鏈式傳動裝置設計

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1、湖南工業(yè)大學 課 程 設 計 資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2008 ~ 2009 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計課程設計 指導教師 職稱 副教授 學生姓名 專業(yè)班級 學號 題 目 鏈式運輸機傳動裝置設計 成 績 起止日期 2008 年 12 月 15 日～ 2008 年 12 月 26 日 目 錄

2、清 單 序號 材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設計任務書 1 2 課程設計說明書 35 3 課程設計圖紙 4 張 湖南工業(yè)大學 課程設計任務書 2008 —2009 學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械工程及自動化 專業(yè) 06-1 班級 課程名稱： 機械設計課程設計 設計題目：

3、 鏈式運輸機傳動裝置設計 完成期限：自 2008 年 12 月 15 日至 2008 年 12 月 26 日共 2 周 內 容 及 任 務 一、設計的主要技術參數(shù) 運輸鏈牽引力（F/KN）：4 輸送速度 V/(m/s)：0.5 鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm)：263 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差5%. 二、設計任務 傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及

4、零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。 三、設計工作量 （1） 減速機裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設計說明書1份（6000~8000字）。 進 度 安 排 起止日期 工作內容 12.15-12.17 傳動系統(tǒng)總體設計 12.18-12.20 傳動零件的設計計算； 12.21-12.25 減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書 12.26 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 ［1］濮良貴，紀名剛.機械設計［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肅.機械設計課程設計［Ｍ］.武漢：華中科技大學出版社，2

5、007. 指導教師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 （機械設計課程設計） 設計說明書 （鏈式運輸機傳動裝置設計） 起止日期： 2008 年 12 月 15 日 至 2008 年 12 月 26 日 學生姓名 班級 學號 成績 指導教師(簽字) 機械工程學院（部） 2008年12月 目 錄 一、傳

6、動方案圖-----------------------------------------（5） 二、設計方案分析--------------------------------------（6） 三、各軸的轉速，功率和轉速-----------------------（7） 四、傳動零件設計計算--------------------------------（8） 1、V帶輪設計計算-------------------------------------（8） 2、高速級直齒圓柱齒輪設計計算-------------------（10） 3、低速級直齒圓柱齒輪設計計

7、算-------------------（14） 五、軸系零件設計計算---------------------------------（19） 1、高速軸設計計算--------------------------------------（19） 2、中間軸設計計算--------------------------------------（20） 3、低速軸設計計算--------------------------------------（22） 4、軸承的校核--------------------------------------------（30） 六、鍵的選

8、擇及計算-------------------------------------（32） 七、減速器附件選----------------------------------------（34） 八、心得體會----------------------------------------------（35） 九、參考資料----------------------------------------------（35） 十、附圖 一、 傳動方案圖 設計鏈式運輸機的傳動裝置 傳動方案可參考圖

9、 項目 設計方案6 運動鏈牽引力F/(KN) 4 輸送速度V/(m/s) 0.5 鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm) 263 每日工作時間h/小時 8 傳動工作年限/年 10 計算與說明 主要結果 二、設計方案分析 本傳動裝置總傳動比不是很大，宜采用二級傳動。第一級（高速級）采用圓錐-圓柱齒輪減器；第二級（低速級）采用鏈條鏈輪機構傳動，即在圓錐-圓柱齒輪減速器與鏈式運輸機之間采用鏈傳動。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 1、選擇電動機的類型和結構 按工作要求選用籠型三相異步電動機，電壓380V 2、電動機所需工作功率

10、： (其中取0.96) 傳動裝置的總效率： 電機所需的功率為: 技術參數(shù)，選電動機的額定功率為2.2KW因載荷平穩(wěn)，電動 機額定功率略大于即可，由第十九章表19—1所示三相異步 電動機的 3、傳動比的計算與分配 卷筒軸工作轉速為 由表2-2可知，一級圓錐齒輪一級圓柱減速器一般傳動比為8－40，則符合這一范圍的同步轉速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min無特殊要求，不常用，故僅用1000r/min和1500r/min兩種方案進行比較。選用前者

11、電動機型號 額定功率（KW） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） 額定轉矩（KN/m） Y112M-6 2.2 1000 940 2.2 總傳動比: =1.67kw Pd=2.02kw = i總=32.31 計算與說明 主要結果 考慮齒輪潤滑問題，大齒輪應有相近的浸油深度，查資料得i2=（1.2~1.3）i3，取i2=1.2 i3，v帶傳動比i1=2.5，總的傳動比i總=i1i2i3 其中i總=3

12、2.31 i1—v帶傳動比； i2—高速圓錐齒齒輪傳動比； i3—低速直齒齒輪傳動比。 所以傳動比分配為 i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。 三

13、、各軸的轉速，功率和轉速 1、各軸的轉速可根據(jù)電動機的滿載轉速和各相鄰軸間的傳動比進行計算，轉速（r/min）。 Ⅰ軸：n1=940 Ⅱ軸：n2=n1／i1 Ⅲ軸：n3=n2／i2 Ⅳ軸 ：n4=n3／i3 2，各軸的輸入功率（kw） 3，各軸輸入扭矩的計算 i1=2.5 i2=3.77 i3=3.14 n1=940 r/min n2=376 r/min n3=99.73r/min n4=31.76r/min P1=2.02kw P2=1.861 k

14、w P3=1.767kw P4=1.682 kw 計算與說明 主要結果 將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下： 軸號 輸入功率P/KW 轉矩T/n.mm 轉速n/r/min 傳動比 Ⅰ 2.02 2. 940 1 Ⅱ 1.861 4.727 104 376 2.5 Ⅲ

15、 1.767 1.692 105 99.73 3.77 Ⅳ 1.682 5.058 105 31.76 3.14 四、傳動零件設計計算 1、V帶輪設計計算 帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。要求分析：已知電動機功率p=2.02kw,傳動比i1=2.5，每天工作8小時。 （1）、確定計算功率Pca 由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1，所以 1.1 2.02=2.222KW （2）、選擇v帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。 （３）、確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和表8-8，取小

16、帶輪的基準直徑dd1＝106mm 2） 驗算帶速v。按式（8-13）驗算得 　 因為5m/s〈v〈30m/s，故帶速合適。 3） 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑d 　　　d＝i1.d＝2.5106mm＝265mm 根據(jù)表8-8。圓整為dd2＝280mm 4） 確定v帶的中心距a和基準長度Ld a、 根據(jù)式（8-20），初定中心距a＝500mm。 b、 由式（8-22）計算帶所需的基準長度 Pca=2.222kw dd1=106mm v=5.21m

17、/s dd2=265mm a0=500mm 計算與說明 主要結果 由表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm c、 按式（8-23）計算實際中心距a1。 中心距的變化范圍為 5）.驗算小帶輪上的包角a 6）.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根v帶的額定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=940r/min，查表8-4a得P0=1.15kW 根據(jù)n1=940r/min，i1=2.

18、5和A型帶，查表8-4b得△po=0.11kw。 查表8-5得ka=0.96，表8-2得kl=0.89，于是 Pr=(p0+△po) kakl =(1.15+0.11) 0.960.89kw =1.077kw 2)計算v帶的根數(shù)z。 所以取3根。 7）．計算單根v帶的初拉力的最小值（f0）min 由表8-3的A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以 應使帶的實際初拉力Fo>1.5(Fo)min

19、 Ld=1600mm a=490mm Pr=1.077kw Z=3 =93.181N 計算與說明 主要結果 8）.計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 (Fp)min=2Z(F0)minsin() =2393.181sin() =535.22N 帶型 小帶輪直徑（mm） 中心距（mm） 根數(shù) 小帶輪包角（） A 106 490 3 161.4

20、 2、高速一級圓錐齒輪設計計算 因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效主要是點蝕?？紤]加工的成本和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，齒輪材料由表10-1選擇： 小齒輪材料為4Cr，調質處理，齒面硬度為241～286HBS 大齒輪材料為45號鋼，調質處理，齒面硬度為217～255 HBS （1）確定許應力 A、確定極小應力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按220HBS，二者材料硬度差為60HBS。 由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa，

21、Hlim2=550MPa。 由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強度極限 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。 B.計算應力循環(huán)數(shù)N， 由式10-13計算N N=60n2jLh= () =1. N2=N1／i2 C.計算許應力 1）計算接觸疲勞許應力 (Fp)min=535.22N Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa Flim1=500Mpa Flim2=380MPa N1=1. N2=4. 計算

22、與說明 主要結果 取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.90,Khn2=0.95 MPa MPa 2)計算彎曲疲勞許應力。 由圖10-20c查得彎曲疲勞強度強度極限 , . 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85, KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全數(shù)系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得 3)初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1)選擇齒輪的類型 根據(jù)齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪. 2)選擇齒輪精度等級 運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級

23、精度 (GB 10095-88). 3)初選參數(shù) Z1=21,Z2=213.77=79.17,取Z2=80 4)初步確定齒輪的主要尺寸 因為電動驅動,有輕微震動,根據(jù)V,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12; 直齒輪,Kha=Kfa=1; 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 由表10-4用插值法查得7級精度,小齒輪相對支撐非對稱布置時,KHB=1.423. 故載荷系數(shù) K=KAKVKhaKHB=11.1211.423=1.594 初步計算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數(shù)和幾何尺寸. 1試算出小齒輪分度圓直徑d1t,代入[H]中較小的值.

24、 =540Mpa =522.5MPa 303.57Mpa 238.86MPa Z1=21 Z2=80 Kv=1.12 Kha=Kfa=1 KA=1 KHB=1.423 K=1.594 計算與說明 主要結果 2計算圓周速度v 3計算齒寬b b= d1t =153.08=53.08mm 4計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高h=2.25mt=2.252.79=6.28mm = 5按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得 6計算模數(shù)m (5)按齒根彎曲

25、強度設計 由式(10-5)得彎曲強度的設計公式為 d1t=53.08mm v=1.04m/s b=53.08mm mt=2.79 =8.45 d1=56.81mm m=2.99mm 計算與說明 主要結果 １） 計算載荷系數(shù)K，由 =8.45，KHB=1.423， 查圖10-13得KFB=1.35。故 K=KAKVKFaKFb=11.1211.35=1.512 ２） 查取齒型系數(shù)，由表10-5得 Yfa1=2.6

26、5， Yfa2=2.226 ３） 查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得 Ysa1=1.58， Ysa2=1.764。 ４） 計算大、小齒輪的并加以比較 =0.01379 =0.01734 大齒輪的數(shù)值大 ５） 設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關?？扇∮蓮澢鷱姸人愕玫哪?shù) 1.95 并就近圓整為標準值m= 2 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 d= 56.81 mm

27、，算出小齒輪齒數(shù)Z1= =28.4，取Z1=29 大齒輪齒數(shù) Z2=293.77=109.33，取Z2=110 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 KFB=1.35 K=1.512 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 Ysa1=1.58 Ysa2=1.764 m=1.95mm Z1=29 Z2=110 計算與說明 主要結果 （6）幾何尺寸計算。 1）

28、計算分度圓直徑 d=Z1m=292=58mm d2=Z2m=1102=220mm 2）計算中心距： a= 3） 計算齒輪寬度b=d=158=58mm 取B2=58mm，B1=63mm 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) 29 110 直徑d（mm） 58 220 齒寬b（mm） 63 58 模數(shù)（mm） 2 中心距a（mm） 116 3、低速一級直齒圓柱齒輪設計計算 因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效主要是點蝕?？紤]加工的成本和使用性，在滿足同樣功能的前提下，按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，齒輪材料由

29、表10-1選擇： 小齒輪材料為4Cr，調質處理，齒面硬度為241～286HBS大齒輪材料為45號鋼，調質處理，齒面硬度為217～255 HBS （1） 確定許應力 A.確定極小應力Hlim和Flim 齒面硬度：小齒輪按280 HBS，大齒輪按240 HBS，二者材料硬度差為40HBS。 由圖10-21d按齒面硬度查得接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa， Hlim2=550MPa。 d1=58mm d2=220mm a=116mm b=58mm B1=63mm B2=58mm

30、 Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa 計算與說明 主要結果 由圖10-20c按齒輪的彎曲疲勞強度極限 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa。 B.計算應力循環(huán)數(shù)N， 由式10-13計算N N=60n1jLh=60140.81 () N= C.計算許應力 1）計算接觸疲勞許應力 取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得，由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.90,Khn2=0.95 MPa MPa 2)

31、計算彎曲疲勞許應力。 由圖10-20c查得彎曲疲勞強度強度極限 FE1=500MPa, FE2=380MPa. 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85, KFN2=0.88 取彎曲疲勞安全數(shù)系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得 3)初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1)選擇齒輪的類型 根據(jù)齒輪的工作條件和性能要求,選擇直齒圓柱齒輪. 2)選擇齒輪精度等級運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度(GB 10095-88). 3)初選參數(shù) Z1=24,Z2=243.14=75.36,取Z2=76 4)初步確定齒輪的主要尺寸 因為電動驅動

32、,有輕微震動,根據(jù)V,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.11; Flim1=500Mpa Flim2=380MPa N1=6. N2=1. 540MPa 522.5MPa 303.57MPa 238.86MPa 計算與說明 主要結果 直齒輪,Kha=Kfa=1; 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 由表10-4用插值法查得7級精度,小齒輪相對支撐非對稱布置時,KHB=1.422. 選用載荷系數(shù)=1.3 故載荷系數(shù) K=KAKVKhaKHB=11.1

33、111.422 初步計算出齒輪的分度圓直徑d1,m等主要參數(shù)和幾何尺寸。 1.試算出小齒輪分度圓直徑d1t,代入[H]中較小的值. 2計算圓周速度v 3.計算齒寬b b= d1t =174.18 4.計算齒寬與齒高之比 模數(shù)mt= 齒高h=2.25mt=2.253.09 5.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得 K=1.5642 d1t=74.18mm v=0.387mm b=74.18mm mt=3.09

34、 h=6.96mm d1=78.9mm 計算與說明 主要結果 計算模數(shù)m (5) 按齒根彎曲強度設計 由式(10-5)得彎曲強度的設計公式為 1)計算載荷系數(shù)K，由=10.66，KHB=1.423， 查圖10-13得KFB=1.35。故 K=KAKVKFaKFb 2)查取齒型系數(shù)，由表10-5得 Yfa1=2.65 Yfa2=2.226 3)查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得 Ysa1=1.58， Ysa2=1.764。 4)計算大、小齒輪的并加以比較 =0.01349 =0.01543

35、 大齒輪的數(shù)值大 5)設計計算： =2.18mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（既模數(shù)與齒數(shù)的乘積），取標準值 m=2.5,則 小齒輪齒數(shù)，取=32 大齒輪齒數(shù)，取=101 6）幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 取 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)z 32

36、 101 直徑d/mm 80 252.5 齒寬B/mm 85 80 模數(shù)m/mm 2.5 錐距R/mm 166.25 m=3.29mm K=1.499 m=2.18mm 計算與說明 主要結果 五、軸系零件設計計算 1、高速軸設計計算 1、對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸

37、設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質及軸的轉速有關。 已知：輸入軸輸入功率P2=1.861KW，轉速n2=376r/min，齒輪機構的參數(shù)列于下表： 級別 齒寬/mm 高速級 29 110 2 1 大錐齒輪L=50 低速級 32 101 2.5 =85, =80 2、初步確定軸的最小直徑 先按[1]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)[1]表15-3，取A0=110，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑，由于軸上有鍵槽，考慮到軸的強度，初步確定軸的最小直徑為31

38、mm。又知大帶輪輪轂寬度為50mm，故取=50mm。 3、軸的結構設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 圖2 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 由右往左一次確定軸的直徑和長度，端蓋處軸的直徑=37，15mm 1）、初步選擇滾動軸承。由于在錐齒輪傳動過程中會對軸產生軸向力，故應選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強度和相互協(xié)調的問題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻[2]表13-2初步取0基本游隙、標準精度級的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為dDTBC=458520.751916，故=45,取19mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸

39、向定位。查參考文獻[2]表13-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm,考慮到軸的熱應變問題，此處采用螺紋定位，螺紋大徑=39mm，小徑=38mm,在螺紋與軸肩處開越乘槽，槽寬=4mm，=9mm。左軸承的右端，右軸承的左端由定位槽定位，取定位槽中間凸臺長度為63mm，取軸的長度=58mm。已知軸承的寬度為20.75mm，考慮到此處軸承應小于軸頸，故取軸頸長25mm。左軸承采用軸肩定位，考慮到小錐齒輪與箱體必須有一定的距離，取14mm。 2)小錐齒輪長度為58.8mm，齒輪軸總長為248.8mm。 2、中間軸設計計算 1、對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯

40、軸的設計包括結構和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質及軸的轉速有關。 已知：中間軸輸入功率P4=2.19KW，轉速n3=960r/min，齒輪機構的參數(shù)列于下表： 級別 齒寬/mm 高速級 29 110 2 1 大錐齒輪L=50 低速級 32 101 2.5 =85, =80 2、初步確定軸的最小直徑 先按[1]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)[1]表15-3，取A0=110，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸頸的直徑 3、軸的結構設計 （ 1）擬訂軸

41、上零件的裝配方案如下圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）、初步選擇滾動軸承。由于在錐齒輪傳動過程中會對軸產生軸向力，故應選用圓錐滾子軸承，考慮到軸的強度和相互協(xié)調的問題，粗步確定軸的最小直徑在40mm以上。查參考文獻[2]表13-2初步取0基本游隙、標準精度級的選用30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為其尺寸為dDTBC=458520.751916，故=45,右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻[2]表13-2得30209型軸承的定位軸肩直徑=52 mm 2)、取安裝齒輪處的軸段B-C的直徑==52mm，直齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知

42、齒輪輪轂的寬度為85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取LBC=82.5mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=4則軸環(huán)處的直徑dCD=60mm,軸環(huán)寬度b1.4h考慮到整個減速器的對稱性，即小錐齒輪的中心線在減速箱的中心線上，又知小錐齒輪小端直徑為29mm，加上大齒輪凸出長度8mm，故取LCD=37mm。 3），大錐齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位, 已知大錐齒輪除去凸出部分長度后為51mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略小于此輪轂寬度，故取LDE=48.5mm。設計大錐齒輪與箱體內壁距離為11.5mm考慮到箱體鑄造誤差，在確定

43、滾動軸承時，應距箱體內壁一段距離s，取s=5.25mm,已知滾動軸承寬度T=20.75 LAB= T+11.5+s+2 .5=40mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 4）軸上零件的周向定位。 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dBC=52mm由參考文獻[2]12.2查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸過公差為k6。 （3）確定軸上圓角和倒角尺寸 由參考文獻[1]P365表15-2，取軸左端倒角為1.545

44、。，右端倒角為1.545。各軸肩處的圓角半徑見軸零件工作圖。其中減速器內腔寬度為187.5mm。 3、低速軸設計計算 對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設計。滾動軸承類型的選擇，與軸承受載荷的大小、方向性質及軸的轉速有關。 齒輪機構的參數(shù)列于下表： 級別 齒寬/mm 高速級 29 110 2 1 大錐齒輪L=50 低速級 32 101 2.5 =85, =80 1.求低速軸上的功率P4，轉速n4和轉矩 由前一部分可知： P4=1.682KW；

45、2.求作用在齒輪上的力 低速級大齒輪的分度圓的分度圓直徑為 圓周力Ft4，徑向力Fr4的方向如圖所示： 3．初步確定軸的最小直徑 先按[1]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)[1]表15-3，取A0=110，于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查[1]表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查由參考文獻[2

46、]表14-4，選用LX3型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=45mm,故取dA-B=40mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm 4、軸的結構設計 （ 1）擬訂軸上零件的裝配方案如下圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B軸段右端需制出一軸肩，故取B-C段的直徑dB-C=47mm,左端用軸擋圈定位，按軸端直徑 取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，

47、故A-B段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取LA-B=82mm 2）、初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dB-C=47mm，查參考文獻[2]表13-2初步取0基本游隙、標準精度級的深溝球滾子軸承6011，其尺寸為其尺寸為dDB=559018，故dCD=dGH=50mm,而LGH=18mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查參考文獻[2]表13-2得6011型軸承的定位軸肩直徑=57 mm。 3)、取安裝齒輪處的軸段D-E的直徑dDE =55mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒

48、輪，此軸段應略小于輪轂寬度，故取LDE=76mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=5則軸環(huán)處的直徑dEF=65mm,軸環(huán)寬度b1.4h，取LEF=10mm。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm,故取LBC=50mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,中間軸兩齒輪之間的距離c=20mm,考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度B=18，高速級大錐齒輪輪轂長L=50mm LCD=B+a+s+(100-96)=18+1

49、6+8+4=46mm. LFG=L+c+a+s-LE-F =50+20+16+8-10=84mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。為了方便制造減速器，故LFG=89.5mm。 （3）軸上零件的周向定位。 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按dDE=55mm由參考文獻[1]表6-1查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵12mm8mm70mm；半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸過公差為m6。

50、（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 由參考文獻[1]P365表15-2，取軸左端倒角為1.545。，右端倒角為245。各軸肩處的圓角半徑見軸零件工作圖。 軸的載荷分析 5、求軸上的載荷 首先，根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。確定深溝球滾子軸承的支點位置為它的中心線位置。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=73+153=226mm 根據(jù)軸的計算簡圖，作出軸的彎距和扭距圖（見軸的載荷分析圖） 從軸的結構圖以及彎距圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)計算截面C處的

51、MH，MV及M的值列于下表： 載荷 水平面H 垂直力V 支持力 =2712N =1294N 彎矩M = 總彎矩 扭矩T 計算如下： 水平面支反力 彎矩： 垂直支反力 　 彎矩： 6.按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)參考文獻[1]P373式（15-5）以及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力 前已經選定軸的材質為45鋼，調質處理，由參考文獻[1]表15-1

52、查得[]=60MPa，因此，故安全。 7.精度校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面L、B、C，M只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸間及過渡配合引起的應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強度較寬裕確定的，所以這些截面均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面D和E處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面Y上的應力最大。截面E的應力集中的影響和截面F的相近，但截面E不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面Y上雖然應力最大但截面應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面Y也不必校核。截面F和G

53、顯然更不必校核。又知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只需要校核D左右兩側即可。 （2）截面D左側。由參考文獻[1]P373表15-4知： 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面b左側的彎矩M1為 截面b上的扭矩T4為T4=5.058105N.mm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻[1]表15-1查得，， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按參考文獻[1]P40附表3-2查取，因，，經插值后可查得，=2.0，=1.33 又由參考文獻[1]附圖3-1可得軸材料敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按式（附

54、表3-4）為 由參考文獻[1]P40附圖3-2的尺寸系數(shù)， 由參考文獻[1]P43附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)， 軸按磨削加工，由參考文獻[1]P44附圖3-4得表面質系數(shù)為 軸未經表面強化處理，即，則按參考文獻[1]式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由參考文獻[1]3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 0.1～0.2，取 0.05～0.1，取0.05 于是計算安全系數(shù)Sca值，按式參考文獻[1]P374式（15-6）～（15-8）則得： 故可知其安全。 （3）截面b右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面b右側

55、的彎矩M為 截面b上的鈕矩T4為T4=5.058105N.mm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由[1]附表3-8用插值法求出，并取， 于是得， 軸按磨削加工，由參考文獻[1]附圖3-4得表面質系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在D右側的安全系數(shù)Sca為： 故可知其安全。 故該軸在截面b右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即告結束（當然，如有更高的要求時，還可以做進一步的研究）。 4、軸承的校核 1、高速圓錐齒輪軸軸承的校核 已知

56、：軸承直徑，轉速為。軸承所承受徑向載荷=,要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6008深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為269.03N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷76.47N，所以軸承合格。 2、中間軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工

57、作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6008深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù)，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為421.84N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷273.71N，所以軸承合格。 3、低速軸軸承的校核 已知：軸承直徑，轉速為。軸承所承受徑向載荷，要求使用壽命，工作溫度以下，根據(jù)工作條件決定選用一對6008深溝球軸承，試求

58、軸承允許的最大徑向載荷。 解： 對深溝球軸承，由式（13-6）知徑向基本額定載荷。 由《課程設計》書第130頁查得6008深溝球軸承基本動載荷，查書表13-4溫度系數(shù)，查表13-6載荷系數(shù) ，對球軸承，，將以上有關數(shù)據(jù)帶入 上式，得： 所以N。 故在規(guī)定條件下，6008軸承可承受的最大載荷為7555.56N， 遠大于軸承實際承受徑向載荷6649.41N，所以軸承合格。 六、鍵的選擇及計算 1、高速軸系鍵連接的選擇及計算 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑，連帶輪軸段

59、為60mm，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查《1》第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 2、中間軸系鍵連接的選擇及計算 A、小齒輪連接鍵 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查《1》第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力 對于鍵。

60、 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 B、大錐齒輪連接鍵 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查《1》第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 3、低速軸系鍵連接的選擇及計算 （1）鍵連接的選擇。 根據(jù)連接的結構特點，使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑，齒輪輪轂長，查

61、[2]第119頁，選用鍵，其中。 （2）鍵連接的強度校核。 由工作件查[1]第106頁，表6-2尖連接的許用擠壓應力、許用壓力，靜連接時許用擠壓應力。對于鍵。 由書中公式（6-1）得： 所以安全。 八、減速器附件選擇。 座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，其次是強度和抗震性能，此外，對具體的機械，還應滿足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。 機座和箱體的結構形狀和尺寸大小，決定于安裝在它的內部或外部的零件和部件的形狀和尺寸及其相互配置、受力與運動情況等。設計時，應使所裝的零件和部件便于裝拆與操作。 窺視孔、視孔蓋：為

62、了便于檢查傳動的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點和齒側間隙，并為了向箱體內注入潤滑油，應在傳動件嚙合區(qū)的上方設置窺視孔。窺視孔尺寸應足夠大，以便檢查操作。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防止?jié)櫥吐┏龌蛭畚镞M入箱體內。視孔蓋可用鋼板、鑄鐵等制成。 通氣器，減速器運轉時，會因摩擦發(fā)熱而導致箱內溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使含油受熱膨脹氣體能自由地排出，以保持箱體內外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w結合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設置通氣器。通氣器的結構形式很多，常見的有通氣塞、通氣罩和通氣帽等。通氣塞的通氣能力較小，用于發(fā)熱較小、較清潔的場合；通氣罩和通氣帽通氣能

63、力大，帶過濾網，可防止停機后灰塵隨空氣進入箱內。放油孔及螺塞，為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔。放油孔應避免與其他機件相靠近，以便放油。平時放油孔用螺塞及封油墊圈密封。 油標，用于指示減速器內的油面高度，以保證箱體內有適當?shù)挠土俊? 起吊裝置，為便于拆卸和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。 啟蓋螺釘，為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時會接較緊而不易分開。為此，常在箱蓋或箱座上設置啟蓋螺釘，其位置宜與連接螺栓共線，以便鉆孔定位銷，用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上、下兩半孔始終保持加工時的位置精度。

64、 軸承蓋，用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用，選擇凸緣式軸承端蓋結構。 九、 總結：盡管這次課程設計的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.對制圖有了更進一步的掌握;Auto CAD ,Word這些僅僅是工具軟件,熟練掌握也是必需的。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)?？傮w來說,我覺得做這種類型的課程設計對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出自身的不足,以待改進。有時候,一個人的力

65、量是有限的,合眾人智慧,我相信我們的作品會更完美! 十、參考文獻 ［1］濮良貴，紀名剛.機械設計［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肅.機械設計課程設計［Ｍ］.武漢：華中科技大學出版社，2007. 十一、附圖 附圖一、齒輪零件工作圖 附圖二、中間軸零件工作圖 附圖三、高速軸零件工作圖 附圖四、低速軸零件工作圖 附圖五、雙級圓柱齒輪減速器裝配圖 =18.7mm

66、 =27.75mm =4006.34N =1458.19N =41.31mm =