目錄一、設計任務書 ……………………………………………………(3)二、動力機的選擇 …………………………………………………(4)三、計算傳動裝置的運動和動力參數…………………………… (5)四、傳動件設計計算（齒輪） ………………………………………(6)五、軸的設計 ………. ………. ………. ……… ……………(12)六、滾動軸承的計算 ……………………………………………(20)七、連結的選擇和計算 ……………………………….……….……(21)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 …………………(22)九、箱體及其附件的結構設計 …………………………….….…(22)十、設計總結……………………………………………………….(23)十一、參考資料. …………………….…………………………….…(23)2一設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計1 帶式運輸機的工作原理（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2 工作情況：已知條件1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度 35℃；2) 使用折舊期；8 年；3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V；5) 運輸帶速度容許誤差：±5%；6) 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。3 原始數據 題號參數1運輸帶工作拉力 F/KN 1500運輸帶工作速度 v/(m/s) 1.1卷筒直徑 D/mm 220注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在 F 中考慮。二 動力機選擇因為動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V；所以選用常用的封閉式系列的 ——交流電動機。1．電動機容量的選擇1） 工作機所需功率 Pw 由題中條件 查詢工作情況系數 KA（見[1]表 8-6） ，查得 K A=1.3設計方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6… n本設計中的——聯(lián)軸器的傳動效率（2 個） ， ——軸承的傳動效率 聯(lián)?軸?（4 對） ， ——齒輪的傳動效率（2 對） ，本次設計中有 8 級齒傳動效率 其中 =0.99（兩對聯(lián)軸器的效率取相等） 聯(lián)=0.99（123 為減速器的 3 對軸承） =0.98（4 為123承軸?承軸?卷筒的一對軸承） =0.95（兩對齒輪的效率取相等）齒?= =0.8總 4213軸 承’聯(lián)齒軸 承聯(lián) ηηηηη 98.0*95.0*.9023412） 電動機的輸出功率Pw=kA* =2.1889KW410軸 承?FVPd＝Pw/ ， =0.84110總 總Pd＝2.1889/1.84110=2.60228KW2．電動機轉速的選擇由 v=1.1m/s 求卷筒轉速 nwV = =1.1 →nw=95.496r/min10*6wdn?nd＝（i1’·i2’…in’ ）nw有該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比 i1,i2，其他 傳動比都等于 1。由[1]表 13-2 知圓柱齒輪傳動比范圍為 3—5。所以 nd =(i1*i2) nw=[32，52]* nw 所以 nd 的范圍是（859.88，2388.75）r/min，初選為同步轉速為 1430r/min 的電動機3．電動機型號的確定由表 12-1[2]查出電動機型號為 Y100L2-4,其額定功率為 3kW，滿載轉速 1430r/min?；痉项}目所需的要求。=0.8411總?Pw=2.1889k KWPd＝2.60228 KWnw=95.496 r/min電機 Y100L2-44電動機型號額定功率/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L2-4,3.0 1430 2.2 2.3 38三 計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1． 計算總傳動比由電動機的滿載轉速 nm 和工作機主動軸轉速 nw 可確定傳動裝置應有的總傳動比為： ＝n m/nw nw＝95.496 nm=1430r/min 總ii＝14.9742． 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以 i1＝（1.3-1.5）i 2。因為 i＝14.974，取 i＝15，估測選取 i1=4.8 i2=3.2速度偏差為 0.5%，所以可行。3 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 轉速的計算 電動機轉軸速度 n0=1430r/min 高速 I n1= =1430r/min 中間軸 II n2= =297.92r/min 0im1i低速軸 III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各軸功率2i電動機額定功率 P0=Pd* =3Kw (n01=1) 01?高速 I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw 軸 承聯(lián) n(n12 = =0.99*0.99=0.98) 軸 承聯(lián) n中間軸 II P2=P1 =P1*n 齒* n 軸承 =2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw 3?(n23= =0.95*0.99=0.94) 軸 承齒 n低速軸 III P3=P2*n34=P2* =2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw 軸 承齒 n(n34= =0.95*0.99=0.94) 軸 承齒 n卷筒 P4=P3*n45=P3* =2.600*0.98*0.99=2.523 Kw軸 承聯(lián) n（n 45= =0.9軸 承聯(lián)8*0.99=0.96）傳動比 15i1=4.8 i2=3.2各軸速度n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各軸功率P0 =3KwP1= 2.9403P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw5各軸轉矩 電動機轉軸 T0=2.2 N m?高速 I T1= = =19.634 N 1*95nP439.2?中間軸 II T2= = =88.615 N 1200.765*低速軸 III T3= = =264.118 N 395nP1.948m?卷筒 T4= = =256.239 N*0.02其中 Td= (n*m)dnP95項 目 電動機 軸 高速軸 I 中間軸 II 低速軸 III 卷筒轉速（r/min） 1430 1430 297.92 93.1 93.1功率（kW） 3 2.79329 2.628 2.4204 2.4204轉矩（N·m） 2.2 19.654 88.6177 264.1175 256.2395傳動比 1 1 4.8 3.2 1效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96四 傳動件設計計算（齒輪）A 高速齒輪的計算輸入功率 小齒輪轉速齒數比小齒輪轉矩 載荷系數2.9403KW 1430r/min 4.8 19.643N·m 1.31． 選精度等級、材料及齒數1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2） 精度等級選用 7 級精度；3） 試選小齒輪齒數 z1＝20，大齒輪齒數 z2＝96 的；2． 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。按式（10—21）試算，即 dt≥2.32* ??3 21·???????HEdtZuTKσφ各軸轉矩T1=19.634 N m?T2=88.615 NT3=264.118 N ?T4=256.239 N m7 級精度；z1＝20 z2＝9663． 確定公式內的各計算數值1）（1） 試選 Kt＝1.3（2） 由[1]表 10－7 選取尺寬系數 φd＝1（3） 由[1]表 10－6 查得材料的彈性影響系數 ZE＝189.8Mpa（4） 由[1]圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式 10－13 計算應力循環(huán)次數N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8此式中 j 為每轉一圈同一齒面的嚙合次數。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由[1]圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數 S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t≥ ??321·*. ???????HEdtZuTKσφ= =37.0433 235.819.4·065.92. ???????（2） 計算圓周速度v= = =2.77391062?ndtπ 03.7π（3） 計算齒寬 b 及模數 mb=φdd1t=1×37.043mm=37.043mmm= = =1.8521zdt2043.7h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 計算載荷系數K 由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據v=2.7739m/s,7級精度，由[1]圖10—8查得動載系數KV=1.14；由[1]表10—4查得 7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHB的計算公式和直齒輪的相同，7Kt＝1.3φd＝1N1＝4×10e9N2＝8.35×10e8KHN1＝0.90KHN2＝0.95S＝1[σH]1＝540MPa[σH]2＝522.5MPad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89KA=1固： KHB=1.12+0.18(1+0.6×φ d )φ d2+0.23×10 b 23?=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，K HB=1.41652查[1]表 10—13查得 KFB =1.33由[1]表 10—3 查得KHα=KHα=1.1。故載荷系數K=KAKVKHαK Hβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由[1]式（10—810a）得d1= = mm=41.10968mm31/ttKd3.1/76.04.?（6） 計算模數 m m = mm=2.0551zd?298。4． 按齒根彎曲強度設計由[1]式(10 —5)m≥ ??321·cosFSadYzKσφ β?1） 確定計算參數由[1]圖 10-20c 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度 σF2=380MPa由[1]10-18 查得彎曲壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數 S=1.4 見[1]表 10-12 得[σF1]= （KFN1*σF1 ）/S= =303.57Mpa4.150*8[σF2]= （KFN2*σF2 ）/S= =238.86Mpa3（1） 計算載荷系數K=KAKVKFαK Fβ=1×1.12× 1.2×1.33=1.7875（2） 查取應力校正系數由表 10－5 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 計算大、小齒輪的并 加以比較??FSaYσ= =0.014297??1FSaYσ 29.35674?= =0.0163412FSaσ 8大齒輪的數值大。KHB=1.41652KFB =1.33KHα=KHα=1.1K=1.7763d1=41.10968mmm=2.055σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.85 KFN2=0.88S=1.4[σF1]= 303.57Mpa[σF2] =238.86MpaK=1.7875Ysa1=1.55Ysa2=1.79=0.014297??1FSaYσ=0.0163412FSaσ2） 設計計算m≥ 3201634.·01*6543.978.*.?e=1.4212對結果進行處理取 m=29Z1=d1/m=41.1097/2≈21 大齒輪齒數，Z2=u* Z1=4.8*21=1005． 幾何尺寸計算1） 計算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121， a 圓整后取 121mm2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =42mm，d2 =200mmmz1?z2?3） 計算齒輪寬度b=φdd1， b=42mmB1=47mm，B2=42mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm4） 驗算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 Nm/s 1058.2419.3*???AbFtk結果合適5） 由此設計有模數 分度圓直徑 齒寬 齒數小齒輪 2 42 47 21大齒輪 2 200 42 1006） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。B 低速齒的輪計算輸入功率 小齒輪轉速 齒數比 小齒輪轉矩 載荷系數2.7654KW 297.92r/min 3.2 88.6177N·m 1.31．選精度等級、材料及齒數1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用 7 級精度；3）試選小齒輪齒數 z1＝24，大齒輪齒數 z2＝77 的；2．按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（10—21）試算，即 m=2Z1=21Z2=100d1=42d2=200a==121B1=47mmB2=42mm Ft=1048.18 N95.27?AbFtk7 級z1＝24z2＝77dt≥2.32* ??321·???????HEdtZuTKσφ103. 確定公式內的各計算數值（1） 試選 Kt＝1.3（2） 由[1]表 10－7 選取尺寬系數 φd＝1（3） 由[1]表 10－6 查得材料的彈性影響系數 ZE＝189.8Mpa（4） 由[1]圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式 10－13 計算應力循環(huán)次數N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8N2＝N1/3.2＝2.61 ×10e8此式中 j 為每轉一圈同一齒面的嚙合次數。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由[1]圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1％，安全系數 S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa4. 計算（8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t≥ ??321·*2. ???????HEdtZuTKσφ= =62.93493 235.819.·067.8.?1) 計算圓周速度v= = =0.9810 m/s1062?ndtπ 1062.7*34.?π2) 計算齒寬 b 及模數 mb=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm= = =3.14671zdt20934.h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.893) 計算載荷系數 K 由[1]表 10—2 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1根據 v=0.4230 m/s,7 級精度，由[1]圖 10—8 查得動載系數 KV=1.14；Kt＝1.3φd＝1ZE＝ 189.8Mpa=limH?600MPaσHlim2＝550MPa；N1＝8.351×10e8N2＝2.61×10e8KHN1＝0.90KHN2＝0.95[σH]1＝540MPa MPaH5.2??d1t=62.9349v=0.9810 m/sb=62.9349mmm= =3.14671zdtKA=1KV=1.14由[1]表 10—114 查得 7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的 KHB 計算公式和直齒輪的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd )φd +0.23×10 b 23?=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由 b/h=8.92，K HB=1.414查[1]表 10—13 查得 KFB =1.33由[1]表 10—3 查得 KHα=KHα=1.1。故載荷系數K=KAKVKHαK Hβ=1×1.14×1.1×1.414=1.77314) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得d1= = mm=69.78mm31/ttd3.1/7.94.62?5) 計算模數 m m = mm≈3.48901zd?086) 按齒根彎曲強度設計。由[1]式(10 —5)m≥ ??321·FSadYzKTσφ5 確定計算參數由[1]圖 10-20c 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度 σF2=380MPa由[1]10-18 查得彎曲壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數 S=1.4 見[1]表 10-12 得[σF1]= （KFN1*σF1 ）/S= =303.57Mpa4.150*8[σF2]= （KFN2*σF2 ）/S= =238.86Mpa31）計算載荷系數K=KAKVKFαK Fβ=1×1.12× 1.2×1.33=1.78752） 查取應力校正系數有[1]表 10-5 查得 YFa1=2.8; YFa2=2.18由[1]表 10－5 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.793）計算大、小齒輪的 并加以比較??FSaYσ= =0.014297??1FSaYσ 57.3082?= =0.0163412FSaσ 6.9KHB=1.414K=1.7731d1=69.78mmm=3.4890= 303.57Mpa1F?=238.86Mpa2K=1.7875??1FSaYσ=0.014297??2FSaYσ=0.016341所以 大齒輪的12數值大。6 設計計算m= = =3.4485??321·FSadYzKTσφ3201634.·01*67.85.?e對結果進行處理取 m=3.5 ， （見機械原理表 5-4，根據優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數 Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20大齒輪齒數 Z2=u* Z1=3.2*20=647 幾何尺寸計算1） 計算中心距d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圓整后取 147mm ，d1=70.00mm1mZ?2） 計算齒輪寬度3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑b=φdd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm7） 驗算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 NN/mm。結果合適107.367094.251*???AbFtk8） 由此設計有模數 分度圓直徑 壓力角 齒寬小齒輪 3.5 70 20° 75大齒輪 3.5 224 20° 70五 軸的設計（在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度）A 低速軸 3 的設計1 總結以上的數據。功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑壓力角2.6 Kw 264.118N·m 93.1r/min 224mm 20°2 求作用在齒輪上的力 NdTFt 17.235840*1.263??Fr=Ft*tan =2358.17*tan20°=858.30N?3 初步確定軸的直徑m=3.5Z1=20Z2=64a=147mmd1=70.00mmd2=224mmB1=75mmB2=70mm=36.17N/mmbFtkA13先按式[1]15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。根據表[1]15-3 選取 A0=112。于是有 mnPd02.341.96*2330min ??此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d1-2 為了使所選的軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。4 聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]14-1,取 Ka=1.5 則；Tca=Ka*T 3=1.5*264.118=396.177N·m按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表[2]8-2） ，選用 GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。見下表5. 軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2 軸段右端要求制出一軸肩；固取 2-3 段的直徑 d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm ,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，固取 1-2斷的長度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉 大量生產價格最低，固選用深溝球軸承又根據 d2-3=42mm 選 61909 號右端采用軸肩定位 查[2] 又根據 d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45軸肩與軸環(huán)的高度（圖中 a）建議取為軸直徑的 0.07~0.1 倍所以在 d7-8=45mm l6-7=12c 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=50mm 齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 70，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取 l4-5=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的 0.07~0.1 倍）這里2358.17NGY5 凸緣聯(lián)軸器61909 號軸承14去軸肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.軸的寬度去 b=1.4h,取軸的寬度為 L5-6=6mm.d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為 25mm。固取 L2-3=40mm e 取齒輪與箱體的內壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=7mm小齒輪的輪轂長 L=50mm則 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步確定軸得長度3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=50mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm)見[2]表 4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考[1]表 15-2，取軸端倒角為 1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出 a 值參照[1]圖 15-23。對與 61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計算齒輪 Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 NFr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N通過計算有 FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N·M N·M2??VHM總 1.0278.461.932??載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N彎矩 MH= 93.61 N m?MV=40.788 N m?總彎矩 M 總=102.11 N扭矩 T3=264.117 N6） 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C 的強度） 根據[1]式 15-5 及表[1]15-4 中的取值，且 ≈ 0.6（式中?的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取≈0.3 ；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈0.6 ）?1）計算軸的應力 FNH1=758N FNH2=1600.215MH= 93.61 N m?=總M102.11 N（軸上載荷示意圖） MpamWTMca 08.15501.)7.264()(322232 ????????前已選定軸的材料為 45 號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此 σca ，大量生產價格最低固選用深溝球軸承 在本次設計中盡可能統(tǒng)一型號,所以選擇 6005 號軸承64.2??S3.1?=13.606caS=886.15NtFFr=322.53N=23.53mmmind6005 號軸承5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知 ，軸的總長度為L=7+79+6+67+30=189mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm所以左端 L1-192=12mm 直徑為 D1-2=25mm左端軸承采用軸肩定位由[2]查得 6005 號軸承的軸肩高度為 2.5mm所以 D2-3=30mm ,同理右端軸承的直徑為 D1-2=25mm，定位軸肩為 2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內壁為 a=12mm，因為大齒輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm8mm 為軸承里減速器內壁的厚度又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多 5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內壁的距離為 12mm 由于第三軸的設計時距離也為 12mm 所以在該去取距離為 11mm取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C 軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=30mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見[2] 表 4-1,L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。D 確定軸的的倒角和圓角參考[1]表 15-2，取軸端倒角為 1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖C 第一軸 1 的設計1 總結以上的數據。功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角2.94Kw 19.634N·m 1430r/min 42mm 20°L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2 求作用在齒輪上的力 NdTFt 95.344210*6.912??20Fr=Ft*tan =2358.17*tan20°=340.29N?3 初步確定軸的直徑先按式[1]15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。根據表[1]15-3 選取 A0=112。于是有 mnPd24.139.*1230min ??4 聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]14-1,取 Ka=1.5 則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表[2]8-2） ，選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d1-2=16mm4 聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]14-1,取 Ka=1.5 則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表[2]8-2） ，選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 見下表5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2 軸段右端要求制出一軸肩；固取 2-3 段的直徑 d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=42mm ,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，固取 1-2斷的長度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉 ，大量生產價格最低固選用深溝球軸承 ,又根據 d2-3=18mm,所以選 6004 號軸承。右端采用軸肩定位 查[2] 又根據 d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mmc 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=25mm d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為 25mm。固取 L2-3=40mm ，c =15mm，考慮到箱體的制=934.95NtFFr =340.29Nmind24.1?GY2 凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=29.451N·md1=16mm造誤差，在確定21軸承的位置時，應與箱體的內壁有一段距離 s,取 s=8mm已知滾動軸承的寬度 T=12mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm，則L3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為 189，含齒輪寬度所以各軸段都已經確定，各軸的倒角、圓角查表[1 ] 表 15-2取 1.0mm六．滾動軸承的計算根據要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動軸承進行校核 ，在前面進行軸的計算時所選軸 3 上的兩滾動軸承型號均為 61809，其基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 ?，F(xiàn)對它們NCr4650?NCr43200?進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知軸承 2 所受的載荷遠大于軸承 2，所以只需對軸承 2 進行校核，如果軸承 2 滿足要求，軸承 1 必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 NFr 5.1743.69.022???所受的軸向力 Na它們的比值為 0r根據[1]表 13-5，深溝球軸承的最小 e 值為 0.19，故此時 。eFra?2）計算當量動載荷 P，根據[1]式（13-8a ） )(arPYXf??按照[1]表 13-5，X=1 ，Y=0,按照[1]表 13-6， ，2.1~0取 。則1.?Pf N19205.74???）（3）驗算軸承的壽命NCr4650?r3200?raFNP1920?22按要求軸承的最短壽命為 hLh467208352' ???（工作時間）,根據[1]式（13-5 ）hh hPCnLrh46720530 1920893.1r/min1 366?? ）（）（Ⅲ ?（ 對于球軸承取 3） 所以所選的軸承 61909 滿足要求。?七．連接的選擇和計算按要求對低速軸 3 上的兩個鍵進行選擇及校核。1）對連接齒輪 4 與軸 3 的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般 8 以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A 型） 。根據 d=52mm 從[1] 表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=16mm，高度 h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由[1]表 6-2 查得許用擠壓應力，取平均值， 。鍵的工作長MPap120~][??MPap10][??度 l=L-b=63mm-16mm=47mm。 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm。根據[1]式（6-1 ）可得所以aakldTpp 10][6.43524710.610233 ??????所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵 16×10×63 GB/T 1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸 3 的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用 A 型普通平鍵連接。根據 d=35mm 從[1] 表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm，高度 h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由[1]表 6-2 查得許用擠壓應力，取其平均值， 。鍵的工作MPap120~][??MPap10][??長度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。 ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根據[1]式（6-1 ）可得 aakldTpp 10][4.6356041.33 ???所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵10×8×70 GB/T 1069-1979。圓頭普通平鍵（A 型）=43.6Mpap?鍵 16×10×63=63.4Mpap?23八．潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查[2]表 7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T 433-1989） ，代號為 L-AN32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查[2]表 7-2，選用鈣基潤滑脂（GB/T 491-1987） ，代號為 L-XAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。九．箱體及其附件的結構設計1）減速器箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚 。?根據經驗公式： （T 為低速軸轉矩，N·m）81.04???可取 。m5.8為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2.合理設計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2）減速器附件的結構設計（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。5）起吊裝置油L-AN32。油脂L-XAMHA1。。m5.8??24起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設 2 個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。十.設計總結通過設計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點：1）能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了 1∶10.96 的總傳動比。2）選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3）軸具有足夠的強度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其產生彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。4）箱體設計的得體設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。5）加工工藝性能好設計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調整次數，以提高加工的精度和生產率。此外，所設計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點，可以完全滿足設計的要求。（6）由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。十一.參考資料[1]《機械設計》 （第七版）—濮良貴，紀名剛主編北京：高等教育出版社，2006。25[2]《機械設計課程設計手冊》 （第 3 版）—吳宗澤，羅盛國主編北京：高等教育出版社，2006。[3]《簡明機械設計手冊》 ，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002 年 5 月第一版；[4]《減速器選用手冊》 ，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版；[5]《工程機械構造圖冊》 ，機械工業(yè)出版社，劉希平主編[6]《機械制圖（第四版） 》 ，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編， 2001 年 8 月第四版；[7]《互換性與技術測量（第四版） 》 ，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001 年 1 月第四版。