三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目：三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器 機(jī)械與能源工程學(xué)院 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化專業(yè) 班級：機(jī)械三班 學(xué)號：* 設(shè)計(jì)人： * 指導(dǎo)老師： 虞紅根 完成日期2013年7月2日同濟(jì)大學(xué) 目錄設(shè)計(jì)任務(wù)書1選擇電動機(jī)及傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 2齒輪傳動的設(shè)計(jì)4 高速級齒輪的設(shè)計(jì)4 低速級齒輪的設(shè)計(jì)9 齒輪旋向設(shè)計(jì)13 齒輪受力分析13傳動軸及其附件的設(shè)計(jì)及校核14 輸入軸及其附件的設(shè)計(jì)及校核14 中間軸及其附件的設(shè)計(jì)及校核21 輸出軸及其附件的設(shè)計(jì)及校核28箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)35心得體會38參考資料39一、設(shè)計(jì)任務(wù)書（一）課程的目的1.通過機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程

2、和其他相關(guān)課程的理論和生產(chǎn)實(shí)際知識去分析解決設(shè)計(jì)問題，進(jìn)一步鞏固、深化和發(fā)展所學(xué)到的知識。2.學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法。培養(yǎng)正確的設(shè)計(jì)思維和分析問題、解決問題的能力。（二）題目設(shè)計(jì)一用于帶式輸送機(jī)裝置中的三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器。設(shè)計(jì)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(yùn)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(jì)內(nèi)容1.電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算2.斜齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算3.軸的設(shè)計(jì)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(jì)計(jì)算說明書的編寫（四）

3、設(shè)計(jì)進(jìn)度1.第一階段：總體設(shè)計(jì)和傳動件參數(shù)計(jì)算及齒輪傳動設(shè)計(jì)（3天）2.第二階段：軸和軸系零件的設(shè)計(jì)（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(jì)算說明書的編寫（6天）1、 選擇電動機(jī)及傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算過程及說明結(jié)果（一）電動機(jī)的選擇 1.電動機(jī)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(jī)，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2.電動機(jī)容量選擇 （1）工作機(jī)所需功率Pw: （2）確定傳動系統(tǒng)的效率: 滾動軸承的效率 （三對） 1=0.99 圓柱齒輪傳遞效率 （兩對） 2=0.97 彈性聯(lián)軸器

4、 （兩個(gè)） 3=0.99 卷筒軸效率 4=0.96 傳動系統(tǒng)的效率： （3）電動機(jī)輸出功率Pd： （4）電動機(jī)額定功率Ped: 查參考資料【1】表20-1得Ped=4kW 3.電動機(jī)轉(zhuǎn)速選擇 （1）工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw： （2）電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍： 取nd=1000r/min 4.查參考資料【1】表20-1，選定電動機(jī)型號：Y132M1-6 列表記錄電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)電動機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min)Y132M1-641000960 列表記錄電動機(jī)的外形尺寸和安裝尺寸電動機(jī)型號HABCDEY132M1-6132216178893880（二）計(jì)算傳動裝置總傳動比和

5、分配各級傳動比 1.總傳動比： 2.分配各級傳動比： （三）計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力 1.各軸轉(zhuǎn)速n 2.各軸輸入功率P 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T 以上數(shù)據(jù)列表如下：項(xiàng)目電動機(jī)軸高速軸1中間軸2低速軸3轉(zhuǎn)速n（r/min)960960187.8647.43功率P（kW）3.263.233.102.98轉(zhuǎn)矩T（Nm）32.4332.13157.59596傳動比1.05.113.93效率0.990,960.96Ped=4kW電動機(jī)型號：Y132M1-63、 齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算過程及說明結(jié)果（1） 高速級齒輪的設(shè)計(jì) 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

6、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（241286HBS）；選擇大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS（217255HBS），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=i1z1=205.11=102.2，取z2=102； （5）初定螺旋角為=14； 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 公式為： (1)確定式中各計(jì)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

7、】圖10-26查得 ； 4)u=i1=5.11； 5)查參考資料【2】表10-7，取d=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 8)由公式N=60njLh計(jì)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 lim1=600MPa，lim2=550MPa 11)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 （2）計(jì)算 1) 初取d1t=38.05mm； 2)計(jì)

8、算圓周速度v 3)計(jì)算齒寬b和模數(shù)mnt 4)計(jì)算齒寬與高之比 齒高：h=2.25mnt=2.251.85=4.16mm;b/h=38.05/4.16=9.155) 計(jì)算縱向重合度6) 計(jì)算載荷系數(shù)K 公式：K=KAKvKHKH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)KH=KF=1.2；查參考資料【2】表10-4得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.3，查參考資料【2】圖10-13得KF=1.24；故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=11.051.21.3=1.6387)

9、按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑8)計(jì)算模數(shù)mn 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 公式為： （1）確定式中各計(jì)算量的值 1)載荷系數(shù)K K=KAKvKFKF=11.051.21.24=1.562 2)根據(jù)縱向重合度=1.586，查參考資料【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88； 3)計(jì)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; 5)由參考資料【2】圖10-20c得彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪FE1=500MPa，大齒輪FE2=380MPa； 6)由參考資

10、料【2】圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)： KFN1=0.85，KFN2=0.88; 7)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 8)計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪數(shù)值大，選用計(jì)算； （2）計(jì)算 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn=2mm;為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=38.35mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) 4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)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 因值不變，故參數(shù)，k等不必修正； （3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直

11、徑； （4）計(jì)算齒輪寬度 （二）低速級齒輪的設(shè)計(jì) 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（241286HBS）；選擇大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS（217255HBS），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=14； 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)

12、公式為： （1）確定式中各計(jì)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=i2=3.93； 5)查參考資料【2】表10-7，取d=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(jì)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 lim1=600MPa，li

13、m2=550MPa 11)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 （2）計(jì)算 1) =64.65mm; 初取d1t=64.65mm； 2)計(jì)算圓周速度v 3)計(jì)算齒寬b和模數(shù)mnt 4)計(jì)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(jì)算縱向重合度 6)計(jì)算載荷系數(shù)K 公式：K=KAKvKHKH查參考資料【2】表10-2得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)v=0.63m/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)KH=KF=1.2；查參考資料

14、【2】表10-4得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.3，查參考資料【2】圖10-13得KF=1.24；故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=11.011.21.3=1.584 7)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑8)計(jì)算模數(shù)mn 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 公式為： （1）確定式中各計(jì)算量的值 1)載荷系數(shù)K K=KAKvKFKF=11.011.21.24=1.503 2)根據(jù)縱向重合度=1.586，查參考資料【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88； 3)計(jì)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

15、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(qiáng)度極限小齒輪FE1=500MPa，大齒輪FE2=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(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 8)計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪數(shù)值大，選用計(jì)算； （2）計(jì)算 =2.21mm按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=64

16、.21mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) 4.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)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 因值不變，故參數(shù)，k等不必修正； （3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑； （4）計(jì)算齒輪寬度 （3） 齒輪旋向設(shè)計(jì)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)2.02.02.52.5齒數(shù)19972598齒寬45407065分度圓直徑d39.31200.6964.63253.37齒根圓直徑df34.31195.6958.3

17、8247.12齒頂圓直徑d243.31204.6969.63258.37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)）=14h=4.16mmb/h=9.15K=1.638mn=2mma=120mm7級精度40Cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）z1=20z2=79=14h=7.065mmb/h=9.15K=1.584K=1.503 4、 傳動軸及其附件的設(shè)計(jì)與校核計(jì)算過程及說明結(jié)果（1） 輸入軸及其附件的設(shè)計(jì)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=971

18、12，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(jì)算轉(zhuǎn)矩： 由參考資料【1】第17章，考慮到已經(jīng)選擇電動機(jī)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，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

19、，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(shí)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15-7，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dDTD1maxD2min30206306217.253736左端軸承采用軸肩進(jìn)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

20、，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(shí)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

21、為2+3=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(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)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=1221NFNV1=101.5N,FNV2=514N彎矩MH=48230NmmMV

22、1=11825NmmMV2=20303Nmm總彎矩扭矩T=32130Nmm （2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 通常指教和軸上所承受最大應(yīng)力和扭矩的截面的強(qiáng)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=0.6，最大彎矩為M2，軸的計(jì)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-1=70MPa, caP2,所以按軸承1所受力的大小驗(yàn)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(qiáng)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(jì)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

23、【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，A0=97112，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dDTD1maxD2min30207357218.254442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

24、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3及箱體內(nèi)壁與齒輪端面之間的距離2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

25、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(shí)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)，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

26、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(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)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=2841NFNV1=1625.5N,FNV2=-405N彎矩MH3=187221NmmMH2=109387.5NmmMV3=82900NmmMV3=41375NmmMV2=27856.5NmmMV2=15592.5Nmm總彎矩扭矩T=157590Nmm （2）按

27、彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(qiáng)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=0.6，最大彎矩為M2，軸的計(jì)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-1=70MPa, ca-1,故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1)判斷危險(xiǎn)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(shí)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

28、側(cè)的扭矩為：T=157590Nmm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(qiáng)化處理，即強(qiáng)化系數(shù)；綜合系數(shù)為：合金鋼的特性系數(shù)：計(jì)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 （3）求軸向力Fa對于30207型的軸承，按參考資料【2】表1

29、3-7，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(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1P2,所以按軸承2所受力的大小驗(yàn)算軸承壽命，故軸承使用壽命足夠，合格。 8.中間軸上鍵連接強(qiáng)度校核鍵的類型：C型但愿頭普通平鍵， （3） 輸出軸及其附件的設(shè)計(jì)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=97112，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

30、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(shí)選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為:按照計(jì)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

31、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(shí)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。該軸承的各項(xiàng)數(shù)據(jù)如下表：軸承代號dDTD1maxD2min302115510022.756464 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(jìn)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(shí)用作齒輪的左端面定

32、位，右軸承采用軸肩進(jìn)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42.25mm（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(shí)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=1

33、4980mm； 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; 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(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)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=1572NFNV1=173N,FNV2=1663N彎矩MH=161945NmmMV1=8499NmmM

34、V2=171289Nmm總彎矩扭矩T=596000Nmm （2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 通常只校核軸上所承受最大應(yīng)力和扭矩的截面的強(qiáng)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=0.6，最大彎矩為M2，軸的計(jì)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-1=70MPa, ca-1,故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1)判斷危險(xiǎn)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(shí)受彎矩和扭矩作用，由于鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(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)：

35、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(qiáng)化處理，即強(qiáng)化系數(shù)；綜合系數(shù)為：合金鋼的特性系數(shù)：計(jì)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

36、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(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻1305036箱底至箱底內(nèi)壁的距離約2020減速器中心高H185箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離L157（6） 軸承的潤滑和密封設(shè)計(jì) 1.對于二級圓柱減速器，浸油齒輪的圓周速度為0.64m/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(jī)蓋與機(jī)座連接處

37、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(yùn)輸機(jī)上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ). 課程設(shè)計(jì)都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個(gè)事物都會有第一次的吧，而沒一個(gè)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(gè)小時(shí)、十幾個(gè)小時(shí)不

38、停的工作進(jìn)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(jì)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(jì)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(shí)還會有放棄的念頭，但始終堅(jiān)持下來，完成了設(shè)計(jì)，而且學(xué)到了，應(yīng)該是補(bǔ)回了許多以前沒學(xué)好的知識，同時(shí)鞏固了這些知識，提高了運(yùn)用所學(xué)知識的能力。機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)等于一體。這次的課程設(shè)計(jì),對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識等方面有重要的作用。設(shè)計(jì)中還存在不少錯誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。7、 參考資料參考資料【1】機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 高等教育出版社參考資料【2】 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版 主編紀(jì)名剛參考資料【3】 機(jī)械原理參考資料【4】 互換性與技術(shù)測量第五版 43