二級圓柱直齒減速器課程設計 機械設計

1、機 械 設 計設計說明書皮 帶 運 輸 機 傳 動 裝 置 設 計起止日期： 年 月 日 至 年 月 日學生姓名班級學號成績指導教師(簽字)課程設計任務書20102011學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 班課程名稱： 機械設計課程設計 設計題目： 皮帶運輸機傳動裝置設計 完成期限：自 年 月 日至 年 月 日共 周內容及任務一、設計的主要技術參數(shù)：運輸帶牽引力F=2500N；輸送速度 V=1.8m/s；滾筒直徑D=300mm。工作條件：工作時有輕微震動，室外工作，運輸帶速度允許誤差±5%，單班制（每班工作8h），壽命為10年。二、設計任務：傳動系統(tǒng)

2、的總體設計；傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖1張A0；（2） 零件工作圖2張A3，中間軸和中間軸的大齒輪；（3） 設計說明書1份。進度安排起止日期工作內容傳動系統(tǒng)總體設計傳動零件的設計計算減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書交圖紙并答辯主要參考資料1.機械設計（第八版）（濮良貴，紀明剛主編 高教出版社）2.機械設計課程設計（金清肅主編 華中科技大學出版社）3.工程圖學（趙大興主編 高等教育出版社）4機械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量技術

3、基礎（徐雪林主編 湖南大學出版社）6.機械設計手冊（單行本）（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.材料力學（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導教師: 2011年 12 月 系（教研室）主任（簽字）： 年 月 目 錄1 設計任務書11.1 課程設計的設計內容11.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)11.3 課程設計的工作條件12 傳動方案的擬定23原動機的選擇33.1 選擇電動機的類型33.2選擇電動機的容量33.2.1工作機所需的有效功率33.2.2 電動機的輸出功率33.3確定電動機的轉速44 確定總傳動比及分配各級傳動比54.1傳動裝置的總傳動比54.2 分配傳動比55 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算65.

4、1 各軸的轉速66傳動件的設計及計算86.1高速齒輪的計算86.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)86.1.2按齒面接觸強度設計86.1.3按齒根彎曲強度設計106.1.4幾何尺寸計算116.2低速級直齒圓柱齒輪的設計計算116.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)116.2.2按齒面接觸強度設計126.2.3按齒根彎曲強度設計146.2.4幾何尺寸計算157 軸的結構設計及計算167.1 高速軸的結構設計及計算167.1.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算167.1.2 求作用在齒輪上的力167.1.3 初步確定軸的最小直徑167.1.4 軸的結構設計177.1.5 求軸上的載荷1

5、97.1.6 按彎扭合成應力校核軸的強度217.1.7 精確校核軸的疲勞強度227.2 中間軸的結構設計及計算257.2.1 軸上的功率、轉速和轉矩、的計算257.2.2 求作用在齒輪上的力267.2.3 初步確定軸的最小直徑267.2.4 軸的結構設計277.2.5 求軸上的載荷277.3 低速軸的結構設計及計算287.3.1 軸上的功率P3、轉速N3和轉矩T3的計算287.3.2 求作用在齒輪上的力287.3.3 初步確定軸的最小直徑297.3.4 軸的結構設計307.3.5 求軸上的載荷317.3.6 按彎扭合成應力校核軸的強度337.3.7 精確校核軸的疲勞強度337.4 各軸軸承校核

6、377.5連接部件設計計算397.5.1 鍵的選擇397.5.2強度校核408 箱體的設計及計算419 減速器的潤滑計算439.1 齒輪的潤滑計算439.2 軸承的潤滑計算4310 密封44參考文獻45結束語461 設計任務書1.1 課程設計的設計內容設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運輸機的傳動裝置1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的工作拉力：F=2500；運輸帶的工作速度：v=1.8m/s；卷筒直徑：D=300mm；使用壽命：10年，每年工作日300天，單班制，每班8小時。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

7、的±5%；工作情況：連續(xù)單向運轉，工作載荷較平穩(wěn)；制造情況：大批量生產。2 傳動方案的擬定帶式運輸機的傳動方案如下圖所示1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-齒輪一 4-齒輪二 5-齒輪三 6-齒輪四7-皮帶與電動相連的軸為0軸，齒輪一軸連1軸 中間軸為 2軸 齒輪三連3軸 3原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型按照設計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量3.2.1工作機所需的有效功率電動機容量的選擇。根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為（KW）式中： 工作機所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N） V-帶的工作速度3.2.2

8、 電動機的輸出功率設:聯(lián)軸器效率，（見參考資料【2】表3-3）；閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為7級），=0.98（見參考資料【2】表3-3）；一對滾動軸承效率，=0.99（見參考資料【2】表3-3）； 輸送機滾筒效率，=0.96（見參考資料【2】表3-3）；V帶傳動效率，=0.95（見參考資料【2】表3-3）；輸送機滾筒軸（5軸）至輸送帶間的效率估算傳動系統(tǒng)總效率為式中： 即傳動系統(tǒng)的總效率為工作時，電動機所需的功率為（KW）由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率應取為7.5KW。3.3確定電動機的轉速電動機轉速的選擇。根據(jù)已知條件，可得輸送機工作轉速為

9、 初選同步轉速為1500的電動機，由參考材料【2】表12-1可知原動機的型號Y132M-4型。查參考資料2表12-1型號Y132M-4，額定功率為=7.5kw，滿載轉速為=1440。查參考材料【2】表12-1電動機中心高H=100。表3.1電動機數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/KW滿載轉速/(r/min)堵轉轉速額定轉速最大轉矩額定轉矩Y132M-47.514402.22.24 確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比由參考資料【2】中式（3-5）可知，鏈式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時，考慮

10、齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為3.06。4.2 分配傳動比高速級圓柱齒輪傳動比低速級圓柱齒輪傳動比：高速級圓錐齒輪傳動比 ： 低速級圓柱齒輪傳動比 ： 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機0軸、軸、軸。5.1 各軸的轉速傳動系統(tǒng)各軸的轉速，功率和轉矩計算如下所示0軸(電動機軸)KW1軸（減速器高速軸） 2軸（減速器中間軸）3軸（減速器低速軸） 將5.1中的結果列入如下表 表5.1 運動和動力參數(shù)軸號功率P/KW轉矩T/（N·m）轉速n/（r/min）傳動比i效率高速軸5.17734.3414403.060.9603中間軸軸

11、4.971135.17351.224.100.9603低速軸軸4.77396.88114.786傳動件的設計及計算6.1高速齒輪的計算6.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱輪傳動2）精度等級選7級精度3）材料選擇，由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調質）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取。6.1.2按齒面接觸強度設計由參考資料【1】中設計計算公式（10-9a）進行計算，即確定公式內的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)2)計算小齒輪傳遞的轉矩3)由參考資料【1】表10-7選

12、取齒寬系數(shù)4)由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5)由參考資料【1】圖10-21d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6)由參考資料【1】表10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】表10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（10-12）得（1）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4）計算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.08,7級精度，由參考資料【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)直齒輪 由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) 由

13、參考資料【1】表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由 參考資料【1】查圖10-13得 故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所分度圓直徑，由參考資料【1】式（10-10a）得7）計算模數(shù) 6.1.3按齒根彎曲強度設計由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數(shù)值1）由參考資料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。2）由參考資料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4由參考資料【1】式（10-12）4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù)由參考資料【1】表10

14、-5查得 6）查取應力校正系數(shù)由參考資料【1】表10-5查得 1） 計算大小齒輪，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)1.424并近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取6.1.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取 6.2低速級直齒圓柱齒輪的設計計算6.2.1 選定齒輪

15、類型，精度等級，材料及齒數(shù)2） 選用直齒圓柱輪傳動3） 精度等級選7級精度4） 材料選擇，由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調質）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。5） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),取6.2.2按齒面接觸強度設計由參考資料【1】中設計計算公式（10-9a）進行計算，即（1） 確定公式內的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)2） 計算小齒輪傳遞的轉矩3） 由參考資料【1】表10-7選取齒寬系數(shù)4） 由參考資料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5） 由參考資料【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

16、度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限6） 由參考資料【1】表10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由參考資料【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)由參考資料【1】式（10-12）得（1）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4）計算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 6） 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.36,7級精度，由參考資料【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)直齒輪 由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù) 由參考資料【1】表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由， 參考資料【1】查圖10-13得 故載荷系數(shù)

17、7） 按實際的載荷系數(shù)校正所分度圓直徑，由參考資料【1】式（10-10a）得7）計算模數(shù) 6.2.3按齒根彎曲強度設計由參考資料【1】式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 確定公式內的各計算數(shù)值1）由參考資料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。2）由參考資料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4由參考資料【1】式（10-12）4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù)由參考資料【1】表10-5查得 6）查取應力校正系數(shù)由參考資料【1】表10-5查得 8） 計算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。（2）設計

18、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)1.84并近圓整為標準值m=2.3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 大齒輪齒數(shù) 取6.2.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取 7 軸的結構設計及計算7.1 高速軸的結構設計及計算7.1.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算在前面的設計中得到 7.1.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到高速級大齒輪

19、的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故圓周力、徑向力的方向如（圖4-3）所示。7.1.3 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取112，于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖7-2）與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【2】中P143，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42m

20、m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。7.1.4 軸的結構設計7.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案通過初步計算，,所以選用齒輪軸。7.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案、：=d=25mm、：這里為定位軸肩，應在的基礎上加上兩倍軸肩的高度，所以 ?？紤]到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應該符合密封圈的標準，取=30mm、：此處為齒輪，所以；、：、：=25mm；、=24mm；、=20mm2）、各軸段的長度： 、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 272-1994 6205；其尺寸為。軸承座孔L應該等于底座壁厚+ 510mm 、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補償軸受熱

21、伸長量，則=3mm；、： =B=52mm；、：此處的長度根據(jù)整體長度設計，=87mm；、： =17mm、：齒輪端面至箱體內表面的距離大于壁厚=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對大齒輪大，所以大齒輪肯定不會碰到內壁，反而會離得更遠）。=46mm；、此處連接聯(lián)軸器長度，所以=35mm。至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。7.1.4.3確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖4-37.1.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖7-2）做出軸的計算簡圖（圖7-1）,在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15

22、-23）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=8.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7-1）。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的、及的值如表7-1所示（參看圖 7-1）圖 4-1 軸的載荷分布圖表 4-1 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7.1.6 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)文獻【1】中式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調制處理

23、，由文獻【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。7.1.7 精確校核軸的疲勞強度7.1.7.1判斷危險截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度來看，截面和處的過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應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上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。截面和顯然更不

24、必要校核。由文獻【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。7.1.7.2截面左側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調制處理。由文獻【1】中的表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及根據(jù)文獻【1】中的附表3-2查取。因為，經插值后可查得，又由文獻【1】中的附圖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)由文獻【1】附表3-4所示為由文獻【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻【1】中的附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【1】中的

25、附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，即，則按文獻【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由文獻【1】中的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。7.1.7.3截面右側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由文獻【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖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)的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8

26、）則得故該軸在截面右側的強度也是足夠的。再加上設計中的運輸機有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴重的應力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設計基本上就這樣了。7.2 中間軸的結構設計及計算7.2.1 軸上的功率、轉速和轉矩、的計算 在考慮中間軸上的傳動的穩(wěn)定性和方便裝配時，將中間軸上的低速級（即小齒輪）齒輪改為齒輪軸。在前面的設計中得到7.2.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故圓周力、徑向力的方向如（圖7-1）所示。7.2.3 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選

27、取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有選取軸承代號為6205的軸承，故。7.2.4 軸的結構設計1）、各軸段直徑、：=25mm、：=+0.12=35mm、：=+20.1=50.4mm 取=50mm，和；2）、各軸段長度：、：由該軸段的直徑選軸承GB/T 272-1994 6205，數(shù)據(jù)。由軸承寬B、軸承內端面與內壁距離，齒輪端面到內壁距離>壁厚=8mm，取=10mm所以=B+=25mm，又因為軸承靠外面端面軸應該外伸一點，齒輪外伸了一點，所以應該再加上22mm，得=36mm、：等于小齒輪的寬度，為了裝配，齒輪外伸一點，則應該略小于齒輪寬度，=46mm、：應該大

28、于1.4倍軸肩高度，取=15mm , =8mm, =7mm、：與同理，=58mm、：=36mm；根據(jù)文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑。7.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖4-2）做出軸的計算簡圖（圖4-1）,在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15-23）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=8.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算?，F(xiàn)將計算出危險截面的、及的值如表4-2所示齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力=N972.549*=353.979N0齒輪3上的圓周力小齒

29、輪上的經向力小齒輪上的軸向力=N2736.552*=996.023N01求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=36+ =59 CD= +15+ =66BD=29+36=65在XAY平面上：X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63）972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以，=2051.427N =+=1657.674N所以，C斷面 =59=79.568X D斷面 =65=129.24X在XAZ平面上： + 183.5=（59+66）353.97959+x183.5=996.023125 所以，=561.47N =80.574N

30、所以，C斷面 =59=3.868X =65=35.373X合成彎矩C斷面 =79.662X合成彎矩D斷面 =133.99X因為> , 所以D斷面為危險截面。=22.91MPa查表15-1得=60mpa,因為<,所以安全。 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7.3 低速軸的結構設計及計算7.3.1 軸上的功率P3、轉速N3和轉矩T3的計算在前面的設計中得到7.3.2 求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故圓周力、徑向力的方向如（圖6-1）所示。7.3.3 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式（15

31、-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖6-2）與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩由文獻【1】中的表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取則：s按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【2】中P143，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為190000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。7.3.4 軸的結構設計7.3.4.1擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻【1】P368所述

32、，故采用文獻中的圖15-22a所示裝配方案。7.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。、：=d=40mm、：這里為定位軸肩，應在的基礎上加上兩倍軸肩的高度，所以 。考慮到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應該符合密封圈的標準，取=45mm、：此處為非定位軸肩，所以，由于這里安裝軸承，故取軸承內徑標準=55mm、：、：=40mm；、=38mm；、=35mm2）、各軸段的長度： 、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 272-1994 6208；其尺寸為。軸承座孔L應該等于底座壁厚+ 510mm 、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補償軸受熱伸長量，則=33mm；、：

33、=30mm；、：此處的長度等于齒輪的寬度+2mm，=52mm；、： =40mm、：齒輪端面至箱體內表面的距離大于壁厚=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對大齒輪大，所以大齒輪肯定不會碰到內壁，反而會離得更遠）。=43mm；、此處連接聯(lián)軸器長度，所以=60mm。至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。7.3.4.3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。按由文獻【2】中表12-11查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；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

34、向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。7.3.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖6-27.3.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖6-2）做出軸的計算簡圖（圖6-1）在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻【1】圖15-23）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=8.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1）從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的、及的值如表6-1所示（參看圖 6-1）表 6-1

35、 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7.3.6 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)文獻【1】中式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由文獻【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。7.3.7 精確校核軸的疲勞強度7.3.7.1判斷危險截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度來看，截面和處

36、的過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應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上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。截面和顯然更不必要校核。由文獻【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。7.3.7.2截面左側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調制處理。由文獻【1】中的表15-1查得，。截面上由于

37、軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及根據(jù)文獻【1】中的附表3-2查取。因為，經插值后可查得，又由文獻【1】中的附圖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)由文獻【1】附表3-4所示為由文獻【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由文獻【1】中的附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，即，則按文獻【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由文獻【1】中的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。7.3.7.3截面右側抗彎截

38、面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由文獻【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻【1】中的附圖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)的值，按文獻【1】中的式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側的強度也是足夠的。再加上設計中的運輸機有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴重的應力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設計基本上就這樣了。7.4 各軸軸承校核1.高速級軸承，深溝球軸承GB/T 272-1994 6207；其尺寸為。，兩軸承的徑向力： 由于深溝球軸承的軸向

39、力很小，所以忽略 取=1則當量載荷軸承1的Fr 大于軸承2，故軸承1危險，校核軸承1即可：驗算軸承壽命：=25年滿足要求2.低速軸軸承校核：深溝球軸承GB/T 272-1994 6207；其尺寸為 ， 兩軸承徑向力： 同理驗算軸承壽命：=10.4年滿足要求3、中間軸軸承校核： 深溝球軸承GB/T 272-1994 6205；其尺寸為 ， 同理： 則 驗算軸承壽命：=10.12年 符合要求。7.5連接部件設計計算7.5.1 鍵的選擇、按一般使用情況選擇采用A型普通評鑒聯(lián)接，得參數(shù)于表：dl電動機軸2030軸2030軸3538軸3050軸4544軸3550卷筒軸401007.5.2強度校核 電動機

40、軸、軸、軸d=20的鍵、卷筒軸的鍵安裝在聯(lián)軸器上，聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，載荷性質為輕微沖擊， 其余安裝齒輪，齒輪材料為鋼，載荷性質為輕微沖擊， 靜聯(lián)接校核擠壓強度： 電動機軸： 軸： 軸: 軸 ： 卷筒軸： 均符合強度要求。8 箱體的設計及計算名 稱符 號減速器尺寸mm機座壁厚16機蓋壁厚15機座凸緣厚度21機蓋凸緣厚度21機座底凸緣厚度35地腳螺釘直徑37地腳螺釘數(shù)目n6個軸承旁聯(lián)接螺栓直徑27.75機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑18.5聯(lián)接螺栓的間距160軸承端蓋螺釘直徑15窺視孔蓋螺釘直徑12定位銷直徑7、至外機壁距離13、至凸緣邊緣距離22軸承旁凸臺半徑16凸臺高度8外機壁軸承座端面的距離40大齒輪頂圓與內機壁距離18機蓋、機座脛厚、12、12軸承端蓋外徑80軸承端蓋凸緣厚度20軸承旁聯(lián)接螺栓距離70齒輪端面與內機壁距離169 減速器的潤滑計算9.1 齒輪的潤滑計算減速器的齒輪傳動，除少數(shù)低速、小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)都采用油潤滑，其主要潤滑方式為浸油潤滑。對于高速運動，則為壓力噴油潤滑。本次所設計的減速器轉速不大，則潤滑方式為浸油潤滑。浸油潤滑是將齒輪浸入油中，當