二級展開式圓柱齒輪減速器說明書（無圖紙）

材料成型及控制工程 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目： 二級展開式圓柱齒輪減速器 學(xué)生姓名： 學(xué)號 : 學(xué) 院： 專 業(yè)： 班 級： 指導(dǎo)教師： 2011 年 6 月 2 目錄 一、設(shè)計任務(wù)書 . . (3) 二、動力機的選擇 . . (4) 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) . (5) 四、傳動件設(shè)計計算（齒輪） (6) 五、軸的設(shè)計 . . . . . . . . (12) 六、滾動軸承的計算 . . .(18) 七、連結(jié)的選擇和計算 . . (19) 八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 .(20) 九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . . (20) 十、設(shè)計總結(jié) . .(21) 十一、參考資料 . . . (21) 3 一 設(shè)計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計題號 1 1 帶式運輸機的工作原理 （ 二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖 ） 2 工作情況：已知條件 1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35； 2) 使用折舊期； 8年； 3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； 4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V； 5) 運輸帶速度允許誤差： 5%； 6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 3 原始數(shù)據(jù) 題號 參數(shù) 3 運輸帶工作拉力 F/N 2300 運輸帶工作速度 v/(m/s) 1.1 卷筒直徑 D/mm 300 注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。 二 動力機選擇 因為動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V； 所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機。 1 電動機容量的選擇 1） 工作機所需功率 Pw 由題中條件 查詢工作情況系數(shù) KA ， 查得 K A=1.3 設(shè)計方案的總效率 0= 1* 2* 3* 4* 5* 6 n 本設(shè)計中的 聯(lián) 聯(lián)軸器的傳動效率（ 2個），軸 軸承的傳動效率 （ 4對）， 齒 齒輪的傳動效率（ 2對），本次設(shè)計 中有 8級傳動效率 其中聯(lián)=0.99 （ 兩 對 聯(lián) 軸 器 的 效 率 取 相 等 ） 123承軸=0.99（ 123 為減速器的 3 對軸承） 4承軸=0.98（ 4 為卷筒的一對軸承） 齒=0.95（兩對齒輪的效率取相等） 總=421 2 33 軸承聯(lián)齒軸承聯(lián) = 98.0*99.0*95.0*99.0*99.0 23 =0.84110 2） 電動機的輸出功率 Pw=kA*41000 軸承FV =3.3561KW Pd Pw/總，總=0.84110 Pd 3.3561/0.84110=3.990KW 2 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 由 v=1.1m/s 求卷筒轉(zhuǎn)速 nw V =1000*60 wdn=1.1 nw=140.127r/min nd（ i1 i2 in） nw 根據(jù)該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速 器中存在二級傳動比 i1,i2，其他 傳動比都等于 1。由表 1 8 知圓柱齒輪傳動比范圍為（ i1*i2） 8。 所以 nd (i1*i2) nw=8* nw 所以 nd 的范圍是 1121.016r/min，初選為同步轉(zhuǎn)速 為 1440r/min 的電動機 3電動機型號的確定 由表 12 1 查出電動機型號為 Y112M 4,其額定功率為 4kW，滿載轉(zhuǎn)速 1440r/min?；痉项}目所需的要求。 總=0.8411 Pw=3.3561KW Pd 3.990KW nw=140.127r/min 電機 Y112M 4 5 電 動 機型號 額定功率 /KW 滿載轉(zhuǎn)速r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/Kg Y112M 4 4.0 1440 2.2 2.3 43 三 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：總i nm/nw nw 140.127 nm=1440r/min i 10.276 2 合理分配各級傳動比 由于減速箱是展開式布置，所以 i1（ 1.3-1.5） i2。 因為 i 10.276，取 i 11，估測選取 i1=3.9 i2=2.8 速度偏差為 1%，所以可行。 3 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速的計算 電動機轉(zhuǎn)軸速度 n0=1440r/min 高速 I n1=0inm =1440r/min 中間軸 II n2=11in=369.23r/min 低速軸 III n3= 22in=131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各軸功率 電動機額定功率 P0=Pd*01=4KW (n01=1) 高速 I P1=P0*n12=P0*軸承聯(lián) nn = 4*0.99*0.99= 3.92 KW (n12 = 軸承聯(lián) nn=0.99*0.99=0.98) 中間軸 II P2=P123=P1*n 齒 *n 軸承 =3.92*0.95*0.99=3.69 KW (n23=軸承齒 nn=0.95*0.99=0.94) 低速軸 III P3=P2*n34=P2*軸承齒 nn=3.69*0.95*0.99=3.47 KW (n34= 軸承齒 nn=0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*軸承聯(lián) nn=3.47*0.98*0.99= 3.37KW （ n45=軸承聯(lián) nn=0.98*0.99=0.96） 傳動比 11 i1=3.9 i2=2.8 各軸速度 n0=1440r/min n1=1440r/min n2=369.23r/min n3=131.87r/min n4=131.87r/min 各軸功率 P0 =4KW P1=3.92KW P2=3.69KW P3=3.47KW P4=3.37KW 6 各軸轉(zhuǎn)矩 電動機轉(zhuǎn)軸 T0=2.2 N m 高速 I T1=9550*P1/n2 =25.997 N m 中間軸 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N m 低速軸 III T3= 9550*P3/n3= 251.297N m 卷筒 T4=9550*P4/n4=244.055 N m 其中 Td=9550*Pd/nd (n*m) 項 目 電動機 軸 高速軸 I 中間軸 II 低速軸 III 卷筒 轉(zhuǎn)速（ r/min） 1440 1440 369.23 131.87 131.87 功率（ kW） 4 3.92 3.69 3.47 3.37 轉(zhuǎn)矩（ N m） 2.2 25.997 95.441 251.297 244.055 傳動比 1 1 3.9 2.8 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四 傳動件設(shè)計計算（齒輪） A 高速齒輪的計算 輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 3.92KW 1440r/min 3.9 25.997N m 1.3 1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2） 精度等級選用 7 級精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù) z1 20，大齒輪齒數(shù) z2 78； 2 按齒面接觸強度設(shè)計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算。按下式計算 ，即 dt 2.32* 3 21 HEdt ZuuTK 各軸轉(zhuǎn)矩 T1=25.997N m T2=95.441 N m T3=251.297N m T4=244.055N m T1=25.997Nm T2=95.441N m T3=251.297 N m T4=244.055 N m 7 級精度； z1 20 z2 78 7 3 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1） 試選 Kt 1.3 （ 2） 由表 選取尺寬系數(shù) d 1 （ 3） 由表查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8Mpa （ 4） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa； （ 5） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n1jLh 60 1440 1（ 2 8 365 8） 4 10e9 N2 N1/3.9 10.26 10e8 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小 時 （ 6） 由表查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 0.90； KHN2 0.95 （ 7） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1，由式（ 10 12）得 H1 0.90 600MPa 540MPa H2 0.95 550MPa 522.5MPa 2） 計算 （ 1） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t 3 21 1*32.2 HEdt ZuuTK = 323.5522.8189103 . 91.93197.9253.12.32 =41.206 （ 2） 計算圓周速度 v=100060 21 nd t=1 0 0 060 1 4 4 02 0 6.4114.3 =3.1053 （ 3） 計算齒寬 b 及模數(shù) m b= dd1t=1 41.206mm=41.206mm m=11zdt=20206.41=2.0603 h=2.25mnt=2.25 2.0603mm=4.6357mm b/h=41.206/4.6357=8.89 （ 4） 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v=3.1053m/s,7 級精度，查得動載系數(shù) KV=1.42；查表得 7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHB的計算公式和直齒輪的相同， Kt 1.3 d 1 N1 4 10e9 N2 10.26 10e8 KHN1 0.90 KHN2 0.95 S 1 H1 540MPa H2 522.5MPa d1t =41.206 v =3.1053m/s b=41.206mm m=2.0603 h=4.6357mm b/h=8.89 KA=1 8 故： KHB=1.42+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 10 3 b =1.42+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*41.206=1.7175 由 b/h=8.89， KHB=1.7175 查表 10 13 查得 KFB =1.45 由表 10 3 查得 KH =KF =1.1。故載荷系數(shù) K=KAKVKH KH =1 1.42 1.1 1.7175=2.6827 （ 5） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 1式（ 1010a）得 d1= 31 / tt KKd=3 45.168 27.2206.41 mm=50.5850mm （ 6） 計算模數(shù) m m11zd=205850.50mm=2.530 4 按齒根彎曲強度設(shè)計 由 1式 (10 5) m 3 212 c o s2FSaFadYYzK 1） 確定計算參數(shù) 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度 F2=380MPa 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S=1.4 見表 10-12 得 F1=（ KFN1* F1） /S=4.1 500*85.0=303.57Mpa F2= （ KFN2* F2） /S=4.1 380*88.0=238.86Mpa （ 1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKF KF =1 1.42 1.1 1.45=2.2649 （ 3）查取齒形系數(shù)。 YFa1=2.80； YFa2=2.27 （ 2） 查取應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=1.55, Ysa2=1.79 （ 3） 計算大、小齒輪的并 FSaFaYY加以比較 1 11F SaFa YY=57.303 55.180.2 =0.01430 2 22F SaFa YY=86.238 79.127.2 =0.01701 KHB=1.41652 KFB =1.45 KH =KF =1.1 K=2.6827 d1=50.5850mm m=2.530 F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.85 KFN2=0.88 S=1.4 F1= 303.57Mpa F2 =238.86Mpa K=2.2649 Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 1 11F SaFaYY=0.01430 2 22F SaFa YY=0.01701 9 大齒輪的數(shù)值大。 2） 設(shè)計計算 m3 2 0 1 7 0 1.0201 310997.252 6 4 9.22 e=1.7109 對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=2 Z1=d1/m=50.5850/2 26 大齒輪齒數(shù)， Z2=u* Z1=3.9*26=102 5 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=26*2=52 d2=z1m=102*2 =204 a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=128， a 圓整后取 128mm 2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 mz1 =52mm， d2 mz2 =204mm 3） 計算齒輪寬度 b= dd1， b=52mm B1=57mm， B2=52mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 4） 驗算 Ft=2T1/d1=2*25.997*10e3/52=999.885 N 23.1952 8 8 5.9 9 91 bK A F t 100N/mm 結(jié)果合適 5） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 齒數(shù) 小齒輪 2 52 57 26 大齒輪 2 204 52 102 6） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 B 低速齒的輪計算 輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 3.69KW 369.23r/min 2.8 95.441N m 1.3 1選精度等級、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 2）精度等級選用 7 級精度； 3）試選小齒輪齒數(shù) z1 24，大齒輪齒數(shù) z2 68 的； 2按齒面接觸強度設(shè)計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算 m=2 Z1=26 Z2=102 d1=52 d2=204 a=128 B1=57mm B2=52mm Ft=999.885 N 7 級 z1 24 z2 68 10 dt 2.32* 3 21 HEdt ZuuTK 3. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1） 試選 Kt 1.3 （ 2） 由 1表 10 7 選取尺寬系數(shù) d 1 （ 3） 由 1表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8Mpa （ 4） 由 1圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa； （ 5） 由 1式 10 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60n1jLh 60 369.23 1（ 2 8 365 8）1.0350 10e9 N2 N1/2.8 3.696 10e8 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 （ 6） 由 1圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 0.90； KHN2 0.95 （ 7） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1，由式（ 10 12）得 H1 0.90 600MPa 540MPa H2 0.95 550MPa 522.5MPa 4. 計算 （ 8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t 3 21 1*32.2 HEdt ZuuTK =325.5228.1898.218.21310441.953.132.2 e=65.2277 1) 計算圓周速度 v=100060 21 nd t=1 0 0 060 23.3 6 92 2 7 7.6514.3 =1.2604m/s 2) 計算齒寬 b 及模數(shù) m b= dd1t=1 65.2277mm=65.2277mm m=11zdt = 242277.65 =2.7180 h=2.25mnt=2.25 2.7180mm=6.1155mm b/h=65.2277/6.1155 =10.6660 3) 計算載荷系數(shù) K 由 1表 10 2 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v=0.4230 m/s,7 級精度，由圖 10 8 查得動載系數(shù) KV=1.14； Kt 1.3 d 1 ZE 189.8Mpa 1limH = 600MPa Hlim2 550MPa； N1 1.035 10e9 N2 3.696 10e8 KHN1 0.90 KHN2 0.95 H1 540MPa M PaH 5.5222 d1t=65.2277 v=1.2604 m/s b=65.2277mm m=11zdt=2.7180 KA=1 KV=1.14 11 由 1表 10 4查得 7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固 KHB=1.12+0.18(1+0.6 d 2 ) d 2 +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660， KHB=1.414 查 1表 10 13 查得 KFB =1.33 由 1表 10 3 查得 KH =KH =1.1。故載荷系數(shù) K=KAKVKH KH =1 1.14 1.1 1.414=1.7731 4) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 1式（ 10 10a）得 d1= 31 / tt KKd=3 3.177 31.122 77.65 mm=72.3368mm 5) 計算模數(shù) m m 11zd=243368.72mm 3.0140 6) 按齒根彎曲強度設(shè)計。由 1式 (10 5) m 3 211 2 F SaFad YYzKT 5 確定計算參數(shù) 由 1圖 10-20c 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度 F2=380MPa 由 110-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S=1.4 見 1表 10-12 得 F1= （ KFN1* F1） /S=4.1 500*85.0=303.57Mpa F2= （ KFN2* F2） /S=4.1 380*88.0=238.86Mpa 1）計算載荷系數(shù) K=KAKVKF KF =1 1.12 1.2 1.33=1.7875 2） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 有 1表 10-5 查得 YFa1=2.8； YFa2=2.18 由 1表 10 5 查得 Ysa1=1.55； Ysa2=1.79 3）計算大、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 1 11F SaFaYY=57.303 55.18.2 =0.014297 2 22F SaFa YY=86.238 79.118.2 =0.016341 KHB=1.414 K=1.7731 d1=72.3368mm m=3.0140 1F = 303.57Mpa 2F =238.86Mpa K=1.7875 1 11F SaFaYY =0.014297 2 22F SaFa YY =0.016341 12 所以 大齒輪的數(shù)值大。 6 設(shè)計計算 m= 3 211 2 F SaFad YYzKT =3 2 0 1 6 3 4 1.0241 3104 4 1.957 8 7 5.12 e=2.131 對結(jié)果進(jìn)行處理取 m=3 ，（見機械原理表 5-4，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=72.3368/3 24.1123 25 大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=2.8*25=70 7 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=25*3=75 ， d2=z2m=70*3=210 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=142.5， a 圓整后取 143mm ，d1 11mZ =75mm 2） 計算齒輪寬度 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 b= dd1 b=75mm B1=80mm， B2=75mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 7） 驗算 Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 N 935.3375 093.25451 bK A F t 100N/mm。結(jié) 果合適 8） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 3 75 20 80 大齒輪 3 210 20 75 五 軸的設(shè)計 （在本次設(shè)計中由于要減輕設(shè)計負(fù)擔(dān)，在計算上只校核 一根低速軸的強度） A 低速軸 3 的設(shè)計 1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 齒輪分度圓直徑 壓力角 3.47Kw 251.297N m 131,81r/min 210mm 20 2 求作用在齒輪上的力 Nd TF t 305.2393210 10297.25122 323 Fr=Ft*tan =2393.305*tan20 =871.092N 3 初步確定軸的直徑 m=3 Z1=25 Z2=70 a=147mm d1=75mm d2=210mm B1=80mm B2=75mm bFtk=33.935N/mm 13 先 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。 根據(jù)表 15-3 選取 A0=112。于是有 33330m i n 81.131 47.3112npAd 33.320mm 此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d1-2 為了使所選的軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 114-1,取 Ka=1.5 則； Tca=Ka*T3=1.5*251.297=376.9455N m 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5843-2003（見表 28-2），選用 GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 400 N m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。見下表 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方案 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2 軸段右端要求制出一軸肩；固取 2-3 段的直徑 d2-3=42mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm , 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，固取 1-2斷的長 度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mm b 初步選擇滾動軸承。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小 的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量 =8-16大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承 又根據(jù) d2-3=42mm 選 61909 號 右端采用軸肩定位 查 2 又根據(jù) d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45 軸肩與軸環(huán)的高度（圖中 a）建議取為軸直徑的 0.070.1倍 所以在 d7-8=45mm l6-7=12 c 取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑 d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 70，為了使 套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取 l4-5=67mm ,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （ 軸直徑的 0.070.1倍）這里 GY5 凸緣聯(lián)軸器 61909 號軸承 14 去軸肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.軸的寬度去 b=1.4h,取軸的寬度為L5-6=6mm. d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（有減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的 ,距離為 25mm。固取 L2-3=40mm e 取 齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=7mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm 則 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步確定軸得長度 3) 軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=50mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm)見 2表 4-1,L=56mm 同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合 得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考 1表 15-2，取軸端倒角為 1.2*45各軸肩處的圓角半徑見上圖 5) 求軸上的載荷（見下圖） 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在 確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出 a 值參照圖 15-23。對與 61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 計算齒輪 Ft=2T1/d1=210 10297.25123 =2393.305 N Fr= Ft tana = Ft tan20 =871.092N 通過計算有 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N M 2V2H MM 總M = 22 788.4061.93 =102.11 N m 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 彎矩 MH= 93.61 N m MV=40.788 N m 總彎矩 M 總 =102.11 N m 扭矩 T3=251.297N m 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C 的強度） 根據(jù) 1式 15-5 及表 115-4 中的取值，且 0.6（式中 15 的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取 0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取 0.6） 1）計算軸的應(yīng)力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N m 總M =102.11 N m （軸上載荷示意圖） 322232501.0297.2516.011.102)(WTMca =14.57MPa 前已選定軸的材料為 45號鋼，由 軸常用材料性能表 查得 -1=60MPa因此 ca -1，故安全。 4 選軸承 初步選擇滾動軸承。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量 ，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 在本次設(shè)計中盡可能統(tǒng)一型號 ,所以選擇 6005 號軸承 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 A 擬定軸上零件的裝配方案 B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 由低速軸的設(shè)計知 ，軸的總長 度為 6005 號軸承 16 L=7+79+6+67+30=189mm 由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm 所以左端 L1-2=12mm 直徑為 D1-2=25mm 左端軸承采用軸肩定位由 2查得 6005 號軸承的軸肩高度為 2.5mm 所以 D2-3=30mm , 同理右端軸承的直徑為 D1-2=25mm，定位軸肩為 2.5mm 在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為 a=12mm，因為大齒輪的寬 度為 42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為 L=39+12+8+12=72mm 8mm 為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度 又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多 5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm 同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為 12mm 由于第三軸的設(shè)計時距離也為 12mm 所以在該去取距離為 11mm 取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為 3mm 至此二軸的外形尺寸全部確定。 C 軸上零件得周向定位 齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d4-5=30mm 由 手冊查得平鍵 的截面 b*h=10*8(mm)見 2表 4-1,L=36mm 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與 軸得配合選 H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。 D 確定軸的的倒角和圓角 參考 1表 15-2，取軸端倒角為 1.2*45各軸肩處的圓角半徑見下 圖 C 第一軸 1 的設(shè)計 1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 齒輪分度圓直徑 壓力角 3.92Kw 25.997N m 1440r/min 52mm 20 L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm 17 2 求作用在齒輪上的力 5210997.2522 321 d TF t =999.88N Fr=Ft*tan =999.88*tan20 =363.93N 3 初步確定軸的直徑 先按式 115-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。根據(jù)表 115-3 選取 A0=112。于是有 33210m in 1 44 092.31 12 nPAd =15.64mm 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 114-1,取 Ka=1.5 則； Tca=Ka*T3=1.5*25.997=39.00N m Tca=Ka*T3=1.5*25.997=39.00N m 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5843-2003（見表 28-2），選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63 N m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 4 聯(lián)軸器的型號 的選取 查表 114-1,取 Ka=1.5 則； Tca=Ka*T3=1.5*25.997=39.00N m 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn) GB/T5843-2003（見表 28-2），選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63 N m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 見下表 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 A 擬定軸上零件的裝配方案 B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2 軸段右端要求制出一軸肩；固取 2-3 段的 直徑 d2-3=18mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=42mm , 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，固取 1-2斷的長度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=40mm b 初步選擇滾動軸承。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量 =8-16，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 ,又根據(jù)d2-3=18mm,所以選 6004 號軸承。右端采用軸肩定位 查 2 又根據(jù)d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mm c 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=25mm d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為 25mm。固取 L2-3=40mm ， c=15mm，考慮到箱體的制 tF=999.88N Fr =363.93N mind =15.64mm GY2 凸緣聯(lián)軸器 Ka=1.5 Tca=39.00N m d1=16mm 18 造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離 s,取 s=8mm 已知滾動軸承的寬度 T=12mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm，則 L3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長度 又 因為兩軸承距離為 189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查 表 15-2 取 1.0mm 六滾動軸承的計算 根據(jù)要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動軸承進(jìn)行校核 ，在前面進(jìn)行軸的計算時所選軸 3 上的兩滾動軸承型 號均為 61809，其基本額定動載荷 NC r 4650 ，基本額定靜載荷 NCr 43200 ?，F(xiàn)對它們進(jìn)行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知軸承 2 所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承 2，所以只需對軸承 2 進(jìn)行校核，如果軸承 2 滿足要求，軸承 1 必滿足要求。 1）求比值 軸承所受徑向力 NNF r 5.1 7 4 523.6 9 72.1 6 0 0 22 所受的軸向力 NFa 0 它們的比值為 0raFF 根據(jù) 1表 13-5，深溝球軸承的最小 e 值為 0.19，故此時 eFFra 。 2）計算當(dāng)量動載荷 P，根據(jù) 1式（ 13-8a） )(arP YFXFfP 按照 1表 13-5， X=1， Y=0,按照 1表 13-6， 2.10.1Pf ， 取 1.1Pf 。則 NNP 1 9 2 005.1 7 4 511.1 ）（ 3）驗算軸承的壽命 NC r 4650 NC r 43200 0raFF P=1290N 19 按要求軸承的最短壽命為 hhLh 4 6 7 2 083 6 582 （工作時間） ,根據(jù) 1式（ 13-5） hhhPCnL rh4 6 7 2 05 3 0 4 21 9 2 01 2 8 0 09 3 . 1 r / m i n60106010 366 ）（）（ 3 對于球軸承取 3） 所以所選的軸承 61909 滿足要求。 七連接的選擇和計算 按要求對低速軸 3 上的兩個鍵進(jìn)行選擇及校核。 1）對連接齒輪 4 與軸 3 的鍵的計算 （ 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8 以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（ A 型）。 根據(jù) d=52mm 從 1表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=16mm，高度 h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=63mm。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由 1表 6-2 查得許用擠壓應(yīng)力M P ap 120100 ，取平均值， MPap 110 。鍵的工作長度 l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 10=5mm。根據(jù) 1式（ 6-1）可得 M P aM P aM P ak l dT pp 1 1 06.4352475 1044.2 6 62102 33 所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 16 10 63 GB/T 1069-1979。 2）對連接聯(lián)軸器與軸 3 的鍵的計算 （ 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 類似以上鍵的選擇，也可用 A 型普通平鍵連接。 根據(jù) d=35mm 從 1表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm，高度 h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由 1表 6-2 查得許用擠壓應(yīng)力M P ap 120100 ，取其平均值， MPap 110 。鍵的工作長度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 8=4mm。根據(jù) 1式（ 6-1）可得 M P aM P aM P ak l dT pp 1 1 04.6335604 1044.2 6 62102 33 所以所選的鍵滿足強度要求。 鍵的標(biāo)記為：鍵 10 8 70 GB/T 1069-1979。 圓頭普通平鍵 （ A 型） p=43.6Mpa 鍵 16 10 63 p=63.4Mpa 20 八潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大， 所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查 2表 7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（ GB/T 433-1989），代號為 L-AN32。 由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查 2表 7-2，選用鈣基潤滑脂（ GB/T 491-1987），代號為 L-XAMHA1。 為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之