二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上目錄第一章 任務(wù)書(shū)1.1課程設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)為課程設(shè)計(jì)，通過(guò)設(shè)計(jì)二級(jí)齒輪減速器，學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的基本過(guò)程、步驟，規(guī)范、學(xué)習(xí)和掌握設(shè)計(jì)方法，以學(xué)習(xí)的各種機(jī)械設(shè)計(jì)，材料，運(yùn)動(dòng)，力學(xué)知識(shí)為基礎(chǔ)，以機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械原理、機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)、制造技術(shù)基礎(chǔ)、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)以及各種國(guó)標(biāo)為依據(jù)，獨(dú)立自主的完成二級(jí)減速器的設(shè)計(jì)、計(jì)算、驗(yàn)證的全過(guò)程。親身了解設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的種種問(wèn)題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨(dú)立自主的完成設(shè)計(jì)過(guò)程，為畢業(yè)設(shè)計(jì)以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。1.2課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)課程設(shè)計(jì)題目1：帶式運(yùn)輸機(jī)1.2.1運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 1.2.2原始數(shù)據(jù)題 號(hào)參

2、 數(shù)12345678910運(yùn)輸帶工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56運(yùn)輸帶工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滾筒直徑D（mm）400450400400400450450450450450每日工作時(shí)數(shù)T（h）16161616161616161616使用折舊期（y）88888888881.2.3已知條件1、工作情況：傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許運(yùn)輸帶速度誤差為±5%；2、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C；4、動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電

3、壓380/220V；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。1.2.4設(shè)計(jì)工作量1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖13張；3、設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份。第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案:2.1組成傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.2特點(diǎn)齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱(chēng)分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3確定傳動(dòng)方案考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。 其傳動(dòng)方案如下：第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 按工作要求和條件，選用三機(jī)籠型電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。3.2選擇電動(dòng)機(jī)

4、的容量 （2-1） （其中：為電動(dòng)機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。） 由電動(dòng)機(jī)到傳輸帶的傳動(dòng)總效率為 圖3-1 運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖為V帶的效率,為滾動(dòng)軸承效率，（由圖可知減速器只有3對(duì)軸承。卷筒滾動(dòng)軸承效率包括在卷筒效率中)為閉式齒輪傳動(dòng)效率，為聯(lián)軸器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失)所以因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列的電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率11kw。型號(hào)功率電流 (A)電壓(V)轉(zhuǎn)速(r/min)效率(%)功率因數(shù)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流/額定電流最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩HPKWY160M1-2151121.8380293087.20.88272.2Y

5、160M2-2201529.4380293088.20.88272.2Y160L-22518.535.53802930890.89272.2Y160M-4151122.63801460880.842.272.2Y160L-4201530.3380146088.50.852.272.2Y160M-6107.517380970860.7826.52Y160L-6151124.6380970870.7826.52Y180M-2302242.23802940890.89272.23.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速為=90按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比二級(jí)圓柱齒減速器的傳動(dòng)比為 則從電動(dòng)機(jī)到卷筒軸

6、的總傳動(dòng)比合理范圍為。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 可見(jiàn)，電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選、和兩種。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從上表中查出兩個(gè)電動(dòng)機(jī)型號(hào)，再將總傳動(dòng)比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動(dòng)比方案，如下表所示。方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率 kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)重量Kg傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比V帶減速器1Y160M1-2113000293011733.332.08162Y160M-4111500146012316.672.088綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選擇第1種方案，即電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-4。電動(dòng)機(jī)中心高H =160mm,外伸軸段D×E=4

7、2×110mm。第四章 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.1分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比按展開(kāi)二級(jí)圓柱齒輪減速器推薦高速級(jí)傳動(dòng)比，取，得所以 =3.834.2計(jì)算各軸的動(dòng)力和動(dòng)力參數(shù)（1）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速軸 =701.92 軸 =148.39 軸 =38.74 卷通軸 =38.74 （2）計(jì)算各軸輸入功率、輸出功率 軸 =9.38×0.96=9 kw 軸 =9×0.98×0.97=8.56 kw 軸 =8.56×0.98×0.97=8.14 kw 卷筒軸=8.14×0.98×0.99=7.9 kw各軸的輸出功率為輸入功率

8、乘軸承效率0.98，分別為軸 =9×0.98=8.82 kw軸 =8.56×0.98=8.39 kw軸 =8.14×0.98=7.98 kw卷筒軸 =7.9×0.98=7.74 kw（3）計(jì)算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩。電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩卷筒機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98 軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)距T/N*M轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)9.3861.3514602.080.96軸98.8261.02122.44701.92軸8.568.39274.50550.89148.394.

9、730.95軸8.147.98999.72006.6338.743.830.95卷筒軸7.97.74970.231947.4738.7410.97 表4-1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果 第五章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 V帶設(shè)計(jì)5.1.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)的已知條件包括：帶傳動(dòng)的工件條件；傳動(dòng)位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪5.1.2設(shè)計(jì)步驟：1）、確定計(jì)算功率 根據(jù)工作條件載荷平穩(wěn)，每天工作16小時(shí)由表5.51查KA=1.2，計(jì)算功率為 Pca=KAPd=1.2×9.38=11.26Kw2）、選擇V帶的帶型根據(jù)計(jì)算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5.

10、141 選用A型帶。3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 根據(jù)v帶的帶型，由表5.41和表5.61，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=125mm。 驗(yàn)算帶速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。4）、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由,傳動(dòng)比,有 =2.08×125=260mm，根據(jù)表5.61，取=265 mm5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度確定小帶輪中心距，根據(jù)式5.181 0.55(+)+h=222.52(+)=780初定中心距=500mm。計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng)由表5.21選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=1600 mm計(jì)算實(shí)際中心距a及其變動(dòng)范圍 中心距的變化范圍

11、為6）、驗(yàn)算小帶輪上的包角 包角合適。7）、計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單根V帶的額定計(jì)算功率，由 和，查表5.31得P0=1.93kw查表5.41得查表5.71得，查表5.21得，取6根。8）確定帶的最小初拉力由表5.11得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=0.10 kg/m,9)計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為8）、 把帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果記入表下中 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)參數(shù)帶型aA中心距496.8小帶輪直徑125包角152.320大帶輪直徑265帶長(zhǎng)1600帶的跟數(shù)66初拉力177.6帶速99.56壓軸力2069.325.2齒輪設(shè)計(jì)5.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比 =

12、4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類(lèi)型、材料和齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)2）材料選擇。由表6.11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。3）選擇小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)=4.73×21=99.33,取=100。4）由1142頁(yè)，初選螺旋角=14°(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由1公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為1)確定上公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值計(jì)算載荷系數(shù)K由1表6.2查得使用系數(shù)=1，由1134頁(yè)得=1.2，.1，。由1公式（6.2）得載荷系數(shù)

13、K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55×=×9.55×=12.2×Nmm由表6.81選取齒寬系數(shù)=1。由1圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=60×701.92×1×(16×250×8)=1.348×109 =2.85×108由1圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.2計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 由1表6.5，取失效概率為1%，

14、安全系數(shù)S=1，則 =1×700=700 MPa =1.1×550=605 MPa查1中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.433。參考1中143頁(yè),取Z=0.86；Z=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。許用接觸應(yīng)力= 605 MPa2）計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑d1,由計(jì)算公式得 65 mm計(jì)算齒輪模數(shù)mn=3.12；查手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3（第1系列）計(jì)算齒輪幾何參數(shù) mmd2=i·d1=4.73×64.9=307 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm按圓整a后的中心距修正螺旋角=arccos=

15、arccos=11.16°修正螺旋角后計(jì)算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mmd2=i·d1=4.73×64.21=303.7 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=185mm齒輪寬度：因?yàn)閎=d=1×64.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm計(jì)算圓周速度，確定齒輪精度V=2.39m/s參考1中圖6.18（a），取齒輪精度8級(jí)。(3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核由1公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公式中的計(jì)算參數(shù)載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452參考1中

16、143頁(yè)取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考1中137頁(yè)取重合度系數(shù)Y=0.85計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) =22.23 =105.89查1中表6.4得取齒形系數(shù) =2.71, =2.18查1中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.571, =1.79計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力查1中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim2=220MP查1中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查1中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則1=200 MPa2=175.14 MPa2）校核計(jì)算=MPa MPa因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。5.2.2低速機(jī)齒輪傳動(dòng)計(jì)算已知條件：輸

17、入功率=8.56kw,小齒輪轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比 =3.83,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類(lèi)型、材料和齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)2）材料選擇。由表6.11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。3）選擇小齒輪齒數(shù)=25，大齒輪齒數(shù)=3.83×25=95.75,取=96。4）由1142頁(yè)，初選螺旋角=14°(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由1公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為1)確定上公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值計(jì)算載荷系數(shù)K由1表6.2查得使用系數(shù)=1，由1134頁(yè)得=1.1

18、，.2，。由1公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55×=×9.55×=5.5×Nmm由表6.81選取齒寬系數(shù)=1。由1圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=60×148.39×1×(16×250×8)=2.85×108 =7.44×107由1圖6.16取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)

19、力 由1表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 =1×700=700 MPa =1.1×550=605MPa查1中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.433。參考1中143頁(yè),取Z=0.86；Z=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 MPa。許用接觸應(yīng)力= 605 MPa2）計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑d1,由計(jì)算公式得 109 mm計(jì)算齒輪模數(shù)mn=4.36mm；查手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=4mm（第1系列）計(jì)算齒輪幾何參數(shù) mmd2=i·d1=3.83×103.06=394.7 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=25

20、0mm按圓整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=14.5°修正螺旋角后計(jì)算出修正后的齒輪幾何參數(shù) mmd2=i·d1=3.83×103.06=395.60 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=250mm齒輪寬度：因?yàn)閎=d=1×103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm計(jì)算圓周速度，確定齒輪精度V=0.8m/s參考1中圖6.18（a），取齒輪精度8級(jí)。(3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核由1公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公式中的計(jì)算參數(shù)載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =1×

21、1.2×1.1×1.1=1.452 參考1中143頁(yè)取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考1中137頁(yè)取重合度系數(shù)Y=0.85計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) =27.36 =105.08查1中表6.4得取齒形系數(shù) =2.57, =2.18查1中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.60, =1.79計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力查1中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim2=220MP查1中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查1中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4則1=200 MPa2=175.14 MPa2）校核計(jì)算=MPa MPa

22、因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。5.2.3圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表各級(jí)大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表 表5-1 圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)表名稱(chēng)代號(hào)單位高速級(jí)低速級(jí)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm185250傳動(dòng)比i4.733.83模數(shù)mnmm34螺旋角°11°93614°30端面壓力角°2020嚙合角°2020齒數(shù)z211002596分度圓直徑dmm65307109395節(jié)圓直徑dmm65307109395齒頂圓直徑damm71313117403齒根圓直徑dfmm5830099385齒寬bmm7065110105螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料40Cr

23、4540Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度HBS2802402802405.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 表5-2 減速箱機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸名稱(chēng)符號(hào)減速器型式及尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機(jī)蓋與座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑10視孔蓋螺釘直徑8定位銷(xiāo)直徑16、到外箱壁距離26、22 、18、至凸緣邊緣距離24、16軸承旁凸臺(tái)半徑24凸臺(tái)高度由結(jié)構(gòu)確定外箱壁至軸承座端面距離40大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、7、7軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度

24、10軸承旁聯(lián)接螺栓距離805.4軸的設(shè)計(jì)及效核5.4.1初步估算軸的直徑在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之前，應(yīng)首先初步計(jì)算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算各軸的直徑，計(jì)算公式為，式中：P軸所傳遞的功率，kw； n軸的轉(zhuǎn)速，r/min;A由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無(wú)特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得A=103126，則 I 軸 =25.75 mm 軸=42.50 mm 軸=61.23 mm將各軸圓整為=25mm , =45 , =65 mm。5.4.2聯(lián)軸器的選取 軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時(shí)選用聯(lián)軸

25、器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機(jī)的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷(xiāo)聯(lián)軸器,由表10.11查得：工作情況系數(shù)=1.5,由表8.53查得：選用LT9型彈性注銷(xiāo)聯(lián)軸器 LT9型彈性注銷(xiāo)聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn=2000N·m軸孔長(zhǎng)度142mm(Y型)孔徑=65mm表5-3聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號(hào)公稱(chēng)扭矩N·m許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長(zhǎng)度mmDmm轉(zhuǎn)動(dòng)慣量kg·m2許用補(bǔ)償量軸向徑向角向LT1020002300651423150.66±1.50.4105.4.3初選

26、軸承I 軸選軸承為：7005AC； 軸選軸承為：7009AC； 軸選軸承為：7014AC。所選軸承的主要參數(shù)如表2-8 表5-4 軸承的型號(hào)及尺寸軸承代號(hào)基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNammdDBdnDa動(dòng)載荷Cr靜載荷Cor7005AC2547123o4211.27.0814.47009AC457516516925.819.521.97014AC6011020771033845.830.95.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（直徑，長(zhǎng)度來(lái)歷）1. 低速軸的結(jié)構(gòu)圖 圖5-1 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（1）I段與聯(lián)軸器配合 取=65,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而

27、不壓在軸的端面上取=132。（2）為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位，段右側(cè)設(shè)計(jì)定位軸肩，由表7-123氈圈油封的軸頸取=68mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取=50mm。（3）軸肩為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=70mm考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長(zhǎng)度，取=31mm。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=80mm, =69mm。(5)軸肩V為定位軸肩，直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6-10mm,且保證10mm ,取= 88mm，=8mm。（6）VI 段安裝齒輪，取=82 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm(7)VI

28、I 齒輪右端用套筒定位，=80mm , =15mm(8)軸肩V間安裝角接觸球軸承為7014AC 取=70mm，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取=24（9）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-13查得平鍵b×h=20×12（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵b×h=20×12，鍵長(zhǎng)選擇120。軸端倒角1.5×45°，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm。2.中速軸尺寸圖5-2 中速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖3.高速軸尺寸圖5-3 高速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖5.4.5低速軸的校核由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所

29、以?xún)H對(duì)低速軸按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計(jì)算。（1） 軸強(qiáng)度的校核計(jì)算1）軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖圖5-4 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進(jìn)行校核。將軸簡(jiǎn)化為如下簡(jiǎn)圖 圖5-5軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（2）彎矩圖 根據(jù)上述簡(jiǎn)圖，按垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。已知=2006.69 Nm, =979.7 Nm，齒輪分度圓直徑d=300.94,對(duì)于7012AC型軸承，由手冊(cè)中查得a=28.2,得到做為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距L2+L3=48+120=168mm10164.6N3821.3N2628.7N載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面總彎矩從軸的結(jié)構(gòu)以及扭

30、矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的彎矩值列下表 表5-3 截面C彎矩值數(shù)據(jù)表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩總彎矩扭矩TTm=2.0063N·mm（3）扭矩圖 圖5-6 軸的載荷分析圖（4）校核軸的強(qiáng)度 取=0.6，由表15.12查得=60MPa，由表4-13查得t=7mm45.571 MPa=60MPa5.4.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度. 判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩過(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)度較為寬裕地確定的，所以截面A 、B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IV和V處過(guò)盈配合引

31、起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載的情況來(lái)看,截面C上應(yīng)力最大.截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的軸的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面VI和II顯然更加不必要做強(qiáng)度校核。由第1章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而,該軸只須校核截面IV左右兩側(cè)即可. 截面IV左側(cè)抗彎截面模量按表111.5中公式計(jì)算 W=0.1=0.1=27463抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925截面IV的左側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力，因?yàn)閺澗貫閷?duì)稱(chēng)循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的

32、應(yīng)力幅a=MAX=b=7.6MPa；平均彎曲應(yīng)力m=0 MPa。截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =，因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅a=0.5×MAX=0.5×36.53=18.26MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為m=a=18.26MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和由第1章（23頁(yè)圖1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得，又由第1章（23頁(yè)圖1.16）可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由第1章（24頁(yè)圖1.17）得尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由第1章（24頁(yè)圖1.19）得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)

33、化處理，由第1章22頁(yè)公式（1.22）和（1.23）得綜合影響系數(shù)為： =2.8=1.62等效系數(shù)為: 取0.1 取0.05于是，計(jì)算安全系數(shù)值，得S=遠(yuǎn)大于S=1.5 所以它是安全的。（3）. 截面IV右側(cè)抗彎截面模量按表11.5中公式計(jì)算 W=0.1=0.1=34300抗扭截面模量 =0.2=0.2=68600截面IV的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =1108.69截面上的彎曲應(yīng)力，因?yàn)閺澗貫閷?duì)稱(chēng)循環(huán)，所以此處彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅a=MAX=b=6.16MPa；平均彎曲應(yīng)力m=0 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =，因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)，所以此處扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力幅a=0.5×MAX=

34、0.5×29.25=14.62MPa;平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為m=a=14.62MPa過(guò)盈配合處的軸按磨削加工，由第三章得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，由第1章得綜合系數(shù)為： =3.25=2.62于是，計(jì)算截面右側(cè)的安全系數(shù)為S=遠(yuǎn)大于S=1.5 所以它是安全的。又因本傳動(dòng)無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。5.4.7軸承的壽命計(jì)算（1）低速軸軸承壽命計(jì)算1）預(yù)期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。預(yù)期壽命=8×250×16=32000h=3.2×h2）壽命驗(yàn)算圖5-7 軸承的受力簡(jiǎn)圖軸承所受的徑向載荷,，當(dāng)量動(dòng)載荷和低速軸選用的軸承7012AC ,查表8.61得到=1.2已知，溫