展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

1、武漢工程大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計說明書課題名稱： 設(shè)計帶式運輸機的傳動裝置 專業(yè)班級： 材控2班 學(xué)生學(xué)號： 1203100229 學(xué)生姓名： 朱學(xué)武 學(xué)生成績： 指導(dǎo)教師： 呂亞清 課題工作時間： 2014.12.22 至 2015.1.9 45目錄第一章 傳動方案的選擇及擬定.2第二章 電動機的選擇及計算. .4第三章.運動和動力參數(shù)計算.6第四章 V帶傳動的設(shè)計計算. 8第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算. .11第六章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計.21第七章 鍵連接的選擇及校核.38第八章 滾動軸承的選型及壽命計算. .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)計和計算. .42第

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

3、斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動。（4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的輸出轉(zhuǎn)矩：T=400N·m；運輸帶的工作速度：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)計的工作條件 設(shè)計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動； 制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4 確定傳動方案根據(jù)題目要求選擇傳動裝置

4、由電動機、減速器、工作機組成，電動機和減速器之間用帶傳動連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。第二章 電動機的選擇及計算.2.1傳動裝置的總效率：其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-4中查得 傳動裝置總效率V帶效率，0.95 2滾動軸承的效率，取0.98（3組） 3閉式齒輪（8級精度）傳動效率，取0.96（2組） 聯(lián)軸器效率， 4 = 0.99 5運輸機平型帶傳動效率，取0.962.2 電動機各參數(shù)的計算知運輸帶速度，卷筒直徑?？汕蟮霉ぷ鳈C轉(zhuǎn)速為：由已知條件運輸帶所需扭矩，工作機的輸入功率為Pw:=400 40.11/9500=1.68kw電動機所需功率為：2.3電動機類型和型號結(jié)構(gòu)形式的選擇三相交流電動

5、機：適合較大、中小功率場合Y系列三相交流異步電動機由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點，故其應(yīng)用最廣,適合于一般通用機械，如運輸機、車床等。2、確定電動機的轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡單，價格越低，反之相反。本設(shè)計中選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500r/min的電動機。3、確定電動機的功率和型號電動機功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。選擇電動機功率時，要求傳動系統(tǒng)的總傳動比：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）總傳動比外伸軸徑D（mm）軸外伸長度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

6、動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，所以選用方案1. 第三章.運動和動力參數(shù)計算3.1傳動比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比： i=23.44帶傳動的傳動比：， 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級速的傳動比：低速級傳動比：3.2各軸轉(zhuǎn)速計算將各軸由高速向低速分別定為軸、軸、軸電動機軸: 軸：軸：軸:滾筒軸： 3.3各軸輸入功率 電動機： 軸： 軸：軸：滾筒軸： 3.4各軸輸出功率 電動機軸：軸：軸：軸：滾筒軸：3.5各軸輸入扭矩計算電動機軸：軸：軸：T軸：T滾筒軸：T3.6各軸輸出扭矩計算電動機軸：軸：軸：軸：滾筒軸：將上述結(jié)果列入表中如下

7、第四章 V帶傳動的設(shè)計計算4.1確定計算功率 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驗算帶速是否在525m/s范圍內(nèi)。驗算帶速因為，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)長度1）初定中心距。2）計算帶所需的基準(zhǔn)長度11958.16mm查表選帶的基準(zhǔn)長度。3）計算實際中心距。，中心距的變化范圍為580668mm。4.6驗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

8、力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使：4.7計算帶的根數(shù)1）計算單根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）計算V帶的根數(shù)。，取3根。4.8計算單根V帶的出拉力的最小值由查表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以應(yīng)使帶的實際初拉力4.9計算壓軸力為了設(shè)計帶輪軸的軸承需要計算帶傳動作用的軸上壓軸力：為了保證帶傳動過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)計計算5.1高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算5.1.1 選等級精度、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280H

9、BS，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 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行計算：1）確定公式內(nèi)的各計算數(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度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。（4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N（5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。（6）計算接觸疲勞許用應(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）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b（5)計算

10、載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)查得使用系數(shù)查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 查得 故載荷系數(shù)（7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數(shù)m 5.1. 3、按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù) 2)計算當(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度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)

11、m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)=2，并但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有：取 ,取 設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5.1.4幾何尺寸計算（1）計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）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度取 ，（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計對于大齒輪

12、，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。對于小齒輪，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 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算5.2.1 選等級精度、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 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行計算：1）確定公式內(nèi)的各計算數(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

13、疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。（4）計算應(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）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b，齒高h(yuǎn)和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計算尺寬與齒高比b/h（5)計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)查得使用系數(shù)查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=13.75，查得 故載荷系數(shù)（7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數(shù)m 5.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）

14、 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(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度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取由彎曲強度算得的模

15、數(shù)=2，并但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有：取 故取設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5.2.4幾何尺寸計算（1）計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）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度取 ，（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計對于大齒輪，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

16、6.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1.1 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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為

17、20故取。6.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度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段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=mm. 2）初步選擇滾動軸承：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60

18、mm，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)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，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，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長L=60.則低速級小齒輪齒寬為190. 據(jù)軸向定位的要

19、求確定軸的各段直徑和長度-直徑1822253442長度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，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，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。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。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)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊上查取a值

20、，對于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm。因此，作為簡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是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。6.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)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)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)為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(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

21、勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)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，所以截面A,2,3，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，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)

22、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

23、扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，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)的強度也是足夠的。6.3 中間軸的設(shè)計中間軸 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為，故.由高速級確定,.由低速級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6.1.1 計算作用在齒輪上的力由前面可知，。因已知低速級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

24、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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用L型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為45故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為。6.1.3 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，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度1）為了滿足半聯(lián)軸器

25、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段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=82mm. 2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時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)精度級的圓錐滾子軸承30311,其尺寸為，故，而。 左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的

26、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)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，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，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=31.5mm,高速級大齒輪的寬度為55mm，低

27、速級大齒輪的寬度為185mm.則據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-VII-VIII直徑45525560726755長度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，長為140mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，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。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。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圖。6.1.4 求軸上

28、的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊上查取a值，對于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm。因此，作為簡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是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面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)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.1.5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)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)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)為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定

29、軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得=60MPa。因此,故安全。6.1.6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)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，所以截面A,2,3，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，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

30、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，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，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 >>S

31、=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鍵的類型的選擇 選擇45號鋼,其需用擠壓應(yīng)力為=120MPa高速軸軸端長為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度為

32、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的長度為186mm,軸直徑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)接齒輪的軸的長度為181，直徑為67。b2=20，h=12,L=140。7.2 鍵的強度校核高速軸 =4459.78MPa<=120MPa = MPa<=120MPa則強度合格。中間軸 =MPa&

33、lt;=120MPa = <=120MPa則強度合格低速軸 =MPa<=120MPa = MPa<=120MPa則強度合格。第八章 滾動軸承的選型及壽命計算考慮到軸受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承低速軸30311一對，高速軸30305一對，中間軸30307一對（GB/T297-1994）8.1高速軸壽命計算1.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受的載荷 FNH1=294.01N，F(xiàn)NH2=1632.51N在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷 FNV1=110.74N, FNV2=614.85N所以軸承的受的的總載荷=1744.45N，=314.17N。派生力，查設(shè)計

34、手冊得Y=2，1)軸向力由于，所以軸向力為，2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計手冊e=0.30由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為3)軸承壽命的校核，查設(shè)計手冊得Cr=46800N 所以軸承30305安全。8.2低速軸壽命計算1.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受的載荷 FNH1=2351.30N，F(xiàn)NH2=3730.98N在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷 FNV1=882.0N, FNV2=1399.53N所以軸承的受的的總載荷=3984.83N，=2511.28N。派生力，查設(shè)計手冊得Y=1.7，1)軸向力由于，所以軸向力為，2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計手冊e=0.35由于，所以，。由于

35、為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為3)軸承壽命的校核，查設(shè)計手冊得Cr=152000N 所以軸承30311安全。第九章.聯(lián)軸器的選擇及校核9.1低速軸聯(lián)軸器的設(shè)計計算 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用L型彈性柱銷聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長，第十章.箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算箱體設(shè)計名稱符號 參數(shù) 設(shè)計原則箱體壁厚400.025a+3>8箱蓋壁厚380.025a+3>8凸緣厚度箱座181.5箱蓋121.5底座252.5箱座肋厚m1

36、00.85地腳螺釘型號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 140 139附件： 為了保證減速器的正常工作

37、，出了對齒輪，軸，軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時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。1.窺視孔視孔蓋 規(guī)格為130100，為了檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔，平時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，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，通常在箱體的頂部裝設(shè)通氣孔。材料為Q235.3.軸承蓋

38、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 M938,為了保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工時軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓柱銷，安置箱體縱向兩側(cè)鏈接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免裝錯。材料為45號鋼。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，油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器，采用2型

39、。6.油塞 M201.5,換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時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)精密而無法開蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置，加工出一個螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動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，在箱體上設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18mm。十一章潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇11.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇11.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速

40、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，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。11.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。11.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇11.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。11.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】表1