兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

1、兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì) 摘 要本文簡要的闡述了課題研究的背景、意義，并對減速器的各種布局進(jìn)行分析和比較，在此基礎(chǔ)上提出了本論文設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容。參考二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)有關(guān)資料，運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和機(jī)械原理的相關(guān)知識(shí)，提出滿足本課題要求二級(jí)圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)方案。根據(jù)此方案，進(jìn)行了本課題傳動(dòng)系統(tǒng)各部件的詳細(xì)計(jì)算，以及箱體結(jié)構(gòu)的簡單設(shè)計(jì)。最后根據(jù)設(shè)計(jì)說明書繪制了主要元件的工作圖和整體裝配圖。在各圖紙上詳細(xì)標(biāo)注設(shè)計(jì)要求。關(guān)鍵詞：二級(jí)斜齒圓柱;減速器;設(shè)計(jì)目 錄 1設(shè)計(jì)任務(wù).12設(shè)計(jì)要求.13設(shè)計(jì)步驟.1 3.1 課題設(shè)計(jì)方案.1 3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇.2 3.3傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配. .4 3.

2、4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).4 3.5 齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算.5 3.5.1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì).5 3.5.2 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì).10 3.6軸的設(shè)計(jì).14 3.6.1高速軸的設(shè)計(jì).15 3.6.2中速軸的設(shè)計(jì).18 3.6.3低速軸的設(shè)計(jì).22 3.7 鍵的效核.27 3.7.1高速軸上鍵的效核.27 3.7.2中速軸上鍵的效核.28 3.7.3低速軸上鍵的效核.28 3.8 軸承壽命的驗(yàn)算.29 3.8.1高速軸上軸承的壽命校核.29 3.8.2中速軸上軸承的壽命校核.30 3.8.3低速軸上軸承的壽命校核.32 3.9 潤滑與密封.33 3.9.1 潤滑.33 3.9.2 密封.33 設(shè)

3、計(jì)小結(jié).34參考文獻(xiàn).35 致謝.361設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)課題：設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸及連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載啟動(dòng)，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失），減速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運(yùn)輸容許速度誤差為5%，車間有三相交流電，電壓380/220v。（1）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力f=2200n;帶速v=0.9m/s；滾筒直徑d=300mm。2設(shè)計(jì)要求1.查閱文獻(xiàn)資料不少于10篇，提交外文翻譯一篇（不少于15000個(gè)印刷符號(hào)）。2.編寫設(shè)計(jì)說明書一份（不少于1

4、0000字）。3.利用cad軟件繪制減速器裝配圖1張（a0），繪制零件工作圖兩張（a2)。 3設(shè)計(jì)步驟傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案： 1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：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(dòng)方案：考慮到電機(jī)速度，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：3.1 課程設(shè)計(jì)方案 (1)傳動(dòng)裝置簡圖 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如如圖1所示 圖1 帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置 (2)原始數(shù)據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示 表1 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)帶的圓周力f/n帶速v/（m/s）滾筒直徑d/mm22000.9 300

5、(3)工作條件 兩班制，使用年限5年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.環(huán)境最高溫度35oc傳動(dòng)方案： 圖2 傳動(dòng)方案3.2 電動(dòng)機(jī)的選擇按工作要求用y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380v。(1)選擇電動(dòng)機(jī)容量 電動(dòng)機(jī)所需工作功率由式 kw根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作的類型，可取工作機(jī)效率 0.96傳動(dòng)裝置的總效率 查參考文獻(xiàn)表12-7知機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對） 開式齒輪傳動(dòng)效率，代入得所需電動(dòng)機(jī)功率為 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可，由參考文獻(xiàn)表12-7所示y型三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電

6、動(dòng)機(jī)的額定功率為3kw。 (2)確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為由參考文獻(xiàn)1表2-2可知，兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為1020，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000兩種方案進(jìn)行比較。由參考文獻(xiàn)1表13-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)列于表1中表2 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比方案電動(dòng)機(jī)型 號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/()同 步轉(zhuǎn) 速滿 載轉(zhuǎn) 速1y132s-6310009602y132m-83750710表2中，方案2的電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，價(jià)格以及總傳動(dòng)比

7、，選用方案1較好，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y132s-6。3.3 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配計(jì)算總傳動(dòng)比： 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速及工作機(jī)轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為合理分配各級(jí)傳動(dòng)比： 對于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近（即兩個(gè)大齒輪分度園直徑接近），且低速級(jí)大齒直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配，即式中：高速級(jí)傳動(dòng)比 減速器傳動(dòng)比 又因?yàn)閳A柱齒輪傳動(dòng)比的單級(jí)傳動(dòng)比常用值為35，所以選,。3.4 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 (1)各軸轉(zhuǎn)速 (2)各軸輸入功率卷筒軸 (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩卷筒軸表3 運(yùn)動(dòng)和

8、動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/(n.m)轉(zhuǎn) 速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率電動(dòng)機(jī)軸329.8496010.99高速軸2.9729.559604.670.96中速軸2.85132.4205.573.590.96低速軸2.54423.6357.2610.98工作機(jī)軸2.49415.2957.263.5 齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.5.1 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)參數(shù)： 兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，則設(shè)計(jì)第一傳動(dòng)所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動(dòng)。 1.選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級(jí)精度（gb10095-88） (2)材料及熱處理：選擇小齒輪材料為

9、45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200hbs，二者材料硬度差為40hbs。(3)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 (4)選取螺旋角。初選螺旋角=14 2.按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式13-16計(jì)算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選kt=1.3 2）由參考文獻(xiàn)2表13-8選取區(qū)域系數(shù)zh=2.433 3）由參考文獻(xiàn)2表13-8選取齒寬系數(shù)d=0.9 4）由參考文獻(xiàn)2公式知5）小齒輪轉(zhuǎn)距29.55n.mm6）由由參考文2表1.-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限按齒面硬度查得小齒輪的接觸

10、疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9）由參考文獻(xiàn)2圖13-8查得接觸疲勞壽命系； 10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)=1，由參考文獻(xiàn)2式13-3得(2)計(jì)算 1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù) 4）計(jì)算縱向重合度 5）計(jì)算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)213-5選取使用系數(shù)取根據(jù)，8級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖13-13查得動(dòng)載系數(shù)；由圖13-15查的；由參考文獻(xiàn)2圖13-14查得故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的模數(shù)取1.5mm 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)2式（10-17） (1)確定

11、計(jì)算參數(shù) 1)計(jì)算載荷系數(shù)2)根據(jù)縱向重合度，從參考文獻(xiàn)2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)yb=0.88 3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得； 5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得； 6)由參考文獻(xiàn)2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7)由參考文獻(xiàn)2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力s=1.4，由文獻(xiàn)2式（10-12）得 9)計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大 (2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎

12、曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=40.25mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取=26，則，取=103。 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距將中心矩圓整為100mm。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角因b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 (4)計(jì)算齒輪寬度mm圓整后??；。 3.5.2 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)： 1.選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)按圖2所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。 (2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（gb10095-88）(3)材料及熱處理：選擇參考文獻(xiàn)2表10-1小齒

13、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。 (4)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式（10-9a）進(jìn)行試算，即f (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選kt=1.3 2）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距 4）由參考文獻(xiàn)2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6)由參考文獻(xiàn)2式（10-19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由參考文獻(xiàn)2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8)計(jì)算

14、接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得 (2)計(jì)算 1)試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2)計(jì)算圓周速度 3)計(jì)算齒寬b 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù)k已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)??； 根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻(xiàn)2圖10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)， ；由，查參考文獻(xiàn)2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（10-10a）得 7)計(jì)算模數(shù) 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)2式（10-5）

15、(1)計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1)由參考文獻(xiàn)2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限； 2)由參考文獻(xiàn)2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力s=1.4，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得 4)計(jì)算載荷系數(shù) 5)查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得；。 6)查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)2表10-5查得；。 7)計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計(jì)計(jì)算 對比計(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大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決

16、定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù)取=26，則，取=74。 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 (2)計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度mm則取；。小結(jié)： 表4 小結(jié)項(xiàng)目d/mmzmn/mmb/mmb材料旋向高速級(jí)齒輪140.20261.55040gr左旋齒輪2159.281034545鋼右旋低速級(jí)齒輪365262.57040gr齒輪4185746545鋼3.6 軸的設(shè)計(jì) 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表5 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)級(jí)別高速級(jí)低速級(jí)26103267

17、4 1.51.5464/mm2.52.50 1齒寬/mm； 3.6.1 高速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)： ， 1.求作用在齒輪上的力 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得 高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查參考文

18、獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 2)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

19、承。參照工作要求并根據(jù)，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30205，其尺寸為的,故。 3)由于齒根圓到鍵槽底部的矩離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動(dòng)軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4)軸承端蓋的總寬度為20mm，（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)軸器右端面間的矩離,故取。5)已知高速級(jí)齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。 6)取齒輪矩箱體內(nèi)壁之矩離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離

20、為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)矩箱體內(nèi)壁一段矩離是s,取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度t=16.25mm，低速級(jí)大齒輪輪轂長l=70mm，套筒長。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。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。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑

21、見圖3。 4.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計(jì)算簡圖（圖4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4）。圖4 高速軸彎矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。 表6 截面c處的，的值載荷水平面h垂直面v支反力f，彎矩m總彎矩扭矩t5.按彎扭合成應(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彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（1

22、5-5）及上表中的數(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，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。 3.6.2 中速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)：， 1.求作用在齒輪上的力 因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為， 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。 (2)根據(jù)軸向定位的要求

23、確定軸的各段直徑和長度。 1）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)軸的最小直徑，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30207，其尺寸為的,故。 2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。 3)取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段

24、應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度t=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑

25、刀加工，長為32mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。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。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計(jì)算簡圖（圖6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面b和c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面b和c處的的值列于下表（參看圖6）。 表7 截面b和c處的的值載荷水平面h垂直面v

26、支反力fn，彎矩m總彎矩扭矩t 5.按彎扭合成應(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彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(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，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。 3.6.3 低速軸的設(shè)計(jì) 已知參數(shù)： ，1.求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖 2.初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2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)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于

27、是得 可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-2003，選用lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560000n.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖7 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，右

28、端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，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)的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取。 3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了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。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)

29、處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4h，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（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)軸器右端面間的矩離,故取。 5）取齒輪矩箱體內(nèi)壁之矩離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的矩離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)矩箱體內(nèi)壁一段矩離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度b=25mm，高速級(jí)小齒輪輪轂長l=45mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長

30、為50mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，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，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計(jì)算簡圖（圖8），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查取b值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得b=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨矩。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖8）。圖8 低速軸的彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及

31、彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表8 截面c處的的值載荷水平面h垂直面v支反力fn，n，彎矩m總彎矩扭矩t 5.按彎扭合成應(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彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(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，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。3.7鍵的校核 3.7.1 高速軸上鍵的校核 高速軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=

32、5mm，鍵長l=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。 3.7.2中速軸上鍵的校核 (1）中速軸上小齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長l=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=1

33、10mpa。鍵的工作長度l=l-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度足夠。 (2）中速軸上大齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長l=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度足夠。 3.7.3

34、低速軸上鍵的校核 (1）低速軸上外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長l=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。 （2）低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長l=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為

35、45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200mpa,取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度l=l-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 3.8 軸承壽命的驗(yàn)算 3.8.1 高速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷c=32200n。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力，其中y是對應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的y值。查參考文獻(xiàn)1可知y=1

36、.6，因此可算得按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 (3)求軸承當(dāng)量載荷 查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6，取，則 (4)校核軸承壽命 由參考文獻(xiàn)2式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)椋园摧S承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。 3.8.2 中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動(dòng)載荷c=54200n。 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， (2)求兩軸承的計(jì)算軸向力對于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力， 其中y是對應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的y值。查參考文獻(xiàn)1可知y=1.6，因此可算得按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 (3)求軸承當(dāng)量載荷 查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)2中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖