二級(jí)減速器設(shè)計(jì)

1、攀枝花學(xué)院學(xué)生課程設(shè)計(jì)（論文）題 目：設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的圓柱齒輪減速器 學(xué)生 姓名： 學(xué) 號(hào)： 所在院(系)： 機(jī) 械 工 程 學(xué) 院 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 2013級(jí)1班 指導(dǎo) 教師： 黃小兵 職 稱(chēng)： 副教授 2015 年 08 月 18 日攀枝花學(xué)院教務(wù)處制目錄一 選擇電動(dòng)機(jī)，確定傳動(dòng)方案及計(jì)算運(yùn)動(dòng)參數(shù) P5二 齒輪傳動(dòng)的計(jì)算 P9三 軸與軸相關(guān)設(shè)計(jì) P17四 箱體及其附件的設(shè)計(jì)計(jì)算 P41課程設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)教師成績(jī)?cè)u(píng)定表題目名稱(chēng)設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的圓柱齒輪減速器評(píng)分項(xiàng)目分值得分評(píng)價(jià)內(nèi)涵工作表現(xiàn)20%01學(xué)習(xí)態(tài)度6遵守各項(xiàng)紀(jì)律，工作刻苦努力，具有良好的科學(xué)工作態(tài)

2、度。02科學(xué)實(shí)踐、調(diào)研7通過(guò)實(shí)驗(yàn)、試驗(yàn)、查閱文獻(xiàn)、深入生產(chǎn)實(shí)踐等渠道獲取與課程設(shè)計(jì)有關(guān)的材料。03課題工作量7按期圓滿(mǎn)完成規(guī)定的任務(wù)，工作量飽滿(mǎn)。能力水平35%04綜合運(yùn)用知識(shí)的能力10能運(yùn)用所學(xué)知識(shí)和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實(shí)際問(wèn)題，能正確處理實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，能對(duì)課題進(jìn)行理論分析，得出有價(jià)值的結(jié)論。05應(yīng)用文獻(xiàn)的能力5能獨(dú)立查閱相關(guān)文獻(xiàn)和從事其他調(diào)研；能提出并較好地論述課題的實(shí)施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識(shí)的能力。06設(shè)計(jì)（實(shí)驗(yàn)）能力，方案的設(shè)計(jì)能力5能正確設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)方案，獨(dú)立進(jìn)行裝置安裝、調(diào)試、操作等實(shí)驗(yàn)工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計(jì)算及計(jì)算機(jī)應(yīng)用能力5具有較強(qiáng)的數(shù)據(jù)運(yùn)算與處理

3、能力；能運(yùn)用計(jì)算機(jī)進(jìn)行資料搜集、加工、處理和輔助設(shè)計(jì)等。08對(duì)計(jì)算或?qū)嶒?yàn)結(jié)果的分析能力（綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析能力）10具有較強(qiáng)的數(shù)據(jù)收集、分析、處理、綜合的能力。成果質(zhì)量45%09插圖（或圖紙）質(zhì)量、篇幅、設(shè)計(jì)（論文）規(guī)范化程度5符合本專(zhuān)業(yè)相關(guān)規(guī)范或規(guī)定要求；規(guī)范化符合本文件第五條要求。10設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文）質(zhì)量30綜述簡(jiǎn)練完整，有見(jiàn)解；立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理；實(shí)驗(yàn)正確，分析處理科學(xué)。11創(chuàng)新10對(duì)前人工作有改進(jìn)或突破，或有獨(dú)特見(jiàn)解。成績(jī)指導(dǎo)教師評(píng)語(yǔ)指導(dǎo)教師簽名： 年月日攀枝花學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)題目設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的圓柱齒輪減速器1、課程設(shè)計(jì)的目的機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是學(xué)

4、生第一次較全面的機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，是機(jī)械原理和機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程重要的綜性與實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其基本目的是：(1)通過(guò)機(jī)械設(shè)計(jì)課程的設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問(wèn)題的能力，并使所學(xué)知識(shí)得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。(2)學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過(guò)程。(3)進(jìn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊(cè)、圖冊(cè)、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）。2、課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）工作條件：運(yùn)輸機(jī)兩班制連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空載啟動(dòng)，工作載荷平穩(wěn)，使用期限10年（

5、每年按300個(gè)工作日計(jì)算），運(yùn)輸機(jī)卷筒轉(zhuǎn)速容許誤差±5%，卷筒效率0.96.運(yùn)輸帶T=500N M n=110r/min設(shè)計(jì)結(jié)束后提交：5000字的課程設(shè)計(jì)論文；總成裝配圖0號(hào)圖紙1張（計(jì)算機(jī)三維建模及裝配，二維出圖），手工零件圖2張（箱體、軸類(lèi)各1張）。3、主要參考文獻(xiàn)1機(jī)械原理，孫桓等編，高等教育出版，20112機(jī)械設(shè)計(jì)，濮良貴主編，高等教育出版,20133機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學(xué)出版社，20114機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第5版），機(jī)械工業(yè)出版社，20055機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè)（第三版），龔溎義主編，高等教育出版，20114、課程設(shè)計(jì)工作進(jìn)度計(jì)劃內(nèi)容學(xué)時(shí)（天）

6、明確設(shè)計(jì)任務(wù)1初定系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)，確定系統(tǒng)傳遞方案1計(jì)算各部分結(jié)構(gòu)的詳細(xì)參數(shù)并驗(yàn)算合理性4繪制減速器草圖2計(jì)算機(jī)三維建模、裝配、出圖4手工繪制箱體和軸的零件圖，編制技術(shù)文件2合計(jì)2周指導(dǎo)教師（簽字）日期2015年 08月 28 日教研室意見(jiàn)：年 月 日學(xué)生（簽字）： 接受任務(wù)時(shí)間： 年 月 日注：任務(wù)書(shū)由指導(dǎo)教師填寫(xiě)。一 選擇電動(dòng)機(jī)，確定傳動(dòng)方案及計(jì)算運(yùn)動(dòng)參數(shù)（一) 電動(dòng)機(jī)的選擇1.計(jì)算帶式輸送機(jī)所需功率2.初估電動(dòng)機(jī)額定功率3.選用電動(dòng)機(jī) 查表2.1選用Y132M-4電機(jī)，其主要參數(shù)如下電動(dòng)機(jī)額定功率7.5kw電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速1440電動(dòng)機(jī)軸伸出端直徑38mm電動(dòng)機(jī)伸出端安裝長(zhǎng)度80mm（2）

7、 方案選擇根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作特性和對(duì)它的工作要求并查閱相關(guān)資料，可選擇兩級(jí)展開(kāi)式減速器傳動(dòng)方案，如圖(3） 傳動(dòng)比的分配及轉(zhuǎn)速校核 1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比2. 傳動(dòng)比分配與齒數(shù)比考慮兩級(jí)齒輪潤(rùn)滑問(wèn)題，兩級(jí)大齒輪應(yīng)有相近的侵油深度由 取總傳動(dòng)比i=13.090，經(jīng)計(jì)算高速級(jí)傳動(dòng)比 低速級(jí)傳動(dòng)比因閉式傳動(dòng)取高速級(jí)小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)齒數(shù)比 低速級(jí)小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 齒數(shù)比實(shí)際傳動(dòng)比3. 核驗(yàn)工作機(jī)驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速誤差 卷筒的實(shí)際轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速誤差，合乎要求。（4） 減速器各軸轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩的計(jì)算1. 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)效率計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)表2-4查得：聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率10.99；

8、8級(jí)精度圓柱齒輪的傳動(dòng)效率含軸承效率20.97；滑塊聯(lián)軸器效率30.98；運(yùn)輸機(jī)驅(qū)動(dòng)軸一對(duì)滾動(dòng)軸承效率4=0.99傳動(dòng)裝置總效率2.各軸功率計(jì)算帶式輸送機(jī)為通用工作機(jī)，取電動(dòng)機(jī)額定功率為設(shè)計(jì)功率高速軸輸入功率 中間軸輸入功率 kw低速軸輸入功率 3. 各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算高速軸的轉(zhuǎn)速 中間軸的轉(zhuǎn)速 低速軸的轉(zhuǎn)速 4. 各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算高速軸轉(zhuǎn)矩 中間軸轉(zhuǎn)矩 低速軸轉(zhuǎn)矩 各軸運(yùn)動(dòng)動(dòng)力參數(shù)項(xiàng)目功率(kw)轉(zhuǎn)速(r/min)轉(zhuǎn)矩(N*mm)高速軸7.425144049242中間軸7.202351.219154149低速軸6.986108.311615970 二、齒輪傳動(dòng)的計(jì)算（一）高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)1 選用直齒齒

9、輪傳動(dòng)2 選擇材料確定極限應(yīng)力由資料1，選小齒輪40Cr調(diào)制，250HB從圖查取疲勞極限應(yīng)力MPa大齒輪45鋼調(diào)制220HB在同圖上查得疲勞極限應(yīng)力MPa大齒輪估算許用應(yīng)力3 按接觸疲勞強(qiáng)度估算小齒輪分度圓直徑按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按計(jì)算式試算即1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選取小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩查圖可選取區(qū)域系數(shù) 查表可選取齒寬系數(shù)查表可得材料的彈性影響系數(shù)。查圖得按齒面硬度選取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。按計(jì)算式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力安全系數(shù)，端面重合度軸向重合度重合度系數(shù)2）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得計(jì)算圓周速度計(jì)算齒

10、寬 計(jì)算載荷系數(shù)查表可得使用系數(shù)，動(dòng)載系數(shù)，由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)=1.4，由表10-4查得齒向載荷分配系數(shù)=1.439故載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計(jì)算式得4 計(jì)算模數(shù)5 幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距將中心距圓整為。3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取，。6 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由表得應(yīng)力校正系數(shù) 齒形系數(shù) 彎曲疲勞強(qiáng)度極限 彎曲疲勞壽命系數(shù) 取S=1.4 得許用彎曲應(yīng)力驗(yàn)算 F1 = 2KT1 / ( bd1 mn ) YFa1 YSa1 YY =52.752MPa< F 1 F2 = F1 YF a2 YSa2 / ( YFa 1 Y

11、Sa 1 ) =50.731MPa< F 1 強(qiáng)度符合齒輪總體尺寸法面模數(shù)mn2法面壓力角n20°分度圓直徑d160d2254齒頂圓直徑64258齒根圓直徑55249中心距a157齒寬b2 = bb1 = b2 + ( 5 10) mm6065（一）低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)1 選用直齒齒輪傳動(dòng)2 選擇材料確定極限應(yīng)力由資料1，選小齒輪40Cr調(diào)制，250HB大齒輪45鋼調(diào)制220HB3 按接觸疲勞強(qiáng)度估算小齒輪分度圓直徑按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按計(jì)算式試算即1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選取小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩查圖可選取區(qū)域系數(shù) 查表可選取齒寬系數(shù)查表可得材料的彈性影響系數(shù)。查圖得按齒面硬度選取小齒

12、輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。按計(jì)算式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力安全系數(shù)，端面重合度軸向重合度重合度系數(shù)2）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬 計(jì)算載荷系數(shù)查表可得使用系數(shù)，動(dòng)載系數(shù)，由表查得齒間載荷分配系數(shù)=1.4，由表10-4查得齒向載荷分配系數(shù)=1.455故載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計(jì)算式得4 計(jì)算模數(shù)5 幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距將中心距圓整為。3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取，。6 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由表得應(yīng)力校正系數(shù) 齒形系數(shù) 彎曲疲勞強(qiáng)度極限 彎曲疲勞壽命

13、系數(shù) 取S=1.4 得許用彎曲應(yīng)力驗(yàn)算 F1 = 2KT1 / ( bd1 mn ) YFa1 YSa1 YY =62.992MPa< F 1 F2 = F1 YF a2 YSa2 / ( YFa 1 YSa 1 ) =60.426MPa< F 1 強(qiáng)度符合齒輪總體尺寸法面模數(shù)mn3法面壓力角n20°分度圓直徑d190d2285齒頂圓直徑96291齒根圓直徑82.5277.5中心距a188齒寬b2 = bb1 = b2 + ( 5 10) mm9095注 ：齒輪皆采用油潤(rùn)滑三 軸與軸相關(guān)設(shè)計(jì) 在兩級(jí)展開(kāi)式減速器中, 三根軸跨距相差不易過(guò)大, 故一般先進(jìn)行中間軸的 設(shè)計(jì),

14、以確定跨距。（一） 中間軸與軸承及鍵的設(shè)計(jì)1. 選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸, 應(yīng)與齒輪 3 的材料一致, 故材料為 45鋼調(diào)質(zhì), 由資料 1 - 1 = 60MPa2. 軸的初步估算由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取C=112 mm考慮該處軸徑尺寸應(yīng)當(dāng)大于高速級(jí)軸頸處直徑, 取 d1 = dmin = 35mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求, 參考資料, 初步確定出中間軸的結(jié)構(gòu)如圖( 1) 各軸段直徑的確定d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取 d1=35mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承 6207 d2：過(guò)渡軸段，故選取 d2=40mm。 d3

15、：軸肩段，故選取 d3=50mm。d4：過(guò)渡軸段，故選取 d4=40mm。d5：滾動(dòng)軸承軸段，要求與 d1 軸段相同，故選取 d5=35mm。（2）各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取 L1=34mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取 L2=93mm。 L3：軸肩段，取 L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取 L4=58mm。 L5：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取 L5=36.5mm。 數(shù)據(jù)總成如下表軸段12345直徑(mm)3540504035長(zhǎng)度(

16、mm)3493155836.54. 彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 ( 1) 畫(huà)中間軸的受力圖 ( 2) 計(jì)算軸上的作用力:齒輪 2: 圓周力 徑向力 齒輪3： 圓周力 徑向力 ( 3) 計(jì)算支反力軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離 La=72.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離 Lb=92.5mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離 Lc=57.5mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 軸承 B 在水平面內(nèi)支反力 軸承 A 在垂直面內(nèi)支反力 軸承 B 在垂直面內(nèi)支反力 軸承 A 的總支承反力為： 軸承 B 的總支承反力為： ( 4)繪制水平面彎矩圖 截面 A 和截面 B 在水平面內(nèi)彎矩 截面 C 右側(cè)在水

17、平面內(nèi)彎矩 MCH1截面 C 左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH2截面 D 右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH1截面 D 左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH2( 5)繪制垂直面彎矩圖 截面 A 在垂直面內(nèi)彎矩 截面 C 在垂直面內(nèi)彎矩 截面 D 在垂直面內(nèi)彎矩 ( 6)繪制合成彎矩圖截面 A 和截面 B 處合成彎矩 截面 C 右側(cè)合成彎矩 截面 C 左側(cè)合成彎矩 截面 D 右側(cè)合成彎矩截面 D 左側(cè)合成彎矩 ( 7)繪制扭矩圖 .( 8)繪制當(dāng)量彎矩圖 截面 A 和截面 B 處當(dāng)量彎矩 截面 C 右側(cè)當(dāng)量彎矩 截面 C 左側(cè)當(dāng)量彎矩 截面 D 右側(cè)當(dāng)量彎矩 截面 D 左側(cè)當(dāng)量彎矩如圖( 9)校核軸的強(qiáng)度 因軸截面 D

18、 處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得 45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。 5 滾動(dòng)軸承校核計(jì)算選用的軸承型號(hào)為6207深溝球軸承 內(nèi)徑 d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm由表 查出 Cr = 25.5kN由于減速器為直齒輪減速器，不存在軸向載荷 ，軸承采用正裝。 由表得 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)

19、算公式 所以此軸承的工作壽命足夠滾動(dòng)軸承選用油潤(rùn)滑6 鍵的選擇及強(qiáng)度校核（1） 中間軸與齒輪2配合處鍵的選擇與校核選用A型普通平鍵查表得鍵的擠壓許用應(yīng)力鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力滿(mǎn)足條件（2） 中間軸與齒輪3配合處鍵的選擇與校核選用A型普通平鍵查表得鍵的擠壓許用應(yīng)力鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力滿(mǎn)足條件（1） 高速軸設(shè)計(jì)1 高速軸上的聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù) K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tc=K×T=57.85Nmm （2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào) 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為 GY5 凸緣聯(lián)軸器（GB/T5843-2003），公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn=400Nm，許用轉(zhuǎn)速n=8000r/min，Y 型軸孔，

20、主動(dòng)端孔直徑 d=38mm，軸孔長(zhǎng)度 L1=82mm。從動(dòng)端孔直徑 d=30mm，軸孔長(zhǎng)度 L1=82mm。 Tc=57.85Nm<Tn=400Nm n=1440r/min<n=8000r/min 2 軸的材料; 由于該軸為齒輪軸, 與齒輪 1 的材料相同為 40Gr 調(diào)質(zhì)。 = 60MPa3 軸的初步估算由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取C=112 mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為 30mm 故取 dmin=30 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求, 參考資料, 初步確定出高速軸的結(jié)構(gòu)如圖。 外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離 K=20mm 軸承端蓋厚度 e=

21、10mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=5mm ( 1) 各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=30mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較 d1 增大 5mm，d2=35mm d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較 d2 尺寸大 1-5mm，選取 d3=40mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承 6208 d4：考慮軸承安裝的要求，查得 6208 軸承安裝要求 da=47mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇 d4=47mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過(guò)渡軸

22、段，要求與 d4 軸段相同，故選取 d6=d4=47mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與 d3 軸段相同，故選取 d7=d3=40mm。 .( 2) 各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取 L1=80mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取 L2=70mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取 L3=16mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取 L4=122.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取 L5=65mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取 L6=15mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取 L7=18mm。 數(shù)據(jù)總成如下表軸段1234567

23、直徑(mm)30354047644740長(zhǎng)度(mm)807016122.56515185 彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 ( 1) 畫(huà)高速軸的受力圖 ( 2) 計(jì)算軸上的作用力:齒輪 1: 圓周力 徑向力 齒輪3： 圓周力 徑向力 ( 3) 計(jì)算支反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離 La=119mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離 Lb=164mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離 Lc=56.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類(lèi)型和布置方式有關(guān)

24、 軸承 A 處水平支承力： 軸承 B 處水平支承力：軸承 A 處垂直支承力： 軸承 B 在垂直面內(nèi)支反力 軸承 A 的總支承反力為： 軸承 B 的總支承反力為： ( 4)繪制水平面彎矩圖 截面 A 在水平面內(nèi)彎矩 截面 B 在水平面上彎矩： 截面 C 在水平面上的彎矩： MCH截面 D 在水平面上的彎矩： ( 5)繪制垂直面彎矩圖 截面 A 在垂直面上彎矩： 截面 B 在垂直面上彎矩： 截面 C 在垂直面上彎矩： 截面 D 在垂直面上彎矩： ( 6)繪制合成彎矩圖截面 A 和截面 B 處合成彎矩 截面 C 處合成彎矩： 截面 D 處合成彎矩： ( 7)繪制扭矩圖 ( 8)繪制當(dāng)量彎矩圖 截面

25、A 處當(dāng)量彎矩： 截面 B 處當(dāng)量彎矩： 截面 C 處當(dāng)量彎矩： 截面 D 處當(dāng)量彎矩： 如圖( 9)校核軸的強(qiáng)度 因軸截面 D 處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 查表得 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力1b=60MPa，e<-1b，所以強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。 6 滾動(dòng)軸承校核計(jì)算選用的軸承型號(hào)為6208深溝球軸承 內(nèi)徑 d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm由表 查

26、出 Cr = 29.5kN由于減速器為直齒輪減速器，不存在軸向載荷 ，軸承采用正裝。 由表得 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式 所以此軸承的工作壽命足夠滾動(dòng)軸承選用油潤(rùn)滑7 鍵的選擇及強(qiáng)度校核高速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=55mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力（3） 低速軸設(shè)計(jì)1 低速軸上的聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷 由表查得載荷系數(shù) K=1.3 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tc=K×T=697.5Nmm （1） 選

27、擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為 LT8 型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩 Tn=710Nm，許用轉(zhuǎn)速n=3000r/min，Y 型軸孔，主動(dòng)端孔直徑 d=48mm，軸孔長(zhǎng)度 L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑 d=48mm，軸孔長(zhǎng)度 L1=112mm。 Tc=697.5Nm<Tn=710Nm n=110r/min<n=3000r/min 2 低速軸的材料選擇. 由表選用 45，調(diào)質(zhì)處理，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 。 3 軸的初步估算由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取C=112 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為 48mm 故取 dmin=48 4 軸

28、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。如圖（2） 各軸段直徑的確定d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=48mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較 d1 增大 5mm，d2=53mm d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較 d2 尺寸大 1-5mm，選取 d3=55mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承 6211 d4：考慮軸承安裝的要求，查得 6211 軸承安裝要求 da=64mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇 d4=64mm。 d5：軸肩，故選取 d5

29、=79mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑 d6=64mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與 d3 軸段相同，故選取 d7=d3=55mm。（2）各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取 L1=110mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取 L2=67mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取 L3=21mm。 L4：過(guò)渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取 L4=90mm。 L5：軸肩，選取 L5=10mm。 L6：由低速級(jí)大齒輪寬度確定，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取 L6=88mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取 L7=40.

30、5mm。 數(shù)據(jù)總成如下表軸段1234567直徑(mm)48535564796455長(zhǎng)度(mm)110672190108840.55 彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 ( 1) 畫(huà)低速軸的受力圖 ( 2) 計(jì)算軸上的作用力:齒輪 4: 圓周力 徑向力 ( 3) 計(jì)算支反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=74.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=155mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離 La=133mm 軸承A在水平面上的支反力 ： 軸承 B 在水平面上的支反力 軸承 A 在垂直面上的支反力 軸承 B 在垂直面上的支反力 軸承 A 的總支承反力為： 軸承 B 的總支承反力為： ( 4)繪制水平面彎矩圖 截面 A 在水平面內(nèi)彎矩 截面 B 在水平面上彎矩： 大齒輪所在截面 C 在水平面上的彎矩： MCH截面 D 在水平面上的彎矩： ( 5)繪制垂直面彎矩圖 截面 A 在垂直面上彎矩： 截面 B 在垂直面上彎矩： 大齒輪所在截面 C 在垂直面上彎矩： 截面 D 在垂直面上彎矩： ( 6)繪制合成彎矩圖截面 A 和截面 B 處合成彎矩 截面 C 處合成彎矩： 截面 D 處合成彎矩： ( 7)繪制扭矩圖 ( 8)繪制當(dāng)量彎矩圖 截面 A 處當(dāng)量彎矩： 截面 B 處當(dāng)量彎矩： 截面 C 處當(dāng)量彎矩： 截面 D 處當(dāng)量彎矩： 如圖( 9)校核軸的強(qiáng)度 因軸截面 D 處彎矩大