一級直齒圓柱齒輪減速器的設計說明書教學提綱

1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。一級直齒圓柱齒輪減速器的設計說明書目錄【內嵌文件提取方法：下載完整版DOC個時候打開，雙擊DOC文件內內嵌的文件的圖標可直接編輯（需安裝了AUTOCAD,編輯時就可選擇另存文件到.）】下面為3個內嵌DWG格式文件：分別為軸/齒輪/裝配圖設計任務書一、傳動方案的擬定及電動機的選擇2二、V帶選擇4三高速級齒輪傳動設計6四、軸的設計計算9五、滾動軸承的選擇及計算13六、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算14七、聯(lián)軸器的選擇14八、減速器附件的選擇14九、潤滑與密封15十、設計小結16十一、參考資料目錄16說明書后附有關于

2、減速器的一個附錄設計題號：3數據如下:已知帶式輸送滾筒直徑320mm，轉矩T=130Nm，帶速V=1.6m/s，傳動裝置總效率為=82%。一、擬定傳動方案由已知條件計算驅動滾筒的轉速n,即r/min一般選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置傳動比約為10或15。根據總傳動比數值，初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。2.選擇電動機1）電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2）電動機容量（1）滾筒輸出功率Pw（2）電動機輸出功率P根據傳動裝置總效率及查表2-4得：V帶傳動1=0.

3、945；滾動軸承2=0.98；圓柱齒輪傳動3=0.97；彈性聯(lián)軸器4=0.99；滾筒軸滑動軸承5=0.94。（3）電動機額定功率Ped由表20-1選取電動機額定功率Ped=2.2kw。3）電動機的轉速為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍i1=24,單級圓柱齒輪傳動比范圍i2=36，則電動機轉速可選范圍為nd=ni1i2=5732292r/min方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動單級減速器1Y100L1-42.2150014203414.8734.962Y112M-6

4、2.21000940459.842.53.94由表中數據可知兩個方案均可行，方案1相對價格便宜，但方案2的傳動比較小，傳動裝置結構尺寸較小，整體結構更緊湊，價格也可下調，因此采用方案2，選定電動機的型號為Y112M-6。4）電動機的技術數據和外形、安裝尺寸由表20-1，20-2查出Y112M-6型電動機的主要技術數據和外形、安裝尺寸，并列表記錄備用（略）。3.計算傳動裝置傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置傳動比2）分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比i1=2.5，則單級圓柱齒輪減速器傳動比為所得i2值符合一般圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。4.計算傳動裝置的運動和動力參數1）各軸

5、轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為I軸，低速軸為軸，各軸轉速為n0=nm=940r/minnI=n0/i1=940/2.5376nII=nI/i2=376/3.9495.5r/min2）各軸輸入功率按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即P0=Ped=2.2kwPI=P01=2.2x0.9452.079kwPII=PI23=2.079x0.98x0.971.976kw3）各軸轉矩To=9550 xP0/n0=9550 x2.2/940=22.35NmTI=9550 xPI/nI=9550 x2.079/376=52.80NmTII=9550 xPII/nII=9550 x1.976/95.5

6、=197.6Nm二、V帶選擇選擇V帶的型號根據任務書說明，每天工作8小時，載荷平穩(wěn)，由精密機械設計的表7-5查得KA=1.0。則Pd=PIKA=1.02.2=2.2kW根據Pd=2.2和n1=940r/min,由機械設計基礎課程設計圖7-17確定選取A型普通V帶。確定帶輪直徑D1，D2。由圖7-17可知，A型V帶推薦小帶輪直徑D1=125140mm。考慮到帶速不宜過低，否則帶的根數將要增多，對傳動不利。因此確定小帶輪直徑D1=125mm。大帶輪直徑，由公式D2=iD1（1-）(其中取0.02)由查機械設計基礎課程設計表9-1，取D2=315mm。檢驗帶速vv=1.6m/s25m/s確定帶的基準

7、長度根據公式729：0.7（D1+D2）a2（D1+D2）初定中心距500mm依據式（7-12）計算帶的近似長度L=1708.9mm由表7-3選取Ld=1800mm，KL=1.01確定實際中心距a=545.6mm驗算小帶包角1=1600計算V帶的根數z。由表7-8查得P01.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得P0=0.11，則V帶的根數=1.52根取z=2計算帶寬BB=（z-1）e+2f由表7-4得：B=35mm三高速級齒輪傳動設計選擇材料、精度及參數小齒輪：45鋼，調質，HB1=240大齒輪：45鋼，正火，HB2=190模數：m=2齒數：z1=24z2=96齒數比：u=z2

8、/z1=96/24=4精度等級：選8級（GB10095-88）齒寬系數d:d=0.83（推薦取值：0.81.4）齒輪直徑：d1=mz1=48mmd2=mz2=192mm壓力角：a=200齒頂高：ha=m=2mm齒根高：hf=1.25m2.5mm全齒高：h=(ha+hf)=4.5mm中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm小齒輪寬：b1=dd1=0.8348=39.84mm大齒輪寬：根據機械設計基礎課程設計P24,為保證全齒寬接觸，通常使小齒輪較大齒輪寬，因此得：b2=40mm計算齒輪上的作用力設高速軸為1，低速軸為2圓周力：Ft1=2T1/d=2200NFt2=2T/d=2058.3N徑向

9、力：Fr1=F1ttana=800.7NFr2=F2ttana=749.2N軸向力為幾乎為零2）齒輪許用應力HF及校驗ZH節(jié)點齒合系數。對于標準直齒輪，an=20,=0,ZH=1.76ZE彈性系數，。當兩輪皆為鋼制齒輪（=0.3，E1=E2=2.10 x10N/mm2）時，ZE=271；Z重合系數，。對于直齒輪，Z=1。.K載荷集中系數，由精密機械設計圖8-38選取，k=1.08Kv動載荷系數，精密機械設計圖8-39，kv=1.02計算得H=465.00Nmm-2對應于NHO的齒面接觸極限應力其值決定于齒輪齒輪材料及熱處理條件，精密機械設計表8-10；=2HBS+69=240 x2+69=54

10、9Nmm-2。SH安全系數。對于正火、調質、整體淬火的齒輪，去SH=1.1；KHL壽命系數。式中NHO：循環(huán)基數，查精密機械設計圖8-41，NHO=1.5x107；NH：齒輪的應力循環(huán)次數，NH=60nt=60 x376x60 x8=1.08288x107；取KHL=1.06=529.04Nmm-2H=465.00Nmm-2=529.04Nmm-2因此接觸強度足夠B齒寬，=0.83x48=39.84；許用彎曲應力；查表8-11得=1.8x240=432Nmm-2，=1.8，=1（齒輪雙面受載時的影響系數，單面取1，雙面區(qū)0.70.8），（壽命系數）循環(huán)基數取4x106,循環(huán)次數=60nt=60

11、 x376x60 x8=1.08288x107KFL=0.8471YF齒形系數。查精密機械設計圖8-44，YF=3.73計算得=240Nmm-2F=113.45Nmm-2F因此彎曲強度足夠四、軸的結構設計軸的材料選用45鋼估算軸的直徑根據精密機械設計P257式(10-2)，查表10-2軸的最小直徑取C=110或=30計算得d1min20mmd2min30mm取d1=20mm，d2=30mm軸的各段軸徑根據機械設計基礎課程設計P26，當軸肩用于軸上零件定位和承受內力時，應具有一定高度，軸肩差一般可取610mm。用作滾動軸承內圈定位時，軸肩的直徑應按軸承的安裝尺寸取。如果兩相鄰軸段直徑的變化僅是為

12、了軸上零件裝拆方便或區(qū)分加工表面時兩直徑略有差值即可，例如取15mm也可以采用相同公稱直徑而不同的公差數值。按照這些原則高速軸的軸徑由小到大分別為：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速軸的軸徑由小到大分別為：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。軸的各段長度設計1)根據機械設計基礎課程設計表3-1，表4-1以及圖4-1，得取8mm,1取8mm,齒輪頂圓至箱體內壁的距離：1=10mm齒輪端面至箱體內壁的距離：2=10mm軸承端面至箱體內壁的距離（軸承用油潤滑時）：3=5mm箱體外壁至軸承座孔端面的距離：L1=+C1+C2+(510)=45mm軸承端蓋凸緣厚

13、度：e=10mm2)帶輪寬：35mm聯(lián)軸器端：60mm軸承的厚度B01=15mm,B02=17mm根據上面數據，可以確定各段軸長，由小端到大端依次為：高速軸：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速軸：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm軸的校核計算（精密機械設計P257P262，機械設計手冊）對于高速軸校核：FrFtFzLcLaLbL垂直面內支點反力：La:28.5帶輪中徑到軸承距離，Lb：67.5mm兩軸承間距離。校核FrA=Fr+FrB1065.5N=（749.2+316.3）N類似方法求水平面內支點反力：V帶在軸上的載荷可近似地由下

14、式確定：；F0單根V帶的張緊力（N）Pd計算功率Pd=2.079Kw;ZV帶的根數；=6.2ms-1（為帶速）Ka包角修正系數Ka=0.95qV帶單位長度質量q=0.10（kgm-1）精密機械設計表7-11計算得F0=144.7Fz=570N（lc=Lc=67中軸到軸承距離）N,MA=FrLa=21352.2NmmMB=0同理求得：M=A=FtLa=58662.4NmmM=B=FzLc=38190NmmNmmNmm已知T=52800Nmm，選用軸的材料為45鋼，并經正火處理。查精密機械設計表10-1，其強度極限=600Nmm-2，并查表10-3與其對應的=55Nmm-2，=95Nmm-2故可求

15、出Nmm同理得MvB=31098.7Nmmmm在結構設計中定出的該處直徑dA=25mm,故強度足夠。同理對高速軸的校核中：d=33.2mm,在結構設計中定出的該處直徑d=35mm,故強度足夠。五、滾動軸承的選擇及校核計算根據任務書上表明的條件：載荷平穩(wěn)，以及軸承主要受到軸向力，所以選擇圓錐滾子軸承。由軸徑的相應段根據機械設計基礎課程設計表15-7選擇輕窄（2）系列，其尺寸分別為：內徑：d1=25mm,d2=35mm外徑：D1=52mm.D2=72mm寬度：B1=15mm，B2=17mm滾動軸承的當量載荷為：0，X=1；Y=0；則C額定動載荷，機械設計基礎課程設計表15-7而題目要求的軸承壽命為

16、，故軸承的壽命完全符合要求六、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1根據軸徑的尺寸，由機械設計基礎課程設計表14-1高速軸與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵C8X30GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵12X32GB1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵C8X50GB1096-792鍵的強度校核齒輪與軸上的鍵：鍵C1232GB1096-79bh=128,L=32,則Ls=L-b=20mm圓周力：Fr=2TII/d=2197600/40=9880N擠壓強度：=123.5125150MPa=p因此擠壓強度足夠剪切強度：=82.3120MPa=因此剪切強度足夠鍵C830GB1096-79和鍵C856GB1096-79根據上

17、面的步驟校核，并且符合要求。七、聯(lián)軸器的選擇根據軸徑的和機械設計基礎課程設計表17-1選擇聯(lián)軸器的型號：GB3852-83J1一對組合軸孔直徑：d=30mm,長度：L=60mm八、減速器附件的選擇通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M161.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳，雙螺釘起吊螺釘放油螺塞選用外六角油塞及墊片M141.5根據機械設計基礎課程設計表13-7選擇適當型號：起蓋螺釘型號：GB578386M620,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386M620,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386M620,材料Q235螺栓：GB5

18、78286M1080，材料Q235九、潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度12m/s，當m40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減速器時應注意：1)軸的剛度宜取大些；2)轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常

19、采用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至40000kW，圓周速度也可從很低至60m/s一70ms，甚至高達150ms。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承

20、和彈性支承。圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約30。151，2圓錐齒輪減速器它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐圓柱齒輪減速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器廣。1513蝸桿減速器主要用于傳動比較大(j10)的場合。通常說蝸桿傳動結構緊湊、輪廓尺寸小

21、，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當傳動比并不很大時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為避免攪油太甚、發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。15.1.4齒輪-蝸桿減速器它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結構較緊湊，后者效率較高。152傳動比分配在設計二級和二級以上的減速器時，合理地分配各級傳動比是很重要的，因為它將影響減速器的輪廓尺寸和重量以及潤滑的條件。傳動比分

22、配的基本原則是：1)使各級傳動的承載能力近于相等；2)使各級傳動中的大齒輪浸入油中的深度大致相近，從而使?jié)櫥顬榉奖悖?)使減速器獲得最小的外形尺寸或重量等。當二級圓柱齒輪減速器按照輪齒接觸強度相等的條件進行傳動比分配時，應該取高速級的傳動比。三級圓柱齒輪減速器的傳動比分配同樣可以采用二級減速器的分配原則。153減速器結構近年來，減速器的結構有些新的變化。為了和沿用已久、國內目前還在普遍使用的減速器有所區(qū)別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器結構和新型減速器結構。1531傳統(tǒng)型減速器結構絕大多數減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產時也可以用焊接箱體。鑄造

23、或焊接箱體都應進行時效或退火處理。大量生產小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面的凸緣上應設有23個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。在箱座上則常設有為提取整個

24、減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據經驗公式計算，見有關圖冊。關于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示Oe等均可從有關的設計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉速很高的減速器才采用滑動軸承。關于滾動軸承類型的選擇及其組合設計詳見滾動軸承一章。153，2新型減速器結構下面列舉兩種聯(lián)體式減速器的新型結構，圖中未將電動機部分畫出。1）齒輪蝸桿二級減速器；2）圓柱齒輪圓錐齒輪圓柱齒輪三級減速器。這些減速器都具有以下結構特點：在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設剖分面。為了便于傳動零件的安

25、裝，在適當部位有較大的開孔。在輸入軸和輸出軸端不采用傳統(tǒng)的法蘭式端蓋，而改用機械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋。輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮輪轂的作用。和傳統(tǒng)的減速器相比，這些結構上的改進，既可簡化結構，減少零件數目，同時又改善了制造工藝性。但設計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度。154減速器潤滑1541傳動的潤滑圓周速度u12m/s一15ms的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的齒輪深度以12個齒高為宜。速度高的還應該淺些，建議在07倍齒高左右，但至少為10mm。速度低的(0

26、5ms一08ms)也允許浸入深些，可達到16的齒輪半徑；更低速時，甚至可到13的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應達到輪齒的整個寬度。對于油面有波動的減速器(如船用減速器)，浸入宜深些。在多級減速器中應盡量使各級傳動浸入油中深度近予相等。如果發(fā)生低速級齒輪浸油太深的情況，則為了降低其探度可以采取下列措施：將高速級齒輪采用惰輪蘸油潤滑；或將減速器箱蓋和箱座的剖分面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。減速器油池的容積平均可按1kW約需035L一07L潤滑油計算(大值用于粘度較高的油)，同時應保持齒輪頂圓距離箱底不低于30mm一50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱

27、底的油泥。減速器的工作平衡溫度超過90時，需采用循環(huán)油潤滑，或其他冷卻措施，如油池潤滑加風扇，油池內裝冷卻盤管等。循環(huán)潤滑的油量一般不少于05L/kW。圓周速度u12m/s的齒輪減速器不宜采用油池潤滑，因為：1)由齒輪帶上的油會被離心力甩出去而送不到嚙合處；2)由于攪油會使減速器的溫升增加；3)會攪起箱底油泥，從而加速齒輪和軸承的磨損；4)加速潤滑油的氧化和降低潤滑性能等等。這時，最好采用噴油潤滑。潤滑油從自備油泵或中心供油站送來，借助管子上的噴嘴將油噴人輪齒嚙合區(qū)。速度高時，對著嚙出區(qū)噴油有利于迅速帶出熱量，降低嚙合區(qū)溫度，提高抗點蝕能力。速度u20心s的齒輪傳動常在油管上開一排直徑為4mm

28、的噴油孔，速度更高時財應開多排噴油孔。噴油孔的位置還應注意沿齒輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高而工作條件相當繁重的重型減速器中和需要用大量潤滑油進行冷卻的減速器中。噴油潤滑需要專門的管路裝置、油的過濾和冷卻裝置以及油量調節(jié)裝置等，所以費用較貴。此外，還應注意，箱座上的排油孔宜開大些，以便熱油迅速排出。蝸桿圓周速度在10m/s以下的蝸桿減速器可以采用油池潤滑。當蝸桿在下時，油面高度應低于蝸桿螺紋的根部，并且不應超過蝸桿軸上滾動軸承的最低滾珠(柱)的中心，以免增加功率損失。但如滿足了后一條件而蝸桿未能浸入油中時，則可在蝸桿軸上裝一甩油環(huán)，將油甩到蝸輪上以進行潤滑。當蝸桿在上時，則蝸輪浸

29、入油中的深度也以超過齒高不多為限。蝸桿圓周速度在10ms以上的減速器應采用噴油潤滑。噴油方向應順著蝸桿轉入嚙合區(qū)的方向，但有時為了加速熱的散失，油也可從蝸桿兩側送人嚙合區(qū)。齒輪減速器和蝸輪減速器的潤滑油粘度可分別參考表選取。若工作溫度低于0，則使用時需先將油加熱到0以上。蝸桿上置的，粘度應適當增大。154，2軸承的潤滑如果減速器用的是滾動軸承，則軸承的潤滑方法可以根據齒輪或蝸桿的圓周速度來選擇：圓周速度在2ms一3ns以上時，可以采用飛濺潤滑。把飛濺到箱蓋上的油，匯集到箱體剖分面上的油溝中，然后流進軸承進行潤滑。飛濺潤滑最簡單，在減速器中應用最廣。這時，箱內的潤滑油粘度完全由齒輪傳動決定。圓周

30、速度在2m/s3m/s以下時，由于飛濺的油量不能滿足軸承的需要，所以最好采用刮油潤滑，或根據軸承轉動座圈速度的大小選用脂潤滑或滴油潤滑。利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面的油，并導人油溝和流人軸承進行潤滑的方法稱為刮油潤滑。采用脂潤滑時，應在軸承內側設置擋油環(huán)或其他內部密封裝置，以免油池中的油進入軸承稀釋潤滑脂。滴油潤滑有間歇滴油潤滑和連續(xù)滴油潤滑兩種方式。為保證機器起動時軸承能得到一定量的潤滑油，最好在軸承內側設置一圓缺形擋板，以便軸承能積存少量的油。擋板高度不超過最低滾珠(柱)的中心。經常運轉的減速器可以不設這種擋板。轉速很高的軸承需要采用壓力噴油潤滑。如果減速器用的是滑動軸承，由于傳動用油的粘度

31、太高不能在軸承中使用，所以軸承潤滑就需要采用獨自的潤滑系統(tǒng)。這時應根據軸承的受載情況和滑動速度等工作條件選擇合適的潤滑方法和油的粘度。HYPERLINK/chinese1/department/gxy/information/web/new_page_11.htm（上一章）HYPERLINK/chinese1/department/gxy/information/web/index.htm（返回主頁）HYPERLINK/chinese1/department/gxy/information/web/new_page_13.htm（下一章）第16章軸基本內容：1.軸的分類；2.軸的結構設計；3.

32、軸的強度計算；4.軸的剛度計算；5.軸的臨界轉速；重點與難點：1重點：軸的結構設計；軸的強度計算方法；軸轂聯(lián)接.2難點：軸的結構設計；軸的疲勞強度校核計算.基本內容：1.軸的分類；2.軸的結構設計；3.軸的強度計算；4.軸的剛度計算；5.軸的臨界轉速；教學重點與難點：1重點：軸的結構設計；軸的強度計算方法；軸轂聯(lián)接.2難點：軸的結構設計；軸的疲勞強度校核計算.教學基本要求：1了解軸的類型、特點、應用；軸的材料及選用；2了解軸的疲勞強度校核計算（安全系數法），軸的剛度計算，軸的振動及穩(wěn)定性的概念；3復習軸轂聯(lián)接；4掌握軸的扭轉強度和彎扭組合強度計算；5掌握軸的結構設計及提高軸的強度的措施；基本要

33、求：1了解軸的類型、特點、應用；軸的材料及選用；2了解軸的疲勞強度校核計算（安全系數法），軸的剛度計算，軸的振動及穩(wěn)定性的概念；3復習軸轂聯(lián)接；4掌握軸的扭轉強度和彎扭組合強度計算；5掌握軸的結構設計及提高軸的強度的措施；161概述作回轉運動的零件都要裝在軸上來實現其回轉運動，大多數軸還起著傳遞轉矩的作用。軸要用滑動軸承或滾動軸承來支承。常見的軸有直軸和曲軸，曲軸主要用于作往復運動的機械中。本章只討論直軸。1611軸的分類根據軸的承載情況可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。只承受彎矩，不承受轉矩的軸稱為“心軸”；只承受轉矩，不承受彎矩的軸稱為“傳動軸”；同時承受彎矩和轉矩的軸稱為“轉軸”。16.1.

34、2軸的材料軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。常用的碳素鋼有3050鋼，最常用的是45鋼。為保證其力學性能，應進行調質或正火處理。不重要的或受力較小的軸以及一般傳動軸可以使用Q235Q275鋼。合金鋼具有較高的機械強度，可淬性也較好，可以在傳遞大功率并要求減少質量和提高軸頸耐磨性時采用。常用的合金鋼有12CrNi2、12CrNi3、20Cr、40Cr和38SiMnMo等。軸的材料也可采用合金鑄鐵或球墨鑄鐵。軸的毛坯是鑄造成型的，所以易于得到更合理的形狀。這些材料吸振性較高，可用熱處理方法獲得所需的耐磨性，對應力集中敏感性也較低。因鑄造品質不易控制；故可靠性不如鋼制軸。1613軸設計的主要問題在一般

35、情況下，軸的工作能力決定于它的強度和剛度，對于機床主軸，后者尤為重要。高速轉軸則還決定于它的振動穩(wěn)定性；在設計軸時，除應按工作能力準則進行設計計算或校核計算外，在結構設計上還須滿足其他一系列的要求，例如：1)多數軸上零件不允許在軸上作軸向移動，需要用軸向固定的方法使它們在軸上有確定的位置；2)為傳遞轉矩，軸上零件還應作周向固定；3)對軸與其他零件(如滑動軸承、移動齒輪)間有相對滑動的表面應有耐磨性的要求；4)軸的加工、熱處理、裝配、檢驗、維修等都應有良好的工藝性；5)對重型軸還須考慮毛壞制造、探傷、起重等問題。16，2軸的結構設計1621軸的毛坯尺寸較小的軸可以用圓鋼車制，尺寸較大的軸則應用鍛

36、造毛坯。鑄造毛坯應用很少。為了減少質量或結構需要，有一些機器的軸(如水輪機軸和航空發(fā)動機主軸等)常采用空心的截面。因為傳遞轉矩主要靠軸的近外表面材料，所以空心軸比實心軸在材料的利用上較經濟。但空心軸的制造比較費工，所以必須從經濟和技術指標進行全面分析才能決定是否有利。有時為了節(jié)約貴重的合金鋼或優(yōu)質鋼，或是為了解決大件鍛造的困難，也可用焊接的毛坯。16.22軸頸、軸頭、軸身軸主要由軸頸、軸頭、軸身三部分組成：軸上被支承部分叫做軸頸，安裝輪轂部分叫做軸頭，聯(lián)接軸頸和軸頭的部分叫做軸身。軸頸和軸頭的直徑應該按規(guī)范取圓整尺寸，特別是裝滾動軸承的軸頸必須按軸承的內直徑選取。軸頸的結構隨軸承的類型及其安裝

37、位置而有所不同，可參看本章及滑動軸承和滾動軸承兩章中有關的圖。軸頸、軸頭與其相聯(lián)接零件的配合要根據工作條件合理地提出，同時還要規(guī)定這些部分的表面粗糙度，這些技術條件對軸的運轉性能關系很大。為使運轉平穩(wěn)，必要時還應對軸頸和軸頭提出平行度和同軸度等要求。對于滑動軸承的軸頸，有時還須提出表面熱處理的條件等。從節(jié)省材料、減少質量的觀點來看，軸的各橫截面最好是等強度的。但是從加工工藝觀點來看，軸的形狀卻是愈簡單愈好。簡單的軸制造時省工，熱處理不易變形，并有可能減少應力集中。當決定軸外形時，在保證裝配精度的前提下，既要考慮節(jié)約材料，又要考慮便于加工和裝配。因此，實際的軸多做成階梯形(階梯軸)，只有一些簡單

38、的心軸和一些有特殊要求的轉軸，才做成具有同一名義直徑的等直徑軸。1623零件在軸上的固定軸上零件常以其轂和軸聯(lián)接在一起。軸和轂的固定可分為軸向固定和周向固定兩類。1軸上零件的軸向固定軸上零件軸向固定的方法有：軸肩(或軸環(huán))、擋圈、圓螺母、套筒、圓錐形軸頭等。軸肩結構簡單，可以承受較大的軸向力；螺釘鎖緊擋圈用緊定螺釘固定在軸上，在軸上零件兩側各用一個擋圈時，可任意調整軸上零件的位置，裝拆方便，但不能承受大的軸向力，且釘端坑會引起軸應力集中；當軸上零件一邊采用軸肩定位時，另一邊可采用套筒定位，以便于裝拆；如果要求套筒很長時，可不采用套筒而用螺母固定軸上零件，螺母也可用于軸端；軸端擋圈常用于軸端零件

39、的固定；圓錐形軸頭對中好，常用于轉速較高時，也常用于軸端零件的固定。為了使軸上零件與軸肩端面緊密貼合，應保證軸的圓角半徑ra、輪轂孔的倒角高度C(或圓角半徑r)、軸肩高度a之間有下列關系：raCa；和rara。軸肩尺寸應符合國標規(guī)定。2軸上零件的周向固定周向固定方法可采用鍵、花鍵、成形、彈性環(huán)、銷、過盈等聯(lián)接，通稱軸轂聯(lián)接。162，4結構草圖畫法畫軸的結構草圖是設計軸的重要環(huán)節(jié)之一，也是軸受力分析和進行強度計算的主要依據。除了軸的直徑有待強度或剛度計算確定外，其他如軸上零件布置和固定方法、支承點位置、裝配工藝、制造方法等都必須在結構設計中有通盤的考慮。16.3軸的強度計算軸的強度計算主要有三種

40、方法：許用切應力計算；許用彎曲應力計算；安全系數校核計算。許用切應力計算只需知道轉矩的大小，方法簡便，但計算精度較低。許用彎曲應力計算必須先知道作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數。為此，常先按轉矩估算軸徑并進行軸的結構設計后，即可畫出軸的彎扭合成圖，然后計算危險截面的最大彎曲應力。它主要用于計算一般重要的、彎扭復合的軸，計算精度中等。安全系數校核計算也要在結構設計后進行，不僅要定出軸的各段直徑，而且要定出過渡圓角、軸轂配合、表面粗糙度等細節(jié)。它主要用于重要的軸，計算精度較高，但計算較復雜，且常需有足夠的資料才能進行。安全系數校核計算能判斷各危險截面的安全程度，從而改善各薄弱環(huán)

41、節(jié)，有利于提高軸的疲勞強度。以上三種方法可單獨使用或逐個使用。一般轉軸按許用彎曲應力計算已足夠可靠，不一定再用安全系數法校核。要用安全系數法校按的軸，不一定要再用許用彎曲應力法計算。強度計算不能滿足要求時，應修改結構設計，兩者常相互配合、交叉進行。163.1按許用切應力計算受轉矩T的實心圓軸，計算公式如下：校核公式設計公式16.3.2按許用彎曲應力計算計算公式如下：校核公式設計公式一般設計步驟如下：畫出軸的空間受力筒圖。將軸上作用力分解為水平面受力圖和垂直面受力圖。求出水平面上和垂直面上的支承點反作用力。分別作出水平面上的彎矩Mxy圖和垂直面上的彎矩Mxz圖。作出合成彎矩M;作出轉矩T圖。繪出

42、當量彎矩M圖.16，33安全系數校核計算1疲勞強度校核疲勞強度的校核即計入應力集中，表面狀態(tài)和尺寸影響斟后的精確校核。同上節(jié)所述方法，繪出軸的彎矩M圖和轉矩T以后，選擇軸上的危險截面進行校校。根據截面上受到的彎矩和轉矩可求出彎曲應力和切應力，這兩項循環(huán)應力可分解平均應力和應力幅；然后就可以分別求出彎矩作用下的安全系數和轉矩作用下的安全系數。16.4軸的剛度計算軸受載荷以后要發(fā)生彎曲和扭轉變形，如果變形過大，會影響軸上零件正常工作。例如，在電動機中如果由于彎矩使軸所產生的撓度)J過大，就會改變電機轉子和定于間的間隙而影響電機的性能。又如，內燃機凸輪軸受轉矩所產生的扭角聲如果過大就會影響氣門啟閉時

43、間。軸的變形有三種：撓度、轉角和扭角。在各種機器中對軸的剛度要求并不一致，所以沒有統(tǒng)一的規(guī)定。16.41、扭角的計算式中l(wèi)軸受轉矩作用的長度；Ip軸截面的極慣性矩；G軸材料的切變模量。164，2彎曲變形的計算計算軸在彎矩作用下所產生的撓度夕和轉角有幾種方法，這里主要介紹兩種。1當量軸徑法對于階梯軸，可以簡化為一當量等徑光軸，然后利用材料力學中的公式計算y和。式中l(wèi)支點間距離；li、di軸上第i段的長度和直徑。2能量法用能量法計算階梯軸的彎曲變形，運算較方便。此處略。16.5軸的臨界轉速軸的轉速達到一定值時，運轉便不穩(wěn)定而發(fā)生顯著的反復變形，這現象稱為軸的振動。如果繼續(xù)提高轉速，振動就會衰減，運

44、轉又趨于平穩(wěn)，但是當轉速達到另一較高的定值時，振動又復出現。發(fā)生顯著變形的轉速，稱為軸的臨界轉速。同型振動的臨界轉速可以有好多個，最低的一個叫做第一階臨界轉速。軸的工作轉速不能和其臨界轉速重合或接近，否則將發(fā)生共振現象而使軸遭到破壞。計算臨界轉速的目的就在于使工作轉速n避開軸的臨界轉速。軸的振動可分為橫向振動、扭轉振動和縱向振動三類。縱向振動的自振頻率很高，在軸的工作轉速范圍內一般不會發(fā)生縱向振動。工作轉速低于第一階臨界轉速的軸，稱為剛性軸；超過第一階臨界轉速的軸，稱為撓性軸。166提高軸的強度、剛度和減輕重量的措施可以從結構和工藝兩方面采取措施來提高軸的承載能力。軸的尺寸如能減小，整個機器的

45、尺寸也常會隨之減小。1合理布置軸上零件，減小軸受轉矩；2改進軸上零件結構，減小軸受彎矩；3采用載荷分擔的方法減小軸的載荷；4采用力平衡或局部相互抵消的辦法減小軸的載荷；5改變支點位置，改善軸的強度和剛度；6改進軸的結構，減少應力集中；7，改善表面品質提高軸的疲勞強度；HYPERLINK/chinese1/department/gxy/information/web/new_page_11.htm（上一章）HYPERLINK/chinese1/department/gxy/information/web/index.htm（返回主頁）HYPERLINK/chinese1/department/g

46、xy/information/web/new_page_13.htm（下一章）高速、中載圓柱齒輪減速器的穩(wěn)健設計張蕾盧玉明石均(東南大學機械工程系210018)1前言眾所周知，齒輪的誤差對齒輪的壽命會產生很大的影響，特別是在一些重要機構中，研究齒輪誤差的影響、使齒輪誤差的綜合影響最小，已經成為目前研究的一個熱點和難點。在以往的設計中，為了提高齒輪的壽命，我們往往對齒輪的精度和使用條件提出更高要求，認為只有提高精度、限制使用條件才能減少誤差產生的不良影響。但事實并非如此。齒輪的精度等級或誤差對齒輪的壽命或噪聲等性能的影響是非線性的,在不同設計方案中,同樣的誤差程度，所產生的性能波動不盡相同，而且

47、，提高精度等級或限制使用條件的同時大大增加了制造和使用的成本。穩(wěn)健設計的出現解決了這個難題，這種方法的核心是找到一種設計方案，使得最終產品既滿足性能要求，對誤差又不是十分敏感，同時達到了降低成本的目的。本文即是在這樣的目的下，對現有的某高速、中載發(fā)動機減速器齒輪傳動副進行穩(wěn)健設計，建立了相應的數學模型，并求得了更佳的設計方案。2機械產品穩(wěn)健設計的工程分析在這一部分中，本文將分析穩(wěn)健設計的基本思路，按照穩(wěn)健設計的基本步驟，建立機械產品穩(wěn)健設計的一般模型。21確定產品的性能指標在這一步中，我們對產品進行分析，定義產品的綜合性能指標或者說是我們感興趣的產品性能指標。這個指標可能是產品的某一性能指標，

48、也可能是產品的各項指標的加權平均，但是這些指標應該能夠表示成參數的相應函數形式。22對設計參數分類有些變量的設計值在設計過程中選定，稱為控制變量；有的變量由于產品制造、使用過程中的種種原因，會產生一定的偏差，這樣的變量稱為干擾變量。按照這樣的分類標準，我們可以將所有設計變量分為四類：常量、控制變量、干擾變量、混合變量?；旌献兞渴侵冈O計值可以改變且存在誤差的設計變量。分類如圖1所示。圖1變量分類圖為了分析方便，假設設計變量的集合為V=（A,B,C,D)，其中：A、B、C、D分別表示常量集、控制變量集、干擾變量集、混合變量集。2.3建立優(yōu)化設計方案的數學模型純粹從數學角度而言，所謂穩(wěn)健設計也就是尋

49、找一種方案，使得設計出的產品，性能Y滿足一定需要，而性能波動X又相對比較小，也即受參數誤差的影響較小，容許變量有較大的變動范圍，從而降低產品的實際成本。表示成數學形式即為：minX=F(A，B，C，D，A，B，C，D)(1)s.t.Y=G(A,B,C,D)YA，B，C，D屬于求解空間這里F和G可能不是顯式的函數表達式，而只是一種函數影響關系，但為了分析上的方便，可以認為這樣的表達式是存在的。3齒輪傳動副穩(wěn)健設計的實現某型發(fā)動機是輕型民用渦漿飛機的動力裝置，其發(fā)動機體內減速器如圖2所示。下面本文即對該二級減速器進行穩(wěn)健設計，尋求滿足給定條件的更佳設計方案。3.1原設計方案已知減速器傳遞功率為55

50、1.25kW。輸入轉速為41350r/min，輸出轉速為2200r/min，高速級主從動輪和低速級主動輪的材料均為優(yōu)質專用合金鋼。所有齒輪為表面淬火，輪齒表面硬度HRc5962。齒輪精度等級為5-4-4GMGB10096-88。其主要設計參數見表1：圖2某齒輪減速器傳動簡圖表1原設計方案齒輪類別齒數Z齒寬B(mm)法向模數mn(mm)螺旋角()法向變位系數高速級25/96251.388.9290.35/-0.35低速級19/93272.259.9170.4/03.2穩(wěn)鍵設計要求以原定型減速器的有關參數和設計規(guī)范為基礎，在滿足齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度的可靠度要求以及幾何、邊界約束的條件

51、下，使減速器具有最穩(wěn)定的可靠度。3.3數學模型的建立3.3.1設計變量可取二級圓柱斜齒輪的法向模數mnh、mnl，齒數Z1、Z2、Z3、Z4，分度圓螺旋角h、l，中心距a、高低速級齒輪變位系數Xn1、Xn2、Xn3、Xn4作為設計變量，為提高承載能力，高速級采用高變位，同時為配湊中心距，低速級采用角變位。其中Z4=18.794Z1Z3/Z2、h=arccos(mnh(Z1+Z2)/2a)、Xn1=-Xn2,Xn3和Xn4可以按照設計手冊取值；另外，為簡化計算，可參考原始設計方案，根據齒輪強度條件，給定高低速級齒輪法向模數：mnh=1.38mm,mnl=2.25mm，于是我們得到設計變量如下：X

52、=(X1,X2,X3,X4,X5,X6)T=(Z1,Z2,Z3,l,a,Xn1)T(2)3.3.2目標函數根據參考文獻3，齒輪接觸強度可靠度99.99%對應于安全系數Sh1.5；彎曲強度可靠性R99.99%對應于Sf1.6。由實驗發(fā)現，高速級齒輪多發(fā)生點蝕破壞，所以我們將齒輪接觸強度作為減速器的性能指標，要求Sh1.5前提下具有最小的波動。設Sh的波動為sh，Sh的中心值為sh，設計目標是sh大、sh小。目標函數可寫為：min(shsh)=min(Shi-sh)2)1/2sh(3)3.3.3約束條件(1)強度約束G1(X)=sh-1.50(4)(2)邊界約束根據高速、中載齒輪發(fā)動機體內減速器的

53、設計經驗和設計規(guī)范，我們給每個設計變量一個取值范圍：X(i)minX(i)X(i)max(5)4模型求解4.1對變量進行分析對于一個齒輪，其接觸疲勞安全系數為：Sh=HH=ZEZHZZ(KFb(1)/bd1)1/2(6)其中：系數K=KAKVKK。表達式涉及12個變量。由于在制造和安裝過程中，實際參數與設計參數之間誤差在所難免，而且又存在制造精度、材料性能、安裝等誤差，上式中的12個變量也會因這些誤差的出現而產生波動，從而導致Sh的波動。4.2實際制造過程的計算機模擬各種誤差對齒輪制造的影響是多種多樣的。我們可以用計算機模擬正交實驗的方法來模擬這種實際制造過程。正交實驗法是通過事先設計好的一套正交表來安排實驗的。借助正交表可以選出具有代表性的實驗，對以較少的實驗次數所獲得的數據進行統(tǒng)計分析，而得到滿意的結果。我們選出影響Sh的五個主要因素：精度等級、材質性能、螺旋角、中心距a、齒寬B。各因素誤差水平如表2所示：表2誤差水平表精度等級(級)材質性能lim(MPa)螺旋角()中心距a(mm)齒寬B(mm)第一水平5-4-4GM95%lim