二級(jí)圓柱斜齒輪減速器資料

1、不留州佛蒞省褓畢業(yè)設(shè)計(jì)（說明書）2013屆題目磨盤傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化學(xué)生姓名雷黔廣學(xué)號(hào)2013082603指導(dǎo)教師魏玉蘭，祝守新論文字?jǐn)?shù)完成日期2015年12月1 .設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)1.2 系統(tǒng)總體方案的設(shè)計(jì)2電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3傳動(dòng)零件的計(jì)算3.1 錐齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.2 高速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.3 低速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 高速軸的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核計(jì)算4.2 中間軸的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核計(jì)算4.3 低速軸的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核計(jì)算5鍵連接的選擇和計(jì)算6滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算7箱體及其減速器附件設(shè)計(jì)7.1 箱體結(jié)構(gòu)尺寸7.2

2、減速器附件設(shè)計(jì)8潤滑和密封設(shè)計(jì)9設(shè)計(jì)小結(jié)10參考資料1設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)任務(wù)(1)設(shè)計(jì)一盤磨機(jī)傳動(dòng)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：30錐齒輪傳動(dòng)比：3電機(jī)功率：3kW電機(jī)轉(zhuǎn)速：960rpm每日工作時(shí)數(shù)：8h傳動(dòng)工作年限：8a1.2系統(tǒng)總體方案的設(shè)計(jì)方案圖如下：1電動(dòng)機(jī)；2、4一聯(lián)軸器；3圓柱斜齒輪減速器；5一開式圓錐齒輪傳動(dòng)；6一主軸；7盤磨機(jī)2.電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算2.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)(工作要求：連續(xù)工作機(jī)器)2.2 電動(dòng)機(jī)功率選擇3P/kw2.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速960r/min2.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝

3、置的尺寸、重量，因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6,額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速960r/min。2.5 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比高速級(jí)的傳動(dòng)比，低速級(jí)的傳動(dòng)比，錐齒輪傳動(dòng)比，減速箱的傳動(dòng)比為?？倐鲃?dòng)比：i=nm/nw=960/30=32錐齒輪傳動(dòng)比：i3=3減速器傳動(dòng)比：iz=i/i3=32/3z高速級(jí)傳動(dòng)比i1=ii=二1.410.7：=3.82：4低速級(jí)傳動(dòng)比：i2：2.72.6 傳動(dòng)參數(shù)的算2.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)高速軸一的轉(zhuǎn)速：n1=nm=960r/min中間軸二的轉(zhuǎn)速：n2=n1/ii=960/4=240r/min低速軸三的轉(zhuǎn)速：n3=n2/i2=240/2.7=

4、89r/min主軸6的轉(zhuǎn)速：n6=n3/i3=89/3=30r/min2.6.2 各軸的輸入功率P(KW)高速軸一的輸入功率：P1=Pmrc=3*0.99=2.97kw中間軸二的輸入功率：P2=P1Y12.97*0.98*0.98=2.85kw低速軸三的輸入功率：P3=P2Y22.85*0.98*0.98=2.73kw主軸6的輸入功率：P6=P3YgYg2.73*(d98*0.98*0.97=2.54kwPm為電動(dòng)機(jī)的額定功率；刀的聯(lián)軸器的效率；刀的一對(duì)軸承的效率；1為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率；2為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率；YYY為錐齒輪傳動(dòng)的效率。2.6.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)高速軸一的輸入轉(zhuǎn)

5、矩：T1=9550P1/n1=(9550*2.95)/960=29.34kN?mm中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩：T2=9550P2/n2=(9550X2.85)/240=113.4kN?mm彳氐速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩：T3=9550P3/n3=(9550X2.73)/89=293kN?mm主軸6的輸入轉(zhuǎn)矩：T4=9550P4/n4=(9550X2.54)/30=808.5kN?mm3傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 錐齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.1.1 選定圓錐齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）按照傳動(dòng)方案選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)交角=902）由于直齒圓錐齒輪的小齒輪轉(zhuǎn)速不高，初選7級(jí)精度；3）材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒

6、，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)，齒面硬度240HBS。4）選取小齒輪點(diǎn)齒數(shù)為24,則Z2=24超=72。3.1.2 按齒面接角疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式試算，即di-2%ZEKT12,中r1-05：，ru確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值（i）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)Kt=1.6。2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1 =95.5 P3 95.551O2.95n389 .= 3.2 10 N.mm3QR=0.33o4）由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。5）由圖10-25d按齒面強(qiáng)度查得小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限仃Hlim

7、1=600MpaHHlim2=550Mpa。6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9N1=60n3jLh=60X89X1X（2X8X365X10）=2.0X10109109N2=N1/i1=2.0XIU/3=0.667X1u7）由圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92,KHN2=0.95。8）計(jì)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:dH1=dHlim1KHN1/S=600X0.92/1Mpa=552MpabH2=bHlim2KHN2/S=550X0.95/1Mpa=522.5Mpa9） u=3=tan6210）許用接觸力：匚HL二HI552522.5

8、.:H=Mpa=537.25Mpa2）計(jì)算1）試算d段.92= 119.218mmKT22Nu"錐距R=d1 2= 188.5確定大端模數(shù)取 m . 2Re =f2"88.5=4.9674取m=5 me2222Z1 Z2 24 72確定錐距ReRe=mevZ12 +Z22 = 5 M J242 /722 =199.7375mm分度圓直徑：d1 =mz =5 24 = 100mmd2 =m z2 =5 72 360mm分度圓錐角：f722 = arctanz = arctan =71.565Zi242 =902 =90 71.565 =18.435R105Ru齒寬b:bRRe

9、 "33 199.7375 -65.913mm最大齒寬為b2=65mm ,小齒輪寬b1=70mm當(dāng)量齒數(shù)ZVZv1 = -z- = 25.298c0s i 8s18.435Zv2_Z2cos、. 272-=227.683cos71.5653.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為、!4KT1YFaYSamn/2cL2一:rZi1-05：'Ru1'F（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選KF=1.6,由圖10-24C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)度極限3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z24Zv1=z=25.298c0s1cos18.435Zv2=z=72=

10、227.683c0s2cos71.5654）查取齒形系數(shù)由圖10-17查得YFa1=2.618;YFa2=2.105）查取應(yīng)力校正系數(shù)由圖10-18查得YSa1=1.590;YSa2=1.8686）由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87,KFN2=0.90;7）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!-匚1=K/S=0.87500/1.4=310.714MPaF1FR1-FE1LFI-KFR2cFE2/S=0.90380/1.4=244.286MPa8）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較YFa1YSa1/=2.618X1.590/310.714=0.01340MPaYF

11、a1YSa1/=2.10X1.868/244.286=0.0160MPa大齒輪的數(shù)值大。2.設(shè)計(jì)計(jì)算4KTlYFaYsamn,22-2'=3.864mm一RZ11-0.5-Ru3)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7選取齒寬系數(shù)*”3.2 高速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.2.1 選精度等級(jí)，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(hào)鋼，鍛選項(xiàng)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(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕。(3)慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=20，則=2

12、0X4=80,取=80。(4)選取螺旋角。初選螺旋角。3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式d，2KtT1ZhZeI tH試算(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)Kt=1.6。2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1595.5 10 P1595.5102.959604=2.93410N.mm14）由圖10-20查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa±。5）由圖10-21d按齒面強(qiáng)度查地小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（rHlim1=600MpaHlim2=550Mpa。6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9N1=60n1jLh=60X960X1X（2X8X365X10）=3.36X

13、109N2=N1/i1=3.36X9/4=0.84X107）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91,KHN2=0.96。8）計(jì)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由式得:dH1=dHlim1KHN1/S=600x0.91/1Mpa=546MpabH2=bHlim2KHN2/S=550X0.96/1Mpa=528Mpa由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433。由圖10-26查得注31=0.78,名聲=0.87，則a1a2；a=；a1；a2=1.65許用接觸力：'H1LH25465281MPa=537MPaH22（2計(jì)算2KtT 11 Zh Z eu 141.

14、714mm u21）試算d1t-圓周速度V-二d1tn1/601000=2.097m/s齒寬b41.714mmdd1t模數(shù)mnt=d1tcosP/Z1=41.714cos14/24=1.6865mmh=2.252.251.6865mm=3.795mmmntb/h=10.992計(jì)算縱向重合度ep=0.3184dZ1tanP=0.318父1父24父tan14=1.9035）計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)V=2.097m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.10。kHa=KFa=1.4;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH1.417。查圖

15、10-13得KF1.34；故載荷系數(shù)：K=KaKvKh：Kh：=1251.101.41.417=2.73按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得1=49.846mm計(jì)算模數(shù)mnmn=d1c0S：t=2.418mmmn -2KTiY COS Y FaY Sa3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KaKvKFaKFP=1.25X1.10X1.4X1.34=2.58名歹1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)YP=0.883）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zw=zT-=21.89COSZv2=z=874cos查取齒形系數(shù)由圖10-17查得=

16、2.592,=2.196FaiFa2查取應(yīng)力校正系數(shù)由圖10-18查得YSa1=1.596，YSa2=1.7826）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限E”500Mpa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa7）由圖10-22取彎曲疲勞壽命系KFN1=0.86,KFN2=0.89；8）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,由式得匕F1=KFN1aFE1/S=0.86X500/1.4=307.14MPaF2-KFN2'-FE2/s=0.89x380/1.4=241.57MPa9)計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa/!-F1YFa1YSa1/trF1=2.592X1.5

17、96/307.14=0.01347MPaYFa2YSa2/lCF2=2.1961.782/241.57=0.01620MPa大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算22.58393900.88:COS14/221241.650.01620=1.4212mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大mn于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大mn于主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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mn=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=49.846mm,算出小齒輪齒數(shù)z1=d1cos）mn=20z2=420=80（3）幾何尺寸計(jì)算

18、1）計(jì)算中心距JZ1+Z2)J20+80y<22cos:2cos14mm=103.06mm將中心距圓整為103mm將圓整后的中心距修正螺旋角zi z mn: arccos2a20 80 2: arccos2 10314因P值改變不多，故參數(shù)aa,kp,zH等不必修正。計(jì)算分度圓直徑d1=Z1mn/cos=202/cos14=41.5mmd2=z2mn/cos:=802/cos14=164.948mm計(jì)算齒輪寬度b=邛dd1=1父41.5=41.5mm圓整后取B2=42mm,B1=47mm5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒頂高h(yuǎn)a=mnhan'Xn=210=2mm齒根高h(yuǎn)f=mlnhanCn-Xn=2

19、10.25-0=2.5mm齒高h(yuǎn)=ha+hf=4.5mm齒頂圓直徑:小齒輪da=d+2ha=45.5mm大齒輪da=169mm齒根圓直徑：小齒輪df=d-2hf=36.5mm大齒輪da=d-2hf=159mm3.3 低速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.3.1 選精度等級(jí)，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(hào)鋼，鍛選項(xiàng)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(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕。慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取z=24，則Z2=24父2.7=64.8，

20、取z2=65。選取螺旋角。初選螺旋角一：=14由設(shè)計(jì)公式d1t32KT ZhZe（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt=1.62）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。95.5T210 P2 95.5 10 3.8n2273.55= 1.3268 10 N mm3)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7d=14)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)zE=189.8MP a25)由圖10-21d按齒面強(qiáng)度查地小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限二 Hlm1 =600Mpa二 Hlm2 =550Mpa由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9Ni =60nJLh =60 273.5 2 365 10V-0.96 10i 2N2=N=

21、 0.96x10/2.7 = 0.3551087）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.96 , KHN2=0.978）計(jì)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) zH =2.43310)由圖 10-26查得 w a1 =0.78迷 a2 = 0.87,則 w =w +w =1.65 a ia 2a a i a211）許用接觸力H 21 _ 576 533.5Mpa = 554.75Mpa（2）計(jì)算1)試算dit>3,2KtT1 ZhZeYd"/h】=62.773mm2)圓周速度V=dd1tn2/(60X

22、1000)=0.898m/s3）齒寬b=,d1t=62.773mmmnt=dltcos/Zi=62.773cos14/24=2.5362h=2.25何=2.252.5362mm-5.7065mmb/h=10.99計(jì)算縱向重合度；=0.318dzitan?=0.318124tan14=1.9035）計(jì)算載荷系數(shù)K= 1.4 ;由1時(shí)，根據(jù)V=0.898m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.03,KHa=KFa表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查地7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布卡KhF=1.421;查圖10-13得Kf|3=1.35；故載荷系數(shù)：K=KaKvKh：K

23、h：=1.251.031.41.421=2.566）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得=77.373mmm=d1cos：/Z=2.9664mm3.3.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值32K丫COS2YFaYsamn-中；LJ1dZ1-F1）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二-FE1=500Mpa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二-FE2=380Mpa;2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89,KFN2=0.90;3）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10-12得:Lf1=FfnI

24、FE1.S=0.895001.4=317.86MpaLF-FFN2-FE2S=0.903801.4=244.29Mpa4）計(jì)算載荷系數(shù)KK=KaKVKFuKFp=1.25X1.03X1.4X1.35=2.435）根據(jù)縱向重合度名口=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)丫/0.886）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=-z3-=26.27cosZv2=Z23=69.86cos7）查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.492;YFa2=2.1528）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=1.496;YSa2=1.644計(jì)算大、小齒輪的YF（YSF并加以比較YfnYsz'LYF1YS1二F

25、=2.1921.196317.86=0.00824F2=2.152X1.644/244.29=0.01448大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算mn 30.01442 = 2.0231mm1 242 1.6522.431326800.88COS14）2對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大mn于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大mn于主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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mn=2.5mni,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=73.373mm,算出小齒輪齒數(shù)Zi=d1cosB/mn=28.48取Z2=28Z2=2.

26、7m28=75.6,取z2=76(3)幾何尺寸計(jì)算1)計(jì)算中心距Zl Z2 mn2cos :28 762.52cos14mm = 132.4mm將中心距圓整為 132 mm將圓整后的中心距修正螺旋角Z1 Z2 mn- - arccos-LLL2a28 76 2.5: arccos 2 132=13.8因P值改變不多，故參數(shù)名a，Kp，Zh等不必修正。計(jì)算分度圓直徑d1 = Z1mn/c°sP =28M2.5cos14 = 72.916mmd 2 Z2mn cos =76 2.5 cos14 -195.876mm計(jì)算齒輪寬度b=d”1 72.916 = 72.916mmd d 15）結(jié)

27、構(gòu)設(shè)計(jì)齒頂高 ha =mn（han +xn）=2.5 父（1 +0 ）= 2.5mm齒根高 hf n mn han Cn-Xn =2.5 1 0.25 -0 =3.125mm齒局h = ha hf=5.625mm齒頂圓直徑小齒輪da=d+2ha=77.916mm,大齒輪da=d+2ha=200.144mm齒根圓直徑小齒輪df=d-2hf=66.219mm,大齒輪df=d-2hf=187.876mm4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：P=PI=3kw,n=nI=960r/min4.1.2 初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最

28、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.得軸上有一鍵槽，則增加后得直徑d=24mm,高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dl-n,取dl-n=24mm。（電機(jī)軸直徑38mm）聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器的型號(hào)的選取查機(jī)械設(shè)計(jì)書表14-1，取Ka=1.5則；Tca=KaXT1=1.5X29.34=44.01N-mmJ12844按照計(jì)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)Ji2OX44GB/T5843-2003（見機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書），選用GY3型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為112Nm。半聯(lián)軸器的孔徑dII=20mm,dIII=28mm。故取d6=20mm。4.1.3

29、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-n軸段左端需制出一軸肩，故取n川段的直徑dn-m=28mm,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=34mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=38mm,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I-n段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取LI-n=36mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)dn-ni=28mm,選軸承型號(hào)30206,其尺寸dXDXT=30mmX62mmx17.25mm,故dm

30、-IV=dVII-Vm=30mm.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6mm。，則取LID-IV=LVII-Vn=23.75mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取dW-V=35mm.3)由于高速軸上的小齒輪的尺寸較小，通常設(shè)計(jì)成齒輪軸。4)軸承端蓋的總寬度取為16mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30mm,則Ln-in=46mm。5)取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm,高速級(jí)小齒輪與低速級(jí)大齒輪之間的距離c=24mm.已知滾動(dòng)軸承寬度T=17.25mm,低速級(jí)小齒輪輪轂長(zhǎng)L=80mm,則L1Vx=1550248015mm=184m

31、m(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dI-n由表6-1查得平鍵截面bxh=8mmx7mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為22mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為2X45°。(5)輸入軸強(qiáng)度計(jì)算：1.計(jì)算作用在齒輪上的力：_6P轉(zhuǎn)矩：T1=9.55106-29010niFr = Ft tan :=502.7圓周力：徑向力：229010Ft=21/d=1381.4424.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖:(1)求反力H水平面Rh1Ft1 53.75183.75 -53.75

32、1381.453.75183.75-53.75=-312.49NRH2Ft1183.75183.75-53.751381.4183.75183.75-53.75二1068.76NV垂直面-113.77 nFr153.75_502.753.75183.75-53.75183.75-53.75cFr1183.75140.7183.75183.75 -53.75 183.75 -53.75R/2=rJ=388.9N(2)求齒寬中點(diǎn)出的彎矩H水平面MH=183.75RH1=183.75312.49=57420NmmV垂直面MV=183.75RV1=183.75113.77=20905Nmm合成彎矩MM

33、=Jm：+M；=#74202+209052=61107扭矩TT=T1=0.629010=17406Nmm當(dāng)量彎矩McacaMca.VM2T2=-611072174062Mca=63537彎矩圖和扭矩圖:水平面垂直面20905174065.校核軸的強(qiáng)度:22查表得%=640N/mm，材料的許用應(yīng)力即口=60N/mm，軸的計(jì)算應(yīng)力為:Mca二ca阻=23.53：二”4.2中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.2.1 中間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：P=pn=2.85KW,n=nn=240r/min4.2.2 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-

34、3取A0=112。得4.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)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(zhǎng)度。1)由于dmin=25.55mm,軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30mm取安裝軸承處(該軸直徑最小處)軸徑d=30mm,貝UdI-n=dV-VI=30mm。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dI-n=30mm,選軸承型號(hào)30206,其尺寸為dxDxT=30mmx62mmx17.25mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6mm。3)取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段n-m和IV-V的直徑dn-m=dW-V=34mm.兩端齒輪與軸承

35、之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為50mm,小齒輪的輪轂寬度為80mm.為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Ln-m=77mm,LW-V=47mm。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dm-W=40mm。軸環(huán)寬度b>1.4h,取Lm-IV=26.5mm。4)由于安裝齒輪的軸段比輪轂寬度略短，所以LI-n=17.25+6+16+3=42.25mmLV-VI=17.25+6+18.5+3=44.75mm(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dn-ni和div-v分別由表6-1查得平鍵截面bxh=10mmx8m

36、m,長(zhǎng)度分別為63mm和36mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中H7性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為n6 ；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計(jì)表 15-2,取軸端倒角為2X45°。軸的校核1.計(jì)算作用在齒輪上的力：轉(zhuǎn)矩：T2 =113008Nm大齒輪上受到的力與小齒輪上的力護(hù)衛(wèi)相反力，則：軸向力：Fti = Ft2 =430.34N徑向力：Fr2 = Fr1 =156.6N繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：(1)求反力H水平面RH 3Ft3151 44.75 -Ft2 44.7542,25 151 44.75

37、= 1480.21 NRH 2Ft242,25 151 -Ft3 42.25 二-395.82N42,25 151 44.75V垂直面R/3Fr3 151 44.75 -Fr2 44.75238= 519.55 NR/2Fr2 42.25 151 Fr3 42.25238-138.8 N(2)求齒寬中點(diǎn)出的彎矩H水平面H1= 44.25 Rh3=65499NmmMH2=44.75RH2=17712.9NmmV垂直面Mv1=42.25%=21948.8NmmMv2=44.75RV2=6175.5Nmm合成彎矩MM1=MH1-mJl67851M2=、；M：2M；2=22800扭矩TT=：T2=0.

38、628322=16993Nmm當(dāng)量彎矩McacaMca1uM12T2=69946Mca2-.M22T2=28435彎矩圖和扭矩圖水平面垂直面21948.86175.5TTTtt合成扭矩當(dāng)量彎矩5.校核軸的強(qiáng)度：22查表得Ob=640N/mm，材料的許用應(yīng)力即Wb=60N/mm，軸的計(jì)算應(yīng)力為：二ca二二4.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.3.1 求低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由已知，得：P=pm=2.73KW,n=n出=89r/min4.3.2 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4.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定

39、軸上零件的裝配方案軸的設(shè)計(jì)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(zhǎng)度1)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dI-n.為了使所選的軸直徑dI-n與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩_55_Tca=KAT=1.73.3135父10=5.633父10N,mm。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N,m40mm,故取dI-n=40mm，聯(lián)軸器長(zhǎng)112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=84mm.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I-n段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)

40、取LI-n=80mm。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-n軸段左端需制出一軸肩，故取n-m段的直徑dn-m=48mm,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dn-m=48mm,選軸承型號(hào)30210,其尺寸為dXDXT=50mmx90mmx21.75mm,故dm.=dwii=50mm。3)取安裝齒輪處的軸段W-vn的直徑dVIII=52mm.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LVJII=72mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高

41、度h>0.07d,則軸環(huán)處dVxI=60mm。軸環(huán)寬度b>1.4h,取LV_VI=1。mm°4)取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=18.5mm,高速級(jí)小齒輪與低速級(jí)大齒輪之間的距離c=29mm.考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=21.75mm,高速級(jí)大齒輪輪轂寬50mm.則LVII刈=21.75618.53=49.25mmLIV*=295018.5-2-10-85.5mm5)取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30mm,端蓋厚20mm,則1 n-m=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bxh=

42、16mmx10mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長(zhǎng)為63mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選H7擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mmx8mmxn670mm。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6o(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為2X45°。(5)求軸上的載荷1.計(jì)算作用在齒輪上的力：6P3轉(zhuǎn)矩：T3=9.5510=292938NM%圓周力：Ft4=Ft3=2989N徑向力：Fr4=F,3=1088Nrr繪制軸的彎矩圖和扭矩圖:(1)求反力H水平面Rh1Ft4123.25121.25123.

43、25-1509NRH 2Ft4121.25=1485N244.5V垂直面Fr4123.25RV1=-=一548.44N244.5RV2Fr4 121.25244.5二 539(2)求齒寬中點(diǎn)出的彎矩H水平面MH=121.25Rh1=182966NmmV垂直面MV=121.25RV1=66445Nmm合成彎矩MMf：，M；MV2'=194657扭矩TT=：T1=0.6292938=175762Nmm當(dāng)量彎矩McacaMca=M2T2-=262266彎矩圖和扭矩圖:水平面垂直面5.校核軸的強(qiáng)度:22查表得0b=640N/mm，材料的許用應(yīng)力即oqb=60N/mm，軸的計(jì)算應(yīng)力為:二 caM

44、caca= 2.87 "二5鍵連接的選擇和計(jì)算6-1查得聯(lián)軸器上的鍵尺寸H7/k6,軸與d=24332T 10 2 29.04 10kld3.5 14 24= 51.02Mpa 式中 k=0.5h, l=L-b ,5.1 高速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是圓頭平鍵連接，由表為bMhML=8X7x22mm,聯(lián)軸器采取過渡配合，但不允許過盈，所以選擇軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6（具有小過盈量，木錘裝配）mm,T1=63.024N-m,查表得k】=100120所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。5.2 中間軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核已知dn-m=div-v=34mm,T2

45、=132.68Nm,參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于d=3038mm所以取b乂h=10父8mm查表得七-1=100120取低速級(jí)鍵長(zhǎng)為63mm,高速級(jí)鍵長(zhǎng)為36mm。_32T 10kld_32T 10kld32 132.68 104 53 34=36.81Mpa32 132.68 10 : 75.045Mpa4 26 34所以所選鍵：bhL=10mm8mm63mmbhL=10mm8mm36mm符合強(qiáng)度條件。5.3 低速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核已知裝齒輪處軸徑d=52mm,T=331.35Nm。參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于d=5058mm,所以取bxhxL=16mm父10mm父6

46、3mm,查表得1=100120一三 103 二P kld32 331.35 105 47 52=54.231Mpa聯(lián)軸器處軸徑d=40mm,T=331.35N-m,由于d=3844mm,所以取bhL=12mm8mm70mm2T2331.35c-0=10=10=71.412MpaPkld45840所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。6滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算6.1計(jì)算高速軸的軸承:由前面可以知道n1=960r/min兩軸承徑向反力：F r =529.5Nl 2Ttan20o>7FTt蒞s廠軸向力：F a=0N初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 p,根據(jù)p= f x f r y f a p根據(jù)表 13-6, f p&quo

47、t;0/.2,取 f P=1.2。根據(jù)表13-5, X=1所以 P=1.2 1 529.5=635.4N計(jì)算軸承30206的壽命:LhW106 "3200)60父9601 635.4)1036=9.47 10 h 48000106 CLh = 60n P106 6780060 960.635.41077=10 10 h 48000故可以選用6.2計(jì)算中間軸的軸承:已知 n2=240r/min兩軸承徑向反力:r2 -459Nr3 =1037NI 3軸向力均為0Re初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P,根據(jù) p= f X Fr Y F ap根據(jù)表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2。根據(jù)表13-

48、5,X=1所以P=1.2459=550.8NP=1.21037=1244.4N計(jì)算軸承30206的壽命:PPJ6一 1060 24010443200V11244.46二 9.47 10h 48000故可以選用。6.3計(jì)算低速軸的軸承已知n3=89兩軸承徑向反力：Fr=726N軸向力：為0Fr:二 e初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p,根據(jù)p=fp(xfr+丫fa)根據(jù)表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2。X=1所以P=1.2726=871N計(jì)算軸承30210的壽命:L、C60n p6J0_60 89773200 I 871 10338= 4.86 10h 48000故可以選用。7箱體設(shè)計(jì)7.1 箱

49、體尺寸減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座厚度80.025a+3mm>8mm8箱蓋厚度3(0.80.85)6之8mm8箱蓋凸緣厚度bbi=1.56ii2箱座凸緣厚度bb=i.56i2箱座底凸緣厚度b2b2=2.5520地腳螺釘直徑dfdf=0.036a+i2Mi6地腳螺釘數(shù)目na<250mm4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑didi=0.75dfMi2蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑d2d2=(0.5"HfM8軸承端蓋螺釘直徑d3d3=(0，0.5)dfM6視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.30.4&M5定位銷直徑dd=(0.70.8乜2M6df,d1,d2至外箱壁的距離Ci查手冊(cè)表ii-222i8i3df，d1，d2至凸緣邊緣距離C2查手冊(cè)表ii-220i6ii外箱壁至軸承端面距離li|i=Ci+c2+(58mm40大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離DiD*i5齒輪端面與內(nèi)箱壁距離D2D2-6i6箱蓋，箱座肋厚mi,mm，m分別為0.85d1、0.858mi=7m=8.592（一軸）92（二軸）i30軸承端蓋外徑D2D+(5-5.5)d3表11-11（三軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離Ss=D2114（一軸）114（二軸）146（三軸）7.2 減速器附件設(shè)計(jì)7.2.1 窺視孔蓋與窺視孔在減