《一級直齒圓柱齒輪減速器課程設計解讀》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《一級直齒圓柱齒輪減速器課程設計解讀（40頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 課 程 設 計 說 明 書 題目 ： 一級直齒圓柱齒輪減速器 二級學院 機械工程學院 年級專業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 號 1101210240 學生姓名 李景 指導教師 胡賓偉 教師職稱 目 錄 設 計 任 務 書 ??????????????????????????????????????????

2、?????1 緒 論 ?????????????????????????????????????????????????????2 第 一 部 分 課 程 設 計 內 容 ????????????????????????????????????3 第 二 部 分 傳 動 方 案 的 擬 定 及 說 明 ???????????????????????????? 4 第 三 部 分 電 動 機 的 選 擇 和 計 算 ?????????????????????????????? 5 3 . 1 電 動 機 的 類 型 及 結 構 的 選 擇 ???????????????

3、??????????????? 5 3 . 2 確 定 電 動 機 容 量 及 轉 速 ????????????????????????????????? 5 第 四 部 分 傳 動 裝 置 的 運 動 和 動 力 參 數(shù) 計 算 ???????????????????? 6 4 . 1 傳 動 比 分 配 ?????????????????????????????????????????6 4 . 2 動 力 運 動 參 數(shù) 計 算 ????????????????????????????? 6 第 五 部 分 鏈 傳 動

4、 的 設 計 ????????????????????????????????????7 5 . 1 鏈 傳 動 的 參 數(shù) 選 擇 及 設 計 計 算 ???????????????????????????? 7 5 . 2 鏈 輪 的 結 構 和 材 料 ????????????????????????????? 8 第 六 部 分 初 選 滾 動 軸 承 ??????????????????????????????????? 1 0 6 . 1 軸 承 的 選 擇 ?????????????????????????????????

5、???????1 0 第 七 部 分 齒 輪 的 設 計 ???????????????????????????????????? 1 2 7 . 1 齒 輪 材 料 和 熱 處 理 的 選 擇 ?????????????????????????????? 1 2 7.2 齒輪的幾何尺寸、結構設計計算及強度校核 ?12 第八部分 軸的設 計 、 鍵 和 聯(lián) 軸 器 的 選 擇 ????????????????????? 1 8 8 . 1 軸 的 設 計 計 算 及 校 核 ??????????????????????????????????

6、 1 8 8 . 2 鍵 的 選 擇 計 算 及 校 核 ?????????????????????????????????? 2 5 8 . 3 聯(lián) 軸 器 的 選 擇 及 校 核 ?????????????????????????????????? 2 5 第 九 部 分 滾 動 軸 承 的 壽 命 驗 算 ????????????????????????????? 2 6 第 十 部 分 設 計 小 結 ???????????????????????????????????????2 7 參 考 文 獻 ???????

7、????????????????????????????????????????2 8 設計任務書 （一）根據(jù)機械設計課程設計大綱要求， 以減速器設計為主， 按設計任務書 完成以下設計任務： 1、確定機械傳動裝置的總體設計方案； 2、選擇電動機型號； 3、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算； 4、傳動零件及軸的設計計算； 5、軸承、連接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及計算； 6、機體結構及附件的設計； 7、繪制減速器裝配工作圖與零件圖； 8、編寫設計計算說明書，進行總結與答辯。 其簡圖如下 ：

8、 設計任務： ①設計說明書一份 ②零件圖一張 ③裝配圖一張 第 1 頁 緒論 本本課程設計主要內容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算， 在設計計算中運 用到了《機械設計》 、《機械制圖》、《材料力學》、《公差與互換性》等多門課程 知識。 課程設計是《機械設計》課程最后一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，也是機械類 專業(yè)學生

9、第一次較為全面的機械設計訓練，其目的為： 1．綜合運用機械設計基礎和其它先修課程的知識，分析和解決機械設計問 題，進一步鞏固、加深和拓寬所學的知識。 2．通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意見， 熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。 3．通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資 料，進行全面的機械設計基本技能的訓練。 機械設計課程設計通常包括以下內容： 根據(jù)設計任務書確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機型號；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件及軸 的設計計算；軸承、連接件

10、、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及計算；機體結構及附件的設計；繪制裝配工作圖與零件工作圖；編寫設計計算說明書，進行總結與答辯。 機械設計課程設計的方法與步驟： (1) 設計準備 (2) 傳動裝置的總體設計 (3) 傳動零件的設計計算 (4) 設計減速器裝配圖 (5) 設計正式減速器裝配圖 (6) 零件工作圖設計 (7) 編寫設計計算說明書 (8) 設計總結和答辯 第 2 頁 第一部分 課程設計內容 1.1 課題題目 用于皮帶運輸?shù)膯渭壷饼X圓

11、柱齒輪的減速器的設計 1.2 原始數(shù)據(jù) 名稱 運輸帶曳引力 運輸速度 卷筒直徑 使用年限 （KN) （m/s) （mm） （ Y) 數(shù)據(jù) 2.7 2.2 450 5 輸送帶速度 ：傳送帶允許誤差 5% 工作條件 ：兩班工作制（ 16 時）有輕微震動，批量生產 其簡圖如下 ： 設計任務： ①設計說明書一份 ②零件圖一張 ③裝配圖一張

12、 第 3 頁 第二部分 傳動方案的擬定及說明 1 傳動方案的擬定及說明 機器一般由原動機、 傳動裝置和工作機三部分組成。 傳動裝置在原動機和工作機之間傳遞運動和動力， 通過變換原動機運動形式、 改變速度大小和轉矩大小，來滿足工作機的需要， 是機器的重要組成部分。 傳動裝置一般包括傳動件和支承件兩部分。它的重量和成本在機器中占很大的比重， 其性能和質量對機器的工作效率影響很大。因此，必須合理擬定傳動方案。 如上圖 :擬定傳動方案，原動機是電動機，輸出一定量的轉矩，轉速高，通過聯(lián) 軸

13、器傳給單級直齒圓柱齒輪變速， 再傳給鏈傳動變速， 使合理的比較低的轉速傳送給卷筒，讓卷筒的運動符合工作要求。 我們知道齒輪傳動有如下優(yōu)點： （1）效率高 （2）結構緊湊 （3）工作可靠、壽命長 （4）傳動比穩(wěn)定 鏈傳動有如下優(yōu)點： （1）平均傳動比準確、壓軸力小 （2）效率高，容易實現(xiàn)多軸傳動 （3）安裝精度要求低，成本低 （4）適用于中心距較大的傳動，遠距離傳動比較輕便 我們把直齒圓柱齒輪放在高速級， 是因為它傳動很準確、 承載能力大、 結構緊湊、工作可靠，適宜高速傳動。把鏈傳動放在低速級，是因為鏈傳動運轉平穩(wěn)性差，有沖擊，不

14、適于高速傳動，宜布置在低速級。 第 4 頁 第三部分 電動機的選擇與計算 3.1 電動機的類型及結構的選擇 電動機的類型主要根據(jù)電源種類， 載荷性質及大小， 工作情況及空間位置尺 寸，啟動性能、制動、反轉的頻繁程度，轉速高低和調速性能等要求來確定。 我們生活中工作電源一般是 220v 和 380v，并且是三相交流電，我們一般優(yōu)先選 擇額定交流工作電壓為 380v，綜合各種因素，我們選擇 Y 系列三相交流異步電 動機。

15、 3.2 確定電動機容量及轉速 (1)確定工作機（卷筒）所需功率 P1。 P1= F*V=2.7*2.2=5.94kw 查機械設計課程設計指導書表 A-4 得： 一對滾動軸承的效率 η1=0.98 直齒圓柱齒輪的傳動效率 η2=0.96 聯(lián)軸器的工作效率 η3=0.99 鏈傳動的工作效率 η4=0.90 η 總=0.99*0.90*0.96*0.98^3=0.805 P=p1/η總=7.38kw V=DW/2 W=2πn/60 聯(lián)立 式解得卷筒轉速 n=93.4r/min 鏈傳動的傳動比范圍 i=2~

16、5 （取 i=3 ） 直齒圓柱齒輪的傳動比 i=3 ~5（取 i=5 ） 所以電機的轉速范圍 n=93.4*3*2 ~93.4*5*5=560.4r/min~2335r/min 我們選取電機的功率和轉速分別為 p0=7.5kw，n=1440r/min 查手冊最終選擇的電動機是 Y2-132M-4 電動機的額定功率 p=7.5kw 電動機的滿載轉速 n=1440r/min 電動機的中心高 H=132mm 第 5 頁 第四部分 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4.1 傳動比分配 我們取鏈傳動的

17、傳動比 i1=3 總傳動比 i=1440r/min/93.4r/min=15.5 于是直齒圓柱齒輪的傳動比 i2=i/i1=15.5/3=5.2 4.2 動力運動參數(shù)計算 各零件的轉速、功率和轉矩計算如下： 高速軸： n0=1440r/min P0=p* η3=7.4kw T0=9550*P0/n0=9550*7.4/1440=48.74N*m 低速軸： n1=n0/i2=1440r/min/5.2=278.85r/min P1=p0* η 1* η2=7.4*0.98*0.96=6.96kw T1=T0*i2* η

18、1* η2=48.74*5.2*0.98*0.96=238.44N*m 卷筒軸： n2=n1/i1=278.85r/min/3=92.95r/min P2=p1* η 2* η4=6.96*0.98*0.90=6.14kw T2=T1*i1* η 2* η4=630.91N*m 軸 轉速 r/min 功率 kw 轉矩 N*m 高速軸 1440 7.4 48.74 低速軸 278.85 6.96 238.44 卷筒軸 92.95 6.14 630.91 誤差驗算，經驗算轉速和功率誤差都在允許誤差 5%之內，符合設計

19、要求。 第 6 頁 第五部分 鏈傳動的設計 5.1 鏈傳動的參數(shù)選擇及設計計算 5.1.1 選擇 z1，z2 和確定傳動比 我們知道鏈傳動的傳動比為 3，查表選擇 z1=25，所以 z2=z1 *3=75 5.1.2 計算當量的單排鏈的計算功率 pca 查機械設計手冊表得各系數(shù)，計算如下 pca=KA*KZ*P1/K P=1.1*1*6.96/1=7.66kw 5.1.3 確定鏈的型號和節(jié)距 p 根據(jù)當量單排鏈的計

20、算功率和主動輪轉速由圖 9-11 得到，然后由表 9-1 確定鏈 條的節(jié)距 p。 結果是選擇 16A 鏈，可得鏈的節(jié)距 p=25.4 5.1.4 計算中心距和鏈節(jié)數(shù) 初選中心距 a0=40p=1004，按下式計算鏈節(jié)數(shù) L0 L0=2*a0/p+(z 1+z2 )/2+(p/a 0)*(z 2-z 1)^2=192.5 為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù) L0 圓整為整數(shù) L. 取 L=194，鏈傳動的最大中心距為： a=f 1*p*[2*L-(z 1+z2)] f1 為中心距計算系數(shù)，由表 9-7 差得 f1=0.24849

21、 計算 a a=0.24849*38.1*[2*194-(25+75)]=2726.63 5.1.5 計算鏈平均速 V V=z 1*n 1 *p/60*1000=25*278.85*38.1/60*1000=4.43m/s 根據(jù)鏈速 v，由圖 9-14 選擇合理的潤滑方式：油池潤滑或油盤飛濺潤滑 5.1.6 計算鏈傳動工作的壓軸力 FP 有效圓周拉力 FE； FE=1000*p/v=1000*6.14/4.43=1386N F P≈KFP*F E=1.15*1386=1593.9N 第 7

22、 頁 5.2 鏈輪的結構和材料 5.2.1 滾子鏈鏈輪的齒槽形狀 小鏈輪 : 尺側圓弧半徑 r e Re=0.12d 1(z+2) ~0.008d 1(z^2+180)=72.03 ~143.16 滾子定位圓弧半徑 ri r i =0.505d1 ~0.505d 1 +0.069*d 1^(1/3)=11.23 ~11.42 滾子定位角 a a=120o-90 o/z ~140o-90 o/z=116.4 o~136.4 o 大鏈輪： 尺側圓弧半徑 r e Re=0.12d 1(z+2) ~0

23、.008d 1(z^2+180)=205.41 ~1032.36 滾子定位圓弧半徑 r i r i =0.505d1 ~0.505d 1 +0.069*d 1^(1/3)=11.23 ~11.42 滾子定位角 a a=120o-90 o/z ~140o-90 o/z=118.8 o~138.8 o 5.2.2 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 小鏈輪： 分度圓直徑 d d=p/sin （180o/z)=195.3 齒頂圓直徑 da da=d+p*(1-1.6/z)-d 1 ~d+1.25*p-d 1=203.30 ~211.17 齒根

24、圓直徑 df df =d-d 1=179.42 齒高 ha ha=0.5 （p-d 1）~0.625p-0.5d 1 +0.8*p/z=7.94 ~13.92 最大軸凸緣直徑 dg dg=p*cot(180 o/z)-1.04h 2-0.76=146.62 第 8 頁 大鏈輪： 分度圓直徑 d d=p/sin （180o/z)=635 齒頂圓直徑 da da=d+p*(1-1.6/z)-d 1 ~d+1.25*p-d 1=643.99~650.87 齒根圓直徑 df

25、 df =d-d 1=619.12 齒高 ha ha=0.5 （p-d 1）~0.625p-0.5d 1 +0.8*p/z=4.76 ~8.21 最大軸凸緣直徑 dg dg=p*cot(180 o/z)-1.04h 2-0.76=608.15 大小鏈輪軸向齒廓尺寸： 齒寬 bf1 =0.95b 1=23.96 齒側倒角 ba 公稱 =0.13p=3.3 齒側半徑 r x 公稱 =p=25.4 齒全寬 bfn =bf1 =23.96 鏈輪的結構： 小鏈輪采用整體式，大鏈輪采用孔板式。 鏈輪的材料： 大小鏈輪：

26、35 鋼，正火處理，處理后的硬度 160~200HBS 8 鏈傳動的布置、張緊、潤滑與防護鏈傳動布置： 兩鏈輪共面，中心線水平，緊邊在上，松邊在下。鏈傳動的張緊： 調節(jié)中心距或設置張緊輪，張緊輪可以是鏈輪，也可以是滾輪。 鏈傳動潤滑：采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑 鏈傳動的防護：為了防止工作人員無意中碰到鏈傳動裝置中的運動部件而受到傷害，同時為了與灰塵隔離，維持正常的潤滑狀態(tài)，應該用防護罩將其封閉。 第 9 頁 第六部分 初選滾動軸承 6.1 軸承的選擇 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故

27、選用單列深溝球軸承 主 動 軸 承 根 據(jù) 軸 頸 值 查 《 機 械 零 件 設 計 手 冊 》 選 擇 6306 2 個 （ GB/T276-1994）從動軸承 6208 2 個（ GB/T276-1994） 根據(jù)《機械基礎》推薦的軸承壽命最好與減速器壽命相同， 取 10 年，一年按 300 天計算， T h=(300108)=24000h （1）高速軸承的校核 選用的軸承是 6306 深溝型球軸承。 軸承的當量動負荷為 P f d (XFr YFa ) 由《機械基礎》查得， f d＝ 1.2～ 1.8，取 f d=1.2。

28、 因為 Fa1 ， r1 = 518.8N ，則 P f XFr =0N F d 查《機械基礎》得， X= 1，Y= 0 。 P fdXFr1 1.2 1 518.8 622.56N 0.62256KN 查《機械基礎》得： f t=1 ， 查《機械基礎》得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為 ＝3 ， Cr= 20.8KN ； 則 L10h 106 ( ft Cr ) 106 1 20800 3 1.3 106 h 24000h 60n2 P ( )

29、 60 466.798 622.56 所以預期壽命足夠，軸承符合要求。 （ 2）低速軸承的校核 選用 6208 型深溝型球軸承。 軸承的當量動負荷為 P f d (XFr YFa ) 由《機械基礎》查得， f d＝ 1.2～ 1.8，取 f d=1.2。 因為 Fa2=0N，F(xiàn)r2=492N，則 P fdXFr 查《機械基礎》得， X=1 ，Y=0 。 第 10 頁 P fdXFr 1.2 1 745.09 590.405 N

30、 查《機械基礎》得： f t ， =1 查《機械基礎》得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為 ＝3 ， Cr=22.8KN； 則 L10h 106 ( ftC ) 106 (1 22800 )3 8.2 10 6h 24000 h 60n P60 116.7 590.405 所以預期壽命足夠 ,軸承符合要求。

31、 第 11 頁 第七部分 齒輪設計 7.1 齒輪材料和熱處理的選擇 直齒圓柱齒輪 1 確定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇材料及確定需用應力 小齒輪選用 40Cr，調質處理， 280HBS 大齒輪選用 45 號鋼，調質處理， 240HBS （2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù) z1=22，故大齒輪 z2=5.2

32、*22=114.4 ，取 z2=114. 7.2 齒輪的幾何尺寸、結構設計計算及強度校核 7.2.1 齒輪的幾何尺寸計算及強度校核 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 d1t>=2.32 KT1 (u 1)Z E 2 3 H ]2 d u[ 確定公式內的各計算數(shù)值 （ 1) 試選載荷系數(shù) Kt=1.3 （ 2) 計算小齒輪傳遞轉矩。 1000P T1=9550 =48738N*mm （ 3）由表 10-7 選齒寬系數(shù) d =1 （ 4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)

33、 ZE=189.8Mpa? （ 5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 1=600mpa 大齒輪的接觸疲勞強度極限 2=550mpa （ 6）由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60njL h=1450*60*1*2*8*5*360=2.505*10^9 N2=2.505*10^9/5.2=4.818*10^8 （ 7）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90 ， KHN2=0.95 第 12 頁 （ 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效率

34、為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 10-12 得 H 1= K HN 1 lim S K HN 1 lim H 2= S 2 計算  =0.9*600=540Mpa =0.95*550=522.5mpa 1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t ，代入 H 中較小的值。 d1t>=2.32 3 KT1(u 1)ZE 2 =61.52mm d u[ H ]2 2）計算圓周速度 v。 d1t n1 =4.67m/s V

35、= 60* 1000 3）計算齒寬 b b= d *d1t=61.52mm 取 b=62mm 4）計算齒寬與齒高之比 b h 模數(shù) mt = d1t =2.80 z1 齒高 h=2.25 mt =6.30 b =9.84 h 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=4.6

36、7m/s ，8 級精度，由圖 10-8 得動載系數(shù) Kv=1.15 直齒輪， KHa=KFa=1 由查表得使用系數(shù) KA=1 由查表得 8 級精度、小齒輪相對支承對稱布置時， KHβ=1.334 由 b 及 KHβ查圖 10-13 得 KFβ=1.28 ，故載荷系數(shù) h K=KAKvKHaKHβ=1.964 第 13 頁 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10a 得 d1=d1t 3 K =71.06mm Kt 7) 計算模數(shù) m

37、 m=d1/z=3.23mm 8) 確定中心距 a= 1 m( z1 z2 ) 1 3.23 (22 114) 219.64 mm 2 2 9) 計算主要尺寸齒輪分度圓直徑 d1 mz1 71.06mm d2 mz2 368.22mm 齒寬 b1 b (5 10) 取 b1 70mm b2 b 62mm 3 校核齒根彎曲疲勞強度 查《機械零件設計手冊》得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 Fe 1 =500Mpa ； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 Fe 2 =380mpa

38、 查《機械零件設計手冊》得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN 1 =0.87 ， K FN 2 =0.89 ③計算載荷系數(shù) k K=K AKVKFaKFβ=11.15 11.28=1.472 ④計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 ，由式 10-12 得 第 14 頁 [ F ]1 = K FN 1 FE 1 =0.87 500/1.4=310.71Mpa S [ F ] 2 = K FN 2 FE 2 =0.89 380/1.4=241.57Mpa

39、 S ⑤查取齒形系數(shù) YF 1 =2.72 YF 2 =2.17 查取應力校正系數(shù) 得 YS1 =1.57 YS2 =1.79 ⑥計算大、小齒輪的 YF YS 并加以比較 F YF 1YS1 =0.01374 [ F ]1 YF 2YS2 =0.01607 [ F ]2 YF 1YS1 < YF 2YS 2 [ F ]1 [ F ]2 小齒輪數(shù)值較小 計算小齒輪齒根彎曲應力為 2000KTY1 F1YS1 2000 1.472 48.74 2.72 1.57

40、 F 1 70 3.232 38.14MPa < [ F ]1 b1m2Z1 22 所以彎曲強度合格 4. 齒輪幾何尺寸的確定 齒頂圓直徑 da * * 由《機械零件設計手冊》得 h a =1 c = 0.25 da1 d1 2ha1 Z1 2ha m (22 2 1) 3.23 77.52( mm) da 2 d2 2ha 2 Z2 2ha m (114 2 1) 3.23 374.68( mm) 齒距 P = 2 3.14=6.

41、28(mm) 第 15 頁 齒根高 hf h a c m 4 . 0 4mm( ) 齒頂高 ha h a m 1 3. 2 3 3.mm23 ( 齒根圓直徑 d f d f 1 d1 2h f 71.06 2 4.04 62.98(mm) d f 2 d2 2hf 368.22 2 4.04 360.14(mm) 7.2.2 齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構

42、 大齒輪的關尺寸計算如下： 軸孔直徑 d= 50 (mm) 輪轂直徑 D1 =1.6d=1.650=80 (m m) 輪轂長度 L b2 6 2 (m m) 輪緣厚度 δ 0 = (3～ 4)m =9.69～12.92(mm) 取 0 =10 輪緣內徑 D 2 = d a2 -2h-2 0 =232—27.27—210= 197.46(mm) 取 D2 = 200(mm) 腹板厚度 c=0.3b2 =0.362=18.6 取 c=19(mm) 腹板中心孔直徑 D 0 =0.5( D1 + D 2

43、 )=0.5(80+200)=140(mm) 腹板孔直徑 d 0 =0.25（ D 2 - D1 ） =0.25（180-80）=30(mm) 取 d 0 =30 (mm) 齒輪倒角 n=0.5m=0.53.23 1.5 第 16 頁 齒 輪 結 構 圖 如 下

44、 第 17 頁 第八部分 軸的設計、鍵和聯(lián)軸器的選擇 8.1 軸的設計計算及校核 8.1.1 軸的結構設計計算 一．高速軸的相關性能參數(shù)： N1 =1440 r/min P1 =7.31 KW T1 =48.48 N M (1). 選擇軸的材料 材料選

45、擇 45 鋼，經調質處理， HB217～ 255，許用彎曲應力 [ σ]=60 MPa (2). 按扭轉強度估算最小直徑， 45 鋼材料系數(shù) C=118-107 d1 min c 3 p1 = (107 118) 3 7.31 18.39 20.28mm N1 1440 初選 d1 =20mm 考慮鍵槽 d1 =201.05=21mm 選取標準直徑 d1 =21 mm （ 3） . 設計軸的結構 為滿足減速器機構圖要求齒輪在箱體內部居中， 軸承安裝在兩側， 軸的外伸端安裝聯(lián)軸器， 故軸的結構應設計

46、為階梯軸。 外伸端的軸徑最小， 向內逐漸增大，根據(jù)軸上零件的安裝與固定要求初步確定裝配方案， 主動軸和從動軸均設計有 7 個軸徑。 （ 4） . 確定各軸段的直徑 . 軸段 1 直徑最小，為了使所選軸與聯(lián)軸器孔徑相適應需同時選擇聯(lián)軸 器型號。 Tca 由工作情況系數(shù) K A =1.3 ，則聯(lián)軸器轉矩 Tca = K A T1=63.024 N M 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，選用 GY3 型聯(lián)軸器，額定轉矩 112 NM。半聯(lián)軸器孔徑 21 mm與軸的最小直徑相符，故， d1 =21 mm。軸段 1

47、 第 18 頁 應比聯(lián)軸器轂長短 2 3mm,已知聯(lián)軸器轂長 52mm，故取 l 1 60mm . 軸段 2 要對安裝在軸段 1 上的聯(lián)軸器進行定位，軸段 2 上應該有軸肩， 軸肩高度為 h=（ 0.07 0.15 ） d =1.4 3 mm， d d 2h 20+ ?？紤] 1 2 1 （2.8 6） 到軸段 2 與標準密封件配合，應取密封件標準直徑，查手冊選用 d=25 mm的 毛 氈圈，故取軸段 2 直徑 d2 =25mm

48、 。軸段 2 考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取 第二段直徑為 l 2 40 mm ③. 軸段 3 上要安裝軸承，因此必須滿足軸承內經的標準暫取軸承型號為 6306 型深溝球軸承，內徑 d=30mm，故 d 3 30mm 。 軸段 3 處安裝滾動軸承，因此應該與軸承寬度相同。查表得 6306 軸承寬度 B 17mm ，所以 l 3 17mm ④ . 為了使齒輪與軸承不發(fā)生相互沖撞以及加工方便， 齒輪與軸承之間要有一定距離，取軸肩高度為 2mm，則 d4 =d6=d3+2h=34mm；軸段 4 和軸段 6 都是 軸肩為使得齒輪與軸承不相干擾取 l 4 l 6 5mm

49、 ⑤. 此段為齒輪軸段。由小齒輪分度圓直徑 d1 =50mm可知，取 d5 =71.6mm。 因為小齒輪的寬度為 70mm，則 L5 =70mm。 ⑥. 軸段 6 和 軸段 4 一樣也是軸肩，給軸承定位，因此 d 6 d 4 5mm ⑦ . 軸段 7 上安裝軸承，同一根軸上一般選用相同的軸承，因此 d 7 30mm。安裝軸承取 l 7 17mm 由上可算出，兩軸承的跨度 L ＝ L 17 5 2 70 97 mm 軸圖如下：

50、 第 19 頁 （ 6） . 軸的校核 ，軸的受力分析 Ft 2T 1 48.48 d1 2 1373.37 N 70.6 Fr Ft tan 1373.37 tan 20 499.87 N 計算支反力 FAY FBY

51、Fr 249.94N 2 FAZ FBZ Ft 686.69N 2 兩邊對稱彎矩也對稱（ C截面）。截面 C 在垂直面彎矩為 L 12121.85 N M Me1 FAY 2 第 20 頁 水平彎矩 L 33304.47 N M M e 2 FAZ 2

52、 合彎矩 MC 1 M e12 Me2 2 35441.88N M 因為單向運轉所以 0.6 T 1 0.6 48.48 29.088N M 當量彎矩 MecMc 1 2 ( T 1)2 35441.92N M 第 21 頁 校核危險截面 C的強度，軸上合成彎矩最大截面位于齒輪輪緣 C處

53、 W 0.1d3 3930.4 M ec 1 9.02MPa [ ] 60MPa W 故該軸強度符合要求 二． 低速軸的相關性能參數(shù)： N 2 =278.85 r/min P2 =6.96 KW T2 =238.44 N M (1). 選擇軸的材料和熱處理 采用 45 鋼，并經調質處理，查《機械基礎》 P369 表 16－ 1，得其許用 彎曲應力 1 60MPa ， C 118 106 。 (3). 按扭轉強度估算最小直徑， 45 鋼材料系數(shù)

54、 C=118-107 d2 min c 3 p2 =(107 118) 3 6.96 31.27 34.48mm N2 278.85 初選 d2 32 mm 考慮鍵槽 d 2 =321.05=33.6mm 選取標準直徑 d 2 =34 mm (4). 軸的結構設計 根據(jù)軸上零件得安裝和固定要求， 并考慮配合高速軸的結構， 初步確定低速 軸的結構。設有 6 個軸段。

55、1 段： 此段安裝鏈輪，安裝鏈輪處選擇最小直徑 d1 =34mm，由于已經算出鏈輪 寬度為 23.96mm，故選擇 L1 30mm 2 段：查《機械基礎》，取軸肩高度 h 為 1.5mm，則 d =d +2h= 34 2 1.5 37 mm 2 1 此軸段一部分長度用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。取 L2 40mm 第 22 頁 3 段：取軸肩高度 h 為 1.5mm，則 d3 =d2+2h=37+2 1.5 40 mm。此段裝軸承與

56、套筒。選用深溝球軸承。查機械基礎 P476 附錄 24，此處選用的軸承代號 為 6208，其內徑為 40mm，寬度為 18mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小 1~2mm。取套筒長度為 10mm， 則此段長 L 3=(18-2)+10+2=28mm。 4 段：此段裝齒輪，取軸肩高度 h 為 2.5mm，則 d =d +2h= 40 2 2.5 45 mm。 4 3 因為大齒輪的寬度為 62mm，則 L4 =62-2=60mm 5 段：取軸肩高度 h 為 2.5mm，則 d5=d4+2h=50mm，長度與右面的套筒相同，即

57、 L5=10mm。 6 段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即 6 6＝ 17mm。 d =40mm，L 由上可算出，兩軸承的跨度 L ＝ 18 2 10 60 98mm 。 低速軸的軸段示意圖如下： ① 按彎矩復合強度計算 2M 2 2 238.44 A、 Ft 2 1295.09 N d 2 368.22

58、B、 Fr 2 Ft 2 tan 1295.09 tan 200 471.37 N ?。┣笾Х戳? FAX 、 FBY 、FAZ 、FBZ Fr 2 371.37 FAY FBY 235.69 N 2 2 第 23 頁 FAz Ft 2 1295.09 FBz 647.545N 2 2 ⅱ )由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。截面 C 在垂直面彎矩為 受力圖： M c1FAY L 235.69 98 11548.81N mm 2 2

59、 ⅲ）截面 C 在水平面上彎矩為： L 98 M c2 FAz 2 647.545 2 31729.705N mm ⅳ）合成彎矩為： M c ( M c1 2 M c2 2} 11548.812 31729.705 2 33766.095N mm ⅴ）轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取 α =0.6，截面 C 處的當量彎矩： M ecM c 2 (aM 2 )2 33766.095 2 (0.6 238440) 2 146994.8 N m

60、m ⅵ )校核危險截面 C 的強度 軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的 C 處， W ＝0.1d43 Mec 104656.8 16.13M pa< 1 b Ce 0.1 453 W 所以軸強度足夠。 各軸段直徑 D1 D2 D3 D4 D5 D6 D7 （高速軸： 21 25 30 34 71.6 35 30 mm） L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 各軸段長度

61、 60 40 17 5 70 5 17 各軸段直徑 D1 D2 D3 D4 D5 D6 （低速軸： mm） 34 37 40 45 50 40 L1 L2 L3 L4 L5 L6 各軸段長度 30 40 28 60 10 17 第 24 頁 8.2 鍵的選擇計算及校核 軸上零件的周向固定選用 A 形普通平鍵，聯(lián)軸器選

62、用 B 形普通平鍵。 ① 高速軸：根據(jù)聯(lián)軸器與軸連接處的軸徑 21mm，軸長為 60mm，查得鍵的截 面尺寸 b＝8mm ，h＝7mm 根據(jù)輪轂寬取鍵長 L ＝40mm 高速齒輪是與軸共同制造，屬于齒輪軸。 ② 低速軸： 根據(jù)安裝齒輪處軸徑 d4 45mm ，查得鍵的截面尺寸 b h 14mm 9mm ， 根據(jù)輪轂寬取鍵長 L L4 8 48 8 40mm。 根據(jù)安裝帶輪處軸徑 d1 34mm，查得鍵的截面尺寸 b h 10mm 8mm ，取 鍵長 L=20mm。 8.3 聯(lián)軸器

63、的選擇及校核 由所給條件可知，電動機功率為 7.5 KW，轉速 n=1440r/min ，查表可知 Y132M-4 電動機的軸伸直徑 d=38mm，即有： 1. 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 2. 載荷計算 公稱轉矩 T=9550x10 3 P =9550x103 7.5 =49.74x10 3 N.m n 1440 由工作情況系數(shù)表查得 KA=2.3 ，故由式的計算轉矩為 T ca=KAT=2.3x49.74x10 3=114.40 N.m 3. 型號選擇 從 GB 4323-84 中查得 L

64、T6 型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為 250N.m許 用最大轉速為 3800r/min ，軸徑為 32～ 42mm之間，故合用。 第 25 頁 第九部分 滾動軸承的壽命驗算 壽命計劃：兩軸承承受純徑向載荷 P=Fr=1641.42N X=1 ，Y=0 9.1. 主動軸軸承壽命： 深溝球軸承 6306，查文獻 （ 8） 基本額定動負荷 Cr=19.8kN f t =1 ε=3 = 106 ft Cr

65、 = 106 1 19.8 103 3 L h =285948.88h 60n P 60 n 1641.42 C j P 3 Lh n 10.56 3 4200 356 47.3kN f t 16670 1 16670 輕微沖擊時的許用 [Cr]=50MPa ， C j Cr ， 強度足夠 預期壽命為：五年 兩班制 軸承壽命合格 L =5360216=5760

66、0h< L h 9.2. 從動軸軸承壽命：深溝球軸承 6208，查文獻 （ 8）基本額定動負載 Cr=22.8kN f t =1 ε=3 3 L h = 106 ft Cr 106 1 22 .8 103 = 60 =3286929.4936h>36000h 60n P 114.59 806.44 C j P 3 Lh n 10.14 3 4200 58 ft 16670 1 24.3kN 16670 裝配圖簡圖 第 26 頁 第十部分 設計小結 在剛結束一周的機械制造工藝學的課程設計后， 又開始了為期兩周的