機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)----二級圓柱斜齒輪減速器

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一章 傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)2</p><p>　　1．1選擇電動(dòng)機(jī)2</p><p>　　1.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型2</p><p>　　1.1.2選擇電動(dòng)機(jī)容量2</p><p>　　1.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3</

2、p><p>　　1．2傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的分配3</p><p>　　1.2.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比3</p><p>　　1.2.2分配各級傳動(dòng)比3</p><p>　　1．3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)3</p><p>　　1.3.1各軸的轉(zhuǎn)速3</p><p>　　1.3.2各軸的

3、功率4</p><p>　　1.3.3各軸的轉(zhuǎn)矩4</p><p>　　第二章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)4</p><p>　　2．1齒輪的設(shè)計(jì)4</p><p>　　2.1.1軸Ⅰ和軸Ⅱ相嚙合的一對齒輪設(shè)計(jì)4</p><p>　　2.1.2軸Ⅱ和軸Ⅲ相嚙合的一對齒輪設(shè)計(jì)8</p><p>　

4、　2．2軸的設(shè)計(jì)11</p><p>　　2.2.1軸Ⅱ的設(shè)計(jì)11</p><p>　　2.2.2軸Ⅲ的設(shè)計(jì)13</p><p>　　2.2.3軸Ⅰ的設(shè)計(jì)20</p><p>　　2．3軸承壽命的校核22</p><p>　　2.3.1軸Ⅰ上軸承壽命的校核22</p><p>　　2

5、．4鍵強(qiáng)度的校核24</p><p>　　2.4.1軸Ⅲ上鍵強(qiáng)度的校核24</p><p>　　第三章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計(jì)25</p><p>　　3．1箱體設(shè)計(jì)25</p><p>　　3.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)25</p><p>　　3．2箱體附件設(shè)計(jì)26</p><p&g

6、t;　　3.2.1箱體附件的設(shè)計(jì)26</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)27</b></p><p>　　第一章 傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)</p><p><b>　　1．1選擇電動(dòng)機(jī)</b></p><p>　　1.1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型</p><p>　　按照工作要求和

7、條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。</p><p>　　1.1.2選擇電動(dòng)機(jī)容量</p><p>　　電動(dòng)機(jī)所需功率，按照公式可得：</p><p><b>　　由公式可得：</b></p><p>　　根據(jù)帶式輸送機(jī)工作類型，可以取工作機(jī)的效率為</p><p>&

8、lt;b>　　傳動(dòng)裝置的總效率為</b></p><p>　　查表可得機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分的效率為：聯(lián)軸器效0.99，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對）0.98，閉式齒輪傳動(dòng)效率0.97，代入公式可得</p><p><b>　　所需電動(dòng)機(jī)的功率為</b></p><p>　　因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的額定功率略大于即可。

9、由表格所示Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為5.5kw。</p><p>　　1.1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速</p><p><b>　　卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為</b></p><p>　　由表可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比為8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍=8~40，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為</p><p>　　

10、=849.526~4246.28r/min</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有、、、，由于無特殊條件要求，不常用，故僅將同步轉(zhuǎn)速為、、三種方案進(jìn)行比較。先試選，其型號為Y132M2-6的電動(dòng)機(jī)，其滿載為.</p><p>　　1．2傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的分配</p><p>　　1.2.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比</p><p>　　1.2.

11、2分配各級傳動(dòng)比</p><p>　　高速級的傳動(dòng)比=3.42</p><p><b>　　低速級的傳動(dòng)比</b></p><p>　　試選=3.6，=2.5</p><p>　　1．3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)</p><p>　　1.3.1各軸的轉(zhuǎn)速</p><p&g

12、t;<b>　?、褫S：I </b></p><p><b>　　Ⅱ軸：Ⅱ</b></p><p><b>　?、筝S：Ⅲ</b></p><p><b>　　滾筒軸： Ⅲ</b></p><p>　　1.3.2各軸的功率</p><p&g

13、t;<b>　?、褫S：pI</b></p><p><b>　　Ⅱ軸：pⅡⅠ</b></p><p><b>　?、筝S：pⅢ pⅡ</b></p><p><b>　　滾筒軸： pⅢ</b></p><p>　　1.3.3各軸的轉(zhuǎn)矩</p>

14、<p><b>　　電動(dòng)機(jī)軸：</b></p><p><b>　?、褫S：TⅠ</b></p><p><b>　?、蜉S：TⅡ</b></p><p><b>　?、筝S：TⅢ</b></p><p><b>　　滾筒軸：</b&g

15、t;</p><p>　　將以上算得的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)列于表1-2中。</p><p><b>　　表1-2</b></p><p>　　第二章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)</p><p><b>　　2．1齒輪的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　2.1.1軸Ⅰ和軸Ⅱ相嚙合的一對齒輪設(shè)

16、計(jì)</p><p>　　2.1.1.1選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1)材料選擇及熱處理方法</p><p>　　所設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)屬于閉式傳動(dòng)，這里采用硬齒面齒輪，查表得，選用的材料為：</p><p>　　小齒輪選用40Cr 調(diào)制處理 硬度為48至55HRC</p><p>　　大齒輪選用45鋼

17、調(diào)制處理 硬度為48至55HRC</p><p>　　2)精度等級選用7級精度。</p><p>　　3)選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為。</p><p>　　4)選取螺旋角，初選螺旋角。</p><p>　　2.1.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　由公式可得</b><

18、;/p><p><b>　?、哂?jì)算模數(shù)</b></p><p>　　確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x</b></p><p><b>　?、谟蓤D選取區(qū)域系數(shù)</b></p><p><b>　?、塾蓤D可查得， 則</

19、b></p><p><b>　?、苄↓X輪的轉(zhuǎn)矩為</b></p><p>　　⑤由表選取齒寬系數(shù)0.8</p><p>　?、抻杀聿榈貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)</p><p>　?、甙磮D查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限</p><p>　?、嘤墒娇傻?，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</

20、p><p><b>　　，</b></p><p>　　⑨由圖取接觸疲勞壽命系數(shù),</p><p>　?、庥?jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由式可得</p><p><b>　　?計(jì)算接觸應(yīng)力</b></p><p&g

21、t;<b>　　計(jì)算</b></p><p>　　計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得</p><p><b>　　計(jì)算圓周速度</b></p><p><b>　　計(jì)算齒寬b及模數(shù)</b></p><p><b>　　b=1</b></p>

22、<p><b>　　h=2.25</b></p><p><b>　　④計(jì)算縱向重合度</b></p><p><b>　?、萦?jì)算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知使用系數(shù),根據(jù)V=1.536m/s,7級精度。</p><p><b>　　由圖查得

23、動(dòng)載荷系數(shù)</b></p><p><b>　　由表查得</b></p><p><b>　　由圖查得</b></p><p>　　由表查得,故載荷系數(shù)</p><p><b>　　K=</b></p><p>　?、薨磳?shí)際的載荷系數(shù)核正所算

24、得分度圓直徑，有公式可得</p><p>　　2.1.1.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　確定計(jì)算參數(shù)</b></p><p><b>　　計(jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)縱向重合度，由圖查得螺旋角影響系數(shù)</p><p><b>

25、;　　計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)</b></p><p>　　④查取齒形系數(shù)，由表可得 </p><p>　?、莶槿?yīng)力校正系數(shù)，由表查得 </p><p>　　⑥由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限</p><p>　?、哂蓤D10-18查取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　?、嘤?jì)算彎曲疲

26、勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式可得</p><p>　?、嵊?jì)算大，小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p>　　對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)

27、算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2，已可滿足彎曲強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由</p><p><b>　　取，則</b></p><p><b>　　驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差</b></p><p><b>　　100％=-2％</b></p>

28、<p>　　-5％<i<5％,合適。</p><p>　　2.1.1.4幾何尺寸計(jì)算</p><p><b>　　1)計(jì)算中心距</b></p><p>　　將中心距取a=90mm</p><p>　　2)把圓整后的中心距修正螺旋角</p><p><b>　　其

29、它主要幾何尺寸</b></p><p><b>　　取，則取</b></p><p>　　2.1.2軸Ⅱ和軸Ⅲ相嚙合的一對齒輪設(shè)計(jì)</p><p>　　2.1.2.1選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1)材料選擇及熱處理方法</p><p>　　所設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)屬于閉式傳動(dòng)，

30、這里采用硬齒面齒輪，查表得，選用的材料為：</p><p>　　小齒輪選用40Cr 調(diào)制淬火處理 硬度為48至55HRC</p><p>　　大齒輪選用40鋼 調(diào)制淬火處理 硬度為48至55HRC</p><p>　　2)精度等級選用7級精度。</p><p>　　3)選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為。</p><p

31、>　　4)選取螺旋角，初選螺旋角。</p><p>　　2.1.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p><p><b>　　由公式可得</b></p><p>　　1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x</b></p><p><b>　　②

32、由圖選取區(qū)域系數(shù)</b></p><p><b>　?、塾蓤D可查得， 則</b></p><p><b>　?、苄↓X輪的轉(zhuǎn)矩為</b></p><p><b>　?、萦杀磉x取齒寬系數(shù)</b></p><p>　　⑥由表查得材料的彈性影響系數(shù)</p>&

33、lt;p>　　⑦按圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞極限</p><p>　　⑧由式可得，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</p><p><b>　　=，</b></p><p>　?、嵊蓤D取接觸疲勞壽命系數(shù),</p><p>　?、庥?jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取失效概率為1％

34、，安全系數(shù)S=1，由式可得</p><p><b>　　?計(jì)算接觸應(yīng)力</b></p><p><b>　　2)計(jì)算</b></p><p>　?、儆?jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得</p><p><b>　?、谟?jì)算圓周速度</b></p><p>&

35、lt;b>　?、塾?jì)算齒寬b及模數(shù)</b></p><p><b>　　b=</b></p><p><b>　　h=2.25</b></p><p><b>　?、苡?jì)算縱向重合度</b></p><p><b>　?、萦?jì)算載荷系數(shù)K</b>

36、;</p><p>　　已知使用系數(shù),根據(jù)V=0.684m/s,7級精度。</p><p>　　由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)05</p><p><b>　　由表查得</b></p><p><b>　　由圖查得</b></p><p>　　由表查得,故載荷系數(shù)</p>

37、<p><b>　　K=</b></p><p>　?、薨磳?shí)際的載荷系數(shù)核正所算得分度圓直徑，有公式可得</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　⑦計(jì)算模數(shù)mm</b></p><p>　　2.1.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)</p

38、><p><b>　　1)確定計(jì)算參數(shù)</b></p><p><b>　?、儆?jì)算載荷系數(shù)</b></p><p>　?、诟鶕?jù)縱向重合度，由圖查得螺旋角影響系數(shù)</p><p><b>　?、塾?jì)算當(dāng)量齒數(shù)</b></p><p>　?、懿槿↓X形系數(shù)，由表可得

39、 </p><p>　?、莶槿?yīng)力校正系數(shù)，由表查得 </p><p>　?、抻蓤D20-c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限</p><p>　?、哂蓤D查取彎曲疲勞壽命系數(shù) </p><p>　　⑧計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式可得</p><p>　　⑨計(jì)算大，小

40、齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　2)設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p>　　對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2，已可滿足彎曲強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由</p>

41、<p><b>　　取，則</b></p><p><b>　　驗(yàn)算傳動(dòng)比誤差</b></p><p><b>　　100％=0.8％</b></p><p>　　-5％<i<5％,合適。</p><p>　　2.1.2.4幾何尺寸計(jì)算</p&g

42、t;<p><b>　　1)計(jì)算中心距</b></p><p>　　將中心距取a=91mm</p><p>　　2)把圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　3)其它主要幾何尺寸</p><p><b>　　取，則取</b></p><p><b&g

43、t;　　2．2軸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　2.2.1軸Ⅱ的設(shè)計(jì)</p><p>　　2.2.1.1求出作用在齒輪上的力</p><p>　　與軸Ⅰ相嚙合的齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b>

44、;</p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　與軸Ⅲ相嚙合的齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b>&l

45、t;/p><p>　　2.2.1.2選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力</p><p>　　選取45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表查得硬度為217~255HBS。</p><p>　　抗拉強(qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力。</p><p>　　2.2.1.3按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑</p><p>　　由表查得,由公式可得</p><

46、p>　　軸的最小直徑是安裝軸承的軸段的直徑。為了便于所選的軸的直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取軸承的型號。</p><p>　　根據(jù)減速器的工作情況，初選該軸的軸承的型號為7026C，因此d=30m。</p><p>　　2.2.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖2-1所示。</p><p>

47、　　2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?、贊L動(dòng)軸承的型號為7026C，其尺寸為，為了便于軸承的定位準(zhǔn)確，因此安裝軸承段的長度為18mm。為了便于安裝及加工，取封油環(huán)段的直徑為32mm。</p><p>　?、谌“惭b左右兩齒輪處的軸段的直徑為38mm，兩齒輪采用封油環(huán)和軸肩進(jìn)行軸向定位。已知左齒輪的輪轂的寬度為37mm,右齒輪的輪轂的寬度為49mm,為了便于封油

48、環(huán)可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取為43mm。定位軸肩的高度h=3mm，因此軸肩段的直徑為35mm，軸肩段的長度取14mm。</p><p>　?、蹆升X輪端面，軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，左齒輪端面到內(nèi)壁的距離，右齒輪端面到內(nèi)壁的距離。</p><p>　　此時(shí)，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p><

49、;b>　　軸上零件的周向定位</b></p><p>　　齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，由表查得平鍵的截面</p><p>　　鍵槽用鍵槽銑刀加工，左邊的鍵槽的長度為32mm，右邊的鍵槽的長度為40mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪的輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此時(shí)軸的直徑公差為k6。</p>

50、<p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考表格，取軸端倒角為。各軸肩處的圓角半徑為R1。</p><p>　　2.2.2軸Ⅲ的設(shè)計(jì)</p><p>　　2.2.2.1求出作用在齒輪上的力</p><p><b>　　齒輪分度圓直徑</b></p><p><b

51、>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　2.2.2.2選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力</p><p>　　選取45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表查得硬度為217~255HBS。</p><

52、;p>　　抗拉強(qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力。</p><p>　　2.2.2.3按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑</p><p>　　由表查得,由公式可得</p><p>　　軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了便于所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表可得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，

53、故取</p><p>　　按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用凸緣試聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為900。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm,故該軸段的直徑為42mm。半聯(lián)軸器的長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p>　　2.2.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　1)軸上零件的裝配方案,如圖2-2所示</p><p&

54、gt;　　2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?、贋榱藵M足聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要制出一軸肩，故該段的直徑為47mm。左端用軸承擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度比長度略短，故該軸段的長度取82mm。</p><p>　　②初選滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)收到徑向力和軸

55、向力的作用，故選用角接觸滾子軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取滾子軸承7010C，其尺寸為，故該軸段的直徑為50mm?？紤]到軸承依靠封油環(huán)定位，該軸段長度略大于B=20mm，所以該軸段的長度去22mm。</p><p>　?、廴“惭b齒輪的軸段的直徑為57mm，齒輪右端面與右邊的軸承采用封油環(huán)</p><p>　　定位，已知齒輪輪轂的寬度為38mm，為了使封油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段的應(yīng)略短

56、于齒輪輪轂的的寬度，故取36mm。齒輪的左端面采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故h=4mm，則軸環(huán)段的直徑為61mm，軸肩寬度b取7mm。</p><p>　?、茌S承端蓋的厚度e=10mm,根據(jù)軸承座的尺寸可以得到m=18mm,因此軸承端蓋的總寬度為28mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器,右端面的距離為30mm。</p><p>　?、蔟X輪端面，

57、軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。</p><p>　　此時(shí)，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p><b>　　圖2-2</b></p><p>　　3)軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，查表得齒輪上的平鍵截面

58、b×h=18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm。同時(shí)為了保證齒輪有軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由配合來保證，此處軸的直徑的公差為m6。</p><p>　　2.2.2.5求軸上的載荷</p><p>　　1)首先根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，如圖2-3所示。</p><p&g

59、t;<b>　　已知,，</b></p><p>　　在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取a值，對于7011C型圓錐滾子軸承從手冊中查得a=20.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。</p><p><b>　　圖2-3</b></p><p>　　2)根據(jù)垂直面受力圖求垂直面支

60、座約束反力，并畫出垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖2-4所示。</p><p><b>　　所以</b></p><p><b>　　圖2-4</b></p><p>　　3)根據(jù)水平面受力圖求垂水平支座約束反力，并畫出水平面內(nèi)的彎矩圖，如圖2-5所示。</p><p><b>　　所以</b

61、></p><p><b>　　圖2-5</b></p><p>　　4)求合成彎矩，并畫出合成彎矩圖，如圖2-6所示。</p><p><b>　　圖2-6</b></p><p>　　5)求扭矩，并畫出扭矩圖，如圖2-7所示。</p><p><b>　　

62、T=614629</b></p><p><b>　　圖2-7</b></p><p>　　6)從軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩和扭矩圖中可以看出C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的,，T及M的值列于下表，如表2-1所示。</p><p><b>　　表2-1</b></p><p>　　2.2.

63、2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。按照公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力</p><p>　　前面已經(jīng)選定了軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。因此，故安全。</p><p>　　2.2.2.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p

64、><p><b>　　1)判斷危險(xiǎn)截面</b></p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度影響來看，截面Ⅴ和Ⅵ處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，從

65、受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅵ的相近，但是截面Ⅵ不受到扭矩作用，故截面Ⅵ不需要校核。截面Ⅴ的左側(cè)截面比較大，故截面Ⅴ的左側(cè)截面不需要校核。故只要校核截面Ⅴ的右側(cè)截面和C截面即可。</p><p><b>　　2)截面Ⅴ右側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p>&l

66、t;p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p>　　截面Ⅴ右側(cè)的彎矩M為</p><p>　　截面Ⅴ上的扭矩為 </p><p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力</b></p><p

67、>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表可查得</p><p><b>　　155MPa。</b></p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按表查取。因r/d=2/64=0.03,D/d=72/64=1.125,經(jīng)插值后可以查得</p><p>　　=2.1， =1.34</p><p>　　又

68、由表可得軸的材料的敏感系數(shù)為</p><p>　　故有應(yīng)力集中系數(shù)按照下試計(jì)算</p><p>　　由圖可以查得尺寸系數(shù)為，由圖可以查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為。</p><p>　　按照磨削加工，由圖可得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，由公式可得綜合系數(shù)為</p><p>　　由碳鋼的特性系數(shù)可得&

69、lt;/p><p>　　于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按照公式可得</p><p><b>　　>>1.5</b></p><p><b>　　故可知安全。</b></p><p><b>　　3)截面C</b></p><p><b>　　抗

70、彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p><b>　　彎矩M及彎曲應(yīng)力為</b></p><p>　　M=259502.7</p><p><b>　　扭矩及扭矩切應(yīng)力為</b></p><p&

71、gt;<b>　　=614629</b></p><p>　　過盈配合處的，由表可得，，于是可得</p><p>　　=3.1 ，=2.48</p><p>　　按照磨削加工，由圖可得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，由公式可得綜合系數(shù)為</p><p>　　所以C截面的

72、安全系數(shù)為</p><p><b>　　>>1.5</b></p><p><b>　　故安全足夠。</b></p><p>　　2.2.3軸Ⅰ的設(shè)計(jì)</p><p>　　2.2.3.1求出作用在齒輪上的力</p><p><b>　　齒輪分度圓直徑&l

73、t;/b></p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　2.2.3.2選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力</p><p>　　因?yàn)榍懊嫠O(shè)計(jì)的齒輪，

74、所以該齒輪要做成軸齒輪。根據(jù)前面齒輪選取40Cr,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表查得硬度為241~286HBS。</p><p>　　抗拉強(qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力。</p><p>　　2.2.3.3按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算最小軸徑</p><p>　　由表查得,由公式可得</p><p>　　軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了便于所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相

75、適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表可得，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取</p><p>　　按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用GYS2型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為90000。半聯(lián)軸器的孔徑為22mm,故該軸段的直徑為22mm。半聯(lián)軸器的長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p>　　2.2.

76、3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　1)軸上零件的裝配方案,如圖2-8所示。</p><p><b>　　圖2-8</b></p><p>　　2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?、贋榱藵M足聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要制出一軸肩，故該段的直徑為26mm。左端用軸承擋圈定位，按軸端直徑取擋

77、圈直徑D=32mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度比長度略短，故該軸段的長度取36mm。</p><p>　?、诔踹x滾動(dòng)軸承。根據(jù)右邊軸段的直徑為26mm。因軸承同時(shí)收到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取角接觸滾子軸承7026C，其尺寸為，故該軸段的直徑為30mm?？紤]到軸承依靠封油環(huán)定位，該軸段長度略大于B=16mm，

78、所以該軸段的長度取18mm。</p><p>　?、墼撦S為齒輪軸，根據(jù)前面所設(shè)計(jì)的內(nèi)容，要正確的保持與軸Ⅱ上的大齒輪的正確的嚙合，齒輪左端面與箱體內(nèi)壁的距離為12mm。</p><p>　?、荦X輪端面，軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離20mm.</p>

79、<p>　　此時(shí)，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　3)軸上零件的周向定位</p><p>　　半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按表查得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長為28mm。滾動(dòng)軸承的軸向定位采用過渡配合來保證，選此軸段的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　2．3軸承壽命的校核</p><p>

80、;　　2.3.1軸Ⅰ上軸承壽命的校核</p><p>　　2.3.1.1求出兩軸承受到的徑向載荷和</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(3-1a)和水平面(3-1b)兩個(gè)平面力系，其中圖(3-1c)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線，圖(3-1a)中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。受力分析可知：</p><p>　　由第二章的設(shè)計(jì)計(jì)算可知

81、</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p><b>　　所以 </b></p><p><b>　　圖3-1<

82、/b></p><p>　　2.3.1.2求兩軸承的計(jì)算軸向力和</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，按表可知軸承派生軸向力,由表查得Y=1.9,因此</p><p>　　所以軸承1被放松，軸承2被壓緊。</p><p>　　2.3.1.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和</p><p><b>　　因?yàn)?，<

83、;/b></p><p>　　由表可查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為</p><p>　　軸承1 , 軸承2 , </p><p>　　因?yàn)檩S承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微的沖擊載荷，由表可得，取，則</p><p>　　2.3.1.4驗(yàn)算軸承的壽命</p><p>　　因?yàn)?所以按照軸承2的受力驗(yàn)算</p&g

84、t;<p>　　所以所選軸承的壽命足夠。</p><p><b>　　2．4鍵強(qiáng)度的校核</b></p><p>　　2.4.1軸Ⅲ上鍵強(qiáng)度的校核</p><p>　　2.4.1.1確定許用應(yīng)力</p><p>　　由第二章的設(shè)計(jì)計(jì)算可知，該連接為靜聯(lián)接，選用圓頭平鍵(A型)，平鍵截面b×h=18

85、mm×11mm，長為50mm。</p><p>　　聯(lián)接中輪轂材料的強(qiáng)度最弱，由表可以查得</p><p>　　2.4.1.2確定鍵的工作長度</p><p><b>　　鍵的工作強(qiáng)度</b></p><p>　　2.4.1.3強(qiáng)度計(jì)算 </p><p><b>　　由公式

86、可得：</b></p><p>　　所以所選的鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。</p><p>　　2.4.1.4鍵槽尺寸</p><p>　　鍵標(biāo)記為：鍵18×50GB/T1096-2003</p><p>　　該平鍵聯(lián)接寬度極限偏差按一般聯(lián)接，由表可查得：軸槽深 軸槽寬 輪轂槽深 輪轂槽寬</p><p&g

87、t;　　軸、輪轂鍵槽及其尺寸如圖3-2</p><p><b>　　圖3-2</b></p><p>　　第三章 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計(jì)</p><p><b>　　3．1箱體設(shè)計(jì)</b></p><p>　　3.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)</p><p>　　減速器箱體支承

88、和固定軸系的零件，保證了傳動(dòng)零件的正確嚙合及箱體內(nèi)零件的良好的潤滑和可靠的密封。</p><p>　　設(shè)計(jì)鑄造箱體結(jié)構(gòu)是應(yīng)考慮箱體的剛度、結(jié)構(gòu)工藝性等幾個(gè)方面的要求。箱體尺寸主要按照經(jīng)驗(yàn)確定，減速器的主要尺寸如下：</p><p>　　箱體壁厚： 箱蓋壁厚： </p><p>　　箱座的凸緣厚度： 箱蓋的凸緣厚度：</p><p&g

89、t;<b>　　箱座底的凸緣厚度：</b></p><p>　　地腳螺栓直徑： 地腳螺栓個(gè)數(shù)</p><p>　　軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：</p><p>　　箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑：</p><p><b>　　軸承端蓋螺釘直徑：</b></p><p><b>　

90、　檢查孔蓋螺釘直徑：</b></p><p>　　箱蓋的肋板厚度為： </p><p><b>　　箱蓋的肋板厚度為：</b></p><p>　　大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁間的距離：</p><p>　　齒輪端面與箱體內(nèi)壁間的距離：</p><p><b>　　3．2箱體附件設(shè)

91、計(jì)</b></p><p>　　3.2.1箱體附件的設(shè)計(jì)</p><p>　　為了檢查傳動(dòng)件嚙合情況、注油、排氣、指示油面、通氣、加工及裝配時(shí)的定位、拆卸和吊運(yùn)，需要在減速器上安裝以下附件。</p><p>　　3.2.1.1窺視孔和窺視孔蓋</p><p>　　窺視孔是為了觀察運(yùn)動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)，潤滑油也可以由此注入。為

92、了便于觀察和注油，一般將窺視孔開在嚙合區(qū)的箱蓋頂部。窺視孔平時(shí)用蓋板蓋住，稱為窺視孔蓋。窺視孔蓋底部墊有耐油橡膠板，防止漏油。</p><p>　　3.2.1.2通氣器</p><p>　　由于傳動(dòng)件工作時(shí)產(chǎn)生熱量，使箱體內(nèi)溫度升高、壓力增大，所以必須采用</p><p>　　通氣器溝通箱體內(nèi)外的氣流，以平衡內(nèi)外壓力，保證減速器箱體的密封性。通氣器設(shè)置在箱蓋上。&l

93、t;/p><p>　　3.2.1.3起吊裝置</p><p>　　起吊裝置用于減速器的拆卸和搬運(yùn)。箱蓋用掉耳環(huán)，箱座用吊鉤。主要的尺寸如圖4-1。</p><p><b>　　圖4-1</b></p><p><b>　　3.2.1.4油標(biāo)</b></p><p>　　油標(biāo)用來指

94、示油面的高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。</p><p>　　3.2.1.5油塞與排油孔</p><p>　　為將箱體內(nèi)的廢油排出，在箱體座面的最低處應(yīng)設(shè)置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向傾斜的平面。平時(shí)排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直徑為20mm。</p><p>　　3.2.1.6定位銷</p><p>　　為保證箱體軸承座孔

95、的鏜孔精度和裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣上距離較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)定位銷，并盡量放在不對稱位置，以便于定位精確。銷A6×35。</p><p>　　3.2.1.7起蓋螺釘</p><p>　　為了便于起蓋，在箱蓋側(cè)邊的凸緣上裝1個(gè)起蓋螺釘。起蓋時(shí)，先擰動(dòng)此起蓋螺釘頂起箱蓋。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p>&

96、lt;p>　　[1] 胡家秀．簡明機(jī)械零件設(shè)計(jì)實(shí)用手冊［Ｍ］．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999：337-361，384．</p><p>　　[2] 任成高．機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)［Ｍ］．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006：200-201．</p><p>　　[3] 曹巖．solidworks機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)例精解［Ｍ］．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006：143-169，206-210．</p>

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