《二級斜齒圓柱齒輪-錐齒輪減速器課程設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級斜齒圓柱齒輪-錐齒輪減速器課程設(shè)計（42頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設(shè)計課程設(shè)計 2013-2014 第 2 學(xué)期 姓 名: 趙烜 班 級: 模具二班 指導(dǎo)教師： 教師： 鐘老師 成 績: 2014 年 5 月 趙蛆：兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計書 2015屆模具設(shè)計專業(yè)課程設(shè)計（論文） 目錄 第一章前言 1 1.1 基本簡介 1 1.2 結(jié)構(gòu)特點 1 第二章傳動裝置的總體設(shè)計 3 2.1 傳動方案的確定 3 2.1.1 兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器 3 2.2 電動機的選擇 3 2.2.1 選擇電動機的類型 3 2.2.2 選擇電動機的功率 3 2.2.

2、3 確定電動機轉(zhuǎn)速 4 2.3 傳動比的計算及分配 4 2.3.1 總傳動比 4 2.3.2 分配傳動比 4 2.4 傳動裝置運動、動力參數(shù)的設(shè)計 5 2.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速 5 2.4.2 各軸的功率 5 2.4.3 各軸的轉(zhuǎn)矩 5 第三章傳動件的設(shè)計 6 3.1 高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算 6 3.1.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 6 3.1.2 初步計算傳動的主要尺寸 6 3.1.3 確定傳動尺寸 7 3.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 8 3.1.5 計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸 8 3.2 低速級斜齒圓柱齒輪

3、的設(shè)計計算 9 3.2.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 9 3.2.2 初步計算傳動的主要尺寸 9 3.2.3 確定傳動尺寸 10 3.2.4 計算齒輪傳動其它幾何尺寸 12 第四章 齒輪上作用力的計算 13 4.1 高速級齒輪傳動的作用力 13 4.1.1 錐齒輪1的作用力 13 4.1.2 錐齒輪2的作用力 13 4.2 低速級齒輪傳動的作用力 13 4.2.1 齒輪3的作用力 13 4.2.2 齒輪4的作用力 13 第五章 軸的設(shè)計計算 14 5.1 高速軸的設(shè)計計算 14 5.1.1 選擇材料及草圖設(shè)計 1

4、4 5.1.2 初算軸徑 14 5.1.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 14 5.1.4 鍵連接 16 5.1.5 軸的受力分析 16 5.1.6 校核軸的強度 17 5.1.7 校核鍵連接的強度 17 5.1.8 校核軸承壽命 17 5.2 中間軸的設(shè)計計算 18 5.2.1 選擇材料及草圖設(shè)計 18 5.2.2 初算軸徑 19 5.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 19 5.2.4 鍵連接 20 5.2.5 軸的受力分析 20 5.2.6 校核軸的強度 21 5.2.7 校核鍵連接的強度 22 5.2.8 校核軸承壽命 22 5.3 低速軸的設(shè)計計算

5、 23 5.3.1 選擇材料及草圖設(shè)計 23 5.3.2 初算軸徑 24 5.3.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 24 5.3.4 鍵連接 25 5.3.5 軸的受力分析 25 5.3.6 校核軸的強度 27 5.3.7 校核鍵連接的強度 27 5.3.8 校核軸承壽命 27 第六章減速器附件的選擇 29 6.1 通氣器 29 6.2 油面指示器 29 6.3 起吊裝置 29 6.4 放油螺塞 29 第七章潤滑與密封 30 7.1 齒輪的潤滑 30 7.2 滾動軸承的潤滑 30 7.3 潤滑油的選擇 30 7.4 密封方法的選取 30

6、 第八章減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 31 第九章參考資料目錄 34 趙蛆：兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計書 2015屆模具設(shè)計專業(yè)課程設(shè)計（論文） 第一章前言 1.1 基本簡介 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩，以 滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速器時應(yīng)根據(jù)工作機的 選用條件，技術(shù)參數(shù)，動力機的性能，經(jīng)濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的 外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價格等，選擇最適合的減速器。減速器是一 種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。 1.2 結(jié)構(gòu)特點 為了保證減速器的

7、正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠 的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢 修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。 錯誤！ 1）檢查孔為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當位置設(shè) 置檢查孔。檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋 板用螺釘固定在箱蓋上。 2）通氣器減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣 能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫 隙滲漏，通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。 3）軸承蓋為固定

8、軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。 軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通 孔，其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調(diào)整軸承方便，但和嵌入式軸 承蓋相比，零件數(shù)目較多，尺寸較大，外觀不平整。 4）定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工軸 承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上， 對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免錯裝。 5）油面指示器檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱 體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器。 6）放油螺塞換油時

9、，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油 孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。 7）啟箱螺釘為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因 而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出? 2 個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。 小型減速器也可不設(shè)啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕?聯(lián)接螺栓。 5 第二章 傳動裝置的總體設(shè)計 2.1 傳動方案的確定 2.1.1 兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器 圖2.1

10、 1-電動機2-聯(lián)軸器3-圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器 4-卷筒5-帶式運輸機 2.2 電動機的選擇 2.2.1 選擇電動機的類型 Y系列三相異步電動機 2.2.2 選擇電動機的功率 1000 1000 輸送帶所需的功率 Pw=-FV =2600 1.5 =3.9kw 查表取各部分效率 列軸承=0.99 ,“錐=0.96, 余^ = 0.97,。耳^ = 0.99 ;得： ti總=44軸承 活錐 斜義n2聯(lián)=0.994x0.96 父0.97 父0.992=0.88 電動機所需的功率P0=PW=a9=4.5kw ;查表選取電動機額定功率 P額=5.5kw ”總 0.88 2

11、.2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 左八、田*卅*型^ 百片 丁/巾上、擊 1000 60、V 1000 M 60 M1.5 . _ . . c . 輸送市市輪的工作轉(zhuǎn)速 nw = = =106.1 r?min 二 d 二 270 查表取錐齒輪傳動傳動比i錐=2?3,斜齒圓柱齒輪傳動傳動比i圓=3?6,則： i總=怫i圓=6?18 電動機的轉(zhuǎn)速范圍 n0=nw * 4106.1 "6 匚 8 )=636.6—1909.8 r / min 查表選取同步轉(zhuǎn)速為1500r布力的電動機，具滿載轉(zhuǎn)速為1440rMin ,型號為Y132S-4。 2.3 傳動比的計算及分配 2.3.1 總傳動比

12、= 13.57 nm 1440 1總=-= nw 106.1 2.3.2 分配傳動比 高速級傳動比：i〔 =0.25i =0.2513.57 =3.39;為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡 量小于3,則取i1 =2.95; 低速級傳動比：i1 =里旦=4.60 i1 2.95 2.4傳動裝置運動、動力參數(shù)的設(shè)計 2.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速 no =1440 r /min； ni = no =1440 r 和力； ni 1440 1 488.14 n2 = — = =488.14 r /min： n3 =— = =106.12 r Mn； i1 2.95 i2 4.60

13、 nw =% =106.12 r /min 2.4.2 各軸的功率 p1 =p0 .n聯(lián)=4.5 m 0.99=4.455 kw; p2 = p1 箱軸承由錐=4.455 父 0.99 父 0.96=4.24 kw; p3=p2 力軸承由斜=4.24 M0.99M 0.97=4.07 kw; Pw = P3 力軸承內(nèi)聯(lián)=4.07 父 0.99父 0.99=3.99 kw 2.4.3 各軸的轉(zhuǎn)矩 P0 4.5 R 4.455 T0 =9550 二二9550父 = 29.84N m ;1=9550，耳=9550父 =29.55N m ; n0 1440 n1 1440 p2 4.

14、24 p3 4.07 T2 =9550 生=9550 父 =82.95N m ; T3 = 9550 4=9550 M =366.27N m ; n2 488.14 n3 106.12 P、“ 3.99 Tw =9550 w =9550 =359.07N m nw 106.12 2015屆模具設(shè)計專業(yè)課程設(shè)計(論文) 第三章傳動件的設(shè)計 3.1 高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算 3.1.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機一般為機械，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。齒面硬度 BHV=217?255,HBW=162?217.平均

15、硬度 HBW1=326, HB% =190； HBWi- HBW2 =46，在30?50BHWfc間,選用8級精度。 3.1.2 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(shè)計。設(shè)計公式 d1 -3 Z 0.85 ;R/（1-0.51R）2 k- .H 4Kh] EZH (3.1) (1) . T1 =29550N mm ;(2).初選載荷系數(shù)Kt =1.3 ;(3).查表得彈性系數(shù) ZE =1 8 9jM P；a(4).查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH =2.5; (5).齒數(shù)比 i1 = u = 2.95;(6).取齒 寬系數(shù)①R=0.3; (7).

16、許用接觸應(yīng)力 b] =Zh 0Hlim ,又查得接觸疲勞極限應(yīng)力 H Sh %卬1 =580Mpa產(chǎn)Hlm2 =390Mpa，小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為： 9 N1 =60n1aLh =60 父1440 乂 1 父(1 黑8 M300M10) = 2.07 父 109 ； 7 N2 N ii 9 2.07 109 2.95 = 7.02x108 ; 差得壽命系數(shù)Zhi =1.0,Zh2 =1.05,取安全系數(shù)Sh=1,有: ， ZH1；.H lim1 ，- H1 = Sh 1.0 580 =580MPa 1.05 390 = 409.5MPa

17、 ; 取 b [ =409.5MPa 初算小齒輪分度圓直徑，代入公式(3.1 )得：d1t之74.406mm 3.1.3 確定傳動尺寸 (1) .計算載荷系數(shù)： 查得使用系數(shù)Ka =1.0,齒寬中點分度圓直徑為dm1t =%(1-0.56R) = 72.406 (1-0.5 0.3) =61.545mm 故 Vm1 = 二 dm1E1 60 1000 二 61.545 1440 60 1000 = 4.64 m/S; 降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù) Kv =1.24,再查得齒向載荷分配系數(shù) Kp=1.13;則載荷系數(shù) Kh =KaK

18、vKP = 1m1.24M1.13=1.4。 (2) .對d1t進行修正： d1 =d1t 3 KH _72.406 3 ；4 -74.217mm (3) .確定齒數(shù)： 選齒數(shù) Z1 =23乙=uZ1 =2.95^23 =67.85 ,取 Z2 =68; 68 c ” u 貝U u = — = 2.96,— 23 u 0.01 2.95 = 0.3%,在允許范圍內(nèi)。 (4) .大端模數(shù)m : d1 74.217 m = 一 二 z1 23 =3.227mm,查表取標準模數(shù) m = 4mm (5) .大端分度圓直徑： d1 =mZ[ =4

19、尺23 =92mm >74.217 , d2 = mZ2 =4父68 = 272mm (6)錐頂距： R =d1 ：u2 1 =— \ 2.962 1 =143.720mm 2 2 (7).齒寬： b =GR R = 0.3Ml43.720=43.116mm,取 b = 45mm 3.1.4校核齒根彎曲疲勞強度 KhE 0.85bm(1 -05：1R) (3.2) ⑴.Gbm市同前；(2).圓周力「舟而 KU5"-55" (3) .齒形系數(shù)Yf和應(yīng)力修正系數(shù)YS： u 2.96 cos、.1 = = = 0.9474 、u2 1 . 2.962 1 cos、

20、2 1 1 .2.962 1 = 0.3201 貝^當量齒數(shù)： ZV1 = - = 24.3 , ZV1 = - = -- = 212.4 cos、1 0.9474 cos、.2 0.3201 查得 Yf1 =2.65,YF2 =2.13;Ys1 =1.58,YS2 =1.88 (4) .許用彎曲應(yīng)力：b1 =Y莊皿；查得仃Flim1 =410MPa,QFlim2 = 320MPa ,壽命系數(shù) Sf Yni =Yn2 =1 ,安全系數(shù) Sf =1.6;故： ,i Yn1AmF1 1 410 , i YN2 二 limF2 1 320 . 」 N1 limF1 262.

21、5MPa J"。= = =210MPa ; 卜1 SF 1.6 F2 SF 1.6 將所得數(shù)據(jù)代入公式(3.2)得：仃fi =35.65MPa c LfJ YF2YS2 2.13 1.88 ? i 二F2 =；：fi 二35.65 =34.10MPa ：二 展 1 YfiYsi 2.65 1.58 3.1.5計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸 ha=m=4mm,hf =1.2m =1.2 4 = 4.8mm,C = 0.2m = 0.2 4=0.8; 2015屆模具設(shè)計專業(yè)課程設(shè)計（論文） 2.96 、i = arccos = arccos — -u2 1 .2.96

22、2 1 = 18.667); 1 1 : arccos - arccos : ,u2 1 2.962 1 = 71.333,; da1 =d1 +2mcos61 =92 +2 父 4M 0.9474 = 99.579mm; da2 =d2 +2mcos62 =272 +2父4M0.3201 = 274.561mm ; df1 =d1 -2.4mcos1 =92 -2.4x4x0.9474 = 82.905mm ； df2 =d2 —2.4mcos解=272 —2.4 父4 M0.3201 = 268.927mm； 3.2低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 3.2.1 選擇材料

23、、熱處理方式和公差等級 大小斜齒圓柱齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。齒面硬度BHV=217 ?255,HBW=162?217.平土勻硬度 HBW1 =326, HBW4=190; HBW1 - HBW4 =46，在 30? 50BHWfc問，選用8級精度。 3.2.2 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設(shè)計，設(shè)計公式: (3.3) (1) T2 =82950N mm;(2)初選載荷系數(shù)Kt =1.1?1.8 ;(3)齒寬系數(shù)①d =1.1 ; (4)彈性系 數(shù)Zk =189.94MPa\(5)初選螺旋角P =12、查圖得節(jié)點區(qū)域系

24、數(shù)Zh=2.46;(6)齒數(shù)比 u =i2 =4.60;(7)初選 Z3=23,則 Z4 =u 23 = 4.60父23 = 105.80 ,取Z4=106,則端面重 一 「11)。 合度為： % =[1.88-3.2 —+一 ] cosP 工Z，) cosl2 1 1 =[1.88-3.2 - 23 106 =1.67 軸向重合度為： 4=0.318心d Z3 sin12、 = 0.318 1.1 23 r =1.71 cos12v 13 重合度系數(shù)Z 4 -1.67 1.71 <1-1.71 ) + ——=0.687 ; 1.67 (

25、8)螺旋角系數(shù) Zp = jCOsF=Jcos12 =0.99； ⑼許用接觸應(yīng)力可用該式計算：b[ ZN - H lim Sh 查得接觸疲勞極限應(yīng)力： :Hlim3 =580MPa,入lim4 =390MPa; 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別: N3 =60n2jLh =60 488.14 1 (1 8 300 10)=7.03 108 N4 N3 7.03 108 i2 4.6 = 1.53x108; 查得壽命系數(shù) Zn3=1.05,Zn4=1.13；取 0 =1.0； 有 k"H3 H 3 ZN3- H lim3 Sh 1.05

26、580 =609MPa Zn 4、H lim4 Sh 1.13 390 =440.7MPa = 440.7MPa 初算小齒輪的分度圓直徑, 將數(shù)據(jù)代入公式 (3.3)得: d3t : 51.104mm 3.2.3確定傳動尺寸 (1).計算載荷系數(shù)KA=1.0,由V = 7：d3tn2 60 1000 51.104^M88.14^.3im &查表取動載 60 1000 荷系數(shù)KV =1.1，齒向載荷分配系數(shù) "=1.11，齒間載荷分配系數(shù) Q = 1.2,故: K =KAKVKpKo(=1.0M 1.1 1.11

27、12 1.4 若按齒根彎曲強度設(shè)計，有：mnt>/喘可容 ③計算載荷系數(shù)KFt =1.3,壓力角=200; (2) .對d3t進行修正：d3之d3t Kt =52.929mm; 1.4 3 K =51.104 1.45 (3) .確定模數(shù)mn =d■空s P 一=2.25mm ; ②重合度系數(shù)Y ： 6 =arctan (tan %os ))=arctan(tan2%0sl 20)=20.410 -b =arctan(tan : cos ; t) =arctan(tan120 cos20.4100) =9.1930 …f cos2 9 -1.67. cos2 9

28、.1930 =1.714 丫名=0.25+0.75/%=0.25+0.75/1.714 = 0.688 ; 螺旋角系數(shù)Y：： ⑸=0.829 1200 P Y： =1 - -0 =1-1.71 1200 ③計算當量齒數(shù) Zv3=—ZF= 24.58, Zv4 =—9=113.26 cos : cos : ④查得彎曲疲勞強度極限 仃Fiim3 =500MPa , ”1而4 =380MPa ⑸取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 =0.95 , Kfn4 =0.98 ⑥取彎曲疲勞安全系數(shù)Sf =1.4 [仃f]3 =Kfn3仃Flin3 =339.29MPa , [% ]4 = Kf

29、n4仃Flim4 =266MPa Sf Sf ⑦查得齒形系數(shù)YFa3=2.68, Yfh4=2.18;得應(yīng)力校正系數(shù)Ysa3=1.58, Ysa4=1.81 8計算大、小齒輪的YaYa并加以比較： YFa3Ysa3 [二 F ]3 [二 f] = 0.0125, %4工第=0.0148,取 YaYa = 0.0148 [二 f]4 [二 f] ⑨計算得mnt -1.441mm ?調(diào)整齒輪模數(shù): 乙 m 1.441 23 . d3 =^m^ = 0- =33.883mm , b =匕 父5 =1.1 父 33.883 = 37.271mm ; 0 cos - cos12

30、 K 145 mn =mnt3j"^— 21.44x31-77- = 1.458mm； 1.4 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取 mn = 2mm ；為了同時滿足接 觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d 3 = 52.929mm來計算小齒輪的齒 do cos : 數(shù)，即Z3=△ =25.89%26, 24人2 3=119.6,為滿足互質(zhì)要求，去 Z4=121。 mn <0圓整中心距 a _(Z3+Z4)mn 2cos : 26 121 2 - = 1

31、50.284mm , 取 a = 150mm 2 cos120 ◎修正螺旋角 (Z3 Z4)mn -二 arccos 2a (26 121) 2 o =11.478 2 150 曲計算幾何尺寸 d3 nZmn = 53.061mm , d4 =Zmn = 246.938mm 3 cosP cosP b=Gd d3 =58.367mm ,取齒寬為 b4=59mm, 4 = b4+(5[ 10) = 64mm 3.2.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸 端面模數(shù)mt =』匚=—2—； 2 2.04 cos - cos11.478, 齒頂高 ha = ha mn =

32、1 2 =2mm 齒根高 hf = ha c mn = 1 0.25 2 = 2.5mm 全齒高 h =ha hf =2 2.5 = 4.5mm 頂隙 c =c mn =0.25 2 = 0.25mm 齒頂圓直徑為 da3 =d3 2h a-57.061mm da4 =d4 2ha-250.938mm 齒根圓直徑為 df3=d3-2hf =53.061 -2.5 2 =48.061mm df4=d4-2hf =246.938 -2.5 2 = 241.938mm 第四章 齒輪上作用力的計算 4.1 高速級齒輪傳動的作用力 4.1.1 錐齒輪1的作用力 圓周力：、=型=

33、——2T—— =-2X29550—=755.8N ,其方向與力作用點圓周 dm1 d1（1-05：，R） 92 1 -0.5 0.3 速度方向相反；徑向力：Fr1=Ft1 tana cos61 = 755.8父 tan 200 父 0.9474 = 260.6N ,其方向 為由力的作用點指向齒輪1的轉(zhuǎn)動中心；軸向力： Fa1 =Ft1 tana ‘sin釧=755.8>

34、向力和軸向力與分別與錐齒輪 1上的圓周力、軸向力和徑向 力大小相等，作用方向相反。 4.2 低速級齒輪傳動的作用力 4.2.1 齒輪3的作用力 圓周力：% ①2*82950 =3108.7N，其方向與力作用點圓周速度方向相反；徑向力： d3 53.367 Fr3=Ft3 坦吟=3108.7父tan20 0 =1154.6N ,其方向為由力的作用點指向齒輪 3的 cos cos11.478 轉(zhuǎn)動中心；軸向力： Fa3 = Ft3 tanP =3108.7 Mtan11.478 =631.2N，其方向由右手法則 確定；法向力： %=——巳一 03108.7 0=3375.7N 。

35、 cos n cos- cos 20 cos11.478 4.2.2 齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，方向相反。 第五章軸的設(shè)計計算 5.1 高速軸的設(shè)計計算 5.1.1 選擇材料及草圖設(shè)計 因其傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，故選用常用的材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 其草圖為： 5.1.2 初算軸徑 表查得C =106~135 ,故取較小C =118 ,則 dmin =C3 口 =118 3 4.455 =17.19mm ,,n2 1, 1440 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3豚5%軸端最細處直徑 d1 -17.1

36、9 17.19 0.03 L 0.05 = 17.71 _ 18.05mm 5.1.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的拆裝，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，軸承采用兩端固定方式 (1) .聯(lián)軸器與軸段① 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同步進 行。為補償兩軸安裝誤差、隔離振動，選用彈性聯(lián)軸器。查得，取 Ka =1.5計算轉(zhuǎn)矩為 Tc =KAT1 =1.5 29550 = 44325N mm. 2015屆模具設(shè)計專業(yè)課程設(shè)計(論文) 查得GB/T 5014-2003中的LT4型聯(lián)軸器符合要求，公稱轉(zhuǎn)矩為 63N m ,許用轉(zhuǎn)速 4200r/min,軸孔范圍 20?28m

37、m。考慮 d1 218.05mm ,取孔徑為 20mm , L聯(lián)=52mm Y型軸孔，A型鍵，從動端代號：LT4 20 X52 GB/T 5014-2003 ;相應(yīng)的軸段①的直徑 d1 =20mm。 (2) .軸承與軸段②和④的設(shè)計確定軸段②的軸徑時，應(yīng)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)di=1.2?2mm。軸段②的 軸徑d2 =d1 +2h =24.2 ~ 26mm ,其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于 3m/s,可選用毛氈圈25FZ/T 92010-1991,則d2=25mm;經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑 過大，且軸

38、承壽命過長，故此改用軸套定位，軸套內(nèi)徑為 20mm外徑既滿足密封要求， 又滿足軸承的定位標準，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力作用，選用圓錐滾子軸承 30205GB/T 297-1994 ,軸承內(nèi)徑 d =25mm ,外徑 D = 52mm ,寬度 B = 15mm , T =16.25mm, da =31mm, Da =46mm,a3 =12.6mm ;故 d2 = 25mm , WL2=14mm。該減 速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s,故軸采用油潤滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸 承座中。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號， 則d4 = 25mm,其右側(cè)為齒1的定位軸 套，為保證套筒能夠頂?shù)?/p>

39、軸承內(nèi)圈有端面，該處軸段長度應(yīng)該比軸承內(nèi)圈寬度略短， 故取 L4 =14mm。 (3) .軸段③的設(shè)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= 31mm,該處長度與軸的懸臂長度有關(guān)，故先確定其懸臂長度。 (4) .齒輪與軸段⑤的設(shè)計軸段⑤上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采用懸臂結(jié)構(gòu)， d5應(yīng)該小于d4,可初定d5= 23mm。小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距 離M=23.5mm,錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為 4 = 8,軸承套杯凸肩 厚C =8mm ,齒輪與輪轂又端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為 46mm,取軸與齒輪配合段 比齒轂孔略短，差

40、值為 0.75,貝U: L5 =46 +C+T—L4—0.75 = 63.5mm。 (5) .軸段①與軸段③的長度軸承端蓋凸緣厚度Bd=11mm,聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端 蓋表面距離K=9mm,為便于結(jié)構(gòu)尺寸去整，軸承端蓋凸緣安裝表面與軸承左端面的 距離取為l4 = 23.5mm,取軸段①與聯(lián)軸器左端面的距離為 1.75mm則有： L1 =1聯(lián) + K + Bd +l4+T -L2 -1.75 = 52+9 +11 +23.5+16.25-14-1.75 = 96mm;又有 l3 =M +&1 +C +a3 =23.5+8 +8+ 12.6 = 52.1mm , WK = (2 l_ 2.5

41、)l3 =104.2」130.25mm , L3 =l2 +2a3 -2T =(104.2 1130.25) +2 m 12.6—2父 16.25 =96.9」122.95mm，取 L3 =10 mm 則有l(wèi)2 =L3 +2T -2a3 =117.3mm ,在其取值范圍內(nèi)，合格。 (6) .軸段①力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 11 = L1 + L2 —T + a3 — L% —1.75=82.7mm。 5.1.4 鍵連接 帶輪與軸段①問采用 A型普通平鍵連接，其型號為 6^0 GB/T 1096-2003 ;齒輪與軸 段⑸間采用A型普通平鍵連接，其型號為 8X54 GB/T 1

42、096-2003. 5.1.5 軸的受力分析 (1) .畫軸的受力簡圖，如圖5.1 b 圖5.1 27 (2) .計算支撐反力在水平面上為： Fr113 -Fa1 dm1 260 52.1 -88.1 61.545 R1H 2- = 2- =92.3N l2 117.3 R2H =Fri+Rih =260.6 +92.3 =352.9N ; 在垂直平面上為： F,」755.8 52.1 R1V =-t^= =335.7N , R2V = Ft1 +R1V = 755.8+335.7 = 1091.5N ; l2 117.3 軸承1的總支承反力為：

43、R =Jr2h+R2V =348.2N 軸承2的總支承反力為：R2 =JR2H +R2V =1147.1N ; (3) .畫彎矩圖，如圖5.1 c、d、e所示，其中 MaH =-RHl2 =-92.3 117.3 =-10826.79 N mm dm1 61.545 MbH =Fai m1 =88.1 ——=2711.1N mm 2 2 MaV =R1Vl2 =335.7 117.3 =39377.6N mm MbV =0 合成彎矩：Ma =Jm；h +M；V =40838.9N mm, Mb = Jm；h +M；V =2711.1N mm (4) .畫轉(zhuǎn)矩圖 如圖5.1

44、 f 所示，T1 =29550N mm ； 5.1.6校核軸的強度 3 - M - a-a 剖面為危險面，其抗彎截面系數(shù)為： W =―- = = 1534.0 mm3;其抗扭截面 32 32 ,3 3 系數(shù)為：WT 4 = 3068.0mm3;其彎曲應(yīng)力為：＜rb=」= - = 1.8MPa; 16 16 W 1534.0 其扭剪應(yīng)力為: T1 29550 3068 = 9.6MPa 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) =0.6 ,則當量應(yīng)力為： ac =店；+4(=T f = J1.82 +4-(0.6-9.6

45、 f =11.7MPa , 查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限^b =640MPa ,軸的許用彎曲應(yīng)力 b,]=60MPa, 仃c m卜」】，滿足強度要求。 c 5.1.7 校核鍵連接的強度 … 4T 4 29550 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：二p1 =4 = 29.0MPa p d1hl 20 6 40 -6 齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：:”2 =也=4 29550 =19.8MPa p d5M 23 7 45-8 取鍵軸及帶輪的材料都為鋼，查得 [仃J=125MPaU150MPa ,因此強度足夠。 5.1.8 校核軸承壽命 (1) .計算軸承的軸向力 查 30205軸承

46、得 C = 32200N , C0 =37000N, e = 0.37,Y = 1.6。查得 30205 軸承內(nèi)部軸向 力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為： R2 1147.1 2Y 一 2 1.6 = 358.5N R1 348.2 S1 - = =108.8N,S2 2Y 2 1.6 外部軸向力A=88.1N ,各軸向力方向如下所示: 產(chǎn) 勺 A、 - - e- w ? -— 口國 s2 Hl 則S2 + A =358.5 +88.1 =446.6N >S1 ,則兩軸承的軸向力分別為： Fa1 =& A=446.6N,Fa2 = S2 =

47、358.5N (2) .計算當量動載荷 因為F% =446.%4a&=1.3>e,軸承1的當量動載荷為: R| 348.3 R =0.4R1 +1.6 Fa1 =0.4X348.3+1.6 黑 446.6 =853.9N ; P2 = r2 =1147.1N ; 因為F%2 =358%147.1 = 0.31

48、60M144011.5^1147.儲 減速器預(yù)期壽命： 5=1 8 300 10 =24000h Lh > Lh,故軸承壽命足夠。 5.2中間軸的設(shè)計計算 5.2.1 選擇材料及草圖設(shè)計 因其傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，故選用常用的材料 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 其草圖為： 5.2.2 初算軸徑 表查得C =106 ~135 ,故取較小C =110 ,則 Pc 4 24 dmin -C3 p2 -110 3 22.61mm 5 ,488.14 5.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從 dmin出開始設(shè)計 (1) .軸段①及軸段

49、⑤的設(shè)計該軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行?？? 慮齒輪上的作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。根據(jù) dmin = 22.61mm,取 軸承 30205 GB/T 297-1994,軸承內(nèi)徑 d=25mm,外徑 D =52mm,寬度 B=15mm,總 寬度 T =16.25mm,da = 31mm ,Da = 46mm ,a3 = 12.6mm ;故 d1 = 25mm ,通常一根軸上兩 個軸承取相同型號，則d5=25mm。 (2) .齒輪軸段②和軸段④的設(shè)計 軸段②上安裝齒輪3,軸段④上安裝齒輪2。為便于 齒輪安裝，d2和d4應(yīng)分別略大于d1和d5 ,暫定d2=d4=

50、30mm。由于齒輪3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輪毅的寬度范圍約為 (1.2l_1.5)d4 =36_45mm,取其輪轂寬度L=40mm,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和軸段④的長度應(yīng)比相應(yīng)的輪轂 略短，b3 =64mm ,故取 L2 =61mm,L4 =30mm。 ⑶.軸段③的設(shè)計該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍 (0.071_0.1 )d2 =2.11_ 3mm,取其高度為 h = 2.5mm,故 d3=35mm。齒輪 3 左端面與 箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪毅右端面與箱體內(nèi)壁的距

51、離均取為 且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁 關(guān)于高速軸軸線對稱，且得其寬度 Bx =124mm,則軸段③的長度為： L3 =Bx -L4 -b3 -2^1 =124—30—64—2M8 = 14mm。 (4) .軸段①與軸段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)壁的距離取 為△ =5mm,則軸段①的長度為 L1 = B + A + A1 +b3 - L2 =15 +5 +8 +64 -61 =31mm;軸 段⑤的長度為 L5 =B+A+& +l3 -L4 =15+5 +8 + 40—30 =38mm。 (5) .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=12.6m

52、m,則 草圖由圖可得軸的支點及受力點間的距離為： 11 =T +△+& +%—a3 =16.25+5+8+64—12.6 =48.65mm; 2 2 由草圖量得 l2 =70mm,l3 =32.65mm 。 5.2.4鍵連接 齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，齒輪與軸段②鍵的型號 8 >45 GB/T 1096-2003, 齒輪與軸段④鍵的型號 8 >28 GB/T 1096-2003. 5.2.5軸的受力分析 (1) .畫軸的受力簡圖，如圖5.2 b b) d) 0 0 x/oy 圖5.2 (2) .計算支撐反力在水平面上為: R

53、ih 小mF/KT 口? l1 l2 l3 182.17 53.061 1154.6 (70 32.65)-88.1 32.65 260.6 —- 631.2 -^― 4 48.65 70 32.65 = 1032.4N R2H =Fr3-R1H -Fr2 =1154.6 -1032.4 -88.1 = 34N ; 在垂直平面上為： R1V - Ft3 (12 13)Ft2l3 11「2」3 3108.7 (70 32.65) 755.8 32.65 48.65 70 32.65 = 2272.2N R2V = Ft3 Ft2 -R1V =310

54、8.7 755.8 -2272.2 =1592.3N ; 軸承1的總支承反力為： R =qR；+R2V =2495.7N 軸承2的總支承反力為： R = JR2H+R2V =1592.6N ; (3) .畫彎矩圖，如圖5.2 c、d、e所示，其中 MaH =-Rih12 =T032.4 70 -72268N mm d3 53.061 MaH =MaH Fa3——-72268 631.2 = -55521.9N 2 2 MbH - -R2Hh - -34 32.65 - -1110.1N mm MbH =M bH - Fa2 dm2 2 182.17 --111

55、0.1 -260.6 = -24846.9N mm 2 MaV =Rv1i =2272.2 48.65 = 110542.5 N mm MbV =R2Vl3 =1592.3 32.65 =51988.6 N mm 合成彎矩：Ma =Jm；h +M 2V =132069.3N mm, Mb =師廣MV =57621.0N mm 義=可嘉+m；v =123702.6N mm, Mb = VMbH+M-=52000.5N mm (4) .畫轉(zhuǎn)矩圖 如圖5.2f所示，T2 =82950N mm 5.2.6 校核軸的強度 雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但其剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作

56、用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小, 故少a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險面，故分別計算剖面的抗彎截面系數(shù) ： ,3 二 d2 W =—2 32 2 bt d2 -t 2d2 3 2 二 30 8 4 (30 -4) c 3 = - =2290.2mm ; 32 2 30 抗扭截面系數(shù): ,3 WT - 2 bt d2 -t 16 2d2 3 2 二 303 8 4 (30 -4)2 3 ( =4940.9mm3; 16 2 30 a-a兩側(cè)的彎曲應(yīng)力分別為： 4 Ma 132069.3 =57.7MPa W 2290.2 Ma

57、123702.6 a W 2290.3 = 54.0MPa ； T2 82950 扭應(yīng)力為：7=——二 = 16.7MPa ; WT 4940.9 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，按轉(zhuǎn)矩脈動循環(huán)處理，故取折 合系數(shù)a =0.6,則當量應(yīng)力為： 2 b +4"t 2 =小542 + 4父(0.6M16.7 ) =57.6MPa 燈＞ob,故a-a剖面右側(cè)為危險截面。 c 查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限 仃b =640MPa ,軸的許用彎曲應(yīng)力h_J = 60MPa, 。：〈b」b]，滿足強度要求。 5.2.7 校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接

58、的擠壓應(yīng)力為: 4T2 4 82950 = =79MPa d4hl 30 7 28 -8 取鍵軸及帶輪的材料都為鋼，查得 [op]=125MPa] 150MPa,因此強度足夠；齒輪 3 處鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠。 5.2.8 校核軸承壽命 (1) .計算軸承的軸向力 查 30205軸承得 C =32200N , C0 =37000N,e = 0.37,Y = 1.6。查得 30205 軸承內(nèi)部軸向 力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為: R 2495.7 R2 1592.6 S 1 = =779.9N5 =— = =497.7N 2Y 2 1.6

59、 2Y 2 1.6 外部軸向力A = 631.2N ,各軸向力方向如下所示: ■ ? ? ? . . 工2r* & 丁工 則S2 +A =631.2 +497.7 =1110.9N >Si,則兩軸承的軸向力分別為： Fai -S2 A-1110.9N, Fa2 -S2-497.7N (2) .計算軸承1的當量動載荷 因R >R2,Fa1 >Fa2,故只需要校核軸承1的壽命，又因Fa/ = 1110.9^zlQ4-7 = 0.44>e, R1 2495.7 軸承1的當量動載荷為： P =0.4R1 +1.6Fa1 =0.4父2495.7 +1.6父1110.9 =3274

60、.9N ; 軸承在100c以下工作，查得>=1.0;對于減速器，查得載荷系數(shù) fp=1.5。 (3) .校核軸承壽命 10 10 軸承2的壽命為Lh上』=106 M.32200 f=24620h, 60n2 1fPP , 60M488.14 11.5父 3274.9.J 減速器預(yù)期壽命：Lh, =1 8 300 10 =24000h Lh > Lh,故軸承壽命足夠。 5.3低速軸的設(shè)計計算 5.3.1 選擇材料及草圖設(shè)計 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 因其傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，故選用常用的材料 其草圖為：  5.3.2 初算軸徑 4.07 二 35.7mm

61、 表查得C=106~135 ,故取較小C=106,則 ,106.12 d min = C33|— = 118 父 ■, ① 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3豚5%軸端最細處直徑 d1 3 55.7 35.7 0.03L 0.05 ：,：-36.771 _ 37.485mm 5.3.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從 dmin出開始設(shè)計 (1) .聯(lián)軸器及軸段①的設(shè)計軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同 步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。取 載荷系數(shù)Ka =1.5,則轉(zhuǎn)矩： Tc = KaT3

62、 =1.5 366270 =549405N mm 查得GB/T 5014-2003中LX3聯(lián)軸器符合要求。公稱轉(zhuǎn)矩為 1250N m ,許用轉(zhuǎn)速 4750r / min,軸孔范圍 30 ~ 48mm。考慮 d1 > 37.485mm ,取孔徑為 40mm , L聯(lián)=84mm J型軸孔，A型鍵，從動端代號：LX3 40X84 GB/T 5014-2003;相應(yīng)的軸段①的直徑 d1 =40mm,其長度略小于轂孔長度，取L1 =82mm。 (2) .密封圈與軸段②的設(shè)計 確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈 的尺寸。聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度 h =(0.07 ~0.1)d1 =

63、2.8 ~ 4mm。軸段②的軸徑 d2 =d〔+2h =45.6 ~ 48mm ,其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于 3m/s, 可選用毛氈圈 48FZ/T 92010-1991 , WJd2=48mm。 (3) .軸承與軸段③和軸段⑦的設(shè)計 考慮齒輪有軸向力存在，但此處軸徑較大，選用角 接觸球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝 .義符合軸承內(nèi)徑系列。現(xiàn) 暫取軸承 7210c GB/T 292-1994,軸承內(nèi)徑 d =50mm,外徑 D =90mm,寬度 B = 20mm, Da =83mm ,軸上定位端面圓角半徑最大為 l =1mm , a3 =19.4 ,故d

64、3=50mm。該齒輪 的圓周速度大于2m/s,故軸采用油潤滑，無需放擋油環(huán)，L3=B = 20mm。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 A=5mm,通常一根軸上的 兩個軸承取相同的型號.故d7 =50mm。 (4) .齒輪與軸段⑥的設(shè)計 該段上安裝齒輪4,為便于齒輪的安裝，d6應(yīng)略大于d7,可 初定d6=52mm。齒輪4輪轂的寬度范圍為(1.21_ 1.5月6 = 62.4_ 78mm,去其輪轂寬度 與齒輪寬度b4=59mm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⑥長度應(yīng)比齒輪 4的輪毅略短，取L6=55mm。 (5)

65、.軸段⑤和軸段④的設(shè)計 軸段⑤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 =3.29_ 4.7mm ,取 h = 4mm,則 ds=55mm, L5 =1.4h = 5.6mm。取 L5=8mm。軸段④的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑，即 d4=52mm,齒輪左端面與箱體 內(nèi)壁距離為& = &+ —b4% = 8+(64-59% = i0.5mm,則軸段④的長度： L4 =BX +A-A4 -b4 -L5 =124 +5-10.5 -59-8 = 51.5mm 0 .軸段②與軸段⑦的長度軸段②的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸 承端蓋等零件有關(guān)

66、。軸承座的寬度為軸承座的寬度為 L=65mm,軸承旁連接螺栓為 M2Q軸承端蓋連接螺釘選GB/T5781 M10m25,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外端面的距離為 K =10mm 。 貝U 有 L2=L+At+Bd+K — B—4=6 6+ 2+1—0 — 1=0 mm 9 5 L7 =B + △+& +b4 -b6 =19+5+12.5 + (59-55) = 40.5mm。 (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 = 18.2mm , 則由草圖可得軸的支點及受力點間的距離為： ,. . b4 八 59 … - 11 =L7 L6 -- -a3 =40.5 55 -- -18.2 = 47.8mm 2 2 I2 =L3 L4 L5 b4 -a3 =19 51.5 8 59 -18.2 = 89.8mm 2 2 l3 =a3 L2 J =18.2 63 82 = 122.2mm 2 2 5.3.4鍵連接 聯(lián)軸器與軸段①及齒輪