二級圓錐圓柱齒輪減速器帶式輸送機傳動裝置的設計

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1、一、設計任務書 一、項目名稱：機械產(chǎn)品設計 二、項目的目的 機械產(chǎn)品設計項目訓練是為機械類專業(yè)的本科生在學完機械設計課程后所設置的一個重要的實踐教學環(huán)節(jié)，也是學生首次結合模擬實際工程進行的一次綜合性設計訓練。項目涉及的主要核心課程有工程圖學、理論力學、材料力學、金屬工藝學、機械工程材料、互換性與技術測量、機械原理、機械設計、機械制造技術基礎等。通過項目訓練欲求達到以下目的： 1. 培養(yǎng)學生綜合運用機械設計課程和其他先修課程的基礎理論和基本知識，以及結合生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力，使所學的理論知識得以融會貫通，協(xié)調(diào)應用； 2. 訓練學生熟悉和掌握常用機械零件、機械傳動裝置或簡

2、單機械的設計方法、設計步驟，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學的工程設計能力，為日后進行專業(yè)課程設計、畢業(yè)設計及工程設計打好必要的基礎； 3. 使學生在工程計算、機械制圖、運用設計資料、熟悉國家標準、規(guī)范、使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)、進行經(jīng)驗估算等方面得到全面訓練，熟悉和掌握機械設計的基本技能。 三、項目任務要求 1. 設計題目 （1）典型機械產(chǎn)品設計：如打夯機設計，簡易機器人設計等等。 （2）電動卷揚機傳動裝置設計。 （3）電動輸送機傳動裝置設計。 2. 任務要求 （1）題目1：完成典型機械產(chǎn)品的總體設計和主要零部件的設計。 （2）題目2和題目3：完成提升或運輸機械系統(tǒng)

3、的總體方案設計和減速器的主要零件的設計。系統(tǒng)中應包含齒輪或蝸輪減速器、帶傳動或鏈傳動、軸承、聯(lián)軸器等《機械設計》課程中講授的主要內(nèi)容。 3. 設計內(nèi)容 《機械產(chǎn)品設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。 （1）理論分析與設計計算 a)總體方案設計：設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 b)設計參數(shù)的確定：進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 c)基本尺寸的確定：根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和能力校核。 （2） 圖樣技術設計 a）機械系統(tǒng)總體布置圖。 b）主要部件總裝配圖。 c）典型零件加工圖。 （3）編制技術文件： a

4、）對設計方案進行經(jīng)濟技術評價。 b）編制設計計算說明書。 4. 項目實施過程要求 本項目為機械產(chǎn)品設計，要求學生完成一項完整的機械產(chǎn)品設計。設計過程中要以機械系統(tǒng)設計的思想，按照機械產(chǎn)品設計的一般程序和步驟進行設計工作。設計成品方案完善合理，設計參數(shù)的選擇要有理有據(jù)，圖紙繪制要符合國家標準和規(guī)范。設計完成后要提交設計圖紙和設計計算說明書。 本項目結合機械設計課程進行，貫徹CDIO“做中學” 的教學理念，每一個設計階段、每一項設計計算都要獲得一定的能力培養(yǎng)。 四、學生的分組方式 1.為了培養(yǎng)學生的團隊協(xié)作精神，學生以小組為單位協(xié)作完成項目訓練。 2.項目組應根據(jù)選題的復雜和難易

5、程度合理確定小組人數(shù)，保證每個學生有自己承擔的設計內(nèi)容和適當?shù)墓ぷ髁俊? 3.項目組成員強調(diào)男女分配均勻，優(yōu)勢互補，能力搭配合理。 4.項目組推薦一名學生作為小組長，全程負責與老師、組員的溝通交流及相關項目的任務管理。 5.項目組成員必須通過指導教師確認。 五、考核方式、標準 考核一般分為三個階段：第一階段為總體設計與設計計算階段，主要考核學生的設計方案和運動與動力計算、主要傳動零件的設計計算；第二階段為結構設計階段，結構設計在產(chǎn)品設計中占有主導地位，主要考核學生結構設計中應考慮的安裝、定位、加工、精度控制等方面知識和工程實際能力。第三階段為成果考核，考核產(chǎn)品設計的總體完成情況，學生按

6、要求提供設計圖紙和設計計算說明書。 每一階段都要求有一份書面報告，書面報告可以是每個學生的，也可以是小組團隊的（討論、研討記錄形式），以培養(yǎng)和提高學生書面交流能力。 本項目的考核以學生的書面報告，課堂討論加上最后的口頭報告為準，具體的分配為： 第一階段書面報告 15% 第二階段書面報告 15% 第三階段書面報告 35% 口頭報告（團隊報告） 20% 課堂討論表現(xiàn) 15% 六、完成時間 要求在2011年12月16日之前上交設計成品，完成項目訓練任務。 項目指導教師：

7、 二、傳動方案的擬定 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—圓柱齒輪減速器，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。 表二——1 原始數(shù)據(jù) 運輸帶拉力F(KN) 運輸帶速度V(m/s) 卷筒徑D（mm） 使用年限（年） 2.6 1.8 400 10 三、電動機的選擇 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

8、 2.選擇電動機功率 運輸帶功率為 Pw=Fv/1000=2600*1.8/1000 Kw=4.68Kw 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=4.68/0.88 Kw=5.32Kw

9、 根據(jù)表8-2選取電動機的額定工作功率為Ped=5.5Kw Pw=4.68Kw 總=0.88 P0=5.32Kw Ped=5.5Kw 3.確定電動機轉(zhuǎn)速 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=(1000*60V)/πd=1000*60*1.8/π*400r/min=85.95r/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(zhuǎn)速范圍為 n0=nwi總≤85.95*(6～18)r/min=515.7～1547.1

10、r/min nw=85.95r/min 表三——1 備選電動機及其參數(shù) 型號 同步轉(zhuǎn)速 與級數(shù) 額定功率 /kw 滿載轉(zhuǎn)速 /(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 /kg 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132S1-4 1500 r/min,4級 5.5 1440 2.2 2.3 64 Y132M2-6 1000 r/min,6級 5.5 960 2.0 2.0 84 Y160M2-8 750 r/min,8級 5.5 720 2.0 2.0 119 綜合考慮所以本例選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速

11、為nm=960r/min,其型號為Y132M2-6。 四、傳動比的計算及分配 計算項目 計算及說明 計算結果 1.總傳動比 i=nm/nw=960/85.95=11.17 i=11.17 2.分配傳動比 高速級傳動比為 i1=0.25i=0.25*11.17=2.79 低速級傳動比為 i2=i/i1=11.17/2.79=4.00 i1=2.79 i2=4.00 五、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.各軸轉(zhuǎn)速 n0=960r/min

12、n1=n0=960r/min n2=n1/i1=960/2.79r/min=344.08r/min n3=n2/i2=344.08/4r/min=84.02r/min nw=n3=84.02r/min n1=n0=960r/min n2=344.08r/min nw=n3=84.02r/min 2.各軸功率 p1=p0聯(lián)=5.32*0.99kw=5.27kw P2=p11-2=p1軸承錐齒=5.27*0.99*0.96kw=5.01kw P3=p22-3=p2軸承直齒=5.01*0.99*0.97kw=4.81kw Pw=p33-w=p3軸承聯(lián)

13、=4.81*0.99*0.99kw=4.71kw p1=5.27kw P2=5.01kw P3=4.81kw Pw=4.71kw 3.各軸轉(zhuǎn)矩 T0=9550p0/n0=9550*5.32/960Nmm=52.92Nm T1=9550p1/n1=9550*5.27/960Nmm=52.43Nm T2=9550p2/n2=9550*5.01/344.08Nmm=139.05Nm T3=9550p3/n3=9550*4.81/84.02Nmm=546.72Nm Tw=9550pw/nw=9550*4.71/84.02Nmm=535.35Nm T0=52

14、.92Nm T1=52.43Nm T2=139.05Nm T3=546.72Nm Tw=535.35Nm 6、 傳動件的設計計算 一、高速級錐齒輪傳動的設計計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.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

15、 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(zhuǎn)矩為T1=52430Nmm 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=2.79 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

16、 N1=60n1aLh=60*960*1*2*8*250*10=2.304*109 N2=N1/i1=2.304*109/2.79=8.258*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)SH=1，則有 取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有 d1t≥69.78mm

17、 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 故vm1=πdm1tn1/60*1000=π*59.313*960/60*1000m/s=2.98m/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

18、 d1=≥69.78=70.485mm （3） 確定齒數(shù) 選齒數(shù)Z1=23，Z2=uZ1=2.79*23=64.17，取Z2=64，則，，在允許范圍內(nèi) （4） 大端模數(shù)m ，查表8-23，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*64mm=224mm (6) 錐齒距為 R= （7） 齒寬為 b==0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm

19、 d1=70.485mm Z1=23 Z2=64 m=3.5mm d1=80.5mm d2=224mm R=70.374mm 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

20、 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 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，故 滿足齒根彎曲強度 5.計算錐齒輪傳動其他

21、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*0.9414mm=87.09mm da2=d2+2mcos=224+2*3.5*0.3374mm=226.362mm df1=d1-2.4mcos=80.5-2.4*3.5*0.9414mm=72.592mm df2=d2-2.4mcos=224-2.4*3.5*0.3374mm=221.166mm ha=3.5mm hf=4.2mm C=0.7m da1=87.09mm da2=22

22、6.362mm df1=72.592mm df2=221.166mm 二、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 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

23、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(zhuǎn)矩為T2=139050Ｎｍｍ 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 6) 查表8-18，取齒寬系數(shù)=1.1 7) 初選Z3=23，則Z4=uZ3=4*23=92 則端面重合度為 = =1.67 軸向重合度為 由圖8

24、-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 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*344.08*1*2*8*250*10=8.258*108 N4=N3/i2=8.258*108/4 =2.064*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.

25、59mm Z3=23 Z4=92 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=1.20m/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

26、，則載荷系數(shù)為 K=KAKvKK=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 =176.35mm 取整，a=176mm 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，

27、 b4=78mm b3=85mm K=1.44 mn=3mm a=176mm d3=70.531mm d4=282.134mm 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

28、 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 = =62.59Mpa<

29、 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=282.134+2*3mm=288.134mm 齒根圓直徑為 df3=d3-2hf=70.5

30、31-2*3.75mm=63.031mm df4=d4-2hf=282.134-2*3.75mm=274.634mm m1=2.56mm ha=3mm hf=3.75mm h=6.75mm c=0.75mm da3=76.531mm da4=288.134mm df3=63.031mm df4=274.634mm 7、 齒輪上作用力的計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.高速級齒輪傳動的作用力 （1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=52430Nmm，轉(zhuǎn)速n1=960r/min，小齒輪大端分度

31、圓直徑d1=80.5mm，=0.9414，=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(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=1532.5N Fr1=525.1N Fa1=188.2N FN1=1630.9N 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=139050Nmm，轉(zhuǎn)速n2=3

32、44.08r/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(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

33、力大小相等，作用方向相反 Ft3=3942.9N Fr3=1467N Fa3=835.9N Fn3=4289.2N 8、 減速器轉(zhuǎn)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 9、 軸的設計計

34、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 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=5.27kw,轉(zhuǎn)矩T1=52430mm，轉(zhuǎn)速n1=960r/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

35、 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>20.82+20.82*（0.03～0.05）mm=21.44～21.86mm dmin=20.82mm 4. 結構設計 （1） 軸承部件

36、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①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(zhuǎn)矩為 Tc=KAT1=1.5*52430Nmm=78645Nmm 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。考慮到d1>20.58m

37、m，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①的直徑d1=22mm。其長度略小于孔寬度，取L1=50mm (3) 軸承與軸段②和④的設計 在確定軸段②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②的軸徑d2=d1+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—1

38、997，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=15.3mm，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

39、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③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⑤的設計 軸段⑤上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采用懸臂結構，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

40、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①與軸段③的長度 軸段①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

41、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①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

42、-1.75mm=（62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 軸段③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）+2*15.36-2*18.25mm =126～159.1mm 取L3=130mm，則有 =l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15

43、.3mm=135.9mm 在其取值范圍內(nèi)，合格 （7） 軸段①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=16mm d3=42mm d5=32mm L5=75.5mm

44、 L1=110mm l3=66.2mm L3=130mm l2=135.9mm l1=93.8mm 5.鍵連接 帶輪與軸段①間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵87 GB/T1096—2003，齒輪與軸段⑤間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵108 GB/T1096—2003 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+R

45、1H=525.1+208.4N=733.5N 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=-208.4*135.9Nmm=-28321.6Nmm 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(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T1=52430Nmm R1H=208.4N R2H=733.5N R1v=746.5N R2V=2279N

46、 R1=775N R2=2394.1N Ma=105328.5Nmm Mb=6438.8Nmm T1=52430Nmm 7.校核軸的強度 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 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(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈

47、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 鍵連接的強度足夠 （圖3） 2、 中間軸的設計與計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.已知條件 高速軸傳遞

48、的功率p2=5.01kw,轉(zhuǎn)速n2=344.08r/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=106～135，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>26.86+26.86*（0.03～0.05）mm=27.67～28.20mm dm

49、in=26.86mm 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①及軸段⑤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①及軸段⑤

50、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d5=30mm （3） 齒輪軸段②與軸段④的設計 軸段②上安裝齒輪3，軸段④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

51、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l4=45mm，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②長度應比齒輪2的輪轂略短，b3=85mm，故取 L2=83mm，L4=40mm （4） 軸段③的設計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（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)壁的距離均取為，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

52、.92mm，取Bx=194mm，則軸段③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①及軸段⑤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①的長度為 軸段⑤的長度為 （6） 軸上力作用點的間距 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

53、 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②間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵108 GB/T1096—2003，齒輪與軸段④間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵1210 GB/T1096—2003 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

54、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=-31977.2Nmm 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(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如

55、圖5f所示，T2=50250Nmm R1H=586.2N R2H=33.7N R1v=1662.5N R2V=1179.8N R1=1762.8N R2=1180.3N Ma=96161.9Nmm Ma=93067.1Nmm Mb=66816.4Nmm Mb=66508.8Nmm T2=50250Nmm

56、 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(zhuǎn)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 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(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)則當量應力為 故

57、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 （圖4） 三、低速軸的設計計算 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=4.81kw,轉(zhuǎn)矩T3=

58、546720Nmm，轉(zhuǎn)速n3=84.02r/min，齒輪4分度圓直徑d4=282.134mm，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=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>40.85+40.85*（0.03～0.05）mm=42.08～42.89mm dmin=40.85mm

59、 4. 結構設計 d3 L3 d4 L4 d5 L5 d6 （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① 軸段①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

60、8-37，取載荷系數(shù)KA=1.5，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT1=1.5546720=820080Nmm 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，聯(lián)軸器從動端代號為LX3 45112GB/T5014—2003，相應的軸段① 的直徑d1=45mm。其長度略小于孔寬度，取L1=110mm (3) 密封圈與軸段②的設計 在確定軸段②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

61、肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）45mm=3.15～4.5mm。軸段②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②和軸段⑥的設計 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②上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。現(xiàn)暫取軸承為7011C 由表11-9得軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑D=90mm，寬度B=18mm，內(nèi)圈定位直徑da=62mm，外徑定位Da=83

62、mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=18.7mm。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),取軸承寬度L軸承=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d6=55mm （5） 齒輪與軸段⑤的設計 軸段⑤上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應略大于d6，可初定d5=57mm,齒輪4輪廓的寬度范圍為（1.2～1.5）d5=68.4～85.5mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度b4=78mm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⑤長度應比齒輪4的輪轂略短

63、，取L5=76mm （6） 軸段④和軸段③的設計 軸段④為齒輪提供軸向定位作用，定位軸肩的高度為h=（0.07～0.1) d5=3.99～5.7mm，取h=5mm,則d4=67mm，L4=1.4h=7mm 軸段③的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑，即d3=62mm，齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離為 則軸段③的長度 =194+5-13.5-85-7=93.5mm (7) 軸段②與軸段⑥的長度 軸段②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+28+24+（5

64、～8）=67～70mm，取L=70mm；軸承端蓋連接螺釘查表8-29選螺栓 GB/T5781M1025，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺釘?shù)牟鹧b空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋面的距離為K=10mm。則有 =70+2+12+10-18-5=71mm 軸段⑥的長度為 =18+5+13.5+(78-76）=38.5mm (8) 軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=25.3mm，則由圖12-10可得軸支點及受力點間的距離為 d1=45mm L1=110mm

65、 d2=55mm d6=55mm d5=57m L5=76mm d4=67mm L4=7mm d3=62mm L3=93.5mm L2=65mm L6=38.5mm 5.鍵連接 聯(lián)軸器與軸段①及齒輪4由軸段d4間采用A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號為鍵16100 GB/T1096—2003 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

66、 R2H=Fr3-R1H=1467-326.6N=1140.4N 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=-326.6119.2=-38930.7Nmm a-a剖面右側為 MaH=R2Hl2=1140.4119.2=135935.7Nmm 在垂直平面上為 合成彎矩 a-a剖面為 a-a剖面右側為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖7f所示，T3=546720Nmm R1H=326.6N R2H=1140.4N R1v=2694.9N R2V=1248N R1=2714.6N R2=1690.6N Ma=153768.3Nmm Ma=201513.3Nmm T3=546720Nmm 7.校核軸