《二級圓錐圓柱齒輪減速器 機電一體化畢業(yè)論文》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級圓錐圓柱齒輪減速器 機電一體化畢業(yè)論文（42頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、湖北工業(yè)大學商貿(mào)學院畢業(yè)論文————機電一體化?？迫? 目 錄 一、設計任務書2 二、傳動方案的擬定3 三、電動機的選擇3 1.選擇電動機的類型3 2.選擇電動機功率3 3.確定電動機轉速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、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算4 1.各軸轉速4 2.各軸功率4 3.各軸轉矩4 6、 傳動件的設計計算5 1.高速級錐齒輪傳動的設計計算5 2.低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算8 七、 齒輪上作用力的計算12 8、 減速器轉配草圖的設計14 9、 軸的設計計算14 1.高速軸的設計與計算

2、14 2.中間軸的設計與計算19 3.低速軸的設計計算25 十、減速器箱體的結構尺寸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40 一、設計任務書 班級 10機電專三班 學號1025112344 姓名 潘東 一、設計題目：設計圓錐—圓柱齒輪減速器 設計鑄工車間的型砂運輸設備。該傳送設備的傳動系統(tǒng)由電動機—減速器—運輸帶組成。每日二班工作。 （圖1） 1—電動機；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、設計內(nèi)容和要求： 1.編寫設計計算說明書一份，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）電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；（3）傳動零件的設計計算（如除了傳動，蝸桿傳動，帶傳動等）；（4）軸的設計計算；（5）軸承及其組合部件設計；（6）鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；（7）減速器箱體，潤滑及附件的設計；（8）裝配圖和零件圖的設計；（9）校核；（10）軸承壽命校核；（11）設計小結；（12）參考文獻；（13）致謝。

4、  二、傳動方案的擬定 運動簡圖如下： （圖2） 由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為型砂運輸設備。 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、電動機的選擇 電動機的選擇見表1 計算項目 計算及說明 計算結果 1.選擇電動機的類型 根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機 2.選擇電動機功率 運輸帶功率為

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，得電動機到工作機間的總效率為 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.確定電動機轉速 輸送帶帶輪的工作轉速為 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 電動機的轉速范圍為 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同步轉速有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，其滿載轉速為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、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算見表3 計算項目 計算及說明 計算結果 1.各軸轉速 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、 傳動件的設計計算 一、高速級錐齒輪傳動的設計計算 錐齒輪傳動的設計計算見表4 計算項目 計算及說明 計算結果 1.

11、選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，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度進行設計。其設計公式為 d1≥ 1) 小齒輪傳遞轉矩為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) 許用接觸應力可用下式公式 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為 小齒輪與大齒輪的應力循環(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進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d1t進行修正 ，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、，取標準模數(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度 齒根彎曲疲勞強度條件為 ≤ （1） K、b、m和同前 （2） 圓周力為 Ft= （3） 齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS 即當量齒數(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） 許用彎曲應力 由圖8-4查得彎曲疲勞極限應力為

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計計算 斜齒圓柱齒輪的設計計算見表5 計算項目 計算及說明

19、 計算結果 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度進行設計。其設計公式為 1) 小齒輪傳遞轉矩為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） 許用接觸應力可用下式計算

21、 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為 小齒輪與大齒輪的應力循環(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進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算出的d3t進行修正，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，故對與有關的參數(shù)無需進行修正 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度 齒根彎曲疲勞強度條件為 1） K、T3、mn和d3同前 2） 齒寬b=b4=78mm 3） 齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS。當量齒數(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） 許用彎曲應力為 由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力 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 高速軸傳遞的轉矩T1=50670Nmm，轉速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 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心 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 中間軸傳遞的轉矩T2=142040Nmm，轉速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 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心 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、 減速器轉配草圖的設計 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，采用三視圖表達裝配的結構。 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 在齒輪齒廓的基礎上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承座端面線 九、 軸的設計計算 軸的設計和計算、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)軸器的選擇同步進行。 1、 高速軸的設計與計算 高速軸的設計與計算見表7。 計算項目 計算及說明 計算結果 1.已知條件 高速軸傳遞的功率p1=3.82kw,轉矩T1=50670mm，轉速n1=720r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.5mm，齒寬中點處分度圓直徑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，并對重量及結構尺寸無特殊要求，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，軸徑應增大3%～5%，軸端最細處直徑 d1>20.58+20.58*（0.03～0.05）mm=21.19～21.61mm dmin=20.58mm 4. 結構設計

33、 （1） 軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，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，從最細處開始設計 （2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段 上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(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：公稱轉矩為250Nmm，許用轉速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) 軸承與軸段和的設計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(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準，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，該處軸段長度應比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取L4=16mm （4） 軸段的設計 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，故先確定其懸臂梁長度 （5） 齒輪與軸段的設計 軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采

37、用懸臂結構，d5應小于d4，可初定d5=32mm 小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離M由齒輪的結構確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得M=32.9mm，錐齒輪大端側徑向端面與軸承套杯端面距離取為，軸承外圈寬邊側距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚C=8mm，齒輪大端側徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結構需要取為56mm，齒輪左側用軸套定位，右側采用軸端擋圈固定，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外，還與軸承端蓋等零件有關。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；其安裝基準圓直徑遠大于聯(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，為便于結構尺

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。小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 =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 力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 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剖面左側為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面為 b-b剖面左側為 （4）畫轉矩圖 轉矩圖如圖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.校核軸的強度 因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉矩，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、 彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當量應力為 由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應力強度滿足要求 軸的強度滿足要求 8.校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 齒輪處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強度足夠

45、 鍵連接的強度足夠 2、 中間軸的設計與計算 中間軸的設計與計算見表8 計算項目 計算及說明 計算結果 1.已知條件 高速軸傳遞的功率p2=3.63kw,轉速n2=244.07r/min，錐齒輪大端分度圓直徑d2=238mm，齒寬中點處分度圓直徑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，并對重量及結構尺寸無特殊要求，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，軸徑應增大3%～5%，軸端最細處直徑 d1>27.05+27.05*（0.03～0.05）mm=27.86～28.40mm dmin=27.05mm 4.結構設計 軸的結構構想如圖5所示 (1) 軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采

47、用剖分式結構，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，從最細處開始設計 (2) 軸段及軸段的設計 該軸段上安裝軸承，此段設計應與軸承的選擇設計同步進行?？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，軸段長度應比齒輪2的輪轂略短，b3=85mm，故取 L2=83mm，L4=40mm （4） 軸段的設計 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)側壁關于高速軸軸線對稱，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、用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=13.8mm，則由圖12-7可得軸的支點與受力點間的距離為 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剖面右側為 b-b剖面右側為 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面左側為 a-a剖面左側為 b-b剖面左側為 b-b剖面右側為 （4）畫轉矩圖 轉矩圖如圖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.校核軸的強度 雖然a-a剖面左側彎矩大，但a-a剖面右側除作用有彎矩外還作用有轉矩，其軸頸較小，故a-a剖面兩側均可能為危險面，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剖面左側彎曲應力為

54、 a-a剖面右側彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當量應力為 故a-a剖面右側為安全截面 由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，則由表8-32查得軸的許用彎曲應力強度滿足要求 軸的強度滿足要求 8.校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33

55、查得，強度足夠 齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠 鍵連接的強度足夠 三、低速軸的設計計算 低速軸的設計計算見表9 計算項目 計算及說明 計算結果 1.已知條件 低速軸傳遞的功率p3=3.49kw,轉矩T3=574940Nmm，轉速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，并對重量及結構尺寸無特殊要求，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，軸徑應增大3%～5%，軸端最細處直徑 d1>41.54+41.54*（0.03～0.05）mm=42.79～43.62mm dmin=41.54mm 4. 結構設計 （1） 軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機

57、體采用剖分式結構，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，從最細處開始設計 （2） 聯(lián)軸器與軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(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：公稱轉矩為1250Nmm，許用轉速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) 密封圈與軸段的設計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(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） 齒輪與軸段的設計 軸段上安裝齒輪4，為便于

60、齒輪的安裝，d6應略大于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，軸段長度應比齒輪4的輪轂略短，取L6=58mm （6） 軸段和軸段的設計 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外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。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