機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書二級(jí)減速器

1、浙江工業(yè)大學(xué)二級(jí)減速器設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書目錄第一章 擬定傳動(dòng)方案2第二章 運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算31.電機(jī)的選擇32.傳動(dòng)比的分配33.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算3第三章 各傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5第四章 減速器附件371.檢查孔蓋板372.通氣器383.排油孔螺塞384.油標(biāo)395.起吊裝置396.軸承蓋40第五章 設(shè)計(jì)小結(jié)41參考文獻(xiàn)41第一章 擬定傳動(dòng)方案本課程設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一個(gè)減速器。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，減速器的輸入軸轉(zhuǎn)速為960r/min，輸出軸轉(zhuǎn)速為60r/min，輸入軸功率為4kw。計(jì)算得到總傳動(dòng)比為。兩級(jí)齒輪減速器的傳動(dòng)比范圍為8401，其中，兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器是應(yīng)用最廣泛的一種，故采用兩級(jí)展開式圓

2、柱齒輪減速器。兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器的伸出軸上齒輪常布置在遠(yuǎn)離伸出端的一邊，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。高速級(jí)常采用斜齒輪，低速級(jí)可采用斜齒輪或直齒輪。由于斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動(dòng)和沖擊，若設(shè)計(jì)時(shí)斜齒輪旋向選擇合理，可減輕軸的負(fù)荷，延長(zhǎng)使用壽命，故此減速器的高速級(jí)、低速級(jí)均采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如下：圖-1 兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖第二章 運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算1.電機(jī)的選擇根據(jù)要求，電機(jī)轉(zhuǎn)速應(yīng)為960r/min，電機(jī)輸出功率應(yīng)大于4kw，據(jù)此選擇電機(jī)型號(hào)為y132m2-6。該電機(jī)為y系列（ip44

3、）封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)（jb/t9619-1999）。這種電機(jī)的工作效率高，耗能少，性能好，噪聲低，振動(dòng)小，體積小，重量輕，運(yùn)行可靠，維修方便，為b級(jí)絕緣，結(jié)構(gòu)為全封閉，自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部。y132m2-6電機(jī)參數(shù)見表-1：表-1 y132m2-6電機(jī)參數(shù)型號(hào)額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）y132m2-65.59602.02.2842.傳動(dòng)比的分配分配原則：（1）、各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比在推薦范圍內(nèi)選取。對(duì)于普通圓柱齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比推薦范圍為35，最大不超過(guò)10。（2）、傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱、利于安裝、不會(huì)造成相互干涉。（3）、傳動(dòng)裝置的外廓尺寸盡

4、可能緊湊。（4）、使各級(jí)大齒輪直徑相近，可使其浸油深度大致相等，便于齒輪的浸油潤(rùn)滑。對(duì)于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，常取1（式中、分別為高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比）來(lái)滿足此要求。分配結(jié)果：總傳動(dòng)比為：取，=3.6，此時(shí)，滿足要求。3.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算減速器的輸入功率為電動(dòng)機(jī)的輸出功率，輸入轉(zhuǎn)速為電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速。聯(lián)軸器的效率取為，圓柱齒輪傳動(dòng)效率取為，一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率取為1。，分別表示、軸和工作軸的輸入功率（kw），分別表示、軸和工作軸的轉(zhuǎn)速（r/min），分別表示、軸和工作軸的扭矩（nm）1、 各軸轉(zhuǎn)速2、 各軸輸入功率3、 各軸輸入轉(zhuǎn)矩根據(jù)上述計(jì)算得到的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下：表-2 減速

5、器運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸參數(shù)電機(jī)軸iiiiii工作軸轉(zhuǎn)速9609601926060功率5.55.4455.2025.0214.896轉(zhuǎn)矩54.7154.17258.75799.18779.28傳動(dòng)比153.21效率0.980.9650.9650.975第三章 各傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)內(nèi)容計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果一、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算（1）選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式中各計(jì)算數(shù)值計(jì)算（3）按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算確定計(jì)算參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算（4）幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角計(jì)算大小齒輪分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算（1）選定齒

6、輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式中各計(jì)算數(shù)值計(jì)算（3）按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算確定計(jì)算參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算（4）幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角計(jì)算大小齒輪分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)二、軸的設(shè)計(jì)1.高速軸i的設(shè)計(jì)（1）求作用在齒輪上的力（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸上零件的周向定位確定圓上圓角和倒角尺寸（4）求軸上載荷（5）按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面校核截面iv左側(cè)2.中間軸ii的設(shè)計(jì)（1）求作用在齒輪上的力大齒輪小齒輪（2）初步確定軸的最小直徑

7、（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸上零件的周向定位確定圓上圓角和倒角尺寸（4）求軸上載荷（5）按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度3.低速軸iii的設(shè)計(jì)（1）求作用在齒輪上的力（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸上零件的周向定位確定圓上圓角和倒角尺寸（4）求軸上載荷（5）按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面校核截面ii左側(cè)三、軸承的校核1、高速軸i上軸承的校核2、中間軸ii上軸承的校核3、低速軸iii上軸承的校核四、鍵的校核1、高速

8、軸i上鍵的校核2、中間軸ii上鍵的校核3、低速軸iii上鍵的校核五、減速器箱體設(shè)計(jì)1、箱體（座）壁厚，箱蓋壁厚2、箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度、3、地腳螺栓直徑及數(shù)目、，軸承旁聯(lián)接螺栓直徑，箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑，軸承旁聯(lián)接螺栓直徑，檢查孔蓋螺釘直徑六、減速器的潤(rùn)滑1、齒輪潤(rùn)滑2、軸承潤(rùn)滑設(shè)計(jì)條件：，兩班制，工作壽命15年。1） 根據(jù)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。設(shè)置i軸上小齒輪z1為左旋，則ii大齒輪z2為右旋，為抵消部分軸向力，ii軸上小齒輪z3為右旋，iii軸上大齒輪z4為右旋2） 膠帶輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（gb1009588）。3） 材料選擇。因機(jī)器

9、工作環(huán)境速度不高，有粉塵。由2191頁(yè)表10-1選擇小齒輪材料選擇40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為275hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為235hbs，兩者硬度差為40hbs。4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為。5） 由2214頁(yè)可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。按2218頁(yè)公式10-21試算，即：1） 試選。2） 計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩。3） 由2205頁(yè)表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由2201頁(yè)表10-6查得材料彈性影響系數(shù)為。5） 由2210頁(yè)圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。6） 由2206頁(yè)式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7） 由2207頁(yè)圖10-1

10、9取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1，由2205頁(yè)式10-12得9） 許用接觸應(yīng)力為10） 由2217頁(yè)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11） 由2215頁(yè)圖10-26查得，則。1） 計(jì)算小齒輪分度圓直徑2） 計(jì)算圓周速度3） 計(jì)算齒寬和模數(shù)4） 計(jì)算縱向重合度5） 計(jì)算載荷系數(shù)由2193頁(yè)表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)，8級(jí)精度，由2194頁(yè)圖10-8查得；由2197頁(yè)表10-4查得；由2198頁(yè)圖10-13查得；由2195頁(yè)表10-3查得。故載荷系數(shù)為6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2204頁(yè)式10-10a得7） 計(jì)算模數(shù)按2216

11、頁(yè)式10-17計(jì)算，即1） 計(jì)算載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，從2217頁(yè)圖10-28查得。3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4） 查取齒形系數(shù)由2200頁(yè)表10-5查得，5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由2200頁(yè)表10-5查得，6） 由2208頁(yè)圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7） 由2206頁(yè)圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，8） 計(jì)算彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2205頁(yè)式10-18得9） 計(jì)算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 對(duì)此計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取。為了能同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得

12、的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，。將中心距圓整為160mm。因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。圓整后取，。小齒輪為齒輪軸的形式：大齒輪結(jié)構(gòu)為：設(shè)計(jì)條件：，兩班制，工作壽命15年。1） 根據(jù)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。設(shè)置ii軸上小齒輪z3為右旋，則iii大齒輪z4為右旋。 2） 膠帶輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（gb1009588）。3） 材料選擇。因機(jī)器工作環(huán)境速度不高，有粉塵。由2191頁(yè)表10-1選擇小齒輪材料選擇40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為275hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為235hbs，兩者硬度差為40hbs。4） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪

13、齒數(shù)為。5） 由2214頁(yè)可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。按2218頁(yè)公式10-21試算，即：1） 試選。2） 計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩。3） 由2205頁(yè)表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由2201頁(yè)表10-6查得材料彈性影響系數(shù)為。5） 由2209頁(yè)圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。6） 由2206頁(yè)式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7） 由2207頁(yè)圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1，由2205頁(yè)式10-12得9） 許用接觸應(yīng)力為由2217頁(yè)圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。10） 由2215頁(yè)圖10-26

14、查得，則。1） 計(jì)算小齒輪分度圓直徑2） 計(jì)算圓周速度3） 計(jì)算齒寬和模數(shù)4） 計(jì)算縱向重合度5） 計(jì)算載荷系數(shù)由2193頁(yè)表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)，8級(jí)精度，由2194頁(yè)圖10-8查得；由2197頁(yè)表10-4查得；由2198頁(yè)圖10-13查得；由2195頁(yè)表10-3查得。故載荷系數(shù)為6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2204頁(yè)式10-10a得7） 計(jì)算模數(shù)按2216頁(yè)式10-17計(jì)算，即1） 計(jì)算載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，從2217頁(yè)圖10-28查得。3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4） 查取齒形系數(shù)由2200頁(yè)表10-5查得，5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2200頁(yè)表10-5查得，6）

15、由2208頁(yè)圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7） 由2206頁(yè)圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，8） 計(jì)算彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2205頁(yè)式10-18得9） 計(jì)算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 對(duì)此計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取。為了能同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，。將中心距圓整為175mm。因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。圓整后取，。小齒輪：大齒輪：齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)如表-3：表-3 齒輪機(jī)構(gòu)參數(shù)級(jí)別/mm/mm高速級(jí)2613022.0

16、5低速級(jí)278633.10級(jí)別/o/o齒寬/mm高速級(jí)12.86201低速級(jí)14.40201選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)2370頁(yè)表15-3取。根據(jù)2370頁(yè)式15-2初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 2351頁(yè)表14-1，取則： 再根據(jù)電動(dòng)機(jī)直徑38mm，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5843-1986，選用yl7型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000nmm。半聯(lián)軸器孔徑為2838mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為。則考慮到小齒輪直徑較小，將其做成齒輪軸的形式。采用圖-2的裝配方案。圖-2 高速軸i

17、的裝配方案1） 為了滿足半聯(lián)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，按軸端直徑選擇擋圈直徑為（gb 891-86）。由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為，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，故i-ii段長(zhǎng)度比l略短，現(xiàn)取。取。2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受到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(jù)，初步選擇30307（gb/t 297-1994），其基本尺寸為，故，取。右端軸承采用軸肩定位。由3369頁(yè)查得其安裝尺寸，故取。3） 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪寬度為60mm，故取。

18、4） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離為15mm，兩組齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取為5mm，已知軸承寬度，大齒輪輪轂長(zhǎng)，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁(yè)表6-1查取并選擇平鍵長(zhǎng)度為50mm，即選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位是靠過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2365頁(yè)表15-2，取軸端倒角為各軸肩處的圓角尺寸見圖-2。首先根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)圖（圖-2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（如圖-3）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊(cè)3369頁(yè)查得。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為。

19、根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-3）。圖-3 軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看二面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的、及的值列表如表-4。表-4 截面c處的、及的值載荷垂直面v水平面h支反力f彎矩m總彎矩，扭矩t進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度。根據(jù)2373頁(yè)式15-5及表-4中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，?。?373頁(yè)），軸的計(jì)算應(yīng)力為前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2362頁(yè)表15-1查得。因此，故安全。截面a、ii、iii、b處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩、過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均

20、將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，且最終取得的直徑比求得的最小直徑大得多，所以截面a、ii、iii、b無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面iv處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重。而從受載的情況看，截面c上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面c也不用校核。截面vi和d不收扭矩，因而也不要校核。而截面iv左右兩側(cè)應(yīng)力集中情況和載荷情況相同，但右側(cè)尺寸較大，因而只要對(duì)截面iv左側(cè)進(jìn)行校核?？箯澖孛嫦禂?shù)為抗扭截面系數(shù)為截面iv左側(cè)的彎矩為截面iv上的扭矩矩為截面上彎曲應(yīng)力為截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由2362頁(yè)表15-1查得，。截面上由于軸

21、肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按240頁(yè)附表3-2查取。因?yàn)?，。?jīng)過(guò)插值后可得，又由241頁(yè)附圖3-1查得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按242頁(yè)式附3-4為由242頁(yè)附圖3-2得尺寸系數(shù)；由243頁(yè)附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由244頁(yè)附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)。軸煒經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即。由225頁(yè)式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數(shù)（225頁(yè)），（226頁(yè)）.取，。按2374頁(yè)式15-615-8計(jì)算安全系數(shù)故可知其安全。中間軸的大齒輪與高速軸的小齒輪嚙合，因而有：中間軸傳遞的扭矩為。因而小齒輪上的力為：選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)2370頁(yè)表15-3取。根

22、據(jù)2370頁(yè)式15-2初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑故須同時(shí)選取軸承型號(hào)。軸上零件的裝配方案如圖-4所示圖-4 中間軸ii的裝配方案1） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照軸的最小直徑為，初步選擇30307（gb/t 297-1994），其基本尺寸為，故。2） 取安裝齒輪處的軸段ii-iii和iv-v的直徑為。左右兩端軸承與齒輪之間均采用套筒定位。已知小齒輪輪轂的寬度為90mm，大齒輪輪轂的寬度為55mm。為了使套筒可靠地壓在齒輪上，這兩個(gè)軸段應(yīng)該略短于輪轂寬度，故取。小齒輪的右端和大齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度

23、，故取，故軸環(huán)處的直徑為。3） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離為15mm，兩個(gè)齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取為5mm，而且由高速軸i的設(shè)計(jì)確定兩邊箱體之間距離為195mm。已知軸承寬度，則由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可得至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。兩個(gè)齒輪與軸之間的周向定位均采用平鍵。按由2106頁(yè)表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，左邊鍵槽長(zhǎng)為70mm，右邊鍵槽長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承的周向定位是靠過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2365頁(yè)表15-2，取軸端倒角為各

24、軸肩處的圓角尺寸見圖-4。.首先根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)圖（圖-4）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（如圖-5）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊(cè)3369頁(yè)查得。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-5）。圖-5 中間軸ii的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面b是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面b處的、及的值列表如表-5。表-5 截面b處的、及的值載荷垂直面v水平面h支反力f彎矩m總彎矩，扭矩t進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面b）的強(qiáng)度。根據(jù)2373頁(yè)式15-5及表-5中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，?。?373頁(yè)），軸的計(jì)算應(yīng)力為前面選擇軸

25、的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2362頁(yè)表15-1查得。因此，故安全。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面ii、v處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，但ii、v處不受扭矩，因而ii、v處可以不用校核。截面a、iii、iv、c和d處受到的載荷和應(yīng)力集中均不如ii處，因而也不要校核。而從受載的情況看，截面b上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面b也不用校核。低速軸的大齒輪與中間軸的小齒輪嚙合，因而有：低速軸傳遞的扭矩為。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)2370頁(yè)表15-3取。根據(jù)2370頁(yè)式15-2初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連

26、軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 2351頁(yè)表14-1，取則： 查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx4型（j）型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000nmm。半聯(lián)軸器孔徑為4063mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為。裝配方案如圖-6圖-6 低速軸的裝配方案5） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，vii-viii軸段左端需制出一軸肩，故取vi-vii段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑選擇擋圈直徑為（gb 891-86）。由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為，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，故vii-viii段長(zhǎng)度比l略短，現(xiàn)取。取。6） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S

27、承同時(shí)受到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(jù)，初步選擇30313（gb/t 297-1994），其基本尺寸為，故，取。右端軸承采用軸肩定位。由3369頁(yè)查得其安裝尺寸，故取。7） 齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪寬度為85mm，故取。取8） 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取9） 根據(jù)前面兩根軸的設(shè)計(jì)有至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁(yè)表6-1查取并選擇平鍵長(zhǎng)度為70mm，即選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。同樣選擇安裝齒輪處平鍵為，為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選擇齒

28、輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周向定位是靠過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2365頁(yè)表15-2，取軸端倒角為各軸肩處的圓角尺寸見圖-6。首先根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)圖（圖-6）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（如圖-7）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊(cè)3371頁(yè)查得。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-7）。圖-7 低速軸iii的計(jì)算簡(jiǎn)圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看二面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的、及的值列表如表-6。表-6 截面c處的、及的值載荷垂直面v水平面h支反力f彎矩m總彎矩，扭矩t進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面b）的強(qiáng)度。根據(jù)23

29、73頁(yè)式15-5及表-6中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取（2373頁(yè)），軸的計(jì)算應(yīng)力為前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2362頁(yè)表15-1查得。因此，故安全。截面c、vi、vii、d處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩、過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，且最終取得的直徑比求得的最小直徑大得多，所以截面c、vi、vii、d無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面ii處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重。而從受載的情況看，截面b上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面b也不用校核。截面iii、iv、v受到載荷和應(yīng)力集

30、中情況均比ii處小，因而也不要校核。而截面ii左側(cè)應(yīng)力集中情況和載荷情況相同，但右側(cè)尺寸較大，因而只要對(duì)截面ii左側(cè)進(jìn)行校核?？箯澖孛嫦禂?shù)為抗扭截面系數(shù)為截面iv左側(cè)的彎矩為截面iv上的扭矩矩為截面上彎曲應(yīng)力為截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由2362頁(yè)表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和按240頁(yè)附表3-2查取。因?yàn)椋?。?jīng)過(guò)插值后可得，又由241頁(yè)附圖3-1查得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按242頁(yè)式附3-4為由242頁(yè)附圖3-2得尺寸系數(shù)；由243頁(yè)附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由244頁(yè)附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)。軸煒經(jīng)表面強(qiáng)化處理

31、，即。由225頁(yè)式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數(shù)（225頁(yè)），（226頁(yè)）.取，。按2374頁(yè)式15-615-8計(jì)算安全系數(shù)故可知其安全。（1）已知參數(shù)，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊(cè)3查得30307的e=0.31,y=1.9（4）確定軸向載荷，則左端軸承被壓緊，所以：（5）確定當(dāng)量動(dòng)載荷因機(jī)械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則x=0.4,y=1.9。，則x=1,y=0。,則只需驗(yàn)證右端軸承。（6）驗(yàn)算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動(dòng)載荷c=75200n，對(duì)于滾子軸承。所以：則軸承合格（1）已知參數(shù)，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊(cè)3查得30307的e=0.31,y

32、=1.9（4）確定軸向載荷，則右端軸承被壓緊，所以：（5）確定當(dāng)量動(dòng)載荷因機(jī)械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則x=1,y=0。，則x=0.4,y=1.9。,則只需驗(yàn)證左端軸承。（6）驗(yàn)算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動(dòng)載荷c=75200n，對(duì)于滾子軸承。所以：則軸承合格（1）已知參數(shù)，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊(cè)3查得30313的e=0.35,y=1.7（4）確定軸向載荷，則左端軸承被壓緊，所以：（5）確定當(dāng)量動(dòng)載荷因機(jī)械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則x=1,y=0。，則x=0.4,y=1.7。,則只需驗(yàn)證左端軸承。（6）驗(yàn)算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動(dòng)載荷c=195000

33、n，對(duì)于滾子軸承。所以：則軸承合格i軸上的鍵主要用于半聯(lián)軸器的周向定位，采用a型平鍵，則根據(jù)2106頁(yè)式6-1有由2 106頁(yè)表6-2查得。則，鍵符合要求ii軸上的鍵主要用于兩個(gè)齒輪的周向定位，采用a型平鍵和a型平鍵，則根據(jù)2106頁(yè)式6-1有由2 106頁(yè)表6-2查得。則，鍵符合要求iii軸上的鍵主要用于齒輪和聯(lián)軸器的周向定位，采用a型平鍵和a型平鍵，則根據(jù)2106頁(yè)式6-1有由2 106頁(yè)表6-2查得。則，鍵符合要求由1 80頁(yè)表4-6查得：，其中，a為兩齒輪的中心距，對(duì)于兩級(jí)減速器所以有：由1 80頁(yè)表4-6查得：，所以：，。由1 80頁(yè)表4-6查得：，取，；，?。?，取；軸承座孔（外圈）

34、直徑d 110140，螺釘數(shù)目為6；雙級(jí)減速器。計(jì)算中間級(jí)、低速級(jí)的兩個(gè)大齒輪的圓周速度：則、都在0.812m/s之間，可采用浸油潤(rùn)滑，為了使兩個(gè)大齒輪都能浸入油中，則低速級(jí)齒輪不超過(guò)分度圓半徑，而高速級(jí)齒輪浸油深度為一個(gè)齒高，則取浸油深度為13mm，滿足條件，且浸油深度大于10mm。根據(jù)高速級(jí)大齒輪速度選擇220工業(yè)閉式齒輪油。由于中間級(jí)的浸油齒輪的圓周速度都大于1.52m/s，可采用飛濺潤(rùn)滑，即在下箱體開適當(dāng)?shù)挠筒蹖⒂鸵胼S承。小齒輪：40cr（調(diào)質(zhì)）275hbs大齒輪：45（調(diào)質(zhì)）235hbsa=160mm小齒輪：40cr（調(diào)質(zhì)）275hbs大齒輪：45（調(diào)質(zhì)）235hbsa=175mme=0.31,y=1.9220工業(yè)閉式齒輪油浸油潤(rùn)滑