輸送?--渦輪蝸桿減速機dary

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1、目錄 一、 設計任務………………………………………………(2) 二、 傳動方案的擬訂………………………………………(3) 三、 電動機的選擇…………………………………………(4) 四、 傳動比的計算與分配…………………………………(4) 五、 各軸的轉速，功率和扭矩……………………………(4) 六、 聯(lián)軸器的設計計算………………………………………(5) 七、 傳動零件的計算和軸系零件的選擇…………………(8) 八、 軸的計算……………………………………………...(17) 九、 軸承的選擇與校核……………………………………(27) 十、 鍵的選擇與校核……………………………

2、…………(34) 十一、 密封和潤滑…………………………………………(35) 十二、 小結…………………………………………………(36) 十三、 參考資料……………………………………………(36) 附圖….……………………………………………………….(37) 課程設計任務書 內 容 及 任 務 一、 設計的主要技術參數(shù)： 運輸鏈牽引力: F=11×103 N 輸 送 速 度 : V=0.36m/s 鏈輪: 齒數(shù)Ｚ=8,P=80 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差±5%. 二、 設計任

3、務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。 三、 每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務： （1） 減速機裝配圖1張； （2） 零件工作圖2張； （3） 設計說明書1份（6000~8000字）。 進 度 安 排 起止日期 工 作 內 容 傳動系統(tǒng)總體設計 傳動零件的設計計算； 減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 ［1］濮良貴，紀名剛.機械設計［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［

4、2］金清肅.機械設計課程設計［Ｍ］.武漢：華中科技大學出版社，2007. 二、傳動方案的擬定 1,由于聯(lián)軸器傳動工作平穩(wěn)性好,所以選用聯(lián)軸器傳動; 2,圓錐齒輪傳動結構緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高,所以減速器選擇選擇圓錐與圓柱齒輪; 3,考慮到制造成本與實用性,圓錐與圓柱齒輪都選用斜齒. 傳動方案簡圖如下: 計算與說明 重要結果 三、設計方案分析 I 選擇電動機的類型和結構 因為裝置的載荷平穩(wěn)，長期工作，因此可選用鼠籠型異步電動機，電機結構簡單，工作可靠，維護容易，價格低廉，、配

5、調速裝置，可提高起動性能。 II確定電動機功率和型號 運輸帶機構輸出的功率： 傳動系得總的效率： 1à聯(lián)軸器的效率,取0.99 2à滾動軸承效率,取0.98 3à錐齒輪的(閉式8級精度)傳動效率,取0.95 4à圓柱斜齒輪的效率,取0.96 η5à聯(lián)軸器傳動效率,取0.97. 電機所需的功率為： 由題意知，斜齒錐形齒輪放在第一級，不宜傳輸過大的轉矩，同功率的電機如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），選擇Y132M1-6 比較合理，額定功率p=1.5kw,滿載轉速960/min. 四、傳動比的計算與分配 運輸機的轉

6、速（r/min） nw=60v／(πD)=0.7×60/(3.14×263×10-3)=47.7 總傳動比: i=960/47.7=20.12 取聯(lián)軸器輪傳動比i1=3 取高速級錐形齒輪傳動比 i2=2 斜齒圓柱齒輪傳動比: i3=3.36 五、聯(lián)軸器的選擇 Ⅰ軸的聯(lián)軸器: 由于電機的輸出軸軸徑為28mm 查[1]表14-1由于轉矩變化很小可取KA=1.3 1.3× 又由于電機的輸出軸軸徑為28mm 查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩[n]=63N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為20~28之間，由于電機的軸

7、徑固定為28mm,而由估算可得1軸的軸徑為20mm。 故聯(lián)軸器合用: Ⅲ的聯(lián)軸器: 查[1]表14-1轉矩變化很小可取KA=1.3 1.3×361.174=469.52 N.m 查[2]p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7,其許用轉矩[n]=500N.m,許用最大轉速為3600r/min, 軸徑為40~48之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯(lián)軸器合用. Pw=3.9kw η=0.8242 Pd=4kw nw=47.7 i=20.12 i1=3

8、i2=2 i3=3.36 n1=960 n2=320 n3=160 n4=47.62 計算與說明 重要結果 計算與說明 重要結果 六、傳動零件設計計算和軸系零件的選擇： 1， 傳動零件設計計算。 因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效形式主要是點蝕。 （1） 要求分析 1） 使用條件分析 對于錐形齒輪主動輪有： 傳動功率：p1=3.8kw 主動輪轉速：n2=320 齒數(shù)比：1：2 圓周速度：估計v≤4m/s 2） 設計任務 確定一

9、種能滿足功能要求和設計約束的較好的設計方案； 包括： 一組基本參數(shù)： 主要基本尺寸：等 2,選擇齒輪材料，熱處理方式及計算許用應力 1） 選擇齒輪材料，熱處理方式： 按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，可選用軟面齒輪，也可選用硬齒面齒輪，本例選用軟齒面齒輪并具體選用： 小齒輪：45鋼。調質處理，硬度為230~255HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，硬度為190~217HBS。 2）確定許用應力 A: 確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。 查[1]圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa

10、 查[1]圖10-20得=450Mpa, =380Mpa B: 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n2jt=60×960×1×3×8×10×300=41.472×108 N2=N1/i2=41.472×108/2=20.736×108 查[1]圖10—19得kHN1=1,kHN2=1 =580Mpa, =550 Mpa =450 Mpa =380 Mpa N1=41.472×108 N2=20.736×10

11、8 計算與說明 重要結果 C：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式 σHP1=σHlim1 kHN1/sHmin=580×1/1=580MPa σHP2=σHlim2kHN2/ sHmin=550×1/1=550MPa 查[1]圖10-18得kFE1=1 kFE2=1 σFp1=σFlim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPa

12、 σFP2=σFlim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa （2） 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1） 選擇齒輪的類型 根據(jù)齒輪的工作條件可選用斜齒圓錐齒輪，也可選用斜齒輪圓錐齒輪，本例選擇斜齒圓錐齒輪（考慮到制造成本和實用性） 2） 選擇齒輪精度等級 按估計的圓周速度和功能條件要求選擇8級精度。 3） 初選參數(shù) 初選 4） 初步計算齒輪的主要尺寸 因電動驅動，有輕微震動，查[1]表10-2得。 取 則載荷系數(shù)K 因為為斜齒圓錐齒輪，取變位系數(shù)X=0。查[1]表10-6得材料的系數(shù) 由式（10-26），可初步計算出齒輪的分度

13、圓直徑 m 等主要參數(shù)。 σHP1=580 MPa σHP2=550 MPa σFp1=273.21MPa σFP2=238.85MPa ---- 計算與說明 重要結果 驗算圓周速度 與估計值近似，且不超過速度允許值。 確定主要傳動參數(shù) 大端模數(shù) mm 取模數(shù)m=4mm。 大端分度圓直徑： 取整：b=35mm。 5） 驗算輪齒彎曲強度條件 因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算

14、。其中 查[1]表10-5 齒形系數(shù) 應力修正系數(shù) 計算與說明 重要結果 齒輪的工作應力： 斜齒輪圓錐齒輪的設計結果如下： 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)z 26 52 直徑d（mm） 104 208 模數(shù)m 4 4 錐距R（mm） 116.3 齒寬b（mm） 35 斜齒圓柱齒輪的設計 1)運輸機為一般

15、工作機器，速度不高故選用8級精度 2)小齒輪:45號鋼.調質處理,齒面硬度取230HBS 大齒輪:45號鋼.正火處理,齒面硬度取190HBS 1） 選擇小齒輪的齒數(shù)z＝20， 大齒輪齒數(shù)＝3.36×20＝67.2，取=68 1. 按照齒面接觸強度設計 z＝20 z=68 計算與說明 重要結果 由設計計算公式【Ⅰ】式（10－9a）進行試算，即 d2.32

16、 （1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)K＝1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 ==1.373×N?m 3) 由【Ⅰ】表10－7選取齒寬系數(shù)Φ＝1 4) 由【Ⅰ】表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8Mpa 5) 由【Ⅰ】圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ＝660Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σ＝550Mpa。 6) 由【Ⅰ】式10－12計算應力循環(huán)次數(shù)。 N=60njL=60×160×1×(3×8×300×10)=6.912×108 N==2.06×10 7) 由【Ⅰ】圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.9

17、5；K＝0.97 8) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由【Ⅰ】式（10－12）得 [σ]==0.95×600Mpa=570Mpa [σ]==0.97×550Mpa=533.5Mpa K＝1.3 T=1.373×N?m Φ＝1 Z=189.8Mpa σ＝660Mpa σ＝550Mpa N=6.28×108 N=1.57×10 K＝0.95 K＝0.97 [σ]=570Mpa [σ]=533.5MPa 計算與說明 重要結果

18、 （2） 計算 1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，代入[σ]中較小的值。 d2.32 ＝＝71.535mm 2) 計算圓周速度v。 V＝＝＝0.6m/s 3) 計算齒寬b。 b＝Φ? d＝1×71.535＝71.535mm 4) 計算齒寬和齒高之比。 模數(shù) m＝＝71.535/20＝3.577mm 齒高 h＝2.25 m＝2.25×3.577＝8.04mm ＝＝8.09 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v＝0.6m/s，8級精度，由【Ⅰ】圖10－8查得動載系數(shù)K＝0.8； 斜齒輪，K＝K＝1； 由【Ⅰ】表10－2查得使用系數(shù)K＝1.0 由【Ⅰ】表1

19、0－4用插值法查得8級精度、小齒輪相對之承非對稱布置時K＝1.411 由＝8.89，K＝1.411查【Ⅰ】圖10－13得K＝1.4；故載荷系數(shù) K＝KK KK＝1×0.8×1×1.411＝1.1288 d71.535mm V＝0.6m/s b＝71.535mm m＝3.577mm h=8.04mm ＝8.09 K＝0.8 K＝K＝1 K＝1.411 K＝1.4 K＝1.1288 計算與說明 重要結果

20、6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由【Ⅰ】式10－10a得 d＝＝＝ 7) 計算模數(shù)。 m＝＝＝3.5mm 2. 按照齒根彎曲強度設計 由【Ⅰ】式（10－5）得彎曲強度的設計公式為 m （1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1. 由【Ⅰ】圖10－20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ＝450Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 σ＝380Mpa 2. 由【Ⅰ】圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K＝0.85, K＝0.88； 3. 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由【Ⅰ】式（10－12）得 [σ]＝==273.21MPa [σ]

21、==＝238.86MPa 4. 計算載荷系數(shù)K。 K＝KK KK＝1×0.8×1×1.4＝1.12 5. 查取齒形系數(shù)。 由【Ⅰ】圖10－5查得 Y＝2.65；Y＝2.255 6. 查取應力校正系數(shù)。 由【Ⅰ】圖10－5查得 Y＝1.58；Y＝1.748 d σ＝450Mpa σ＝380Mpa K＝0.85 K＝0.88 [σ]=273.21MPa [σ]=238.86MPa K=1.12 Y＝2.65 Y＝2.255 Y＝1.58 Y＝1.748

22、 計算與說明 重要結果 7. 計算大、小齒輪的并加以比較。 ＝＝0.01532 ＝＝0.0165 大齒輪的數(shù)值大。 （2） 設計計算 m＝2.534mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.49并就近進行圓整為標準值m＝2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d＝72.286mm，算出小齒輪齒數(shù) Z＝＝22 大齒輪齒數(shù) z＝3.36×22＝74 。

23、 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構比較緊湊，避免浪費。 3. 幾何尺寸的計算 1) 計算分度圓的直徑 d＝zm＝22×3.5＝77mm d＝zm＝74×3.5＝259mm 2) 計算中心距 a＝＝＝168mm 3) 計算齒輪寬度 b＝Φd＝1×77＝77mm 取B=77mm， B＝80mm。 =0.01532 =0.0165 m≥2.534mm Z=22 z=74 d＝77mm d＝259mm a=168mm b=

24、77 B=77mm B＝80mm 計算與說明 主要結果 斜齒圓柱齒輪的設計結果如下: 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 22 74 直徑d(mm) 77 2 模數(shù) m 2.5 2.5 中心距a(mm) 181.25 齒寬b(mm) 75 72.5 計算與說明 主要結果 七、軸的設計 低速軸的設計計算 1. 求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3 由前面已經求出

25、 2. 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力Ft徑向力Fr及法向載荷n的方向如圖 所示。 3.初步確定軸的最小直徑 先近式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取A0=118,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3查表14-1，考慮到轉矩變化小故取KA=1.3,則： Tca=KAT3=1.3×6678

26、19N·mm =1001728.5N·mm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩，查標準GB 5014-85 ，選用 HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000 N﹒mm . 半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm,故取dⅠ-Ⅱ=55mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm. Ft=4956N Fr=1804N dmin=48.62mm Tca=1001728.5N·mm dⅠ-Ⅱ=55 計算與說明 主要結果 4.

27、 軸的結構設計： （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 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸段需制出一軸，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ =62mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm.半軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm,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，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=82mm. 2)初步選擇滾動軸承。因軸承僅受有徑向力的作用，故選用深溝滾子球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=62mm,由軸承產品目錄中

28、初步選取0尺寸系列、標準精度級的深溝滾字球軸承6013,其尺寸為d×D×T=65×100×18,故dⅢ-Ⅳ= dⅦ-Ⅷ=65mm;而LⅦ-Ⅷ=18mm. 右端滾動軸承采用軸進行軸向定位。由手冊上查得型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此，取dⅥ-Ⅴ=77mm. 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅥ-Ⅶ=70mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為77mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 lⅥ-Ⅶ=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=79mm.軸環(huán)寬度b≥1.4h,取lⅤ-Ⅳ=12m

29、m. 4)軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm, 故取lⅡ-Ⅲ=50mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=18mm,大錐齒輪輪轂L=50mm,則 lⅦ-Ⅷ=T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mm lⅥ-Ⅴ=L+c+a+s-lⅤ-Ⅳ=（50+20+16+8-12）mm=82mm 至此

30、，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接。按dⅥ-Ⅶm由表查得b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm×10mm×70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為.滾動軸承與軸的周向定位是由于過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. dⅡ-Ⅲ= Ⅰ-Ⅱ dⅢ-Ⅳ dⅣ－Ⅴ lⅢ-Ⅳ=18mm dⅥ－Ⅶ lⅥ-Ⅶ=70mm dⅤ-Ⅵ l

31、Ⅴ-Ⅵ=12mm Ⅶ－Ⅷ=46 lⅣ-Ⅴ=82mm 計算與說明 主要結果 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2×45o,各軸肩處的國，圓角半徑見圖. 5.求軸上圓角的結構圖（圖15-26）做出軸的計算圖（圖15-24）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值（參看圖15-23）。對于6013型深溝球軸承，由手冊查得a=9mm。因此作為簡支梁的軸的支承距根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見附圖）。 從軸的結構圖以及彎矩和扭據(jù)圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的處值列與下表（參看圖15-

32、24）。 載荷 水 平 面H 垂直面V 支 反 力F 彎 矩M 總 彎 矩 扭 矩T 6 .按彎矩合成應力校核的強度 進行校核時，通常只校核上承受最大彎矩和扭據(jù)的截面（即危險截面C的強度）。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭據(jù)切應力為脈動循環(huán)變應力取а=0.6 , 軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[]=60MPa。因此 <[]，故安全。

33、 計算與說明 主要結果 7 .精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭據(jù)作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集均將削弱軸的疲勞強度，但是由于軸的最小直徑是按扭據(jù)強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最重要；從受載的情況來看，截面C上的應力最為集中。截面V上的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面V不受扭據(jù)作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中

34、均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C上也不必進行校核。截面Ⅳ和Ⅴ顯然更不需校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中糸數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側即可。 （2）截面Ⅶ的右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 截面Ⅶ上的扭矩T3為 截面上的彎曲應力 截面上扭矩切應力 軸的材料為45號鋼，調質處理。有表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經插值后可查得 = 2.0，=1.31 W= = M=13570

35、6 N·mm T3=667819 N·mm =4.94MPa =12.16MPa = 2.0 =1.31 計算與說明 主要結果 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為， 故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經表面強化處理，即,則按式（3-12）及其（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由§3-1的尺寸及§3-2的碳鋼的特性系數(shù) 于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得 故可知

36、其安全。 （3）截面Ⅶ左側 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算。 抗扭截面系數(shù) =1.82 =1.26 =2.8 =1.62 =20.21 =10.61 =9.40 W=34300 =68600 計算與說明 主要結果 彎矩M及彎曲應力為 扭矩T3及扭矩切應力為 T3=667819N.mm 過盈配合處，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附表3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數(shù)為 故該軸

37、在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即告結束。 繪制軸的工作圖，見后圖。 M=135706N.mm =3.95Mpa =9.74Mpa =3.15 =2.53 =22.10 =12.34 =10.77 附圖軸的結構與裝配 計算與說明 主要結果 中間軸的結構設計計算 1、由先前算的數(shù)據(jù): 2、初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為4

38、5鋼,調質處理.根據(jù)15-3,取, 輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑dⅠ-Ⅱ,結合軸承類型及尺寸可選取最小直徑為30mm。 3.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個圓柱滾子軸承。 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=30mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列滾子軸承30206，尺寸為,故dⅥ－Ⅶ＝30mm, lⅥ-Ⅶ=17.25mm。 。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得軸

39、承的定位軸肩,因此,取dⅤ-Ⅵ＝36mm. 2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=72.5mm,寬度為75mm。所以dⅣ－Ⅴ＝72.5mm。lⅣ-Ⅴ＝75mm。 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅱ－Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ;齒輪的左側與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設計時可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應略短于輪轂寬度,故?、颍?錐齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑dⅢ-Ⅳ＝41mm。軸環(huán)寬度,取lⅢ-Ⅳ＝19mm。 4）取齒輪距箱體內壁之距離,且軸承離壁8mm，所以lⅠ-Ⅱ=43.25mm。lⅤ-Ⅵ=24mm。

40、 dⅠ-Ⅱ＝30mm dⅥ－Ⅶ＝30mm lⅥ-Ⅶ=17.25mm dⅤ-Ⅵ＝36mm dⅣ－Ⅴ＝72.5mm lⅣ-Ⅴ＝75mm dⅡ-Ⅲ lⅡ－Ⅲ dⅢ-Ⅳ＝41mm lⅢ-Ⅳ＝19mm lⅠ-Ⅱ=43.25mm lⅤ-Ⅵ=24mm 計算與說明 主要結果 (3)軸上零件的周向定位 錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按dⅡ-Ⅲ＝35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣, 滾子軸承與

41、軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為. 圖a(中間軸的簡單結構與裝配) 圖b(高速軸的簡單結構與裝配) 計算與說明 主要結果 高速軸的結構設計計算 1、由先前算的數(shù)據(jù): 2、初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為45鋼,調質處理.根據(jù)15-3,取,于是得: 輸出軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處及安裝圓錐齒輪處軸的直徑

42、dⅠ-Ⅱ, 和 dⅥ－Ⅶ。所以dⅠ-Ⅱ＝ dⅥ－Ⅶ＝25 3.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個圓柱滾子軸承。 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=25mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列滾子軸承30206，尺寸為,故dⅥ－Ⅶ＝30mm, lⅥ-Ⅶ=17.25mm。 。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得軸承的定位軸肩,因此,取dⅤ-Ⅵ＝36mm. 2)小齒輪與軸做成一體，由前面

43、的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=77mm,寬度為80mm。所以dⅣ－Ⅴ＝77mm。lⅣ-Ⅴ＝80mm。 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅱ－Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ;齒輪的左側與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設計時可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應略短于輪轂寬度,故?、颍?錐齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑dⅢ-Ⅳ＝41mm。軸環(huán)寬度,取lⅢ-Ⅳ＝19mm。 4）取齒輪距箱體內壁之距離,且軸承離壁8mm，所以lⅠ-Ⅱ=45.5mm。lⅤ-Ⅵ=24mm。 (3)軸上零件的周向定位 錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按dⅡ-Ⅲ＝35mm查表6-1查得平

44、鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣, 滾子軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為. dⅠ-Ⅱ＝25mm dⅥ－Ⅶ＝30mm lⅥ-Ⅶ=17.25mm dⅤ-Ⅵ＝36mm dⅣ－Ⅴ＝72.5mm lⅣ-Ⅴ＝75mm dⅡ-Ⅲ lⅡ－Ⅲ dⅢ-Ⅳ＝41mm lⅢ-Ⅳ＝19mm lⅠ-Ⅱ=43.25mm lⅤ-Ⅵ=24mm 計算與說明 主要結果 八、軸承的選擇與校核 1、

45、 高速圓錐齒輪軸軸承的校核 （1） 高速圓錐齒輪軸選用圓錐滾子軸承30207，并且反裝。查（2）第128頁表13－1得： 查（1）第321頁表13－6得： （2） 軸上受力分析 軸上傳遞的轉矩 ： 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： 齒輪的軸向力： （3） 計算作用于軸上的支反力 由材料力學知識求得： ， ，

46、計算與說明 主要結果 所以有： （4） 計算派生軸向力 查（2）128頁知30207軸承的Y=1.6。 查（1）322頁表13－7公式得 S1=Fr1/2Y1=1308/2/1.6=408N S2=Fr2/2Y2=3033/2/1.6=948N （5） 計算軸承所受的軸向載荷 所以，軸承2被壓緊，軸承1被放松。由此得 ， （6） 計算當量動載荷

47、 查（2）第128頁表13-1，知： 軸承1： 查得：徑向動載荷系數(shù) 軸向動載荷系數(shù) 故軸承1的當量動載荷為 S1=408N S2=948N 計算與說明 主要結果 軸承2： 查得：徑向動載荷系數(shù) 軸向動載荷系數(shù) 故軸承2的當量動載荷為 （7） 計算軸承壽命 查（1）第318頁表13－3，可得預期計算壽命 因，故應按軸承2 來計算壽命。因為滾子軸承應取，所以

48、 所以軸承30206合格 2、 中間軸軸承的選擇與校核 （1） 中間軸選用圓錐滾子軸承30206，采用反裝。查（2）第128頁表13－1得： 查（1）第321頁表13－6得： （2） 計算徑向力 錐齒輪產生的力 計算與說明 主要結果 斜齒輪產生的力 在兩輪所受的力的作用下由材料力學知識可求得： ， ， 所

49、以有： （3） 計算派生軸向力 查（2）128頁知30206軸承的Y=1.6。 查（1）322頁表13－7公式得 S1=Fr1/2Y1=2150/2/1.6=672N S2=Fr2/2Y2=1100/2/1.6=343N S1=672N S2=343N 計算與說明 主要結果 （4） 計算軸承所受的軸

50、向載荷 已知 所以，軸承1被壓緊，軸承2被放松。由此得 ， (5) 計算當量動載荷 軸承1： 查（2）第128頁表13－1，得： 查得：徑向動載荷系數(shù) 軸向動載荷系數(shù) 故軸承1的當量動載荷為 軸承2： 查得：徑向動載荷系數(shù) 計算與說明 主要結果 軸向動載荷系數(shù) 故軸承2的當量動載荷為 (6) 計算軸承壽命 查（1）第3

51、18頁表13－3，可得預期計算壽命 因，故應按軸承1來計算壽命。因為滾子軸承應取，所以 所以軸承30206合格 3、 低速斜齒圓柱齒輪軸的選擇與校核 （1） 低速斜齒圓柱齒輪軸選用深溝球軸承2012。查（2）第130頁表13－2得： （2） 計算徑向力 由前面算得 顯然>所以只需要驗證軸承2即可

52、 計算與說明 主要結果 （3）計算當量動載荷 只受徑向力而不受軸向力，所以X=1,Y=0。查（1）第321頁表13－6得， 軸承2的當量動載荷為 （4）計算軸承壽命 查（1）第318頁表13－3，可得預期計算壽命 因為球軸承，所以。所以 所以軸承3012合格 X=1 Y=0 計算與說明 主要結果 九、鍵的選擇及計算 1、 高速圓錐齒輪軸

53、的鍵聯(lián)接的選擇及計算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 根據(jù)聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑查（1）第106頁表6-1選用健，其中，。 （2） 鍵聯(lián)接的強度校核 由工作件查（1）第106頁表6-2，靜聯(lián)接時許用擠壓應力。 對于鍵 故安全。 2、 中間軸系鍵聯(lián)接的選擇及計算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑輪廓長度，查（1）第106頁表6-1選用健 ，其中。 （2） 鍵聯(lián)接的強度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應力值與高速圓錐齒輪軸的相同。

54、 故安全。 計算與說明 主要結果 3、 低速斜齒圓柱齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑查（1）第106頁表6-1，選用健，其中。 （2） 鍵聯(lián)接的強度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應力值與高速圓錐齒輪軸的相同。

55、 故安全。 十、密封及潤滑 一、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，大的斜齒輪與大的圓錐齒輪有部分浸在油中，傳動時能使其它齒輪得以潤滑。 二、 滾動軸承的潤滑 軸承的潤滑是通過在箱座上開設油溝，在齒輪傳動時飛濺的油通過油溝流向軸承，確保軸承得以潤滑。 三、 潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決

56、定。 鏈的計算 初選中心距 取。則相應的鏈節(jié)數(shù)為 取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。 鏈傳動的最大中心距為： 式中：為中心距計算系數(shù)，由，查《機械設計手冊》（第八版）表9-7得。 所以，鏈傳動的最大中心距為 計算鏈速v，確定潤滑方式： 式中——是小鏈輪的轉速，根據(jù)鏈速和鏈號48A—1，查《機械設計手冊》可知應采用油池潤滑或飛濺潤滑。 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力： 式中：——有效圓周力，N ——壓軸力系數(shù)，水平傳動=1.15，垂直傳動=1.05。 有效圓周力為 所以，壓軸力 滾子鏈鏈輪的設計：

57、（1）鏈輪的基本參數(shù)及主要尺寸 由于選用單排鏈結構，因此鏈輪的基本參數(shù)是配用鏈條的節(jié)距p，套筒的最大外徑d1、排距pt及齒數(shù)z，則 ，，pt =87.83mm， 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 最大軸凸緣直徑 齒寬 齒側倒角 齒側半徑 齒全寬 （2）鏈輪的材料 材料應能保證輪齒具有足夠的強度和耐磨性，用15號鋼，齒面多經滲碳、淬火、回火的熱處理。工作時，小鏈輪輪齒參與嚙合的次數(shù)比大鏈輪多，磨損、沖擊較嚴重，所以小鏈輪的材料選用20號鋼，進行正火熱處理，齒面硬度較高。 4、 計算與說明 主要結果 十一，參考資料 文中標號為（1）的表示參考《機械設計》第八版, 紀名剛主編.高等教育出版社，2007 文中標號為（2）的表示參考《機械設計課程設計》， 金清肅主編。華中科技大學出版社，2007。