機械設(shè)計課程設(shè)計展開式雙級圓柱齒輪減速器開式齒輪

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計說 明 書 高等技術(shù)學院模具設(shè)計專業(yè) 目 錄一、設(shè)計任務(wù)書3二、電動機的選擇計算3三、傳動比的分配4四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算8五、傳動零件的設(shè)計計算17六、軸類零件的設(shè)計計算和強度校核18七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算26八、鍵聯(lián)接的選擇和校核30九、聯(lián)軸器的選擇和驗算31十、潤滑及密封形式類型的選擇31十一、減速器附件設(shè)計32十二、減速器的主要尺寸及數(shù)據(jù)31十三、參考文獻32十四、設(shè)計總結(jié)與體會32一 設(shè)計任務(wù)書1.傳動方案展開式雙級圓柱齒輪減速器+開式齒輪2.工況及有關(guān)參數(shù)序參數(shù)工 作條 件(或自擬)參考號F（N）V（m/s）D（mm）工作環(huán)境工作年限生產(chǎn)規(guī)模載荷

2、性質(zhì)方案130001.4450清潔10年雙班單件平穩(wěn)方案13.設(shè)計要求裝配圖設(shè)計：1張A1（包括主視圖、俯視圖和左視圖， 零件明細表，技術(shù)特性表，技術(shù)要求） 零件圖設(shè)計：2張 ，軸和齒輪。編寫設(shè)計計算說明書二電動機的選擇計算1.電動機類型的選擇 電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用最常用的Y系列三相異步電動機。2.電動機功率的選擇 工作機所需要的有效功率為PW=FV1000=3000×1.41000KW=4.2KW為了計算電動機所需的功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總效率。根據(jù)【2】表2-2確定各部分的效率:傳動滾筒效率 滾=0.96聯(lián)軸器效率 聯(lián)=0.99聯(lián)軸器效率 聯(lián)=

3、0.99滾動軸承效率 軸承=0.99開式齒輪的傳動效率 開齒=0.95（脂潤滑）閉式齒輪的傳動效率 閉齒=0.97（8級精度）所需的電動機的功率 pd=PWn=4.20.8kw=5.25kw3). 滾筒的轉(zhuǎn)速為： nw=60×1000vd=60×1000×1.4450r/min 查【2】表16-1，選常用的電動機，額定功率5.5kw, 同步轉(zhuǎn)速1000r/min和1500r/min。根據(jù)表16-1得到下面兩種常用電動機的選擇方案。方案號電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min總傳動比軸外伸軸徑mm軸外伸長度mm1Y132S-45.5150014

4、4024.2438802Y132M2-65.5100096016.163880 表2-3由上表可知，方案2的電動機雖然滿足要求，但是總傳動比較小，對于雙級減速器+開式齒輪傳動不好分配傳動比，所以選擇方案1中的電動機型號。即Y132S-4,。三傳動比的分配根據(jù)【2】2-3知，取開式齒輪傳動比i3=4 減速器的總傳動比為 i=24.244=6.04 高速級齒輪傳動比為 i1=1.3i=1.3×6.04=2.802 低速級齒輪傳動比為 i2=ii1=6.042.802=2.156四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速的計算 電機軸 n0=1440r/min 減速器高速軸 n1=n1

5、/i00=14401r/min=1440r/min 減速器中間軸 n2=n1/i1=14402.802r/min=513.919r/min 減速器低速軸 n3=n2/i2=n2/i1=513.9192.156r/min=238.367r/min 開式齒輪軸 n4=n3=238.367r/min 滾筒軸 n5=n4/i3=238.3674r/min=59.592r/min2.各軸輸入功率計算 電機軸 P0=Pd=5.25kw 減速器高速軸 P1=Pd1=5.25×0.99kw=5.197kw 減速器中間軸 P2=P123=5.197×0.97×0.99kw=4.99

6、0kw 減速器低速軸 P3=P223=4.990×0.97×0.99kw=4.792kw 開式齒輪軸 P4=P331=4.792×0.99×0.99kw=4.696kw滾筒軸 P5=P445=4.696×0.99×0.95kw=4.417kw4.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算電機軸 T0=9550×P0 n0 =9550×5.251440 Nm =34.814Nm減速器高速軸 T1=9550 ×P1 n1=9550×5.1971440 Nm =34.466Nm減速器中間軸 T2=9550×P2 n

7、2 =9550×4.990513.919 Nm =92.728Nm減速器低速軸 T3=9550×P3 n3 =9550×4.792238.367 Nm =191.988Nm開式齒輪軸 T4=9550×P4 n4 =9550×4.696238.367 Nm =188.142Nm滾筒軸 T5=9550×P5 n5 =9550×4.41759.592 Nm =707.853Nm各軸運動及動力參數(shù)軸序號功率P(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩(N.m)傳動形式傳動比效率05.25144034.818彈性聯(lián)軸器1.00.995.1971

8、44034.466閉式齒輪2.8020.974.990513.91992.728閉式齒輪2.1560.974.792238.367191.988聯(lián)軸器1.00.994.696238.367188.142開式齒輪40.954.41759.592707.845四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算（一）.開式齒輪傳動設(shè)計計算開式齒輪傳動設(shè)計條件：輸入功率P4=4.696kw 主動輪轉(zhuǎn)速n4=238.367r/min 傳動比i3=4 轉(zhuǎn)矩T4=188.142 Nm1. 選擇齒輪材料.熱處理方式及計算許用應(yīng)力材料的選擇及熱處理:按使用條件，屬低速，輕載，重要性和可靠性一般的開式開式齒輪傳動。選用硬齒面齒輪，

9、大小齒輪都選用20鋼，并進行淬火處理。 確定許用應(yīng)力，查【1】圖8-16得齒輪的彎曲疲勞極限 Flim1=Flim2=460MP.計算循環(huán)應(yīng)力次數(shù)N，確定壽命系數(shù)YN1,YN2,安全系數(shù)SFmin N1=60an1t=60×238.367×10×300×16=6.87×108 N2=60an2t=60×59.592×10×300×16=1.72×108查【1】圖8-15可得：YN1=YN2=1查【1】圖8-5可得 SFmin=1.6由【1】中公式8-9得許用彎曲應(yīng)力 Fp=FlimYSTSFmi

10、nYN=460×2×11.6×1=575MPa2. 分析失效形式，確定設(shè)計準則在此處鍵入公式。由于設(shè)計為硬齒面開式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面磨損和輪齒折斷。因此該齒輪傳動主要按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計。3初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 由前面可知齒輪名義轉(zhuǎn)矩T4=188.142 Nm初估齒輪圓周速度V53m/s，選用直齒圓柱齒輪傳動初選參數(shù) Z5=30 ,Z6=Z5i3=4×30=120 變位系數(shù)X1=X2=0 齒寬系數(shù)d=0.4由【1】中公式8-8得模數(shù) m32KT4YSaYFadZ52Fp查【1】表8-13可得到載荷系數(shù)K=1.5 YFa5=2.5

11、6查【1】表8-14可得 YSa5=1.63 所以m32KT4YSaYFadZ52Fp=32×1.5×188142×1.63×2.560.4×302×575=2.25考慮到齒面磨損的影響，模數(shù)增大10%15%，為了保證滾筒不與齒輪軸干涉，取標準模數(shù) m=4計算出開始齒輪的參數(shù) 分度圓直徑 d5=mz5=4×30mm=120mm d6=mz6=4×120mm=480mm 中心距 a=d5+d62=120+4802mm=300mm>4502=225mm 所以滾筒不會與齒輪軸干涉。 齒輪圓周速度V=n6d66000

12、0=59.592×3.14×48060000m/s=1.5m/s<3m/s 齒寬 b6=b=d×d5=0.4×120mm=48mm b5=b+（5-10）mm=55mm 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha*m=120+2×1×4mm=128mm da6=d6+2ha*m=480+2×1×4mm=488mm 齒根圓直徑 df5=d5-2（ha*+c*）m=120-2（1+0.25）×4mm=110mmdf6=d6-2（ha*+c*）m=480-2（1+0.25）×4mm=470mm齒輪號齒數(shù)分

13、度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬53012012811055612048048847048 單位（mm）4驗算齒根彎曲疲勞強度由彎曲強度驗算式【1】8-7計算時，先按齒數(shù)查圖8-13，得齒形系數(shù)： YFa1= 2.55 YFa2=2.22再查表8-14得應(yīng)力修正系數(shù)：YSa1= 1.62 , YSa1=1.81代入式（8-7）有F5=2KT5bd5m YFa1 YSa1=2×1.2×70784548x120x4×2.55×1.62MPa=304.6MPa < Fp=575MPaF6= F5YFa2YSa2YFa1YSa1=304.6×2.

14、22×1.812.55×1.62MPa=209.3MPa < Fp=575MPa即開式齒輪的彎曲疲勞強度合格（二）.減速器（高速級）內(nèi)傳動的設(shè)計計算已定參數(shù)：n1=1440r/min n2=513.919r/min p1=5.197kw T1=34.466Nm u=i1=2.8021齒輪材料:閉式齒輪傳動采用軟齒面齒輪。小齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為217-255HBS，取230HBS；大齒輪：45鋼正火處理，硬度為169-217HBS，取為200HBS.2.確定許用應(yīng)力查【1】圖8-11，可得接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1=580Mpa Hlim2=540Mpa查【1】

15、圖8-16可得齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力Flin1=190Mpa Flim2=180Mpa 計算兩齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60an1t=60×1440×10×300×16=4.15×108 , ,N2=N1i1=4.15×1082.802=1.48×108查【1】表8-5得接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的安全系數(shù)為 SHmin=1.05 SFmin=1.35根據(jù)使用條件差【1】圖8-10和8-15可得 ZN1=ZN2=1 YN1=YN2=1由式8-4可知，因大齒輪硬度低，許用應(yīng)力也小，故進行接觸強度計算時應(yīng)用P2代入公式。則齒輪的許用接觸應(yīng)力

16、為 Hp1=Hlim1SHminzN1=5801.05×1Mpa=552MPa Hp2=Hlim2SHminzN1=5401.05×1Mpa=514MPa兩齒輪的許用彎曲應(yīng)力為： Fp1=Flim1SFminYN1YST=5801.35×1×2Mpa=282MPa Fp2=Flim2SFminYN2YST=1801.05×1×2Mpa=266MPa由設(shè)計準則知，對本閉式軟齒面齒輪傳動應(yīng)按齒面接觸強度設(shè)計，再 驗算齒根彎曲強度。假設(shè)齒輪的圓周速度V5m/s，制造精度為8級，對稱布置查【1】表8-6得齒寬系數(shù)d=1，查表8-3得載荷系數(shù)K

17、=1.1查表8-4得彈性系數(shù)ZE=189.8Mpa ，查圖8-4知節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5將各參數(shù)代入【1】中式8-3得,小齒輪分度圓直徑 d132KT1du+1u（ZEZHHP）2 =32×1.1×3446612.802+12.802（189.8×2.5514）2mm=44.43mm從而可初步確定齒輪傳動的主要參數(shù)尺寸初選齒數(shù)：Z1=31,Z2=Iz1=2.802×3187定模數(shù)：由d1=Mz1 ，可得m44.4331=1.433 考慮到開式齒輪的尺寸較大，故取標準模數(shù) m=2驗算齒輪圓周速度 V=n1d160000=1440×3.14

18、15;6260000m/s=4.675m/s<5m/s求傳動尺寸 分度圓直徑 d1=mz1=2×31mm=62mm D2=mz2=2×87mm=174mm 中心距 a=d1+d22=62+1742mm=118mm齒寬 b2=b=d×d1=1×62mm=62mm B1=b2+（5-10）mm=67mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha*m=62+2×1×2mm=66mm da2=d2+2ha*m=174+2×1×2mm=178mm 齒根圓直徑 df1=d1-2（ha*+c*）m=62-2（1+0.25）

19、5;2mm=57mmdf2=d2-2（ha*+c*）m=174-2（1+0.25）×2mm=169mm5.驗算齒根彎曲疲勞強度由彎曲強度驗算式【1】8-7計算時，先按齒數(shù)查圖8-13，得齒形系數(shù)： YFa1= 2.56 YFa2=2.25再查表8-14得應(yīng)力修正系數(shù)：YSa1= 1.63 , YSa2=1.76代入式（8-7）有F1=2KT1bd1m YFa1 YSa1=2×1.1×3446662x62x2×2.56×1.63MPa=41.16MPa < Fp1=282MPaF2= F1YFa2YSa2YFa1YSa1=41.16

20、5;2.25×1.762.56×1.63MPa=41.9MPa < Fp2=266MPa即該閉式軟齒面齒輪的彎曲疲勞強度合格減速器高速級直齒圓柱齒輪傳動的參數(shù)如下齒輪號齒數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬1316266576728717417816962 （單位：mm）（三）.減速器（低速級）內(nèi)傳動的設(shè)計計算已定參數(shù)： n2=513.919r/min n3=238.367r/min p2=4.990kw T1=92.728Nm u=i2=2.1561齒輪材料:閉式齒輪傳動采用軟齒面齒輪。小齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為217-255HBS，取230HBS；大齒輪：45

21、鋼正火處理，硬度為169-217HBS，取為200HBS.2.確定許用應(yīng)力查【1】圖8-11，可得接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim3=580Mpa Hlim4=540Mpa查【1】圖8-16可得齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力Flin3=190Mpa Flim4=180Mpa 計算兩齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3=60an2t=60×513.919×10×300×16=1.48×109 , ,N4=N1i2=1.48×1092.156=6.86×108查【1】表8-5得接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的安全系數(shù)為 SHmin=1.05 SFmin=1.35根據(jù)使用條

22、件差【1】圖8-10和8-15可得 ZN3=ZN4=1 YN3=YN4=1由式8-4可知，因大齒輪硬度低，許用應(yīng)力也小，故進行接觸強度計算時應(yīng)用P2代入公式。則齒輪的許用接觸應(yīng)力為 Hp3=Hlim3SHminzN3=5801.05×1Mpa=552MPa Hp4=Hlim4SHminzN4=5401.05×1Mpa=514MPa兩齒輪的許用彎曲應(yīng)力為： Fp3=Flim3SFminYN3YST=1901.35×1×2Mpa=282MPa Fp4=Flim2SFminYN4YST=1801.05×1×2Mpa=266MPa由設(shè)計準則知

23、，對本閉式軟齒面齒輪傳動應(yīng)按齒面接觸強度設(shè)計，再 驗算齒根彎曲強度。假設(shè)齒輪的圓周速度V5m/s，制造精度為8級，對稱布置查【1】表8-6得齒寬系數(shù)d=1，查表8-3得載荷系數(shù)K=1.1查表8-4得彈性系數(shù)ZE=189.8Mpa ，查圖8-4知節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5將各參數(shù)代入【1】中式8-3得,小齒輪分度圓直徑 d332KT2du+1u（ZEZHHP）2 =32×1.1×9272812.156+12.156（189.8×2.5514）2mm=65.08mm從而可初步確定齒輪傳動的主要參數(shù)尺寸初選齒數(shù)：Z3=32,Z2=I z4=2.156×3269定

24、模數(shù)：由d3=Mz3 ，可得m65.0832=2.034 考慮到開式齒輪的尺寸較大，故取標準模數(shù) m=5驗算齒輪圓周速度 V=n2d360000=513.919×3.14×32×560000m/s=4.305m/s<5m/s求傳動尺寸 分度圓直徑 d3=mz3=5×32mm=160mm d4=mz4=5×69mm=345mm 中心距 a=d3+d42=160+3452mm=252.5mm齒寬 b4=b=d×d3=1×160mm=160mm B3=b4+（5-10）mm=165mm 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha*m=

25、160+2×1×5mm=170mm da4=d4+2ha*m=174+2×1×5mm=355mm 齒根圓直徑 df3=d3-2（ha*+c*）m=160-2（1+0.25）×5mm=147.5mmdf4=d4-2（ha*+c*）m=174-2（1+0.25）×5mm=332.5mm5.驗算齒根彎曲疲勞強度由彎曲強度驗算式【1】8-7計算時，先按齒數(shù)查圖8-13，得齒形系數(shù)： YFa3= 2.55 YFa4=2.28再查表8-14得應(yīng)力修正系數(shù)：YSa3= 1.64 , YSa4=1.74代入式（8-7）有F3=2KT2bd3m YFa

26、3 YSa3=2×1.1×92728160x160x5×2.55×1.64MPa=6.67MPa < Fp3=282MPaF4= F3YFa4YSa4YFa3YSa3=9.67×2.28×1.742.55×1.64MPa=9.17MPa < Fp2=266MPa即該閉式軟齒面齒輪的彎曲疲勞強度合格減速器高速級直齒圓柱齒輪傳動的參數(shù)如下齒輪號齒數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬332160170147.5165469345355332.5160單位(mm六.軸類零件設(shè)計和校核6.1 I軸（高速軸）的設(shè)計計算1.求

27、軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=5.197KW，n=1440r/min，T =0.34N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=62mm 而 F=1111.8N F=F11118=404.7N3.初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 根據(jù)所選電機查表4-12-2選電機軸徑為38 則d=(0.81.0)d=(0.81.0)38=30.438mm 取d=32mm。 4 選擇聯(lián)軸器高速軸軸端處選擇LT型聯(lián)軸器 GB/T4323-2002 名義轉(zhuǎn)矩T=9550×=9550×(5.5/1440)=36.48 N·m查【1】表12-1得KA=1.5 計算轉(zhuǎn)矩

28、為TC=KT=1.5×36.48=54.72N·m公稱轉(zhuǎn)矩為 250N·m>TC =54.72 N·m, n=3300r/min>n=1440r/min減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，長度L=82mm。（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖6-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與半聯(lián)軸器連接的其d=32mm，l=82mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離

29、為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，查表12-5軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm,LIII-IV=20mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=189mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為67mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=63mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm所以I軸總長為420mm。

30、（3）軸上零件的周向定位 齒輪，聯(lián)軸器，與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由2P107表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為74mm。同時為了保證聯(lián)軸器與軸之間配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14x9x55，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-2 圖6-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下：

31、F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T=34466N6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力: =23.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。6.2 II軸（中間軸）的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P2=4.990KW，n2=513.919，T 2=0.92N2.求作用在

32、齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d2=174mm d3=160mm 而 Ft2=1123.3N Fr2=F2=1123.3=408.8N 同理可解得： Ft3=1221.6N，F(xiàn)r3=F444.6N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A43mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48

33、mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-3 圖6-3（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為62mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=57mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得l =15mm，d=,62mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為165mm可取l=160mm，d=58mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm

34、 d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由2P107表11-28查得平b×h×l=16×10×50，按d得平鍵截面b=16×10×140其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=496

35、11N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T=0.93N 圖6-46.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =50.6MP前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得=60Mp，。對于的右側(cè) 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為 故右側(cè)的安全系數(shù)為 >S=1.5

36、故該軸在截面的右側(cè)的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。6.3 III軸（低速軸）的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=4.792KW，n=238.367r/min，T=0.19N2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=345mm而 F=1113N F=F1113405N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)【2】表15-3，取A=110，于是得： d=A29.9mm該軸與齒輪配合處開一鍵槽，與聯(lián)軸器配合出開有鍵槽，所以最小直徑增大5%-7%，圓整后取最小直徑為35mm。同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=KA=

37、T3查2表14-1取K=1.5.則：T=1.5X191988=287982N.mm 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查2P表13-5可選用LT6型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=35mm，故取d=35mm半聯(lián)軸器長度L=82mm，4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-5 圖6-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=40mm；，現(xiàn)取l=82mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =40mm和方便拆裝可取l=70m

38、m。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=45mm，查 (2)表12-5軸承目錄里初選6209號其尺寸為d=45mm85mm19mm，l=19+3mm由于右邊是軸肩定位，d=48mm，l=100mm，d=54mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=50mm，已知齒輪寬為160mm取l=156mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=45mm。軸承同樣選用6209型深溝球軸承，取l=40mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由2P107表11-28查得平鍵截面bxh=10x8鍵槽用鍵槽銑刀加工長為76mm。選

39、擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵16x10x150齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N T3=0.19N 圖6-6 圖6-6 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從

40、軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =24.0MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。6.4 IV軸的設(shè)計因為本課程主要是設(shè)計雙級齒輪減速器，并沒有給定滾筒的長度尺寸，所以不好設(shè)計減速器連接開式齒輪的軸?？深惐菼II軸，此處略去。七.軸承的壽命計算7.1 I軸上的軸承6208壽命計算預(yù)期壽命：LA=10×360×16 =57600查【2】表12-5知；P=404.7N,n=1440r/min，C=29500N,（29500404.7）310660&#

41、215;1440h =4482834h>44800h故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。7.2 II軸上軸承6210的壽命計算預(yù)期壽命：LA=10×360×16 =57600查【2】表12-5知；P=408.8N,n=513.919r/min，C=35000N,（35000408.8）310660×513.919h=20352864h<44800h故II軸上軸承6210須在四年大修時進行更換。7.3 軸上軸承6209的壽命計算 預(yù)期壽命：LA=10×360×16 =57600查【2】表12-5知；P=405N,n=238.36

42、7r/min，C=31500N,（31500405）310660×238.367h =32897978h>44800h 故III軸上的軸承62109滿足要求。8 鍵連接的校核8.1 I軸上鍵的強度校核 由（六）可知該減速器所用鍵的規(guī)格為 （都為A型鍵）I高速軸：b×h×l=10×8×74 b×h×l=14×9×55 II中間軸：b×h×l=16×10×50 b×h×l=16×10×140 III高速軸：b×h&

43、#215;l=10×8×76 b×h×l=16×10×150 查【1】表13-10得許用擠壓應(yīng)力為F=130MPaI-II段鍵的工作長度l=L-b=74-10=64mm P=4T1dhl=4×3446638×8×74MPa=6.13MPa<F=130MPa 故此鍵能安全工作。VI-VII段鍵的工作長度l=L-bmm=55-14=41mmP=4T1dhl=4×3446646×9×55MPa=6.05MPa<F=130MPa故此鍵能安全工作。8.2 II軸上鍵的校核查

44、表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為F=130MPaII-III段鍵的工作長度為l=L-bmm=50-16=34mmP=4T2dhl=4×9272856×10×50MPa=13.25MPa<F=130MPa故此鍵能安全工作。 IV-V段鍵的工作長度l=L-bmm=140-16=124mmP=4T2dhl=4×9272858×10×140MPa=4.57MPa<F=130MPa故此鍵能安全工作。8.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為F=130MPa I-II段鍵的工作長度l=L-bmm=76-10=66mm

45、P=4T3dhl=4×19198835×8×76MPa=36.1MPa<F=130MPa故此鍵能安全工作。 -段鍵的工作長度l=L-bmm=150-16=134mmP=4T3dhl=4×19198850×10×150MPa=10.24MPa<F=130MPa 故此鍵能安全工作。9 聯(lián)軸器的選擇和校核 9-1 選擇聯(lián)軸器高速軸軸端處選擇LT型聯(lián)軸器 GB/T4323-2002 型號； 9-2.聯(lián)軸器的校核名義轉(zhuǎn)矩T=9550×=9550×(5.5/1440)=36.48 N·m查【1】表12-1

46、得KA=1.5 計算轉(zhuǎn)矩為TC=KT=1.5×36.48=54.72N·m公稱轉(zhuǎn)矩為 250N·m>TC =54.72 N·m, n=3300r/min>n=1440r/min 所以該型號彈性柱銷聯(lián)軸器符合使用要求。減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，長度L=82mm。9-3.低速軸與開式齒輪軸的聯(lián)軸器也選擇上面的型號 十.潤滑及密封類型選擇10.1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。10.2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結(jié)合面的密封

47、箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。十一減速器附件設(shè)計11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。11.2 油面指示裝置設(shè)計油面指示裝置采用油標指示。11.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。11.5 起吊環(huán)的設(shè)計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。11.6 起