《三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器（43頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械設計課程設計說明書 設計題目：三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器 機械與能源工程學院 機械設計制造及其自動化專業(yè) 班級：機械三班 學號：******* 設計人： ** 指導老師： 虞紅根 完成日期2013年7月2日 同濟大學 目錄 設計任務書1 選擇電動機及傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2 齒輪傳動的設計4 高速級齒輪的設計4

2、 低速級齒輪的設計9 齒輪旋向設計13 齒輪受力分析13 傳動軸及其附件的設計及校核14 輸入軸及其附件的設計及校核14 中間軸及其附件的設計及校核21 輸出軸及其附件的設計及校核28 箱體的結構設計35 心得體會38 參考資料39 一、設計任務書 （一）課程的目的 1.通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其他相關課程的理論和生產實際知識去分析解決設計問題，進一步鞏固、深化和發(fā)展所學到的知識。 2.學習機械設計的一般方法。培養(yǎng)正

3、確的設計思維和分析問題、解決問題的能力。 （二）題目 設計一用于帶式輸送機裝置中的三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器。 設計基礎數(shù)據(jù)如下： 工作情況 載荷平穩(wěn)，單向旋轉 鼓輪的扭矩T（Nm) 560 鼓輪的直徑D（mm） 320 運輸帶速度（m/s) 0.8 帶速允許偏差（%） 5 使用期限（年） 5 工作制度（班/日） 2 總體布置： （三）設計內容 1.電動機的選擇與運動參數(shù)設計計算 2.斜齒輪傳動設計計算 3.軸的設計 4.鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核 5.滾動軸承的選擇 6.裝配圖。零件圖的繪制 7.設計計算說明書的編寫 （四）設計進度

4、1.第一階段：總體設計和傳動件參數(shù)計算及齒輪傳動設計（3天） 2.第二階段：軸和軸系零件的設計（3天） 3.第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制（3天） 4.第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫（6天） 1、 選擇電動機及傳動裝置的運動和動力參數(shù) 計算過程及說明 結果 （一）電動機的選擇 1.電動機的類型和結構形式選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列、三相異步交流電動機，它為臥式封閉結構。 2.電動機容量選擇 （1）工作機所需功率Pw: （2）確定傳動系統(tǒng)的效率η: 滾動軸承的效率

5、 （三對） η1=0.99 圓柱齒輪傳遞效率 （兩對） η2=0.97 彈性聯(lián)軸器 （兩個） η3=0.99 卷筒軸效率 η4=0.96 傳動系統(tǒng)的效率η： （3）電動機輸出功率Pd： （4）電動機額定功率Ped: 查參考資料【1】表20-1得Ped=4kW 3.電動機轉速選擇 （1）工作機轉速nw： （2）電動機轉速可選范圍： 取nd=1000r/min 4.查參考資料【1】表20-1，

6、選定電動機型號：Y132M1-6 列表記錄電動機的技術數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率(kW) 同步轉速 (r/min) 滿載轉速nm(r/min) Y132M1-6 4 1000 960 列表記錄電動機的外形尺寸和安裝尺寸 電動機型號 H A B C D E Y132M1-6 132 216 178 89 38 80 （二）計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1.總傳動比： 2.分配各級傳動比： （三）計算傳動裝置的運動和動力 1.各軸轉速n 2.各軸輸入功率P

7、 3.各軸輸入轉矩T 以上數(shù)據(jù)列表如下： 項目 電動機軸 高速軸1 中間軸2 低速軸3 轉速n（r/min) 960 960 187.86 47.43 功率P（kW） 3.26 3.23 3.10 2.98 轉矩T（Nm） 32.43 32.13 157.59 596 傳動比 1.0 5.11 3.93 效率 0.99 0,96 0.96 Ped=4kW 電動機型號： Y132M1-6

8、 3、 齒輪傳動的設計 計算過程及說明 結果 （1） 高速級齒輪的設計 1.選用齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）選用斜齒圓柱齒輪; （2）斜齒圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88)； （3）材料選擇根據(jù)參考資料【2】表10-1，選擇小齒輪為40Cr，調質處理，硬度為270HBS（241~286HBS）；選擇大齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為240HBS（217~255HBS），兩者硬度相差30HBS，合適； （4）初步選定小齒輪齒數(shù)

9、為z1=20,大齒輪齒數(shù)為z2=i1z1=205.11=102.2，取z2=102； （5）初定螺旋角為β=14； 2.按齒面接觸疲勞強度進行設計 公式為： (1)確定式中各計算量值 1)試選Kt=1.6； 2)由參考資料【2】圖10-30選取系數(shù)ZH=2.433； 3)由參考資料【2】圖10-26查得 ； 4)u=i1=5.11； 5)查參考資料【2】表10-7，取Φd=1； 6)轉矩T1=32.13Nm=32130Nmm 7)由參考資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP1/2

10、 8)由公式N=60njLh計算循環(huán)次數(shù)： 9)由參考資料【2】圖10-19得解除疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.93，KHN2=0.95； 10)由參考資料【2】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞極限 бlim1=600MPa，бlim2=550MPa 11)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式 （2）計算 1) 初取d1t=38.05mm； 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b和模數(shù)mnt 4)計算齒寬與高之

11、比 齒高：h=2.25mnt=2.251.85=4.16mm; b/h=38.05/4.16=9.15 5) 計算縱向重合度 6) 計算載荷系數(shù)K 公式：K=KAKvKHɑKHβ 查參考資料【2】表10-2得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)v=1.91m/s,7級精度，查參考資料【2】圖8-10得動載系數(shù)Kv=1.05； 查參考資料【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHɑ=KFɑ=1.2； 查參考資料【2】表10-4得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.3，查參考資料【2】圖10-13得KFβ=1.24； 故載荷系數(shù)K=KAKvKHɑKHβ=11.051.21.3=1.

12、638 7) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8)計算模數(shù)mn 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 公式為： （1）確定式中各計算量的值 1)載荷系數(shù)K K=KAKvKFɑKFβ=11.051.21.24=1.562 2)根據(jù)縱向重合度εβ=1.586，查參考資料【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88； 3)計算當量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù)YFa和應力校正系數(shù)YSa 查參考資料【2】表10-5得齒形系數(shù)YFa1=2.73，YFa2=2.17； 應力校正系數(shù)YSa1=1.569，YSa2=1.8;

13、 5)由參考資料【2】圖10-20c得彎曲疲勞強度極限 小齒輪бFE1=500MPa，大齒輪бFE2=380MPa； 6)由參考資料【2】圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)： KFN1=0.85，KFN2=0.88; 7)計算彎曲疲勞強度許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 8)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪數(shù)值大，選用計算； （2）計算 按齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取m

14、n=2mm; 為了滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=38.35mm來計算應有的齒數(shù) 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為120mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值不變，故參數(shù)εɑ，kβ等不必修正； （3）計算大小齒輪的分度圓直徑； （4）計算齒輪寬度 （二）低速級齒輪的設計 1.選用齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）選用斜齒圓柱齒輪; （2）斜齒圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88)； （

15、3）材料選擇 根據(jù)參考資料【2】表10-1，選擇小齒輪為40Cr，調質處理，硬度為270HBS（241~286HBS）；選擇大齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為240HBS（217~255HBS），兩者硬度相差30HBS，合適； （4）初步選定小齒輪齒數(shù)為z1=20,大齒輪齒數(shù)為z2=i2z1=203.93=78.6，取z2=79； （5）初定螺旋角為β=14； 2.按齒面接觸疲勞強度進行設計 公式為： （1）確定式中各計算量值 1)試選Kt=1.6； 2)由參考資料【2】圖10-30選取系數(shù)ZH=2.433； 3)由參考資料【2

16、】圖10-26查得 ； 4)u=i2=3.93； 5)查參考資料【2】表10-7，取Φd=1； 6)轉矩T2=157.59Nm=157590Nmm 7)由參考資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP1/2 8)由公式N=60njLh計算循環(huán)次數(shù)： 9)由參考資料【2】圖10-19得解除疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95，KHN2=0.97； 10)由參考資料【2】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞極限 бlim1=600MPa，бlim2=550MPa 11)計算接觸疲勞許

17、用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式 （2）計算 1) =64.65mm; 初取d1t=64.65mm； 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b和模數(shù)mnt 4)計算齒寬與高之比 齒高：h=2.25mnt=2.253.14=7.065mm; b/h=64.65/7.065=9.15 5)計算縱向重合度 6)計算載荷系數(shù)K 公式：K=KAKvKHɑKHβ 查參考資料【2】表10-2得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)v=0.

18、63m/s,7級精度，查參考資料【2】圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.01； 查參考資料【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHɑ=KFɑ=1.2； 查參考資料【2】表10-4得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.3，查參考資料【2】圖10-13得KFβ=1.24； 故載荷系數(shù)K=KAKvKHɑKHβ=11.011.21.3=1.584 7)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8)計算模數(shù)mn 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 公式為： （1）確定式中各計算量的值 1)載荷系數(shù)K K=KAKvKFɑKFβ=11.011.21.24=1.50

19、3 2)根據(jù)縱向重合度εβ=1.586，查參考資料【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88； 3)計算當量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù)YFa和應力校正系數(shù)YSa 查參考資料【2】表10-5得齒形系數(shù)YFa1=2.724，YFa2=2.21； 應力校正系數(shù)YSa1=1.57，YSa2=1.77; 5)由參考資料【2】圖10-20c得彎曲疲勞強度極限 小齒輪бFE1=500MPa，大齒輪бFE2=380MPa； 6)由參考資料【2】圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)： KFN1=0.88，KFN2=0.91; 7)計算彎曲疲勞

20、強度許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 8)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪數(shù)值大，選用計算； （2）計算 =2.21mm 按齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取mn=2.5mm; 為了滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=64.21mm來計算應有的齒數(shù) 4.幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為159mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角

21、 因β值不變，故參數(shù)εɑ，kβ等不必修正； （3）計算大小齒輪的分度圓直徑； （4）計算齒輪寬度 （3） 齒輪旋向設計 設定高速級小齒輪為右旋，那么與之嚙合的大齒輪就是左旋，為使中間軸的軸向力相互抵消一部分，低速級大齒輪采用右旋，小齒輪采用左旋。 將上述結果整理如下表： 齒輪 高速級 小齒輪 高速級 大齒輪 低速級 小齒輪 低速級 大齒輪 模數(shù) 2.0 2.0 2.5 2.5 齒數(shù) 19 97 25 98 齒寬 45 40 70 65 分度圓直徑d 39.31 200.69 6

22、4.63 253.37 齒根圓直徑df 34.31 195.69 58.38 247.12 齒頂圓直徑d2 43.31 204.69 69.63 258.37 旋向 右 左 左 右 （4） 齒輪受力分析 1.高速級齒輪 2.低速級齒輪 7級精度 40Cr（調質） 45鋼（調質） β=14 h=4.16mm

23、 b/h=9.15 K=1.638 mn=2mm a=120mm 7級精度 40Cr（調質） 45鋼（調質） z1=20 z2=79 β=14

24、 h=7.065mm b/h=9.15 K=1.584 K=1.503 4、 傳動軸及其附件的設計與校核 計算過程及說明 結果 （1） 輸入軸

25、及其附件的設計及校核 1.初步確定軸的最小直徑 由公式初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考資料【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調質處理，A0=97~112，取A0=112，， 輸入軸與聯(lián)軸器連接段有鍵槽，則最小直徑應修正為 2.輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出的直徑d1-2，這段軸上設有鍵槽，聯(lián)軸器的計算轉矩： 由參考資料【1】第17章，考慮到已經選擇電動機的型號，其輸出軸直徑應與半聯(lián)軸器的軸孔內徑相同，故選取ML3型梅花形彈性聯(lián)軸器，其公稱扭矩為90Nm,與軸連接的半聯(lián)軸器的孔徑為d1=22mm，半聯(lián)軸器的長度L=52mm

26、，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm； 3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 擬定軸的傳動方案如下圖： （1）半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔內徑應等于該段軸的直徑，因此d1-2=22mm；半聯(lián)軸器軸向定位采用軸肩定位，因此軸1-2右端需制出一軸肩，該段軸直徑應大于半聯(lián)軸器轂孔內徑，取d2-3=28mm；左端采用擋圈定位，為保證軸段擋圈直壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸段上，故軸段1-2的長度應略短于L1，取36mm； （2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，又d2-3=28mm，按照軸承的國家標準，查參考資料【1】表15-

27、7，選擇型號為30206的圓錐滾子軸承，其基本參數(shù)如下： 軸承代號 d D T D1max D2min 30206 30 62 17.25 37 36 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，定位軸肩最小高度h=3mm，故取軸4-5的直徑為36mm，4-5段的長度為軸承端面到齒輪端面的距離，參照參考資料【1】表4-1和圖4-2可得：L4-5=91mm； （3）與齒輪相配合的軸段5-6的直徑應大于36mm；而齒輪的齒根圓直徑為34.31mm，故而將軸做成齒輪軸，則軸段5-6的直徑為齒輪的齒頂圓直徑43.31mm，長度為齒輪寬，故L5-6=45mm； （4）軸段7-8需

28、與軸承配合，由于與之靠近的齒輪的齒頂圓直徑小于軸承的外徑，為防止齒輪嚙合時產生的熱油大量的沖向軸承內部，增加軸的阻力，需設置擋圈，擋圈寬度取5mm，直徑應小于軸承外徑2-4mm，取為58mm，軸段7-8的長度取為5+17.25=22.25mm； （5）軸段6-7的直徑取為36mm，長度根據(jù)軸承端面到齒輪端面的距離之和為Δ2+Δ3=10+4=14mm，取為14-5=9mm； 4.零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： C型平鍵bhL=6632mm； 軸與半聯(lián)軸器之間的配合為H7/r6； 軸承與軸的定位為過渡配合，軸的尺

29、寸公差為k6; 5.倒角與圓角可由參考資料【2】表15-2查得，具體數(shù)值參考下圖： 6.輸入軸的校核 （1）求軸上的載荷 從軸的結構圖、彎矩圖以及扭矩圖可以看出齒輪中間的截面是危險截面，現(xiàn)將計算出的該截面處的彎矩扭矩值列如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=414N,FNH2=1221N FNV1=101.5N,FNV2=514N 彎矩 MH=48230Nmm MV1=11825Nmm MV2=20303Nmm 總彎矩 扭矩 T=32130Nmm （2）按彎扭合成應力校核軸的

30、強度 通常指教和軸上所承受最大應力和扭矩的截面的強度。根據(jù)參考資料【2】式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以軸單向旋轉，扭轉應力為脈動循環(huán)應力，取α=0.6，最大彎矩為M2，軸的計算應力： 已知軸的材料為40Cr，調質處理，查參考資料【2】表15-1得[б-1]=70MPa, бca<[б-1],故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面A,2，3，B只受到扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A，2，3，B均無需校核。 軸的最大

31、彎矩發(fā)生在5-6段，由于彎矩最大處發(fā)生在齒輪齒寬的中間，而一般軸在此處不受到加工應力的影響，不需校核。故需要校核處應該是彎矩、扭矩較大、應力較大且直徑較小等能引起應力集中的地方。截面5左側有倒圓引起應力集中，并且此處受到的彎矩和扭矩較大，因此危險截面應該是在5左側。 2)截面5左側： 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 截面5左側的彎矩為： 截面5左側的扭矩為：T=32130Nmm 截面5上的彎曲應力為： 截面5上的扭轉應力為： ; 軸的材料為40Cr，由參考資料【2】表15-1查得： 由參考資料【2】附表3-2查出： 經插值后，可得截面上由于軸肩處而形成的應力

32、集中系數(shù) 由參考資料【2】附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為： 故有效應力集中系數(shù)為： 由參考資料【2】附圖3-2查得尺寸幾截面形狀系數(shù) 由參考資料【2】附圖3-3查得扭轉剪切尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由參考資料【2】附圖3-4查得表面質量系數(shù)為： ，軸未經表面強化處理，即強化系數(shù)； 綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)Sca值： 故軸安全。 7.輸入軸上軸承的校核 （1）根據(jù)軸承型號30206，查參考資料【1】表15-7取軸承基本額定動載荷為：Cr=41200N，基本額定靜載荷為C0r=29500N；

33、 （2）求徑向力Fr （3）求軸向力Fa 對于30206型的軸承，按參考資料【2】表13-7，軸承的派生軸向力 查參考資料【1】表15-7， 則 軸有向左竄動的趨勢，故軸承1被壓緊，軸承2被放松， 于是， （4）求軸承當量動載荷P1和P2 由于載荷平穩(wěn)，查參考資料【2】表13-6，取， （5）驗算軸承壽命 因為P1>P2,所以按軸承1所受力的大小驗算軸承壽命， 故軸承使用壽命足夠，合格。 8.輸入軸上鍵連接強度校核 鍵的類型：C型單圓頭普通平鍵， （二）中間軸及其附件的設計及校核 1.初步

34、確定軸的最小直徑 由公式初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考資料【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調質處理，A0=97~112，取A0=112，， 輸入軸與聯(lián)軸器連接段有鍵槽，則最小直徑應修正為: 2.根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 （1）擬定軸上零件的裝配方案如下圖： （2）軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，為了使所選的軸與軸承吻合，故需選擇軸承的內徑和類型，適當放大軸的最小直徑。查參考資料【1】第十五章，由于存在一定的徑向力，取軸承為單列圓錐滾子軸承，內徑為35mm，類型為30207，軸承具體數(shù)據(jù)如下： 軸承代號

35、 d D T D1max D2min 30207 35 72 18.25 44 42 故取1-2段的直徑為35mm，由于此處齒輪頂徑小于軸承外徑，軸承又為油潤滑，故需要用擋油盤，取擋油盤寬度為5mm，因此1-2段的長度為23.25mm； （3）由于擋油盤需要軸肩定位，故軸2-3段軸頸取為45mm，軸2-3段長度根據(jù)參考資料【1】表4-1規(guī)定的箱體內壁與軸承端面之間的距離Δ3及箱體內壁與齒輪端面之間的距離Δ2來確定，； （4）軸3-4需要與低速級小齒輪配合，由于齒輪的齒根圓直徑小，齒輪輪轂要做鍵槽，將會使得鍵槽底部到齒根的距離太小，因此做成齒輪軸，則軸段3-4的

36、直徑為齒頂圓直徑64.63mm，長度為小齒輪寬度70mm； （5）軸5-6段與高速級大齒輪配合，直徑取為38mm，為使齒輪軸向定位，5-6段的長度應比齒寬略短，取為40-2=38mm，齒輪左端采用軸肩定位，故軸段4-5的直徑取為45mm，長度根據(jù)兩軸配合時齒輪之間所確定的距離要求來取，根據(jù)參考資料【1】表4-1及圖4-2，結合后面所取的箱體的相關參數(shù)可得4-5段軸的長度為9.5mm； （6）軸6-7段需要與軸承配合，直徑為35mm，大齒輪右端和軸承左端均需要用套筒定位，綜合考慮后取套筒的外徑為38mm，寬度為16.5mm，軸段6-7的長度根據(jù)參考資料【1】表4-1所規(guī)定的相關參數(shù)，

37、取為36.5mm（16.5+2+18.25）； 3. 零件的周向定位 高速級大齒輪與軸之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： C型平鍵 bhL=10836mm； 根據(jù)參考資料表18-5，軸與齒輪之間采用過渡配合H7/k6； 軸承與軸的定位為過渡配合，軸的尺寸公差為k6； 4.倒角與圓角可由參考資料【2】表15-2查得，具體數(shù)值見下圖： 5.中間軸的校核 （1）求軸上的載荷 從軸的結構圖、彎矩圖以及扭矩圖可以看出齒輪中間的截面是危險截面，現(xiàn)將計

38、算出的該截面處的彎矩扭矩值列如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=3671,FNH2=2841N FNV1=1625.5N,FNV2=-405N 彎矩 MH3=187221Nmm MH2=109387.5Nmm MV3=82900Nmm MV3’=41375Nmm MV2’=27856.5Nmm MV2=15592.5Nmm 總彎矩 扭矩 T=157590Nmm （2）按彎扭合成應力校核軸的強度 按照通常情況，只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面的強度即可。此處即校核B截面左側截面。 根據(jù)參考資料【2】式15-5及上表中

39、的數(shù)據(jù)，以軸單向旋轉，扭轉應力為脈動循環(huán)應力，取α=0.6，最大彎矩為M2，軸的計算應力： 已知軸的材料為40Cr，調質處理，查參考資料【2】表15-1得[б-1]=70MPa, бca<[б-1],故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面5處的過盈配合引起的應力集中較為嚴重，并且此截面同時受到彎矩和扭矩的作用，由于鍵槽引起的應力集中系數(shù)比過盈的小，可以忽略，故需校核軸截面5右側。 2）截面5右側 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 截面5左側的彎矩為： 截面5左側的扭矩為：T=157590Nmm 截面5上的彎曲應力為

40、： 截面5上的扭轉應力為： ; 軸的材料為40Cr，由參考資料【2】表15-1查得： 過盈配合處的，由參考資料【2】附表3-8，用插值法求出，并取， 軸按磨削加工，由參考資料【2】附圖3-4查得表面質量系數(shù)為： ，軸未經表面強化處理，即強化系數(shù)； 綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)Sca值： 故軸安全。 7.中間軸上軸承的校核 （1）根據(jù)軸承型號30207，查參考資料【1】表15-7取軸承基本額定動載荷為：Cr=41200N，基本額定靜載荷為C0r=29500N； （2）求徑向力Fr

41、 （3）求軸向力Fa 對于30207型的軸承，按參考資料【2】表13-7，軸承的派生軸向力 查參考資料【1】表15-7， 則 軸有向右竄動的趨勢，故軸承2被壓緊，軸承1被放松， 于是， （4）求軸承當量動載荷P1和P2 由于載荷平穩(wěn)，查參考資料【2】表13-6，取， （5）驗算軸承壽命 因為P1

42、式初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考資料【2】表15-3，選取軸的材料為40Cr，調質處理，A0=97~112，取A0=112，; 2.輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出的直徑d1-2，這段軸上設有鍵槽，則最小直徑的修正值為： 為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故須同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩為: 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器工程轉矩的條件，查參考資料【1】第十七章，選取HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250Nm，取半聯(lián)軸器的孔徑為d1=48mm，故取軸6-7段的直徑為48mm；半聯(lián)軸器的長度為L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂

43、孔長度為L1=84mm。 3.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）擬定軸上零件的裝配方案如下圖： （2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，6-7軸段左端要制出一軸肩，故取5-6的直徑為53mm；右端用軸段擋圈定位，為了保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故6-7段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取82mm； （3）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。1-2、4-5段和軸承配合，參照工作要求并根據(jù)5-6段的直徑為53mm，根據(jù)參考資料【1】表15-7選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30211型。該軸承的

44、各項數(shù)據(jù)如下表： 軸承代號 d D T D1max D2min 30211 55 100 22.75 64 64 因此留出端蓋余量取5-6的長度為60mm，1-2、4-5軸段直徑取為55mm。 軸承采用套筒進行軸向定位，根據(jù)要求取套筒的外徑為64mm，長度為16.5mm，該套筒同時用作齒輪的左端面定位，右軸承采用軸肩進行軸向定位，取3-4段的直徑為64mm； （5）軸4-5段與軸承配合，由于軸承需要留出間隙，取4-5軸段長度為19.5mm；1-2段根據(jù)參考資料【1】表4-1，圖4-2所規(guī)定的箱體內壁與軸承端面、齒輪端面之間的距離關系，取為42.

45、25mm（22.75+16.5+2） （5）與齒輪配合的軸段2-3直徑取為58mm，為使齒輪軸向定位，2-3段的長度應比齒寬略短，取為63mm，齒輪右端采用軸肩定位，3-4軸段的直徑取64mm合適，長度根據(jù)兩軸配合時所要求的距離來確定，取為68.5mm 4.零件的周向定位 軸與半聯(lián)軸器之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： C型平鍵bhL=14980mm； 軸與半聯(lián)軸器的配合為H7/r6； 軸與齒輪之間的鍵連接查參考資料【1】表14-1可得： A型平鍵bhL=161065mm； 軸與齒輪之間采用過渡配合H7/k6;

46、 軸承與軸的定位為過渡配合，軸的尺寸公差為k6。 5.倒角與圓角可由參考資料【2】表15-2查得具體數(shù)值見下圖： 6.輸出軸的校核 （1）求輸出軸上的載荷 從軸的結構圖、彎矩圖以及扭矩圖可以看出齒輪中間的截面B是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面B處的彎矩扭矩值列如下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=3305N,FNH2=1572N FNV1=173N,FNV2=1663N 彎矩 MH=161945Nmm MV1=8499Nmm MV2=17128

47、9Nmm 總彎矩 扭矩 T=596000Nmm （2）按彎扭合成應力校核軸的強度 通常只校核軸上所承受最大應力和扭矩的截面的強度。根據(jù)參考資料【2】式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以軸單向旋轉，扭轉應力為脈動循環(huán)應力，取α=0.6，最大彎矩為M2，軸的計算應力： 已知軸的材料為40Cr，調質處理，查參考資料【2】表15-1得[б-1]=70MPa, бca<[б-1],故安全。 （3）精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面3處的過盈配合引起的應力集中較為嚴重，并且此截面同時受彎矩和扭矩作用，由于鍵槽引起的應力集中系

48、數(shù)比過盈配合的小，可以忽略，故需校核截面3的左側。 2)截面3左側： 抗彎系數(shù)： 抗扭系數(shù)： 截面3左側的彎矩為： 截面5左側的扭矩為：T=596000Nmm 截面5上的彎曲應力為： 截面5上的扭轉應力為： ; 軸的材料為40Cr，由參考資料【2】表15-1查得： 過盈配合處的，由參考資料【2】附表3-8，用插值法求出，并取， 軸按磨削加工，由參考資料【2】附圖3-4查得表面質量系數(shù)為： ，軸未經表面強化處理，即強化系數(shù)； 綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù)： 計算安全系數(shù)Sca值： 故軸安全。 7.輸入軸上軸承的校核

49、 （1）根據(jù)軸承型號30211，查參考資料【1】表15-7取軸承基本額定動載荷為：Cr=86500N，基本額定靜載荷為C0r=655500N； （2）求徑向力Fr （3）求軸向力Fa 對于30211型的軸承，按參考資料【2】表13-7，軸承的派生軸向力 查參考資料【1】表15-7， 則 軸有向右竄動的趨勢，故軸承2被壓緊，軸承1被放松， 于是， （4）求軸承當量動載荷P1和P2 由于載荷平穩(wěn)，查參考資料【2】表13-6，取， （5）驗算軸承壽命 因為P1

50、命， 故軸承使用壽命足夠，合格。 8.輸入軸上鍵連接強度校核 （1）軸與齒輪之間的鍵連接 鍵的類型：A型圓頭普通平鍵， （2）軸與聯(lián)軸器之間的鍵連接 鍵的類型：C型但愿頭普通平鍵， 圓錐滾子軸承 30206型 C型平鍵 bhL= 6632mm

51、 Cr=41200N C型單圓頭普通平鍵

52、 圓錐滾子軸承 30207型

53、 圓錐滾子軸承 30211型 C型平鍵bhL=14980mm A型平鍵bhL=161065mm

54、

55、 5、 箱體結構的設計 計算過程及說明 結果 （1） 機體有足夠的剛度 減速箱的箱體采用灰鑄鐵（HT200）制成，在機體外加肋，外輪廓為長方形，怎強了軸承座剛度。 （二）考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱 引起傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤滑，同時為了便面油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x取為36mm。 為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為Ra6.3. （3） 機體結構有良好的工藝性 鑄件箱蓋壁厚為8mm，箱座壁厚為8mm，圓角半徑為R=20mm。機體外形簡單

56、，拔模方便。 （4） 對附件設計 1.視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合去的位置，并有足夠的空間，以便于能深入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。 2.油塞 放油孔未予油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用孔用螺栓堵住，因此有空出的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加密封圈以密封。 3.游標 游標未在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防止油進入油尺座孔而溢出。 4.通氣孔

57、 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔上安裝通氣器，以便達到機體內壓力平衡。 5.起蓋螺釘 起蓋螺釘上的螺紋長度應大于機蓋連接凸緣處的厚度。 6.定位銷 為保證剖分式集體的軸承座孔的加工及裝配精度，在基體連接凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 7.起吊裝置 再機蓋和機座上鑄造出吊耳吊鉤，用以起吊和搬運減速箱。 （5） 減速器機體結構尺寸如下表 名稱 符號 計算式 結果 箱體壁厚 8 箱座壁厚 8 箱座、箱蓋、箱底座凸緣厚度 b,b1,b2 12 12 20 加強肋厚

58、 6.8 6.8 地腳螺栓直徑 20 地腳螺栓數(shù)目 n 6 軸承旁連接螺栓直徑 16 箱蓋箱座連接螺栓直徑 12 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目 6 4 8 4 8 4 軸承蓋外徑 參考資料【1】 表9-9，9-10 92 112 140 觀察孔蓋螺釘 6 df,d1,d2至箱體外壁的距離 C1 見參考資料【1】 表3-1 31 27 18 df,d1,d2至凸緣邊緣的距離 C2 見參考資料【1】 表3-1 24 20 16 軸承旁凸臺高度 h 由結構決定

59、 49 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2 20 箱體外壁至軸承座端面的距離 49 齒輪頂圓至箱體內壁的距離 10 齒輪端面至箱體內壁的距離 10 軸承端面至箱體內壁的距離 4 旋轉零件間的軸向距離 10~15 12 齒輪頂圓至軸表面的距離 大齒輪齒頂圓至箱底內壁的距離 >30~50 36 箱底至箱底內壁的距離 約20 20 減速器中心高 H 185 箱體內壁至軸承座孔端面的距離 L1 57 （6） 軸承的潤滑和密封設計 1.對于二級圓柱減速器，浸油齒輪的圓周速度為0

60、.64m/s,采用油潤滑速度小于3m/s，不能形成油霧，設置導油槽。導油槽用盤銑刀銑制而成，深度為6mm，寬度為6mm，離箱體內壁的距離為8mm； 2.為了保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應具有足夠的寬度，鏈接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為Ra6.3，密封的表面要經過刮研，而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并且均勻布置，保證密封性。 六，心得與體會 這次關于帶式運輸機上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作

61、打下了堅實的基礎. 課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最后看著自己的成果打印出來的瞬間是喜悅的、是輕松的！ 課程設計過程中出現(xiàn)的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。 　　機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜

62、合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 7、 參考資料 參考資料【1】機械設計課程設計 高等教育出版社 參考資料【2】 機械設計第八版 主編紀名剛 參考資料【3】 機械原理 參考資料【4】 互換性與技術測量第五版 43