哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計說明書二級展開式齒輪減速器超超完美版所有公式均用公式編輯器鍵入修改方便

1、目 錄一、傳動方案的擬定2二、電動機的選擇及傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算32.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式32.2選擇電動機的功率32.3確定電動機的轉(zhuǎn)速42.4計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比4總傳動比4分配傳動比52.5計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)5各軸的轉(zhuǎn)速5各軸的輸入功率5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5三.傳動零件的設(shè)計計算63.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級63.1.1 齒輪材料及熱處理6根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)63.2 失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則確定73.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸73.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸10四、軸的設(shè)計計算144

2、.1高速軸的設(shè)計計算14已知參數(shù)14選擇軸的材料14初算軸徑14結(jié)構(gòu)設(shè)計154.2中間軸的設(shè)計計算16已知參數(shù)16選擇軸的材料17初算軸徑17結(jié)構(gòu)設(shè)計174.3輸出軸的設(shè)計計算18已知參數(shù)18選擇軸的材料18初算軸徑18結(jié)構(gòu)設(shè)計19五、軸系部件校核計算205.1輸入軸軸系部件的校核20軸的受力分析20軸的強度校核22鍵連接的強度校核22軸承壽命校核235.2中間軸軸系部件的校核24軸的受力分析24軸的強度校核26鍵連接的強度校核26軸承壽命校核265.3輸出軸軸系部件的校核28軸的受力分析28軸的強度校核29鍵連接的強度校核30軸承壽命校核30六、聯(lián)軸器的選擇316.1輸入軸聯(lián)軸器316.2輸

3、出軸聯(lián)軸器31七、潤滑密封設(shè)計327.1嚙合件（齒輪）的潤滑設(shè)計327.2軸承潤滑設(shè)計327.3密封方式確定32八、減速器附件及其說明32九、參考資料34一、傳動方案的擬定1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，其傳動方案如下根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預(yù)先設(shè)計的參數(shù)及其相應(yīng)的功能。設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=2400N傳送帶卷筒直徑：d=300mm傳送帶帶速：v=1.0m/s機器產(chǎn)量為大批量；機器工作

4、環(huán)境為清潔；機器載荷特性為平穩(wěn)載荷；機器最短工作年限為六年二班。二、電動機的選擇及傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算2.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應(yīng)選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動機應(yīng)用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機。2.2選擇電動機的功率首先計算工作機有效功率：式中，F(xiàn)傳送帶的初拉力，由設(shè)計原始數(shù)據(jù)，F(xiàn)=2400N； v傳送帶的帶速，由設(shè)計原始數(shù)據(jù)，v=1.0m/s。從原動機到工作機的總效率：×××0.960.8504式中，聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻(xiàn)1P81頁表9.1

5、，； 軸承傳動效率，由參考文獻(xiàn)1P81頁表9.1， 齒輪嚙合效率，； 卷筒傳動效率，。則所需電動機功率：2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速工作機（套筒）的轉(zhuǎn)速：式中，d傳送帶卷筒軸直徑。由設(shè)計原始數(shù)據(jù)，d=300mm。由參考文獻(xiàn)1表9.2，兩級齒輪傳動，所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：=(840)×63.7=（509.62548.0）r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻(xiàn)1表15.1

6、，選定電動機型號為Y132S-6，其主要性能如下表所示。電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/（r/min）滿載轉(zhuǎn)速(r/min)Y132S-6310009602.02.0電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEF×GDGY132S-613221614089388010×833bb1b2hAABBHAL1K2802101353156020018475122.4計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比2.4.1總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n可得傳動裝置總傳動比為：/n960/63.715.072.4.2分配傳動比×式中分別為一級、二級齒輪傳動比

7、?？紤]潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為4.59，則3.28。2.5計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)2.5.1各軸的轉(zhuǎn)速I軸：  960r/minII軸： 960/4.59209.15r/min III軸： / 209.15/3.28=63.76r/min卷筒軸：=63.7r/min2.5.2各軸的輸入功率I軸： ×2.82×0.992.79kWII軸：   ×2×2.79×0.99×0.972.68kW III軸：   ×

8、2×2.68×0.99×0.972.57kW卷筒軸：×2×1=2.57×0.99×0.992.52kW2.5.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9.55×106 =9.55×106×2.82/960=2.81×N·mmI軸： × =2.81××0.99=2.78× N·mmII軸： ×××=2.78××4.59×0.99×0.97=1.22× N

9、·mmIII軸： ×××=1.22××3.28×0.99×0.97=3.86×N·mm卷筒軸：=××=3.86××0.99×0.99=3.78× N·mm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格。減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機軸2.8296010.99軸2.799604.590.96軸2.68209.153.280.96軸2.5763.761.000.98卷筒軸2.473.78×63.76三.傳動零件的

10、設(shè)計計算3.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級3.1.1 齒輪材料及熱處理  考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動，小齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為306332HBW；大齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為283314HBW。 取小齒齒數(shù)=20，則Z=i×Z=4.59×20=91.8 取Z=91。取小齒輪3齒數(shù)=19，則=×（）=62.89.取=63。所有齒輪均按GB/T100951998，選擇8級精度。3.1.2根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)根據(jù)實際設(shè)計的傳動比對中表格里各種有關(guān)運動參數(shù)進(jìn)行更新，得到下表：減速器運動

11、學(xué)和動力學(xué)參數(shù)更新后一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機軸2.8296010.99軸2.799604.550.96軸2.68210.983.310.96軸2.5763.741.000.98卷筒軸2.4763.743.2 失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則確定由于是閉式軟齒面齒輪傳動，其主要失效形式是齒面接觸疲勞點蝕。故按照齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計，再對齒根彎曲疲勞強度進(jìn)行校核。3.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動： 式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，=2.78× N·mm設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.6；由參考文獻(xiàn)1

12、表8.6取齒寬系數(shù)；初選螺旋角；由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa；由參考文獻(xiàn)1圖8.14選取區(qū)域系數(shù) =2.43；齒數(shù)比u=4.55.由參考文獻(xiàn)1P133頁式8.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1式8.1，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得：=0.775由圖8.24查得螺旋角系數(shù)=0.98由參考文獻(xiàn)1圖8.28得接觸疲勞極限應(yīng)力=770MPa =600MPa 小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na =60×960×（2×8×300×6）=1.659×10hN= 3.646×108h由參考文獻(xiàn)1

13、P147圖8.29查得壽命系數(shù)：=1.0, =1.11。由參考文獻(xiàn)1P147表8.7，取安全系數(shù)=1×770=770 =1.11×600=666 故取初算小齒輪1的分度圓直徑，得=確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)K式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表8.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取。 動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)2圖8.7查得 。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2圖8.11，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表8.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取。對進(jìn)行修正。d=d=32.19×=31.82確定模數(shù)=

14、取=2計算傳動尺寸中心距： a=114.9157 圓整為115螺旋角= =15°921因為其值與初選值差別不大，不需修正 其它傳動尺寸： 取38mm。 =+（510）mm， 取=45mm。 以下進(jìn)行齒根彎曲疲勞強度校核 K、T、同上 K=1.5456、T=2.78Nmm、=2、=41.44mm      計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1cos3=20cos315.156°=22.2410 Zv2=Z2cos3=91cos315.156°=101.1966由參考文獻(xiàn)1,圖8.19查得=2.72，=2.2由參考文獻(xiàn)1

15、由圖8.20查得=1.55，=1.8     由參考文獻(xiàn)1 由圖8.21查得重合度系數(shù) =0.74   由參考文獻(xiàn)1 由圖8.26查得螺旋角系數(shù) =0.88     由參考文獻(xiàn)1  由圖8.28  查得彎曲疲勞極限應(yīng)力， 小齒輪 ，大齒輪由參考文獻(xiàn)1圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=1.0，K=1.0由參考文獻(xiàn)1表8.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25 =MPa=滿足齒根彎曲疲勞強度。3.4 低速級齒輪，初定

16、齒輪傳動及齒輪主要尺寸按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，T3=T=1.21×105Nmm；設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.6;由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)=0.9；初選螺旋角=15°由參考文獻(xiàn)1P136頁表8.5查得彈性系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖8.14選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43齒數(shù)比u=i=3.31由參考文獻(xiàn)1P133頁式8.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1式8.1，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得：=0.775由圖8.24查得螺旋角系數(shù)=0.98由參考文獻(xiàn)1圖8.28得接觸疲勞極限應(yīng)力=770MPa =600MPa 小齒輪3與大齒輪4的應(yīng)力

17、循環(huán)次數(shù)分別為 N3=60na =60×210.98×2×8×300×6=3.646×108h N4=N3i=3.646×1083.31=1.101×108 h 由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)：=1.0, =1.18（允許局部點蝕）。由參考文獻(xiàn)1表8.7，取安全系數(shù)SH=1.0 故取初算小齒輪1的分度圓直徑，得=確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)K式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表8.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)1圖8.7查得 。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2圖8.

18、11，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表8.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取。對進(jìn)行修正=×=49.8217確定模數(shù)取=3mm中心距： a=127.339 取整為130。螺旋角：。值與初選值相差很小無需修正與值相關(guān)的數(shù)值。其它尺寸： ,取53mm=+（510）mm， 取=60mm。 以下進(jìn)行齒根彎曲疲勞強度校核 K、T、同上 K=1.4831、T=2.78Nmm、=2、=41.44mm       計算當(dāng)量齒數(shù)/cos319/ cos14.4128°=20.913

19、1/cos363/ cos14.4128°=69.3433由圖8.19查得=2.75，=2.25由圖8.20查得=1.55，=1.75      由參考文獻(xiàn)1圖8.21查得重合度系數(shù) =0.73 由參考文獻(xiàn)1圖8.26查得螺旋角系數(shù) =0.98 由參考文獻(xiàn)1圖8.28  查得彎曲疲勞極限應(yīng)力，小齒輪， 大齒輪由參考文獻(xiàn)1圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù): =1.0 ，=1.0。由表8.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25 故滿足齒根彎曲疲勞強度。將以上計算結(jié)果匯總?cè)缦卤恚簜鲃恿慵X輪）參數(shù)匯總表齒輪齒

20、數(shù)法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬螺旋角中心距a(mm)高速級小齒輪20241.444515°921115高速級大齒輪91188.5638低速級小齒輪19358.856014°255130低速級大齒輪63195.1553四、軸的設(shè)計計算4.1高速軸的設(shè)計計算已知參數(shù) ×2.82×0.992.79kW × =2.81××0.99=2.78× N·mm n=960r/min作用在高速級小齒輪上的力：選擇軸的材料因考慮到要用到齒輪軸，故選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的機械性能。初算軸徑按彎扭強度計算：考慮到軸上

21、鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中,C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速。結(jié)構(gòu)設(shè)計對某些必須限制的尺寸取值如下：取內(nèi)機壁至軸承座端面距離l2=+c1+c2+58=56mm因采用脂潤滑，軸承外圈端面至機體內(nèi)壁的距離要留出安放擋油板的空間，取3=10 mm；取擋油板寬度C=11 mm。取中間軸上齒輪2端面至機體內(nèi)壁的距離4=10 mm(1) 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。(2) 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

22、軸段的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進(jìn)行。由前面設(shè)計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻(xiàn)1表13.1取KA=1.5，計算轉(zhuǎn)矩Tc1= KAT=1.5×27800=41.7 N·m由參考文獻(xiàn)2表13.1查詢可得GB/T 5014-2003中的LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩1250 N·m，許用轉(zhuǎn)速為4750 r/min，軸孔直徑范圍是3048 mm。滿足電動機軸徑要求。取與軸相連端軸徑30 mm，軸孔長度60 mm，J型軸孔，選用A型鍵。相應(yīng)的，軸段的直徑d1=30mm，軸段長度應(yīng)該比聯(lián)軸器略短，故取其長度為l1=58 mm(3) 密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用

23、軸肩固定，取軸肩高度h=2.13.0 mm，相應(yīng)的軸段的直徑范圍為34.236mm，查文獻(xiàn)2表14.4，選用氈圈油封FZ/T 92010-1991中的軸徑為35mm的，則軸段的直徑d2=35 mm。(4) 軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為角接觸軸承，暫取軸承型號為7208C，由文獻(xiàn)2表12.2查得內(nèi)徑d=40 mm，外徑D=80 mm，寬度B=18 mm，定位軸肩直徑damin=36 mm，Damax=56 mm。故軸段的直徑d3=40 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d7=40 mm。(5) 軸段由于齒輪齒根圓直徑較小,df1=38.94mm，故必須做成齒輪軸，取過渡軸段d4=42

24、mm，長度由草圖設(shè)計決定。(6) 齒輪軸段取l5=b1=45 mm。(7) 軸段在軸段和齒輪軸段間取過渡軸段段d6=42 mm(8) 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、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度l3=l7=C +B =（11+18）= 29 mm；軸段的長度l2=l2'-B-3+ e + K =56-18-10+8+10mm=46mm；軸段的長度考慮三根軸的協(xié)調(diào)關(guān)系，并結(jié)合草圖取l6=10mm。軸段的長度l4=2+b3+

25、4-2.5-1=72mm。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=92mm；L2=106.5 mm；L3=44.5mm。(9) 鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號為：鍵 A10×8×50 GB/T 10962003。 4.2中間軸的設(shè)計計算4.2.1已知參數(shù)中間軸上的功率=2.68kW, 轉(zhuǎn)速n=210.98r/min, 轉(zhuǎn)矩T=1.21。初定軸上的最小直徑作用在高速級大齒輪上的力與作用在高速級小齒輪上的力等大反向，不再贅述。作用在低速級小齒輪上的力：4.2.2選擇軸的材料因考慮到要用到齒輪軸，故選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，獲得良好

26、的機械性能。4.2.3初算軸徑對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑dmin=C3Pn=106×32.68210.98=24.73 mm式中,C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速。4.2.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 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。(2) 軸承與軸段及軸段軸承類型初選為角接觸軸承，暫取軸承型號為7208C，由文獻(xiàn)2表12.2查得內(nèi)徑d=40 mm，外徑D=80 mm，寬度B=18mm，故軸段的直徑d1=40mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d5=4

27、0 mm。(3) 齒輪3與軸段由計算知低速級小齒輪應(yīng)做成齒輪軸，取l2=b3=60 mm。(4) 齒輪2與軸段齒輪2左端用軸肩固定，取軸徑d4=44mm。齒輪2右端用套筒固定，則軸段的長度應(yīng)略小于齒輪2的寬度b2，取l4=36 mm(5) 軸段齒輪2左端用軸肩固定，由文獻(xiàn)1圖10.9中公式得到軸肩高度h=3.014.3 mm，取d3=54mm。其長度應(yīng)考慮到兩齒輪端面應(yīng)有一定的間距要求，并由草圖確定，l3=7 mm。(6) 軸段、的長度l1=B+L擋油板=38mml5=B+2+3+2=44 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=51mm；L2=56 mm；L

28、3=44 mm。(7) 鍵連接設(shè)計高速級大齒輪（齒輪2）與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵 A14×9×28 GB/T 10962003。4.3輸出軸的設(shè)計計算4.3.1已知參數(shù)輸出軸上的功率=2.57kW, 轉(zhuǎn)速n3=63.74r/min, 轉(zhuǎn)矩T3=3.84。作用在低速級大齒輪上的力與作用在低速級小齒輪上的力等大反向，不再贅述。4.3.2選擇軸的材料因考慮到工藝流程的簡潔，故依然選擇40Cr，以減少材料牌號。4.3.3初算軸徑對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑dmin=C3Pn=106×32.5763.74=36.35mm式中,C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)

29、。由參考文獻(xiàn)2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速。考慮鍵槽影響，取dmin=36.35×1+5% mm=38.16 mm。4.3.4結(jié)構(gòu)設(shè)計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。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，考慮到輸出軸應(yīng)保證同心度，故選用剛性聯(lián)軸器：GYS型有對中榫凸緣聯(lián)軸器。因此軸段的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進(jìn)行。查文獻(xiàn)1表13.5取KA=1.5，計算轉(zhuǎn)矩Tc1= KAT=1.5×384=576N·m由參考文獻(xiàn)2表13.4查得

30、GB/T 5843-2003中GYS6滿足要求，公稱轉(zhuǎn)矩900 N·m，許用轉(zhuǎn)速為6800 r/min，軸孔直徑范圍是3850 mm。取與軸相連端軸徑38 mm，軸孔長度為L=60 mm，J1型軸孔。相應(yīng)的，軸段的直徑d1=36mm，取其長度為l1=60-2=58 mm。密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，同時考慮密封氈圈的標(biāo)準(zhǔn)，查文獻(xiàn)2表14.4，選用氈圈油封FZ/T 92010-1991中的軸徑為42 mm的，則軸段的直徑d2=42 mm。軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為角接觸球軸承，暫取軸承型號為7209C，由文獻(xiàn)2表12.1查得內(nèi)徑d=45 mm，外徑D=85 mm，

31、寬度B=19 mm，故軸段的直徑d3=45 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d7=45 mm。軸段為了便于齒輪的安裝，d6應(yīng)略大于d7，取d6=52mm，齒輪4右端用套筒固定，則軸段的長度應(yīng)略小于齒輪4的寬度b4，取l6=51mm。軸段齒輪4右端用軸肩固定，由文獻(xiàn)1圖10.9中公式得到軸肩高度h=3.645.20 mm，相應(yīng)的軸段的直徑范圍為59.2862.4 mm，適當(dāng)放大，取d3=68 mm。軸段取過渡軸段直徑d4=52 mm。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

32、、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度l3=C +B =（11+19）= 30 mm；軸段的長度l2=l2'-B-3+ e + K =56-19-10+8+10 mm=45 mm；軸段的長度l7=B+L擋油板+L套筒=45 mm；取軸段的長度l5=8 mm；軸段的長度由草圖設(shè)計確定l4= 53 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=89.2mm；L2=99.3 mm；L3=51.3 mm。鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器、齒輪4與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵 A10×8×56GB/T 10962003；鍵

33、 A14×9×45 GB/T 10962003。五、軸系部件校核計算 5.1輸入軸軸系部件的校核 軸的受力分析（1）畫受力簡圖（2）計算支反力FH2=Fr-FH1=505.94-198.97=306.97N FV1=FV2=Ft/2=670.85 N軸承I的總的支反力為FR1=2FV12+FH12=2198.972+670.852=699.73 N軸承II的總的支反力為FR2=2FV22+FH22=2306.972+670.852=737.75 N (3)畫彎矩圖在水平面上 A-A面左側(cè) MaH1=FH1L2=198.97N×106.5 mm=21190.31 N

34、·mmA-A面右側(cè)MaH2=FH2L3= 306.97N×44.5mm=13660.17 N·mm垂直面上，彎矩為A-A面左側(cè) MaV1= FV1L2= 670.85N×106.5mm=71445.53 N·mmA-A面右側(cè)MaV2=FV2L3=670.85N×44.5mm=29852.83 N·mmA-A面左側(cè)Ma= MaH12+MaV12= 21190.312+71445.532=74521.76 N·mmA-A面右側(cè)Ma'= MaH22+MaV22=13660.172+71445.532=32829.

35、74 N·mm（4）畫轉(zhuǎn)矩圖T=27800N·mm5.1.2軸的強度校核A-A剖面左側(cè)彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1得，該截面抗彎模量為W=0.1d3=0.1×41.443=7116.38 mm3該截面的抗扭截面模量為WT=0.2d3=0.2×41.443=14232.76 mm3彎曲應(yīng)力b= MW= 74521.76N·mm7116.38 mm3=10.47 MPaa=b=9.973 MPam=0扭剪應(yīng)力T=TWT=27800N·mm14232.76 mm3=1.95 MPa a=m=T2 =5.252 MPa

36、對于一般用途的轉(zhuǎn)軸，按彎扭合成強度校核。對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為：調(diào)質(zhì)處理的40Cr，由參考文獻(xiàn)1表10.1，可以查得B=750 MPa，由表10.4查得-1b=70MPa。顯然e<-1b，故A-A截面安全。5.1.3鍵連接的強度校核聯(lián)軸器處擠壓應(yīng)力p=4Tdhl式中：d鍵連接處的軸徑，mm；T傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·mm；h鍵的高度，mm； l鍵連接的計算長度，mm；故p=4Tdhl=4×2780030×8×(50-10)= 11.58 MPa鍵、軸材料均為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1，p= 120150MPa。

37、p< p，故強度滿足需要。5.1.4軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.2查得，7208C軸承的Cr=26.8kN,C0=20.5kN。（1） 計算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為：FS1=0.4FR1=0.4×699.73=279.89NFS2=0.4FR2=0.4×737.75=295.1N因FS2+A=658.53N>FS1，所以軸承I被壓緊，故Fa1=FS2+A=658.53N， Fa2=FS2=295.1N。比較兩軸承的受力，F(xiàn)a1>Fa2，而FR1<FR2，故兩軸承均需要校核。（2） 計算當(dāng)量動載荷由于Fa1/C0=658.53/20

38、500=0.032，查參考文獻(xiàn)1表11.12知，e=0.403（插值）。因為Fa1/FR1=658.53/699.73=0.941>e,故X=0.44，Y=1.39（插值）當(dāng)量動載荷為P1=XFR1+YFa1=0.44×699.73+1.39×658.53=1223.24N由于Fa2/C0=295.51/20500=0.015，查參考文獻(xiàn)1表11.12知，e=0.38因為Fa2/FR2=295.51/737.75=0.40>e,故X=0.44，Y=1.47當(dāng)量動載荷為P2=XFR2+YFa2=0.44×737.75+1.47×295.51=7

39、59.01N（3） 校核軸承壽命軸承在100下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得fT=1。根據(jù)其載荷性質(zhì)，查參考文獻(xiàn)1表11.10取fP=1.5。軸承壽命為Lh1=10660nIfTCrP1fP3=10660×960×1×268001.5×1223.243=54096.99 hLh2=10660nIfTCrP2fP3=10660×960×1×268001.5×759.013=26446.5 h已知減速器使用六年，二班工作制，則預(yù)期壽命為Lh=6×2×250×8=24000 h因為Lh1&g

40、t;Lh 且 Lh2>Lh，軸承壽命合格。5.2中間軸軸系部件的校核 5.2.1軸的受力分析（1）畫受力簡圖（2）計算支反力FH2=Fr2-Fr3+FH1=487.96-1545.34+1331.69=274.31N FV1=FV2=Ft2+Ft32=1294.02+4112.152=2703.09 N軸承I的總的支反力為FR1=2FV12+FH12=21331.692+2703.092=3013.32N軸承II的總的支反力為FR2=2FV22+FH22=2274.312+2703.092=2716.97 N (3)畫彎矩圖在水平面上 A-A面左側(cè) MaH1=FH1L1=1331.69N

41、×51 mm=66318.16 N·mmA-A面右側(cè)MaH2= MaH1-Fa3d3/2= 66318.16-1056.80×58.85/2=35221.82N·mmB-B面左側(cè) MbH3=FH1(L1+L2)-Fa3d32-Fr3L2=1331.69×51+56-1056.80×58.852-1545.34×56=22402.85 N·mmB-B面右側(cè)MbH4=FH2L3= 274.31N×44mm=10643.23 N·mm垂直面上，彎矩為A-A面 MaV1= MaV2= FV1L1= 27

42、03.09N×51mm=134613.88 N·mmB-B面 MbV3= MbV4=FV2L3=2703.09N×56mm=104879.89 N·mm彎矩合成：A-A面左側(cè)Ma= MaH12+MaV12= 66318.162+22402.852=150063.30 N·mmA-A面右側(cè)Ma'= MaH22+MaV22=35221.822+22402.852=139145.51 N·mmB-B面左側(cè)Mb= MbH32+MbV32= 22402.852+104879.892=107245.88 N·mmB-B面右側(cè)Mb

43、'= MbH42+MbV42=10643.232+104879.892=105418.55 N·mm（4）畫轉(zhuǎn)矩圖T=121000N·mm5.2.2軸的強度校核A-A剖面左側(cè)彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1得，該截面抗彎模量為W=0.1d3=0.1×58.853=20381.65 mm3該截面的抗扭截面模量為WT=0.2d3=0.2×58.853=40763.31 mm3彎曲應(yīng)力b= MW= 150063.30N·mm20381.65 mm3=7.36MPa扭剪應(yīng)力T=TWT=121000N·mm40763

44、.31 mm3=2.97MPa 對于一般用途的轉(zhuǎn)軸，按彎扭合成強度校核。對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為：調(diào)質(zhì)處理的40Cr，由參考文獻(xiàn)1表10.1，可以查得B=750 MPa，由表10.4查得-1b=70MPa。顯然e<-1b，故A-A截面安全。5.2.3鍵連接的強度校核高速級大齒輪（齒輪2）處的擠壓應(yīng)力p=4Tdhl式中：d鍵連接處的軸徑，mm；T傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·mm；h鍵的高度，mm； l鍵連接的計算長度，mm；故p=4Tdhl=4×12100043×8×(28-14)=89.33MPa鍵、軸材料均為鋼，

45、查參考文獻(xiàn)1表6.1，p= 120150MPa。p< p，故強度滿足需要。5.2.4軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.2查得，7208C軸承的Cr=26.8kN,C0=20.5kN。（1）計算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為：FS1=0.4FR1=0.4×3013.32=1205.33NFS2=0.4FR2=0.4×2716.97=1086.78NA=Fa3-Fa2=1056.80-350.51=706.29N因FS2+A=1793.07N>FS1，所以軸承I被壓緊，故Fa1=FS2+A=1793.07N， Fa2=FS2=1086.78N。比較兩軸承的受

46、力，F(xiàn)a1>Fa2，且FR1>FR2，故只需要校核軸承I。（2）計算當(dāng)量動載荷由于Fa1/C0=1793.07/20500=0.087，查參考文獻(xiàn)1表11.12知，e=0.46。因為Fa1/FR1=1793.07/3013.32=0.59>e,故X=0.44，Y=1.23。當(dāng)量動載荷為P1=XFR1+YFa1=0.44×3013.32+1.27×1793.07=3531.34N（3）校核軸承壽命軸承在100下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得fT=1。根據(jù)其載荷性質(zhì)，查參考文獻(xiàn)1表11.10取fP=1.5。軸承壽命為Lh1=10660nIIfTCrP1fP3=

47、10660×210.98×1×268001.5×3531.343=10231.03h已知減速器使用六年，二班工作制，則預(yù)期壽命為Lh=6×2×250×8=24000 h因為Lh1<Lh，故軸承不合格。故換用可承受更大載荷的單列圓錐滾子軸承30208，由文獻(xiàn)2表12.,4查得內(nèi)徑d=40 mm，外徑D=80 mm，寬度B=18mm，這些基本參數(shù)與7208C相同，所以軸的尺寸可以不變（只需改變軸段上擋油板的長度來維持軸段長度不變），而30208的支點距離a=16.9mm略小于7208C（a=17.0mm），對軸上作用力的改

48、變幾乎無影響，所以軸的強度校核依然合格。下對軸承壽命進(jìn)行校核。由參考文獻(xiàn)2表12.4，查得e=0.37，X=0.4，Y=1.6軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為：FS1=FR1/2Y=3013.32/(2×1.6)=941.65NFS2=FR2/2Y=2716.97/(2×1.6)=849.05NA=Fa3-Fa2=1056.80-350.51=706.29N因FS2+A=1555.34N>FS1，所以軸承I被壓緊，故Fa1=FS2+A=1555.34N， Fa2=FS2=849.05N。比較兩軸承的受力，F(xiàn)a1>Fa2，且FR1>FR2，故只需要校核軸承I。P

49、1=XFR1+YFa1=0.4×3013.32+1.6×1555.34=3693.87N軸承壽命為Lh1=10660nIIfTCrP1fP3=10660×210.98×1×630001.5×3693.8710/3=549371.91h已知減速器使用六年，二班工作制，則預(yù)期壽命為Lh=6×2×250×8=24000 h因為Lh1Lh，所以換用單列圓錐滾子軸承30208后，軸承壽命充裕。5.3輸出軸軸系部件的校核 5.3.1軸的受力分析（1）畫受力簡圖（2）計算支反力FH2=Fr-FH1=1545.334-1

50、211.11=334.23N FV1=FV2=Ft2=4112.152=2056.08 N軸承I的總的支反力為FR1=2FV12+FH12=21211.112+2056.082=2386.19N軸承II的總的支反力為FR2=2FV22+FH22=2334.232+2056.082=2083.07 N (3)畫彎矩圖在水平面上 A-A面左側(cè) MaH1=FH1L2=1211.11N×99.3 mm=120263.22 N·mmA-A面右側(cè)MaH2=FH2L3= 334.23N×51.3mm=17146.00 N·mm垂直面上，彎矩為A-A面左側(cè) MaV1=

51、FV1L2= 2056.08N×99.3mm=204168.74 N·mmA-A面右側(cè) MaV2=FV2L3=2056.08N×51.3mm=105476.90 N·mmA-A面左側(cè)Ma= MaH12+MaV12= 120263.222+204168.742=236955.94 N·mmA-A面右側(cè)Ma'= MaH22+MaV22=17146.002+105476.902=106861.41 N·mm（4）畫轉(zhuǎn)矩圖T=384000N·mm5.3.2軸的強度校核A-A剖面左側(cè)彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，且有鍵槽，為危險截面。由參考

52、文獻(xiàn)1附表10.1得，該截面抗彎模量為W=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1×483-14×5.5(48-5.5)22×48=9610 mm3該截面的抗扭截面模量為WT=0.2d3-btd-t22d=0.2×483-14×5.548-5.522×48=20669 mm3彎曲應(yīng)力b= MW= 236955.94N·mm9610 mm3=24.7MPa扭剪應(yīng)力T=TWT=384000N·mm20669 mm3=18.58MPa 對于一般用途的轉(zhuǎn)軸，按彎扭合成強度校核。對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故

53、取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為：調(diào)質(zhì)處理的40Cr，由參考文獻(xiàn)1表10.1，可以查得B=750 MPa，由表10.4查得-1b=70MPa。顯然e<-1b，故A-A截面安全。5.3.3鍵連接的強度校核聯(lián)軸器處擠壓應(yīng)力p=4Tdhl式中：d鍵連接處的軸徑，mm；T傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·mm；h鍵的高度，mm； l鍵連接的計算長度，mm；故p=4Tdhl=4×38400030×8×(56-10)=109.8 MPa鍵、軸材料均為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1，p= 120150MPa。p< p，故強度滿足需要。同理，低速級大齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力p=4Tdhl=4

54、×38400052×9×(45-14)=105.9MPa鍵、軸材料均為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1，p= 120150MPa。p< p，故強度滿足需要。5.3.4軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.2查得，7209C軸承的Cr=29.8kN,C0=23.8kN。（1）計算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為：FS1=0.4FR1=0.4×2386.19=954.48NFS2=0.4FR2=0.4×2083.07=833.23N因FS2+A=1890.03N>FS1，所以軸承I被壓緊，故Fa1=FS2+A=1890.03N， Fa2=FS

55、2=833.23N。比較兩軸承的受力，F(xiàn)a1>Fa2，且FR1>FR2，故只需要校核軸承I。（2）計算當(dāng)量動載荷由于Fa1/C0=1890.03/23800=0.076，查參考文獻(xiàn)1表11.12知，e=0.449（插值）。因為Fa1/FR1=1890.03/2386.19=0.79>e,故X=0.44，Y=1.27（插值）。當(dāng)量動載荷為P1=XFR1+YFa1=0.44×2386.19+1.27×1890.03=3450.26N（3）校核軸承壽命軸承在100下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得fT=1。根據(jù)其載荷性質(zhì)，查參考文獻(xiàn)1表11.10取fP=1.5。軸承壽命為Lh1=10660nIfTCrP1fP3=10660×63.74×1×298001.5×3450.263=49917.89h已知減速器使用六年，二班工作制，則