《帶式傳動(dòng)二級(jí)減速機(jī)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式傳動(dòng)二級(jí)減速機(jī)設(shè)計(jì)（28頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 設(shè)計(jì)題目 減速機(jī)設(shè)計(jì) 院系： 班級(jí)： 設(shè) 計(jì) 者： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)老師： 目錄 第一節(jié) 前言（題目分析和傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明）   第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇和計(jì)算  第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算 第四節(jié) 軸的設(shè)計(jì)和校核  第五節(jié) 軸承的選擇及壽命計(jì)算  第六節(jié) 鍵的校核  第七節(jié) 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算 第八節(jié) 軸承的潤(rùn)滑及密封 第九節(jié) 設(shè)計(jì)結(jié)果 第十節(jié) 小結(jié) 第一節(jié)

2、 前言 慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 推力機(jī)的原理是通過(guò)螺旋傳動(dòng)裝置給推頭傳替力和運(yùn)動(dòng)速度。它在社會(huì)生產(chǎn)中廣泛應(yīng)用，包括在建筑、工廠、生活等方面。 1 原始數(shù)據(jù) （1） 鋼繩的拉力 F =18（kN） （2） 鋼繩的速度 V=11 （M/Min） （3） 滾桶的直徑 D=300 （mm） （4） 工作情況：三班制，間歇工作，載荷變動(dòng)小。 （5） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右。 （6） 使用折舊期15年，3年大修一次。 （7） 制造條件及生產(chǎn)批量，專門機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇 一.初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如下

3、圖所示。 （1）由已知得： 則工作機(jī)的轉(zhuǎn)速V= ` 則由下面公式可求Pw 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的輸出功率P=，其中 F-工作阻力即套筒鋼繩的拉力， V-鋼繩的速度。 對(duì)于蝸桿傳動(dòng)，采用封閉式傳動(dòng)，對(duì)于蝸輪副的傳動(dòng)效率在η1=（0.70-0.75）之間，則選取η1=0.72，傳動(dòng)比在10-40之間 對(duì)于圓柱齒輪也采用閉式窗洞，傳動(dòng)效率在η2=（0.94-0.98）之間 則選取η2=0.96，傳動(dòng)比在3-6之間。 對(duì)于聯(lián)軸器功率選取η3=0.99 那么總的傳動(dòng)裝置的總效率η η＝η1η2η3＝0.72×0.96×0.99＝0.68； η為蝸輪的傳動(dòng)效率，η為齒輪的

4、效率，η為聯(lián)軸器傳動(dòng)的效率（齒輪為7級(jí)精度，稀油潤(rùn)滑）。 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： Pd＝＝= =4.8kW (2)確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 卷筒的工作轉(zhuǎn)速為N= 根據(jù)上面確定的蝸桿傳動(dòng)比為10-40之間，圓柱齒輪的傳動(dòng)比在3-6之間。則總的傳動(dòng)比在i總=30-240之間，而根據(jù)總的窗洞比可以算出電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為Nd=i總×（30-240）=355.8-2846.4r/min 則根據(jù)轉(zhuǎn)速和電動(dòng)機(jī)的功率可以查表得：符合這個(gè)轉(zhuǎn)速的有，1440 r/min，960 r/min，2900 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查機(jī)械手冊(cè)得以下幾種電動(dòng)機(jī)的型號(hào)： 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率

5、 Ped/kW 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min 效率 功率因數(shù) 噪聲 質(zhì)量 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 85.5% 0.87 83 64 2 Y132S-4 5.5 1000 960 85.5% 0.84 78 68 3 Y132M2-6 5.5 1500 1440 85.3% 0.78 91 85 綜上考慮，可以選擇Y132S-4型號(hào)電動(dòng)機(jī) 三.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和傳動(dòng)比分配 則根據(jù)電動(dòng)機(jī)選者好后代原則，蝸桿的傳動(dòng)比可以初步設(shè)定一級(jí)傳動(dòng)蝸桿的傳動(dòng)比為i1=30

6、，二級(jí)傳動(dòng)的齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比設(shè)定為 i2=3.2。 （1）       總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n0和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n3，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為i＝n1/ n4＝＝84 （2）       傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比分配 i＝i×i式中i，i分別為減速器的一級(jí)傳動(dòng)蝸輪級(jí)齒輪和二級(jí)傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比。 一級(jí)蝸輪的傳動(dòng)比取i＝21，則二級(jí)齒輪的傳動(dòng)比為i＝i/ i＝84/21＝4 四.傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 （1）　各軸轉(zhuǎn)速   

7、; n2＝n1＝960r/min    n3＝n1/i ＝960/21＝46 r/min    n4＝n1/ （i×i）＝960/82=11.67r/min （2）　各軸輸入功率   P1  = 5.5×0.99=5.445KW   P2 =5.445 ×0

8、.72×0.98×0.99=3.83KW P3= 3.83×0.98×0.99=3.68KW P4 =3.68×0.99×0.98=3.58 KW （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)距 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理與下表 軸名 效率P（KW） 轉(zhuǎn)距T (NM) 轉(zhuǎn)速n 傳動(dòng)比 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī) 5.5 5.49 960 Ⅰ軸 5.445 5.444 54.7 54.7 960 21 Ⅱ軸 3.92 3.9 1169.8 1169.

9、8 46 4 Ⅲ軸 3.763 3.76 3594 3594 11.67 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì) 一． 斜齒輪的設(shè)計(jì)要求： （1）選頂齒輪類型，精度，材料及齒數(shù)，設(shè)計(jì)的壽命為15年（每年工作300天） （2）本方案為二級(jí)傳動(dòng)為斜齒輪傳動(dòng)， （3）由于轉(zhuǎn)速不太快，可采用一般的7級(jí)等級(jí) （4）材料由表10-1選擇齒輪材料：材料選擇，由表10—1選擇兩小齒輪材料都為40Cr（調(diào)質(zhì)）、硬度為280HBS；兩大齒輪材料都為45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)）、硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS.。 （5）取小齒輪齒數(shù)為Z1=24大齒輪的齒數(shù)為Z2=4×24=9

10、6則去Z2=96，一般，則在這里取 二.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10a-9）進(jìn)行試算，即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值： （1）試選定載荷系數(shù)1.6 （1）計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)距： （3）由圖10-30中可以選取ZH=2.433 （4）由圖10-26查得 ，那么。 （5）許用接觸應(yīng)力 =（539+576）/2=531.25Mpa 由表10-7锝 由表10-6 得ZE=189.8Mpa 由表 10-21 查得小齒輪疲勞強(qiáng)度 由公式10-13 計(jì)算循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×11.68×(2×8×300×1

11、5)=5.045× N2=N1/4=1.26× 則由10-19 查表得 疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.98 那么許用應(yīng)力計(jì)算取失效率1% 安全系數(shù)為1 由公式10-12得 2） 計(jì)算 ⑴計(jì)算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值 =100 ⑵計(jì)算圓周速度v： （3）計(jì)算齒寬 b= d1 ⑷計(jì)算齒寬與齒高之比b/h和模數(shù)m b=d1*=105 模數(shù)：m= d 齒高：h=2.25m=2.25 則 b/h=126/9.9=12.72 ⑸計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)v= 0.83m/s ，7

12、級(jí)精度,由10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.02 取 由表10—4查得使用系數(shù)： 由表10—9查得 則由表10-13得 故載荷系數(shù) ⑹按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， ⑺計(jì)算模數(shù)m：m= d 取m = 4.5 3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： (1)由式10—17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 三 確定各項(xiàng)參數(shù)： 1)計(jì)算載荷系數(shù)： 2）從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 同理得 Zv2=102.

13、12 4)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，由表10-20C查得彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪為，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限為則可得 []= []= 5)查取齒型系數(shù)查表10-5得 Y，Y， 查取應(yīng)力校正系數(shù)得：Y, Y 6）計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪的數(shù)值大。 根據(jù)大齒輪數(shù)值來(lái)算則： 對(duì)此計(jì)算結(jié)果由齒面接觸疲勞計(jì)算法得Mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算法面模數(shù)去Mn=4mm，可以滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d,來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) Z,那么 Z, 則有i=Z2/Z1=4 誤差=（4-4）/4=0 符

14、合要求 四 幾何中心的計(jì)算 1） d, d 2）計(jì)算中心距：a= 3） 計(jì)算齒輪寬度： b=d1*=100mm 取 B2=105,B1=100 4） 驗(yàn)算：F=N 〈 100N 二 二級(jí)傳動(dòng)蝸輪齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì) １． 采用漸開(kāi)線蝸桿GB/T 10085-1998，根據(jù)庫(kù)存材料的情況，并考慮到傳動(dòng)的功率不太大速度也不太大，故蝸桿用45鋼，因需要效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC，蝸輪用鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 ２． 按

15、齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度， 傳動(dòng)中心距 1） 按Z1=1，有上面所設(shè)計(jì)的 則 2） 確定載荷系數(shù)K： 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)1，由表選取使用系數(shù)1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)1.05，則 3） 確定彈性影響系數(shù)：因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 4） 確定接觸影響系數(shù)： 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和中心距的比值為 =0.35，可查得=2.9 5） 據(jù)蝸輪材料可從表中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60j=

16、3.836* 壽命系數(shù)=0.84 則 =225.27 6）則中心距為 ==209.7mm,因 =21，故按=1計(jì)算 ，從表中取模數(shù)=8，蝸桿的分度圓直徑為d1=64mm, 這時(shí) =64/209=0.306，從圖可查得接觸系數(shù)=2.65，因?yàn)椤? 因此上計(jì)算結(jié)果可用。 ３． 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1） 蝸桿 軸向齒距=πm=25.133mm直徑系數(shù)10，齒頂圓直徑da1=92mm，=44.8mm 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿的 軸向齒厚= 2） 蝸輪 齒數(shù)=31 變位系數(shù)，驗(yàn)算傳動(dòng)比, 這時(shí)與查表所得的傳動(dòng)比31相比誤差為 符合要求，

17、 分度圓直徑 d2=mz=321 齒頂圓直徑 =248+28=305mm 齒根圓直徑 =290mm 4．校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)=-0.6567，從圖中可查得齒形系數(shù)=3.28，螺旋角系數(shù)=0.9586 則許用應(yīng)力 從表查得=56，壽命系數(shù) 彎曲強(qiáng)度是滿足的。 5． 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級(jí)精度，側(cè)隙類為f，標(biāo)注為8f GB/T 10089-1988 . 第四節(jié) 軸的

18、設(shè)計(jì)和校核 第一根輸出軸的設(shè)計(jì) 1． 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。 由前面可知P=3.83KW，n=960r/min, T=31.07Nm。 2． 求作用在軸上的力： 已知低速級(jí)斜齒輪的分度圓直徑為=64mm, F==970N, F=1349N，F(xiàn)a=4496N 3.初步確定軸的最小直徑： 先按式15-2初步計(jì)算軸的最小直徑，低速軸Ⅲ材料為鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，根據(jù)15-3初步計(jì)算軸徑，取=104得： ,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。為了使所選中的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩， 查14-1

19、，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，考慮到鍵槽對(duì)軸的削弱作用 d應(yīng)該取大5%~7%，現(xiàn)在取用。查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014或手冊(cè)，選用H17型彈性拄銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31070。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂長(zhǎng) 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： 1）擬定軸上零件的裝配方案；本設(shè)計(jì)的裝配方案已經(jīng)在上面分析過(guò)了，現(xiàn)在選用上面圖的方案。 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。 （1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d,左端用軸端擋圈擋住定位，按軸端直徑取擋圈直徑50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度為了保證軸端擋圈只壓在

20、半聯(lián)軸器上而不壓雜軸端面上，故段的長(zhǎng)度略短一點(diǎn)，先取。 （2） 初選軸承為深溝球軸承。因軸承同時(shí)受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)d，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組，，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承7218E，其中尺寸為基本尺寸為d故取d而L。 （3） 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為126mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于輪轂的寬度，故取齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h>0.07d,取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取。 （4） 軸承蓋的總寬度取為20mm, ,根據(jù)軸承端蓋的裝

21、拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的距離為故取。 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離為考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取已知滾動(dòng)軸承寬度，大錐齒輪輪轂的長(zhǎng)度為則 至此，已經(jīng)初步的確定了軸的各段的直徑和長(zhǎng)度。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪，半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為63mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn)GB/T 1096-1979）,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸

22、的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)度配合來(lái)保證的，此處的選軸的直徑尺寸公差為m6. 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1mm，1mm，1mm，1mm，1mm. 5． 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值，對(duì)于7218E型號(hào)的圓錐滾子軸承，由手冊(cè)查得a=28mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2+L3=90+206.5=296.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如下圖）。 從軸的

23、結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)點(diǎn)?，F(xiàn)計(jì)算出截面C處的 ，以及的值列于下表中： 載荷 水平面 垂直面 支反力 F F 彎矩 M= 總彎矩 扭矩 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)可，并取a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力為： 前已經(jīng)確定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故此軸的設(shè)計(jì)是安全的，符合設(shè)計(jì)的要求。 第二根軸的設(shè)計(jì) 1. 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.68KW，n=46r/mi

24、n, 2. 求作用在軸上的力： 已知小齒輪的分度圓直徑為d=100mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=400mm, F==, F==, F= F F=F, 3. 初步確定軸的最小直徑： 軸Ⅱ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取 d。 顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。 ４． 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： 1）擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸處右邊設(shè)一軸肩，取左右兩端用軸承端蓋封閉。 （2）初選軸承為滾子軸承，根據(jù)d可得

25、 (3)由于右邊的輪觳寬度為76mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L （4）根據(jù)箱體的總長(zhǎng)度可求得，d4-5=40 mm （5）， （6）， (7)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.至此軸Ⅱ的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊(cè)查得平鍵截面，b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為70mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選

26、擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，按d有手冊(cè)查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為50mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.5mm，2.0mm，2.0mm，1.5mm. 5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。軸承由手冊(cè)查得寬度為15mm，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為77+116+62=255mm,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的，M，M值列于下

27、表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F F 彎矩 M M M 總彎矩 扭矩 T 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 第三根軸的設(shè)計(jì) 1．確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.58KW，n=11.68r/min, T=2861.7NM。 2．求作用在軸上的力：已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為d=248mm,F==N, F= F 3．初步確定軸的最小直徑：

28、低速軸Ⅲ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，初步計(jì)算軸徑，取 d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K T 采用彈性塊聯(lián)軸器TL 11型，半聯(lián)軸器的孔徑d長(zhǎng)度172mm，聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為L(zhǎng)，取d=95mm。 4．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： 1）擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑105mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長(zhǎng)度比L稍短些，現(xiàn)取L （2）初選軸承為滾動(dòng)球軸承，根據(jù)d

29、在軸承中選取0基本游隙組，，基本尺寸為d故取d而L其右端采用軸肩進(jìn)行定位，取h=7mm,故d (3)由于輪觳寬度為100mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以d (4)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁S為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm. (5)齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為, 蝸輪與圓住齒輪之間的距離C=20mm。則可算得L至此軸的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。 3）軸上零

30、件的周向定位： 齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊(cè)查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為40mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為20mmmm,長(zhǎng)度90mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6. 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm. 5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定支點(diǎn)位置時(shí)承，應(yīng)從

31、手冊(cè)中查無(wú)a值。對(duì)于32017型深溝球軸承由手冊(cè)查得a=31mm,因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為118+174=292mm,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的，M，M值列于下表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F,F 彎矩 Mh 總彎矩 M1= M2= 扭矩 T 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 7）精確校核

32、軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面：截面A， B只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B，無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重：從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅳ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸的直徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且軸徑也最大，故截面C也不必強(qiáng)度校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核，因?yàn)槭擎I槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因此只需校核Ⅳ截面左右兩側(cè)即可。

33、 （2）截面Ⅳ左端： 抗彎截面系數(shù)：W=0.1 抗扭截面系數(shù)：W 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M：M= 截面上的扭矩T：T=2861700N 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640MPa,,.截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及可查表得出，由于，經(jīng)插值 后可查得=2.0，=1.31。則可查得材料敏性系數(shù)為q,故有效集中系數(shù)按下公式可得kq0.83(2.0-1)=1.83, kq0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系數(shù)又可查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即則可公式可得綜合系數(shù)值為 K，由此得到碳

34、鋼的特性系數(shù)：，取， 于是，計(jì)算安全系數(shù)S值，可按以下公式獲得：S S S 故可知其安全。 （3）截面Ⅳ的右側(cè)： 抗彎截面系數(shù)：W=0.1 抗扭截面系數(shù)：W 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩：M= 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭矩：T=2113500N 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：。過(guò)盈配合處的值，用插入法取出： 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為,則可公式可得綜合系數(shù)值為, K 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為：S S S 故可知其安全 第五節(jié) 軸承的校核 高速級(jí)

35、軸的軸承的校核 初步選滾動(dòng)軸承：因軸承受有徑向力和軸向力作用，選用圓錐滾子軸承d=25mm.選取0組游隙，標(biāo)準(zhǔn)的圓錐滾子軸承7205，基本尺寸 d*D*T=25*52*16.25mm. 1、軸承的受力分析 垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力 齒輪減速器高速級(jí)傳遞的轉(zhuǎn)矩：T 軸承的垂直面的支座反力分別為：F2139N；F363N； 所處軸承的水平面的支座反力分別為F=845N；F=845N； 根據(jù)受力分析及實(shí)際情況，選擇角接觸球軸承7408AC 2、軸承受徑向力分析 軸承輕微沖擊或

36、無(wú)沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)： 軸承A受的徑向力F= 軸承B受的徑向力：F= ； 3、軸承壽命計(jì)算與校核 因：，則按軸承A來(lái)計(jì)算軸承壽命。 L2.610H 實(shí)際工作需要的時(shí)間為L(zhǎng)=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。 （二）中間級(jí)軸承的設(shè)計(jì)與校核 1、 中間級(jí)受力分析 作用在中間級(jí)大齒輪（從動(dòng)輪）上的力為： 作用在中間級(jí)小齒輪（主動(dòng)輪）上的力為： F==N, F= F 作用在中間級(jí)大齒輪（從動(dòng)輪）上的力為： F=F, F==N, 其所受力的方向與高速級(jí)小齒輪的方向相反，大小相同。 2、計(jì)算軸上的支反力 垂直面的支座

37、反力分別為： F F 水平面的支座反力分別為：F,F 3、軸承的選擇與計(jì)算 根據(jù)受力分析及實(shí)際情況，選擇角接觸球軸承7408AC。 軸承A受的徑向力：F= 軸承B受的徑向力：F= 4、軸承壽命計(jì)算與校核 因：，則按軸承A來(lái)計(jì)算軸承壽命。 Lh 實(shí)際需要的工作時(shí)間是L=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。 （三）低速級(jí)軸承的設(shè)計(jì)與計(jì)算 1、 低速級(jí)軸和軸承所受的力 3． 圓周力：F==N, 徑向力F= F 作用在低速級(jí)齒輪上的力為： 軸承的垂直面的支座反力分別為：F,F 軸承的水平面的支座反力分別

38、為：F,F； 2、 初選軸承型號(hào) 根據(jù)受力分析及實(shí)際情況，初選深溝球軸承6013 3、 計(jì)算軸承受的徑向力 軸承A：F=； 軸承B：F=N； 5軸承壽命計(jì)算與校核 因：Pa>Pb則按軸承A計(jì)算軸承壽命。 Lh 實(shí)際工作需要的時(shí)間L=24*300*3=21600h軸承滿足壽命要求。 第六章 鍵的選擇與校核 設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型 1、根據(jù)軸的直徑選擇

39、鍵 根據(jù)條件選取的鍵型號(hào)規(guī)格如下（參考表2）： 鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=50mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=50mm 鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=70mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=90mm 2、校核鍵的承載能力 因?yàn)椋烘I1受到的轉(zhuǎn)距T1=20.89N·m 鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=255.3N·m 鍵3受到的轉(zhuǎn)距T

40、2=622.4N·m 鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=2113.5N·m 鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=2113.5N·m 鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110 Mp 鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑） 所以： 校核第一個(gè)鍵：≤[] 校核第二個(gè)鍵：≤[] 校核第三個(gè)鍵：≤[] 校核第四個(gè)鍵：≤[] 校核第五個(gè)鍵：≤[] 第七節(jié)  箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算 名 稱 符號(hào) 減速器型式及尺寸關(guān)系mm 蝸桿減速器 機(jī)座壁厚 δ 0.025a+3=10.

41、225>8, 取δ=11.08 機(jī)蓋壁厚 δ1 蝸桿在下：δ1=0.02n+3=8.78>8z 取=9.418 機(jī)座凸緣厚 b b= 機(jī)蓋凸緣厚 b1 b1 = 機(jī)座底凸緣厚 b2 b2= 地腳螺釘直徑 df df =.036a+12=19.272 地腳螺釘數(shù)目 n 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75 df=0.075×19.272=14.454 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df=9.636 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 150~200,取180 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4~0.5)d

42、f=8~10取8M 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=6~8取6M 定位銷直徑 d 0.75×12=9取10M df d1 d2至外機(jī)壁距離 c1 查表得C1min=22mm df d2至凸緣邊緣距離 c2 查表得C2min=20mm 軸承旁凸臺(tái)半徑 R1 R1=C2min=20mm 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)底速級(jí)軸承座確定， 外機(jī)壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+(8~12)=22+20+8=48~52 取52 大齒輪頂圓（蝸輪外圓） 與內(nèi)機(jī)壁距離 Δ1 >1.2δ=13.2, 取14

43、 蝸輪齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距 離 Δ2 >δ, 取12 機(jī)蓋 機(jī)座肋厚 m1 m m1≈0.85δ1 取8 m≈=8 軸承端蓋外徑 D2 軸承孔直徑+（5~5.5）嵌入式端蓋d2=1.2D+10 軸承端蓋凸緣厚度 t (1~1.2) d3=9.636 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s≈D2 螺栓直徑 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min 13 16 18 22 26 34 40 c2min 11 14 16 20 24 28 34 沉頭直徑 20 24 24

44、 32 40 48 60   第八節(jié) 軸承的潤(rùn)滑及密封 根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤(rùn)滑脂和潤(rùn)滑油潤(rùn)滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤(rùn)滑可以靠機(jī)體的飛濺直接潤(rùn)滑軸承?；蛞龑?dǎo)飛濺在機(jī)體內(nèi)壁上的油經(jīng)機(jī)體泊分面上的油狗流到軸承進(jìn)行潤(rùn)滑，這時(shí)必須在端蓋上開(kāi)槽。如果用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑軸承時(shí)，應(yīng)在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇А２⑶以谳斎胼S和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。 第九節(jié) 設(shè)計(jì)結(jié)果 1

45、. 最終實(shí)際傳動(dòng)比 i 高速級(jí)齒輪 低速級(jí)齒輪 21 4   2. 各軸轉(zhuǎn)速n (r/min) (r/min) (r/min) 960 46 11.67   3. 各軸輸入功率 P （kW） （kW） （kW） 3.83 3.68/ 3.58   4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (N·m) (N·m) (N·m) 31.07 764 2861.7   6．高、低速級(jí)齒輪參數(shù)（單位 mm）   名稱 高速級(jí) 低速級(jí) 中心距a(mm) 207 26

46、8 摸數(shù) (mm) 8 4 齒 數(shù) 2 31 44 104 分度圓 直徑 （mm） 64 100 (mm) 248 400 齒 寬 （mm）       76 100 （mm） 76      105 齒輪等級(jí)精度        7 7 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 45鋼，調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬度40~50HRC

47、60; 7. 鍵的尺寸參數(shù) 鍵 B (單位 mm) H (單位 mm) L (單位 mm) 1 12 8 50 2 16 10 50 3 16 10 70 4 20 12 70 5 20 12 90 小結(jié) 本次設(shè)計(jì)是慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過(guò)程中出現(xiàn)了許多的問(wèn)題，但是在老師的指導(dǎo)下都得以解決。由于本人水平有限在設(shè)計(jì)中難免出現(xiàn)許多的錯(cuò)誤，希望得到老師的指點(diǎn)及更正，使我能了解自己的不足并能夠加以改正，從而在實(shí)踐中獲得經(jīng)驗(yàn)。穩(wěn)固自己的理論知識(shí)，并進(jìn)一步的強(qiáng)化所學(xué)內(nèi)容。最后非常感謝在設(shè)計(jì)過(guò)程中給我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W(xué)。