二級減速箱設計說明書(機械設計大作業(yè))

1、浙江工業(yè)大學二級減速器設計計算說明書姓 名： a a a a 學 號： aaaaaaaaaaaaaaa 班 級： aaaaaaaaaaaaa 設計時間： 2011年3月9日 目錄第一章 擬定傳動方案2第二章 運動參數(shù)計算31.電機的選擇32.傳動比的分配33.運動和動力參數(shù)的計算3第三章 各傳動零件的設計計算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395.起吊裝置396.軸承蓋40第五章 設計小結41參考文獻41第一章 擬定傳動方案本課程設計的任務是設計一個減速器。根據(jù)設計要求，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

2、率為4kw。計算得到總傳動比為。兩級齒輪減速器的傳動比范圍為8401，其中，兩級展開式圓柱齒輪減速器是應用最廣泛的一種，故采用兩級展開式圓柱齒輪減速器。兩級展開式圓柱齒輪減速器的伸出軸上齒輪常布置在遠離伸出端的一邊，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。高速級常采用斜齒輪，低速級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平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設計時斜齒輪旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的高速級、低速級均采用斜齒圓柱齒輪傳動。兩級展開式圓柱齒輪減速器的運動簡圖如下：圖-1 兩級展開式圓柱齒輪減速器運動簡圖第二章 運動參數(shù)計算1

3、.電機的選擇根據(jù)要求，電機轉(zhuǎn)速應為960r/min，電機輸出功率應大于4kw，據(jù)此選擇電機型號為Y132M2-6。該電機為Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機（JB/T9619-1999）。這種電機的工作效率高，耗能少，性能好，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便，為B級絕緣，結構為全封閉，自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動機內(nèi)部。Y132M2-6電機參數(shù)見表-1：表-1 Y132M2-6電機參數(shù)型號額定功率（KW）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）Y132M2-65.59602.02.2842.傳動比的分配分配原則：（1）、各級傳動的傳動比在推薦范圍內(nèi)選取。對于普通圓柱

4、齒輪傳動，傳動比推薦范圍為35，最大不超過10。（2）、傳動的結構尺寸協(xié)調(diào)、勻稱、利于安裝、不會造成相互干涉。（3）、傳動裝置的外廓尺寸盡可能緊湊。（4）、使各級大齒輪直徑相近，可使其浸油深度大致相等，便于齒輪的浸油潤滑。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，常取1（式中、分別為高速級和低速級的傳動比）來滿足此要求。分配結果：總傳動比為：取，=3.6，此時，滿足要求。3.運動和動力參數(shù)的計算減速器的輸入功率為電動機的輸出功率，輸入轉(zhuǎn)速為電動機的輸出轉(zhuǎn)速。聯(lián)軸器的效率取為，圓柱齒輪傳動效率取為，一對滾動軸承的效率取為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），

5、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)上述計算得到的運動和動力參數(shù)列表如下：表-2 減速器運動和動力參數(shù)軸參數(shù)電機軸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傳動比153.21效率0.980.9650.9650.975第三章 各傳動零件的設計計算設計內(nèi)容計算及說明結果一、齒輪傳動設計計算1.高速級齒輪傳動計算（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（2）按齒面接觸強度設計確定公式中各計算數(shù)值計算（3）按齒根彎曲強度計算確定計算參數(shù)

6、設計計算（4）幾何尺寸計算計算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角計算大小齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度結構設計2.低速級齒輪傳動計算（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（2）按齒面接觸強度設計確定公式中各計算數(shù)值計算（3）按齒根彎曲強度計算確定計算參數(shù)設計計算（4）幾何尺寸計算計算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角計算大小齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度結構設計二、軸的設計1.高速軸I的設計（1）求作用在齒輪上的力（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結構設計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）按彎扭組合應力校核軸的強

7、度（6）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面校核截面IV左側2.中間軸II的設計（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（3）軸的結構設計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）按彎扭組合應力校核軸的強度（6）精確校核軸的疲勞強度3.低速軸III的設計（1）求作用在齒輪上的力（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結構設計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）按彎扭組合應力校核軸的強度（6）精確校核軸的疲勞強度判

8、斷危險截面校核截面II左側三、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、減速器箱體設計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、減速器的潤滑1、齒輪潤滑2、軸承潤滑1） 根據(jù)運動簡圖的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。設置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

9、2） 膠帶輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）。3） 材料選擇。因機器工作環(huán)境速度不高，有粉塵。由2191頁表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頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。按2218頁公式10-21試算，即：1） 試選。2） 計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩。3） 由2205頁表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由2201頁表10-6查得材料彈性影響系數(shù)為。5） 由2210頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限

10、，大齒輪接觸疲勞強度極限。6） 由2206頁式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7） 由2207頁圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8） 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由2205頁式10-12得9） 許用接觸應力為10） 由2217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。11） 由2215頁圖10-26查得，則。1） 計算小齒輪分度圓直徑2） 計算圓周速度3） 計算齒寬和模數(shù) 4） 計算縱向重合度5） 計算載荷系數(shù)由2193頁表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)，8級精度，由2194頁圖10-8查得；由2197頁表10-4查得；由2198頁圖10-13查得；由2195頁表10-3查得。故載荷

11、系數(shù)為6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2204頁式10-10a得7） 計算模數(shù)按2216頁式10-17計算，即1） 計算載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，從2217頁圖10-28查得。3） 計算當量齒數(shù)4） 查取齒形系數(shù)由2200頁表10-5查得，5） 查取應力校正系數(shù) 由2200頁表10-5查得，6） 由2208頁圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞強度極限7） 由2206頁圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，8） 計算彎曲強度許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2205頁式10-18得9） 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度

12、計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取。為了能同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(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：大齒輪結構為：設計條件：，兩班制，工作壽命15年。1） 根據(jù)運動簡圖的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。設置II軸上小齒輪z3為右旋，則III大齒輪z4為右旋。 2） 膠帶輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）。3） 材料選擇。因機器工作環(huán)境速度不高，有粉塵。由2191頁表10-1選擇小齒輪材料選擇40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為275H

13、BS，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頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。按2218頁公式10-21試算，即：1） 試選。2） 計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩。3） 由2205頁表10-7選取齒寬系數(shù)。4） 由2201頁表10-6查得材料彈性影響系數(shù)為。5） 由2209頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限。6） 由2206頁式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)7） 由2207頁圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8） 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由2205頁

14、式10-12得9） 許用接觸應力為由2217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。10） 由2215頁圖10-26查得，則。1） 計算小齒輪分度圓直徑2） 計算圓周速度3） 計算齒寬和模數(shù)4） 計算縱向重合度5） 計算載荷系數(shù)由2193頁表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)，8級精度，由2194頁圖10-8查得；由2197頁表10-4查得；由2198頁圖10-13查得；由2195頁表10-3查得。故載荷系數(shù)為6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2204頁式10-10a得7） 計算模數(shù)按2216頁式10-17計算，即1） 計算載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，從2217頁圖10-28查得。3） 計算當量齒

15、數(shù)4） 查取齒形系數(shù)由2200頁表10-5查得，5） 查取應力校正系數(shù)由2200頁表10-5查得，6） 由2208頁圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞強度極限7） 由2206頁圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，8） 計算彎曲強度許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2205頁式10-18得9） 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取。為了能同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(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

16、，。小齒輪：大齒輪：齒輪機構的參數(shù)如表-3：表-3 齒輪機構參數(shù)級別/mm/mm高速級2613022.05低速級278633.10級別/o/o齒寬/mm高速級12.86201低速級14.40201選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)2370頁表15-3取。根據(jù)2370頁式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，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查 2351頁表14-1，取則： 再根據(jù)電動機直徑38mm，查標準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

17、軸配合的轂孔長度為。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段長度比L略短，現(xiàn)取。取。2） 初步選擇滾動軸承。因為軸承同時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

18、3369頁查得其安裝尺寸，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。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，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取為5mm，已知軸承寬度，大齒輪輪轂長，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁表6-1查取并選擇平鍵長度為50mm，即選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2365頁表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)軸的裝配結構圖（圖-2）做

19、出軸的計算簡圖（如圖-3）。在確定軸承指點位置時，由手冊3369頁查得。因此作為簡支梁的軸的支承跨距為。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-3）。圖-3 軸的計算簡圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看二面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面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進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)2373頁式15-5及表-4中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取（2373頁），軸的計算應力為前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2362頁表15-

20、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、過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，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無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV處過盈配合引起的應力集中最嚴重。而從受載的情況看，截面C上的應力最大，但應力集中不大，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左右兩側應力集中情況和載荷情況相同，但右側尺寸較大，因而只要對截面IV左側進行校核。抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為截面IV左側的彎矩為截面IV上的扭矩矩為

21、截面上彎曲應力為截面上扭轉(zhuǎn)切應力為軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由2362頁表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和按240頁附表3-2查取。因為，。經(jīng)過插值后可得，又由241頁附圖3-1查得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應力集中系數(shù)按242頁式附3-4為由242頁附圖3-2得尺寸系數(shù)；由243頁附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由244頁附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)。軸煒經(jīng)表面強化處理，即。由225頁式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數(shù)（225頁），（226頁）.取，。按2374頁式15-615-8計算安全系數(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

22、：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頁表15-3取。根據(jù)2370頁式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選取軸承型號。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） 初步選擇滾動軸承。因為軸承同時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

23、套筒可靠地壓在齒輪上，這兩個軸段應該略短于輪轂寬度，故取。小齒輪的右端和大齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，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，兩個齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取為5mm，而且由高速軸I的設計確定兩邊箱體之間距離為195mm。已知軸承寬度，則由結構設計可得至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。兩個齒輪與軸之間的周向定位均采用平鍵。按由2106頁表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，左邊鍵槽長為70mm，右邊鍵槽長為45mm，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；滾

24、動軸承的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2365頁表15-2，取軸端倒角為各軸肩處的圓角尺寸見圖-4。.首先根據(jù)軸的裝配結構圖（圖-4）做出軸的計算簡圖（如圖-5）。在確定軸承指點位置時，由手冊3369頁查得。根據(jù)軸的計算簡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構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面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進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)2373頁式15-

25、5及表-5中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，?。?373頁），軸的計算應力為前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2362頁表15-1查得。因此，故安全。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II、V處過盈配合引起的應力集中最嚴重，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上的應力最大，但應力集中不大，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頁表15-3取。根據(jù)2370頁式1

26、5-2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，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查 2351頁表14-1，取則： 查標準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度為，為了保證軸端擋圈只壓在

27、半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故VII-VIII段長度比L略短，現(xiàn)取。取。6） 初步選擇滾動軸承。因為軸承同時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)前面兩根軸的設計有至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁表6-1查取并選擇平鍵長度為70mm，

28、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中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2365頁表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)軸的裝配結構圖（圖-6）做出軸的計算簡圖（如圖-7）。在確定軸承指點位置時，由手冊3371頁查得。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-7）。圖-7 低速軸III的計算簡圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看二面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面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

29、F彎矩M總彎矩，扭矩T進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)2373頁式15-5及表-6中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，?。?373頁），軸的計算應力為前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2362頁表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、過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，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無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II處過盈配合引起的應力集中最嚴重。而從受載

30、的情況看，截面B上的應力最大，但應力集中不大，因而截面B也不用校核。截面III、IV、V受到載荷和應力集中情況均比II處小，因而也不要校核。而截面II左側應力集中情況和載荷情況相同，但右側尺寸較大，因而只要對截面II左側進行校核?？箯澖孛嫦禂?shù)為抗扭截面系數(shù)為截面IV左側的彎矩為截面IV上的扭矩矩為截面上彎曲應力為截面上扭轉(zhuǎn)切應力為軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由2362頁表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和按240頁附表3-2查取。因為，。經(jīng)過插值后可得，又由241頁附圖3-1查得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應力集中系數(shù)按242頁式附3-4為由242頁附圖3-2得尺寸系數(shù)；

31、由243頁附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由244頁附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)。軸煒經(jīng)表面強化處理，即。由225頁式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數(shù)（225頁），（226頁）.取，。按2374頁式15-615-8計算安全系數(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）確定當量動載荷因機械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則X=0.4,Y=1.9。，則X=1,Y=0。,則只需驗證右端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動載荷C=75200N，對于滾子軸承。

32、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3查得30307的e=0.31,Y=1.9（4）確定軸向載荷，則右端軸承被壓緊，所以：（5）確定當量動載荷因機械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則X=1,Y=0。，則X=0.4,Y=1.9。,則只需驗證左端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動載荷C=75200N，對于滾子軸承。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）確定當量動載荷因機械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。，則X=1,Y=0。，則X=0.

33、4,Y=1.7。,則只需驗證左端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數(shù)，基本額定動載荷C=195000N，對于滾子軸承。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頁式6-1有由2 106頁表6-2查得。則，鍵符合要求II軸上的鍵主要用于兩個齒輪的周向定位，采用A型平鍵和A型平鍵，則根據(jù)2106頁式6-1有由2 106頁表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頁式6-1有由2 106頁表6-2查得。則，鍵符合要求由1 80頁表4-6查得：，其中，a為兩齒輪的中心距，對于兩級減速器所以

34、有：由1 80頁表4-6查得：，所以：，。由1 80頁表4-6查得：，取，；，?。?，??；軸承座孔（外圈）直徑D 110140，螺釘數(shù)目為6；雙級減速器。計算中間級、低速級的兩個大齒輪的圓周速度：則、都在0.812m/s之間，可采用浸油潤滑，為了使兩個大齒輪都能浸入油中，則低速級齒輪不超過分度圓半徑，而高速級齒輪浸油深度為一個齒高，則取浸油深度為13mm，滿足條件，且浸油深度大于10mm。根據(jù)高速級大齒輪速度選擇220工業(yè)閉式齒輪油。由于中間級的浸油齒輪的圓周速度都大于1.52m/s，可采用飛濺潤滑，即在下箱體開適當?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