設(shè)計計算及說明、設(shè)計任務(wù)書結(jié)果1.1傳動方案示意圖1.2原始數(shù)據(jù)表1 ：原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N)傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D( mr)70001.14001.3工作條件兩班制，使用年限為8年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，小批量生產(chǎn), 運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的 5%1.4工作量1、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算;2、傳動零件的設(shè)計計算；3、軸的設(shè)計計算；4、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核；5、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；6、減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計；7、裝配圖和零件圖的設(shè)計；8、設(shè)計小結(jié)；9、參考文獻；二、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算2.1電動機的選擇1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電 壓交流380乂2、電動機容量選擇：(1) 工作機所需功率 pw=FV/1000=7.7KwF=7000NV=1.1m/sPw=7.7KwF- 工作機阻力v- 工作機線速度(2) 電動機輸出功率Pd考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為巳=Pv/為電動機到工作機主動軸之間的總效率，即23123 45=0.841=0.8411-聯(lián)軸器效率取0.992-滾動軸承傳動效率取0.993-圓錐齒輪傳動效率取0.954-圓柱齒輪傳動效率取0.975-卷筒效率取0.96巳=巳/=9.156kw(3)確定電動機的額定功率Ped因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Ped略大于Pd即可。所以可以暫定電動機的額定功率為11kw3、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速nw=60X 1000V/ n D=53r/min由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為10-25，故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd1 nd2=(10-25 ) nw =(530 1325)r/min。Pd =9.156kwPed=11kwnw =53r/min選型電動 機為Y160L-6可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min ,1000r/min 的電動機都符合。綜合考慮 電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊， 決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。選定電動機型號為丫160L-6 其主要性能如下表：表2:電動機主要性能電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/mi n)啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y160L-6119702.02.02.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1、傳動裝置總傳動比i n m/nw=970/53 18.32、分配各級傳動比i1=3 .9i24.692對于圓錐一圓柱齒輪減速器，為使大錐齒輪的尺寸不致過大，一般 可取h 0.25i，最好使高速級錐齒輪的傳動比 h 3，當要求兩級傳動 大齒輪的浸油深度大致相等時，也可取h 3.5 4故取ii=3.9，i2 =4.6922.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速(各軸的標號均已在圖中標出)n = nm /i0=970r / minn =970 nn =248.7 n卷 n皿 =53r/m inP =9.064PII =8.525Pii =8.187nn = n ' = 970/3.9 248.7 r/ minn = nn / i2 =53r/minn卷 n =53r/m in2、各軸輸入功率P p.d 1 =9.064kwP P 2 3 =8.525kwP P 2 48.187kwP卷 =8.024Td 9.01 104T 8.92 1045T 3.27 106T 1.47 10T卷 1.45 106P卷P 1 2 8.024kw3、各軸轉(zhuǎn)矩Td 9.55 106Pd /nm 90144.1N.mm 9.01 104T Td 1=90144.1*0.9989242.4N.mm=8.92 104T T 2 3i1327336.8N.mm=3.27 105T T 2 4i21474894.5N.mm=1.47 106T卷 T 1 21445544.1N.mm=1.45 106將計算結(jié)果匯總列表如下表3軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速級軸1中間軸II低速級軸III卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min ）970970248.75353功率（kw）9.1569.0648.5258.1878.024轉(zhuǎn)矩(N.mm)9.01 1048.921043.271051.471061.45106傳動比13.94.6921效率0.990.940.960.98三、傳動零件的設(shè)計計算3.1、直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算小齒輪:40Cr(調(diào)質(zhì))280 HBS45 鋼（調(diào)質(zhì)）240 HBS7級精度Z124Z294已知輸入功率P =9.064kw（略大于小齒輪的實際功率），小齒輪的轉(zhuǎn)速為：n =970r/mi n, 大齒輪的轉(zhuǎn)速為n = 248.7r/ min ，Ti 8.92 104 N.mm傳動比i 3.9，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每 大齒輪: 年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，齒形制 JB110 60,齒形角20：，齒頂高系數(shù)ha* 1，頂隙系數(shù)C* 0.25,螺旋角m 0，不變位。（2）、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度。（3）、材料選擇，小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪 材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度相差40HBS（4）、選小齒輪齒數(shù)乙 24,大齒輪齒數(shù)Z23.9 24 942. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計d1t2.922Zer(1 0.5r)2uZe 189.8（1）、確定公式內(nèi)的各計算值1）查得材料彈性影響系數(shù)ZE 189.8MPa2。2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim1 600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2 550MPa3）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)小齒輪：N160n1 jLh 60 970 1 （2 8 300 8）2.235 109大齒輪：2 也 5.730 108i1H lim1 600H lim 2550N12.235 109N25.730 108Khn 10.93公式：4）查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.93KHN2 1.°45）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12 ）得:H】1KHN 1 lim 1 / S0.93600558MPaH)2KHN 2 lim 2 / S1.04550572MPa（2）計算試選Kv 1.2，查得Ka1.0,K1,K1.51.251.875所以，KKa K Kv K1.01.21 1.8752.251） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入h中的較小值得dt 2.923ZeKtT1一286.195mm h r（1 0.5 r）2u計算圓周速度Vvd1 m/s 4.38m/s600002）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=4.38m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv 1.13 ；直齒輪，KhKf1;由表10-2查得使用系數(shù)KA 1;Kh 1.875故載荷系數(shù)K 心匚心Kh 2.12按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為d1 d1t3 K 86.195 3 2.1284.502 mmK HN 21 .04h1558H)2572Kv 1.13Kh KfKa 1;Ka 1;Kh1.875K 2.12d184.502mm Kt2.253）計算模數(shù)m m 84.502/24 3.52mm3. 按齒根彎曲強度設(shè)計m4KTMaYsaR（1 0.5r）2Zi .u2 1 f（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa ；大齒FE1 500FE2380K fn 10.83K fn 20.87f1296.43F 2236.14K 2.12輪的彎曲疲勞強度 fe2 380MPa2）由圖10-8取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 0.83, Kfn2 0.873）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，有10-22得KF1 FN1 FE1 296.43MPaSK FN 2 FE 2f2 236.14MPaS4）計算載荷系數(shù)K. K 2.125）節(jié)圓錐角11 arctan 14.381u2 9014.38175.6196）當量齒數(shù)Zv125Zv2cos 1Z2cosOf P27）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得YFa12.62 ；YFa2 2.068）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得丫$丸1.59 ；Ysa21.979）計算大小齒輪的 丫印丫已,并加以比較F丫Fa12.62YFa22.06Ysa11.59Ysa21.97YFa1YSa1fiYFa2YSa2F 22.62 1.59296.432.06 1.97236.14大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算：代入公式計算得：m 2.89mm0.014050.01719綜合分析：按彎曲強度得：m 3mm,按接觸強度算得：d1 84.502mm算出小齒輪齒數(shù)：z-i29m大齒輪齒數(shù)：z23.9 29 113.1,取z2114故齒數(shù)比u 1143.93129這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.計算幾何尺寸1）計算分度圓直徑2）計算中心距3）計算節(jié)圓錐角4）計算錐距5）計算齒輪寬度d1 mz1 87mm d2 mz2342mmd1 d22873422214.5mmd11 arctan14 16 21d22 90175 43 39d1176.445mmb rR 58.81mm圓整取 B260mm, B1 65mmm 3mmZ1 d129mz2114114u 293.931d187 mmd2342mma 214.5mm1 14 16212 75 43 39R 175.138B2 60mmB1 65mm3.2、斜齒圓柱齒輪的傳動的設(shè)計計算已知輸入功率為PII =8.525kw小齒輪轉(zhuǎn)速為nn =248.7r/min、齒數(shù)比為4.692，轉(zhuǎn)矩T 3.27 105 * * N?mm為由電動機驅(qū)動，工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88（2） 材料選擇由機械設(shè)計（第八版）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240HBS二者材料硬度相差40HBS（3）齒數(shù)Z1 22,則大齒輪齒數(shù)i2 4.692Z1 103.2,故取z2 104初選螺旋角 142、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設(shè)計計算3d1t2KtT1 u 1(h)Zh Ze、2（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kt1=1.6小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪：45 鋼（調(diào)質(zhì)）240 HBS7級精度Z1 2214kt1=1.6Zh =2.4332）Ze =189.83）1查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)ZE =189.8 MPa2a1 =0.7654）查教材圖表(圖 10-26 )得 a1 =0.765 a2=0.928 aa1 a2 =1.693a2 =0.9285）=5.73 X 1086）查教材 10-19 圖得：K 1 1.04,K2 =1.13K 1 1.047）查取齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1 650Mpa Hlim2550MpaK 2=1.138）由教材表10-7查得齒寬系數(shù)d=1Hlim1 6509)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=T 3.27 105 N?mmHlim2 550d=110）齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12 ）得：H 1= KHNHlim1 =1.04 x 650=676MPaKH 2=HN2Hlim2 =1.13 x 550= 621.5 MPa許用接觸應(yīng)力為H（ H】1h2）/2648.75MPa（2）設(shè)計計算 1）按式計算小齒輪分度圓直徑d1t3zh ze、2d1t2KtT1u 1（Z H Z E）（ Th ）3 2 1.6 3.27 1 04 5 * * *5.6922.433 1 89.8 門（）272.425 mm4.692648.751 1.693dm2）計算圓周速度 V 60 '1000 °.943m/sV 0.9433）計算齒寬b及模數(shù)mntb= d d1t=72.425mmmntdn cos乙72.425 cos14223.194mm所以載荷系數(shù)K KAKvKh Kh =2.137）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d!32.13d dt 3KtK= 72.4258）計算模數(shù)mnid1 cos mn = Z179.67 cos14 3.51mm223、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式mn >3 2KT1Y cos2dZ21 aYfYsf）設(shè)計79.67mm 1.6fK FN1 FF 1S0.87 5001.4310.71KfN feS（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù)K KAKvKf Kf =2.062）根據(jù)縱向重合度 =1.744查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù) Y =0.883）計算當量齒數(shù)乙乙 324.08cosZv2 一Z3113.85cos4） 查取齒形系數(shù)查教材圖表（表10-5） Yf 1 =2.6476 , Yf 2=2.168925）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5 ） YS 1 =1.5808 ,YS 2=1.801086）查教材圖表（圖10-20c ）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa，大齒輪彎曲疲勞強度極限FE2 =380MPa。7）查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.87 K fn2=0.918）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式 ffK FN 2 FF 2S0.91 3802471.49) 計算大、小齒輪的Yf Ys，并加以比較FYfFs!fi2.6476 1.5808310.71Yf2Fs 2F 22.16892 1.80180247大齒輪的數(shù)值大.(2)設(shè)計計算1)計算模數(shù)3 '522 2.06 3.27 1050.88 cos2140.015822mm 2.78mm1 221.693mn對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)g大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強 度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒 輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取g =3mn但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度 算得的分度圓直徑d1 =79.67 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).2) 計算齒數(shù) z 1 =79.67 cos14 25.77mm 取 z 1 =26 那么 mnz 2 =4.692 X 26=121.99 取 z2=1224、幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(z1 ZE#6 122)3=228.80 mm2 cos 2 cos14(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos (Z1 z)mn2 a(26 122) 3 arccos2 228.8014 0 14因 值改變不多，故參數(shù)，k , Zh等不必修正.(3)計算大.小齒輪的分度圓直徑叫=3mmd1=79.67z1=26z2=122a=228.8014 0 14,zm26 3ccccd 1=80.39mmcoscos14.0037z2mn122 3d 2 二丄丄377.21mmcoscos14.0037(4)計算齒輪寬度B = d11 80.39mm80.39mmB280mm, B 85mmdi 80.39mm d2377.21mmB2 80mmB1 85mmP =9.064kwn =970r/minTI =89200N.mmdm172.5mrFt 2461NFr 868NF 222N四、軸的設(shè)計計算4.1輸入軸(I軸)的設(shè)計1、求輸入軸上的功率R、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TR =9.064 kwn=970r/mi nTi =89200N.mm2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為dmi di(1 0.5 r)72.5mm則 Ft 2九 2 892°%.5 2461 NFr Ft.tan20 cos 1868NFFt.ta n20s in 1 222N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖2圖2、彎矩與扭矩圖dmin 23.593、初步確定軸的最小直徑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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 112，得PT（9 064dmin Ao3|二 112323.59mm ni 970輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑 d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算Tea KaT 2115.96Nmd12 =30mmL 112mm轉(zhuǎn)矩a KaT2，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka3，則Tea KaT2 =1.3 89200 查機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1，選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工 稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m,而電動機軸的直徑為42mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能 太小.故取d12 =30mm半聯(lián)軸器長度 L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖 2）L1L2圖3輸入軸軸上零件的裝配（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，12段軸右端需制出一軸肩，故取23 段的直徑d23 37mm。左端用軸端擋圈定位，12段長度應(yīng)適當小于L所以取L12 =58mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列查得圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23 37mm ,由機械設(shè)計課 程設(shè)計表12-4中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308,其尺寸為 d D T 40mm90mm 25.25mm所以 d34 40mm而L34=25.25mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設(shè)計課程 設(shè)計表12-430311型軸承的定位軸肩高度da 49mm，因此取 d45 49mm3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑d67 35mm ；為使套筒可靠地壓緊軸 承，56段應(yīng)略短于軸承寬度，故取L56 =24mm d56 40mm4）軸承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離1 30mm，取 L23=50mm5）錐齒輪輪轂寬度為65mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取l67 76mm 由于，L1 2L2 故取 L45 100mm6）軸各部分尺寸綜合下表：表4、軸各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L585025.251002476d303740494035（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d67 35mm由機械設(shè)計（第八 版）表6-1查得平鍵截面b h 10mm 8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為n 6b h l 10mm 8mm 50mm與軸的配合為 旦Z ；滾動軸承與軸的周向k 6定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷（30308型的a=19.5mm所以倆軸承間支點距離為111.5mm右軸承與齒輪間的距離為55.75mm）（見圖1）表5、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1230NFnh 23690NF nv 1362 NFnv2 1230N彎矩MM H 137145N.mmM V1 40363N.mmMV2 8064N .mm總彎矩M1142961N.mmM2137812N.mm扭矩TT|89200N.mm&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力為ca 23.85caM 2( Ti)2W_1429612_(89200X0.6)20.1 40323.85MPa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1 查得1 60MPa, ca 1，故安全）4.2中間軸（II軸）的設(shè)計1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TP 8.525kw, n248.7r/min, T3.27 105N.mm2 、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為d 80.39 mm2TFt8135Nd1Fr Fttan n 3052 N cosFa Ft tan 2029N已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑dm2d2(10.5 R)285mmFt2d 2295Ndm2Fr2Ft2ta ncos 2205NFa2Ft2 tansin 2810NP8.525kwn248.7r/mT53.27 10d 80.39 mFt 8135NFr 3052NFa 2029Nim圓周力Ft1、Ft2，徑向力Fr1、Fr2及軸向力Fa1、Fa2的方向如下圖dm2 285mnFt2 2295NFr2 205NFa2 810N所示圖4、彎矩與扭矩圖3、初步確定軸的最小直徑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)A 112d min 36.436.4mm 中機械設(shè)計（第八版）表15-3，A 112，得dmin 間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑 d1 2和d5 64、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計L1 I_L2L3（1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）圖5、間軸上零件的裝配（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d1 2 d5 6 36.4mm，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308，其尺寸為d D T 40 90 25.25這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表 13.1查得30308 型軸承的定位軸肩高度49mm因此取套筒直徑49mm2） 取安裝齒輪的軸段d2 3 d4 5 47mm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 L 65m m,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，故取L2 3 60mm,齒輪的右端采 用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d，故取h=4mm則軸環(huán)處的直徑為 d3 4 55mm。3） 已知圓柱斜齒輪齒寬Bi 85m m,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，故取 L4 5 80mm。4）齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為 a 16mm，大錐齒輪與大斜齒輪的距 離為c 20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s 8mm。則取 J 254.25mmL3 4 20mm L5 654.25mm綜合數(shù)據(jù)如下表：表6、軸的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L54.2560208054.25D4047554740（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d2 3由機械設(shè)計（第八 版）表6-1查得平鍵截面b h 14mm 9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工， 長為50mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪H7轂與軸的配合為m6 ;圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d4 5由機 械設(shè)計（第八版）表6-1查得平鍵截面b h 14mm 9mm，鍵槽用鍵 槽銑刀加工，長為 70mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，H 7故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 m6 ；滾動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 k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2 45，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30308型的支點距離a=19.5mm 所以軸承跨距分別為 L仁62.25mm L2=94.5mm L3=72mn做出彎矩和扭矩圖（見圖4）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面 為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：表7、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnh 14231NFnv1 49.7NFnh2 6189NFnv2 2896.7N彎矩MMh1263380N.mmMH2 446332N.mmMv13094N.mmMv2 112331N.mmMv3127007 N .mmMv4208563N .mm總彎矩M J4463322 2085632501451N.mm扭矩TT =327000N.mm&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力，取 0.6，軸的計算應(yīng)力為.'M 2 （ Ti）2ca W前已選定軸的材料為查得1 60MPa，ca故安全。5014512(327000X0.6)251.86MPa0.1 47345鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-14.3輸出軸（軸）的設(shè)計1、求輸出軸上的功率PIii、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T川R” =8.187Rii =8.187kw n =53r/minTiii = 1470000N.Mmn =502、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為mz 377.21mmTiii= 1.47 106而Ft2Td 2 1470000377.217794N377.21FrFt.tan20 cos 2924 NFt7794NFt.ta n1943NFr2924N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖6所示尹i bu丄2再* M態(tài)咗也】&MvJr1943N圖6彎矩與扭矩圖3、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,根據(jù)機100械設(shè)計（第八版）表15-3 ,取A 100，得dmin A03 Pl11勺nm1003.8.；753.66mmdmin53.66輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑d12，為了使所選的軸直徑Ka 1.3T ca1911000d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算 轉(zhuǎn)矩Tea KaT，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小， 故取 Ka3，則Tea KaT 1.3 1470000 1911000N.mm查機械設(shè)計 課程設(shè)計表13-1選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為 2500N.M半 聯(lián)軸器的孔徑d1 55mm，所以取d1 2 55mm半聯(lián)軸器長度L=112mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上零件的裝配方案（見圖7）圖7、輸出軸軸上零件的裝配 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，1段軸左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2 62mm， 1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配 合的轂孔長度L184mm,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段的長度應(yīng)比L1略短些，現(xiàn)取h 82mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力， 故選用單列 圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d2 62mm，由機械設(shè)計課程設(shè) 計表12-4中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30313,其尺寸為 d D T 65mm 140mm 36mm，d3 d7 65mm，因而可以取I3 36mm。右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設(shè)計課程表12-4查得30313型軸承的定位軸肩高度da 77 mm，因此取d4 77mm2） 輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為80mm為了使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l676mn齒輪的輪轂直徑取為70mn所以d6 70mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h 6mm，貝峙由環(huán)處的直徑為 d5 82mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 I5 12mm。3) 承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加 潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離I 30mm 故 l2 50mm4) 輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm可求得 I764mm|4 97mm表8、軸尺寸尺寸1234567L82503697127664D55626577827065(3)軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d6 70mm由機械設(shè)計(第八版)表6-1查得平鍵截面b h 20mm 12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 ；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平n 6鍵b h I 16mm 10mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H 7，滾動k6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)(4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45 ,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的 支點距離 a=29mm 所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1 71mm, L2 156mm, L3 120mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖 6）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下:表9、軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 3547NFNH 24247 NFnv1 3942NFnv21018N彎矩MM h 25187N.mmM V1 279882N .mmM V286578N.mmM1 V2518372 2798822376505N.mm總彎矩M2 J2518372 865782266304N.mm扭矩TT31470000N.mm&按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力，取 0.6，軸的計算應(yīng)力27.96MPaM( Tiii)2J3765052(1470000X0.6)2ca V W0.1 703前已選定軸的材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1 查得，1 70MPa ca故安全。五、軸承的校核5.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為d D T 40mm 90mm 25.25mm，軸 向力1282377 N2 1.7Fa 222N，e 0.35，丫=1.7;空 e,X=1,Y=0;空 e,X 0.4,Y 1.7 FrFrFd238902 1.71144N則Fa1Fa Fd2 222 11441366 N則Fa1Fr1Fa213661.071282Fr211440.2943890載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1230NFnh 23690NF nv 1362 NFnv2 1230N表10、支反力則 Fr1 1282N, Fr2 3890N則Fd1Fr12Y則 Pr1XFr1 YFa1 0.4 1282 1.7 1366 2835NR 2Fr2 3890N計算軸承的基本額定壽命:Lh106 C60n P106 1090900 360 970389056.27 10 h>Lh46080h故合格5.2中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308，其尺寸為d D T 40mm 90mm 25.25mm，軸向力FaFaFa 2029N ,e 0.35，丫=1.7; a e,X=1,Y=0; a e,X 0.4,Y1.7FrFr表11、支反力載荷水平面H垂直面V支反力FFnh 14231NFnv1 49.7 NFnh 26189NFnv2 2896.7N則 Fr1 4231N, Fr2 683Fr14231則 Fd1r11244 N2Y 2 1.7Fd268332010N2 1.7則 Fa1Fa Fd2 1219 2010 3229 N則 Fa1 32290.763 eFr1 4231Fa2Fr2201068330.294 e則Pr1XFM YFa10.4 4231 1.7 32297181.7NR 2 Fr2 6833N計算軸承的基本額定壽命:Lh610 C60n P106 1090900 360 248.7 7181.73.17 105h >Lh46080h故合格5.3輸出軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30313軸向力為FaFaFa 1943N e 0.35 Y=1.7; e,X=1,Y=0;丄 e,X 0.4,Y1.7FrFr表12、支反力載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 3547NFNH 24247 NFnv1 3942NFnv21018N則 Fr1 5303N, Fr2 4367NrmiFr15303則 Fd1r11560N2Y 2 1.7Fd2 43671284N2 1.7則 Fa1 Fa Fd11560 19433503Nmt Fa1 3503則 a10.66 eFr1 5303Fa21560二0.357 eFr24367則 Pr1XFr1 YFa1 0.4 5303 1.7 3503 8076NPr2 XFr2 YFa2 0.4 43671.7 15604399N計算軸承的基本額定壽命：10106 C10690900 亍6,“cc“Lh 1.005 10 h>Lh46080h60 n P60 53 8076故合格六、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算6.1輸入軸鍵計算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為 b h l 10mm 8mm 50mm,接觸長度l 50 10 40mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0.5h0.5 8 4mm<3鍵聯(lián)接的強度：p 2T 102 8920037.17MPa p 110MPap kld 4 40 30p故單鍵即可。2、校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為 b h l 10mm 8mm 56mm，接觸長度l 56 10 46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0.5h0.5 8 4mm <3則鍵聯(lián)接的強度為：p 2T 102 89200 p 110MPap kld 4 46 35 p故合格。6.2中間軸鍵計算1、校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為 b h l 14mm 9mm 50mm，接觸長 度I 56 1442mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0.5h4.5mm。則鍵聯(lián)接的強度為：p 2T 10' 2 327000 p 110MPakld 4.5 42 47故單鍵即可。2、校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為 b h l 14mm 9mm 70mm，接觸長 度I 70 14 56mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0.5h4.5mm，聯(lián)3接的強度為 p 2T 102 32700055.21MPa p 110MPap kld 4.5 56 47p故單鍵即可。故合格。6.3輸出軸鍵計算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為 b h l 16mm 10mm 70mm,接觸長 度170 16 54m m,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k 0.5h 5mm。則鍵2T 103聯(lián)接的強度為：p10 108MPa p 110MPakld故單鍵即可。2、校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為b h l 20mm 12mm 63mm，接觸長 度163 20 43mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0.5h4.5mm。貝U2T 103鍵聯(lián)接的強度為：p086.52MPa p 110MPakld故單鍵即可。 故合格。七、聯(lián)軸器的選擇在軸的計算中已選定了聯(lián)軸器型號。輸入軸選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000N.mm, 半聯(lián)軸器的孔徑di 30mm，半聯(lián)軸器長度L 82mm，半聯(lián)軸器與軸配合 的轂孔長度為60mm Z型軸孔。輸出軸選選Lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N.mm， 半聯(lián)軸器的孔徑d, 55mm，半聯(lián)軸器長度L 112mm，半聯(lián)軸器與軸配 合的轂孔長度為84mm Z型軸孔。八、潤滑與密封8.1齒輪的潤滑齒輪采用浸油潤滑，由機械設(shè)計表10-11和表10-12查得選用 100號中負荷 工業(yè)閉 式齒輪 油(GB5903-1995)。當齒 輪圓周 速度 v 12m/s時，常將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒 輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上， 借以散熱。圓錐齒輪應(yīng)浸入全齒寬，至少應(yīng)浸入齒寬的一半。圓柱齒輪 一般浸入油的深度不宜超過一個齒高、但不小于10mm大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm8.2軸承的潤滑與密封由于減速器內(nèi)的浸油傳動零件的圓周速度V<2m/s,所以軸承采用脂潤滑，由于轉(zhuǎn)速不高，所以選用礦物油潤滑脂。裝脂量一般以軸承內(nèi)部 空間容積的1/3-2/3為宜。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并 阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?，由于采用脂潤滑，所以采用氈圈油封。輸入軸處軸 承由于圓周速度3m/s<V<5m/s,所以選擇半粗羊毛氈圈油圭寸，而輸出軸 處軸承圓周速度V<3m/s,故采用粗羊毛氈圈油封。軸承端蓋采用凸緣式 軸承端蓋8.3潤滑油牌號及油量計算潤滑油牌號選擇<由3P153表16-2>閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為 220mms<由3P153 表16-1> 選用N220工業(yè)齒輪油油量計算以每傳遞1KW功率所需油量為350 700 cm3，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設(shè)計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為7001400cm3。8.4減速器的密封箱蓋和箱座的結(jié)合面處理干凈，脫塵脫油后，涂上水玻璃或密封膠，以增強密封效果九、減速器箱體及其附件9.1箱體結(jié)構(gòu)形式及材料本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián) 接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬 度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強肋。 箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。 減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能， 鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。9.2箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表（單位：mr）名稱公式數(shù)值箱座壁厚S =0.025 a+3> 810箱蓋壁厚S i=0.02a+3 >810箱體凸緣厚度箱座b=1.5 S15箱蓋bi=1.5 S15箱座底b2=2.5 S25加強肋厚箱座0.85 S8.5箱蓋0.85 S8.5地腳螺釘直徑和數(shù)目df=0.036a+12M20n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑di=0.75 d fM16箱蓋和箱座聯(lián)接螺栓直徑d2=0.6 d fM12軸承蓋螺釘直徑高速軸d3 =040.5 dfM8中間軸M8低速軸M10軸承蓋外徑D2高速軸Q=D+5cb150中間軸130低速軸190觀察孔蓋螺釘直徑d4=0.4 d fM8df、di、d2至箱外壁距離dfC26di2