單級圓柱齒輪傳動機構設計【F=4050，V=1.3，D=290】【3張CAD圖紙+說明書】

單級圓柱齒輪傳動機構設計【F=4050,V=1.3,D=290】23頁 5600字數+論文說明書+任務書+3張CAD圖紙【詳情如下】任務書.doc單級圓柱齒輪傳動機構裝配圖.dwg單級圓柱齒輪傳動機構設計說明書【F=4050,V=1.3,D=290】.doc軸.dwg齒輪.dwg單級圓柱齒輪傳動機構設計說明書一、傳動方案擬定. . .2二、原始數據.21三、確定電動機的型號. .2四、確定傳動裝置得總傳動比及分配. .3五、傳動零件設計計算. .41、V帶. .42、齒輪.63、減速箱箱體. .114、軸及滾動軸承設計計算. .12六、鍵聯接得選擇和強度校核. . .16七、滾動軸承設計選擇和計算. . .18八、減速器密封和潤滑的設計. . 20九、聯軸器的設計計算. 22十、參考文獻. 23單級圓柱齒輪傳動機構設計一、帶式運輸機傳動圖如下： 二、原始數據1輸送帶工作拉力：F=4050N ； 2輸送帶工作速度：V=1.3m/s ； 3滾筒直徑：D=290mm ；4滾筒效率： （不包含軸承）；5采用斜齒圓柱齒輪傳動；6允許輸送帶速度誤差為5%；7工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷性質為輕微沖擊；8使用折舊期10年；9動力來源：電力，三相交流，電壓380V；10制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。三、確定電動機的型號(1)選擇電動機類型： 選用Y系列三相異步電動機(2)選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率： 預期壽命足夠此軸承合格八、密封和潤滑的設計1密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.350.7m3。（2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯軸器的設計（1）類型選擇    由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯軸器。   （2）載荷計算計算轉矩TC=KAT=1.3565.42=735.05N?m，其中KA為工況系數，由設計基礎表14-1得KA=1.3（3）型號選擇根據TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 50142003，選用LX2型彈性柱銷聯，其額定轉矩T=1250Nm, 許用轉速n=6300r/min ,故符合要求。參考資料：1.王大康主編.機械設計綜合課程設計.北京：機械工業(yè)出版社,20032. 姚家娣、李明、黃興元主編.機械設計指導.南昌：江西高校出版社，20013. 任嘉卉、李建平主編.機械設計課程設計.北京：北京航空航天大學出版社，20014. 濮良貴、紀名剛主編.機械設計.北京：高等教育出版社，20015. 孫桓、陳作模主編.機械原理.北京：高等教育出版社，20006. 饒振綱編著.行星齒輪傳動設計.北京：化學工業(yè)出版社，20037. 成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，20048.陳立德主編.機械設計基礎課程設計指導書（第三版）:高等教育出版社，20079.陳立德主編.機械設計基礎（第三版）:高等教育出版社，2007 10.劉 力主編.機械制圖（第二版）：高等教育出版社，2004 2011年機械設計基礎課程設計任務書 一、題目 ： 單級圓柱齒輪傳動機構設計 二、內容 ：（設計步驟參考文獻 1第 17章實例） （ 1）確定齒輪機構傳動方案（參考 1第 2、第 17章）； 根據所給數據，確定單級圓柱齒輪機構各軸的輸入功率、轉速和轉矩（參考 1中 選擇電動機的額定功率（ W）和同步轉速（ r/ （ 2）高速齒輪軸（第一軸）設計 參考 1中 162 頁進行高速軸的結構設計、參考教材中“圓柱齒輪強度設計”的內容，對小齒輪進行設計與校核（齒輪模數選用 2教材第 75頁表 7 一系列中的數值）、進行鍵的選擇與校核、按 2第 16章 204“對于既傳遞轉矩又承受彎矩的軸”設計方法核公式，對該軸進行強度校核； （ 3）第二軸大齒輪設計 計算確定大齒輪的參數并校核（選擇硬齒面齒輪的材料和熱處理方式）、計算大齒輪的幾何尺寸，選擇大齒輪的結構（參考 2第 7章）。 （ 4）軸承選型設計 參考 2第 18章例 18擇并校核一軸和二軸的軸承型號。 （ 5） 制圖 ：繪制單級圓柱齒輪傳動機構高速齒輪軸圖 1 份（ 第二軸大齒輪圖 1份（ 參考 1的附圖 2和有關的設計 資料 。 要求： 圖紙表達清楚規(guī)范 ，標注尺寸完整，注有主要的公差或極限尺寸；圖紙具有邊框、標題欄、技術要求；計算機制圖均可 。 （ 6） 編寫 設計說明書 1 份，參考 1 、第 17 章； 要求： 結構規(guī)范、層次清楚、圖文并茂。 計算機打字都可以。 （ 7） 注：不設計箱體 （ 8）課程設計為單獨評分，是必修的學分。 三、時間 ： 2011年 5月 1日 0日。 四、參考書 ： 1 朱文堅、黃平機械設計課程設計第二版，華南理工大學出版社， 2004年 2 黃平、朱文堅 . 機械設計基礎，華南理工大學出版社， 2003年 五、設計數據 （每人 1組） 序號 主軸帶輪拉力 F(N) 帶速度 V(m/s) 帶輪直徑 (齒輪傳動比 i 17 4050 90 4.3 1 單級圓柱齒輪傳動機構設計說明書 一、傳動方案擬定 . . . 、原始數據 . . .、確定電動機的型號 . . . . 、確定傳動裝置得總傳動比及分配 . 、傳動零件設計計算 . . 、 V 帶 . 、齒輪 、減速箱箱體 . . .、軸及滾動軸承設計計算 . .、鍵聯接得選擇和強度校核 . . . 、 滾動軸承設計 選擇和計算 . . . 、減速器 密封和潤滑的設計 . . 20 九、聯軸器的設計計算 . . 22 十、參考文獻 . . 23 2 單級圓柱齒輪傳動機構設計 一、帶式運輸機傳動圖如下： 二、原始數據 1輸送帶工作拉力： F=4050N ； 2輸送帶工作速度： V=s ； 3滾筒直徑： D=290 3 4滾筒效率： （不包含軸承）； 5采用斜齒圓柱齒輪傳動； 6允許輸送帶速度誤差為 5%； 7工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷性質為輕微沖擊； 8使用折舊期 10 年； 9動力來源：電力，三相交流，電壓 380V； 10制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 三、確定電動機的型號 (1) 選擇電動機類型： 選用 Y 系列三相異步電動機 (2) 選擇電動機功率 運輸機主軸上所需要的功率： P=000=4050 000=動裝置的總效率： 21 2 3 4 5 6 1，2，3，4，5，6分別是： V 帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為 7），滾動軸承（圓錐滾子軸承一對），聯軸器（彈性聯軸器），滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查課程設計表 2 取：1 2 3 4 5 60 . 9 6 , 0 . 9 9 , 0 . 9 8 , 0 . 9 9 , 0 . 9 9 , 0 . 9 6 所以： 20 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 5 8 8 電動機所需功率： =1 式中 ，取載荷系數 K 1 （ 3）選擇電動機的轉速 滾筒的轉速： n 筒 =60 1000V/ D=60 1000 290r/4 電動機的合理同步轉速： 取 V 帶傳動比范圍 (表 2i 2 4；單級齒輪減速器傳動比2i 3 624。故電動機轉速的可選范圍為n=（ 624） 2055r/合這一范圍的同步轉速有 1000 和 1500r/ 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導書 第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選 n=1500r/確定電動機型號： 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 查表 16 電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合） 電動機型號 額 定 功 率(同 步 轉 速(r/滿載轉速 r/堵載轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 1500 1440 、確定傳動裝置總傳動比及分配 傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=1440/配各級傳動比 初取齒輪 i= i =i i總 齒 帶 齒總帶 1）計算各軸的輸入功率 電動機軸： P=（減速器高速軸 （減速器低速軸） P =齒輪 = 2） 計算各軸得轉速 電動機軸 440 r/5 軸 I I n i = 1 4 4 0 3 . 9 = 3 6 9 . 2 3 r / m i n帶軸 = 3）計算各軸得轉矩 電動機軸 550 Pd/550 440 = m 軸 1113 . 8 49 5 5 0 9 5 5 0 9 9 . 3 8369 軸 2223 . 7 3 9 5 5 0 9 5 5 0 5 6 5 . 4 263 上述數據制表如下： 參數 軸名 輸入功率 （ 轉速 （ / 輸入轉矩 （ ） 傳動比 i 效率 電動機軸 440 （減速器高速軸） 69 （減速器低速軸） 3 、傳動零件得設計計算 1. 普通 V 帶傳動得設計計算 確定計算功率1 . 2 4 4 . 8C a A P k W ，式中工作情況系數取6 根據計算功率機械設計基礎圖 10擇 帶。 確定帶輪的基準直徑12,00dd 大帶輪的直徑2 1 1 3 . 9 1 0 0 3 9 0i d m m 根據國標： 取大帶輪的直徑2 4 0 0dd 驗證帶速 11 3 . 1 4 1 0 0 1 4 4 0 7 . 5 3 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ,在 5 / 2 5 /m s m 帶的速度合適。 確定 1 2 0 1 21 22 d d d dd d a d d ，取0 400a 帶的基準長度： 0 22210 1 204 0 0 1 0 02 2 4 0 0 5 0 0 1 6 4 1 . 2 52 4 2 4 4 0 0d a d d m 查機械設計基礎表 10取帶的基準直徑長度 1 6 0 0dL m m實際中心距：00 4 1 . 2 55 0 0 4 7 9 . 3 7 522a m m 驗算主動輪的最小包角 211 1 8 0 5 7 . 3 1 4 4 . 1 9 0 故主動輪上的包角合適。 計算 V 帶的根數 z 00 P K K 由1 1 4 4 0 / m 1 100dd 查 機械設計基礎表 100 1 . 3 2P ，由 3 . 9i ，查表 100 0 . 1 7P， 查表 10 ，查表 10 4 . 8 3 . 71 . 3 2 0 . 1 7 0 . 8 8 0 . 9 9z ， 取 4z 根。 計算 20 500 2 . 5 1q vz v K 查 機械設計基礎 表 10 q kg m 得 205 0 0 4 . 8 2 . 5 1 0 . 1 7 . 5 4 1 5 2 . 1 84 7 . 5 4 0 . 8 8 計算作用在軸上的載荷10 1 4 4 . 12 s i n 2 4 1 5 2 . 1 8 s i n 1 1 5 8 . 1 822pF z F N 帶輪的結構設計 （單位） 輪 尺寸 小帶輪 大帶輪 槽型 A A 基準寬度1 間距 e 15 5 邊距 輪緣厚 6 外徑 1 0 5 . 5a d ad d h 2 2 4 0 5 . 5a d ad d h 內徑 30 帶輪寬度3 3 6 3B f e 3 2 3 6 3B f e 帶輪結構 實心式 輪輻式 V 帶輪采用鑄鐵 造， 其允許的最大圓周速度為 25m/s. 8 （ 1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為 45 號鋼，調質，1 230（考慮到齒輪使用壽命較長 (大齒輪材料取為： 質，2 240 選取齒輪為 7 級的精度（ 0095 1998） 初選螺旋角 14 選小齒輪的齒數1 17z ；大齒輪的齒數 4 （ 2）按齒面接觸疲勞強度設計 2 1 選初選載荷系數 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 5 541119 5 . 5 9 5 . 5 3 . 8 4 9 . 9 3 8 0 10 n 3 選取齒寬系數 d=1 4 有表 10 6 查得材料的彈性影響系數 12E = 1 8 9 . 8 M p 圖 10 30 選取區(qū)域系數H= 5 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H = 6 0 0 M P a：大齒輪的接觸疲勞強度極限H 5 5 0 M P a6 計算應力循環(huán)次數 91 6 0 j = 6 0 3 6 9 1 2 8 3 0 0 1 0 ) = 1 . 0 6 2 7 2N 1 0 （ 812 1 . 8 0 15 . 9N 1 0N 7 接觸疲勞壽命系數120 . 9 0 ; 0 . 9 5H N H 9 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 S= 1 11 540 i m M P K 2 22 5 2 2 . 5 i m M P K 12 5 3 1 . 2 52 P a 9 計算小齒輪分度圓直徑 查表的120 . 7 8 , 0 . 8 712 1 . 6 5 2 =0 計算圓周速度 11 3 . 1 4 5 5 . 4 3 3 6 9 1 . 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 11 計算齒寬 b 及模數 5 5 . 4 3 5 5 . 4 3tb d m 11c o s 5 5 . 4 3 c o s 3 . 1 617 14m m m 2 . 5 5 2 . 5 5 3 . 1 6 7 . 1 1m m m 5 5 . 4 37 . 8 07 . 1 112 計算重合度b10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 1 7 t a n 1 4 1 . 3 4 8b d z 13 計算載荷系數 k 已 知使用系數 1，根據 v=s， 7 級精度，查得動載系數K=K=1 . 2。 10 1 1 . 0 7 1 . 4 2 1 . 2 1 . 8 2A V H K K K 14 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 3311 1 . 8 25 5 . 4 3 5 8 . 2 81 . 6m m m 15 計算模數o s 5 8 . 2 8 c o s 1 4 3 . 3 317n m m m z （ 3）按齒根彎曲強度設計 213 212 F a S O 1 確定公式內的各計算數值 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500 P a ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限2 380 P a ；彎曲疲勞壽命系數120 . 8 1 , 0 . 8 8F N F 2 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S= 1 110 . 8 1 5 0 0 2 8 9 . 2 91 . 4E M P a M P K 2 220 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4 P a M P 3 計算載荷系數 1 1 . 0 7 1 . 2 1 . 3 2 1 . 6 9A V H F K K K 4 根據縱向重合度b=得螺旋角影響系數 5 計算當量齒數 123 3 3 312 1 8 1 0 11 8 . 6 1 , 1 1 0 . 5 6c o s c o s 1 4 c o s c o s 1 4 11 6 查取齒形系數 122 . 8 7 2 , 2 . 1 8 2F a F 7 查取應力校正系數 121 . 5 3 6 , 1 . 7 9 2S a S 8 計算大、小齒輪的并加以比較 1112 . 8 7 2 1 . 5 3 6 0 . 0 1 5 2 52 8 9 . 2 9F a S 2222 . 1 8 2 1 . 7 9 2 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6F a S 大齒輪的數值大 9 設計計算： 423 22 1 . 6 9 9 . 9 3 8 1 0 0 . 8 8 ( c o s 1 4 ) 0 . 0 1 6 3 7 2 . 1 31 1 7 1 . 6 5 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑1d=計算應有的齒數。于是由 11c o s 5 8 . 2 8 c o s 1 4 2 2 . 6 22 . 5m 取1 =23Z，則 9 （ 4）幾何尺寸計算 1 計算中心距 1 2 n( ) m ( 2 3 1 3 6 ) 2 . 5= m m = 2 0 4 . 8 3 m m2 c o s 2 c o s 1 4 圓整后后中心距為 205 按圓整后的中心距修正螺旋角 12 1 2 z m 2 3 + 1 3 6 2 a r c c o s = a r c c o s = 1 4 1 0 4 8 2 a 2 2 0 5 （ ）因 改變不多，故參數、 k、 3 計算大、小齒輪的分度圓直徑 1n1 3 2 . 5d = = m m = 5 9 . 3 m mc o s c o s 1 4 1 0 4 8 2n2 3 6 2 . 5d = = m m = 3 5 0 . 9 m mc o s c o s 1 4 1 0 4 8 4 計算齒輪寬度 d =59.3整后取21B = 6 0 m m B = 6 5 m m， 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下： (詳細見零件圖 ) 名稱 代號 計 算公式 結果 小齒輪 大齒輪 中心距 a 12 2 c o z 205動比 i 12zi z 面模數 面模數 面壓力角 n略 20 13 螺旋角 一般為 8 20 14 1048 全齒高 h h h數 Z 略 23 99 分度圓直徑 d 查表 755頂圓直徑 根圓直徑 表 7輪寬 b 查表 750旋角方向 查表 7旋 右旋 3、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計： 查機械設計課程設計手 冊表 11結果列于下表： 名稱 符號 尺寸大小 結果 (機座壁厚 一級 8a 二級 8a 8 機蓋壁厚 1 一級 8a 二級 8a 8 機座凸圓厚度 b 12 機蓋凸圓厚度 1b 12 機座底凸圓厚度 2b 20 地腳螺釘直徑 2 20 地腳螺釘數目 n 2 5 0 42 5 0 5 0 0 6500時 ，時 ，時 ， 84 軸承旁聯接螺栓直徑 1d 15 機蓋與機座聯接螺栓直徑 2d ( 10 聯接螺栓 2d 的間距 l 150200 150 軸承端蓋螺 釘直徑 3d ( 0.5)10 14 窺視孔蓋螺釘直徑 4d ( 0.4)8 定位銷直徑 d 2( 0.8)d 8 f 1 2d d d、 、 至外箱壁距離 1C 略 至凸緣邊緣距離 2C 略 軸承旁凸臺半徑 1R 2C 凸臺高度 h 略 外箱壁至軸承座端面距離 1l 12( 5 1 0 ) 鑄造過度尺寸 略 大齒輪頂圓與內箱壁間距 1 10 齒輪端面與內箱壁距離 2 10 箱蓋、箱座肋厚 1 110 . 8 5 ; 0 . 8 5 承端蓋外徑 2D 3(5 5 承 外 徑 ）（ ）軸承旁聯接螺栓距離 s 2 般 取 4、軸的設計計算 1、輸入軸的設計 求作用在齒輪上的力： P 3 . 8 4T = 9 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 9 9 3 8 2n 3 6 9 N m m N m m 因已知小齒輪的分度圓直徑為： 1d =而t 12 T 2 9 9 3 8 2F = 3 3 5 2d 5 9 . 3 15 rt t a n t a n 2 0F = F 3 3 5 2 1 2 5 8c o s c o s 1 4 1 0 4 8 n F t a n = 3 3 5 2 t a n 1 4 1 0 4 8 N = 8 4 7 N (1)按扭轉強度估算軸的最小直徑 選用 45 號鋼 調質，硬度 217255的輸入功率為 3 W，轉速為 369r/ A=112，于是得： (2)確定軸各段直徑和長度 1 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取 30帶輪的寬度 ( 1 ) 2 ( 4 1 ) 1 5 2 9 6 3B Z e f m m 。則第一段長度取1 65L 2 右起第二段直徑取 38據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30取第二段的長度 0 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸 向力為零，選用 6208 型軸承，其尺寸為 d D B=40 80 18，那么該段的直徑為 40度為 8 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 48度取 1016 5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 度圓直徑為 輪的寬度為 65，此段的直徑為 44度為 3 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 8度取 10 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 40度 8 （ 3）求齒輪上作用力的大小、方向 1 小齒輪分度圓直徑： 作用在齒輪上的轉矩為： 99382N 求圓周力： Ft t 12 T 2 9 9 3 8 2F = 3 3 5 2d 5 9 . 3 4求徑向力 Fr rt t a n t a n 2 0F = F 3 3 5 2 1 2 5 8c o s c o s 1 4 1 0 4 8 n （ 4）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： / 2 3 3 5 2 / 2 1 6 7 6A B F N N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 / 2 1 2 5 8 / 2 6 2 9A B F N N （ 5）畫彎矩圖 第四段剖面 C 處的彎矩： 面的彎矩： 6 2 1 6 7 6 6 2 / 1 0 0 0 1 0 3 . 9 1 2 N m N m 面的彎矩： 12 6 2 6 2 9 6 2 / 1 0 0 0 3 8 . 9 9 8c c R N m N m 彎矩： 2 2 2 21 2 1( ) 1 0 3 . 9 1 2 3 8 . 9 9 8 1 1 0 . 9 9C C C M M N m （ 7）畫轉矩圖： T= =m （ 8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)， =得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： 17 2 2 2 222 ( ) 1 1 0 . 9 9 ( 9 9 . 3 9 0 . 6 ) 1 2 6e C T N m （ 9）判斷危險截面并驗算強度 1 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知2 126 m 由設計基礎表 13 : =60 則： 22 343/ / ( 0 . 1 )1 2 6 1 0 0 0 / ( 0 . 1 4 8 ) 1 1 . 3 9 1e e C e M a 2 右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑 較小，故該面也為危險截面： 2 5 9 . 6 3 N m （ ） 313/ / ( 0 . 1 )5 9 . 6 3 1 0 0 0 / ( 0 . 1 3 0 ) 2 2 . 0 9 1e D M a 所以確定的尺寸是安全的 . 2、 輸出軸的設計計算 （ 1）按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45 號鋼 調質，硬度 217255的輸入功率為速為3 r/設計基礎 13，并查表 13 0 110A d330 3 . 7 31 1 0 4 2 . 8 763m (2)確定軸各段直徑和長度 1 從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加 18 5%，取 45據計算轉矩2C a A 3 . 7 3T = K T = 1 . 3 9 5 5 0 N = 7 3 5 . 0 4 7 N m ，查標準 5014 2003，選用 彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為L=84段長 2 右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 52據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軸器左端面的距離為 30取該段長為 4 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6211 型軸承，其尺寸為 d D B=55 100 21，那么該段的直徑為 55度為 6 4 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 第四段的直徑取 60輪寬為 b=60了保證定位的可靠性，取軸段長度為 8右 起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸肩，取軸肩的直徑為 66長度為 0 右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為 1度為 7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 55度13)求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑：2d= 作用在齒輪上的轉矩為： 105N 求圓周力： t=2T2/ 105/求徑向力 r=0 48 N= 4）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： / 2 3 2 2 0 . 2 9 / 2 1 6 1 0 . 1 5A B F N N 19 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 / 2 8 1 3 . 6 6 / 2 4 0 6 . 8 3A B F N N （ 5）畫彎矩圖 右起第四段剖面 C 處的彎矩： 水平面的彎矩： 6 2 / 1 0 0 0 9 9 . 8 3 N m 垂直面的彎矩： 12 6 2 / 1 0 0 0 2 5 . 2 2C C R N m 合成彎矩： 2 2 2 21 2 1 9 9 . 8 3 2 5 . 2 2 1 0 2 . 9 7C C C M M N m N m （ 6）畫轉矩圖： T= 1000=565 N m （ 7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)， =得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： 2 2 2 222 ( ) 1 0 2 . 9 7 ( 0 . 6 5 6 5 ) 3 5 4 . 2 9e C T N m N m （ 8）判斷危險截面并驗算強度 1 右起第四段 剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知2 3 5 4 . 2 9 m,由設計基礎表 13 : =60 則： 22 343/ / ( 0 . 1 )3 5 4 . 2 9 1 0 0 0 / ( 0 . 1 6 0 ) 1 6 . 4 0 1e e C e M a 2 右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： 2 0 . 6 5 6 5 3 3 9 N m （ ） 313/ / ( 0 . 1 )3 3 9 1 0 0 0 / ( 0 . 1 4 5 ) 3 7 . 2 0 1e D M a 所以確定的尺寸是安全的 。 六、鍵聯接設計 1輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接 20 此段軸 徑 01=65手冊得選用 C 型平鍵，得： A 鍵 8 7 L=57 m ， h=7 根 據 p =4 T/(d h L)式得 p =4 T/(d h L) =4 1000/（ 30 7 57） = R (1102 輸入軸與齒輪 1 聯接采用平鍵聯接軸徑 431T=手冊 A 型平鍵，得 B 鍵 12 8 =31h=8 p =4 1T/（ d h l） =4 1000/（ 44 8 51） = p (1103輸出軸與齒輪 2 聯接用平鍵聯接，軸徑 08m。查手冊 用 A 型平鍵，得 B 鍵 18 11 L=02 h=11 p =4 d h l） =4 1000/（ 60 11 42） = p (110 4輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接， 452m。查手冊 用 A 型平鍵，得 B 鍵 12 8 ， 12 8 L=20h=8 p =4 d h l） =4 1000/（ 45 8 70） = p (110七、滾動軸承設計根據條件 ： 軸承預計壽命 10 360 8 2=57600 小時 21 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以 P=258N （ 2）求軸 承應有的徑向基本額定載荷值 ,由于是球軸承 =3 1 1d 366f 6 0 1 . 2 1 2 5 8 6 0 3 6 9C = ( 5 7 6 0 0 ) 9 5 6 31 0 1 1 0tp n （ 3）選擇軸承型號 查設計手冊表 6擇 6208 軸承 式 11 66 31 0 1 0 1 9 5 6 3( ) 1 1 4 8 2 5 N 9 5 6 3 6 0 3 6 9 1 . 2 1 2 5 8th f P （ ）預期壽命足夠 此軸承合格 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以 P= 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 ,球軸承 =3 1 1d 366f 6 0 1 . 2 8 1 3 . 6 6 6 0 6 3C = ( 5 7 6 0 0 ) 5 8 7 41 0 1 1 0tp n （ 3）選擇軸承型號 查設計基礎表 11擇 6211 軸承 設計基礎式 11 66 31 0 1 0 1 5 8 7 4( ) 5 7 6 0 1 N 5 7 4 4 6 0 6 3 1 . 2 8 1 3 . 6 6th f P （ ）預期壽命足夠 此軸承合格 八、密封和潤滑的設計 1密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機 則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 22 2潤滑 （ 1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離 H 不應小于 3050于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動 ,每傳遞 1油量 （ 2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 九、聯軸器的設計 （ 1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯軸器。 （ 2）載荷計算 計算轉矩 A T =m，其中 工況系數，由設計基礎表 14 3）型號選擇 根據 徑 d，軸的轉速 n， 查標準 5014 2003，選用 彈性柱銷聯，其額定轉矩 T=1250許用轉速 n=6300r/故符合要求。 23 參考資料： 機械設計綜合 課程 設計 機械工業(yè)出版社 ,2003 2. 姚家娣、李明、黃興元主編 南昌：江西高校出版社， 2001 3. 任嘉卉、李建平主編 北京：北京航空航天 大學 出版社，2001 4. 濮良貴、紀名剛主編 北京：高等教育出版社， 2001 5. 孫桓、陳作模主編 理 等教育出版社， 2000 6. 饒振綱編著 北京：化學工業(yè)出版社， 2003 7. 成大先主編 北京：化學工業(yè)出版社， 2004 機械設計基礎 課程設計指導書（第三版） :高等教育出版社， 2007 機械設計基礎（第三版） :高等教育出版社， 2007 力主編 二版）：高等教育出版社， 2004 2011年機械設計基礎課程設計任務書 一、題目 ： 單級圓柱齒輪傳動機構設計 二、內容 ：（設計步驟參考文獻 1第 17章實例） （ 1）確定齒輪機構傳動方案（參考 1第 2、第 17章）； 根據所給數據，確定單級圓柱齒輪機構各軸的輸入功率、轉速和轉矩（參考 1中 選擇電動機的額定功率（ W）和同步轉速（ r/ （ 2）高速齒輪軸（第一軸）設計 參考 1中 162 頁進行高速軸的結構設計、參考教材中“圓柱齒輪強度設計”的內容，對小齒輪進行設計與校核（齒輪模數選用 2教材第 75頁表 7 一系列中的數值）、進行鍵的選擇與校核、按 2第 16章 204“對于既傳遞轉矩又承受彎矩的軸”設計方法核公式，對該軸進行強度校核； （ 3）第二軸大齒輪設計 計算確定大齒輪的參數并校核（選擇硬齒面齒輪的材料和熱處理方式）、計算大齒輪的幾何尺寸，選擇大齒輪的結構（參考 2第 7章）。 （ 4）軸承選型設計 參考 2第 18章例 18擇并校核一軸和二軸的軸承型號。 （ 5） 制圖 ：繪制單級圓柱齒輪傳動機構高速齒輪軸圖 1 份（ 第二軸大齒輪圖 1份（ 參考 1的附圖 2和有關的設計 資料 。 要求： 圖紙表達清楚規(guī)范 ，標注尺寸完整，注有主要的公差或極限尺寸；圖紙具有邊框、標題欄、技術要求；計算機制圖均可 。 （ 6） 編寫 設計說明書 1 份，參考 1 、第 17 章； 要求： 結構規(guī)范、層次清楚、圖文并茂。 計算機打字都可以。 （ 7） 注：不設計箱體 （ 8）課程設計為單獨評分，是必修的學分。 三、時間 ： 2011年 5月 1日 0日。 四、參考書 ： 1 朱文堅、黃平機械設計課程設計第二版，華南理工大學出版社， 2004年 2 黃平、朱文堅 . 機械設計基礎，華南理工大學出版社， 2003年 五、設計數據 （每人 1組） 序號 主軸帶輪拉力 F(N) 帶速度 V(m/s) 帶輪直徑 (齒輪傳動比 i 17 4050 90 4.3 1 單級圓柱齒輪傳動機構設計說明書 一、傳動方案擬定 . . . 、原始數據 . . .、確定電動機的型號 . . . . 、確定傳動裝置得總傳動比及分配 . 、傳動零件設計計算 . . 、 V 帶 . 、齒輪 、減速箱箱體 . . .、軸及滾動軸承設計計算 . .、鍵聯接得選擇和強度校核 . . . 、 滾動軸承設計 選擇和計算 . . . 、減速器 密封和潤滑的設計 . . 20 九、聯軸器的設計計算 . . 22 十、參考文獻 . . 23 2 單級圓柱齒輪傳動機構設計 一、帶式運輸機傳動圖如下： 二、原始數據 1輸送帶工作拉力： F=4050N ； 2輸送帶工作速度： V=s ； 3滾筒直徑： D=290 3 4滾筒效率： （不包含軸承）； 5采用斜齒圓柱齒輪傳動； 6允許輸送帶速度誤差為 5%； 7工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷性質為輕微沖擊； 8使用折舊期 10 年； 9動力來源：電力，三相交流，電壓 380V； 10制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 三、確定電動機的型號 (1) 選擇電動機類型： 選用 Y 系列三相異步電動機 (2) 選擇電動機功率 運輸機主軸上所需要的功率： P=000=4050 000=動裝置的總效率： 21 2 3 4 5 6 1，2，3，4，5，6分別是： V 帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為 7），滾動軸承（圓錐滾子軸承一對），聯軸器（彈性聯軸器），滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查課程設計表 2 取：1 2 3 4 5 60 . 9 6 , 0 . 9 9 , 0 . 9 8 , 0 . 9 9 , 0 . 9 9 , 0 . 9 6 所以： 20 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 5 8 8 電動機所需功率： =1 式中 ，取載荷系數 K 1 （ 3）選擇電動機的轉速 滾筒的轉速： n 筒 =60 1000V/ D=60 1000 290r/4 電動機的合理同步轉速： 取 V 帶傳動比范圍 (表 2i 2 4；單級齒輪減速器傳動比2i 3 624。故電動機轉速的可選范圍為n=（ 624） 2055r/合這一范圍的同步轉速有 1000 和 1500r/ 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導書 第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選 n=1500r/確定電動機型號： 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 查表 16 電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合） 電動機型號 額 定 功 率(同 步 轉 速(r/滿載轉速 r/堵載轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 1500 1440 、確定傳動裝置總傳動比及分配 傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=1440/配各級傳動比 初取齒輪 i= i =i i總 齒 帶 齒總帶 1）計算各軸的輸入功率 電動機軸： P=（減速器高速軸 （減速器低速軸） P =齒輪 = 2） 計算各軸得轉速 電動機軸 440 r/5 軸 I I n i = 1 4 4 0 3 . 9 = 3 6 9 . 2 3 r / m i n帶軸 = 3）計算各軸得轉矩 電動機軸 550 Pd/550 440 = m 軸 1113 . 8 49 5 5 0 9 5 5 0 9 9 . 3 8369 軸 2223 . 7 3 9 5 5 0 9 5 5 0 5 6 5 . 4 263 上述數據制表如下： 參數 軸名 輸入功率 （ 轉速 （ / 輸入轉矩 （ ） 傳動比 i 效率 電動機軸 440 （減速器高速軸） 69 （減速器低速軸） 3 、傳動零件得設計計算 1. 普通 V 帶傳動得設計計算 確定計算功率1 . 2 4 4 . 8C a A P k W ，式中工作情況系數取6 根據計算功率機械設計基礎圖 10擇 帶。 確定帶輪的基準直徑12,00dd 大帶輪的直徑2 1 1 3 . 9 1 0 0 3 9 0i d m m 根據國標： 取大帶輪的直徑2 4 0 0dd 驗證帶速 11 3 . 1 4 1 0 0 1 4 4 0 7 . 5 3 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ,在 5 / 2 5 /m s m 帶的速度合適。 確定 1 2 0 1 21 22 d d d dd d a d d ，取0 400a 帶的基準長度： 0 22210 1 204 0 0 1 0 02 2 4 0 0 5 0 0 1 6 4 1 . 2 52 4 2 4 4 0 0d a d d m 查機械設計基礎表 10取帶的基準直徑長度 1 6 0 0dL m m實際中心距：00 4 1 . 2 55 0 0 4 7 9 . 3 7 522a m m 驗算主動輪的最小包角 211 1 8 0 5 7 . 3 1 4 4 . 1 9 0 故主動輪上的包角合適。 計算 V 帶的根數 z 00 P K K 由1 1 4 4 0 / m 1 100dd 查 機械設計基礎表 100 1 . 3 2P ，由 3 . 9i ，查表 100 0 . 1 7P， 查表 10 ，查表 10 4 . 8 3 . 71 . 3 2 0 . 1 7 0 . 8 8 0 . 9 9z ， 取 4z 根。 計算 20 500 2 . 5 1q vz v K 查 機械設計基礎 表 10 q kg m 得 205 0 0 4 . 8 2 . 5 1 0 . 1 7 . 5 4 1 5 2 . 1 84 7 . 5 4 0 . 8 8 計算作用在軸上的載荷10 1 4 4 . 12 s i n 2 4 1 5 2 . 1 8 s i n 1 1 5 8 . 1 822pF z F N 帶輪的結構設計 （單位） 輪 尺寸 小帶輪 大帶輪 槽型 A A 基準寬度1 間距 e 15 5 邊距 輪緣厚 6 外徑 1 0 5 . 5a d ad d h 2 2 4 0 5 . 5a d ad d h 內徑 30 帶輪寬度3 3 6 3B f e 3 2 3 6 3B f e 帶輪結構 實心式 輪輻式 V 帶輪采用鑄鐵 造， 其允許的最大圓周速度為 25m/s. 8 （ 1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為 45 號鋼，調質，1 230（考慮到齒輪使用壽命較長 (大齒輪材料取為： 質，2 240 選取齒輪為 7 級的精度（ 0095 1998） 初選螺旋角 14 選小齒輪的齒數1 17z ；大齒輪的齒數 4 （ 2）按齒面接觸疲勞強度設計 2 1 選初選載荷系數 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 5 541119 5 . 5 9 5 . 5 3 . 8 4 9 . 9 3 8 0 10 n 3 選取齒寬系數 d=1 4 有表 10 6 查得材料的彈性影響系數 12E = 1 8 9 . 8 M p 圖 10 30 選取區(qū)域系數H= 5 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H = 6 0 0 M P a：大齒輪的接觸疲勞強度極限H 5 5 0 M P a6 計算應力循環(huán)次數 91 6 0 j = 6 0 3 6 9 1 2 8 3 0 0 1 0 ) = 1 . 0 6 2 7 2N 1 0 （ 812 1 . 8 0 15 . 9N 1 0N 7 接觸疲勞壽命系數120 . 9 0 ; 0 . 9 5H N H 9 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 S= 1 11 540 i m M P K 2 22 5 2 2 . 5 i m M P K 12 5 3 1 . 2 52 P a 9 計算小齒輪分度圓直徑 查表的120 . 7 8 , 0 . 8 712 1 . 6 5 2 =0 計算圓周速度 11 3 . 1 4 5 5 . 4 3 3 6 9 1 . 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 11 計算齒寬 b 及模數 5 5 . 4 3 5 5 . 4 3tb d m 11c o s 5 5 . 4 3 c o s 3 . 1 617 14m m m 2 . 5 5 2 . 5 5 3 . 1 6 7 . 1 1m m m 5 5 . 4 37 . 8 07 . 1 112 計算重合度b10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 1 7 t a n 1 4 1 . 3 4 8b d z 13 計算載荷系數 k 已 知使用系數 1，根據 v=s， 7 級精度，查得動載系數K=K=1 . 2。 10 1 1 . 0 7 1 . 4 2 1 . 2 1 . 8 2A V H K K K 14 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 3311 1 . 8 25 5 . 4 3 5 8 . 2 81 . 6m m m 15 計算模數o s 5 8 . 2 8 c o s 1 4 3 . 3 317n m m m z （ 3）按齒根彎曲強度設計 213 212 F a S O 1 確定公式內的各計算數值 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500 P a ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限2 380 P a ；彎曲疲勞壽命系數120 . 8 1 , 0 . 8 8F N F 2 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S= 1 110 . 8 1 5 0 0 2 8 9 . 2 91 . 4E M P a M P K 2 220 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4 P a M P 3 計算載荷系數 1 1 . 0 7 1 . 2 1 . 3 2 1 . 6 9A V H F K K K 4 根據縱向重合度b=得螺旋角影響系數 5 計算當量齒數 123 3 3 312 1 8 1 0 11 8 . 6 1 , 1 1 0 . 5 6c o s c o s 1 4 c o s c o s 1 4 11 6 查取齒形系數 122 . 8 7 2 , 2 . 1 8 2F a F 7 查取應力校正系數 121 . 5 3 6 , 1 . 7 9 2S a S 8 計算大、小齒輪的并加以比較 1112 . 8 7 2 1 . 5 3 6 0 . 0 1 5 2 52 8 9 . 2 9F a S 2222 . 1 8 2 1 . 7 9 2 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6F a S 大齒輪的數值大 9 設計計算： 423 22 1 . 6 9 9 . 9 3 8 1 0 0 . 8 8 ( c o s 1 4 ) 0 . 0 1 6 3 7 2 . 1 31 1 7 1 . 6 5 對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑1d=計算應有的齒數。于是由 11c o s 5 8 . 2 8 c o s 1 4 2 2 . 6 22 . 5m 取1 =23Z，則 9 （ 4）幾何尺寸計算 1 計算中心距 1 2 n( ) m ( 2 3 1 3 6 ) 2 . 5= m m = 2 0 4 . 8 3 m m2 c o s 2 c o s 1 4 圓整后后中心距為 205 按圓整后的中心距修正螺旋角 12 1 2 z m 2 3 + 1 3 6 2 a r c c o s = a r c c o s = 1 4 1 0 4 8 2 a 2 2 0 5 （ ）因 改變不多，故參數、 k、 3 計算大、小齒輪的分度圓直徑 1n1 3 2 . 5d = = m m = 5 9 . 3 m mc o s c o s 1 4 1 0 4 8 2n2 3 6 2 . 5d = = m m = 3 5 0 . 9 m mc o s c o s 1 4 1 0 4 8 4 計算齒輪寬度 d =59.3整后取21B = 6 0 m m B = 6 5 m m， 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下： (詳細見零件圖 ) 名稱 代號 計 算公式 結果 小齒輪 大齒輪 中心距 a 12 2 c o z 205動比 i 12zi z 面模數 面模數 面壓力角 n略 20 13 螺旋角 一般為 8 20 14 1048 全齒高 h h h數 Z 略 23 99 分度圓直徑 d 查表 755頂圓直徑 根圓直徑 表 7輪寬 b 查表 750旋角方向 查表 7旋 右旋 3、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計： 查機械設計課程設計手 冊表 11結果列于下表： 名稱 符號 尺寸大小 結果 (機座壁厚 一級 8a 二級 8a 8 機蓋壁厚 1 一級 8a 二級 8a 8 機座凸圓厚度 b 12 機蓋凸圓厚度 1b 12 機座底凸圓厚度 2b 20 地腳螺釘直徑 2 20 地腳螺釘數目 n 2 5 0 42 5 0 5 0 0 6500時 ，時 ，時 ， 84 軸承旁聯接螺栓直徑 1d 15 機蓋與機座聯接螺栓直徑 2d ( 10 聯接螺栓 2d 的間距 l 150200 150 軸承端蓋螺 釘直徑 3d ( 0.5)10 14 窺視孔蓋螺釘直徑 4d ( 0.4)8 定位銷直徑 d 2( 0.8)d 8 f 1 2d d d、 、 至外箱壁距離 1C 略 至凸緣邊緣距離 2C 略 軸承旁凸臺半徑 1R 2C 凸臺高度 h 略 外箱壁至軸承座端面距離 1l 12( 5 1 0 ) 鑄造過度尺寸 略 大齒輪頂圓與內箱壁間距 1 10 齒輪端面與內箱壁距離 2 10 箱蓋、箱座肋厚 1 110 . 8 5 ; 0 . 8 5 承端蓋外徑 2D 3(5 5 承 外 徑 ）（ ）軸承旁聯接螺栓距離 s 2 般 取 4、軸的設計計算 1、輸入軸的設計 求作用在齒輪上的力： P 3 . 8 4T = 9 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 9 9 3 8 2n 3 6 9 N m m N m m 因已知小齒輪的分度圓直徑為： 1d =而t 12 T 2 9 9 3 8 2F = 3 3 5 2d 5 9 . 3 15 rt t a n t a n 2 0F = F 3 3 5 2 1 2 5 8c o s c o s 1 4 1 0 4 8 n F t a n = 3 3 5 2 t a n 1 4 1 0 4 8 N = 8 4 7 N (1)按扭轉強度估算軸的最小直徑 選用 45 號鋼 調質，硬度 217255的輸入功率為 3 W，轉速為 369r/ A=112，于是得： (2)確定軸各段直徑和長度 1 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取 30帶輪的寬度 ( 1 ) 2 ( 4 1 ) 1 5 2 9 6 3B Z e f m m 。則第一段長度取1 65L 2 右起第二段直徑取 38據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30取第二段的長度 0 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸 向力為零，選用 6208 型軸承，其尺寸為 d D B=40 80 18，那么該段的直徑為 40度為 8 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 48度取 1016 5 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 度圓直徑為 輪的寬度為 65，此段的直徑為 44度為 3 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩 ,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 8度取 10 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 40度 8 （ 3）求齒輪上作用力的大小、方向 1 小齒輪分度圓直徑： 作用在齒輪上的轉矩為： 99382N 求圓周力： Ft t 12 T 2 9 9 3 8 2F = 3 3 5 2d 5 9 . 3 4求徑向力 Fr rt t a n t a n 2 0F = F 3 3 5 2 1 2 5 8c o s c o s 1 4 1 0 4 8 n （ 4）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： / 2 3 3 5 2 / 2 1 6 7 6A B F N N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 / 2 1 2 5 8 / 2 6 2 9A B F N N （ 5）畫彎矩圖 第四段剖面 C 處的彎矩： 面的彎矩： 6 2 1 6 7 6 6 2 / 1 0 0 0 1 0 3 . 9 1 2 N m N m 面的彎矩： 12 6 2 6 2 9 6 2 / 1 0 0 0 3 8 . 9 9 8c c R N m N m 彎矩： 2 2 2 21 2 1( ) 1 0 3 . 9 1 2 3 8 . 9 9 8 1 1 0 . 9 9C C C M M N m （ 7）畫轉矩圖： T= =m （ 8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)， =得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： 17 2 2 2 222 ( ) 1 1 0 . 9 9 ( 9 9 . 3 9 0 . 6 ) 1 2 6e C T N m （ 9）判斷危險截面并驗算強度 1 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知2 126 m 由設計基礎表 13 : =60 則： 22 343/ / ( 0 . 1 )1 2 6 1 0 0 0 / ( 0 . 1 4 8 ) 1 1 . 3 9 1e e C e M a 2 右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑 較小，故該面也為危險截面： 2 5 9 . 6 3 N m （ ） 313/ / ( 0 . 1 )5 9 . 6 3 1 0 0 0 / ( 0 . 1 3 0 ) 2 2 . 0 9 1e D M a 所以確定的尺寸是安全的 . 2、 輸出軸的設計計算 （ 1）按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45 號鋼 調質，硬度 217255的輸入功率為速為3 r/設計基礎 13，并查表 13 0 110A d330 3 . 7 31 1 0 4 2 . 8 763m (2)確定軸各段直徑和長度 1 從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加 18 5%，取 45據計算轉矩2C a A 3 . 7 3T = K T = 1 . 3 9 5 5 0 N = 7 3 5 . 0 4 7 N m ，查標準 5014 2003，選用 彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為L=84段長 2 右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 52據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軸器左端面的距離為 30取該段長為 4 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6211 型軸承，其尺寸為 d D B=55 100 21，那么該段的直徑為 55度為 6 4 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 第四段的直徑取 60輪寬為 b=60了保證定位的可靠性，取軸段長度為 8右 起第五段，考慮齒輪的軸向定位 ,定位軸肩，取軸肩的直徑為 66長度為 0 右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為 1度為 7 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 55度13)求齒輪上作用力的大小、方向 1 大齒輪分度圓直徑：2d= 作用在齒輪上的轉矩為： 105N 求圓周力： t=2T2/ 105/求徑向力 r=0 48 N= 4）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： / 2 3 2 2 0 . 2 9 / 2 1 6 1 0 . 1 5A B F N N 19 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 那么 / 2 8 1 3 . 6 6 / 2 4 0 6 . 8 3A B F N N （ 5）畫彎矩圖 右起第四段剖面 C 處的彎矩： 水平面的彎矩： 6 2 / 1 0 0 0 9 9 . 8 3 N m 垂直面的彎矩： 12 6 2 / 1 0 0 0 2 5 . 2 2C C R N m 合成彎矩： 2 2 2 21 2 1 9 9 . 8 3 2 5 . 2 2 1 0 2 . 9 7C C C M M N m N m （ 6）畫轉矩圖： T= 1000=565 N m （ 7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)， =得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： 2 2 2 222 ( ) 1 0 2 . 9 7 ( 0 . 6 5 6 5 ) 3 5 4 . 2 9e C T N m N m （ 8）判斷危險截面并驗算強度 1 右起第四段 剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知2 3 5 4 . 2 9 m,由設計基礎表 13 : =60 則： 22 343/ / ( 0 . 1 )3 5 4 . 2 9 1 0 0 0 / ( 0 . 1 6 0 ) 1 6 . 4 0 1e e C e M a 2 右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： 2 0 . 6 5 6 5 3 3 9 N m （ ） 313/ / ( 0 . 1 )3 3 9 1 0 0 0 / ( 0 . 1 4 5 ) 3 7 . 2 0 1e D M a 所以確定的尺寸是安全的 。 六、鍵聯接設計 1輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接 20 此段軸 徑 01=65手冊得選用 C 型平鍵，得： A 鍵 8 7 L=57 m ， h=7 根 據 p =4 T/(d h L)式得 p =4 T/(d h L) =4 1000/（ 30 7 57） = R (1102 輸入軸與齒輪 1 聯接采用平鍵聯接軸徑 431T=手冊 A 型平鍵，得 B 鍵 12 8 =31h=8 p =4 1T/（ d h l） =4 1000/（ 44 8 51） = p (1103輸出軸與齒輪 2 聯接用平鍵聯接，軸徑 08m。查手冊 用 A 型平鍵，得 B 鍵 18 11 L=02 h=11 p =4 d h l） =4 1000/（ 60 11 42） = p (110 4輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接， 452m。查手冊 用 A 型平鍵，得 B 鍵 12 8 ， 12 8 L=20h=8 p =4 d h l） =4 1000/（ 45 8 70） = p (110七、滾動軸承設計根據條件 ： 軸承預計壽命 10 360 8 2=57600 小時 21 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以 P=258N （ 2）求軸 承應有的徑向基本額定載荷值 ,由于是球軸承 =3 1 1d 366f 6 0 1 . 2 1 2 5 8 6 0 3 6 9C = ( 5 7 6 0 0 ) 9 5 6 31 0 1 1 0tp n （ 3）選擇軸承型號 查設計手冊表 6擇 6208 軸承 式 11 66 31 0 1 0 1 9 5 6 3( ) 1 1 4 8 2 5 N 9 5 6 3 6 0 3 6 9 1 . 2 1 2 5 8th f P （ ）預期壽命足夠 此軸承合格 （ 1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 向力作用，所以 P= 2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 ,球軸承 =3 1 1d 366f 6 0 1 . 2 8 1 3 . 6 6 6 0 6 3C = ( 5 7 6 0 0 ) 5 8 7 41 0 1 1 0tp n （ 3）選擇軸承型號 查設計基礎表 11擇 6211 軸承 設計基礎式 11 66 31 0 1 0 1 5 8 7 4( ) 5 7 6 0 1 N 5 7 4 4 6 0 6 3 1 . 2 8 1 3 . 6 6th f P （ ）預期壽命足夠 此軸承合格 八、密封和潤滑的設計 1密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機 則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 22 2潤滑 （ 1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離 H 不應小于 3050于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動 ,每傳遞 1油量 （ 2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 九、聯軸器的設計 （ 1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯軸器。 （ 2）載荷計算 計算轉矩 A T =m，其中 工況系數，由設計基礎表 14 3）型號選擇 根據 徑 d，軸的轉速 n， 查標準 5014 2003，選用 彈性柱銷聯，其額定轉矩 T=1250許用轉速 n=6300r/故符合要求。 23 參考資料： 機械設計綜合 課程 設計 機械工業(yè)出版社 ,2003 2. 姚家娣、李明、黃興元主編 南昌：江西高校出版社， 2001 3. 任嘉卉、李建平主編 北京：北京航空航天 大學 出版社，2001 4. 濮良貴、紀名剛主編 北京：高等教育出版社， 2001 5. 孫桓、陳作模主編 理 等教育出版社， 2000 6. 饒振綱編著 北京：化學工業(yè)出版社， 2003 7. 成大先主編 北京：化學工業(yè)出版社， 2004 機械設計基礎 課程設計指導書（第三版） :高等教育出版社， 2007 機械設計基礎（第三版） :高等教育出版社， 2007 力主編 二版）：高等教育出版社， 2004