圓錐齒輪減速器課程設(shè)計

圓錐齒輪減速器課程設(shè)計,圓錐,齒輪,減速器,課程設(shè)計 目錄 一、 設(shè)計任務(wù)………………………………………………(2) 二、 傳動方案的擬訂………………………………………(3) 三、 電動機(jī)的選擇…………………………………………(4) 四、 傳動比的計算與分配…………………………………(4) 五、 各軸的轉(zhuǎn)速，功率和扭矩……………………………(4) 六、 V帶的設(shè)計計算………………………………………(5) 七、 傳動零件的計算和軸系零件的選擇…………………(8) 八、 軸的計算……………………………………………...(17) 九、 軸承的選擇與校核……………………………………(27) 十、 鍵的選擇與校核………………………………………(34) 十一、 密封和潤滑…………………………………………(35) 十二、 小結(jié)…………………………………………………(36) 十三、 參考資料……………………………………………(36) 附圖 ….……………………………………………………….(37) 湖南工業(yè)大學(xué) 課程設(shè)計任務(wù)書 2007-2008學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院 機(jī)械工程及自動化 專業(yè) 機(jī)工051 班 課程名稱： 機(jī) 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計 設(shè)計題目： 鏈?zhǔn)竭\輸機(jī)傳動裝置設(shè)計 完成期限：自 2007年12月24日 至 2008年1月7日 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、 設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)： 運輸鏈牽引力: F=4 KN 輸 送 速 度 : V=0.7m/s 鏈輪節(jié)圓直徑: D=280mm 工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差±5%. 二、 設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。 三、 每個學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨立完成以下任務(wù)： （1） 減速機(jī)裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設(shè)計說明書1份（6000~8000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工 作 內(nèi) 容 12.24-12.25 傳動系統(tǒng)總體設(shè)計 12.25-12.27 傳動零件的設(shè)計計算； 12.28-1.6 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計、整理說明書 1.7 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 ［1］濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肅.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計［Ｍ］.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2007. 指導(dǎo)老師（簽字）： 年 月 日 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 計算與說明 主要結(jié)果 二、傳動方案的擬定 1,由于V帶的傳動工作平穩(wěn)性好,具有過載保護(hù)作用,并具有緩沖吸振能力,所以選用V帶傳動; 2,圓錐齒輪傳動結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小傳遞的效率也高,所以減速器選擇選擇圓錐與圓柱齒輪; 3,考慮到制造成本與實用性,圓錐與圓柱齒輪都選用直齒. 傳動方案簡圖如下: 計算與說明 重要結(jié)果 三、設(shè)計方案分析 I 選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu) 因為裝置的載荷平穩(wěn)，長期工作，因此可選用鼠籠型異步電動機(jī)，電機(jī)結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，維護(hù)容易，價格低廉，、配調(diào)速裝置，可提高起動性能。 II確定電動機(jī)功率和型號 運輸帶機(jī)構(gòu)輸出的功率： 傳動系得總的效率： 1à聯(lián)軸器的效率,取0.99 2à滾動軸承效率,取0.98 3à錐齒輪的(閉式8級精度)傳動效率,取0.95 4à圓柱直齒輪的效率,取0.96 η5àV帶傳動效率,取0.97. 電機(jī)所需的功率為： 由題意知，直齒錐形齒輪放在第一級，不宜傳輸過大的轉(zhuǎn)矩，同功率的電機(jī)如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），選擇Y132M1-6 比較合理，額定功率p=4kw,滿載轉(zhuǎn)速960/min. 四、傳動比的計算與分配 運輸機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min） nw=60v／(πD)=0.7×60/(3.14×263×10-3)=47.7 總傳動比: i=960/47.7=20.12 取v帶輪傳動比i1=3 取高速級錐形齒輪傳動比 i2=2 直齒圓柱齒輪傳動比: i3=3.36 五、各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)速 1，各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動比進(jìn)行計算，轉(zhuǎn)速（r/min）。 n1=960 n2=960/i1=320 n3=384/i2=160 n4=145.29/i3=47.62 Pw=2.8kw η=0.8242 Pd=3.4kw nw=47.7 i=20.12 i1=3 i2=2 i3=3.36 n1=960 n2=320 n3=160 n4=47.62 計算與說明 重要結(jié)果 2，各軸的輸入功率（kw） P1=pη5η2=4×0.97×0.98=3.8 P2= P1η3η2=3.8×0.95×0.98=3.54 P3= P2η4η2=3.54×0.96×0.98=3.33 P4= P3η1η2=3.33×0.98×0.99=3.232 3，各軸輸入扭矩的的計算(N·MM) T1=(9550×3.8/320)×103=113.4×103 T2=(9550×3.54/160)×103=211.29×103 T3=(9550×3.33/47.62)×103=667.82×103 將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下： I軸 II軸 III軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 320 160 47.62 輸入功率P（kw） 3.8 3.54 3.33 輸入扭矩T（N.MM） 113400 211290 667820 傳動比（i） 2 3.36 效率（） 0.95 0.96 六、V帶傳動的設(shè)計計算 設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：帶的工作條件是連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，傳動位置與總體尺寸限制自定，所需傳遞的功率為3KW，小帶輪的轉(zhuǎn)速為960r/min，傳動比為2.5 。 設(shè)計步驟： 1. 確定計算功率 P＝K?P=1.3×4=5.2KW 式中： P——計算功率，KW K——工作情況系數(shù)，見表8－7； P——所需傳動的額定功率，KW 2. 根據(jù)計算功率P和小帶輪轉(zhuǎn)速n， 從【Ⅰ】圖8－11中選取普通V帶的型號為A型。 3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速 1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d P1=3.8 P2=3.54 P3=3.33 P4=3.232 T1=113.4×103 T2=211.29×103 T3=667.82×103 P=5.2KW 計算與說明 重要結(jié)果 根據(jù)V帶的帶型，參考【Ⅰ】表8－6和表8－8確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑d，應(yīng)使d（d）。 所以選d＝125mm 2） 驗算帶速v 根據(jù)【Ⅰ】式子（8－13）計算帶的速度。帶速不宜過低或過高， 一般應(yīng)使v＝（5～30m/s）。 而：v＝ 960×125×3.14/（60×1000）＝6.28m/s 3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由d=i?d計算，d＝250mm 4. 確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度L 根據(jù)【Ⅰ】式子（8－20），初定中心距a＝500mm 由【Ⅰ】式子（8－22）計算所需的基準(zhǔn)長度 L＝2a+（d+ d）+ ＝1596mm 由【Ⅰ】表8－2選帶的基準(zhǔn)長度L＝1600mm 按【Ⅰ】式子（8－23）計算實際中心距 a a≈a+=500+=252mm 中心距的變化范圍為207mm～297mm。 5. 驗算小帶輪上的包角α α≈180-（d－ d）?＝180－125× ＝151.35>90 6. 計算帶的根數(shù)z 1） 計算單根V帶的額定功率P d＝125mm V=6.28m/s d＝250mm a＝500mm L＝1596mm a=252mm α＝151.35° 計算與說明 重要結(jié)果 由d＝125mm和n＝960r/min， 查【Ⅰ】表8－4a得P＝1.39KW 根據(jù)n＝960r/min。i＝2和A型帶， 查【Ⅰ】表8－4b得⊿P＝0.11KW 查【Ⅰ】表8－5得K=0.925, 【Ⅰ】表8－2得K=0.99，于是 P＝（P+⊿P）?K?K =(1.139+0.11)×0.925×0.99=1.144KW 2） 計算V帶的根數(shù)z Z＝＝＝4.545 取5根. 7. 計算單根V帶的初拉力的最小值（F） 由【Ⅰ】表8－3得A型帶的單位長度質(zhì)量q＝0.1kg/m （F）＝500+qv ＝500×+0.1×6.28＝180.2N 應(yīng)使帶的實際初拉力F>（F）。 8.計算壓軸力F 壓軸力的最小值為 （F）＝2z（F）sin＝2×5×180.2×sinN ＝1746N P＝1.39KW ⊿P＝0.11KW K=0.925 K=0.99 P=1.144KW Z=5 (F)＝180.2N (F)=1746N 計算與說明 重要結(jié)果 七、傳動零件設(shè)計計算和軸系零件的選擇： 1， 傳動零件設(shè)計計算。 因該例中的齒輪傳動均為閉式傳動，其失效形式主要是點蝕。 （1） 要求分析 1） 使用條件分析 對于錐形齒輪主動輪有： 傳動功率：p1=3.8kw 主動輪轉(zhuǎn)速：n2=320 齒數(shù)比：1：2 圓周速度：估計v≤4m/s 2） 設(shè)計任務(wù) 確定一種能滿足功能要求和設(shè)計約束的較好的設(shè)計方案； 包括： 一組基本參數(shù)： 主要基本尺寸：等 2,選擇齒輪材料，熱處理方式及計算許用應(yīng)力 1） 選擇齒輪材料，熱處理方式： 按使用條件屬中速，低載，重要性和可靠性一般齒輪傳動，可選用軟面齒輪，也可選用硬齒面齒輪，本例選用軟齒面齒輪并具體選用： 小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，硬度為230~255HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，硬度為190~217HBS。 2）確定許用應(yīng)力 A: 確定極限應(yīng)力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS。 查[1]圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查[1]圖10-20得=450Mpa, =380Mpa B: 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n2jt=60×960×1×3×8×10×300=41.472×108 N2=N1/i2=41.472×108/2=20.736×108 查[1]圖10—19得kHN1=1,kHN2=1 =580Mpa, =550 Mpa =450 Mpa =380 Mpa N1=41.472×108 N2=20.736×108 計算與說明 重要結(jié)果 C：計算接觸許用應(yīng)力 取 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式 σHP1=σHlim1 kHN1/sHmin=580×1/1=580MPa σHP2=σHlim2kHN2/ sHmin=550×1/1=550MPa 查[1]圖10-18得kFE1=1 kFE2=1 σFp1=σFlim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPa σFP2=σFlim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa （2） 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 1） 選擇齒輪的類型 根據(jù)齒輪的工作條件可選用直齒圓錐齒輪，也可選用斜齒輪圓錐齒輪，本例選擇直齒圓錐齒輪（考慮到制造成本和實用性） 2） 選擇齒輪精度等級 按估計的圓周速度和功能條件要求選擇8級精度。 3） 初選參數(shù) 初選 4） 初步計算齒輪的主要尺寸 因電動驅(qū)動，有輕微震動，查[1]表10-2得。 取 則載荷系數(shù)K 因為為直齒圓錐齒輪，取變位系數(shù)X=0。查[1]表10-6得材料的系數(shù) 由式（10-26），可初步計算出齒輪的分度圓直徑 m 等主要參數(shù)。 σHP1=580 MPa σHP2=550 MPa σFp1=273.21MPa σFP2=238.85MPa ---- 計算與說明 重要結(jié)果 驗算圓周速度 與估計值近似，且不超過速度允許值。 確定主要傳動參數(shù) 大端模數(shù) mm 取模數(shù)m=4mm。 大端分度圓直徑： 取整：b=35mm。 5） 驗算輪齒彎曲強(qiáng)度條件 因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù)算。其中 查[1]表10-5 齒形系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 計算與說明 重要結(jié)果 齒輪的工作應(yīng)力： 直齒輪圓錐齒輪的設(shè)計結(jié)果如下： 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)z 26 52 直徑d（mm） 104 208 模數(shù)m 4 4 錐距R（mm） 116.3 齒寬b（mm） 35 直齒圓柱齒輪的設(shè)計 1)運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高故選用8級精度 2)小齒輪:45號鋼.調(diào)質(zhì)處理,齒面硬度取230HBS 大齒輪:45號鋼.正火處理,齒面硬度取190HBS 1） 選擇小齒輪的齒數(shù)z＝20， 大齒輪齒數(shù)＝3.36×20＝67.2，取=68 1. 按照齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 z＝20 z=68 計算與說明 重要結(jié)果 由設(shè)計計算公式【Ⅰ】式（10－9a）進(jìn)行試算，即 d2.32 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)K＝1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ==1.373×N?m 3) 由【Ⅰ】表10－7選取齒寬系數(shù)Φ＝1 4) 由【Ⅰ】表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8Mpa 5) 由【Ⅰ】圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ＝660Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σ＝550Mpa。 6) 由【Ⅰ】式10－12計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N=60njL=60×160×1×(3×8×300×10)=6.912×108 N==2.06×10 7) 由【Ⅰ】圖10－19取接觸疲勞壽命系數(shù)K＝0.95；K＝0.97 8) 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，由【Ⅰ】式（10－12）得 [σ]==0.95×600Mpa=570Mpa [σ]==0.97×550Mpa=533.5Mpa K＝1.3 T=1.373×N?m Φ＝1 Z=189.8Mpa σ＝660Mpa σ＝550Mpa N=6.28×108 N=1.57×10 K＝0.95 K＝0.97 [σ]=570Mpa [σ]=533.5MPa 計算與說明 重要結(jié)果 （2） 計算 1) 試算小齒輪的分度圓直徑d，代入[σ]中較小的值。 d2.32 ＝＝71.535mm 2) 計算圓周速度v。 V＝＝＝0.6m/s 3) 計算齒寬b。 b＝Φ? d＝1×71.535＝71.535mm 4) 計算齒寬和齒高之比。 模數(shù) m＝＝71.535/20＝3.577mm 齒高 h＝2.25 m＝2.25×3.577＝8.04mm ＝＝8.09 5) 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v＝0.6m/s，8級精度，由【Ⅰ】圖10－8查得動載系數(shù)K＝0.8； 直齒輪，K＝K＝1； 由【Ⅰ】表10－2查得使用系數(shù)K＝1.0 由【Ⅰ】表10－4用插值法查得8級精度、小齒輪相對之承非對稱布置時K＝1.411 由＝8.89，K＝1.411查【Ⅰ】圖10－13得K＝1.4；故載荷系數(shù) K＝KK KK＝1×0.8×1×1.411＝1.1288 d71.535mm V＝0.6m/s b＝71.535mm m＝3.577mm h=8.04mm ＝8.09 K＝0.8 K＝K＝1 K＝1.411 K＝1.4 K＝1.1288 計算與說明 重要結(jié)果 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由【Ⅰ】式10－10a得 d＝＝＝76.566.mm 7) 計算模數(shù)。 m＝＝＝3.5mm 2. 按照齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由【Ⅰ】式（10－5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為 m （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1. 由【Ⅰ】圖10－20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ＝450Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 σ＝380Mpa 2. 由【Ⅰ】圖10－18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K＝0.85, K＝0.88； 3. 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【Ⅰ】式（10－12）得 [σ]＝==273.21MPa [σ]==＝238.86MPa 4. 計算載荷系數(shù)K。 K＝KK KK＝1×0.8×1×1.4＝1.12 5. 查取齒形系數(shù)。 由【Ⅰ】圖10－5查得 Y＝2.65；Y＝2.255 6. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由【Ⅰ】圖10－5查得 Y＝1.58；Y＝1.748 d=76.566.mm σ＝450Mpa σ＝380Mpa K＝0.85 K＝0.88 [σ]=273.21MPa [σ]=238.86MPa K=1.12 Y＝2.65 Y＝2.255 Y＝1.58 Y＝1.748 計算與說明 重要結(jié)果 7. 計算大、小齒輪的并加以比較。 ＝＝0.01532 ＝＝0.0165 大齒輪的數(shù)值大。 （2） 設(shè)計計算 m＝2.534mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲所決定的承載能力，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)2.49并就近進(jìn)行圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝2.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d＝72.286mm，算出小齒輪齒數(shù) Z＝＝22 大齒輪齒數(shù) z＝3.36×22＝74 。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)比較緊湊，避免浪費。 3. 幾何尺寸的計算 1) 計算分度圓的直徑 d＝zm＝22×3.5＝77mm d＝zm＝74×3.5＝259mm 2) 計算中心距 a＝＝＝168mm 3) 計算齒輪寬度 b＝Φd＝1×77＝77mm 取B=77mm， B＝80mm。 =0.01532 =0.0165 m≥2.534mm Z=22 z=74 d＝77mm d＝259mm a=168mm b=77 B=77mm B＝80mm 計算與說明 主要結(jié)果 直齒圓柱齒輪的設(shè)計結(jié)果如下: 小齒輪 大齒輪 齒數(shù)Z 22 74 直徑d(mm) 77 2 模數(shù) m 2.5 2.5 中心距a(mm) 181.25 齒寬b(mm) 75 72.5 計算與說明 主要結(jié)果 八、軸的設(shè)計 低速軸的設(shè)計計算 1. 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 由前面已經(jīng)求出 2. 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力Ft徑向力Fr及法向載荷n的方向如圖 所示。 3.初步確定軸的最小直徑 先近式（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)表15-3，取A0=118,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ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Tca=KAT3查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小故取KA=1.3,則： Tca=KAT3=1.3×667819N·mm =1001728.5N·mm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標(biāo)準(zhǔn)GB 5014-85 ，選用 HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000 N﹒mm . 半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm,故取dⅠ-Ⅱ=55mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm. Ft=4956N Fr=1804N dmin=48.62mm Tca=1001728.5N·mm dⅠ-Ⅱ=55 計算與說明 主要結(jié)果 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1）擬定軸上零件的裝配方案， （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軸段需制出一軸，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ =62mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm.半軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm,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段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=82mm. 2)初步選擇滾動軸承。因軸承僅受有徑向力的作用，故選用深溝滾子球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=62mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0尺寸系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝滾字球軸承6013,其尺寸為d×D×T=65×100×18,故dⅢ-Ⅳ= dⅦ-Ⅷ=65mm;而LⅦ-Ⅷ=18mm. 右端滾動軸承采用軸進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此，取dⅥ-Ⅴ=77mm. 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅥ-Ⅶ=70mm;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77mm,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 lⅥ-Ⅶ=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=79mm.軸環(huán)寬度b≥1.4h,取lⅤ-Ⅳ=12mm. 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)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm, 故取lⅡ-Ⅲ=50mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=18mm,大錐齒輪輪轂L=50mm,則 lⅦ-Ⅷ=T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mm lⅥ-Ⅴ=L+c+a+s-lⅤ-Ⅳ=（50+20+16+8-12）mm=82mm 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)軸器的周向定位采用平鍵連接。按dⅥ-Ⅶm由表查得b×h=20mm×12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm,同時為了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;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm×10mm×70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為.滾動軸承與軸的周向定位是由于過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. dⅡ-Ⅲ= Ⅰ-Ⅱ dⅢ-Ⅳ dⅣ－Ⅴ lⅢ-Ⅳ=18mm dⅥ－Ⅶ lⅥ-Ⅶ=70mm dⅤ-Ⅵ lⅤ-Ⅵ=12mm Ⅶ－Ⅷ=46 lⅣ-Ⅴ=82mm 計算與說明 主要結(jié)果 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2×45o,各軸肩處的國，圓角半徑見圖. 5.求軸上圓角的結(jié)構(gòu)圖（圖15-26）做出軸的計算圖（圖15-24）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值（參看圖15-23）。對于6013型深溝球軸承，由手冊查得a=9mm。因此作為簡支梁的軸的支承距根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見附圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭據(jù)圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的處值列與下表（參看圖15-24）。 載荷 水 平 面H 垂直面V 支 反 力F 彎 矩M 總 彎 矩 扭 矩T 6 .按彎矩合成應(yīng)力校核的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核上承受最大彎矩和扭據(jù)的截面（即危險截面C的強(qiáng)度）。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭據(jù)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力取а=0.6 , 軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[]=60MPa。因此 <[]，故安全。 計算與說明 主要結(jié)果 7 .精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭據(jù)作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按扭據(jù)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最重要；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最為集中。截面V上的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面V不受扭據(jù)作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C上也不必進(jìn)行校核。截面Ⅳ和Ⅴ顯然更不需校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中糸數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。 （2）截面Ⅶ的右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅶ上的扭矩T3為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上扭矩切應(yīng)力 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表15-1查得 。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 = 2.0，=1.31 W= = M=135706 N·mm T3=667819 N·mm =4.94MPa =12.16MPa = 2.0 =1.31 計算與說明 主要結(jié)果 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即,則按式（3-12）及其（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由§3-1的尺寸及§3-2的碳鋼的特性系數(shù) 于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得 故可知其安全。 （3）截面Ⅶ左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算。 抗扭截面系數(shù) =1.82 =1.26 =2.8 =1.62 =20.21 =10.61 =9.40 W=34300 =68600 計算與說明 主要結(jié)果 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩T3及扭矩切應(yīng)力為 T3=667819N.mm 過盈配合處，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附表3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。 繪制軸的工作圖，見后圖。 M=135706N.mm =3.95Mpa =9.74Mpa =3.15 =2.53 =22.10 =12.34 =10.77 附圖 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 計算與說明 主要結(jié)果 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 1、由先前算的數(shù)據(jù): 2、初步確定軸的最小直徑 先按式(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)15-3,取,于是得: 輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑dⅠ-Ⅱ,結(jié)合軸承類型及尺寸可選取最小直徑為30mm。 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個圓柱滾子軸承。 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=30mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列滾子軸承30206，尺寸為,故dⅥ－Ⅶ＝30mm, lⅥ-Ⅶ=17.25mm。 。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊上查得軸承的定位軸肩,因此,取dⅤ-Ⅵ＝36mm. 2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=72.5mm,寬度為75mm。所以dⅣ－Ⅴ＝72.5mm。lⅣ-Ⅴ＝75mm。 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅱ－Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ;齒輪的左側(cè)與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設(shè)計時可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故取Ⅱ－Ⅲ.錐齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑dⅢ-Ⅳ＝41mm。軸環(huán)寬度,取lⅢ-Ⅳ＝19mm。 4）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,且軸承離壁8mm，所以lⅠ-Ⅱ=43.25mm。lⅤ-Ⅵ=24mm。 dⅠ-Ⅱ＝30mm dⅥ－Ⅶ＝30mm lⅥ-Ⅶ=17.25mm dⅤ-Ⅵ＝36mm dⅣ－Ⅴ＝72.5mm lⅣ-Ⅴ＝75mm dⅡ-Ⅲ lⅡ－Ⅲ dⅢ-Ⅳ＝41mm lⅢ-Ⅳ＝19mm lⅠ-Ⅱ=43.25mm lⅤ-Ⅵ=24mm 計算與說明 主要結(jié)果 (3)軸上零件的周向定位 錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按dⅡ-Ⅲ＝35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了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;同樣, 滾子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. 圖a(中間軸的簡單結(jié)構(gòu)與裝配) 圖b(高速軸的簡單結(jié)構(gòu)與裝配) 計算與說明 主要結(jié)果 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 1、由先前算的數(shù)據(jù): 2、初步確定軸的最小直徑 先按式(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)15-3,取,于是得: 輸出軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處及安裝圓錐齒輪處軸的直徑dⅠ-Ⅱ, 和 dⅥ－Ⅶ。所以dⅠ-Ⅱ＝ dⅥ－Ⅶ＝25 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 現(xiàn)選用給定圖所示的裝配方案.即兩個圓柱滾子軸承。 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1)初步選擇滾子軸承。因軸承既承受有徑向力的作用又承受軸向力的作用故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=25mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列滾子軸承30206，尺寸為,故dⅥ－Ⅶ＝30mm, lⅥ-Ⅶ=17.25mm。 。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊上查得軸承的定位軸肩,因此,取dⅤ-Ⅵ＝36mm. 2)小齒輪與軸做成一體，由前面的數(shù)據(jù)知小齒輪的直徑為d=77mm,寬度為80mm。所以dⅣ－Ⅴ＝77mm。lⅣ-Ⅴ＝80mm。 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅱ－Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ;齒輪的左側(cè)與左軸承之間采用套筒定位.由前面低速軸設(shè)計時可知錐齒輪的輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故取Ⅱ－Ⅲ.錐齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑dⅢ-Ⅳ＝41mm。軸環(huán)寬度,取lⅢ-Ⅳ＝19mm。 4）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,且軸承離壁8mm，所以lⅠ-Ⅱ=45.5mm。lⅤ-Ⅵ=24mm。 (3)軸上零件的周向定位 錐齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接.按dⅡ-Ⅲ＝35mm查表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了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;同樣, 滾子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. dⅠ-Ⅱ＝25mm dⅥ－Ⅶ＝30mm lⅥ-Ⅶ=17.25mm dⅤ-Ⅵ＝36mm dⅣ－Ⅴ＝72.5mm lⅣ-Ⅴ＝75mm dⅡ-Ⅲ lⅡ－Ⅲ dⅢ-Ⅳ＝41mm lⅢ-Ⅳ＝19mm lⅠ-Ⅱ=43.25mm lⅤ-Ⅵ=24mm 計算與說明 主要結(jié)果 九、軸承的選擇與校核 1、 高速圓錐齒輪軸軸承的校核 （1） 高速圓錐齒輪軸選用圓錐滾子軸承30207，并且反裝。查（2）第128頁表13－1得： 查（1）第321頁表13－6得： （2） 軸上受力分析 軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩 ： 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： 齒輪的軸向力： （3） 計算作用于軸上的支反力 由材料力學(xué)知識求得： ， ， 計算與說明 主要結(jié)果 所以有： （4） 計算派生軸向力 查（2）128頁知30207軸承的Y=1.6。 查（1）322頁表13－7公式得 S1=Fr1/2Y1=1308/2/1.6=408N S2=Fr2/2Y2=3033/2/1.6=948N （5） 計算軸承所受的軸向載荷 所以，軸承2被壓緊，軸承1被放松。由此得 ， （6） 計算當(dāng)量動載荷 查（2）第128頁表13-1，知： 軸承1： 查得：徑向動載荷系數(shù) 軸向動載荷系數(shù) 故軸承1的當(dāng)量動載荷為 S1=408N S2=948N 計算與說明 主要結(jié)果 軸承2： 查得：徑向動載荷系數(shù) 軸向動載荷系數(shù) 故軸承2的當(dāng)量動載荷為 （7） 計算軸承壽命 查（1）第318頁表13－3，可得預(yù)期計算壽命 因，故應(yīng)按軸承2 來計算壽命。因為滾子軸承應(yīng)取，所以 所以軸承30206合格 2、 中間軸軸承的選擇與校核 （1） 中間軸選用圓錐滾子軸承30206，采用反裝。查（2）第128頁表13－1得： 查（1）第321頁表13－6得： （2） 計算徑向力 錐齒輪產(chǎn)生的力 計算與說明 主要結(jié)果 直齒輪產(chǎn)生的力 在兩輪所受的力的作用下由材料力學(xué)知識可求得： ， ， 所以有： （3） 計算派生軸向力 查（2）128頁知30206軸承的Y=1.6。 查（1）322頁表13－7公式得 S1=Fr1/2Y1=2150/2/1.6=672N S2=Fr2/2Y2=1100/2/1.6=343N S1=672N S2=343N 計算與說明 主要結(jié)果 （4） 計算軸承所受的軸向載荷 已知 所以，軸承1被壓緊，軸承2被放松。由此得 ， (5) 計算當(dāng)量動載荷 軸承1： 查（2）第128頁表13－1，得： 查得：徑向動載荷系數(shù) 軸向動載荷系數(shù) 故軸承1的當(dāng)量動載荷為 軸承2： 查得：徑向動載荷系數(shù) 計算與說明 主要結(jié)果 軸向動載荷系數(shù) 故軸承2的當(dāng)量動載荷為 (6) 計算軸承壽命 查（1）第318頁表13－3，可得預(yù)期計算壽命 因，故應(yīng)按軸承1來計算壽命。因為滾子軸承應(yīng)取，所以 所以軸承30206合格 3、 低速直齒圓柱齒輪軸的選擇與校核 （1） 低速直齒圓柱齒輪軸選用深溝球軸承6012。查（2）第130頁表13－2得： （2） 計算徑向力 由前面算得 顯然>所以只需要驗證軸承2即可 計算與說明 主要結(jié)果 （3）計算當(dāng)量動載荷 只受徑向力而不受軸向力，所以X=1,Y=0。查（1）第321頁表13－6得， 軸承2的當(dāng)量動載荷為 （4）計算軸承壽命 查（1）第318頁表13－3，可得預(yù)期計算壽命 因為球軸承，所以。所以 所以軸承6012合格 X=1 Y=0 計算與說明 主要結(jié)果 十、鍵的選擇及計算 1、 高速圓錐齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件，選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑查（1）第106頁表6-1選用健，其中，。 （2） 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 由工作件查（1）第106頁表6-2，靜聯(lián)接時許用擠壓應(yīng)力。 對于鍵 故安全。 2、 中間軸系鍵聯(lián)接的選擇及計算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑輪廓長度，查（1）第106頁表6-1選用健 ，其中。 （2） 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力值與高速圓錐齒輪軸的相同。 故安全。 計算與說明 主要結(jié)果 3、 低速斜齒圓柱齒輪軸的鍵聯(lián)接的選擇及計算 （1） 鍵聯(lián)接的選擇 選用圓頭（A型）普通平鍵，由軸的直徑查（1）第106頁表6-1，選用健，其中。 （2） 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 靜聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力值與高速圓錐齒輪軸的相同。 故安全。 十一、密封及潤滑 一、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，大的直齒輪與大的圓錐齒輪有部分浸在油中，傳動時能使其它齒輪得以潤滑。 二、 滾動軸承的潤滑 軸承的潤滑是通過在箱座上開設(shè)油溝，在齒輪傳動時飛濺的油通過油溝流向軸承，確保軸承得以潤滑。 三、 潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 計算與說明 主要結(jié)果 十二、設(shè)計小結(jié) 經(jīng)過一個月的奮戰(zhàn)，我的課程設(shè)計終于完成了。在沒有做課程設(shè)計以前覺得課程設(shè)計只是對這幾年來所學(xué)知識的單純總結(jié)，但是通過這次做課程設(shè)計發(fā)現(xiàn)自己的看法有點太片面。課程設(shè)計不僅是對前面所學(xué)知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次課程設(shè)計使我明白了自己原來知識還比較欠缺，要學(xué)習(xí)的東西還太多。通過這次課程設(shè)計，我才明白學(xué)習(xí)是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應(yīng)該不斷的學(xué)習(xí)，努力提高自己知識和綜合素質(zhì)。 在這次課程設(shè)計中也使我們的同學(xué)關(guān)系更進(jìn)一步了，同學(xué)之間互相幫助，有什么不懂的大家在一起商量，聽聽不同的看法使我們能更好的理解知識。 此外，還得出一個結(jié)論：知識必須通過應(yīng)用才能實現(xiàn)其價值！有些東西以為學(xué)會了，但真正到用的時候才發(fā)現(xiàn)是兩回事，所以我認(rèn)為只有到真正會用的時候才是真的學(xué)會了。 在設(shè)計過程中，我通過查閱大量有關(guān)資料，與同學(xué)交流經(jīng)驗和自學(xué)，并向老師請教等方式，使自己學(xué)到了不少知識，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。在整個設(shè)計中我懂得了許多東西，也培養(yǎng) 了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作能力的信心，相信會對今后的學(xué)習(xí)工作生活有非常重要的影響。而且大大提高了動手的能力，使我充分體會到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時的喜悅。雖然這個設(shè)計做的也不太好，但是在設(shè)計過程中所學(xué)到的東西是這次課程設(shè)計的最大收獲和財富，使我終身受益。 十三，參考資料 文中標(biāo)號為（1）的表示參考《機(jī)械設(shè)計》第八版, 紀(jì)名剛主編.高等教育出版社，2007 文中標(biāo)號為（2）的表示參考《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》， 金清肅主編。華中科技大學(xué)出版社，2007。 41