《二級圓柱齒輪減速器(CAD圖紙6張)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級圓柱齒輪減速器(CAD圖紙6張)（52頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計（論文） 目 錄 概述 2 設計任務書 3 第1章 傳動方案的總體設計 4 1.1 傳動方案擬定 4 1.2 電動機的選擇 5 1.3 傳動比的計算及分配 5 1.4 傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 6 第2章 減速器外傳動件（三角帶）的設計 7 2.1 功率、帶型、帶輪直徑、帶速 7 2.2 確定中心距、V帶長度、3算包角 8 2.3 確定V帶根數(shù)、計算初拉力壓軸力 8 2.4 帶輪結構設計 9 第3章 減速器內(nèi)傳動的設計計算 10 3.1 高速級齒輪傳動的設計計算 10 3.2 低速級齒輪傳動的設計計算 1

2、4 3.3 齒輪上作用力的計算 18 第4章 減速器裝配草圖的設計 21 4.1 合理布置圖面 21 4.2 繪出齒輪的輪廓尺寸 21 4.3 箱體內(nèi)壁 21 第5章軸的設計計算 22 5.1 高速軸的設計與計算 22 5.2 中間軸的設計與計算 28 5.3 低速軸的設計計算 35 第6章減速器箱體的結構尺寸 41 第7章潤滑油的選擇與計算 42 第8章裝配圖和零件圖 43 1.1附件設計與選擇 43 8.2繪制裝配圖和零件圖 43 參考文獻 44 致謝 45 3 概述 畢業(yè)設計目的在于培養(yǎng)機械設計能力。畢業(yè)設計是完成機械制造及

3、自動化專 業(yè)全部課程學習的最后一次較為全面的、重要的、必不可少的實踐性教學環(huán)節(jié)， 其目的為： 1 .通過畢業(yè)設計培養(yǎng)綜合運用所學全部專業(yè)及專業(yè)基礎課程的理論知識， 解決工程實際問題的能力，并通過實際設計訓練，使理論知識得以鞏固和提高。 2 .通過畢業(yè)設計的實踐，掌握一般機械設計的基本方法和程序，培養(yǎng)獨立 設計能力。 3 .進行機械設計工作基本技能的訓練，包括訓練、計算、繪圖能力、計算 機輔助設計能力，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準、規(guī)范等） 。 設計任務書 一、設計題目：帶式輸送機傳動裝置 輸送機連續(xù)工作，單項運轉，載荷變化不大，使用期限10年，兩班制工作, 輸送帶速度允許

4、誤差為土 0.5% 二、原始數(shù)據(jù)： 傳送 帶拉力 F（KN） 傳送帶 速度V（m/s） 滾筒直 徑 D （mm 使 用年限 （年） 7000 1.25 500 10 三、設計內(nèi)容和要求： 本畢業(yè)設計選擇齒輪減速器為設計課題， 設計的主要內(nèi)容包括以下幾方面： （1）擬定、分析傳動裝置的運動和動力參數(shù)； （2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)； （3）進行傳動件帶、齒輪、軸的設計計算，校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵等; （4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖（有條件可用 AutoCAD繪制）； （5）編寫設計計算說明書。 2.要求每個學生完成以下工作：

5、1、減速器裝配圖1張（0號圖紙） 2、輸入軸輸出軸零件圖各1張（2號圖紙） 3、齒輪零件圖1張（2號圖紙） 4、設計說明書1份（1萬字以上） 5、減速器箱體零件圖1張（0號圖紙） 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計(論文) 第1章傳動方案的總體設計 1.1 傳動方案擬定 （圖2） 1-帶傳動2-電動機3-減速器4-聯(lián)軸器5-輸送帶6-輸送帶 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。 減速器為展開式圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。 1.2 電動機的選擇 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。 輸

6、送帶功率為 Pw=d = 7000M1.25kw=8.75kw 1000 1000 9 查表[13]2-1取，帶傳動效率*1帶=0.96, 一對軸承效率。軸承=0.99,直齒齒輪 傳動效率刈直齒=0.97,聯(lián)軸器效率刈聯(lián)=0.99,得電動機到工作機問的總效率為 “總=。帶”4 軸承n2 直齒"聯(lián)=0.96*0.99 4*0.97 2*0.99=0.859 2 .選擇電動機功率 電動機所需工作效率為 P 0= Pw/。總=8.75/0.859 Kw=10.19Kw 根據(jù)表[13]8-2選取電動機的額定工作功率為 Ped=11Kw 3 .確定電動機轉速 輸送帶帶輪

7、的工作轉速為 1000 60v 1000 60 1.25 二 500 = 47.77r/min 由表[13]2-2可知帶傳動傳動比i帶=2?4,兩級減速器傳動比i齒=8?40, 則總傳動比范圍為 i 總= 錐i 齒=(2-4) * (8-40) =16?160 電動機的轉速范圍為 n0=nwi 總=47.77*(16 ?160)r/min=764.32 ?7643.2r/min 由表[13]8-2 知，符合這一要求的電動機同步轉速有 1000r/min、1500r/min 和3000r/min ,考慮到3000r/min的電動機轉速太高，而1000r/min的電動機體 積大

8、且價格貴，所以本例選用 1500r/min的電動機，其滿載轉速為1460r/min, 其型號為Y160M-4 1.3 傳動比的計算及分配 1 .總傳動比 i 總二口加底1460/47.77=30.56 2 .分配傳動比 根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i帶=2.5,則減速器傳動比為 = 12.22 .% 30.56 i 二——二 i 帶 2.5 高速級傳動比為 ii = J(1.3?1.4)i =J(1.3?1.4) >12.22 =3.99?4.14 ,取 i=4.1 低速級傳動比為 i 2=i/i 1=12.22/4.1=2.98 1.4 傳動裝置運動、動力參

9、數(shù)的計算 1 .各軸轉速 no=nm=1460r/min n1=no/i 帶=1460/2.5=584r/min n2=n"i 1=584/4.1r/min=142.44r/min n3=nt/i 2=142.44/2.98r/min=47.8r/min nw=n3=47.8r/min 2 .各軸功率 p1=po” 帶=10.19*0.96kw=9.78kw P2=p1 n 1-2=p1” 軸承。齒=9.78*0.99*0.97kw=9.39kw P3=p2n 2-3=p2r> 軸承州齒=9.39*0.99*0.97卜0=9.02卜0 Pw=p3n 3-w=p3” 軸承州

10、聯(lián)=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw 3 .各軸轉矩 T0=9550p)/n 0=9550*10.19/1460N ? mm=66.65N m 「二9550p/n 1=9550*9.78/584N ? mm=159.93N m T2=9550伐/n2=9550*9.39/142.44N ? mm=629.6N m T3=9550p7n 3=9550*9.02/47.8N - mm=1802.11N m Tw=9550p/nw=9550*8.84/47.8N - mm=1766.15N m 第2章 減速器外傳動件(三角帶)的設計 2.1 功率、帶型、帶輪直徑、帶速

11、 1 .功率 Pd=KAP0 由表［13］ 8-6 ,查得工作情況系數(shù) K A = 1.2 ,則 Pd =kaF0 =1.2 10.19kw =12.23kw 2 .選擇帶型 no=1460r/min , Pd =12.23kw,由［13］圖 8-2 選才i A 型 V 帶 3 .確定帶輪基準直徑 根據(jù)表［13］8-7 ,選小帶輪直徑為dd1=100mm,則大帶輪直徑為 dd2 =i 帶 dd1 = 2.5 父 100mm = 250mm 4 .驗算帶的速度 「：dd1no 二 100 1460 , 丫帶= = m/s 60 1000 60 1000 = 7.64m/s

12、 二 Vmax =25m/s 根據(jù)0.7(dd1+dd2)

13、,則實際中心距為 a =a（） L^L1=350 1250 一 1265.57mm =342.21mm 2 .計算小帶輪包角 1 =180 _dd2 -dd1 57.3 a 250-100 = 180 57.3 342.21 = 154.88 120 2.3 確定V帶根數(shù)、計算初拉力壓軸力 1 .V帶的根數(shù)可用下式計算： , Pd z 二 (F0 =F0)K： Kl 由表[13]8-9查取單根V帶所能傳遞的功率R=1.3kw,功率增量 一 1、 R =Kbn0(1 ) Ki 由表[13]8-10 查得 Kb =0.7725M10、由表[13]8-11 查

14、得 Ki =1.137 ,則 1 R =0.7725 10 1460 (1 )kw =0.136kw 1.137 由表[13]8-12查得KOf = 0.935,由表[13]8-8查得Kl =0.93 ,則帶的根數(shù)為 Fd z = (P F0)K： Kl 12.23 (1.3 0.136) 0.935 0.93 = 9.8 取10根 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計（論文） 2 .計算初拉力 由表[13]8-13查得V帶質量m = 0.1kg/m ,則初拉力為 Pd /2.5-K 一、 2 F0 =500 K： 」一（ 里）+mv帶 zv

15、^ l” 12.23 .2.5 -0.935 2K1 = 500x ( )+0.1 黑7.64 N 10 7.64 0.935 -139.81N 3 .計算作用在軸上的壓力 154.88 Q=2zFsin =2 10 139.81 sin N=2729.29N 2 2 2.4帶輪結構設計 1 .小帶輪結構 采用實心式，由表8-14查電動機軸徑Do =42,由表[13]8-15 查得 , c c r 2 e =15 _0.3mm, f =10]mm 輪轂寬：L帶輪二（1.5~2）D0 二（1.5 ~ 2） 42mm =63 ~ 84mm 其最終寬度結合安裝帶輪的軸

16、段確定 輪緣寬：班輪=（Z-1） e 2f = （10-1） 15 2 10mm = 155mm 2 .大帶輪結構 采用孔板式結構，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步進 行。 17 第3章 減速器內(nèi)傳動的設計計算 3.1 高速級齒輪傳動的設計計算 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，小齒輪調質處 理，大齒輪正火處理，由表［13］8-17 得齒面硬度 HBV=217?255,

17、 HBW162?217. 平均硬度 HBV=236, HBV=190.HBWHBW=46.在 30?50HBWL問。選用 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> 3 2K「」1 ZeZhZZ - :d 」（［Qh ） 小齒輪傳遞轉矩為 T1=159930N - mm 因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) Kt=1.4 由表［13］8-19 ,查得彈性系數(shù)Ze=189.8 v/Mpa 直齒輪，由［13］圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 齒數(shù)比」=i 1=4.1 取齒寬系數(shù)；=1.1

18、 初選Zi=23，則乙=23*4.1=94.3 ,取乙=95,則端面重合度為 一 二[1.88 -3.2( 乙Z2 )]cos : 1 1 = [1.88 -3.2( )]cos12 23 95 = 1.67 軸向重合度為 1 =0.318 dzitan =0.318 1.1 23 tan12 = 1.71 由［13］圖8-3查得重合度系數(shù)Z =0.775 由［13］圖11-2查得螺旋角系數(shù)Zp = 0.99 許用接觸應力可用下式公式 k ［ = Zn。H im / Sh由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為 二 Him1 =580pa,；「Hiim2 =

19、 390 pa 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 _ 一__ 一____ _ _ 9 Ni=60ni aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*10 N=N1/i 1=1.12*10 9/4.1=0.27*10 9 由［13］圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1,Zn2=1.14 ;由［13］表8-20取安全系數(shù) 0=1, 則有 !"h1 "ZN1；「Hiim1/SH =1*580/1 =580Mpa !」2 =Zn2-Hiim2/SH = 1.14*390/1 = 445Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑d1t, 3 2KT1 1 1 ZEZHZ Z - & \ d

20、 」([Qh ) 3 2 1.4 159930 4.1 1(189.8 2.46 0.775 0.99)2 mm 1.1 4.1 445 =68.98mm 3 .確定傳動尺寸 1）計算載荷系數(shù) 由表［13］8-1查得使用系數(shù)K=1.0 二 dim 60 1000 二 68.98 584 60000 m/s=2.1im/s Kv=1.17,由 由［13］圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù) ［13］圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K?=1.11 ,由表［13］8-22查得齒間載荷分配系 數(shù)Ka=1.2,則載荷系數(shù) K =KaKvK.K2=1 1.17 1.

21、2 1.11=1.56 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 d 1=d1t 31— >68.98 x；/^.56 =71.51mm Kt 1.4 d1cos ： 71.51 cos12 大腕模數(shù) m m=」 = =3.04mm,查表［13］8-23 ,取標 Z1 23 準模數(shù)m=3.5mm mn(Z1 Z2) 2 cos : 計算傳動尺寸 中心距為 迪咨上952mm =211 15mm 2cos12 取整& =212,則螺旋角為 :arccosm^^ ^arccos3.5 (23 95) =13.08 2 al 2

22、212 因P值與初選值相差不大，故對與P有關的參數(shù)不用進行修正 大端分度圓直徑為 d1 mz1 cos : 3 5 23 =82.65mm cos13.08 d2 mz2 3.5 95 =341.38mm cos13.08 (6)齒寬為 b= $dd1=1.1*82.65mm=90.92mm 取 b2=91mm b1 =b2 + (5 —10) mm ,取 b〔二100mm  4 .校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 2KTi , 1 ^^次謝士］ K、Ti、m和di同前 齒寬 b = b2 =91mm 齒形系數(shù)Yf和應力修正

23、系數(shù)Ys 即當量齒數(shù)為 Zvi = 23 Zv2 = cos3 cos313.08 乙 95 cos3 : cos313.08 =24.89 = 102.81 由［13］圖 8-8 查得 %=2.58,丫 f2=2.28 由［13］圖 8-9 查得 由1=1.51 ,由2=1.73 由［13］圖8-10查得重合度系數(shù) 丫； = 0.71 由［13］圖11-3查得螺旋角系數(shù) 丫： =0.87 許用彎曲應力 Yn 二 F lim 由［13］圖 SF=1.25,故 8-11查得壽命系數(shù) Yn1=Yn2=1，由表［13］8-20 查得安全系

24、數(shù) !」2 YN1" F|im1 Sf - Yn2- F lim2 SF 1 215 172Mpa 1.25 1 170 136Mpa 1.25 F1 2KT1 bmnd1 YfYsYY”［Qf 2 1.56 159930 =91 3.5 82.65 2.58 1.51 0.71 0.87Mpa =45.61Mpa ”二格 二 F2 YF 2YS2 Yf〔Ys1 =45.61 2.28 1.73 2.58 1.51 Mpa =46.18Mpa <[c]F2 5 .計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) m 1= 口:=—35— = 3.

25、59 mm cos : cos13.08 齒頂高 ha=m n=3.5mm 齒根高 h f=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm 頂隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.875m 全齒高 h=h a+hf =3.5+4.375mm=7.875mm 齒頂圓直徑為 da1=d1+2ha=82.65+2*3.5mm=89.65mm da2=5+2ha=341.38+2*3.5mm=348.38mm 齒根圓直徑為 df產(chǎn)d1-2hf=82.65-2*4.375mm=73.9mm df2=d2-2hf=341.38-2*4.375mm=332.63mm 3.2

26、低速級齒輪傳動的設計計算 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，小齒輪調質處 理，大齒輪正火處理，由表[13]8-17 得齒面硬度 HBV=217?255, HBW162?217. 平均硬度HBV=236, HBW190.HBWHBW=46.在30?50HBWL問。選用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 3 2KT2 J 1 ZeZhZ Z . 2 ；d」（ [；』） 1）小齒輪傳遞轉矩為T2=629600N - mm 2）因v值未知，Kv值不能確定

27、，可初步選載荷系數(shù) K=1.4 3）由表［13］8-19 ,查得彈性系數(shù)ZE=189.8jMpa 4）初選螺旋角P=11,由［13］圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh=2.46 5）齒數(shù)比==i 2=2.98 6）取齒寬系數(shù)勉=1.1 7）初選乙=25，則Z4=25*2.98=74.5 ,取Z4=75,則端面重合度為 1 1 ■ ,=［1.88 -3.2（ ）］ cos - Z3 Z4 1 1 = ［1.88 -3.2（ ）］cos13 25 75 =1.68 軸向重合度為 ；一：=0.318 dZ1tan 1 = 0.318 1.1 25 tan11 = 1.70

28、 8）由［13］圖8-3查得重合度系數(shù)Zs=0.775 9）由［13］圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z. = 0.99 10）許用接觸應力可用下式公式 H - Zn- lim / Sh H 由［13］圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為＜rHlim1 =580 paoHlim2 = 390pa 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 8 N3=60n2aLh=60*142.44*1*2*8*250*8=2.73*10 N=N/i 2=2.73*10 8/2.98=9.16*10 7 由［13］圖8-5查得壽命系數(shù)ZN=1.14, ZN2=1.18 ;由表［13］8-20取安全系數(shù) S

29、h=1,則有 —hi =Zni 二 hwi/Sh =1.14*580/1 =661.2Mpa 』H2 =Zn2 二 Hlim2/SH = 1.18* 390/1 = 460.2Mpa 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計(論文) ?。鄱軭 =460.2MPa 初算小齒輪的分度圓直徑dit,有 二3 2KT2」1 ZeZhZ Z ： d」( ［二］H )2 2 1.4 629600 2.98 1 189.8 2.46 0.775 0.99 1.1 2.98 460.2 2 )mm 19 =109.06mm 3 .確定傳動尺寸 (1)計算載

30、荷系數(shù) 由表［13］8-1查得使用系數(shù)K=1.0 因 v = "3tn2 60 1000 二 109.06 142.44 m/ s =0.81m/ s 60000 由［13］圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系數(shù) Kv=1.17,由 ［13］圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K?=1.08,由表［13］8-22查得齒間載荷分配系 數(shù)Ka^N,則載荷系數(shù) K=KAKvK-K：=1 1.17 1.2 1.08=1.52 d3cos： 109.06 cos11 (5)大炳模數(shù) m m =- = = 4.28mm,查表［13］8-23 , Z3 25 取標準模數(shù)m=4.2

31、5mm 計算傳動尺寸 中心距為 mn(Z1 Z2) 2 cos : 4.25 (25 75)mm= 216 48mm 2 cos11 取整a2=217mm,則螺旋角為 mn(Z1 Z2 4.25 (25 75) ■二 arccos 二 arccos =11.68 2 al 2 217 因P值與初選值相差大，故對與P有關的參數(shù)不用進行修正 大端分度圓直徑為 d3 mz3 4.5 25 cos11.68 =114.88mm  , mz4 4.5 75 d4 = --4^ = = 344.63mm cos : cos11.68 (6)齒寬為 b= %d3

32、 =1.1*114.88mm=126.37mm 取 b4=127mm b3=b4 +(5~10) mm,取 b〔二135mm 4 .校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 2KT2 一 ? 1 仃f =——-YfYsYY<[

33、產(chǎn)0.701 (5)由［13］圖11-3查得螺旋角系數(shù)Yp = 0.92 (6)許用彎曲應力 Z3 cos3 Z4 cos3 : 25 cos311.68 75 cos311.68 =26.62 = 79.86 Sf 由［13］圖8-11查得壽命系數(shù) Yni=Yn2=1,由表［13］8-20 查得安全系數(shù) SF=1.25,故 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計(論文) lim 3 1 215 二 F1 SF 1.25 二 172Mpa YN 4 0 F lim 4 1 170 Sf 1.25 = 136Mpa 2KT bmiYFYsYY

34、5]F 2 1.52 629600 2.62 1.58 0.701 0.92Mpa = 127 4.5 114.88 = 77.83Mpa <[c]F3 二 F4 YF4YS4 =F 3 ~~~~ YF 3YS1 …-2.21 1.81 0 = 77.83 Mpa 2.62 1.58 =75.21Mpa 4二]F4 5 .計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) m 1= mn 一 =——45——=4.58mm cos - cos11.68 齒頂高 ha=m n=4.5mm 齒根高 h f=1.25mn=1.25*4.5mm=5.625mm 頂隙 C=0.2

35、5m=0.25*4.5mm=1.125m 全齒高 h=h a+hf =4.5+5.625mm=10.125mm 齒頂圓直徑為 da3=d3+2ha=114.88+2*4.5mm=123.88mm da4=d4+2ha=334.63+2*4.5mm=343.63mm 齒根圓直徑為 df3=d3-2hf=114.88-2*5.625mm=103.63mm df4=d4-2hf=334.63-2*5.625mm=323.38mm 3.3齒輪上作用力的計算 1 .高速級齒輪傳動的作用力 (1)已知條件 高速軸傳遞的轉矩 Ti=159930Nmm轉速ni=584r/min ,高速

36、 級齒輪的螺旋角P =13.08□，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪的分度圓直徑 di=82.65mm (2)齒輪1的作用力 圓周力為 Fti 2 159930 82.65 N =3870.05N 23 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 _ _ tan 二 tan 20 Fr1 =Ft1 一 =3870.05 N =1445.76N cos - cos13.08 其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心 軸向力為 Fa1 = Ft1tan B =3870.05 tan13.08 N -899.01N 其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端

37、法向力為 Fn1 cos-I cos : 3870.05 cos20 cos13.08 N =4227.89N (3)齒輪2的作用力 從齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等， 作用方向相反 2 .低速級齒輪傳動的作用力 (1)已知條件 中間軸傳遞的轉矩 T2=629600Nmm轉速n2=142.44r/min , 低速級直齒圓柱齒輪的螺旋角P =11.68、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 d 3=114.88mm 齒輪3的作用力 2T2 2 629600 圓周力為 Ft3

38、 = = N = 10961 N d3 114.88 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 r3 tan 二 n 二 Ft3 二 cos - tan 20 = 10961 N =4073.02N cos11.68 其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心 軸向力為 Fa3 =Ft3tanB =10961 tan11.68 N =2265.64N a3 13 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 著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為 Fn3 Ft3 cos 二 n cos : 10691 cos2

39、0 cos11.68 N =11617.52N 齒輪4的作用力 從動齒輪4的各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計(論文) 第4章減速器裝配草圖的設計 4.1 合理布置圖面 該減速器的裝配圖一張A0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。 4.2 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 4.3 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 第5章軸的設計計算 軸的設計和計算、軸上

40、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。 5.1 高速軸的設計與計算 1 .已知條件 高速軸傳遞的功率 pi=9.78kw,轉矩Ti=159930Nm的專速ni=584r/min，小齒 輪大端分度圓直徑 di=82.65mm 齒輪寬度bi=100mm 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 [13]8-26選 用常用的材料45鋼，調質處理 3 .初算軸徑 查表[13]9-8得C=108135,取中間值C=118則 dmin 二C3 P1 =1183 9.78 -30.18mm ,ni .

41、584 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大 3妹5%軸端最細處直徑 di>30.18+30.18* (0.03 ?0.05) mm=31.09-31.69mm 取 dmin =32mm 4 .結構設計 (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O 軸段O 上安裝帶輪，此段軸的設計應與帶輪輪轂軸孔設計 同步進行。根據(jù)第三步的初算結果，考慮到如該段軸徑取得大小，軸承的壽命可 能滿足不了減速器預期壽命的效果，定軸段O的軸徑di=35mm帶輪輪轂的寬

42、度為 (1.5?2 ) di=52.5?7 0 mm結合帶輪節(jié)后L帶輪=63?84mm取帶輪輪轂的寬度 L帶輪二70mm軸段。的長度略小于轂孔的寬度，取 Li=68mm (3)密封圈與軸段C2 在確定軸段2的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及 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= (0.07? 0.1) *35mm=2.45^3.5mm 軸段C2 的軸徑 d2=di+2*(2.45 ?3.5) mm=39.9^42mm 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[i3]8-27 初選氈圈 40 JB/ZQ460

43、6—1997, WJ d2=40mm (4)軸承與軸段C3及軸段。的設計 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接 觸球軸承。軸段。3上安裝軸承，其直徑應符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為 7209C,由表[i3]ii-9 得軸承內(nèi)徑d=45mm外徑D=85mmg度B=i9mm,J圈定位 軸肩直徑da=52mm外圈定位內(nèi)徑Q=78mm在軸上力作用點與外圈大端面的距離 a3=i8.2mm故取軸段？的直徑d3=45mm軸承采用脂潤滑，需要用擋油杯阻止箱 體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油杯，軸承靠近箱體內(nèi) 壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取△，擋油杯的擋油凸緣內(nèi)側面凸出箱體內(nèi)壁 1-2mm 擋油杯

44、軸孔寬度初定為 B=15mm,則L=B+B=19+15mm=34mm 通常一根軸上的兩個軸承應取相同的型號，則 d7=40mm L7=B+B=33mm 齒輪與軸段C5的設計 軸段S上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應略大于d3, 可初定d5=47mm則由表[13]8-31知該處鍵的截面尺寸為 b*h=14*9mm輪轂鍵才深度為t i=3.8mm則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽 dfi ds , e = - -— -t1 2 2 頂部的距離為=(739-47-3.8)，故該軸設計成齒輪軸，則有 d5=dfi=73.9mm 2 2 =9.65 :二 2.5mn L5=bi=100mm 軸

45、段(3和軸段C5的設計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則 d4 =d6 =48mm,齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為 0 , 則軸段g 的長度 L6 =△+& —Bi=12+10—15=7mm。 軸段G4 的長度為 L4 =Bx+^_& _b1 _B1 =206+12 —10—75 —15 = 118mm (6)軸段⑦的長度 該軸段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L =5+g+Q+(5~8)mm,由表[13]4-1可知，下箱座厚 、=0.025a2 3mm =0.025 217 3 = 8.425 8mm 取6 =9mm,a1+

46、a2 =212+217mm = 429mm ,取軸承旁連接螺栓為 M20,則 c=28mm C2=20mm，箱體軸承座寬度 L = 9+28 + 20+(5 ~ 8)mm = 62 ~ 65mm ,取 L=64mm，可取箱體凸緣連接螺栓為 M12,地腳螺栓為d4 = M 20 ,則有軸承端蓋連 接螺栓定為0.4d4=0.4x20mm=8mm ,由表[13]8-30 得軸承端蓋凸緣厚度取為 Bd =10mm,取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為 △1 =2mm ,端蓋連接螺釘查表 [13]8-29采用螺釘GB/T 5781 M8*25，為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸 承端蓋連接螺釘，取帶輪凸

47、緣面距軸承端蓋表面距離 K=28mm,帶輪采用腹板式， 螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。 L2 =L Bd K 1 B帶輪—L 帶輪--： - B 2 一 155 -80 貝U =64 10 28 2 -12 -8 2 = 121.5mm (7)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=17mm則由[13]圖11-9可 得軸的支點及受力點間的距離為 29 l1 l2 l3 L帶輪 L2 a3 - L5 =L3 L4 - — a3 2 (8)鍵連接 80 121.5 17 = 178.5mm 2 c …100 , “

48、二34 118 17 -185mm 2 100 7 34-17 =74mm 2 帶輪與軸段。間采用 A型普通平鍵連接，查表[13]8-31 取其型號為鍵 8 45GBm096-1990 5.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 Fr1=2849.6N 二二 「、??? 一 B I- R=7829.22N Fp=2953.92N (2)計算支承反力 在水平面上為 R1H 82.65 Q(

49、l1 l2 l3)-Fr1l3-Fa1d1 2N 972.7(178.5 185 74) -1445.76 74 -899.01 185 74 = 281126.45N R2H =Q-Rh -FM =972.7 - 281126.45 -1445.76 N =「281644.51N 在垂直平面上為 Rv Ft1l3 l2 l3 3870.05 74 - N F105.73N 185 74 R2v =Ft1 —R1V =3870.05-1105.73N = 2764.32N 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計（論文） 軸承1的總支承反力

50、為 R = . R1H2 Rv2 =、281126.452 1105.732 N =281128.62N 軸承2的總支承反力為 _ ~ 2 Z_2 ；- 2 I_I ~~2 R2 = JR2H R2v ="(—281644.51) 2764.32 N =281657N 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面右側為 MaH =R2H l3 =-281644.51 74N =-2084169374Nmm a-a剖面左側為 MaH =MaH -Fa1d； 2 82.65 =「20841693.74 -899.01 N 2 二「20878845

51、.33Nmm b-b剖面左側為 MbH =「Ql1 =—932.72 178.5mm =-166490.52Nmm 在垂直平面上為 Mav = -R1vl2 = -1105.73 185N *mm = 204560.05N *mm Mbv =0N *mm 合成彎矩 M a = S M 2aH M 2av a-a 剖面為 =4(-20878845.33)2 +204560.052 N ?mm = 20879847.39N *mm M b = M 2bH M 2bv b-b 剖面左側為=$(-166490.52)2 +02 N ,mm = 166490.52N *mm (

52、4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖5f所示,T1=159930Nmm 6 .校核軸的強度 因a-a剖面彎矩大，同時作用有轉矩，a-a剖面為危險面 其抗彎截面系數(shù)為 二d 33 二 453 3 3 32 32 W = = mm = 8941.64mm 31 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計(論文) 35 抗扭截面系數(shù)為 ,3 d 3 WT 二 16 3 二 45 16 3 =17883.28mm3 彎曲應力為 扭剪應力為 Mb 166490.52 8941.64 Mpa =18.62Mpa 159930 17883.28 Mp

53、a =8.94Mpa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán) 處理，故取折合系數(shù)：=0.6,則當量應力為 二 e - ；.2b 4(一 )2 "；18.622 4 (0.6 8.94)2Mpa = 21.49Mpa 由表[13]8-26 查得45鋼調質處理抗拉強度極限 0rB =650Mpa ,則由表 [13]8-32查得軸的許用彎曲應力 h」b】=60Mpa,仃e ＜匕』]強度滿足要求 7 .校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 4T1 4 159930 ；=p1 L =

54、Mpa =71.57Mpa p d1M 35 7 (45 - 8) 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表[13]8-33 查得 k 】p =125M p y50M p, a1強度足夠 D Myi Fnv^4 Mi L-.FTirnHIffniin 口 If! LlHnnininnnTrrTTrw-^l 5.2中間軸的設計與計算 1 .已知條件 高速軸傳遞的功率 p2=9.39kw,轉速n2=142.44r/min ,齒輪分度圓直徑 d2=341.38mm d3=114.88mm齒輪寬度 b2=91mm,b=135mm 2 .選擇軸的材料 因傳遞的功率不大， 并對重量

55、及結構尺寸無特殊要求， 故由表[13]8-26選用常用的材料 45鋼，調質處理 3 .初算軸徑 …嘯平/黑 mm = 44.44mm 查表[13]9-8得C=108 135,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 di>44.44+44.44* (0.03 ?0.05) mm=45.7/46.62mm 4 .結構設計 (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。及軸段O的設計 該軸段上安

56、裝軸承，此段設計應與軸承的 選擇設計同步進行。軸段J及軸段(5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=44.44mm暫取軸承7207C,由表[13]9-9得軸承內(nèi) 徑d=50mm外徑D=90mm寬度B=20mm內(nèi)圈定位直徑da=57mm外徑定位 Q=83mm 軸上力作用點與外圈大端面的距離 a3=19.4mm故di=50mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d5=50mm (3)齒輪軸段C2與軸段0的設計 軸段Q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di和d5,可初定d2=d4=52mm 齒輪2輪廓的寬度范圍為

57、(1.2?1.5) d2=62.4?78mm取其輪轂寬度與齒 輪寬度b2=66mnmf等，其左端采用軸肩定位，其右端采用套筒固定。由于齒輪 3 的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度 b3=105mmf等，其左端 采用軸肩定位，其右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面， 軸段Q 長度應比齒輪2的輪轂略短，故取 L2=102mm L4=64mm (4)軸段O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)d 2=3.64 ?5.2mm 取其高度 h=3mim 故 d3=62mm 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

58、內(nèi)壁的距離均 取為4=10mm且使箱體兩內(nèi)側壁關于高速軸軸線對稱，量得起寬度為 b1 b2 Bx=2「 3 b3 1 2 2 =2父10+10+105 + 75；66 , < A3 =10.5mm,Bx=206mm tSft 2 的右端面與箱體內(nèi) =205.5mm △2 ---1 (bi -b2)/2 壁的距離=10+(75-66)/2 則軸段C3的長度為L3=A3=10.5mm = 14.5mm 此時齒輪沒有處在正確安裝位置，在裝配時可以調節(jié)兩端蓋下的調整墊片 使其處與正確的安裝位置 (5)軸段@及軸段C5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A=5m

59、m,則軸段。的長度為 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計（論文） L1 = B ： _ ： _1 3 =20 12 10 3mm 二45mm 軸段S的長度為 L5 = B，「：、2 2 =20 12 14.5 2mm =48.5mm （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=19.4mm則由圖12-7可得軸 的支點與受力點間的距離為 l1 = L ［。a3 -3 135 _ 八 =45 ——-19.4 -3mm 2 =90.1mm 91 135 = 10.5 mm 2 = 123.5mm l3 =L5 b2 -a3 -2 2

60、91 =48.5 19.4-2 2 =72.6m m 5 .鍵連接 齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表［13］8-31取其型號為鍵16M 100 GB/T1096- 1990,齒輪與軸段③間采用A型普通平鍵連接，型號為鍵 16 63GB/T1096-1990 6 .軸的受力分析 1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖6所示 d2 d3 c _ Fa3 c 2 2 Fr2l3 -Fr3(12 l3) - Fa2 Rh ll 12 13 341 38 114 88 1445.76 72.6 -4073.02 (123.5 72.6) -899.01 -2265.6

61、4 2 2 90.1 123.5 72.6 --3414.91N R2H=Fr2-R1H-Fr3=1445.76+3414.91-4073.02N=787.65(式中負號表示與圖中所 畫方向相反） 在垂直平面上為 RvE 3 M 11 12 13 10961 (90.1 123.5) 3870.05 72.6 … = N 90.1 123.5 72.6 -9162.25N R2v = % Ft2 - Rv = 10961 3870.05-9162.25N =5668.8N 軸承1的總支承反力為 R = . R1H2 Rv2 = :；(-3414.91)2 91

62、62.252 N =9777.96N 軸承2的總支承反力為 R2 二 .. R2H 2 R2v2 =也787.652 5 6 68.82 N -5723.26N 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面為 M aH=R」i=-3414.91*90.1=-307683.4Nmm a-a剖面右側為 d3 M aH - M aH Fa3 ~ 2 11488 =「307683.4 2265.64 11488 N *mm 2 --177545.04N *mm b-b剖面右側為 _ d2 MbH =MbH —Fa2? 2 341.38 = 57183.

63、4 -899.01 - N ?mm 2 二「96268.62N，mm MbH =R2H13 = 787.65 72.6N *mm = 57183.4N mm 在垂直平面上為 Mav =R1vli =9162.25 90.1N *mm = 825518.73N *mm Mbv =R2v13 =5668.8 72.6 =411554.88N *mm 合成彎矩 M a = .. M 2aH M 2av a-a 剖面左側為 =、(-307683.4)2 十825518.732N *mm =880993.9N，mm M a = .. M 2aH M 2av a-a 剖面左側為

64、=J(-177545.04)2 +825518.732 N ?mm = 844395.3N *m m M b = M 2bH M， b-b 剖面左側為=J(-96268.62)2 十411554.882 N ?mm = 422664.25N *mm 37 沈陽工業(yè)大學應用本科畢業(yè)設計(論文) M b = , M 2bH M 2bv b-b 剖面右側為二T57183.42 +411554.882 N ?mm = 415508.56N *mm (4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖5f所示,T2=629600Nmm 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

65、除作用有彎矩外還作用有轉矩， 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 「d32 bt4 - t)2 VW = 32 2d2 = 11843.8mm3 3-16 6 (52 一 62 mm3 32 2 52 至 bt(d2-t)2 .上一16 6(52-6)2mm3 16 2d2 16 2 52 3 =25641mm3 a-a剖面左側彎曲應力為 Ma 880993.9 Mpa = 74 38Mpa 11843.8 a-a剖面右側彎曲應力為 Ma 844395.3Mpa =71

66、29Mpa 11843.8 扭剪應力為 Wt 629600 M Mpa = 24 55Mpa 25641 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán) 處理，故取折合系數(shù):■ =0.6,則當量應力為 F 二 e 2b , 4(； )2 =71.292 4 (0.6 24.5)2 Mpa = 77.11Mpa  仃；下他,故a-a剖面右側為危險截面 由表[13]8-26 查得45鋼調質處理抗拉強度極限＜ib =650Mpa ,則由表 [13]8-32查得軸的許用彎曲應力 卜」b】=60Mpa, 3 ＜卜」b】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 (J 4T2 d4M 4 629600 52 10 (63-16) Mpa =103.04Mpa 41 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表[13]8-33 查得 k 1 =125M p750M p, a?p1 ＜ k 】p ,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 5.3低速軸的設計計