盤磨機傳動裝置設計畢業(yè)論文1

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1、揚州工業(yè)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計 盤磨機傳動裝置設計 【摘 要】齒輪傳動是現代機械中應用最廣的一種傳動形式。 它的主要優(yōu)點是： 1、瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力； 2、適用的功率和速度范圍廣，傳動效率高，工作可靠、使用壽命長； 3、外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用,在現代機械中應用極為廣泛 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上還有許多弱點，特別是大型的

2、減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，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齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。 當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀化。 在21世紀成套機械裝備中,齒輪仍

3、然是機械傳動的基本部件。CNC機床和工藝技術的發(fā)展,推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉,將成為新型傳動產品發(fā)展的重要趨勢。 【關鍵詞】 減速器 軸承 齒輪 機械傳動 The Design of The Plate Mill’s Gear Jia Genqin Class of 0601 Machinery Manufacturing Abstract：Wheel gear’s spreading to move is a the most wide kind

4、of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage BE: 1、spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks；Power and speed scope； 2、applies are wide；

5、 spreads to move an efficiency high； work is dependable, service life long； 3、Outline size outside the is small, structure tightly packed.The wheel gear constituted to；from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding for prime mover and work machine or performance organ

6、ization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine. Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, o

7、r spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem.There are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machine’s problem is more outstanding, the service life isn’t long.The deceleration machine of abroad, with Germany,

8、 Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical v

9、olume and weight problem, don’t also resolve like The direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerating the connecting of machine and electric moto

10、r body structure is also the form which expands strongly, and have already produced various structure forms and various products of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the mac

11、hine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty turns. Become a set a

12、machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts.CNC tool machine and the craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon.Be spreading to move the electronics control, liquid in the system desi

13、gn to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of direction.The academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article th

14、e important trend of the development. Key words： Reduction gear Bearing gear mechanical drive 一、傳動裝置的總體設計 （一）傳動方案分析 1、傳動裝置的布局要求： 在分析盤磨機傳動裝置方案時，首先應該滿足機械設計的基本要求，此外還要保證工作可靠，傳動效率高，結構簡單，工藝性能好等，同時應注意常用機械傳動方式的特點及在布局上的要求： （1）帶傳動平穩(wěn)性好，能緩沖吸振，但承載能力小，宜布置在高速級； （2）鏈傳動平穩(wěn)性差，且有沖擊、振動，宜布置在低速級； （3）蝸桿傳動

15、放在高速級時蝸輪材料應選用錫青銅，否則可選用鋁鐵青銅； （4）開式齒輪傳動的潤滑條件差，磨損嚴重，應布置在低速級； （5）錐齒輪、斜齒輪宜放在高速級； 根據工作需要，所以，盤磨機與減速器之間應該選用錐齒輪進行傳動。 2、傳動系統方案的擬定 盤磨機傳動系統方案如下圖所示： 電動機1→聯軸器2→直齒圓柱齒輪減速3→聯軸器5 →錐齒輪傳動6→主軸7→盤磨機4 電動機1通過聯軸器2將動力傳入直齒圓柱齒輪減速器3，再經過直齒圓柱齒輪減速器3通過聯軸器5將動力傳至錐齒輪6，由錐齒輪6通過主軸7傳送到盤磨機4上工作。采用兩級圓柱齒輪減速器，由于齒輪相對于軸承為不對

16、稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度，應此選用展開式。 3、確定減速器類型 由于兩級圓柱齒輪減速器由三種：直齒、斜齒和人字齒輪，根據以下工作條件和技術資料分析，因此選定直齒圓柱齒輪減速器。 表1.1 工作條件和技術資料： 工作條件 工作期限 工作班制 載荷性質 生產方式 8年 單班制 輕微 成批生產 技術數據 主軸轉速 電動機功率 電動機轉速 圓錐齒輪 傳動比 n=45r/min P=5.5KW n=1500r/min i=3.5 動力來源 電動機，三相交流，電壓380/220V 其它要求 單向運轉，總減速比允差5%；體積最小，強

17、度足夠 （二）電動機的選擇 電動機已經標準化、系列化。應按照工作機的要求，根據選擇的傳動方案選擇電動機的類型、容量和轉速，并在產品目錄中查出其型號和尺寸。 1、電動機類型和結構型式的選擇 電動機有交流電動機和直流電動機之分，一般工廠都采用三相交流電，因而多采用交流電動機。 交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應用最多。目前應用最廣泛的是Y系列自扇冷式籠型三相異步電動機，其結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合。 按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三

18、相異步電動機。 2、確定電動機的功率 由已知條件可知：Pd＝5.5kW 3、確定電動機的轉速 由已知條件可知：同步轉速n=1500r/min，由附表8.1 Y系列（IP44）電動機的技術資料查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數及傳動比的比較情況見下表1.2： 表1.2 Y電動機的技術數據 方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） Ped/kW 同步轉速 滿載轉速 1 Y132S—4 5.5 1500 1440 傳動裝置的傳動比 總傳動比 圓錐齒輪 兩級齒輪 32 3.5 9.14 根據電動機型號，確定電動機的主要外形尺寸和

19、安裝尺寸如下表1.3所示： 表1.3 電動機的安裝及外形尺寸 中心高H 外形尺寸L(AC/2+AD)HD 底腳安裝尺寸AB 132 475345315 216178 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸DE 裝鍵部位尺寸FGD 12 3880 1043 （三）總傳動比的確定及分配 由選定電動機的滿載轉速nm和盤磨機主軸的轉速nW，可得傳動比為 所以 總傳動比i是圓錐齒輪傳動比i3與兩級圓柱齒輪傳動比i0的和。 因圓錐齒輪傳動比i3＝3.5， 所以兩級圓柱齒輪傳動比 對于展開式兩級圓柱齒輪減速器，推薦高速級傳動比i2＝（1.3～1.5）i1

20、， 又i1i2＝9.14，得：i1＝3.5，i2＝2.6。 在分配兩級傳動比時主要應考慮以下幾點： （1）兩級傳動的傳動比應在推薦的范圍內選取。 （2）應使傳動裝置的結構尺寸較小、重量較輕。但兩級減速器的總中心距和總傳動比相同時，傳動比分配方案不同，減速器的外廓尺寸也不同。 （3）應使傳動件的尺寸協調，結構勻稱、合理，避免互相干涉碰撞。 （4）在兩級減速器中，高速級和低速級的大齒輪直徑應盡量相近，以利于浸油潤滑。 （四）各種運動和動力參數計算 為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩。一般按由電動機至絞車機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數。 由機械

21、設計手冊查得機械傳動和摩擦副的效率概略值，如下表1.4： 表1.4 機械傳動和摩擦副的效率概略值 序號 種類 效率η 1 8級精度的一般圓柱齒輪傳動（油潤滑） 0.97 2 8級精度的一般錐齒輪傳動（油潤滑） 0.94～0.97 3 彈性聯軸器 0.99～0.995 4 滾子軸承（稀油潤滑） 0.98(一對) 由表可得：η1、η2、η3、η4分別為彈性聯軸器、齒輪傳動的軸承、直齒圓柱齒輪傳動、錐齒輪傳動。取η1＝0.99、η2＝0.98、η3＝0.97、η4＝0.95。 1、各軸轉速 nⅠ＝n0＝1440 r/min 2、各軸的輸入功率

22、 Ⅰ軸 PⅠ＝Pdη1η2＝5.50.990.98kW＝5.34kW Ⅱ軸 PⅡ＝PⅠη3η2＝5.340.970.98kW＝5.07kW Ⅲ軸 PⅢ＝PⅡη3η2＝5.070.970.98kW＝4.82kW 主軸 PⅣ＝PⅢη1η22η4＝4.820.990.9820.95＝4.35 kW 3、各軸輸入轉矩 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 主軸 運動和動力參數的計算結果列于下表1.5： 表1.5 運動和動力參數 軸名 參數 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 主軸 轉速n/（r/min） 輸入功率P/kW 輸入轉矩T/（Nm） 1440 5.336

23、 35.4 411.4 5.07 118 158 4.82 291 45 4.35 923 傳動比i 效率η 3.5 0.97 2.6 0.97 3.5 0.95 二、傳動件和軸的設計計算 （一）錐齒輪傳動設計計算 1、選擇齒輪材料及精度等級 小圓錐齒輪選用45鋼調質，硬度為217-255HBS；大圓錐齒輪選用45鋼正火，硬度為169-217HBS。因為是減速器外的錐齒輪，并經查表《常見機器中齒輪的精度等級》得，錐齒輪應選擇8級精度。 2、按齒面接觸疲勞強度設計 因兩軸交角Σ=90時，齒面按接觸疲勞強度的校核公式為 設計公式為 可求出d1值

24、，先確定有關參數與系數： （1）轉矩T1 T1=291Nm （2）載荷系數，查表《載荷系數》表取K=1.4 （3）齒寬系數ψR 一般ψR=0.25～0.3，取ψR=0.3 （4）齒數比u u=i=3.5 （5）由表《彈性系數ZE》得彈性系數 （6）齒數z1 小齒輪齒數z1取10，則大齒輪齒數z2＝35 （7）許用接觸應力 由《接觸疲勞強度極限》圖查得 σHlim1＝650MPa， σHlim2＝580MPa 由表《安全系數SH和SF》查得安全系數SH＝1 N1＝60njLh＝601581（85240）＝1.58108 N2＝N1/i＝1.58108/3.5

25、＝4.5107 查圖《接觸疲勞壽命系數》得ZNT1＝1.1，ZNT2＝1.25 由式可得 由表《錐齒輪的模數》取標準模數m＝10 3、主要尺寸計算 （1）分度圓錐角δ δ2＝90－δ1＝90－16=74 （2）分度圓直徑d d1＝m z1＝1010mm＝100mm d2＝m z2＝1035mm＝350mm （3）齒頂圓直徑d a （我國規(guī)定的標準值為h a＊＝1，c＊＝0.25） 齒頂高h a＝h a＊m＝m＝10 d a1＝d1＋2h a cosδ1＝100＋2100.96=119.2mm d a2＝d2＋2h a cosδ2＝350＋2100

26、.27=355.4mm （4）齒根圓直徑d f 齒根高h f＝（h a＊＋c＊）m＝1.25 m＝12.5 d f1＝d1－2h f cosδ1＝100－212.50.96=76mm d f2＝d2－2h f cosδ2＝350－212.50.27=343.25mm （5）錐距R （6）齒寬b 齒寬b的取值范圍是（0.25～0.3）R， b=（0.25～0.3）182=45.5～54.6，取b=50mm （7）齒頂角θa與齒根角θf θa1＝θa2＝arctan(ha/R)=arctan(10/182)=3 θf1＝θf2＝arctan(hf/R)=arctan(12

27、.5/182)=4 （8）齒頂圓錐角δa δa1＝δ1+θa1＝16+3=19 δa2＝δ2+θa2＝74+3=77 （9）齒根圓錐角δf δf1＝δ1-θf1＝16-4=12 δf2＝δ2-θf2＝74-4=70 4、按齒根彎曲疲勞強度校核 當齒根彎曲疲勞強度計算的校核公式為 則校核合格。 確定有關系數與參數： （1）齒形系數YF 由表《標準外齒輪的齒形系數YF》查得：YF1＝3.22，YF2＝2.35。 （2）應力修正系數YS 由表《標準外齒輪的應力修正系數YS》查得： YS1＝1.47，YS2＝1.71。 （3）許用彎曲應力[σF] 由圖《試驗齒輪的彎曲

28、疲勞極限》查得 σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa 由表《安全系數SH和SF》查得SF＝1.3， 由圖《彎曲疲勞壽命系數YNT》查得YNT1＝YNT2＝1 由式[σF] ＝YNTσHlim/SF得 故 所以，齒根彎曲強度校核合格。 5、驗算齒輪的圓周速度v 由表《常用精度等級齒輪的加工方法》可知選8級精度是合適的。 （二）直齒圓柱齒輪Ⅱ的傳動設計 1、選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，查表《常見機器中齒輪的精度等級》得，直齒圓柱齒

29、輪應選擇8級精度。 2、按齒輪面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可由下式 可求出d1值，先確定有關參數與系數： （1）轉矩T1 T1=1.18105Nmm （2）載荷系數，查表《載荷系數》表取K=1.1 （3）齒數z1和齒寬系數ψd 小齒輪齒數z1取25，因i=2.6，則大齒輪齒數z2＝65，因直齒圓柱齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表《齒寬系數》取齒寬系數ψd =1 （4）許用接觸應力 由《接觸疲勞強度極限》圖查得 σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa 由表《安全系數SH和SF》查得安全系數SH＝1 N1＝60nj

30、Lh＝60411.41（85240）＝4.1108 N2＝N1/i＝4.1108/2.6＝1.58108 查圖《接觸疲勞壽命系數》得ZNT1＝1.04，ZNT2＝1.13 由式可得 [σH] 1＝ZNT1σHlim1/ SH＝1.04560/1 MPa＝582.4 MPa [σH] 2＝ZNT2σHlim2/ SH＝1.13530/1 MPa＝598.9MPa 故 由表《漸開線齒輪的模數》取標準模數m＝3 3、主要尺寸計算 （1）分度圓直徑d d1＝m z1＝325mm＝75mm d2＝m z2＝365mm＝195mm （2）齒寬b b2＝b＝ψdd1＝175

31、mm＝75mm b1＝b2＋5mm＝80mm （3）標準中心距a （4）齒頂圓直徑da （我國規(guī)定的標準值為h a＊＝1，c＊＝0.25） 齒頂高h a＝h a＊m＝m＝3mm d a1＝d1＋2h a＝75＋23=81mm d a2＝d2＋2h a＝195＋23=201mm （5）齒根圓直徑df 齒根高h f＝（h a＊＋c＊）m＝1.25 m＝3.75mm d f1＝d1－2h f＝75－23.75=67.5mm d f2＝d2－2h f＝195－23.75=187.5mm 4、按齒根彎曲疲勞強度校核 根據式 則校核合格。 確定有關系數與參數： （1）齒

32、形系數YF 由表《標準外齒輪的齒形系數YF》查得： YF1＝2.65，YF2＝2.29。 （2）應力修正系數YS 由表《標準外齒輪的應力修正系數YS》查得： YS1＝1.59，YS2＝1.74。 （3）許用彎曲應力[σF] 由圖《試驗齒輪的彎曲疲勞極限》查得 σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa 由表《安全系數SH和SF》查得SF＝1.3 ， 由圖《彎曲疲勞壽命系數YNT》查得YNT1＝YNT2＝1 由式[σF] ＝YNTσHlim/SF得 故 則齒根彎曲強度校核合格。 5、驗算齒輪的圓周速度v 由表《常用精度等級齒輪的加工方法》

33、可知選8級精度是適合的。 （三）直齒圓柱齒輪Ⅰ的傳動設計 1、選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調質，硬度為220-250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170-210HBS。因為是普通減速器，查表《常見機器中齒輪的精度等級》得，直齒圓柱齒輪應選擇8級精度。 2、按齒輪面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可由下式 可求出d1值，先確定有關參數與系數： （1）轉矩T1 T1=3.54104Nmm （2）載荷系數，查表《載荷系數》表取K=1.1 （3）齒數z1和齒寬系數ψd 小齒輪齒數z1取25，又傳動比為3..5，則大齒輪齒數z2≈88，因直齒

34、圓柱齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表《齒寬系數》取齒寬系數ψd =1 （4）許用接觸應力 由《接觸疲勞強度極限》圖查得 σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa 由表《安全系數SH和SF》查得安全系數SH＝1 N1＝60njLh＝6014401（85240）＝1.44109 N2＝N1/i＝1.44108/2.6＝5.54108 查圖《接觸疲勞壽命系數》得ZNT1＝1，ZNT2＝1.05 由式可得 [σH] 1＝ZNT1σHlim1/ SH＝1560/1 MPa＝560 MPa [σH] 2＝ZNT2σHlim2/ SH＝1.05530/1 MP

35、a＝556.5 MPa 故 由表《漸開線齒輪的模數》取標準模數m＝2 3、主要尺寸計算 （1）分度圓直徑d d1＝m z1＝225mm＝50mm d2＝m z2＝288mm＝176mm （2）齒寬b b2＝b＝ψdd1＝150mm＝50mm b1＝b2＋5mm＝55mm （3）標準中心距a （4）齒頂圓直徑da （我國規(guī)定的標準值為h a＊＝1，c＊＝0.25） 齒頂高h a＝h a＊m＝m＝2mm d a1＝d1＋2h a＝50＋22=54mm d a2＝d2＋2h a＝176＋22=180mm （5）齒根圓直徑df 齒根高h f＝（h a＊＋c＊）

36、m＝1.25 m＝2.5mm d f1＝d1－2h f＝50－22.5=45mm d f2＝d2－2h f＝176－22.5=171mm 4、按齒根彎曲疲勞強度校核 根據式，則校核合格。 確定有關系數與參數： （1）齒形系數YF 由表《標準外齒輪的齒形系數YF》查得：YF1＝2.65，YF2＝2.22。 （2）應力修正系數YS 由表《標準外齒輪的應力修正系數YS》查得： YS1＝1.59，YS2＝1.78。 （3）許用彎曲應力[σF] 由圖《試驗齒輪的彎曲疲勞極限》查得 σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa 由表《安全系數SH和SF》查得SF＝1.

37、3 ， 由圖《彎曲疲勞壽命系數YNT》查得YNT1＝YNT2＝1 由式得 故 則齒根彎曲強度校核合格。 5、驗算齒輪的圓周速度v 由表《常用精度等級齒輪的加工方法》可知選8級精度是適合的。 （四）軸的結構設計及低速軸的強度校核 1、低速軸的設計及強度校核 （1）選擇軸的材料，確定許用應力 選擇軸的材料為45鋼，調質處理。由表 《軸的常用材料及部分機械性能》查得抗拉強度極限σB＝650MPa，屈服極限σS＝360MPa，σ-1＝300MPa，彎曲疲勞極限再由表《軸的許用彎曲應力》得許用彎曲應力[σ-1b] ＝60MPa。 （2）按扭矩強度估算軸徑 根據表《

38、常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。 又由式得： 考慮到該軸段上開有鍵槽，故將估算直徑加大3%～5%，取為34.2～38.4mm。由設計手冊取標準直徑d=35mm （3）設計軸的結構 由于設計的是兩級減速器，可將齒輪布置在箱體內部的一側，軸的外伸端安裝錐齒輪。 1）確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。參考圖如下圖1-a)，確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩（或軸環(huán)）定位，右端用套筒固定。這樣齒輪在軸上的軸向位置完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承安裝于減速器的另一側，其軸向用軸肩固定，軸向采用過盈配

39、合固定。 2)確定各軸段的直徑 如下圖1-a，軸段⑥（外伸端）直徑最小，d6=35mm；考慮到要對安裝在軸段②上的錐齒輪進行定位，軸段①上應有軸肩，同時為順利地在軸段②上安裝軸承，軸段①必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段①的直徑d1為40mm；用相同的方法確定軸段②、③、⑤的直徑d2=45mm、d3=55mm，d5=40mm；為了便于拆卸左右軸承，可查出6208型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d4=47mm。 3)確定各軸段的長度 齒輪輪轂寬度為75mm，為保證齒輪固定可靠，軸段②的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取l2=73mm；為保證齒輪端面于箱體內壁不相碰，齒輪端面于箱體內壁間應留有

40、一定的間距，取該間距，取該間距為10mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為18mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段l1=37.5mm，查閱有關的聯軸器手冊取l6=80mm；根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取l5=70mm；由于時兩級圓柱減速器，根據另一齒輪確定l3=10mm，l4=70mm。 4)確定鍵槽的主要尺寸 在軸段②、⑥上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經查表《鍵的主要尺寸》得到： 低速軸上⑥段的鍵槽鍵寬b為10mm，鍵高h為8mm

41、 鍵長L為70mm。 低速軸上②段的鍵槽鍵寬b為14mm，鍵高h為9mm 鍵長L為60mm。 5）選定軸的結構細節(jié)，如倒角、圓角、退刀槽等的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖（見圖1-a） （4）按彎扭合成強度校核軸徑 1）畫出軸的受力圖（圖1-b），將軸上作用力分解為水平面分力和垂直面分力，受力分析如下： 圓周力： （d2為齒輪分度圓直徑） 徑向力：Fr2= Ft2tanα=2985tan20=1086N （標準的法向嚙合角α=20） 法向力： 2）作水平面內的彎矩圖（圖1-c）。 支點反力為：FHA= 64/190.5Ft2= 64/190.52985N=1003N

42、 FHB=Ft2－FHA=2985－1003N=1982N Ⅰ-Ⅰ截面處的彎矩為：M HⅠ=1003126.5Nmm=126 880Nmm Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為：M HⅡ=198264Nmm=126 848Nmm 3）作垂直面內的彎矩圖（圖1-d） 支點反力為：FVA=（64/190.5）Fr2- Fn2d2/(2190.5) =（64/190.5）1086 - (3177195)/(2190.5)]= -1261N FVB=Fr2-FVA=1086-(-1261)= 2347N Ⅰ-Ⅰ截面左側彎矩為：M VⅠ左= 126.5FVA=126.5(-126

43、1)= -159 517Nmm Ⅰ-Ⅰ截面右側彎矩為：M VⅠ右= 64FVB=642347= 150 208Nmm Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為：M VⅡ= 26.5FVB=26.52347= 62 196Nmm 4）作合成彎矩圖（圖1-e） Ⅰ-Ⅰ截面： Ⅱ-Ⅱ截面： 5）作轉矩圖（圖1-f） T=9.55106P/n= 2.91105Nmm 6）求當量彎矩 因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數α為0.6。 Ⅰ-Ⅰ截面： Ⅱ-Ⅱ截面： 圖1 7)確定危險截面及校核強度 由圖1可以看出，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受轉矩相同，但彎矩M

44、 eⅠ＞M eⅡ，且軸上還有鍵槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能為危險截面。但由于軸徑d3＞d2，故也應對截面Ⅱ-Ⅱ進行校核。 Ⅰ-Ⅰ截面： Ⅱ-Ⅱ截面： 查表《軸的許用彎曲應力》得[σ-1b]=60MPa，滿足σe≤[σ-1b]的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定裕量。 （6）修改軸的結構 因所設計軸的強度裕度不大，此軸不必再作修改。 2、中間軸的設計 （1）選擇軸的材料，確定許用應力 選擇軸的材料為45鋼，調質處理。由表 《軸的常用材料及部分機械性能》查得抗拉強度極限σB＝650MPa，屈服極限σS＝360MPa，σ-1＝300MPa，彎曲疲勞極限再由表《軸的許用彎曲應力》得許

45、用彎曲應力[σ-1b] ＝60MPa。 （2）按扭矩強度估算軸徑 根據表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。 又由式得： 由設計手冊取標準直徑d=25mm （3）設計軸的結構 1）確定軸上零件的位置和固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。確定大齒輪從軸的左端裝入，小齒輪從軸的右端裝入，用軸肩（或軸環(huán)）定位。這樣齒輪在軸上的軸向位置完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承安裝于減速器內，其軸向用軸肩固定，軸向采用過盈配合固定。 2)確定各軸段的直徑 如下圖2，軸段①（外伸端）直徑最小，d1=25mm，則d5=d1=25mm；

46、由于小齒輪軸段②和大齒輪軸段④的直徑為d2=d4=30mm；用相同的方法確定軸段③的直徑d3=35mm；為了便于拆卸左右軸承，可查出6205型滾動軸承的安裝高度為3mm。 3)確定各軸段的長度 由于小齒輪輪轂寬度為80mm，為保證齒輪固定可靠，軸段②的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取l2=78mm；由于大齒輪輪轂寬度為50mm，為保證齒輪固定可靠，軸段④的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取l4=48mm；為保證齒輪端面于箱體內壁不相碰，齒輪端面于箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距，取該間距為10mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為15mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離

47、為5mm，所以軸段l1=32mm，用同樣的方法可以確定軸段③、⑤為l3=10mm，l5=35mm 4)確定鍵槽的主要尺寸 在軸段②、④上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經查表《鍵的主要尺寸》得到： 中間軸上②段鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為70mm。 中間軸上④段的鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為40mm。 5）選定軸的結構細節(jié)，如倒角、圓角、退刀槽等的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖（見圖2） 圖2 3、高速軸的設計 （1）選擇軸的材料，確定許用應力 選用

48、45鋼并經調質處理。由表 《軸的常用材料及部分機械性能》查得強度極限σB＝650Mpa，再由表《軸的許用彎曲應力》得許用彎曲應力[σ-1b] ＝60MPa。 （2）按扭矩強度估算軸徑 根據表《常用材料的[τ]值和C值》查得C=107～118。 又由式得： 考慮到該軸段上裝聯軸器和有鍵槽，故將估算直徑加大3%～5%，取為16.5～18.6mm。由設計手冊取標準直徑d=18mm （3）設計軸的結構 1）確定軸的固定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。參考圖如下圖3。 2)確定各軸段的直徑 如下圖3，軸段①（外伸端）直徑最小，d1=18mm；考慮到

49、要對安裝在軸段①上的聯軸器進行定位，軸段②上應有軸肩，同時為順利地在軸段②上安裝軸承，軸段②必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段②的直徑為d2=25mm；由于小齒輪④的齒頂圓直徑為54mm，即d4=54mm；用相同的方法確定軸段⑥的直徑d6=25mm；為了便于拆卸左右軸承，可查出6205型滾動軸承的安裝高度為3mm，取d3=d5=30mm。 3)確定各軸段的長度 小齒輪輪轂寬度為55mm，則軸段④的長度取l4=55mm；為保證小齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面于箱體內壁間應留有一定的間距，根據高速軸的齒輪與箱體間的距離，取該間距為10mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為15mm）

50、，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段l5=15mm,l6=15mm,l3=87.5mm，根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取l2=70mm；查閱有關聯軸器手冊取l1=40mm。 4)確定鍵槽的主要尺寸 在軸段①上加工出鍵槽，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽寬度按軸段直徑查手冊得到。經查表《鍵的主要尺寸》得到： 高速軸上①段的鍵槽鍵寬b為6mm，鍵高h為6mm， 鍵長L為30mm。 5）選定軸的結構細節(jié)，如倒角、圓角、退刀槽等的尺寸。按設計結果畫出軸的結構草圖（見圖3） 圖3 （五）齒輪的結構設計 1、直齒圓柱齒輪Ⅰ的

51、設計 由于直齒齒輪的齒頂圓直徑da≤200mm時，采用實體式結構，此結構型式的齒輪常用鍛鋼制造。 齒輪Ⅰ的小齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）： 分度圓直徑d 齒頂高ha 齒根高h f 齒寬b1 50 2 2.5 55 齒頂圓直徑d a 齒根圓直徑d f 中心距a 模數m 54 45 113 2 齒輪Ⅰ的大齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）： 分度圓直徑d 齒頂高ha 齒根高h f 齒寬b2 176 2 2.5 50 齒頂圓直徑d a 齒根圓直徑d f 中心距a 模數m 180 171 113 2 直齒圓柱齒輪Ⅰ的

52、圖樣如下圖所示： 圖4 2、直齒圓柱齒輪Ⅱ的設計 當直齒齒輪的齒頂圓直徑da≤200mm時，采用實體式結構；當直齒齒輪的齒頂圓直徑da=200～500mm時，采用腹板式結構。這些結構型式的齒輪一般多用鍛鋼制造。 齒輪Ⅱ的小齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）： 分度圓直徑d 齒頂高ha 齒根高h f 齒寬b1 75 3 3.75 80 齒頂圓直徑d a 齒根圓直徑d f 中心距a 模數m 81 67.5 135 3 齒輪Ⅱ的大齒輪的各部分尺寸見下表（單位：mm）： 分度圓直徑d 齒頂高ha 齒根高h f 齒寬b2 195 3 3.75

53、 75 齒頂圓直徑d a 齒根圓直徑d f 中心距a 模數m 201 187.5 135 3 對于大齒輪腹板結構，計算如下： d1=1.6ds=1.645mm=72mm D1= da－(10～12)mn=201－(10～12)3 =165～171mm，取D1=168mm D0=1/2（D1＋d1）=1/2（168＋72）mm=120mm d0=0.25（D1－d1）=0.25（168－72）mm=24mm c=0.3b=0.375mm=22.5mm 直齒圓柱齒輪Ⅱ的小齒輪圖樣如下圖所示： 圖5 直齒圓柱齒輪Ⅱ的大齒輪圖樣如下圖所示： 圖6 （六

54、）滾動軸承的選擇 根據安裝軸承的直徑和安裝尺寸B的大小來選擇軸承代號，而B的大小由軸承與減速器連接的結構來確定。并經查表10.1《深溝球軸承》得： 高速軸兩端選擇新標準的代號為6205的軸承； 中間軸兩端選擇新標準的代號為6205的軸承； 低速軸兩端選擇新標準的代號為6208的軸承。 軸承的示意圖（如圖7）： 圖7 軸承的基本尺寸如下表： 軸承 代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm d D B rs min da min Da max ras max 6205 25 52 15 1 31 46 1 6208 40 80 1

55、8 1.1 47 73 1 （七）聯軸器的選擇和強度校核 1、聯軸器的選擇 在選擇聯軸器時，首先應根據工作條件和使用要求確定聯軸器的類型，然后再根據聯軸器所傳遞的轉矩、轉速和被連接軸的直徑確定其結構尺寸。 型號 公稱扭矩/Nm 許用轉速/（r/min） 軸孔直徑（d1、d2） 軸孔長度 Y型 J、J1、Z型 鐵 鋼 mm L L1 L HL1 160 7100 7100 16，18 42 30 42 型號 D 質量/kg 轉動慣量/kgm2 許用補償量 徑向△Y 軸向△X mm mm HL1 90 2 0

56、.0064 0.15 0.5 因為彈性柱銷聯軸器傳遞轉矩的能力大、結構更簡單、耐用性好，用于軸向竄動較大、正反轉或啟動頻繁的場合。而彈性套柱銷聯軸器易磨損、壽命較短，故選用彈性柱銷聯軸器。 查表《彈性柱銷聯軸器》可知蝸桿軸聯接電動機選用HL1型號，聯軸器的基本數據如上表： 2、聯軸器的校核 聯軸器的計算轉矩可按下式計算： Tc=KT 式中T為名義轉矩，單位為Nm；Tc為計算轉矩，單位為Nm； K為工作情況系數，由表《聯軸器和離合器的工作情況系數K》得：K=1.4 蝸桿軸與電動機之間的聯軸器校核 名義轉矩T=9.48Nm，則Tc=1.49.48Nm=13.27Nm 由上表

57、知：額定轉矩Tm=160Nm；許用轉速[n]=7100 r/min。 又Tc=13.27Nm＜Tm=160Nm；n=1400 r/min＜[n]=7100 r/min， 所以選擇該聯軸器合適。 （八）鍵的選擇和強度校核 1、鍵的選擇 鍵應該選擇平鍵A型，平鍵連接結構簡單、裝卸方便，對中較好，故應用很廣泛。根據軸徑及查表《鍵的主要尺寸》可得： 低速軸⑥段鍵槽鍵寬b為10mm，鍵高h為8mm，鍵長L為70mm。 低速軸②段鍵槽鍵寬b為14mm，鍵高h為9mm，鍵長L為60mm。 中間軸②段鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h為7mm，鍵長L為70mm。 中間軸④段鍵槽鍵寬b為8mm，鍵高h

58、為7mm，鍵長L為40mm。 高速軸①段鍵槽鍵寬b為6mm，鍵高h為6mm，鍵長L為30mm。 2、鍵的校核 對于鍵的校核，選擇低速軸上⑥段的鍵進行校核，其他鍵同樣的原理和步驟進行校核。 低速軸上⑥段平鍵連接的受力情況（如圖8）： 圖8 鍵的工作長度l=L-b=70-10=60mm。 T為被固定零件傳遞的轉矩，單位為Nmm；T=2.91105Nmm。 由于鍵載荷性質為輕微沖擊，經查表《鍵連接的許用應力》得： 鍵連接中最弱材料的許用擠壓應力[σjy]=100～120MPa； 又 因此，選用該鍵是合適的。 三、減速器的結構設計 （一）軸、滾動軸承的組合設計 1、軸的

59、結構設計 軸的強度與工作應力的大小和性質有關。因此在選擇軸的結構形狀時應注意以下幾個方面： （1）使軸的形狀接近于等強度條件，以充分利用材料承載能力； （2）盡量避免各軸段剖面突然改變以降低局部應力集中，提高軸的疲勞強度； （3）改變軸上零件的布置，有時可以減小軸上的載荷； （4）改進軸上零件的結構也可以減小軸上的載荷。 同時，零件在軸上的固定要根據零件的作用來確定。軸與其他零件相配合時，軸頭或軸頸、端面應該縮過2～3mm，以保證軸上零件的壓緊，為了保證零件端面緊靠定位面，軸肩處的圓角半徑R不能太大，應使R≤C或R＜R’，若同一軸的多個軸段上有鍵槽時，為了減少鍵槽加工時的裝夾次數，

60、各鍵槽在軸同一側表面線上加工。 2、滾動軸承的組合設計 滾動軸承的標準部件，設計時只需要選擇軸承的類型和型號，并進行軸承的組合設計即可，軸承類型是根據載荷大小、方向和極限轉速高低、旋轉精度、工作條件及經濟性等要求來選擇尺寸大小，由軸承的壽命計算來確定；為使軸正常工作通常采用如下調整措施：保證滾動軸承應有的間隙，軸承底座及壁應有足夠的厚度，并用加強肋加強其剛性。 軸承的組合設計包括軸承套圈的軸向固定、軸組件的軸向固定、軸承的預緊、滾動軸承的配合與裝拆，軸承的潤滑與密封。 （二）箱體的結構設計 1、箱體的結構分析 一般絕大多數中、小型減速器均采用滾動軸承，只有載荷很大，工作條件惡劣，在

61、轉速很高的場合才采用滑動軸承。 箱體時減速器中的一個重要零件，是被用來支承和固定軸系零件保證傳動零件的正確嚙合，使箱體內零件具有良好的潤滑及密封，箱體的形狀較為復雜，其重量占整個減速器總重量的一半，因此箱體結構設計對減速器工作性能，制造工藝，材料消耗很重要及成本有很大影響，設計時必須全面考慮。 減速器根據其毛坯制造方法和箱體部分等可分為：鑄造箱體和焊接箱體 箱體大多數時鑄造而成，材料多采用灰鑄鐵HT200或HT250，對于重型箱體，為了提高承受振動和沖擊的能力，可采用球墨鑄造或鑄鋼。 鑄造箱體剛性好，易切削并可得到合理的復雜外形，但重量大，適宜用于成批生產。 在單件生產中，特別是大型

62、減速器，為了減輕重量和縮短生產周期，箱體常采用Q215或Q235鋼板焊接而成。軸承底座部分用于鑄鋼制成，焊接箱體的壁厚可比鑄造箱體壁厚薄20%～30%。 為使箱體零件裝卸方便，箱體常制成剖分式，其剖分面常與軸線平面重合，由水平和傾斜兩種，前者加工方便應用較多，后者有利于各級齒輪傳動的潤滑，但部分處結合面加工困難，應用較少。 2、箱體的結構尺寸 名 稱 符號 計算公式 結果 箱座厚度 δ δ=0.025a+1≥8 8 箱蓋厚度 δ1 δ1=0.02a+1≥8 8 箱蓋凸緣厚度 b1 b=1.5δ1 12 箱座凸緣厚度 b b=1.5δ 12 箱

63、座底凸緣厚度 b2 b=2.5δ 20 地腳螺釘直徑 df df=0.036a+12 M20 地腳螺釘數目 n a≤250時，n=4 4 軸承旁聯結螺栓直徑 d1 d1=0.75df M16 蓋與座聯結螺栓直徑 d2 d2=（0.5～0.6）df M10 軸承端蓋螺釘直徑 d3 d3=（0.4～0.5）df M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 d4=（0.3～0.4）df M6 定位銷直徑 d d =（0.7～0.8）d2 8 df，d1，d2至外箱壁的距離 C1 見表《凸臺及凸緣的結構尺寸》 26 22 16 df，d1，d

64、2至凸緣邊緣距離 C2 見表《凸臺及凸緣的結構尺寸》 24 20 14 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2 20 外箱壁至軸承座端面的距離 l1 l1= C1+ C2+（5～10） 48 齒輪頂圓與內箱壁距離 △1 △1>1.2δ 15 齒輪端面與內箱壁距離 △2 △2>δ 10 箱蓋，箱座肋厚 m1、m m1=0.85δ1；m=0.85δ 7 7 軸承端蓋外徑 D2 D2=D+(5～5.5)d3 120（低速軸） 92（中間軸） 92（高速軸） 軸承旁聯結螺栓距離 S S≈D2 120（低速軸） 92（中間軸） 92（

65、高速軸） （三）減速器的附件結構設計 1、通氣器 通氣器的結構不僅要由通氣能力，而且還要有能防止灰塵進入箱體內；故通氣孔不僅要直通頂端，較完善的通氣器內部做成各種曲路，并有金屬網，以減少灰塵隨空氣吸入箱體，通氣器選擇通氣帽式的，并選用d為M271.5的通氣器。 通氣器的各部分尺寸如下表： d D1 B h H D2 M271.5 15 ≈30 15 ≈45 36 H1 a δ K b 32 6 4 10 8 h1 b1 D3 D4 L 22 6 32 18 32 圖9 2、油標 油標的作用是觀察箱體內油面的高度，

66、它設置在便于檢查及油面穩(wěn)定之處。 常用的油標有圓形油標、長形油標、管狀油標和桿式油標等。一般多用帶有螺紋的桿式油標。采用桿式油標時，應使箱座油標座孔的傾斜位置便于加工和使用，油標安置的部位不能太低，以防油進入油標座孔而溢出。 油標的各部分尺寸如下表： d d1 d2 d3 h M16 4 16 6 35 a b c D D1 12 8 5 26 22 油標樣圖（如圖10） 圖10 3、放油螺塞 放油孔應設在箱座底面的最低處，常將箱體的內底面設計成放油孔方向傾斜1～1.5，并在其附近做成一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。 根據減速器箱體結構選擇六角螺塞M10，其尺寸如下表： d d1 D e