機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）二級展開式圓柱齒輪減速器【全套圖紙三維】

1、設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的減速器目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)1二、前言12.1：題目分析12.2：傳動方案的擬定2三、電動機(jī)的選擇、傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算23.1：電動機(jī)的選擇23.1.1：選擇電動機(jī)的類型23.1.2：選擇電動機(jī)的額定功率23.1.3：確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速33.1.4：確定發(fā)動機(jī)的的型號43.2：傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算43.2.1：合理分配傳動比43.2.2：計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速53.2.3：計(jì)算各軸的輸入功率53.2.4：計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5四、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算64.1：高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)64.1.1：選擇材料64.1.2：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)74.1.3：驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度

2、84.1.4：驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度124.1.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸144.1.6：確定齒輪制造精度154.2：低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)164.2.1：選擇材料164.2.2：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)164.2.3：驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度174.2.4：驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度204.2.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸224.2.6：確定齒輪制造精度23五、軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算235.1：高速軸的設(shè)計(jì)345.1.1：選擇軸的材料355.1.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑355.1.3：聯(lián)軸器的型號的選取355.1.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)365.2：中間軸的設(shè)計(jì)235.2.1：選擇軸的材

3、料245.2.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑245.2.3：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)255.2.4：軸的受力分析265.2.5：軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算295.3：低速軸的設(shè)計(jì)385.3.1：選擇軸的材料385.3.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑395.3.3：聯(lián)軸器的型號的選取395.3.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)395.3.5：軸的受力分析415.3.6：軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算43六、軸承的選擇與壽命計(jì)算486.1：低速軸的軸承壽命486.2：中間軸的軸承壽命49七、鍵連接的選擇與校核計(jì)算537.1：高速軸上的鍵的選擇537.2：中間軸上的鍵的選擇547.3：低速軸上的鍵的選擇與校核計(jì)算5

4、57.3.1：齒輪處普通平鍵選擇與強(qiáng)度校核557.3.2：聯(lián)軸器處普通平鍵強(qiáng)度校核56八、聯(lián)軸器的選擇578.1：高速軸端聯(lián)軸器的選擇578.2：低速軸端聯(lián)軸器的選擇57九、潤滑與密封方式選擇58十、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5810.1：減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5810.2：減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)59十一、參考資料59全套圖紙三維加153893706一、設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)一帶式輸送機(jī)的算計(jì)圓柱齒輪減速器。帶式運(yùn)輸機(jī)示意圖如下：使用年限為10年，每年250天，三班制工作。為一般用途。我選的題目號為5，相關(guān)數(shù)據(jù)如下：題號運(yùn)輸帶拉力運(yùn)輸帶速度卷筒直徑830001.05400二、前言2.1：題目分析2.2：傳動方案

5、的擬定二級展開式圓柱齒輪減速器高速級齒輪傳動選用斜齒圓柱齒輪，低速級選用直齒斜齒圓柱齒輪。優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)緊湊、簡單，傳動效率高，工作可靠，應(yīng)用較廣泛。缺點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱布置，沿齒向載荷分布不均勻。三、電動機(jī)的選擇、傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算3.1：電動機(jī)的選擇3.1.1：選擇電動機(jī)的類型按照工作要求的條件，選用y系列三相異步電動機(jī)。y系列三相異步電動機(jī)是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機(jī)，它具有高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、可靠性高以及使用維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)。【1】最常用的交流電動機(jī)三相鼠籠性異步電動機(jī)3.1.2：選擇電動機(jī)的額定功率選?。閳A柱齒輪傳動嚙合效率；為軸承傳動

6、效率；為聯(lián)軸器傳動效率；為卷筒傳動效率）由電動機(jī)軸至卷筒軸的傳動效率為：(三對軸承，兩對齒輪，兩對聯(lián)軸器)工作機(jī)構(gòu)的效率為：（軸承加卷筒）工作機(jī)構(gòu)所需功率為：電動機(jī)所需功率為：由，故選擇電動機(jī)的額定功率為：3.1.3：確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)構(gòu)主軸即卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：二級圓柱齒輪減速器的傳動比通常單級齒輪傳動比（機(jī)械原理p90）所以符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000兩種。為了既不使電動機(jī)尺寸過大，也不使傳動裝置因傳動比過大而導(dǎo)致其外廓尺寸過大，價(jià)格增加，選用同步轉(zhuǎn)速為1000的電動機(jī)。3.1.4：確定發(fā)動機(jī)的的型號根據(jù)電動機(jī)的額定功率和電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速1000 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第四冊查y系列三

7、相異步電動機(jī)，確定所需電動機(jī)的型號為y132m1-6，其主要性能列于下表：電動機(jī)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速y132m1-649602.02.23.2：傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算3.2.1：合理分配傳動比由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第四冊表17-1-35可知滿載時(shí)電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為960，則系統(tǒng)總的傳動比為：按兩級大齒輪浸油深度相近，以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速級別傳動比應(yīng)該比低速級傳動比大，其。（出自機(jī)械原理p93）取，則故：3.2.2：計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸 （從電動機(jī)軸往左依次為軸、軸、軸）軸 軸 軸、卷筒軸 3.2.3：計(jì)算各軸的輸入功率電動機(jī)軸 軸 軸 軸 卷筒軸 3.2.4：計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸 軸

8、軸 軸 卷筒軸 結(jié)果整理：軸名功率（）轉(zhuǎn)矩（）轉(zhuǎn)速（）電動機(jī)軸439.79960軸3.8838.60960軸3.73184.96192.41軸3.58681.7550.13卷筒軸3.33634.9850.13四、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1：高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)我們設(shè)計(jì)的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。由前面的計(jì)算我們可得到相關(guān)數(shù)據(jù)有：，,，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,4.1.1：選擇材料根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)查表4-1，齒輪常用材料及其力學(xué)性能,小齒輪初步選用40cr調(diào)質(zhì)處理，hbs1=241286,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，hbs2=217255.計(jì)算時(shí)取hbs

9、1=270，hbs2=230，hbs1- hbs2=40, 合適。4.1.2：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)表4-10中公式計(jì)算：1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：2）齒寬系數(shù)由表4-9可知，小齒輪軟齒面、非對稱布置取3）齒數(shù)比：對減速運(yùn)動，4）載荷系數(shù)：因速度高，非對稱布置，初選5）確定初步計(jì)算時(shí)許用接觸應(yīng)力，由圖4-7c查得，, （按圖中mq查值），則6）計(jì)算小齒輪分度圓直徑7）初步確定主要參數(shù)a.選取齒數(shù)：取，取，則新的 b.初選螺旋角c.計(jì)算法向模數(shù)：，選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)d.計(jì)算中心距：為了便于箱體的加工及測量，將圓整，取e.計(jì)算實(shí)際螺旋角： f.計(jì)算分度圓直徑： 驗(yàn)證：g.計(jì)算齒寬：圓整取 4.

10、1.3：驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式4-19：1）彈性系數(shù)：由表:4-7查得，2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)：由圖4-19查得，3）重合度系數(shù)：先由知?jiǎng)t：4）螺旋角系數(shù)：5）圓周力：6）載荷系數(shù)：a.使用系數(shù)：由表4-4查得b.動載系數(shù)：由查圖4-13得（初取8級精度）c.齒向載荷分布系數(shù)：由表4-5，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整，可得d. 齒間載荷分配系數(shù)：先求 查表4-6，式中由式4-24 則 故 7）確定許用接觸應(yīng)力，由式4-16：a.安全系數(shù)由表4-8查得，取(一般可靠度)b.壽命系數(shù)由式4-17計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)式中，查圖4-20得，（均按曲線1查得），故8）驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度

11、（安全）4.1.4：驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式（4-33）1)由前面計(jì)算可知，2)載荷系數(shù)：a.使用系數(shù)同前，b.動載系數(shù)同前，c. 齒向載荷分布系數(shù)：由圖4-16，查出d. 齒間載荷分配系數(shù)：由前面計(jì)算可知，則由式（4-21）則前面已經(jīng)求得，故故：3)齒形系數(shù)：由，查圖4-25，得，4)齒根應(yīng)力修正系數(shù):由，查圖4-25。得，5)重合度系數(shù)：同前6)螺旋系數(shù)：由式4-34，由前計(jì)算可知，計(jì)算時(shí)取7)許用彎曲應(yīng)力:由式4-22，a.彎曲疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)力：由圖4-8c，查得：（按圖中me查值），（按圖中mq查值）b.安全系數(shù)：由表4-8，取1.25（一般可靠度）c.壽命系數(shù)：由,查圖4-26得：，

12、則8)驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度故彎曲強(qiáng)度足夠4.1.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸， ，分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取 ，中心距 4.1.6：確定齒輪制造精度由前面計(jì)算知，查表4-15，確定齒輪第公差組為8級精度，第、公差組與第公差組同為8級。按機(jī)械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj，在其零件工作圖上標(biāo)記為8gjgb/t100951988，大齒輪齒厚偏差為hk,在其零件工作圖上標(biāo)記為：8hkgb/t100951988。4.2：低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì)我們設(shè)計(jì)的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。由前面的計(jì)算我們可得到相關(guān)數(shù)據(jù)有：，,，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，三班制工作，使用年限10年，每

13、年250天，,4.2.1：選擇材料根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)查表4-1，齒輪常用材料及其力學(xué)性能,小齒輪初步選用40cr調(diào)質(zhì)處理，hbs3=241286,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，hbs4=217255.計(jì)算時(shí)取hbs3=270，hbs4=230.（hbs3- hbs4=40, 合適）4.2.2：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度初步設(shè)計(jì)由式4-101）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：2）齒寬系數(shù)由表4-9可知，軟齒面、非對稱布置取3）齒數(shù)比：對減速運(yùn)動，4）載荷系數(shù)：初選（直齒輪、非對稱布置）5）確定初步計(jì)算時(shí)許用接觸應(yīng)力，由圖4-7c查得，, （按圖中mq查值），則6）計(jì)算小齒輪分度圓直徑7）初步確定主要參數(shù)a.選取齒數(shù)：取取 b.

14、計(jì)算模數(shù)：，取c.計(jì)算分度圓直徑：d.計(jì)算中心距e.計(jì)算齒寬：取 4.2.3：驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式（9-21）1）彈性系數(shù)：由表:4-7查得，2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)：由圖4-19查得，3）重合度系數(shù)：由則：4）載荷系數(shù)：a.使用系數(shù)：由表4-4查得b.動載系數(shù)：由查圖4-13得（初取8級精度）c.齒向載荷分布系數(shù)：由表4-5，按調(diào)質(zhì)齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整，可得d. 齒間載荷分配系數(shù)：由公式4-1先求 由前面可知 則 故 5）校驗(yàn)許用接觸應(yīng)力，由式4-16，a.安全系數(shù)由表4-8差得，取(一般可靠度)b.壽命系數(shù)由式4-17計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)式中，查圖4-20得，（均按曲線1

15、查得），故6）驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度4.2.4：驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式（9-26）1)由前面計(jì)算可知，2)載荷系數(shù)：a.使用系數(shù)同前，b.動載系數(shù)同前，c. 齒向載荷分布系數(shù)：由圖4-16，查出d. 齒間載荷分配系數(shù)：由，查表4-6，知，又由，得故：3)齒形系數(shù)：由，查圖4-25，得，4)齒根應(yīng)力修正系數(shù):由，查圖9-33【2】。得，5)重合度系數(shù)：同前6)許用彎曲應(yīng)力:由式4-22，a.彎曲疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)力：由圖4-8c，查得：（按圖中me查值），（按圖中mq查值）b.安全系數(shù)：由表4-8，?。ㄒ话憧煽慷龋ヽ.壽命系數(shù)：由，查圖4-26得：，d.尺寸系數(shù)：由，查圖4-26得，則7)驗(yàn)算齒根彎

16、曲疲勞強(qiáng)度故彎曲強(qiáng)度足夠4.2.5：確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸， 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑齒寬 取 ，中心距 4.2.6：確定齒輪制造精度由前面計(jì)算知，查表4-15，確定齒輪第公差組為8級精度，第、公差組與第公差組同為8級。按機(jī)械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為gj，在其零件工作圖上標(biāo)記為8gjgb/t100951988，大齒輪齒厚偏差為hk,在其零件工作圖上標(biāo)記為：8hkgb/t100951988。五、軸的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算5.1：中間軸的設(shè)計(jì)總結(jié)之前的一些本計(jì)算階段可能用到的數(shù)據(jù)傳遞功率：；轉(zhuǎn)速：；齒輪2（大斜齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度，；（左旋）；齒輪3（小直齒輪）：分度圓直徑；

17、齒輪寬度；5.1.1：選擇軸的材料選用最常用45鋼，正火處理，估計(jì)軸的直徑小于100mm，由表10-1查得：5.1.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式(10-2)，查表10-2，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸），則又因?yàn)樽钚≈睆皆谘b齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即取標(biāo)準(zhǔn)值5.1.3：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）確定各段軸的直徑由前面計(jì)算可知軸頭直徑為35mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2mm；軸環(huán)和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，故軸環(huán)直徑為45mm。兩端裝軸承處的軸徑直徑應(yīng)小于34mm，同時(shí)考慮到軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸徑直徑取30mm。2）初

18、選軸承類型及及代號因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據(jù)軸徑為30mm，初選7206c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。3）確定各軸段的長度齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝大齒輪和小齒輪出的軸頭長度分別取68mm和115mm。取軸環(huán)寬度為。因?yàn)榇簖X輪齒輪2比小齒輪1齒寬窄7mm，考慮到中間軸ii比軸i齒輪離減速器壁距離要大一些，大齒輪2和小齒輪1端面到減速器壁的距離取18mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm，故左端套筒的長度為23mm。由手冊【1】查得7206c軸承的寬度為16m

19、m，軸端倒角尺寸取2mm，所以裝大齒輪軸承段的長度為44mm（2+23+16+3）。同理小齒輪段長度也為44mm。中間軸總長度為267（42+60+8+115+42）mm4）軸上零件的周向定位大齒輪及小齒輪均采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查得截面尺寸為，長度取為50mm和100mm。5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。5.1.4：軸的受力分析1）求軸上的扭矩2）求齒輪上的作用力3）確定跨距由手冊查得7206c軸承的支座反力的作用點(diǎn)位置尺寸為a=14.2mm，所以：右端支反力作用點(diǎn)至大齒輪上力的作用點(diǎn)間距離為左端支反力作用

20、點(diǎn)至小齒輪上力的作用點(diǎn)間距離為兩齒輪上作用點(diǎn)間的距離為4）作出計(jì)算簡圖（見草稿紙）5）求出水平面內(nèi)支反力及,并作出水平彎矩圖截面3的彎矩截面2的彎矩（圖見草稿紙）6）求垂直面內(nèi)支反力和，并作出垂直彎矩圖截面3的彎矩截面2的彎矩7)作出合力彎矩圖截面3的合成彎矩截面2的合成彎矩（圖見草稿紙）8）作出扭矩圖（圖見草稿紙）5.1.5：軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算確定危險(xiǎn)截面：由圖中不難看出，軸上多處截面存在應(yīng)力集中，但截面和截面所受載荷較小，可以不考慮。截面和直徑相同，應(yīng)力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，故可排除。截面和直徑相同，應(yīng)力集中群毆那個(gè)框相同，但截面所受載荷較截面小，也可排除。所以只

21、需對截面和進(jìn)行安全系數(shù)校核。1）截面的安全系數(shù)校核計(jì)算(1)應(yīng)力集中系數(shù)：a.有效應(yīng)力集中系數(shù):查表10-8（a型普通平鍵），b.絕對尺寸系數(shù)：查表10-11（軸徑d=35mm），c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表10-12，（精車、表面未強(qiáng)化處理、表面粗糙度）d.等效系數(shù)：查表10-14，(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）軸的直徑鍵槽寬鍵槽深(3)截面上的應(yīng)力彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅,平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，（4）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取,合適2）截面的安全系數(shù)校核計(jì)算(1)應(yīng)力集中系數(shù)：a.有效應(yīng)力集中系數(shù):軸直徑變化過

22、度圓角的應(yīng)力集中，由，按查表10-9，過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表10-8得由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)b.絕對尺寸系數(shù)：查表10-11，c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表10-12，（精車、表面未強(qiáng)化處理、表面粗糙度）d.等效系數(shù)：查表10-14，(2) 截面上的應(yīng)力截面的彎矩故彎曲應(yīng)力幅,平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，（3）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取,合適5.2：高速軸的設(shè)計(jì)總結(jié)之前的一些本計(jì)算階段可能用到的數(shù)據(jù)傳遞功率：；轉(zhuǎn)速：；齒輪1（小斜齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度，；（左旋）；5.2.1：選擇軸的材料選用

23、最常用45鋼，正火處理，估計(jì)軸的直徑小于100mm，由表10-1查得：5.2.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式(10-2)，查表10-2，?。ù溯S為轉(zhuǎn)軸，又是減速器的中間軸），則又因?yàn)樽钚≈睆皆谘b齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即經(jīng)過計(jì)算選擇了y132m-6中可查到電動機(jī)的安裝尺寸，其中電動機(jī)輸出軸直徑d=38mm5.2.3：聯(lián)軸器的型號的選取由前面計(jì)算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。假如選用彈性柱銷聯(lián)軸器，此時(shí)公稱扭矩，可選用hl1、 hl2、 hl3等等。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件估算出軸的最小直徑。通過這三條信息，可以得到：高速軸最小直徑d=30mm，聯(lián)軸器選

24、用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器,材質(zhì)為鐵、 d1=38mm、d2=30mm。，故裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于60mm，取58mm，軸頭直徑為50mm。5.2.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)（如草稿）2）確定各段軸的直徑由前面計(jì)算可知裝齒輪軸頭6直徑為50mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為2.5mm；軸環(huán)和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，故軸環(huán)5直徑為60mm。兩端裝軸承處的軸徑直徑應(yīng)小于50mm，同時(shí)考慮到軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸徑直徑取40mm。根據(jù)半聯(lián)軸器的外孔徑，確定裝聯(lián)軸器段軸頭直徑為30mm。考慮到氈封圈的直徑有標(biāo)準(zhǔn)系列，右端軸頸與軸頭間軸身的

25、直徑取為35mm。3）初選軸承類型及及代號因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據(jù)軸徑為40mm，查表6-6【1】初選7208c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。軸頸根據(jù)軸承取47mm。4）確定各軸段的長度齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝齒輪的軸頭長度分別取68mm。由手冊【1】查得7208c軸承的寬度為18mm，則根據(jù)前面中軸的設(shè)計(jì)，使軸承對在同一直線上，左右端套筒調(diào)整尺寸為19.5mm，齒輪端面到減速器壁的距離為14mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm，故。軸端倒角尺寸取2mm

26、，所以裝左軸承段的長度為41.5mm（2+19.5+18+2=41.5mm）。軸身右端面應(yīng)與左軸承內(nèi)端面重合。由手冊【1】查得7208c軸承的寬度為18mm，軸身的長度取137.5mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm。軸端倒角尺寸取2mm。右端裝軸承段軸頸長度為18mm。軸身的長度初選為50mm。軸環(huán)5的長度8mm。根據(jù)半聯(lián)軸器的軸孔長度，裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于60mm，取58mm。低速軸總長度為381mm4）軸上零件的周向定位齒輪采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為56mm。聯(lián)軸器采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為50m

27、m。5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。5.3：低速軸的設(shè)計(jì)總結(jié)之前的一些本計(jì)算階段可能用到的數(shù)據(jù)傳遞功率：；轉(zhuǎn)速：；轉(zhuǎn)矩齒輪4（大直齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度；5.3.1：選擇軸的材料選用最常用45鋼，正火處理，估計(jì)軸的直徑小于100mm，由表10-1查得：5.3.2：按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式(10-2)，查表10-2，取則又因?yàn)樽钚≈睆皆谘b齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應(yīng)增大，即圓整取標(biāo)準(zhǔn)值為5.3.3：聯(lián)軸器的型號的選取由前面計(jì)算可知，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉(zhuǎn)矩，即。還要考慮低速軸的最

28、小直徑。綜合以上因素，查標(biāo)準(zhǔn)jb/t7006-2006(見表3-6【3】)，選用plh3型滑動軸承平行軸聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的外孔徑，軸孔長度，故裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于112mm，取110mm，軸頭直徑為55mm。5.3.4：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）初步設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)（如草稿）2）確定各段軸的直徑由前面計(jì)算可知裝齒輪軸頭1直徑為55mm，軸環(huán)和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取1mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角半徑取為1.5mm；軸環(huán)和軸頭半徑差為23倍的倒角尺寸，故軸身2直徑為60mm。兩端裝軸承處的軸徑直徑應(yīng)大于60mm，同時(shí)考慮到軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)值，所以軸頸3直徑取65mm。根據(jù)軸承直徑。確定軸身4直徑為74

29、mm。裝齒輪段軸頭6取標(biāo)準(zhǔn)值80mm，方便拆裝。所以軸環(huán)5比軸頭6大5-10mm，直徑取90mm。右端軸頸7與軸頸3直徑相同，取為65mm。3）初選軸承類型及及代號因軸承徑向和軸向均受載荷的作用，所以選用角接觸軸承。根據(jù)軸徑為65mm，查表6-6【1】初選6213c軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)置擋油板。4）確定各軸段的長度齒輪和軸承間采用套筒進(jìn)行軸向定位。為了保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應(yīng)略小于齒輪輪轂的寬度，所以裝齒輪的軸頭6長度分別取108mm。根據(jù)前面中軸的設(shè)計(jì)，齒輪端面到減速器壁的距離為22mm，軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm，故左端套筒的長度為27mm。

30、由手冊【1】查得6213c軸承的寬度為23mm，軸端倒角尺寸取2mm，所以裝右軸承段軸頸7的長度為54mm（2+23+27+2=54mm）。軸身4左端面應(yīng)與右軸承內(nèi)端面重合。軸承端面到減速器內(nèi)壁面的距離取5mm，則根據(jù)前面中軸的計(jì)算，軸身4的長度取90mm。由手冊【1】查得6213c軸承的寬度為23mm，軸端倒角尺寸取2mm。裝軸承段軸頸3長度為23mm。軸身的長度初選為50mm。根據(jù)半聯(lián)軸器的軸孔長度，裝聯(lián)軸器段軸頭長度應(yīng)略小于112mm，取110mm。軸環(huán)5長度取8mm。低速軸總長度為443mm4）軸上零件的周向定位齒輪采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為90

31、mm。聯(lián)軸器采用c型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為80mm。5）確定軸上倒角半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。5.3.5：軸的受力分析1）軸上的扭矩2）求齒輪上的作用力3）確定跨距右端支反力作用點(diǎn)至聯(lián)軸器上力的作用點(diǎn)間距離為左端支反力作用點(diǎn)至齒輪上力的作用點(diǎn)間距離為4）作出計(jì)算簡圖（見草稿紙）5）求出水平面內(nèi)支反力及,并作出水平彎矩圖截面6的彎矩6）求垂直面內(nèi)支反力和，并作出垂直彎矩圖截面4的彎矩7)作出合力彎矩圖截面4的合成彎矩（圖見草稿紙）8）作出扭矩圖（圖見草稿紙）5.3.6：軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核計(jì)算

32、確定危險(xiǎn)截面：由圖中不難看出，軸上多處截面存在應(yīng)力集中，而且截面所受載荷差不太多，但軸徑小。所以為危險(xiǎn)截面，截面三處受載較大應(yīng)力集中，但載荷更大，所以需對截面進(jìn)行安全系數(shù)校核。1）截面的安全系數(shù)校核計(jì)算(1)應(yīng)力集中系數(shù)：a.有效應(yīng)力集中系數(shù):軸直徑變化過度圓角的應(yīng)力集中，由，按查表10-9，過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表10-8得由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)b.絕對尺寸系數(shù)：查表10-11，c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表10-12，（精車、表面未強(qiáng)化處理、表面粗糙度）d.等效系數(shù)：查表10-14，(2) 截面上的應(yīng)力截面的彎矩故彎曲應(yīng)力幅,平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，

33、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，（3）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取,合適2）截面的安全系數(shù)校核計(jì)算(1)應(yīng)力集中系數(shù)：a.有效應(yīng)力集中系數(shù): 軸直徑變化過度圓角的應(yīng)力集中，由，按查表10-9，過盈配合處的應(yīng)力集中，由查表10-8得由此可見過盈配合引起的應(yīng)力集中較大，應(yīng)按其計(jì)算安全系數(shù)b.絕對尺寸系數(shù)：查表10-11，c.表面狀態(tài)系數(shù)：查表10-12，（精車、表面未強(qiáng)化處理、表面粗糙度）d.等效系數(shù)：查表10-14，(2)截面的抗彎、抗扭截面模量（）軸的直徑鍵槽寬鍵槽深(3)截面上的應(yīng)力彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變化，彎曲應(yīng)力幅,平均應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變化，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力扭轉(zhuǎn)

34、應(yīng)力幅與平均切應(yīng)力相等，（4）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)綜合安全系數(shù)取,合適六、軸承的選擇與壽命計(jì)算6.1：低速軸的軸承壽命1）查有關(guān)數(shù)據(jù)由手冊【1】查得6213軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)：2）計(jì)算兩支承德徑向載荷4）計(jì)算兩軸承的當(dāng)量動載荷因?yàn)?，所以對于軸承i5）計(jì)算軸承的基本額定壽命取，中的最大值計(jì)算，將帶入下式查表12-8，因軸承在正常溫度下工作，查表12-10，取減速器載荷系數(shù)，球軸承則折合算壽命有50年。壽命達(dá)到要求6.2：中間軸的軸承壽命1）查有關(guān)數(shù)據(jù)由手冊【1】查得7206c軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)：2）計(jì)算兩支承德徑向載荷3）計(jì)算兩支承的軸向載荷對于7000c型軸承，軸承內(nèi)部軸向力,其中為表12

35、-12中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但先軸承軸向載荷未知，故先取進(jìn)行試算。對于軸承i 所以軸承ii壓緊，軸承i放松對于軸承ii查表12-12得，查表12-12得，查表12-12得，查表12-12得，相差較大查表12-12得，查表12-12得，兩次計(jì)算相等，因此確定，4）計(jì)算兩軸承的當(dāng)量動載荷對于軸承i 因 ，查表12-12得 對于軸承ii 因 ，查表12-12得5）計(jì)算軸承的基本額定壽命取，中的最大值計(jì)算，將帶入下式查表12-8，因軸承在正常溫度下工作，查表12-10，取減速器載荷系數(shù)，球軸承則折合約9.3年，運(yùn)氣好不用換軸承啦。壽命達(dá)到要求，使用中期需要更換一次中間軸承。七、鍵連接的選擇與

36、校核計(jì)算7.1：高速軸上的鍵的選擇由前面軸的設(shè)計(jì)可知:1）齒輪采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為56mm。平鍵強(qiáng)度校核高速軸上的轉(zhuǎn)矩：高速軸的直徑：根據(jù)軸的型號可知： 查表11-1得需用應(yīng)力 齒輪上鍵滿足需求。2）聯(lián)軸器采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表5-1得截面尺寸為，長度取為50mm。平鍵強(qiáng)度校核高速軸上的轉(zhuǎn)矩：高速軸的軸頭直徑：根據(jù)軸的型號可知： 查表11-1得需用應(yīng)力 聯(lián)軸器上鍵滿足需求。7.2：中間軸上的鍵的選擇由前面軸的設(shè)計(jì)可知，大齒輪及小齒輪均采用a型普通平鍵鏈接，由手冊【3】查得截面尺寸為，長度取為50mm和100mm。校核長度為50mm的鍵：平鍵強(qiáng)度校核軸上的轉(zhuǎn)矩：軸的直徑