1、本科畢業(yè)論文（設計） 題 目 盤磨機傳動裝置的設計 院 系 機械學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 姓 名 學 號 學習年限2014年1月至2014年 6 月指導教師 職稱 副教授 申請學位 工學 學士學位 2014年 5月 20日盤磨機傳動裝置的設計學生姓名： 指導教師： 摘 要： 本報告主要研究了盤磨機二級斜齒圓柱齒輪減速器的設計方法和具體步驟。斜齒輪主要是能夠提高齒輪嚙合的重合度，使齒輪傳動平穩(wěn)，降低噪音。提高齒根的彎曲強度、齒面的接觸強度，可以選擇合適的變位系數(shù)來解決。或者加大齒輪的模數(shù)。電動機型號選定后，進行了傳動比的計算并進行分配，是否合理的分配傳動比將直接影響到傳動裝置的外廓尺

2、寸、重量、成本以及減速器的中心距等。其后的傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算在計算部分占有一定的比重，各項參數(shù)的準確性對整個機器的運行有著很大的影響。在齒輪設計中詳細介紹了齒輪材料的選擇及許用應力的確定、按齒根彎曲疲勞強度設計計算確定齒輪參數(shù)及主要尺寸、確定齒輪傳動精度以及齒輪結構的設計，在設計輪的具體結構時，要綜合考慮多種因素，如齒輪的尺寸、材料、加工方法、熱處理等。關鍵字：減速器、斜齒輪、錐齒輪、軸The design of the plate mill gearingAuthors: tutor: ABSTRACT: This report mainly studies plate mill

3、 level 2 helical gear reducer design methods and steps. The helical gear is mainly can improve the gear meshing coincidence degree, make smooth transmission gears, reduce noise. Improve the tooth root bending strength, the tooth contact strength, can choose the right shift coefficient to solve. Or i

4、ncrease the gear module. Motor model selected, the calculation of the transmission and distribution, whether reasonable distribution of transmission ratio will directly affect the transmission device the size, weight, cost profile and the center distance of gear reducer, etc. Subsequent transmission

5、 device of sport and the computation of dynamic parameters in the calculation of the proportion of taking a part, the accuracy of the parameters of the whole machine operation has very big effect. In the design of gear introduced the selection of materials and gear allowable stress, according to the

6、 determination of tooth root bending fatigue strength design parameters and the main gear calculate and determine the size, sure gear transmission precision and gear structure design, the design of concrete structure in gear, considering many factors, such as the size of the gear, materials, process

7、ing methods, heat treatment, etc. KEYWORDS: reducer; helical gear; bevel gear; shaft目 錄1 緒論11.1 盤磨機的課題研究背景11.2.盤磨機的課題研究意義12 設計任務書1 2.1 設計任務1 2.2 系統(tǒng)總體方案的設計2 3 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算2 3.1 電動機類型的選擇23.2 電動機功率的選擇23.3 確定電動機的轉速23.4 確定電動機的型號23.5計算總傳動比及分配各級的傳動比23.6 傳動參數(shù)的計算 34 傳動零件的計算4 4.1 錐齒輪的設計和計算4 4.2

8、高速級斜齒輪的設計和計算74.3 低速級斜齒輪的設計和計算125 軸的設計計算18 5.1 高速軸的設計和計算185.2 中間軸的設計和計算235.3 低速軸的設計和計算28 6 鍵連接的選擇和計算346.1 高速軸上的鍵的設計與校核346.2 中間軸上的鍵的設計與校核346.3 低速軸上的鍵的設計與校核347 滾動軸承的選擇和計算35 7.1 計算高速軸的軸承357.2 計算中間軸的軸承357.3 計算低速軸的軸承368 聯(lián)軸器的選擇37 9 箱體及其減速器附件設計37 9.1 箱體結構尺寸37 9.2 減速器附件設計38 10 潤滑和密封設計39 設計小結39 參考文獻39 1 緒論 1.

9、1 盤磨機的課題研究背景盤磨機中最重要的部件就是齒輪減速器，齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛的使用著,是一種不缺少的機械傳動裝置.圓柱齒輪減速器是最常用的機械傳動機構之一，具有傳遞功率大，制造簡單，維修方便，使用壽命長等許多優(yōu)點，是通用的機械部件，被廣泛應用于冶金，礦山，建筑，物料搬運等行業(yè)。.國外的減速器起步比較早,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傳動為主,體積和重量問題也未解決好.國內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,材料品質和工藝水平還有

10、許多弱點,特別是大型減速器問題更突出,使用壽命不長.當今世界各國減速器及齒輪技術發(fā)展總趨勢是向六高，二低，二化方向發(fā)展。六高即高承載能力，高齒面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲，低成本；二化即標準化，多樣化。技術發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術,功率分支技術和模塊化設計技術。硬齒面技術到20世界80年代在國外日趨成熟.采用優(yōu)質合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪,精度高,綜合承載能力為中硬齒面調質齒輪的4倍,為軟齒面齒輪的5-6倍,一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟齒面齒輪減速器的三分之一左右。 1.2.盤磨機的課題研究意義研究盤磨機的實質就是研究減速器，減速器中齒

11、輪傳動具有傳動比準確，可用的傳動比、圓周速度和傳遞功率范圍都很大，以及傳動效率高，使用壽命長，瞬時傳動比為常數(shù)，結構緊湊，工作可靠等一系列優(yōu)點。因此，齒輪及傳動裝置是機械工業(yè)中一大類重要的基礎件。齒輪的設計是組織該類機械產(chǎn)品生產(chǎn)的依據(jù)和頭道工序，因而是決定該產(chǎn)品技術性能和經(jīng)濟效益的重要環(huán)節(jié)，然而齒輪傳動在使用上也受某些條件的限制：如齒輪制造需專用機床和設備，成本較高（特別是高精度齒輪），震動和噪聲較大（精度低的齒輪），使用和維護的要求高等。雖然存在這些局限性，考慮周到，齒輪傳動總不失為一種最可靠、最經(jīng)濟、用的最多的傳動形式。因此，對減速器的齒輪傳動進行研究具有重大的現(xiàn)實意義。 2 設計任務書

12、2.1 設計任務（1）設計一盤磨機傳動裝置；（2）已知技術參數(shù)和條件。 技術參數(shù)如下表所示 主軸的轉速30錐齒輪傳動比23電機功率4kW電機轉速1440 r/min每日工作時數(shù)8h傳動工作年限10 2.2 系統(tǒng)總體方案的設計 方案圖如下：圖2.11電動機；2、4聯(lián)軸器；3圓柱斜齒輪減速器；5開式圓錐齒輪傳動；6主軸；7盤磨機 3 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 3.1 電動機類型的選擇 Y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器） 3.2 電動機功率選擇 P=4kw 3.3 確定電動機轉速 1440r/min 3.4 確定電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量,因此選定

13、電動機型號為Y112M-4，額定功率為4KW，滿載轉速1440r/min。 3.5 計算總傳動比及分配各級的傳動比高速級的傳動比，低速級傳動比，錐齒輪傳動比，減速箱傳動比?？倐鲃颖龋海诲F齒輪傳動比：；減速器傳動比：；高速級傳動比：；低速級傳動比：； 3.6 傳動參數(shù)的計算 3.6.1 各軸的轉速n（r/min） 高速軸一的轉速：r/min； 中間軸二的轉速：r/min； 低速軸三的轉速：r/min;主軸6的轉速： r/min 3.6.2 各軸的輸入功率P (KW) 高速軸一的輸入功率： ； 中間軸二的輸入功率：； 低速軸三的輸入功率：；主軸6的轉速：； 其中電動機的額定功率為；為聯(lián)軸器的效率，

14、=0.99；為一對軸承的效率，=0.99；為高速級齒輪傳動的效率,=0.98；為低速級齒輪傳動的效率,=0.98；為錐齒輪傳動的效率,=0.97。 3.6.3 各軸的輸入轉矩T（N·mm） 高速軸一的輸入轉矩： 中間軸二的輸入轉矩： 低速軸三的輸入轉矩： 主軸6的輸入轉矩： 4 傳動零件的設計計算 4.1 錐齒輪的設計和計算 4.1.1 選定圓錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）按照傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動交角。2) 由于直齒圓錐齒輪的小齒輪轉速不高,初選7級精度。 3) 材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度取280HBS，

15、大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度240HBS。 4) 取小齒輪齒數(shù)為Z1=24，則 Z2=24×3=72。 4.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計按式試算，即 確定公式內各計算數(shù)值（1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)K=1.6。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩3）選取齒寬系數(shù)。 4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5) 由圖10-21d按齒面強度查得小，大齒輪的接觸疲勞強度極限 。 6)由式計算應力循環(huán)次數(shù)。7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96,KHN2=0.98。 8)計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得：9)10)許用接

16、觸力： （2）計算 1）試算錐距確定大端模數(shù)取 ，取m=6mm 確定錐距Re 分度圓直徑： 分度圓錐角： 齒寬b:最大齒寬為，小齒輪寬當量齒數(shù)ZV 4.2.3 按齒根彎曲強度設計 由式得彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內的各計算數(shù)值 試選K=1.6，由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）計算當量齒數(shù) 3）查取齒形系數(shù) 由表6-8查得 YFa1=2.618;YFa2=2.10 4）查取應力校正系數(shù) 由表6-8查得 YSa1=1.590;YSa2=1.868 5）由圖6-26取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89,KFN2=0.91; 6）計算彎曲疲勞許用

17、應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得7）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。 設計計算 4.2高速級斜齒輪的設計和計算 4.2.1 選精度等級，材料及齒數(shù) （1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 （2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。 （3）慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24,則=24×4.56=109.44，=110（4）選取螺旋角。初選螺旋角。 4.2.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式

18、 試算 1 確定公式內的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6。 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 ÷÷ （3）由機械設計課本表10-7選取齒寬系數(shù)。（4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP。 （5)由圖10-21d按齒面強度查大小，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=740Mpa Hlim2=580Mpa。 （6)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1j Lh=60×1440×1×（2×8×365×10）=5.05× N2=N1/i1=5.05×/4.56=1.11

19、×（7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.89,KHN2=0.91。 （8)計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得： H1=Hlim1 KHN1/S=740×0.89/1Mpa=658.6Mpa H2=Hlim2 KHN2/S=580×0.91/1Mpa=527.8Mpa（9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。（10）由圖10-26查得，則（11）許用接觸力： 2 計算（1）試算 （2）圓周速度 （3）齒寬 模數(shù) （4）計算縱向重合度 （5)計算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=2.76m/s,7級精度，由圖10-8查得

20、動載系數(shù)Kv=1.10，;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.41。查圖10-13得=1.34;故載荷系數(shù)： （6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （7）計算模數(shù) 4.2.3 按齒根彎曲強度設計 由式10-5得彎曲強度的設計公式為 1.定公式內的各計算數(shù)值 （1）計算載荷系數(shù)K （2）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 （3）計算當量齒數(shù) （4）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 （5）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 （6）由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極

21、限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.83,=0.86; （8）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得 /S=0.83×620/1.4=367.57MPa /S=0.86×450/1.4=276.43MPa （9）計算大、小齒輪的s并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 2.設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取=2mm,按接觸強度算得的分

22、度圓直徑=39.90mm,算出小齒輪齒數(shù) 3 幾何尺寸計算 高速級齒輪傳動的幾何尺寸如表4.1所示表4.1名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)2法面壓力角螺旋角分度圓直徑41.08186.91齒頂圓直徑=+2=43.44+2×1×2=+2=198.56+2×1×245.08190.91齒根圓直徑=-2=43.44-2×1.25×2=-2=198.56-2×1.25×236.08181.91中心距114.40齒寬 45 50 4 齒輪的結構設計 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構 大齒輪2的結構和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算

23、如表4.2所示表4.2代 號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑54.4輪轂軸向長47.6倒角尺寸n1齒根圓處厚度5腹板最大直徑170.91孔板分布圓直徑112.66孔板直徑29.13腹板厚15 4.3 低速級斜齒輪的設計和計算 4.3.1 選精度等級，材料及齒數(shù)。 （1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 （2）齒輪精度用7級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。 （3）慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取,則,取。（4）選取螺旋角。初選螺旋

24、角 4.3.2 按齒面接觸強度設計 由設計公式試算 1 確定公式內的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 （3）由機械設計課本表10-7選取齒寬系數(shù)f （4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MP (5)由圖10-21d按齒面強度查小，大齒輪的接觸疲勞強度極限： , (6)由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 (7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92， KHN2=0.97 （8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1.由式10-12得 /S=740×0.92/1=680.8MPa /S=580×

25、0.97/1=562.6MPa （9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) （10）由圖10-26查得則 （11）許用接觸力 2 計算 （1)試算 （2)圓周速度V=d1t n2/（60×1000）=0.898 m/s （3)齒寬 （4）計算縱向重合度 （5)計算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=0.898m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03， ;由表10-2查得使用系數(shù)=1.25;由表10-4查地7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.421；查圖10-13得 ; 故載荷系數(shù)： （6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （7）計算模數(shù) 4.3.3 按齒根彎曲

26、強度設計 由式10-5得彎曲強度的設計公式為 1 確定公式內的各計算數(shù)值 （1） 由圖10-20c查得： 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.90； （3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得： （4）計算載荷系數(shù)K （5）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 （6)計算當量齒數(shù) （7）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 YFa1=2.592；YFa2=2.20 （8）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 YSa1=1.596；YSa2=1.78

27、 （9）計算大、小齒輪的s并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 2 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取=2.5,按接觸強度算得的分度圓直徑=63.56,算出小齒輪齒數(shù) ，取 ，取 3 幾何尺寸計算 低速級齒輪傳動的幾何尺寸如表4.3所示表4.3名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)2.5法面壓力角螺旋角分度圓直徑69.49244.51齒頂圓直徑=+2=69.49+2×1×2.5=+2=244.51+2

28、15;1×2.564.60227.40齒根圓直徑=-2=72.46-2×1.25×2.5=+2=237.937-2×1.25×2.569.60232.40中心距145.57齒寬 65 70 4 齒輪的結構設計 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構 大齒輪2的結構和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如表4.4所示表4.4代 號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑83.2輪轂軸向長78倒角尺寸n1.25齒根圓處厚度6.25腹板最大直徑207.4孔板分布圓直徑145.3孔板直徑31.05腹板厚21 5 軸的設計計算 5.1 高速軸的設計計算 5.1.1 求高速

29、軸上的功率P、轉速n和轉矩T 由已知，得：P= P=3.96 kw, n= n=1440 r/min， 5.1.2 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，調質處理，根據(jù)表15-3，取A0=112.得 5.1.3 軸的結構設計 1擬定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如圖5.1所示 圖5.1 2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩=。按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用GY3 型聯(lián)軸器，左端用軸端擋圈定位，按軸

30、端直徑取擋圈直徑D=26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm. 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，故取-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取 L-=36 mm。 （2）初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)，選軸承型號6305，其尺寸d×D×B=25 mm×62 mm×17 mm,故。根據(jù)耳機減速器的圖紙取。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，取。 （3）因為高速軸上的小齒輪的尺寸較小，故通常設計成齒輪軸。 （4）軸承端蓋的總寬度取為16 mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30 mm,則。 （5）取齒輪距箱體內壁的距離a=10

31、 mm,已知滾動軸承的寬度B=15mm,低速級小齒輪輪轂長L=70mm，由二級減速器的圖紙可得 3軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表11.27查得平鍵截面b×h=6 mm×6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據(jù)設計要求，取軸端倒角為1×45°。 5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5.2（a）所示 （2）計算軸上的作用力： 齒輪1 （3）計算支反力 垂直面支反力（XZ平面），見圖5.2（b） 繞支點B的力矩和，

32、得 圖5.2同理， 校核： 計算無誤 水平平面（XY平面），見圖5.2（c） 同樣，繞支點B的力矩和，得 同理， 校核： 計算無誤（4）轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖：見圖5.2（b） C處彎矩： 水平面彎矩圖：見圖5.2（c） C處彎矩： （5）合成彎矩圖：見圖5.2（d） C處： （6）轉矩及轉矩圖：見圖5.2（e） （7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5.2（f） 應力校正系數(shù)： D處： （8）校核軸徑 C剖面： 強度足夠 5.2 中間軸的設計計算 5.2.1 中間軸上的功率P、轉速n和轉矩T 由已知，得：P=P2=3.84KW, n=n2=315.79r/min， 5.2.2 確定軸

33、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，調質處理。根據(jù)表15-3 ，取A0=112。得 5.2.3 軸的結構設計 1 擬定軸上零件的裝配方案軸的設計示意圖如圖5.3所示 圖5.32 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 (1）由于=25.76 mm，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處） 軸徑d=30 mm,則。(2）初步選擇滾動軸承。根據(jù)要求選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) ，選軸承型號為6206，其尺寸為d×D×B=30 mm×62 mm×16mm?？紤]到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內

34、壁6 mm。 (3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪處的軸段II-III和IV-V的直徑兩端齒輪與軸承之間采用擋油板定位。已知大齒輪輪轂的寬度為45 mm,小齒輪的輪轂寬度為70 mm.為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故分別取。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度取。 (4）由二級減速器的內部軸上的裝配可得 3 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按和分別由表11.27查得平鍵截面b×h=10 mm×8 mm,長度分別為63 mm和36 mm, 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

35、的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4 確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據(jù)設計要求，取軸端倒角為2×45°。5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5.4（a） （2）計算軸上的作用力： 齒輪2： 齒輪3： （3）計算支反力 垂直面支反力（XZ平面），見圖5.4（b） 繞支點B的力矩和，得 同理，圖5.4 校核： 計算無誤 水平平面（XY平面），見圖5.4（c） 同樣，繞支點B的力矩和，得 同理， 校核： 計算無誤 （4）轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖：見圖5.4（b） C處彎矩： D處彎矩： 水平面彎矩圖：見圖5.4（c）

36、C處彎矩： D處彎矩： （5）合成彎矩圖：見圖5.4（d） C處： D處： （6）轉矩及轉矩圖：見圖5.4（e） （7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5.4（f） 應力校正系數(shù)： C處： D處： （8）校核軸徑 C剖面： 強度足夠 D剖面： 強度足夠 5.3 低速軸的設計計算 5.3.1 求低速軸上的功率P、轉速n和轉矩T 由已知，得：P=P3=3.73KW，n=n3=89.97r/min， 5.3.2 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，調質處理，根據(jù)表15-3，取A0=112.得 5.3.3 軸的結構設計 1擬定軸上零件的裝配方案 軸的設計示意圖如

37、圖5.5所示圖5.5 2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩。按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計手冊，選用GY6剛性聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，故取-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求, -軸段左端需制出一軸肩,故取-段的直徑,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50 mm。 （2）初步選擇滾動軸承。根據(jù)設計要求選則深溝球軸承。參

38、照工作要求并根據(jù),選軸承型號6210，其尺寸為d×D×B=50 mm×90 mm×20 mm,故。 （3）取安裝齒輪處的軸段V-VI的直徑.齒輪的的左端與左端軸承之間采用擋油板和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為65mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,則IV-V處的直徑。軸環(huán)寬度，取=45+10+10-2-1=62 mm。 （4）考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內壁6 mm。已知滾動軸承寬度B=20 mm,并根據(jù)中間軸的部分尺寸，得 （5) 取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為3

39、0 mm，端蓋厚20 mm，則。 3軸上零件的周向定位 齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表11.27查得平鍵截面b×h=16 mm×10 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56 mm,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，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm×8 mm×70 mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據(jù)設計要求，取軸端倒角為2×45°。 5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5.6（a） （2）計算軸上的

40、作用力： 齒輪3： （3）計算支反力 垂直面支反力（XZ平面），見圖5.6（b） 繞支點B的力矩和，得 同理， 校核： 計算無誤 水平平面（XY平面），見圖5.6（c） 同樣，繞支點B的力矩和，得 圖5.6 同理， 校核： 計算無誤 （4）轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖：見圖5.6（b） C處彎矩： 水平面彎矩圖：見圖5.6（c） C處彎矩： （5）合成彎矩圖：見圖5.6（d） C處： （6）轉矩及轉矩圖：見圖5.6（e） （7）計算當量轉矩、繪彎矩圖，見圖5.6（f） 應力校正系數(shù)： D處： （8）校核軸徑 C剖面： 強度足夠。 6 鍵連接的選擇和計算 6.1 高速軸上的鍵的設計與校核

41、齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表11.27查得聯(lián)軸器上的鍵尺寸為bhL =6×6×22 mm，聯(lián)軸器采取過渡配合，但不允許過盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6，d=20 mm，, 查表得=100120 式中k=0.5h，l=L-b， 所以所選鍵符合強度要求。 6.2 中間軸上的鍵的設計與校核 已知，參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=3038 mm所以取bh=108 mm查表得=100120， 取低速級鍵長為63 mm，高速級鍵長為36 mm。 所以所選鍵：bhL=10 mm8 mm63 mm ， bhL=10 mm

42、8 mm36 mm符合強度條件。 6.3 低速軸上的鍵的設計與校核 已知裝齒輪處軸徑d=52 mm，。 參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于d=5058 mm,所以取bhL=16 mm10 mm56 mm，查表得 聯(lián)軸器處軸徑，由于，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm 所以所選鍵符合強度要求。 7 滾動軸承的選擇和計算 7.1 計算高速軸的軸承：由前面可以知道兩軸承徑向反力： =軸向力：初步計算當量動載荷P，根據(jù)+根據(jù)表13-6，取。 根據(jù)表18.7，計算軸承6305的壽命：故可以選用。 7.2 計算中間軸的軸承：已知兩軸承徑向反力： 軸向力:初步計算當量動載荷P，根據(jù)根據(jù)表13-

43、6，取根據(jù)表18.7，計算軸承6206的壽命：故可以選用。 7.3 計算低速軸的軸承已知兩軸承徑向反力：軸向力：初步計算當量動載荷P，根據(jù)根據(jù)表13-6，取根據(jù)表18.7，計算軸承6210的壽命：故可以選用。 8 聯(lián)軸器的選擇 在軸的設計中，已經(jīng)選擇了聯(lián)軸器，故此處不用再計算。 9 箱體設計 9.1箱體尺寸 減速器箱體結構尺寸如表9.1所示表9.1名稱符號計算公式結果/mm箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度b15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑M12蓋與座聯(lián)結螺栓直徑M12軸承端蓋螺釘直徑M10視孔蓋螺釘直徑M8定位銷直徑dM16至外箱壁

44、的距離見表4.2262218至凸緣邊緣距離見表4.2242016外箱壁至軸承端面距離40大齒輪頂圓與內箱壁距離10齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚軸承端蓋外徑軸承座孔直徑+;對嵌入式端蓋=1.25D+10mm88（一軸）88（二 軸）122（三軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離S88（一軸）88（二軸）122（三軸）箱座深度159箱座高度174箱座底部凸緣寬度35 9.2 減速器附件設計 9.2.1 窺視孔蓋與窺視孔 為了檢查傳動件的嚙合情況，并向機體內注入潤滑油，應該在機體上設置窺視孔。窺視孔應該設置在減速器機體的上部，可以看到所有傳動件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙，檢查齒輪的失效情

45、況和潤滑狀況。窺視孔的大小至少應能伸進手去，以便操作。 9.2.2 放油孔放油螺塞 更換油時，應把污油全部排出，并進行機體內清洗。因此，應在機體底部油池最低位置開設放油孔，放油孔的螺紋小徑應與集體內底面取平。平時，放油孔用放油螺塞和防漏墊圈堵嚴。 9.2.3 油面指示器 油標用來檢查油面高度，以保證油池內有正常的油量。一般它設置在機體上便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位。油面指示器有各種結構類型，有的類型已制定有國家標準，常見的油面指示器形式有油標尺、圓形油標、長形油標和管狀油標。 9.2.4 通氣器 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，若機體密閉，則機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏,使密封失靈。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲空氣自由逸處，達到機體內外氣壓平衡，提高機體有縫隙處的密封性，常用通氣器有簡易通氣器和網(wǎng)式通氣器兩種結構形式。 9.2.5 啟蓋螺釘 為了提高密封性能，機蓋和機座連接凸