減速器課程設計()

1、目 錄一、選擇電動機二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 三、計算傳動裝置的運動和動力參數 四、減速器的結構 五、傳動零件的設計計算 六、軸的計算 七、鍵的選擇和校核 八、軸承的的選擇與壽命校核 九、聯(lián)軸器的選擇十、潤滑方法、潤滑油牌號F=2.8 KN 輸送帶工作速度=1.4 m/s 滾筒直徑D= 350mm計算及說明一、傳動裝置總體設計方案（1）傳動裝置由電動機、減速器和工作機構組成。（2）傳動方案的特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均，所以要求軸有較大的剛度。（3）確定傳動方案：傳動裝置的簡圖如（1）所示： 傳動裝置的總效率：g 433221=a1為一對圓柱斜齒輪嚙合傳動

2、的效率0.97；2為一對軸承的效率0.98；3為高速級聯(lián)軸器的效率0.9925；4為低速級聯(lián)軸器的效率0.99；g 為滾筒的效率0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。 （1）傳動裝置總體設計圖二、 電動機的選擇（1）選擇電動機類型和結構型式按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V ，Y 型。 （2）選擇電動機的功率電動機所需工作功率為a wd P P =kW由式 1000FvP w =kW可得 ad Fv P 1000=kW由電動機至運輸帶的傳動總效率為g 433221=a 96. 099. 09925. 098. 097. 032= 0.835所以 kW Fv P

3、ad 69. 4835. 010004. 128001000=（3）確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為min/43. 763504vn =二級圓柱斜齒輪減速器傳動比408' =i 故電動機轉速的可選范圍為min /305861243. 76 408(''r n i n d =符合這一范圍的同步轉速有min /750r 、min /1000r 、min /1500r 和min /3000r 。根據功率和轉速，查Y 系列（IP44）電動機的技術數據表格，可知友四種適用的電動機型號，所以有四種傳動比方案，如第一表：綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見

4、第三方案比較合適。因此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能如第二表： 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表： 三、 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比由以上可得電動機型號為Y132S-4，滿載轉速m n =960r/min (1 總傳動比56. 1243. 76960=n n i m a滾筒的速度范圍：, n = （1±0.05）n = （1±0.05）76.43= 72.6180.25 r/min (2 分配減速器的各級傳動比按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，一般推薦21 5. 13. 1(i i 故取214. 1i i =，則有22214. 1i

5、i i i = 得2. 41=i ； 00. 32=i四、 計算傳動裝置的運動和動力參數（1） 各軸轉速1軸 9601=m n n r/min 2軸 =2. 4960112i n n 228.57r/min3軸 19. 7600. 357. 228223=i n n r/min卷筒軸 19. 7634=n n r/min （2） 各軸輸入功率1軸 kW P P P d d 65. 49925. 069. 43011= 2軸 kW P P P 42. 498. 097. 065. 42111212= 3軸 kW P P P 20. 498. 097. 042. 42122323= 卷筒軸 kW

6、P P P 07. 499. 098. 020. 44233434= （3） 各軸輸出功率1軸 kW P P 56. 498. 065. 4211' = 2軸 kW P P 33. 498. 042. 4222' =3軸 kW P P 12. 498. 020. 4233'=卷筒軸 kW P P g 91. 396. 007. 444' = （4） 各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩m N n P T md d =66. 4696069. 4955095501-3軸輸入轉矩1軸 m N T T T d d =31. 469925. 066. 463011 2軸mN

7、i T i T T =89. 18498. 097. 02. 431. 462111121123軸卷筒軸輸入轉矩mN T T T =56. 51199. 098. 027. 5274233434 運動和動力參數計算結果整理于下表： 五、減速器的結構 六、傳動零件的設計計算（一）高速級齒輪傳動1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）按圖（1）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）因為是高速級的齒輪，故選用8級精度（GB1009588）。3）材料選擇。由機械設計第八版中表10-1選擇小齒輪材料為Cr 40（調質），硬度為280HBS ，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS ，二者材

8、料硬度差為40HBS 。 4）選小齒輪齒數181=z ，大齒輪齒數76182. 4112=z i z 5）選取螺旋角。初選螺旋角014=2按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即 321112±H EH d t t Z Z u u T K d (1確定公式內的各計算值 1 試選載荷系數=t K 1.6。 2）小齒輪傳遞的轉矩mN T =31. 4613）由機械設計第八版表107選取齒寬系數1=d 。4）由機械設計第八版表106查得材料的彈性影響系數218. 189MPa Z E =5）由機械設計第八版圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa Hlin 6001=；大

9、齒輪的接觸疲勞強度極限MPa Hlin 5502=。 6）計算應力循環(huán)次數。91110064. 2 828082(19606060=h jL n N 89210914. 42. 410064. 2=N7）由機械設計第八版圖1019取接觸疲勞壽命系數93. 01=HN K ；98. 02=HN K 。 8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，可得MPaMPa S K lin HN H 55860093. 0111=MPaMPa SK HN H 53955098. 02lim22=故許用接觸應力 MPaMPa H H H 5. 5482539558221=+=+=9）機械設計第八

10、版圖1030選取區(qū)域系數445. 2=H Z 。10）由機械設計第八版圖1026查得78. 01=，87. 02=，則65. 121=+= （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑t d 1，由計算公式得mm mm d t 02. 435. 5488. 189445. 22. 42. 565. 111031. 466. 12231=2）計算圓周速度。 s m s m n d v t /16. 2/10006096002. 4310006011=3）計算齒寬b 、模數nt m 及齒寬與齒高之比hb。mm mm d b t d 02. 4302. 4311=mmmm z d m t nt 32. 218

11、14cos 02. 43cos 011=mm mm m h nt 22. 532. 225. 225. 2= 24. 822. 02. 43=h b4）計算縱向重合度。427. 114tan 181318. 0tan 318. 001=z d5）計算載荷系數K 。已知使用系數1=A K ，根據s m v /17. 2=，8級精度，由機械設計第八版圖108查得動載系數50. 1=v K ；表104查得H K 的值與直齒輪的相同，故342. 1=H K ；由機械設計第八版圖1013查得342. 1=F K ；由機械設計第八版圖103查得4. 1=F H K K 。故載荷系數 27. 2342. 1

12、4. 121. 11=H H V A K K K K K 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，則mmmm K K d d tt 33. 486. 127. 202. 43311=7）計算模數n m 。 mmmm z d m n 61. 21814cos 33. 48cos 011=3、按齒根彎曲強度設計 由設計公式有 2121c o s 2F SaFa d n Y Y z Y KT m （1） 確定計算參數 1 計算載荷系數。27. 235. 14. 121. 11=F F v A K K K K K2）根據縱向重合度427. 1= ，從機械設計第八版圖1028查得螺旋角影響系數88.

13、 0=Y 。 3）計算當量齒數。 7. 1914cos 18cos3311=z z V19. 8314cos 76cos3322=z z V4）由機械設計第八版圖1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa FE 5001=；大齒輪的彎曲強度極限MPa FE 3802=；5）由機械設計第八版圖1018取彎曲疲勞壽命系數86. 01=FN K ，90. 02=FN K 6）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則MPaMPa S K FE FN F 14. 3074. 150086. 0111=MPaMPa SK FE FN F 29. 2444. 138090. 0222=7

14、）查取齒形系數。由機械設計第八版表10 5查得73. 21=Fa Y ；21. 22=Fa Y 8 查取應力校正系數。由機械設計第八版表10 5查得569. 11=Sa Y ；774. 12=Sa Y 9）計算大、小齒輪的F SaFa Y Y 并加以比較。01395. 014. 307569. 173. 2111=F Sa Fa Y Y 01605. 029. 244774. 121. 2222=F Sa Fa Y Y 大齒輪打得數值大。 （2） 設計計算mm mm m n 74. 101605. 065. 118114cos 88. 010631. 427. 22224=對比計算結果，由齒面

15、接觸疲勞強度計算的法面模數n m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mm m n 0. 2=，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mm d 88. 491=來計算應有的齒數。于是由 44. 23214cos 33. 48cos 011=nm d z 取231=z ，則97232. 4112=z i z 。 4. 、幾何尺寸計算 （1）計算中心距mm m z z a n67. 12314cos 22 9723(cos 2 (021=+=+=將中心距圓整為mm 124。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角59. 1412422 9723(arccos2

16、(arccos21=+=+=am z z n因值改變不多，故參數、K 、H Z 等不必修正。 （3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm m z d mmmm m z d n n 46. 20059. 14cos 297cos 53. 4759. 14cos 223cos 2211=（4） 計算齒輪寬度mm mm d b d 01. 4600. 4411= 圓整后取mm B 502=；mm B 551=。（二）低速級齒輪傳動1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）按圖（1）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）選用8級精度（GB1009588）。3）材料選擇。由機械設計第八版中表10-1

17、選擇小齒輪材料為Cr 40（調質），硬度為280HBS ，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS ，二者材料硬度差為40HBS 。 4）選小齒輪齒數201=z ，大齒輪齒數60200. 3122=z i z 5）選取螺旋角。初選螺旋角014= 2按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即 21112±H EH d t t Z Z u u T K d (1確定公式內的各計算值 1 試選載荷系數=t K 1.6。 2）小齒輪傳遞的轉矩mN T =89. 18413）由機械設計第八版表107選取齒寬系數1=d 。4）由機械設計第八版表106查得材料的彈性影響系數218. 189MPa

18、 Z E =5）由機械設計第八版圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa Hlin 6001=；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa Hlin 5502=。 6）計算應力循環(huán)次數。81110915. 4 828082(157. 2286060=h jL n N 88210638. 1310915. 4=N7）由機械設計第八版圖1019取接觸疲勞壽命系數93. 01=HN K ；94. 02=HN K 。 8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，可得MPaMPa S K lin HN H 55860093. 0111=MPaMPa SK HN H 51755094.

19、 02lim22=故許用接觸應力 MPaMPa H H H 5. 5372517558221=+=+=9）機械設計第八版圖1030選取區(qū)域系數445. 2=H Z 。10）由機械設計第八版圖1026查得75. 01=，87. 02=，則62. 121=+= （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑t d 1，由計算公式得mm mm d t 33. 715. 5378. 189445. 23462. 111089. 1846. 12231= 2）計算圓周速度。 sm s m n d v t /85. 0/10006057. 22833. 7110006011=3）計算齒寬b 、模數nt m 及齒寬與齒

20、高之比hb。mm mm d b t d 33. 7133. 7111=46. 32014cos 33. 71cos 011=mm z d m t nt mm mm m h nt 79. 746. 325. 225. 2= 16. 979. 733. 71=h b4）計算縱向重合度。586. 114tan 201318. 0tan 318. 001=z d5）計算載荷系數K 。已知使用系數1=A K ，根據s m v /85. 0=，8級精度，由機械設計第八版圖108查得動載系數07. 1=v K ；表104查得H K 的值與直齒輪的相同，故46. 1=H K ；由機械設計第八版圖1013查得3

21、9. 1=F K ；由機械設計第八版圖103查得4. 1=F H K K 。故載荷系數 19. 246. 14. 107. 11=H H V A K K K K K 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，則mmmm K K d d tt 2. 796. 119. 233. 71311=7）計算模數n m 。 mmmm z d m n 84. 32014cos 2. 79cos 011=3、按齒根彎曲強度設計 由設計公式有 2121c o s 2F SaFa d n Y Y z Y KT m （5） 確定計算參數 2 計算載荷系數。08. 239. 14. 107. 11=F F v A

22、K K K K K2）根據縱向重合度586. 1= ，從機械設計第八版圖1028查得螺旋角影響系數88. 0=Y 。 3）計算當量齒數。 89. 2114cos 20cos3311=z z V68. 6514cos 60cos3322=z z V4）由機械設計第八版圖1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa FE 5001=；大齒輪的彎曲強度極限MPa FE 3802=；5）由機械設計第八版圖1018取彎曲疲勞壽命系數90. 01=FN K ，91. 02=FN K 6）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則MPaMPa S K FE FN F 43. 3214. 15

23、0090. 0111=MPaMPa SK FE FN F 2474. 138091. 0222=7）查取齒形系數。由機械設計第八版表10 5查得73. 21=Fa Y ；265. 22=Fa Y 8 查取應力校正系數。由機械設計第八版表10 5查得569. 11=Sa Y ；741. 12=Sa Y 9）計算大、小齒輪的F SaFa Y Y 并加以比較。01333. 043. 321569. 173. 2111=F Sa Fa Y Y 01597. 0247741. 1265. 2222=F Sa Fa Y Y 大齒輪打得數值大。 （6） 設計計算mm mm m n 5. 201597. 06

24、2. 120114cos 88. 01089. 18408. 223223=對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數n m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mm m n 0. 3=，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mm d 33. 711=來計算應有的齒數。于是由 07. 23314cos 33. 71cos 011=nm d z 取231=z ，則69233122=z i z 。 4. 、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 mm m z z a n23. 14214cos 23 6923(cos 2 (021=+=+=將中心距圓整為mm

25、 143。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角'' '2114261495226923(arccos2 (arccos=+=+=am z z n因值改變不多，故參數、K 、H Z 等不必修正。 （7） 計算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm m z d mmmm m z d n n 75. 213142614cos 369cos 25. 71142614cos 323cos "'22'' '11=（8） 計算“齒輪寬度mm mm d b d 25. 7125. 7111= 圓整后取mm B 752=；mm B 801=。 （三）齒輪驗算

26、滾筒實際速度sm s m Dz z z z n v dd gg m /4005. 1/10006035069231132796014. 31000602121=速度誤差%04. 0%1004. 14005. 14. 1-=-=，則%5<故齒輪設計符合要求。傳動齒輪的參數：齒數Z ；法向模數n m （mm ）；分度圓直徑d (mm ；齒輪寬度B(mm ；中心距a (mm ； 七、軸的計算（一）低速軸3軸的設計計算 1、3軸的計算軸的輸入功率為kW P 20. 43=，軸的轉速為min /19. 763r n =，軸的輸入轉矩為m N T =27. 5273。 2、求作用在齒輪上的力由前面齒

27、輪計算所得：低速大齒輪的分度圓直徑mm d 75. 2132=則：NN d T F t 52. 493375. 2131027. 52722323=N N F F n tr 21. 1854142614cos 20tan 52. 4933cos tan "'0=N N F F t a 37. 477142614tan 21. 1854tan "'=3、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第八版表15-3可查得1120=A ，于是有：mmmm n P A d 63. 4219. 7620. 411233330m

28、in =取最小直徑為mm 44。輸出軸的最小直徑軸段安裝半聯(lián)軸器，需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩3T K T A ca = 由傳動平穩(wěn)，查機械設計第八版表14-1 可查得A K = 1.5，故mm N mm N T ca =7909051027. 5275. 13按照計算轉矩ca T 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 50142003或手冊，選用GL8聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑mm d 45=I，故取mm d 45=II-I。半聯(lián)軸器軸孔長度mm L 112=，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度mm L 841=。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案選用機械設計第八版圖15-22a

29、 所示的裝配方案。 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足軸向定位要求，I-II 軸段要制出一軸肩，故取II-III 段的直徑mm d 50=III-II；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑mm D 55=。為使軸端擋圈能夠有效工作，取mm l 82=II-I。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據mm d 50=III-II，由機械設計課程設計手冊表67初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30311，其尺寸為mm mm mm T D d 5. 3112055=，故mm d d VIII VII

30、 V 55=-I-III；mm l IV III 5. 31=-。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由30310的安裝高度可知，則mm d d V IV a 65=-。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII 的直徑mm d VII VI 60=-；齒輪的右端面與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為mm 75，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取mm l VII VI 72=-。齒輪的右端面采用軸肩定位，軸肩高度d h 07. 0>，取mmh 5=，mm d VI V 70=-，軸環(huán)寬度b 1.4h ，取mm l VI V 10=-。4）軸承端蓋的總寬度為mm 2

31、0由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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)軸器右端面間的距離為mm l 30=，故取mm l III II 50=-。 5）取齒輪距箱體內壁距離mm a 16=，2軸上的大齒輪與3軸上的大齒輪端面間應保持一定的距離c ，取mm c 20=?？紤]到鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s , 取mm s 8=，已知滾動軸承寬度mm T 25. 29=,2軸上的大齒輪輪轂長度mm L 60=，則mm mm a s T l VIII VII 25. 56 316825. 29( 7275(=+=-+=- mm mm l s

32、 a c L l VI V V IV 94 108162060(=-+=-+=- 則有mm L mm L mm L 25. 67, 5. 146, 116321=。 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。按V IV d -由機械設計第八版表6-1查得平鍵截面mmmm h b 1118=，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為mm 56，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67n H ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵mm mm mm 70914，半聯(lián)軸器與軸的配合為67k H 。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，選

33、軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計第八版表15-2，取聯(lián)軸端倒角為2045，各軸肩處的圓角半徑見機械設計第八版圖15265、求軸上的載荷在確軸承的支點位置時，從手冊中查得30311型圓錐滾子軸承25=a . 因此，作為簡支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：mm mm mm L L 75. 21325. 675. 14632=+=+。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。 （1）計算支反力N F F a NV 37. 477'=mmN mm N d F D F Ma a a=9.

34、 51018275. 21337. 477222N N L L L F F t NH 18. 155275. 21325. 6752. 49333231=+=N N L L L F F t NH34. 338175. 2135. 14652. 49333222=+=N N L L L F MF r aNV 82275. 21325. 6721. 18549. 510183231=+=+=N N L L M L F F ar NV103275. 2139. 510185. 14621. 18543222=-=+-=（2）計算彎矩M mm N mm N L F MNH H=2273945. 146

35、18. 155221mm N mm N L F M NV V =1204235. 146822211mm N mm N M M M a V V =-=-=69404 9. 51018120423(12 （3）計算總彎矩 mm N mm N M M M V H22121 mmN mm N M MM V H=+=+=23775069404227394222222（4）計算扭矩Tmm N T T =5272703現將計算出的截面C 處的H M 、V M 及M 的值列于下表。 6、按彎矩合成應力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C ）的強度。由上表中的數據，以及

36、軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取6. 0=，則軸的計算應力為：333316326325514. 332mm mmd W =MPa MPa WT M ca 98. 24163265272706. 0(257313(22221=+=+=根據選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計第八版表151查得MPa 601=-。因此1-<ca ，故安全。（二）高速軸1軸的設計計算 1、1軸的計算軸的輸入功率為kW P 65. 41=，軸的轉速為min /9601r n =，軸的輸入轉矩為m N T =31. 461。 2、求作用在齒輪上的力由前面齒輪計算所得：高速級齒輪的分度圓直徑mm d

37、93. 551=則：NN d T F t 20. 186954. 491031. 4622311=N N F F n tr 10. 7023054. 14cos 20tan 20. 1869cos tan 0=N N F F t a 0. 1793054. 14tan 10. 702tan =3、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第八版表15-3可查得1120=A ，于是有：mmmm n P A d 95. 1896065. 411233110min =取最小直徑為mm 22。應該設計成齒輪軸輸出軸的最小直徑軸段安裝半聯(lián)軸器，需選取聯(lián)軸器型號

38、。聯(lián)軸器的計算轉矩1T K T A ca = 由傳動平穩(wěn)，查機械設計第八版表14-1 可查得A K = 1.5，故mm N mm N T ca =694651031. 465. 13按照計算轉矩ca T 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 50142003或手冊，選用LT5聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑mm d 25=I，故取mm d 25=II-I。半聯(lián)軸器軸孔長度mm L 52=，半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度mm L 381=。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案此軸為齒輪軸，無須對齒輪定位。軸承安裝兩側的軸段采用，軸向采用過盈配合。 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

39、1）為了滿足軸向定位要求，I-II 軸段要制出一軸肩，故取II-III 段的直徑mm d 32=III-II；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑mm D 35=。為使軸端擋圈能夠有效工作，取mm l 36=II-I。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據mm d 32=III-II，由機械設計課程設計手冊表67初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為mm mm mm T D d 75. 228035=，故mm d d VIII VII V 35=-I-III；mm l l VIII VII IV I

40、II 75. 22=-。滾動軸承都采用軸肩進行軸向定位。由30310的安裝高度可知，則mm d d d IV III VII VI a 44=-。 3）軸承端蓋的總寬度為mm 20由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據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)軸器右端面間的距離為mm l 30=，故取mm l III II 50=-。4）取齒輪距箱體內壁距離mm a 16=，2軸上的大齒輪與3軸上的大齒輪端面間應保持一定的距離c ，取mm c 20=?？紤]到鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s , 取mm s 8=，則mm mm a s l VII V

41、I 20 168(=+=+=-聯(lián)合軸2，軸3的計算設計可得 mm l V IV 101=-則可得mm L mm L mm L 75. 64, 75. 159, 103321= 至此已初步確定軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。按V IV d -由機械設計第八版表6-1查得平鍵截面mmmm h b 810=，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為mm 36，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67n H ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵mm mm mm 2278，半聯(lián)軸器與軸的配合為67k H 。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保

42、證，選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計第八版表15-2，取聯(lián)軸端倒角為2045，各軸肩處的圓角半徑見機械設計第八版圖1526（三）中速軸2軸的設計計算 1、2軸的計算軸的輸入功率為kW P 42. 42=，軸的轉速為min /57. 2282r n =，軸的輸入轉矩為m N T =89. 1842。 2、求作用在齒輪上的力因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的力都是作用力與反作用力，則中速軸的大齒輪所受的力為N F t 20. 18691= N F r 10. 7021= N F a 03. 1791=同理有中速軸的小齒輪所受的力為N F t 52

43、. 49332= N F r 21. 18542= N F a 37. 4773=3、初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第八版表15-3可查得1120=A ，于是有：mmmm n P A d 06. 3057. 22842. 4112220min =取最小直徑為mm 32。 4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 選用下圖所示的草圖裝配方案。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。軸承同時受有徑向力和軸向力作用，選擇角接觸7007AC 。則其尺寸為mmmm mm B D d 146235=，故mm d II

44、I 35=-。2）取安裝小齒輪處的軸段IV-V 的直徑mm d V IV 44=-；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知小齒輪輪轂的寬度為mm 80，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故mm L V IV 76=-。3）取安裝大齒輪處的軸段II-III 的直徑mm d III II 40=-；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。已知大齒輪輪轂的寬度為mm 60，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故mmL III II 56=-。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度d h 07. 0>，故取mm h 4=，則軸環(huán)處的直徑mm d IV III 4

45、8=-。2軸上的大齒輪與3軸上的大齒輪端面間應保持一定的距離c ，取mm c 20=。故mm L IV III 16=-4）取齒輪距箱體內壁距離mm a 16=，則mmmm s a T L mm mm s a T L VI V II I 42 481614( 7680(42 481614( 5660(=+=-+=+=-+=-（3）軸上零件的周向定位中速級齒輪的與軸采用平鍵連接。按V Iv III II d d -和由機械設計第八版表6-1查得平鍵截面都為mmmm h b 812=，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為mm mm 6345和，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為

46、67n H ；滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸各軸肩處的圓角半徑見機械設計第八版圖1526 八、鍵的選擇與校核1、1軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，應選用平鍵聯(lián)接。當軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑為mm d 25=根據mmd 25=從機械設計表61中查得鍵的截面尺寸為：寬度mm b 8=，高度mm h 7=。 由半聯(lián)軸器與軸的配合的轂孔長度mm L 381=并參考鍵的長度系列，取鍵長mm L 32=。（2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力 P = 100 120 MPa ，取其平均值

47、P = 110MPa 。 鍵 的 工 作 長 度 l = L b = 32mm 8mm = 24mm , 鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 7mm = 3.5mm 。 由計算公式可得： 2T3 × 10 3 2 × 46.31 × 10 3 P = = MPa = 44.1MPa < P = 110 MPa kld 3.5 × 24 × 25 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 2、2 軸 （1）大齒輪 1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為 7 級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故

48、選用圓頭普通平鍵（A 型） 。 根據 d = 40mm 從機械設計表 61 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 12mm ，高度 h = 8mm 。 由輪轂 寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 45mm 。 2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力 P = 100 120 MPa ，取其平均值 P = 110MPa 。 鍵 的 工 作 長 度 l = L b = 45mm 12mm = 33mm , 鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 8mm = 4mm 。 由計算公式可得： P = 2T2 

49、5; 10 3 2 × 184.89 × 10 3 = MPa = 70.03MPa < P = 110 MPa kld 4 × 33 × 40 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 （2）小齒輪 1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為 7 級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A 型） 。 根據 d = 44mm 從機械設計表 61 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 12mm ，高度 h = 8mm 。 由輪轂 寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 63mm 。 2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查

50、得許用擠壓應力 P = 100 120 MPa ，取其平均值 P = 110MPa 。 鍵 的 工 作 長 度 l = L b = 63mm 12mm = 51mm , 鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 8mm = 4mm 。 由計算公式可得： P = 2T2 × 10 3 2 × 184.89 × 10 3 = MPa = 41.2 MPa < P = 110 MPa kld 4 × 51 × 44 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 2、3 軸 （1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級

51、為 7 級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A 型） 。 根據 d = 60mm 從機械設計表 61 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b = 18mm ，高度 h = 11mm 。 由輪轂 寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L = 56mm 。 （2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力 P = 100 120 MPa ，取其平均值 P = 110MPa 。 鍵 的 工 作 長 度 l = L b = 56mm 18mm = 38mm , 鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高 度 k = 0.5h = 0.5 × 11mm =

52、5.5mm 。 由計算公式可得： P = 2T3 × 10 3 2 × 527.27 × 10 3 = MPa = 84.09 MPa < P = 110 MPa kld 5.5 × 38 × 60 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 九、軸承的的選擇與壽命校核 1、第 III 軸的軸承計算 已知： Ft = 4933.52 N Fr = 1854.21N Fa = 477.37 N 軸承預期計算壽命： L'h = 8 × 280 × 8h = 17920h ，軸的轉速為 n3 = 76.19r / min 查機械設

53、計手冊可知圓錐滾子軸承 30311 的基本額定動載荷 C = 152000N （1）選擇軸承型號為 30311。 （2）求兩軸承受到的徑向載荷 Fr1 和 Fr 2 將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。 由力分析可知 Fr1V = Fr × 67.25 Fa × 213.75 d 213.75 1854.21 × 67.25 477.37 × 2 = 2 N = 344.69 N 213.75 Fr 2V = Fr Fr1V = 1854.21N 344.69 N = 1509.52 N Fr1H = 67.25 67.25 Ft = × 4933.52 N = 1552.18 N 67.25 + 146.5 213.25 Fr 2 H = Ft Fr1H = 4933.52 N 1552.18N = 3381.34 N Fr1 = Fr2V + Fr2 H = 344 .69 2 + 1552 .18 2 N = 1589