目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 ……………………………………………………(3)二、動(dòng)力機(jī)的選擇 …………………………………………………(4)三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)…………………………… (5)四、傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪） ………………………………………(6)五、軸的設(shè)計(jì) ………. ………. ………. ……… ……………(12)六、滾動(dòng)軸承的計(jì)算 ……………………………………………(20)七、連結(jié)的選擇和計(jì)算 ……………………………….……….……(21)八、潤滑方式、潤滑油牌號(hào)及密封裝置的選擇 …………………(22)九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) …………………………….….…(22)十、設(shè)計(jì)總結(jié)……………………………………………………….(23)十一、參考資料. …………………….…………………………….…(23)2一設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)1 帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理（二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)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(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)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(dòng)力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V；5) 運(yùn)輸帶速度容許誤差：±5%；6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3 原始數(shù)據(jù) 題號(hào)參數(shù)1運(yùn)輸帶工作拉力 F/KN 1500運(yùn)輸帶工作速度 v/(m/s) 1.1卷筒直徑 D/mm 220注：運(yùn)輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。二 動(dòng)力機(jī)選擇因?yàn)閯?dòng)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(dòng)機(jī)。1．電動(dòng)機(jī)容量的選擇1） 工作機(jī)所需功率 Pw 由題中條件 查詢工作情況系數(shù) KA（見[1]表 8-6） ，查得 K A=1.3設(shè)計(jì)方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6… n本設(shè)計(jì)中的——聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率（2 個(gè)） ， ——軸承的傳動(dòng)效率 聯(lián)?軸?（4 對） ， ——齒輪的傳動(dòng)效率（2 對） ，本次設(shè)計(jì)中有 8 級(jí)齒傳動(dòng)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(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇由 v=1.1m/s 求卷筒轉(zhuǎn)速 nwV = =1.1 →nw=95.496r/min10*6wdn?nd＝（i1’·i2’…in’ ）nw有該傳動(dòng)方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級(jí)傳動(dòng)比 i1,i2，其他 傳動(dòng)比都等于 1。由[1]表 13-2 知圓柱齒輪傳動(dòng)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(zhuǎn)速為 1430r/min 的電動(dòng)機(jī)3．電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定由表 12-1[2]查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y100L2-4,其額定功率為 3kW，滿載轉(zhuǎn)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(jī) Y100L2-44電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/KgY100L2-4,3.0 1430 2.2 2.3 38三 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配1． 計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為： ＝n m/nw nw＝95.496 nm=1430r/min 總ii＝14.9742． 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比由于減速箱是展開式布置，所以 i1＝（1.3-1.5）i 2。因?yàn)?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(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速的計(jì)算 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)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(dòng)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(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(xiàng) 目 電動(dòng)機(jī) 軸 高速軸 I 中間軸 II 低速軸 III 卷筒轉(zhuǎn)速（r/min） 1430 1430 297.92 93.1 93.1功率（kW） 3 2.79329 2.628 2.4204 2.4204轉(zhuǎn)矩（N·m） 2.2 19.654 88.6177 264.1175 256.2395傳動(dòng)比 1 1 4.8 3.2 1效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96四 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）A 高速齒輪的計(jì)算輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù)2.9403KW 1430r/min 4.8 19.643N·m 1.31． 選精度等級(jí)、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(jí)選用 7 級(jí)精度；3） 試選小齒輪齒數(shù) z1＝20，大齒輪齒數(shù) z2＝96 的；2． 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。按式（10—21）試算，即 dt≥2.32* ??3 21·???????HEdtZuTKσφ各軸轉(zhuǎn)矩T1=19.634 N m?T2=88.615 NT3=264.118 N ?T4=256.239 N m7 級(jí)精度；z1＝20 z2＝9663． 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）（1） 試選 Kt＝1.3（2） 由[1]表 10－7 選取尺寬系數(shù) φd＝1（3） 由[1]表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) 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(qiáng)度極σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式 10－13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9N2＝N1/4.8＝8.35×10e8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(shí)（6） 由[1]圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa2） 計(jì)算（1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t≥ ??321·*. ???????HEdtZuTKσφ= =37.0433 235.819.4·065.92. ???????（2） 計(jì)算圓周速度v= = =2.77391062?ndtπ 03.7π（3） 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) 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(jì)算載荷系數(shù)K 由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=2.7739m/s,7級(jí)精度，由[1]圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.14；由[1]表10—4查得 7級(jí)精度小齒輪相對支撐非對稱布置時(shí) KHB的計(jì)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(shù)K=KAKVKHαK Hβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按實(shí)際的載荷系數(shù)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(jì)算模數(shù) m m = mm=2.0551zd?298。4． 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由[1]式(10 —5)m≥ ??321·cosFSadYzKσφ β?1） 確定計(jì)算參數(shù)由[1]圖 10-20c 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 σF2=380MPa由[1]10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 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(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFαK Fβ=1×1.12× 1.2×1.33=1.7875（2） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10－5 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 計(jì)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(shù)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(shè)計(jì)計(jì)算m≥ 3201634.·01*6543.978.*.?e=1.4212對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=29Z1=d1/m=41.1097/2≈21 大齒輪齒數(shù)，Z2=u* Z1=4.8*21=1005． 幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)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(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =42mm，d2 =200mmmz1?z2?3） 計(jì)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(yàn)算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 Nm/s 1058.2419.3*???AbFtk結(jié)果合適5） 由此設(shè)計(jì)有模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 齒數(shù)小齒輪 2 42 47 21大齒輪 2 200 42 1006） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。B 低速齒的輪計(jì)算輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù)2.7654KW 297.92r/min 3.2 88.6177N·m 1.31．選精度等級(jí)、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(jí)選用 7 級(jí)精度；3）試選小齒輪齒數(shù) z1＝24，大齒輪齒數(shù) z2＝77 的；2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（10—21）試算，即 m=2Z1=21Z2=100d1=42d2=200a==121B1=47mmB2=42mm Ft=1048.18 N95.27?AbFtk7 級(jí)z1＝24z2＝77dt≥2.32* ??321·???????HEdtZuTKσφ103. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選 Kt＝1.3（2） 由[1]表 10－7 選取尺寬系數(shù) φd＝1（3） 由[1]表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) 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(qiáng)度極限 σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 σHlim2＝550MPa；（5） 由[1]式 10－13 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)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(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(shí)（6） 由[1]圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（7） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa[σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa4. 計(jì)算（8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1td1t≥ ??321·*2. ???????HEdtZuTKσφ= =62.93493 235.819.·067.8.?1) 計(jì)算圓周速度v= = =0.9810 m/s1062?ndtπ 1062.7*34.?π2) 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) 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(jì)算載荷系數(shù) K 由[1]表 10—2 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1根據(jù) v=0.4230 m/s,7 級(jí)精度，由[1]圖 10—8 查得動(dòng)載系數(shù) 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(jí)精度小齒輪相對支撐非對稱布置時(shí)的 KHB 計(jì)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(shù)K=KAKVKHαK Hβ=1×1.14×1.1×1.414=1.77314) 按實(shí)際的載荷系數(shù)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(jì)算模數(shù) m m = mm≈3.48901zd?086) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。由[1]式(10 —5)m≥ ??321·FSadYzKTσφ5 確定計(jì)算參數(shù)由[1]圖 10-20c 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 σF2=380MPa由[1]10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) S=1.4 見[1]表 10-12 得[σF1]= （KFN1*σF1 ）/S= =303.57Mpa4.150*8[σF2]= （KFN2*σF2 ）/S= =238.86Mpa31）計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFαK Fβ=1×1.12× 1.2×1.33=1.78752） 查取應(yīng)力校正系數(shù)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(jì)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(shù)值大。6 設(shè)計(jì)計(jì)算m= = =3.4485??321·FSadYzKTσφ3201634.·01*67.85.?e對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=3.5 ， （見機(jī)械原理表 5-4，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=69.9349/3.5≈19.9814≈20大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=3.2*20=647 幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)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(jì)算齒輪寬度3） 計(jì)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(yàn)算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 NN/mm。結(jié)果合適107.367094.251*???AbFtk8） 由此設(shè)計(jì)有模數(shù) 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(shè)計(jì)（在本次設(shè)計(jì)中由于要減輕設(shè)計(jì)負(fù)擔(dān)，在計(jì)算上只校核一根低速軸的強(qiáng)度）A 低速軸 3 的設(shè)計(jì)1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)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(hào)鋼。根據(jù)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(yīng)，固需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。4 聯(lián)軸器的型號(hào)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(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003（見表[2]8-2） ，選用 GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)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(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(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mmb 初步選擇滾動(dòng)軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉 大量生產(chǎn)價(jià)格最低，固選用深溝球軸承又根據(jù) d2-3=42mm 選 61909 號(hào)右端采用軸肩定位 查[2] 又根據(jù) 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(yīng)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(hào)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(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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 e 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(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動(dòng)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(shí)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(dòng)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(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)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(diǎn)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(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計(jì)算齒輪 Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 NFr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N通過計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C 的強(qiáng)度） 根據(jù)[1]式 15-5 及表[1]15-4 中的取值，且 ≈ 0.6（式中?的彎曲應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取≈0.3 ；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取≈0.6 ）?1）計(jì)算軸的應(yīng)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(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此 σca ，大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承 在本次設(shè)計(jì)中盡可能統(tǒng)一型號(hào),所以選擇 6005 號(hào)軸承64.2??S3.1?=13.606caS=886.15NtFFr=322.53N=23.53mmmind6005 號(hào)軸承5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A 擬定軸上零件的裝配方案B 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(jì)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(hào)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(nèi)壁為 a=12mm，因?yàn)榇簖X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(nèi)壁的厚度又因?yàn)樵趦升X輪嚙合時(shí)，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(nèi)壁的距離為 12mm 由于第三軸的設(shè)計(jì)時(shí)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(shí)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(dòng)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(shè)計(jì)1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)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(hào)鋼。根據(jù)表[1]15-3 選取 A0=112。于是有 mnPd24.139.*1230min ??4 聯(lián)軸器的型號(hào)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(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003（見表[2]8-2） ，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 d1-2=16mm4 聯(lián)軸器的型號(hào)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(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003（見表[2]8-2） ，選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)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(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=40mmb 初步選擇滾動(dòng)軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈=8`-16`〉 ，大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承 ,又根據(jù) d2-3=18mm,所以選 6004 號(hào)軸承。右端采用軸肩定位 查[2] 又根據(jù) 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(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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 ，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(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離 s,取 s=8mm已知滾動(dòng)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?yàn)閮奢S承距離為 189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表[1 ] 表 15-2取 1.0mm六．滾動(dòng)軸承的計(jì)算根據(jù)要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動(dòng)軸承進(jìn)行校核 ，在前面進(jìn)行軸的計(jì)算時(shí)所選軸 3 上的兩滾動(dòng)軸承型號(hào)均為 61809，其基本額定動(dòng)載荷 ，基本額定靜載荷 ?，F(xiàn)對它們NCr4650?NCr43200?進(jìn)行校核。由前面求得的兩個(gè)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(yuǎn)大于軸承 2，所以只需對軸承 2 進(jìn)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(jù)[1]表 13-5，深溝球軸承的最小 e 值為 0.19，故此時(shí) 。eFra?2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 P，根據(jù)[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(yàn)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(shí)間）,根據(jù)[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(jì)算按要求對低速軸 3 上的兩個(gè)鍵進(jìn)行選擇及校核。1）對連接齒輪 4 與軸 3 的鍵的計(jì)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=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(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由[1]表 6-2 查得許用擠壓應(yīng)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(jù)[1]式（6-1 ）可得所以aakldTpp 10][6.43524710.610233 ??????所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)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(jì)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=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(qiáng)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(yīng)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(jù)[1]式（6-1 ）可得 aakldTpp 10][4.6356041.33 ???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 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(hào)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(dòng)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(hào)為 L-AN32。由于滾動(dòng)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(hào)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進(jìn)行具體設(shè)計(jì)：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(jù)經(jīng)驗(yàn)公式： （T 為低速軸轉(zhuǎn)矩，N·m）81.04???可取 。m5.8為了保證結(jié)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(shè)計(jì)得更厚些。2.合理設(shè)計(jì)肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強(qiáng)肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因?yàn)殍T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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)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(shè)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(diǎn)，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(xì)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(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)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(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)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(yùn)減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣下面設(shè)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(shè) 2 個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。十.設(shè)計(jì)總結(jié)通過設(shè)計(jì)，該展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器具有以下特點(diǎn)及優(yōu)點(diǎn)：1）能滿足所需的傳動(dòng)比齒輪傳動(dòng)能實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定的傳動(dòng)比，該減速器為滿足設(shè)計(jì)要求而設(shè)計(jì)了 1∶10.96 的總傳動(dòng)比。2）選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強(qiáng)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(qiáng)度及剛度由于二級(jí)展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設(shè)計(jì)要求最高，通過了對軸長時(shí)間的精心設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的軸具有較大的剛度，保證傳動(dòng)的穩(wěn)定性。4）箱體設(shè)計(jì)的得體設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)時(shí)考慮到要盡量減少工件與刀具的調(diào)整次數(shù)，以提高加工的精度和生產(chǎn)率。此外，所設(shè)計(jì)的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)，可以完全滿足設(shè)計(jì)的要求。（6）由于時(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計(jì)算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。十一.參考資料[1]《機(jī)械設(shè)計(jì)》 （第七版）—濮良貴，紀(jì)名剛主編北京：高等教育出版社，2006。25[2]《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊》 ，同濟(jì)大學(xué)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(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版；[5]《工程機(jī)械構(gòu)造圖冊》 ，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編[6]《機(jī)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(shù)測量（第四版） 》 ，中國計(jì)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。