課程設(shè)計--設(shè)計兩級圓柱齒輪減速器

1、 課程設(shè)計說明書名 稱： 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 題 目：設(shè)計二級斜圓柱齒輪減速器 院 系： 機(jī)械工程學(xué)院 班 級： 機(jī)自Y124班 學(xué) 號： 201200104023 日 期：2014年06月04日2014年06月21 日機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計題目題目名稱：設(shè)計兩級圓柱齒輪減速器說 明： 此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設(shè)備兩班制工作，工作期限十年，戶內(nèi)使用。傳送簡圖如下：技術(shù)參數(shù)已 知 條 件數(shù) 據(jù) 號12345678鼓輪直徑（mm）300330350350380300360320傳送帶運(yùn)行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75傳送帶從動軸所需扭

2、矩（Nm）7006706509501050900660900機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、本任務(wù)書發(fā)給 機(jī)自Y124班 班學(xué)生熊忠卯 二、請按計劃書指定數(shù)據(jù)組號6的第6 個數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(見附頁)。三、本任務(wù)規(guī)定的設(shè)計計算包括下列各項：1、 傳動裝置總體設(shè)計計算；2、 各傳動零件的設(shè)計計算；3、 三根軸設(shè)計計算；4、 三對軸承的設(shè)計計算；5、 各標(biāo)準(zhǔn)零件的選擇；四、本任務(wù)書要求在答辯前完成1、 主要部件的總裝配圖一張（A1）；2、 典型零件圖2張（A3）；3、 20頁左右的設(shè)計設(shè)計說明一份； 五、答辯時間 年 月 日到 月 日目錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書-3第二部分 傳動裝置的總體設(shè)計-4第三部分 二傳

3、動v帶設(shè)計-9第四部分 齒輪的設(shè)計與計算-11第五部分 軸的設(shè)計計算-25第六部分 軸承壽命的驗算-38第七部分 鍵的校核-41第八部分 箱體的設(shè)計-43第九部分 潤滑油及潤滑方式的選擇-45參考文獻(xiàn)-45第二部分 傳動裝置的總體設(shè)計 一電動機(jī)的選擇 1.電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 驅(qū)動傳送帶主動軸鼓輪的轉(zhuǎn)速： r/minr/min 根據(jù)直流電動機(jī)需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高且一般車間都接 有三相交流電，所以選用三相交流電動機(jī)。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機(jī)其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點(diǎn)均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護(hù)要求，采用臥式封閉型

4、電動機(jī)。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機(jī),具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點(diǎn)。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機(jī)。2.選擇電動機(jī)容量（1）工作機(jī)所需功率Pw 工作機(jī)所需功率及所需的轉(zhuǎn)速 kw kw式中： V -傳送速度; D -鼓輪直徑; T-鼓輪軸所需的功率 (2) 由電動機(jī)至工作機(jī)的總效率 h 帶傳動V帶的效率=0.940.97 取= 0.96 一對滾動軸承的效率=0.980.995 取= 0.99 一對齒輪傳動的效率=0.960.98 取= 0.97 聯(lián)軸器的效率=0.990.995 取= 0.99 滾動軸承的效率=0.96 (3)電動機(jī)所需的輸出功率 KW (4)確定電動機(jī)

5、的額定功率Ped 有d= 4 kw 3.電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速的選擇 式中: -電動機(jī)轉(zhuǎn)速; iv-V帶的傳動比（機(jī)械設(shè)計P154) -齒輪的傳動比-工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比 機(jī)械設(shè)計P154推薦V帶傳動比 = r/min 4.確定電動機(jī)的型號 一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機(jī)。 方案電動機(jī) 型號額定功率（KW）電動機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）同步滿載1Y132S-45.51500 14402Y132M2-65.51000960 5.電動機(jī)的外形示意圖 (三) 總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 2.各級傳動比的分配 (1)V帶傳動的理論傳動

6、比初取2.5 (2)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 ， 因為方案2計算得出的，不符合圓柱齒輪的傳動比的范圍，所以不選。 （四）各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率 1.各軸理論轉(zhuǎn)速 設(shè)定：電動機(jī)軸為0軸，高速軸為1軸， 中間軸為2軸，低速軸為3軸， 按電動機(jī)所需功率計算各軸輸入功率，即各軸轉(zhuǎn)矩匯總：項目電動機(jī)軸0高速軸軸1中速軸2

7、低速軸3轉(zhuǎn)速(r/min)1440576140.844.70功率(kw)5.55.285.074.87轉(zhuǎn)矩(N*m)36.4787.53343.81040.35二傳動v帶設(shè)計1.V帶傳動設(shè)計原始數(shù)據(jù)電動機(jī)功率電動機(jī)轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動比2.52. 設(shè)計計算 （1）確定計算功率Pc根據(jù)雙班制工作，即每天工作10小時，工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)。 查得工作系數(shù)KA=1.2 （2）選取普通V帶帶型 根據(jù)，確定選用 普通V帶B型。 （由機(jī)械設(shè)計P157圖8-9） （3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗證帶速v , a.初選小帶輪基準(zhǔn)直徑=140mm(機(jī)械設(shè)計P157和P155表8-7和表8-9） b.驗算帶速

8、5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s帶的速度合適。 c. 計算 mm 圓整 =355 mm （4）確定普V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距根據(jù)346.5mm 990mm初步確定中心距 mm ，由課本P157公式（8-22）有： = 取 = 1950mm計算實(shí)際中心距a 由課本P158公式（8-23）有：考慮到安裝調(diào)整和補(bǔ)償初拉力需要，中心距調(diào)整余量為【課本P158公式8-24】則中心距的取值范圍為mm， （5）驗算主輪上的包角= 主動輪上的包角合適 （6）計算V帶的根數(shù)Z 基本額定功率 得=1.07kw 額定功率的增量 =0.46kw包角修正系數(shù) 得=0.95長度系數(shù) 得=0.97=

9、 =2.19 取Z=3根 （7）計算預(yù)緊力 由表83得B帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m =181.11N 應(yīng)使帶的實(shí)際出拉力 （8）計算作用在軸上的壓軸力=1074.72N 三、齒輪的設(shè)計與計算 4.2.1 高速級傳動斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由有機(jī)設(shè)書表10-6知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：有機(jī)設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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。4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)

10、取5） 初選螺旋角6） 壓力角取 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-24）進(jìn)行試算，即 （1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 5)計算解除疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；由式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù) 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，由公式10-14得: 取與中較小者作為該齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度，即6)由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)7)由公式10-21計算

11、接觸疲勞強(qiáng)度重合度同理8) 由公式10-23有螺旋角系數(shù) 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值： =(2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)求v,b計算圓周速度v 計算齒寬b B= 2)計算實(shí)際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由M/S,7級精度齒輪，查機(jī)械設(shè)計圖10-8（P194）查得動載系數(shù)KV=1.05 ,查機(jī)械設(shè)計表10-3（P195）查得=1.4查機(jī)械設(shè)計表10-4（P197）查得=1.419（插值法）則載荷系數(shù)：KH= KA KV=2.1803)由公式（10-12）有安實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：計算模數(shù),=3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計（1）由機(jī)械設(shè)計式（10-20）有：1）求各參數(shù)選載荷系數(shù) 計

12、算彎曲疲勞的重合度系數(shù) 由公式（10-19），有：計算計算當(dāng)量齒數(shù) 查機(jī)械設(shè)計圖（10-17）得 查機(jī)械設(shè)計圖10-18得查機(jī)械設(shè)計圖10-24C查得，查機(jī)械設(shè)計圖10-18（P206）, , 查機(jī)械設(shè)計（P206）,取彎曲疲勞安全系數(shù)，由公式（10-14）有：計算大小齒輪的并加以比較，= 0.0136，= 0.0164，因為大齒輪的較大，所以取= 0.01642）所以有：=1.512mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）求實(shí)際的載荷系數(shù)個必要參數(shù)圓周速度v 齒輪寬：b=求齒高h(yuǎn)及b/hb/h = 11.182)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機(jī)設(shè)書）查得動載系數(shù)由查表10-3得 由表10-4

13、插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 查圖10-13得,故載荷系數(shù)：3）由公式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=53.896mm來計算小齒輪的齒數(shù)，于是由小齒輪齒數(shù): ，取Z1=27， 大齒輪齒數(shù): Z2=uZ1=83.67,取Z2=84 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4、 幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距

14、圓整為120mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos()mn/2a=12.496O，由于變化不大，故參數(shù)不必修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取b2=60mm , b1=65mm 5.調(diào)整中心距后的強(qiáng)度校核（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式（10-22）中各個參數(shù)變?yōu)椋?滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式（10-22）中各個參數(shù)變?yōu)椋糊X根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞強(qiáng)度的能力大于大齒輪。6.主要設(shè)計結(jié)論Z1=27，Z2=84，模數(shù)m=2mm， 4.2.2低速級減速齒輪設(shè)計 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳

15、動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由有機(jī)設(shè)書表10-6知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：有機(jī)設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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。4)選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)取7） 初選螺旋角8） 壓力角取 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-24）進(jìn)行試算，即 （1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 5)計算解除疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d按齒面硬度查得：

16、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；由式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 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，由公式10-14得: 取與中較小者作為該齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度，即6)由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)7)由公式10-21計算接觸疲勞強(qiáng)度重合度同理9) 由公式10-23有螺旋角系數(shù) 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數(shù)值： =(2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)求v,b計算圓周速度v 計算齒寬b B= 2)計算實(shí)際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由M/S,7級精度齒輪，查機(jī)械設(shè)計圖10-8（P194）查得動載系數(shù)KV=1.02 ,查機(jī)械

17、設(shè)計表10-3（P195）查得=1.2查機(jī)械設(shè)計表10-4（P197）查得=1.424（插值法）則載荷系數(shù)：KH= KA KV=2.0333)由公式（10-12）有安實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：計算模數(shù),=3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計（1）由機(jī)械設(shè)計式（10-20）有：1）求各參數(shù)選載荷系數(shù) 計算彎曲疲勞的重合度系數(shù) 由公式（10-19），有：計算計算當(dāng)量齒數(shù) 查機(jī)械設(shè)計圖（10-17）得 查機(jī)械設(shè)計圖10-18得查機(jī)械設(shè)計圖10-24C查得，查機(jī)械設(shè)計圖10-18（P206）, , 查機(jī)械設(shè)計（P206）,取彎曲疲勞安全系數(shù)，由公式（10-14）有：計算大小齒輪的并加以比較，= 0.0136，=

18、 0.0164，因為大齒輪的較大，所以取= 0.01642）所以有：=2.338mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）求實(shí)際的載荷系數(shù)個必要參數(shù)圓周速度v 齒輪寬：b=求齒高h(yuǎn)及b/hb/h = 17.2962)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8（機(jī)設(shè)書）查得動載系數(shù)由查表10-3得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 查圖10-13得,故載荷系數(shù)：3）由公式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取mn=3.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算

19、得的分度圓直徑d1=83.795mm來計算小齒輪的齒數(shù)，于是由小齒輪齒數(shù): ，取Z1=28， 大齒輪齒數(shù): Z4=uZ3=86.73,取Z4=87 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4、 幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為177mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos()mn/2a=12.496O，由于變化不大，故參數(shù)不必修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取b2=80mm , b1=85mm 5.調(diào)整中心距后的強(qiáng)度校核（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式（10-22）中各個參數(shù)變?yōu)椋?滿

20、足齒面接觸疲勞強(qiáng)度（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式（10-22）中各個參數(shù)變?yōu)椋糊X根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞強(qiáng)度的能力大于大齒輪。6.主要設(shè)計結(jié)論Z1=28，Z2=87，模數(shù)m=3mm， 第四部分 軸的設(shè)計計算及其軸承裝置、鍵的設(shè)計一 軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計： 1.已知軸1的功率 , 轉(zhuǎn)速 , 轉(zhuǎn)矩 , , 2求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 3.選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.4.初步計算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式： ，選用4

21、0Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)設(shè)書表15-3，由表取A=103126，于是得 考慮到鍵槽對軸強(qiáng)度的影響，取d=24mm 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002(課程設(shè)計P195），選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為125000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方

22、案，如圖4。（2）根據(jù)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(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=31mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)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承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30207(課程設(shè)計P181)，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(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作

23、要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由手冊上查到30208型軸承的定位軸肩高h(yuǎn)=4，因此，取。軸肩高度h=,查表15-2，得R=2mm軸環(huán)寬度b 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)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(lián)軸器右端面間的距離,故取。5）已知高速級齒輪輪轂長b1=65mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,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(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度

24、T=17.25mm，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。6.軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為30mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。按由參數(shù)表6-1查得平鍵截面,長為56mm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。5、 確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機(jī)設(shè)書P360表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見軸的零件圖，選軸的直徑尺寸公差m6。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計算

25、簡圖（圖4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從課程設(shè)計P180中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，查得a=13.8mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4） 水平面支反力（見圖(b)）： 、 載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度，根據(jù)機(jī)械設(shè)計式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計表15-1得。因此，故安全。一 軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計： 1

26、.已知軸1的功率 , 轉(zhuǎn)速 , 轉(zhuǎn)矩 , , 2求作用在齒輪上的力 因已知中速級小齒輪的分度圓直徑為 3.選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.4.初步計算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)設(shè)書表15-3，由表取A=103126，于是得 考慮到鍵槽對軸強(qiáng)度的影響，取d=38mm 圖3 中速軸結(jié)構(gòu)圖5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計初步選擇滾動軸承。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。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30

27、208(課程設(shè)計P181)，其尺寸為的,故故。 2)取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為86mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-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60mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)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）根據(jù)所選軸承知,考慮到軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離為,可得，考慮軸承內(nèi)端至箱體內(nèi)壁距離,可取得: 至此

28、，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。按由機(jī)械設(shè)計表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm；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(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時

29、，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30208型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=16.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)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(jié)構(gòu)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?，F(xiàn)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FN，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處

30、理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全一 軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵且聯(lián)奏器的選擇：已知參數(shù)：，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7 低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機(jī)設(shè)書表15-3，由表取A=103126，于是得: 考慮到鍵槽對軸強(qiáng)度的影響，取d=55mm 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公

31、稱轉(zhuǎn)距條件，查P194標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-1986，選用TL10型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為2000000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。（2）根據(jù)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(lián)軸器的軸向定位要求，VII-VIII軸段右端需制出一軸肩，故取VI-VII段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=71mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只取壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故VII-VIII段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)2）初步選擇滾動軸承。因軸承

32、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(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6214(P189課程設(shè)計），其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取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90mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=7mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4h，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)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(lián)軸器右

33、端面間的距離,故取。5）取齒輪距箱體內(nèi)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(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=60mm，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(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm；同時為了保證半聯(lián)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(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)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，

34、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求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取B值。對于30215型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=27.25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)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(jié)構(gòu)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(xiàn)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FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常

35、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(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。第五部分.軸承壽命的驗算 減速器軸承選取（軸那章已選）高速軸選用 30206（圓錐滾子軸承）中間軸選用 30208（圓錐滾子軸承）低速軸選用 6214（深溝球軸承）減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）額定動荷KN額定動荷內(nèi)徑d外徑D寬度BD1minD2maxramax高速軸302073572176567154.263.5中間軸302

36、08408018736716374低速軸6214701252479116146.837.5 (一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻(xiàn)1P181可知圓錐滾子軸承30206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，按機(jī)械設(shè)計中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的Y值。查參考課程設(shè)計可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式（13-8

37、a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)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(shù)，查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30208的基本額定動載荷C=63000N。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(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)1可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)

38、2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式（13-8a），當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)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(shù)，。查參考文獻(xiàn)1可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=46800N。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(dāng)量載荷由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻(xiàn)2式（13-9a）得，當(dāng)量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6，取，則 4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式（

39、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。(四)軸承的密封方式內(nèi)密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進(jìn)入箱體，所有選用唇型密封圈。同時各軸承的端部均采用端蓋密封 第六部分-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(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=8mm,高度h=7mm，鍵長L=30mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=10015

40、0Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-8mm=17mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強(qiáng)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(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=72mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=72mm-12mm=60mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參

41、考文獻(xiàn)2式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)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(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=9mm,鍵長L=46mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=46mm-14 mm=32mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=20mm,高度h=12mm，鍵長

42、L=70mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=75mm-20mm=55mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強(qiáng)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(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=18mm,高度h=11mm,鍵長L=80mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=80mm-22 mm=58mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 第六部分-箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 7.1 箱體結(jié)構(gòu)