二級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器設(shè)計(jì)

1、機(jī)電及自動(dòng)化學(xué)院課程設(shè)計(jì) PAGE 35目錄設(shè)計(jì)任務(wù)書2傳動(dòng)方案的擬訂2電動(dòng)機(jī)的選擇3傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算6軸的計(jì)算.15鍵連接的選擇和計(jì)算. 28滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算.29箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) . .30潤滑與密封.33設(shè)計(jì)小結(jié).34參考資料.35設(shè)計(jì)說明書結(jié)果1 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案?jìng)鲃?dòng)裝置的組成和特點(diǎn)F=1500N V=1.1 D=220組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.2 傳動(dòng)方案的擬定二級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器。初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如圖1.1所示。 圖.1.1 傳動(dòng)裝置總

2、體設(shè)計(jì)圖1.2.1 工作機(jī)所需功率Pw（kw）Pw=Fw w/100015001.1/1000=1.65kw式中，F(xiàn)w為工作機(jī)的阻力，N；w為工作機(jī)的線速度，m/s；為帶式工作機(jī)的效率。1.2.2 電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率2320.9920.9830.9720.960.83為聯(lián)軸器的效率,為第一、二、三對(duì)軸承的效率，為每對(duì)齒輪（齒輪為7級(jí)精度，油潤滑，因是薄壁防護(hù)罩,采用開式效率計(jì)算）嚙合傳動(dòng)的效率，為卷軸的效率。2 電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： PP/1.65/0.832.0 kw , 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為6010001.1/(3.14220)=95.5 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合

3、理范圍，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比840，則總傳動(dòng)比合理范圍為840，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（840）95.57643820r/min按電動(dòng)機(jī)的額定功率P，要滿足PP以及綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y112M6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率P為2.2 kw，滿載轉(zhuǎn)速940 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000 r/min。表2.1 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率P/kw額定轉(zhuǎn)速（r/min）同步轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y112M-62.294010002.02.0表2.2 電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù)中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/

4、2+AD）HD 底腳安裝 尺寸AB地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸DE 裝鍵部位 尺寸FGD132400305 265190 1401228 6010 433 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3.1 總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：/940/95.59.8433.2 分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比式中、分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。對(duì)于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)比按下式分配：式中為高速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比，為低速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比。則減速器傳動(dòng)比為：3.1374 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4.1 各軸轉(zhuǎn)速高速軸的轉(zhuǎn)速 940 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速 940/3.

5、137300 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速 /300/3.13795.6r/min 滾筒軸的轉(zhuǎn)速 =95.6 r/min4.2 各軸輸入、輸出功率4.2.1 各軸的輸入功率P（kw） 高速軸的輸入功率 P2.20.992.18 kW 中間軸的輸入功率 22.180.980.972.07kW 低速軸的輸入功率 22.070.980.971.97 kW滾筒軸的輸入功率 21=1.970.980.991.91 kW4.2.2 各軸的輸出功率P（kw）高速軸的輸人功率 0.992.15kW中間軸的輸人功率 0.980.971.99 kW低速軸的輸人功率 0.980.971.87 kW滾筒軸的輸人功率 0.9

6、71.86 kW4.3 各軸輸入、輸出轉(zhuǎn)矩4.3.1 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （ Nm）轉(zhuǎn)矩公式： 9550P/ Nm電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 9550 95502.2/94022.35 Nm高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095502.18/94022.15 Nm中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095502.07/30065.895 Nm低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095501.97/95.6197 Nm 滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095501.91/95.6191 Nm4.3.2 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 高速軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.9821.903 Nm中間軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.9821.707Nm低速軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.9965.236 Nm

7、滾筒軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.97186.00 Nm 軸 參數(shù) 電機(jī)軸 軸 軸 軸滾筒軸功率P/KW2.22.182.071.971.91轉(zhuǎn)矩T/（Nm）22.3522.1565.895197197轉(zhuǎn)速n/（r/min）94094030095.695.6傳動(dòng)比i13.1373.1371效率0.990.0.950600.95060.9702表2.3傳動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果5.齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)因減速器為同軸式，低速級(jí)齒輪比高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級(jí)齒輪。5.1 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1 選取精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒

8、輪。（1） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 1009588)。（2） 材料選擇。由表10-1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。（3） 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i2243.13774，取Z274。（4） 初選螺旋角14o。5.1.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 T64.771103 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)1。 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 由課本

9、P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 60nj 603001（1830010）5.256108 1.6574108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.95；KHN20.97。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.77 ，0.86。則+1.63。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=0.95600570 0.97550533.5 則

10、許用接觸應(yīng)力為：551.75 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得48.97 mm計(jì)算圓周速度。0.77m/s計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b48.97 mm計(jì)算摸數(shù)m=1.979 mm計(jì)算齒寬與高之比。 齒高 h2.25 2.251.9794.45 11.00 計(jì)算縱向重合度=0.318=1.903 計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)=1，根據(jù)0.77 m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K1.03；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K1.419；由11.00，K1.419查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1。故載荷

11、系數(shù)K KK K 11.031.21.4191.754按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd48.9750.5 計(jì)算模數(shù)2.04 mm5.1.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式（1）確定計(jì)算參數(shù) 計(jì)算載荷系數(shù)。K K K11.031.21.351.6686 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩64.771 kNm。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z124，Z2i21Z13.1372475.288，取Z275。傳動(dòng)比誤差 iuZ2/Z175/243.125，i0.385，允許。計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。26.2782.10查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系

12、數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)2.59；2.215 應(yīng)力校正系數(shù)1.597；1.773查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.88；K0.90。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。314.29 MPa244.29 MPa計(jì)算大小齒輪的 并加以比較。0.013 160.016076大齒輪的數(shù)值大，故選用。設(shè)計(jì)計(jì)算mn=1.57 mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m2 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，

13、需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d50.5來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z24 取z24那么zuz13.1372475 5.1.4 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距 a102.6 將中心距圓整為103。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d49.6 d156.5 （4）計(jì)算齒輪寬度B149.649.6mm圓整后取50 mm；55 mm。修正齒輪圓周速度0.78m/s5.2 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1 選取精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（1

14、） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 1009588)。（2） 材料選擇。由表10-1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。（3） 考慮到此設(shè)計(jì)減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i2243.5484.96，取Z285。（4） 初選螺旋角仍為14o。6.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為 T21707103 N.mm 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)0.8。 查課本P201表10-

15、6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為Hlim2550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 60nj 609401（1830010）1.64688109 5.24985108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度0.77 ，0.86。則+1.63 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:=0

16、.9600540 0.95550522.5 則許用接觸應(yīng)力為：531.25 （2）設(shè)計(jì)計(jì)算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得37.73 mm計(jì)算圓周速度。1.85m/s計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬b b0.837.73= 30mm計(jì)算摸數(shù)m=1.519 mm計(jì)算齒寬與高之比。 齒高 h2.252.251.5193.42 11.0 計(jì)算縱向重合度0.3181.522 計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)=1，根據(jù)1.85 m/s，7級(jí)精度, 由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K1.05；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K1.28；由11.00，K1.28圖10-13得 K1

17、.25；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷系數(shù)K KK K 11.051.41.2801.8816按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd37.7339.65計(jì)算模數(shù)1.6 mm5.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式（1）確定計(jì)算參數(shù) 計(jì)算載荷系數(shù)。K K K11.051.41.251.8375 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩21707 Nmm。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z124，Z2i21Z13.1372475.288，取Z275。傳動(dòng)比誤差 iuZ2/Z175/243.125，i0.3975，允許。計(jì)算當(dāng)量齒

18、數(shù)。26.2782查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)2.59；2.215 應(yīng)力校正系數(shù)1.597；1.773查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.85；K0.88。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。303.57 MPa238.86 MPa計(jì)算大小齒輪的 并加以比較。0.01310.016075大齒輪的數(shù)值大，故選用。設(shè)計(jì)計(jì)算1.17 mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m1.5

19、 mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d39.65來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z25.65 取z26那么zuz13.1372682，取 z2825.2.4 幾何尺寸計(jì)算（1）算中心距 a83.48 將中心距圓整為84。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級(jí)圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級(jí)圓柱齒輪的中心距計(jì)算。即a103 mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z132，則Z2ui3.13732100.384，圓整為100。（2）按要求設(shè)計(jì)的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角arccosarccos（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d49.93 d156 （4）計(jì)算齒輪寬度B0.84

20、9.5640 mm圓整后取 B240 mm；B145 mm。（5）修正齒輪的圓周速度2.44m/s表5.1 各齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù) 齒輪參數(shù)高速級(jí)齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級(jí)齒輪4材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)） 硬度為240HBS40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS齒數(shù)321002475螺旋角模數(shù)1.52齒寬/mm45405550中心距/mm203齒輪圓周速/m/s2.440.78修正傳動(dòng)比3.1375.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中間軸齒輪3成實(shí)心式如圖6.1（b），高速軸齒輪1做成齒輪軸，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個(gè)大齒輪使用腹板式結(jié)構(gòu)如圖

21、6.1（a）圖5.1 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖6 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)6.1 低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 6.1.1 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P1.97 KW 95.6 r/min 197Nm6.1.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 156 而 F2541.97 N FF=953.03 N FFtan2541.95tan661.8 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。圖6.1 軸的載荷分布圖6.1.3 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（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)課本，取，于是得11230.7mm（2）聯(lián)

22、軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.3197109256100 N.mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表17-4，選用LT-4彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為500N.m。半聯(lián)軸器的孔徑d140 mm，故取40 mm，半聯(lián)軸器的長度L112 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L182 mm。6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定

23、位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑47 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L184 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取82 mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有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(jù)47 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(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30210型，其尺寸為dDT50 mm90 mm21.75 mm，故50 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則l-3

24、5.75 mm；l-= 35.75+4=39.75mm。 取安裝齒輪處的軸段55 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為50 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取46 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h4 mm，則63 mm。軸環(huán)寬度,取b6 mm。 軸承端蓋的總寬度為28mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)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,故取50 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 圖6.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 6.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段

25、名參數(shù)-直徑/mm40 H7/r64750 m655 H7/r66350 m6長度/mm825039.7546635.75鍵bhL/mm12 8 63161036C或R/mm處1.6X45o處R2處R2處 R2處R2處R2處245o軸上的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55 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh16 mm10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm8 mm63 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸

26、的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.6，右端倒角為2。各軸肩處的圓角半徑為:其余為R2。6.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a20 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2+L346.75+4187.75 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：L3+L246.75+4187.75mm1187.69 N1354.25 N-137.

27、8 N956.03+137.81093.83N1187.6946.7555524.5N.mm-137.846.75-6442.15 N.mm1093.834144847.03N.mm44847.03N.mm 71372.8N.mm表6.2 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力1187.69 N，1354.25 N-137.8 N，1093.83 N彎矩M55524.5N.mm 6442.15 N.mm 44847.03N.mm總彎矩44847.03N.mm ,71372.8N.mm扭矩T197000N.mm6.1.6 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大

28、彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa8.33 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸安全。6.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，

29、但是截面不受扭矩作用，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（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.15012500 抗扭截面系數(shù) 0.20.225000 截面的左側(cè)的彎矩M為 34816.5N.mm截面上的扭矩為 197000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力2.78532 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 7.88 MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截

30、面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得2.0 1.32又由課本附圖3-1可得軸材料的敏性系數(shù)為 0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為1.821+0.88x(1.32-1)=1.2812由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S381.26S23.6720.11S1.5 故可知其安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W

31、0.10.116637.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.233275 截面的右側(cè)的彎矩M為 34816.5N.mm截面上的扭矩為 197000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力2.09 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 5.92MPa過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得2.27 0.82.271.816軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為2.361.903又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S=55.75S26.824.15S1.5 故該軸的截

32、面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。6.2 高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 6.2.1 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩2.18 KW 940 r/min 22.15 Nm6.2.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 49。6 而 F893.86 N FF893.86335.9 N FFtan893.86325.34 N6.2.3 初步確定軸的最小直徑先按課本式（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)課本，取，于是得11214.82mm故圓整取22 mm，輸出軸的最小直徑

33、顯然是聯(lián)軸器直徑（圖7.3）。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L144mm。6.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足V帶輪的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑30 mm。V與軸配合的轂孔長度L144mm，故-的長度取42mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有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(jù)30mm，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(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30207型，其尺寸為dDT35 mm72 mm18.25 mm，故35 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位

34、，取套筒寬為14 mm，則l-=32 mm。 取安裝處段43 mm；左軸承左端采用套筒定位。l-=5mm. -處為齒輪，d- =52mm,為齒輪的齒頂圓直徑，l-=45mm. 軸承端蓋的總寬度為28 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)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l=22mm,故取50 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 圖6.3 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 6.3 高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名-直徑/mm22 H7/r63035 m643 524345 m6 長度/mm425032545532鍵 bhL/mm66 28

35、C或R/mm處1.245o處R1.2處R1.6處R1.6處R1.6處R1.6處R1.6 處1.6X45（2）軸上的零件的周向定位聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。按22 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh6 mm6 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2，右端倒角為1.6。各軸肩處的圓角半徑為:處為R1.2，其余為R1.6。6.2.7 精確校核軸的彎曲強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的彎曲強(qiáng)

36、度和疲勞強(qiáng)度具體步驟通同低速軸，都有足夠的強(qiáng)度。6.2.8 聯(lián)軸器的選擇 取, ，選LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為50N.m，半聯(lián)軸器的孔徑d=40mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 6.3 中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 6.3.1 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩2.07KW 300 r/min 65.895 Nm6.3.2 求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=156 F2639.4N FF992.67 N FFtan 687.2N低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=49.93 mm 844.8 N FF319.9 N Ftan242.24N6.3.

37、3 初步確定軸的最小直徑先按課本式（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)課本，取，于是得11221.32 mm6.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取30mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有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(jù)30 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(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30210型，其尺寸為dDT30 mm62 mm17.75 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，為使齒輪作用點(diǎn)相對(duì)應(yīng)，取套處筒寬為16

38、 mm，輪轂比軸長4mm,則=16+4+17.7537.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段35 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為45 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，為使齒輪作用點(diǎn)相對(duì)應(yīng)，取故取處的套筒長19.50 mm，則40.75mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)0.07d，故取h2.5 mm，則40 mm。-段為大齒輪，其寬度為40 mm，=36mm,小齒輪的寬度為55mm.則=51mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。 圖6.4 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表 6.5 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm30 m635 H

39、7/r64035 H7/r6 30 m6長度/mm40.75511003637.75鍵bhL/mm1083510828C或R/mm處1.245o處R1.2處R1.2處R1.2處R1.2處1.245（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按35 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh10 mm8 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為35 mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為1.2。各軸肩處的圓角半徑

40、為R1.2。6.3.7 精確校核軸的彎曲強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度精確校核中間軸的彎曲強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度具體步驟同低速軸步驟，經(jīng)計(jì)算強(qiáng)度是足夠的。7 鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算7.1 選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)已經(jīng)選擇的鍵的基本參數(shù)列如下表：表7.1 鍵的基本參數(shù) 鍵參數(shù)高速軸低速軸中間軸bhL1610361286366281082810835 工作長度20512218255 4344軸的直徑d/mm5540223535轉(zhuǎn)矩T/19722.1565.8957.2 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本表6-2查得

41、許用擠壓應(yīng)力100120 MP。取其平均值，110 MPa。鍵的工作長度和鍵與輪轂鍵槽的接觸高度均見表8.1。由課本式（6-1）即分別得：MPa； MPa； MPa； MPa； MPa故110 MPa，均合適。取鍵標(biāo)記分別為：鍵1：1610 A GB/T1096-1979鍵2：128 A GB/T1096-1979鍵3：66 A GB/T1096-1979鍵4：108 A GB/T1096-1979鍵5：108 A GB/T1096-19798 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算8.1高速軸滾動(dòng)軸承計(jì)算初步選擇滾動(dòng)軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐

42、滾子軸承32006，其尺寸為，載荷水平面H垂直面V支反力F8.1.1徑向載荷 8.1.2軸向力 因?yàn)?8.1.3軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 8.1.4驗(yàn)算軸承壽命 故所選軸承滿足壽命要求。其它軸承也是用同樣的方法計(jì)算，均符合壽命要求。9 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)9.1 箱體的材料和性能9.1.1 箱體的材料減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合。9.1.2 箱體的性能(1) 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體外加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度。(2) 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)?/p>

43、油池底面的距離H為30mm。為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。(3) 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便。9.2 附件設(shè)計(jì)9.2.1 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。9.2.2 油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺

44、塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。9.2.3 油標(biāo)油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。9.2.4 通氣孔由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。9.2.5 蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。9.2.6 定位銷為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。9.2.7 吊鉤在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體。表10.1 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺栓直徑M22地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）5，至外機(jī)壁距離查機(jī)械課