審核通過未經(jīng)允許切勿外傳畢業(yè)設(shè)計題目名稱 :學(xué)生姓名：專業(yè)：指導(dǎo)老師：磨盤機傳動裝置設(shè)計機電一體化1前言人類在自己的生產(chǎn)活動中, 不斷地總結(jié)經(jīng)驗和采用最新的科學(xué)技術(shù)來推動生產(chǎn)向前發(fā)展同時在發(fā)展生產(chǎn)的過程中又不斷向科學(xué)技術(shù)提出新課題。這一切必然反映于機械設(shè)計發(fā)展過程。機械設(shè)計是機械產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計的一個重要組成部分是機械生產(chǎn)的第一步是決定機械性能的最主要因素機械設(shè)計的過程實際上就是如何實現(xiàn)機械設(shè)計理論的過程。機械行業(yè)是國民經(jīng)濟的一大支柱產(chǎn)業(yè)重要性不可言喻。不斷發(fā)展機械設(shè)計的理論和方法是很有必要的掌握機械設(shè)計理論與方法是我們機械行業(yè)的人所

2、必須的能力。幾十年來, 我國機械設(shè)計的發(fā)展經(jīng)歷了一個曲折的過程已由設(shè)計和制造一般的產(chǎn)品逐步發(fā)展到高水平的產(chǎn)品 ,有的產(chǎn)品的設(shè)計已達到世界先進水平。要確立我國機械工業(yè)在國際上的地位我們必須要加強對機械設(shè)計方法和設(shè)計思想的研究。因此我們學(xué)生也必須要更加努力利用學(xué)習(xí)的豐富資源充實自己將理論基礎(chǔ)打扎實實踐與真知相結(jié)合2目 錄1 設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計任務(wù)1.2 系統(tǒng)總體方案的設(shè)計2 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算3 傳動零件的計算3.1錐齒輪的設(shè)計和計算3.2高速級斜齒輪的設(shè)計和計算3.3低速級斜齒輪的設(shè)計和計算4 軸的設(shè)計計算4.1高速軸的設(shè)計和計算4.2中間軸的設(shè)計和計算4.3低速軸的

3、設(shè)計和計算5 鍵連接的選擇和計算6 滾動軸承的選擇和計算7 聯(lián)軸器的選擇8 箱體及其減速器附件設(shè)計8.1箱體結(jié)構(gòu)尺寸8.2減速器附件設(shè)計39 潤滑和密封設(shè)計10 設(shè)計小結(jié)11 參考資料1 設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計任務(wù)（ 1）設(shè)計一盤磨機傳動裝置（ 2）已知技術(shù)參數(shù)和條件1） 技術(shù)參數(shù)：主軸的轉(zhuǎn)速：50錐齒輪傳動比：4電機功率： 5.5 kW電機轉(zhuǎn)速： 1500 rpm每日工作時數(shù)： 8h傳動工作年限： 8a1.2 系統(tǒng)總體方案的設(shè)計方案圖如下：1電動機； 2、4聯(lián)軸器； 3圓柱斜齒輪減速器； 5開式圓錐齒輪傳動； 6 主軸； 7 盤磨機2 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算2.1 電動機

4、類型的選擇Y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器）42.2 電動機功率選擇7.5Pkw2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速1500rmin2.4 確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量 , 因此選定電動機型號為 Y132M1-6，額定功率為 7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速 1500rmin 。2.5 計算總傳動比及分配各級的傳動比高速級的傳動比，低速級的傳動比，錐齒輪傳動比，減速箱的傳動比為?？倐鲃颖龋篿=n m n w =150050=30錐齒輪傳動比： i3=4減速器傳動比：i ' =i i3 =304=27.51高速級傳動比i1=1.4 1.3 i1.3 16.6 3.51低速級傳動比

5、： i2=2.62.6傳動參數(shù)的計算2.6.1各軸的轉(zhuǎn)速n（ rmin ）高速軸一的轉(zhuǎn)速：n 1 = n m =1500 rmin中間軸二的 轉(zhuǎn) 速：n 2 = n 1i 1 =15003.51=427.3rmin低速軸三的轉(zhuǎn)速：n 3 = n 2i 2主軸 6的轉(zhuǎn)速：n 6 = n 3i 3 =164.34=41.075 rmin各軸的輸入功率 P (KW)高速軸一的輸入功率：P1=P m c=7.5 × 0.99=7.4W5中間軸二的輸入功率：P2 = P1 1 g =7.42× 0.98× 0.98=7.1 W低速軸三的輸入功率：P3 = P2 2 g =7

6、.1× 0.98× 0.98=6.85 W主軸 6的輸入功率：P6 = P3 g g d =6.85 × 0.98× 0.99 0×.97=6.44WPm 為電動機的額定功率； c 為聯(lián)軸器的效率； g 為一對軸承的效率；1 為高速級齒輪傳動的效率；2 為低速級齒輪傳動的效率； d 為錐齒輪傳動的效率。各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 T（N· m）高速軸一的輸入轉(zhuǎn)矩：T1=9550P1n1=（ 9550×7.4 ） 1500=47.11N· mm中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩：T2=9550P2n2=(9550×7.1)427.3=

7、158.7 N·mm低速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩：T3=9550P3n3=(9550×6.85)164.3=398.2N· mm主軸 6的輸入轉(zhuǎn)矩：T4=9550P4n4=(9550 × 6.44)54.7=1124.4N·mm3 傳動零件的設(shè)計計算3.1 錐齒輪的設(shè)計和計算選定圓錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按照傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動交角 =2)由于直齒圓錐齒輪的小齒輪轉(zhuǎn)速不高,初選 7級精度 ;3)材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，小齒輪選用 40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度取 280HBS，大齒輪選用 45鋼，調(diào)質(zhì)，齒

8、面硬度 240HBS。4)選取小齒輪點齒數(shù)為20，則2Z =20×3=60。3.1.2 按齒面接角疲勞強度設(shè)計按式（ 10-26）試算，即Z E2d12.923K T 1R 12H0.5 R u確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt =1.6 。2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。695.5P395.557.4105T1n3164.34.310 N.mm3R=0.33 。4) 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa。5) 由圖 10-21d 按齒面強度查得小，大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 =600Mpa Hlim2 =550Mpa

9、。6) 由式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N =60n3j Lh=60×164.3 ×1×（ 2× 8×365×10） =3.686 × N2=Ni1=3.686 ×113=1.229 ×7) 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.92,K HN2=0.95 。8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01 ，安全系數(shù) S=1由式 10-12 得： H 1= Hlim1KHN1S=600×0.921Mpa=552Mpa H 2= Hlim2KHN2S=550×0.95

10、1Mpa=522.5Mpa9) u=3=tan 210) 許用接觸力：H1H2552 522.5H2Mpa 537.25Mpa2（ 2）計算23Z EKT 2119.218mmR 121）試算 d 2.92H0.5 R u錐距 R=d1確定大端模數(shù) 取 me2e2188.54.9674 取m=52R222Z1Z 22472確定錐距 Re7Re=me225222 Z1Z 222472 199.7375mm分度圓直徑：分度圓錐角：2arctan z2arctan7272.565z124909071.56518.43522齒寬 b:bR0.33199.737565.913mmRe最大齒寬為 b2=6

11、5mm，小齒輪寬 b1=70mm當(dāng)量齒數(shù) ZVZZz1v1cos1z2v2cos22425.298cos18.43572227.683cos71.565按齒根彎曲強度設(shè)計由式 10-5 得彎曲強度的設(shè)計公式為m4K T12Y Fa Y Sa22n3u 1R z1 1 0.5RF（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選 =1.6， 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限3 ）計算當(dāng)量齒數(shù)Z v1z1cos1Z v2z2cos22425.298cos18.43572227.683cos71.56584）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 Y Fa1=2.618;Y Fa2=

12、2.105）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Y Sa1=1.590;Y Sa2=1.8686）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87,K FN2=0.90;7）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 10-12 得FF12KKFR1FE1/ S0.87500 / 1.4310.714MPaFR 2FE2/S0.90380 /1.4244.286MPa8）計算大、小齒輪的并加以比較Y Fa1 YSa1=2.618 ×YFa1 YSa1=2.10 ×大齒輪的數(shù)值大。（ 2）設(shè)計計算m4K T122YFa YSa3.864mm2nRu 1R

13、110.5zF3.2 高速級斜齒輪的設(shè)計和計算選精度等級，材料及齒數(shù)（1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用 45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為 280HBS，大齒輪硬度為 240HBS。（ 2）齒輪精度用 7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。（ 3）慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 =24, 則 =24× 3.51=84.24 ，取 =84。（ 4）選取螺旋角。初選螺旋角。按齒面接觸強度設(shè)計22 K t T 1 Z H Z Eu 1由設(shè)計公式 d IraHu試算d（ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1

14、）試選載荷系數(shù) Kt =1.6 。2 ）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。95595.5 10 P195.5 103.964N .m mT19603.93910n13）由機械設(shè)計課本表10-7 選取齒寬系數(shù)4) 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MP。5) 由圖 10-21d 按齒面強度查地小，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1 =600Mpa Hlim2 =550Mpa。6) 由式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1j L h=60×960×1×（ 2×8× 365×10）=3.36 ×N2=N1i 1

15、=3.36 × 93.51=0.96 ×7) 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.91,K HN2=0.96 。8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01 ，安全系數(shù) S=1由式 10-12得：KHN1S=600×0.911 Mpa=546 Mpa H1=Hlim1KHN2S=550×0.961 Mpa=528 Mpa H2=Hlim29) 由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433 。10) 由圖 10-26 查得 則11) 許用接觸力：H 1H 2546 528H2MPa 537MPa2計算21 ）試算d It2 K t T1

16、 Z H Z Eu 141.714m mdaHu2 ）圓周速度Vd1t n1 / 60 10002.097m / s3 ）齒寬模數(shù) mntd1t cos/ z141.714cos14 / 24 1.6865mmh2.25mnt2.251.6865mm 3.795mmb / h10.992104) 計算縱向重合度0.318d Z1 tan0.3181 24 tan14 1.9035) 計算載荷系數(shù) K根據(jù) V=2.097ms,7級精度，由圖 10-8查得動載系數(shù) Kv=1.10。 ;由表 10-2查得使用系數(shù) KA=1.25;由表 10-4查得 7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.417

17、 。查圖 10-13得=1.34;故載荷系數(shù)：KKAKVKH KH1.251.10 1.41.417 2.736 ）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a 得1d1 d1t3K49.846mmK t7 ）計算模數(shù)md cos / z2.0152mmn11按齒根彎曲強度設(shè)計2由式 10-5得彎曲強度的設(shè)計公式為 mn2K T1Y cos YFa Y Sa2d z1aF（ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 ）計算載荷系數(shù)KK=1.25×1.10 ×1.4 ×1.34=2.582=1.903，從圖 10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.883 ）計算當(dāng)量齒數(shù)4

18、 ）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得5 ）查取應(yīng)力校正系數(shù)11由表 10-5查得6 ）由圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限7 ）由圖 10-18取彎曲疲勞壽命系=0.86, =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 10-12 得 S=0.86 ×5001.4=307.14MPaS=0.89 ×3801.4=241.57MPa9并加以比較=2.592×=2.196 ×大齒輪的數(shù)值大。（ 2）設(shè)計計算2mn22.58 39390 0.88cos14320.01620 1.4212mm1

19、241.65對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 =49.846mm,算出小齒輪齒數(shù)z1d1 cos/ mn 24.18 24z23.512984.2484（ 3）幾何尺寸計算1）計算中心距12a z1 z224 84 2 mm 111.31mm2 cos2cos14將中心距圓整為112mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角arccos z1 z2 mnarccos2484 2'&q

20、uot;2a211215 210因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。3) 計算分度圓直徑'"mmd1z1 mn / cos242 / cos15 21049.778=84× 2cos=174.223 mm4) 計算齒輪寬度bd d1 149.77849.778mm圓整后取 B2=50mm,B=55mm15）結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高 hamnhanxn2102mm齒根高 hfmnhanC nxn210.250 2.5mm齒高齒頂圓直徑：小齒輪 =d+2=53.778 mm大齒輪 =178.223 mm齒根圓直徑：小齒輪 =d-2=44.778 mm大齒輪 = d-2=169.22

21、3 mm3.3 低速級斜齒輪的設(shè)計和計算選精度等級，材料及齒數(shù)。1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用 45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為 280HBS，大齒輪硬度為 240HBS。2）齒輪精度用 7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕。133）慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取, 則, 取。4）選取螺旋角。初選螺旋角按齒面接觸強度設(shè)計2由設(shè)計公式d1t32 K t T1 Z H Z E u 1 試算audH（ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt =1.62）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。5595.510 P

22、2 95.5103.85N mmT 2n2273.51.3268103）由機械設(shè)計課本表 10-74）由表 10-6查得材料的彈性影響系數(shù) =189.8MP5）由圖 10-21d 按齒面強度查地小，大齒輪的接觸疲勞強度極限6）由式 10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N160 n1 j Lh 60 273.592 365 100.96 10N 2N190.37 100.96 10 2.68i27）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.96 ， K HN2=0.978）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01 ，安全系數(shù) S=1. 由式 10-12 得9）由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)1

23、0）由圖 10-26查得則11）許用接觸力H 1H 21576 533.5HMpa 554.75Mpa22（ 2）計算14232 K t T1 Z H Z Eu 162.773mm1) 試算 dltdaHu2) 圓周速度 V=d1t n2（ 60× 1000） =0.898 ms3) 齒寬bd dlt 62.773mmmntdlt cos/ z162.773cos14/ 24 2.5362h2.25mnt2.252.5362mm 5.7065mmb / h10.994) 計算縱向重合度0.318z tan0.318124tan141.903d15) 計算載荷系數(shù) K根據(jù) V=0.89

24、8ms,7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) Kv=1.03 ， ; 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1.25; 由表 10-4 查地 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， =1.421 ；查圖 10-13 得; 故載荷系數(shù)：KKAKVKHK H 1.25 1.03 1.41.421 2.566) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a 得1d1dltK377.373mmK t7) 計算模數(shù)md cos / z2.9664mmn11按齒根彎曲強度設(shè)計2由式 10-5 得彎曲強度的設(shè)計公式為32K T1Y cosYFaYSamn2d z1F（ 1）確定公式內(nèi)的各計算

25、數(shù)值1） 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限152）由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89,K FN2=0.90;3）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 10-12 得：FF12FFFN1FE1FN2FE2S0.89500 1.4317.86 MpaS0.90380 1.4244.29Mpa4）計算載荷系數(shù)KK=1.25× 1.03 × 1.4 × 1.35=2.435）根據(jù)縱向重合度 =1.903 ，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.886) 計算當(dāng)量齒數(shù)7）查取齒形系數(shù)由表

26、 10-5 查得 Y Fa1=2.592;Y Fa2=2.2528）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Y Sa1=1.596;Y Sa2=1.7449YF 1YS1F 12.592 1.596 317.86 0.01301=2.252×大齒輪的數(shù)值大。（2 ）設(shè)計計算2mn2 2.43 132680 0.88cos14320.01608 2.0831mm1241.65對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大于主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取 =2

27、.5 , 按接觸強度算得的分度圓直徑 =73.373 , 算出小齒輪齒數(shù)16取，?。?3）幾何尺寸計算1）計算中心距z1 z2 mn28 74 2.5mm 131.4mm2 cos2 cos14將中心距圓整為132 mm2）將圓整后的中心距修正螺旋角arccos z1 z2 mnarccos 28742.52a213215因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。3) 計算分度圓直徑d1z1 mn cos282.5 cos1572.469mmd 2z2 mn cos742.5 cos15191.526mm4) 計算齒輪寬度bd172.46972.469mmd15）結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高 hamn hanxn2.

28、51 02.5mm齒根高 h fmn hanCnxn2.5 10.25 0 3.125mm齒高齒頂圓直徑小齒輪大齒輪齒根圓直徑小齒輪，大齒輪4 軸的設(shè)計計算4.1高速軸的設(shè)計計算17求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T由已知，得： P= P=3.96 kw, n= n =960 rmin4.1.2 初步確定軸的最小直徑先按式 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)表15-3 ，取 A0=112. 得3P1123 3.9617.96mmdmin A0n960軸上有一鍵槽，則增加后得直徑 d=20 mm，高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d - ，取 d

29、- =20 mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（ 1）擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下：（ 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)軸器的軸向定位要求, - 軸段左端需制出一軸肩, 故取- 段的直徑d- =24 mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=38 mm，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，故取 - 段的長度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L - =36 mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d - =24 mm，選軸承型號 30205，

30、其尺寸 d× D× T=25 mm× 52 mm×16.25 mm, 故 d- =d- =25 mm.由于軸承右側(cè)需裝甩油環(huán)，且軸承需離箱體內(nèi)壁一段距離，考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。，則取 L - =L- =24.25 mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取d =30 mm.3 ）由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計成齒輪軸。4 ）軸承端蓋的總寬度取為 16 mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30 mm,則 L - =46 mm。5 ）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離 a=16 mm,高速級小齒輪與低速級大齒輪之間的距離 c=24

31、 mm.已知滾動軸承寬度 T=16.25 mm, 低速級小齒輪輪轂長 L=80 mm，則mmmmLIV V 14 55 24 80 1418718（ 3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d - 由表 6-1 查得平鍵截面b×=n=273.5 rmin確定軸的最小直徑先按式 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)表 15-3 ，取 A0=112。得3P3 53.8mmdmin A0112273.526.93n軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（ 1）擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下：（2 ）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。1 ）由于

32、 =26.93 mm，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處）軸徑 d=30 mm,則 d - =d - 30 mm。2 ）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d - =30mm ，選軸承型號30206，其尺寸為 d ×D ×T=30 mm×62 mm×17.25mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm 。3 ）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段- 和 - 的直徑 d - =d - =34mm. 兩端齒輪與軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為50 mm,小齒輪的輪轂寬度為 80 mm. 為

33、了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別取 L - =77 mm,L - =47 mm 。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d ，軸環(huán)處的直徑 d - =40 mm 。軸環(huán)寬度 b 1.4h, 取 L - =26.5 mm 。4 ）由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以L - =17.25+6+16+3=42.25 mmL - =17.25+6+18.5+3=44.75 mm19(3) 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d - 和 d - 分別由表 6-1查得平鍵截面 b ×= n =105.2 rmin初步確定軸的最小直徑先按

34、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)表 15-3 ，取 A0=112. 得3P3 4.92mmdmin A011212036.53n軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計示意圖如下：(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d - .為了使所選的軸直徑d - 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)軸器的計算轉(zhuǎn)矩=1.7 3.3135 10555.633 10 N mm 。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX3 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250。半聯(lián)軸器的孔

35、徑為 40 mm, 故取 d - =40 mm , 聯(lián)軸器長 112 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=84 mm.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，故取-段的長度應(yīng)比L1 略短一些，現(xiàn)取L - =80 mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 , - 軸段左端需制出一軸肩 ,故取 - 段的直徑 d - =48 mm, 右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=50 mm 。2 ）初步選擇滾動軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d - =48mm, 選軸承型號30210 ，其尺寸為d ×D ×T=50 mm×90 mm×21.7

36、5 mm,故。203 ）取安裝齒輪處的軸段- 的直徑 =52 mm.齒輪的的左端與左端軸承之間采用甩油環(huán)和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為75mm, 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=72 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d, 則軸環(huán)處 =60 mm。軸環(huán)寬度b 1.4h, 取 =10 mm。4 ）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=18.5 mm,高速級小齒輪與低速級大齒輪之間的距離 c=29 mm.考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm 。已知滾動軸承寬度 T=21.75 mm,高速級大齒輪輪轂寬50 mm.則LVII VIII21.756 18.534

37、9.25mmLIV V29 5018.5 21085.5mm5) 取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30 mm ，端蓋厚 20 mm，則L- =50.（ 3 ）軸上零件的周向定位齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得平鍵截面b ×兩軸承徑向反力：=298.72N軸向力： =0N初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù) P=根據(jù)表 13-6 ， =1.01.2，取 =1.2 。根據(jù)表 13-5 ，X=1所以計算軸承 6309的壽命：663h60nP60 144057.810 h 48000358.46故可以選用6.2計算中間軸的軸承 ：已知 n2=401

38、.114兩軸承徑向反力：軸向力均為 021初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù) P=根據(jù)表 13-6 ， =1.01.2 ，取 =1.2 。根據(jù)表 13-5 ， X=1所以計算軸承 6306 的壽命：663C132000Lh101064800060nP60 401.114165.510 h832.56故可以選用。6.3計算低速軸的軸承已知 n3=150.795兩軸承徑向反力：= 673.45N軸向力：為 0初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù) P=根據(jù)表 13-6 ， =1.01.2 ，取 =1.2 。 X=1所以計算軸承 6309 的壽命：6C6170003Lh1010660nP60 150.795808.14

39、1.027 10 h 48000故可以選用。7 聯(lián)軸器的選擇在軸的設(shè)計中，已經(jīng)選擇了聯(lián)軸器，此處不再計算。8 箱體設(shè)計8.1 箱體尺寸22減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度箱蓋厚度（ 0.80.85 ） 8mm箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度b箱座底凸緣厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目na<250mm軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑d至外箱壁的距離查手冊表 5-3108121525M164M12M8M6M5M6221813至凸緣20邊緣距離查手冊表 5-31611外箱壁至軸承端面40距離大齒輪頂圓與內(nèi)箱15壁距離齒輪端面與內(nèi)箱壁1623距離8.2箱蓋，箱座肋厚分別為、 0.85 減 速82（一軸）器 附件 設(shè)軸承端蓋外徑見圖 6-2792（二 軸）計130（三軸）8.2.1104（一軸）窺 視孔 蓋軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距S見圖 7-2114（二軸）與 窺離146（三軸）視孔在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙, 了解嚙合情況 . 潤滑油也由此注入機體內(nèi)。放油螺塞放油孔的位置設(shè)在油池最低處，并安排