機械設計課程設計-三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設計T=300 D=300 V=0.9

1、設計計算過程及方案說明重要結果一、 課程設計任務全套圖紙加V信 sheji1120或扣 33463894111. 傳動裝置簡圖帶式運輸機的傳動裝置總體布置簡圖如圖所示圖12. 工作情況載荷平穩(wěn)，單向旋轉。三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設計T=300N.m，D=300mm，V=0.9m/s3. 原始數據（1號題）項目：數值：鼓輪的轉矩T (Nm)300鼓輪的直徑D (mm)300運輸帶帶速V （m/s）0.9帶速允許偏差 （%）5使用期限 （年）5工作制度（班/日）2二、 選擇電動機1. 電動機類型和結構形式選擇按工作要求和工作條件，選擇Y系列籠型三相異步交流電動機，結構形式為臥式封閉型電動機。2

2、. 電動機容量1) 卷筒主軸的么輸出功率Pw Pw=Tnw9550=300×57.309550 kw=1.80kW2) 電動機的輸出功率 PdPd=Pw式中，為從電動機至卷筒之間的總效率 1為滾動軸承效率、為圓柱齒輪效率、為彈性聯軸器效率、4為卷筒軸效率。根據文獻【1】表2-4得：=0.99 =0.97 =0.99 =0.96。于是 =0.86 Pd=Pw=1.800.86kw=2.09 kw3）確定電動機額定功率應等于或稍大于輸出功率，根據文獻【1】表20-1得,應選擇額定功率為2.2kW的電動機。3. 選擇電動機轉速由文獻【】表2-2得：展開式兩級圓柱齒輪減速器傳動比為860，則

3、電動機轉速可選范圍為nd'=nwi1'i2'=458.43438 r/min，根據文獻【】中表20-1，初選同步轉速分別為1000 r/min和1500 r/min的兩種電動機進行比較，如表1方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速（r/min）各自特點同步滿載1Y100L1-42.215001420價格相對較低，結構尺寸相對較大更復雜2Y112M-62.21000940價格相對較高，但結構緊湊，裝置相對簡單表1權衡利弊，希望能得到相對緊湊的結構，選擇方案2：Y112M-6型電動機。電動機相關參數如表2電動機型號額定功率KW電動機轉速r/min電動機質量kg外形及安裝尺

4、寸mm同步滿載中心高H外伸軸長（E×D）鍵槽尺寸（F×GD）Y112M-62.210009404511260×288×7表2三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 計算總傳動比由電動機的滿載轉速和工作機軸的轉速可確定傳動裝置應有的總傳動比為: i=nmnw=94057.3016.40 r/min 。2. 分配各級傳動比展開式兩級圓柱齒輪減速器應有，由文獻【】表2-1得單級圓柱齒輪的傳動比推薦值為36，故選擇 =4.3，=3.8。四、 計算傳動裝置的運動和動力參數記電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中間軸為軸，低速軸為軸1. 各軸轉速計算 n=n0

5、=940r/min n=ni1=9404.3=218.60r/min nw=n=ni2=218.603.8=57.53r/min2. 各軸的輸入功率P的計算Pd=2.09kWP=Pd3=2.09×0.99=2.069kWP=P12=2.069×0.99×0.97=1.99kWP=P12=1.99×0.99×0.97=1.91kWPw=P3=1.91×0.99=1.89kW3. 各軸輸入轉矩TT0=9550P0n0=9550×2.2940=22.35NmT=9550Pn=9550×2.069940=21.02NmT=

6、9550P n=9550×1.99218.60=86.94NmT=9550P n=9550×1.9157.53=317.06NmTw=9550Pw nw=9550×1.8957.53=313.74Nm4. 計算結果整理如表3項目電動機軸高速軸中間軸低速軸輸出軸轉速（r/min）940940218.6057.5357.53功率（kW）2.22.0691.991.911.89轉矩（）22.3521.0286.94317.06313.74傳動比14.33.81效率0.990.960.960.99表3五、 斜齒輪傳動設計校核與計算A. 高速級減速齒輪設計1. 選精度等級、

7、材料及齒數1) 由文獻【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。設計的齒輪硬度小于350HBS,屬于軟齒面。2) 精度等級選擇7級精度。3) 初選齒數由于減速箱屬于閉式結構，所以齒數應在（20,40）范圍內。取小齒輪齒數Z1=23 ，Z2=994) 取螺旋角。初選螺旋角=14°。2. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式文獻【2】式（10-21）進行試算，即d1t32KtT1du±1uZHZEH2（外嚙合去加號）1) 確定公式的各計算數值a) 試選載荷系數Kt=1.6b) 已知高

8、速級斜齒圓柱齒輪轉矩T=21.02Nm=2.102×104Nmm；c) 由文獻【2】表10-7取齒輪的齒寬系數d=1.0；d) 查文獻【2】圖10-26得端面重合度為 1=0.765，2=0.87，所以，=1+2=0.765+0.87=1.635 e) 齒數比 U=z2z1=9923=4.3f) 由文獻【2】表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa12；g) 由文獻【2】圖10-30得區(qū)域系數ZH=2.433h) 由文獻【2】圖1021d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2=550MPa；i) 由文獻【2】式10-

9、13計算應力循環(huán)次數N1=60n1jLk=60×940×1×2×18×300×5=1.3536×109N2=N1i1=1.3536×109÷4.3=3.14791×108j) 由文獻【2】圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90，KHN2=0.95；k) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=SH1，由文獻【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001=540MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.95×5501=522.5MPa，

10、H=H1+H22=540+522.52=531.25MPa<1.23H2 所以，H=531.25MPa2) 計算a) 計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式得 d1t32KtTdu±1uZHZEH2= 32×1.6×2.102×1041×1.635×5.34.3×2.433×189.8531.252mm=33.71mm；取 d1t=39mm,滿足齒面接觸疲勞強度b) 計算圓周速度v=d1tn160×1000=×39×94060×1000=1.92msc) 計算齒寬b及

11、模數mb=dd1t=1×39=39mm，mnt=d1tcosz1=39×cos14°23=1.65mm，h=2.25mnt=2.25×1.65=3.71，bh=393.71=10.51；d) 計算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×23×tan14°=1.824；e) 計算載荷系數K由文獻【2】表10-2查得使用系數KA=1，根據v=1.92m/s，7級精度，由文獻【2】圖10-8,得KV=1.07，由文獻【2】表10-3，根據KAFt/b<100N/mm，查得齒間載荷分配系數KH=KF=1.

12、4，由文獻【2】表10-4通過插值法獲查齒向載荷分配系數KH=1.4168，由bh=10.51，KH=1.4168，查文獻【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數KF=1.34故有載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.07×1.4×1.4168=2.122；f) 按實際的載荷系數K校正初算的分度圓直徑，由文獻【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=39×32.1221.6mm=42.85mm；g) 計算法面模數mn=d1cosz1=42.85×cos14°23mm=1.81mm3. 按齒根彎曲強度設計由文獻【2】式（10-17

13、）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 確定公式內各計算數值a) 由文獻【2】圖10-20c,根據所選材料查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380Mpa；b) 查文獻【2】圖10-18得KFN1=0.85，KFN2=0.88c) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S1.4,由文獻【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPa，F2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPad) 計算載荷系數KK=KAKVKFKF=1×1.07×

14、1.4×1.34=2.007；e) 根據縱向重合度=1.824，查文獻【2】圖10-28得螺旋角影響系數Y=0.88；f) 計算當量齒數zv1=z1cos3=23cos314°=25.18，zv2=z2cos3=99cos314°=108.37；g) 根據當量齒數，通過插值法查取文獻【2】表10-5齒形系數查得YFa1=2.616，YFa2=2.173；應力校正系數查得YSa1=1.591，YSa2=1.797；h) 計算大、小齒輪的YFaYSaF,并加以比較YFa1YSa1F1=2.616×1.591303.57=0.01371，YFa2YSa2F2=

15、2.173×1.797238.86=0.01635；大齒輪數值較大，應將大齒輪的數值代入計算,以獲得較大mn2) 設計計算 mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=32×2.007×2.102×104×0.88×cos214°1×232×1.6350.01635mm=1.10mm由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn=1.81mm，大于由齒根疲勞強度計算的法面模數 mn=1.10mm，當模數大于1.10就能夠保證齒根彎曲疲勞強度，齒面接觸疲勞強度通過D1保證。取法面模數mn=2.0mm，按接觸疲勞強

16、度算得的直徑 d1=42.85mm來計算的齒數：z1=d1cosmn=42.85×cos14°2.0=20.79取z1=21，則z2=Uz1=4.3×21=90.3，取z2=90；4. 計算幾何尺寸1) 計算中心距a=z1+z2mn2cos=21+90×22×cos14°mm=114.40mm5. 將中心距圓整為115mm6. 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos21+90×22×115=15°9'22''7. 因為螺旋角值改變不多，故參數、K、

17、ZH等不必修正8. 計算大、小齒輪分度圓直徑d1=mnz1cos=2×21cos15°9'22''=43.51mm， d2=mnz2cos=2×90cos15°9'22''=186.49mm； 2) 計算齒輪寬度b=dd1=1×43.51=43.51mm圓整后，取大齒輪B2=45mm，小齒輪B1=50mm；9. 計算所得結果匯總如表4備用名稱符號小齒輪大齒輪螺旋角15°9'22''端面模數mt2.07mm法面模數mn2.0mm法面壓力角n20°分度圓直徑

18、dd1=43.51mmd2=186.49mm齒頂高haha=haf*mn=2.0mm齒根高hfhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齒頂圓直徑dada1=47.51mmda2=190.49mm齒根圓直徑dfdf1=38.51mmdf2=181.49mm齒寬B50mm45mm表4B. 低速級減速齒輪設計1. 選精度等級、材料及齒數1) 由文獻【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS，屬于軟齒面。2) 精度等級選7級精度。3) 初選齒數小齒輪齒數Z3=24，Z4=914) 取螺旋角。初選螺旋角=

19、14°。2. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式文獻【2】式（10-21）進行試算，即d3t32KtTdu±1uZHZEH21) 確定公式的各計算數值a) 試選載荷系數Kt=1.6b) 已知高速級斜齒圓柱齒輪轉矩T=86.94Nm=8.694×104Nmm；c) 根據軟齒面性質，由文獻【2】表10-7取齒輪的齒寬系數d=1.0；d) 查文獻【2】圖10-26得端面重合度為 3=0.780，4=0.883，所以，=3+4=0.780+0.883=1.663 e) 齒數比 U=z4z3=9124=3.8f) 根據所選材料性質，由文獻【2】表10-6查得材料的彈性影響系數

20、ZE=189.8MPa12；g) 由文獻【2】圖10-30得區(qū)域系數ZH=2.433h) 由文獻【2】圖1021d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim3=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim4=550MPa；i) 由文獻【2】式10-13計算應力循環(huán)次數N3=60njLk=60×218.60×1×2×8×300×5=3.148×108N4=N3i2=3.148×108÷3.8=8.284×107j) 由文獻【2】圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN3=0.94，KHN4=0.98；

21、k) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S= SH1，由文獻【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.94×6001=564MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.98×5501=539MPa，H=H3+H42=564+5392=551.5MPa<1.23H4 所以，H=551.5MPa2) 計算a) 計算小齒輪的分度圓直徑d3t，由計算公式得d3t32KtTdu±1uZHZEH2=32×1.6×8.694×1041×1.663×4.83.8×2.433×189.

22、8551.52mm=52.91mm；b) 計算圓周速度v=d3tn60×1000=×52.91×218.6060×1000=0.61msc) 計算齒寬b及模數mb=dd3t=1×52.91=52.91mm，mnt=d3tcosz3=52.91×cos14°24=2.14mm，h=2.25mnt=2.25×2.14=4.81，bh=52.914.81=10.99；d) 計算縱向重合度=0.318dz3tan=0.318×1×24×tan14°=1.903；e) 計算載荷系數K由

23、于工作平穩(wěn)，輸入為電動機，由文獻【2】表10-2查得使用系數KA=1，根據v=0.61ms，7級精度，由文獻【2】圖10-8得KV=1.03，由文獻【2】表10-3 ，根據KAFt/b<100N/mm，查得齒間載荷分配系數KH=KF=1.4，由文獻【2】表10-4，通過插值法，查得齒向載荷分配系數KH=1.420，由bh=10.99，KH=1.420，查文獻【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數KF=1.375故有載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.420=2.048；f) 按實際的載荷系數K校正初算的分度圓直徑，由文獻【2】式（10-1

24、0a）得 d3=d3t3KKt=52.91×32.0481.6mm=57.44mm；g) 計算法面模數mn=d3cosz3=57.44×cos14°24mm=2.32mm3. 按齒根彎曲強度設計由文獻【2】式（10-17）mn32KTYcos2dz32YFaYSaF1) 確定公式內各計算數值a) 由文獻【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4=380Mpa；b) 查文獻【2】圖10-18得KFN3=0.88，KFN4=0.93c) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S1.4,由文獻【2】式（10-12

25、）得F3=KFN3FE3S=0.88×5001.4=314.29MPa， F4=KFN4FE4S=0.93×3801.4=252.43MPad) 計算載荷系數KK=KAKVKFKF=1×1.03×1.4×1.375=1.983；e) 根據縱向重合度=1.903，查文獻【2】中圖10-28得螺旋角影響系數Y=0.88；f) 計算當量齒數zv3=z3cos3=24cos314°=26.27，zv4=z4cos3=91cos314°=99.62；g) 根據當量齒數，通過插值法查取齒形系數由文獻【2】表10-5，查得YFa3=2.5

26、92，YFa4=2.181；查取應力校正系數由文獻【2】表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.790；h) 計算大、小齒輪的YFaYSaF,并加以比較YFa3YSa3F3=2.592×1.596314.29=0.01316，YFa4YSa4F4=2.181×1.790252.43=0.01547；大齒輪數值較大，應將大齒輪的數值代入計算，以獲得較大模數2) 設計計算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=32×1.983×8.694×104×0.88×cos214°1×242×

27、1.6630.01547mm=1.66mm由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn=2.32mm，大于由齒根疲勞強度計算的法面模數 mn=1.66mm，取法面模數mn=2.0mm，這時已能夠保證齒根彎曲疲勞強度，接觸疲勞強度由d3保證。按接觸疲勞強度算得的直徑d3=57.44mm來計算齒數：z3=d3cosmn=57.44×cos14°2.0=27.87取z3=28，則z4=Uz3=3.8×28=106.4，取z4=1074. 計算幾何尺寸1) 計算中心距a=z3+z4mn2cos=28+107×22×cos14°mm=139.13mm將

28、中心距圓整為139mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz3+z4mn2a=arccos28+107×22×139=13°46'43''因為螺旋角值改變不多，故參數、K、ZH等不必修正3) 計算大、小齒輪分度圓直徑d3=mnz3cos=2×28cos13°46'43''=57.66mm， d4=mnz4cos=2×107cos13°46'43''=220.34mm； 4) 計算齒輪寬度b=dd3=1×57.66=57.66mm圓整后

29、，取大齒輪B4=60mm，小齒輪B3=65mm；5. 計算所得結果匯總如表5備用。名稱符號小齒輪大齒輪螺旋角13°46'43''端面模數mt2.06mm法面模數mn2.0mm法面壓力角n20°分度圓直徑dd3=57.66mmd4=220.34mm齒頂高haha=haf*mn=2.0mm齒根高hfhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齒頂圓直徑dada3=61.66mmda4=224.34mm齒根圓直徑dfdf3=52.66mmdf4=215.34mm齒寬B65mm60mm表5兩齒輪浸油潤滑校核： 根據文獻【1】表3-3可知，高速級大齒輪理論浸油深

30、度為10mm,低速級大齒輪速度V=0.61介于0.50.8之間，ha=18.936.39mm，所以，兩個大齒輪的理論半徑差應在8.1926.39mm之間?，F在，D2=186.49mm，D4=220.34mm,半徑差為16.925mm,在允許范圍內，所以齒輪設計滿足要求。六、 輸入軸及附件設計1. 輸入軸的功率P、轉速n和轉矩T 功率 P=2.069kW 轉速n=940rmin轉矩T=21.02Nm2. 求作用在齒輪上的力根據之前設計，已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=43.51mm 圓周力 Ft1=2Td1=2×2102043.51N=966N徑向力Fr1=Ft1tanncos=9

31、66×tan20°cos15°9'22''N=364N，軸向力Fa1=Ft1tan=966×tan15°9'22''=262N3. 初步確定軸的最小直徑先按文獻【2】式（152）初步估算周的最小直徑，根據后面計算可知，由于e<2 mt=4.14,齒輪較小，因此須做成齒輪軸，故選取軸的材料為40Cr鋼（調質）處理。根據表15-3，取A0=105，于是得dmin=A03Pn=105×32.069940=13.66mm；軸端開有鍵槽，軸的直徑擴大5%，故dmin=13.66×1

32、.05=14.34mm聯軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮為輸送機，轉矩變化很小，故取，則：Tca=1.5×21.02=31.53Nm相應的電動機外伸周徑28mm，所以應調整dmin來配合選用聯軸器。按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩Tn的條件，查標準GB5014-85，選用HL1(J)型彈性柱銷聯軸器。半聯軸器的孔徑d=20mm，故取d-=20mm；半聯軸器長度L=52mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm。4. 軸的結構設計1) 軸上零件的裝配方案如圖2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. -軸段右端做出軸肩以滿足半聯軸器的軸向定位要求，故取-段的直徑dI

33、I-III=28mm，左端用軸端擋圈定位。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，故-段長度應比略短一些，現取。ii. 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，且轉速高軸向力不大，故初步選用接觸角為15°的角接觸球軸承，型號7206C，其尺寸為,故,d-=30mm。iii. 由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數），所以把齒輪做成齒輪軸。參照工作要求并根據，左端滾動軸承與軸之間采用擋油盤定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用擋油盤定位，因此，取。iv. 軸承端蓋的總寬度為31mm，（由減速器結構設計中的B而定下）。為了滿足軸承端蓋

34、的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離,故取。v. 已知高速級齒輪輪轂長b=50mm,做成齒輪軸， 則。vi. 取齒輪端面距箱體內壁之距離a=14mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪（兩個大齒輪）端面之間的距離為c=14mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離是s,取s=10mm。已知滾動軸承寬度B=16mm，低速級大齒輪輪轂長L=60mm，左擋油盤，右擋油盤長。 則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。vii. 軸上零件的周向定位半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參考文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm；同時選擇半聯軸器

35、與軸配合為。viii. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩與配合處的圓角參數參考文獻1表11-55. 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算模型（如下），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由參考文獻1中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。如圖所示從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出齒輪所在的截面是軸的危險截面?，F將計算出的該處處的，的值列于下表（參看圖示）計算結果如表6載荷水平面H垂直面V支反力F，彎距M總彎距扭距T表66. 按彎扭合成應力校核軸的強度校核

36、軸上承受最大彎距和扭距的截面（的強度，根據機械設計（15-1）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為40Cr鋼，調質處理，由參考文獻2表15-1得。因此，所以，設計的軸安全。7. 滾動軸承壽命校核1) 由軸的設計計算可知輸入軸滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，,Y=1.452) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知：，3) 計算兩軸承的計算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.39Fd1=eFr1=0.39×314N=122NFd2=eFr2=

37、0.39×720N=281N，所以左軸承壓緊，右軸承放松4) 軸承當量動載荷P1和P2因為軸承運轉中載荷平穩(wěn)，按文獻【2】表13-6，取，則 5) 驗算軸承壽命因為，所以代入驗算 所以所選的軸承可滿足壽命要求。8. 鍵的校核由軸的設計計算可知所選平鍵為強度滿足要求七、 輸出軸及其附件設計1. 輸出軸的功率P、轉速n和轉矩T 功率P=1.91kW 轉速n=57.53rmin轉矩T=317.06Nm2. 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d4=220.34mm 圓周力 Ft4=2Td4=2878N徑向力Fr4=Ft4tanncos=2878×tan20°

38、;cos13°46'43''N=1079N，軸向力Fa4=Ft4tan=2878×tan13°46'43''=706N3. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻【2】式（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。根據參考文獻2表15-3，A0=103126，取A0=112，于是得軸端處開有鍵槽，故dmin=1.05×30.74=32.27mm聯軸器的計算轉距Tca=TKA，查參考文獻2表14-1，考慮到轉距變化很小，故取KA=1.3，則輸出軸的最小直徑處安裝聯軸器。為了使所選的軸段處與聯軸

39、器的孔徑相適應，需同時選取聯軸器型號。按照計算轉距Tca應小于聯軸器公稱轉距條件查參考文獻1，選用HL3（J）型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉距=630Nm>。半聯軸器的孔徑d1=35mm，故取dI-II=35mm，半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。4. 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. I-II軸段右端制出一軸肩以滿足半聯軸器的軸向定位要求，并根據氈圈密封標準，故取II-III段的直徑dII-III=42mm，左端用軸端擋圈定位。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，故-段長度

40、應比半聯軸器略短一些，現取 lI-II=59mmii. 軸承端蓋的總寬度為30mm，（由減速器結構設計中的B而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離,故取lII-III=61mm。ix. 初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力和軸向力，轉速不高，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據dII-III=42mm，由軸承產品目錄,初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7209C，其尺寸為的,所以,d-=45mm。iii. 左端滾動軸承右邊采用擋油盤進行軸向定位，故?。ㄔ摂祿奢S承外圈而定）iv. 取安裝齒輪處的軸段直徑dVI-VII=50mm，齒輪的右

41、端與右軸承之間采用擋油盤軸向定位。已知齒輪輪轂寬度為60mm，為了使擋油盤端面壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lVI-VII=56mm。齒輪左端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm, 則軸環(huán)處的直徑dV-VI=60mm，軸環(huán)寬度b>1.4h=7mm，取lV-VI=10mm。v. 類同于輸入軸的方法可得其余長度lIII-IV=35mml-=58.5mmlVII-VIII=49.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。vi. 軸上零件的周向定位半聯軸器的周向定位采用平鍵聯接，按dI-II=35mm，由參考文獻2表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56

42、mm，滾動軸承的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為k6； 低速級大斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵，按dVI-VII=50mm，由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，齒輪輪轂與軸的配合為，vii. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻【2】表15-2，取軸端倒角為（具體參考輸出軸零件圖上的標注），各軸肩處的圓角參照機械設計表15-2。5. 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算模型（如下）。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7209C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=16.4mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為， 根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩

43、圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出齒輪所在軸段是軸的危險截面。先計算出該處的MH、MV及M的值列于表7。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩表76. 按彎扭合成應力校核軸的強度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險截面處的強度，根據文獻【2】式（15-5）及上表中的數值，軸所受到的為脈動循環(huán)的變應力，取，軸的計算應力 所選定軸的材料為45鋼，調質處理。由文獻【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 精確校核輸出軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面VII過盈配合引起的應力集中嚴重，同時受彎矩和扭矩作用，所以只校核截面VII（2）截面VII右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面VII右側的彎矩截面V

44、II上的扭矩T為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。由文獻【2】表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按文獻【2】附表3-2查取。因，得又由文獻【2】附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為故有效應力集中系數為：由文獻【2】附圖3-2得尺寸系數；由文獻【2】附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，由文獻【2】附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按文獻【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數為 又由及得碳鋼的特性系數 ，取， ，取于是計算安全系數值，按文獻【2】式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。（2）截面VII左側抗彎截面系數抗扭

45、截面系數截面VII左側的彎矩截面VII上的扭矩T為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的值，由文獻【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得；軸按磨削加工，由附表3-4的表面質量系數為則按文獻【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數為所以軸在截面II右側的安全系數為故可知其安全。8. 軸承校核1) 由軸的設計計算可知輸出軸滾動軸承選用7209C型角接觸球軸承，2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知：3) 計算兩軸承的計算軸向力和對于7209C型角接觸球軸承，按文獻【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.4Fd1=eFr1=0.4

46、5;1249N=500NFd2=eFr2=0.4×1938N=775N，故軸左移，右軸承放松，左軸承壓緊4) 軸承當量動載荷P1和P2因為軸承運轉中載荷平穩(wěn)，按文獻【2】表13-6，取，則 5) 驗算軸承壽命Lh因為，所以代入驗算軸承壽命9. 鍵的校核 由軸的設計計算可知所選平鍵分別為聯軸器鍵， p1=2T×103kdl=2×317.06×1030.5×8×35×(56-10)=98.47MPa<p 齒輪鍵 p2=2T×103kdl=2×317.06×1030.5×9×

47、50×(45-14)=90.91MPa<p其中p=110MPa八、 中間軸及其附件設計1. 中間軸II的功率PII、轉速nII和轉矩TII功率P=1.99kW 轉速n=218.60rmin轉矩T=86.94Nm2. 求作用在齒輪上的力1) 已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為d3=57.66mm 圓周力 Ft3=2Td3=2×8694057.66N=3016N徑向力Fr3=Ft3tanncos=3016×tan20°cos13°46'43''N=1130N，軸向力Fa3=Ft3tan=3016×tan13

48、76;46'43''=740N2) 對于中間軸上大齒輪2 Ft2= Ft1=966N Fr2= Fr1=364NFa2=Fa1=262N3. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻2式（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。根據參考文獻2表15-3，取，于是得dmin=A03Pn=112×31.99218.60mm=23.39mm4. 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案如圖2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. 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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據軸的最小直徑，選取0

49、基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7206C，其尺寸為的,故。ii. 取安裝小齒輪處的軸段-的直徑因為d+t1=38.8mm,且e=（52.66-38.8）/2=6.93mm>2mt,所以小齒輪處不應該做成齒輪軸。齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使擋油盤壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d=2.49mm,故取h=5mm，則軸直徑。iii. 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑d-=35.5mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使擋油盤壓緊齒輪，此軸段應略

50、短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸環(huán)定位，取h=5mm，與小齒輪右端定位高度一樣。iv. 類同于輸入軸端的計算方法，可算得剩余軸段的長度分別為：至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。v. 軸上零件的周向定位齒輪與軸采用平鍵連接進行周向定位。按,由參數文獻2表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按l-=62mm，取鍵長為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。同理按d-=35.5mm，由參數文獻2表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按l-=42mm，取鍵長為28mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定

51、位通過過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。5. 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算模型（如圖）。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L=178.2mm，L1=59.6mm，L2=66.5mm,L3=52.1mm，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，小齒輪所在的截面處是軸的危險截面。計算該處的MH、MV及M的值列于表8。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩表86. 按彎扭合成應力校核軸的強度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即小齒輪所

52、在截面）的強度，根據文獻【2】式（15-5）及上表中的數值，并取，軸的計算應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由文獻【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 中間軸軸承校核1） 由軸的設計計算可知滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，2） 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知： 3） 計算兩軸承的計算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.41Fd1=eFr1=0.41×2461N=1009NFd2=eFr2=0.41×1697N=696N，所以左軸承壓緊，右軸承放松4） 軸承當量動載荷和因為軸承

53、運轉中載荷平穩(wěn)，按機械設計表13-6，取，則 5） 驗算軸承壽命因為，所以代入驗算軸承壽命 根據軸承壽命的計算結果得出結論：必須每3.5年對減速器進行檢修，以保證軸承的 正常工作。8. 鍵的校核由軸的設計計算可知所選平鍵分別為小齒輪鍵，大齒輪鍵 靜連接，輕微沖擊，取=110MPa九 箱體及附件的結構設計箱體通過鑄造而成，起著支承軸系、保證傳動件和軸系正常運轉的重要作用。結構設計時要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。1. 基本尺寸的確定通過參考文獻【1】表3-1的各項計算獲得尺寸結果列表如下：名稱取值箱座壁厚=9mm箱蓋壁厚1=9mm箱體凸緣厚度箱座b= 14mm箱蓋b1=14mm

54、箱底座b2=23mm加強肋厚度箱座m=7.65mm箱蓋m1=7.65mm地腳螺釘直徑df=16mm地腳螺釘數數4個軸承旁聯接螺栓直徑d1=12mm箱蓋、箱座聯接 直徑d2=10mm軸承蓋螺釘直徑和數目高中速軸d3=6mm，n=4低速軸d3=8mm,n=4軸承蓋外徑高中速軸D2=92mm低速軸D2=125mm觀察孔蓋螺釘直徑d4=6mm表9由文獻【1】表3-1查得c1、c2的值，現列如下：螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M27C1min13161822263434C2min111416202428322. 箱體的結構設計1) 箱座高度減速器內傳動件采用浸油潤滑的方式，箱座高度應保證箱體

55、內儲存有足量的潤滑油。 Hda42+20+7=224.342+20+20=152.17mm，圓整為H=160mm.其中，大齒輪到箱底內壁的距離為20mm，小于3050mm的范圍內，是為了保證油量不至于超過理論油量范圍太多。油量估計：V油=(hs+20) b l=(27+20) 152 567=4050648>2800000。3. 箱體要有足夠的剛度1) 箱體、箱座、箱蓋、軸承座、底座凸緣等的壁厚可根據上表9的計算結果而定。2) 軸承座螺栓凸臺的設計軸承座旁螺栓凸臺的螺栓孔間距SD2（其中D2為軸承蓋外徑）螺栓凸臺高度h與扳手空間的尺寸c1、c2有關，通過作圖法確定凸臺高度h。這里，為了保證所有軸承座都比螺栓凸臺高，以中高速級所在的軸承座為基準作圖獲得螺栓凸臺的高度h。3) 箱體凸緣尺寸軸承座外端面應向外凸出510mm，以便切削加工。箱體內壁至軸承座孔外端面的距離L1為B=+C1+C2+6=9+18+16+6=49mmB是一個極其重要的參數，所有軸的設計中都根據B以保證各軸上軸承正面與正面（正安裝）之間的距離為一個定值并保證齒輪與齒輪的正確嚙合位置。（本人的設計中始終保證這段距離為172