二級齒輪減速器

1、二級齒輪減速器的設計一、 傳動裝置的總體設計減速器的傳動方式如圖1所示，為二級齒輪減速器，大批量生產(chǎn)，工作環(huán)境清潔，機器載荷平穩(wěn)，工作年限為6年2班制。圖1.減速器傳動裝置圖1.1 電動機的選擇1.1.1 選擇電動機類型根據(jù)設計要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380 V。1.1.2 選擇電動機容量根據(jù)設計數(shù)據(jù)，工作機的有效功率為Pw=Fv1000=1900*0.91000=1.71kW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為：=1224324式中，1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳遞效率。由表9.1取1=0.99、2=0.99、3=

2、0.97、4=0.96，則=1224324=0.992x0.994x0.972x0.96=0.82所以電動機所需工作功率為Pd=Pw=1.71kW0.82=2.01kW1.1.3 確定電動機轉速按表2.1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i'=840，而工作機卷筒軸的轉速為nw=60*1000*vd=60*1000*0.9*250rmin68.75rmin所以電動機轉速的可選范圍為nd=inw=840*68.75rmin=5502750 rmin符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min和1500r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量、及價格

3、等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機。 根據(jù)電動機類型、容量和轉速，查表15.1選定電動機型號為Y112M-6，其主要性能如表1：表1. Y112M-6電動機主要性能電動機型號額定功率/Kw滿載轉速/(r/min)啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y112M-62.29402.02.0電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如表2：表2. 電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸型號HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y112M-6 1121901407028608*7241224519011550154001.2 計算傳動裝置總傳動比并分配傳動比總傳動比i為i=n

4、mnw=940r/min68.75r/min=13.67分配傳動比i=i1*i2考慮潤滑條件，為使結構緊湊，各級傳動比均在推薦值范圍內，取iI=1.4iII，故i1=1.4i=1.4*13.67=4.37i2=ii1=13.674.37=3.131.3 計算傳動裝置各軸的運動及動力參數(shù)1.3.1 各軸的轉速I軸： nI=nm=940rminII軸： nII=nIi1=940rmin4.37=215.10rminIII軸： nIII=nIIi2=215.1 0rmin3.13=68.75rmin卷筒軸：nW=nIII=68.75rmin1.3.2 各軸的輸入功率I軸： PI=Pd1=2.01 k

5、W*0.99= 1.99kWII軸： PII=PI23=1.99kW*0.99*0.97=1.91kWIII軸： PIII=PII23=1.91 kW*0.99*0.97=1.83 kW卷筒軸：P卷=PIII12=1.83*0.99*0.99=1.80 kW1.3.3 各軸的輸入轉矩 電動機的輸出轉矩Td為 Td=9.55x106*Pdnm=9.550*106*2.01 kW940 rmin=2.04*104N·mm則 I軸： TI=Td1=2.04*104N·mm*0.99=2.02*104N·mm II軸：TII=TI12iI=2.02*104N·m

6、m*0.99*0.97*4.37=8.48*104N·mm III軸：TIII=TII23iII=8.48*104N·mm*0.99*0.97*3.13=2.55*105N·mm 卷筒軸：T卷=TIII12=2.55*105N·mm*0.99*0.99=2.50*105N·mm 將以上結果匯總到表，如下軸名參數(shù)電動機軸I軸II軸III軸滾筒軸轉速n/（r/min）940940215.168.7568.75功率P/(kW)2.011.991.911.831.80轉矩T/(N·mm)2.04*1042.02*1048.48*1042.55

7、*1052.50*105傳動比i14.373.131效率0.990.960.960.96二、傳動件設計2.1 高速級直齒圓柱齒輪傳動設計2.1.1 選擇第一級齒輪材料、熱處理方式和精度等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，由文獻1表6.2得：小齒輪調制處理，齒面硬度為217255HBW，平均硬度為236HBW；為保證小齒輪比大齒輪具有更好的機械性能，大齒輪正火處理，齒面硬度為162217HBW，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在3050HBW之間。選用8級精度。2.1.2初步計算傳動主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進

8、行設計。由d1=32KT1du±1u(ZEZHZH)2式中各參數(shù)為：(1) 小齒輪傳遞的轉矩T1，由前面設計可知，(2) 設計時，因v值未知，不能確定，故可初選載荷系數(shù)Kt = 1.11.8，此處初取 = 1.4。(3) 由表6.6取齒寬系數(shù)。(4) 由表6.5查得彈性系數(shù)。(5) 由圖6.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。(6) 齒數(shù)比。(7) 初選= 19, 則 ，取。傳動比誤差小于，符合設計要求。(8) 端面重合度系數(shù)=1.88 -3.21z1+1z2=1.88 -3.2119+183=1.65。由圖6.16查得重合度系數(shù)Z=0.87。(9) 接觸許用應力可由H= ZNHlimSH求得。由

9、圖6.29（e）、（a）得接觸疲勞極限應力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa，由表6.7查得安全系數(shù)SH=1.0。大小齒輪1、2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60n1aLh=60×940×1.0×2×8×250×6=1.354×109N2= N1i1=3.10×108由圖6.30查得壽命系數(shù)ZN1=1.0，ZN2=1.13（允許有局部點蝕）；由表6.7，取安全系數(shù)SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.0×5701.0 =570.0MPaH2= ZN2HlimSH= 1.13×

10、;3901.0 =440.7MPa故取H1= H2= 429.0MPa計算小齒輪1的分度圓直徑d1t， 得 d1t32KtTdu+1uZEZHZH2=32×1.4×202001.04.37+14.37189.8×2.5×0.87429.02 =40.07 mm2.1.3確定傳動尺寸(1) 計算載荷系數(shù)K。由表6.3查得使用系數(shù)KA=1.0。齒輪線速度如下式v= d1tn160*1000=×40.07×94060*1000=1.97 m/s由圖6.7查得動載荷系數(shù)KV = 1.08(設軸剛性大)；由圖6.12查得齒向載荷分布系數(shù)K=1.

11、09；由表6.4查得齒間載荷分布系數(shù)K=1.1，故K=KAKVKK=1.0×1.08×1.09×1.1=1.29(2) 對 d1t進行修正。因為K與Kt有較大差異，故需對按照Kt值設計出來的 d1t進行修正，即d1= d1t3KKt=40.07×31.291.4=38.99mm(3) 確定模數(shù)mm= d1z1= 38.99 19=2.05按表6.1，取m=2。(4) 計算傳動尺寸。中心距a= mz1+z22= 2×19+832=102 mm齒輪直徑及齒寬為b=d×d1=1.0×38mm=38mm取b2=38mm，b1=45m

12、m。2.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度F= 2KTbmd1YFYsYF式中各參數(shù)：(1) K、T、m同前。(2) 齒寬b = b2=38 mm。(3) 齒形系數(shù)YF與應力修正系數(shù)Ys。查圖6.20得齒形修正系數(shù)YF1=2.75，YF2=2.24。由圖6.21查得應力修正系數(shù)Ys1=1.53，Ys2=1.78。(4) 查圖6.22得重合度系數(shù)Y=0.66。(5) 許用彎曲應力可由下式算得F= YNFlimSF查圖6.29得彎曲疲勞極限應力Flim1=220 MPa，F(xiàn)lim2=170 MPa查圖6.32得壽命系數(shù)YN1= YN2=1.0。查得安全系數(shù)SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF=

13、 1.0×220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F1= 2KTbmnd1YF1Ys1Y= 2×1.29×2020038×2×38×2.75×1.53×0.66=50.12 MPa <F1F2= F1YF2Ys2YF1Ys1=50.12×2.24×1.782.75×1.53=47.49 MPa<F2 滿足齒根彎曲疲勞強度要求。2.1.5 齒輪傳動其它幾何尺寸各齒輪的尺寸及參數(shù)計算詳見下表3。表3.齒輪

14、1、2的尺寸參數(shù)圓柱齒輪幾何尺寸表序號項目代號計算公式計算結果1齒數(shù)齒輪1z1/19齒輪2z2/832模數(shù)(mm)m/23壓力角（度)/204齒頂高系數(shù)/15頂隙系數(shù)/0.256中心距(mm)amz1+z221027齒頂高(mm)齒輪1ha1ha*m2齒輪2ha228齒根高(mm)齒輪1hf1ha*+*m2.5齒輪2hf22.59分度圓直徑(mm)齒輪1d1m*z38齒輪2d216610齒頂圓直徑(mm)齒輪1da1da= d+2*ha40齒輪2da216811齒根圓直徑(mm)齒輪1df1df= d-2*hf35.5齒輪2df2163.52.2.1 選擇第二級齒輪材料、熱處理方式和精度等級與

15、高速級一樣，低速級大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，小齒輪調制處理，齒面硬度為21725HBW，平均硬度為236HBW；為保證小齒輪比大齒輪具有更好的機械性能，大齒輪正火處理，齒面硬度為162217HBW，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面均硬度差為46HBW，在3050HBW之間。選用8級精度。2.2.2 初步計算傳動主要尺寸因是閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸疲勞強度進行設計。根據(jù)d332KT3du+1uZEZHZH2式中各參數(shù)為：(1) 小齒輪傳遞的轉矩T2。T2=84800N·mm(2) 設計時，因v值未知，Kv不能確定，故可初選載荷系數(shù)Kt = 1.11.8，此處初取Kt =

16、 1.3。(3) 由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)d=1.0。(4) 由參考文獻1表6.5查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa。(5) 由參考文獻1圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。(6) 齒數(shù)比u= i2=3.13。(7) 初選z3=23, 則z4=uz3=3.13×23=71.99 ，取z4=72。傳動比誤差<5%，符合設計要求。=由圖6.5查得重合度系數(shù)Z= 0.89(8) 接觸許用應力可由H= ZNHlimSH算得，由高速級齒輪設計可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa，SH=1.0。而N3=N2，故壽命系數(shù)ZN3=ZN2=1.13（允許有局部點蝕），

17、由參考文獻1圖6.30查得壽命系數(shù)ZN4=1.19（允許有局部點蝕）；則H3= ZN3HlimSH= 1.13x5701.0 =644.1 MPaH4= ZN4HlimSH= 1.19x3901.0 =464.1MPa故取H= H4= 644.1MPa計算小齒輪3的分度圓直徑d3t d3t32KtT2du+1uZEZHZH2=32×1.3×848001.0×3.13+13.13×189.8×2.5×0.89644.12 =50.008mm2.2.3 確定傳動尺寸(1) 計算載荷系數(shù)K。由參考文獻1表6.3查得使用系數(shù)KA=1.0。齒輪

18、線速度如下式v= d3tnII60×1000=×50.008×215.1060×1000=0.56 m/s由參考文獻1圖6.7得動載荷系數(shù)KV = 1.05；由參考文獻1圖6.12載荷分布系數(shù)K=1.18，由參考文獻1表6.4得齒間載荷分布系數(shù)K=1.2。故K=KAKVKK=1.0×1.05×1.18×1.2=1.49(2) 因為K與Kt相差較大，故需按Kt值計算出的d3t進行修正，即d3=d3t3KKt=50.008×31.491.3=52.334mm(3) 確定模數(shù)mm= d3z3= 52.33423=2.28

19、 mm 查表6.1取m=2.5mm。(4) 計算傳動尺寸。中心距a= 12mz3+z4= 12×2.5×23+72=118.75mm 對中心距進行圓整，對齒輪3進行正變位，取圓整中心距mm，則中心距變動系數(shù)取。因為齒輪3采用正變位，圓整中心距mm,則嚙合角為，即故變位系數(shù)2.2.4 校核齒根彎曲疲勞強度F= 2KTbmdYFYsYF式中各參數(shù)：(1) K、T2、m同前。(2) 齒寬b = b3 =58mm。(3) 齒形系數(shù)YF與應力修正系數(shù)Ys。查參考文獻1 圖6.20得YF3=2.15，YF4=2.06查參考文獻1 圖6.21得Ys3=1.83，Ys4=1.91查參考文獻

20、1 圖6.16得重合度系數(shù)Y=0.875。許用彎曲應力可由下式算得F= YNFlimSF查圖6.29得彎曲疲勞極限應力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa由前面計算N3=N2=3.10×108，N4=9.9×107查參考文獻1 圖6.31得壽命系數(shù)YN3= YN4=1.0。查參考文獻1 表6.7得安全系數(shù)SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0×220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 2×1.49×

21、;8480058×2.5×57.5×2.15×1.83×0.875=104.35MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=104.35×2.06×1.912.15×1.83=104.35 MPa 容易看出F3<F3F4<F4設計滿足齒根彎曲疲勞強度要求。2.2.5 齒輪其他幾何尺寸計算各齒輪3、4的尺寸及參數(shù)計算詳見下表4。表4.齒輪3、4的尺寸及參數(shù)圓柱齒輪幾何尺寸表序號項目代號計算公式計算結果1齒數(shù)齒輪3z3/23齒輪4z4/722模數(shù)(mm)m/2.53壓力角（度)/21.58014齒頂高系數(shù)

22、/15頂隙系數(shù)/0.256中心距(mm)amz1+z22+my1207變位系數(shù)齒輪3x30.519齒輪4x408齒頂高(mm)齒輪3ha32.548齒輪4ha42.59齒根高(mm)齒輪3hf31.828齒輪4hf43.1310分度圓直徑(mm)齒輪3d3m*z57.5齒輪4d418011齒頂圓直徑(mm)齒輪3da3da= d+2*ha62.60齒輪4da418512齒根圓直徑(mm)齒輪3df3df= d-2*hf53.84齒輪4df4173.74輸出軸齒輪的公法線長度及偏差由表16.8查得標準公法線長度，則齒輪4的公法線長度為。參考參考文獻2表16.6，a=120mm，介于100200m

23、m之間，用插值法得齒輪最小側隙jbnmin=0.136由參考文獻 2 式（16.1）求得Esns=- jbnmin/2cosn=- 0.136/2cos20°=-0.072mm計算齒輪的分度圓直徑由表16.3查得，徑向跳動公差為Fr=0.056mm由表16.7和表15.2查得，切齒徑向進刀公差br=1.26IT9=1.260.115mm=0.145mm由式16.2求得，齒厚公差Tsn=Fr2+br2×2tann=0.0562+0.1452×2tan20°mm=0.113mm故由式16.3求得，齒厚下偏差為Esni=Esns-Tsn=-0.072-0.11

24、3mm=-0.185mm由式16.4和16.5得公法線長度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.072×cos20°mm=-0.068mm公法線長度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.185×cos20°mm=-0.174mm三、減速器裝配草圖設計3.1 草圖準備3.1.1 選定聯(lián)軸器類型對于連接電動機和減速器高速軸的聯(lián)軸器，為了減小啟動轉矩，其聯(lián)軸器類型應具有較小的轉動慣量和較好的減震性能，故采用彈性柱銷聯(lián)軸器，對于輸出軸為了具有減震的作用也采用彈性柱銷聯(lián)軸器。 3.1.2 確定滾動軸承類型對于圓柱直齒輪，由于軸向力較小，

25、因此可以采用深溝球軸承。3.1.3 確定滾動軸承的潤滑和密封方式由前面計算可知高速級齒輪線速度1.97m/s，低速級齒輪線速度0.56m/s，根據(jù)最大齒輪（低速級大齒輪），選擇油潤滑故滾動軸承采用脂潤滑，故需根據(jù)結構設計擋油板。因減速器工作環(huán)境清潔，故采用毛氈圈密封。3.1.4 確定軸承端蓋的結構形式凸緣式軸承端蓋調整軸承間隙比較方便，密封性能也好，故選用凸緣式軸承端蓋，采用鑄鐵鑄造成型。3.1.5 確定減速器機體的結構方案考慮工藝性能、材料消耗和制造成本，選用剖分式機體，鑄鐵材料鑄造成型。結構示例圖如圖2所示：圖2.齒輪減速器結構圖與機體有關零件的結構尺寸見表5。表5. 鑄鐵減速器機體結構尺

26、寸鑄鐵減速器機體結構尺寸計算表名稱符號尺寸關系尺寸大小基座壁厚0.025a+388mm機蓋壁厚10.02a+388 mm機座凸緣厚度b1.512 mm機蓋凸緣厚度b11.5112mm機座底凸緣厚度p2.520 mm地腳螺釘直徑df0.036a+12M16地腳螺釘數(shù)目nn=6/軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM12機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.50.6) dfM10連接螺栓d2的間距l(xiāng)70軸承端蓋螺栓直徑d3(0.40.5) dfM8窺視孔蓋螺栓直徑d4(0.30.4) dfM6定位銷直徑d(0.70.8) d28 mmdf、d1、d2至外壁距離c1/22 、18、16mmd1、d2至凸緣距

27、離c2/16、14mm軸承旁凸臺半徑R1c216 mm凸臺高度H153mm外機壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(58)41mm 內機壁至軸承座端面距離l2+c1+c2+(58)49mm大齒輪齒頂圓與內機壁距離1>1.211 mm齒輪端面與內機壁距離28 mm機蓋、機座肋厚m1、mm10.851,m0.858、8mm軸承端蓋外徑D2軸承座孔徑+(55.5)d3102、94、122mm軸承端蓋凸緣厚度e(11.2)d310 mm軸承旁連接螺栓距離ssD2102、94、122mm3.2 草圖第一階段3.2.1 間距確定（1）機體內壁與大齒輪齒頂圓距離，取，機體內壁距離小齒輪端面距離，取。（2

28、）因采用脂潤滑，軸承外圈端面至機體內壁的距離要留出安放擋油板的空間，一般，取3=10 mm；取擋油板寬度C=8mm。（3）中間軸上兩齒輪軸向間距4=（58）mm，取。（4）軸承端蓋凸緣厚度，取。3.2.2 高速軸軸系部件設計(1) 選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調制處理。(2) 初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻3表9.4查得，C=，考慮軸端彎矩比轉矩小，取C=108，則dmin1=C3Pn=108×31.99940=13.86 mm考慮鍵槽影響，取dmin1=13.86

29、×1+5% mm=14.56 mm。(3) 確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。(4) 聯(lián)軸器及軸段前面計算的dmin即為軸段的直徑，又考慮軸段上安裝聯(lián)軸器，因此軸段的設計與聯(lián)軸器的設計同時進行。由前面設計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻1表12.1取KA=1.5，計算轉矩Te1= KAT=1.5×20200=30300N·mm由參考文獻2表13.1查詢可得GB/T 5014-2003中的LH2型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其參數(shù)為：公稱轉矩315 N·m，許用轉速為5600 r/min，軸孔直

30、徑范圍是2032 mm，滿足電動機軸徑要求。取與軸相連端軸徑20 mm，J型軸孔，軸孔長度38 mm，選用A型平鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LH2 20×38 GBT5014-2003。相應的，軸段的直徑d1=20mm，軸段長度應該比聯(lián)軸器略短，故取其長度為l1=36 mm。(5) 密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸肩高度h=3 mm，則軸段的直徑d2=25mm。由于工作環(huán)境清潔無塵，則用毛氈圈密封即可，由參考文獻3查表得毛氈圈小徑取24mm。(6) 軸承與軸段及軸段由前面設計知，軸承類型為深溝球軸承，查參考文獻2表12.1，取軸承型號為6206，其內徑d=30 mm，外徑D=62

31、mm，寬度B=16 mm，定位軸肩直徑damin=36 mm。故軸段的直徑d3=30 mm。軸段的直徑應與軸段相同，即d7=30 mm。(7) 軸段由于齒輪齒根圓直徑較小，若選擇d4=32mm， 故軸與齒輪應做成齒輪軸，取過渡軸段d4=32mm。(8) 軸段做成齒輪軸，齒輪軸的分度圓直徑d1=38mm，齒頂圓直徑da1=40mm，齒根圓直徑df1=35.5mm。(9) 在軸段和齒輪軸段間取過渡軸段d6=32mm。(10) 機體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=10 mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的

32、相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。軸段的長度l2=41mm；取軸段的長度l3=31 mm；軸段的長度l4=70mm；軸段的長度；軸段的長度；軸段的長度。軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距L1=68mm；L2=115.5mm；L3=46mm。完成的結構草圖如圖3所示。圖3.高速軸各軸段尺寸示意圖(11) 鍵連接設計聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，查參考文獻2表11.27得鍵的型號為：，h=6，t1=2.8 mm。3.2.3 中間軸軸系部件設計(1) 選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調制處理。(2) 初步軸徑dm

33、in，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻3表9.4得，C=118106，考慮軸端彎矩比轉矩小，取C= 108，則dmin2=C3P2n2=108×31.91215.1=22.36 mm(3) 確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。(4) 軸承與軸段及軸段軸承類型選擇深溝球軸承，暫取軸承型號為6205，由文獻2表12.1查得內徑d=25 mm，外徑D=52 mm，寬度B=15 mm，定位軸肩直徑damin=31 mm，。故軸段的直徑d1=25 mm。軸段的直徑應與軸段相同，即

34、d5=25 mm。(5) 齒輪3與軸段為了便于齒輪的安裝，d2應略大于d1，取d2=28 mm，齒輪3左端用套筒固定，則軸段的長度應略小于齒輪3的寬度b3，取l2=62mm。(6) 軸段齒輪3右端用軸肩固定，取d3=32 mm。l3=6 mm(7) 齒輪2與軸段齒輪2左端也用軸肩固定。d4略小于齒輪2的寬度，可取d4=28mm，齒輪2右端用套筒固定，則軸段的長度應略小于齒輪2的寬度b2，取l4=36mm。(8) 軸段的長度l1=l5=35 mm完成的結構草圖如圖4所示。圖4.中間軸各軸段尺寸示意圖(9) 鍵連接設計齒輪2、齒輪3與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵 8×7&#

35、215;32GB/T 10962003， t1=3.3 mm；鍵 8×7×42 GB/T 10962003， t1=3.3 mm。3.2.4 低速軸軸系部件設計(1) 選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調制處理。(2) 初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻3表9.4得，C=118106，考慮軸端彎矩比轉矩小，取C= 108，則dmin3=C3P3n3=108×31.8368.75=32.25 mm考慮鍵槽影響，取dmin3=32.25×1+5% m

36、m=33.86mm。(3) 確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。(4) 聯(lián)軸器及軸段前面計算的即為軸段的直徑，又考慮軸段上安裝聯(lián)軸器，因此軸段的設計與聯(lián)軸器的設計同時進行。由前面設計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻1表12.1取KA=1.5，計算轉矩Te= KAT3=1.5×255000=382500 N·mm由參考文獻2表13.1查詢可得GB/T 5014-2003中公稱轉矩630 N·m的彈性柱銷聯(lián)軸器滿足要求，其許用轉速為5000 r/min，軸孔直徑范圍是30-48mm。取與軸相連端軸徑35

37、mm，軸孔長度為L1=60 mm，J型軸孔。相應的，軸段的直徑d1=35mm，取其長度為l1=58 mm。(5) 密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸段的直徑d2=38 mm。(6) 軸承與軸段及軸段由前面設計知，軸承類型為深溝球軸承，取軸承型號為6208，由文獻2表12.1查得內徑d=40 mm，外徑D=80 mm，寬度B=18 mm，定位軸肩直徑damin=47mm，。故軸段的直徑d3=40 mm。軸段的直徑應與軸段相同，即d6=40 mm。(7) 軸段取d5=42 mm，齒輪4右端用擋油板固定，則軸段的長度應略小于齒輪4的寬度b4，取l5=56 mm。(8) 軸段齒輪4左端用軸肩固定

38、，取d4=48mm。(9) 機體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=10 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=15mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。軸段的長度l2=43 mm；取軸段的長度l3=39mm；取軸段的長度l4=48mm取軸段的長度l5=56 mm；軸段的長度l6=41 mm；軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距L1=83.5mm；L2=104 mm；L3=59 mm。完成的結構草圖如圖5所示。圖5.低速軸各軸段尺寸示意圖(10) 鍵連接設計聯(lián)軸器、和齒輪4與軸

39、之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵1： 10×50 GB/T 10962003，h=8，t=5mm，t1=3.3 mm。鍵5： 12×50 GB/T 10962003，h=8，t=5mm，t1=3.3 mm。3.2.5 軸系部件校核計算本設計已完成高、中、低速軸的軸系部件校核計算，均滿足設計要求，此處只給出低速軸校核計算過程。(1) 軸的受力分析a. 畫受力簡圖圓周力Ft=2Td= 2x2.55x105180=2833.33 N 徑向力Fr=Ftxtan=2833.33xtan20°=1031.25 Nb. 計算支反力FH1=FrL3L2+L3=336.81

40、NFH2=Fr-FH1=694.44 NFV1=FtL3L2+L3=925.36 NFV2=Ft-FV1=1907.97 N軸承1的總的支反力為FR1=2FV12+FH12=2(925.36)2+(336.81)2=984.75 N軸承2的總的支反力為FR2=2FV22+FH22=2(1907.97)2+(694.44)2=2030.42 Nc. 畫彎矩圖在水平面上，軸承1處，A-A面左側MaH1=FH1L2=336.81Nx100 mm=33681N·mmA-A面右側MaH2=FH2L3= 694.44 Nx48.5mm=33680.34 N·mm垂直面上，MaV1= F

41、V1L2=925.36 Nx100mm=92536 N·mmMaV2=FV2L3=1907.97 Nx48.5mm=92536.55N·mmA-A面左側Ma1= MaH12+MaV12=336812+925362N·mm=98474.98 N·mmA-A面右側Ma2= MaH22+MaV2= 33680.342+92536.552 N·mm=98475.27N·mmd. 畫轉矩圖T=255000N·mm83.5mmaa25500033680.3492536.559253698474.9898475.2733681104mm5

42、9mm圖6.低速軸各軸段彎矩、轉矩圖(2) 校核軸的強度A-A剖面右側彎矩大，且有轉矩，為危險截面。該截面抗彎模量為W=0.1d63-btd6-t22d6=0.1×423-12×542-522×42 mm3=6430.94 mm3該截面的抗扭截面模量為WT=0.2d63-btd6-t22d6=0.2×423-12×542-522×42 mm3=13839.74 mm3彎曲應力b= MW= 98475.27N·mm6430.94 mm3=15.31 MPaa=b=15.31 MPam=0扭剪應力T=TWT=255000N

43、83;m13839.74 mm3=18.43 MPa a=m=T2 =9.21MPa調質處理的45鋼，由參考文獻1表9.3可以查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料等效系數(shù)=0.2，=0.1。鍵槽引起的應力集中系數(shù)可由參考文獻1附表9.11查得：由插值法得有效應力集中系數(shù)K=1.825，K=1.625。零件的絕對尺寸查參考文獻1表9.12得=0.84，=0.78。強化處理表面的表面質量系數(shù)和加工表面的表面質量系數(shù)查參考文獻1表9.8與表9.9得1=1.6，2=0.96，則=12=1.54。由此，安全系數(shù)計算如下：S= -1Ka+m=3001.8251.54&#

44、215;0.84×15.31+0.2×0=13.89S=-1Ka+m=1551.6251.54×0.78×9.21+0.1×9.21=11.58S= SSS2+S2=13.89×11.5813.892+11.582=8.89由參考文獻1表9.13得許用安全系數(shù)S=1.31.5，顯然S>S，故a-a截面安全。(3) 校核鍵連接的強度滾筒與軸之間的聯(lián)軸器連接處為平鍵連接，鍵的尺寸較小，容易發(fā)生失效，故只需校核該處的鍵強度，擠壓應力p=4Tdhl式中： d鍵連接處的軸徑，mm； T傳遞的轉矩，N·mm； h鍵的高度，mm；

45、l有效鍵連接長度，mm；故p=4Tdhl=4×25500035×8×（50-10）=91.07 MPa鍵、軸材料均為45鋼，p= 120150MPa。p< p，故強度滿足需要。(4) 校核軸承強度由參考文獻2表查得6208型號軸承的基本額定動負荷Cr=29500 N，基本額定靜負荷C0=18100N。由于軸承2的受力較軸承1大，所以只需校核軸承2即可。計算當量動載荷F=XFr+YFa其中，X為動載荷徑向系數(shù)，Y為動載荷軸向系數(shù)，由于軸承工作環(huán)境無軸向力，故Y=0。Fr為軸承徑向載荷。由參考文獻1表10.13可知，X=1。則F=XFr= Fr= FR2=203

46、0.42 N(5) 校核軸承壽命軸承在100下工作，由參考文獻1表10.10和10.11查得溫度系數(shù)fT=1.0。載荷系數(shù)fF=1.1。軸承壽命為已知減速器使用6年，2班工作制，則預期壽命為顯然，軸承壽命很充裕。3.3 草圖第二階段3.3.1 傳動件的結構設計(1) 齒輪2結構設計齒輪2 齒頂圓直徑da2=168 mm，可以做成實心式齒輪，為了減少質量和節(jié)約材料，采用腹板式結構。采用自由鍛毛坯結構，如圖7所示。圖7.腹板式齒輪示意圖圖中各尺寸如下：dh=28 mmD11.6dh=1.6×28=44.8mm取D1=52 mmD2da-10m=（168-10*2）mm=148 mm， c

47、=0.20.3b=0.20.3×38=7.611.4 mm取c=8 mmr=0.5c=0.5×8=4 mmD0=0.5D1+D2=0.5×52+148=100mmd00.25D2-D1=0.25×148-52=24 mmL=1.21.5dh=（33.642）mm取L=36mm。(2) 齒輪3結構設計齒輪3 齒頂圓直徑da3=62.60mm<200 mm，做成實心式結構。(3) 齒輪4結構設計齒輪4 齒頂圓直徑da4=185mm<200 mm，為了減少質量和節(jié)約材料，采用腹板式結構?？紤]節(jié)約成本，采用自由鍛毛坯結構，如前圖所示。圖中各尺寸如下：

48、dh=42 mmD11.6dh=(1.6×42)mm=67.2 mm取D1=80 mmD2da-10m=185-10×2.5=160 mm， c=0.20.3b4=0.20.3×58mm=11.617.4 mm取c=12 mmr=0.5c=0.5×12=6 mmD0=0.5D1+D2=0.5×80 +160=120 mm取D0=120 mmd00.25D2-D1=0.25×160-80mm=20mm取d0=23 mm3.3.2 軸承端蓋的設計采用凸緣式軸承端蓋，結構如圖8所示：圖8.軸承蓋示意圖(1) 高速軸軸承端蓋設計由前面設計可知，軸承外徑D=62mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=102106 mm，取D2=102 mmD0=0.5(D2+D)=0.5×102+62=82mm d1=25 mm，b1=10mm(2) 中間軸軸承端蓋設計由前面設計可知，軸承外徑D=52mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=9296 mm，取D2=94 mmD0=0.5(D2+D)=0.5×94+52=73mm低速軸軸承端蓋設計由前面設計可知，軸承外徑D=80