二級(jí)齒輪減速器設(shè)計(jì)

1、課程設(shè)計(jì)說明書設(shè)計(jì)題目：二級(jí)齒輪減速器的設(shè)計(jì)專業(yè)：工業(yè)工程班級(jí)：2011-2班設(shè)計(jì)人：豆春蕾指與老師：石永奎山東科技大學(xué)2015年01月10日課程設(shè)計(jì)任務(wù)書學(xué)院：礦業(yè)與安全工程專業(yè):工業(yè)工程班級(jí)：2011-2姓名:豆春蕾一、課程設(shè)計(jì)題目：二、課程設(shè)計(jì)主要參考資料：(1)、精密機(jī)械設(shè)計(jì)、基礎(chǔ)工業(yè)工程三、課程設(shè)計(jì)主要要解決的問題：(1)、帶式運(yùn)輸機(jī)變速器經(jīng)常燒毀的問題、帶式運(yùn)輸機(jī)經(jīng)常跑偏的問題四、課程設(shè)計(jì)相關(guān)附件：(1)、五、任務(wù)發(fā)出日期：1月5日完成日期：1月23日指導(dǎo)老師簽字：系主任簽字：指導(dǎo)教師對(duì)課程設(shè)計(jì)的評(píng)語指導(dǎo)教師簽字：年月日目錄1 .設(shè)計(jì)目的錯(cuò)誤！未定義書簽2 .傳動(dòng)方案分析錯(cuò)誤！未定

2、義書簽3 .原動(dòng)件的選擇和傳動(dòng)比的分配錯(cuò)誤！未定義書簽4 .各軸動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算錯(cuò)誤！未定義書簽5 .傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）錯(cuò)誤！未定義書簽6軸的設(shè)計(jì)錯(cuò)誤！未定義書簽7 .滾動(dòng)軸承的計(jì)算錯(cuò)誤！未定義書簽8 .連接的選擇和計(jì)算錯(cuò)誤！未定義書簽9 .潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑油牌及密封裝置的選擇錯(cuò)誤！未定義書簽10 .設(shè)計(jì)小結(jié)錯(cuò)誤！未定義書簽11參考文獻(xiàn)錯(cuò)誤！未定義書簽1 .設(shè)計(jì)目的隨著經(jīng)濟(jì)社會(huì)的發(fā)展，運(yùn)輸機(jī)在經(jīng)營(yíng)活動(dòng)中扮演著越來越重要的角色。其中，帶式運(yùn)輸機(jī)在實(shí)際生活中是最常見的一種運(yùn)輸機(jī)，它主要是由運(yùn)輸帶、電動(dòng)機(jī)、變速器和支架組成。但是，帶式運(yùn)輸機(jī)在使用過程中往往會(huì)出現(xiàn)很多問題，比如運(yùn)輸帶跑偏、電動(dòng)機(jī)

3、燒毀等。其中，有很多問題是由變速箱引起的?；诖?，我設(shè)計(jì)了一個(gè)新型的減速箱，以改善帶式運(yùn)輸機(jī)的使用狀況。設(shè)計(jì)一個(gè)用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的動(dòng)力及傳動(dòng)裝置。運(yùn)輸機(jī)三班制連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。工作時(shí)載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)。已知數(shù)據(jù)：傳輸帶的圓周力F/N:90Oo二級(jí)齒輪減速器原理圖見圖1.1。圖1.12 .傳動(dòng)方案分析傳送帶帶速v/(m/s):2.5滾筒直徑D/mm:300使用期限/年：10帶速允許公差：5%1.電機(jī)2.聯(lián)軸器3.齒輪減速器4.聯(lián)軸器5.運(yùn)輸帶合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個(gè)方案，要滿足

4、上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評(píng)比各種傳動(dòng)方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大，采用二級(jí)傳動(dòng)。帶式運(yùn)輸機(jī)是由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī)1通過聯(lián)軸器2將力傳入減速器3,再經(jīng)聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳輸至轉(zhuǎn)筒5。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。見圖1.2。圖1.23.原動(dòng)件的選擇和傳動(dòng)比的分配1 .原動(dòng)件的選擇根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)效率”w=0.96。設(shè)計(jì)任務(wù)要求減速器的輸入功率為：Pw=Fv/1000Tlw=(900X2.5)/(1000X0.96)=2.34kw。而傳動(dòng)裝置的效率：刀二刀12X423X432=0.992X0.993X0.972=0.

5、895式中：“1-聯(lián)軸器傳動(dòng)效率42-滾動(dòng)軸承(一對(duì))的效率43-閉合齒輪傳動(dòng)效率，常見機(jī)械效率參見表3.1表3.1傳動(dòng)類型表機(jī)械傳動(dòng)類型傳動(dòng)效率圓柱齒輪傳動(dòng)閉式傳動(dòng)0.96-0.98開式傳動(dòng)0.94-0.96圓錐齒輪傳動(dòng)閉式傳動(dòng)0.94-0.97"傳動(dòng)0.92-0.95平型帶傳動(dòng)0.95-0.98V型帶傳動(dòng)0.94-0.97滾動(dòng)軸承(一對(duì))0.98-0.995聯(lián)軸器0.99-0.995電動(dòng)機(jī)所需功率為Pd=Pw/n=2.34/0.893=2.62kw卷筒工作轉(zhuǎn)速：n=60X1000v/：tD=(60X1000X2.5)/(兀X300)=159.2r/min而兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器

6、的傳動(dòng)比ia范圍為840。所有電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍：nd=nxia=159.2X(840)=1273.66368r/min。查精密機(jī)械設(shè)計(jì)書初步確定原動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y100L2-4額定功率為p=3kw,滿載轉(zhuǎn)速為n0=1420r/min,額定轉(zhuǎn)矩為2.2N-mm,最大轉(zhuǎn)矩為2.3N-mm。2 .傳動(dòng)比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動(dòng)比：I=no/n3=1420/159.2=8.92o對(duì)于二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，當(dāng)二級(jí)齒輪的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相等時(shí)，衛(wèi)視齒輪浸油深度大致相近，且低速機(jī)大齒輪直徑略大，高速級(jí)傳動(dòng)比i1=3.53o低速級(jí)傳動(dòng)比i2=i/i1=8.92/3.53=2

7、.524.各軸動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算1 .各軸的轉(zhuǎn)速nI=n0=1420r/minnn=nI/i1=1420/3.53=402.27r/minnm=nn/i2=402.27/2.52=159.63r/min2 .各軸的的輸入功率P0=3kwpI=P0X(41x42)=3X(0.99X0.99)kw=2.94kwpn=plx(n3Xn2)=2.94X(0.97x0.99)kw=2.82kwpm=pHx(n3Xn2X41)=2.82x(0.97X0.99X0.99)=2.68kw3 .各軸的轉(zhuǎn)矩T0=9.55X610Xp0/n0=9.55X610X3/1420=20.176NmTI=9.55X610

8、XpI/nI=9.55X610X2.94/1420=19.72NmTH=9.55X610Xpn/nn=9.55X610X2.82/402.27=66.947NmTm=9.55X610Xpm/nm=9.55X610X2.68/159.63=160.333N-m計(jì)算結(jié)果如表4.1所示。表4.1軸的參數(shù)表項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸1高速軸2高速軸3轉(zhuǎn)速（r/min27159.63功率（kw）32.942.822.68轉(zhuǎn)矩（Nm）2.219.7266.947163.33傳動(dòng)比113.532.525.傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪）1 .高速齒輪的計(jì)算對(duì)于高速齒輪，初步設(shè)計(jì)輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)

9、如表5.1所示表5.1高速齒輪參數(shù)表輸入功率（kw）小齒輪轉(zhuǎn)速（r/min）齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩（Nm）載荷系數(shù)2.9414203.5319.721.32 .選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；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二者材料硬度差為40HBs2）精度等級(jí)選用7級(jí)精度；3）試選小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=20X3.53=70.6,取z2=71的；3 .按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式(5.1)試算，即-(5.1)(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值，1)試

10、選Kt=1.32)選取尺寬系數(shù)ud=13)查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa4)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極(rHlim1=600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限(rHlim2=550MPa；5)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60X1420X1X(3X8X365X10)=7500000000N2=N1/3.53=2100000000此式中j為轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時(shí)6)查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90;KHN2=0.957)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,得(rH1=0.90X600MPa=540MPa(rH

11、2=0.98X550MPa=522.5Mpa試算小齒輪分度圓直徑d1t,見式5.2與式5.3(5.2)1）計(jì)算圓周速度2）計(jì)算齒寬b、模數(shù)m、齒高h(yuǎn)等參數(shù)4）計(jì)算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=2.794m/s,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.25;查得7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)KHB=1.417由b/h=8.89,KH0=1.417查得KF0=1.33直齒輪KHa=KFa=1。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH0=1X1.25X1X1.417=1.77695）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得6）計(jì)算模數(shù)m4 .按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)(5.3)（1）確定計(jì)算參數(shù)1） 由圖

12、10-20C查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限（rF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度（TF2=380MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85KFN2=0.8a計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1.4,可得2）計(jì)算載荷系數(shù)3）查取應(yīng)力校正系數(shù)可得,Ysa1=1.55Ysa2=1.77Yfa1=2.8QYfa2=2.224）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較（2）設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)結(jié)果進(jìn)行處理，取m=2,。大齒輪齒數(shù)，取Z2=755 .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b1=47mmb2=42mm備注齒寬一般是小齒輪的齒寬一般比大齒輪的齒寬多5-10mm,由

13、此可得設(shè)計(jì)參數(shù)如表5,2所示。表5.2齒輪參數(shù)表模數(shù)分度圓直徑（mm）齒見（mm）齒數(shù)人齒車匕2424721小齒輪21504275二齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于160mm,故以都選用實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。6 .低速齒輪的計(jì)算對(duì)于低速齒輪，初步設(shè)計(jì)輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)如表5,3所示表5.3低速齒輪參數(shù)表輸入功率（kw）小齒輪轉(zhuǎn)速（r/min）齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩（Nm）載荷系數(shù)2.82402.272.5266.9471.37,選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；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40HBs2）精度等級(jí)選用7級(jí)

14、精度；3）試選小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=20X2.52=50.4,取51;8,按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選Kt=1.32)由表107選取尺寬系數(shù)ud=13)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)Z口189.8Mpa4)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(7Hlim1=600MPa大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限(THlim2=550MPa；5)由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60X402.27X1X(3X8X365X10)=2.114X109N2=N

15、1/2.52=8.39X108此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時(shí)6)由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90;KHN2=0.957)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,得6H1=0.90X600MPa=540Mpa(TH2=0.95X550MPa=522.5Mpa(2)計(jì)算1)試算小齒輪分度圓直徑d1t2)計(jì)算圓周速度3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mb=1x58.5105mm=58.5105mmmt=2.9255h=2.25mt=2.25X2.9255mm=6.5824mmb/h=58.5105/6.5824=8.88894)計(jì)算載荷系數(shù)K已

16、知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=1.2324m/s,7級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.14;7級(jí)精度小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)KH0=1.426。由b/h=8.8889,KH0=1.426,查得KF0=1.33直齒輪KHa=KFa=1。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH0=1X1.14X1X1.426=1.62564。5)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得計(jì)算模數(shù)m,可得9.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由精密機(jī)械設(shè)計(jì)參考書得:(1)確定計(jì)算參數(shù)查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限(rF1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度(TF2=380MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85KFN2=0.8

17、8計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.4見表10-12得1）計(jì)算載荷系數(shù)K=1X1.14X1X1.33=1.51622）查取應(yīng)力校正系數(shù)查得YFa1=2.80;YFa2=2.28查得Ysa1=1.55Ysa2=1.733）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較所以，大齒輪的數(shù)值比較大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)結(jié)果進(jìn)行處理取m=2.5,（根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=63.0316/2.5=25.2126-26大齒輪齒數(shù)Z2=iXZ1=2.52X26=65.52=661)計(jì)算齒輪寬度d1=z1m=26X2.5=65mm,d2=z2m=66X2.5=165mm2)計(jì)算中心距a=(

18、d1+d2)/2=(65+165)/2=1153)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑b=udxd1b=65mmB1=70mm；B2=65mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm由此設(shè)計(jì)有表5.4所示。表5.4齒輪參數(shù)表模數(shù)分度圓直徑（mm）齒范（mm）齒數(shù)大兇輕2.5657026小齒輪2.5165656611.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小齒輪因齒輪齒頂圓直徑又小于150m,故以選用實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。大齒輪齒頂圓直徑大于150mm,所以選用式結(jié)構(gòu)的齒輪。所有齒輪設(shè)計(jì)如表5.5所示表5.5大、小齒輪基本參數(shù)表模數(shù)分度圓直徑（mm）齒范（mm）齒數(shù)高速小齒輪24247121高速大齒輪21504275低速小齒輪2.56

19、5701261低速大齒輪2.516565666軸的設(shè)計(jì)在本次設(shè)計(jì)中由于要減輕設(shè)計(jì)負(fù)擔(dān)，在計(jì)算上只校核一根低速軸的強(qiáng)度1 .低速軸3的設(shè)計(jì)根據(jù)精密機(jī)械設(shè)計(jì)參考書，對(duì)低速軸的參數(shù)初步設(shè)計(jì)如6.1所示表6.1低速軸的基本參數(shù)表功率（kw）轉(zhuǎn)矩（Nm）轉(zhuǎn)速（r/min）分度圓直徑（mm）壓力角2.38163.33159.63165202 .求作用在齒輪上的力初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。選取A0=112。于是有此軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，周需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。3 .聯(lián)軸器的型號(hào)的選取取Ka=1.5則；Tca=

20、KO<T3=1.5X163.33=244.9952m按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003,選用GY5型凸緣式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為400N-m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=30mm.固取d1-2=30mm。半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=82mm。4 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如圖6.1所示a圖6.1零件的裝配圖(3)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1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=37mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40。半聯(lián)軸器

21、與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=82mm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，固取1-2斷的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mm2) 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)d2-3=37mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游細(xì)組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6008,其尺寸為dxDXB=40mmx68mmx15mm,故d3-4=d7-9=40mm,L7-9=15mmo右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。定位軸肩高度h=4mm,因此取d6-7=48mm。3) 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=45mm,齒輪的左端與左軸承之間采

22、用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為65,為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取L4-5=62mm齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取(軸直徑的0.070.1倍)這里取軸肩高度h=4mm.所以d5-6=53mm.軸的寬度取b1.4h,取軸的寬度為L(zhǎng)5-6=6mm.4) 軸承端蓋的總寬度為15mm(由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的，距離為25mm。固取L2-3=40mmo取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm,小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm,考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁，有一段距離s

23、,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度T=15m嗎，小齒輪的輪轂長(zhǎng)L=47mm,貝UL3-4=T+s+a+(65-62)=38mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm由承采取脂潤(rùn)滑，考慮封油盤的長(zhǎng)度，L7-8=10mm,d7-8=43mm至此已初步確定軸得長(zhǎng)度。5) 軸上零件得周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=45mm，由參考文獻(xiàn)1表6-1查得平鍵的截面bXh=14X9(mm),L=50mm同理按d1-2=30mm.bxh=10X8,L=70同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得

24、配合選H7/k6o滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。6) 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻(xiàn)2表15-2,取軸端倒角為1.2X450。見圖6.2圖6.2二級(jí)直齒減速器示意5 .求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查出a值參照參考文獻(xiàn)1圖15-23。對(duì)于6008,由于它的對(duì)中性好所以它的支點(diǎn)在軸承的正中位置。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖Ft=758.1979Fr=720.573NFnh1=1327.091NFnh2=652.667Mh=652.667X122X10-

25、3=79.62337NmFnv1=483.023NFnv2=237.55NMv=483.023X60X10-3=228.981382m總對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，見表6.1表6.1軸的參數(shù)表載荷水平向H垂直面V支反力F（N）Fnh1=1327.091Fnv1=483.023Fnh2=652.667Fnv2=237.55彎矩（Nm）MH=79.62337MV=228.98138總彎矩（Nm）M總=84.734扭矩（Nm）T3=163.3336 .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度）根據(jù)式5.4及表6.1中的取值，且=0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈

26、動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取=0.3;當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取=0.6）7 .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選擇深溝球軸承6005號(hào)軸承8 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，見圖6.317,510瓶8米5c1。米圖6.3圖速軸的裝配萬案圖(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度由低速軸的設(shè)計(jì)知，軸的總長(zhǎng)度為L(zhǎng)=15+76+6+62+38=197mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm,直徑d1-2=d5-6=25mm=軸承采用軸肩定位由參考文獻(xiàn)2查得6005號(hào)軸承的軸肩高度為2.5mm,所以d2-3=d4-5=

27、30mm。兩齒輪的中間采用軸肩定位軸肩高度取(軸直徑的0.070.1倍)這里取軸肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm。根據(jù)低速軸齒輪位置和齒輪寬度，確定中間軸齒輪位置和軸長(zhǎng)。L1-2=35.5mm；L2-3=67mm,L3-4=17.5mm,L4-5=39mm,L5-6=38mm(3) 軸上零件的周向定位齒輪、軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm由參考文獻(xiàn)1表4-1查得平鍵的截面bxh=10x8(mm),l2-3=50mm,l4-5=32mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，周選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺

28、寸公差為m6o(4)確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻(xiàn)表15-2,取軸端倒角為1X459 .高速軸1的設(shè)計(jì)根據(jù)精密機(jī)械設(shè)計(jì)參考書，高速軸的參數(shù)初步設(shè)計(jì)如表6.2表6.2高速軸的參數(shù)表功率（kw）轉(zhuǎn)矩（Nm）轉(zhuǎn)速（r/min）分度圓直徑（mm）壓力角2.9419.721420422010 .求作用在齒輪上的力初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表15-3選取A0=112。于是有取Ka=1.5WJ;Tca=KsKT3=1.5X19.72=29.58Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5843-2003選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63N-m。半

29、聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm.固取d7-8=16mm(1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖6.4所示。圖6.4低速軸裝配方案圖(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7-8軸段右端要求制出一軸肩；固取6-7段的直徑d6-7=22mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=25。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)L1=42mm，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，周取7-8斷的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L7-8=40mm1)初步選擇滾動(dòng)軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d6-7=22mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游細(xì)組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的

30、深溝球軸承6005,其尺寸為dXDXB=25mX47mmx12mm,故d5-6=d1-2=25mm右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。定位軸肩高度h=2.5mm,因此取d2-3=30mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度取軸肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm.軸的寬度取b>1.4h,取軸的寬度為L(zhǎng)3-4=5mm.3)齒輪分度圓過小，故做成齒輪軸。齒輪的輪轂的寬度為47,分度圓直徑為42mm,所有L4-5=47mm,d4-5=46mm。軸承端蓋的總寬度為15mm。根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為27mm。固取L6-7=42mm根據(jù)中間軸和箱壁位置

31、可知L1-6=197mm,L1-2=25mm,L2-3=87.5mm,L5-6=32.5mm至此已初步確定軸得長(zhǎng)度(3) 軸上零件得周向定位半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6o滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6o(4)確定軸的的倒角和圓角，取軸端倒角為1.0X450。7 .滾動(dòng)軸承的計(jì)算根據(jù)要求對(duì)所選的在低速軸3上的兩滾動(dòng)軸承進(jìn)行校核，在前面進(jìn)行軸的計(jì)算時(shí)所選軸3上的兩滾動(dòng)軸承型號(hào)均為6008,其基本額定動(dòng)載荷NCr17000,基本額定靜載荷NCr11800Q現(xiàn)對(duì)它們進(jìn)行校核。由前面求得的兩個(gè)軸承所受的載荷分別為Fnh1=1327.091NFnv1=483.02

32、3NFnh2=652.667NFnv2=237.55N由上可知軸承1所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承2,所以只需對(duì)軸承1進(jìn)行校核，如果軸承1滿足要求，軸承2必滿足要求。1)求比值軸承所受徑向力所受的軸向力Nfa=0,它們的比值為0。根據(jù)參考文獻(xiàn)2,深溝球軸承的最小e值為0.22,故此時(shí)2) 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P,根據(jù)參考文獻(xiàn)1式(13-8a),p=fp(Xfr+YfO)。按照參考文獻(xiàn)1表13-5,X=1,Y=0按照參考文獻(xiàn)2表13-6,2.10.1Pf,取1.1Pf。則p=1553.4688 .連接的選擇和計(jì)算1.對(duì)連接齒輪4與軸3的鍵的計(jì)算(1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平

33、鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵(A型)。根據(jù)d=45mm從參考文獻(xiàn)1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm,高度h=9mm。由輪轂寬度并參照鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=50mmo(2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻(xiàn)1表6-2查許用擠壓應(yīng)力=100120Mpa,取平均值，110Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50mm-14mm=36mmo,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5X9=4.5mm。根據(jù)文獻(xiàn)2可得所以所選的鍵滿足強(qiáng)度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵14X9X50GB/T1095-20032.對(duì)連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計(jì)算(1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸，類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=30mm從文獻(xiàn)2表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm,高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長(zhǎng)度系列