兩級圓柱齒輪減速器設計

兩級圓柱齒輪減速器設計 摘 要本文簡要的闡述了課題研究的背景、意義，并對減速器的各種布局進行分析和比較，在此基礎上提出了本論文設計的主要內(nèi)容。參考二級圓柱齒輪減速器設計有關資料，運用機械設計和機械原理的相關知識，提出滿足本課題要求二級圓柱齒輪減速器的設計方案。根據(jù)此方案，進行了本課題傳動系統(tǒng)各部件的詳細計算，以及箱體結(jié)構的簡單設計。最后根據(jù)設計說明書繪制了主要元件的工作圖和整體裝配圖。在各圖紙上詳細標注設計要求。關鍵詞：二級斜齒圓柱;減速器;設計目 錄 1設計任務.12設計要求.13設計步驟.1 3.1 課題設計方案.1 3.2 電動機的選擇.2 3.3傳動裝置的總傳動比及其分配. .4 3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4 3.5 齒輪零件的設計計算.5 3.5.1 高速級齒輪設計.5 3.5.2 低速級齒輪設計.10 3.6軸的設計.14 3.6.1高速軸的設計.15 3.6.2中速軸的設計.18 3.6.3低速軸的設計.22 3.7 鍵的效核.27 3.7.1高速軸上鍵的效核.27 3.7.2中速軸上鍵的效核.28 3.7.3低速軸上鍵的效核.28 3.8 軸承壽命的驗算.29 3.8.1高速軸上軸承的壽命校核.29 3.8.2中速軸上軸承的壽命校核.30 3.8.3低速軸上軸承的壽命校核.32 3.9 潤滑與密封.33 3.9.1 潤滑.33 3.9.2 密封.33 設計小結(jié).34參考文獻.35 致謝.361設計任務設計課題：設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器。運輸及連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載啟動，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失），減速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%，車間有三相交流電，電壓380/220V。（1）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2200N;帶速v=0.9m/s；滾筒直徑D=300mm。2設計要求1.查閱文獻資料不少于10篇，提交外文翻譯一篇（不少于15000個印刷符號）。2.編寫設計說明書一份（不少于10000字）。3.利用CAD軟件繪制減速器裝配圖1張（A0），繪制零件工作圖兩張（A2)。 3設計步驟傳動裝置總體設計方案： 1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機速度，傳動功率大，將V帶設置在高速級。其傳動方案如下：3.1 課程設計方案 (1)傳動裝置簡圖 帶式運輸機的傳動裝置如如圖1所示 圖1 帶式運輸機的傳動裝置 (2)原始數(shù)據(jù)帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示 表1 帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F/N帶速v/（m/s）滾筒直徑D/mm22000.9 300 (3)工作條件 兩班制，使用年限5年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.環(huán)境最高溫度35oC傳動方案： 圖2 傳動方案3.2 電動機的選擇按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。(1)選擇電動機容量 電動機所需工作功率由式 kw根據(jù)帶式運輸機工作的類型，可取工作機效率 0.96傳動裝置的總效率 查參考文獻表12-7知機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對） 開式齒輪傳動效率，代入得所需電動機功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，由參考文獻表12-7所示Y型三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機的額定功率為3kw。 (2)確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為由參考文獻1表2-2可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為1020，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000兩種方案進行比較。由參考文獻1表13-1查得電動機數(shù)據(jù)列于表1中表2 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比方案電動機型 號額定功率電動機轉(zhuǎn)速n/()同 步轉(zhuǎn) 速滿 載轉(zhuǎn) 速1Y132S-6310009602Y132M-83750710表2中，方案2的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，結(jié)構不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格以及總傳動比，選用方案1較好，即選定電動機型號為Y132S-6。3.3 傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比： 根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速及工作機轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置所要求的總傳動比為合理分配各級傳動比： 對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近（即兩個大齒輪分度園直徑接近），且低速級大齒直徑略大，傳動比可按下式分配，即式中：高速級傳動比 減速器傳動比 又因為圓柱齒輪傳動比的單級傳動比常用值為35，所以選,。3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 (1)各軸轉(zhuǎn)速 (2)各軸輸入功率卷筒軸 (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩卷筒軸表3 運動和動力參數(shù)軸號功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(N.m)轉(zhuǎn) 速n/(r/min)傳動比i效率電動機軸329.8496010.99高速軸2.9729.559604.670.96中速軸2.85132.4205.573.590.96低速軸2.54423.6357.2610.98工作機軸2.49415.2957.263.5 齒輪零件的設計計算 3.5.1 高速級齒輪的設計設計參數(shù)： 兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設計第一傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。 1.選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) (1)運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級精度（GB10095-88） (2)材料及熱處理：選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。(3)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 (4)選取螺旋角。初選螺旋角=14 2.按按齒面接觸強度設計按參考文獻2式13-16計算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻2表13-8選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 3）由參考文獻2表13-8選取齒寬系數(shù)d=0.9 4）由參考文獻2公式知5）小齒輪轉(zhuǎn)距29.55N.mm6）由由參考文2表1.-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 8）計算應力循環(huán)次數(shù) 9）由參考文獻2圖13-8查得接觸疲勞壽命系； 10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)=1，由參考文獻2式13-3得(2)計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù) 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻213-5選取使用系數(shù)取根據(jù)，8級精度，由參考文獻2圖13-13查得動載系數(shù)；由圖13-15查的；由參考文獻2圖13-14查得故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的模數(shù)取1.5mm 3.按齒根彎曲強度設計 由參考文獻2式（10-17） (1)確定計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù)2)根據(jù)縱向重合度，從參考文獻2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.88 3）計算當量齒數(shù) 4）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 5)查取應力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 6)由參考文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7)由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻2式（10-12）得 9)計算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大 (2)設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=40.25mm來計算應有的齒數(shù)。于是由取=26，則，取=103。 4.幾何尺寸計算 (1)計算中心距將中心矩圓整為100mm。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度mm圓整后取；。 3.5.2 低速級齒輪的設計 設計參數(shù)： 1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。 (2)運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）(3)材料及熱處理：選擇參考文獻2表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 (4)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 2.按齒面接觸強度設計按參考文獻2式（10-9a）進行試算，即f (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 6)由參考文獻2式（10-19）計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻2式（10-12）得 (2)計算 1)試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2)計算圓周速度 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)?。?根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻2圖10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由，查參考文獻2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a）得 7)計算模數(shù) 3.按齒根彎曲強度設計 由參考文獻2式（10-5） (1)計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)由參考文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限； 2)由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由參考文獻2式（10-12）得 4)計算載荷系數(shù) 5)查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；。 6)查取應力校正系數(shù)由文獻2表10-5查得；。 7)計算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大(2)設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度的承載能力，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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標準值，并按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù)取=26，則，取=74。 4.幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (2)計算中心距 (3)計算齒輪寬度mm則?。?。小結(jié)： 表4 小結(jié)項目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速級齒輪140.20261.55040Gr左旋齒輪2159.281034545鋼右旋低速級齒輪365262.57040Gr齒輪4185746545鋼3.6 軸的設計 齒輪機構的參數(shù)列于下表： 表5 齒輪機構的參數(shù)級別高速級低速級261032674 1.51.5464/mm2.52.50 1齒寬/mm； 3.6.1 高速軸的設計 已知參數(shù)： ， 1.求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查參考文獻1標準GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結(jié)構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。(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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，故-段長度應比略短一些，現(xiàn)取。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。 3)由于齒根圓到鍵槽底部的矩離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。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)軸器右端面間的矩離,故取。5)已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。 6)取齒輪矩箱體內(nèi)壁之矩離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應矩箱體內(nèi)壁一段矩離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm，低速級大齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(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公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3。 4.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4）。圖4 高速軸彎矩圖 從軸的結(jié)構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。 表6 截面c處的，的值載荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩扭矩T5.按彎扭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2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。 3.6.2 中速軸的設計 已知參數(shù)：， 1.求作用在齒輪上的力 因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為， 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結(jié)構圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得 3.軸的結(jié)構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 (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。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。 2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，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70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。 3)取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度T=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (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。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。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公差為m6。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表7 截面B和C處的的值載荷水平面H垂直面V支反力FN，彎矩M總彎矩扭矩T 5.按彎扭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2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。 3.6.3 低速軸的設計 已知參數(shù)： ，1.求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2表15-3，取，于是得 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查參考文獻1標準GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結(jié)構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖7 (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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，故-段長度應比略短一些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，故取。 3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定）。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)軸器右端面間的矩離,故取。 5）取齒輪矩箱體內(nèi)壁之矩離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應矩箱體內(nèi)壁一段矩離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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公差為m6。 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取B值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻1中查得B=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨矩。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。圖8 低速軸的彎矩圖從軸的結(jié)構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表8 截面c處的的值載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎矩M總彎矩扭矩T 5.按彎扭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2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。3.7鍵的校核 3.7.1 高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。 3.7.2中速軸上鍵的校核 (1）中速軸上小齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。 (2）中速軸上大齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。 3.7.3 低速軸上鍵的校核 (1）低速軸上外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長L=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。 （2）低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長L=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻2式（6-1）可得 3.8 軸承壽命的驗算 3.8.1 高速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷C=32200N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1.6，因此可算得按參考文獻2中式（13-11）得 (3)求軸承當量載荷 查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 (4)校核軸承壽命 由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.2 中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷C=54200N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力， 其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1.6，因此可算得按參考文獻2中式（13-11）得 (3)求軸承當量載荷 查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.3 低速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。 查參考文獻1可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=52800N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求軸承當量載荷 由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻2式（13-9a）得，當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 (3)校核軸承壽命 由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。3.9潤滑與密封 3.9.1 潤滑 查參考文獻1，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。 3.9.2 密封 防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查參考文獻3表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。設計小結(jié) 由于時間緊迫，所以整個設計做得比較匆忙，難免有個疏漏之處。通過這次的實踐，自己不僅鞏固了所學的知識，而且在設計過程中，學會了如何快速正確地畫圖、查手冊等等，為以后的學習工作提供了很好的經(jīng)驗。我相信，在以后的設計中，會避免走很多彎路，有能力設計出結(jié)構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 參考文獻1金清肅.機械設計課程設計（第一版）M.武漢：華中科技大學出版社，2007.102濮良貴,紀名剛.機械設計(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.53吳宗澤.機械設計使用手冊（第二版）.北京：化學工業(yè)出版社，2003.104吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊(第三版).北京:高等教育出版社,2006.55楊可枕，程光藴.機械設計基礎（第五版）.高等教育出版社，2006.56陳立德主編.機械設計基礎課程設計（第二版）.高等教育出版社，2004.77陳鐵鳴. 機械設計課程設計圖冊.高等教育出版社，2009.78宋志良，黃國兵，陳虎.機械制圖.北京理工大學出版社，2009.99孫恒，陳作模，葛文杰.機械原理.高等教育出版社，2006.910吳建華.材料力學.重慶大學出版社,2002 致謝 感謝導師劉衛(wèi)旗工程師的關心、指導和教誨。劉衛(wèi)旗工程師追求真理、獻身科學、嚴以律己、寬己待人的崇高品質(zhì)對學生將是永遠的鞭策。 學生在做畢業(yè)設計期間的工作自始至終都是在劉衛(wèi)旗工程師全面具體的指導下進行的。劉衛(wèi)旗工程師淵源的學識、敏銳的思維、民主而嚴謹?shù)淖黠L，使學生受益頗淺，終身難忘。 同時也感謝所有關心、支持和幫助過我的各級領導、老師、同學、同事和朋友。由于本人水平有限、時間的倉促，論文難免有不足和錯誤之處，懇請各位專家、教授批評、指正，在此表示幫助。