學生畢業(yè)設計（畢業(yè)論文）系別：機電工程系專業(yè)：班級：學 生 姓 名：學 生 學 號：設計（論文）題目： 煤斗提升機用一級斜齒圓柱齒輪減速器指 導 教 師：設 計 地 點：起 迄 日 期：畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書專業(yè)班級姓名一、課題名稱：煤斗提升機用一級斜齒圓柱齒輪減速器二、主要技術指標：1. 該傳動裝置用于煤庫斗式提升機的傳動系統(tǒng)中;2. 斗軸的轉速n=80/r.min ，斗軸所需的功率P=6.3kw3.提升機兩班制工作,單向回轉 ,使用年限為10 年，4.工作中有輕微的沖擊,斗軸轉速允許誤差差5%.三、工作內容和要求：1.完成該減速器的總體和傳動件的設計；2.繪制該減速器的總裝圖和零件工作圖；3.使提升機的傳動系統(tǒng)的整體尺寸盡量減小；4.合理選配電動機型號和滾動軸承型號。四、主要參考文獻：1.機械設計基礎2. 機械設計手冊3 .機械設計基礎課程設計指導書4.新編機械設計課程設計圖冊5.國家標準學生（簽名）年月日指 導 教師（簽名）年月日教研室主任（簽名）年月日系主 任（簽名）年月日畢業(yè)設計（論文）開題報告設計（論文題目）煤斗提升機用一級斜齒圓柱齒輪減速器一、選題的背景和意義：隨著機械制造業(yè)的迅猛發(fā)展，電動機的使用比較多，同時作為傳動機構、而且在能量傳遞過程中損耗相對較小的齒輪被廣泛使用。本設計課題著眼于“傳動比較大， 工作環(huán)境較惡劣”的前提下，進行討論。相對而言，普通圓柱齒輪已不滿足上述要求，具有嚙合較為平穩(wěn)、沖擊和噪聲小，適用于高速、大功率傳動、重合度大、結構緊湊等優(yōu)點的斜齒圓柱齒輪能適應上述環(huán)境。二、課題研究的主要內容：電動機的選擇滾動軸承的選擇斜齒圓柱齒輪減速器的齒輪的設計包括軸的設計和齒輪的設計連接軸的使用壽命和轉矩三、主要研究（設計）方法論述：在減速器的設計中，主要運用了類比法、分析法、設計計算法、圖形結合法等方法，分析了各齒輪的強度、滾動軸承承受的沖擊強度、軸的受力情況等等。四、設計（論文）進度安排時間工作內容8.18.8完成開題報告、擬訂設計進度計劃8.98.12收集相關資料8.138.15電動機的選擇計算8.168.17總傳動比計算及其分配、運動和動力參數的計算8.188.19齒輪的設計計算8.208.21從動軸的結構設計、滾動軸承的受力分析8.22初稿完成8.25定稿8.2728準備畢業(yè)答辯五、指導教師意見：指導教師簽名：年月日六、系部意見：系主任簽名：年月日目錄一、 方案 6 二、 分析和 定 方案 6 三、 機 7四、 算 9 五、 與 承的 算與校核 12 六、 等相關 準 的 20 七、 減速器的 滑與密封 20 八、 箱體 構 21 九、 小 23 十、 參考文獻 23一、方案設計原始數據：P=6.3kwP；斗軸所需功率n=80r/minn：斗軸轉速；設計工作量：設計說明書一份五張主要零件圖（ CAD ）零號裝配圖一張工作要求：提升機連續(xù)工作， 單向提升，載荷平衡兩班制工作， 使用年限年，輸送帶速度允許誤差為 5%。運動簡圖：（見附圖）二、分析和擬定傳動方案機器通常由原動機、 傳動裝置和工作裝置三部分組成。 傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要， 是機器的重要組成部分。 傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求， 同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較， 從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。因鏈傳動承載能力低，在傳遞相同扭矩時，結構尺寸較其他形式大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統(tǒng)的高速級， 以降低傳遞的轉矩， 減小鏈傳動的結構尺寸。 故本文在選取傳動方案時，采用鏈傳動。眾所周知，鏈式輸送機的傳動裝置由電動機、 鏈、減速器、聯(lián)軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計鏈式輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。三、選擇電動機電動機是常用的原動機， 具體結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。 電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。（1） 選擇電動機的類型：按工作要求和條件選取Y 系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。（2） 選擇電動機的容量：工作所需的功率：Pd = Pw/由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為* w = 1* 2* 2* 2* 2* 3* 4式中 1、 2、 3、 4 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動及鏈傳動。取 1 = 0.96、 = 0.98 、 3 =0.97 、4 = 0.99 ，則：* w = 0.96 0.980.98 0.98 0.980.97 0.99 =0.850所以：Pd = Pw / =6.3/0.850 kW = 7.41kW根據 Pd 選取電動機的額定功率 Pw 使 Pm = (1 1.3)Pd = 7.41 9.64kW由查表得電動機的額定功率Pw = 7.5 kW（3） 確定電動機的轉速：斗軸轉速為：n=80r/min單級齒輪傳動比 i按推薦的合理傳動比范圍， 取鏈傳動的傳動比 i= 2,V1 5，2= 3 5帶傳動比 i 3=2 4則合理總傳動比的范圍為 : i = 8 100故電動機的轉速范圍為：nd = i*n w = (8 100) 80r/min =640 8000r/min符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min、1000 r/min、 1500 r/min ，再根據計算出的容量，由附表 10.1 查出有三種適用的電動機型號，其技術參數及傳動比的比較情況見下表。電動機轉速傳動裝置的傳動比方 案電動機型號額 定 功r/min率Ped/kW同 步 轉滿 載 轉總 傳 動鏈 齒輪速速比1YL0L-87.575072010.0433.352Y160M-67.5100097013.543.53.873Y132M-47.51500144020.0133.87.5綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案3比較適合。因此選定電動機型號為Y160M-6, 所選電動機的額定功率Ped = 7.5 kW ，滿載轉速 nm = 970 r/min ，總傳動比適中， 傳動裝置結構緊湊。 所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示。外形尺寸底腳 安裝 尺地腳螺栓孔軸伸尺寸裝鍵部 位中 心 高L (AC/2+AD)寸直徑 KD E尺寸 FH HDA BGD160600 417 254210154212 493851102、計算總傳動比并分配各級傳動比電動機確定后，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。（1） 計算總傳動比：i = nm/nw = 1440/80 = 18（ 2）分配各級傳動比：設計 bV 帶的傳動比為：ib =2圓柱齒輪的傳動比：Ig=3.87鏈輪的傳動比為：i1=2.325（ 3） 計算傳動裝置的運動和動力參數：各軸的轉速N= nm/ib = 1440/2 = 720r/minn = n /ig = 720/3.87 = 186 r/min要使得 nw =80 r/min則鏈傳動比應為i1=186/80=2.325各軸的功率P= Pm* 1 = 7.5 0.96 = 7.2 kWP =P* 2 * 3 = 7.2 0.98 0.97 =6.844kWPw = P* 4* 2* 2 = 6.844 0.99 0.980.98 = 6.51 kW(4 )各軸的轉矩電動機的輸出軸轉矩TdTd = 9550 Pm/nm =9550 7.5/1440 = 49.74 Nm 其他軸轉矩T = 9550 P/n= 9550 7.2/720 =95.5 NmT= 9550 P/n= 9550 6.844/186= 351.40NmTw = 9550 Pw/nw = 9550 6.51/80=777.13Nm3、各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格軸名參數電 動 機 軸 軸斗軸軸轉 速970250.6571.6271.62功 率7.57.26.8446.51轉 矩73.84274.33912.60868.06傳 動3.873.51比效 率0.960.970.99四齒輪的設計計算計 算計算內容計算結果項目1 齒料選用 20CrMnTiA 合金鋼滲碳淬火。由表6-5，輪 的表 6-6 ，齒 面硬 度 56-62HRC ，B =1079 MPa ，材 料的 選S =834 MPa 。由表 6-4 選擇齒輪精度 7 級。擇該對齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強度設計，再按齒面接觸疲勞強度校核。齒根彎曲疲勞強度設計由公式2 按2KT1YFa YSaY Y齒 根mn 3的 彎d Z12F曲 設計3 中心 距與 螺旋 角的 校核T=9.55 106 *P/N小齒輪轉矩 T1=9.55 106 7.5/1440=4.974 104 N.Z1 =23取 Z1 =23 i =3.5 ,Z2 =3.8723=89.01，取 Z2 =89Z2 =89實際傳動比 i =89/23=3.8697 傳動比相對誤差 =|i - iT1 =7.384 |/ i =0.0078，齒數選擇滿足要求。104 N.大齒輪轉速 n2 = n1 / i =720/3.8697=186.06r/min。d =0.5由表 6-10，硬齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數d =0.5,由表查得，使用系數 K A =1.25，試取動載系數KV =1.05，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數 K；由表可知，按齒面硬化，斜K=1.796=1.14齒輪， K A Ft /b>100N/，齒間載荷分配系數K =1.2。由式（ 6-4）載荷系數 K= K A KVKK=1.796齒形系數 YF 按當量齒數 ZV =Z/ cos3，由圖 6-18 查得：設螺旋角 =15， ZV 1 = Z1 / cos3=25.5,ZV 2 = Z2 / cos3=98.64,則小齒輪齒形系數 YF 1 =2.65，大齒輪齒形系數 YF 2 =2.3由表查得，小齒輪應力修正系數YF1 =1.59,大齒輪應力修正系數 YF2 =1.78由公式 tan t =tan n /cos=tan20 /cos15=0.377t =20.6469=20 3849，查得a1 / Z1 =0.032，a 2 / Z2 =0.0095，代入 Z1 =23， Z2 =89，得a1 =0.736， a 2 =0.846,a =a1 + a 2 =1.472。由式=bsin / mn =0.98由表查得，重合度系數Y =0.75。由表查得， Y =0.87。按式計算彎曲疲勞許用應力FF = Flim YN YX YST / SF按圖查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力F lim1 = F lim2=500Mpa。4 幾計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數YN ：小齒輪何 尺應力循環(huán)次數環(huán)次數 N1=60 n1 th寸 的計算=609701 28365 10=3.399 109N2 = N1 /3.8697=0.8958 109YN 1 =（ 3 106 / N1 )0.02 =0.830YN 2 =（ 3 106 / N2 )0.02 =0.892由表查取尺寸系數 Y =1。由式 Y=2N1 =3.399910N 2 =0.8958 109F 1=664XST彎曲疲勞強度安全系數 SF =1.255 校F 1 =YN 1 YX YST / SF =664MPa核 疲F lim1勞 強F 2 =F lim2YN 2 YX YST / SF =713.6Mpa度比較 F F 1Y S 1 =2.651.59/664=0.0063 F1F F 2Y S 2 =0.0057, F F1Y S 1 > F F 2YS 2 ,應按小齒F 2F 1 F 2齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。代入公式（ 6-20）2KT1YFa YSaY Ymn = 3d Z12FMPaF 2MPa=713.66 模21.7967.3841042.651.590.740.87= 30.5232664=2.02數取標準模數 mn =2.5 由公式 a= mn（ Z1 + Z2 ）/2cos=2.5（23+89）/2cos15=144.94圓整取中心距 a=145mmcos= mn (Z1 Z2 ) =0.96552a =15.0939,與假設 =15相近。計算大小齒輪分度圓直徑d1 = mn Z1 / cos=59.51 d2 = mn Z2 / cos=230.28 校核原假設的系數KV小齒輪的速度 v1=d2n1/601440=16.83m/s大齒輪的速度 v2=d1n2 /601440=0.390m/s,7 接V2 Z1 /100=0.9982m/s,由圖 6-8b 查得 KV =1.05，與原取值一致。觸 疲勞 的齒寬 b= d d1 =0.5 59.51=29.78 校核取 b1 =35 , b2 =30 齒面按觸疲勞強度校核由式（ 6-17）H =268.4ZE Z H ZZKT (u1)2Hubd1由表查得，彈性系數 ZE =0.8；由表查得，節(jié)點區(qū)域系數 ZH =2.42；重合度系數 Z =0.8；查得，螺旋角系數 Z =0.982。接觸疲勞許用應力H =H limZN ZW / SH由圖查得，齒輪材料接觸疲勞極限應力H lim =1500Mpa。由表查得接觸疲勞度計算的壽命系數ZN ：ZN1 =（5 107 / N1 ) 0.0306 =（5 107 /3.399 109 )0.0306=0.879ZN 2 = （ 5 107 / N 2 )0.0306 = （ 5 107 /0.8958 109 )0.0306 =0.916b1 =35 b2 =30 由圖查得，工作硬化系數ZW =1由表，接觸疲勞強度安全系數SH =1H 1 =H limZ N 1 ZW / SH =15000.8791/1=1318.5MPaH 2 =H limZN 2 ZW / SH =1374MPa將以上各值代入斜齒輪接觸疲勞校核公式H =268.4 ZE ZHZ ZKT (u 1) =268.4 1 2.42 0.8ubd120.9821.7967.3841043.869713059.5123.8697=750.98MPaH =1318.5Mpa彎曲強度疲勞足夠。五 .軸與軸承的設計計算及校核軸的設計及鍵聯(lián)接的選擇與校核軸主要用來支承作旋轉運動的零件，如齒輪、帶輪，以傳遞運動和動力。本減速器有兩根軸，根據設計要求，設計的具體步驟、內容如下：第一軸的設計設 計 計 算 與 說 明結果1、選擇軸的材料確定許用應力普通用途、中小功率減速器，選用45 鋼，正火處理。查表0b=952-7,Mpa取 B =600 Mpa, =95 MPap1 =6.51 kW0b2、 按彎曲許用切應力，初估軸的最小直徑n1 =80r/Mi由表 2-6,查得 C=110, =40 Mpa,按式（ 2-44）得 ,nd1 C 3p1 =47.67mmn1因軸上開有鍵槽 ,應增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱,則直徑應增大 5% 7%，d1 47.67(1+7%)=51.000 初定軸的最小直徑 =51 。dmin 51 3. 確定齒輪和軸承的潤滑計算鏈輪圓周速度v d1n1 =0.214m/s60 1000鏈輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。4. 軸得初步設計根據軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖?？紤]鏈輪傳動，選用圓柱滾子軸承，采用內嵌式軸承蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，利用軸肩結構實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定。如圖 2-2 示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。5. 軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內容： （1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。（1） 徑向尺寸的確定如上草圖所示，從軸段 d1 =51 開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。 d2 起定位固定作用， 定位軸肩高度 h 可在（23） C 范圍內經驗選?。?C為鏈輪內孔倒角尺寸，取 C=1），故 d2 = d1 +2h 51+2(1 1)=53 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =53mm。 d3 與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并符合軸承內徑系列，取 d3 =55 mm，選定軸承代號為 N1411P0。 d4 起定位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準v =0.214m/sd1 =51 d2 =53mmd3 =55mmd4 =60 mmd5 =53mmd6 =60 mmd7 =55 直徑系列，取 d4 =60 mm。 d 5 即為鏈輪部分，即 d5 =d2 =53 mm。d6 = d4 =60 mm， d7 =d3 =55mm（2） 軸向尺寸的確定因鏈輪寬為 108 ，同理取軸段長L1。考慮安裝方=110便軸承蓋至減速器距離1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 與軸承相配合，查軸承安裝尺寸寬度B1 =25mm,于是取 L3 =25 mm。一般情況下，齒輪端面與箱壁的距離2 取 10 15 mm,軸承端面與箱體內壁的距離 3 =3 5 mm,L4 >箱體的內壁，結合大軸的尺寸 L4 取 L4 =20mmL6 = L4 =20mm, L7 = L3 =25 mm兩軸承中心間跨距L =140mm實際直徑為 51 , 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結構設計無須修改（3） 軸的設計簡圖b1 =51 L1 =110 L2 =35 mmL3 =25mmL4 =20mmL5 =35mmL6 =20 L7 =25 mmL=140軸 徑 滿 足要求根據上述設計結果設計第二軸，第二軸的設計設 計 計 算 與 說 明結果1. 擇軸的材料確定許用應力普通用途、中小功率減速器，選用45 鋼，正火處理。查表P=6.914K2-7N取b=600 MPa, =95 MPa。N=71.620b2、按扭轉強度，初估軸的最小直徑r/min由表 2-6查得 C=110， =40 Mpa 按式（ 2-44 ）得d C3P =35.85mmN由于鍵槽的存在, 應增大軸頸以考慮其對軸強度的影響到 d=d(1+7%)=38.36 軸伸安裝鏈輪，考慮到該軸傳遞的扭矩較大，選用彈性銷。1. 確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度v d1n1 =0.390m/s60 1000齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。2. 軸得初步設計根據軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖，?？紤]到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用螺栓聯(lián)接式軸承蓋實現(xiàn)軸兩端單向固定， 依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，大齒輪的軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)， 軸采用階梯軸的結構來實現(xiàn)零件的軸向固定， 如 CAD圖示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。3. 軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內容：（ 1）各軸段徑向尺寸的確定；（ 2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。a) 徑向尺寸的確定如圖所示，從軸段 d1 =40 開始，逐段選取相鄰軸段的直徑，據此我們可以得到第一個軸承的直徑 d=40mm,軸承的型號為：61412/p6,d2 起定位固定作用，定位軸肩高度 h min 可在（ 23）C（C 為鏈輪內孔倒角尺寸，取 C=1）范圍內經驗選取，故 d2 = d1 +2 2C40+2（ 21）=44 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =47 mm 。 d3 與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并查機械設計手冊，取 d3 =50mm，選定軸承代號為 72110AC。 d4 為與大齒輪裝配部分，其直徑應與大齒輪的內孔直徑相一致，即 d4 =72 mm。 d5 為軸肩直徑，起定位作用，同理，按軸的標準直徑系列，取d， dd=50 mm5=75mm6 = 3b) 軸向尺寸的確定大齒輪齒寬取，與鏈輪配合 ,因選取b2 =30 mm,L4 =30 mm L 1鍵是彈性銷，取軸段長L1 =110 mm?？紤]軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離 1 =30，軸承端蓋長為20，初步取 L2 =50 mm。 L3 與軸承相配合，查軸承寬度B1 =24 mm， , 定位環(huán)長 13 mm,于是取L3 =40mm。 L5 起定位作用，取 L5 =2h=10mm。 L6 與軸承相配，查軸承寬度 B1 =24mm,于是取 L6 =30 mm4. 軸的強度校核1) 計算齒輪受力前面計算出 : 轉矩 T=351.40 N m齒輪切向力 :Ft = 2T =2.79KNd2t徑向力 :Fr = F t tan=2.79 tan20 0 =1.015KNdmin =40v =0.390m/sd1 =40 d2 =47 mmd3 =50 mmd4 =72 mmd5 =75 mmd6 =70 mmL=110mmL1 =110mmL2 =50 mmL3 =40mmL4 =30 mm軸向力 :F = Ft tan =0.748KN2) 計算支承反力及彎矩（a）水平面上FAH = FBH = Ft=1.395kN2LC 點彎矩 M CHFAH140/2=97.65KN.=1.395（b）垂直面上2FdFr14022FAr=1.181KN140FBrFAFr =0.166KNC 點彎矩： M CFAL82.67kN. 2（c）求合成彎矩M C =M CH2M C2 =127.94kN. C 點當量彎矩：M C = M CH2T2=210.84KN.所以 , dC310M C =28.11 0b考慮到鍵 , 所以dC =28.11 105%=29.5實際直徑為 40 , 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結構設計無須修改。3）該軸的簡圖為：第三軸的設計設 計 計 算 與 說 明L5 =10 mmL6 =30 mm0 b=95MPad2t=252mmL=140 F r =2.664KNF =1.96KN=0.6T=0.3514 106 N mm結果2、選擇軸的材料確定許用應力普通用途、中小功率減速器，選用45 鋼，正火處理。查表2-7,=600 Mpa, =95 MPa0b=95取BMpa0b2、 按彎曲許用切應力，初估軸的最小直徑p1 =7.2 kW由表 2-6,查得 C=110, =40 Mpa,按式（ 2-44）得 ,n1 =720d1 C 3p1 =23.70mmr/Minn1因軸上開有鍵槽 ,應增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱 , 則直徑應增大 5% 7%，d1 23.70(1+7%)=25.36 初定軸的最小直徑 =30 。3. 確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度dmin =30 vd1n1 =1.13m/s601000齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。4. 軸得初步設計v =1.13m/s根據軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖?？紤]到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用內嵌式軸承蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，利用軸肩結構實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定。考慮到小齒輪分度圓直徑與軸的直徑差距不大的情況，采用齒輪軸的結構方案。5. 軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內容： （1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（ 3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。（1） 徑向尺寸的確定如上草圖所示，從軸段 d1 =30 開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。 d2 起定位固定作用， 定位軸肩高度 h 可在（23） C 范圍內經驗選取（取 C=1），故 d2 = d1 +2h30+2(1 1)=32 mm,按軸的標準直徑系列取 d2 =37mm。 d3與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并符合軸承內徑系列，取 d3=40 mm，選定軸承代號為 7408AC。 d4 起定位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準直徑系列，取d4 =45 mm。d 5 即為小齒輪部分，將d5作為分度圓的直徑，即d5 =59.51mm。，=d3為皮帶輪直徑。d6 = d4 =45 mm d7=40mm,d8（2） 軸向尺寸的確定小齒輪齒寬 b1 =35 ,L5 =38 , L1 與皮帶輪相配合 , 因d1 =30 d2 =37mmd3 =40 mmd4 =45 mmd5 =59.51mmd6 =45 mmd7 =40 皮帶輪寬為 100 ，同理取軸段長 L1 =110?？紤]安裝方便軸承蓋至帶輪距離 1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 與軸承相配合，查軸承安裝尺寸寬度 B1 =25mm,于是取 L3 =25 mm。一般情況下，齒輪端面與箱壁的距離2 取 10 15 mm,軸承端面與箱體內壁的距離3 =3 5 mm, L4>箱體的內壁，結合大軸的尺寸 L4 取 L4 =20mmL6 = L4 =20mm, L7 = L3 =25 mm兩軸承中心間跨距 L =140mm6. 軸得強度校核（3） 計算齒輪受力轉矩 T1 =95.5NM齒輪切向力 Ft2T1d1=5.457kN徑向力： F r =Ft tan=5.457 tan20 =1.986kN軸向力 F = Fttan =5.457 tan15 =1.462kN（2） 計算支反力和彎矩并校核（ a）水平面上FAH = FBH = Ft=2.73kN2C 點彎矩 : M CHFAHL =191 kN .mm2D 點彎矩： M DHFAH35=95.55 kN .mm水平面彎矩和受力圖如上圖：（ b）垂直面上Fd1Fr110支反力： FAr22=1.192kN110FBrFAFr=0.793KNC 點彎矩： M CLFA83.44kN. 2D 點彎矩： M D= FA 35=41.72kN. （c）求合成彎矩M C =M CH2M C2 =208.4kN. M D =M DH2M D2 =104.26kN. C 點當量彎矩：M C = M C2T2161.9820.62=107 =216.13KN.D 點當量彎矩：M D=M D2T2=118.97KN.所以 , dC10M C =28.34 30bb1 =35 L1 =110 L2 =35 mmL3 =25mmL4 =20mmL5 =35mmL6 =20 L7 =25 mm=20L=140M D=103.軸 徑 滿 足要求dD310 M d =22.22 0b考慮到鍵 , 所以dC =28.34 105%=29.76dD =22.22 105%=23.33實際直徑 30 , 強度足夠 . 如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足 , 則該軸的結構設計無須修改 .（4） 繪制軸的零件工作圖。六、鍵等相關標準鍵的選擇標準鍵的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘的選擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。（ 1）鍵的選擇查表 4-1（機械設計基礎課程設計）h = 8 mm,t = 5.0mm,t =3.3mm 軸與齒輪相配合的鍵：b = 12 mm, 軸與大齒輪相配合的鍵：b = 18mm,h = 11mm,t = 7.0mm,1= 4.4mmt1 軸與聯(lián)軸器相配合的鍵：b = 14mm,h = 9mm,t = 5.5mm,t 1= 3.8mm 。（ 2） 螺栓、螺母、螺釘的選擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想體的附件的結構，以及其他因素的影響選用螺栓 GB5782 86, M6*25 和 GB5782 86, M10*35 ，GB5782 86, M10*25 三種。選用螺母 GB6170 86, M10 和 GB6170 86, M12 兩種。選用螺釘 GB5782 86, M6*25 和 GB5782 86, M6*30 兩種。七、減速器的潤滑與密封1、 傳動件的潤滑浸油潤滑：浸油潤滑適用于齒輪圓周速度V 12m/s 的減速器。為了減小齒輪的阻力和油的升溫，齒輪浸入油中的深度以 12 個齒高為宜，速度高時還應淺些， 在 0.7 個齒高上下，但至少要有 10mm, 速度低時，允許浸入深度達 1/6 1/3 的大齒輪頂圓半徑。油池保持一定深度，一般大齒輪齒頂圓到油池底面的距離不應小于 30 50mm。以免太淺會激起沉積在箱底的油泥，油池中應保持一定的油量，油量可按每千瓦約 350 700cm3 來確定，在大功率時用較小值。2、 滾動軸承的潤滑：減速器中滾動軸承的潤滑應盡可能利用傳動件的潤滑油來實現(xiàn)，通常根據齒輪的圓周速度來選擇潤滑方式，本設計采用潤滑脂潤滑，并在軸承內側設置擋油環(huán)，以免油池中的稀油進入舟車功能而使?jié)櫥♂尅?、 潤滑劑的選擇：潤滑劑的選擇與傳動類型、載荷性質、工作條件、轉動速度等多種因素有關。軸承負荷大、溫度高、應選用粘度較大的潤滑油。而軸承負荷較小、溫度低、轉速高時，應選用粘度較小的潤滑油，一般減速器常采用HT-40,HT-50 號機械油，也可采用HL-20,HL-30齒輪油。當采用潤滑脂潤滑時，軸承中潤滑脂裝入量可占軸承室空間的1/31/2 。4、 減速器的密封：減速器的密封是為了防止漏油和外界灰塵和水等進入常見的漏油部位有分箱面、軸頭、蓋端及視孔蓋等。分箱面的密封，可在箱體剖分面上開回油槽，軸伸出處密封的裝置有墊圈，O 型橡膠圈和唇形密封圈。八、箱體結構設計一、 小型圓柱齒輪，為了使結構緊湊，重量較輕，采用整體式箱體，它的材料為HL150 。名稱符號減速器形式及尺寸關系/ mm本次設計取值 /mm齒輪箱體壁厚0.025a 18=8箱蓋壁厚箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺栓直徑及數目軸承旁聯(lián)接螺栓直徑蓋與座聯(lián)接螺栓直徑聯(lián)接螺栓 d2 的間距檢查孔蓋螺釘直徑定位銷直徑d f 、 d1 、 d2 至外箱壁距離d2 、 d2 至凸緣距離軸承旁凸臺半徑凸