展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計

1、武漢工程大學機械設計課程設計說明書課題名稱： 設計帶式運輸機的傳動裝置 專業(yè)班級： 材控2班 學生學號： 1203100229 學生姓名： 朱學武 學生成績： 指導教師： 呂亞清 課題工作時間： 2014.12.22 至 2015.1.9 45目錄第一章 傳動方案的選擇及擬定.2第二章 電動機的選擇及計算. .4第三章.運動和動力參數(shù)計算.6第四章 V帶傳動的設計計算. 8第五章 斜齒圓柱齒輪的設計計算. .11第六章 減速器軸的結構設計.21第七章 鍵連接的選擇及校核.38第八章 滾動軸承的選型及壽命計算. .39第九章 聯(lián)軸器的選擇及校核.41第十章 箱體及附件的結構設計和計算. .42第

2、十一章 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇.44第十二章 設計總結. .46參考文獻第一章 傳動方案的選擇及擬定1.1 課程設計的設計內(nèi)容（1）合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，其次還應滿足工作可靠，結構簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。（2）帶傳動具有傳動平穩(wěn)，吸震等特點，切能起過載保護作用，但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當?shù)∷佥^低時，傳動結構尺寸較大。為了減小帶傳動的結構尺寸，應當將其布置在高速級。（3）齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般在首先采用齒輪傳動。由于

3、斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動。（4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖1-1所示。1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的輸出轉矩：T=400Nm；運輸帶的工作速度：v=0.63m/s；鼓輪直徑：D=300mm；使用壽命：8年，大修期限3年，每日兩班制工作。1.3 課程設計的工作條件 設計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動； 制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4 確定傳動方案根據(jù)題目要求選擇傳動裝置由電動機、減速器、工作機

4、組成，電動機和減速器之間用帶傳動連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。第二章 電動機的選擇及計算.2.1傳動裝置的總效率：其中，根據(jù)文獻【2】表4-4中查得 傳動裝置總效率V帶效率，0.95 2滾動軸承的效率，取0.98（3組） 3閉式齒輪（8級精度）傳動效率，取0.96（2組） 聯(lián)軸器效率， 4 = 0.99 5運輸機平型帶傳動效率，取0.962.2 電動機各參數(shù)的計算知運輸帶速度，卷筒直徑?？汕蟮霉ぷ鳈C轉速為：由已知條件運輸帶所需扭矩，工作機的輸入功率為Pw:=400 40.11/9500=1.68kw電動機所需功率為：2.3電動機類型和型號結構形式的選擇三相交流電動機：適合較大、中小功率場

5、合Y系列三相交流異步電動機由于具有結構簡單、價格低廉、維護方便等優(yōu)點，故其應用最廣,適合于一般通用機械，如運輸機、車床等。2、確定電動機的轉速同步轉速越高，結構越簡單，價格越低，反之相反。本設計中選用同步轉速為1000或1500r/min的電動機。3、確定電動機的功率和型號電動機功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟性。選擇電動機功率時，要求傳動系統(tǒng)的總傳動比：方案號電動機型號額定功率（kW）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）總傳動比外伸軸徑D（mm）軸外伸長度E（mm）中心高Y112M-62.2100094023.442860112表一由上表可知，方案1的轉速高，電動機價格低，總傳動比雖然

6、大些，但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，所以選用方案1. 第三章.運動和動力參數(shù)計算3.1傳動比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉速可確定總傳動比： i=23.44帶傳動的傳動比：， 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級速的傳動比：低速級傳動比：3.2各軸轉速計算將各軸由高速向低速分別定為軸、軸、軸電動機軸: 軸：軸：軸:滾筒軸： 3.3各軸輸入功率 電動機： 軸： 軸：軸：滾筒軸： 3.4各軸輸出功率 電動機軸：軸：軸：軸：滾筒軸：3.5各軸輸入扭矩計算電動機軸：軸：軸：T軸：T滾筒軸：T3.6各軸輸出扭矩計算電動機軸：軸：軸：軸：滾筒軸：將上述結果列入表中如下 第四章 V帶傳動的設計計

7、算4.1確定計算功率 由文獻【1】表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故 ：4.2選擇V帶的帶型根據(jù)、由文獻【1】圖8-11查圖選擇A型。4.3確定帶輪的基準直，。初選小帶輪的基準直徑=90mm。4.4驗算帶速是否在525m/s范圍內(nèi)。驗算帶速因為，故帶速不合適。取=112mm，得，適合。取=355mm。4.5確定V帶的中心距和基準長度1）初定中心距。2）計算帶所需的基準長度11958.16mm查表選帶的基準長度。3）計算實際中心距。，中心距的變化范圍為580668mm。4.6驗算小帶輪上的包角由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小

8、帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使：4.7計算帶的根數(shù)1）計算單根V帶的額定功率。由和，查表得根據(jù)，和A型帶，查表得，查表的，于是2）計算V帶的根數(shù)。，取3根。4.8計算單根V帶的出拉力的最小值由查表得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力4.9計算壓軸力為了設計帶輪軸的軸承需要計算帶傳動作用的軸上壓軸力：為了保證帶傳動過程中的安全性和平穩(wěn)性，應使軸上的最小壓軸力滿足：N 第五章 斜齒圓柱齒輪的設計計算5.1高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算5.1.1 選等級精度、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼

9、（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）7級精度，3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。5.1.2 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算：1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）選取齒寬系數(shù)（2）材料的彈性影響系數(shù)（3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。（4）計算應力循環(huán)次數(shù)N（5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。（6）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，（7）試選（8）選取區(qū)域系數(shù)。（9）（10） 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b（5)計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，

10、查得動載系數(shù)查得使用系數(shù)查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 查得 故載荷系數(shù)（7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數(shù)m 5.1. 3、按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù) 2)計算當量齒數(shù)3)查取齒形系數(shù) 查得 4)查取應力較正系數(shù)查得 6)查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度

11、計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)=2，并但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù) ，于是有：取 ,取 設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.1.4幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為 84mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因 值改變不多，故、等不必修正（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度取 ，（5）結構設計對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于

12、160mm而小于500mm，故選用腹板式結構的齒輪。對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于500mm，故選用腹板式結構的齒輪。5.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算5.2.1 選等級精度、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）7級精度，3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。5.2 .2 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算：1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）選取齒寬系數(shù)（2）材料的彈性影響系數(shù)（3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接

13、觸疲勞強度極限。（4）計算應力循環(huán)次數(shù)（5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。（7）試選（8）選取區(qū)域系數(shù)。（9）查表得，。（10）許用接觸應力， 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b，齒高h和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計算尺寬與齒高比b/h（5)計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)查得使用系數(shù)查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=13.75，查得 故載荷系數(shù)（7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數(shù)m 5.2.3按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1

14、)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù)4)查取齒形系數(shù) 查得 5)查取應力較正系數(shù)查得 6)查彎曲疲勞輕度小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)=2，并但為了同時滿足

15、接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù) ，于是有：取 故取設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.2.4幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為 130mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因 值改變不多，故、等不必修正（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度取 ，（5）結構設計對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于400mm而小1000m，故大齒輪選擇輪輻結構的齒輪；對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，故選用腹板式結構的齒輪。六.減速器軸的結構設計6.1高速軸的結構設計6

16、.1.1 求輸出軸的功率P1轉速和轉矩T1 由前面可知P1=2kw，。6.1.2求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 而 6.1.3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩的變化很小，故取，則 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-2003或手冊，選用TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩710N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為20故取。6.1.4軸的

17、結構設計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取，故取2-3段的直徑為28mm，左端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為，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1-2段的長度應比L1短一些，現(xiàn)取=mm. 2）初步選擇滾動軸承：選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6206,其尺寸為，故 30mm ，而。 3）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠

18、地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長L=60.則低速級小齒輪齒寬為190. 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

19、-直徑1822253442長度425018.2522212（2）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。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見圖。6.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30311型圓錐滾

20、子軸承，由手冊中查得a=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距mm。由此可知載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。6.2.6按彎扭合成應力校核軸的強度 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C）的強度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由表查得=60MPa。因此,故安全。6.2.7 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截

21、面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面C雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。（2） 截面7左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼

22、，調(diào)質處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 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。（3） 截面7右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附

23、表3-8用插值法查得，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側的強度也是足夠的。6.3 中間軸的設計中間軸 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為，故.由高速級確定,.由低速級確定由兩齒輪的寬度則,再取， ,側6.1低速軸的結構設計6.1.1 計算作用在齒輪上的力由前面可知，。因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為6.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得輸

24、出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩的變化很小，故取，則 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-2003或手冊，選用L型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為45故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為。6.1.3 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選文獻【2】圖15-8裝配方案（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取

25、，故取II-III段的直徑為52mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為，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I-II段的長度應比L1短一些，現(xiàn)取=82mm. 2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的圓錐滾子軸承30311,其尺寸為，故，而。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知

26、齒輪輪觳的寬度為185mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=31.5mm,高速級大齒輪的寬度為55mm，低速級大齒輪的寬度為185mm.則據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

27、和長度-VII-VIII直徑45525560726755長度825031.5871218159.5（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。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為140mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見圖。6.1.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置

28、時，應從手冊上查取a值，對于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距mm。由此可知從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.1.5.按彎扭合成應力校核軸的強度 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C）的強度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由表查得=60MPa。因此,故安全。

29、6.1.6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面C雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。（2） 截面7左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面

30、上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) 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。（3） 截面7右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上

31、的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法查得，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側的強度也是足夠的。6.1.7 軸的工作圖如下圖所示第七章 鍵連接的選擇及校核7.1鍵的類型的選擇 選擇45號鋼,其需用擠壓應力為=120MPa高速軸軸端長為42mm,軸直徑18mm, 查表61所以選鍵為普通平鍵（A型）鍵b=6,h=6，L=32mm，中間固定齒輪的軸的長度為56，直徑為30，所以選擇普通平鍵b=10，h=8，L=50。中間軸軸聯(lián)接齒輪1的長度為186mm,軸直

32、徑40mm ,所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=12mm，h=8mm，L=140mm。軸聯(lián)接齒輪2的長度為51，直徑40，所以選擇普通平鍵b=12，h=8，L=40。 低速軸 左端連接彈性聯(lián)軸器，軸端長度為82，直徑為45，,所以鍵為單圓頭普通 平鍵，b=14,h=9,L=70m，中間聯(lián)接齒輪的軸的長度為181，直徑為67。b2=20，h=12,L=140。7.2 鍵的強度校核高速軸 =4459.78MPa=120MPa = MPa=120MPa則強度合格。中間軸 =MPa=120MPa = =120MPa則強度合格低速軸 =MPa=120MPa = MPa8箱蓋壁厚380.025a+38凸緣

33、厚度箱座181.5箱蓋121.5底座252.5箱座肋厚m100.85地腳螺釘型號M160.036a+12數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑M120.75df箱座、箱蓋連接螺栓直徑M12(0.5-0.6)df連接螺栓的間隙1160150-200軸承蓋螺釘直徑8(0.4-0.5)df觀察孔蓋螺釘6(0.3-0.4)df定位銷直徑d9.6(0.7-0.8)d2d1,d2至外箱壁間距22C1=C1mind2至凸緣邊緣距離16C2=C2mindf至外箱壁的距離26df至凸緣邊緣距離24箱體外壁至軸承蓋做端面距離1153C1+C2+(5-10)軸承端蓋的外徑D2101 101 106軸承旁連接螺栓距離S115 14

34、0 139附件： 為了保證減速器的正常工作，出了對齒輪，軸，軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與想座的精確定位、掉裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。1.窺視孔視孔蓋 規(guī)格為130100，為了檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔，平時檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱體上。材料為Q2352.通氣孔 通氣螺塞為M101,減速器工作時，箱體內(nèi)的溫度升高，氣體膨脹，壓力增加，為了箱體內(nèi)的膨脹空氣能自由排除，以保持箱體內(nèi)的壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S申密封件等其他地方滲漏，通常在箱體的頂

35、部裝設通氣孔。材料為Q235.3.軸承蓋 凸緣式軸承蓋，六角螺栓M8,固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。我們采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上。外伸軸出的軸蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT2004，定位銷 M938,為了保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工時軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓柱銷，安置箱體縱向兩側鏈接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免裝錯。材料為45號鋼。5.油面指示器 游標尺，檢查減速器內(nèi)的油池油面高度，經(jīng)常保持齒內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察，

36、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，采用2型。6.油塞 M201.5,換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用活塞吧放油孔堵住，油塞和箱體接合面應加防漏用的墊圈。材料為Q2357.起蓋螺釘 M1242,為加強密封效果，通常在裝配是與箱體剖分面上涂上水玻璃或密封膠。因而在拆裝式往往因膠結精密而無法開蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當位置，加工出一個螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。8.起吊裝置 吊耳，為了便于搬運，在箱體上設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18mm。十一章潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇11.1齒輪的滑方式及潤滑

37、劑的選擇11.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。11.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。11.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇11.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應采用脂潤滑。11.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。傳動件的潤滑：對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設計部分可知傳動件的圓周速度遠遠小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內(nèi)需