兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)—課程設(shè)計(jì)說明書

1、機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)說明書設(shè)計(jì)題目： 兩級(jí)圓柱齒輪減速器 姓 名： 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 班 級(jí)： 學(xué)號(hào)： 指導(dǎo)教師： 完成日期： 2012 年 12 月 18日 目 錄一設(shè)計(jì)任務(wù)書2二傳動(dòng)方案的擬定及說明3三電動(dòng)機(jī)的選擇3四傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算5五傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算6六軸的設(shè)計(jì)計(jì)算20七滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算32八鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算34九聯(lián)軸器的選擇37十減速器附件的選擇37十一潤(rùn)滑與密封38十二設(shè)計(jì)小結(jié)38十三參考書目39一 設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)一個(gè)鑄工車間用碾砂機(jī)上的齒輪減速器,起傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1.a）所示。單班工作，每班8小時(shí)，其載荷變化如圖1.b）所

2、示，工作壽命為10年，（每年工作300天），立軸所需的扭矩為950N/m，轉(zhuǎn)速為40r/min。立軸的速度允許誤差為5%。開式錐齒輪的傳動(dòng)比，小批生產(chǎn)。 圖1.a 運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 圖1.b 載荷變化圖結(jié)題項(xiàng)目 裝配工作圖張（A0圖紙）2減速箱裝配草圖一張（A0坐標(biāo)紙）3零件工作圖2張（高速級(jí)出輪軸，斜齒大齒輪）4設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份二傳動(dòng)方案的擬定及說明此處，兩級(jí)圓柱齒輪減速器類型可以從表2-2（設(shè)計(jì)指導(dǎo)書）中選擇。讀題，由載荷變化圖可知，載荷變化不大，無(wú)需選擇分流式。而同軸式的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長(zhǎng)，剛度差，中間軸承潤(rùn)滑軸困難，缺點(diǎn)頗多，故暫不考慮。最后，擬定兩級(jí)展開式傳動(dòng)方案，其傳動(dòng)

3、比范圍 860由于考慮設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，容易加工，經(jīng)濟(jì)等方面高速級(jí)與低速級(jí)都采用直齒輪傳遞，完全可以達(dá)到設(shè)計(jì)要求。另出于載荷變化，電動(dòng)機(jī)輸出端采用彈性聯(lián)軸器，進(jìn)行緩沖吸振，減速器輸出端采用齒式聯(lián)軸器。工作場(chǎng)合多粉塵，所以采用封閉式齒輪傳動(dòng)。三電動(dòng)機(jī)的選擇1電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用常用一般用途的Y（IP44）系列型三相異步交流電動(dòng)機(jī)，采用臥式及封閉式。2電動(dòng)機(jī)容量（1)由輸出轉(zhuǎn)矩T(Nm)和轉(zhuǎn)速（r/min）工作機(jī)主動(dòng)軸所需功率為：=（2)從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)的傳動(dòng)效率為查表： 為閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，取0.97為一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，取0.99為彈性聯(lián)軸器效率，取0.99為圓錐齒輪傳

4、動(dòng)效率，取0.94為一對(duì)滑動(dòng)軸承效率，取0.97最后，計(jì)算得：=0.816（3）電動(dòng)機(jī)額定功率為： 由，查Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù) （ZBK22007-88）得=5.5KW3、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由表2-2知，所采用兩級(jí)展開式傳動(dòng)，最大傳動(dòng)比為860，以及已知錐齒輪傳動(dòng)比為4，推算知電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為因此選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)。4、 選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)（ZBK22007-88），以及考慮到所選電動(dòng)機(jī)的尺寸、重量、價(jià)格、傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比、結(jié)構(gòu)尺寸和重量，以及現(xiàn)場(chǎng)加工條件及要求，選取Y132S-4型電動(dòng)機(jī)。具體參數(shù)如下：型號(hào) 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 質(zhì)

5、量 Y132S-4 5.5kw 1440r/min 1500r/min 68kg四傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算1、傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比：2、分配各級(jí)傳動(dòng)比由于開式錐齒輪的傳動(dòng)比。二級(jí)圓柱齒輪減速器的高級(jí)齒輪傳動(dòng)比，。所得、值符合一般圓柱齒輪傳動(dòng)比和二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。此時(shí)傳動(dòng)比誤差為0，在5%的允許誤差之內(nèi)。3、各軸轉(zhuǎn)速：設(shè)軸0為電動(dòng)機(jī)軸，軸為高速軸，軸為中速軸，軸為低速軸.（1）各軸轉(zhuǎn)速 此時(shí)，轉(zhuǎn)速誤差為，在5%的允許誤差之內(nèi)。（2）各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即： （3）各軸輸入轉(zhuǎn)距將計(jì)算結(jié)果匯總列表備用，如下：項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速r/min1

6、4401440480160功率kw5.55.395.184.87轉(zhuǎn)矩Nm36.4835.75103.06290.68傳動(dòng)比 3 3五 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算(一)高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)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輪傳動(dòng)。1選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)、螺旋角。1)碾砂機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）2)材料及熱處理：由參考文獻(xiàn)2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，二者材料硬度差為40HBS。=0.816型號(hào)：Y132S-4轉(zhuǎn)速：1440r/min功

7、率：4kw 3)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)=324=72 取=724)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（10-21）計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選Kt=1.62）由參考文獻(xiàn)2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=14）由參考文獻(xiàn)2圖10-26查得5）小齒輪轉(zhuǎn)距35.75N.m6）由參考文2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7）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=610Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8）由參考文獻(xiàn)2式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60=60144011030

8、08=2.0736=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)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已知載荷中等沖擊，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)取.5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)由表10-4查得的計(jì)算公式和直齒輪的相同故；由參考文獻(xiàn)2圖10-13查得由表10-3查得。故載荷系數(shù) 相比1.6較大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)2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（10-17）（1）確定

9、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(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)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但

10、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=53.96mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取=26，則=87。4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為117mm。（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?。?。 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，低速級(jí)也用斜齒輪。1選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1)碾砂機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）2)材料及熱處理：由參考文獻(xiàn)2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

11、為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差13)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（10-21）計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選Kt=1.62）由參考文獻(xiàn)2圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=14）由參考文獻(xiàn)2圖10-26查得5）小齒輪轉(zhuǎn)距=115.59N.m6）由參考文2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7）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=610Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8）由參考文獻(xiàn)2式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=6

12、.22 =9）由參考文獻(xiàn)2圖10-19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)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已知載荷中等沖擊，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)取.5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)由表10-4查得的計(jì)算公式和直齒輪的相同故；由參考文獻(xiàn)2圖10-13查得由表10-3查得。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)2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

13、（10-17）（1）確定計(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=0.883）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(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)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可

14、滿足彎曲強(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=54.06mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取=31，則=93。4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整為109mm。（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??； 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常用斜齒輪，低速級(jí)用直齒輪1選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1)碾砂機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）2)材料及熱處理：由參考文獻(xiàn)2表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，

15、大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差13)試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取2.按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：(1)確定參數(shù)1）選取載荷系數(shù):2）計(jì)算小齒輪的傳遞扭矩:3）取齒寬系數(shù):4）材料彈性影響系數(shù):5）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)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7)選取接觸疲勞系數(shù)為： 8)計(jì)算許用接觸應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則： 較小(2)計(jì)算1)計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入較小的計(jì)算：2)速度:3)齒輪寬度:4)齒寬與齒高之比模數(shù): 齒高: 齒寬與齒高之比: 5)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，由圖10-8查得7級(jí)精度齒輪動(dòng)載系數(shù)。直齒輪，由圖10-2得使

16、用系數(shù)查表10-4，用插值法查得7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，。 由 查機(jī)械設(shè)計(jì)書中圖10-3得。6)按實(shí)際載荷系數(shù)計(jì)算得到小齒輪分度圓直徑：， 模數(shù)： 3.按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) : （1）參數(shù)確定1)查圖得，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2)由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)：， 取安全系數(shù)3)查齒形系數(shù)由表10-5查得， 4)查應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得， 6)計(jì)算大小齒輪并進(jìn)行比較, 大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算: 由于齒輪模數(shù)大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.07并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5.算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取874.幾何

17、尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑小齒輪大齒輪（2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒輪寬度，圓整后取，將繪圖所需數(shù)據(jù)整理如下: 項(xiàng)目d/mmzmn/mm材料旋向B/mm高速級(jí)齒輪154.5311.714.7740Gr左旋60齒輪2163.59314.7745鋼右旋55低速級(jí)齒輪372.5292.540Gr80齒輪4217.58745鋼757級(jí)精度7級(jí)精度六 .軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 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

18、顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖2-4）。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)。 因高速軸最小直徑有鍵槽，所以軸直徑增大6%，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到中等沖擊載荷，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距，查參考文獻(xiàn)3標(biāo)準(zhǔn)GB/T843-2003，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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

19、直徑取擋圈直徑D=25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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(zhǎng)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32905，其尺寸為的,故。 左右兩端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊(cè)上查得32905型軸承軸間高度h=3mm，因此，取軸承采用油潤(rùn)滑，且軸承旁小齒輪直徑大于軸承外徑，故無(wú)需加檔油盤。3）為防止應(yīng)力集中，設(shè)置階梯5-6與7-8令其直徑為45mm，長(zhǎng)度為65mm、10mm。 4）軸承端蓋的總寬

20、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(duì)軸承添加潤(rùn)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。5）已知高速級(jí)齒輪輪轂長(zhǎng)b=60mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=10.5mm，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=5mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=12mm，低速級(jí)小齒輪輪轂長(zhǎng)L=80mm。 則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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

21、銑刀加工，長(zhǎng)為20mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)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，取軸左端倒角為，右端倒角為，具體結(jié)構(gòu)見圖4-1。4求軸上的載荷圖2-5 高速軸的受力簡(jiǎn)圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-4）做出軸的受力簡(jiǎn)圖（圖2-5），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于32905型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)3P.20-203中查得a=12.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖(圖2-6)。 圖2-6 高速軸載荷

22、分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的，的值列于表2-7。載荷平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T表2-75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距和扭距的截面（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。4.2中速軸的設(shè)計(jì) 圖2-8 中速軸結(jié)構(gòu)圖已知參數(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 由受力分析和相互作用力的對(duì)稱性，中速軸

23、大齒輪的力為，圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖2-9所示。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2-8。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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32905，其尺寸為的。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55

24、mm，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=6mm，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80mm，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，齒輪左端采用軸肩定位，取h=6mm，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(duì)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=12mm。則 至此，已初步確定了軸的

25、各段直徑和長(zhǎng)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(zhǎng)為70mm；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,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為45mm；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，具體結(jié)構(gòu)見圖2-8。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-9）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖2-10），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，

26、應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于32905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(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖2-10）。圖2-9 中速軸的受力簡(jiǎn)圖 圖2-10 中速軸載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的的值列于下表載荷平面H垂直面V支反力支反力FN彎矩M彎距M總彎矩總彎距彎距扭距T表2-115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距和扭距的截面（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，

27、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。4.3低速軸的設(shè)計(jì) 圖2-12 低速軸結(jié)構(gòu)圖已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對(duì)稱性可知 ，圓周力，徑向力的方向如圖2-13所示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2-12）。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，考慮到中等沖擊載荷，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件

28、，查參考文獻(xiàn)3 GB/T5014-1985，選用LT8型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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2-12。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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)，

29、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6011，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)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(duì)軸承添加潤(rùn)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。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距

30、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B=25mm，高速級(jí)小齒輪輪轂長(zhǎng)L=45mm，右端套筒長(zhǎng)。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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(zhǎng)為mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)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-

31、2，取軸端倒角為，詳細(xì)結(jié)構(gòu)見圖2-12。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-12）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖2-13），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取B值。對(duì)于6011型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得B=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖2-14）。圖2-13 低速軸的受力簡(jiǎn)圖 圖2-14 低速軸載荷分析從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FN彎距M彎距扭距T表2-155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距和扭距的截面（即危

32、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。七 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算(一)滾動(dòng)軸承的選擇1高速軸軸選軸承為圓錐滾子軸承32905, GB292-1994 2中間軸軸選軸承為圓錐滾子軸承32905，GB292-1994。3低速軸軸選軸承為圓錐滾子軸承32309，GB292-1994。(二)軸承的壽命校核1高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻(xiàn)1可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動(dòng)載荷C=15800N。2求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及

33、表5可知， 3求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)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(duì)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=1.30，因此可算得： 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得： 4求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.43，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: 5校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 按照此方法，同理可以得出其他兩滾動(dòng)軸承壽命要求合格，這里不再贅

34、述。八.鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1鍵的選擇此處，各鍵均選擇圓頭平鍵。具體如下：高速軸聯(lián)軸器處鍵，寬度b=6mm,高度h=6mm，鍵長(zhǎng)L=20mm中間軸小齒輪處鍵，寬度b=8mm,高度h=7mm，鍵長(zhǎng)L=70mm中間軸大齒輪處鍵，寬度b=8mm,高度h=7mm，鍵長(zhǎng)L=45mm低速軸齒輪處鍵，寬度b=14mm,高度h=9mm，鍵長(zhǎng)L=63mm低速軸聯(lián)軸器處鍵，寬度b=10mm,高度h=8mm，鍵長(zhǎng)L=50mm2鍵的校核計(jì)算（一）高速軸上鍵的校核高速軸齒輪處鍵的校核已知軸與齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=6mm,高度h=6mm，鍵長(zhǎng)L=20mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖

35、擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其中間值，=140Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=18mm-6mm=12mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.56mm=3mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。（二）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=8mm,高度h=7mm,鍵長(zhǎng)L=70mm。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,取其中間值，=140Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70mm-10mm=60mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度

36、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=10mm,高度h=8mm,鍵長(zhǎng)L=36mm。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,取其中間值，=140Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=36mm-10mm=26mm,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。（三）低速軸上鍵的校核（1）低速軸上聯(lián)軸器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

37、b=10mm,高度h=8mm，鍵長(zhǎng)L=40mm。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,取其中間值，=140Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=40mm-10mm=30mm,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=9mm,鍵長(zhǎng)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,取其中間值，=140Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=56mm-14mm=42mm,鍵