兩級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)

1、<p><b>　　湖南工業(yè)大學(xué)</b></p><p>　　課 程 設(shè) 計(jì)</p><p><b>　　資 料 袋</b></p><p>　　機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 2011～2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 </p><p>　　課程名稱

2、 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 李歷堅(jiān) </p><p>　　學(xué)生姓名 劉繁 專業(yè)班級(jí) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班級(jí) 機(jī)設(shè)092 學(xué)號(hào) 09405700621</p><p>　　題 目 兩級(jí)圓錐—圓柱齒輪減速器 </p><p>　

3、　成 績(jī) 起止日期 2011 年 12 月 24 日～ 2012 年 1 月 2 日</p><p>　　目 錄 清 單</p><p>　　機(jī) 械 設(shè) 計(jì)</p><p><b>　　設(shè)計(jì)說明書</b></p><p>　　起止日期： 2

4、011年 12 月 24 日 至 2012 年 1月 2 日</p><p><b>　　機(jī)械工程學(xué)院（部）</b></p><p>　　2010年01月01日</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　一設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p>

5、;<p>　　二傳動(dòng)方案的擬訂及說明</p><p><b>　　三電動(dòng)機(jī)的選擇</b></p><p>　　四計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)</p><p>　　五軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（用低速軸進(jìn)行校核）</p><p>　　六低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　七高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的

6、設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　八低速軸軸承的校核九聯(lián)軸器的選擇</p><p><b>　　十鍵的選擇和校核</b></p><p><b>　　十一潤(rùn)滑與密封</b></p><p><b>　　十二箱體的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　十三.減速器

7、附件的選擇</p><p><b>　　十四設(shè)計(jì)小結(jié)</b></p><p><b>　　一．設(shè)計(jì)任務(wù)書</b></p><p>　　1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容</p><p>　　設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器。要求傳動(dòng)系統(tǒng)中含有兩級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器。</p><p>

8、;　　圖2-6 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖</p><p>　　1—電動(dòng)機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—兩級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器；</p><p>　　4—聯(lián)軸器；5—滾筒；6—輸送帶 </p><p><b>　　課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)</b></p><p>　　已知條件：①傳送帶最大有效拉力F=3500N</p>&

9、lt;p>　?、谶\(yùn)輸帶的工作速度：V=1.0m/s；</p><p>　　③卷筒直徑：D=335mm；</p><p>　?、苁褂脡勖?年，軸承壽命為3年以上，雙班制（每班工作8h）工作。每年300個(gè)工作日</p><p><b>　　課程設(shè)計(jì)的工作條件</b></p><p>　　設(shè)計(jì)要求：①誤差要求：運(yùn)輸帶速

10、度允許誤差為帶速度的±5%；</p><p>　?、诠ぷ髑闆r：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空載起動(dòng)，工作載荷有中等沖擊；</p><p>　?、壑圃烨闆r：小批量生產(chǎn)；</p><p>　?、茈妱?dòng)機(jī)的電源為三相交流電，電壓為380/320。</p><p>　　二傳動(dòng)方案的擬定與說明</p><p><b>　　傳

11、動(dòng)方案如下：</b></p><p><b>　　電機(jī)</b></p><p><b>　　聯(lián)軸器</b></p><p><b>　　減速器</b></p><p><b>　　滾筒</b></p><p><b

12、>　　傳動(dòng)帶</b></p><p>　　圖所示為第一級(jí)用帶傳動(dòng)，后接圓錐齒輪-——圓柱齒輪減速器。帶傳動(dòng)能夠緩沖，吸震，過載時(shí)起安全保護(hù)的作用，且可以減小減速箱的尺寸。</p><p><b>　　三 電動(dòng)機(jī)的選擇</b></p><p><b>　　電動(dòng)機(jī)類型的選擇</b></p>&l

13、t;p>　　按按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件選用Y系列全封閉式自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電源電壓為380V。</p><p><b>　　選擇電動(dòng)機(jī)的容量</b></p><p>　　根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)：①傳送帶最大有效拉力F=3500N</p><p>　　②運(yùn)輸帶的工作速度：V=1.0m/s；</p><p>　　

14、③卷筒直徑：D=335mm；</p><p><b>　　工作機(jī)所需功率</b></p><p>　　根據(jù)公式,F為運(yùn)輸牽引力，V為運(yùn)輸帶速度。由此得出：</p><p><b>　　計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率</b></p><p>　　由于動(dòng)力經(jīng)過一個(gè)傳動(dòng)副或者運(yùn)動(dòng)副就會(huì)發(fā)生一次損失，故多級(jí)串聯(lián)總效率

15、</p><p>　　本題中：————聯(lián)軸器效率 =0.99，本設(shè)計(jì)中有兩個(gè)聯(lián)軸器</p><p>　　————一對(duì)圓錐齒輪的效率， =0.97</p><p>　　————圓柱齒輪的傳遞效率，=0.98</p><p>　　————軸承的傳遞效率，本設(shè)計(jì)中有四個(gè)軸承=0.98</p><p>　　————滾筒的

16、效率，=0.96</p><p>　　==0.825 </p><p><b>　　電動(dòng)機(jī)需要的功率：</b></p><p>　　因載荷較平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-53 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)，可選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率。</p><p><b>　　確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速<

17、;/b></p><p>　　按推薦的直齒圓錐齒輪傳動(dòng)比范圍8—22</p><p>　　所以系統(tǒng)的傳動(dòng)比范圍為8-22</p><p><b>　　工作機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　所以電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/

18、min,兩種，但綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的轉(zhuǎn)速、質(zhì)量和價(jià)格因素，決定選用同步轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)。</p><p>　　根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-53 查得，可選用Y132M2—6型號(hào)的電動(dòng)機(jī)，其數(shù)據(jù)如表3-1所示</p><p>　　表3-1 Y132M2—6型電動(dòng)機(jī)主要參數(shù)</p><p>　　其中電動(dòng)機(jī)的：中心高H=132mm；外伸軸直徑D=38mm；外伸軸長(zhǎng)度E=80

19、mm </p><p>　　四計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)</p><p><b>　　傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比</b></p><p><b>　　總傳動(dòng)比</b></p><p><b>　　分配各級(jí)傳動(dòng)比</b></p><p>　　根據(jù)傳動(dòng)比的分配原則

20、：</p><p>　　1一般應(yīng)使鏈的傳動(dòng)比小齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比；</p><p>　　2圓錐圓柱齒輪減速器，為了便于大齒輪的加工，高速級(jí)錐齒輪傳動(dòng)比取且使</p><p><b>　　取</b></p><p>　　計(jì)算傳動(dòng)比裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)</p><p>　　各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)&l

21、t;/p><p>　　電動(dòng)機(jī) r/min</p><p>　　高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速：==960 r/min</p><p>　　中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速：=/=960/3=320r/min</p><p>　　低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速：=/=320/5.613=57 r/min</p><p>　　滾筒軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速：=/=57/1=57r/min&

22、lt;/p><p>　　各軸的輸入功率P（kw）</p><p><b>　　電動(dòng)機(jī)</b></p><p>　　高速軸Ⅰ的輸入功率：</p><p>　　中間軸Ⅱ的輸入功率：</p><p>　　低速軸Ⅲ的輸入功率：</p><p>　　滾筒軸Ⅳ的輸入功率：</p>

23、;<p>　　各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N·m)</p><p>　　電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩 N·m</p><p>　　高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩： 41.77 N·m</p><p>　　中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩： 117.05 N·m</p><p>　　低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩： 642.36 N·m

24、</p><p>　　滾筒軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩： 624.26 N·m </p><p><b>　　五軸的設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p><b>　　輸入軸設(shè)計(jì)</b></p><p>　　求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　=4.199kW

25、 =960r/min =4.177N·m</p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　已知高速級(jí)小圓錐齒輪的分度圓半徑為</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　N</b></p>

26、;<p><b>　　161.60N</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），根據(jù)課本表15-3，取，得</p><p>　　因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%—15%，取=20mm 左右。</p><p>　　輸入軸的

27、最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則，因輸入軸與電動(dòng)機(jī)相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2—6,由指導(dǎo)書表8-54查得，電動(dòng)機(jī)的軸伸直徑D=38mm 。查指導(dǎo)書表8-35，選Lⅹ4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250，半聯(lián)軸器的孔徑=38mm，

28、故取=38mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為76mm。</p><p>　　為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=42mm 。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=48 mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)=76mm，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1-2軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　

29、初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=42 mm ，由指導(dǎo)書表8-30，初步選取02系列， 30207 GB/T 276，其尺寸為，故，而為了利于固定。由指導(dǎo)書表15-1查得。</p><p>　　取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長(zhǎng)度，擋油環(huán)長(zhǎng)度以及略小于輪轂寬度的部

30、分組成，故。為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。</p><p>　　軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取</p><p>　　至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。</p><p><b>　　軸上零件的周向定位</b></p&

31、gt;<p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接</p><p>　　軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=38mm, 查得平鍵截面,長(zhǎng)70mm</p><p>　　軸與錐齒輪之間的平鍵按，由課本表6-1查得平鍵截面，長(zhǎng)為63mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。</p><p>　　為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪

32、轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。</p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6</p><p>　　中間軸設(shè)計(jì) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　=3.992kW

33、 =320r/min =117.05N·m</p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑=70mm</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=3344.28=1217.22N</p>

34、<p>　　已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　297.18N</b></p><p><b>　　99.06 N</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p

35、>　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得</p><p>　　中間軸的最小值顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。</p><p>　　因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%—15%，故</p><p>　　初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導(dǎo)書表8-30中初步選取03系

36、列，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，所以==35mm。這對(duì)軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑42mm，內(nèi)直徑40mm。</p><p>　　取安裝圓錐齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長(zhǎng)，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度2.8，故取，則軸環(huán)處的直徑為。</p&

37、gt;<p>　　已知圓柱直齒輪齒寬=85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)，故取=82mm。</p><p>　　箱體以小圓錐齒輪中心線為對(duì)稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對(duì)稱線次于截面3右邊16mm處，設(shè)此距離為</p><p><b>　　則：取軸肩 </b></p><p>　　有如下長(zhǎng)度

38、關(guān)系：++16mm=+-7mm</p><p>　　由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取</p><p>　　由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm </p><p>　　綜合 以上關(guān)系式，求出,</p><p><b>　　軸上的周向定位</b></p><p>

39、;　　圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。</p><p>

40、　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考表15-2，取軸端倒角為。</p><p><b>　　輸出軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩</p><p>　　=3.834kW =57r/min =642.36N·m</p><

41、p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 =320mm</p><p>　　=

42、 </p><p>　　=4014.75=1461.2N</p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得</p><p>　　中間軸的最小值顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑。</p><p&g

43、t;　　因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大10%—15%，故</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,由文獻(xiàn)【1】中表14—1查得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取</p><p>　　按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，由文獻(xiàn)【2】中表8—36查得，選用Lⅹ3型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000N·mm。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。</

44、p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案如圖。</p><p>　　I II III IV V VI VII VIII</p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度</p><p>　?、贋榱藵M足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，I-II軸段的右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按

45、軸端直徑取擋圈直徑D=65mm,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，而不壓在軸的端面上，故I-II段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　?、贗I-III段是固定軸承的軸承端蓋，取其寬度為20mm，由，可取</p><p>　　初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)承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)，由軸承目錄中初步選取0基本游隙

46、組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為故。又取右邊套筒長(zhǎng)偉20mm,所以</p><p>　　取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑；已知齒輪輪轂的寬度為80mm,取。齒輪右邊V-VI段為軸肩定位，軸肩高為h=(0.07～0.1)d,故取h=6mm,則此處</p><p>　??；軸環(huán)寬度b≥1.4h，取。</p><p>　　VI-VII段右邊為軸承用軸肩定

47、位，有軸承仍選用圓錐滾子軸承30313，故，所以此處軸肩高度h=(0.07～0.1)d取h=5mm，故，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取，。</p><p><b>　　軸上零件的周向定位</b></p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1】中表6—1查得，平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm。選擇齒輪輪轂與軸之間的配合為；同樣半聯(lián)軸器

48、與軸的連接用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)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m6。</p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　由文獻(xiàn)【1】中表15—2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖15-26。</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p

49、>　　首先做軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，如圖7—2。對(duì)于30214型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【2】中表8—30查得a=29mm。因此，作為簡(jiǎn)支架的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，如圖7—2。</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的的值統(tǒng)計(jì)如下:</p><p>　　按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p>&

50、lt;p>　　根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力，因此，故安全。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　?、排袛辔ｋU(xiǎn)截面</b></p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖

51、然鍵槽，軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是安扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合

52、及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。由文獻(xiàn)【1】中第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　?、平孛姊糇髠?cè)</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) <

53、/p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為</p><p>　　截面Ⅳ的扭矩為 </p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中表15—1查得：。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論

54、應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】中附表3—2查取。因</p><p><b>　　，經(jīng)插值后可查得</b></p><p>　　又由文獻(xiàn)【1】中附圖3—1可得軸的材料的敏性系數(shù)為</p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（文獻(xiàn)【1】中附表3—4）為</p><p>　　由文獻(xiàn)【1】中附圖3—2的尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】中附圖3—

55、3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。</p><p>　　軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中式（3—12）及式（3—12a）得綜合系數(shù)為</p><p><b>　　又知碳鋼的特性系數(shù)</b></p><p>　　于是，計(jì)算安全系數(shù)值，得</p>

56、<p><b>　　故可知其安全。</b></p><p><b>　　(3)截面Ⅳ右側(cè)</b></p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為</p><p>　　截面Ⅳ的扭矩為

57、 </p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　由課本附表3-8用插值法求得</p><p>　　/=3.16，則/=0.83.16=2.53</p><p>　　軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><

58、p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中式（3—12）及式（3—12a）得綜合系數(shù)為</p><p>　　于是，計(jì)算安全系數(shù)值，得</p><p><b>　　故可知其安全。</b></p><p>　　六 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p>

59、;<p>　　選用閉式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。</p><p>　　根據(jù)課本表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS 。</p><p>　　根據(jù)課本表10-8，運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度。</p><p>　　試選小齒輪齒數(shù)=22,則=u==.，所以取124</

60、p><p>　　按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　公式：≥</b></p><p>　　試選載荷系數(shù)=1.3</p><p>　　計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =95.5×10 /=1.1913×N·mm</p><p>　　由表10-7選取齒寬系數(shù)=1<

61、/p><p>　　由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8</p><p>　　由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550Mpa。</p><p><b>　　計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　=60×320×1×（2

62、×8×300×8）=7.37×10</p><p>　　=/u=7.37×10/4.55=1.619×10</p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。</p><p>　　計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S=1</p><p>　　=1.02×600/1

63、=612 MPa</p><p>　　=0.96×550/1=528MPa</p><p>　　試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得= mm=67.30mm</p><p><b>　　計(jì)算圓周速度</b></p><p>　　= m/s=1.13m/s</p><p>&l

64、t;b>　　計(jì)算齒寬b</b></p><p>　　=1×67.30mm=67.301mm</p><p><b>　　計(jì)算齒寬與齒高之比</b></p><p>　　模數(shù)=67.30/22=3.06mm</p><p>　　齒高=2.25×2.90=6.885mm</p>

65、;<p>　　=67.301/6.885=9.78</p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=1.13m/s，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)=1.04；</p><p><b>　　直齒輪，= =1</b></p><p>　　由表10-2查得使用系數(shù)=

66、1</p><p>　　由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，=1.423。</p><p>　　由=9.78，=1.423查圖10-13得=1.35;故載荷系數(shù)</p><p>　　==1×1.04×1×1.423=1.479</p><p>　　按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑&l

67、t;/p><p>　　= =70.25mm</p><p><b>　　計(jì)算模數(shù)m：</b></p><p>　　=70.25/22=3.19mm</p><p><b>　　按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　公式為 </b><

68、/p><p>　　由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87, =0.89</p><p>　　計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則</p><p>　　=0.87×500/1.4=310

69、.71 Mpa</p><p>　　=0.89×380/1.4=241.57 Mpa</p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　==1×1.04×1×1.35=1.404</p><p><b>　　查取齒形系數(shù)</b></

70、p><p>　　由表10-5查得=2.65，=2.226</p><p><b>　　查取應(yīng)力校正系數(shù)</b></p><p>　　由表10-5查得=1.58，=1.764</p><p>　　計(jì)算大、小齒輪的并加以比較</p><p>　　=2.65×1.58/310.71=0.01348

71、</p><p>　　=2.198×1.758/241.57=0.01625</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p>　　= mm=2.240mm</p><p>　　對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面

72、接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.240并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=70.25算出小齒輪齒數(shù):</p><p>　　== 70.25/2.528 大齒輪齒數(shù):=4.55×28=127.4，即取=128</p

73、><p>　　這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。</p><p><b>　　幾何尺寸計(jì)算</b></p><p><b>　　計(jì)算分度圓直徑</b></p><p>　　=m=28×2.5mm =70mm</p>

74、<p>　　=m=128×2.5mm =320mm</p><p><b>　　計(jì)算中心距</b></p><p>　　a=(+)/2=(70+320)/2=195mm</p><p><b>　　計(jì)算齒輪寬度</b></p><p>　　b==1×70mm=70m

75、m</p><p>　　取=70mm,=75mm </p><p>　　七高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)</p><p>　　已知小齒輪的輸入功率為4.199kw大齒輪的輸入功率為3.992kw小齒輪的轉(zhuǎn)速為960r/min，大齒輪的轉(zhuǎn)速為320r/min（設(shè)計(jì)壽命為8年每班工作8h）兩班制。

76、</p><p>　　按要求的傳動(dòng)方案，選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)。</p><p>　　運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB10095—88）。</p><p>　　材料選擇。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p>

77、<p>　　按齒形制齒形角，頂隙系數(shù)，齒頂高系數(shù)，螺旋角，軸夾角，不變位，齒高用頂隙收縮齒。</p><p><b>　　傳動(dòng)比u=/=3</b></p><p><b>　　節(jié)錐角，</b></p><p>　　不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)： =16.219</p><p>　　選=20，=

78、u=20×3=60</p><p>　　按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　公式： ≥2.92</b></p><p><b>　　試選載荷系數(shù)=2</b></p><p>　　計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩=95.5×10/=4.177×10N·mm&

79、lt;/p><p>　　選取齒寬系數(shù)=0.3</p><p>　　由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。</p><p>　　由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。</p><p><b>　　計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　由圖10-19查得接

80、觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p><b>　　其中安全系數(shù)S=1</b></p><p>　　試算小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　代入中的較小值得</b></p><p>　　≥2.92=73.86mm </p&g

81、t;<p><b>　　計(jì)算圓周速度v</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　=（3.14159×62.781×960）/（60×1000）=3.156m/s</p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)</b></p>

82、;<p>　　齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得=1.0。</p><p>　　由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)=1.1。</p><p>　　由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)==1.1。</p><p>　　依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-9得軸承系數(shù)=1.25</p><p>　　由公式==1.5=1.5&

83、#215;1.25=1.875接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)==1×1.1×1.1×1.875=2.27</p><p>　　按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑</p><p>　　=73.86×=77.04mm</p><p>　　m=/=77.04/20=3.852mm</p><p>　　取標(biāo)準(zhǔn)值m =4 m

84、m 。</p><p><b>　　計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)</b></p><p>　　=m=4×20=80 mm</p><p>　　=m=4×60=240 mm</p><p>　　=90-=71.565</p><p><b>　　mm</b></

85、p><p><b>　　確定并圓整齒寬 </b></p><p>　　b=R=0.3×126.49=37.95 mm圓整取 </p><p>　　校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù) K==2.06</p><p><b>　　計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)<

86、/b></p><p>　　=/cos=20/cos=21.1</p><p>　　=/cos=60/cos71.565=187.74</p><p>　　查表10-5得 =2.76,=1.56,=2.12,=1.865</p><p>　　計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　由圖10-18查得彎曲疲勞壽命

87、系數(shù)</p><p>　　=0.82，=0.87</p><p><b>　　取安全系數(shù)=1.4</b></p><p>　　由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限</p><p>　　=500Mpa =380Mpa </p><p>　　按脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力<

88、/p><p><b>　　校核彎曲強(qiáng)度</b></p><p>　　根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式</p><p>　　=80.12MPa </p><p>　　=73.57Mpa </p><p>　　滿足彎曲強(qiáng)度要求，所選參數(shù)合適。</p><p><b>　　八低速軸軸承

89、的校核</b></p><p>　　已知：=57r/min，=，=1482.2N，</p><p>　　，，e=0.35，Y=1.7</p><p><b>　　求兩軸承的軸向力</b></p><p><b>　　求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷</b></p><p><

90、;b>　　< e</b></p><p>　　由指導(dǎo)書表15-1查的=1482.2 N</p><p><b>　　驗(yàn)算軸的壽命</b></p><p><b>　　>48000h</b></p><p><b>　　故可以選用。</b></

91、p><p><b>　　九聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　在軸的計(jì)算中已選定聯(lián)軸器型號(hào)，選L3型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為4750 r/min。</p><p><b>　　十 鍵的連接與計(jì)算</b></p><p>　　輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接</p><p&

92、gt;　　軸徑mm，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=70mm。由指導(dǎo)書表8-28得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k,,即可得：</p><p><b>　　滿足強(qiáng)度要求。</b></p><p>　　輸入軸與小圓錐齒輪的

93、鏈接</p><p>　　軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=63mm。由指導(dǎo)書表8-28得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k,,即可得：</p><p>　　中間軸與大圓錐齒輪的鏈接</p><p>　　軸徑，選取的

94、平鍵界面為，長(zhǎng)L=63mm。由指導(dǎo)書表8-28得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k,,即可得：</p><p>　　中間軸與小圓柱齒輪的鏈接</p><p>　　軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=63mm。由指導(dǎo)書表8-28得，鍵在軸的深度

95、t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k,,即可得：</p><p>　　輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接</p><p>　　軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=63mm。由指導(dǎo)書表8-28得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查

96、課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。</p><p>　　鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k,,即可得：</p><p>　　輸出軸與滾子鏈輪的鏈接</p><p>　　軸徑，選取的平鍵界面為，長(zhǎng)L=82mm。由指導(dǎo)書表8-28得，鍵在軸的深度t=7.5mm，輪轂深度4.9mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力。</p><p

97、>　　鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k,,即可得：</p><p><b>　　十一潤(rùn)滑和密封設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　潤(rùn)滑</b></p><p>　　齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤(rùn)滑，軸承采用脂潤(rùn)滑。浸油潤(rùn)滑不但起到潤(rùn)滑的作用，同時(shí)有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動(dòng)功耗太大及保證

98、齒輪嚙合區(qū)的充分潤(rùn)滑，傳動(dòng)件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計(jì)的減速器的合適浸油深度H1 對(duì)于圓柱齒輪一般為1個(gè)齒高，但不應(yīng)小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時(shí)間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊(cè)選擇L-CKB 150號(hào)工業(yè)齒輪潤(rùn)滑油。</p><p><b>　　密封</b&

99、gt;</p><p>　　減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。</p><p>　　軸伸出處的密封：作用是使?jié)L動(dòng)軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤(rùn)滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格便宜、安裝方便、但對(duì)軸頸接觸的磨損較嚴(yán)重，因而工耗大，氈圈壽命短。</p

100、><p>　　軸承內(nèi)側(cè)的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤(rùn)滑的軸承，防止過多的油進(jìn)入軸承內(nèi)，破壞脂的潤(rùn)滑效果。 箱蓋與箱座接合面的密封：接合面上涂上密封膠。</p><p><b>　　十二箱體的設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　箱體的基本結(jié)

101、構(gòu)設(shè)計(jì)</b></p><p>　　箱體是減速器的一個(gè)重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動(dòng)件的嚙合精度，使箱體有良好的潤(rùn)滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對(duì)減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗(yàn)公式在減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制過程中確定。</p><p>