JS03兩級(jí)圓柱齒輪減速器說(shuō)明書

1、兩級(jí)圓柱齒輪減速器目 錄一 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1二 機(jī)械傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 21傳動(dòng)方案的分析 22. 選擇電動(dòng)機(jī) 23. 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 34. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 3三 減速器傳動(dòng)設(shè)計(jì) 4（一）齒輪設(shè)計(jì) 41. 高速齒輪設(shè)計(jì) 42. 低速齒輪設(shè)計(jì) 8（二）軸的設(shè)計(jì) 41. 初步確定最小軸徑 122. 聯(lián)軸器的選擇 133. 軸的強(qiáng)度計(jì)算 144. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 155. 軸的強(qiáng)度校核 17（三）軸承的壽命校核 19（四）鍵連接的選擇及校核 41. 鍵的選擇 202. 高速軸上鍵的校核 213. 中間軸上鍵的校核 214. 低速軸上鍵的校核 21四 減速器箱體及附件設(shè)計(jì)221

2、. 減速器的潤(rùn)滑 222. 箱體尺寸 22五 參考文獻(xiàn) 24設(shè)計(jì)任務(wù)書1 課程設(shè)計(jì)的題目：兩級(jí)圓柱齒輪減速器2 課程設(shè)計(jì)的目的：1 ）綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他先修課程的知識(shí)，分析和 解決機(jī)械設(shè)計(jì)問(wèn)題，進(jìn)一步鞏固、加深和和擴(kuò)寬所學(xué)的知識(shí)；2 ）通過(guò)設(shè)計(jì)實(shí)踐，逐步樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，增強(qiáng)創(chuàng)新意 識(shí)和競(jìng)爭(zhēng)意識(shí)，熟悉掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問(wèn) 題和解決冋題的能力。3 ）通過(guò)設(shè)計(jì)計(jì)算、繪圖以及運(yùn)用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計(jì)手 冊(cè)等有關(guān)設(shè)計(jì)資料，進(jìn)行全面的機(jī)械設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練。3 已知條件：設(shè)計(jì)題目：兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)一個(gè)鑄工車間用碾砂機(jī)上的齒輪減速器，起傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如 圖a所示。單班工作，每班8小時(shí)，

3、其載荷變化如圖b所示，工 作壽命為10年，（每年工作300天），立軸的速度允許誤差為土 5% 開(kāi)式錐齒輪的傳動(dòng)比i=4,小批生產(chǎn)。立軸所需的扭矩為1000N/m 立軸轉(zhuǎn)速為36r/min。圖1（b） 載荷變化圖4 結(jié)題項(xiàng)目：1）裝配工作圖1張（A0或A1圖紙）;2）零件工作圖13張（如傳動(dòng)零件、軸承、箱體等）；3）設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書一份。二 機(jī)械傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)1 傳動(dòng)方案的分析選用方案2-7。該方案采用二級(jí)圓柱齒輪減速，其第一級(jí)選用傳動(dòng)平穩(wěn)的斜齒輪嚙合；第二級(jí)同樣采用斜齒輪。從結(jié)構(gòu)角度 看，該方案具有結(jié)構(gòu)緊湊，與執(zhí)行機(jī)在空間上有一定的間隔，減 少了相互之間的干擾。從受力角度看，對(duì)軸向剛度要求高

4、。另外, 該方案還具有傳動(dòng)比大，相對(duì)成本低，易維護(hù)等優(yōu)點(diǎn)。2 電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇根據(jù)設(shè)計(jì)要求，在無(wú)特殊要求下一般選擇三相異步交流電動(dòng) 機(jī)，最常用的是丫系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)。其優(yōu)點(diǎn)：效率 高，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，方便維護(hù)，價(jià)格低，由于啟動(dòng)性能好， 適用于要求較高轉(zhuǎn)矩的場(chǎng)合。電動(dòng)機(jī)的容量選擇1）工作機(jī)所需要的的功率為PwTnw ,1000 36 ,kw kw 955095503.7696kw2）從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)的傳動(dòng)總效率為3.77kw123 n式中：1為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率（?。?為滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率（?。?為齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率（?。?為圓錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率（取） 帶入數(shù)

5、據(jù)計(jì)算得到，總傳動(dòng)效率為2320.7912340.79。3）電動(dòng)機(jī)的輸出功率Pd為Pdpw3.7696kw 4.77kw0.794.77kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇在課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表2-2 （常用減速器的類型和特點(diǎn)）中查 得，圓柱齒輪傳動(dòng)比的范圍為 =860,在表2-1 （常用機(jī)械傳 動(dòng)的單級(jí)傳動(dòng)比推薦值）中查得，圓錐齒輪傳動(dòng)比i2=23,故得到電動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)速的范圍為ndI1I2nw （8 60） （2 3） 36 （576 6480）（r/min）一般常用同步轉(zhuǎn)速為 1500 r/min 或1000 r/min，而3000 r/min也滿足要求，其具體情況如表1所示。表1電動(dòng)機(jī)參數(shù)的選擇方案方 案

6、電動(dòng)機(jī) 型號(hào)額定 功率（KW異步 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速電動(dòng) 機(jī)質(zhì) 量（Kg）總 傳 動(dòng) 比圓柱齒 輪傳動(dòng) 比錐齒 輪傳 動(dòng)比1Y132M-414408140104642900由表中的數(shù)據(jù)可知，兩個(gè)方案均可行。方案1的轉(zhuǎn)速為選用Y132M-4 電機(jī)1440r/min，較普通,價(jià)格較低，其傳動(dòng)比也不大，傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu) 尺寸較??；方案2的傳動(dòng)比太大，傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)尺寸太大，因 此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為丫132M-4,其具體的參數(shù)如表2所示。表2 Y132M-4電動(dòng)機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)3 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配1）傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比n mi nw2）分配各級(jí)傳動(dòng)比由i iii2i3.in知，總傳動(dòng)比等于各級(jí)傳動(dòng)比之積。

7、在此，i iii2i3，式中ii,i2為圓柱齒輪傳動(dòng)比，i3為圓錐齒輪傳動(dòng)比。 對(duì)于兩級(jí)圓柱齒輪減速器，為了兩級(jí)的大齒輪有相近的浸油 深度，高級(jí)傳動(dòng)比與低級(jí)傳動(dòng)比可按下列方法分配：i1（1.11.5）i2帶入數(shù)據(jù)，取 i11.25i2,i34，則可得：i13.33,i23。4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)14403640軸為3軸，則n。nw1440r / minn。1440 r / minn。1440n?437.r / mini13.33E1440.144r/ mini1i 2102）各軸輸入功率1）各軸的轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)為0軸，減速器高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速i 4011 3.3312 3n

8、01440r/ minn11440r / minn2437r / mi nn3144r /min系列代號(hào)機(jī)座 中心 高長(zhǎng) 度 代 號(hào)極 數(shù)額疋 功 率、卄 +、，滿載轉(zhuǎn)速質(zhì)量外型Y系列三籠型封相異步132S4144068閉自扇電動(dòng)機(jī)冷式按電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped計(jì)算各軸的輸入功率，即PPed 7.5kwRPed 1 5.5 0.99kw 7.275kw將以上的計(jì)算結(jié)果整理后列成表格， 如表3所示，供以后的 設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)使用。表3各軸的轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩，傳動(dòng)比及效率統(tǒng)計(jì)項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min ）1440144028872功率（KW）轉(zhuǎn)矩（）傳動(dòng)比134效率P2R2 37.27

9、50.980.95kw6.77kwP3P22 36.770.980.95kw6.3kw3）各軸的轉(zhuǎn)矩P。n。T。955049.74KN mT19550R48.25KN mT29550P2n?147.95KN mT39550P3n3412.08KN mP07.5kwPi 7.275kwP26.77kwP36.3kwT0 49.74kwT148.25kwT2 147.9kwT3 412.1kw三減速器傳動(dòng)設(shè)計(jì)（一） 齒輪設(shè)計(jì)1.高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）齒輪類型：斜齒圓柱齒輪；2）齒輪精度等級(jí)：7級(jí)精度（減速器速度不高）；3） 齒輪材料的選擇：小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)

10、），硬度為 280 HBS;大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS;4） 齒輪齒數(shù)的選擇：小齒輪齒數(shù)Zi=20;大齒輪齒數(shù)乙=3X 20=60 ;5） 初選螺旋角12。按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（10-21）試算，即d1t 31.1.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）選取載荷系數(shù)K =;2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為95.5 105 R44.825 1 0 N.mm;3）由表10-7選取齒寬系數(shù)4）重合度查圖10-26得,1.5 （不對(duì)稱配置）;0.762,20.885，貝U120.7620.8851.647 ;5）區(qū)域系數(shù)查圖10-30選取Zh 2.45 ；16） 由表10-6查得材料的彈性影響

11、系數(shù)ZE 189.8MPa 2 ;7）由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hiim1 740MPa，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hiim2 570MPa ;8）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60n1jLh60 1440 1 8 300 10 2.074 109N260n 2jLh 6.912 1089）由圖10-19選取接觸疲勞系數(shù)Khn1 0.91, Khn2 0.94 ；10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12 ）得到許用 接觸應(yīng)力為H 1H 2K HN1 ? lim10.91 SKHN2lim2 0 94s740673.40MPa570

12、535.80MPa1.1.2設(shè)計(jì)計(jì)算1）計(jì)算小齒輪分度圓的直徑d1t（ 最大不超過(guò)大齒輪的倍，然后代入計(jì)算）（h取二者的平均值，但d1t3 1.3 4.825 1043 12189.8 2.451.5 1.647604.634.21mm2)計(jì)算圓周速度d1t n13.14 34.21 144060 10003)4)60 1000計(jì)算齒輪寬度b d d1t 1.5 34.21mm計(jì)算齒寬與齒高之比2.58m/ s551.32mm模數(shù)mt3421 COS12 mm20齒高h(yuǎn)2.25mt2.25 1.67齒寬與齒高之比1.67mm3.75mm“219.123.755）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)V m/s ,7

13、級(jí)精度齒輪，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)Kv 1.1;直齒輪，Kh Kf 1 ； 由表10-2查得使用系數(shù)Ka 1 ;由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布時(shí), Kh 1.55。由 bh 9.12，Khb 1.417查圖 10-13 得 Kf 1.55，故載荷 系數(shù)KKaKvKh Kh 1 1.1 1.4 1.55 2.3876）按實(shí)際載荷系數(shù)計(jì)算得到小齒輪分度圓直徑ad1t 3 /上 41.65mm Kt7）計(jì)算模數(shù)m 色 2.08Z1按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為3 2KT1Y COS2YFa1Ysa1m 312dz1 f1.2.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）

14、計(jì)算載荷系數(shù)KK KaKvKf Kf 1 1.1 1.4 1.552.3872）計(jì)算縱向重合度 0.318 dtan2.03，查機(jī)械設(shè)計(jì)書圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y 0.92 ；3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv121.85cosZV2364.11cos4）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa11.57,YFa2 2.25 ；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Ysa12.72,Ysa2 1.74 ；6）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KfN1 0.9，KfN2 0.92，取安全系數(shù)S 1.37）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力KfN 1 FE1S0.9 6001.3415.38MPa

15、K FN2 FE2 0.92 560 F2 _FN2_fe2396.31 MPa2 S8）查取許用彎曲應(yīng)力 查機(jī)械設(shè)計(jì)書FE1 600MPa, FE2 560MPa ；9）計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa1.3208 頁(yè)圖 10-20 得YFa1YSa1F 1YFa2YSa2并加以比較F1.57 2.72 0.0103415.382.25 1.74 0.00987396.31計(jì)算得到小齒輪的數(shù)值大。1.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算將小齒輪的數(shù)據(jù)帶入設(shè)計(jì)公式計(jì)算得到1.5 202 1.6472 2387 825 10000 92 COS212 .01279 1.58mm設(shè)計(jì)結(jié)果1.3.1模數(shù)、齒數(shù)的確定對(duì)比計(jì)算結(jié)

16、果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，取由彎曲強(qiáng) 度算得的模數(shù)，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=按接觸強(qiáng)度算得的分度 圓直徑d141.65mm算出小齒輪齒數(shù)Z1d1 cos41.65 cos14 202.0算出大齒輪齒數(shù)Z2既滿足3 20601齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了這樣設(shè)計(jì)出的齒輪，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免了浪費(fèi)。Z120z2601) 中心距(Z1 Z2)ma 2 cos將中心距圓整為82mm。2) 按分度圓整后的中心距修

17、正螺旋角(Z1 z?)m arccos2a（2060）81.78mm2 cos1412.68a 82mm1.3.2幾何尺寸的確定因 值改變不多，故可以不修改參數(shù)、K、Zh等。3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑did24）齒輪寬度zim202.0coscos 12z?m60 2.0coscos 12bdd1 1.540.89mm122.68mm40.8961.33mm計(jì)算及圓整后，將大齒輪的齒寬在圓整值的基礎(chǔ)上人為的減 小5 10mm，以防止大小齒輪應(yīng)配合誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙 合齒寬減小而增加大齒輪單位齒寬的工作載荷， 故取B1 62mm，d140.89mmd2122.68mmB2 57mm。2

18、低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)B1 62mmB257 mm選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）齒輪類型：斜齒圓柱齒輪；2）齒輪精度等級(jí)：7級(jí)精度（減速器速度不高）；3） 齒輪材料的選擇：小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為 280 HBS;大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS;4） 齒輪齒數(shù)的選擇：小齒輪齒數(shù)乙=20;大齒輪齒數(shù)Z2=X 20=66 ;5） 初選螺旋角14 。按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(10-21)試算，即d3t3 2KT21(ZhZe)2(h)2.1.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)2)3)4)選取載荷系數(shù)Kt = ;計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為95.5 105 P2T2n2由表10-7選

19、取齒寬系數(shù) 重合度查圖10-26得11.4795 104 N.mm;5)6)7)d0.763,2120.763 0.88區(qū)域系數(shù)查圖10-30選取Zh 2.43 ;由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1.5 （不對(duì)稱配置）;0.88，則1.643 ;Ze 189.8MPa12 ;Hlim38)由表10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 750MPa，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim4 590MPa ; 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Hlim4Ni 60mjLh 60 437 1 8 300 106.293 108N260 n2jLh 2.074 1089）由圖10-19選取接觸疲勞系數(shù)

20、Khn1 0.95,Khn2 1.09 ;10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12 ）得到許用d 3t1.5 2 14.795 1043.33 13.332189.8 2.43 47.68mm677.82）3）4）模數(shù)1.5 1.643計(jì)算圓周速度Vd3tn23 60 1000計(jì)算齒輪寬度bdd3t 1.5 47.68mm 71.52mm計(jì)算齒寬與齒高之比47.68 cos14mt mm 2.31mm3.1460 1000憶68 437 mS 1.09m/s20齒高h(yuǎn) 2.25mt2.25 2.31 5.21mm齒寬與齒高之比接觸應(yīng)力為H 3K HN 1 l

21、im10.95750712.5MPaSH 4K HN2 lim 21.09590643.1MPaS2.1.2設(shè)計(jì)計(jì)算1）計(jì)算小齒輪分度圓的直徑d3t（ h取二者的平均值，但最 大不超過(guò)大齒輪的倍，然后代入計(jì)算）：b 47.68bh 9.15/h 5.215）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)V m/s，7級(jí)精度齒輪，查圖10-8得動(dòng)載系數(shù)Kv1.08 ；斜齒輪，Kh Kf 1；由表10-2查得使用系數(shù)Ka 1 ； 由表10-4查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布時(shí)，Kh1.5。由bh 9.15，Khb 1.5查圖10-13得Kf1.5，故載荷系K K AKvKh Kh 1 1.08 1 1.51.9446）按

22、實(shí)際載荷系數(shù)計(jì)算得到小齒輪分度圓直徑d3 d3t魚(yú) 51.98mm7）計(jì)算模數(shù)d32.599Z3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m 312KT3Y cos2Y Y1 Fa 1 saf2 dZ12.2.1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù)kKKaKvKfKf 1 1.081 1.51.9442）計(jì)算縱向重合度0.318 d z tan2.37，查機(jī)械設(shè)計(jì)書圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y 0.87 ；3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zvi 3321.89cosZV4372.25cos4）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa32.72,YFa42.24 ；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 1

23、0-5 查得 Ysa31.57,Ysa4佔(zhàn)5 ；6）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3 0.92，Kfn4 0.96，取安全系數(shù)S 1.37）查取許用彎曲應(yīng)力查機(jī)械設(shè)計(jì)書 208 頁(yè)圖 10-20 得FE3 630MPa, FE4 440MPa ；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力F 3F】4KFN1 FE1SK FN2 FE2S0.92 6301.30.96 440 1.3445.85Ma324.92MPa9）計(jì)算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較F1.57 2.72445.85丫 Fa4YSa42.24 1.750.01214F 4324.92丫Fa3丫Sa3F 30.00

24、958計(jì)算得到大齒輪的數(shù)值大。222設(shè)計(jì)計(jì)算將小齒輪的數(shù)據(jù)帶入設(shè)計(jì)公式計(jì)算得到3 2 1.944 14.795 10000 0.87 cos2140.01214m 3 22.07mm1.5 202 1.643設(shè)計(jì)結(jié)果2.3.1模數(shù)、齒數(shù)的確定對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，取由彎曲強(qiáng) 度算得的模數(shù)，并就其圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=按接觸強(qiáng)度算得的分度 圓直徑d151.98mm算出小齒輪齒數(shù)Z3d3 cos51.98 cos1

25、4 202.5Z43.33 20 66既滿足1齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了算出大齒輪齒數(shù)這樣設(shè)計(jì)出的齒輪，2.3.2幾何尺寸的確定1）中心距(Z3 Z4)ma 2cos將中心距圓整為111mm。按分度圓整后的中心距修正螺旋角2）因3）(2066)25110.79mm2 cos14（Z3 Z4）m arccos 2a值改變不多，故可以不修改參數(shù) 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑20 2.514.42、K、Zh 等。d3Z3md4cosZ4mcos1466 2.551.53mm170.05mmcoscos14齒輪寬度b計(jì)算及圓整后，將大齒輪的齒寬在圓整值的基礎(chǔ)上人為的減小 510mm，以防止大小齒輪應(yīng)配合誤

26、差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合 齒寬減小而增加大齒輪單位齒寬的工作載荷，故取B3 78mm，dd31.551.5377.29mmZ320z466a 111mm14.42d351.53mmd4170.05mm齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免了浪費(fèi)。B4 73mm。（二）軸的設(shè)計(jì)1 初步確定最小軸徑B1 78mmB2 73mm已經(jīng)計(jì)算得到各軸的功率，轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及各齒輪的分度圓直 徑，故此可以初步確定各軸的最小直徑，按扭矩設(shè)計(jì)的計(jì)算公式 為d Ao 16 也25 618.3mm P n1）對(duì)軸1分析選取軸的材料為調(diào)質(zhì)處理的 45號(hào)碳鋼。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查 得，t25 45, Ao 126 103,取J

27、 40MPa,A。126，則d1min A03 P1 126 3 7.275mm 21.62mm. 1440由于軸1外伸端聯(lián)接聯(lián)軸器，有鍵槽，因此將其放大6%得d1min22.92mm。2）對(duì)軸2分析 選取軸的材料為調(diào)質(zhì)處理的40Cr。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得,t35 55, A0112 97,取t 50MPa,A。112，則2minI o 77112 437mm 27.92mm3）對(duì)軸3分析選取軸的材料為調(diào)質(zhì)處理的40Cr。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得,t 35 55, A0 112 97,取t 50MPa, A0 100，則d1min 25mmd2min 30mmd3min 40mm高速軸選聯(lián)軸器LT5由

28、于軸1外伸端聯(lián)接聯(lián)軸器，有一個(gè)鍵槽，軸徑在（30100mm）之間，其軸徑需要增加 6% 得dsmin 37.35mm4）最小軸徑的確定故初步選取三個(gè)軸的最小軸徑分別為d1min 25mm，d2min30mm，dsmin 40 mm2 聯(lián)軸器的選擇1）高速軸的聯(lián)軸器選擇對(duì)于高速軸，由機(jī)械手冊(cè)表選擇聯(lián)軸器工作情況系數(shù) k=，貝U： 高速軸（即軸 1） 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩TC1 kT01.7 48.2582.025N m。根據(jù)工作要求選取柱銷聯(lián)軸器，由軸徑d1min 25mm和心 80.025N m選取彈性套柱銷聯(lián)軸 器型號(hào)為L(zhǎng)T,5聯(lián)軸器gbt4323 1984，其允許最大轉(zhuǎn)矩Tn 125N m，即Tci

29、 Tn，其主要技術(shù)參數(shù)如表 4所示表4軸1 （高速軸）的聯(lián)軸器參數(shù)表型號(hào)允許許用DDLL1重量轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速mmmmmmmm（Kg）LT512546002513082602）低速軸的聯(lián)軸器選擇對(duì)于低速軸，由機(jī)械手冊(cè)表選擇聯(lián)軸器工作情況系數(shù) k=,則:低速軸（即軸 3）上聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩 Tc2 kTm 1.2 412.08494.49N m。根據(jù)工作要求選取彈性套低速軸選聯(lián)軸器LT7柱銷聯(lián)軸器，由軸徑d3 40mm和TC2 494.49N m選取聯(lián)軸器型 號(hào)為L(zhǎng)T7聯(lián)軸器gbt4323 1984，其允許最大轉(zhuǎn)矩 Tn 500N ?m即Tc2 ，其主要參數(shù)如表5所示。型號(hào)允許許用DDLL1重量轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速mmm

30、mmmmmKgLT7500360040190112843 軸的強(qiáng)度計(jì)算表5軸1 （低速軸）的聯(lián)軸器參數(shù)表取三個(gè)軸的剪切彈性模量為G 80GPa，圓軸扭轉(zhuǎn)角為5 /m及t 40MPa進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核計(jì)算。由強(qiáng)度條件TmaxmaxWt由剛度條件TmaxGl；D 316Tmax316 14489 626.4mm 3.14 40 101）對(duì)軸1進(jìn)行校核 由強(qiáng)度條件得 3 3.14 40 10 由剛度條件得 32Tmax 180432 48.25 180 2_492 22.0mm G 2 80 103.141.5 故取軸1軸承處直徑選擇35mm 2）對(duì)軸2進(jìn)行校核 由強(qiáng)度條件得 D 3 16Tmax

31、由剛度條件得32Tmax 180 G 2故軸2軸承處直徑選擇3）對(duì)軸3進(jìn)行校核 由強(qiáng)度條件得,32 144.89 180“ “4 9228.98mm.80 1093.1421.540mmd軸承i35mmD16 395.41636.93mm3.14 40 10由剛度條件得d軸承240mm32Tmax 180- 32 395.411804,24 92 37.25mm G 2,80 1093.1421.5故軸3軸承處直徑選擇45mm4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上的裝配方案d軸承345mmLf圖3軸的裝配方案設(shè)計(jì)確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）已知段的直徑和長(zhǎng)度高速軸上 L1160,d1125; L14 B162

32、,d14d140.89;中間軸上 L22 B257; L24 B378,d24 d351.53;低速軸上 L3180,d3140;L34 B4732）初選軸承的型號(hào)依據(jù)軸強(qiáng)度校核的軸徑和軸承的工作情況，軸1選圓錐滾子軸承，其參數(shù)如表6所示.代DDB額定載荷脂潤(rùn)滑n重量號(hào)mmmmmm(KN(r/mi n )(Kg)302073572175300軸2選圓錐滾子軸承，其參數(shù)如表7所示。表730208軸承參數(shù)代DDB額定載荷脂潤(rùn)滑n重量號(hào)mmmmmm(KN(r/min )(Kg)302408016500008表6 30207軸承參數(shù)軸3選圓錐滾子軸承，其參數(shù)如表8所示高速軸30207軸承代DDB額定載

33、荷脂潤(rùn)滑n重量號(hào)mmmmmm(KN(r/min )(Kg)302094585194500表7 30209軸承參數(shù)3）中間軸各段軸徑和長(zhǎng)度的確定中間軸30208軸承為了軸齒輪和大齒輪的配合，需要在軸 2段制造出軸肩，其 高度為 h （0.07 0.1）d3,取 h 5mm，又已知 d21 35mm，故 d2240mm,d23 45mm ，軸肩寬度為 b 1.4h ，取低速軸30209軸承L23 b 7mm。又查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表 4-1知，齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離2（一般取10），故取2 10mm ；軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離（軸承用脂潤(rùn)滑時(shí)）31012,取3 10mm ，故L2523 B軸承236m

34、m ,考慮到齒輪1和齒輪2的配合問(wèn)5題，故 L2123 B軸承238.5mm。24）高速軸各段軸徑和長(zhǎng)度的確定同理進(jìn)行分析可得到L13L1623 B軸承1 37mm，而通過(guò)幾何計(jì)算可得到L15 L24 L23 L22 L14 80mm ；在 d11和d13之間制造一軸肩，其d12 30mm，其長(zhǎng)度需要根據(jù)外接 的設(shè)備決定，在此取 L12 26mm。5）低速軸各段軸徑和長(zhǎng)度的確定5同理進(jìn)行分析可得到L3523 B軸承3541.5mm，取2d34 45mm；軸肩 d33 60mm，長(zhǎng)度 b 1.4h1.4 （60 45）21，取L33 40.5mm;而通過(guò)幾何計(jì)算可得到L32 L12 L13 L1

35、4 L15 L33 L34 80mm。6 ）各段軸長(zhǎng)度確定由于在軸承處得軸長(zhǎng)度應(yīng)該在原長(zhǎng)度的基礎(chǔ)上減小一些，故 將計(jì)算和所查取的數(shù)據(jù)進(jìn)行最后處理，得到最終的各段軸長(zhǎng)度如 表8所示。表8各段軸的最終長(zhǎng)度數(shù)據(jù)軸Li1Li2Li3Li4Li5Li6中間 軸365777834高速 軸602835628035低速 軸80804573405 軸的強(qiáng)度校核受力分析根據(jù)對(duì)軸的受力分析，軸2最難校核，故對(duì)軸2進(jìn)行校核, 其受力分析如圖4所示。在萱力內(nèi)受力圖4中間軸的受力分析圖首先，對(duì)輪齒的受力分析，取法向壓力角為n 20 ,將斜齒輪上的力分解為徑向力、圓周力和軸向力，貝U在大齒輪上 有Ft2 2T2411.96

36、Nd2Fr2Fa2在軸齒輪上有Ft2 tann897.49NcosFt2ta n512.68NFt3 25742.48 Nd3tann“Fr3Ft3n2154.0Ncos2Fa3Ft3tan21431.71N其次，在水平方向進(jìn)行受力分析，在B點(diǎn)，由平衡方程得到:R AX 1 ABFt2l BCFt 31 BD計(jì)算得到 lAC 56.5mm,lCD 74.5mm,lDB 65mm，貝UFt2l BC Ft3l BDl ABR AX3621NRbx Ft2 Ft3 Rax 5554.63N然后計(jì)算水平方向上各處的彎矩，其彎矩圖如圖M AX M DX 04所示。M CX R AXl AC 20458

37、6.5N mmMDxRbxIbd 361050.95N mm再次，在垂直方向進(jìn)行受力分析，并計(jì)算垂直方向上各處的 彎矩，有R AYLd2廠 IL ILd3Fa2亠Fr3lBC Fr3lBD Fa3 _2 2424.21N1 ABM AYM DY0M CY1R AY求兩軸承受到的徑向載荷FM和Fr2AC23967.86N mmM CY2R BY1BCFr3l CD86067.06N mmM DY1R AY 1 ADFr2lCD11291.49.06N mmM DY2R BY1BD109441.8N mmR byFr3 Fr2 Ray 1683.72 N計(jì)算垂直方向上各處的彎矩，其彎矩圖如圖4所示

38、。最后，求合力和合彎矩力，在 A、D處所受合力為Ra、Rax2 Ray2 3645.76NR b Rbx Rby 5804 .21 N合成彎矩的大小為M C1M cx2M CY1205985.66NmmM C2i. M cxM CY2221953.09NmmM D1Mdx2M DY1361227.44Nmmq廠cd圖5中間軸的彎矩圖和扭矩圖按彎扭合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的強(qiáng)度， 即危險(xiǎn)截面。根據(jù)上圖計(jì)算的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取I M max(Tmax)2ca0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為3772732(0.6 147950)20.1

39、51.533MPa28.32MPa已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)書表 15-1 查得J 70MPa。因此ca 1，故軸的強(qiáng)度符合要求，是安全的。（三）軸承的選取與壽命校核已知參數(shù)n 437 r min，查手冊(cè)可知圓錐滾子軸承Lh 1 8 300 1024000h。30208基本額定載荷ca28.32軸強(qiáng)度合格表9 軸承的受力情況表Fnh1 3621NF NV1424.21NFnh2 4533.16NFNV21683.72N則軸承的徑向載荷為Fr1.FNV1高速軸上鍵的校核 Fnh12、.3621已知傳遞的轉(zhuǎn)矩為T 48.25N.m，軸徑為d 25mm， 寬度b=8mm高度h=7

40、mm鍵長(zhǎng)L=28mm材料為45鋼，有輕微 424.212 N 3645.76 NFr2.、_FNH22； 4533.162 1683.722 N 4835.75N2 求軸承當(dāng)量載荷Pl和P沖擊，由手冊(cè)得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取其平按參考文獻(xiàn)2式（13-9a ）得，當(dāng)量動(dòng)載荷PfdFr。查參考文獻(xiàn)2表13-6，取fp 1.2，則PlfpFr1 1.2 3645.76N4374.91NP2fpFr2 1.2 4835.75N 5802.9N3 校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式（13-4）10。3因?yàn)镻 P2，所以按軸承2受力大小校核106 0.8260 437故所選軸承滿足壽命要求。.10

41、6a CLh 60n P2428005802.91032443813h24000h（四）鍵連接的選擇及校核1 鍵的選擇1）軸1上的鍵內(nèi)徑 d=25mm b=8mm,h=7mm選擇一般鍵連接00.036t=4mm,b =3.3mm,鍵長(zhǎng) 28mm.2）軸2上的鍵Lh 24438h軸承合格內(nèi)徑 d=42mm b=12mm,h=8mn選擇一般鍵連接00.043t=5mm,b=3.3mm,鍵長(zhǎng) 36mm.3）軸3上的鍵內(nèi)徑 d=50mm b=14mm,h=9mn選擇一般鍵連接00.043軸1選用25 8 7 鍵t=5.5mm, t1 =3.8mm鍵長(zhǎng) 40mm.內(nèi)徑 d=40mm b=12mm,h=8

42、mn選擇一般鍵連接00.043t=5mm,b=3.3mm,鍵長(zhǎng) 50mm.軸2選用42 12 8鍵軸3選用50 14 9 鍵均值， p =150Mpa。 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=28mm-10mm=18mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度 k= 7mm=3.5mn由公式可得332T 1032 48.25 103p61.27MPa p 150MPap kld 3.5 18 25p故擠壓強(qiáng)度足夠，滿足要求。3 中速軸上鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為 T 144.89N.m，軸徑為 dn 42mm，寬度 b=12m高度 h=8,L=36。 鍵的材料為45鋼，有輕微沖擊，由手冊(cè)查得許用擠壓應(yīng)力

43、p=100200Mpa,取其最小值，p=100Mpa。鍵的工 作長(zhǎng)度 匸L-b=36-12=24 mm，齒輪鍵槽的接觸高度 k= =4mm由參考文獻(xiàn)2式3 2T 10p kld(6-1 )可得32 147.95 10 71.87MPa p4 24 42110MPa61.27MPa高速軸的鍵合格故擠壓強(qiáng)度足夠，滿足要求。4 低速軸上鍵的校核1 ）低速軸上鍵的校核已知軸與傳遞的轉(zhuǎn)矩為T 395.41N.m，軸徑為d 寬度b=14mm高度h=9mm, L =40mm材料為45鋼， 擊，由手冊(cè)查得許用擠壓應(yīng)力p=100值長(zhǎng)度l=L-b=40-14mm=26mm 槽接觸高度k=332T 102 412.

44、08 10p 135.18MPakld4.5 26 50故擠壓強(qiáng)度夠,滿足要求。2）已知軸與傳遞的轉(zhuǎn)矩為T 395.41N.m，軸徑為50mm， 有輕微沖 200Mpa,取最小=4.5mmp 150MPa71.78MPa中間軸的鍵合格d 40mm， 寬度b=12mm高度h=8mmj_=50mm材 料為45鋼，有輕微 沖擊， 由手冊(cè)查得許用擠壓應(yīng)力p=100200Mpa,取最小值 長(zhǎng)度 l=L-b=50-12mm=38mm 槽接觸高度 k= =4mm32 412.08 103130.06 MPa p150Mpa4 38 40p滿足要求。l=L-b=50-12mm=38mm32T 103p kld 故擠壓強(qiáng)度夠，減速器箱體及附件設(shè)計(jì)1減速器的潤(rùn)滑1 ）齒輪的潤(rùn)滑因齒輪的圓周速度為 V=2.58m/s12 m/s，所以采用浸油潤(rùn)135.18MPa低速軸