二級圓錐圓柱齒輪減速器 機(jī)電一體化畢業(yè)論文

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1、湖北工業(yè)大學(xué)商貿(mào)學(xué)院畢業(yè)論文————機(jī)電一體化?？迫? 目 錄 一、設(shè)計任務(wù)書2 二、傳動方案的擬定3 三、電動機(jī)的選擇3 1.選擇電動機(jī)的類型3 2.選擇電動機(jī)功率3 3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速4 四、傳動比的計算及分配4 1.總傳動比4 2.分配傳動比4 五、傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計算4 1.各軸轉(zhuǎn)速4 2.各軸功率4 3.各軸轉(zhuǎn)矩4 6、 傳動件的設(shè)計計算5 1.高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算5 2.低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算8 七、 齒輪上作用力的計算12 8、 減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計14 9、 軸的設(shè)計計算14 1.高速軸的設(shè)計與計算

2、14 2.中間軸的設(shè)計與計算19 3.低速軸的設(shè)計計算25 十、減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸29 十一、潤滑油的選擇與計算30 十二、裝配圖和零件圖31 十三、Pro/E虛擬裝配及造型32 十四、參考文獻(xiàn)40 一、設(shè)計任務(wù)書 班級 10機(jī)電專三班 學(xué)號1025112344 姓名 潘東 一、設(shè)計題目：設(shè)計圓錐—圓柱齒輪減速器 設(shè)計鑄工車間的型砂運(yùn)輸設(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。每日二班工作。 （圖1） 1—電動機(jī)；2聯(lián)軸器；3—減速器；4—鼓輪；5—傳送帶 二、原始數(shù)據(jù)： 傳送帶拉力F(K

3、N) 傳送帶速度V(m/s) 鼓輪直徑D（mm） 使用年限（年） 4.0 0.85 280 10 三、設(shè)計內(nèi)容和要求： 1.編寫設(shè)計計算說明書一份，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)的計算；（3）傳動零件的設(shè)計計算（如除了傳動，蝸桿傳動，帶傳動等）；（4）軸的設(shè)計計算；（5）軸承及其組合部件設(shè)計；（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；（8）裝配圖和零件圖的設(shè)計；（9）校核；（10）軸承壽命校核；（11）設(shè)計小結(jié)；（12）參考文獻(xiàn)；（13）致謝。

4、  二、傳動方案的擬定 運(yùn)動簡圖如下： （圖2） 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。 減速器為兩級展開式圓錐—圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。 聯(lián)軸器2選用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。 三、電動機(jī)的選擇 電動機(jī)的選擇見表1 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.選擇電動機(jī)的類型 根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機(jī) 2.選擇電動機(jī)功率 運(yùn)輸帶功率為

5、 Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4Kw 查表2-1，取一對軸承效率軸承=0.99，錐齒輪傳動效率錐齒輪=0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=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=4軸承錐齒輪齒輪2聯(lián)=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 電動機(jī)所需工作效率為 P0= Pw/總=3.4/0.88 Kw=3.86Kw 根據(jù)表8-2選取電動機(jī)的額定工作功率為Ped=4Kw Pw=3.4Kw 總=0.88 P0

6、=3.86Kw Ped=4Kw 3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=(1000*60V)/πd=1000*60*0.85/π*280r/min=58.01r/min 由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=2～3，圓柱齒輪傳動傳動比i齒=3～6，則總傳動比范圍為 i總=i錐i齒=2～3*(3～6)=6～18 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 n0=nwi總≤58.01*(6～18)r/min=348.06～1044.18r/min 由表8-2知，符合這一要求的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速有75

7、0r/min、1000r/min考慮到1000r/min接近上限，所以本例選用750r/min的電動機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為720r/min,其型號為Y160M1-8 nw=58.01r/min nm=720r/min 四、傳動比的計算及分配 傳動比的計算及分配見表2 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.總傳動比 i=nm/nw=720/58.01=12.41 i=12.41 2.分配傳動比 高速級傳動比為 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10 為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡量小于3，取i1=2.9

8、5 低速級傳動比為 i2=i/i1=12.41/2.95=4.21 i1=2.95 i2=4.21 五、傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計算 傳動裝置運(yùn)動、動力參數(shù)的計算見表3 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.各軸轉(zhuǎn)速 n0=720r/min n1=n0=720r/min n2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/min n3=n2/i2=244.07/4.21r/min=57.97r/min nw=n3=57.97r/min n1=n0=720r/min n2=

9、244.07r/min nw=n3=57.97r/min 2.各軸功率 p1=p0聯(lián)=3.86*0.99kw=3.82kw P2=p11-2=p1軸承錐齒=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw P3=p22-3=p2軸承直齒=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw Pw=p33-w=p3軸承聯(lián)=3.49*0.99*0.99kw=3.42kw p1=3.82kw P2=3.63kw P3=3.49kw Pw=3.42kw 3.各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550p0/n0=9550*3.86/720Nmm=51.20Nm T1=9550p1/n1=

10、9550*3.82/720Nmm=50.67Nm T2=9550p2/n2=9550*3.63/244.07Nmm=142.04Nm T3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97Nmm=574.94Nm Tw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97Nmm=563.41Nm T0=51.20Nm T1=50.67Nm T2=142.04Nm T3=574.94Nm Tw=563.41Nm 六、 傳動件的設(shè)計計算 一、高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算 錐齒輪傳動的設(shè)計計算見表4 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.

11、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，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW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.初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其設(shè)計公式為 d1≥ 1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1=50670Ｎｍｍ

12、2) 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.3 3) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.8 4) 直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 5) 齒數(shù)比=i1=2.95 6) 取齒寬系數(shù)=0.3 7) 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*720*1*2*8*250*10=1.728*109 N2=N1/i1=1.728*109/2.95=5.858*108 由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1，ZN2=1.05；由表8-20取安全系數(shù)S

13、H=1，則有 取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有 d1t≥69.78mm 3.確定傳動尺寸 （1）計算載荷系數(shù) 由表8-1查得使用系數(shù)KA=1.0，齒寬中點(diǎn)分度圓直徑為 dm1t=d1t(1-0.5)=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm

14、故vm1=πdm1tn1/60*1000=π*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s 由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系Kv=1.19，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.13，則載荷系數(shù)K=KAKvK=1.0*1.19*1.13=1.34 (2） 對d1t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d1t進(jìn)行修正 ，即 d1=≥69.78=70.485mm （3） 確定齒數(shù) 選齒數(shù)Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取Z2=68，則，，在允許范圍內(nèi) （4） 大端模數(shù)m ，查表8-23

15、，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.5mm （5） 大端分度圓直徑為 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d2=mZ2=3.5*68mm=238mm (6) 錐齒距為 R= （7） 齒寬為 b==0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm d1=70.485mm Z1=23 Z2=57 m=3.5mm d1=80.5mm d2=238mm R=70.374mm

16、 b=25mm 4.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、b、m和同前 （2） 圓周力為 Ft= （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=2.65,YF2=2.13，由圖8-9查得YS1=1.58，YS2=1.88 （4） 許用彎曲應(yīng)力 由圖8-4查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為

17、 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， 滿足齒根彎曲強(qiáng)度 5.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸 ha=m=3.5mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm C=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m da1=d1+2mcos=80.5+2*3.5*0.9474m

18、m=87.132mm da2=d2+2mcos=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mm df1=d1-2.4mcos=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mm df2=d2-2.4mcos=238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mm ha=3.5mm hf=4.2mm C=0.7m da1=87.132mm da2=240.241mm df1=72.542mm df2=235.311mm 二、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算見表5 計算項目 計算及說明

19、 計算結(jié)果 1.選擇材料、熱處理方式和公差等 大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW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.初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其設(shè)計公式為 1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T2=146040

20、Ｎｍｍ 2) 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.4 3) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ZE=189.8 4) 初選螺旋角，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 5) 齒數(shù)比=i=4.21 6) 查表8-18，取齒寬系數(shù)=1.1 7) 初選Z3=23，則Z4=uZ3=4.21*23=96.83，取Z4=97 則端面重合度為 = =1.67 軸向重合度為 由圖8-13查得重合度系數(shù) 8） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.99 9） 許用接觸應(yīng)力可用下式計算

21、 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*244.07*1*2*8*250*10=5.86*108 N4=N3/i2=5.86*108/4.21=1.39*108 由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表8-20取安全系數(shù)SH=1.0，則有 取 初算小齒輪的分度圓直徑d3t，得 = =66.59mm Z3=23 Z4=97

22、 d3t≥66.59mm 3.確定傳動尺寸 （1）計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)KA=1.0 因=0.85m/s，由圖8-6查得動載荷系數(shù)Kv=1.08，由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11，由表8-22查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.2，則載荷系數(shù)為 K=K

23、AKvKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 （2） 對d3t進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d3t進(jìn)行修正，即 =67.22mm (3) 確定模數(shù)mn mn= 按表8-23，取mn=3mm （4） 計算傳動尺寸 中心距為 =184.03mm 取整， 螺旋角為 因值與初選值相差不大，故對與有關(guān)的參數(shù)無需進(jìn)行修正 則可得， b4=78mm

24、 b3=85mm K=1.44 mn=3mm a=184mm d3=70.531mm d4=297.455mm b4=78mm b3=85mm 4.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、T3、mn和d3同前 2） 齒寬b=b4=78mm 3） 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS。當(dāng)量齒數(shù)為

25、 由圖8-8查得YF3=2.62，YF4=2.24；由圖8-9查得YS3=1.59， YS4=1.82 4） 由圖8-10查得重合度系數(shù) 5） 由圖11-23查得螺旋角系數(shù) 6） 許用彎曲應(yīng)力為 由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖8-11查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1，由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 = =63.93Mpa<

26、 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) 齒頂高 ha=ha*mn=1*3mm=3mm 齒根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*3mm=3.75mm 全齒高 h=ha+hf=3+3.75mm=6.75mm 頂隙 c=c*mn=0.25*3mm=0.75mm 齒頂圓直徑為 da3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm da4=d4+2ha=297.455+2*3mm=303.455mm 齒根圓直徑為 df3=d3-2

27、hf=70.531-2*3.75mm=63.031mm df4=d4-2hf=297.455-2*3.75mm=289.955mm m1=2.56mm ha=3mm hf=3.75mm h=6.75mm c=0.75mm da3=76.531mm da4=303.455mm df3=63.031mm df4=289.955mm 7、 齒輪上作用力的計算 齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計算過程見表6 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.高速級齒輪傳動

28、的作用力 （1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=50670Nmm，轉(zhuǎn)速n1=720r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.5mm，=0.9474，=0.3201， （2）錐齒輪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 其方向為由力的作用點(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 Ft1=1481.0N Fr1=510.7N Fa1=172.5N FN1=1576.1N

29、 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=142040Nmm，轉(zhuǎn)速n2=244.07r/min，低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角。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=70.531mm （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 其方向為由力的作用點(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

30、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的各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反 Ft3=4027.7N Fr3=1498.5N Fa3=853.5N Fn3=4381.3N 八、 減速器轉(zhuǎn)配草圖的設(shè)計 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 在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的

31、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 九、 軸的設(shè)計計算 軸的設(shè)計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。 1、 高速軸的設(shè)計與計算 高速軸的設(shè)計與計算見表7。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.已知條件 高速軸傳遞的功率p1=3.82kw,轉(zhuǎn)矩T1=50670mm，轉(zhuǎn)速n1=720r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.5mm，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑dm1=（1-0.5）d1=68.425mm，齒輪寬度b=20mm 2.選

32、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=106～135，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>20.58+20.58*（0.03～0.05）mm=21.19～21.61mm dmin=20.58mm 4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計

33、 （1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 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 （2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段 上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同步進(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，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT1=1.5*50670Nmm=76005Nmm

34、由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為250Nmm，許用轉(zhuǎn)速8500r/min，軸孔范圍為12～24mm?？紤]到d1>20.58mm，取聯(lián)軸器孔直徑為22mm，軸孔長度L聯(lián)=52mm，Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX1 22*52GB/T5014—2003，相應(yīng)的軸段 的直徑d1=22mm。其長度略小于孔寬度，取L1=50mm (3) 軸承與軸段和的設(shè)計 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=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）*30mm=2.1～3mm。軸段的軸徑d2=d

35、1+2*(2.1～3）mm=34.1～36mm，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35JB/ZQ4606—1997，則d2=35mm，軸承段直徑為40mm，經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用軸套定位，軸套內(nèi)徑為28mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足軸承的定位標(biāo)準(zhǔn)，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30207，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm，T=18.25mm，內(nèi)圈定位直徑da=42mm，外徑定位Da=65mm，軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a3=15

36、.3mm，故d2=35mm，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該處軸段長度應(yīng)略短于軸承內(nèi)圈寬度，取L2=16mm。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸承座中。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d4=35mm，其右側(cè)為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取L4=16mm （4） 軸段的設(shè)計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即d3=42mm，該處長度與軸的懸臂梁長度有關(guān)，故先確定其懸臂梁長度 （5） 齒輪與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采

37、用懸臂結(jié)構(gòu)，d5應(yīng)小于d4，可初定d5=32mm 小錐齒輪齒寬中點(diǎn)分度圓與大端處徑向端面的距離M由齒輪的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得M=32.9mm，錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為，軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚C=8mm，齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為56mm，齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則 L5=56++C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm （6） 軸段與軸段的長度

38、 軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，R+a=70.374+184=254.374mm<600mm，取軸承旁聯(lián)接螺栓為M20，箱體凸緣連接螺栓為M16，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取其值為M10，由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為Bd=12mm；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表8-29取螺栓GB/T5781 M1035；其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂外徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離K=10mm，為便于結(jié)構(gòu)尺

39、寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與軸承左端面的距離取為l4=25.5mm，取軸段端面與聯(lián)軸左端面的距離為1.75mm則有L1=L聯(lián)+K+Bd+l4+T-L2-1.75mm=（62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 軸段段的長度與該軸的懸臂長度l3有關(guān)。小齒輪的受力作用點(diǎn)與右端軸承對軸的力作用點(diǎn)間的距離為 =M+1+C+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 則兩軸承對軸的力作用點(diǎn)間的距離為 =(2～2.5）l3=(2～2.5)*66.2mm=132.4～165.5mm =l2+2a3-2T =（132.4～165.5）+

40、2*15.36-2*18.25mm =126～159.1mm 取L3=130mm，則有 =l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm 在其取值范圍內(nèi)，合格 （7） 軸段 力作用點(diǎn)與左軸承對軸力作用點(diǎn)的間距 由圖12-4可得 =L1+L2-T+a3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm d1=22mm L1=50mm d2=35mm L2=16mm d4=35mm L4=

41、16mm d3=42mm d5=32mm L5=75.5mm L1=110mm l3=66.2mm L3=130mm l2=135.9mm l1=93.8mm 5.鍵連接 帶輪與軸段 間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵856 GB/T1096—1990，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵1063 GB/T1096—1990

42、 6.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）計算支承反力 在水平面上為 R2H=Fr1+R1H=510.3+218.3N=728.6N 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=-R1Hl2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmm b-b剖面左側(cè)為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面為 b-b剖面左側(cè)為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T1=

43、50670Nmm R1H=218.3N R2H=728.6N R1v=721.4N R2V=2202.4N R1=753.7N R2=2319.8N Ma=102428.7Nmm Mb=5901.7Nmm T1=50670Nmm 7.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剖面為危險面 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為

44、 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 齒輪處鍵連接的擠壓應(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

45、 鍵連接的強(qiáng)度足夠 2、 中間軸的設(shè)計與計算 中間軸的設(shè)計與計算見表8 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.已知條件 高速軸傳遞的功率p2=3.63kw,轉(zhuǎn)速n2=244.07r/min，錐齒輪大端分度圓直徑d2=238mm，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑dm2=（1-0.5）d2=202.3mm，d3=70.531mm,齒輪寬度b3=85mm 2.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=106

46、～135，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>27.05+27.05*（0.03～0.05）mm=27.86～28.40mm dmin=27.05mm 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計 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 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采

47、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 (2) 軸段及軸段的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，此段設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇設(shè)計同步進(jìn)行?？紤]到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。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=27.05mm，暫取軸承30206，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm，內(nèi)圈定位直徑da=36mm，外徑定位Da=53mm，軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a3=13.8mm，故d1=30mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d

48、5=30mm （3） 齒輪軸段與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2。為便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)略大于d1和d5，此時安裝齒輪3處的軸徑可選為33mm，經(jīng)過驗算，其強(qiáng)度不滿足要求，可初定d2=d4=32mm 由于齒輪的直徑比較小，采用實心式，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪廓的寬度范圍為（1.2～1.5）d4=38.4～48mm，取其輪轂寬度，其左端采用軸肩定位，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，b3=85mm，故取 L2=83mm，L4=40mm （4） 軸段的設(shè)計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其

49、軸肩高度范圍為（0.07～0.1)d2=2.24～3.2mm，取其高度h=3mm，故d3=38mm 齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離軍取為，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Bx=193.92mm，取Bx=194mm，則軸段的長度為 =194-40-2*10-85mm=49mm 此時錐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 （6） 軸上力作

50、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=13.8mm，則由圖12-7可得軸的支點(diǎn)與受力點(diǎn)間的距離為 由裝配圖知 d1=30mm d5=30mm d2=d4=32mm L2=83mm L4=40mm d3=38mm Bx=194mm L3=49mm L1=34mm L5=41mm 5.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12100 GB

51、/T1096—1990，齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵12 GB/T1096—1990 6.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）計算支承反力 在水平面上為 R2H=Fr3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N 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 （4） 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=-R1Hl2=-586.2*54.55=-31977.2N

52、mm a-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=50250Nmm R1H=586.2N R2H=33.7N R1v=1662.5N R2V=1179.8N R1=1762.8N R2=1180.3N

53、 Ma=96161.9Nmm Ma=93067.1Nmm Mb=66816.4Nmm Mb=66508.8Nmm T2=50250Nmm 7.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，其軸頸較小，故a-a剖面兩側(cè)均可能為危險面，故分別計算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

54、 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)為安全截面 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

55、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 三、低速軸的設(shè)計計算 低速軸的設(shè)計計算見表9 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.已知條件 低速軸傳遞的功率p3=3.49kw,轉(zhuǎn)矩T3=574940Nmm，轉(zhuǎn)速n3=57.97r/min，齒輪4分度圓直徑d4=297.455mm，齒輪寬度b4=78mm 2.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=106～135，取中間值C

56、=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>41.54+41.54*（0.03～0.05）mm=42.79～43.62mm dmin=41.54mm 4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)

57、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 （2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同步進(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，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT1=1.5*574940Nmm=862410Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍為30～48mm。取聯(lián)軸器孔直徑為45mm，軸孔長度L聯(lián)=112mm，J型軸孔，A型鍵

58、，聯(lián)軸器從動端代號為LX3 45*112GB/T5014—2003，相應(yīng)的軸段 的直徑d1=45mm。其長度略小于孔寬度，取L1=110mm (3) 密封圈與軸段的設(shè)計 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=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）*45mm=3.15～4.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2*（3.15～4.5）mm=51.3～54mm，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55JB/ZQ4606—1997，則d2=55mm (4) 軸承與軸段和軸段的設(shè)計

59、 考慮齒輪油軸向力存在，但此處軸徑較大，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為7008C 由表11-9得軸承內(nèi)徑d=40mm，外徑D=68mm，寬度B=15mm，內(nèi)圈定位直徑da=50mm，外徑定位Da=65mm，軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a3=15.7mm，故d3=40mm。由于該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，軸承采用油潤滑，無需放擋油環(huán)，取L3=15mm。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差，取軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d7=40mm （5） 齒輪與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪4，為便于

60、齒輪的安裝，d6應(yīng)略大于d7，可初定d6=42mm,齒輪4輪廓的寬度范圍為（1.2～1.5）d6=50.4～63mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度b4=60mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應(yīng)比齒輪4的輪轂略短，取L6=58mm （6） 軸段和軸段的設(shè)計 軸段為齒輪提供軸向定位作用，定位軸肩的高度為h=（0.07～0.1)d6=2.94～4.2mm，取h=4mm,則d5=50mm，L5=1.4h=5.6mm，取L5=8mm 軸段的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑，即d4=50mm，齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離為 則軸段的長度 =194+5-13.5-95-8mm=82.5mm (7) 軸段與軸段的長度 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，軸承旁連接螺栓為M20，則c1=28mm，c2=24mm，箱體軸承寬度L=10+2