《二級齒輪減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級齒輪減速器設(shè)計（30頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目： 二級齒輪減速器的設(shè)計 專 業(yè)：工 業(yè)工程 班級： 2011-2 班 設(shè)計人： 豆春蕾 指導(dǎo)老師： 石永奎 山東科技大學(xué) 2015年 01月 10 日 課程設(shè)計任務(wù)書

2、 學(xué)院：礦業(yè)與安全工程專業(yè)：工業(yè)工程 班級： 2011-2 姓名：豆春蕾 一、課程設(shè)計題目： 二、課程設(shè)計主要參考資料： （1）、 精密機(jī)械設(shè)計 （2）、 基礎(chǔ)工業(yè)工程 三、課程設(shè)計主要要解決的問題： （1）、 帶式運(yùn)輸機(jī)變速器經(jīng)常燒毀的問題 （2）、 帶式運(yùn)輸機(jī)經(jīng)常跑偏的問題 四、課程設(shè)計相關(guān)附件： （1）、 （2）、 五、任務(wù)發(fā)出日期： 1 月 5 日 完成日期： 1 月 23 日

3、 指導(dǎo)老師簽字： 系主任簽字： 指導(dǎo)教師對課程設(shè)計的評語 指導(dǎo)教師簽字 ： 年 月 日 目錄

4、 1. 設(shè)計目的 ............................................................. 錯誤！未定義書簽。 2. 傳動方案分析 ...................................................... 錯誤！未定義書簽。 3. 原動件的選擇和傳動比的分配 .......................... 錯誤！未定義書簽。 4. 各軸動力與運(yùn)動參數(shù)的計算 .............................

5、. 錯誤！未定義書簽。 5. 傳動件設(shè)計計算（齒輪） .................................. 錯誤！未定義書簽。 6 軸的設(shè)計 ............................................................ 錯誤！未定義書簽。 7．滾動軸承的計算 ................................................. 錯誤！未定義書簽。 8．連接的選擇和計算 ............................................. 錯誤！未定義書簽。

6、 9．潤滑方式、潤滑油牌及密封裝置的選擇 .......... 錯誤！未定義書簽。 10.設(shè)計小結(jié) ............................................................. 錯誤！未定義書簽。 11.參考文獻(xiàn) ............................................................. 錯誤！未定義書簽。 1. 設(shè)計目的 隨著經(jīng)濟(jì)社會的發(fā)展， 運(yùn)輸機(jī)在經(jīng)營活動中扮演著越來越重要的角色。 其中，帶式運(yùn)輸機(jī)在實際生活中是最常見的一種運(yùn)輸機(jī)，它主要

7、是由運(yùn)輸帶、電動機(jī)、變速器和支架組成。 但是，帶式運(yùn)輸機(jī)在使用過程中往往會出現(xiàn)很多問題，比如運(yùn)輸帶跑偏、電動機(jī)燒毀等。其中，有很多問題是由變速箱引起的?；诖?，我設(shè)計了一個新型的減速箱，以改善帶式運(yùn)輸機(jī)的使用狀況。 設(shè)計一個用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的動力及傳動裝置。運(yùn)輸機(jī)三班制連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。 工作時載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。已知數(shù)據(jù)：傳輸帶的圓周力 F/N:900。二級齒輪減速器原理圖見圖 1.1。 圖 1.1

8、 2.傳動方案分析 傳送帶帶速 v/(m/s): 2.5 滾筒直徑 D/mm: 300 使用期限 / 年： 10 帶速允許公差： 5% 1.電機(jī) 2.聯(lián)軸器 3.齒輪減速器 4.聯(lián)軸器 5.運(yùn)輸帶 合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn) 動效率高，結(jié)構(gòu)簡單， 結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉， 工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種 傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。

9、本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動。帶式運(yùn)輸機(jī)是由電動機(jī)驅(qū)動，電動 機(jī) 1 通過聯(lián)軸器 2 將力傳入減速器 3，再經(jīng)聯(lián)軸器 4 將動力傳輸至轉(zhuǎn)筒 5。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。見圖 1.2。 圖 1.2 3.原動件的選擇和傳動比的分配 1.原動件的選擇 根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)

10、效率 η w=0.96。設(shè)計任務(wù)要求減 速器的輸入功率為 : Pw=Fv/1000ηw=(900×2.5)/(1000×0.96)=2.34kw。 而傳動裝置的效率： η=η12×η23×η 32=0.992×0.993×0.972=0.895 式中： η1-----聯(lián)軸器傳動效率 η 2-----滾動軸承（一對）的效率 η3-----閉合齒輪 傳動效率，常見機(jī)械效率參見表 3.1 表 3.1 傳動類型表 機(jī)械傳動類型 傳動效率 圓柱齒輪傳動 閉式傳動 0.96-0.98 開式傳動 0.94-0.96 圓錐齒輪

11、傳動 閉式傳動 0.94-0.97 開式傳動 0.92-0.95 平型帶傳動 0.95-0.98 V 型帶傳動 0.94-0.97 滾動軸承（一對） 0.98-0.995 聯(lián)軸器 0.99-0.995 電動機(jī)所需功率為 Pd= Pw/n=2.34/0.893=2.62kw 卷筒工作轉(zhuǎn)速： n=60×1000v/ πD=（ 60×1000×2.5）/( π×300)=159.2r/min 而兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比 ia 范圍為 8~40。 所有電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍： nd=n× ia=159.2×（ 8~40） =12

12、73.6~6368r/min。 查精密機(jī)械設(shè)計書 初步確定原動機(jī)的型號為 Y100L2-4，額定功率為 p=3kw，滿載轉(zhuǎn)速為 n0=1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩為 2.2N·mm，最大轉(zhuǎn)矩為 2.3N·mm 。 2.傳動比的分配 由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比： I=no/n3=1420/159.2=8.92。 對于二級展開式圓柱齒輪減速器， 當(dāng)二級齒輪的材質(zhì)相同， 齒寬系數(shù)相等時， 衛(wèi)視齒輪浸油深度大致相近，且低速機(jī)大齒輪直徑略大，高速級傳動比 i1=3.53。 低速級傳動比 i2=i/

13、i1=8.92/3.53=2.52 4.各軸動力與運(yùn)動參數(shù)的計算 1.各軸的轉(zhuǎn)速 nⅠ=n0=1420r/min nⅡ=nⅠ/i1=1420/3.53=402.27r/min nⅢ=nⅡ/i2=402.27/2.52=159.63r/min 2.各軸的的輸入功率 P0=3kw pⅠ= P0×(η 1×η2)=3× (0.99× 0.99) kw =2.94 kw pⅡ= pⅠ× (η3×η 2)=2.94×(0.97×0.99) kw =2.82 kw pⅢ= pⅡ× (η3×η 2×η1 )

14、=2.82× (0.97× 0.99×0.99)=2.68 kw 3.各軸的轉(zhuǎn)矩 T0=9.55×610×p0/n0=9.55 ×610×3/1420=20.176 N· m TⅠ=9.55× 610×pⅠ/n Ⅰ=9.55× 610×2.94/1420=19.72 N· m TⅡ=9.55× 610×pⅡ/n Ⅱ=9.55× 610×2.82/402.27=66.947 N·m TⅢ=9.55× 610×pⅢ/n Ⅲ=9.55× 610×2.68/159.63=160.333 N·m 計算結(jié)果如表 4.1 所示。 表

15、 4.1 軸的參數(shù)表 項目 電動機(jī)軸 高速軸 1 高速軸 2 高速軸 3 轉(zhuǎn)速（ r/min ） 1420 1420 402.27 159.63 功率（ kw ） 3 2.94 2.82 2.68 轉(zhuǎn)矩（ N·m） 2.2 19.72 66.947 163.33 傳動比 1 1 3.53 2.52 5. 傳動件設(shè)計計算（齒輪） 1.高速齒輪的計算 對于高速齒輪，初步設(shè)計輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)如表 5.1 所示。

16、 表 5.1 高速齒輪參數(shù)表 輸入功率（ kw ） 小齒輪轉(zhuǎn)速（ r/min ） 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩（ N· m） 載荷系數(shù) 2.94 1420 3.53 19.72 1.3 2.選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 材料及熱處理；由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），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(shù) z1＝20

17、，大齒輪齒數(shù) z2＝20×3.53=70.6，取 z2=71 的； 3.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)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(shù)據(jù)進(jìn)行計算。 按式（ 5.1）試算，即 （ 5.1） (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值， 1) 試選 Kt＝1.3 2) 選取尺寬系數(shù) υd＝1 3) 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa 4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極 σHlim1＝ 600M

18、Pa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 σHlim2＝550MPa； 5) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60× 1420× 1×（ 3× 8× 365× 10）＝ 7500000000 N2＝ N1/3.53＝2100000000 此式中 j 為轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 6) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ 0.90；KHN2＝0.95 7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，得 [ σH]1＝0.90×600MPa＝ 540MPa [

19、σH]2＝0.98×550MPa＝ 522.5Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d1t ，見式 5.2 與式 5.3 （5.2 ） 1） 計算圓周速度 2） 計算齒寬 b、模數(shù) m、齒高 h 等參數(shù) 4) 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v

20、=2.794m/s,7 級精度，查得動載系數(shù) KV=1.25； 查得 7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHβ =1.417 由 b/h=8.89， KHβ=1.417 查得 KFβ =1.33 直齒輪 KHα=KFα=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1× 1.25×1×1.417=1.7769 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 6）計算模數(shù) m 4.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （ ）

21、(1) 確定計算參數(shù)  （5.3） 1) 由圖 10-20c 查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎 曲疲勞極限強(qiáng)度 σ F2=380MPa 由 10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88。 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù) S=1.4，可得 2)計算載荷系數(shù) 3） 查

22、取應(yīng)力校正系數(shù)可得， Ysa1=1.55；Ysa2=1.77 Yfa1=2.80； Yfa2=2.22。 4） 計算大、小齒輪的 并加以比較 （2）設(shè)計計算 對結(jié)果進(jìn)行處理，取 m=2， 。 大齒輪齒數(shù) , 取 Z2=75 。 5.幾何尺寸計算 1） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計算中心距 3）計算齒輪寬度 b1=47mm b2=42mm

23、備注齒寬一般是小齒輪的齒寬一般比大齒輪的齒寬多 5-10mm，由此可得 設(shè)計參數(shù)如表 5.2 所示。 表 5.2 齒輪參數(shù)表 模數(shù) 分度圓直徑（ mm ） 齒寬（ mm） 齒數(shù) 大齒輪 2 42 47 21 小齒輪 2 150 42 75 二齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于 160mm，故以都選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪。 6. 低速齒輪的計算 對于低速齒輪，初步設(shè)計輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)如表 5.3 所示 表 5.3 低速齒輪參

24、數(shù)表 輸入功率（ kw ） 小齒輪轉(zhuǎn)速（ r/min ） 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩（ N· m） 載荷系數(shù) 2.82 402.27 2.52 66.947 1.3 7.選精度等級、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材 料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），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(shù) z1＝20，大齒輪齒數(shù) z2＝20× 2.52=50.4，取 5

25、1； 8. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)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(shù)據(jù)進(jìn)行計算 按式（ 10—21）試算，即 （5.4） (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選 Kt＝ 1.3 2)由表 10－7 選取尺寬系數(shù) υd＝1 3)由表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa 4)由圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ Hlim1＝600MP

26、a 大 齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 σHlim2＝550MPa； 5)由式 10－13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝60×402.27× 1×（ 3×8×365×10）＝ 2.114× 109 N2＝ N1/2.52＝8.39×108 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 6) 由圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝0.90； KHN2＝0.95 7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，得 [σ H]1＝0.9

27、0× 600MPa＝540Mpa [σ H]2＝0.95× 550MPa＝522.5Mpa (2) 計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 d1t 2）計算圓周速度 3）計算齒寬 b 及模數(shù) m b=1×58.5105mm=58.5105mm mt=2.9255 h=2.25mt=2.25×2.9255mm=6.5824mm b/h=58.5105/6.5824 =8.8889

28、 4)計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v=1.2324 m/s,7 級精度，查得動載系 數(shù) KV=1.14；7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHβ=1.426 。由b/h=8.8889，KHβ=1.426，查得 KFβ =1.33 直齒輪 KHα =KFα=1。故載 荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ =1×1.14×1×1.426=1.62564 。 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 計算模數(shù) m，可得 9. 按

29、齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由精密機(jī)械設(shè)計參考書得： (1)確定計算參數(shù) 查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度 σ F2=380MPa 由 10-18 查得彎曲壽命系數(shù) 力取安全系數(shù) S=1.4 見表  KFN1=0.85 10-12 得  KFN2=0.88 計算彎曲疲勞許用應(yīng) 1 ) 計算載荷系數(shù) K= 1×1.14×

30、 1× 1.33=1.5162 2）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查得 YFa1=2.80; YFa2=2.28 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.73 3) 計算大、小齒輪的 并加以比較 所以，大齒輪的數(shù)值比較大。 (2)設(shè)計計算 對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=2.5 ，（根據(jù)優(yōu)先使用第一序列， 此處選用第一序列） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=63.0316/2.5＝ 25.2126≈26 大齒輪

31、齒數(shù) Z2=i× Z1=2.52×26=65.52≈66 10.幾何尺寸計算 1)計算齒輪寬度 d1=z1m=26×2.5=65mm ， d2=z2m=66×2.5=165mm 2)計算中心距 a=(d1+d2)/2=(65+165)/2=115 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 b=υd×d1 b=65mm B1=70mm； B2=65mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 由此設(shè)計有表 5.4 所示。 表 5.4 齒輪參數(shù)表

32、 模數(shù) 分度圓直徑（mm ） 齒寬（ mm） 齒數(shù) 大齒輪 2.5 65 70 26 小齒輪 2.5 165 65 66 11.結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪因齒輪齒頂圓直徑又小于 150m，故以選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪。大齒輪齒 頂圓直徑大于 150mm，所以選用式結(jié)構(gòu)的齒輪。 所有齒輪設(shè)計如表 5.5 所示 表 5.5 大、小齒輪基本參數(shù)表 模數(shù) 分度圓直徑（ mm） 齒寬（mm） 齒數(shù) 高速小齒輪 2 42 47 21 高速大齒輪 2 150 42 75 低速小齒輪

33、 2.5 65 70 26 低速大齒輪 2.5 165 65 66 6 軸的設(shè)計 在本次設(shè)計中由于要減輕設(shè)計負(fù)擔(dān)，在計算上只校核一根低速軸的強(qiáng)度 1.低速軸 3 的設(shè)計 根據(jù)精密機(jī)械設(shè)計參考書，對低速軸的參數(shù)初步設(shè)計如 6.1 所示 表 6.1 低速軸的基本參數(shù)表 功率（ kw） 轉(zhuǎn)矩（ N·m） 轉(zhuǎn)速（ r/min ） 分度圓直徑（ mm） 壓力角 2.38 163.33 159.63 165 20 2.求作用在

34、齒輪上的力 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。選取 A0=112。于是有 此軸的最小直徑顯然是安裝聯(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(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。 3.聯(lián)軸器的型號的選取 取 Ka=1.5 則； Tca=Ka× T3=1.5× 163.33=244.995N·m 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小 于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條

35、件， 查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5843-2003，選用 GY5 型凸緣式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=30mm .固取 d1-2=30mm。半聯(lián)軸器 長度 L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=82mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖 6.1 所示 圖 6.1 零件的裝配圖

36、 (3) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 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=37mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=40。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(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mm 2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有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

37、根據(jù) d2-3=37mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游細(xì)組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6008，其尺寸為 d× D× B=40mm× 68mm ×15mm,故 d3-4=d7-9=40mm， L7-9=15mm。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。定位軸肩高度 h=4mm，因此取 d6-7=48mm。 3) 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=45mm，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 65，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度， 固取 L4-5=62mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度?。ㄝS直徑的 0.

38、07~0.1 倍）這里取軸肩高度 h=4mm.所以 d5-6=53mm.軸的寬度取 b≥ 1.4h,取軸的寬度為 L5-6=6mm. 4) 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計而定） 。根據(jù)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。取齒輪與箱體的內(nèi)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(yīng) 與箱體的內(nèi)壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=15m 嗎，小齒輪

39、的 輪 轂 長 L=47mm ， 則 L3-4 =T+s+a+(65-62)=38mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm軸承采取脂潤滑，考慮封油盤的長度， L7-8=10mm，d7-8=43mm 至此已初步確定軸得長度。 5） 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=45mm ，由參考文獻(xiàn) 1 表 6-1 查得平鍵的截面 b×h=14×9 (mm)， L=50mm 同理按 d1-2=30mm. 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

40、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。 6） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻(xiàn) 2 表 15-2，取軸端倒角為 1.2×45°。 見圖 6.2 圖 6.2 二級直齒減速器示意 5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的

41、結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊 中查出 a 值參照參考文獻(xiàn) 1 圖 15-23。對于 6008，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(jù)軸的計算簡 圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 Ft=758.1979 Fr =720.573N Fnh1=1327.091N Fnh2=652.667 Mh=652.667× 122×10-3=79.62337N·m Fnv1=483.023N Fnv2=237.55N Mv=483.023× 60×10-3=228.981

42、38N·m 總 對計算結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計，見表 6.1 表 6.1 軸的參數(shù)表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F（N） Fnh1=1327.091 Fnv1=483.023 Fnh2=652.667 Fnv2=237.55 彎矩（ N· m） MH=79.62337 MV=228.98138 總彎矩（ N·m ） M 總=84.734 扭矩（ N· m） T3=163.333 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度

43、進(jìn)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(qiáng) 度）根據(jù)式 5.4 及表 6.1 中的取值，且≈ 0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。 當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈ 0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取 ≈ 0.6） 7.初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。 選擇深溝球軸承 6005 號軸承 8.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案，見圖 6.3

44、 圖 6.3 高速軸的裝配方案圖 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設(shè)計知，軸的 總長度為 L=15+76+6+62+38=197mm，由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm，直徑 d1-2= d5-6=25mm。軸承采用軸肩定位由參考文獻(xiàn) [2] 查得 6005 號軸承的軸肩高度為 2.5mm，所以 d2-3=d4-5=30mm 。兩齒輪

45、的中間采用軸 肩定位軸肩高度?。ㄝS直徑的 0.07~0.1 倍）這里取軸肩高度 h=3mm.所以 d3-4=36mm。根據(jù)低速軸齒輪位置和齒輪寬度， 確定中間軸齒輪位置和軸長。 L1-2=35.5mm； L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm, L5-6=38mm （3） 軸上零件的周向定位齒輪﹑軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=30mm 由參考文獻(xiàn) [1] 表 4-1 查得平鍵的截面 b×h=10× 8(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm 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

46、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。 （4） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻(xiàn)表 15-2，取軸端倒角為 1×45°。 9.高速軸 1 的設(shè)計 根據(jù)精密機(jī)械設(shè)計參考書，高速軸的參數(shù)初步設(shè)計如表 6.2。 表 6.2 高速軸的參數(shù)表 功率（  kw ）  轉(zhuǎn)矩（  N·m）  轉(zhuǎn)速（ r/min  ）

47、  分度圓直徑（  mm ）  壓力角 2.94  19.72 1420  42  20 10.求作用在齒輪上的力 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。根據(jù)參考文獻(xiàn) 1 表 15-3 選 取 A0=112。于是有 , 取 Ka=1.5則；Tca=Ka×T3=1.5× 19.72=29.58N·m 按照計算轉(zhuǎn)矩

48、Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB5843-2003，選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d7-8=16mm 11.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 6.4 所示。 圖 6.4 低速軸裝配方案圖 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 7-8 軸

49、段右端要求制出一軸肩； 固取 6-7 段的直徑 d6-7=22mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=25。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 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 7-8 斷的長度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L7-8=40mm 1） 初步選擇滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d6-7=22mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游細(xì)組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝 球軸承 6005，其尺寸為 d×D×B=25m× 47mm×12mm,故 d5-6=d1-2=25mm 右端滾動軸承

50、采用軸肩進(jìn)行軸向定位。定位軸肩高度 h=2.5mm，因此取 d2-3=30mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度取軸肩高度 h=3mm.所以 d3-4=36mm.軸的寬度取 b≥1.4h,取軸的寬度為 L3-4=5mm. 3) 齒輪分度圓過小，故做成齒輪軸。齒輪的輪轂的寬度為 47，分度圓直 徑為 42mm，所有 L4-5=47mm，d4-5=46mm。軸承端蓋的總寬度為 15mm。 根據(jù)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 27mm。固取 L6-7=42mm 根據(jù)中間軸和箱壁位置可知

51、L1-6=197mm，L1-2=25mm，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm 至此已初步確定軸得長度 （3） 軸上零件得周向定位半聯(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，取軸端倒角為 1.0× 45°。 7．滾動軸承的計算 根據(jù)要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動軸承進(jìn)行校核，在前面進(jìn)行軸的計算時所選軸 3 上的兩滾動軸承型號均為 6008，其基本額定動載荷 NCr17000，基本額定靜載荷 N

52、Cr118000?，F(xiàn)對它們進(jìn)行校核。 由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為 Fnh1=1327.091N Fnv1=483.023N Fnh2=652.667N Fnv2=237.55N 由上可知軸承 1 所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承 2，所以只需對軸承 1 進(jìn)行校核，如果軸承 1 滿足要求，軸承 2 必滿足要求。 1） 求比值 軸承所受徑向力 所受的軸向力 Nfa=0，它們的比值為 0。 根據(jù)參考文獻(xiàn) [2], 深溝球軸承的最小 e 值為 0.22，故此時 2） 計算當(dāng)量動載荷 P，根據(jù)參考文獻(xiàn) [1

53、] 式（ 13-8a），p=fp（Xfr+Yfa）。 按照參考文獻(xiàn) [1] 表 13-5，X=1，Y=0,按照參考文獻(xiàn) [2] 表 13-6，2.1~0.1Pf，取 1.1Pf。 則 p=1553.468 8．連接的選擇和計算 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(yīng)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(jù) d=45mm 從參考文獻(xiàn) [1]表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=14mm， 高度 h

54、=9mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=50mm。 （2） 校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻(xiàn) [1] 表 6-2 查許用 擠壓應(yīng)力 =100~120Mpa，取平均值， 110Mpa。鍵的工作長度 l=L-b=50mm-14mm=36mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高 度 k=0.5h=0.5×9=4.5mm。根據(jù)文獻(xiàn) [2] 可得 所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 14× 9× 50 GB/T 1095-2003。 2.對連接聯(lián)

55、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(jù) d=30mm 從文獻(xiàn) [2] 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(qiáng)度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由 壓 應(yīng) 力 =100-120Mpa ， 取 其 平 均 值 110Mpa l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度  [1] 表 6-2 查得許

56、用擠。鍵的工作長度 k=0.5h=0.5× 8=4mm。 根據(jù)文獻(xiàn) [2] 式（ 6-1）可得 所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 10× 8× 70 GB/T 1095-2003。 9．潤滑方式、潤滑油牌及密封裝置的選擇 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，查文獻(xiàn) [2] 表 17-1，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

57、。查文 獻(xiàn)[2] 表 17-2，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。 10.設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于兩級展開式減速器的課程設(shè)計可以說是我們步入大學(xué)以來真正意義 上的一次關(guān)于機(jī)械設(shè)計。由于我研究生考試是跨機(jī)械工程專業(yè)，所以我一直想把 工業(yè)工程的思想應(yīng)用于機(jī)械工程。我設(shè)計的是兩級展開式圓柱齒輪減速器。這次 的課程設(shè)計對于我來說有著深刻的意義。這種意義不光是自己能夠獨立完成了設(shè)

58、 計任務(wù)，更重要的是在我把基礎(chǔ)工業(yè)工程課程所學(xué)的思想應(yīng)用于了機(jī)械設(shè)計。對 于課程設(shè)計，過程我只能用不堪回首來形容，但是結(jié)果確實意義重大的。很多人 以為課程設(shè)計按照步驟一定可以完成設(shè)計任務(wù)，其實不然。設(shè)計過程中有許多內(nèi) 容必須靠我們自己去理解，去分析，去取舍。各種零件結(jié)構(gòu)、材料都是值得我們 好好深思的。雖然不算是一個很大的機(jī)器，要真正的設(shè)計好它，還得有一定相關(guān) 方面的知識儲備，畢竟機(jī)械設(shè)計是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門綜合性很強(qiáng)的課程， 它涵蓋了我們說學(xué)過的《機(jī)械原理》 、《機(jī)械設(shè)計》、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 、《理論 力學(xué)》、《材料力學(xué)》、

59、《工程制圖》、《精密機(jī)械設(shè)計》、《互換性與測量技術(shù)》等一 系列課程。 由于學(xué)習(xí)的知識不全面，這次設(shè)計中還存在很多問題，如箱體內(nèi)壁與齒輪的 距離等等缺陷。但我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不 必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 通過這次的設(shè)計，感慨頗多，收獲頗多。更多的是從中學(xué)到很多東西，包括書本知識以及個人素質(zhì)與品格方面。感謝老師的辛勤指導(dǎo)，同時希望老師對于我的設(shè)計提出意見 。 11.參考文獻(xiàn) 【 1】 易樹平， 郭伏 . 基礎(chǔ)工業(yè)工程第二版 . 機(jī)械工業(yè)出版社 【 2】 龐振基，黃圣其 . 精密機(jī)械設(shè)計 . 北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 2000.7 【 3】 鄭文緯，吳克堅 . -7 版 . 北京：高等教育出版社， 2012.12 （2014.1 重?。? 【 4】