1、 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)帶式傳輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)兩級(jí)圓柱齒輪減速器13機(jī)制4班梁子京201330230416指導(dǎo)教師 汪劉一學(xué)院名稱工程學(xué)院 專業(yè)名稱機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化論文日期2015年12月20 日 論文答辯日期2016年1月4 日目 錄1 、系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)-4 -1.1 電動(dòng)機(jī)選擇 -4- 1.2 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算- 5 -2、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算-6 -2.1 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)-6 -2.2 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)- 13 -3、軸的設(shè)計(jì)-20 -3.1高速軸設(shè)計(jì)- 20 -3.2中間軸設(shè)計(jì)- 26 -3.2低速軸設(shè)計(jì)- 30 -4.鍵的設(shè)計(jì)與校核.- 35-4.1高速軸上鍵的設(shè)計(jì)

2、與校核- 35 -4.2中間軸上鍵的設(shè)計(jì)與校核- 36 -4.3低速軸上鍵的設(shè)計(jì)與校核- 36 -5.滾動(dòng)軸承的校核- 36 -5.1計(jì)算高速軸的軸承- 36 -5.2計(jì)算中間軸的軸承-37 -5.3計(jì)算低速軸的軸承- 38 -6.箱體的設(shè)計(jì)及各附件的設(shè)計(jì)-38 - 6.1鑄造減速箱主要的結(jié)構(gòu)尺寸-38 - 6.2各部件附屬零件的設(shè)計(jì)-39 - 6.3浸潤(rùn)方式和減速器密封的確定-40 -7、參考資料課程設(shè)計(jì)說明書已知技術(shù)參數(shù)和條件技術(shù)參數(shù)：輸送帶的牽引力：2800N 輸送帶速度：1、4m/s 卷筒直徑：350mm運(yùn)輸速度允許誤差:±5%1 、系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)1.1 電動(dòng)機(jī)選擇（1）選

3、擇電動(dòng)機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)因?yàn)檠b置的載荷平穩(wěn)，且在有粉塵的室內(nèi)環(huán)境下工作，溫度不超過35，因此可選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，它具有國(guó)際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部的特點(diǎn)，B級(jí)絕緣，工作環(huán)境也能滿足要求。而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉。 （2）確定電動(dòng)機(jī)功率和型號(hào) 運(yùn)輸帶機(jī)構(gòu)輸出的功率： 減速器的總效率為：輸送帶卷筒的總效率為：傳動(dòng)系得總的效率: 電動(dòng)機(jī)所需的功率為： 由題意知，選擇Y132S-4比較合理，額定功率=5.5kw,滿載轉(zhuǎn)速1440r/min.。1.2 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算（1）各傳動(dòng)比的計(jì)算卷筒的轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比: 則減速器的傳動(dòng)比為：高速級(jí)齒輪傳動(dòng)比：；低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比

4、:（2）各軸的轉(zhuǎn)速可根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和各相鄰軸間的傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，轉(zhuǎn)速（r/min）。 高速軸 中間軸 低速軸 滾動(dòng)軸 （3）各軸的輸入功率（kw） 高速軸 中間軸 低速軸 滾動(dòng)軸 （4）各軸輸入扭矩的計(jì)算（） 高速軸 中間軸 低速軸 滾動(dòng)軸 將以上算得的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下：項(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III滾動(dòng)軸轉(zhuǎn)速（r/min）144014402887676功率（kW）5.5 5.4455.28 5.135.02轉(zhuǎn)矩（N·m）36.48 36.11 175.08 644.63 630.80傳動(dòng)比1 ： 5 ： 3.8 ： 1效率0.99 0.97 0.97 0.

5、982、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 因減速器中的齒輪傳動(dòng)均為閉式傳動(dòng)，且所受的負(fù)載且小，其失效形式主要是點(diǎn)蝕，故先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度的要求設(shè)計(jì)。對(duì)于兩級(jí)傳動(dòng)的齒輪可設(shè)計(jì)為：運(yùn)輸機(jī)要求的速度為1.4m/s，速度不高，故選用7級(jí)精度的直齒輪。材料的選擇：選擇兩個(gè)小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，兩個(gè)大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS，較硬的小齒輪對(duì)較軟的大齒輪會(huì)其比較明顯的冷作硬化效應(yīng)，從而提高大齒輪齒面的疲勞極限。2.1 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)2.1.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為。精度選為7級(jí)。 2.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（一）試算小齒輪分度圓直徑按

6、式（1021）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)試選K1.3 (2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 (3)選取尺寬系數(shù)d1(4)查區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5(5)彈性影響系數(shù)ZE189.8(6)計(jì)算重合度系數(shù)：Z (7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限MPa；計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60n1jLh6014401（18365）2.52288查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.92；0.95 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，得 0.92×600MPa552MPa 0.95×550MPa522.5MPa 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力 =522.

7、5MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑1 d1=41.58mm（二）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備（1）計(jì)算圓周速度=3.133m/s（2） 計(jì)算齒寬bb=d=1×41.58mm=41.58mm（3） 模數(shù)m m1=d/z1=1.808（4） 齒高h(yuǎn)h=2.25m1=4.068 b/h=9.7392）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)（1）查表得使用系數(shù)=1（2）根據(jù)=3.133m/s，7級(jí)精度，查圖取=1.38（3）齒輪的圓周力=2=236110/41.58=/b=1/41.58 N/mm=41.77 N/mm<100 N/mm查表得 (4)查表并用插值法可得綜上， = =1

8、×1.38×1.2×1.450 =2.40123）=41.58×=51.0209mm相應(yīng)的齒輪模數(shù)：m=d1/z1=1.8082.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（一）由式(107)試算模數(shù) mt1） 確定公式中的各參數(shù)值（1） 試選KFt=1.3（2） 由式10-5計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù) 由上面計(jì)算可知 （3） 由圖10-17、10-18查得齒形系數(shù)、應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.65 YFa2=2.23 Ysa1=1.58 Ysa2=1.76 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S

9、=1.4 由式10-14得因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，取2） 試算模數(shù) mt（二）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 （1）圓周速度v d1=mtZ1=2.7722723=63.8mm （2）齒寬 （3）寬高比b/h 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF （1）根據(jù)v=4.808m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得Kv=1.06 （2）由Ft=2T1/d1=23.611/63.8=1.9625NKAFt1/b=11.9625/63.8=40.76N/mm<100N/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，結(jié)合 查圖10-13得， 綜上，載荷系數(shù)為 3） 由式10-13，按實(shí)際載荷系數(shù)

10、算得的齒輪模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪分度圓直徑有關(guān)，故取按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算得到的模數(shù)m并取標(biāo)準(zhǔn)值3，取按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得到的分度圓直徑d1=63.8則小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=63.8/3=21.27，取Z1 =22，則大齒輪齒數(shù) Z2=uZ1=522=110, 取Z2 =111。Z1和z2互為質(zhì)數(shù)。 2.1.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 d1=mZ1=3.022=66mm d2=mZ2=3.0111=333mm（2）計(jì)算中心距 a=(+)/2=(66+333)/2=199.5mm，（3）計(jì)算齒輪寬度 b

11、=d=166=66mm 考慮到安裝誤差，并且為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般講小齒輪略加寬（510）mm，所以小齒輪齒寬為： b1=b+(510)=7176mm 而大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬， b2=b=66mm 2.1.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造，為此可以通過調(diào)整傳動(dòng)比、改變齒數(shù)或變位系數(shù)法進(jìn)行圓整調(diào)整。本設(shè)計(jì)中采用變位系數(shù)法將中心距圓整至=200，其他幾何參數(shù)保持不變。1） 計(jì)算變位系數(shù)和（1） 計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒高降低系數(shù)。（2） 分配變位系數(shù)x1、x2由圖10-21a可知，坐標(biāo)點(diǎn)位于L12、L13之間，過該點(diǎn)作

12、射線，從Z1、Z2作垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是x1=0.38，x2=0.132)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式： （1） 由前面計(jì)算可知（2） 計(jì)算1. 2. d=42mm，查圖10-8得 Kv=1.0853.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得綜上可以算出 （3）由于 查圖可得（4） 綜上齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。3）齒根彎曲觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式 （1）計(jì)算 1 2由前面齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核的計(jì)算可知 3由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根據(jù) 可得 結(jié)合、查圖10-13得 綜上可以算出 （2）T1= （3）由圖10-17、10-18得 （4） 由前面齒面接觸疲勞強(qiáng)度

13、校核的計(jì)算可知 故 綜上，結(jié)合、，代入得2.1.5小結(jié) 實(shí)際傳動(dòng)比為： 誤差為： 由此設(shè)計(jì)有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪3667122大齒輪3333661112.2 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)2.2.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取。精度選為7級(jí)。 2.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（一）試算小齒輪分度圓直徑按式（1021）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1)試選K1.5 (2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 (3)選取尺寬系數(shù)d1(4)查區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5(5)彈性影響系數(shù)ZE189.8(6)計(jì)算重合度系數(shù)：Z (7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限MP

14、a；計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60n1jLh602881(18365)0.5045查得接觸疲勞壽命系數(shù):1.0；1.0 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，得 1.0×600MPa600MPa 1.0×560MPa550MPa 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力 =550MPa2)試算小齒輪分度圓直徑=65.36mm（二）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備（1）計(jì)算圓周速度=0.985m/s（2）計(jì)算齒寬bb=d=1×65.36mm=65.36mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)（1）查表得使用系數(shù)=1（2）根據(jù)=985m/s，7級(jí)精度，查圖取=1.04（3）齒輪的圓周

15、力=2=218.0554×/65.36=/b=15524.9/65.36 N/mm=84.53 N/mm<100 N/mm查表得 (4)查表并用插值法可得綜上， = =1×1.04×1.2×1.4215=1.7743）=65.36×=69.119mm m=3.142mm2.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（一）由式(107)試算模數(shù) mt4） 確定公式中的各參數(shù)值（4） 試選KFt=1.5（5） 由式10-5計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)（6） 由圖10-17、10-18查得齒形系數(shù)、應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.75 YFa2=2.23 Ysa1=1.

16、57 Ysa2=1.78 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由式10-14得取，即取5） 試算模數(shù) mt（二）調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 （1）圓周速度v d1=mtZ1=2.30422=50.688mm （2）齒寬 （3）寬高比b/h 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF （1）根據(jù)v=0.7640m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得Kv=1.02 （2）由Ft=2T1/d1=218.0554/50.688=7.124NKAFt1/b=17.124/50.688=140.54N/mm>10

17、0N/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，結(jié)合 查圖10-13得， 綜上，載荷系數(shù)為 6） 由式10-13，按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪分度圓直徑有關(guān)，故取按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算得到的模數(shù)m并取標(biāo)準(zhǔn)值2.5，取按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得到的分度圓直徑的d1=50.688mm則小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=50.688/2.5=20.27，取Z1 =21，則大齒輪齒數(shù) Z2=uZ1=3.821=79.7, 取Z2 =80。 2.2.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 d1=mZ1=2.521=

18、52.5mm d2=mZ2=2.580=200mm（2）計(jì)算中心距 a=(+)/2=(52.5+200)/2=126.25mm，（3）計(jì)算齒輪寬度 b=d=152.5=52.5mm 考慮到安裝誤差，并且為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般講小齒輪略加寬（510）mm，所以小齒輪齒寬為： b1=b+(510)=57.562.5mm 取b1=62.5 而大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬， b2=b=52.5mm 2.2.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造，為此可以通過調(diào)整傳動(dòng)比、改變齒數(shù)或變位系數(shù)法進(jìn)行圓整調(diào)整。本設(shè)計(jì)中采用變位系數(shù)法將中心距a圓整至=127，其他幾何參數(shù)

19、保持不變。2） 計(jì)算變位系數(shù)和（1）計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒高降低系數(shù)。（2）分配變位系數(shù)x1、x2由圖10-21a可知，坐標(biāo)點(diǎn)位于L14、L15之間，過該點(diǎn)作射線，從Z1、Z2作垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是x1=0.502，x2=0.5422)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式： （1）由前面計(jì)算可知（2）計(jì)算1. 2. d=52.5mm，查圖10-8得 Kv=1.0453.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得綜上可以算出（3）求由于 查圖可得（4）計(jì)算 綜上滿足要求。3）齒根彎曲觸疲勞強(qiáng)度校核校核公式 （1）計(jì)算 1 2由前面齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核的計(jì)算可知3

20、. 由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根據(jù) 可得 結(jié)合、查圖10-13得 綜上可以算出（2）T1=（3） 由圖10-17、10-18得 （4） 由前面齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核的計(jì)算可知 故 綜上，結(jié)合、，代入得2.2.5小結(jié) 實(shí)際傳動(dòng)比為： 誤差為： 由此設(shè)計(jì)有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2.552.562.521大齒輪2.520052.5803、軸的設(shè)計(jì)3.1高速軸設(shè)計(jì)1.由前面計(jì)算可知2.求作用在齒輪上的力由前面計(jì)算知高速級(jí)小齒輪直徑3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)要求知，軸只做單向旋轉(zhuǎn)，故取較大值40MPa，取較小值108，于是高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸

21、器處的直徑，為了使軸直徑與聯(lián)軸器適應(yīng)，先選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1取，由前面計(jì)算可知電動(dòng)機(jī)軸的扭矩查GB/T 5843-2003知可以選用GY2聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩63N/m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，軸徑，故選。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示： （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為滿足半聯(lián)軸器對(duì)的軸向定位要求，I-II軸段右端制出一軸肩，故取II-III段直徑；左端用擋圈定位，按軸端直徑去擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，取。2）初步選

22、擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要只承受徑向力的作用，并由，可選用深溝球軸承，現(xiàn)初選0基本游隙組、0級(jí)公差的深溝球軸承6304，其尺寸為，故，。3）取安裝齒輪處的軸徑，右端軸肩承采用套筒進(jìn)行定位，為使套筒壓緊齒輪，應(yīng)略短于輪轂寬度50mm，故。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h=（23）R,查表15-2知R=1mm，故h=3mm，軸環(huán)寬度，取。由手冊(cè)上查得61903型軸承安裝尺寸，故取4）此處軸承端蓋的總寬度為15mm,為了拆裝方便，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為l=15mm，所以。5）取齒輪與箱體間的距離，取高速級(jí)齒輪與低速級(jí)齒輪之間的距離，考慮鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體一段距離s，取，

23、已知滾動(dòng)軸承寬度B=15mm，低速級(jí)大齒輪齒寬為52.5mm，（3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)36mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為過盈配合；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器的配合選用。滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是有過渡配合來保證的，此處選擇的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑如零件圖所示。5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由前面計(jì)算知 兩支撐點(diǎn)之間距離為：AC=7.5+89+5+48+32

24、-7.5=174mm，AB=7.5+89+5+50/2=126.5mmBC=47.5mm畫出彎矩圖、扭矩圖如下：計(jì)算得： 6.按彎扭組合合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 前面已選定軸的材料為45鋼，查表15-1得，所以是安全的。3.2中間軸設(shè)計(jì)1.由前面計(jì)算可知2.求作用在齒輪上的力由前面計(jì)算知低速級(jí)小齒輪直徑高速級(jí)大齒輪直徑3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)要求知，軸只做單向旋轉(zhuǎn)，故取較大值40MPa，取較小值115，于是高速軸的最小直徑是安裝軸承處的直徑，為了使軸直徑與軸承適應(yīng)，先選取軸承型號(hào)。因軸承主要只承受徑向力的作用，可選用深溝球軸承，現(xiàn)初

25、選0基本游隙組、0級(jí)公差的深溝球軸承6306，其尺寸為，所以軸的最小直徑為30mm，。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示：（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）取與低速小齒輪配合的軸段，齒輪左端通過套筒定位，故與齒輪配合的軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于齒輪寬度62.5，?。积X輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=（23）R,查表15-2知R=1.2mm，故h=2.4mm，軸環(huán)寬度，取。同理，取與高速大齒輪配合的軸段，2）取齒輪與箱體間的距離，取高速級(jí)齒輪與低速級(jí)齒輪之間的距離，考慮鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體一段距離s，取，已知滾動(dòng)軸承寬度B=19mm， , （3）軸上零件的周

26、向定位 兩齒輪周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為過盈配合；同樣，按，選用平鍵，配合選用。滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是有過渡配合來保證的，此處選擇的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑如零件圖所示。5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由前面計(jì)算知 兩支撐點(diǎn)之間距離為：AD=62.25+74+45.75=182mm，而AB=22.5+74-19/2-62.5/2=55.75mm，BC=62.5/2+15+66/2=

27、79.25mm，CD=40+54-19/2-66/2=51.5mm，畫出彎矩圖、扭矩圖如下：計(jì)算得： 6.按彎扭組合合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 前面已選定軸的材料為45鋼，查表15-1得，所以是安全的。3.3低速軸設(shè)計(jì)： 1.由前面計(jì)算可知2.求作用在齒輪上的力由前面計(jì)算知低速級(jí)大齒輪直徑3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)要求知，軸只做單向旋轉(zhuǎn)，故取較大值40MPa，取較小值108，于是高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使軸直徑與聯(lián)軸器適應(yīng)，先選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1取，由前面計(jì)算可知電動(dòng)機(jī)軸的扭矩查GB/T 50

28、14-2003知可以選用LX3聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N/m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，軸徑，故選。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示：（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為滿足半聯(lián)軸器對(duì)的軸向定位要求，VII-VIII軸段左端制出一軸肩，故取VI-VII段直徑；右端用擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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VII-VIII段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要只承受徑向力的作用，并由，可選用深溝球軸承，現(xiàn)初選0基本游隙組、0級(jí)公差的深溝球軸承6209，

29、其尺寸為，故，。3）取安裝齒輪處的軸徑，左端軸肩承采用套筒進(jìn)行定位，為使套筒壓緊齒輪，應(yīng)略短于輪轂寬度68mm，故。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=（23）R,查表15-2知R=2mm，故h=4mm，軸環(huán)寬度，取。由手冊(cè)上查得6209型軸承的安裝尺寸為，故取4）軸承端蓋的總寬度為20mm,為了拆裝方便，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為l=10mm，所以。5）前面已取齒輪與箱體間的距離，取高速級(jí)齒輪與低速級(jí)齒輪之間的距離，考慮鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體一段距離s，取，已知滾動(dòng)軸承寬度B=19mm，高速級(jí)大齒輪齒寬為66mm，（3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采

30、用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為過盈配合；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器的配合選用。滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是有過渡配合來保證的，此處選擇的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C1.2，各軸肩處圓角半徑如零件圖圖所示。5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由前面計(jì)算知 兩支撐點(diǎn)之間距離為：AC=36-19/2+66+8+82+19/2=190mm，AB=36+66-19/2-52.5/2=66.25mmBC=116mm畫出彎矩圖、

31、扭矩圖如下：計(jì)算得： 6.按彎扭組合合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 前面已選定軸的材料為45鋼，查表15-1得，所以是安全的。4.鍵的設(shè)計(jì)與校核選擇A型普通鍵 =1201504.1高速軸上鍵的設(shè)計(jì)與校核 （1）與聯(lián)軸器聯(lián)接的軸直徑為d=16mm，已選鍵的尺寸如下： b×h=5×5，L=25mm，則工作長(zhǎng)度 l=L-b=20 k=0.5h=2.5所以強(qiáng)度 所以所選鍵為: bhL=5525 （2）與小齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=22mm，已選鍵的尺寸如下：b×h=6×6，L=36mm，則工作長(zhǎng)度 l=L-b=30 k=0.5h=3所以強(qiáng)度 所

32、以所選鍵為: bhL=6636 4.2中間軸上鍵的設(shè)計(jì)與校核（1）與小齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=34mm，已選鍵的尺寸如下： b×h=10×8，L=56mm，則工作長(zhǎng)度 l=L-b=46 k=0.5h=4所以強(qiáng)度 所以所選鍵為: bhL=108*56 （2）與大齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=34mm，已選鍵的尺寸如下：b×h=10×8，L=28mm，則工作長(zhǎng)度 l=L-b=18 k=0.5h=4所以強(qiáng)度 所以所選鍵為: bhL=10828 4.3低速軸上鍵的設(shè)計(jì)與校核（1）與聯(lián)軸器聯(lián)接的軸直徑為d=40mm，已選鍵的尺寸如下： b×h=12×8，

33、L=63mm，則工作長(zhǎng)度 l=L-b=51 k=0.5h=4所以強(qiáng)度 所以所選鍵為: bhL=12863 （2）與大齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=52mm，已選鍵的尺寸如下：b×h=16×10，L=50mm，則工作長(zhǎng)度 l=L-b=34 k=0.5h=5所以強(qiáng)度 所以所選鍵為：bhL=161050 5.滾動(dòng)軸承的校核5.1計(jì)算高速軸的軸承(1)已知兩軸承徑向反力： (2)=1.01.2，載荷平穩(wěn)，則取=1.1。 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P， P=1.11075.86=1183.446N計(jì)算軸承6304的壽命：額定壽命T=1836510h=29200h查表得C=13500N>2920

34、0h故可以選用。5.2計(jì)算中間軸的軸承(1)已知 兩軸承徑向反力： (2)=1.01.2，載荷平穩(wěn)，則取=1.1。 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P， P=1.12816.3=3097.93N計(jì)算軸承6306的壽命：額定壽命T=1836510h=29200h查表得C=27000N>29200h故可以選用。5.3計(jì)算低速軸的軸承(1)已知 兩軸承徑向反力： (2)=1.01.2，載荷平穩(wěn)，則取=1.1。 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P， P=1.12387.13=2625.84N計(jì)算軸承6209的壽命：額定壽命T=1836510h=29200h查表得C=31500N>29200h故可以選用。6.箱體的設(shè)計(jì)

35、及各部位附屬零件的設(shè)計(jì) 箱體是減速器的一個(gè)重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動(dòng)件的齒合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤(rùn)滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約見減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對(duì)減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，目前尚無成熟的計(jì)算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)公式在減速器裝配草圖的設(shè)計(jì)和繪制過程中確定。 箱體選用灰鑄鐵HT40018，布氏硬度。6.1鑄造減速箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名 稱符號(hào)尺寸關(guān)系取 值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚10mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚度20mm地腳螺釘直徑16mm地腳螺釘數(shù)目a<250mm6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑10mm視孔蓋螺釘直徑6mm定位銷直徑8mm至直外箱壁距離e查手冊(cè)16mm至凸緣邊緣距離e查手冊(cè)14mm軸承旁凸臺(tái)半徑14mm凸臺(tái)高度30mm外箱壁至軸承座端面距離2e+（510）40mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離32mm箱蓋箱座肋厚mm=10mm軸承端蓋外徑120 85mm102mm6.2各部位附屬零件的設(shè)計(jì)窺視孔蓋與窺視孔：在減速器