《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)T=300 D=300 V=0.9》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)T=300 D=300 V=0.9（37頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。
1、設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程及方案說(shuō)明重要結(jié)果一、 課程設(shè)計(jì)任務(wù)全套圖紙加V信 sheji1120或扣 33463894111. 傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置總體布置簡(jiǎn)圖如圖所示圖12. 工作情況載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)。三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)T=300N.m，D=300mm，V=0.9m/s3. 原始數(shù)據(jù)（1號(hào)題）項(xiàng)目：數(shù)值：鼓輪的轉(zhuǎn)矩T (Nm)300鼓輪的直徑D (mm)300運(yùn)輸帶帶速V （m/s）0.9帶速允許偏差 （%）5使用期限 （年）5工作制度（班/日）2二、 選擇電動(dòng)機(jī)1. 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式選擇按工作要求和工作條件，選擇Y系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)，結(jié)構(gòu)形式為臥式封閉型電動(dòng)機(jī)。2
2、. 電動(dòng)機(jī)容量1) 卷筒主軸的么輸出功率Pw Pw=Tnw9550=30057.309550 kw=1.80kW2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率 PdPd=Pw式中，為從電動(dòng)機(jī)至卷筒之間的總效率 1為滾動(dòng)軸承效率、為圓柱齒輪效率、為彈性聯(lián)軸器效率、4為卷筒軸效率。根據(jù)文獻(xiàn)【1】表2-4得：=0.99 =0.97 =0.99 =0.96。于是 =0.86 Pd=Pw=1.800.86kw=2.09 kw3）確定電動(dòng)機(jī)額定功率應(yīng)等于或稍大于輸出功率，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表20-1得,應(yīng)選擇額定功率為2.2kW的電動(dòng)機(jī)。3. 選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由文獻(xiàn)【】表2-2得：展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比為860，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可
3、選范圍為nd=nwi1i2=458.43438 r/min，根據(jù)文獻(xiàn)【】中表20-1，初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000 r/min和1500 r/min的兩種電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較，如表1方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（KW）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）各自特點(diǎn)同步滿載1Y100L1-42.215001420價(jià)格相對(duì)較低，結(jié)構(gòu)尺寸相對(duì)較大更復(fù)雜2Y112M-62.21000940價(jià)格相對(duì)較高，但結(jié)構(gòu)緊湊，裝置相對(duì)簡(jiǎn)單表1權(quán)衡利弊，希望能得到相對(duì)緊湊的結(jié)構(gòu)，選擇方案2：Y112M-6型電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)相關(guān)參數(shù)如表2電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率KW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min電動(dòng)機(jī)質(zhì)量kg外形及安裝尺寸mm同步滿載中心高H外伸軸長(zhǎng)（ED）鍵槽
4、尺寸（FGD）Y112M-62.2100094045112602887表2三、 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比1. 計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)軸的轉(zhuǎn)速可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為: i=nmnw=94057.3016.40 r/min 。2. 分配各級(jí)傳動(dòng)比展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器應(yīng)有，由文獻(xiàn)【】表2-1得單級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比推薦值為36，故選擇 =4.3，=3.8。四、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)記電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為軸，中間軸為軸，低速軸為軸1. 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 n=n0=940r/min n=ni1=9404.3=218.60r/min nw=n=ni2=2
5、18.603.8=57.53r/min2. 各軸的輸入功率P的計(jì)算Pd=2.09kWP=Pd3=2.090.99=2.069kWP=P12=2.0690.990.97=1.99kWP=P12=1.990.990.97=1.91kWPw=P3=1.910.99=1.89kW3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩TT0=9550P0n0=95502.2940=22.35NmT=9550Pn=95502.069940=21.02NmT=9550P n=95501.99218.60=86.94NmT=9550P n=95501.9157.53=317.06NmTw=9550Pw nw=95501.8957.53=313.
6、74Nm4. 計(jì)算結(jié)果整理如表3項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸中間軸低速軸輸出軸轉(zhuǎn)速（r/min）940940218.6057.5357.53功率（kW）2.22.0691.991.911.89轉(zhuǎn)矩（）22.3521.0286.94317.06313.74傳動(dòng)比14.33.81效率0.990.960.960.99表3五、 斜齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)校核與計(jì)算A. 高速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)1. 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 由文獻(xiàn)【2】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，二者硬度差為40HBS。設(shè)計(jì)的齒輪硬度小于350HBS,屬于軟齒面。2) 精度等級(jí)
7、選擇7級(jí)精度。3) 初選齒數(shù)由于減速箱屬于閉式結(jié)構(gòu)，所以齒數(shù)應(yīng)在（20,40）范圍內(nèi)。取小齒輪齒數(shù)Z1=23 ，Z2=994) 取螺旋角。初選螺旋角=14。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式文獻(xiàn)【2】式（10-21）進(jìn)行試算，即d1t32KtT1du1uZHZEH2（外嚙合去加號(hào)）1) 確定公式的各計(jì)算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6b) 已知高速級(jí)斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩T=21.02Nm=2.102104Nmm；c) 由文獻(xiàn)【2】表10-7取齒輪的齒寬系數(shù)d=1.0；d) 查文獻(xiàn)【2】圖10-26得端面重合度為 1=0.765，2=0.87，所以，=1+2=0.765+0.87=1.635
8、e) 齒數(shù)比 U=z2z1=9923=4.3f) 由文獻(xiàn)【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12；g) 由文獻(xiàn)【2】圖10-30得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433h) 由文獻(xiàn)【2】圖1021d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2=550MPa；i) 由文獻(xiàn)【2】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLk=6094012183005=1.3536109N2=N1i1=1.35361094.3=3.14791108j) 由文獻(xiàn)【2】圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95；k) 計(jì)算接觸疲勞許
9、用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=SH1，由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim1S=0.906001=540MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.955501=522.5MPa，H=H1+H22=540+522.52=531.25MPa1.23H2 所以，H=531.25MPa2) 計(jì)算a) 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計(jì)算公式得 d1t32KtTdu1uZHZEH2= 321.62.10210411.6355.34.32.433189.8531.252mm=33.71mm；取 d1t=39mm,滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度b) 計(jì)算圓周速度v=d1tn1601000=3994
10、0601000=1.92msc) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=139=39mm，mnt=d1tcosz1=39cos1423=1.65mm，h=2.25mnt=2.251.65=3.71，bh=393.71=10.51；d) 計(jì)算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318123tan14=1.824；e) 計(jì)算載荷系數(shù)K由文獻(xiàn)【2】表10-2查得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=1.92m/s，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【2】圖10-8,得KV=1.07，由文獻(xiàn)【2】表10-3，根據(jù)KAFt/b100N/mm，查得齒間載荷分配系數(shù)KH=KF=1.4，由文獻(xiàn)【2】表10-4通過(guò)插值法獲查齒向載荷分配系數(shù)K
11、H=1.4168，由bh=10.51，KH=1.4168，查文獻(xiàn)【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)KF=1.34故有載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.071.41.4168=2.122；f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)K校正初算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=3932.1221.6mm=42.85mm；g) 計(jì)算法面模數(shù)mn=d1cosz1=42.85cos1423mm=1.81mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由文獻(xiàn)【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a) 由文獻(xiàn)【2】圖10-20c,根據(jù)所選材料查得小齒輪
12、的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380Mpa；b) 查文獻(xiàn)【2】圖10-18得KFN1=0.85，KFN2=0.88c) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPa，F(xiàn)2=KFN2FE2S=0.883801.4=238.86MPad) 計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=11.071.41.34=2.007；e) 根據(jù)縱向重合度=1.824，查文獻(xiàn)【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88；f) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=23cos314=25
13、.18，zv2=z2cos3=99cos314=108.37；g) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)，通過(guò)插值法查取文獻(xiàn)【2】表10-5齒形系數(shù)查得YFa1=2.616，YFa2=2.173；應(yīng)力校正系數(shù)查得YSa1=1.591，YSa2=1.797；h) 計(jì)算大、小齒輪的YFaYSaF,并加以比較YFa1YSa1F1=2.6161.591303.57=0.01371，YFa2YSa2F2=2.1731.797238.86=0.01635；大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計(jì)算,以獲得較大mn2) 設(shè)計(jì)計(jì)算 mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=322.0072.1021040.88cos214123
14、21.6350.01635mm=1.10mm由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn=1.81mm，大于由齒根疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) mn=1.10mm，當(dāng)模數(shù)大于1.10就能夠保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，齒面接觸疲勞強(qiáng)度通過(guò)D1保證。取法面模數(shù)mn=2.0mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的直徑 d1=42.85mm來(lái)計(jì)算的齒數(shù)：z1=d1cosmn=42.85cos142.0=20.79取z1=21，則z2=Uz1=4.321=90.3，取z2=90；4. 計(jì)算幾何尺寸1) 計(jì)算中心距a=z1+z2mn2cos=21+9022cos14mm=114.40mm5. 將中心距圓整為115mm6. 按圓整后的中心距
15、修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos21+9022115=159227. 因?yàn)槁菪侵蹈淖儾欢?，故參?shù)、K、ZH等不必修正8. 計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑d1=mnz1cos=221cos15922=43.51mm， d2=mnz2cos=290cos15922=186.49mm； 2) 計(jì)算齒輪寬度b=dd1=143.51=43.51mm圓整后，取大齒輪B2=45mm，小齒輪B1=50mm；9. 計(jì)算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用名稱符號(hào)小齒輪大齒輪螺旋角15922端面模數(shù)mt2.07mm法面模數(shù)mn2.0mm法面壓力角n20分度圓直徑dd1=43.51mmd2=186.49mm齒
16、頂高h(yuǎn)aha=haf*mn=2.0mm齒根高h(yuǎn)fhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齒頂圓直徑dada1=47.51mmda2=190.49mm齒根圓直徑dfdf1=38.51mmdf2=181.49mm齒寬B50mm45mm表4B. 低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)1. 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 由文獻(xiàn)【2】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，二者硬度差為40HBS，屬于軟齒面。2) 精度等級(jí)選7級(jí)精度。3) 初選齒數(shù)小齒輪齒數(shù)Z3=24，Z4=914) 取螺旋角。初選螺旋角=14。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式文
17、獻(xiàn)【2】式（10-21）進(jìn)行試算，即d3t32KtTdu1uZHZEH21) 確定公式的各計(jì)算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6b) 已知高速級(jí)斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩T=86.94Nm=8.694104Nmm；c) 根據(jù)軟齒面性質(zhì)，由文獻(xiàn)【2】表10-7取齒輪的齒寬系數(shù)d=1.0；d) 查文獻(xiàn)【2】圖10-26得端面重合度為 3=0.780，4=0.883，所以，=3+4=0.780+0.883=1.663 e) 齒數(shù)比 U=z4z3=9124=3.8f) 根據(jù)所選材料性質(zhì)，由文獻(xiàn)【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12；g) 由文獻(xiàn)【2】圖10-30得區(qū)域系數(shù)ZH=2.43
18、3h) 由文獻(xiàn)【2】圖1021d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim3=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim4=550MPa；i) 由文獻(xiàn)【2】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3=60njLk=60218.601283005=3.148108N4=N3i2=3.1481083.8=8.284107j) 由文獻(xiàn)【2】圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.94，KHN4=0.98；k) 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= SH1，由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.946001=564MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.985501=
19、539MPa，H=H3+H42=564+5392=551.5MPa1.23H4 所以，H=551.5MPa2) 計(jì)算a) 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d3t，由計(jì)算公式得d3t32KtTdu1uZHZEH2=321.68.69410411.6634.83.82.433189.8551.52mm=52.91mm；b) 計(jì)算圓周速度v=d3tn601000=52.91218.60601000=0.61msc) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mb=dd3t=152.91=52.91mm，mnt=d3tcosz3=52.91cos1424=2.14mm，h=2.25mnt=2.252.14=4.81，bh=52.914.
20、81=10.99；d) 計(jì)算縱向重合度=0.318dz3tan=0.318124tan14=1.903；e) 計(jì)算載荷系數(shù)K由于工作平穩(wěn)，輸入為電動(dòng)機(jī)，由文獻(xiàn)【2】表10-2查得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=0.61ms，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【2】圖10-8得KV=1.03，由文獻(xiàn)【2】表10-3 ，根據(jù)KAFt/b100N/mm，查得齒間載荷分配系數(shù)KH=KF=1.4，由文獻(xiàn)【2】表10-4，通過(guò)插值法，查得齒向載荷分配系數(shù)KH=1.420，由bh=10.99，KH=1.420，查文獻(xiàn)【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)KF=1.375故有載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.031.41.420=
21、2.048；f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)K校正初算的分度圓直徑，由文獻(xiàn)【2】式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=52.9132.0481.6mm=57.44mm；g) 計(jì)算法面模數(shù)mn=d3cosz3=57.44cos1424mm=2.32mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由文獻(xiàn)【2】式（10-17）mn32KTYcos2dz32YFaYSaF1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a) 由文獻(xiàn)【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE4=380Mpa；b) 查文獻(xiàn)【2】圖10-18得KFN3=0.88，KFN4=0.93c) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲
22、勞安全系數(shù)S1.4,由文獻(xiàn)【2】式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.885001.4=314.29MPa， F4=KFN4FE4S=0.933801.4=252.43MPad) 計(jì)算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKF=11.031.41.375=1.983；e) 根據(jù)縱向重合度=1.903，查文獻(xiàn)【2】中圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88；f) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv3=z3cos3=24cos314=26.27，zv4=z4cos3=91cos314=99.62；g) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)，通過(guò)插值法查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)【2】表10-5，查得YFa3=2.592，YFa4=2.181；查取應(yīng)力校
23、正系數(shù)由文獻(xiàn)【2】表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.790；h) 計(jì)算大、小齒輪的YFaYSaF,并加以比較YFa3YSa3F3=2.5921.596314.29=0.01316，YFa4YSa4F4=2.1811.790252.43=0.01547；大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計(jì)算，以獲得較大模數(shù)2) 設(shè)計(jì)計(jì)算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=321.9838.6941040.88cos21412421.6630.01547mm=1.66mm由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn=2.32mm，大于由齒根疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) mn=1.66mm，取法面模數(shù)
24、mn=2.0mm，這時(shí)已能夠保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，接觸疲勞強(qiáng)度由d3保證。按接觸疲勞強(qiáng)度算得的直徑d3=57.44mm來(lái)計(jì)算齒數(shù)：z3=d3cosmn=57.44cos142.0=27.87取z3=28，則z4=Uz3=3.828=106.4，取z4=1074. 計(jì)算幾何尺寸1) 計(jì)算中心距a=z3+z4mn2cos=28+10722cos14mm=139.13mm將中心距圓整為139mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz3+z4mn2a=arccos28+10722139=134643因?yàn)槁菪侵蹈淖儾欢?，故參?shù)、K、ZH等不必修正3) 計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑d3=mnz3c
25、os=228cos134643=57.66mm， d4=mnz4cos=2107cos134643=220.34mm； 4) 計(jì)算齒輪寬度b=dd3=157.66=57.66mm圓整后，取大齒輪B4=60mm，小齒輪B3=65mm；5. 計(jì)算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用。名稱符號(hào)小齒輪大齒輪螺旋角134643端面模數(shù)mt2.06mm法面模數(shù)mn2.0mm法面壓力角n20分度圓直徑dd3=57.66mmd4=220.34mm齒頂高h(yuǎn)aha=haf*mn=2.0mm齒根高h(yuǎn)fhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齒頂圓直徑dada3=61.66mmda4=224.34mm齒根圓直徑dfdf3=52.
26、66mmdf4=215.34mm齒寬B65mm60mm表5兩齒輪浸油潤(rùn)滑校核： 根據(jù)文獻(xiàn)【1】表3-3可知，高速級(jí)大齒輪理論浸油深度為10mm,低速級(jí)大齒輪速度V=0.61介于0.50.8之間，ha=18.936.39mm，所以，兩個(gè)大齒輪的理論半徑差應(yīng)在8.1926.39mm之間?，F(xiàn)在，D2=186.49mm，D4=220.34mm,半徑差為16.925mm,在允許范圍內(nèi)，所以齒輪設(shè)計(jì)滿足要求。六、 輸入軸及附件設(shè)計(jì)1. 輸入軸的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 功率 P=2.069kW 轉(zhuǎn)速n=940rmin轉(zhuǎn)矩T=21.02Nm2. 求作用在齒輪上的力根據(jù)之前設(shè)計(jì)，已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為d
27、1=43.51mm 圓周力 Ft1=2Td1=22102043.51N=966N徑向力Fr1=Ft1tanncos=966tan20cos15922N=364N，軸向力Fa1=Ft1tan=966tan15922=262N3. 初步確定軸的最小直徑先按文獻(xiàn)【2】式（152）初步估算周的最小直徑，根據(jù)后面計(jì)算可知，由于e。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm，故取dI-II=35mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=60mm。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直徑和長(zhǎng)度i. I-II軸段右端制出一軸肩以滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，
28、并根據(jù)氈圈密封標(biāo)準(zhǔn)，故取II-III段的直徑dII-III=42mm，左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故-段長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器略短一些，現(xiàn)取 lI-II=59mmii. 軸承端蓋的總寬度為30mm，（由減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的B而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取lII-III=61mm。ix. 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力和軸向力，轉(zhuǎn)速不高，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=42mm，由軸承產(chǎn)品目錄,初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的角接觸球軸承7209C，其尺寸為的,所
29、以,d-=45mm。iii. 左端滾動(dòng)軸承右邊采用擋油盤(pán)進(jìn)行軸向定位，故?。ㄔ摂?shù)據(jù)由軸承外圈而定）iv. 取安裝齒輪處的軸段直徑dVI-VII=50mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤(pán)軸向定位。已知齒輪輪轂寬度為60mm，為了使擋油盤(pán)端面壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lVI-VII=56mm。齒輪左端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h0.07d,故取h=5mm, 則軸環(huán)處的直徑dV-VI=60mm，軸環(huán)寬度b1.4h=7mm，取lV-VI=10mm。v. 類同于輸入軸的方法可得其余長(zhǎng)度lIII-IV=35mml-=58.5mmlVII-VIII=49.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度
30、。vi. 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按dI-II=35mm，由參考文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，滾動(dòng)軸承的周向定位是通過(guò)過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處軸的直徑尺寸公差為k6； 低速級(jí)大斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵，按dVI-VII=50mm，由手冊(cè)查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，齒輪輪轂與軸的配合為，vii. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)【2】表15-2，取軸端倒角為（具體參考輸出軸零件圖上的標(biāo)注），各軸肩處的圓角參照機(jī)械設(shè)計(jì)表15-2。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算模型（如下）。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手
31、冊(cè)中查取a值。對(duì)于7209C型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得a=16.4mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距為， 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出齒輪所在軸段是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出該處的MH、MV及M的值列于表7。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩表76. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度，根據(jù)文獻(xiàn)【2】式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸所受到的為脈動(dòng)循環(huán)的變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 所選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 精確校核輸出軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面
32、VII過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中嚴(yán)重，同時(shí)受彎矩和扭矩作用，所以只校核截面VII（2）截面VII右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面VII右側(cè)的彎矩截面VII上的扭矩T為截面上的彎曲應(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。由文獻(xiàn)【2】表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【2】附表3-2查取。因，得又由文獻(xiàn)【2】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：由文獻(xiàn)【2】附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【2】附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【2】附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為 又
33、由及得碳鋼的特性系數(shù) ，取， ，取于是計(jì)算安全系數(shù)值，按文獻(xiàn)【2】式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。（2）截面VII左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面VII左側(cè)的彎矩截面VII上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過(guò)盈配合處的值，由文獻(xiàn)【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得；軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為則按文獻(xiàn)【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為所以軸在截面II右側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全。8. 軸承校核1) 由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算可知輸出軸滾動(dòng)軸承選用7209C型角接觸球軸承，2) 計(jì)算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過(guò)程中可知：3) 計(jì)算兩
34、軸承的計(jì)算軸向力和對(duì)于7209C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.4Fd1=eFr1=0.41249N=500NFd2=eFr2=0.41938N=775N，故軸左移，右軸承放松，左軸承壓緊4) 軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2因?yàn)檩S承運(yùn)轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻(xiàn)【2】表13-6，取，則 5) 驗(yàn)算軸承壽命Lh因?yàn)?，所以代入?yàn)算軸承壽命9. 鍵的校核 由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算可知所選平鍵分別為聯(lián)軸器鍵， p1=2T103kdl=2317.061030.5835(56-10)=98.47MPap 齒輪鍵 p2=2T103kdl=2317.061030.5950(45-14)
35、=90.91MPa2mt,所以小齒輪處不應(yīng)該做成齒輪軸。齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤(pán)進(jìn)行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使擋油盤(pán)壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h0.07d=2.49mm,故取h=5mm，則軸直徑。iii. 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑d-=35.5mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤(pán)定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使擋油盤(pán)壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸環(huán)定位，取h=5mm，與小齒輪右端定位高度一樣。iv. 類同于輸入軸端的計(jì)算方法，可算得剩余軸段的長(zhǎng)度分別為：至此，已初步確定了軸的各段直徑
36、和長(zhǎng)度。v. 軸上零件的周向定位齒輪與軸采用平鍵連接進(jìn)行周向定位。按,由參數(shù)文獻(xiàn)2表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按l-=62mm，取鍵長(zhǎng)為45mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理按d-=35.5mm，由參數(shù)文獻(xiàn)2表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按l-=42mm，取鍵長(zhǎng)為28mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位通過(guò)過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。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)算模型（如圖）。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于7206C型角
37、接觸球軸承，由手冊(cè)中查得a=12.9mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L=178.2mm，L1=59.6mm，L2=66.5mm,L3=52.1mm，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，小齒輪所在的截面處是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算該處的MH、MV及M的值列于表8。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩表86. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即小齒輪所在截面）的強(qiáng)度，根據(jù)文獻(xiàn)【2】式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 中間軸軸承校核1）
38、 由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算可知滾動(dòng)軸承選用7206C型角接觸球軸承，2） 計(jì)算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過(guò)程中可知： 3） 計(jì)算兩軸承的計(jì)算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.41Fd1=eFr1=0.412461N=1009NFd2=eFr2=0.411697N=696N，所以左軸承壓緊，右軸承放松4） 軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)檩S承運(yùn)轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取，則 5） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以代入?yàn)算軸承壽命 根據(jù)軸承壽命的計(jì)算結(jié)果得出結(jié)論：必須每3.5年對(duì)減速器進(jìn)行檢修，以保證軸承的 正常工作。8. 鍵的校核由軸
39、的設(shè)計(jì)計(jì)算可知所選平鍵分別為小齒輪鍵，大齒輪鍵 靜連接，輕微沖擊，取=110MPa九 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)箱體通過(guò)鑄造而成，起著支承軸系、保證傳動(dòng)件和軸系正常運(yùn)轉(zhuǎn)的重要作用。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。1. 基本尺寸的確定通過(guò)參考文獻(xiàn)【1】表3-1的各項(xiàng)計(jì)算獲得尺寸結(jié)果列表如下：名稱取值箱座壁厚=9mm箱蓋壁厚1=9mm箱體凸緣厚度箱座b= 14mm箱蓋b1=14mm箱底座b2=23mm加強(qiáng)肋厚度箱座m=7.65mm箱蓋m1=7.65mm地腳螺釘直徑df=16mm地腳螺釘數(shù)數(shù)4個(gè)軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=12mm箱蓋、箱座聯(lián)接 直徑d2=10mm軸承蓋螺釘直徑和數(shù)
40、目高中速軸d3=6mm，n=4低速軸d3=8mm,n=4軸承蓋外徑高中速軸D2=92mm低速軸D2=125mm觀察孔蓋螺釘直徑d4=6mm表9由文獻(xiàn)【1】表3-1查得c1、c2的值，現(xiàn)列如下：螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M27C1min13161822263434C2min111416202428322. 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 箱座高度減速器內(nèi)傳動(dòng)件采用浸油潤(rùn)滑的方式，箱座高度應(yīng)保證箱體內(nèi)儲(chǔ)存有足量的潤(rùn)滑油。 Hda42+20+7=224.342+20+20=152.17mm，圓整為H=160mm.其中，大齒輪到箱底內(nèi)壁的距離為20mm，小于3050mm的范圍內(nèi)，是為了保證油量不至
41、于超過(guò)理論油量范圍太多。油量估計(jì)：V油=(hs+20) b l=(27+20) 152 567=40506482800000。3. 箱體要有足夠的剛度1) 箱體、箱座、箱蓋、軸承座、底座凸緣等的壁厚可根據(jù)上表9的計(jì)算結(jié)果而定。2) 軸承座螺栓凸臺(tái)的設(shè)計(jì)軸承座旁螺栓凸臺(tái)的螺栓孔間距SD2（其中D2為軸承蓋外徑）螺栓凸臺(tái)高度h與扳手空間的尺寸c1、c2有關(guān)，通過(guò)作圖法確定凸臺(tái)高度h。這里，為了保證所有軸承座都比螺栓凸臺(tái)高，以中高速級(jí)所在的軸承座為基準(zhǔn)作圖獲得螺栓凸臺(tái)的高度h。3) 箱體凸緣尺寸軸承座外端面應(yīng)向外凸出510mm，以便切削加工。箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面的距離L1為B=+C1+C2+6=
42、9+18+16+6=49mmB是一個(gè)極其重要的參數(shù)，所有軸的設(shè)計(jì)中都根據(jù)B以保證各軸上軸承正面與正面（正安裝）之間的距離為一個(gè)定值并保證齒輪與齒輪的正確嚙合位置。（本人的設(shè)計(jì)中始終保證這段距離為172mm）十 減速器附件的選擇與設(shè)計(jì)1. 窺視孔和視孔蓋為了便于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)和嚙合間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油，在傳動(dòng)件嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，大小以手能伸入箱體進(jìn)行檢查操作為宜。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防潤(rùn)滑油漏出或污物進(jìn)入箱體內(nèi)。視孔蓋材料為Q235。查表文獻(xiàn)【1】表9-18取A=150mm（能看到兩
43、對(duì)齒輪的嚙合） d4=6mm（GB 70-85 M6X10）A1=A+5d4=180mmB1=155mmB=B1-5d4=125mmA0=0.5A+A1=165mmB0=0.5B+B1=140mm h=2mm(Q235)2. 通氣器減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，會(huì)因摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使受熱膨脹的氣體能自由地排出，以保證箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w接合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來(lái)，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)置通氣器。選用經(jīng)兩次過(guò)濾的通氣器，查文獻(xiàn)【1】表9-8，選用型號(hào)為M18X1.5。（具體參數(shù)參見(jiàn)參考文獻(xiàn)【1】表9-8）3. 起吊裝置為便于拆卸和搬運(yùn)減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起
44、吊裝置。1) 箱蓋起吊裝置根據(jù)文獻(xiàn)【1】表9-20箱蓋起吊裝置選用吊耳，具體參數(shù)為： d=18mm R=20mm e=15mm b=18mm2) 箱座起吊裝置箱座采用吊耳方式起吊，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表9-20知所設(shè)計(jì)的吊耳結(jié)構(gòu)尺寸如下：B=C1+C2=30mmH=0.8B=24mmh=0.5H=12mmr2=0.25B=7mmb=2=18mm4. 油面指示器選用油標(biāo)尺。油標(biāo)尺用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱體內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土?。油?biāo)尺中心線一般與水平面成45或大于45，而且注意加工油標(biāo)凸臺(tái)和安裝油標(biāo)時(shí)，不要與箱體凸緣或吊鉤相干涉查文獻(xiàn)【1】表9-14，選用游標(biāo)尺M(jìn)16（16）5. 油塞及封油墊根據(jù)
45、放油量的要求，查文獻(xiàn)【1】表9-16，選用外六角油塞，型號(hào)M16X1.56. 啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處漏出，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時(shí)會(huì)因黏接較緊而不易分開(kāi)。為此，在箱蓋或箱座上設(shè)置啟蓋螺釘，其位置宜與連接螺栓同外徑，以方便鉆孔，螺紋長(zhǎng)度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。選用GB70-85 M10X207. 定位銷兩個(gè)定位銷應(yīng)設(shè)在箱體聯(lián)接凸緣上的對(duì)角線上以使箱座、箱蓋能正確定位。此外，還要考慮到定位銷裝拆時(shí)不與其他零件相干涉。定位銷選用圓錐定位銷，其長(zhǎng)度稍大于上下箱體聯(lián)接凸緣總厚度，使兩頭露出，以便裝拆。定位銷為標(biāo)準(zhǔn)件，其直徑可取
46、凸緣聯(lián)接螺栓直徑的0.8倍。參考文獻(xiàn)【1】表14-3，選用銷GB117-86 A8X40十一 潤(rùn)滑和密封(一) 潤(rùn)滑1. 齒輪的潤(rùn)滑1) 潤(rùn)滑劑的選擇工程上，齒輪傳動(dòng)中最常用的潤(rùn)滑劑有潤(rùn)滑油和潤(rùn)滑脂兩種。潤(rùn)滑脂主要用于不易加油或低速、開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的場(chǎng)合；一般情況均采用潤(rùn)滑油進(jìn)行潤(rùn)滑。高速級(jí)v=dn601000=186.49940601000=9.18 m/s低速級(jí)v=dn601000=220.3457.53601000=0.66 m/s平均速度v=9.18+0.662=4.92 m/s查文獻(xiàn)【2】表15-1材料強(qiáng)度極限B=640MPa查文獻(xiàn)【1】表16-2v40=140 mm2/s查文獻(xiàn)【1】
47、表16-1使用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-86）N1502) 潤(rùn)滑方式選用浸油潤(rùn)滑。查文獻(xiàn)【1】表3-3高速級(jí)大齒輪浸油深度hf約為0.7齒高但不小于10mm低速級(jí)大齒輪 hs=1個(gè)齒高至1/3個(gè)齒輪半徑取hs=27mm（具體浸油深度已在上面齒輪設(shè)計(jì)結(jié)束部分闡述）2. 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑在滾動(dòng)軸承中，常采用的潤(rùn)滑劑有潤(rùn)滑油和潤(rùn)滑脂兩種形式。當(dāng)滾動(dòng)軸承的速度因數(shù)dn值(d為滾動(dòng)軸承內(nèi)徑(mm),n為軸承轉(zhuǎn)速(r/min)不超過(guò)2.5105mm(r/min)時(shí)，一般可采用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，超過(guò)這一范圍宜采用潤(rùn)滑油潤(rùn)滑。本人設(shè)計(jì)計(jì)算獲得的dn較小，所以軸承全部選用脂潤(rùn)滑。(二) 密封目的是防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。參考文獻(xiàn)1表16-8，軸承與軸之間采用氈圈密封，具體參數(shù)參見(jiàn)文獻(xiàn)1表16-9，由于采用脂潤(rùn)滑，所以軸承內(nèi)側(cè)加擋油盤(pán)，同時(shí)擋油盤(pán)還起
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)T=300 D=300 V=0.9
