帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器

1、課 程 設 計資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2011 2012 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 職稱 教授 學生姓名 專業(yè)班級 班級 學號 題 目 帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2012 年 1 月 1 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數量備 注1課程設計任務書12課程設計說明書13課程設計圖紙張4裝配圖15零件圖26 課程設計任務書20092010學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 材料成型 專業(yè) 班級課程名稱： 機械設計 設計題目： 帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 完成期限：自 20

2、11 年 12 月 21 日至 2012年 1 月 1 日共 2 周內容及任務一、設計的主要技術參數：運輸帶牽引力F=2180 N；輸送速度 V=1.07m/s；滾筒直徑D=300 mm。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，運輸帶速度允許誤差5%。二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設計說明書1份（60008000字）。進度安排起止日期工作內容2009.1

3、2.21-2009.12.22傳動系統(tǒng)總體設計2009.12.23-2009.12.25傳動零件的設計計算2009.12.25-2009.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書2010.01.01交圖紙并答辯主要參考資料1.機械設計（第八版）（濮良貴，紀明剛主編 高教出版社）2.機械設計課程設計（金清肅主編 華中科技大學出版社）3.工程圖學（趙大興主編 高等教育出版社）4機械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量技術基礎（徐雪林主編 湖南大學出版社）6.機械設計手冊（單行本）（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.材料力學（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導教師（簽字）： 年

4、 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機 械 設 計設計說明書帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器（10）起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日學生姓名黃永昇班級材料091學號09405701110成績指導教師(簽字)機械工程學院（部）2011年01月01日目 錄1 設計任務書2 傳動方案的擬定3 電動機的選擇4 確定總傳動比及分配各級傳動比5 傳動裝置運動和運動參數的計算6 齒輪的設計及計算7 軸的設計及計算8 軸承的壽命計算及校核9 鍵聯接強度的計算及校核10 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇11 減速器箱體及附件的設計12 設計

5、小結13 參考文獻一. 課程設計書設計課題:設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載起動,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,電壓380/220V表一: 題號 參數12345運輸帶工作拉力（kN）1.972.182.032.002.06運輸帶工作速度（m/s）1.251.071.221.231.2卷筒直徑（mm）350300350350350二. 設計要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設計

6、說明書一份。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯軸器設計2.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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖

7、所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.960.970.960.759；為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。3.電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/21801.07/10000.7592.93kW, 執(zhí)行機構的曲柄轉速為n=68.15r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為nin（16160）68.151090.41

8、0904r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD132515 345 315216 1781236 8010 414.確定傳動裝置的總傳動比和

9、分配傳動比（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/68.1521.13（2） 分配傳動裝置傳動比式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為21.13/2.39.19根據各原則，查圖得高速級傳動比為3.24，則2.845.計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速 1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.84=60.04r/min=60.04 r/min（2）各軸輸入功率2.930.962.81kW22.810.980.95

10、2.62kW22.620.980.952.44kW24=2.440.980.972.32kW則各軸的輸出功率：0.98=2.75kW0.98=2.57kW0.98=2.39kW0.98=2.27 kW（3） 各軸輸入轉矩 = Nm電動機軸的輸出轉矩=9550 =95502.93/1440=19.43 N所以: =19.432.30.96=42.90Nm=42.903.240.980.95=129.40 Nm=129.402.840.980.95=342.14Nm=342.140.950.97=315.28 Nm輸出轉矩：0.98=42.04 Nm0.98=126.81 Nm0.98=335.3

11、0Nm0.98=308.97 Nm運動和動力參數結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸2.9319.4314401軸2.752.8142.9042.04626.092軸2.572.62129.40126.81193.243軸2.392.44342.14355.3060.044軸2.272.32315.28308.9760.046.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒

12、數=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=iZ=3.2424=77.76 取Z=78. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區(qū)域系數 Z=2.433 由課本圖10-26 則由課本公式10-13計算應力值環(huán)數N=60nj =60626.091（283008）=1.442510hN= =4.4510h #(3.25為齒數比,即3.25=)查課本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-

13、12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 許用接觸應力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5102.81/626.09=4.2810N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數計算齒寬b b=49.53mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查課本由表10-8得動載系數K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.2310b =

14、1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數:KK K K K =11.071.21.42=1.82按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=49.53=51.73計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內各計算數值 小齒輪傳遞的轉矩42.04kNm 確定齒數z因為是硬齒面，故取z24，zi z3.242477.76傳動比誤差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允許計算當量齒數zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos

15、1485.43 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齒形系數Y和應力校正系數Y查課本由表10-5得:齒形系數Y2.592 Y2.211 應力校正系數Y1.596 Y1.774 重合度系數Y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數為Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系數Y軸向重合度 1.825,Y10.78 計算大小齒輪

16、的 安全系數由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數N160nkt60271.4718300286.25510大齒輪應力循環(huán)次數N2N1/u6.25510/3.241.930510查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4= 大齒輪的數值大.選用. 設計計算 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強

17、度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數.于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.2425=81 幾何尺寸計算計算中心距 a=109.25將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=51.53d=166.97計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.8430=85.2 圓整取z=85 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。

18、 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值試選K=1.6查課本由圖10-30選取區(qū)域系數Z=2.45試選,查課本由圖10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應力循環(huán)次數N=60njL=60193.241(283008)=4.4510 N=1.5710由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K=0.94 K= 0.97 查課本由圖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取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98550/1=517540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP選取齒寬系數 T

19、=95.510=95.5102.62/193.24=12.9510N.m =65.712. 計算圓周速度 0.6653. 計算齒寬b=d=165.71=65.714. 計算齒寬與齒高之比 模數 m= 齒高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系數K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數K=11.041.21.4231=1.77

20、67. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑d=d=65.71計算模數3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數值（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩126.81kNm（2） 確定齒數z因為是硬齒面，故取z30，zi z2.843085.2傳動比誤差 iuz/ z85.2/302.84i0.0325，允許（3） 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得1（4）初選螺旋角 初定螺旋角12（5）載荷系數KKK K K K=11.041.21.351.6848（6）當量齒數 zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos85/ cos1290.831由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y （7）

21、 螺旋角系數Y軸向重合度 2.03Y10.797（8） 計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數.z=27.77 取z=30z=2.330=69 取z=70 初算主要尺寸計算中心距 a

22、=mm將中心距圓整為103修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正 分度圓直徑 d=61.34d=143.12 計算齒輪寬度圓整后取 低速級大齒輪如上圖：V帶齒輪各設計參數附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.842. 各軸轉速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2460.460.43. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)2.81 2.622.442.324. 各軸輸入轉矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)42.90129.40342.14315.285. 帶輪主要參數(mm)(mm)(mm

23、)(mm)(mm)16014580240407.傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸承的設計. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.39KW =60.04r/min=355.30Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4961.940.246734=1224.28N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑先按課本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,根據課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號查課本,選取因為計算轉矩

24、小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現取 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,故選用單列角接觸球軸承.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 標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號 45851958.873.27209AC 45

25、851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C 7.1: 傳動軸承的設計. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.39KW =60.04r/min=355.30Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4961.940.246734=1224.28N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的

26、材料為45鋼,調質處理,根據課本取輸出軸的最小直徑應該安裝聯軸器處，為了使軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。根據文獻【1】中14-1式查得，式中：聯軸器的計算轉矩（） 工作情況系數，根據文獻【1】中表14-1按轉矩變化小查得， 低速軸的轉矩（）， 因此： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據文獻【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其具體結構及基本參數如圖7.2以及表7.1所示，圖7.2LX2型彈性柱銷聯軸器結構形式圖表6.1LX2型彈性柱銷聯軸器基本參數及主要尺寸型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n（ r/min）軸孔

27、直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmD質量m/kg轉動慣量I/Y型J、J1、Z型LL1LLX2560630025,22,2452385212050.00925,2862446230,32,35826082LX31250475030,32,35,3882608216080.02640,42,45,4811284112由上表可知，選取半聯軸器的孔徑 ,故取 ,半聯軸器長度L=112 mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84 mm 。7.2 軸的結構設計7.21擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4所示，7.2.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯軸器的軸向定位要求。

28、-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：為軸處軸肩的高度（mm），根據文獻【1】中P364中最后一段查得定位軸肩的高度,故取 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D擋圈=46mm 。半聯軸器與軸配合的轂孔的長度L1=84 mm ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1稍短一些，現取 。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據文獻【2】中表8-30中參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其基本尺寸資料如下表7.2所示表7.2

29、 30310型圓錐滾子軸承參數數值mm標準圖d50D110T29.25C23a23B27由上表可知該軸的尺寸為 ,故 ；由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長度 ，故圓整后， 。由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油。有上表6.2可知30310型軸承的定位軸肩高度 ,因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑 。取軸處非定位軸肩軸肩的高度 ,則與齒輪配合的軸段-的直徑軸處定位軸肩的高度故取，對封油環(huán)進行定位，則軸段-的直徑齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的右端應有一軸環(huán)，軸肩的高度：考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取 ,則,軸環(huán)的寬度應滿足取輪

30、轂的寬度為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。取軸承端蓋的總寬度為。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（參考圖6.4），故取 。 取軸承蓋端的總寬度,考慮到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取.已知滾動軸承寬度,齒輪2輪轂的寬度,則61mm至此，經過步驟已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7.4.2所示，表7.4.2 低速軸的參數值軸的參數參數符號軸的截面（mm）軸段長度l8246568266136軸段直徑d40475053625950軸肩高度h3.

31、51.51.54.51.54.57.2.3 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圓頭普通平鍵連接。根據文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面bh=16mm10mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為L=70mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯軸器與軸連接的平鍵截面bh=12mm8mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為L=70mm，半聯軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。7.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為,各軸肩處的圓角半徑見圖6.4。

32、8.求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖6.4）做出軸的計算簡圖（6.6圖）。在確定軸承的支點位置時，應從圓錐滾子軸承a值入手。對于30310型圓錐滾子軸承，由上表6.2中可知a=23mm.因此，作為簡支梁的軸的支承跨距,根據軸的設計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.5所示。圖7.5 低速軸的受力分析5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 8.1按彎扭校核軸的疲勞強度 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

33、）的強度。根據文獻【1】中15-5式查得，式中：C截面的計算應力（MPa）折合系數，該低速軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故根據文獻【1】中P373應取折合系數。 抗彎截面系數（mm3），根據文獻【1】中表15-4按圓形截面查得前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，根據文獻15-1查得表。因此故安全。8.2精確校核軸的疲勞強度8.2.1 判斷危險截面 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載

34、荷的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據文獻【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。8.2.2 分析截面左側根據文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 截面左側的彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 軸的材料為45鋼，調質處理。根據文獻【1】中表15-1查

35、得,。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及根據文獻【1】中附表3-2查的。因,經插值后可查得，根據文獻【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數，,根據文獻【1】中附3-4式查得有效應力集中系數，根據文獻【1】中附圖3-2和附圖3-3查得尺寸系數： =0.76扭轉尺寸系數： 軸按磨削加工，根據文獻【1】中附圖3-4查得表面質量系數，軸未經表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數,根據文獻【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數，又根據文獻【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數，,取，取于是，計算安全系數值，根據文獻【1】中15-6式和15-8式查得，故可知該低速軸安全。8.2.3分析截面

36、右側根據文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 截面右側的彎矩M： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 根據文獻【1】中的附表3-8用插值法可求得，=3.01,并取軸按磨削加工，根據文獻【1】中附圖3-4查得表面質量系數，軸未經表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數，根據文獻【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數，又根據文獻【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數，,取，取于是，計算安全系數值，根據文獻【1】中15-6式和15-8式查得，故可知該低速軸的截面右側的強度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略

37、去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。8.3 高速軸的設計及計算8.3.1軸的材料的選擇由于高速軸轉速高，功率不大，故選最常用的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。8.3.2軸的最小直徑根據文獻【1】中式15-2可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數，根據文獻【1】中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），由表5.1可知： 高速軸的轉速（r/min），由表5.1可知：因此： 由上知高速軸的直徑必須大于，分析知該軸最小處接聯軸器。設計。8.3.3 軸的結構設計一、擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4所示，圖7.4低速軸的結構與裝配二、根據軸向定位的要求確定軸的各

38、段直徑和長度-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中軸處軸肩的高度（mm），根據文獻【1】中P364中最后一段查得定位軸肩的高度故取初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據文獻【2】中表8-30中參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其基本尺寸資料如下表7.5所示表7.5 30305型圓錐滾子軸承參數數值mm標準圖d25D62T18.25C15a13B17由上表6.5可知該軸承的尺寸為，故；由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長

39、度，故圓整后，。 由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油。有上表6.5可知30305型軸承的定位軸肩高度，因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑。取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段-的直徑軸處定位軸肩的高度故取對封油環(huán)進行定位，則軸段-的直徑齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的右端應有一軸環(huán)，軸肩的高度：考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取，則軸環(huán)的寬度應滿足取。輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 取軸承端蓋的總寬度為。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與卷筒右端面間的距離（參考圖7.4），故取。 取軸承

40、蓋端的總寬度，考慮到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取。已知滾動軸承寬度,齒輪2輪轂的寬度則至此，經過步驟已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.2所示，并歸納為下表7.6所示：表7.6 高速軸的參數值軸的參數參數符號軸的截面（mm）軸段長度464446410325軸段直徑21242529342925軸肩高度1.50.522.52.52三、 軸上零件的周向定位 齒輪、卷筒與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂

41、與軸的配合為；同樣，按查得聯軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。四、 確定軸上圓角和倒角尺寸根據文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.4。8.4 中間軸的設計8.4.1軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。8.4.2軸的最小直徑 根據文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數，根據文獻【1】中表15-3按45鋼查得 中間軸的功率（KW），由表5.1可知： 中間軸的轉速（r/min），由表5.1可知：因此： 8.4.3軸的結構設計一、 擬定軸上零

42、件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.5所示，圖6.5中間軸的結構與裝配二、 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑和。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據文獻【1】中表13-1可選30306型圓錐滾子軸承。根據文獻【2】中表8-30中參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其基本尺寸資料如下表6.7所示。表6.7 30306型圓錐滾子軸承參數數值mm標準圖d30D72T20.75C16a15B19由表可知該軸承的尺寸為，故=。因軸承采用脂潤滑，故兩圓錐滾子軸承應采用封油環(huán)定位以及

43、防止油飛濺到軸承里面。兩封油環(huán)的外徑為，兩軸承距箱體內壁的距離均為。取圓柱齒輪距箱體內壁的距離。為了使封油環(huán)可靠地夾緊圓柱斜齒輪輪，與圓柱齒輪配合的軸-、-段應小于其齒寬，故：， 取 取非定位軸肩，則。應兩齒輪都采用軸肩定位，故其中間應有一軸環(huán)，其軸肩高度取，則軸環(huán)的直徑：。寬度，故取。至此，經過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.6所示，并歸納為下表6.7所示，表6.7 中間軸的參數值參數名稱參數符號軸的截面（mm）軸段長度398854839軸段直徑3033393330軸肩高度1.5331.5三、 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【1】中表6-1

44、按查得小圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得大圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為。四、確定軸上圓角和倒角尺寸 根據文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.5。9.鍵的設計和計算選擇鍵聯接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據 d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-16

45、=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：1636 A GB/T1096-1979鍵3：2050 A GB/T1096-197910 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇10.1.1齒輪潤滑方式的選擇一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。10.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。