二級圓柱齒輪畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)

1、摘要減速器是各類機(jī)械設(shè)備中廣泛應(yīng)用的傳動裝置。減速器設(shè)計(jì)的優(yōu)劣直接影響機(jī)械設(shè)備的傳動性能。 減速器是原動機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速器時應(yīng)根據(jù)工作機(jī)的選用條件，技術(shù)參數(shù)，動力機(jī)的性能，經(jīng)濟(jì)性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價(jià)格等，選擇最適合的減速器。 減速器的類別、品種、型式很多，目前已制定為行（國）標(biāo)的減速器有40余種。減速器的類別是根據(jù)所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據(jù)使用的需要而設(shè)計(jì)的不同結(jié)構(gòu)的減速器；減速器的型式是在基本結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上根據(jù)齒面硬度

2、、傳動級數(shù)、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設(shè)計(jì)的不同特性的減速器。 關(guān)鍵詞：減速器 齒輪 軸承 聯(lián)接目錄引言11、設(shè)計(jì)任務(wù)書21.1設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)二級圓柱齒輪減速器22.1原始數(shù)據(jù)：23.1設(shè)計(jì)內(nèi)容和要求：24.1傳動方案的擬定32、電動機(jī)的選擇43、傳動比的計(jì)算及分配54、傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計(jì)算55、傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算65.1減速器外傳動件的設(shè)計(jì)65.2減速器內(nèi)傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算96、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算167、齒輪上作用力的計(jì)算228、減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計(jì)249、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算249.1高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算249.2中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算3110、減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸441

3、1、潤滑油的選擇與計(jì)算4512、裝配圖和零件圖4612.1附件設(shè)計(jì)與選擇4612.1.1檢查孔集檢查孔蓋4612.2.1繪制裝配圖和零件圖46結(jié) 論47致 謝48引言本設(shè)計(jì)研究的目的是在已有減速器設(shè)計(jì)的基本理論基礎(chǔ)上，利用Unigraphics NX和Auto_CAD2007設(shè)計(jì)軟件，建立齒輪、軸、軸承、上箱體及下箱體的三維參數(shù)模型，將各零件進(jìn)行裝配。 本課題研究的意義在于：能夠?yàn)辇X輪減速器是設(shè)計(jì)提供一種全新手段和方法，改變原有的手工設(shè)計(jì)，二維設(shè)計(jì)變?yōu)槿S設(shè)計(jì)，并在設(shè)計(jì)中體現(xiàn)引導(dǎo)作用，使設(shè)計(jì)更為直觀、形象、生動；通過實(shí)時人機(jī)互動式的三維參數(shù)化實(shí)體造型設(shè)計(jì)，更好地理解、掌握零部件的結(jié)構(gòu)及裝配關(guān)系

4、，實(shí)現(xiàn)齒輪建起的動力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算、齒輪傳動設(shè)計(jì)技術(shù)、軸系的設(shè)計(jì)技術(shù)；分析三維參數(shù)化設(shè)計(jì)的方法，運(yùn)用設(shè)計(jì)辯論與程序設(shè)計(jì)相結(jié)合的方法實(shí)現(xiàn)零件的三維參數(shù)化設(shè)計(jì)，在此基礎(chǔ)上采用了在零件環(huán)境中以及在裝配環(huán)境中建立零件模板的兩天方法；分析齒輪減速器總裝配及各部件之間的結(jié)構(gòu)尺寸約束關(guān)系，并運(yùn)用自頂向下與自底向上的設(shè)計(jì)思想分別構(gòu)建減速器總裝裝配模板和軸系模板。采用UG三維設(shè)計(jì)軟件，并結(jié)合AutoCAD_2007等二維繪圖軟件，設(shè)計(jì)了一個二級圓柱齒輪減速器，實(shí)現(xiàn)了減速器的三維模型生產(chǎn)，以及由此生成二維工程圖的思想。通過Unigraphics NX三維設(shè)計(jì)軟件特有的干涉分析、應(yīng)力應(yīng)變分析、空間運(yùn)動分析、運(yùn)動仿真

5、功能，對減速器進(jìn)行了檢查和優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，實(shí)現(xiàn)減速器的運(yùn)動仿真，完成了減速器在計(jì)算機(jī)中虛擬設(shè)計(jì)。1、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)二級圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)熱處理車間零件清洗用傳送設(shè)備。該傳送設(shè)備的傳動系統(tǒng)由電動機(jī)減速器運(yùn)輸帶組成。每日二班制工作，工作期限為8年。運(yùn)輸帶允許最大誤差為。傳送見圖如圖1所示。 （圖1）1.2原始數(shù)據(jù)：轉(zhuǎn)矩T()傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D（mm）使用年限（年）10000.63300101.3設(shè)計(jì)內(nèi)容和要求：編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份，其內(nèi)容通常包括下列幾個方面：（1）傳動系統(tǒng)方案的分析和擬定以及減速器類型的選擇；（2）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；（3

6、）傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；（4）軸的設(shè)計(jì)計(jì)算；（5）軸承及其組合部件設(shè)計(jì)；（6）鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；（7）減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計(jì)；（8）裝配圖和零件圖的設(shè)計(jì)；（9）校核；（10）軸承壽命校核；（11）設(shè)計(jì)小結(jié)；（12）參考文獻(xiàn)；（13）致謝。1.4傳動方案的擬定運(yùn)動簡圖如下：（圖2）1-帶傳動 2-電動機(jī) 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-輸送帶 6-輸送帶由圖可知，該設(shè)備原動機(jī)為電動機(jī)，傳動裝置為減速器，工作機(jī)為型砂運(yùn)輸設(shè)備。減速器為展開式圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。2、 電動機(jī)的選擇電動機(jī)的選擇見表1計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.選擇電動機(jī)的類型根據(jù)用途選用Y系列三相異

7、步電動機(jī) 2.選擇電動機(jī)功率 輸送帶所需拉力為 輸送帶功率為 查表2-1取，帶傳動效率帶=0.96，一對軸承效率軸承=0.99，斜齒齒輪傳動效率直齒=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，得電動機(jī)到工作機(jī)間的總效率為總=帶4軸承2直齒聯(lián)=0.96*0.994*0.972*0.99=0.859 電動機(jī)所需工作效率為 P0= Pw/總=4.2/0.859 Kw=4.89Kw 根據(jù)表8-2選取電動機(jī)的額定工作功率為Ped=5.5KwF=6667NPw=4.2Kw總=0.859 P0=4.89KwPed=5.5Kw 3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 由表2-2可知帶傳動傳動比i帶=24，兩級減速器

8、傳動比i齒=840，則總傳動比范圍為 i總=i錐i齒=（24）*（840）=16160電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為n0=nwi總=40.13*(16160)r/min=642.16421r/min 由表8-2知，符合這一要求的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考慮到3000r/min的電動機(jī)轉(zhuǎn)速太高，但1000r/min的電動機(jī)體積大且價(jià)格貴，所以本例選用1500r/min的電動機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min,其型號為Y132S-4nw=40.13r/minnm=1440r/min3、 傳動比的計(jì)算及分配傳動比的計(jì)算及分配見表2計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.

9、總傳動比i總=nm/nw=1440/40.13=35.88i總=35.882.分配傳動比根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i帶=2.5，則減速器傳動比為 高速級傳動比為，取低速級傳動比為 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.264、 傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計(jì)算傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計(jì)算見表3計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.各軸轉(zhuǎn)速n0=nm=1440r/minn1=n0/i帶=1440/2.5=576r/minn2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/minn3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/minnw=n

10、3=40.15r/minn0=1440r/minn1=576r/minn2=130.9r/minnw=n3=40.15r/min2.各軸功率p1=p0帶=4.89*0.96kw=4.69kwP2=p11-2=p1軸承齒=4.69*0.99*0.97kw=4.50kwP3=p22-3=p2軸承齒=4.50*0.99*0.97kw4.32kwPw=p33-w=p3軸承聯(lián)=4.32*0.99*0.99kw=4.23kwp1=4.69kwP2=4.50kwP3=4.32kwPw=4.23kw3.各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550p0/n0=9550*4.89/1440N·mm=32.43N·m

11、T1=9550p1/n1=9550*4.69/576N·mm=77.76N·m T2=9550p2/n2=9550*4.50/130.9N·mm=328.30N·mT3=9550p3/n3=9550*4.32/40.15N·mm=1027.55N·mTw=9550pw/nw=9550*4.23/40.15N·mm=1006.14N·mT0=32.43N·mT1=77.76N·mT2=328.30N·mT3=1027.55N·mTw=1006.14N·m5、 傳動件的

12、設(shè)計(jì)計(jì)算5.1減速器外傳動件的設(shè)計(jì)減速器外傳動只有帶傳動，故只需對待傳動進(jìn)行設(shè)計(jì)。帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算見表4計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1. 確定設(shè)計(jì)功率 由表8-6，查得工作情況系數(shù)，則 2.選擇帶型n0=1440r/min，由圖8-2選擇A型V帶選擇A型V帶3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-7，選小帶輪直徑為，則大帶輪直徑為4.驗(yàn)算帶的速度帶速符合要求5.確定中心距和V帶長度根據(jù)，初步確定中心距，即為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值，V帶計(jì)算基準(zhǔn)長度為由表8-8選V帶基準(zhǔn)長度，則實(shí)際中心距為6.計(jì)算小帶輪包角合格7.確定V帶根數(shù)V帶的根數(shù)可用下式計(jì)算：由表8-9查取單根V帶所能傳遞的功率P0=1.3kw,功率增

13、量 由表8-10查得，由表8-11查得，則由表8-12查得，由表8-8查得,則帶的根數(shù)為取5根Z=58.計(jì)算初拉力由表8-13查得V帶質(zhì)量，則初拉力為9.計(jì)算作用在軸上的壓力10.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小帶輪結(jié)構(gòu) 采用實(shí)心式，由表8-14查電動機(jī)軸徑，由表8-15查得輪轂寬：其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定輪緣寬：（2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)同步進(jìn)行5.2減速器內(nèi)傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見表5 計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪

14、正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之間。選用8級精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計(jì)算傳動的主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為d11) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=77760·2) 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.43) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.84) 直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.465) 齒數(shù)比=i1=4.46) 取齒寬系數(shù)=1.17) 初選Z1

15、=23,則Z2=23*4.4=101.2，取Z2=101，則端面重合度為軸向重合度為由圖8-3查得重合度系數(shù)8) 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)9) 許用接觸應(yīng)力可用下式公式 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60n1aLh=60*576*1*2*8*250*8=1.106*109N2=N1/i1=1.106*109/4.4=2.51*108由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1，ZN2=1.14；由表8-20取安全系數(shù)SH=1，則有取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有d1tmm=53.99mm d1t53.99mm2. 確定傳動尺寸（1）計(jì)算載荷系數(shù) 由表

16、8-1查得使用系數(shù)KA=1.0 因， 由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù)Kv=1.15，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)Kß=1.12，由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)(2） 對d1t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計(jì)算出的d1t進(jìn)行修正 ，即 d1=53.99=55.85mm（3） 大端模數(shù)m ，查表8-23，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm（4） 計(jì)算傳動尺寸 中心距為 取整，則螺旋角為因值與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正由圖9-2查的節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，則端面重合度為 軸向重合度為 由圖8-3查得重合度系數(shù)，由圖11-2查得螺旋角系數(shù) d1t =

17、55.22mm精計(jì)算圓周速度為 由圖8-6查得動載荷系數(shù)Kv=1.15，K值不變 按表8-23，取,則高速級中心距為則螺旋角修正為修正完畢（5） 大端分度圓直徑為 （6）齒寬為 b=1.1*59.355mm=65.29mm 取b2=66mm，取b1=75mmK=1.55 d1=55.85mm m=2.5mmd1=59.355mmd2=260.545mmb2=66mmb1=75mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 （1） K、T1、mn和d1同前 （2） 齒寬（3） 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 即當(dāng)量齒數(shù)為 由圖8-8查得YF1=2.61,YF2=2.22由圖8-9查得YS1

18、=1.59，YS2=1.81（4） 由圖8-10查得重合度系數(shù)（5） 由圖11-3查得螺旋角系數(shù)（6） 許用彎曲應(yīng)力 由圖8-11查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 =滿足齒根彎曲強(qiáng)度5.計(jì)算錐齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) m1=齒頂高 ha=mn=2.5mm齒根高 hf=1.25mn=1.25*2.5mm=3.125mm頂隙 C=0.25m=0.25*2.5mm=0.625mm全齒高 h=ha+hf=2.5+3.125mm=5.625mm齒頂圓直徑為da1=d1+2ha=59.355+2*2.5mm=61.355mmda2=d2+2ha=260.645

19、+2*2.5mm=265.645mm齒根圓直徑為df1=d1-2hf=59.355-2*3.125mm=53.105mmdf2=d2-2hf=260.645-2*3.125mm=254.395mmm1=2.58mmha=2.5mmhf=3.125mmC=0.625mmh=5.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm6、 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見表6計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處

20、理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之間。選用8級精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計(jì)算傳動的主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為d11) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T2=328300·2) 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.43)由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.84)初選螺旋角，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.465)齒數(shù)比=i2=3.266)取齒寬系數(shù)=1.17)初選Z3=25,

21、則Z4=25*3.26=81.5，取Z4=82，則端面重合度為軸向重合度為8)由圖8-3查得重合度系數(shù)9)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)10) 許用接觸應(yīng)力可用下式公式 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N3=60n2aLh=60*130.9*1*2*8*250*8=2.513*108N4=N1/i2=2.513*108/3.26=7.71*107由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN3=1.14，ZN2=1.2；由表8-20取安全系數(shù)SH=1，則有取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有d3tmm=89.62mm d3t89.62mm3.確定傳動尺寸（1）計(jì)算載荷系數(shù) 由

22、表8-1查得使用系數(shù)KA=1.0 因， 由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù)Kv=1.07，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)Kß=1.11，由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)（5)大端模數(shù)m ，查表8-23，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.5mm（6） 計(jì)算傳動尺寸 中心距為 取整，則螺旋角為因值與初選值相差大，故對與有關(guān)的參數(shù)不用進(jìn)行修正（7） 大端分度圓直徑為 （6）齒寬為 b=1.1*88.785mm=97.67mm 取b4=98mm，取b1=105mmK=1.43 m=3.5mmd3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb3=105mm4.校核齒根彎曲

23、疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 （1）K、T1、mn和d3同前 （2）齒寬（3）齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 即當(dāng)量齒數(shù)為 由圖8-8查得YF3=2.6,YF4=2.25,由圖8-9查得YS3=1.58，YS4=1.79（4）由圖8-10查得重合度系數(shù)（5）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)（6）許用彎曲應(yīng)力 由圖8-11查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 =滿足齒根彎曲強(qiáng)度5.計(jì)算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) m1=齒頂高 ha=mn=3.5mm齒根高 hf=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm頂隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.

24、875m全齒高 h=ha+hf=3.5+4.375mm=7.875mm齒頂圓直徑為da3=d3+2ha=88.785+2*3.5mm=95.785mmda4=d4+2ha=291.215+2*3.5mm=298.215mm齒根圓直徑為df3=d3-2hf=88.785-2*4.375mm=80.035mmdf4=d4-2hf=291.215-2*4.375mm=282.465mmm1=3.55mmha=3.5mmhf=4.375mmC=0.875mmh=7.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm7、 齒輪上作用力的計(jì)算齒輪

25、上作用力的計(jì)算為后續(xù)軸的設(shè)計(jì)和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計(jì)算過程見表6計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=77760Nmm，轉(zhuǎn)速n1=576r/min，高速級齒輪的螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪的分度圓直徑d1=59.355mm （2）齒輪1的作用力 圓周力為其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力為其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端法向力為 （3）齒輪2的作用力 從齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反Ft1=2620.2NFr1=984.4N

26、Fa1=670.8NFN1=2878.3N 2.低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=328300Nmm，轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min，低速級齒輪的螺旋角。為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為 d3=88.785mm（2） 齒輪3的作用力 圓周力為其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力為 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 其方向可用右手法則來確定，即用右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為（3） 齒輪4的作用力 從動齒輪4的各個力與主

27、動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反Ft3=7395.4NFr3=2731.2NFa3=1272NFn3=7985.6N8、 減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計(jì)1、 合理布置圖面該減速器的裝配圖一張A0或A1圖紙上，本文選擇A0圖紙繪制裝配圖。根據(jù)圖紙幅面大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位1：1，采用三視圖表達(dá)裝配的結(jié)構(gòu)。2、 繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出兩級齒輪傳動的輪廓尺寸3、 箱體內(nèi)壁 在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承座端面線9、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。9.1高速軸

28、的設(shè)計(jì)與計(jì)算 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算見表7。計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.已知條件 高速軸傳遞的功率p1=4.69kw,轉(zhuǎn)矩T1=77760Nmm，轉(zhuǎn)速n1=576r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=59.355mm，齒輪寬度b1=75mm3. 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑查表9-8得C=106135，取中間值C=118，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑d1>23.74+23.74*（0.030.05）mm=24.4524.93mm取dmin=24.5mm

29、4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，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，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì) （2）軸段 軸段 上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計(jì)應(yīng)與帶輪輪轂軸孔設(shè)計(jì)同步進(jìn)行。根據(jù)第三步的初算結(jié)果，考慮到如該段軸徑取得大小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預(yù)期壽命的效果，定軸段的軸徑d1=40mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5）d1=608mm，結(jié)合帶輪節(jié)后L帶輪=5776mm，取帶輪輪轂的寬度L帶輪=70mm，軸段的長度略小于轂孔的寬度，取L1=68mm（3）密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺

30、寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*40mm=2.84mm。軸段的軸徑d2=d1+2*(2.84）mm=45.648mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表8-27初選氈圈45 JB/ZQ46061997，則d2=45mm（4）軸承與軸段及軸段的設(shè)計(jì) 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為7209C，由表11-9得軸承內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm,寬度B=19mm,內(nèi)圈定位軸肩直徑da=52mm，外圈定位內(nèi)徑Da=78mm，在軸上力作用點(diǎn)與外圈大

31、端面的距離a3=18.2mm，故取軸段的直徑d3=45mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油杯阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油杯，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油杯的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1-2mm，擋油杯軸孔寬度初定為B1=15mm ，則L3=B+B1=19+15mm=34mm 通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則d7=45mm，L7=B+B1=34mm（4） 齒輪與軸段的設(shè)計(jì) 軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大于d3，可初定d5=47mm，則由表8-31知該處鍵的截面尺寸為b*h=14*9mm，輪轂鍵槽深度為t1=3mm，則該處齒輪上齒根圓

32、與轂孔鍵槽頂部的距離為,故該軸設(shè)計(jì)成齒輪軸，則有d5=df1=53.105mm，L5=b1=75mm （5） 軸段和軸段的設(shè)計(jì) 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則,齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段的長度。軸段的長度為 （6） 軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為，由表4-1可知，下箱座壁厚，取，取軸承旁連接螺栓為M16,則c1=24mm，c2=20mm ,箱體軸承座寬度，取L=58mm ,可取箱體凸緣連接螺栓為M12,地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺栓定為，由表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為，取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為，

33、端蓋連接螺釘查表8-29采用螺釘GB/T 5781 M8*25,為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣面距軸承端蓋表面距離K=28mm ，帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。則（7） 軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3=17mm，則由圖11-9可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為d1=40mmL1=68mmd2=45mmd3=45mmB1=15mmL3=34mmd7=45mmL7=34mmd5=53.105mmL5=75mmd4=48mmL4=118mmL6=7mmL=58mmL2=72mm5.鍵連接 帶輪與軸段 間采用A型普通平鍵連接，查表8-3

34、1取其型號為鍵845GB/T109619906.軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 （2）計(jì)算支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右側(cè)為a-a剖面左側(cè)為b-b剖面左側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T1=77760NmmR1H=1144.4NR2H=-1156.1NR1v=688.6NR2V=1931.6NR1=1335.4NR2=2251.1NMa=149639.4NmmMb=1156

35、57.3NmmT1=77760Nmm7.校核軸的強(qiáng)度因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩，a-a剖面為危險(xiǎn)面其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當(dāng)量應(yīng)力為 由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠 9.2中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算見表8計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.已知條件高速軸傳遞的功率p2=4.5k

36、w,轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min，齒輪分度圓直徑d2=260.645mm，d3=88.785mm,齒輪寬度b2=66mm,b3=105mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑查表9-8得C=106135，取中間值C=110，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑d1>35.77+35.77*（0.030.05）mm=36.8437.56mmdmin=35.77mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖5所示(1) 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖

37、分式結(jié)構(gòu)，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，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)(2) 軸段及軸段的設(shè)計(jì) 該軸段上安裝軸承，此段設(shè)計(jì)應(yīng)與軸承的選擇設(shè)計(jì)同步進(jìn)行。軸段及軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=35.77mm，暫取軸承7207C，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，內(nèi)圈定位直徑da=57mm，外徑定位Da=83mm，軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a3=19.4mm，故d1=50mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=50mm（3）齒輪軸段與軸段的設(shè)計(jì) 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2。

38、為便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齒輪2輪廓的寬度范圍為（1.21.5）d2=62.478mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度b2=66mm相等，其左端采用軸肩定位，其右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實(shí)心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=105mm相等，其左端采用軸肩定位，其右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應(yīng)比齒輪2的輪轂略短，故取L2=102mm，L4=64mm（4）軸段的設(shè)計(jì) 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1)d2=3.645.2mm，取其高度h=5mm，故d3=62mm齒輪3左端面與箱體

39、內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離均取為=10mm，且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對稱，量得起寬度為，取,Bx=206mm，齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離則軸段的長度為此時齒輪沒有處在正確安裝位置，在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端蓋下的調(diào)整墊片使其處與正確的安裝位置（5）軸段及軸段的長度 由于軸承采用油潤滑，故軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁距離取為，則軸段的長度為 軸段的長度為 （3） 軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3=19.4mm，則由圖12-7可得軸的支點(diǎn)與受力點(diǎn)間的距離為d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBx=2

40、05.5mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mm5.鍵連接 齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵16100 GB/T10961990，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵16GB/T109619906.軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 （2）計(jì)算支承反力 在水平面上為 R2H=Fr2-R1H-Fr3=984.4+5359.6-7395.4N=-1051.4(式中負(fù)號表示與圖中所畫方向相反）在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面為 MaH=R1Hl

41、1=-5359.6*75.1=-402506Nmma-a剖面右側(cè)為b-b剖面右側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩a-a剖面左側(cè)為 a-a剖面左側(cè)為 b-b剖面左側(cè)為b-b剖面右側(cè)為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T2=328300NmmR1H=-5359.6NR2H=-1051.4NR1v=5674.3NR2V=4341.3NR1=7805.3NR2=4466.8NMa=586179.4NmmM'a=548942.6NmmMb=301261.2NmmMb=268454.8NmmT2=328300Nmm7.校核軸的強(qiáng)度 雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，其

42、軸頸較小，故a-a剖面兩側(cè)均可能為危險(xiǎn)面，故分別計(jì)算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為 a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當(dāng)量應(yīng)力為 故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力強(qiáng)度滿足要求軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強(qiáng)度也足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠9.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算

43、見表9 計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.已知條件低速軸傳遞的功率p3=4.32kw,轉(zhuǎn)矩T3=1027550Nmm，轉(zhuǎn)速n3=40.15r/min，齒輪4分度圓直徑d4=291.215mm，齒輪寬度b4=98mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑查表9-8得C=106135，取最小值值C=106，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑 d1>50.42+50.42*（0.030.05）mm=51.9352.94mmdmin=50.42mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 軸承部件

44、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，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，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)（2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計(jì)同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)KA=1.5，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT3=1.5*1027550Nmm=1541325N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500Nm，許用轉(zhuǎn)速3870r/min，軸孔范圍為4063mm?？紤]到d1>50.42mm，取聯(lián)軸器孔直徑為55mm，軸孔長度L聯(lián)=84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX4 55*84GB/T50142003，相應(yīng)的軸段 的直徑d1=55mm。其長度略小于孔寬度，取L1=82mm(3) 密封圈與軸段的設(shè)計(jì) 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d