2107 JSQ2012001二級圓柱斜齒輪減速器設計,jsq2012001,二級,圓柱,齒輪,減速器,設計 課 程 設 計 (論 文 )JSQ2012001 二級圓柱斜齒輪減速器設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日II目 錄目 錄 ...................................................................II第 1 章 引言 ...............................................................4第 2 章 傳動裝置總體設計 ...................................................52.1 設計任務書 .........................................................52.1.1 設計任務 .....................................................52.1.2 設計要求 .....................................................52.2 確定傳動方案 .......................................................52.3 電動機的選擇 .......................................................62.3.1 電動機的容量選擇 .............................................62.3.2 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 .............................................72.3.3 電動機型號的確定 .............................................82.3.4 傳動比的分配 .................................................82.3.5 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 .................................9第 3 章 傳動零件的設計計算 ................................................103.1 高速級齒輪的參數(shù)計算 ..............................................103.1.1 材料選擇及熱處理 ............................................103.1.2 確定許用接觸應力 ...................................1021HP?和3.1.3 齒根彎曲疲勞強度設計 ........................................103.2 低速級齒輪的計算 ..................................................13第 4 章 軸及軸承裝置的設計計算 ............................................164.1 軸的設計 ..........................................................164.1.1 中間軸的設計 ................................................174.1.2 輸入軸的設計 ................................................194.1.3 輸出軸的設計 ................................................204.2 軸的校核 ..........................................................224.2.1 輸入軸的校核 ................................................224.2.2 中間軸的校核 ................................................26III4.2.3 輸出軸的校核 ................................................294.3 軸承的壽命計算 ....................................................314.3.1 7006C 型軸承的校核 ...........................................314.3.2 7008C 型軸承的校核 ...........................................314.3.3 7012C 型軸承的校核 ...........................................32第 5 章 減速器機體結(jié)構設計 ................................................34第 6 章 減速器附件設計 ....................................................36第 7 章 減速器潤滑方式、密封形式 ..........................................387.1 潤滑 .............................................................387.2 密封形式 ..........................................................38總結(jié) .....................................................................39參考文獻 .................................................................404第 1 章 引言減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同。20世紀70－80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結(jié)合。國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結(jié)構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。5第 2 章 傳動裝置總體設計2.1 設計任務書2.1.1 設計任務設計原動機為電動機，減速器輸入軸功率為 10Kw 減速器輸入軸轉(zhuǎn)速 1460rmp，傳動比 i=12.5，兩軸端均與聯(lián)軸器相連接，傳動比誤差小于等于 3%，輸入輸出軸水平布置或垂直布置均可2.1.2 設計要求 （1）外形美觀，結(jié)構合理，性能可靠，工藝性好；（2）多有圖紙符合國家標準要求；（3）按畢業(yè)設計（論文）要求完成相關資料整理裝訂工作。2.2 確定傳動方案圖 2-1(a)6圖 2-1(b)方案（a）為展開式兩級齒輪減速器，其推薦傳動比 ī=8～40。展開式同軸齒輪減速器的特點是其結(jié)構簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎矩變形部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。方案（b）為同軸式兩級同軸齒輪減速器，其推薦傳動比 ī=8～40。同軸式同軸齒輪減速器的特點是減速器橫向尺寸較小，兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，使載荷沿齒寬分布不均勻，高速級齒輪的承載能力難于充分利用。綜合比較展開式與同軸式齒輪減速器的優(yōu)缺點，在本設計中，我將采用展開式齒輪減速器為設計對象。2.3 電動機的選擇2.3.1 電動機的容量選擇根據(jù)已知條件可以計算出工作機所需有效功率10 ?輸 入PkW查《機械設計課程設計手冊》 （高等教育出版社）得 —— 聯(lián)軸器效率， =0.99c?c?7由于電動機與減速器之間只有聯(lián)軸器傳遞，故所需電動機功率： 10.9.??cdP?輸 入 kW同理查《機械設計課程設計手冊》 （高等教育出版社）得其它零件的效率如下（在這是為了后續(xù)計算方便）—— 閉式齒輪傳動效率， =0.96g g?—— 一對滾動軸承效率， =0.99b?b估算運動系統(tǒng)總傳遞效率：由表 2-1 所列 Y 系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足 條件的電dwP?動機額定功率 應取為 11 。wPkW表 2-1電動機型號額定功率/k滿載轉(zhuǎn)速/（ minr）額 定 轉(zhuǎn) 矩堵 轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn) 矩 額 定 轉(zhuǎn) 矩最 大 轉(zhuǎn) 矩Y100L-4 3 1420 2.2 2.2Y112M-4 4 1440 2.2 2.2Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2Y160M-4 11 1460 2.2 2.2Y160L-4 15 1460 2.2 2.2Y160L-6 11 970 2.0 2.02.3.2 電動機轉(zhuǎn)速的選擇由表 2-1 初選同步轉(zhuǎn)速為 1500 和 1000 的電動機，對應用于額定功率min/rin/r的電動機型號應分別為 Y160M-4 型和 Y160L-6 型。把 Y160M-4 型和 Y160L-6kWPw1?型電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應算得的總傳動比列于表 2-2:表 2-2 方案的比較8方案號 電動機型號額定功率（ ）kW同步轉(zhuǎn)速（）min/r滿載轉(zhuǎn)速（ in/r）Ⅰ Y160M-4 11.0 1500 1460Ⅱ Y160L-6 11.0 1000 970通過對這兩種方案比較可以看出：方案Ⅰ選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價值低，比較合適，故選用方案Ⅰ。2.3.3 電動機型號的確定根據(jù)工作條件：兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵，中小批量生產(chǎn)，使用期限為 10 年，年工作 300 天，工作機所需電動機功率 及電動機的同步轉(zhuǎn)速 等，選用 Y 系列三項異步電動機，kWPd10.? min/150rn?臥式封閉結(jié)構，型號為 Y160M-4，其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動機額定功率 kw1?電動機滿載轉(zhuǎn)速 in/460rnm電動機軸身直徑 D2電動機軸身長度 E1?2.3.4 傳動比的分配減速器的總傳動比5.12?i取高速級傳動比 =1.3為便于兩級齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪材料相同、齒面硬度 、350?HBS齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比9取高速級傳動比 =1.31i2=12.51i21.3 =12.5低速級傳動比 =3.12i高速級傳動比 =4.012.3.5 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算：0 軸（電動機軸）： mirn1460?kwP0 mNnT???41.6509501 軸（減速器高速軸）： in14601ri?kwP9..????mNiT?? 759.641050112 軸（減速器中間軸）： min360.412rin?kwP504.9.???mNiT??? 6.2871223 軸（減速器低速軸）：min4.1.3652rin?kwP12384.96093???mNiT??? 0.7.82310第 3 章 傳動零件的設計計算3.1 高速級齒輪的參數(shù)計算3.1.1 材料選擇及熱處理減速器要求結(jié)構緊湊，故小齒輪選用調(diào)質(zhì) HBS1=240～270 的 45 鋼，大齒輪選用正火HBS2=200～230 的 45 鋼；載荷穩(wěn)定，齒速不高，初選 8 級精度。初選小齒輪齒數(shù)Z1=20大齒輪齒數(shù) =4.0×20=80,初選螺旋角 β=13o。12zi??3.1.2 確定許用接觸應力 21HP?和3.1.3 齒根彎曲疲勞強度設計（1） 確定公式中的參數(shù)值 ??321cosFSadnt YZKTm??????1） 載荷系數(shù) 試選 =1.5tKt2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 NT??759.6413） 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，1limF?2li= =380 （查圖 6.1 機械設計 徐錦康主編）1limF?2liaMP4） 應力循環(huán)次數(shù) 91 10248.16304606 ????hjLnN9122 548.i?5） 彎曲疲勞壽命系數(shù) ，F(xiàn)NK=0.86 =0.90（查圖 6.7 機械設計 徐錦康主編）1FN26） 許用彎曲應力計算（取彎曲疲勞安全系數(shù) ，應力修正系數(shù)4.1?FS）0.2?STY則 / =??1lim1FSTNFYK???? aMP86..86023?574192li22 ???7） 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)11根據(jù)當量齒數(shù) 62.13cos20cs31????ZV488o2查表 3-1 取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)73.1?FaY21.?FaY56S 75S表 3-1 齒形系數(shù) 及應力修正系數(shù)FaSaY)(vz17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27FaY2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57S1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60)(vz30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150FaY2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 2.14S1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75 1.77 1.78 1.79 1.838） 計算大小齒輪的 并加以比較??FaY????0915.86.4517321????FSaY2..2?Sa?因為 ，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計??21FSaFSaYY????9） 重合系數(shù) 及螺旋角系數(shù) 取 =0.7 ， =0.86????Y（2） 設計計算1） 試計算齒輪模數(shù) ntm??mYZKTFSadnt 40.1cos2321????????2） 計算圓周速度snmvt 260.13cos062.cos1061 ???????????3） 計算載荷系數(shù)查表 6.2（機械設計 徐錦康主編）得 ； 根據(jù) 、8AKsmv260.?12級精度，查圖 6.10（機械設計 徐錦康主編）得 ；斜齒輪傳動取1.?vK；查圖 6.13（機械設計 徐錦康主編）得 。2.1?aK 25?則載荷系數(shù) 6..1.?????KavA4） 校正并確定模數(shù) nm（取 =2 ）mKtnt 486.5.14.33 n（3） 計算齒輪傳動幾何尺寸1） 中心距 a mZn 63.102)(13cos2)(cos21 ????????（圓整為 =103mm）a2） 螺旋角 β ??'513102)8(ars2)(ars1 ?mn3） 兩分度圓直徑 ，1dmm0.41'53cos1??????Znmm8.6'22mdn4) 齒寬 ， mm 取 =35mm1b2 96.320.411????d?2b= ～10）mm =40mm15(?b1(4) 校核齒面接觸疲勞強度??HEHbdKTZ???????????1211）大小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，1lim2li= =11701limH2li aMP2） 接觸疲勞壽命系數(shù) ，1HNK2查圖 6.6（機械設計 徐錦康主編）得 =0.88， =0.921HNK2HN3）計算許用接觸應力取安全系數(shù) ，則1?HS??aNHMPK6.029lim1?a4.17li22 ?????? aH MP0532).(1???134） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 6.19（機械設計 徐錦康主編）得 =2.44HZ HZ5） 重合度系數(shù) =0.8??6） 螺旋角系數(shù) =? 983.0'51cos???7） 材料系數(shù) 查表 6.3（機械設計 徐錦康主編）得EZ=189.8EaMP8）校核計算??Ha aEHMPMPbdKTZ??????? ????????1.734 72.4139.415602983.082 21接觸疲勞強度滿足要求（5） 齒輪結(jié)構設計及繪制齒輪零件圖大齒輪：齒頂圓直徑大于 160mm,但小于 500mm，故采用腹板式結(jié)構齒輪零件圖。3.2 低速級齒輪的計算減速器要求結(jié)構緊湊，故大齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，小齒輪用 45 鋼，載荷穩(wěn)定，齒速不高，初選 8 級精度，閉式硬齒面齒輪傳動，傳動平穩(wěn)，齒數(shù)宜多，選=25， = （取 =78） 。按硬齒面齒輪非對稱安裝，查表選齒1Z215.7.3??i 2Z寬系數(shù) 。8.0?d?初選螺旋角 β= ?1 齒根彎曲疲勞強度設計（1） 確定公式中的參數(shù)值 ??321cosFSadnt YZKTm??????1） 載荷系數(shù) 試選 =1.5tKt2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNT??6.4813） 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，limF?2li= =380 （查圖 6.1 機械設計 徐錦康主編）1limF?2liaMP144） 應力循環(huán)次數(shù) 81 1095.630186.3060 ?????hjLnN122 4.295i?5） 彎曲疲勞壽命系數(shù) ，F(xiàn)NK=0.90 =0.92（查圖 6.7 機械設計 徐錦康主編）1FN2（4）計算縱向重合度 ??=0.318×1×20×tan14°=1.586???tan8.301zd?6） 許用彎曲應力計算（取彎曲疲勞安全系數(shù) ，應力修正系數(shù)4.1?FS）.2STY則 / =??1lim1FSTNFYK????? aMP57.8.90238?4312li22 ???7） 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)根據(jù)當量齒數(shù) 0.27cos5cs331??ZV84172??查表 3-1 取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)57.1FaY.2FaY60?S 791?S8） 計算大小齒輪的 并加以比較??Fa????08416.57.48121???FSaY3.3.92?Sa?因為 ，故按小齒輪進行齒根彎曲疲勞強度設計??21FSaFSaYY????9） 重合系數(shù) 及螺旋角系數(shù) 取 =0.68 ， =0.86????Y（2） 設計計算1） 試計算齒輪模數(shù) ntm15??mYZKTmFSadnt 9.1cos2321????????2） 計算圓周速度snvt 83.01cos06652.cos061 ???????????3） 計算載荷系數(shù)查表 6.2（機械設計 徐錦康主編）得 ； 根據(jù) 、8 級AKsmv3.0?精度，查圖 6.10（機械設計 徐錦康主編）得 ；斜齒輪傳動取61；查圖 6.13（機械設計 徐錦康主編）得 。2.1?aK 24.?則載荷系數(shù) 57.061??????KavA4） 校正并確定模數(shù) nm（取 =2.5 ）mtnt 3.257.9.133 nm（3） 計算齒輪傳動幾何尺寸1） 中心距 aZn 1365.2)78(13cos2.)(cos21 ????????（圓整為 =133mm）a2） 螺旋角 β ??'48132)5(.ars2)(ars1 ?mn3） 兩分度圓直徑 ，1dmm57.64'30cos5.1 ??????Znmm.21'8.22mdn4) 齒寬 ， mm 取 =55mm1b 624.57.01????d?2b= ～10）mm =60mmb5(?1(4) 校核齒面接觸疲勞強度??HEHbdKTZ???????????121）大小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，1lim2li= =11701limH2li aMP162） 接觸疲勞壽命系數(shù) ，1HNK2查圖 6.6（機械設計 徐錦康主編）得 =0.92， =0.961HNK2HN3）計算許用接觸應力取安全系數(shù) ，則1?HS??aNHMPK4.076lim1?a2.1392li2 ?????? aH MP8.09).(1???4） 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 6.19（機械設計 徐錦康主編）得 =2.43Z HZ5） 重合度系數(shù) =0.8??6） 螺旋角系數(shù) =? 984.0'31cos???7） 材料系數(shù) 查表 6.3（機械設計 徐錦康主編）得EZ=189.8EaMP8）校核計算接觸疲勞??Ha aEHMPMPbdKTZ??????? ????????1.80 1.357.642801984.043221強度滿足要求（5） 齒輪結(jié)構設計及繪制齒輪零件圖大齒輪：齒頂圓直徑大于 160mm,但小于 500mm，故采用腹板式結(jié)構，如圖3-2 為齒輪零件圖。第 4 章 軸及軸承裝置的設計計算4.1 軸的設計軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構決定軸上零件的位置和有關尺寸。如圖 4-1為兩級齒輪減速器軸的布置狀況。17圖 4-1 兩級齒輪減速器軸的布置考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s，可取 s=10mm?？紤]齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k，可取 k=10mm。為保證滾動軸承放在箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=5mm。初取軸承寬分別為 n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。4.1.1 中間軸的設計圖 4-2 中間軸軸的材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表 11.3（機械設計 徐錦康主編）確定 C 值。18（取 ）mnPcd 684.350.279461.833min0 ??? md36in0?即?、穸紊陷S的直徑 。md01由 可初選軸承，查表 11-4（機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）41選 7008C 型軸承，其內(nèi)徑 ，外徑 D=68 ,寬度 B 。415Ⅱ處軸肩的高度 h=( ) ,但因為該軸肩幾乎不受軸向力，故1.0~7.d4~8.2?取 ，則此處軸的直徑 。又因為此處與齒輪配合，故其長度應略小于mh2?m2齒寬，取 。l3齒輪的定位軸肩高度 ，但因為它承受軸向力，故??mdh4.~08.31.~07.2??取 ，即 。而此處軸的長度：h4?d5423??（取 ）l.6..1l3Ⅳ處也與齒輪配合，其直徑與Ⅱ處相等，即 。該處的長度應略小于齒輪d4?寬度，取 。ml574結(jié)合圖 4-1 和圖 4-2 可得Ⅰ段和Ⅴ段處軸的長度：?? mlkcBl 3715.21055.221 ??????齒 寬l 43145 ?齒 寬 ‘綜上，中間軸各段長度和直徑已確定：ml371?l32ml83l574?l35?d40d4d52dmd40lll 16875321 ???總194.1.2 輸入軸的設計圖 4-3 輸入軸軸的材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。（1） 估算軸的最小直徑 min0d3in0PC?查表 11.3（機械設計 徐錦康主編）確定 C 值。mPCd7.2146233min0??單鍵槽軸徑應增大 即增大至 %~52.~805（取 ） 。in0（2）選擇輸入軸的聯(lián)軸器1）計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 caTTKAca??查表 10.1（機械設計 徐錦康主編）確定工作情況系數(shù) 3.1?AmNKTAca ???? 21485.793.601選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按 ， ，查標準??Tca???in460rn?GB/T5014-1985，選用 HL2 型彈性聯(lián)軸器 ， 。???半聯(lián)軸器長度 Lm52?與軸配合轂孔長度 138半聯(lián)軸器孔徑 2d2（3）確定軸的最小直徑 應滿足 （取 ）min1dmin0i1d??m2in?20（4） 確定各軸段的尺寸 Ⅰ段軸的長度及直徑 應略小于 取 1l1Lml36?d21Ⅱ段軸的尺寸 Ⅱ處軸肩高度 （取 ） ，??mh.~54..0~7. h2?則 ；為便于軸承端蓋拆卸，取d212???。l50Ⅲ段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應與軸承配合，查表 11-4 （機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）選 7006C 型軸承，其內(nèi)徑，外徑 D=55 ,寬度 B 。md30?m13?， 。l3?Ⅳ段軸的尺寸 該處軸的直徑應略大于Ⅲ處軸的直徑，取 ；參照d54圖 4-1，可知 。l 815.028604???Ⅴ段軸的尺寸 該軸處為齒輪軸，該處為齒輪，故 ml?Ⅵ段軸的尺寸 由圖 4-3 可知 ，ckl16?d3546Ⅶ段軸的長度 ，md307?B47llll 29150835654321 ??????總4.1.3 輸出軸的設計圖 4-4 輸出軸軸的材料選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。（1） 估算軸的最小直徑 min0d3in0PC?查表 11.3（機械設計 徐錦康主編）確定 C 值。21mnPCd 75.4.1238.913min0 ???單鍵槽軸徑應增大 即增大至 %7~51.092~3（取 ） 。in0（2）選擇輸入軸的聯(lián)軸器1）計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 caTTKAca??查表 10.1（機械設計 徐錦康主編）確定工作情況系數(shù) 3.1?AmNKTAca ???? 401.2597.683.1選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，按 ， ，查標準??Tca???in92.84rn?GB/T5014-1985，選用 HL5 型彈性聯(lián)軸器 ， 。????m50?半聯(lián)軸器長度 Lm142?與軸配合轂孔長度 107半聯(lián)軸器孔徑 2d52（3）確定軸的最小直徑 應滿足 （取 ）min1dmin0i1d??5in?（4） 確定各軸段的尺寸 Ⅰ段軸的長度及直徑 應略小于 取 。1l1Ll51Ⅱ段軸的尺寸 Ⅱ處軸肩高度 （取??dh5.~8.3.0~7.??） ，則 ；為便于mh3?md6212??軸承端蓋拆卸，取 。l5Ⅲ段軸的尺寸 該處安裝軸承，故軸的直徑應與軸承配合，查表 11-4 （機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）選 7013C 型軸承，其內(nèi)徑 ，外徑 D=100 ,寬度 B 。md65?m18?， 。3Bl183?Ⅳ段軸的尺寸 Ⅳ處軸肩高度 （取??dh5.6~.4.0~7.3） ，取 。h6?d654?Ⅴ段軸的尺寸 Ⅴ處軸肩高度 （取m1.79.1..4??） ，即 ；軸肩寬度m83275?（取 ） 。mhl4.6.14.5?l05Ⅵ段軸的尺寸 此處安裝齒輪，故其長度應略小于齒輪寬度， ；l536?22。md7146?Ⅶ段軸的長 ，537 mckBl 3915.28???3104??llll 7805765321??總4.2 軸的校核4.2.1 輸入軸的校核（1） 求軸上受力1） 計算齒輪受力齒輪分度圓直徑 md39.41?圓周力 NTFt 41.293.415602??徑向力 ntr 5.08"'costan.cosa ???軸向力 ta 67t.9?對軸心產(chǎn)生的彎矩 aF mdFM???42.1346810722） 求支反力 參見圖 4-3軸承的支點位置 由 7006C 型角接觸軸承可知 a.齒寬中心距左支點的距離 L3682.135.4720????齒寬中心距右支點的距離 m53左支點水平面的支反應力 ，?DM??NLFtNH.1023231右支點水平面的支反應力 ，0?Bt 892??左支點垂直面的支反應力 ??LFarNV 4.5331?右支點垂直面的支反應力 ?L122?左支點的軸向支反力 NaNV68.07'?（2） 繪制彎矩圖和扭矩圖 參見圖 4-523圖 4-5截面 C 處水平彎矩 mNLFMNH ????21.6953.85.102截面 C 處垂直彎矩 V409421?7...32截面 C 處合成彎矩 Vh????1852211mN4.702（3） 彎矩合成強度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強度截面 C 處計算彎矩 考慮啟動，停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力，，6.0????TMca ???98.135221?截面 C 處應力計算 aca MPW740.9835??強度校核 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，由表 11.2（機械設計 徐錦康主編）查得 ??aP601??，彎矩合成強度滿足要求?ca圖 4-5 軸的力分析圖（4） 疲勞強度安全系數(shù)校核241） 經(jīng)判斷，如圖 4-3 中，齒輪面為危險截面2） 截面左側(cè)截面校核抗彎截面系數(shù) 3335.42871.0. mdW???抗扭截面系數(shù) 2T截面左側(cè)彎矩 NM?8.95截面上的彎曲應力 ab MP70.185.42.01???截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 Tt631?平均應力 ，??am.3.7minax??m?應力幅 bP0182i?????aa 5.inax??材料的力學性能 45 鋼調(diào)質(zhì)查表 11.2（機械設計 徐錦康主編）， ，abMP640?a271?? aM15???軸肩理論應力集中系數(shù) ，5.32dr 78.3.4dD查附表 1.6（機械設計 徐錦康主編）并經(jīng)插值計算 ，7.1???.r材料的敏感系數(shù) 由 ， 查圖 2.8 （機械設計 徐錦mr2abP640康主編）并經(jīng)插值得 ，82.??q5.0r有效應力集中系數(shù) ????74111????????qk.3.5.0???尺寸及截面形狀系數(shù) 由 、 查圖 2.9 （機械設計 徐錦康mh5d?主編）得 8.??扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由 查圖 2.10 （機械設計 徐錦康主編）得37.0??表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由 查圖 2.12 （機械設計 abMP640?徐錦康主編）得 9.???表面強化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理 1q疲勞強度綜合影響系數(shù) 079.2.8.05741??????????kK5412.???25等效系數(shù) 45 鋼： 取2.0~1???1.0???取5? 5?僅有彎曲正應力時計算安全系數(shù) .1??maKS??僅有扭轉(zhuǎn)切應力時計算安全系數(shù) 8.271??a???彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 5.2???Sc設計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應力計算精確時： 5.1~3?S取 .?S疲勞強度安全系數(shù)校核 左側(cè)疲勞強度合格ca?3） 截面右側(cè)疲勞強度校核抗彎截面系數(shù) 3335.42871.0. mdW???抗扭截面系數(shù) 2T截面左側(cè)彎矩 NM?.75截面上的彎曲應力 ab MP70.165.428.10???截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 Tt6931?平均應力 ??am.3.7minax?應力幅 bP0162i?????aa 5.inax??材料的力學性能 45 鋼調(diào)質(zhì)查表 11.2（機械設計 徐錦康主編）， ，abMP640?a271?? aM15???軸肩理論應力集中系數(shù) ，5.32dr 78.3.4dD查附表 1.6（機械設計 徐錦康主編）并經(jīng)插值計算 ，7.1???.r材料的敏感系數(shù) 由 ， 查圖 2.8 （機械設計 徐錦mr2abP640康主編）并經(jīng)插值得 ，82.??q5.0r有效應力集中系數(shù) ????74111????????qk26????25.13.85.011???????????qk尺寸及截面形狀系數(shù) 由 、 查圖 2.9 （機械設計 徐錦康mh5d主編）得 .??扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù) 由 查圖 2.10 （機械設計 徐錦康主編）得3?87.0?表面質(zhì)量系數(shù) 軸按磨削加工，由 查圖 2.12 （機械設計 abMP640?徐錦康主編）得 9.???表面強化系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理 1q疲勞強度綜合影響系數(shù) 079.2.8.05741??????????kK5412.???等效系數(shù) 45 鋼： 取~.0??.??取1.5?? 0??僅有彎曲正應力時計算安全系數(shù) 92.7??maKS??僅有扭轉(zhuǎn)切應力時計算安全系數(shù) 1.1a???彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù) 60.72????Sc設計安全系數(shù) 材料均勻，載荷與應力計算精確時： 5.1~3S取 5.1?S疲勞強度安全系數(shù)校核 右側(cè)疲勞強度合格ca?274.2.2 中間軸的校核圖 4-6 軸的受力分析圖 （1） 求軸上受力1） 計算齒輪受力齒輪的分度圓直徑 ，md53.691?md61.20?圓周力 NTFt 28.7953721?t .徑向力 Fntr 49.28"3'14cos20tan8.7956cosa1 ???????Nt 05'2軸向力 Fta 5.'ta9.1 ?t 67413"2'4n03n2 ????對軸心產(chǎn)生的彎矩 aF mdMa ?05.68.11N7222） 求支反力軸承的支點位置 由 7008C 型角接觸軸承可知 a7.14?截面在 B 處的支反力左支點水平面的支反力 0??DMNlFABtNH 68.573.8102.79561???右支點水平面的支反力 28NlFADBtNH 6.21983.10879562 ????左支點垂直面的支反力 ????lMFlAarBDNV .74.3.11??右支點垂直面的支反力 NllADarABV 6.9.138069.28.12 ????左支點的軸向支反力 NFaNV5.'1截面在 C 處的支反力左支點水平面的支反力 0'??DMlACtNH 97.43.62378951???右支點水平面的支反力 BNlFADCtNH 1.5.1812?左支點垂直面的支反力 ????lMFlAarCDNV 23786.0749.3.7611 ?????右支點垂直面的支反力 NllADarAV 95.1.1.28.12 ??左支點的軸向支反力 NFaNV5.9'1（2） 繪制彎矩圖和扭矩圖截面 B 處水平彎矩 mLMH????2013.8721截面 B 處垂直彎矩 NV 8.4669NF?..0532截面 B 處合成彎矩 Vh????3211m76822截面 C 處水平彎矩 LMNH??2.9.41截面 C 處垂直彎矩 NFV??4.1932?70.65.32截面 C 處合成彎矩 mVh??2211??.9229（3） 彎矩合成強度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強度截面 B 處計算彎矩 考慮啟動，停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力，，6.0????mNTMca ???31870221?截面 B 處應力計算 aca MPW4..0387??強度校核 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，由表 11.2（機械設計 徐錦康主編）查得 ??aP61??，B 處彎矩合成強度滿足要求?ca截面 C 處計算彎矩 考慮啟動，停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力，，6.0????mNTMca ???35206221?截面 C 處應力計算 aca MPW.4.3506??強度校核 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，由表 11.2（機械設計 徐錦康主編）查得 ??aP1??，C 處彎矩合成強度滿足要求?ca圖 4-7 軸的受力分析圖4.2.3 輸出軸的校核（1） 求軸上受力301） 計算齒輪受力齒輪分度圓直徑 md53.641?圓周力 NTFt 41.3025.6498721??徑向力 ntr 78"'costan.0cosa ???軸向力 ta 36.9t1.35?對軸心產(chǎn)生的彎矩 aF mdFM???526492812） 求支反力 軸承的支點位置 由 7013C 型角接觸軸承可知 a1.0齒寬中心距左支點的距離 mL4.287?齒寬中心距右支點的距離 53左支點水平面的支反應力 ，0?DM??NLFtNH40963231??右支點水平面的支反應力 ，?Bt 52左支點垂直面的支反應力 ??LFarNV 7331?右支點垂直面的支反應力 ?L6.92022??左支點的軸向支反力 NaNV6.098'?（2） 繪制彎矩圖和扭矩圖 參見圖 4-831圖 4-8 軸的受力分析圖截面 C 處水平彎矩 mNLFMNH ????4.1790.28409621截面 C 處垂直彎矩 V 8537?..32截面 C 處合成彎矩 Vh ????416021mN.9522（3） 彎矩合成強度校核 通常只校核軸上受最大彎矩和最大扭矩的截面強度截面 C 處計算彎矩 考慮啟動，停機影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力，，6.0????TMca ???3.15492221?截面 C 處應力計算 aca MPW7.035493??強度校核 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，由表 11.2（機械設計 徐錦康主編）查得 ??aP61??，彎矩合成強度滿足要求?ca4.3 軸承的壽命計算4.3.1 7006C 型軸承的校核（1） 確定 7006C 軸承的主要性能參數(shù)查表 11-4（機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）及表 8.10（機械設計 徐錦康主編）得： 、 、??15?kNCr2.kr2.10?、 45.0?e26.1Y（2） 計算派生軸向力 、 sF2，NFrs 40..91??YFrs 6.1782.5342???（3） 計算軸向負載 、1a2，故軸承Ⅱ被“壓緊” ，21 8.76..0saeS ???軸承Ⅰ被“放松” ，得： NFaesa0.112??NFsa4.21?（4） 確定系數(shù) 、 、 、X1Y232， eFra??347.02.5961 eFra??48.253.1072查表 8.10（機械設計 徐錦康主編）得 =1， =0， =0.44，X1Y2X=1.262Y（5） 計算當量載荷 、1P2NFr4.591? NXa 74.18360.276.1534.0222 ?????（6） 計算軸承壽命 hL查表 8.7、8.8（機械設計 徐錦康主編）得 ， ，又知 5.pftf3??hPfCnLpth 47.674.1835.204671673?????????????????4.3.2 7008C 型軸承的校核（1） 確定 7008C 軸承的主要性能參數(shù)查表 11-4（機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）及表 8.10（機械設計 徐錦康主編）得 、 、 、??15?kNCr0.4kr5.30?、 5.0?e02.1Y（2） 計算派生軸向力 、 sF2，NFrs 43..71??YFrs 8.4520.16932???（3） 計算軸向負載 、1a2，故軸承Ⅱ被“壓緊” ，軸承Ⅰ21 6.098.3saeS ???被“放松” ，得： Faesa36.1912?NFsa4.1?（4） 確定系數(shù) 、 、 、X21Y2， era?9.073.1 eFra??9306.12查表 8.10（機械設計 徐錦康主編）得 =1， =0， =0.44、X1Y2X=1.022Y（5） 計算當量載荷 、1P2NFr0471?33NFYXPar 45.1623.902.16934.0222 ???????（6） 計算軸承壽命 hL查表 8.7、8.8（機械設計 徐錦康主編）得 ， ，又知 .pftf3??hPfCnLpth 5.8703245.1623.09847167?????????????????4.3.3 7012C 型軸承的校核（1） 確定 7012C 軸承的主要性能參數(shù)查表 11-4（機械設計課程設計 王大康 盧頌峰主編）及表 8.10（機械設計 徐錦康主編）得 、 、??15?kNCr0.2kr2.150?、 4.0?e25.1Y（2） 計算派生軸向力 、 sF2，NFrs 08.96.71??YFrs 30.2846.172???（3） 計算軸向負載 、1a2，故軸承Ⅱ被“壓緊” ，軸承Ⅰ被“放215.0saeS ???松” ，得： Faes08.7312?NFsa8.91?（4） 確定系數(shù) 、 、 、X21Y2， era?40.567.1 eFra??41.7608352查表 8.10（機械設計 徐錦康主編）得 =1， =0， =0.44，X1Y2X=1.262Y（5） 計算當量載荷 、1P2NFr5671? NXa 82.9607.73526.147.0222 ?????（6） 計算軸承壽命 hL查表 8.7、8.8（機械設計 徐錦康主編）得 ， ，又知 .1pftf3??hPfCnLpth 3.48752.96075.183061673?????????????????3435第 5 章 減速器機體結(jié)構設計減速器機體是用以支持和固定軸系零件并保證傳動件的嚙合精度和良好的潤滑及軸系可靠密封的重要零件。本設計減速器機體采用鑄造機體，由鑄鐵 HT150 制成，鑄鐵具有較好的吸振性，容易切削且承壓性能好。減速器機體才喲個割分式結(jié)構，其剖分面與傳動件平面重合。查有關手冊，鑄鐵減速器機體結(jié)構尺寸名稱 計算公式 計算結(jié)果機座壁厚 20.538a????8m??機蓋壁厚 1 1機座凸緣厚度 .b2b機蓋凸緣厚度 15??1?機座底凸緣厚度 2. 20m地腳螺釘直徑 20361fda?8fd軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1.75f?14?機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 2(0.6)fdd:20dm軸承端蓋螺釘直徑 3.45f?38.?窺視孔蓋螺釘直徑 (0)fdd:4d至外機壁距離12,fd查手冊 120cm至凸緣邊緣距離 查手冊 ?軸承旁凸臺半徑 查手冊 R凸臺高度 h 便于扳手操作為準外機壁距軸承座端面距 ??12510lc??:146lm?36離大齒輪頂緣與內(nèi)機壁距離 1.2???10m??齒輪端面與內(nèi)機壁距離 2 2機蓋、機座肋厚 110.85.m??178?軸承端蓋外徑 2D??35.d?:軸 承 孔 直 徑軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S2SD?37第 6 章 減速器附件設計為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 名稱 規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋140×120為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為 Q235軸承蓋 凸緣式軸承蓋六角螺栓（M12）固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為 HT200定位銷 9×38 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為 45 號鋼油面指示器油標尺M20檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，選用有氣孔的桿式油標油塞 M16×1.5換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠） 。材料為 Q235起蓋螺釘M16×30為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為38此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出 1 個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置吊耳 為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑 16。39第 7 章 減速器潤滑方式、密封形式7.1 潤滑本設計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1）齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度小，所以浸油高度約為 30～50㎜。取為 30㎜。2）滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度小，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。7.2 密封形式軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。40總結(jié)通過這次設計，我學到了很多知識，鞏固了一些原來遺忘、疏忽的知識點；原來不理解、沒掌握好的問題，也通過翻閱資料、請教老師，把它們都解決了。由于 Pro/E是我的一個薄弱環(huán)節(jié)，因此在造型中遇到了許多難題。通過查閱資料，請教老師、同學，我都一一解決了。通過本次畢業(yè)設計，我體會到了團隊的精神的重要性。同時，我也發(fā)現(xiàn)自己在學習過程中存在著很多不足，尤其是專業(yè)知識的應用方面，不能在實踐中很好的運用。通過這次設計，使自己有了一種新的感受和認識，相信自己在今后的工作和學習中將發(fā)揮的更好。參考文獻41參考文獻1 呂廣庶，張遠明． 工程材料及成型技術． 北京：高等教育出版社，20012 王之櫟，王大康主編．機械設計課程設計．北京：機械工業(yè)出版社，20033 濮良貴，紀名剛主編．機械設計（第八版） ．北京：高等教育出版社，20064 李 柱，徐振高，蔣向前主編．互換性與技術測量．北京：高等教育出版社，20045 金忠謀主編．材料力學（Ⅰ） ．北京：機械工業(yè)出版社，2005附錄42