機械設計課程設計二級圓柱齒輪減速器計算說明書.doc

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機械設計課程設計 計算說明書 設計題目：二級圓柱齒輪減速器 專業(yè)、班級： 學號： 學生姓名： 指導教師： 成績： 2015年 7 月18 日 浙江科技學院 機械與汽車工程學院 目 錄 1. 設計任務書…………………………………………………………2 2. 前言…………………………………………………………………3 3.電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算 箱體設計及說明 …………………………………………………………………… 4 4.帶傳動設計 …………………………………………………………8 5.齒輪設計…………………………………………………………… 11 6.軸類零件設計……………………………………………………… 26 7.軸承的壽命計算…………………………………………………… 38 8.鍵連接的校核……………………………………………………… 40 9.潤滑及密封類型選擇 …………………………………………… 41 10.箱體設計及說明 ………………………………………………… 42 11.設計小結 ………………………………………………………… 44 12.參考文獻 ………………………………………………………… 44 1.設計任務書 1.1課程設計的目的 課程設計是機械設計課程的最后一個教學環(huán)節(jié)。課程設計時要綜合運用本課程所學知識，以及如制圖、工程力學、機械制造、材料及熱處理、極限與配合等課程的知識，獨立地進行設計。本課程設計是學生學習過程中的第一個比較全面的獨立進行的設計訓練，是一個很重要的教學環(huán)節(jié)。 ① 學習機械設計的一般方法，了解簡單機械裝置、通用零件的設計過程和一般步驟。 ② 進行基本的工程訓練。例如，設計計算、驗算、估算及數據處理，繪圖表達，使用參考資料、設計手冊、標準和規(guī)范，編制設計計算書等技術文件。 ③ 樹立正確的科學的設計思想，培養(yǎng)獨立進行工程設計的能力，為今后進行專業(yè)課程設計和畢業(yè)設計，以及從事其他設計打下良好的基礎。 ④ 鞏固和加深各先修課的基本理論和知識，融會貫通各門課程的知識于設計中。 1.2課程設計的內容 1、減速器內部傳動零件(齒輪和軸)的設計計算。 2、聯軸器、軸承和鍵的選擇和校核驗算。 3、減速器附件的選擇及說明。 4、箱體結構的設計。 5、潤滑和密封的選擇和驗算。 6、裝配圖和零件圖的設計和繪制。 7、設計計算說明書的整理和編寫。 1.3課程設計的任務和要求 1）裝配圖1張(1號或0號圖紙)； 2）零件圖3張(齒輪或蝸輪、軸或蝸桿、箱體或箱蓋)； 3）設計計算說明書1份(不少于6000字)。 2.前言 2.1傳動方案的擬定 采用普通V帶傳動加二級斜齒輪傳動，如圖2.1 圖2.1 2.2原始數據 輸送帶工作拉力 F=2.8KN，輸送帶速度 V=0.8m/s，卷筒直徑D=550mm。 3. 電機選擇 3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。 3.2 選擇電動機的容量 工作機有效功率P=,根據題目所給數據F=2.8KN，V=0.8m/s。則有：P===2.24KW 從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 = 式中，，，，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯軸器效率，卷筒效率。據《機械設計課程指導書》表1可知=0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.96，則有： =0.960.970.990.96 =0.79 所以電動機所需的工作功率為： P===2.84KW 3.3 確定電動機的轉速 按《機械設計課程指導書》表1推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=8~40和帶的傳動比I=2~4，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為： I=I齒I帶=（8~40）（2~4）=16~160 工作機卷筒的轉速為 n== 所以電動機轉速的可選范圍為 n=In=（16~160）27.78 =（444.5~4444.8） 符合這一范圍的同步轉速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四種。根據容量和轉速，由有關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如下表。 型 號 額定 功率 額定 電流 轉速 效率 功率 因數 堵轉 轉矩 堵轉 電流 最大 轉矩 噪聲 振動 速度 重量 額定 轉矩 額定 電流 額定 轉矩 1 級 2 級 kW A r/min % COSФ 倍 倍 倍 dB(A) mm/s kg Y100L-2 3 6.4 2880 82.0 0.87 2.2 7.0 2.3 74 79 1.8 34 Y100L2-4 3 6.8 1430 82.5 0.81 2.2 7.0 2.3 65 70 1.8 35 Y132S-6 3 7.2 960 83.0 0.8 2.0 6.5 2.2 66 71 1.8 66 Y132M-8 3 7.7 710 82.0 0.7 2.0 5.5 2.0 61 66 1.8 76 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適。因此選定電動機型號為Y132S-6 3.4 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 I= 2）分配到各級傳動比 I= 已知i0的合理范圍為2~4。初步取V帶的傳動比=2.5則 i 3）分配減速器傳動比 參考《機械設計課程指導書》圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為 3.5 傳動裝置的運動和動力參數計算 各軸轉速 各軸輸入功率 (式中： ) 各軸轉矩 TI=Tdi0η01=28.252.50.96=67.8Nm TII=TIi1η12=67.84.40.980.97=283.58Nm TIII=TIIi2η23=283.583.150.980.97=849.15Nm T工作機軸=TIIIη4η2=849.150.980.99=823.85Nm T輸出=T輸入0.98 (式中： ) 運動和動力參數表 軸名 效率P Kw 轉矩T Nm 轉速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 2.84 28.25 960 2.5 0.96 I 軸 2.73 2.68 67.8 66.44 384 4.4 0.95 II 軸 2.60 2.55 283.58 277.91 87.3 3.15 0.95 III 軸 2.47 2.42 849.15 832.17 27.7 1.00 0.97 卷筒軸 2.40 2.35 823.85 807.37 27.7 4.帶傳動設計 4.1 確定計算功率P 據《機械設計》表8-8查得工作情況系數K=1.1。故有： P=KP 4.2 選擇V帶帶型 據P和nm查《機械設計》圖8-11選用A帶。 4.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d由《機械設計》表8-7和8-9，取小帶輪直徑d=100mm。 （2）驗算帶速v，有： =5.03 因為5.03m/s在5m/s~30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d 取=250mm 4.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)根據《機械設計》式8-20初定中心距a=500mm (2)計算帶所需的基準長度 =1561mm 由《機械設計》表8-2選帶的基準長度L=1550mm （3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 4.5 驗算小帶輪上的包角 4.6 計算帶的根數z （1）計算單根V帶的額定功率P 由和r/min查《機械設計》表8-4得 P=0.95KW 據nm=960，i=2.5和A型帶，查《機械設計》8-5得 P=0.11KW 查《機械設計》表8-6得K=0.96，K=0.98，于是： P=(P+P)KK =（0.95+0.11）0.960.98 =0.9972KW （2）計算V帶根數z 故取4根。 4.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F） 由《機械設計》表8-3得A型帶的單位長質量q=0.105。所以 =158.1N 4.8 計算壓軸力F F=2Fsin（α/2）=24158.1sin（162.6/2） =1250N 設計結論 選用A型普通V帶4根，基準帶長L0=1640，基準直徑dd1=100mm，dd2=250mm，中心距a=471.75~541.5mm，F0=158.1N 5.齒輪設計 5.1高速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 （1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動，壓力角取20； （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，參考《機械設計》表10-6， 故用8級精度； （3）材料的選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； （4）選小齒輪齒數為Z1=24，大齒輪齒數Z2可由Z2=Z1得 Z2=105.6，取107； （5）初選螺旋角β=14 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）按公式： d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 1）確定公式中各數值 ①試選KHt=1.3。 ②由《機械設計》表10-7選取齒寬系數?d=1。 ③計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： T1=6.78104N。 ④由《機械設計》表10-5查的材料的彈性影響系數ZE=189.8MP ⑤由《機械設計》表10-20查取區(qū)域系數ZH=2.433 ⑥由《機械設計》式（10-21）計算接觸疲勞強度的重合度系數Zε αt =arctan（tanαncosβ） =arctan（tan20cos14） =20.562 αat1 = arcos（z1cosαtz1+2 han*cosβ）=arcos（24cos20.56224+21cos14）=29.974 αat2 = arcos （z2cosαtz2+2 han*cosβ）=arcos107cos20.562107+21cos14=23.13 εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 107 (tan23.13-tan20.562 )2 π = 1.66 εβ =?dz1tanβπ = 124tan14π =1.905 Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.663 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.66 ⑦由《機械設計》式（10-23）可得螺旋角系數Zβ Zβ=cosβ=cos14=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應力σH 由《機械設計》圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強 度極限σHlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=560MP。 由《機械設計》式（10-15）計算應力循環(huán)次數 N1 = 60 n1jLh = 6038413651610= 1.34 109 N2 =N1u =1.34 1094.4 = 3.06 108 由《機械設計》圖10-23取接觸疲勞壽命系數 KNH1 = 0.91 ，KNH2 = 0.97 取失效概率為1，安全系數S=1，有 [ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.91 5801 MPa = 528 MPa [ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.97 5601 MPa= 543.2 MPa 取[ σH]1和[ σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力 [ σH]=[ σH]1=528 MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 =321.36.7810415.44.4（2.433189.80.660.985528） mm =41.18mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①計算圓周速度。 v= m/s =0.82m/s ②計算齒寬b b==141.18 mm =41.18mm 2）計算實際載荷系數KH。 ①由《機械設計》表10-2查得使用系數KA= 1 ②根據v = 0.82 m/s ，8級精度，查《機械設計》圖10-8得動載系 數Kv = 1.05 ③齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/41.18N=3293N KA Ft1/b=13293/41.18N/mm=79.97N/mm＜100N/mm 查《機械設計》表10-3得齒間載荷分配系數KHα=1.4 ④由《機械設計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.45 則載荷系數為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.05 1.4 1.45 = 2.13 3）實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d1 =d1t3KKHt = 41.18 32.131.3 mm= 48.55 mm 及相應的齒輪模數 mn=d1cosβZ1=48.55cos1424mm=1.96 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）由式（10-20）試算齒輪模數，即 mnt ≥32 KFtT1YεYβcosβ?dz12YFαYSασF 1）確定計算參數 ①試選載荷系數KFt=1.3 ②由《機械設計》式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數 Yε。 βb=arctantanβcosαt=arctantan14cos20.562=13.14 εαv=εαcos2βb=1.66cos213.140=1.75 Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.75 = 0.68 ③由《機械設計》式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yβ Yβ=1-εββ120=1-1.90514120=0.778 ④計算YFαYSασF 由當量齒數 Zv1=Z1cos3β=24cos314=26.27，Zv2=Z2cos3β=107cos314=117 查《機械設計》圖10-17，得齒形系數YFa1=2.62，YFa2=2.18。 由《機械設計》圖10-18查得應力修正系數Ysa1=1.6、Ysa2=1.80 由《機械設計》圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.9 ,KFN2 = 0.95 由《機械設計》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由《機械設計》式（10-14）得 [σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.9 3301.4 = 212.14 MPa [σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.95 3101.4 = 210.36 MPa YFa1YSa1 σF1=2.621.6212.14=0.0198 YFa2YSa2 σF2=2.181.8210.36=0.0187 因為小齒輪的YFaYsa[ σF ]大于大齒輪，所以取 YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0198 2）計算齒輪模數 mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β?dz12YFαYSασF =321.36.781040.680.778cos141240.0198=1.64 （2）調整齒輪模數 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v d1=mntz1/cosβ=1.6424/cos14mm=40.56mm v= m/s =0.82m/s ②齒寬b b==140.56 mm =40.56mm ③齒高h及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.251.64mm=3.69mm b/h=40.56/3.69=10.99 2）計算實際載荷系數KF。 ①根據v = 0.82 m/s ，8級精度，查《機械設計》圖10-8得動載系 數Kv = 1.04 ②齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/40.56N=3343N KA Ft1/b=13343/40.56N/mm=82.40N/mm＜100N/mm 查《機械設計》表10-3得齒間載荷分配系數KHα=1.4 ③由《機械設計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.45,結合b/h=10.99，查圖10-13，得KFβ=1.35 則載荷系數為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.04 1.4 1.35 = 1.97 3）由《機械設計》式（10-13），可得實際的載荷系數算得的齒輪模 數： mn =mnt3KFKFt = 1.64 31.971.3 mm= 1.88 mm 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a =135mm 考慮模數從1.64增大到2，取中心距為134.5 （2）按調整后中心距修正螺旋角 β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos24+10722134.5=13.1 （3）計算分度圓直徑 d1=Z1mncosβ=242cos13.1mm=49.28mm d2=Z2mncosβ=1072cos13.1mm=219.7mm （4）計算齒輪寬度 b= 取b1=55mm，b2=50mm 5. 大小齒輪各參數見下表 高速級齒輪相關參數(單位mm)表5-1 名稱 符號 數值 模數 mn 2 壓力角 20 螺旋角 β 13.1 齒頂高 2 齒根高 2.5 全齒高 4.5 分度圓直徑 49.28 219.7 齒頂圓直徑 53.28 223.7 齒根圓直徑 44.28 214.7 基圓直徑 46.3 206.5 中心距 134.5 5.2低速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 （1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動，壓力角取20； （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，參考《機械設計》表10-6， 故用8級精度； （3）材料的選擇。由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； （4）選小齒輪齒數為Z1=24，大齒輪齒數Z2可由Z2=Z1得 Z2=75.6，取77； （5）初選螺旋角β=14 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）按公式： d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 1）確定公式中各數值 ①試選KHt=1.3。 ②由《機械設計》表10-7選取齒寬系數?d=1。 ③計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： T1=2.83105N。 ④由《機械設計》表10-5查的材料的彈性影響系數ZE=189.8MP ⑤由《機械設計》表10-20查取區(qū)域系數ZH=2.433 ⑥由《機械設計》式（10-21）計算接觸疲勞強度的重合度系數Zε αt =arctan（tanαncosβ） =arctan（tan20cos14） =20.562 αat1 = arcos（z1cosαtz1+2 han*cosβ）=arcos（24cos20.56224+21cos14）=29.974 αat2 = arcos （z2cosαtz2+2 han*cosβ）=arcos77cos20.56277+21cos14=24.038 εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 77 (tan24.038-tan20.562 )2 π = 1.639 εβ =?dz1tanβπ = 124tan14π =1.905 Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.6393 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.671 ⑦由《機械設計》式（10-23）可得螺旋角系數Zβ Zβ=cosβ=cos14=0.985 ⑧計算接觸疲勞許用應力σH 由《機械設計》圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強 度極限σHlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=560MP。 由《機械設計》式（10-15）計算應力循環(huán)次數 N1 = 60 n1jLh = 6087.313651610= 3.06 108 N2 =N1u =3.06 1083.15 = 9.7 107 由《機械設計》圖10-23取接觸疲勞壽命系數 KNH1 = 0.95 ，KNH2 = 0.98 取失效概率為1，安全系數S=1，有 [ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.95 5801 MPa = 551 MPa [ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.98 5601 MPa= 548.8 MPa 取[ σH]1和[ σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力 [ σH]=[ σH]1=548.8 MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 =321.32.8310514.153.15（2.433189.80.6710.985548.8） mm =66.77mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①計算圓周速度。 v= m/s =0.31m/s ②計算齒寬b b==166.77 mm =66.77mm 2）計算實際載荷系數KH。 ①由《機械設計》表10-2查得使用系數KA= 1 ②根據v = 0.31 m/s ，8級精度，查《機械設計》圖10-8得動載系 數Kv = 1.02 ③齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/66.77N=8494N KA Ft1/b=18494/66.77N/mm=127N/mm＞100N/mm 查《機械設計》表10-3得齒間載荷分配系數KHα=1.4 ④由《機械設計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.455 則載荷系數為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.02 1.4 1.455 = 2.08 3）實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d1 =d1t3KKHt = 66.77 32.081.3 mm= 78.1mm 及相應的齒輪模數 mn=d1cosβZ1=66.77cos1424mm=3.16 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）由式（10-20）試算齒輪模數，即 mnt ≥32 KFtT1YεYβcosβ?dz12YFαYSασF 1）確定計算參數 ①試選載荷系數KFt=1.3 ②由《機械設計》式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數 Yε。 βb=arctantanβcosαt=arctantan14cos20.562=13.14 εαv=εαcos2βb=1.639cos213.140=1.728 Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.728 = 0.684 ③由《機械設計》式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Yβ Yβ=1-εββ120=1-1.90514120=0.778 ④計算YFαYSασF 由當量齒數 Zv1=Z1cos3β=24cos314=26.27，Zv2=Z2cos3β=77cos314=84.29 查《機械設計》圖10-17，得齒形系數YFa1=2.62，YFa2=2.22。 由《機械設計》圖10-18查得應力修正系數Ysa1=1.6、Ysa2=1.78 由《機械設計》圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.95 ,KFN2 = 0.97 由《機械設計》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由《機械設計》式（10-14）得 [σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.95 3301.4 = 224 MPa [σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.97 3101.4 = 214.79 MPa YFa1YSa1 σF1=2.621.6224=0.0187 YFa2YSa2 σF2=2.221.78214.79=0.0183 因為小齒輪的YFaYsa[ σF ]大于大齒輪，所以取 YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0187 2）計算齒輪模數 mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β?dz12YFαYSασF =321.32.831050.6840.778cos141240.0187=2.384 （2）調整齒輪模數 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v d1=mntz1/cosβ=2.3824/cos14mm=56.4mm v= m/s =0.26m/s ②齒寬b b==156.4 mm =56.4mm ③齒高h及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.252.384mm=5.13mm b/h=56.4/5.13=10.99 2）計算實際載荷系數KF。 ①根據v = 0.26 m/s ，8級精度，查《機械設計》圖10-8得動載系 數Kv = 1.02 ②齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/56.4N=10035N KA Ft1/b=110035/56.4N/mm=178N/mm＞100N/mm 查《機械設計》表10-3得齒間載荷分配系數KFα=1.4 ③由《機械設計》表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時，KHβ=1.45,結合b/h=10.99，查圖10-13，得KFβ=1.455 則載荷系數為 K =KAKvKFαKFβ = 1 1.02 1.4 1.35 = 1.92 3）由《機械設計》式（10-13），可得實際的載荷系數算得的齒輪模 數： mn =mnt3KFKFt = 2.38431.921.3 mm= 2.65 mm 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a =168.5mm 考慮模數從2.65增大到3，取中心距為168 （2）按調整后中心距修正螺旋角 β=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos26+8332168=13.29 （3）計算分度圓直徑 d1=Z1mncosβ=263cos13.29mm=80.15mm d2=Z2mncosβ=833cos13.29mm=255.85mm （4）計算齒輪寬度 b= 取b1=86mm，b2=81mm 5. 大小齒輪各參數見下表 低速級齒輪相關參數(單位mm)表5-2 名稱 符號 數值 模數 mn 3 壓力角 20 螺旋角 β 13.29 齒頂高 3 齒根高 3.75 全齒高 6.75 分度圓直徑 80.15 255.85 齒頂圓直徑 86.15 261.85 齒根圓直徑 72.65 248.35 基圓直徑 75.3 240.4 中心距 168 6.軸類零件設計 6.1高速軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得p1=5.68KW，n=384r/min，T1=6.64N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=49.28mm 而 Ft1=2695N Fr1=Ftanαncosβ=2695tan20cos13.1=1007 壓軸力F=1250N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40CrNi鋼，調質處理據《機械設計》表15-3，取A=110，于是得： d=Amm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%故d＞23.12mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=25mm，查《機械設計》表8-11知帶輪寬B=3e+2f=315+29=63mm故此段軸長取60mm。 4. 軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖6-1 圖6-1 （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=25mm，l=60mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的寬度為40mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段左端的距離為30mm。故取l=70mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=27mm。 3）初選軸承，選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據d=27mm，由軸承目錄里初選3306號其尺寸為d=30mm，b=20mm故d=30mm。又左邊采用軸肩定位取=35mm所以l=105.5mm，=38mm，=10mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=34mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為55mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=52mm。齒輪左邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用3306軸承，則此處d=30mm。取l=42.5mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機械設計》表6-1查得平鍵截面bh=87,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為50mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣按d由《機械設計》表6-1查得齒輪與軸的連接用平鍵10845，齒輪與軸之間的配合為，軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖6-2。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-3 圖6-3 現將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1622N F=1379N F=757N F=1938N M=81352N M=137500 M=114332N M=81352+114332=140321N M=M=137500N T1=6.64104N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據《機械設計》式15-5及上面的數據，取=0.6軸的計算應力: =37.1MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計》表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 6.2 中速軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面的計算得p2=2.55kw， n2=87.3r/min， T2=2.78105 N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=219.7mm d=80.15mm 而 Ft2=Ft1=2695, Fr2=Fr1=1007 Ft3=6937N， Fr3=Ft3tanαncosβ=6937tan20cos13.29=2592N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據《機械設計》表15-3，取A=110，于是得： d=A03p2n2=A032.5587.3=33.87mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%故d=37.26mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作條件可選32008，其尺寸為：db=4019故d=40mm，右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取22mm，所以l=44mm 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-4 圖6-4 （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為50mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=47mm，d=43mm。 2）III-IV段為高速級大齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =12mm，d=48mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為86mm可取l=83mm，d=43mm 4）V-VI段為軸承同樣選用圓錐滾子軸承32008，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為20mm，則 l =42mm ，d=40mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表6-1查得平bhl=12840，按d得平鍵截面bhl=12876，其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2取軸端倒角為2.軸肩處圓角見圖6-5。 圖6-5 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。 圖7-4 現將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=165N ，F=1420N F=4285N ，F=5345N M=9643N，M=98702Nmm M=-250662N，M=-371489N M==250848N M==384378N T=2.78N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面。則根據《機械設計》式15-5及上面的數據，取=0.6軸的計算應力: =52.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計》表15-1查得[]=60Mp，。 7.3低速軸的設計計算 1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P3=2.42KW，n3=27.7r/min，T3=8.07105N 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=255.85mm 而 F=6308N F=F63112359N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據《機械設計》表15-3，取A=110，于是得： d=A48.8mm 同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件上網查得可選用HL5型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩為2000000N。半聯軸器孔徑d=55mm，故取d=55mm半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度l=107mm。 4. 軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-7 圖6-7 （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為滿足半聯軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=60mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長為107mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現取l=105mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋，寬度=37mm。據d =60mm和方便拆裝可取l=65mm。 3）初選軸承，選用圓錐滾子軸承，參照工作要求d=65mm，由軸承目錄里初選32013號其尺寸為d=65mm100mm23mm，l=23mm由于右邊是軸肩定位，d=70mm，l=76.5mm，d=75mmmm，l=10mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=70mm，已知齒輪寬為81mm取l=78mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，軸肩高h=5mm則此處d=65mm。取l=48.5mm （3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機械設計》表,6-1查得平鍵截面b，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為90mm。選擇半聯軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵2012，齒輪與軸之間的配合為，軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖6-8。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-9。 圖6-9 現將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=1517N F=842N F=4057N F=2251N M=-115314N M=308352N M=（-115314）2+3083522=329209N T3=8.07N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據《機械設計》式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =17MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計》表15-1 查得[]=60Mp，，故安全。 7.軸承的壽命計算 7.1 高速軸上的軸承33006壽命計算 預期壽命： 已知N， F=1622N F=1379N F=757N F=1938N P1=Fr1=1790N P2=Fr2=2379N 649053h>58400h 故 I軸上的軸承33006在有效期限內安全。 7.2 中速軸上軸承32008的壽命計算 預期壽命： 已知N， F=165N ，F=1420N F=4285N ，F=5345N P1=Fr1=4288N P2=Fr2=5530N 306994h>58400h 故II軸上軸承32008在有效期限內安全。 7.3 低速軸上軸承32013的壽命計算 預期壽命： 已知N， F=1517N F=842N F=4057N F=2251N P1=Fr1=4331N P2=Fr2=2403N 10188918h>58400h 故III軸上的軸承6214滿足要求。 8.鍵連接的校核 8.1 高速軸上鍵的強度校核 查《機械設計》表6-2得許用擠壓應力為 由《機械設計》式（6-1）VI-VII段 故此鍵能安全工作。 I-II段 故此鍵能安全工作。 8.2 中速軸上鍵的校核 查《機械設計》表6-2得許用擠壓應力為 由《機械設計》式（6-1）II-III段 故此鍵能安全工作。 IV-V段 故此鍵能安全工作。 8.3 低速軸上鍵的校核 查《機械設計》表6-2得許用擠壓應力為 由《機械設計》式（6-1）I-II段 故此鍵能安全工作。 Ⅵ-Ⅶ段 故此鍵能安全工作。 9.潤滑及密封類型選擇 9.1 潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。 9.2 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現密封。 3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。 10. 箱體設計及說明 10.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，油孔處還有慮油網。 10.2 油面指示裝置設計 油面指示裝置采用油尺指示。 10.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。選 型通氣帽。 10.4 放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。選型外六角螺塞。 10.5 起吊環(huán)的設計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。 10.6 起蓋螺釘的選擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 10.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯接凸緣長度方向的兩端，各裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 10.8 鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結構尺寸的確定 鑄鐵減速器箱體結構尺寸如下表10-1： 表10-1鑄鐵減速器箱體結構尺寸 部位名稱 符號 公式 尺寸值 箱座厚度 8 箱蓋厚度 8 箱座凸緣厚度