（cad）（tb54799944）--聯(lián)軸器-二級渦桿-斜齒圓柱-聯(lián)軸器開式圓柱齒輪，f=80000，v=0.0833，d=650，24小時300天15年（左側_近端向上）_1_

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（cad）（tb54799944）--聯(lián)軸器-二級渦桿-斜齒圓柱-聯(lián)軸器開式圓柱齒輪，f=80000，v=0.0833，d=650，24小時300天15年（左側_近端向上）_1__第1頁

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文檔簡介

1、　　目錄　　第一部分設計任務書3　　1.1設計題目3　　1.2設計步驟3　　第二部分選擇電動機3&l

2、t;p>　　2.1電動機類型的選擇3　　2.2確定傳動裝置的效率3　　2.3計算電動機容量4　　2.4確定電動機功率及轉速4　　2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5　　第三部分計算傳動裝置運動學和動力學參

3、數(shù)6　　3.1電動機輸出參數(shù)6　　3.2高速軸的參數(shù)6　　3.3中間軸的參數(shù)6　　3.4低速軸的參數(shù)7　　3.5工作機軸的參數(shù)7　　第四部分開式圓柱齒輪傳動設計計算8&l

4、t;/p>　　4.1選精度等級、材料及齒數(shù)8　　4.2確定傳動尺寸10　　4.3校核齒面接觸疲勞強度11　　4.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸12　　4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結13　　第五部分

5、減速器蝸桿副傳動設計計算13　　5.1選擇蝸桿傳動類型13　　5.2選擇材料13　　5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計13　　5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸14　　5.5校核齒根彎曲疲勞強度15

6、;　　5.6驗算效率η16　　5.7熱平衡計算16　　第六部分減速器低速級齒輪傳動設計計算16　　6.1選精度等級、材料及齒數(shù)16　　6.2按齒根彎曲疲勞強度設計17　　6.3確定傳動尺寸19

7、　　6.4校核齒面接觸疲勞強度20　　6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸22　　6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結22　　第七部分軸的設計23　　7.1高速軸設計計算23　　7.2中間

8、軸設計計算28　　7.3低速軸設計計算35　　第八部分滾動軸承壽命校核42　　8.1高速軸上的軸承校核42　　8.2中間軸上的軸承校核44　　8.3低速軸上的軸承校核45

9、　第九部分鍵聯(lián)接設計計算46　　9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核46　　9.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核46　　9.3中間軸與渦輪鍵連接校核47　　9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核47　　9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵

10、連接校核47　　第十部分聯(lián)軸器的選擇47　　10.1高速軸上聯(lián)軸器47　　10.2低速軸上聯(lián)軸器48　　第十一部分減速器的密封與潤滑48　　11.1減速器的密封48

11、11.2齒輪的潤滑49　　11.3軸承的潤滑49　　第十二部分減速器的各部位附屬零件的設計49　　第十三部分減速器箱體主要結構尺寸50　　第十四部分設計小結51　　第十五部分參考文獻51</p&g

12、t;　　第一部分設計任務書　　1.1設計題目　　二級渦桿-斜齒圓柱減速器，拉力F=80000N，速度v=0.0833m/s，直徑D=650mm，每天工作小時數(shù)：24小時，工作年限（壽命）：15年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。<

13、;p>　　1.2設計步驟　　1.傳動裝置總體設計方案　　2.電動機的選擇　　3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)

14、;　　5.開式圓柱齒輪傳動設計計算　　6.減速器內部傳動設計計算　　7.傳動軸的設計　　8.滾動軸承校核　　9.鍵聯(lián)接設計<p&

15、gt;　　10.聯(lián)軸器設計　　11.潤滑密封設計　　12.箱體結構設計　　第二部分選擇電動機　　2.1電動機類型的選擇<p&

16、gt;　　按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y系列。　　2.2確定傳動裝置的效率　　查表得：　　聯(lián)軸器的效率：η1=0.99　　軸承的效率：η2=0.99　　閉

17、式圓柱齒輪的效率：η4=0.98　　開式圓柱齒輪的效率：ηo=0.96　　蝸桿的效率：η3=0.8　　工作機的效率：ηw=0.96　　2.3計算電動機容量　　工作機所需功率為

18、;　　2.4確定電動機功率及轉速　　電動機所需額定功率:　　工作轉速：　　經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，開式圓柱齒輪傳動比范圍為：2～5，二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：20～80，因此理論傳動比范圍為：40～400。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia&

19、#215;nw=(40～400)×2.45=98--980r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y180L-8的三相異步電動機，額定功率Pen=11kW，滿載轉速為nm=730r/min，同步轉速為nt=750r/min。　　電機主要尺寸參數(shù)　　2.5確定傳動裝置的總傳動比和分配

20、傳動比　?。?）總傳動比的計算　　由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：　?。?）分配傳動裝置傳動比　　取開式圓柱齒輪傳動比：ic=4　　高速級傳動比

21、　　則低速級的傳動比為　　減速器總傳動比　　第三部分計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)　　3.1電動機輸出參數(shù)　　3.2高速軸的參數(shù)&l

22、t;/b>　　3.3中間軸的參數(shù)　　3.4低速軸的參數(shù)　　3.5工作機軸的參數(shù)　　運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表:　　第四部分開式圓柱齒輪傳動

23、設計計算　　4.1選精度等級、材料及齒數(shù)　　（1）由選擇小齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC，大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC　　（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=20×4=81。　　實際傳動比i=4.0

24、5　?。?）壓力角α=20°。　?。?）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即　　1）確定公式中的各參數(shù)值。　　①試選載荷系數(shù)KFt=1.3　?、谟嬎銖澢趶姸鹊闹睾隙认禂?shù)Yε　　④

25、計算YFa×YSa/[σF]　　查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:　　由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得　　兩者取較大值，所以

26、2）試算齒輪模數(shù)　?。?）調整齒輪模數(shù)　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備　　①圓周速度ν　　②齒寬b<p&

27、gt;　　③齒高h及齒寬比b/h　　2）計算實際載荷系數(shù)KF　　查圖得動載系數(shù)Kv=1.052　　查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=1.2　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.468　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.089&

28、lt;/p>　　實際載荷系數(shù)為　　3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)　　4）計算分度圓直徑　　4.2確定傳動尺寸

29、;　?。?）計算中心距　　（2）計算小、大齒輪的分度圓直徑　?。?）計算齒寬　　取B1=185mm B2=180mm　　4.3校核齒面接觸疲勞強度　　齒面接觸疲勞強

30、度條件為　　1） KH、T、φd和d1同前　　④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE=189.8MPa　?、抻墒接嬎憬佑|疲勞強度用重合度系數(shù)Zε　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應力[σH]

31、　　由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：　　計算應力循環(huán)次數(shù)　　由圖查取接觸疲勞系數(shù)：　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應力　　故接觸強度足夠。<

32、/p>　　4.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸　?。?）計算齒頂高、齒根高和全齒高　　（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑　?。?）計算小、大齒輪的齒根圓直徑　　4.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結　　第五部分減速器

33、蝸桿副傳動設計計算　　5.1選擇蝸桿傳動類型　　根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）　　5.2選擇材料　　考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求

34、淬火，硬度未45～55HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。　　5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計　?。?）確定作用在渦輪上的轉矩T2　　按Z1=2，故取效率η=0.8　?。?）確定載

35、荷系數(shù)K　　因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)Kβ=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)Kv=1；則　?。?）確定彈性影響系數(shù)ZE　　因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=164MPa。　?。?）確定渦輪齒數(shù)z2&

36、lt;/p>　?。?）確定許用接觸應力[σH]　　根據(jù)渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應力[σH]'=268MPa。　　故壽命系數(shù)為：　?。?）

37、計算m^2×d1值　　因z1=2，故從表11-2中取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm　　5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸　?。?）中心距　?。?）蝸桿

38、　　軸向齒距pa=15.7mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=60mm；齒根圓直徑df1=38mm；分度圓導程角γ=11°18'36"；蝸桿軸向齒厚sa=8mm　　（3）渦輪　　渦輪分度圓直徑<

39、p>　　渦輪齒頂圓直徑　　渦輪齒根圓直徑　　渦輪咽喉母圓半徑　　5.5校核齒根彎曲疲勞強度　　當量齒數(shù)</p

40、>　　根據(jù)zv2=36.06，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.42。　　螺旋角系數(shù)　　許用彎曲應力　　從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應力[σF]'=56MPa。&

41、lt;/p>　　壽命系數(shù)　　彎曲強度是滿足要求的。　　5.6驗算效率η　　已知γ=11°18'36"；φv=arctanfv；fv與相對滑動速度Vs有關。&l

42、t;p>　　代入得η=0.745，因此不用重算。　　5.7熱平衡計算　　取油溫t=70℃，周圍空氣溫度t0=20℃，通風良好，取Ks=15W/(m^2?℃)，傳動效率為0.745，則散熱面積為：　　第六部分減速器低速級齒輪傳動設計計算<

43、p>　　6.1選精度等級、材料及齒數(shù)　?。?）由選擇小齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC，大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度55HRC　?。?）選小齒輪齒數(shù)Z1=21，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=21×4.32=92。　　實際傳動比i=4.381<

44、;p>　　（3）初選螺旋角β=13°。　?。?）壓力角α=20°。　　6.2按齒根彎曲疲勞強度設計　?。?）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即　　1）確定公式中的各參數(shù)值。　?、僭囘x載荷系數(shù)KFt=1.3&

45、lt;/p>　?、谟嬎銖澢趶姸鹊闹睾隙认禂?shù)Yε　?、塾嬎銖澢趬勖禂?shù)Yβ　?、苡嬎鉟Fa×YSa/[σF]　　小齒輪當量齒數(shù)：　　大齒輪當量齒數(shù)：&l

46、t;/p>　　查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:　　由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得　　兩者取較大值，所以　　2）試算齒輪模數(shù)<

47、;/p>　?。?）調整齒輪模數(shù)　　1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備　?、賵A周速度ν　?、邶X寬b　　③齒高h及齒寬比b/h</

48、p>　　2）計算實際載荷系數(shù)KF　　查圖得動載系數(shù)Kv=1.053　　查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=1.2　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.388　　查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.074&

49、lt;b>　　實際載荷系數(shù)為　　3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)　　4）計算分度圓直徑　　6.3確定傳動尺寸　?。?）計算中心距

50、　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角　　β=13°3'56"　?。?）計算小、大齒輪的分度圓直徑　?。?）計算齒寬　　取B1=75mm B2=70mm<

51、;/p>　　6.4校核齒面接觸疲勞強度　　齒面接觸疲勞強度條件為　　1） KH、T、φd和d1同前　　④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46　?、莶楸淼貌牧系膹椥杂绊懴禂?shù)ZE=189.8MPa　?、抻墒接嬎憬?/p>

52、觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε　?、哂晒娇傻寐菪窍禂?shù)Zβ。　?、哂嬎憬佑|疲勞許用應力[σH]　　由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：　　計算應力循環(huán)次數(shù)　　由圖查取接觸疲勞系數(shù)：<

53、;/p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應力　　故接觸強度足夠。　　6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸　　（1）計算齒頂高、齒根高和全齒高　?。?）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑</p&g

54、t;　　（3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑　　6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結　　第七部分軸的設計　　7.1高速軸設計計算　?。?）已知的轉速、功率和轉矩　　轉速n1=730r/min；功率P1=9.5kW；軸

55、傳遞的轉矩T1=124280.82N?mm　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力　　由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa　?。?）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑　　由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112

56、。　　由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%　　查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40　?。?）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖　　a.軸的結構分析　　為方便安裝和調整渦輪軸

57、。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結構，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序。　　b.確定各軸段的直徑和長度。　　第1段：d1=40mm，L1=110mm　　第2段：d2=45mm（軸肩），L2=42mm　　第3段：d3=48mm（與圓螺母連接螺紋），

58、L3=20mm　　第4段：d4=45mm（退刀槽），L4=3mm　　第5段：d5=50mm（與軸承內圈配合），L5=56mm　　第6段：d6=52mm（軸肩），L6=10mm　　第7段：d7=58mm（軸肩），L7=10mm　　第

59、8段：d8=42mm，L7=-21mm　　第9段：d9=60mm（蝸桿段），L7=65mm　　第10段：d10=42mm，L7=-21mm　　第11段：d11=58mm（軸肩），L7=10mm　　第12段：d12=52mm（軸肩），L7=10mm&

60、lt;p>　　第13段：d13=50mm（與軸承內圈配合），L7=31mm　　第14段：d14=45mm（退刀槽），L7=3mm　　第15段：d15=48mm（與圓螺母連接螺紋），L7=22mm　?。?）蝸桿的受力分析　　a.畫蝸桿的受力圖<

61、/b>　　如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖　　b.計算作用在蝸桿的力　　蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）　　蝸桿所受的徑向力（d2為渦輪的分度圓直徑）　　蝸桿所受的軸向力</

62、b>　　第一段軸中點到軸承中點距離La=140mm，軸承中點到蝸桿中點距離Lb=67.5mm，蝸桿中點到軸承中點距離Lc=55.5mm　　軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和

63、布置方式有關　　軸承A和軸承B在水平面內的支承反力為：　　軸承A在垂直面內的支承反力為：　　軸承B在垂直面內的支承反力為：　　軸承A的總支承反力為：　　軸承B的總支承反力為：　　e.畫彎矩

64、圖彎矩圖如圖所示：　　在水平面上，蝸桿受力點截面C處彎矩為：　　在垂直面上，蝸桿受力點截面C左側彎矩為：　　在垂直面上，蝸桿受力點截面C右側彎矩為：　　合成彎矩，蝸桿受力點截面C左側為　　合成彎矩，蝸桿受力點截面C右側為<

65、;/p>　　f.轉矩和扭矩圖　　g.校核軸的強度　　由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側為危險截面　　其抗彎截面系數(shù)為

66、;　　抗扭截面系數(shù)為　　最大彎曲應力為　　剪切應力為　　按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為　　查表得調質處

67、理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。　　7.2中間軸設計計算　?。?）已知的轉速、功率和轉矩　　轉速n2=42.34r/min；功率P2=7.52kW；軸傳遞的轉矩T2=1696173.83N?mm&l

68、t;p>　　（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力　　由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa　?。?）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑　　由于中速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。　　由于最小直徑軸段處均為

69、滾動軸承，故選標準直徑dmin=55mm　　（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖　　a.軸的結構分析　　由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒

70、輪2及兩個軸承。　　與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。　　b.確定各軸段的長度和直徑。　　第1段：d1=55mm（與軸承內徑配合），L1=43mm（由軸承寬度和齒輪與

71、箱體內壁距離確定）　　第2段：d2=60mm（與低速級小齒輪內孔配合），L2=73mm（比低速級小齒輪寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）　　第3段：d3=70mm（軸肩），L3=25mm　　第4段：d4=60mm（與渦輪內孔配合），L4=43mm（比渦輪寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）

72、;　　第5段：d5=55mm（與軸承內徑配合），L5=53mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內壁距離確定）　?。?）彎曲-扭轉組合強度校核　　a.畫中速軸的受力圖　　如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖　　b.計算作用在軸上的力</p&

73、gt;　　渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑）　　渦輪所受的徑向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）　　渦輪所受的軸向力　　齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）　　齒輪3所受的徑向力&l

74、t;/b>　　齒輪3所受的軸向力　　c.計算作用在軸上的支座反力　　軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=69.5mm，低速級小齒輪中點到渦輪中點距離Lb=85mm，渦輪中點到軸承中點距離Lc=64.5mm　　軸承A在水平面內支反

75、力　　軸承B在水平面內支反力　　軸承A在垂直面內支反力　　軸承B在垂直面內支反力　　軸承A的總支承反力為：　　軸承B的總支承反力為：　　a.繪制水平面彎矩圖<

76、p>　　截面A和截面B在水平面內彎矩　　截面C右側在水平面內彎矩　　截面C左側在水平面內彎矩　　截面D右側在水平面內彎矩　　截面D左側在水平面內彎矩　　e.繪制垂直面彎矩圖　　截面A

77、在垂直面內彎矩　　截面C在垂直面內彎矩　　截面D在垂直面內彎矩　　f.繪制合成彎矩圖　　截面A和截面B處合成彎矩　　截面C右側合成彎矩

78、　　截面C左側合成彎矩　　截面D右側合成彎矩　　截面D左側合成彎矩　　b.繪制扭矩圖<b&g

79、t;　　c.繪制當量彎矩圖　　截面A和截面B處當量彎矩　　截面C右側當量彎矩　　截面C左側當量彎矩　　截面D右側當量彎矩

80、;　　截面D左側當量彎矩　　d.校核軸的強度　　因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。　　其抗彎截面系數(shù)為&l

81、t;b>　　抗扭截面系數(shù)為　　最大彎曲應力為　　剪切應力為　　按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為

82、查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。　　7.3低速軸設計計算　?。?）已知的轉速、功率和轉矩　　轉速n3=9.8r/min；功率P3=7.3kW；軸傳遞的轉矩T3=7113775.51N?mm

83、　?。?）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力　　由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa　?。?）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑　　由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。　　由于最小軸段直徑

84、截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%　　查表可知標準軸孔直徑為70mm故取dmin=70　?。?）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖　　a.軸的結構分析　　低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸

85、的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=22×14mm(GB/T 1096-2003)，長L=56mm；定位軸肩直徑為75mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。　　b.確定各軸段的長度和直徑。　　第1段：d1=70mm（由標準內徑或聯(lián)軸器孔徑確定），L1=140mm

86、　　第2段：d2=75mm（軸肩），L2=57mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）　　第3段：d3=80mm（與軸承內徑配合），L3=48.5mm（由軸承和擋油環(huán)（定距環(huán)）寬度確定）　　第4段：d4=85mm（軸肩），L4=-2mm　　第5段：d5=95mm（軸肩），L5=10mm</p&

87、gt;　　第6段：d6=85mm（與大齒輪內孔配合），L6=70mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）　　第7段：d7=80mm（與軸承內徑配合），L7=48.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內壁距離確定）　　（5）彎曲-扭轉組合強度校核　　a.畫低速軸的受力圖<

88、/p>　　如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖　　b.計算作用在軸上的力　　齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）　　齒輪4所受的徑向力　　齒輪4所受的軸向力<

89、/b>　　c.計算作用在軸上的支座反力　　第一段軸中點到軸承中點距離La=70.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=78.5mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=162.5mm　　a.支反力　　軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH

90、和RBH　　軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV　　軸承A的總支承反力為：　　軸承B的總支承反力為：　　b.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：　　在水平面上，軸截面A處所受彎矩：　　在

91、水平面上，軸截面B處所受彎矩：　　在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：　　在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：　　在水平面上，軸截面D處所受彎矩：　　在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：　　在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：</p&g

92、t;　　在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：　　在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：　　c.繪制合成彎矩圖　　截面A處合成彎矩彎矩：　　截面B處合成彎矩：

93、;　　截面C左側合成彎矩：　　截面C右側合成彎矩：　　截面D處合成彎矩：　　d.繪制扭矩圖　　e.繪制當量彎矩圖

94、　　截面A處當量彎矩：　　截面B處當量彎矩：　　截面C左側當量彎矩：　　截面C右側當量彎矩：　　截面D處當量彎矩：&

95、lt;p>　　f.校核軸的強度　　因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。　　其抗彎截面系數(shù)為　　抗扭截面系數(shù)為<b

96、>　　最大彎曲應力為　　剪切應力為　　按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為　　查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σe<

97、[σ-1b]，所以強度滿足要求。　　第八部分滾動軸承壽命校核　　8.1高速軸上的軸承校核　　根據(jù)前面的計算，選用7210AC角接觸球軸承，內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm　　當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=

98、0.41Fr+0.87Fa　　軸承基本額定動載荷Cr=40.8kN，軸承采用正裝。　　要求壽命為Lh=108000h。　　由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：　　由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。<

99、p>　　查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0　　查表可知ft=1，fp=1　　取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。　　8.2中間軸上的軸承校核　　根據(jù)前面的計算，

100、選用7211AC角接觸球軸承，內徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm　　當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa　　軸承基本額定動載荷Cr=50.5kN，軸承采用正裝。　　要求壽命為Lh=108000h。<p

101、>　　由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：　　由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。　　查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0　　查表可知ft=1，fp=1　　取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式</p&g

102、t;　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。　　8.3低速軸上的軸承校核　　根據(jù)前面的計算，選用7216AC角接觸球軸承，內徑d=80mm，外徑D=140mm，寬度B=26mm　　當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa

103、;　　軸承基本額定動載荷Cr=85kN，軸承采用正裝。　　要求壽命為Lh=108000h。　　由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：　　由計算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。　　查表得X1=1，Y1=0，X2=1

104、，Y2=0　　查表可知ft=1，fp=1　　取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式　　由此可知該軸承的工作壽命足夠。　　第九部分鍵聯(lián)接設計計算　　9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核

105、　選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。　　鍵的工作長度 l=L-b=78mm　　聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。　　鍵連接工作面的擠壓應力　　9.2中間軸與低速

106、級小齒輪鍵連接校核　　選用A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。　　鍵的工作長度 l=L-b=38mm　　低速級小齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。　　鍵連接工作面的擠

107、壓應力　　9.3中間軸與渦輪鍵連接校核　　選用A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003）,鍵長32mm。　　鍵的工作長度 l=L-b=14mm　　渦輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。<

108、/p>　　鍵連接工作面的擠壓應力　　9.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核　　選用A型鍵，查表得b×h=22mm×14mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。　　鍵的工作長度 l=L-b=34mm　　低速級大齒輪

109、材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。　　鍵連接工作面的擠壓應力　　9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核　　選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長125mm。　　鍵的工作長度 l=L-b=

110、105mm　　聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。　　鍵連接工作面的擠壓應力　　第十部分聯(lián)軸器的選擇　　10.1高速軸上聯(lián)軸器　?。?）計算載荷</p

111、>　　由表查得載荷系數(shù)K=1.3　　計算轉矩Tc=K×T=161.57N?m　　選擇聯(lián)軸器的型號　?。?）選擇聯(lián)軸器的型號　　軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-20

112、02），公稱轉矩Tn=1250N?m，許用轉速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=48mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=40mm，軸孔長度L1=112mm。　　Tc=161.57N?m<Tn=1250N?m　　n=730r/min<[n]=4700r/min　　10.2

113、低速軸上聯(lián)軸器　?。?）計算載荷　　由表查得載荷系數(shù)K=1.3　　計算轉矩Tc=K×T=9247.91N?m　　選擇聯(lián)軸器的型號　　（2）選擇聯(lián)

114、軸器的型號　　軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX6彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉矩Tn=6300N?m，許用轉速[n]=2720r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=70mm，軸孔長度L1=142mm。從動端孔直徑d=65mm，軸孔長度L1=142mm。　　Tc=9247.91N?m<Tn=6300N?m&

115、lt;p>　　n=9.8r/min<[n]=2720r/min　　第十一部分減速器的密封與潤滑　　11.1減速器的密封　　為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合

116、面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。　　11.2齒輪的潤滑　　閉式齒輪傳動，

117、根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);

118、，牌號為L-AN10。　　11.3軸承的潤滑　　滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開，且軸承與箱體內壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內壁

119、距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。　　第十二部分減速器的各部位附屬零件的設計　　減速器的各部位附屬零件的設計：　　(1)窺視孔蓋與窺視孔：　　在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處

120、要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內。　　(2)放油螺塞　　放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。　　(3)油標&l

121、t;/b>　　油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。　　(4)通氣器　　減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向

122、外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成。　　(5)啟蓋螺釘　　為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺

123、釘直徑與凸緣連接螺栓相同。　　在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整.　　(6)定位銷　　為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如

124、機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置。　　(7)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤　　為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。　　(8)調整墊片　　用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用。</p

125、>　　(9)密封裝置　　在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內。　　第十三部分減速器箱體主要結構尺寸　　箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件

126、。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結構尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設計減速器的具體結構尺寸如下表：　　第十四部分設計小結　　這次關于二級渦桿-斜齒圓柱減速器的課程設計，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。通過設計實踐，使我對

127、機械設計有了更多的了解和認識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。　　在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力。　　由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計

128、出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。　　第十五部分參考文獻　　[1] 濮良貴、紀名剛主編. 機械設計. 北京：高等教育出版社，2006.5　　[2] 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機械工業(yè)出版社，2004　　[3] 鄭文緯

129、、吳克堅主編. 機械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7　　[4] 陳立德主編.機械設計課程設計指導書　　[5] 龔桂義主編.機械設計課程設計圖冊（第三版）　　[6] 陳鐵鳴主編.新比恩機械設計課程設計圖冊　　[7] 邱宣懷主編.機械設計（第四版）.北京：機

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