二級直齒輪減速器課程設(shè)計(jì)說明書

1、第一章 傳動方案的分析與擬定1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動機(jī)構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置1.2原始數(shù)據(jù)帶圓周力F/N帶速v（m/s）滾筒直徑D/mm68500.73401.3工作條件帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度V的允許誤差為±5%；二班制（每天工作8h),要求減速器設(shè)計(jì)壽命為8年，大修期為2-3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為390、220V。第二章 傳動方案的選擇帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動方案如下圖所示 圖2-1 兩級圓柱齒器 1-電動機(jī)；2-聯(lián)軸器；3兩級圓柱齒輪減速器；4-滾筒；

2、5-輸送帶采用二級圓柱齒輪傳動，結(jié)構(gòu)尺寸小，齒輪傳動效率高，傳動平穩(wěn)，適合于較差環(huán)境下長期工作，考慮到以上原因所以選擇此傳動方案第三章 原動機(jī)的選擇3.1 選擇電動機(jī)的類型按按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電壓為380V。3.2選擇電動機(jī)的容量3.2.1工作機(jī)所需的有效功率式中：工作機(jī)所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N） v帶的工作速度（m/s）3.2.2 電動機(jī)的輸出功率 式中：為傳動系統(tǒng)的總效率，按下式計(jì)算 其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表3-3（按一般齒輪傳動查得） 1一對滾動軸承效率，1=0.98 2聯(lián)軸器的效率,2=0.99 3閉式圓柱齒輪的傳動效

3、率，3=0.97 4運(yùn)輸機(jī)滾筒的效率，4=0.96故 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-1所示Y系列三相異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機(jī)的額定功率Pe=7.5KW。 .3.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速根據(jù)已知條件，可得輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw為 按照傳動比的合理范圍，查【2】表3-4可知，單級圓柱齒輪傳動比i齒=35，則總傳動比的范圍i=925.故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速的只有750r/min，再由3.2中的電動機(jī)的額定功率Pe=7.5kw，可根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-1查得，可選取Y160L-8型號的電動機(jī)，其數(shù)據(jù)列于表3-1中。表3.1電動機(jī)數(shù)據(jù)額定

4、功率kw滿載轉(zhuǎn)速r/min 電流/A堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流額定電流7.571517.72.02.05.5第四章 確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比， 式中：i 總傳動比 電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4.2 分配傳動比由傳動系統(tǒng)方案知： 計(jì)算得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為： 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的材料相同，齒面硬度HBS350，齒面系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速急傳動比為 低速級傳動比為則傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為： 第五章 傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計(jì)算0軸（電動機(jī)軸） 軸（減速器高速軸） 軸（減速器中間軸）

5、 軸（減速器低速軸） 軸（輸送機(jī)滾筒軸） 將上述計(jì)算結(jié)果列于表5-1中以供查用表5-1 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)軸號電動機(jī)兩級圓柱齒輪減速器工作機(jī)0軸軸軸軸軸轉(zhuǎn)速n./(r/min)715715147.1239.3439.34功率p(kw)7.57.4257.206.9846.704轉(zhuǎn)矩T（N*m）100.1799.17467.321695.401627.59傳動比i14.863.741 第6章 標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)6.1高速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)6.1.1選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)（1）選擇齒輪材料及熱處理。根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?】表7-1，取小

6、齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=230；大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度HBS2=190；兩齒輪齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃釉O(shè)計(jì)要求。（2)選擇齒輪精度。此減速器為一般工作機(jī)，速度不高。參閱【1】表7-7，初定為8級精度。（3）初選齒數(shù)。由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數(shù)的推薦值Z1=20-40，取Z1=26，則Z2=µZ1=4.86×26=126.36,則Z2=127.6.1.2確定材料許用接觸應(yīng)力（1）確定接觸疲勞極限由文獻(xiàn)【1】圖7-18（a）查MQ線得，（2） 確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪循環(huán)次數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖7-19查得,。（3） 確

7、定尺寸系數(shù),由文獻(xiàn)【1】圖7-20查得。（4） 確定安全系數(shù),由文獻(xiàn)【1】表7-8取。（5） 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 6.1.3根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度，公式為 確定上式中的各計(jì)算數(shù)值如下。（1） 試選載荷系數(shù)。（2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）確定齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-6選取齒寬系數(shù)。（4） 確定材料彈性影響系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)。（5） 確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),由文獻(xiàn)【1】圖7-14得。（6） 確定重合度系數(shù)，計(jì)算重合度為 計(jì)算重合度系數(shù)（7） 試算所需小齒輪直徑 =6.1.4確定實(shí)際載荷系數(shù)K與修正所計(jì)算的分度圓直徑（1） 確定使用系數(shù)，按電動

8、機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查文獻(xiàn)【1】表7-2取。（2） 確定動載系數(shù)。計(jì)算圓周速度 故前面取8級精度合理。由齒輪的精度與速度查文獻(xiàn)【1】圖7-7得。（3） 確定齒間載荷分配系數(shù)。齒寬初定單位載荷由文獻(xiàn)【1】表7-3查得（4） 確定齒向載荷分布系數(shù),由文獻(xiàn)【1】表7-4得 （5） 計(jì)算載荷系數(shù)（6） 根據(jù)實(shí)際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑為 （7） 計(jì)算模數(shù) 6.1.5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 確定上式中的各計(jì)算數(shù)值如下。（1） 確定彎曲應(yīng)力極限值。由文獻(xiàn)【1】圖7-21（a）取，。（2） 確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-22查得。（3） 確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-8查得。（4） 確定

9、尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-23得（5） 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力為 (6)確定計(jì)算載荷K。初步確定齒高,查文獻(xiàn)【1】圖7-11??；計(jì)算載荷為 (7)確定齒形系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-16查得，。（8） 確定應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-17查得，。（9） 計(jì)算大小齒輪的數(shù)值。 ， 大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)該把大齒輪的數(shù)據(jù)代入公式計(jì)算。（10） 計(jì)算重合度系數(shù) （11） 把以上數(shù)值帶入公式計(jì)算，得 由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎度強(qiáng)度，所以將計(jì)算出來的數(shù)值1.88按國際圓整為m=2。再按接觸強(qiáng)度計(jì)算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 ，這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到

10、結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費(fèi)，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。6.1.6齒輪其他主要尺寸計(jì)算分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 齒寬 6.2低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)6.2.1選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù) （1）選擇齒輪材料及熱處理。根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?】表7-1，取小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HBS1=230；大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度HBS2=190；兩齒輪齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃釉O(shè)計(jì)要求。 （2)選擇齒輪精度。此減速器為一般工作機(jī)，速度不高。參閱【1】表7-7，初定為8級精度。 （3）初選齒數(shù)。由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒

11、數(shù)的推薦值Z3=20-40，取Z3=26，則Z4=µZ3=3.74×26=97.24,則Z4=97.6.2.2確定材料許用接觸應(yīng)力 （1）確定接觸疲勞極限由文獻(xiàn)【1】圖7-18（a）查MQ線得， （2）確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù) 大齒輪循環(huán)次數(shù) 由文獻(xiàn)【1】圖7-19查得,。 （3）確定尺寸系數(shù),由文獻(xiàn)【1】圖7-20查得。 （4）確定安全系數(shù),由文獻(xiàn)【1】表7-8取。 （5）計(jì)算許用接觸應(yīng)力 6.2.3根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度，公式為 確定上式中的各計(jì)算數(shù)值如下。 （1）試選載荷系數(shù)。 （2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）確定齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表

12、7-6選取齒寬系數(shù)。 （4）確定材料彈性影響系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)。 （5）確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),由文獻(xiàn)【1】圖7-14得。 （6）確定重合度系數(shù)，計(jì)算重合度為 計(jì)算重合度系數(shù) （7）試算所需小齒輪直徑 =6.2.4確定實(shí)際載荷系數(shù)K與修正所計(jì)算的分度圓直徑 （1)確定使用系數(shù)，按電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查文獻(xiàn)【1】表7-2取。 （2）確定動載系數(shù)。計(jì)算圓周速度 故前面取8級精度合理。由齒輪的精度與速度查文獻(xiàn)【1】圖7-7得。 (3)確定齒間載荷分配系數(shù)。齒寬初定單位載荷由文獻(xiàn)【1】表7-3查得(4)確定齒向載荷分布系數(shù),由文獻(xiàn)【1】表7-4得 (5)計(jì)算載荷系數(shù) (6)根據(jù)

13、實(shí)際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑為 (7)計(jì)算模數(shù) 6.2.5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 確定上式中的各計(jì)算數(shù)值如下。(1)確定彎曲應(yīng)力極限值。由文獻(xiàn)【1】圖7-21（a）取，。(2)確定彎曲疲勞壽命系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-22查得。(3)確定彎曲疲勞安全系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-8查得。(4)確定尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-23得(5）計(jì)算許用彎曲應(yīng)力為 (6)確定計(jì)算載荷K。初步確定齒高,查文獻(xiàn)【1】圖7-11??；計(jì)算載荷為(7)確定齒形系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-16查得，。 (8)確定應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】圖7-17查得，。 (9)計(jì)算大小齒輪的數(shù)值。 ， 大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)該把大齒輪的數(shù)據(jù)代

14、入公式計(jì)算。 (10)計(jì)算重合度系數(shù) (11)把以上數(shù)值帶入公式計(jì)算，得 由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎度強(qiáng)度，所以將計(jì)算出來的數(shù)值按國際圓整為m=3。再按接觸強(qiáng)度計(jì)算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為 ，這樣設(shè)計(jì)出來的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費(fèi)，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。6.2.6齒輪其他主要尺寸計(jì)算分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 齒寬 第7章 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算7.1低速軸的設(shè)計(jì)7.1.1求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力的方向參考圖7-2.7.1.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故

15、選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.1.3軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-3按45鋼查得 低速軸的功率（KW），由表5.1可知： 低速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中11-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)

16、【2】中表16-4查得，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為3150。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度為172mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案。選用裝配方案如圖7-1所示。圖7-1 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（mm)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P283中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。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取

17、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(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-2可選6型深溝球軸承軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-3中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承6315，其基本尺寸為,故；而。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-3中查得6315型軸承的定位軸肩高度，因此，取取安裝齒輪處的軸段-的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為93mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。軸承端蓋的寬度為

18、20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，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，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1】中表4-1查得平鍵截面，鍵槽長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的

19、，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。參考文獻(xiàn)【1】中表12-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑如圖所示。7.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時。因此作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。 根據(jù)軸系機(jī)構(gòu)圖繪制軸的計(jì)算簡圖，如圖7-2圖7-2 軸的強(qiáng)度計(jì)算軸上所受的外力有：作用在齒輪上的兩個分力，圓周力和徑向力，方向如圖所示；作用在齒輪和半聯(lián)軸器之間軸段上的扭矩為。已知： （2） 將作用在軸上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分別計(jì)

20、算。垂直面的支反力水平面上的支反力（3）作彎矩圖作垂直彎矩圖垂直面上截面的D處的彎矩 (L為軸支承跨距)作水平面彎矩圖 (L為軸支承跨距) 把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，其大小為扭矩只作用在齒輪和半聯(lián)軸器中間平面之間的一段軸上。7.1.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只要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。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，參考文獻(xiàn)【1】表12-1查得，因此，故安全。7.1.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面處和處過盈配合引起的

21、應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)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(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不要校核。其他截面顯然也不要校核，由機(jī)械手冊可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而只要校核截面左右兩側(cè)即可。 （2）截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻(xiàn)【1】表12-1查得 截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)及,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查取。因，經(jīng)插值后可查的;查得尺寸系數(shù)；

22、扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化，即，則綜合影響系數(shù)為 又由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)。于是，計(jì)算安全系數(shù)值 故可知其安全。（3）截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處由手冊查得過盈配合處的;查得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化，即，則綜合影響系數(shù)為 又由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得應(yīng)力折算系數(shù)。于是，計(jì)算安全系數(shù)值 故可知其安全。7.3 高速軸的設(shè)計(jì)7.3.1求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由上述6.1中高速級齒輪設(shè)計(jì)可知：7.3.2軸的材料的選擇 取軸的材料

23、為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.3.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 高速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：因此： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【

24、2】中表16-4查得，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案高速軸的裝配方案如下圖7.3所示，(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（mm)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P283中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。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取初步選擇滾動軸承。因滾動軸承主要受徑向力作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1

25、】中表10-2可選6型深溝球軸承軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-4中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承6306，其基本尺寸為,故；而。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-4中查得6306型軸承的定位軸肩高度，因此，取取安裝齒輪處的軸段-的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為53mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，故取；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。軸承端蓋的寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便

26、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。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，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，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1】中表4-1查得平鍵截面，鍵槽長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。7.4 中間軸的設(shè)計(jì)7.4.1 軸上的

27、功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算在前面的設(shè)計(jì)中得到 7.4.2 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-3按45鋼查得 中間軸的功率（KW），由表5.1可知： 中間軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 6.4.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.擬定軸上零件的裝配方案中間軸的裝配方案如下圖6.4.1所示，圖6.4.1 中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配2. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 初步選擇滾動軸承。因?yàn)檩S上安裝的都是直齒輪，且中間軸沒有外伸端，又因滾動軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承6209，其尺寸為,故。 取安裝齒輪處的軸II-I

28、II的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則直徑。取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為65mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm，所以。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，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s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度B=25mm，則：(3)軸上零件的周向定位。大小齒輪與軸的

29、周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。按由文獻(xiàn)【1】中表4-1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，由的軸-的鍵為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。8 軸承的壽命校核因?yàn)檩S承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計(jì)算由上述6.2中低速級齒輪設(shè)計(jì)可求得大齒輪的嚙合力：轉(zhuǎn)矩： 圓周力： 徑向力： 7.2軸承的徑向載荷計(jì)算 由前面條件，選擇深溝球軸承，參考文獻(xiàn)【2】表15-4

30、，可知，軸承代號為6315，基本額定動荷載Cr=87.2KN,基本額定靜荷載C0r=71.5KN。 7.3軸承的軸向載荷計(jì)算因?yàn)榇藴p速器為二級直齒輪減速器，也就存在少量軸向載荷。另選用的軸承為深溝球軸承，在運(yùn)行的過程中產(chǎn)生少量軸向力。所以在這里不考慮軸向力。7.4軸承的當(dāng)量動載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-8按輕微沖擊查得載荷系數(shù)取 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為7.5軸承壽命的計(jì)算及校核根據(jù)設(shè)計(jì)要求每年工作日300天，雙班制，每班8小時，壽命為8年?？伤愕妙A(yù)期壽命為軸承計(jì)算壽命公式為：參考文獻(xiàn)【

31、1】表10-7，常溫下，。參考文獻(xiàn)【1】表10-8，由之前結(jié)果可知，所以 ，由于滿足要求，故選用6315型軸承。9鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算9.1普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)文獻(xiàn)【1】表4-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表4-2中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。9.2高速軸上鍵的校核對于鍵，已知：,于是得， ，故該鍵安全。對于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。9.3中間軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵

32、已知： 于是得， ，故該鍵安全。9.4低速軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。9 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇9.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇9.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓柱直齒輪的圓周速度：中間軸大圓柱直齒輪和小圓柱直齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱直齒輪的圓周速度：取，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)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。9.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【6】中表14-2中查得，齒輪潤滑油可選用中負(fù)荷齒輪油，代

33、號是:N220，運(yùn)動粘度為：198-242（單位為：mm²/s）9.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇9.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承： 低速軸軸承：故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。9.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【3】表9-4中查得，滾動軸承潤滑可選用通用鋰基潤滑脂1號。9.3密封方式的選擇9.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。9.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。11 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)11.1減速器箱體的設(shè)計(jì)減速箱應(yīng)采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示。11-

34、1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸表1 mm 名稱符號箱體的尺寸關(guān)系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11212地腳螺栓數(shù)目nn66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df10箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df8聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)8015086軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.70.8）d25df

35、 、d1、 d2至外箱壁距離c1見文獻(xiàn)【2】中表4-218df 、d2至凸緣邊緣距離c2見文獻(xiàn)【2】中表4-216軸承旁凸臺半徑R1c216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)68外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）40大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.215齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離28箱座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑D2 凸緣式：D2D+(55.5) d3； D為軸承座孔直徑82、110軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準(zhǔn)，一般取SD282、11011.2減速器附件的設(shè)計(jì)11.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入

36、潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。10.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用M16×1.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-3、表4-4中設(shè)計(jì)的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。圖10.1 通氣塞圖10.2 視孔蓋 10.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機(jī)件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-7中選取M18×1.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-3所示。圖10.4 油標(biāo)圖10.3 放油螺塞 10.2.4油標(biāo)油標(biāo)用來指示

37、油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)如上圖10.4所示。10.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運(yùn)減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-13和表4-14，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖10.5和圖10.6所示。 圖10.6 吊鉤圖10.5 吊環(huán)螺釘10.2.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖10.7所示。 圖10.7 啟蓋螺栓圖10.8定位銷 10.2.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保