三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器 機械與能源工程學(xué)院 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè) 班級：機械三班 學(xué)號：******* 設(shè)計人： ** 指導(dǎo)老師： 虞紅根 完成日期2013年7月2日 同濟大學(xué) 目錄 設(shè)計任務(wù)書1 選擇電動機及傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2 齒輪傳動的設(shè)計4 高速級齒輪的設(shè)計4

2、 低速級齒輪的設(shè)計9 齒輪旋向設(shè)計13 齒輪受力分析13 傳動軸及其附件的設(shè)計及校核14 輸入軸及其附件的設(shè)計及校核14 中間軸及其附件的設(shè)計及校核21 輸出軸及其附件的設(shè)計及校核28 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計35 心得體會38 參考資料39 一、設(shè)計任務(wù)書 （一）課程的目的 1.通過機械設(shè)計課程設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其他相關(guān)課程的理論和生產(chǎn)實際知識去分析解決設(shè)計問題，進一步鞏固、深化和發(fā)展所學(xué)到的知識。 2.學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法。培養(yǎng)正

3、確的設(shè)計思維和分析問題、解決問題的能力。 （二）題目 設(shè)計一用于帶式輸送機裝置中的三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器。 設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù)如下： 工作情況 載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn) 鼓輪的扭矩T（Nm) 560 鼓輪的直徑D（mm） 320 運輸帶速度（m/s) 0.8 帶速允許偏差（%） 5 使用期限（年） 5 工作制度（班/日） 2 總體布置： （三）設(shè)計內(nèi)容 1.電動機的選擇與運動參數(shù)設(shè)計計算 2.斜齒輪傳動設(shè)計計算 3.軸的設(shè)計 4.鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 5.滾動軸承的選擇 6.裝配圖。零件圖的繪制 7.設(shè)計計算說明書的編寫 （四）設(shè)計進度

4、1.第一階段：總體設(shè)計和傳動件參數(shù)計算及齒輪傳動設(shè)計（3天） 2.第二階段：軸和軸系零件的設(shè)計（3天） 3.第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制（3天） 4.第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫（6天） 1、 選擇電動機及傳動裝置的運動和動力參數(shù) 計算過程及說明 結(jié)果 （一）電動機的選擇 1.電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列、三相異步交流電動機，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2.電動機容量選擇 （1）工作機所需功率Pw: （2）確定傳動系統(tǒng)的效率η: 滾動軸承的效率

5、 （三對） η1=0.99 圓柱齒輪傳遞效率 （兩對） η2=0.97 彈性聯(lián)軸器 （兩個） η3=0.99 卷筒軸效率 η4=0.96 傳動系統(tǒng)的效率η： （3）電動機輸出功率Pd： （4）電動機額定功率Ped: 查參考資料【1】表20-1得Ped=4kW 3.電動機轉(zhuǎn)速選擇 （1）工作機轉(zhuǎn)速nw： （2）電動機轉(zhuǎn)速可選范圍： 取nd=1000r/min 4.查參考資料【1】表20-1，

6、選定電動機型號：Y132M1-6 列表記錄電動機的技術(shù)數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率(kW) 同步轉(zhuǎn)速 (r/min) 滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min) Y132M1-6 4 1000 960 列表記錄電動機的外形尺寸和安裝尺寸 電動機型號 H A B C D E Y132M1-6 132 216 178 89 38 80 （二）計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1.總傳動比： 2.分配各級傳動比： （三）計算傳動裝置的運動和動力 1.各軸轉(zhuǎn)速n 2.各軸輸入功率P

7、 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T 以上數(shù)據(jù)列表如下： 項目 電動機軸 高速軸1 中間軸2 低速軸3 轉(zhuǎn)速n（r/min) 960 960 187.86 47.43 功率P（kW） 3.26 3.23 3.10 2.98 轉(zhuǎn)矩T（Nm） 32.43 32.13 157.59 596 傳動比 1.0 5.11 3.93 效率 0.99 0,96 0.96 Ped=4kW 電動機型號： Y132M1-6

8、 3、 齒輪傳動的設(shè)計 計算過程及說明 結(jié)果 （1） 高速級齒輪的設(shè)計 1.選用齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）選用斜齒圓柱齒輪; （2）斜齒圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88)； （3）材料選擇根據(jù)參考資料【2】表10-1，選擇小齒輪為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為270HBS（241~286HBS）；選擇大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS（217~255HBS），兩者硬度相差30HBS，合適； （4）初步選定小齒輪齒數(shù)

9、為z1=20,大齒輪齒數(shù)為z2=i1z1=205.11=102.2，取z2=102； （5）初定螺旋角為β=14； 2.按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 公式為： (1)確定式中各計算量值 1)試選Kt=1.6； 2)由參考資料【2】圖10-30選取系數(shù)ZH=2.433； 3)由參考資料【2】圖10-26查得 ； 4)u=i1=5.11； 5)查參考資料【2】表10-7，取Φd=1； 6)轉(zhuǎn)矩T1=32.13Nm=32130Nmm 7)由參考資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP1/2

10、 8)由公式N=60njLh計算循環(huán)次數(shù)： 9)由參考資料【2】圖10-19得解除疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.93，KHN2=0.95； 10)由參考資料【2】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞極限 бlim1=600MPa，бlim2=550MPa 11)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式 （2）計算 1) 初取d1t=38.05mm； 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b和模數(shù)mnt 4)計算齒寬與高之

11、比 齒高：h=2.25mnt=2.251.85=4.16mm; b/h=38.05/4.16=9.15 5) 計算縱向重合度 6) 計算載荷系數(shù)K 公式：K=KAKvKHɑKHβ 查參考資料【2】表10-2得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)v=1.91m/s,7級精度，查參考資料【2】圖8-10得動載系數(shù)Kv=1.05； 查參考資料【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHɑ=KFɑ=1.2； 查參考資料【2】表10-4得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.3，查參考資料【2】圖10-13得KFβ=1.24； 故載荷系數(shù)K=KAKvKHɑKHβ=11.051.21.3=1.

12、638 7) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8)計算模數(shù)mn 3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 公式為： （1）確定式中各計算量的值 1)載荷系數(shù)K K=KAKvKFɑKFβ=11.051.21.24=1.562 2)根據(jù)縱向重合度εβ=1.586，查參考資料【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88； 3)計算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力校正系數(shù)YSa 查參考資料【2】表10-5得齒形系數(shù)YFa1=2.73，YFa2=2.17； 應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.569，YSa2=1.8;

13、 5)由參考資料【2】圖10-20c得彎曲疲勞強度極限 小齒輪бFE1=500MPa，大齒輪бFE2=380MPa； 6)由參考資料【2】圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)： KFN1=0.85，KFN2=0.88; 7)計算彎曲疲勞強度許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 8)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪數(shù)值大，選用計算； （2）計算 按齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m

14、n=2mm; 為了滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=38.35mm來計算應(yīng)有的齒數(shù) 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為120mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值不變，故參數(shù)εɑ，kβ等不必修正； （3）計算大小齒輪的分度圓直徑； （4）計算齒輪寬度 （二）低速級齒輪的設(shè)計 1.選用齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）選用斜齒圓柱齒輪; （2）斜齒圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88)； （

15、3）材料選擇 根據(jù)參考資料【2】表10-1，選擇小齒輪為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為270HBS（241~286HBS）；選擇大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS（217~255HBS），兩者硬度相差30HBS，合適； （4）初步選定小齒輪齒數(shù)為z1=20,大齒輪齒數(shù)為z2=i2z1=203.93=78.6，取z2=79； （5）初定螺旋角為β=14； 2.按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 公式為： （1）確定式中各計算量值 1)試選Kt=1.6； 2)由參考資料【2】圖10-30選取系數(shù)ZH=2.433； 3)由參考資料【2

16、】圖10-26查得 ； 4)u=i2=3.93； 5)查參考資料【2】表10-7，取Φd=1； 6)轉(zhuǎn)矩T2=157.59Nm=157590Nmm 7)由參考資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP1/2 8)由公式N=60njLh計算循環(huán)次數(shù)： 9)由參考資料【2】圖10-19得解除疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95，KHN2=0.97； 10)由參考資料【2】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞極限 бlim1=600MPa，бlim2=550MPa 11)計算接觸疲勞許

17、用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式 （2）計算 1) =64.65mm; 初取d1t=64.65mm； 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b和模數(shù)mnt 4)計算齒寬與高之比 齒高：h=2.25mnt=2.253.14=7.065mm; b/h=64.65/7.065=9.15 5)計算縱向重合度 6)計算載荷系數(shù)K 公式：K=KAKvKHɑKHβ 查參考資料【2】表10-2得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)v=0.

18、63m/s,7級精度，查參考資料【2】圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.01； 查參考資料【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHɑ=KFɑ=1.2； 查參考資料【2】表10-4得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.3，查參考資料【2】圖10-13得KFβ=1.24； 故載荷系數(shù)K=KAKvKHɑKHβ=11.011.21.3=1.584 7)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8)計算模數(shù)mn 3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 公式為： （1）確定式中各計算量的值 1)載荷系數(shù)K K=KAKvKFɑKFβ=11.011.21.24=1.50

19、3 2)根據(jù)縱向重合度εβ=1.586，查參考資料【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88； 3)計算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力校正系數(shù)YSa 查參考資料【2】表10-5得齒形系數(shù)YFa1=2.724，YFa2=2.21； 應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.57，YSa2=1.77; 5)由參考資料【2】圖10-20c得彎曲疲勞強度極限 小齒輪бFE1=500MPa，大齒輪бFE2=380MPa； 6)由參考資料【2】圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)： KFN1=0.88，KFN2=0.91; 7)計算彎曲疲勞

20、強度許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 8)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪數(shù)值大，選用計算； （2）計算 =2.21mm 按齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn=2.5mm; 為了滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=64.21mm來計算應(yīng)有的齒數(shù) 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為159mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角

21、 因β值不變，故參數(shù)εɑ，kβ等不必修正； （3）計算大小齒輪的分度圓直徑； （4）計算齒輪寬度 （3） 齒輪旋向設(shè)計 設(shè)定高速級小齒輪為右旋，那么與之嚙合的大齒輪就是左旋，為使中間軸的軸向力相互抵消一部分，低速級大齒輪采用右旋，小齒輪采用左旋。 將上述結(jié)果整理如下表： 齒輪 高速級 小齒輪 高速級 大齒輪 低速級 小齒輪 低速級 大齒輪 模數(shù) 2.0 2.0 2.5 2.5 齒數(shù) 19 97 25 98 齒寬 45 40 70 65 分度圓直徑d 39.31 200.69 6

22、4.63 253.37 齒根圓直徑df 34.31 195.69 58.38 247.12 齒頂圓直徑d2 43.31 204.69 69.63 258.37 旋向 右 左 左 右 （4） 齒輪受力分析 1.高速級齒輪 2.低速級齒輪 7級精度 40Cr（調(diào)質(zhì)） 45鋼（調(diào)質(zhì)） β=14 h=4.16mm

23、 b/h=9.15 K=1.638 mn=2mm a=120mm 7級精度 40Cr（調(diào)質(zhì)） 45鋼（調(diào)質(zhì)） z1=20 z2=79 β=14

24、 h=7.065mm b/h=9.15 K=1.584 K=1.503 4、 傳動軸及其附件的設(shè)計與校核 計算過程及說明 結(jié)果 （1） 輸入軸

25、及其附件的設(shè)計及校核 1.初步確定軸的最小直徑 由公式初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考資料【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，A0=97~112，取A0=112，， 輸入軸與聯(lián)軸器連接段有鍵槽，則最小直徑應(yīng)修正為 2.輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出的直徑d1-2，這段軸上設(shè)有鍵槽，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩： 由參考資料【1】第17章，考慮到已經(jīng)選擇電動機的型號，其輸出軸直徑應(yīng)與半聯(lián)軸器的軸孔內(nèi)徑相同，故選取ML3型梅花形彈性聯(lián)軸器，其公稱扭矩為90Nm,與軸連接的半聯(lián)軸器的孔徑為d1=22mm，半聯(lián)軸器的長度L=52mm

26、，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm； 3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬定軸的傳動方案如下圖： （1）半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔內(nèi)徑應(yīng)等于該段軸的直徑，因此d1-2=22mm；半聯(lián)軸器軸向定位采用軸肩定位，因此軸1-2右端需制出一軸肩，該段軸直徑應(yīng)大于半聯(lián)軸器轂孔內(nèi)徑，取d2-3=28mm；左端采用擋圈定位，為保證軸段擋圈直壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸段上，故軸段1-2的長度應(yīng)略短于L1，取36mm； （2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，又d2-3=28mm，按照軸承的國家標(biāo)準(zhǔn)，查參考資料【1】表15-

27、7，選擇型號為30206的圓錐滾子軸承，其基本參數(shù)如下： 軸承代號 d D T D1max D2min 30206 30 62 17.25 37 36 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，定位軸肩最小高度h=3mm，故取軸4-5的直徑為36mm，4-5段的長度為軸承端面到齒輪端面的距離，參照參考資料【1】表4-1和圖4-2可得：L4-5=91mm； （3）與齒輪相配合的軸段5-6的直徑應(yīng)大于36mm；而齒輪的齒根圓直徑為34.31mm，故而將軸做成齒輪軸，則軸段5-6的直徑為齒輪的齒頂圓直徑43.31mm，長度為齒輪寬，故L5-6=45mm； （4）軸段7-8需

28、與軸承配合，由于與之靠近的齒輪的齒頂圓直徑小于軸承的外徑，為防止齒輪嚙合時產(chǎn)生的熱油大量的沖向軸承內(nèi)部，增加軸的阻力，需設(shè)置擋圈，擋圈寬度取5mm，直徑應(yīng)小于軸承外徑2-4mm，取為58mm，軸段7-8的長度取為5+17.25=22.25mm； （5）軸段6-7的直徑取為36mm，長度根據(jù)軸承端面到齒輪端面的距離之和為Δ2+Δ3=10+4=14mm，取為14-5=9mm； 4.零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： C型平鍵bhL=6632mm； 軸與半聯(lián)軸器之間的配合為H7/r6； 軸承與軸的定位為過渡配合，軸的尺

29、寸公差為k6; 5.倒角與圓角可由參考資料【2】表15-2查得，具體數(shù)值參考下圖： 6.輸入軸的校核 （1）求軸上的載荷 從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖以及扭矩圖可以看出齒輪中間的截面是危險截面，現(xiàn)將計算出的該截面處的彎矩扭矩值列如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=414N,FNH2=1221N FNV1=101.5N,FNV2=514N 彎矩 MH=48230Nmm MV1=11825Nmm MV2=20303Nmm 總彎矩 扭矩 T=32130Nmm （2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的

30、強度 通常指教和軸上所承受最大應(yīng)力和扭矩的截面的強度。根據(jù)參考資料【2】式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，最大彎矩為M2，軸的計算應(yīng)力： 已知軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考資料【2】表15-1得[б-1]=70MPa, бca<[б-1],故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面A,2，3，B只受到扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A，2，3，B均無需校核。 軸的最大

31、彎矩發(fā)生在5-6段，由于彎矩最大處發(fā)生在齒輪齒寬的中間，而一般軸在此處不受到加工應(yīng)力的影響，不需校核。故需要校核處應(yīng)該是彎矩、扭矩較大、應(yīng)力較大且直徑較小等能引起應(yīng)力集中的地方。截面5左側(cè)有倒圓引起應(yīng)力集中，并且此處受到的彎矩和扭矩較大，因此危險截面應(yīng)該是在5左側(cè)。 2)截面5左側(cè)： 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 截面5左側(cè)的彎矩為： 截面5左側(cè)的扭矩為：T=32130Nmm 截面5上的彎曲應(yīng)力為： 截面5上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： ; 軸的材料為40Cr，由參考資料【2】表15-1查得： 由參考資料【2】附表3-2查出： 經(jīng)插值后，可得截面上由于軸肩處而形成的應(yīng)力

32、集中系數(shù) 由參考資料【2】附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為： 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： 由參考資料【2】附圖3-2查得尺寸幾截面形狀系數(shù) 由參考資料【2】附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由參考資料【2】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為： ，軸未經(jīng)表面強化處理，即強化系數(shù)； 綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)Sca值： 故軸安全。 7.輸入軸上軸承的校核 （1）根據(jù)軸承型號30206，查參考資料【1】表15-7取軸承基本額定動載荷為：Cr=41200N，基本額定靜載荷為C0r=29500N；

33、 （2）求徑向力Fr （3）求軸向力Fa 對于30206型的軸承，按參考資料【2】表13-7，軸承的派生軸向力 查參考資料【1】表15-7， 則 軸有向左竄動的趨勢，故軸承1被壓緊，軸承2被放松， 于是， （4）求軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 由于載荷平穩(wěn)，查參考資料【2】表13-6，取， （5）驗算軸承壽命 因為P1>P2,所以按軸承1所受力的大小驗算軸承壽命， 故軸承使用壽命足夠，合格。 8.輸入軸上鍵連接強度校核 鍵的類型：C型單圓頭普通平鍵， （二）中間軸及其附件的設(shè)計及校核 1.初步

34、確定軸的最小直徑 由公式初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考資料【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，A0=97~112，取A0=112，， 輸入軸與聯(lián)軸器連接段有鍵槽，則最小直徑應(yīng)修正為: 2.根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 （1）擬定軸上零件的裝配方案如下圖： （2）軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，為了使所選的軸與軸承吻合，故需選擇軸承的內(nèi)徑和類型，適當(dāng)放大軸的最小直徑。查參考資料【1】第十五章，由于存在一定的徑向力，取軸承為單列圓錐滾子軸承，內(nèi)徑為35mm，類型為30207，軸承具體數(shù)據(jù)如下： 軸承代號

35、 d D T D1max D2min 30207 35 72 18.25 44 42 故取1-2段的直徑為35mm，由于此處齒輪頂徑小于軸承外徑，軸承又為油潤滑，故需要用擋油盤，取擋油盤寬度為5mm，因此1-2段的長度為23.25mm； （3）由于擋油盤需要軸肩定位，故軸2-3段軸頸取為45mm，軸2-3段長度根據(jù)參考資料【1】表4-1規(guī)定的箱體內(nèi)壁與軸承端面之間的距離Δ3及箱體內(nèi)壁與齒輪端面之間的距離Δ2來確定，； （4）軸3-4需要與低速級小齒輪配合，由于齒輪的齒根圓直徑小，齒輪輪轂要做鍵槽，將會使得鍵槽底部到齒根的距離太小，因此做成齒輪軸，則軸段3-4的

36、直徑為齒頂圓直徑64.63mm，長度為小齒輪寬度70mm； （5）軸5-6段與高速級大齒輪配合，直徑取為38mm，為使齒輪軸向定位，5-6段的長度應(yīng)比齒寬略短，取為40-2=38mm，齒輪左端采用軸肩定位，故軸段4-5的直徑取為45mm，長度根據(jù)兩軸配合時齒輪之間所確定的距離要求來取，根據(jù)參考資料【1】表4-1及圖4-2，結(jié)合后面所取的箱體的相關(guān)參數(shù)可得4-5段軸的長度為9.5mm； （6）軸6-7段需要與軸承配合，直徑為35mm，大齒輪右端和軸承左端均需要用套筒定位，綜合考慮后取套筒的外徑為38mm，寬度為16.5mm，軸段6-7的長度根據(jù)參考資料【1】表4-1所規(guī)定的相關(guān)參數(shù)，

37、取為36.5mm（16.5+2+18.25）； 3. 零件的周向定位 高速級大齒輪與軸之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： C型平鍵 bhL=10836mm； 根據(jù)參考資料表18-5，軸與齒輪之間采用過渡配合H7/k6； 軸承與軸的定位為過渡配合，軸的尺寸公差為k6； 4.倒角與圓角可由參考資料【2】表15-2查得，具體數(shù)值見下圖： 5.中間軸的校核 （1）求軸上的載荷 從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖以及扭矩圖可以看出齒輪中間的截面是危險截面，現(xiàn)將計

38、算出的該截面處的彎矩扭矩值列如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=3671,FNH2=2841N FNV1=1625.5N,FNV2=-405N 彎矩 MH3=187221Nmm MH2=109387.5Nmm MV3=82900Nmm MV3’=41375Nmm MV2’=27856.5Nmm MV2=15592.5Nmm 總彎矩 扭矩 T=157590Nmm （2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 按照通常情況，只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面的強度即可。此處即校核B截面左側(cè)截面。 根據(jù)參考資料【2】式15-5及上表中

39、的數(shù)據(jù)，以軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，最大彎矩為M2，軸的計算應(yīng)力： 已知軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考資料【2】表15-1得[б-1]=70MPa, бca<[б-1],故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面5處的過盈配合引起的應(yīng)力集中較為嚴(yán)重，并且此截面同時受到彎矩和扭矩的作用，由于鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈的小，可以忽略，故需校核軸截面5右側(cè)。 2）截面5右側(cè) 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 截面5左側(cè)的彎矩為： 截面5左側(cè)的扭矩為：T=157590Nmm 截面5上的彎曲應(yīng)力為

40、： 截面5上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： ; 軸的材料為40Cr，由參考資料【2】表15-1查得： 過盈配合處的，由參考資料【2】附表3-8，用插值法求出，并取， 軸按磨削加工，由參考資料【2】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為： ，軸未經(jīng)表面強化處理，即強化系數(shù)； 綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)Sca值： 故軸安全。 7.中間軸上軸承的校核 （1）根據(jù)軸承型號30207，查參考資料【1】表15-7取軸承基本額定動載荷為：Cr=41200N，基本額定靜載荷為C0r=29500N； （2）求徑向力Fr

41、 （3）求軸向力Fa 對于30207型的軸承，按參考資料【2】表13-7，軸承的派生軸向力 查參考資料【1】表15-7， 則 軸有向右竄動的趨勢，故軸承2被壓緊，軸承1被放松， 于是， （4）求軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 由于載荷平穩(wěn)，查參考資料【2】表13-6，取， （5）驗算軸承壽命 因為P1

42、式初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考資料【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，A0=97~112，取A0=112，; 2.輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出的直徑d1-2，這段軸上設(shè)有鍵槽，則最小直徑的修正值為： 為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故須同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為: 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩的條件，查參考資料【1】第十七章，選取HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm，取半聯(lián)軸器的孔徑為d1=48mm，故取軸6-7段的直徑為48mm；半聯(lián)軸器的長度為L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂

43、孔長度為L1=84mm。 3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）擬定軸上零件的裝配方案如下圖： （2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，6-7軸段左端要制出一軸肩，故取5-6的直徑為53mm；右端用軸段擋圈定位，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故6-7段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取82mm； （3）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。1-2、4-5段和軸承配合，參照工作要求并根據(jù)5-6段的直徑為53mm，根據(jù)參考資料【1】表15-7選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30211型。該軸承的

44、各項數(shù)據(jù)如下表： 軸承代號 d D T D1max D2min 30211 55 100 22.75 64 64 因此留出端蓋余量取5-6的長度為60mm，1-2、4-5軸段直徑取為55mm。 軸承采用套筒進行軸向定位，根據(jù)要求取套筒的外徑為64mm，長度為16.5mm，該套筒同時用作齒輪的左端面定位，右軸承采用軸肩進行軸向定位，取3-4段的直徑為64mm； （5）軸4-5段與軸承配合，由于軸承需要留出間隙，取4-5軸段長度為19.5mm；1-2段根據(jù)參考資料【1】表4-1，圖4-2所規(guī)定的箱體內(nèi)壁與軸承端面、齒輪端面之間的距離關(guān)系，取為42.

45、25mm（22.75+16.5+2） （5）與齒輪配合的軸段2-3直徑取為58mm，為使齒輪軸向定位，2-3段的長度應(yīng)比齒寬略短，取為63mm，齒輪右端采用軸肩定位，3-4軸段的直徑取64mm合適，長度根據(jù)兩軸配合時所要求的距離來確定，取為68.5mm 4.零件的周向定位 軸與半聯(lián)軸器之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： C型平鍵bhL=14980mm； 軸與半聯(lián)軸器的配合為H7/r6； 軸與齒輪之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： A型平鍵bhL=161065mm； 軸與齒輪之間采用過渡配合H7/k6;

46、 軸承與軸的定位為過渡配合，軸的尺寸公差為k6。 5.倒角與圓角可由參考資料【2】表15-2查得具體數(shù)值見下圖： 6.輸出軸的校核 （1）求輸出軸上的載荷 從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖以及扭矩圖可以看出齒輪中間的截面B是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面B處的彎矩扭矩值列如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=3305N,FNH2=1572N FNV1=173N,FNV2=1663N 彎矩 MH=161945Nmm MV1=8499Nmm MV2=17128

47、9Nmm 總彎矩 扭矩 T=596000Nmm （2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 通常只校核軸上所承受最大應(yīng)力和扭矩的截面的強度。根據(jù)參考資料【2】式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，最大彎矩為M2，軸的計算應(yīng)力： 已知軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考資料【2】表15-1得[б-1]=70MPa, бca<[б-1],故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面3處的過盈配合引起的應(yīng)力集中較為嚴(yán)重，并且此截面同時受彎矩和扭矩作用，由于鍵槽引起的應(yīng)力集中系

48、數(shù)比過盈配合的小，可以忽略，故需校核截面3的左側(cè)。 2)截面3左側(cè)： 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 截面3左側(cè)的彎矩為： 截面5左側(cè)的扭矩為：T=596000Nmm 截面5上的彎曲應(yīng)力為： 截面5上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： ; 軸的材料為40Cr，由參考資料【2】表15-1查得： 過盈配合處的，由參考資料【2】附表3-8，用插值法求出，并取， 軸按磨削加工，由參考資料【2】附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為： ，軸未經(jīng)表面強化處理，即強化系數(shù)； 綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)Sca值： 故軸安全。 7.輸入軸上軸承的校核

49、 （1）根據(jù)軸承型號30211，查參考資料【1】表15-7取軸承基本額定動載荷為：Cr=86500N，基本額定靜載荷為C0r=655500N； （2）求徑向力Fr （3）求軸向力Fa 對于30211型的軸承，按參考資料【2】表13-7，軸承的派生軸向力 查參考資料【1】表15-7， 則 軸有向右竄動的趨勢，故軸承2被壓緊，軸承1被放松， 于是， （4）求軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 由于載荷平穩(wěn)，查參考資料【2】表13-6，取， （5）驗算軸承壽命 因為P1

50、命， 故軸承使用壽命足夠，合格。 8.輸入軸上鍵連接強度校核 （1）軸與齒輪之間的鍵連接 鍵的類型：A型圓頭普通平鍵， （2）軸與聯(lián)軸器之間的鍵連接 鍵的類型：C型但愿頭普通平鍵， 圓錐滾子軸承 30206型 C型平鍵 bhL= 6632mm

51、 Cr=41200N C型單圓頭普通平鍵

52、 圓錐滾子軸承 30207型

53、 圓錐滾子軸承 30211型 C型平鍵bhL=14980mm A型平鍵bhL=161065mm

54、

55、 5、 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 計算過程及說明 結(jié)果 （1） 機體有足夠的剛度 減速箱的箱體采用灰鑄鐵（HT200）制成，在機體外加肋，外輪廓為長方形，怎強了軸承座剛度。 （二）考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱 引起傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤滑，同時為了便面油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x取為36mm。 為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為Ra6.3. （3） 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 鑄件箱蓋壁厚為8mm，箱座壁厚為8mm，圓角半徑為R=20mm。機體外形簡單

56、，拔模方便。 （4） 對附件設(shè)計 1.視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合去的位置，并有足夠的空間，以便于能深入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。 2.油塞 放油孔未予油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用孔用螺栓堵住，因此有空出的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加密封圈以密封。 3.游標(biāo) 游標(biāo)未在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防止油進入油尺座孔而溢出。 4.通氣孔

57、 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔上安裝通氣器，以便達到機體內(nèi)壓力平衡。 5.起蓋螺釘 起蓋螺釘上的螺紋長度應(yīng)大于機蓋連接凸緣處的厚度。 6.定位銷 為保證剖分式集體的軸承座孔的加工及裝配精度，在基體連接凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 7.起吊裝置 再機蓋和機座上鑄造出吊耳吊鉤，用以起吊和搬運減速箱。 （5） 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下表 名稱 符號 計算式 結(jié)果 箱體壁厚 8 箱座壁厚 8 箱座、箱蓋、箱底座凸緣厚度 b,b1,b2 12 12 20 加強肋厚

58、 6.8 6.8 地腳螺栓直徑 20 地腳螺栓數(shù)目 n 6 軸承旁連接螺栓直徑 16 箱蓋箱座連接螺栓直徑 12 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目 6 4 8 4 8 4 軸承蓋外徑 參考資料【1】 表9-9，9-10 92 112 140 觀察孔蓋螺釘 6 df,d1,d2至箱體外壁的距離 C1 見參考資料【1】 表3-1 31 27 18 df,d1,d2至凸緣邊緣的距離 C2 見參考資料【1】 表3-1 24 20 16 軸承旁凸臺高度 h 由結(jié)構(gòu)決定

59、 49 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2 20 箱體外壁至軸承座端面的距離 49 齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離 10 齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離 10 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 4 旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離 10~15 12 齒輪頂圓至軸表面的距離 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 >30~50 36 箱底至箱底內(nèi)壁的距離 約20 20 減速器中心高 H 185 箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離 L1 57 （6） 軸承的潤滑和密封設(shè)計 1.對于二級圓柱減速器，浸油齒輪的圓周速度為0

60、.64m/s,采用油潤滑速度小于3m/s，不能形成油霧，設(shè)置導(dǎo)油槽。導(dǎo)油槽用盤銑刀銑制而成，深度為6mm，寬度為6mm，離箱體內(nèi)壁的距離為8mm； 2.為了保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應(yīng)具有足夠的寬度，鏈接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為Ra6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研，而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并且均勻布置，保證密封性。 六，心得與體會 這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作

61、打下了堅實的基礎(chǔ). 課程設(shè)計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經(jīng)歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關(guān)；最后看著自己的成果打印出來的瞬間是喜悅的、是輕松的！ 課程設(shè)計過程中出現(xiàn)的問題幾乎都是過去所學(xué)的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學(xué)們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設(shè)計，而且學(xué)到了，應(yīng)該是補回了許多以前沒學(xué)好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學(xué)知識的能力。 　　機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜

62、合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 7、 參考資料 參考資料【1】機械設(shè)計課程設(shè)計 高等教育出版社 參考資料【2】 機械設(shè)計第八版 主編紀(jì)名剛 參考資料【3】 機械原理 參考資料【4】 互換性與技術(shù)測量第五版 43