展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)

1、武漢工程大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)課題名稱(chēng)： 設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 專(zhuān)業(yè)班級(jí)： 材控2班 學(xué)生學(xué)號(hào)： 1203100229 學(xué)生姓名： 朱學(xué)武 學(xué)生成績(jī)： 指導(dǎo)教師： 呂亞清 課題工作時(shí)間： 2014.12.22 至 2015.1.9 45目錄第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定.2第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算. .4第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算.6第四章 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算. 8第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算. .11第六章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).21第七章 鍵連接的選擇及校核.38第八章 滾動(dòng)軸承的選型及壽命計(jì)算. .39第九章 聯(lián)軸器的選擇及校核.41第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算. .42第

2、十一章 潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇.44第十二章 設(shè)計(jì)總結(jié). .46參考文獻(xiàn)第一章 傳動(dòng)方案的選擇及擬定1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容（1）合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，傳動(dòng)效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。（2）帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，吸震等特點(diǎn)，切能起過(guò)載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來(lái)工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時(shí)，傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級(jí)。（3）齒輪傳動(dòng)具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長(zhǎng)等特點(diǎn)，因此在傳動(dòng)裝置中一般在首先采用齒輪傳動(dòng)。由于

3、斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動(dòng)好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場(chǎng)合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。（4）軸端連接選擇彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1-1所示。1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)已知條件：運(yùn)輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩：T=400Nm；運(yùn)輸帶的工作速度：v=0.63m/s；鼓輪直徑：D=300mm；使用壽命：8年，大修期限3年，每日兩班制工作。1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)； 制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4 確定傳動(dòng)方案根據(jù)題目要求選擇傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、工作機(jī)

4、組成，電動(dòng)機(jī)和減速器之間用帶傳動(dòng)連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。第二章 電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算.2.1傳動(dòng)裝置的總效率：其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-4中查得 傳動(dòng)裝置總效率V帶效率，0.95 2滾動(dòng)軸承的效率，取0.98（3組） 3閉式齒輪（8級(jí)精度）傳動(dòng)效率，取0.96（2組） 聯(lián)軸器效率， 4 = 0.99 5運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率，取0.962.2 電動(dòng)機(jī)各參數(shù)的計(jì)算知運(yùn)輸帶速度，卷筒直徑?？汕蟮霉ぷ鳈C(jī)轉(zhuǎn)速為：由已知條件運(yùn)輸帶所需扭矩，工作機(jī)的輸入功率為Pw:=400 40.11/9500=1.68kw電動(dòng)機(jī)所需功率為：2.3電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和型號(hào)結(jié)構(gòu)形式的選擇三相交流電動(dòng)機(jī)：適合較大、中小功率場(chǎng)

5、合Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，故其應(yīng)用最廣,適合于一般通用機(jī)械，如運(yùn)輸機(jī)、車(chē)床等。2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡(jiǎn)單，價(jià)格越低，反之相反。本設(shè)計(jì)中選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500r/min的電動(dòng)機(jī)。3、確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號(hào)電動(dòng)機(jī)功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。選擇電動(dòng)機(jī)功率時(shí)，要求傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動(dòng)比外伸軸徑D（mm）軸外伸長(zhǎng)度E（mm）中心高Y112M-62.2100094023.442860112表一由上表可知，方案1的轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然

6、大些，但完全可以通過(guò)帶傳動(dòng)和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案1. 第三章.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3.1傳動(dòng)比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比： i=23.44帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比：， 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級(jí)速的傳動(dòng)比：低速級(jí)傳動(dòng)比：3.2各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算將各軸由高速向低速分別定為軸、軸、軸電動(dòng)機(jī)軸: 軸：軸：軸:滾筒軸： 3.3各軸輸入功率 電動(dòng)機(jī)： 軸： 軸：軸：滾筒軸： 3.4各軸輸出功率 電動(dòng)機(jī)軸：軸：軸：軸：滾筒軸：3.5各軸輸入扭矩計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸：軸：軸：T軸：T滾筒軸：T3.6各軸輸出扭矩計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸：軸：軸：軸：滾筒軸：將上述結(jié)果列入表中如下 第四章 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)

7、算4.1確定計(jì)算功率 由文獻(xiàn)【1】表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故 ：4.2選擇V帶的帶型根據(jù)、由文獻(xiàn)【1】圖8-11查圖選擇A型。4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直，。初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90mm。4.4驗(yàn)算帶速是否在525m/s范圍內(nèi)。驗(yàn)算帶速因?yàn)?，故帶速不合適。取=112mm，得，適合。取=355mm。4.5確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度1）初定中心距。2）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度11958.16mm查表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。3）計(jì)算實(shí)際中心距。，中心距的變化范圍為580668mm。4.6驗(yàn)算小帶輪上的包角由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小

8、帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使：4.7計(jì)算帶的根數(shù)1）計(jì)算單根V帶的額定功率。由和，查表得根據(jù)，和A型帶，查表得，查表的，于是2）計(jì)算V帶的根數(shù)。，取3根。4.8計(jì)算單根V帶的出拉力的最小值由查表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力4.9計(jì)算壓軸力為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用的軸上壓軸力：為了保證帶傳動(dòng)過(guò)程中的安全性和平穩(wěn)性，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足：N 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼

9、（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）7級(jí)精度，3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。5.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算：1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）選取齒寬系數(shù)（2）材料的彈性影響系數(shù)（3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。（4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N（5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。（6）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，（7）試選（8）選取區(qū)域系數(shù)。（9）（10） 2）計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計(jì)算圓周速度v (3)計(jì)算尺寬b（5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級(jí)精度，

10、查得動(dòng)載系數(shù)查得使用系數(shù)查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置式 查得 故載荷系數(shù)（7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計(jì)算模數(shù)m 5.1. 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)3)查取齒形系數(shù) 查得 4)查取應(yīng)力較正系數(shù)查得 6)查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算： 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

11、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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)=2，并但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有：取 ,取 設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.1.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為 84mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因 值改變不多，故、等不必修正（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度取 ，（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于

12、160mm而小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。5.2 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1 選等級(jí)精度、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）7級(jí)精度，3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。5.2 .2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算：1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）選取齒寬系數(shù)（2）材料的彈性影響系數(shù)（3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接

13、觸疲勞強(qiáng)度極限。（4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。（7）試選（8）選取區(qū)域系數(shù)。（9）查表得，。（10）許用接觸應(yīng)力， 2）計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計(jì)算圓周速度v (3)計(jì)算尺寬b，齒高h(yuǎn)和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計(jì)算尺寬與齒高比b/h（5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)查得使用系數(shù)查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置式 由b/h=13.75，查得 故載荷系數(shù)（7)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計(jì)算模數(shù)m 5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1

14、)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4)查取齒形系數(shù) 查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù)查得 6)查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算： 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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)=2，并但為了同時(shí)滿足

15、接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有：取 故取設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.2.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為 130mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因 值改變不多，故、等不必修正（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度取 ，（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于400mm而小1000m，故大齒輪選擇輪輻結(jié)構(gòu)的齒輪；對(duì)于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。六.減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6

16、.1.1 求輸出軸的功率P1轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩T1 由前面可知P1=2kw，。6.1.2求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 6.1.3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）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。根據(jù)表15-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用TL8型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為20故取。6.1.4軸的

17、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取，故取2-3段的直徑為28mm，左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)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1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=mm. 2）初步選擇滾動(dòng)軸承：選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6206,其尺寸為，故 30mm ，而。 3）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠

18、地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長(zhǎng)L=60.則低速級(jí)小齒輪齒寬為190. 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度

19、-直徑1822253442長(zhǎng)度425018.2522212（2）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見(jiàn)圖。6.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)上查取a值，對(duì)于30311型圓錐滾

20、子軸承，由手冊(cè)中查得a=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距mm。由此可知載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。6.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(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截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得=60MPa。因此,故安全。6.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截

21、面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3，B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5出過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。（2） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼

22、，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 S=1.5故可知其安全。（3） 截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過(guò)盈配合處的，由附

23、表3-8用插值法查得，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。6.3 中間軸的設(shè)計(jì)中間軸 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為，故.由高速級(jí)確定,.由低速級(jí)確定由兩齒輪的寬度則,再取， ,側(cè)6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1.1 計(jì)算作用在齒輪上的力由前面可知，。因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為6.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）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。根據(jù)表15-3，取,于是得輸

24、出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用L型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為45故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)度為。6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案通過(guò)分析比較，選文獻(xiàn)【2】圖15-8裝配方案（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取

25、，故取II-III段的直徑為52mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長(zhǎng)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段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=82mm. 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 因?yàn)檩S承同時(shí)有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓錐滾子軸承30311,其尺寸為，故，而。 左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知

26、齒輪輪觳的寬度為185mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=31.5mm,高速級(jí)大齒輪的寬度為55mm，低速級(jí)大齒輪的寬度為185mm.則據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

27、和長(zhǎng)度-VII-VIII直徑45525560726755長(zhǎng)度825031.5871218159.5（3） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為140mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見(jiàn)圖。6.1.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，在確定軸承的支點(diǎn)位置

28、時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)上查取a值，對(duì)于30311型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距mm。由此可知從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.1.5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(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截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得=60MPa。因此,故安全。

29、6.1.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3，B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面4和5出過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。（2） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面

30、上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 S=1.5故可知其安全。（3） 截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上

31、的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過(guò)盈配合處的，由附表3-8用插值法查得，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。6.1.7 軸的工作圖如下圖所示第七章 鍵連接的選擇及校核7.1鍵的類(lèi)型的選擇 選擇45號(hào)鋼,其需用擠壓應(yīng)力為=120MPa高速軸軸端長(zhǎng)為42mm,軸直徑18mm, 查表61所以選鍵為普通平鍵（A型）鍵b=6,h=6，L=32mm，中間固定齒輪的軸的長(zhǎng)度為56，直徑為30，所以選擇普通平鍵b=10，h=8，L=50。中間軸軸聯(lián)接齒輪1的長(zhǎng)度為186mm,軸直

32、徑40mm ,所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=12mm，h=8mm，L=140mm。軸聯(lián)接齒輪2的長(zhǎng)度為51，直徑40，所以選擇普通平鍵b=12，h=8，L=40。 低速軸 左端連接彈性聯(lián)軸器，軸端長(zhǎng)度為82，直徑為45，,所以鍵為單圓頭普通 平鍵，b=14,h=9,L=70m，中間聯(lián)接齒輪的軸的長(zhǎng)度為181，直徑為67。b2=20，h=12,L=140。7.2 鍵的強(qiáng)度校核高速軸 =4459.78MPa=120MPa = MPa=120MPa則強(qiáng)度合格。中間軸 =MPa=120MPa = =120MPa則強(qiáng)度合格低速軸 =MPa=120MPa = MPa8箱蓋壁厚380.025a+38凸緣

33、厚度箱座181.5箱蓋121.5底座252.5箱座肋厚m100.85地腳螺釘型號(hào)M160.036a+12數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑M120.75df箱座、箱蓋連接螺栓直徑M12(0.5-0.6)df連接螺栓的間隙1160150-200軸承蓋螺釘直徑8(0.4-0.5)df觀察孔蓋螺釘6(0.3-0.4)df定位銷(xiāo)直徑d9.6(0.7-0.8)d2d1,d2至外箱壁間距22C1=C1mind2至凸緣邊緣距離16C2=C2mindf至外箱壁的距離26df至凸緣邊緣距離24箱體外壁至軸承蓋做端面距離1153C1+C2+(5-10)軸承端蓋的外徑D2101 101 106軸承旁連接螺栓距離S115 14

34、0 139附件： 為了保證減速器的正常工作，出了對(duì)齒輪，軸，軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤(rùn)滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時(shí)箱蓋與想座的精確定位、掉裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計(jì)。1.窺視孔視孔蓋 規(guī)格為130100，為了檢查傳動(dòng)零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔，平時(shí)檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱體上。材料為Q2352.通氣孔 通氣螺塞為M101,減速器工作時(shí)，箱體內(nèi)的溫度升高，氣體膨脹，壓力增加，為了箱體內(nèi)的膨脹空氣能自由排除，以保持箱體內(nèi)的壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S申密封件等其他地方滲漏，通常在箱體的頂

35、部裝設(shè)通氣孔。材料為Q235.3.軸承蓋 凸緣式軸承蓋，六角螺栓M8,固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。我們采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上。外伸軸出的軸蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT2004，定位銷(xiāo) M938,為了保證每次拆裝箱蓋時(shí)，仍保持軸承座孔制造加工時(shí)的精度，應(yīng)在精加工時(shí)軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷(xiāo)。中采用的兩個(gè)定位圓柱銷(xiāo)，安置箱體縱向兩側(cè)鏈接凸緣上，對(duì)稱(chēng)箱體應(yīng)呈對(duì)稱(chēng)布置，以免裝錯(cuò)。材料為45號(hào)鋼。5.油面指示器 游標(biāo)尺，檢查減速器內(nèi)的油池油面高度，經(jīng)常保持齒內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察，

36、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器，采用2型。6.油塞 M201.5,換油時(shí)，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開(kāi)設(shè)放油孔，平時(shí)用活塞吧放油孔堵住，油塞和箱體接合面應(yīng)加防漏用的墊圈。材料為Q2357.起蓋螺釘 M1242,為加強(qiáng)密封效果，通常在裝配是與箱體剖分面上涂上水玻璃或密封膠。因而在拆裝式往往因膠結(jié)精密而無(wú)法開(kāi)蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置，加工出一個(gè)螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動(dòng)啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。8.起吊裝置 吊耳，為了便于搬運(yùn)，在箱體上設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18mm。十一章潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇11.1齒輪的滑方式及潤(rùn)滑

37、劑的選擇11.1.1齒輪潤(rùn)滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來(lái)說(shuō)當(dāng)齒輪的圓周速度時(shí)，宜采用油潤(rùn)滑；當(dāng)時(shí)，應(yīng)采用浸油潤(rùn)滑。故此減速器齒輪的潤(rùn)滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動(dòng)時(shí)，既將潤(rùn)滑油帶到潤(rùn)滑處，同時(shí)也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。11.1.2齒輪潤(rùn)滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表17-1中查得，齒輪潤(rùn)滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號(hào)是：，運(yùn)動(dòng)粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。11.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇11.2.1滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對(duì)軸承均應(yīng)采用脂潤(rùn)滑。11.2.2滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】表17-2中查得，滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑可選用滾珠軸承脂。傳動(dòng)件的潤(rùn)滑：對(duì)于此二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)部分可知傳動(dòng)件的圓周速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于12m/s，所以采用浸油潤(rùn)滑，為此箱體內(nèi)需