展開式二級圓柱直齒輪減速器

1、課 程 設(shè) 計 說 明 書 課程設(shè)計名稱 機械設(shè)計 課程設(shè)計 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 學 號 學 生 姓 名 指 導 教 師 目錄目錄I1設(shè)計任務(wù)11.1總體布置簡圖11.2工作情況11.3原始數(shù)據(jù)11.4設(shè)計內(nèi)容21.5設(shè)計任務(wù)21.6設(shè)計進度22傳動方案的擬定及說明23電動機的選擇33.1電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇33.2電動機容量、轉(zhuǎn)速、型號的選擇34. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)54.1計算傳動裝置的總傳動比及其分配54.2各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算55.傳動件設(shè)計計算75.1 V帶傳動的設(shè)計計算75.2高速級齒輪的設(shè)計計算95.3低速級齒輪的設(shè)計計算155.4高、低速級齒輪

2、參數(shù)列表226. 軸的設(shè)計計算236.1中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計236.2高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計276.3低速軸的設(shè)計與計算317軸的強度校核367.1中間軸的校核367.2高速軸的校核367.3低速軸的校核377.4精確校核軸的疲勞強度388.校核軸承的壽命418.1中間軸承的壽命計算418.2高速軸承的壽命計算428.3低速軸的壽命計算439. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算439.1鍵聯(lián)接的選擇439.2高速軸上鍵的校核計算449.3低速軸上鍵的選擇和校核449.4校核聯(lián)軸器鍵449.5中間軸上鍵的校核計算459.6低速級軸鍵的校核4510.聯(lián)軸器的選擇4511.減速器潤滑方式、潤滑劑與密封的選擇4611

3、.1齒輪和軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇4611.2密封方法的選取4812.減速器的技術(shù)要求4813.減速器箱體及附件的設(shè)計4913.1 箱體設(shè)計4913.2減速器附件設(shè)計5014.設(shè)計心得51參考文獻52I1設(shè)計任務(wù)題目：設(shè)計一個用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱直齒輪減速器。1.1總體布置簡圖 如圖1.1所示：1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5卷筒。 圖1.1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案1.2工作情況輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5%，滾筒效率0.96，每天兩班制工作，載荷中等沖擊，環(huán)境要求清潔,每年按300個工作日計算，使用期限

4、12年。1.3原始數(shù)據(jù)正文字體宋體小四，英文采用Times New Roman 小四。1.5倍行距。首行縮進2字符，兩端對齊。運輸帶的拉力（N）:2000卷筒的直徑D（mm）：280運輸帶速度V（m/s）：0.9帶速允許偏差（）：5使用年限（年）：12工作制度（班/日）：21.4設(shè)計內(nèi)容1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2.帶及帶輪傳動設(shè)計計算； 3.直齒輪傳動設(shè)計計算； 4.軸的設(shè)計； 5.滾動軸承的選擇； 6.鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 7.裝配圖、零件圖的繪制； 8.設(shè)計計算說明書的編寫。1.5設(shè)計任務(wù)1減速器總裝配圖一張(A0)；2齒輪零件圖一張(A3)；3設(shè)計說明書一份。1.6設(shè)計進度1

5、.第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算；2.第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計；3.第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制；4.第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。2傳動方案的擬定及說明傳動機構(gòu)類型為：展開式二級圓柱直齒輪減速器。故只對傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端。這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地相互抵消，以減輕沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象，用于載荷比較平穩(wěn)的場合。 3電動機的選擇3.1

6、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。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，所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電動機。3.2電動機容量、轉(zhuǎn)速、型號的選擇 （1）確定工作機（卷筒）所需功率 （2）確定傳動總效率 由表查出:，為輸入聯(lián)軸器的效率；，為第一對軸承的效率；，為第二對軸承的效率；，為第三對軸承的效率；，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，稀油潤滑）；，為輸出聯(lián)軸器的效率；, 為卷筒的效率； 0.825 （3）選擇電動機功率 電動機類型：推薦Y系列380V，三相異步電動機。 選擇電動機功率 工作機所需要的電動機輸出功率計算如下： 查手冊取電

7、動機的額定功率。 （4）確定電動機轉(zhuǎn)速已知卷筒的轉(zhuǎn)速為:，二級減速器的總傳動比合理范圍是：所以帶式輸送機傳動裝置的電動機轉(zhuǎn)速的合理范圍為：在該范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min，其主要數(shù)據(jù)及計算的減速器傳動比，如表3.1所示：表3.1 電動機方案的比較 方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速減速器傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y112S-431500144023.4572Y132S-63100096015.6383Y160S-8375072011.729通過比較得知：方案2選用的電動機轉(zhuǎn)速較高，傳動比適中，故選方案2較合理。表3.2 電動機的確定型號額定功率/kw滿 載

8、 時啟動電流/A啟動轉(zhuǎn)矩/（N*m）最大轉(zhuǎn)矩/（N*m）轉(zhuǎn)速(r/min)電流A效率%功率因素Y132S-639607.2830.766.52.02.2所選用的Y132S-6型三相異步電動機的額定功率大于工作機所需要的電動機輸出功率，同步滿載轉(zhuǎn)速，電動機的中心高，軸伸出直徑，軸伸出長度。其主要性能數(shù)據(jù)如表3.2所示。4. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.1計算傳動裝置的總傳動比及其分配4.1.1計算總傳動比卷筒轉(zhuǎn)速，由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：4.1.2合理分配各級傳動比應(yīng)盡量使高速級和低速級大齒輪浸油深度相當，故取高速級傳動比與低速級傳動比。由此得減速器總

9、傳動比關(guān)系為：高速級齒輪傳動比為：低速級齒輪傳動比為：4.2各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算傳動系統(tǒng)各軸所用數(shù)字代號表示如圖1.1所示。傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下。電動機軸： 軸： 軸： 軸： 工作機軸： 將計算結(jié)果總匯，如表4.1所示：表4.1 各軸的動力和運動參數(shù) 參數(shù)軸名電動機軸I軸II軸III軸工作軸轉(zhuǎn) 速n(r/min)960320120.61861.38361.383功率P(kW)2.8122.72.5932.4902.44轉(zhuǎn)矩T(N*m)27.97480.578205.302387.396379.617傳動比 32.6531.9651.0 效率0.960.970.970.9

10、95.傳動件設(shè)計計算5.1 V帶傳動的設(shè)計計算1確定計算功率查表可得工作情況系數(shù)故2、選擇V帶的帶型根據(jù)，由圖可得選用A型帶。3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1）、初選小帶輪的基準直徑。查表8-7和8-9可得選取小帶輪的基準直徑2）、驗算帶速按計算式驗算帶的速度因為，故此帶速合適。3）、計算大帶輪的基準直徑按式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑根據(jù)教材表8-9，圓整得 。4）、確定V帶的中心距和基準直徑（1）按計算式初定中心距 （2）按計算式計算所需的基準長度查表可選帶的基準長度（3）按計算式計算實際中心距中心距的變化范圍為457.594531.704。5）、驗算小帶輪上的包角6）、計算帶的根

11、數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率由和n=960r/min查表可得根據(jù)n=960r/min和i=3和A型帶，查表可得、。故（2）計算V帶的根數(shù)Z 故取V帶根數(shù)為4根7）、計算單根V帶的初拉力的最小值查表可得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/mm=166.366N應(yīng)使帶的實際初拉力。8）、計算壓軸力壓軸力的最小值為5.2高速級齒輪的設(shè)計計算5.2.1選定齒輪類型、精度等級材料以及齒數(shù) 1.選精度等級、材料及齒數(shù)、材料及熱處理 （1）按圖1.1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角?。?（2）帶式輸送機一般為工作機，選用7級精度，齒根噴丸強化； （3）材料選擇?？紤]此減速器的功率及現(xiàn)場安裝

12、的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線齒。由課本中表（10-1），選擇齒輪材料選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理，小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。 2.確定設(shè)計準則 由于該減速器為閉式齒輪傳動，且兩齒輪硬度均是硬齒面，輪齒折斷是主要失效形式。應(yīng)先按照齒面彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再按接觸疲勞強度校核。3.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取，和互質(zhì)。驗算實際傳動比為： 其傳動比誤差為0.001 ，在誤差允許范圍內(nèi)，故合適。5.2.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中各參數(shù)的值:試選=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)

13、矩。由表10-7選取齒輪系數(shù)=1。由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)=2.5。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa。由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 =/=1.720計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為,。 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：=60=60=1.106=4.167由手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1。由公式，取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力，=556.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑：=mm=54.232mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v齒寬b

14、b=2）計算實際載荷系數(shù)。由表（10-2）查得使用系數(shù)。根據(jù)v=0.909m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)齒輪圓周力=280578/54.232N=2972N,=1955/44N/mm=21.7N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。 查表（10-4）用插值法查得7級精度，小齒輪相對于支承非對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)。由此得實際載荷系數(shù)為：由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)=68.834/26mm=2.647mm。5.2.3按齒面強度設(shè)計（1）由課本式（10-7）試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選由式（10-5）計算

15、彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)：計算由課本圖（10-17）查得齒形系數(shù)=2.60、=2.25由課本圖（10-18）查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.60、=1.75。由課本圖（10-24c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。由圖（10-22）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.90。取彎曲疲勞安全1系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=2）試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。齒寬b。b=寬高比b/h。 b/h=40.274/3.485=11.5562）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.675m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)=2

16、80578/40.274N=4001N,=1.54001/40.274N/mm=58N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。查表（10-4）用插值法查得，結(jié)合b/h=11.556查表（10-13），得。則載荷系數(shù)為由（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.812mm，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm，但為了同時滿足接

17、觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=68.834,算出小齒輪齒數(shù)取則大齒輪齒數(shù),?。慌c于是由:互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5.2.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距a=（）/2=(70+186)/2mm=128mm,將中心距圓整為130mm。 (3)計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，即=70+(5-10)mm=55-80mm。取=76mm。而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即=b=70。5.2.4齒面彎曲疲勞強度校核先計

18、算式10-6中的各參數(shù), =80578， =2.6， =1.6 ., =1.75, =0.686, =1,m=2, =35。將它們帶入式（10-6），得到小于許用的應(yīng)力小于許用的應(yīng)力齒根彎曲疲勞強度滿足要求，所以設(shè)計合理。5.2.5結(jié)構(gòu)設(shè)計因為小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故選用實心式。大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式（自由鍛）為宜.5.3低速級齒輪的設(shè)計計算5.3.1選定齒輪類型、精度等級材料以及齒數(shù)1選定齒輪材料、熱處理方式、精度等級、（1）按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 （2）帶式輸送機為一般工作機器，按GB/T100951998

19、，選擇7級精度，齒面粗糙度要求,齒根噴丸強化。（3）材料選擇。由課本表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS。大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）齒面硬度220HBS（4）初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)=5.3.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中各參數(shù)的值:試選=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由表10-7選取齒輪系數(shù)=1。由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)=2.5。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa。由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 =26/=1.689計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的

20、接觸疲勞極限分別為,。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：=60=60=4.169=2.125由手冊查取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1。由公式，取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力，=567.1MPa2）試算小齒輪分度圓直徑=mm=75.764mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑3）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v齒寬b。b=2）計算實際載荷系數(shù)。由表（10-2）查得使用系數(shù)。根據(jù)v=0.478m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)齒輪圓周力=2205302/75.764N=5420N,=1.55420/75.764N/mm=107.307N/mm>100N/m

21、m，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。查表（10-4）用插值法查得7級精度，小齒輪相對于支承非對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)。由此得實際載荷系數(shù)為：由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)的齒輪模數(shù)=90.163/26=3.468mm。5.3.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由課本式（10-7）試算模數(shù)，即確定公式中的各參數(shù)值試選由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。計算由課本圖（10-17）查得齒形系數(shù)=2.60，=2.32由課本圖（10-18）查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.60、=1.70。由課本圖（10-24c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為。由圖（10-22）查

22、得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90, =0.90。取彎曲疲勞安全1系數(shù)S=1.3，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=2）試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。齒寬b。b=2)寬高比b/h。 b/h=53.95/4.669=11.5553）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.341m/s,7級精度，由圖（10-8）查得動載系數(shù)，=2205302/53.95N=7611N,=17611/53.95N/mm=211.6N/mm>100N/mm，查表（10-3）的齒間載荷分配系數(shù)。查表（10-4）用插值法查得，結(jié)合b/h=11.555查圖（10-13），得。則

23、載荷系數(shù)為：由（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度計算的模數(shù)2.403mm，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=90.163,算出小齒輪齒數(shù)取，則大齒輪齒數(shù),??；與于是由:互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。5.3.

24、4幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2)計算中心距a=（）/2=(90+177.5)/2mm=133.75mm。(3)計算齒輪寬度?？紤]不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5-10）mm，達到設(shè)計所需的要求，即=90+(5-10)mm=9099mm。取=98mm。而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即=b=90。5.3.5齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似方法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。，=205302，=2.60，=1.6, =2.32, =1.7, =0.694, =1,m=2.5, =36。將它們帶入式（10-6），得到小于許用的應(yīng)力小于許用的應(yīng)力，齒根彎

25、曲疲勞強度滿足要求，所以設(shè)計合理。5.3.6 結(jié)構(gòu)設(shè)計因為小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故選用實心式。大齒輪齒頂圓直徑小于500mm，故以選用腹板式為宜。5.4高、低速級齒輪參數(shù)列表名稱高速級低速級中心距a(mm)130135模數(shù)m(mm)22.5齒頂高22.5齒根高2.53.125齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)1.25結(jié)構(gòu)小齒輪實心式實心式大齒輪腹板式（自由鍛）腹板式（自由鍛齒數(shù)35369371分度圓直徑（mm）7090(mm)186177.5齒頂圓直徑（mm）7495(mm)190180齒根圓直徑(mm)67.583.75(mm)183.5171.25齒寬（mm）7698（mm）7090齒輪等級精

26、度77 材料及熱處理調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)6. 軸的設(shè)計計算具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計。6.1中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計1已知條件中間軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,高速級大齒輪分度圓直徑,小齒輪分度圓直徑為，低速級大齒輪分度圓直徑,小齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度,。2選擇軸的材料中間軸II材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表選常用的材料用45鋼調(diào)質(zhì)處理。3初算軸直徑 ,軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3%到5%，軸段最細處直徑為：。由于軸承壽命，故取=35mm。4軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖6.1所示圖6.1（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計,軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后按軸上零件的安裝順序，從 開始設(shè)計。(

27、2)軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計：該軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行。考慮直齒輪無軸向力，采用深溝球軸承。暫取6207型，軸承內(nèi)徑為35mm，外徑D=72mm,寬度為17mm，定位軸肩直徑=42mm,外徑定位直徑=65mm，故=35mm。通常同一根軸上取相同軸承，則=35mm。 （3）軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為了便于齒輪3和齒輪2的安裝應(yīng)分別略大于和，可初定和=40mm。 齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）=48-60mm，取其輪轂寬度為68mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等98mm。其右端采用軸肩定位

28、左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段和軸段的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取。 (4)軸段 該段為中間軸上兩個齒輪提供定位，其軸肩高度H=（2-3）R，故取其高度為h=（2-3）1.6=3.2-4.8mm，取h=4mm。故=45mm。 齒輪3左端與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm，則減速器的箱體內(nèi)壁之間的距離齒輪2的右端面與減速器的箱體內(nèi)壁之間的距離=13.5mm，則軸段的長度為。（5）軸段及軸段的長度：該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需加擋油環(huán)，軸承內(nèi)端面的距離取=12mm，中間軸上兩個齒輪的

29、固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為：=48.5mm。軸段的長度為:=49.5mm。(6)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面距離=8mm,mm=66.5mm,5軸的受力分析畫軸的受力ji力矩示意圖，如圖6.2所示：圖6.2（2）計算支承反力：已知： =794.54N, =289N。高速級：低速級：列平衡方程得： 解之得：=1746N, =1309N。列平衡方程得： 解之得：=593N, =60N。軸承1的總反力為： 軸承2的總反力為： 水平彎矩： 鉛垂彎矩： 軸承一處合彎矩： 軸承二處合彎矩：6.2高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計1高速軸的傳動功率，轉(zhuǎn)速,小齒輪分度圓直徑，齒輪寬度。2選擇軸

30、的材料高速軸I材料用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。3初算軸直徑查課本表得考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則：軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3%到5%，軸段最細處直徑為。取。4軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖6.3所示圖6.3軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式的結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定然后按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設(shè)計（2）軸段上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪孔同步進行。初定最小直徑30mm，半聯(lián)軸器輪轂的寬度查表，取半聯(lián)軸器輪轂的寬度為53mm，軸段的長度略小于輪轂的寬度，取=50mm。（3）密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應(yīng)

31、考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。半聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度：軸段的軸徑，該處圓周速為1.507m/s小于3m/s，可選用氈圈油封，選用氈圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪軸向力比較小，選用深溝球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6208，由課本表查得軸承內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位軸肩,在軸上力作用點與外圈大段面的距離,故取軸段的直徑。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝誤差，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋

32、油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為,則。通常同一根軸上取相同軸承，則=40mm。 （5）齒輪與軸段5齒輪輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）=51-60mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為58mm，左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒固定。由于齒輪的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等78mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短1-2mm，故取。該軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=50mm。由表查出該處鍵的截面尺寸為=10mm8mm。輪轂鍵槽深度為=3.3mm,則該處齒根圓與轂孔槽頂部的距離為： =

33、2.52=5mm,故該軸段做成鍵槽齒輪，=34mm，=58mm。（6）軸段的設(shè)計為了給齒輪軸向固定，同時加工方便，所以軸段需要設(shè)置一個軸環(huán)以用來固定。該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，查課本表的此處倒角為R=1.6mm,有經(jīng)驗公式的定位軸肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=3mm。軸環(huán)寬度,故取軸段。（7）軸段的設(shè)計該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為,由表查出下箱體壁厚為： =7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm, 取軸承旁邊的連接螺栓為M8,則=14mm,=12mm,箱體軸承座寬度L=8+14+12+(

34、5-8)取L=30mm,為方便半聯(lián)軸器的螺栓的安裝空間，取聯(lián)軸器的凸緣端面距軸承的端蓋的距離為30mm,則=50mm。 (8)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面距離=6mm,由構(gòu)想圖得出軸的支點及受力點間的距離為： mm=50+50+6=106mm, 5軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖及力矩示意圖如圖5.4所示：圖6.4（2）計算支承反力：高速級：由平衡方程得： 解之得：=222N, =572.54N。 由平衡方程得： 解之得：=81N, =208N。軸承1的總反力為： 軸承2的總反力為： 水平彎矩： 鉛垂彎矩： 軸承一處合彎矩： 6.3低速軸的設(shè)計與計算1低速軸的傳動功率，

35、轉(zhuǎn)速,大齒輪分度圓直徑，齒輪寬度。2選擇軸的材料低速軸材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查表選常用的材料用45鋼調(diào)質(zhì)處理。3初算軸直徑 查課本表得考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則：軸與半聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增加3%到5%，軸段最細處直徑為。取。4軸結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖6.5所示圖6.5(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式的結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方然后按軸上零件的安裝順序，從軸的最小軸徑處開始設(shè)計。(2)聯(lián)軸器及軸段軸段上安裝半聯(lián)軸器，此段軸的設(shè)計應(yīng)與半聯(lián)軸器輪轂軸孔設(shè)計同步進行。初定最小直

36、徑40mm，半聯(lián)軸器輪轂的寬度查表，取半聯(lián)軸器輪轂的寬度為60mm，軸段的長度略小于輪轂的寬度，取=58mm。(3)密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。半聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度：軸段的軸徑，該處圓周速為1.507m/s小于3m/s，可選用氈圈油封，選用氈圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。(4)軸承與軸段及軸段 考慮齒輪軸向力比較小，選用深溝球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6309，由課本表查得軸承內(nèi)徑d=45mm，外徑D=68mm，寬度B=16mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位軸肩,在軸上力作用點與外圈大段面的距離,故

37、取軸段的直徑。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝誤差，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為,則。通常同一根軸上取相同軸承，則=60mm。 (5)齒輪與軸段齒輪輪轂寬度：取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為70mm，端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒固定。由于齒輪的直徑比較小，采用實心式取其輪轂寬度與齒寬相等70mm。其右端采用軸肩定位左端采用套筒固定。為了使套筒能夠頂?shù)烬X輪斷面，軸段長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短1-2mm，故取。該軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=45mm。由表

38、查出該處鍵的截面尺寸為=14mm9mm。輪轂鍵槽深度為=5.5mm,則該處齒根圓與轂孔槽頂部的距離大于2.5,故該軸段做成鍵槽齒輪，=45mm，=70mm。(6)軸段的設(shè)計為了給齒輪軸向固定，同時加工方便，所以軸段需要設(shè)置一軸環(huán)以用來固定。該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，查課本表的此處倒角為R=1.6mm,有經(jīng)驗公式的定位軸肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=4mm。軸段直徑=53mm，軸環(huán)寬度,故取軸段。(7)軸段的設(shè)計 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為,由表出下箱體壁厚為：=7.75mm<8mm,取=8mm，mm&l

39、t;400mm,取軸承旁邊的連接螺栓為M8,則=14mm,=12mm,箱體軸承座寬度L=8+14+12+(5-8)取L=30mm,為方便半聯(lián)軸器的螺栓的安裝空間，取聯(lián)軸器的凸緣端面距軸承的端蓋的距離為30mm,則=50mm。(8)軸上力的作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈端面離=6mm,由構(gòu)想圖得出軸的支點及受力點間的距離為： mm=86.5mm, 6軸的受力及力矩示意圖如圖6.6所示圖6.6（2）計算支承反力：低速級：由平衡方程得： 解之得：=1574N, =686N。 由平衡方程得： 解之得：=572N, =250N。軸承1的總反力為： 軸承2的總反力為： 水平彎矩：鉛垂彎矩：軸承一

40、處合彎矩： 7軸的強度校核7.1中間軸的校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：抗彎截面系數(shù)：彎曲應(yīng)力： 抗扭截面系數(shù)： 剪切應(yīng)力： 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)理，故取折合系數(shù)，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應(yīng)力強度滿足要求。7.2高速軸的校核進行校核時

41、，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：抗彎截面系數(shù)：彎曲應(yīng)力： 抗扭截面系數(shù)：剪切應(yīng)力：按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應(yīng)力，強度滿足要求。7.3低速軸的校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）

42、的強度。由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核。根據(jù)課本公式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力：由于低速級齒輪的彎矩大于高速級齒輪的彎矩，所以按低速級齒輪處為危險截面校核：抗彎截面系數(shù)：彎曲應(yīng)力抗扭截面系數(shù)：剪切應(yīng)力：按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)抽按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，查課本表（15-1）得到40鋼，調(diào)質(zhì)處理，的許用彎曲應(yīng)力，強度滿足要求。7.4精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所應(yīng)起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但是由于軸的

43、最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以截面A、B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，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，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(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不比校核。截面和顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面的左右兩側(cè)即可。（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=0.1抗扭截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩：截面上的扭矩：截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料

44、為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表（15-1）查得,。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表（3-2）查取。因、,經(jīng)插值后可得=2.01，=1.31又由附圖（3-1）可得軸的材料的敏性系數(shù)為,故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為由附圖(3-2)的尺寸系數(shù)；由附圖（3-3）得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖（3-4）的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化處理，即,則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：,取=0.1,取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得：>>S=1.5故可知其安全。（

45、3）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=0.1抗扭截面系數(shù)：截面左側(cè)的彎矩：截面上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：過盈配合處的,由附表（3-8）用插值法求出，并取,于是的，軸按磨削加工，由附圖（3-4）的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化處理，即,則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：,取=0.1,取=0.05于是，軸在截面右側(cè)安全系數(shù)值為：>S=1.5故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的，可知其安全。8.校核軸承的壽命 8.1中間軸承的壽命計算校核軸承壽命(1)求比值:根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.

46、44，故此時(2)初步計算當量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1。按照表（13-5），X=1，則=1844N。（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 =68379h>38400h ,故 合格。8.2高速軸承的壽命計算校核軸承壽命（1）求比值 根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。按照表（13-5），X=1，則=731N。（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 =68148h>38

47、400h，合格。8.3低速軸的壽命計算校核軸承壽命（1）求比值 根據(jù)課本表（13-5），深溝球軸承的最大e值為0.44，故此時(2)初步計算當量動載荷P，根據(jù)課本公式（13-8a）按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。按照表（13-5），X=1，則=1674.7N。（3）根據(jù)式（13-6），求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 =271442h>38400h，合格。9. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算9.1鍵聯(lián)接的選擇1.高速軸 聯(lián)軸器段 鍵（單頭）  2.中間軸 高速級大齒輪段 鍵（雙頭） 低速級小齒輪段 鍵（雙頭） 3.低速軸 低速級大齒輪段 鍵（雙頭） 聯(lián)軸器段 鍵

48、（單頭） 9.2高速軸上鍵的校核計算齒輪2處的鍵連接的擠壓應(yīng)力為：取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應(yīng)力，,強度足夠。9.3低速軸上鍵的選擇和校核 齒輪2處的鍵連接的擠壓應(yīng)力為：取鍵軸和輪轂的材料都為鋼，靜載荷，查課本表（6-2）得許用擠壓應(yīng)力，,強度足夠。9.4校核聯(lián)軸器鍵高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型

49、號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。9.5中間軸上鍵的校核計算9.5.1校核高速級大齒輪鍵鍵的工作長度，。由式可得：所以鍵，滿足要求。9.5.2校低速級小齒輪鍵鍵的工作長度，。由式可得：所以鍵，滿足要求。9.6低速級軸鍵的校核9.6.1校核低速級大齒輪鍵鍵的工作長度，。由式可得：所以鍵，滿足要求。9.6.2校核聯(lián)軸器鍵鍵的工作長度，。由式可得：所以鍵，滿足要求。10.聯(lián)軸器的選擇電動機軸與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸轉(zhuǎn)速高，為減小起動載荷、緩和沖擊，故選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和彈性的聯(lián)軸器。并考慮軸的直徑和連接長度，所以選用HL3

50、聯(lián)軸器。減速器低速軸與卷筒連接用的聯(lián)軸器，由于軸轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大。又因為兩者常不在同一底座上，要求有較大的軸線偏移補償。同時考慮工作環(huán)境、裝拆維護方便以及經(jīng)濟性，所以選用 HL5聯(lián)軸器 GB/T。高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，根據(jù)工作情況選取，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，則：。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。11.減速器潤滑方式、潤滑劑與密封的選擇在減速器中，有效的潤滑可以減少相對運動、表面間的摩擦、磨損和降低噪聲等作用，保證了減速器的正常工作及其壽命。11.1齒輪