兩級圓柱齒輪減速器課程設計電動絞車傳動

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1、 一、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 2原始數據 帶式運輸機傳動裝置的原始數據如下表所示 帶的圓周力F/N 帶速V/（m/s） 滾筒直徑D/mm 1550 2 300 3工作條件 三班制，使用年限10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. 傳動方案： 圖2 二、電動機的選擇 （1）選擇電動機類型 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。 （2）選擇電動機容量 電動機所需工作功率，按參考文獻[1]的

2、（2-1）為 由式（2-1）得 kw 根據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[1]第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯軸器效率，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[1]第19章所示Y型三相異步電動機的技術參數，選電動機的額定功率為4 kw。 （3）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，

3、兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為8~40，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1500和3000兩種方案進行比較。由參考文獻[1]表19-1查得電動機數據及計算出的總傳動比列于表1中 表1 電動機數據及總傳動比 方案 電動機型 號 額定功率 電動機轉速n/() 總傳動 比 同 步 轉 速 滿 載 轉 速 1 Y112M-4 4 1500 1400 11.3 2 Y112M-2 4

4、 3000 2890 22.7 表1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，選用方案1較好，即選定電動機型號為Y112M-4。 三．傳動裝置的總傳動比及其分配 計算總傳動比： 根據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）

5、，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3～5，所以選,。 四．計算傳動裝置的運動和動力參數 傳動裝置運動和動力參數的計算 （1）各軸轉速 （2）各軸輸入功率 工作機軸 （3）各軸輸入轉距 工作機軸 表2 運動和動力參數 軸號 功率P/kw 轉距T/(N.m) 轉 速 n/(r/min) 傳動比i 效率 電動機軸 3.64 24.14 1440 1 0.99

6、高速軸Ⅰ 3.60 23.90 1440 3.98 0.97 中速軸Ⅱ 3.50 92.20 361.81 2.84 0.97 低速軸Ⅲ 3.39 253.99 127.43 1 0.99 工作機軸 3.37 251.45 127.43 五．齒輪零件的設計計算 （一）高速級齒輪的設計 設計參數： 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。 1）運輸機為一般工作機器，轉速不

7、高，故選用7級精度（GB10095-88） 2）材料及熱處理： 由參考文獻[2]表10-1選擇小齒輪材料為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。 3）試選小齒輪齒數，大齒輪齒數 ，取 4）選取螺旋角。初選螺旋角β=14。 2.按按齒面接觸強度設計 按參考文獻[2]式（10-21）計算，即 （1）確定公式內的各計算數值 1）試選Kt=1.6 2）由參考文獻[2]圖10-30選取區(qū)域系數ZH=2.433 3）由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數Φd=1 4）由參考文獻[2]圖10-26查得

8、 5）小齒輪轉距23.90N.mm 6）由由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數 7）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 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 8）由參考文獻[2]式（10-13）計算應力循環(huán)次數 9）由參考文獻[2]圖10-19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

9、圓周速度 3）計算齒寬b及模數 4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻[2]表10-2選取使用系數取 根據，7級精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相同 故 ； 由參考文獻[2]圖10-13查得 由表10-3查得。故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[2]式（10-10a） 得 7）計算模數 3．按齒根彎曲強度設計 由參考文獻[2]式（10-17） （1）確定計算參數 1）計算載荷系數 2）根據縱向重合度，從

10、參考文獻[2]圖10-28查得螺旋角影響系數Yb=0.88 3）計算當量齒數 4）查取齒型系數 由參考文獻[2]表10-5查得； 5）查取應力校正系數 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，； 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大于由齒跟彎曲疲勞強

11、度計算的法面模數，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=40.25mm來計算應有的齒數。于是由 取=26，則，取=103。 4．幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為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、、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?。?。 （二）低速級齒輪的設計 設計參數： 1．選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數。 1）按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒

12、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，大齒輪齒數，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 （1）確定公式內的各計算數值 1）試選Kt=1.3 2）由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數Φd=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 5）由參考文獻[2

13、]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 7）由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系； 8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數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 齒高 5)計算載荷系數K 已知載荷平穩(wěn)，由參

14、考文獻[2]表10-2選取使用系數??； 根據，7級精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數； 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 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a） 得 7）計算模數 3. 按齒根彎曲強度設計 由參考文獻[2]式（10-5） （1）計算公式內的各計算數值 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；

15、 2）由參考文獻[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數，； 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 5）查取齒型系數 由參考文獻[2]表10-5查得；。 6）查取應力校正系數 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m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數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定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘

16、積）有關，可取由彎曲強度算得的模數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 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 則取；。 小結： 表 3 項目 d/mm z mn /mm B /mm b 材料 旋向 高 速 級 齒輪1 40.20 26 1.5 50 40Gr 左旋 齒輪2 159.28 103 45 45鋼

17、 右旋 低 速 級 齒輪3 65 26 2.5 70 40Gr 齒輪4 185 74 65 45鋼 六．軸的設計 齒輪機構的參數列于下表： 表4 級別 高速級 低速級 26 103 26 74 1.5 1.5464 /mm 2.5 2.5 0 1 齒寬/mm ； ； （一）高速軸的設計。 已知參數： ，， 1．求作用在齒輪上的力 因已知

18、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軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯軸器的孔徑相適應，需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉距 ，查參考文獻[2]表14-1，考慮到轉距變化很小，故取，則 按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉距條件，查參考文獻[1]標準GB/T5014-2

19、003，選用LX1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉距為250000N.mm。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度L=42mm，半聯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）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取 Ⅱ-Ⅲ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。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應比略短一些，現取。 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

20、承。參照工作要求并根據，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距離（為端面模數），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據，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右端面間的距離,故取。 5）已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。 6）取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒

21、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=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 半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯軸器與軸連接，按由參數文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯軸器與軸配合為。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

22、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3。 4．求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖（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。根據軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 高速軸彎距圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。 表5 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎距M

23、 總彎距 扭距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距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數據，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。 （二）中速軸的設計 已知參數： ，， 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。

24、 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）根據軸向定位的要求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Ⅱ-Ⅲ的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采

25、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h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。 3) 取安裝大齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ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

26、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，由參數文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，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）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，

27、各軸肩處的圓角半徑見圖5。 4．求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖（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。根據軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面。現將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表6 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N

28、， 彎距M 總彎距 扭距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距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數據，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。 （三）.低速軸的設計 已知參數： ，， 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

29、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。根據參考文獻[2]表15-3，取，于是得 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯軸器的孔徑相適應，需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉距 ，查參考文獻[2]表14-1，考慮到轉距變化很小，故取，則 按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉距條件，查參考文獻[1]標準GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉距為560000N.mm。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸

30、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）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取 Ⅱ-Ⅲ段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應比略短一些，現取 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，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

31、 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h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，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右端面間的距離,故取。 5）取齒輪距箱體內壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為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

32、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、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時為了保證半聯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，半聯軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯軸器與軸的配合為。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

33、載荷 首先根據軸的結構圖（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距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖8 低速軸的彎距圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表7 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎距M 總彎距 扭距

34、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距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數據，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。 七.鍵的校核 （一）高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯軸器采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長L=25mm。聯軸器、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[]=100～200Mpa,取其平

35、均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯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。 （二）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[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。 鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度

36、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[]=100～200Mpa,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。 （三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外

37、伸端處鍵的校核 已知軸與聯軸器采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長L=45mm。聯軸器、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[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯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

38、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[]=100～200Mpa,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 八.軸承壽命的驗算 (一)高速軸上軸承的壽命校核 已知參數， 。 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

39、，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和軸向載荷系數為。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。 (二)中速軸上軸承的壽命校核 已知參數， =72000h。

40、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和軸向載荷系數為。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

41、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2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 (三)低速軸上軸承的壽命校核 已知參數，。 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。 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 4.校核軸承壽命 由參考文獻[2]式（13-

42、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。 九．潤滑與密封 （一）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，大齒輪的齒頂到油底面的距離≥30~50mm。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。 （二）密封： 防止外界的灰塵、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。

43、 選電動機型號為Y112M-4。 傳動比分配為

44、

45、 取 =26;=103 a=99.74mm

46、 取 =26；=74

47、 選用LX1型彈性柱銷聯軸器。 選用單列圓錐滾子軸承30205。

48、 高速軸的強度滿足要求。 選用單列圓錐滾子軸承30207。

49、 中速軸的強度滿足要求。 選用LX1

50、型彈性柱銷聯軸器。 低速軸

51、的強度滿足要求。 高速軸上的鍵滿足強度要求。 中速軸上鍵滿足強度要求。 低速軸上的鍵滿足強度要求。

52、 高速軸上的軸承滿足壽命要求。 中速軸上軸承的壽命要求。 低速軸上的軸承滿足壽命要求。

53、 十．設計小結 由于時間緊迫，所以整個設計做得比較快，難免有個別小錯誤。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，會避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 十一.參考文獻 [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，2007.10 [2]濮良貴，紀名剛.機械設計(第八版)[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [3]吳宗澤，機械設計使用手冊（第二版）.北京：化學工業(yè)出版社，2003.10 [4]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,2006.5