同軸式減速器計算說明書

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1、機械工程學(xué)院 機械設(shè)計 課程設(shè)計說明書 設(shè) 計 題 目： 機械設(shè)計課程設(shè)計 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 　 　 　　 班 級： 　 　　 　　 姓

2、 名： 邵謠夏 學(xué) 號 　 指 導(dǎo) 教 師： 完 成 日 期： 同濟大學(xué) 目錄 一． 設(shè)計任務(wù)書 - 3 - 1. 設(shè)計目的： - 3 - 2. 設(shè)計內(nèi)容和要求 - 3 - 二． 傳動方案的分析論證 - 4 - 三． 電動機的選擇計算 - 5 - 1. 選擇電

3、動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 - 5 - 2. 選電動機的容量 - 5 - 3. 選電動機轉(zhuǎn)速并確定電動機型號 - 6 - 四． 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 - 6 - 1. 傳動裝置的總傳動比 - 6 - 2. 分配各級傳動比 - 6 - 五． 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) - 6 - 1. 各軸轉(zhuǎn)速（電機軸為0軸） - 6 - 2. 各軸輸入輸出功率 - 7 - 3. 各軸轉(zhuǎn)矩 - 7 - 4． 將計算結(jié)果列表備用 - 7 - 六． 斜齒輪傳動設(shè)計計算 - 7 - Ⅰ.設(shè)計低速級斜齒輪傳動 1. 選精度等級、材料和齒數(shù) - 7 - 2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)

4、計 - 8 - 3. 幾何尺寸計算 - 10 - 4. 按齒根彎曲疲勞強度校核 - 11 - 5. 主要設(shè)計結(jié)論 - 12 - 6. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 12 - Ⅱ.設(shè)計低速級斜齒輪傳動 1. 選精度等級、材料及齒數(shù) - 12 - 2. 校核齒根彎曲疲勞強度 - 14 - 3. 主要設(shè)計結(jié)論 - 15 - 4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 15 - 七． 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 - 15 - Ⅰ軸： 1. 材料及熱處理 - 16 - 2. 求作用在齒輪上的力 - 16 - 3. 初定軸的最小直徑 - 16 - 4. Ⅰ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 16 - Ⅱ軸： 1. 材料及熱處理 - 1

5、8 - 2. 求作用在齒輪上的力 - 18 - 3. 初定軸的最小直徑 - 18 - 4. Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 18 - Ⅲ軸： 1. 材料及熱處理 - 20 - 2. 初定軸的最小直徑 - 20 - 3. Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 20 - Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的精確校核： 1. 精確校核Ⅰ軸的疲勞強度： - 22 - 2. 精確校核Ⅱ軸的疲勞強度： - 25 - 3. 精確校核Ⅲ軸的疲勞強度： - 28 - 八． 滾動軸承的選擇及壽命計算 - 32 - Ⅰ軸： 1. 計算支承的受力 - 32 - 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 - 32 - 3. 計算軸承當(dāng)量動

6、載荷P1和P2 - 33 - 4. 驗算軸承壽命 - 33 - Ⅱ軸： 1. 計算支承的受力 - 33 - 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 - 34 - 3. 計算軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 - 34 - 4. 驗算軸承壽命 - 34 - Ⅲ軸： 1. 計算支承的受力 - 35 - 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 - 35 - 3. 計算軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 - 35 - 4. 驗算軸承壽命 - 35 - 九． 鍵連接的選擇及校核計算 - 36 - 十． 聯(lián)軸器的選擇 - 36 - 1. 高速軸彈性聯(lián)軸器的設(shè)計計算 - 37 - 2. 低速軸

7、彈性聯(lián)軸器的設(shè)計計算 - 37 - 十一． 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 37 - 1. 減速器壁厚 - 37 - 2. 減速器其余零部件的選擇 - 38 - 十二． 密封件，潤滑劑及潤滑方式的選擇 - 38 - 1. 齒輪的潤滑 - 38 - 2. 滾動軸承的潤滑 - 38 - 3. 潤滑油的選擇 - 38 - 4. 密封方法的選取 - 38 - 十三． 設(shè)計小結(jié) - 38 - 十四． 參考資料 - 39 - 一． 設(shè)計任務(wù)書 1. 設(shè)計目的： （1）、了解機械設(shè)計的基本方法，熟悉并掌握簡單機械的設(shè)計方法和設(shè)計步驟。 （2）、綜合運用已修課程的有關(guān)理論和知識進行機械

8、設(shè)計，培養(yǎng)學(xué)生理論聯(lián)系實際的設(shè)計能力，進一步鞏固、加深拓寬所學(xué)的知識。 通過設(shè)計時間，逐步樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，培養(yǎng)獨立設(shè)計能力，為后續(xù)課程的設(shè)計、畢業(yè)設(shè)計和實際工作奠定基礎(chǔ)。 熟悉與機械設(shè)計有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計手冊等技術(shù)資料，培養(yǎng)運用他們解決實際問題的能力，進行全面的機械設(shè)計基本技能訓(xùn)練。 2. 設(shè)計內(nèi)容和要求 設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器。 （1）、總體布置簡圖 （2）、工作情況：載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)。 （3）、原始數(shù)據(jù) 鼓輪的扭矩T(N?m) 鼓輪的直徑D（mm） 運輸帶速度V（m/s） 帶速允許偏差（5％）

9、 使用期限（年） 工作制度（班/日） 900 350 0.7 5 5 2 （4）、設(shè)計內(nèi)容： 1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2) 斜齒輪傳動設(shè)計計算； 3) 軸的設(shè)計校核； 4) 滾動軸承的選擇； 5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 6) 裝配圖、零件圖的繪制； 7) 設(shè)計計算說明書的編寫。 （5）、設(shè)計任務(wù)： 1) 減速器設(shè)計草圖一張、總裝配圖一張（1號圖紙）； 2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）； 3) 設(shè)計計算說明書一份。 （6）、設(shè)計進度： 1) 發(fā)題日期：2016/7/11； 2) 第一階段：2016/7/11-2016

10、/7/12 3) 第二階段：2016/7-13-2016/7/15 4) 第三階段：2016/7/16-2016/7/20 5) 第四階段：2016/7/21-2016/7/25 6) 答辯日期：2016/7/27 二． 傳動方案的分析論證 由題目確定傳動機構(gòu)類型為同軸式二級齒輪減速器。 該種機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩個大齒輪的浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長，剛度差，兩短軸之間軸承潤滑較困難。 為了有效提高傳動平穩(wěn)性和承載能力，減速器采用圓柱斜齒輪傳動，軸承使用滾動軸承。由于彈性聯(lián)軸器不僅可以補償兩軸間相對位移，而且具有緩沖減震

11、的能力，因此選用彈性聯(lián)軸器。 計算與說明 結(jié)果 三． 電動機的選擇計算 1. 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 工況為載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求的場合，選Y系列三相異步電動機。 2. 選電動機的容量 （1） 算電動機的所需功率 PW=TWnW9550ηW 其中 nW=60000VπD=60000Vπ350=38.2r/min 故PW=TWnW9550ηW=90038.295500.95=3.79kW （2） 算電動機的輸出功率Pd 代號 說明 取值 η1 輸入軸彈性聯(lián)軸器效率 0.99 η2

12、Ⅰ軸軸承效率 0.98 η3 1,2齒輪嚙合傳動效率 0.95 η4 Ⅱ軸軸承效率 0.98 η5 3,4齒輪嚙合傳動效率 0.95 η6 Ⅲ軸軸承效率 0.98 η7 輸出軸彈性聯(lián)軸器效率 0.99 η=i=17ηi=0.990.980.950.980.950.980.99=0.83 則Pd=PWη=3.790.83=4.57kW (3)確定電動機的額定功率Ped 由表20-1【1】選Ped=5.5kW 3. 選電動機轉(zhuǎn)速并確定電動機型號 （1）由表2-1【1】查得圓柱齒輪傳動傳動比i1=3~6,i2=3~6,則電動機轉(zhuǎn)速nd=nWi1i2=344

13、~1375r/min。由此可知 750r/min,1000r/min的電動機均符合要求。 一般優(yōu)先選取同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機【1】，故選定電動機型號為Y132M2-6。 （2） 電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 額定功率 5.5kW 滿載轉(zhuǎn)速nm 960r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 2.0 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 2.2 安裝高度H 132mm 輸出端直徑d 38mm 四． 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 1. 傳動裝置的總傳動比 i=nmnW=96038.2=25.13 2. 分

14、配各級傳動比 由于為二級同軸減速器，取i1=i2=i=5.01 由2-1【1】，符合圓柱齒輪傳動傳動比的推薦范圍。 五． 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉(zhuǎn)速（電機軸為0軸） n0=nm=960r/min n1=n0=960r/min n2=n0i1=192r/min n3=n1i2=38.4rmin 2. 各軸輸入輸出功率 輸入功率 輸出功率 P1=Pd?η1=4.52kW P’1=P1?η2=4.43kW P2=P’1?η3=4.21kW P’2=P2?η4=4.13kW P3=P’2?η5=3.92kW 3. 各軸轉(zhuǎn)矩 T1=955

15、0P1n1=44.96N?m T2=9550P2n2=209.40N?m T3=9550P3n3=974.90N?m 4． 將計算結(jié)果列表備用 項目 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 轉(zhuǎn)速n（r/min） 960 192 38.2 功率P（kW） 4.52 4.21 3.92 轉(zhuǎn)矩T（N?m） 44.96 209.40 974.90 傳動比i 1 5.01 5.01 六． 斜齒輪傳動設(shè)計計算 Ⅰ.設(shè)計低速級斜齒輪傳動 1. 選精度等級、材料和齒數(shù) （1） 材料選擇 由表10-1【2】，選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），275-285H

16、BS；選大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），235-245HBS。 （2） 精度選擇 由表10-6【2】選7級精度。 （3） 選小齒輪z3=24,大齒輪z4=i2?z3=120.2,取z4=121。 （4） 初選螺旋角β=14。 （5） 選法面壓力角α=20。 2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1） 試算小齒輪分度圓直徑 d3t≥32KHtT2fdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2 1) 確定公式中各參數(shù)值 試選載荷系數(shù)KHt=1.3; 由圖10-20【2】查ZH=2.433； 由式10-21【2】試算接觸疲勞強度重合度系數(shù)Zε εβ＝fdｚ3ｔａｎ

17、βπ＝１24tan14/π=1.905 Zε=4-εα31-εβ+εβεα=0.664 由式10-23【2】得 由表10-5【2】得 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖10-25d【2】查σHlim3=600Mpa,σHlim4=550Mpa 由式10-15【2】計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23【2】查取KHN3=0.98,KHN4=1.13 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，則 取[σH]=[σH]3=588MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑（代入） （2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ① 圓周速度v

18、 ② 齒寬b 2) 計算實際載荷系數(shù)KH ① 工況為平穩(wěn)單向轉(zhuǎn)動，取使用系數(shù)KA=1.1 ② 由v=0.55m/s,7級精度，由圖10-8【2】查動載系數(shù)Kv=1.03 ③ 查表10-3【2】，得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 ④ 由表10-4【2】，查得KHβ=1.426 故 3) 由式10-12【2】，可得 從標(biāo)準(zhǔn)中取mn=3mm 3. 幾何尺寸計算 （1） 中心距 取圓整后中心距a=224mm （2） 按圓整后中心距計算螺旋角 （3） 計算d3,d4 （4） 計算齒輪寬度 取小齒輪齒寬b3=80

19、mm，大齒輪齒寬b4=75mm 4. 按齒根彎曲疲勞強度校核 （1） 計算［σＦ］３，［σＦ］４ 由圖10-24【2】得 σＦlim3=520MPa, σFlim4=360MPa； 查圖10-22【2】得 KFN3=0.95, KFN4=0.98； 取安全系數(shù)S=1.4； 則 （2） 計算實際載荷系數(shù)KF ① 由 ,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.04 ② 由 ， 由表10-3【2】查KFα=1.4 ③ 由表10-4【2】，KHβ=1.424,又b/h=75/2.25mn=11.11 由圖10-13【2】，KFβ=1.32 故

20、 （3） 由圖10-17【2】 YFa3=2.62, YFa4=2.18 （4） 由圖10-18【2】 Ysa3=1.61, Ysa4=1.82 （5） （6） （7） 校核σF 因此，齒根彎曲疲勞強度符合要求。 5. 主要設(shè)計結(jié)論 低速級斜齒輪傳動中，小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì))，275-285HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），235-245HBS； 齒輪按7級精度設(shè)計 ；齒數(shù)z1=24, z2=121； mn=3mm；α=20； β=13.836； 變位系數(shù)x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齒寬b1=80mm,b2=75mm；

21、 小齒輪為左旋，大齒輪為右旋。 6. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 因之后算得軸徑和小齒輪外徑相差不大，因而小齒輪擬采用齒輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計。由于大齒輪160mm

22、2】查 σHlim1=550MPa, σHlim2=510MPa; N2=N3=6.728107, N1=N2?u=6.728107121/24=3.392108; 由圖10-23【2】查取 KHN1=0.94, KHN2=0.99; 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1 則 取[σH]=[σH]2=505MPa （2） 計算KH ① KA=1.1; ② ,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.09 ③ 查表10-3【2】，得KHα=1.4 ④ 由表10-4【2】，查KHβ=1.421 故 （3） 由低速級計算結(jié)果，ZH=2.433, Zε=0.664,

23、Zβ=0.985, ZE=189.8MPa1/2 （4） 校核齒面接觸疲勞強度 故齒面接觸疲勞強度符合要求。 2. 校核齒根彎曲疲勞強度 （1） 計算[σF]1 , [σF]2 由圖10-24（c）【2】得 σFlim1=400Mpa, σFlim2=350MPa; N1=3.392108, N2=6.728107 查圖10-22【2】得 KFN1=0.91, KFN2=0.96;取S=1.4 （2） 計算KF ① v=3.73/s,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.09 ② 由表10-3【2】，KFα=1.4 ③ 由表10-4【2】，KHβ=1

24、.421, 又b/h=11.11， 查圖10-13【2】，得KFβ=1.32 故 （3） 由低速級計算結(jié)果 （4） 校核齒根彎曲疲勞強度 故齒根彎曲疲勞強度符合要求。 3. 主要設(shè)計結(jié)論 高速級斜齒輪傳動中，小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），250-260HBS；大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），215-225HBS； 齒輪按7級精度設(shè)計 ；齒數(shù)z1=24, z2=121； mn=3mm；α=20； β=13.836； 變位系數(shù)x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齒寬b1=80mm,b2=75mm； 小齒輪為右旋，大齒輪為左旋。 4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 因之后算得軸徑

25、和小齒輪外徑相差不大，因而小齒輪擬采用齒輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計。由于大齒輪160mm

26、 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，由GB/T 4323-2002,選用LM4梅花形彈性聯(lián)軸器，軸孔直徑d1=25mm,故軸伸出段直徑dⅠ-Ⅱ=25mm。 4. Ⅰ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 擬定裝配方案 采用齒輪軸制造形式，結(jié)構(gòu)采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，軸承采用兩端各單向固定方法。 （2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 1) dⅠ-Ⅱ=d1=25mm,半聯(lián)軸器與軸配合軸轂長度L1=44mm，取 lⅠ-Ⅱ=42mm。 2) 初選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力作用，選用角接觸球軸承。根據(jù)密封件內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，取dⅡ-Ⅲ=30mm,并根據(jù)軸承產(chǎn)品目錄

27、初選7207AC，dDT=357217,故dⅢ-Ⅳ=dⅨ-Ⅹ=35mm,lⅨ-Ⅹ=17mm。滾動軸承 ,則定位軸肩高度 ，故dⅣ-Ⅴ=dⅧ-Ⅸ=45mm。 3) 取齒輪兩邊凸緣寬度8mm，則lⅥ-Ⅶ=80+28=96mm。 4) 減載槽dⅤⅥ=dⅦⅧ≈0.9245,取dⅤ-Ⅵ=dⅦ-Ⅷ=39mm（環(huán)槽處最小徑）。 取減載槽寬度為6mm。 5) 其余尺寸由軸的結(jié)構(gòu)要求確定。 將Ⅰ軸各軸段參數(shù)列表如下： Ⅰ軸： 軸段 軸段長度／ｍｍ 軸段直徑／ｍｍ ⅠⅡ 42 25 ⅡⅢ 120 30 ⅢⅣ 17 35 ⅣⅤ 19.3 45 ⅤⅥ 6 環(huán)槽，

28、最小處39 ⅥⅦ 96 小齒輪及兩邊凸緣 ⅦⅧ 6 環(huán)槽，最小處39 ⅧⅨ 19.3 45 ⅨⅩ 17 35 （3） 軸上零件的周向定位 1) 半聯(lián)軸器的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=8736, 半聯(lián)軸器與軸的配合取 。 2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6. （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由表15-2【2】，取軸端倒角C1，各軸肩處圓角半徑如圖。 Ⅱ軸的設(shè)計： 1. 材料及熱處理 選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），275-285HBS。 2. 求作用在齒輪上的力 （1） 求作用在齒輪2（高速級大齒輪）上的力

29、 （2） 求作用在齒輪3（低速級小齒輪）上的力 3. 初定軸的最小直徑 根據(jù)表15-3【2】，取A0=112, 則 ， 該軸上有一個鍵槽，取dmin=1.0731.35=33.54mm 顯然軸的最小直徑在軸承處取得，由于軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，查軸承產(chǎn)品目錄初選30308單列圓錐滾子軸承。dDT=409025.25mm,則dmin=40mm 4. Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 擬定裝配方案 因軸徑和小齒輪直徑相差不大，故小齒輪采用齒輪軸制造形式，大齒輪與軸分開制造裝配，軸承采用兩端各單向固定方法。 （2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 1) 由滾動軸承303

30、08外形尺寸，確定dⅠ-Ⅱ= dⅨ-Ⅹ=dmin=40mm, lⅠ-Ⅱ=lⅨ-Ⅹ=25.3mm。 查軸承標(biāo)準(zhǔn)，，則定位軸肩高度 ，故dⅧ-Ⅸ=54mm。 2) 取大齒輪輪轂處dⅡ-Ⅲ=60mm,大齒輪輪轂寬度b2=75mm，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅡ-Ⅲ=72mm。 由dⅡ-Ⅲ=60mm，查表15-2【2】，零件圓角2.0mm，取h=2R=4mm,則dⅢ-Ⅳ=2h+dⅡ-Ⅲ≈65mm。軸環(huán)寬度lⅢ-Ⅳ=≥1.4h,取lⅢ-Ⅳ=6mm. 3) 由于該軸上小齒輪與高速級小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸均相同，故lⅥ-Ⅶ=96mm. 4) 取dⅣ-Ⅴ=54mm 取減載環(huán)槽寬度lⅤ-Ⅵ=lⅦ-Ⅷ=6

31、mm； dⅤⅥ=dⅦⅧ≈0.9254,取dⅤ-Ⅵ=dⅦ-Ⅷ=48mm（環(huán)槽處最小徑）。 5) 其余尺寸由軸的結(jié)構(gòu)要求確定。 將Ⅱ軸各軸段參數(shù)列表如下： Ⅱ軸： 軸段 軸段長度／ｍｍ 軸段直徑／ｍｍ ⅠⅡ 62.3 40 ⅡⅢ 72 60 ⅢⅣ 6 65 ⅣⅤ 156.5 54 ⅤⅥ 6 環(huán)槽，最小處48 ⅥⅦ 96 小齒輪及兩邊凸緣 ⅦⅧ 6 環(huán)槽，最小處48 ⅧⅨ 18 54 ⅨⅩ 25.3 40 （3） 軸上零件的周向定位 1) 大齒輪2的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=181163，選齒輪輪轂

32、與軸的配合為。 2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由表15-2【2】，取軸端倒角C2，各軸肩處圓角半徑如圖。 Ⅲ軸的設(shè)計： 1. 材料及熱處理 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），250-260HBS。 1. 求作用在齒輪上的力 2. 初定軸的最小直徑 根據(jù)表15-3【2】，取A0=115, 則 ， 該軸上有兩個鍵槽，取dmin=1.1153.75=59.66mm 同時選取聯(lián)軸器的型號 查表14-1【2】，取KA=1.5 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3=1.5974.90=1462.35N.m 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)

33、矩，由GB/T 4323-2002,選用LM9梅花形彈性聯(lián)軸器，軸孔直徑d1=60mm,故軸伸出段直徑dⅦ-Ⅷ=60mm。 3. Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 擬定裝配方案 結(jié)構(gòu)采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，軸承采用兩端各單向固定方法。 （2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 1) dⅦ-Ⅷ=d1=60mm, L1=105mm，取lⅦ-Ⅷ

34、mm,滾動軸承,則定位軸肩高度h=A/4≈5mm，故取dⅡ-Ⅲ=90mm。 3) 取安裝齒輪處dⅣ-Ⅴ=110mm,此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=72mm。 由d=110mm，查表15-2【2】，R=2.5mm，取h=2R=5mm, dⅢ-Ⅳ=2h+d=120mm。軸環(huán)寬度lⅢ-Ⅳ≥1.4h,取lⅢ-Ⅳ=8mm。 6) 其余尺寸由軸的結(jié)構(gòu)要求確定。 將Ⅲ軸各軸段參數(shù)列表如下： Ⅲ軸： 軸段 軸段長度／ｍｍ 軸段直徑／ｍｍ ⅠⅡ 22 80 ⅡⅢ 80 90 ⅢⅣ 8 120 ⅣⅤ 72 110 ⅤⅥ 80 80 ⅥⅦ 120 7

35、0 ⅦⅧ 60 105 （3） 軸上零件的周向定位 1) 半聯(lián)軸器的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=1811100, 半聯(lián)軸器與軸的配合取 。 2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6。 3) 大齒輪4的周向定位 由表6-1【2】，選平鍵尺寸 bhl=281663，選齒輪輪轂與軸的配合為。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由表15-2【2】，取軸端倒角C2，各軸肩處圓角半徑如圖。 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的強度校核： 三根軸的軸向位置關(guān)系如下圖： 1. 精確校核Ⅰ軸的疲勞強度： （1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產(chǎn)品手冊得7207AC型軸承的=1

36、5.7mm,由于校核軸時初選的軸承為30207，30207型軸承的=15.3mm，與7207AC的相差很小，故不予修改） （2） 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面： 截面Ⅱ、Ⅲ只受扭矩作用，無需校核；齒輪中點處雖然應(yīng)力最大但應(yīng)力集中小且為齒輪軸直徑最大處，無需校核。截面Ⅵ、Ⅶ處應(yīng)力集中較大，但截面Ⅶ不受扭矩作用，因此校核截面Ⅵ左側(cè)環(huán)槽直徑最小處即可。 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由表15-1【2】， σB=640MPa, σ-1=275MPa, τ-1=155MPa。 截面上由于環(huán)槽形

37、成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=3/39=0.077, D/d=60.5/39=1.551,查得ασ=2.35, ατ=1.70。 由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為qσ=0.84, qτ=0.86。 有效應(yīng)力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)εσ=0.77， 由圖3-3【2】得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.87 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質(zhì)量系數(shù)βσ=βτ=0.92， βq=1。 計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 2. 精確校核Ⅱ軸的疲勞強度： （1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產(chǎn)品手冊得303

38、08型軸承的=19.5mm） （2） 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面： 大齒輪輪轂處雖然有過盈配合的應(yīng)力集中，但該處受載較小，無需校核。小齒輪中點處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大故無需校核。截面Ⅵ、Ⅶ處應(yīng)力集中均較大，但截面Ⅶ不受扭矩且彎矩也較截面Ⅵ處小，故只需校核截面Ⅵ左側(cè)環(huán)槽直徑最小處即可。 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），由表15-1【2】，σB=735MPa, σ-1=355MPa, τ-1=200MPa。 截面上由于環(huán)槽形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=3/48=0.063, D/

39、d=60.5/48=1.260,查得ασ=2.45, ατ=1.69。 由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為qσ=0.85, qτ=0.86。 有效應(yīng)力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)εσ=0.72， 由圖3-3【2】得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.86 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質(zhì)量系數(shù)βσ=βτ=0.86， βq=1。 計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 3. 精確

40、校核Ⅲ軸的疲勞強度： （1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產(chǎn)品手冊得7016AC型軸承的=34.9mm,由于校核軸時初選的軸承為30207， 30316型軸承的=34.4mm，兩者相差很小，故不予修改） （2） 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面： 截面Ⅵ、Ⅶ只受扭矩作用，無需校核；齒輪中點處雖然應(yīng)力最大但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的引力集中均在兩端），且此處軸徑最大，無需校核。截面Ⅳ、Ⅴ處由于過盈配合產(chǎn)生的應(yīng)力集中最大，但截面Ⅳ處不受扭矩作用，且軸徑也較大，故只需校核截面Ⅴ的左右兩側(cè)即可。 1) 截面Ⅴ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應(yīng)力

41、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由表15-1【2】， σB=640MPa, σ-1=275MPa, τ-1=155MPa。 截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=2.5/80=0.031, D/d=110/80=1.375,查得ασ=2.17, ατ=1.81。 由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為qσ=0.85, qτ=0.87。 有效應(yīng)力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)εσ=0.65， 由圖3-3【2】得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.79， 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質(zhì)量系數(shù)βσ=βτ=0.92， βq=1。 計算綜合

42、系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 2) 截面Ⅴ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) , 抗扭截面系數(shù) 彎矩 彎曲應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的 ，由表3-8【2】用插值法求出，并取 ，于是得 , 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質(zhì)量系數(shù)βσ=βτ=0.92， βq=1。 計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。 取截面Ⅴ左右兩側(cè)中安全系數(shù)較小者，則Sca=12.76,符合強度設(shè)計要求。 八． 滾動軸承的選擇及壽命計算 設(shè)計要求使用壽命 I軸： 軸系采取兩端各單向固定，初選

43、軸承為7207AC。 1. 計算支承的受力 鉛直面： Fr1V=339.27N, Fr2V=114.73N。 水平面： Fr2H=Fr1H=606N。 總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 對30000型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊，7207AC型軸承的e=0.68，X=0.41, Y=0.87。 3. 計算軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。 （1） 計算P1 Fa1/Fr1=636.43/694.51=0.91>e=0.68，查得載荷系數(shù)X=0.41，Y=0.87。

44、 （2） 計算P2 Fa2/Fr2=439.40/616.76=0.68=e=0.37,查得載荷系數(shù) X=1,Y=0。 4. 驗算軸承壽命 查軸承產(chǎn)品手冊，7207AC軸承基本額定動載荷C=29.0kN 因P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。 Ⅱ軸： 軸系采取兩端各單向固定，初選軸承為30308。 1. 計算支承的受力 鉛直面： Fr1V=2389.03N, Fr2V=2176.97N。 水平面： Fr1H=88.15N,Fr2H=4332.85N。 總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 對300

45、00型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊，30308型軸承的e=0.35，X=0.40, Y=1.7。 3. 計算軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。 （1） 計算P1 Fa1/Fr1=2415.18/2390.66=1.01>e=0.35，查得載荷系數(shù)X=0.40，Y=1.7。 （2） 計算P2 Fa2/Fr2=1426.18/4849.00=0.29P2,

46、所以按軸承1的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。 Ⅲ軸： 軸系采取兩端各單向固定，初選軸承為7216AC。 1. 計算支承的受力 鉛直面： Fr1V=468.21N, Fr2V=2580.21N。 水平面： Fr1H=2335.42N,Fr2H=3297.58N。 總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 對70000AC型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊， 7216AC型軸承的e=0.68，X=0.41, Y=0.87。 3. 計算軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1

47、。 （1） 計算P1 Fa1/Fr1=1619.69/2388.89=0.68=e，查得載荷系數(shù)X=1，Y=0。 （2） 計算P2 Fa2/Fr2=3007.69/4180.91=0.72>e=0.68,查得載荷系數(shù) X=0.41,Y=0.87。 4. 驗算軸承壽命 查軸承產(chǎn)品手冊，7216軸承基本額定動載荷C=55.5kN 因P1

48、長度（mm） 工作高度 （mm） 轉(zhuǎn)矩 Nm） I軸 8736（C型） 25 32 3.5 44.96 II軸 181163（A型） 60 45 5.5 209.40 III軸 1811100（C型） 60 91 5.5 974.90 281463（A型） 110 35 7 校核后可知上述鍵均安全。 十． 聯(lián)軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器不僅可以補償兩軸間相對位移，而且具有緩沖減震的能力，因此選用彈性聯(lián)軸器。 1. 高速軸彈性聯(lián)軸器的設(shè)計計算 考慮到電動機外伸軸徑的限制，由聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1=1.544

49、.96=67.44N.m聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，根據(jù)GB/T 4323-2002,選用LM4梅花形彈性聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下： 軸孔直徑d1=25mm，軸孔長L=45mm，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=140N?m。 2. 低速軸彈性聯(lián)軸器的設(shè)計計算 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3=1.5974.90=1462.35N.m。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，由GB/T 4323-2002,選用LM9梅花形彈性聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下： 軸孔直徑d1=60mm,軸孔長L=107mm, 公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1800N?m。 PW=3

50、.79kW Pd=4.57kW Ped=5.5kW Y132M2-6 i1=i2=5.01 1

51、 Zε=0.664 mn=3mm [σF]3 =352MPa [σF]4 =252MPa

52、 齒根彎曲疲勞強度符合要求 齒面接觸疲勞強度符合要求

53、

54、

55、 Ⅰ軸安全

56、 Ⅱ軸安全

57、 Ⅲ軸安全 Ⅰ軸軸承符合壽命要求

58、 Ⅱ軸軸承符合壽命要求 Ⅲ軸軸承符合壽命要求 鍵符合要求 高速軸選L

59、M4梅花形彈性聯(lián)軸器 低速軸選LM9梅花形彈性聯(lián)軸器 十一． 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 此減速為同軸式二級齒輪減速器，采用剖分式結(jié)構(gòu)，箱座和箱蓋材料為HT150，鑄造。 1. 減速器壁厚 根據(jù)表4-1【1】鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸估算壁厚 名稱 符號 數(shù)值 箱座壁厚 ，取 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度 箱蓋凸緣厚度 箱座底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 ，取20mm 地腳螺栓數(shù)目 a略小于250，但考慮到箱體整體尺寸較大，取n=6 軸承聯(lián)接螺栓直徑 d1 底蓋聯(lián)接螺栓直徑 d2 軸承端蓋螺釘直徑 d3

60、由表9-9【1】，對輸出軸端蓋，取d3=12mm，對其余三個端蓋，取d3=8mm 定位銷直徑 d 螺栓至外箱壁距離 螺栓至凸緣邊緣的距離 2. 減速器其余零部件的選擇 通氣器：由于使用環(huán)境（室內(nèi)室外）不明，選通氣器（二次過濾），采用M271.5 油標(biāo)尺：選用游標(biāo)尺M12 起吊裝置：采用箱蓋吊環(huán)螺釘、箱座吊耳。 放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M161.5 十二． 密封件，潤滑劑及潤滑方式的選擇 1. 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.746m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為31mm。 2. 滾動軸承的潤滑 由于

61、高速級周向速度為>2m/s，所以宜開設(shè)油溝，采用飛濺潤滑。 3. 潤滑油的選擇 齒輪與軸承選用同種潤滑油，查表16-1【2】，選用L-AN32潤滑油 4. 密封方法的選取 采用接觸式密封中氈圈密封實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為： I軸選用， 氈圈25 III軸選用，氈圈70 十三． 設(shè)計小結(jié) 此次機械設(shè)計課程設(shè)計，是我進入大學(xué)以來第一次以機械設(shè)計的相關(guān)要求的完整流程設(shè)計計算一相對復(fù)雜的傳動裝置，在這期間，我完成了相關(guān)計算、草圖繪制、裝配圖繪制、零件圖繪制、計算說明書編寫和三維模型繪制及渲染等工作，課程設(shè)計期間每天投入大量的精力完成設(shè)計計算以及繪圖工

62、作，同時對一些關(guān)鍵參數(shù)多次驗算。我將這次課程設(shè)計的經(jīng)驗總結(jié)如下： 一、 前期規(guī)劃要充分，要對將要完成的設(shè)計工作由明確的認識，制定詳細的計劃； 二、 關(guān)鍵部分的設(shè)計要多參閱相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，從而使設(shè)計更加合理； 三、 設(shè)計過程要敢于融入先進的設(shè)計方法和理念，同時要鞏固、發(fā)揚并改進傳統(tǒng)的方法； 四、 設(shè)計遇到障礙時不妨變換思路，如結(jié)構(gòu)計算時難以確定各個細節(jié)的尺寸可以先繪制局部草圖在圖紙上對尺寸進行設(shè)計規(guī)劃。 同時，這次設(shè)計工作完成后我還感到由諸多不足之處，就該減速器設(shè)計本身總結(jié)如下： 一、 由于之前缺乏相關(guān)設(shè)計經(jīng)驗于是大部分尺寸采用保守設(shè)計方法，導(dǎo)致最終校核零件時安全系數(shù)比較大，尤其時軸承

63、的計算壽命遠超過設(shè)計要求； 二、 細節(jié)結(jié)構(gòu)規(guī)劃仍欠優(yōu)化，比如Ⅲ軸的軸向尺寸可以再減小從而使減速器整體尺寸更緊湊； 三、 設(shè)計中期由于工作較多分化為不同的子任務(wù)，導(dǎo)致中期的設(shè)計計劃比較混亂，從而降低了工作效率。 總之，這次課程設(shè)計讓我獲得了非常大的收獲。首先，利用這次課程設(shè)計我整合了之前學(xué)到的很多知識，也對制圖軟件、建模軟件的使用技術(shù)更加熟悉。其次，這次課程設(shè)計讓我對做事的條理性有了更加深刻的認識。最重要的是，這次課程設(shè)計讓我對機械設(shè)計的完整流程有了第一次深刻體會，讓我明白了完成一項設(shè)計需要的工作和具體的實現(xiàn)過程?？梢哉f，在此次設(shè)計過程中，我鍛煉了自己，充實了自己，更改變了自己。我以后

64、也會努力將此次課程設(shè)計學(xué)到的理念和知識發(fā)揚光大，在機械工程專業(yè)的道路上不斷豐富經(jīng)驗，鍛煉能力，實現(xiàn)自我的人生價值。 十四． 參考資料 【1】《機械設(shè)計課程設(shè)計》，清華大學(xué)出版社，李興華 編，2012年4月第1版。 【2】《機械設(shè)計（第九版）》，高等教育出版社，濮良貴 陳國定 吳立言 主編，2013年五月第九版。 【3】《機械原理（第八版）》，高等教育出版社，孫恒 陳作模 葛文杰 主編，2013年5月第八版。 【4】《機械制圖》，高等教育出版社，何銘新 錢可強 徐祖茂 主編，2010年7月第六版。 【5】《中國機械設(shè)計大典》，江西科學(xué)技術(shù)出版社，中國機械工程總會 中國機械設(shè)計大典編委會 編，2002年1月版。