《兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)（38頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì) 摘 要 本文簡要的闡述了課題研究的背景、意義，并對(duì)減速器的各種布局進(jìn)行分析和比較，在此基礎(chǔ)上提出了本論文設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容。參考二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)有關(guān)資料，運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和機(jī)械原理的相關(guān)知識(shí)，提出滿足本課題要求二級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)方案。根據(jù)此方案，進(jìn)行了本課題傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的詳細(xì)計(jì)算，以及箱體結(jié)構(gòu)的簡單設(shè)計(jì)。最后根據(jù)設(shè)計(jì)說明書繪制了主要元件的工作圖和整體裝配圖。在各圖紙上詳細(xì)標(biāo)注設(shè)計(jì)要求。 關(guān)鍵詞：二級(jí)斜齒圓柱;減速器;設(shè)計(jì) 目 錄 1設(shè)計(jì)任務(wù)

2、.........................................................12設(shè)計(jì)要求.........................................................1 3設(shè)計(jì)步驟.........................................................1 3.1 課題設(shè)計(jì)方案.................................................1 3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇..................................

3、...............2 3.3傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配................................. ..4 3.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).................................4 3.5 齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算...........................................5 3.5.1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì).........................................5 3.5.2 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)...........................

4、.............10 3.6軸的設(shè)計(jì)....................................................14 3.6.1高速軸的設(shè)計(jì)...........................................15 3.6.2中速軸的設(shè)計(jì)...........................................18 3.6.3低速軸的設(shè)計(jì)...........................................22 3.7 鍵的效核...............

5、.....................................27 3.7.1高速軸上鍵的效核.......................................27 3.7.2中速軸上鍵的效核.......................................28 3.7.3低速軸上鍵的效核.......................................28 3.8 軸承壽命的驗(yàn)算..............................................29 3.8.1高

6、速軸上軸承的壽命校核.................................29 3.8.2中速軸上軸承的壽命校核.................................30 3.8.3低速軸上軸承的壽命校核.................................32 3.9 潤滑與密封..................................................33 3.9.1 潤滑..................................................33

7、 3.9.2 密封..................................................33 設(shè)計(jì)小結(jié).........................................................34 參考文獻(xiàn).........................................................35 致謝.............................................................36 1設(shè)計(jì)任務(wù) 設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上

8、的兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸及連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載啟動(dòng)，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失），減速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運(yùn)輸容許速度誤差為5%，車間有三相交流電，電壓380/220V。 （1）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 （2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2200N;帶速v=0.9m/s；滾筒直徑D=300mm。 2設(shè)計(jì)要求 1.查閱文獻(xiàn)資料不少于10篇，提交外文翻譯一篇（不少于15000個(gè)印刷符號(hào)）。 2.編寫設(shè)計(jì)說明書一份（不少于10000字）。 3.利用CAD軟件繪制減速器裝配圖1張（A

9、0），繪制零件工作圖兩張（A2)。 3設(shè)計(jì)步驟 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案： 1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)速度，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下： 3.1 課程設(shè)計(jì)方案 (1)傳動(dòng)裝置簡圖 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如如圖1所示 圖1 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 (2)原始數(shù)據(jù) 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示

10、 表1 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù) 帶的圓周力F/N 帶速v/（m/s） 滾筒直徑D/mm 2200 0.9 300 (3)工作條件 兩班制，使用年限5年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.環(huán)境最高溫度35oC 傳動(dòng)方案： 圖2 傳動(dòng)方案 3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。 (1)選擇電動(dòng)機(jī)容量 電動(dòng)機(jī)所需工作功率 由式

11、 kw 根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作的類型，可取工作機(jī)效率 0.96 傳動(dòng)裝置的總效率 查參考文獻(xiàn)表12-7知機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)） 開式齒輪傳動(dòng)效率，代入得 所需電動(dòng)機(jī)功率為 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可，由參考文獻(xiàn)表12-7所示Y型三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為3kw。 (2)確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由參考文獻(xiàn)[1]表2-2可知，兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為10~20，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)

12、速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000兩種方案進(jìn)行比較。由參考文獻(xiàn)[1]表13-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)列于表1中 表2 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比 方案 電動(dòng)機(jī)型 號(hào) 額定功率 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/() 同 步 轉(zhuǎn) 速 滿 載 轉(zhuǎn) 速 1 Y132S-6 3 1000 960 2 Y132M-8 3 750 710 表2中，方案2的電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，價(jià)格以及總傳

13、動(dòng)比，選用方案1較好，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。 3.3 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 計(jì)算總傳動(dòng)比： 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速及工作機(jī)轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比： 對(duì)于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近（即兩個(gè)大齒輪分度園直徑接近），且低速級(jí)大齒直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配，即 式中：—高速級(jí)傳動(dòng)比 —減速器傳動(dòng)比 又因?yàn)閳A柱齒輪傳動(dòng)比的單級(jí)傳動(dòng)比常用值為3～5，所以選,。 3.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)

14、的計(jì)算 (1)各軸轉(zhuǎn)速 (2)各軸輸入功率 卷筒軸 (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒軸 表3 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸號(hào) 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/(N.m) 轉(zhuǎn) 速 n/(r/min) 傳動(dòng)比i 效率 電動(dòng)機(jī)軸 3 29.84 960 1 0.99 高速軸Ⅰ 2.97 29.55 960 4.67 0.96 中速軸Ⅱ 2.85 132.4 205.57 3.59 0.96 低速軸Ⅲ 2.54 423.63 57.26 1

15、 0.98 工作機(jī)軸 2.49 415.29 57.26 3.5 齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.5.1 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)： 兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，則設(shè)計(jì)第一傳動(dòng)所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動(dòng)。 1.選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88） (2)材料及熱處理： 選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。 (3)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) ，取

16、 (4)選取螺旋角。初選螺旋角β=14 2.按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按參考文獻(xiàn)[2]式13-16計(jì)算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻(xiàn)[2]表13-8選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 3）由參考文獻(xiàn)[2]表13-8選取齒寬系數(shù)Φd=0.9 4）由參考文獻(xiàn)[2]公式知 5）小齒輪轉(zhuǎn)距29.55N.mm 6）由由參考文[2]表1.-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的

17、接觸疲勞強(qiáng)度極限 8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9）由參考文獻(xiàn)[2]圖13-8查得接觸疲勞壽命系； 10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)=1，由參考文獻(xiàn)[2]式13-3得 (2)計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù) 4）計(jì)算縱向重合度 5）計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]13-5選取使用系數(shù)取根據(jù)，8級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[2]圖13-13查得動(dòng)載系數(shù)；由圖13-15查的； 由參考文獻(xiàn)[2]圖13

18、-14查得 故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的模數(shù) 取1.5mm 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-17） (1)確定計(jì)算參數(shù) 1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度，從參考文獻(xiàn)[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.88 3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4）查取齒型系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得； 5)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得； 6)由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7)由參考文獻(xiàn)[2

19、]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 9)計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=40.25mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取=26，則，取=103。 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 將中心矩圓整為100mm。

20、 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因b值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度 mm 圓整后??；。 3.5.2 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)： 1.選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)按圖2所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。 (2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88） (3)材料及熱處理： 選擇參考文獻(xiàn)[2]表10-1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240

21、HBS，二者材料硬度差為40HBS。 (4)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按參考文獻(xiàn)[2]式（10-9a）進(jìn)行試算，即 f (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 4）由參考文獻(xiàn)[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由參考文獻(xiàn)[2]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6)由參考文獻(xiàn)[2]式（10-19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由

22、參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系； 8)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=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 (2)計(jì)算 1)試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2)計(jì)算圓周速度 3)計(jì)算齒寬b 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)??； 根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)； 直齒輪，；

23、由參考文獻(xiàn)[2]圖10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， ； 由，查參考文獻(xiàn)[2]圖10-13得，故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（10-10a） 得 7)計(jì)算模數(shù) 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-5） (1)計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1)由參考文獻(xiàn)[2]中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限； 2)由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3)計(jì)算彎

24、曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 4)計(jì)算載荷系數(shù) 5)查取齒型系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得；。 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn)[2]表10-5查得；。 7)計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22

25、并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù) 取=26，則，取=74。 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 (2)計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度 mm 則??；；；。 小結(jié)： 表4 小結(jié) 項(xiàng)目 d/mm z mn /mm B /mm b 材料 旋向 高 速 級(jí) 齒輪1 40.20 26 1.5 50 40Gr 左旋 齒輪2 159.28 103 45

26、45鋼 右旋 低 速 級(jí) 齒輪3 65 26 2.5 70 40Gr 齒輪4 185 74 65 45鋼 3.6 軸的設(shè)計(jì) 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表5 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù) 級(jí)別 高速級(jí) 低速級(jí) 26 103 26 74 1.5 1.5464 /mm 2.5 2.5 0 1 齒寬/mm ； ； 3.6.1 高速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)：

27、 ，， 1.求作用在齒輪上的力 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)[2]式（15-2）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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則

28、 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查參考文獻(xiàn)[1]標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 (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軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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段長度應(yīng)比略短一

29、些，現(xiàn)取。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。 3)由于齒根圓到鍵槽底部的矩離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動(dòng)軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的矩離,故取。 5

30、)已知高速級(jí)齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。 6)取齒輪矩箱體內(nèi)壁之矩離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)矩箱體內(nèi)壁一段矩離是s,取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm，低速級(jí)大齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則 至此，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 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時(shí)為了保證半聯(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

31、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。 (4)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，各軸肩處的圓角半徑見圖3。 4.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計(jì)算簡圖（圖4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4）。 圖4 高速軸彎矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖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，

32、的值列于下表（參看圖4）。 表6 截面c處的，的值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(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 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。 3.6.2 中速軸的設(shè)計(jì)

33、 已知參數(shù)： ，， 1.求作用在齒輪上的力 因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對(duì)稱性，則中速軸大齒輪的力為 ，， 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)[2]式（15-2）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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 (2)根據(jù)軸向定位的要求確

34、定軸的各段直徑和長度。 1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。 2）取安裝小齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑，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70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。 3)取安裝大齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40

35、mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。 4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對(duì)稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度T=18.25mm。則 至此，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 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸

36、配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；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。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。 4.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計(jì)算簡圖（圖6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭

37、矩圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表7 截面B和C處的的值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N ， 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(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 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故

38、安全。 3.6.3 低速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)： ，， 1.求作用在齒輪上的力 受力分析和力的對(duì)稱性可知 ， 圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)[2]式（15-2）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)參考文獻(xiàn)[2]表15-3，取，于是得 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1，

39、考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查參考文獻(xiàn)[1]標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖7 (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軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓

40、在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取。 3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20

41、mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的矩離,故取。 5）取齒輪矩箱體內(nèi)壁之矩離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)矩箱體內(nèi)壁一段矩離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度B=25mm，高速級(jí)小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。 至此，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)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50m

42、m；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，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。 (4)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，各軸肩處的圓角半徑見圖7。 4.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計(jì)算簡圖（圖8），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取B值。對(duì)于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)[1]中查得B=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨矩。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。

43、 圖8 低速軸的彎矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖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處的的值列于下表（參看圖8）。 表8 截面c處的的值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎矩M 總彎矩 扭矩T 5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

44、脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表15-1得。因此，故安全。 3.7鍵的校核 3.7.1 高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻(xiàn)[2]式

45、（6-1）可得 Mpa 故擠壓強(qiáng)度足夠。 3.7.2中速軸上鍵的校核 (1）中速軸上小齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。 鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm. 由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。 (2）中速軸上大齒輪處鍵的校核

46、 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。 3.7.3 低速軸上鍵的校核 (1）低速軸上外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長L=45

47、mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 Mpa 故擠壓強(qiáng)度足夠。 （2）低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長L=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)[2]表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]=100～200Mpa,取其平

48、均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻(xiàn)[2]式（6-1）可得 3.8 軸承壽命的驗(yàn)算 3.8.1 高速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)， 。 查參考文獻(xiàn)[1]可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷C=32200N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)[2]表13-5中的Y值。查參

49、考文獻(xiàn)[1]可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-11）得 (3)求軸承當(dāng)量載荷 查參考文獻(xiàn)[1]可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則 (4)校核軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)椋园摧S承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.2 中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，=72000h。 查參考文獻(xiàn)[1]可知圓錐

50、滾子軸承30207的基本額定動(dòng)載荷C=54200N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)[2]中表13-7，軸承派生軸向力， 其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)[2]表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)[1]可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-11）得 (3)求軸承當(dāng)量載荷 查參考文獻(xiàn)[1]可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)[2]中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表1

51、3-6，取，則 由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)椋园摧S承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.3 低速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。 查參考文獻(xiàn)[1]可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動(dòng)載荷C=52800N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， (2)求軸承當(dāng)量載荷 由于軸承只承受純徑向動(dòng)載荷的作用，按參考文獻(xiàn)[2]式（13-9a）得，當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)[2]表13-6，取，則 (3)校核軸承

52、壽命 由參考文獻(xiàn)[2]式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 3.9潤滑與密封 3.9.1 潤滑 查參考文獻(xiàn)[1]，齒輪采用浸油潤滑；當(dāng)齒輪圓周速度時(shí)，圓柱齒輪浸油深度以一個(gè)齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。 3.9.2 密封 防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查參考文獻(xiàn)[3]表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進(jìn)行密封。

53、 設(shè)計(jì)小結(jié) 由于時(shí)間緊迫，所以整個(gè)設(shè)計(jì)做得比較匆忙，難免有個(gè)疏漏之處。通過這次的實(shí)踐，自己不僅鞏固了所學(xué)的知識(shí)，而且在設(shè)計(jì)過程中，學(xué)會(huì)了如何快速正確地畫圖、查手冊(cè)等等，為以后的學(xué)習(xí)工作提供了很好的經(jīng)驗(yàn)。我相信，在以后的設(shè)計(jì)中，會(huì)避免走很多彎路，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 參考文獻(xiàn) [1]金清肅.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（第一版）

54、[M].武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007.10 [2]濮良貴,紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [3]吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)使用手冊(cè)（第二版）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2003.10 [4]吳宗澤，羅圣國.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)(第三版).北京:高等教育出版社,2006.5 [5]楊可枕，程光藴.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)（第五版）.高等教育出版社，2006.5 [6]陳立德主編.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)（第二版）.高等教育出版社，2004.7 [7]陳鐵鳴. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè).高等教育出版社，2009.7 [8]宋志良，黃國兵，陳虎.機(jī)械制圖.北京理工大學(xué)出版社，

55、2009.9 [9]孫恒，陳作模，葛文杰.機(jī)械原理.高等教育出版社，2006.9 [10]吳建華.材料力學(xué).重慶大學(xué)出版社,2002 致謝 感謝導(dǎo)師劉衛(wèi)旗工程師的關(guān)心、指導(dǎo)和教誨。劉衛(wèi)旗工程師追求真理、獻(xiàn)身科學(xué)、嚴(yán)以律己、寬己待人的崇高品質(zhì)對(duì)學(xué)生將是永遠(yuǎn)的鞭策。 學(xué)生在做畢業(yè)設(shè)計(jì)期間的工作自始至終都是在劉衛(wèi)旗工程師全面具體的指導(dǎo)下進(jìn)行的。劉衛(wèi)旗工程師淵源的學(xué)識(shí)、敏銳的思維、民主而嚴(yán)謹(jǐn)?shù)淖黠L(fēng)，使學(xué)生受益頗淺，終身難忘。 同時(shí)也感謝所有關(guān)心、支持和幫助過我的各級(jí)領(lǐng)導(dǎo)、老師、同學(xué)、同事和朋友。由于本人水平有限、時(shí)間的倉促，論文難免有不足和錯(cuò)誤之處，懇請(qǐng)各位專家、教授批評(píng)、指正，在此表示幫助。