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畢業(yè)設計論文 摘要 礦用單軌吊車是一種新型的礦下運輸系統(tǒng)，其因為運輸平穩(wěn)，對巷道的環(huán)境要求低，而受到廣泛的歡迎。但由于目前我國生產(chǎn)單軌吊車的廠家不多，產(chǎn)品單一，運載能力不大，壽命短，嚴重影響了國產(chǎn)單軌吊車的應用推廣。這次我們選擇的單軌吊車的畢業(yè)設計，就是在參考國內(nèi)外以往單軌吊車的設計思路的同時對其進行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化和技術(shù)創(chuàng)新，力求解決運載能力不大，壽命短的問題，增加國產(chǎn)單軌吊車的市場競爭力。 我們的單軌吊車的設計采用整體分開，相互協(xié)作，最后組合的團隊設計方法。我在單軌吊車的設計中主要負責減速器的設計，我設計的減速器是三級圓柱斜齒輪減速器，通過查閱減速器的設計資料，我按照先整體設計再對各部分進行結(jié)構(gòu)設計和強度、剛度、壽命的校核，滿足結(jié)構(gòu)和使用要求后進行總裝圖的繪制。通過老師的悉心指導和本人的勤奮設計，終于按時合格的完成自己的設計，為我們的單軌吊車的整體設計完成做出應有的貢獻。 關(guān)鍵詞：單軌吊車；創(chuàng)新；減速器；校核 ABSTRACT The mineral product monorail is under one kind of new ore the transportation system, its, because transports steadily, requests lowly to tunnel's environment, but receives widespread welcome. But because the present our country produces monorail's factory not to be many, the product is unitary, the diode current capacity is not big, the life is short, serious influence domestic product monorail's application promotion. This we choose monorail's graduation project, was while refers to domestic and foreign former monorail's design mentality to carry on the structure optimization and the technological innovation to it, made every effort to solve the diode current capacity not to be big, the life short question, increased the domestic product monorail's market competitiveness Our monorail's design uses the whole to separate, cooperates mutually, finally combines team design method. I in monorail's design primary cognizance reduction gear's design, I design the reduction gear is the third-level column helical gear reduction gear, through consults reduction gear's design information, I according to the first overall design to carry on the structural design and the intensity, the rigidity, the life examination again to various part, after satisfying the structure and the operation requirements, carries on the final assembly drawing the plan. Through teacher's tender guidance and myself diligent design, qualified complete own design finally on time, completes for ours monorail's overall design makes the proper contribution. Keywords: Monorail; Innovation; Reduction gear; Examination 目 錄 摘要 I 1．緒論 1 1.1減速器的國內(nèi)外發(fā)展概況 1 1.2本課題的研究內(nèi)容 2 1.2.1設計課題: 2 1.2.2 設計要求 2 1.3 研究本項目的和意義 3 2. 傳動裝置總體設計 3 2.1概述 3 2.1.1. 傳動裝置的組成 3 2.1.2. 傳動裝置的特點 3 2.1.3. 確定傳動方案 3 2.2.電動機的選擇 4 2.3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6 2.4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 2.4.1電機傳遞到各個軸的功率 6 2.4.2 各軸上的轉(zhuǎn)速 7 2.4.3各軸上的扭矩 7 2.5.齒輪的設計 8 2.5.1 第一級齒輪傳動的設計計算 8 2.5.2. 第二級齒輪傳動的設計計算 15 2.5.3. 第三級齒輪傳動的設計計算 21 2.6. 傳動軸和滾動軸承的設計 27 2.6.1 輸入軸的強度校核 27 2.6.2 中間傳動軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)設計與強度校核 36 2.6.3 中間傳動軸Ⅱ的結(jié)構(gòu)設計與強度校核 46 2.6.4 輸出軸的強度校核 56 2.6.5 輸出軸的剛度度校核 64 2.6.6.鍵的選取 66 2.6.7 聯(lián)軸器設計 67 3. 箱體的結(jié)構(gòu)設計 67 3.1 箱體的設計要求 67 3.2 箱體附件的設計 68 3. 3潤滑密封設計 71 4. 設計小結(jié) 72 5. 參考文獻: 73 致 謝 74 附錄 75 82 1．緒論 1.1減速器的國內(nèi)外發(fā)展概況 一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國外進口。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優(yōu)點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的"內(nèi)平動齒輪減速器"不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/或體積比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內(nèi)領(lǐng)先地位。 1.2本課題的研究內(nèi)容 1.2.1設計課題: 展開式圓柱斜齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,減速器小批量生產(chǎn),使用期限3年(365天/年)每天工作8小時,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V 三級圓柱斜齒輪減速器的設計內(nèi)容主要有：(1)傳動方案與傳動比的選取與各級的分配 (2)電機的選擇與計算 (3)傳動齒輪的設計與校核 (4)傳動軸的結(jié)構(gòu)設計與強度剛度校核 (5)軸承的選取與校核 (6)箱體的結(jié)構(gòu)設計 1.2.2 設計要求 在滿足使用要求的前提下，是制造成本最低，從以下幾個方面綜合考慮： (1) 簡化每個零件的形狀，使機器結(jié)構(gòu)簡單； (2) 合并零件的功能，減少零件的種類與數(shù)量； (3) 應用新結(jié)構(gòu)、新工藝、新材料、產(chǎn)品的可靠性； (4) 分解部件，研究其裝配、組裝的最簡單的結(jié)構(gòu)； (5) 對相似零件進行分組； (6) 對相似產(chǎn)品按標準數(shù)序列進行產(chǎn)品系列化分析； (7) 實現(xiàn)產(chǎn)品零件的通用化和標準化； (8)減速器裝配圖一張(A0)，軸、齒輪，箱體零件圖數(shù)張(A3)。 設計說明書一份。 1.3 研究本項目的和意義 通過這次礦用單軌吊車設計中減速器部分的設計，對機械設計有了更深的了解。使我們所學的內(nèi)容更好的應用到實踐中，對我們以后的工作有很好的幫助。通過這次的畢業(yè)設計，我們對單軌吊車中減速器的結(jié)構(gòu)和設計思路也有了比較全面地了解，鍛煉了我們對大型設備設計能力和團隊協(xié)作的良好品質(zhì)。經(jīng)過我們的共同努力，我們完成的礦用單軌吊車的畢業(yè)設計為我國的礦用單軌吊車的設計生產(chǎn)應用做出了一定貢獻。 2. 傳動裝置總體設計 2.1概述 2.1.1. 傳動裝置的組成 傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.1.2. 傳動裝置的特點 齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 2.1.3. 確定傳動方案 考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大， 其傳動方案如下： 圖一:(傳動裝置總體設計圖) 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。 傳動裝置的總效率 ＝為第一對軸承的效率， 為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率， 為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑. 因是薄壁防護罩,采用閉式效率計算)。 2.2.電動機的選擇 電機選擇YB132M-4型號，滿載轉(zhuǎn)速n=1440 r/min,功率為7.5 KW，則驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速 由于驅(qū)動單軌吊車的最高速度為1.6 m/s,則驅(qū)動輪的直徑 。 電動機的外形及參數(shù)如下： 中心高 外型尺寸 L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD 132 550×375×490 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 方案 電動機型號 額定功率 P kw 電動機轉(zhuǎn)速 參考價格（元） 傳動裝置的傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 14．9 1 YB132M-4 7．5 1500 1440 1000 2.3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 由設計要求和使用要求來確定各項參數(shù) （1）?????總傳動比：總傳動比i=14.9 （2）??????分配傳動裝置傳動比 分配傳動比 2.4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.4.1電機傳遞到各個軸的功率 一對齒輪傳遞的效率，一對滾動軸承，聯(lián)軸器 2.4.2 各軸上的轉(zhuǎn)速 2.4.3各軸上的扭矩 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率P KW 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 7.50 48.74 1440 1軸 7.35 7.058 48.74 159.71 1440 2軸 7.058 6.778 159.71 249.23 422.04 3軸 6.778 6.509 249.23 643.22 259.72 4軸 6.509 6.315 643.22 643.22 96.64 2.5.齒輪的設計 2.5.1 第一級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度 選用斜齒圓柱齒輪傳動 方案如下： 小齒輪1材料用S34CrNiMo（調(diào)質(zhì)） 材料品質(zhì)MX，硬度為248HBS，大齒輪2材料ZG35CrMo（調(diào)質(zhì)）材料品質(zhì)ME,硬度為179-241HBS,二者硬度之差為35HBS。 初選螺旋角，初選小齒輪的齒數(shù)17，大齒輪的齒數(shù)取58 按GB/T10095－1998，選擇7級精度，齒根噴丸強化。 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 （1）按齒面接觸強度設計 1）確定各參數(shù)的值: ①試選 查機械設計課本第八版（以下課本都指該課本）圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) 并由課本圖10-26 則 ②由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù) 60×1440×1×(3×365×8）=7.5686×10h 2.2218×10h (為齒數(shù)比,即) ③查課本10-19圖得：KHN1=1.11 KHN2=1.07 ④齒輪的疲勞強度極限 查課本由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得: 許用接觸應力 ⑤查課本由表10-6得：材料的彈性影響系數(shù)=188.9MP 由表10-7得: =95.5×10×=4.874Nmm 2）設計計算 ①小齒輪的分度圓直徑 = ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b== 計算摸數(shù) 初選螺旋角=24 = ④計算齒寬與高之比 齒高h=2.25=2.25×2.18=4.9 ⑤計算縱向重合度 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1根據(jù)V=3.2325m/s，齒輪精度為7級精度，查機械設計手冊第二版（機械工業(yè)出版社）第四卷35.2-12式 動載系數(shù) 查手冊表35.2-28得K的計算公式: 小齒輪為懸臂支承，精度等級7 K= =1.17+0.18[1+6.7()]+0.47×10×24.695=1.727 查課本由圖10-13得: K=1.15 查課本由表10-3 得:=1.1 故載荷系數(shù): K＝K K K K =1×1.18×1.1×1.727=2. 23 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=40.5×=47.3 ⑧計算模數(shù) 4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 一、 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1、 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.74N·m ?? 確定齒數(shù)z 因為是軟齒面，故取 2、??????計算當量齒數(shù) z＝z/cos＝17/ cos24＝17.52 z＝z/cos＝58/ cos24＝59.77 3、?????? 初選齒寬系數(shù) ?? 按懸臂布置，由表查得＝0.55 4、?????? 初選螺旋角 ? 初定螺旋角 ＝24 5、?????? 載荷系數(shù)K 6、????? 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y 查課本由表10-5得: 齒形系數(shù)Y＝2.97 Y＝2.28 ?應力校正系數(shù)Y＝1.52? Y＝1.73 7、?????? 計算大小齒輪的 查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限?????????????????? 小齒輪 大齒輪 查課本由表圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.95 K=0.98 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 []= []= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 二、 設計計算 ① 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=47.3來計算應有的齒數(shù).于是由: z==17.3 取z=17 那么z=3.4×17=58 ?② 幾何尺寸計算 計算中心距 a===102.62 將中心距圓整為103 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d==46.7 d==159.3 計算齒輪寬度 B= 取 2.5.2. 第二級齒輪傳動的設計計算 材料：第二級小齒輪選用S34CrNi3Mo鋼(調(diào)質(zhì)),品質(zhì)等級ML，齒面硬度為小齒輪248HBS 取小齒齒數(shù)=32；大齒輪選用ZG310~570(正火),品質(zhì)等級MQ，齒面硬度為163~197HBS，z=1.62532=52。齒輪精度:按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 （1）按齒面接觸強度設計 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選=1.5 ②查課本由圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.32 ③試選,并由課本圖10-26查得 =0.758 =0.765 =0.758+0.765=1.523 由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)，應力循環(huán)次數(shù)： N=60×n×j×L=60×422×1×(3×8×365) =2.218×10 N=1.365×10 查課本 10-19圖得接觸疲勞壽命系數(shù) K=1.075 K= 1.09 查課本由圖10-21d與圖10-21c 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力 []== []==1.09×298=324.82 [432.5 查課本由表10-6得查材料的彈性影響系數(shù)Z=188.9MP 由表10-7得選取齒寬系數(shù) T=95.5×10×=95.5×10×7.058/422 =1.5971N.mm =81.9 2） 計算圓周速度 1.809 3） 計算齒寬 b=d=0.95×84.18=77.81 4） 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.34 =5.27 =77.81/5.27=14.81 5）計算縱向重合度 6）計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)K=1 。查機械設計手冊35.2-12式 查手冊表35.2-28得K的計算公式: 小齒輪為非對稱支承，精度等級7 K=1.17+0.18[1+0.6()]+0.47×10×b =1.17+0.18[1+0.6(79.97/84.18)]+ 0.47×10×79.97=1.485 查表選取各數(shù)值 K=1.35 K=K=1.1 故載荷系數(shù) K＝=1×1.13×1.1×1.485=1.846 7） 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=81.9× 計算模數(shù) (2）. 按齒根彎曲強度設計 ≥ 1) 確定公式內(nèi)各參數(shù) ①?????? 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝159.72N·m ②????? 確定齒數(shù)z 因為是軟齒面，故取 傳動比誤差?u＝z/ z＝52/32＝1.625 Δi＝0.032％5％，允許 ③?????? 初選齒寬系數(shù) ?? 按對稱布置，由表查得＝0.95 ④??????初選螺旋角 ? 初定螺旋角＝24 ⑤??????載荷系數(shù)K ⑥ ?當量齒數(shù)????? ? 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 查課本由表10-5得: ⑦??????計算大小齒輪的 Y＝1－＝0.80查課本由和圖10-20c得到彎曲疲勞強度極限 ? 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.95 K=0.98 S=1.4 []= []= 計算大小齒輪的,并加以比較 ????????????????? 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. A. 計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=87.77mm來計算應有的齒數(shù). z==32.07 取z=32 z=1.625×32=52 初算主要尺寸 計算中心距 a===114.9 將中心距圓整為115 修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 ?? 分度圓直徑 d==87.6 d==142.4 計算齒輪寬度 取 2.5.3. 第三級齒輪傳動的設計計算 材料：第三級小齒輪選用35CrMn鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為小齒輪207~269HBS，品質(zhì)等級ML,取小齒齒數(shù)=16； 大齒輪選用ZG310（正火），齒面硬度163~197HBS,品質(zhì)等級ME, z=2.6875=43 齒輪精度： 按GB/T10095－1998，選擇8級，齒根噴丸強化。 (1) 按齒面接觸強度設計 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選K=1.6 ② 查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.32 ③試選,查機械設計手冊圖23.2-10 =0.66,查圖23.2-11 =1.25 =0.66+1.25=1.91 應力循環(huán)次數(shù) N=60×n×j×L=60×259.7×1×(3×8×365) =1.36×10 N=0.508×10 由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) K=1.1 K= 1.13 查課本由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.05,則接觸疲勞許用應力 []== []==1.13×445=502.85 [520.7 查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=188.9MPa 選取齒寬系數(shù).2 T=95.5×10×=95.5×10×6.778/259.7=2.4925 =2.4925N.mm =69.67 2) 計算圓周速度 0.947 3) 計算齒寬 b=d=1.2×69.67=83.6 4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×3.98 =8.96 =83.6/8.96=7.78 5) 計算縱向重合度 6) 計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)K=1 查機械設計手冊35.2-12式 ==1+()=1.03 查手冊表35.2-28得K的計算公式: 小齒輪為對稱支承，精度等級7 K=1.17+0.18()+0.47×10×b =1.17+0.18(83.6/69.67)+ 0.47×10×83.6=1.468 查表選取各數(shù)值 K=1.35 K=K=1.1 故載荷系數(shù) K＝=1×1.03×1.1×1.468=1.66 7) 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=69.67× 8) 計算模數(shù) (2) 按齒根彎曲強度設計 ≥ 1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①?????? 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝249.25N·m ②???? 確定齒數(shù)z ?。?6，＝ ×＝2.6875×16＝43 ③?????? 初選齒寬系數(shù) ?? 按對稱布置，由表查得＝1.2 ④??????初選螺旋角 ? 初定螺旋角＝24 ⑤??????載荷系數(shù)K K＝=1×1.03×1.1×1.358＝1.54 ⑥?當量齒數(shù)????? ? ＝/cos＝16/ cos24＝21.0? ＝/cos＝43/ cos24＝56.4 由課本表10-5查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) ⑦??????計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 ? 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.98 K=0.95 S=1.4 []= []= 計算大小齒輪的,并加以比較 ????????????????? 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. ⑧??????計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=4mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=70.5來計算應有的齒數(shù). z==16.01 取z=16 z=2.6875×16=43 ??? 初算主要尺寸 計算中心距 a===129.2 將中心距圓整為129 修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正 ?? 分度圓直徑 d==69.97 d==188 計算齒輪寬度 取 2.6. 傳動軸和滾動軸承的設計 2.6.1 輸入軸的強度校核 已求出輸入軸的功率， 轉(zhuǎn)速 扭矩 (1) 求作用在齒輪上的力 齒輪軸上的圓周力 因已求得小齒輪的分度圓的直徑為 而齒輪上的圓周力 齒輪軸上的徑向力 齒輪軸上的軸向力 受力圖如圖2-1所示 (2) 初步確定軸的最小直徑 先按機械設計第八版課本公式15-2初步估算軸的最小直徑。初選軸的材料為35號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)下表查取值 表2-1 軸常用幾種材料的及值 軸的材料 Q235-A Q275 35(1Cr18Ni9Ti) 45 40Cr 35SiMn 38SiMnMo 3Cr13 15~25 20~35 25~35 35~55 149~126 135~112 126~103 112~97 取0，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝齒輪的直徑，小齒輪與軸靠普通單鍵連接，所以軸的直徑應增大7%-10%，所以軸的最小直徑應為 為了使所選的軸的直徑與齒輪孔徑相適應取軸的最小直徑為24mm。 (3) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用圖2-1所示的裝配方案。 圖2-1 輸入軸上的零件布置 2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。 ① 為了滿足小齒輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=40mm,為了裝配需要，取 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。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32011X2，尺寸為右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得32011X2的定位軸間高度因此，取。 ③ 安裝右側(cè)軸承的軸段長，聯(lián)軸器與軸的左端采用內(nèi)孔平鍵連接，內(nèi)孔直徑為36.7mm長85mm。 ④ 確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖2-1 (4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 a值。對于32011X2型的圓錐滾子軸承，查得a=22.5。因此，作為簡支梁的支承跨度為37.5mm。根據(jù)軸的計算圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的彎矩圖和扭矩圖確定危險界面。計算過程如下： 計算支承反力，畫出水平面、垂直面受力圖、彎矩圖。如圖2-2 水平面： （方向向外） （方向向里） 垂直面： ， （方向向下） （方向向上） 圖2-2 (5) 軸承的校核 根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號32011X2，由機械設計手冊第四版查得 Cr=63800N, e=0.31 Y=1.9 1) 計算兩軸承的內(nèi)部軸向力及軸向載荷 兩軸承受力 因為 所以 2)計算兩軸的當量載荷 軸承Ⅰ： 故由表查得 工作中有輕微沖擊，故，， =1.1N 軸承Ⅱ：,由表查得： 工作中有輕微沖擊，故 3) 計算軸承壽命 因為，按計算 滿足要求。 (6) 按彎扭合成應力校核軸的強度。 校核軸上承受的最大彎拒與扭矩的截面，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變力 ，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為35鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得，因此，故安全。 (7) 精確計算軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 截面Ⅰ：有圓角與配合引起的應力集中，又由鍵槽引起的應力集中并由于軸徑最小故截面Ⅰ為一危險截面。截面Ⅱ受到的彎矩最大及軸承裝配過程中引起的應力集中故截面Ⅱ為另一危險截面。 2）校核危險截面 ① 校核截面I 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅰ左側(cè)的彎矩 截面Ⅰ上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭矩切應力 軸材料為35調(diào)質(zhì)處理，由表知； 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 按表查得： 經(jīng)插值法可查得 由表查尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即： 碳鋼的特性系數(shù) 故截面Ⅰ可知安全 ② 校核截面Ⅱ 截面Ⅱ的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅱ左側(cè)受到的彎矩 扭矩 截面上的彎曲應力 扭轉(zhuǎn)應力 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按表查得 由插值法得 由表查得尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即 碳鋼特征系數(shù) 故可知截面Ⅱ安全 2.6.2 中間傳動軸Ⅰ的結(jié)構(gòu)設計與強度校核 已求出軸上的功率、 轉(zhuǎn)速、 扭矩 (1) 求作用在齒輪上的力 因已求得軸上大齒輪的分度圓上直徑為 而 小齒輪上的分度圓上的直徑為 而 大齒輪圓周力，徑向力，軸向力；小齒輪圓周力，徑向力，軸向力，方向如圖所示。 (2) 初步確定周的最小直徑 先按機械設計第八版370頁公式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為20鋼，正火加回火處理。根據(jù)表2-1，取，于是得 取 中間軸Ⅰ的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑。為了使所選軸的直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承的型號。 (3) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1) 擬定軸上的零件的裝配方案 本題的裝配方案經(jīng)分析比較，先選用圖2-3的裝配方案。 圖2-3 2) 根據(jù)軸向定位要求與裝配尺寸確定周的各段直徑和長度 ①為了滿足軸承的軸向定位要求，1-1軸段右側(cè)需指出一軸肩。故2-3段的直徑=42mm,軸承與軸采用過盈配合。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=35mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初選0基本游隙組、標準精度的單列圓錐滾子軸承32207，其尺寸為 故，而。 ③取安裝齒輪處的直徑處的軸段2-3的直徑，大齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。 3)軸上零件的周向定位 軸承與軸的周向定位均采用過渡配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為K6。齒輪與軸的周向定位均采用花鍵連接。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖2-3 (4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-3）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于32207型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=17.35mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖2-4） 水平面： （方向向里） （方向向外） 垂直面： ， （方向向下） （方向向上） 圖2-4 (5) 軸承的校核 根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號32207，由機械設計手冊第四版查得 Cr=70.5N, e=0.37 Y=1.6 1) 計算兩軸承的內(nèi)部軸向力 軸承的受力, 附加軸向力 因為 所以 2) 計算兩軸的當量載荷 軸承Ⅰ： 故由表查得 工作中有輕微沖擊，故，， =1.1 軸承Ⅱ：,由表查得： 工作中有輕微沖擊，故 3) 計算軸承壽命 因為，按計算 滿足要求。 (6) 按彎扭合成應力校核軸的強度。 校核軸上承受的最大彎拒與扭矩的截面，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變力 ，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為20鋼，正火加回火處理，由表查得，因此，故安全。 (7) 精確計算軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面Ⅰ處有花鍵和裝配應力集中，所受彎矩最大，所以截面Ⅰ為一危險截面。截面Ⅱ處有圓角和裝配應力，又軸徑最小，故截面Ⅱ為另一危險截面。 （2）校核危險截面 ① 校核截面I 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅰ左側(cè)的彎矩 截面Ⅰ上的扭矩 由表查得20鋼的主要力學性能： 因20鋼為低碳鋼，所以 為扭轉(zhuǎn)時的平均應力折合為應力幅的等效系數(shù) 花鍵處的有效應力集中系數(shù) 查表得 軸采用車削加工，則查表得加工表面狀態(tài)系數(shù) 由軸的材料和軸徑的大小查得絕對尺寸影響系數(shù) 則由公式 軸上配合零件邊緣的綜合影響系數(shù) 齒輪與軸采用間隙配合，由表按插值法查得 分別取最大值 則 則由公式 得 = 結(jié)論： 軸的強度滿足要求。 ② 校核截面Ⅱ 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅰ左側(cè)的彎矩 截面Ⅰ上的扭矩 由表查得20鋼的主要力學性能： 因20鋼為低碳鋼，所以 為扭轉(zhuǎn)時的平均應力折合為應力幅的等效系數(shù) 花鍵處的有效應力集中系數(shù) 查表得 軸采用車削加工，則查表得加工表面狀態(tài)系數(shù) 由軸的材料和軸徑的大小查得絕對尺寸影響系數(shù) 則由公式 軸上配合零件邊緣的綜合影響系數(shù) 齒輪與軸采用間隙配合，由表按插值法查得 分別取最大值 則 則由公式 得 = 結(jié)論： 軸的強度滿足要求。 2.6.3 中間傳動軸Ⅱ的結(jié)構(gòu)設計與強度校核 已求出軸上的功率、 轉(zhuǎn)速、 扭矩 (1) 求作用在齒輪上的力 因已求得軸上大齒輪的分度圓上直徑為 而 小齒輪上的分度圓上的直徑為 而 大齒輪圓周力，徑向力，軸向力；小齒輪圓周力，徑向力，軸向力，方向如圖所示。 (2) 初步確定周的最小直徑 先按機械設計第八版370頁公式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，正火加回火處理。根據(jù)表2-1，取，于是得 小齒輪與軸靠兩個雙圓頭平鍵連接，所以軸徑應增加10%-15%，取15%，則軸的最小直徑為 中間軸Ⅱ的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑。因為軸的長度很長，若采用一對圓錐滾子滾子軸承則跨度太大，所以增加一個雙列圓錐滾子軸承，以保證徑向載荷分布均勻，選擇雙連軸承型號352208X2。 (3) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1) 擬定軸上的零件的裝配方案 整個軸上配合的零件有兩齒輪和三個軸承，因此若將該軸結(jié)構(gòu)設計為一階梯軸則加工過于復雜并造成應力集中而難以滿足其強度要求，而光軸的加工容易，應力集中源少，所以設計該軸為光軸?，F(xiàn)選用圖2-5 的裝配方案。 2) 根據(jù)軸向定位要求與裝配尺寸確定周的各段直徑和長度 ①為了滿足軸上零件的軸向定位要求，設計均采用軸套來保證。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并為了使所選軸的直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承的型號。由軸承產(chǎn)品目錄中初選0基本游隙組、標準精度的單列圓錐滾子軸承33208。，其尺寸為 ，該軸為光軸故軸的直徑均為40 mm。 3)軸上零件的軸向定位 軸承與軸的軸向定位均采用過渡配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為K6。齒輪與軸的周向定位均采用花鍵連接。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為。 (4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-5）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于33208型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=20.8 mm。雙列圓錐滾子軸承簡化支點為雙列圓錐滾子軸承的形心。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖2-6） 圖2-6 因增加了一雙列圓錐滾子軸承，故此軸簡化為一超靜定梁，需增加一個變形關(guān)系方程來求解軸上受力。 因軸在雙列圓錐滾子軸承處撓度為零可找出此處的撓度關(guān)系 水平面： （方向向里） （方向向外） 垂直面：列梁在雙列圓錐滾子軸承的撓度方程 由 得 ， （方向向下） （方向向上） (5) 軸承的校核 根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號33208，由機械設計手冊第四版查得 Cr=105N, e=0.36 Y=1.7 1) 計算兩軸承的內(nèi)部軸向力 兩軸承受力 附加軸向力 因為 所以 2) 計算兩軸的當量載荷 軸承Ⅰ： 故由表查得 工作中有輕微沖擊，故，， =1.1N 軸承Ⅱ：,由表查得： 工作中有輕微沖擊，故 3) 計算軸承壽命 因為，按計算 滿足要求。 (6) 按彎扭合成應力校核軸的強度。 校核軸上承受的最大彎拒與扭矩的截面，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應變力 ，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為20鋼，正火加回火處理，由表查得，因此，故安全。 (7) 精確計算軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面Ⅰ處有平鍵和裝配應力集中，并所受彎矩最大，所以截面Ⅰ為一危險截面。 2）校核危險截面I 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅰ左側(cè)的彎矩 截面Ⅰ上的扭矩 由表查得45鋼的主要力學性能： 因20鋼為低碳鋼，所以 為扭轉(zhuǎn)時的平均應力折合為應力幅的等效系數(shù) 花鍵處的有效應力集中系數(shù) 查表得 軸采用車削加工，則查表得加工表面狀態(tài)系數(shù) 由軸的材料和軸徑的大小查得絕對尺寸影響系數(shù) 則由公式 軸上配合零件邊緣的綜合影響系數(shù) 齒輪與軸采用間隙配合，由表按插值法查得 分別取最大值 則 則由公式 得 = 結(jié)論： 軸的強度滿足要求。 2.6.4 輸出軸的強度校核 已經(jīng)求出輸入軸的功率KW， 轉(zhuǎn)速 扭矩 (1) 求作用在齒輪上的力 齒輪軸上的圓周力 因已求得齒輪的分度圓的直徑為 而齒輪上的圓周力 齒輪軸上的徑向力 齒輪軸上的軸向力 受力圖如圖2-1所示 (2) 初步確定軸的最小直徑 初選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 輸出軸的最小直徑顯然是連接聯(lián)軸器的直徑，聯(lián)軸器與軸靠圓頭平鍵連接，根據(jù)選取的聯(lián)軸器的尺寸數(shù)據(jù)，取軸的最小直徑為。 (3) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用圖2-7所示的裝配方案。 圖2-7 2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。 ① 為了滿足齒輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=85mm,為了軸承裝配需要，取 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，在此基礎之上為了達到增強徑向支承的目的，在周3-4段上增加一個圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承33217，尺寸為右端滾動軸承采用軸肩及軸套進行軸向定位。由機械設計手冊軸承單行本（化學工業(yè)出版社）上，表39.2-23查得33217的定位軸肩高度因此，取。 ③ 安裝右側(cè)軸承的軸段長，聯(lián)軸器與軸的右端采用平鍵連接。 ④ 確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖2—7 (4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 a值。對于33217型的圓錐滾子軸承，由機械設計手冊軸承單行本（化學工業(yè)出版社）查得a=36.9。 如圖，在受力及彎矩計算過程中，將右側(cè)兩軸承（圓柱滾子軸承根圓錐滾子軸承）看成是一個支承點。 因此，作為簡支梁的支承跨度為178.04mm。根據(jù)軸的計算圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的彎矩圖和扭矩圖確定危險界面。計算過程如下： 計算支承反力，畫出水平面、垂直面受力圖、彎矩圖。如圖2-8 圖2-8 水平面： 垂直面： ， 聯(lián)軸器由于制造和安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力（方向不定） 求產(chǎn)生的支反力： ，， (5) 軸承的校核 根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號33217，由機械設計手冊軸承單行本（化學工業(yè)出版社）查得 Cr=282000N, e=0.42 Y=1.4 1) 計算兩軸承的內(nèi)部軸向力及軸向載荷 因為 所以 2) 計算兩軸的當量載荷 軸承Ⅰ：工作中有輕微沖擊， ，， =1.1N 軸承Ⅱ：工作中有輕微沖擊，故, 故由機械設計實用手冊第二版（化學工業(yè)出版社）表6-1-20查得 3) 計算軸承壽命 因為，按計算 滿足要求。 (6) 精確計算軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 截面Ⅰ：有圓角與配合引起的應力集中，又由鍵槽引起的應力集中并由于軸徑最小故截面Ⅰ為一危險截面。截面Ⅱ受到的彎矩最大及齒輪裝配過程中引起的應力集中故截面Ⅱ為另一危險截面。 2）校核危險截面 ① 校核截面I 截面I的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面I左側(cè)受到的彎矩 扭矩 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按表查得 由插值法得 由表查得尺寸系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)為 ② 校核截面Ⅱ 截面Ⅱ的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅱ左側(cè)受到的彎矩 扭矩 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按表查得 由插值法得 由表查得尺寸系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)為 2.6.5 輸出軸的剛度度校核 因為輸出軸的轉(zhuǎn)矩最大，結(jié)構(gòu)設計、加工精度和表面質(zhì)量要求較高，故只需校核該軸的剛度即可。 (1) 軸的彎曲強度校核計算。 由于該軸為階梯軸，計算精度要求不高，可選擇使用當量直徑法做近似計算。 確定各項參數(shù) L=110mm 則軸的彎曲剛度條件為： 撓度： 偏轉(zhuǎn)角： 式中 x=31.75mm a=31.75mm b=78.25mm (2) 軸的扭轉(zhuǎn)剛度的校核計算。 故軸的剛度符合要求。 2.6.6.鍵的選取 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據(jù) d1=24 d3=40 d4=80 查表6-1?。哼x鍵尺寸 b1=8 h1=7 l1=40 b3=12 h3=8 l3=56 b4=22 h4=14 l4=70 取鍵標記為：鍵1：87 A GB/T1096-1979 鍵3：12×8 A GB/T1096-1979 鍵4：22×14 A GB/T1096-1979 2.6.7 聯(lián)軸器設計 (1) 類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器. (2) 載荷計算. 公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550=9550=48.74 查課本,選取 所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以 查《機械設計手冊》 選取HTLA4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩100Nm 3. 箱體的結(jié)構(gòu)設計 3.1 箱體的設計要求 單軌吊減速器的箱體采用鑄造（ZG）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪配合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用配合. 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便. 3.2 箱體附件的設計 (1) 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固 (2) 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 (3) 通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡. (4) 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. (7) 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配