兩級圓柱齒輪減速器設計

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1、兩級圓柱齒輪減速器設計 摘 要本文簡要的闡述了課題研究的背景、意義，并對減速器的各種布局進行分析和比較，在此基礎上提出了本論文設計的主要內容。參考二級圓柱齒輪減速器設計有關資料，運用機械設計和機械原理的相關知識，提出滿足本課題要求二級圓柱齒輪減速器的設計方案。根據(jù)此方案，進行了本課題傳動系統(tǒng)各部件的詳細計算，以及箱體結構的簡單設計。最后根據(jù)設計說明書繪制了主要元件的工作圖和整體裝配圖。在各圖紙上詳細標注設計要求。關鍵詞：二級斜齒圓柱;減速器;設計目 錄 1設計任務.12設計要求.13設計步驟.1 3.1 課題設計方案.1 3.2 電動機的選擇.2 3.3傳動裝置的總傳動比及其分配. .4 3.

2、4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4 3.5 齒輪零件的設計計算.5 3.5.1 高速級齒輪設計.5 3.5.2 低速級齒輪設計.10 3.6軸的設計.14 3.6.1高速軸的設計.15 3.6.2中速軸的設計.18 3.6.3低速軸的設計.22 3.7 鍵的效核.27 3.7.1高速軸上鍵的效核.27 3.7.2中速軸上鍵的效核.28 3.7.3低速軸上鍵的效核.28 3.8 軸承壽命的驗算.29 3.8.1高速軸上軸承的壽命校核.29 3.8.2中速軸上軸承的壽命校核.30 3.8.3低速軸上軸承的壽命校核.32 3.9 潤滑與密封.33 3.9.1 潤滑.33 3.9.2 密封.33 設

3、計小結.34參考文獻.35 致謝.361設計任務設計課題：設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器。運輸及連續(xù)單向運轉，載荷變化不大，空載啟動，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失），減速器小批量生產，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%，車間有三相交流電，電壓380/220V。（1）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2200N;帶速v=0.9m/s；滾筒直徑D=300mm。2設計要求1.查閱文獻資料不少于10篇，提交外文翻譯一篇（不少于15000個印刷符號）。2.編寫設計說明書一份（不少于1

4、0000字）。3.利用CAD軟件繪制減速器裝配圖1張（A0），繪制零件工作圖兩張（A2)。 3設計步驟傳動裝置總體設計方案： 1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機速度，傳動功率大，將V帶設置在高速級。其傳動方案如下：3.1 課程設計方案 (1)傳動裝置簡圖 帶式運輸機的傳動裝置如如圖1所示 圖1 帶式運輸機的傳動裝置 (2)原始數(shù)據(jù)帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示 表1 帶式運輸機傳動裝置的原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F/N帶速v/（m/s）滾筒直徑D/mm22000.9 300

5、(3)工作條件 兩班制，使用年限5年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.環(huán)境最高溫度35oC傳動方案： 圖2 傳動方案3.2 電動機的選擇按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。(1)選擇電動機容量 電動機所需工作功率由式 kw根據(jù)帶式運輸機工作的類型，可取工作機效率 0.96傳動裝置的總效率 查參考文獻表12-7知機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對） 開式齒輪傳動效率，代入得所需電動機功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，由參考文獻表12-7所示Y型三相異步電動機的技術參數(shù)，選電

6、動機的額定功率為3kw。 (2)確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為由參考文獻1表2-2可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為1020，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有750和1000兩種方案進行比較。由參考文獻1表13-1查得電動機數(shù)據(jù)列于表1中表2 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比方案電動機型 號額定功率電動機轉速n/()同 步轉 速滿 載轉 速1Y132S-6310009602Y132M-83750710表2中，方案2的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，結構不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格以及總傳動比

7、，選用方案1較好，即選定電動機型號為Y132S-6。3.3 傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比： 根據(jù)電動機滿載轉速及工作機轉速，可得傳動裝置所要求的總傳動比為合理分配各級傳動比： 對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪的材料的材質相同，齒寬系數(shù)相同時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近（即兩個大齒輪分度園直徑接近），且低速級大齒直徑略大，傳動比可按下式分配，即式中：高速級傳動比 減速器傳動比 又因為圓柱齒輪傳動比的單級傳動比常用值為35，所以選,。3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 (1)各軸轉速 (2)各軸輸入功率卷筒軸 (3)各軸輸入轉矩卷筒軸表3 運動和

8、動力參數(shù)軸號功率P/kw轉矩T/(N.m)轉 速n/(r/min)傳動比i效率電動機軸329.8496010.99高速軸2.9729.559604.670.96中速軸2.85132.4205.573.590.96低速軸2.54423.6357.2610.98工作機軸2.49415.2957.263.5 齒輪零件的設計計算 3.5.1 高速級齒輪的設計設計參數(shù)： 兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設計第一傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。 1.選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) (1)運輸機為一般工作機器，轉速不高，故選用8級精度（GB10095-88） (2)材料及熱處理：選擇小齒輪材料為

9、45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。(3)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 (4)選取螺旋角。初選螺旋角=14 2.按按齒面接觸強度設計按參考文獻2式13-16計算，即 (1)確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻2表13-8選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 3）由參考文獻2表13-8選取齒寬系數(shù)d=0.9 4）由參考文獻2公式知5）小齒輪轉距29.55N.mm6）由由參考文2表1.-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限按齒面硬度查得小齒輪的接觸

10、疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 8）計算應力循環(huán)次數(shù) 9）由參考文獻2圖13-8查得接觸疲勞壽命系； 10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)=1，由參考文獻2式13-3得(2)計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù) 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻213-5選取使用系數(shù)取根據(jù)，8級精度，由參考文獻2圖13-13查得動載系數(shù)；由圖13-15查的；由參考文獻2圖13-14查得故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的模數(shù)取1.5mm 3.按齒根彎曲強度設計 由參考文獻2式（10-17） (1)確定

11、計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù)2)根據(jù)縱向重合度，從參考文獻2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.88 3）計算當量齒數(shù) 4）查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 5)查取應力校正系數(shù)由參考文獻2表10-5查得； 6)由參考文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7)由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻2式（10-12）得 9)計算大，小齒輪的 ，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法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎

12、曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=40.25mm來計算應有的齒數(shù)。于是由取=26，則，取=103。 4.幾何尺寸計算 (1)計算中心距將中心矩圓整為100mm。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度mm圓整后??；。 3.5.2 低速級齒輪的設計 設計參數(shù)： 1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。 (2)運輸機為一般工作機器，轉速不高，故選用7級精度（GB10095-88）(3)材料及熱處理：選擇參考文獻2表10-1小齒

13、輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 (4)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 2.按齒面接觸強度設計按參考文獻2式（10-9a）進行試算，即f (1)確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 3）小齒輪傳遞的轉距 4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 6)由參考文獻2式（10-19）計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8)計算

14、接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻2式（10-12）得 (2)計算 1)試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2)計算圓周速度 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻2表10-2選取使用系數(shù)?。?根據(jù)，7級精度，由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻2圖10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由，查參考文獻2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a）得 7)計算模數(shù) 3.按齒根彎曲強度設計 由參考文獻2式（10-5）

15、(1)計算公式內的各計算數(shù)值 1)由參考文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限； 2)由參考文獻2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由參考文獻2式（10-12）得 4)計算載荷系數(shù) 5)查取齒型系數(shù)由參考文獻2表10-5查得；。 6)查取應力校正系數(shù)由文獻2表10-5查得；。 7)計算大，小齒輪的 ，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法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決

16、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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標準值，并按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù)取=26，則，取=74。 4.幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (2)計算中心距 (3)計算齒輪寬度mm則??；。小結： 表4 小結項目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速級齒輪140.20261.55040Gr左旋齒輪2159.281034545鋼右旋低速級齒輪365262.57040Gr齒輪4185746545鋼3.6 軸的設計 齒輪機構的參數(shù)列于下表： 表5 齒輪機構的參數(shù)級別高速級低速級26103267

17、4 1.51.5464/mm2.52.50 1齒寬/mm； 3.6.1 高速軸的設計 已知參數(shù)： ， 1.求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結構圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2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)參考文獻2表15-3，取，于是得 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉距 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉距變化很小，故取，則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查參考文

18、獻1標準GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。(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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。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-段長度應比略短一些，現(xiàn)取。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸

19、承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。 3)由于齒根圓到鍵槽底部的矩離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。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)軸器右端面間的矩離,故取。5)已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。 6)取齒輪矩箱體內壁之矩離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離

20、為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應矩箱體內壁一段矩離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm，低速級大齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則 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 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。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)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑

21、見圖3。 4.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4）。圖4 高速軸彎矩圖 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。 表6 截面c處的，的值載荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩扭矩T5.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（1

22、5-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。 3.6.2 中速軸的設計 已知參數(shù)：， 1.求作用在齒輪上的力 因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為， 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結構圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2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)參考文獻2表15-3，取，于是得 3.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 (2)根據(jù)軸向定位的要求

23、確定軸的各段直徑和長度。 1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。 2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，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70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。 3)取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段

24、應略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4)取小齒輪距箱體內壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度T=18.25mm。則 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 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑

25、刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。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.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表7 截面B和C處的的值載荷水平面H垂直面V

26、支反力FN，彎矩M總彎矩扭矩T 5.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。 3.6.3 低速軸的設計 已知參數(shù)： ，1.求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結構圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2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)參考文獻2表15-3，取，于

27、是得 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 ，查參考文獻2表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查參考文獻1標準GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖7 (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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，右

28、端用軸端擋圈定位，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-段長度應比略短一些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，故取。 3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)

29、處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4h，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。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)軸器右端面間的矩離,故取。 5）取齒輪矩箱體內壁之矩離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應矩箱體內壁一段矩離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。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)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長

30、為50mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取B值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻1中查得B=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨矩。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。圖8 低速軸的彎矩圖從軸的結構圖以及

31、彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表8 截面c處的的值載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎矩M總彎矩扭矩T 5.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。3.7鍵的校核 3.7.1 高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=

32、5mm，鍵長L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。 3.7.2中速軸上鍵的校核 (1）中速軸上小齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=1

33、10Mpa。鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。 (2）中速軸上大齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。 3.7.3

34、低速軸上鍵的校核 (1）低速軸上外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長L=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。 （2）低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長L=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為

35、45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻2式（6-1）可得 3.8 軸承壽命的驗算 3.8.1 高速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷C=32200N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1

36、.6，因此可算得按參考文獻2中式（13-11）得 (3)求軸承當量載荷 查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 (4)校核軸承壽命 由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.2 中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷C=54200N。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計算軸向力對于圓錐

37、滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力， 其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1.6，因此可算得按參考文獻2中式（13-11）得 (3)求軸承當量載荷 查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.3 低速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。 查參考文獻1可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=52800N。

38、 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求軸承當量載荷 由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻2式（13-9a）得，當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則 (3)校核軸承壽命 由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。3.9潤滑與密封 3.9.1 潤滑 查參考文獻1，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。 3.9.2 密封 防止外界的灰塵

39、、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查參考文獻3表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。設計小結 由于時間緊迫，所以整個設計做得比較匆忙，難免有個疏漏之處。通過這次的實踐，自己不僅鞏固了所學的知識，而且在設計過程中，學會了如何快速正確地畫圖、查手冊等等，為以后的學習工作提供了很好的經驗。我相信，在以后的設計中，會避免走很多彎路，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 參考文獻1金清肅.機械設計課程設計（第一版）M.武漢：華中科技大學出版社，2007.102濮良貴,紀名剛.機械設計(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.53吳宗澤.機械

40、設計使用手冊（第二版）.北京：化學工業(yè)出版社，2003.104吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊(第三版).北京:高等教育出版社,2006.55楊可枕，程光藴.機械設計基礎（第五版）.高等教育出版社，2006.56陳立德主編.機械設計基礎課程設計（第二版）.高等教育出版社，2004.77陳鐵鳴. 機械設計課程設計圖冊.高等教育出版社，2009.78宋志良，黃國兵，陳虎.機械制圖.北京理工大學出版社，2009.99孫恒，陳作模，葛文杰.機械原理.高等教育出版社，2006.910吳建華.材料力學.重慶大學出版社,2002 致謝 感謝導師劉衛(wèi)旗工程師的關心、指導和教誨。劉衛(wèi)旗工程師追求真理、獻身科學、嚴以律己、寬己待人的崇高品質對學生將是永遠的鞭策。 學生在做畢業(yè)設計期間的工作自始至終都是在劉衛(wèi)旗工程師全面具體的指導下進行的。劉衛(wèi)旗工程師淵源的學識、敏銳的思維、民主而嚴謹?shù)淖黠L，使學生受益頗淺，終身難忘。 同時也感謝所有關心、支持和幫助過我的各級領導、老師、同學、同事和朋友。由于本人水平有限、時間的倉促，論文難免有不足和錯誤之處，懇請各位專家、教授批評、指正，在此表示幫助。