兩級直齒圓柱齒輪減速器課程設計

1、學院：工程學院專業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：一班姓名：學號：指導老師：目錄第一章設計任務書1§1-1設計任務第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設計1§2-1傳動方案的概述§2-2電動機的選擇§2-3傳動比的分配第三章高速級齒輪設計4§3-1按齒面強度設計§3-2 按齒根彎曲強度設計第四章低速級齒輪傳動設計12§4-1按齒面強度設計§4-2 按齒根彎曲強度設計第五章各軸設計方案17§5-1高速軸的的結(jié)構(gòu)設計§5-2中間軸的結(jié)構(gòu)設計§5-3低速軸的結(jié)構(gòu)設計第六章 軸的強度校核22§6-

2、1高速軸的校核§6-2中間軸的校核§6-3低速軸的校核第七章 滾動軸承選擇和壽命計算26第八章 鍵連接選擇和校核28§8-1軸1上鍵的選擇和校核§8-2軸2上鍵的選擇和校核§8-3 低速軸上鍵的選擇和校核第九章 聯(lián)軸器的選擇和計算28第十章 潤滑和密封形式的選擇29§10-1傳動零件的潤滑第十一章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設計和選擇31總 結(jié)32參考文獻32I第一章設計任務書§1-1設計任務1、設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級直齒圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。2、工作條件：二班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，清潔。3、使用期限：

3、八年。4、生產(chǎn)批量：小批量。5、生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度齒輪及渦輪。6、動力來源：電力，三相交流（220/380V）。7、運輸帶速度允許誤差：土4%8、原始數(shù)據(jù)：輸送帶的工作拉力 F1460N輸送帶的工作速度 v=1.9m/s輸送帶的卷筒直徑 d=300mm第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設計§2-1傳動方案的概述帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖2.1所示圖2.10電動機；1高速級； 2中速級； 3低速級； 4聯(lián)軸器；帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機0通過聯(lián)軸器將動力傳入兩集圓柱齒輪減速器，再通過聯(lián)軸器，將動力傳至輸送機滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)采用兩級展開式圓柱齒輪減速器

4、，其機構(gòu)簡單，但齒輪箱對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。兩級齒輪均為直齒圓柱齒輪的傳動，高速級小齒輪位置遠離電動機，齒面接觸更均勻。§2-2電動機的選擇 1電動機容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率（1）（2）確定傳動總效率經(jīng)查表得： 一對滾動軸承效率=0.99;閉式圓柱齒輪傳動為7級的效率=0.98；彈性聯(lián)軸器的效率=0.99；輸送機滾筒效率=0.96。估算傳動系統(tǒng)的總效率：輸送帶卷筒的總效率為:(3)選擇電動機電動電動機類型：推薦Y系列380v，三相異步電動機。(4)選擇功率工作機所需要的電動機輸出功率計算如下：kw查取手冊Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中應滿足

5、：電動機的額定功率=4kw工作機所需的電動機(5)電動機的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速r/min,經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比825所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為=×n（825）n=9683025r/min,在該范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速1000r/min,1500r/min,3000r/min,其主要數(shù)據(jù)及計算的減速器傳動比，列表如下：表2.1 方案電機型號額定功率KW電動機轉(zhuǎn)速傳動比同步r/min滿載r/min1Y132M164.0KW10009607.92Y112M44.0KW1500144011.93Y112M24.0KW3000289023.

6、8綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y112M4。其主要參數(shù)：額定功率=4kw大于工作機所需的電動機輸出功率=3.2kw同步滿載轉(zhuǎn)速=1500r/min,其主要性能參數(shù)如下表2.2所示：表2.2中心高外型尺寸:LAC/2+AD×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132400115 190265190 ×140122860824圖2.2主要外形和安裝尺寸見下表2.3所示表2.3額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）中心高(mm)伸出直徑

7、(mm)伸出長度(mm)414401122860§2-2傳動比的分配1帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比：(1)(2) 分配減速器傳動比。浸油圖深度如圖2.4所示，盡量使高速級和低速級大齒輪浸油深度相當，故取高速級傳動比與低速級傳動比。由此得減速器總的傳動比關系為：低速級齒輪傳動比：=2.975高速級齒輪傳動比：§3-3 傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0軸電動機軸1軸減速器中間軸2軸減速器中間軸3軸減速器低速軸4軸工作機將計算結(jié)果匯表，如下表3.1所示。表3.1軸代號電動機減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速r/min1440144036

8、0121121功率kw3.23.1683.072.9792.92轉(zhuǎn)矩Nm21.222181.5235.24230.595聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比13.452.651傳動效率0.990.970.970.9801第三章高速級齒輪設計§3-1按齒面強度設計已知條件為3.297kW，小齒輪轉(zhuǎn)速=1440r/min，傳動比4，由電動機驅(qū)動，工作壽命8年，二班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。（1） 按圖1.1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 （2） 帶式輸送機為一般工作機器，按GB/T100951998，選擇7級精度，齒根噴丸強化。

9、（3） 材料選擇。由課本表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS。大齒輪材料為45鋼（正火）齒面硬度210HB（4） 初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)=2按齒面接觸疲勞強度設計（1） 由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中各參數(shù)的值:試選=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由表10-7選取齒輪系數(shù)=1。由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)=2.5。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa。由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 =/=1.746計算接觸疲勞許用應力。由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為,。 由式（10-15）計算應

10、力循環(huán)次數(shù)：=60=60=3.31776=8.2944由手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)1。由公式，取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力，=380MPa2）試算小齒輪分度圓直徑：=mm=44mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v 齒寬bb=2）計算實際載荷系數(shù)。由表（10-2）查得使用系數(shù)。根據(jù)v=3.3m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)齒輪圓周力=221010/44N=955N,=1955/44N/mm=21.7N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。 查表（10-4）用插值法查得7級精度，小

11、齒輪相對于支承非對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)。由此得實際載荷系數(shù)為：由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)=50.06/27mm=1.854mm。§3-2按齒面強度設計（1） 由課本式（10-7）試算模數(shù)，即1） 確定公式中的各參數(shù)值試選由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)：計算由課本圖（10-17）查得齒形系數(shù)=2.6F、=2.16由課本圖（10-18）查得應力修正系數(shù)=1.62、=1.81。由課本圖（10-24c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。由圖（10-22）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88。取彎曲疲勞安全1系數(shù)S=1.

12、4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=2）試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v。 齒寬b。b= 寬高比b/h。 b/h=26.919/2.24325=122）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.07m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)=221010/26.919N=1561N,=11561/26.919N/mm=58N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。查表（10-4）用插值法查得，結(jié)合b/h=12查表（10-13），得。則載荷系數(shù)為由（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接

13、觸疲勞強度計算的模數(shù)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疲勞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，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.1mm，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=1.25mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=50.06,算出小齒輪齒數(shù)取則大齒輪齒數(shù),??；與于是由:互為質(zhì)數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，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。4幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑 （2） 計算中心距a=（）/2=(68+218)/2mm=1

14、28.125mm,將中心距圓整為128mm。 (3)計算齒輪寬度,將齒寬圓整為51mm。考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，即=51+(5-10)mm=56-61mm。取=58mm。而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即=b=68。5齒面彎曲疲勞強度校核按前述類似方法，先計算式10-6中的各參數(shù), =21010， =2.6， =1.62, =2.16, =1.81, =0.68, =1,m=1.25, =41。將它們帶入式（10-6），得到小于許用的應力小于許用的應力齒根彎曲疲勞強度滿足要求，所以設計合理。第四章低速級齒輪設計§4-1

15、按齒面接觸疲勞強度設計1選定齒輪材料、熱處理方式、精度等級、（1） 按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 （2） 帶式輸送機為一般工作機器，按GB/T100951998，選擇7級精度，齒面粗糙度要求,齒根噴丸強化。（3） 材料選擇。由課本表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS。大齒輪材料為45鋼（正火）齒面硬度210HB（4） 初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)=2按齒面接觸疲勞強度設計由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中各參數(shù)的值:試選=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由表10-7選取齒輪系數(shù)=1。由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)=2.5。由表1

16、0-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa。由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 =24/=1.711計算接觸疲勞許用應力。由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為,。由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：=60=60=8.29=2.788由手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)1。由公式，取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力，=384MPa2）試算小齒輪分度圓直徑=mm=69mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑3）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v 齒寬b。b=2）計算實際載荷系數(shù)。由表（10-2）查得使用系數(shù)。根據(jù)v=1.3m/s,7級精度，由圖（1

17、0-8）查得動載系數(shù)齒輪圓周力=281440/69N=2360.58N,=12360.58/69N/mm=342N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。 查表（10-4）用插值法查得7級精度，小齒輪相對于支承非對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)。由此得實際載荷系數(shù)為： 由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)=77.75/1.0889mm。§3-1按齒根彎曲疲勞強度設計由課本式（10-7）試算模數(shù)，即確定公式中的各參數(shù)值 試選 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。 計算由課本圖（10-17）查得齒形系數(shù)=2.65，=2.2

18、3由課本圖（10-18）查得應力修正系數(shù)=1.51、=1.76。由課本圖（10-24c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。由圖（10-22）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88。取彎曲疲勞安全1系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=2）試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v。 齒寬b。b=2)寬高比b/h。 b/h=41.259/3.83=10.773）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.777m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)，=281440/41.259N=3948N,=13948/41.259N/m

19、m=95.7N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。查表（10-4）用插值法查得，結(jié)合b/h=10.77查圖（10-13），得。則載荷系數(shù)為： 由（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)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疲勞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，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.839mm，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=69,算出小齒輪齒數(shù)取

20、，則大齒輪齒數(shù),??；與于是由:互為質(zhì)數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，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。4幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距a=（）/2=(70+208)/2mm=139mm。(3)計算齒輪寬度。考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，達到設計所需的要求，即=70+(5-10)mm=75-80mm。取=76mm。而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即=b=70。5齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似方法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。，=81440，=2.65，=1.58, =2.23,

21、 =1.76, =0.68, =1,m=2, =35。將它們帶入式（10-6），得到小于許用的應力小于許用的應力，齒根彎曲疲勞強度滿足要求，所以設計合理。齒輪參數(shù)如下表5.3： 表5.3名稱高速級低速低中心距（a）128139模數(shù)1.252齒數(shù)Z1=41 Z2=164Z1=35 Z2=104分度圓直徑D1=51 d2=205d1=70 d2=208齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬 精度等級 IT7 IT7熱處理正火調(diào)質(zhì)第五章各軸設計方案§5-1中間軸的的結(jié)構(gòu)設計1已知條件中間軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,高速級大齒輪分度圓直徑,小齒輪分度圓直徑為，低速級大齒輪分度圓直徑,小齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度,

22、。2選擇軸的材料中間軸II材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表選常用的材料用45鋼調(diào)質(zhì)處理。3初算軸直徑 ,軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增加3%到5%，軸段最細處直徑為：。由于軸承壽命，故取=45mm。4軸結(jié)構(gòu)設計（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設計,軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后按軸上零件的安裝順序，從 開始設計。(2)軸承的選擇與軸段及軸段的設計：該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行?？紤]直齒輪無軸向力，才用深溝球軸承。暫取6009，軸承內(nèi)徑為45mm，外徑D=75mm,寬度為16mm，定位軸肩直徑=54.2mm,外徑定位直徑=65.9mm，故=45mm。

23、通常同一根軸上取相同軸承，則=45mm。 （3）軸段上安裝齒輪齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為了便于齒輪3和齒輪2的安裝應分別略大于和，可初定和=49mm。 齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）=51-60mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為51mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等76mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段和軸段的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取。 (4)軸段 該段為中間軸上兩個齒輪提供定位，其軸肩高度H=（2-3）R，故取其高度為h=（2-3）1.6=3.2-4.8mm，取h=4mm

24、。故=57mm。 齒輪3左端與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm，則減速器的箱體內(nèi)壁之間的距離齒輪2的右端面與減速器的箱體內(nèi)壁之間的距離=13.5mm，則軸段的長度為。（5）軸段及軸段的長度：該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需加擋油環(huán)，軸承內(nèi)端面的距離取=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為：=48.5mm。軸段的長度為:=49.5mm。(6)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面距離=8mm,mm=66.5mm,5軸的受力分析（1） 畫軸的受力簡圖，如圖5.1所示：圖5

25、.1（2）計算支承反力：已知： =794.54N, =289N。高速級：低速級：在水平面上受力如圖5.2所示：圖5.2列平衡方程得： 解之得：=1746N, =1309N。在垂直面上受力如圖5.3所示：列平衡方程得： 解之得：=593N, =60N。軸承1的總反力為：軸承2的總反力為：（3）畫彎矩圖水平彎矩：畫水平彎矩圖如圖5.4所示：圖5.4鉛垂彎矩： 畫出垂直平面彎矩圖如圖5.5所示:圖5.5軸承一處合彎矩： 軸承二處合彎矩：（4）畫出合彎矩圖如圖5.6所示：圖5.6(5)畫出扭矩圖如圖5.7所示：圖5.7§5-2高速軸的的結(jié)構(gòu)設計1高速軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,小齒輪分度圓直徑，齒輪

26、寬度。2選擇軸的材料高速軸I材料用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3初算軸直徑查課本表得考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則：軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增加3%到5%，軸段最細處直徑為。取。4軸結(jié)構(gòu)設計（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式的結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方然后按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計（2）軸段上安裝半聯(lián)軸器，此段軸的設計應與半聯(lián)軸器輪轂軸孔設計同步進行。初定最小直徑20mm，半聯(lián)軸器輪轂的寬度查表，取半聯(lián)軸器輪轂的寬度為52mm，軸段的長度略小于輪轂的寬度，取=50mm。（3）密封圈與軸段在確

27、定軸段的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。半聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度：軸段的軸徑，該處圓周速為1.507m/s小于3m/s，可選用氈圈油封，選用氈圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪軸向力比較小，選用深溝球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應符合軸承內(nèi)徑系列。現(xiàn)暫取軸承為6006，由課本表查得軸承內(nèi)徑d=20mm，外徑D=55mm，寬度B=13mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位軸肩,在軸上力作用點與外圈大段面的距離,故取軸段的直徑。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝誤差，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁

28、距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為,則。通常同一根軸上取相同軸承，則=45mm。 （5）齒輪與軸段齒輪輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）=51-60mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為58mm，左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒固定。由于齒輪的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等78mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段長度應比相應齒輪的輪轂略短1-2mm，故取。該軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=34mm。由表查出該處鍵的截面尺寸為=10mm8mm。輪轂鍵槽深度為=3.3mm,則該處齒根圓與轂孔槽頂

29、部的距離為： =2.52=5mm,故該軸段做成鍵槽齒輪，=34mm，=58mm。（6）軸段的設計為了給齒輪軸向固定，同時加工方便，所以軸段需要設置一個軸環(huán)以用來固定。該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，查課本表的此處倒角為R=1.6mm,有經(jīng)驗公式的定位軸肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=3mm。軸環(huán)寬度,故取軸段。（7）軸段的設計該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承寬度及軸承端 蓋等零件有關。軸承座的寬度為,由表查出下箱體壁厚為：=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取軸承旁邊的連接螺栓為M8,則=14mm,=12mm,箱體軸承座寬度L=8+

30、14+12+(5-8)取L=30mm,為方便半聯(lián)軸器的螺栓的安裝空間，取聯(lián)軸器的凸緣端面距軸承的端蓋的距離為30mm,則=50mm。 (8)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面距離=6mm,由構(gòu)想圖得出軸的支點及受力點間的距離為： mm=50+50+6=106mm,5軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖如圖5.8所示：圖5.8（2）計算支承反力：高速級：在水平面上畫受力圖如圖5.9所示：圖5.9由平衡方程得： 解之得：=222N, =572.54N。 在垂直面上畫受力圖如圖5.10所示：圖5.10由平衡方程得： 解之得：=81N, =208N。軸承1的總反力為：軸承2的總反力為：（

31、3）畫彎矩圖水平彎矩：畫水平彎矩圖如圖5.11所示：圖5.11鉛垂彎矩： 畫鉛垂面彎矩圖如圖5.12所示：圖5.12軸承一處合彎矩： （4）畫合彎矩圖如圖5.13所示：圖5.13 （5）畫出轉(zhuǎn)矩圖如圖5.14所示：圖5.146.2低速軸的設計與計算1低速軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,大齒輪分度圓直徑，齒輪寬度。2選擇軸的材料低速軸材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表選常用的材料用45鋼調(diào)質(zhì)處理。3初算軸直徑 查課本表得考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則：軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增加3%到5%，軸段最細處直徑為。取。4軸結(jié)構(gòu)設計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設

32、計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式的結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方然后按軸上零件的安裝順序，從軸的最小軸徑處開始設計。(2)聯(lián)軸器及軸段軸段上安裝半聯(lián)軸器，此段軸的設計應與半聯(lián)軸器輪轂軸孔設計同步進行。初定最小直徑32mm，半聯(lián)軸器輪轂的寬度查表，取半聯(lián)軸器輪轂的寬度為60mm，軸段的長度略小于輪轂的寬度，取=58mm。(3)密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。半聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度：軸段的軸徑，該處圓周速為1.507m/s小于3m/s，可選用氈圈油封，選用氈圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。(4)軸承與軸段及

33、軸段 考慮齒輪軸向力比較小，選用深溝球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6008，由課本表查得軸承內(nèi)徑d=40mm，外徑D=68mm，寬度B=16mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位軸肩,在軸上力作用點與外圈大段面的距離,故取軸段的直徑。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝誤差，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為,則。通常同一根軸上取相同軸承，則=40mm。 (5)齒輪與軸段齒輪輪轂寬度：取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為70mm，端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒固定。

34、由于齒輪的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等70mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段長度應比相應齒輪的輪轂略短1-2mm，故取。該軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=45mm。由表查出該處鍵的截面尺寸為=14mm9mm。輪轂鍵槽深度為=5.5mm,則該處齒根圓與轂孔槽頂部的距離大于2.5,故該軸段做成鍵槽齒輪，=45mm，=70mm。(6)軸段的設計為了給齒輪軸向固定，同時加工方便，所以軸段需要設置一軸環(huán)以用來固定。該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，查課本表的此處倒角為R=1.6mm,有經(jīng)驗公式的定位軸肩高度=（2-3）R

35、=3.2-4.8mm,取=4mm。軸段直徑=53mm，軸環(huán)寬度 ,故取軸段。(7)軸段的設計 該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為,由表出下箱體壁厚為：=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取軸承旁邊的連接螺栓為M8,則=14mm,=12mm,箱體軸承座寬度L=8+14+12+(5-8)取L=30mm,為方便半聯(lián)軸器的螺栓的安裝空間，取聯(lián)軸器的凸緣端面距軸承的端蓋的距離為30mm,則=50mm。(8)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面離=6mm,由構(gòu)想圖得出軸的支點及受力點間的距離為： mm=86.5m

36、m,6軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖如圖 5.15所示：圖5.15（2）計算支承反力：低速級：在水平面上畫受力圖如圖5.16所示：圖5.16由平衡方程得： 解之得：=1574N, =686N。 在垂直面上畫受力圖如圖5.17所示:圖5.17由平衡方程得： 解之得：=572N, =250N。軸承1的總反力為： 軸承2的總反力為：（3）畫彎矩圖水平彎矩：畫水平彎矩圖如圖5.18所示：圖5.18鉛垂彎矩：畫垂直彎矩圖如圖5.19所示：圖5.19軸承一處合彎矩： （4）畫合彎矩圖如圖5.20所示：圖5.20（5）畫出扭矩圖如圖5.21所示：圖5.21第六章 軸的強度校核§6-1中間軸的校

37、核校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取=0.6，軸的計算應力：由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：抗彎截面系數(shù)：彎曲應力： 抗扭截面系數(shù)： 剪切應力： 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)理，故取折合系數(shù)，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應力強度滿足要求。§6-2高速軸的校核7校核軸的強度進行校核時，通

38、常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取=0.6，軸的計算應力：由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：抗彎截面系數(shù)：彎曲應力： 抗扭截面系數(shù)：剪切應力：按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應力，強度滿足要求。§6-3低速軸的校核1校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭

39、矩的截面（即危險截面）的強度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取=0.6，軸的計算應力：由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：抗彎截面系數(shù)：彎曲應力抗扭截面系數(shù)：剪切應力：按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應力，強度滿足要求。8精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所應起的應力集中將削弱軸的疲勞

40、強度，但是由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以截面A、B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C不比校核。截面和顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面的左右兩側(cè)即可。（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=0.1抗扭截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩：截面上的扭矩：截面上的彎曲應力：截面上的扭

41、轉(zhuǎn)切應力：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表（15-1）查得,。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表（3-2）查取。因、,經(jīng)插值后可得=2.01，=1.31又由附圖（3-1）可得軸的材料的敏性系數(shù)為,故有效應力集中系數(shù)按式（附3-4）為由附圖(3-2)的尺寸系數(shù)；由附圖（3-3）得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖（3-4）的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化處理，即,則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：,取=0.1,取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得：>>S=1.

42、5故可知其安全。（3）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=0.1抗扭截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩：截面上的扭矩截面上的彎曲應力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：過盈配合處的,由附表（3-8）用插值法求出，并取,于是的，軸按磨削加工，由附圖（3-4）的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化處理，即,則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：,取=0.1,取=0.05于是，軸在截面右側(cè)安全系數(shù)值為：>S=1.5故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的，可知其安全。第七章 滾動軸承壽命計算§7-1中間軸的壽命計算校核軸承壽命(1)求比值:根據(jù)課本表（13-

43、5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1。按照表（13-5），X=1，則=1844N。（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應有的基本額定動載荷值 =68379h>38400h ,故 合格。§7-2高速軸的壽命計算9校核軸承壽命（1）求比值 根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。按照表（13-5），X=1，則=731N。（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應有的

44、基本額定動載荷值 =68148h>38400h，合格。§7-3低速軸的壽命計算9校核軸承壽命（1）求比值 根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。按照表（13-5），X=1，則=1674.7N。（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應有的基本額定動載荷值 =271442h>38400h，合格。第八章 鍵連接選擇和校核§8-1中速軸上鍵的選擇和校核1.鍵的選擇齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，選擇鍵和鍵。2鍵的校核齒輪2處的鍵連接的擠壓應力為：，取

45、鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應力，,強度足夠，齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵長，故強度也足夠。§8-2高速軸上鍵的選擇和校核1.鍵的選擇半聯(lián)軸器與軸間采用A型普通平鍵連接，選擇鍵。2校核鍵連接的強度齒輪2處的鍵連接的擠壓應力為：取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應力，,強度足夠。§8-3低速軸上鍵的選擇和校核1鍵的選擇半聯(lián)軸器與軸間采用A型普通平鍵連接，選擇鍵。2.校核鍵連接的強度 齒輪2處的鍵連接的擠壓應力為：取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應力，,強度足夠。第九章 聯(lián)軸器的選擇和計算

46、高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。第十章 潤滑和密封形式的選擇§10-1傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，并且傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號油潤滑，裝至規(guī)定高度。圓柱齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x30-60mm。2滾動軸承的潤滑軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。二、減速器密封為防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А?.軸外伸端密封毛氈圈油封。2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封擋油環(huán)3.箱體結(jié)合面的密封箱體結(jié)合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度應