二級展開式圓柱齒輪減速器

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1、CHANGz AN UNIVERSITY材料成型及控制工程課程設(shè)計(jì)說明書設(shè)計(jì)題目：二級展開式圓柱齒輪減速器學(xué)生姓名：蔣永清學(xué)號: 17學(xué)院：材料科學(xué)與工程學(xué)院專業(yè)：材料成型及控制工程班級：31020806指導(dǎo)教師：2011年6月目錄一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書 (3)二、動(dòng)力機(jī)的選擇 (4)三、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) .(5)四、 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算(齒輪) (6)五、軸的設(shè)計(jì) (12)六、 滾動(dòng)軸承的計(jì)算.(18)七、 連結(jié)的選擇和計(jì)算 (19)八、 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 .(20)九、 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .(20)十、設(shè)計(jì)總結(jié) .(21)十一、參考資料 (21)#一設(shè)計(jì)題目：

2、帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)題號11帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理jq1L1収訛（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)示意圖）2工作情況：已知條件1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最 高溫度35C；2）使用折舊期；8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）動(dòng)力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V ；5）運(yùn)輸帶速度允許誤差：土 5%6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3原始數(shù)據(jù)-題號.3運(yùn)輸帶工作拉力F/N12300運(yùn)輸帶工作速度v/(m/s)1.1卷筒直徑D/mm300注：運(yùn)輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F

3、中考慮。二動(dòng)力機(jī)選擇因?yàn)閯?dòng)力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V ;所以選用常用的封閉式系列的交流電動(dòng)機(jī)。1 .電動(dòng)機(jī)容量的選擇1 ）工作機(jī)所需功率Pw由題中條件查詢工作情況系數(shù) Ka，查得 K A=1.3設(shè)計(jì)方案的總效率 n 0=n i* n 2 n 3 n 4* n 5* n 6n n本設(shè)計(jì)中的H聯(lián)一一聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率（2個(gè)）,n軸 軸承的傳動(dòng)效率 （4 對）,口齒一一齒輪的傳動(dòng)效率（2對），本次設(shè)計(jì)中有8級傳動(dòng) 效率 其中聯(lián)=0.99 （兩對聯(lián)軸器的效率取相等）軸承123 =0.99 （ 123為減速器的3對軸承）軸承4=0.98 （ 4為卷筒的一對軸承） 齒=0.95 （兩對齒

4、輪的效率取相等）總=n 聯(lián)n 軸承 123n 齒n 聯(lián)n 軸承 4 = .99* 0.99 * o.95? * 0.99* 0.98 =0841102）電動(dòng)機(jī)的輸出功率Pw=kA*FV=3.3561KW1000耳軸承4Pd= Pw/ 總， 總=0.84110Pd= 3.3561/0.84110=3.990KW2. 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇由v=1.1m/s 求卷筒轉(zhuǎn)速 nwV =1.1t n w=140.127r/min60 * 1000nd=（ i1 i2. jn nw根據(jù)該傳動(dòng)方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動(dòng)比i1,i2 ,其他 傳動(dòng)比都等于1。由表1 8知圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為（i1*i

5、2 ） &所以 nd （i1*i2） n w=8* nw所以nd的范圍是w 1121.016r/min，初選為同步轉(zhuǎn)速為1440r/min的電動(dòng)機(jī)3. 電動(dòng)機(jī)型號的確定總=0.8411Pw=3.3561KWPd= 3.990KWn w=140.127r/min電機(jī) Y112M 4由表12 1查出電動(dòng)機(jī)型號為 Y112M 4,其額定功率為4kW,滿載轉(zhuǎn) 速1440r/min?；痉项}目所需的要求。電動(dòng)機(jī)額定功滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)額定最大額定質(zhì)量型號率/KWr/min轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩/KgY112M44.014402.22.343三計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配1.計(jì)算總傳動(dòng)比

6、（n45= n聯(lián)n軸承=0.98*0.99=0.96 ）由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：總=nm/nwnw = 140.127 n m=1440r/mi n i = 10.2762. 合理分配各級傳動(dòng)比由于減速箱是展開式布置，所以ii=( 1.3-1.5) i2。因?yàn)?i = 10.276，取 i = 11,估測選取 ii=3.9 i2=2.8速度偏差為1%，所以可行。3各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速的計(jì)算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸速度n0=1440r/mi n咼速 I n 1=1440r/min中間軸 IIn2= 1 =369.23r/mini0i 1低速軸

7、HIn3= n2 =131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各軸功率i2電動(dòng)機(jī)額定功率P=Pd* 01 =4KW （n 01=1）高速 I P仁P0*n12=P0* n聯(lián) n軸承=4*0.99*0.99= 3.92 KW（n12 = n聯(lián) n軸承=0.99*0.99=0.98）中間軸 IIP2=P1 23 =P1*n 齒*n 軸承=3.92*0.95*0.99=3.69 KW（n 23=門齒門軸承=0.95*0.99=0.94）低速軸 HIP3=P2*n34=P2* n齒n軸承=3.69*0.95*0.99=3.47 KW（n34=齒軸承=0.95*0.99=0.94）傳動(dòng)

8、比11i1=3.9 i2=2.8各軸速度n =1440r/m inn 1=1440r/m inn2=369.23r/minn 3=131.87r/minn 4=131.87r/min各軸功率P0 =4KWP1=3.92KWP2=3.69KWP3=3.47KWP4=3.37KW卷筒P4=P3*n45=P3* n聯(lián) n軸承=3.47*0.98*0.99= 3.37KW5各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸 To=2.2 N m高速 I =9550*P i/n2 =25.997 N m 中間軸 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N 低速軸 HI T3= 9550*P 3/ n3= 251.297N

9、*m 卷筒T4=9550*P 4/n4=244.055 N * m其中 Td=9550*P d/nd (n*m)項(xiàng)目電動(dòng)機(jī) 軸高速軸1中間軸II低速軸III卷筒轉(zhuǎn)速(r/min)14401440369.23131.87131.87T1=25.997N ?mT2=95.441N r功率（kW）43.923.693.473.37T3=251.297 N *轉(zhuǎn)矩(N m)2.225.99795.441251.297244.055T4=244.055 N 2.32* J f; d U Ih各軸轉(zhuǎn)矩T1=25.997N mT2=95.441 N * mT3=251.297N mT4=244.055N m

10、3. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 試選 Kt = 1.3(2) 由表選取尺寬系數(shù)$ d = 1(3) 由表查得材料的彈性影響系數(shù)Ze= 189.8Mpa(4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限c Hliml =600MPa;大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限c Hlim2 = 550MPa;(5) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n 1jLh = 60X 1440X 1X( 2X 8X 365X 8)= 4X 10e9N2 = N1/3.9 = 10.26 X 10e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時(shí)(6) 由表查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.90 ; K

11、HN2 = 0.95(7) 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，由式(10- 12 )得c h1 = 0.90X 600MPa = 540MPaKt = 1.3$ d = 1N1 = 4X 10e9N2 = 10.26 X 10e8KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95S= 1c H1 = 540MPac h2 = 522.5MPac H2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa7#2)計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t 2.32*1.3 漢25.997 漢103 3.9+12189.8、i1* 3.92 2.2649 25.997 10e31

12、?2020.01701 =1.7109對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=2Z1=d1/m=50.5850/2 26 大齒輪齒數(shù)，Z2=u* Z仁3.9*26=102 5.幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距d1=z1m=26*2=52d2=z1m=102*2 =204a=（d1+d2）/2=（200+42）/2=128，a 圓整后取 128mm2）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = z1m =52mm， d2 = z2m =204mm3）計(jì)算齒輪寬度b= $ dd1, b=52mmB1=57mm , B2=52mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm4）驗(yàn)算m=2Z仁26Z2=102d1=52d2=204

13、a=128B1=57mmB2=52mmFt=999.885 N11Ft=2T1/d 仁2*25.997*10e3/52=999.885 NKAFtb1_999.88552=19.23 v 100N/mm#模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2525726大齒輪220452102結(jié)果合適5）由此設(shè)計(jì)有6）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm ,故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。7級z1 = 24z2= 68B低速齒的輪計(jì)算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)3.69KW369.23r/min2.895.441N m1.31選精度等級、材料及齒數(shù)1

14、）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 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，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1 = 24,大齒輪齒數(shù) z2 = 68的；2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌壍妮d荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn) 行計(jì)算dt 2.32*KtT u 1Z u3.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 試選 Kt = 1.3(2) 由1表10-7選取尺寬系數(shù)$ d= 1(3) 由1表10 -6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze= 189.8Mpa(4) 由1圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)

15、度極限d Hiim1= 600MPa;大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限(T Hlim2 = 550MPa；(5) 由1式10- 13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60n 1jLh = 60 X 369.23 X 1 x( 2 X 8 X 365 X 8)= 1.0350 x 10e9此式中位小時(shí)(6)N2 = N1/2.8 = 3.696 X 10e8j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單由1圖10 - 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.90; KHN2=0.95計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力(7)取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式(10- 12)得T H1 = 0.90X 600M

16、Pa = 540MPat h2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa4. 計(jì)算(8) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t3Kt = 1.3$ d = 1ZE= 189.8Mpa二H lim 1 =600MPat Hlim2=550MPa;N1 = 1.035 X 10e9N2 = 3.696 X 10e8KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95t H1 = 540MPa二H2 = 522.5MPad1t=65.2277=2.3231.3 95.441 10e312.8+1 089.8 彳2.8 2.32*h=2.25mnt=2.25 X 2.7180mm=6.1155mm b/h=

17、65.2277/6.1155 =10.66603) 計(jì)算載荷系數(shù) K 由1表102已知載荷平穩(wěn)，所以取 Ka=1根據(jù)v=0.4230 m/s,7級精度，由圖10 8查得動(dòng)載系數(shù) Kv=1.14 ;#由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時(shí)的Khb計(jì)算公式和直齒輪的相同，固22_3Khb=1.12+0.18(1+0.6 x d ) $ d +0.23 x 10 b2 2=1.12+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660, Khb =1.414 查1表 1013 查得 Kfb =1.33由1表10 3查得KH a =

18、KH a =1.1。故載荷系數(shù)K=K aKvKh a Kh 3 =1 X 1.14 X 1.1 X 1.414=1.77314)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式(10 10a)得3d1 = d1t K / Kt= 65.2277 3 1.7731 mm=72.3368mm 1.3d172.33685) 計(jì)算模數(shù) m m -=mm 3.0140Z1246) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由1式(105)3 2KT1 丫尸玄譙 mMdZ12 丄5確定計(jì)算參數(shù)由1圖10-20C查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限d F1=500Mpa ;大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度d F2=380MPa由110-18查得彎曲

19、壽命系數(shù) KFN1=0.85KFN2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得0.85*500d F1=(KFN1* d F1) /S=303.57Mpa1.40.88*380d F2=(KFN2* d F2) /S=238.86Mpa1.41) 計(jì)算載荷系數(shù)K=K aKvKf% Kf3 =1 x 1.12X 1.2X 1.33=1.78752) 查取應(yīng)力校正系數(shù)有1表 10-5 查得 YFa仁2.8;YFa2=2.18由1表 10 5 查得 Ysa1=1.55; Ysa2=1.79Y Y3) 計(jì)算大、小齒輪的Y/Y亍并加以比較YFa1Ysa1YFa2丫Sa22.8

20、 1.55303.57=0.0142972.18 1.79238.86=0.016341Khb=1.414K=1.7731d1=72.3368mmm=3.0140汗1= 303.57Mpa二F2=238.86MpaK=1.7875Sa1=0.014297YFa 2Ysa2=0.01634113所以大齒輪的數(shù)值大。6設(shè)計(jì)計(jì)算2 1.7875 95.441 10e31 2420.016341 =2.131對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=3 ,（見機(jī)械原理表5-4，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數(shù)Z仁d1/m=72.3368/ 3 24.1123 25大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=2.8*2

21、5=707幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距d仁 z1m=25*3=75,d2=z2m=70*3=210a=（d1+d2）/2=（70+224）/2=142.5 , a 圓整后取 143mm,d1 = Z1 m1 =75mm2）計(jì)算齒輪寬度3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑b= $ dd1 b=75mmB仁80mm , B2=75mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm7）驗(yàn)算Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 NKAFtb1 2545.09375二 33.935 v 100N/mm。結(jié)果合適模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪3752080大齒輪321020758

22、）由此設(shè)計(jì)有m=3Z1=25Z2=70a=147mmd1=75mmd2=210mmB1=80mmB2=75mm=33.935N/mbm21015五軸的設(shè)計(jì)（在本次設(shè)計(jì)中由于要減輕設(shè)計(jì)負(fù)擔(dān)，在計(jì)算上只校核 一根低速軸的強(qiáng)度）A低速軸3的設(shè)計(jì)2T32 251.297 103d2=2393.305N1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度 圓直徑壓力角3.47Kw251.297N- m131,81r/min210mm20 2求作用在齒輪上的力210#210#Fr=Ft*tan ： =2393.305*tan2 0 =871.092N3初步確定軸的直徑210#先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號

23、鋼。根據(jù)表15-3選取A 0=112。于是有J p33.47dmin =Ao3| =112 漢 3 = 33.320mm n3V 131.81此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*251.297=376.9455 N- m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)GB/T5843-2003 （見表28-2 ）,選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為400 N - m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=35mm .固取d

24、1-2=35mm。見下表GY5凸緣聯(lián)軸器5. 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度a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2軸段右端要求制出一軸肩； 固取2-3段的直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋 圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm ,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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mmb初步選擇滾動(dòng)軸承。61909號軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù) 最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線

25、偏 斜量=8-16大量生產(chǎn)價(jià)格最低，固選用深溝球軸承又根據(jù)d2-3=42mm選61909號右端米用軸肩定位查2又根據(jù)d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.07 0.1倍所以在 d7-8=45mm16-7=12c取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之 間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 70,為了使套筒能可靠的 壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l4-5=67mm，齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度?。ㄝS直徑的0.07 0.1倍）這里 去軸肩高度h=4mm所以d5-6=54mm軸的寬度去b=1.4h,取

26、軸的寬度為 L5-6 =6mm.d軸承端蓋的總寬度為15m m（有減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián) 軸器的，距離為25mm。固取L2.3=40mme取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm小齒輪與大齒輪的間距為c=15m m,考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體 的內(nèi)壁，有一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度T=7mm小齒輪的輪轂長 L=50mm則 L3-4 =T+s+a+（70-67）=30mmL6-7= L+c+a+s-L 5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步確定軸得長度3）軸上零件得周向定位齒

27、輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm 由手冊查得平鍵的截面b*h=16*10 （mm）見2表4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm. b*h=10*8丄=70。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合 得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保 證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4）確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45各軸肩處的圓角半徑見上圖5）求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng) 從手冊中查出a值參照圖15-23。對與6

28、1809，由于它的對中性好所以 它的支點(diǎn)在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖、丄梧人2 X 251.297匯103計(jì)算齒輪 Ft=2T1/d仁=2393.305 N210Fr= Ft tana = Ft tan2 0 =871.092N通過計(jì)算有 FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N- M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N- MM 總 M H2 M V2 = 93.61240.7882 =102.11 N- m載荷水平面H垂直面V支反力FNH

29、1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N彎矩MH= 93.61 N mMV=40.788 N m總彎矩:M 總=102.11 N *m扭矩T3=251.297N *m6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且:-疋0.6 （式中的彎曲應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取:-疋0.6）1）計(jì)算軸的應(yīng)力FNH1=758NFNH2=1600.2MH= 93.61 NM總=102.11 N（軸上載荷示意圖）vM 2

30、 十（町3）2J102.112 +（0.6匯251.297$二 ca一3=14.57MPaW0.1 503前已選定軸的材料為 45號鋼，由軸常用材料性能表查得d -1=60MPa 因此d ca d -1，故安全。4選軸承初步選擇滾動(dòng)軸承。6005號軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù) 最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏 斜量=8-16、 ,大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承在本次設(shè)計(jì)中盡可能統(tǒng)一型號，所以選擇6005號軸承5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設(shè)計(jì)知，軸的總長度為L=7+

31、79+6+67+30=189mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端 L1-2=12mm 直徑為 D1-2=25mmL=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm左端軸承采用軸肩定位由2查得6005號軸承的軸肩高度為 2.5mm所以 D2-3=30mm,同理右端軸承的直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因?yàn)榇簖X輪的寬度為 42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度又因?yàn)樵趦升X輪嚙合時(shí)，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.

32、5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設(shè)計(jì)時(shí)距離也為12mm所以在該去取距離為 11mm取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm 由手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表 4-1,L=36mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45各軸肩處的圓角半徑見下圖

33、C第一軸1的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角3.92Kw25.997N -m1440r/min52mm20212求作用在齒輪上的力紐=2 緲97 103 =999.88nd252Fr=Ft*tan : =999.88*tan2 0 =363.93N3初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取Ao=112。于是有dmin-1123 3921440=15.64mm4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - mTca=Ka*T 3=1.5*25.

34、997=39.00 N m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)GB/T5843-2003 （見表28-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為63N - m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取d1-2=16mm4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - m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)GB/T5843-2003 （見表28-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為63 N m。半聯(lián)軸器的孔徑 dj=16mm .固取d1-2=16mm見下表5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A擬定

35、軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋 圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=42mm ,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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取 L1-2=40mmb初步選擇滾動(dòng)軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù) 最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏 斜量=8-16，大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù) d2-3=18mm,所以選

36、6004號軸承。右端采用軸肩定位查2又根據(jù)d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mmc取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=25mmd軸承端蓋的總寬度為 15m m（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián) 軸器的距離為25mm。固取L2-3=40mm , c=15mm，考慮到箱體的制Ft=999.88NFr =363.93Ndmin =15.64mmGY2凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=39.00N - md1=16mm23造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動(dòng)軸承的寬度 T=12mm小齒輪

37、的輪轂長 L=50mm，貝U L3-4=12mm至此已初步確定軸得長度又因?yàn)閮奢S承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表15-2取 1.0mm六.滾動(dòng)軸承的計(jì)算根據(jù)要求對所選的在低速軸 3上的兩滾動(dòng)軸承進(jìn)行校核 ，在前面進(jìn)行 軸的計(jì)算時(shí)所選軸 3上的兩滾動(dòng)軸承型號均為 61809,其基本額定動(dòng)載荷二4650 N，基本額定靜載荷 Co=4320N。現(xiàn)對它們進(jìn)行校核。由前面求得的兩個(gè)軸承所受的載荷分別為FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知軸承2所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承 2，所以只需對軸承 2進(jìn)行校 核，如果軸承2

38、滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力二 1600.22 697.232 N =1745.5N所受的軸向力 Fa二0N它們的比值為匸生=0Fr根據(jù)1表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時(shí) 旦 e。Fr2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 P,根據(jù)1式（13-8a） P = fp（XFr YFa）按照1表 13-5, X=1 , Y=0,按照1表 13-6, fp =1.0 1.2 ,取 fp =1.1。則P =1.1 (1 1745.5 0) N =1920N3)驗(yàn)算軸承的壽命Cr 二 4650 NCr =4320NFaFrP=1290N25按要求軸承的最短壽命為Lh、2 8 365

39、8h=46720h(工作時(shí)間)，根據(jù)1式( 13-5)6C 、10/ 12800(P6093.1r/m in1920二 53042 h 46720 h二3對于球軸承取3)所以所選的軸承61909滿足要求。27#七. 連接的選擇和計(jì)算按要求對低速軸3上的兩個(gè)鍵進(jìn)行選擇及校核。1)對連接齒輪4與軸3的鍵的計(jì)算(1) 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在 軸端，故可選用圓頭普通平鍵(A型)。圓頭普通平鍵(A型)根據(jù)d=52mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm,高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。(2) 校

40、核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力二 p =100120MPa，取平均值，二 p =110MPa。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 x 10=5mm。根據(jù)1 式( 6-1)可得32T 10-kld32X26644105 47 52MPa=436MPa ：；_ =11CMPa 所 以#二 p =43.6Mpa鍵 16x 10X 63二 p =63.4Mpa所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。 鍵的標(biāo)記為：鍵16X 10X 63 GB/T 1069-1979。2) 對連接聯(lián)軸器與軸 3的鍵的計(jì)算(1) 選擇鍵聯(lián)

41、接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm,高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。(2) 校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力；p =100120MPa，取其平均值，匚p =110MPa。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 x 8=4mm。根據(jù)1 式( 6-1)可得2TF03 2 匯26644勺 03一、 ；-pMPa =63.4MPa ：；-p =110MPap kld460

42、35p所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 10X 8X 70 GB/T 1069-1979。八. 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇油L-AN32。油脂L-XAMHA1 。由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動(dòng)可采用浸油潤滑，查2表7-1,選用全損耗系統(tǒng)用油(GB/T 433-1989)，代號為 L-AN32。由于滾動(dòng)軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查2表7-2，選用鈣基潤滑脂(GB/T 491-1987)，代號為L-XAMHA1 。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。 輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。九. 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)

43、 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、=8.5mm。箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進(jìn)行具體設(shè)計(jì)： 1確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚-。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：T =4 0.1T _8mm(t為低速軸轉(zhuǎn)矩，N m)可取、=8.5mm。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分 都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計(jì)得更厚些。2. 合理設(shè)計(jì)肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強(qiáng)肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3. 合理選擇材料因?yàn)殍T鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性， 且減速器的 受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2) 減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1

44、)檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密 圭寸墊。(2 )放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容 器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點(diǎn)，并在其附近形成凹坑，以便于 油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔 的接觸面處加封油圈密封。(3) 油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。(4) 通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)溫度 升高，內(nèi)壓增大，而引起減速

45、器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查 孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)入。5)起吊裝置29起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔， 箱座凸緣下面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6 ）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè) 2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰 動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，保證箱體軸承孔 的加工精度與裝配精度。十設(shè)計(jì)總結(jié)通過設(shè)計(jì)，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點(diǎn)及優(yōu)點(diǎn)：1）能滿足所需的傳動(dòng)比齒輪傳動(dòng)能實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定的傳動(dòng)比，該減速器為滿足設(shè)計(jì)要求而設(shè)計(jì)了1 : 10.96的總傳動(dòng)比。2）選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載

46、荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠 滿足強(qiáng)度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3）軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形 時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計(jì)要求最高，通過了對 軸長時(shí)間的精心設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的軸具有較大的剛度， 保證傳動(dòng)的穩(wěn)定性。4）箱體設(shè)計(jì)的得體設(shè)計(jì)減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5）加工工藝性能好設(shè)計(jì)時(shí)考慮到要盡量減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工的精度 和生產(chǎn)率。此外，所設(shè)計(jì)的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn), 可以完全滿足設(shè)計(jì)的要

47、求。（6）由于時(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié) 構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計(jì)算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。十一 參考資料1 機(jī)械設(shè)計(jì)（第七版）一濮良貴，紀(jì)名剛主編 北京：高等教育出版社，2006。2 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊（第3版）一吳宗澤，羅盛國主編北京：高等教育出版社，2006。3 簡明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編， 2002年5 月第一版；4 減速器選用手冊，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編，2002年6月第一版；5 工程機(jī)械構(gòu)造圖冊，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編機(jī)械制圖（第四版），高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治 一編，2001年8月第四版；7互換性與技術(shù)測量（第四版），中國計(jì)量出版社，廖念釗，古瑩 庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。