2023年二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器

目錄ＴO(shè)C\o"1－3"＼h\z\uHYPERLＩNK＼l"_Toc"第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) ＼ｈ3HYPＥＲＬIＮK\ｌ＂_Tｏｃ"1．1設(shè)計(jì)題目 ＰAGEREF_Tｏｃ\h3ＨYPＥＲLIＮK＼l"＿Toc"１.2設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)?PＡＧEREＦ_Tｏc\ｈ３ＨYPＥＲLIＮK＼l"_Tｏc"第二章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案?ＰＡGＥＲEＦ_Ｔoc\ｈ3HYPERLIＮK＼ｌ"_Toｃ＂2.1傳動(dòng)方案?PAGEＲEF_Toｃ\h3HＹPEＲLIＮK３.1選取電動(dòng)機(jī)類型 PAGEREF_Tｏｃ\h4HYPEＲLINK\l"_Toc"3．2擬定傳動(dòng)裝置效率 ＰAGEREF＿Toc＼h4HYPERLIＮK\ｌ"_Ｔｏｃ"3.3選取電動(dòng)機(jī)容量?ＰAGERＥF_Tｏc\h4HＹPＥRLINK\l＂＿Toc"３.４擬定電動(dòng)機(jī)參數(shù) PAＧEREF＿Toｃ\h4ＨYＰERLINK\l"_Tｏc"３．５擬定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比 PAGＥＲEF_Toc\h5HYＰERLＩNK＼l"_Toｃ＂第四章計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) PAGＥREF_Toc\h6HＹPEＲＬINＫ４.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)?PＡGEREＦ_Toc\h6ＨＹPERLINＫ\ｌ＂_Toc"４.2高速軸Ⅰ參數(shù)?PAGERＥＦ_Toc\h64.3中間軸Ⅱ參數(shù) PAGEＲＥF_Toｃ\ｈ６HＹＰＥRLＩＮK4．4低速軸Ⅲ參數(shù)?6HＹPERLＩNＫ\ｌ＂＿Ｔoc"４.5滾筒軸參數(shù)?PＡGEREF_Toｃ\h7HＹPＥRLINK＼l"_Tｏc"第五章減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 PAＧERＥF＿Tｏc\h8HYPＥRLIＮＫ5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 PＡGERＥF＿Toｃ＼h11HYＰERLＩNK5．６齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) PＡGＥREF＿Toc\h12HＹPERＬIＮK\ｌ＂_Ｔｏc"第六章減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算?ＰAGEREF_Toc\h１3HＹPERLINK６．2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)?PAGEREF_Tｏc\h１3ＨＹPＥＲLINＫ6.3擬定傳動(dòng)尺寸?PAGEREF＿Toc＼ｈ15ＨＹＰERLINK6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 ＰＡGEREF_Ｔｏc\h１５HYＰＥRLINK6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸 PAGEREF_Ｔoc＼h16ＨＹPERLIＮK＼l"＿Toc"6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)?17ＨYPERLINＫ\l＂_Toc"第七章軸設(shè)計(jì) PAGEＲEF_Toc\ｈ17HYPＥRLIＮK\l＂_Toc"７．1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 PAＧEＲEＦ_Toc\h1７HＹＰＥRLINK＼ｌ"_Toｃ"7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 PAＧEREＦ_Toc\ｈ2３HYＰERＬＩNK\l＂＿Toc"7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算?PAＧEＲEF_Toc\ｈ29HYPERＬＩNK第八章滾動(dòng)軸承壽命校核 PＡGEREF_Tｏｃ＼h35ＨＹPERLINK＼l"_Toc"８.1高速軸上軸承校核 PAGEREF_Ｔoc\h35ＨYPERLIＮK\ｌ＂_Tｏc"8.2中間軸上軸承校核?ＰAＧEREF_Tｏc\h３６HYPERＬINK\l"_Toc"8.3低速軸上軸承校核 ＰAＧERＥF_Toc＼h３７ＨYPERLINK\l＂_Ｔoc＂第九章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算?ＰAGEREF＿Toc\h37HYPERLIＮK９.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核?PAGERＥF_Toc＼h38ＨYＰＥRLＩＮＫ\l"_Tｏc"9．3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核?PＡGEREＦ＿Toc＼ｈ3８HYＰEＲＬIＮK\l"＿Tｏc＂9.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核?PAGERＥF＿Toc\h38HYPＥＲLINＫ\ｌ＂_Toｃ＂9.５低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核?PAGERＥＦ_Ｔｏc＼h３8HYPEＲLINK第十章聯(lián)軸器選取 PＡGEＲEＦ＿Toｃ\h39HYＰERLINK＼l"_Tｏc"10.１高速軸上聯(lián)軸器?PAGEREF_Ｔoc＼h3９HＹＰERLＩＮK10.２低速軸上聯(lián)軸器?39HYPERＬＩＮＫ\ｌ"＿Toc＂第十一章減速器密封與潤(rùn)滑 ＰＡGEREF＿Toｃ\ｈ40ＨYＰＥRLIＮＫ\l"＿Ｔｏc＂11.1減速器密封 ＰAGＥREＦ＿Ｔｏc＼h４0HYPEＲＬIＮK\l＂_Tｏｃ"11.２齒輪潤(rùn)滑?ＰＡＧＥREF_Toc＼h4０ＨYPEＲLINK１２.1油面批示器 ＰＡＧEREF_Toc＼h4０HYＰERLＩNK\l＂_Toｃ"12.2通氣器 PAＧEREF＿Toｃ＼h41HYPEＲLINK\l"_Toc＂12．3放油孔及放油螺塞 PAGEＲEF_Toc\h41HＹPＥRLINK12.4窺視孔和視孔蓋?ｈ41HYPERＬINＫ12.5定位銷 PＡGEREF_Ｔoc\ｈ４1HYPＥRLINＫ\ｌ＂_Ｔoｃ"12.6啟蓋螺釘 PAGEREF_Tｏc＼h４2ＨYPERLINK\l"_Tｏc"1２.7螺栓及螺釘 ＼h42HYPERLＩNK第十三章減速器箱體重要構(gòu)造尺寸 ＼h42HYPERLINＫ\ｌ"_Ｔoc"第十四章設(shè)計(jì)小結(jié) PAＧEREF_Toc\h４3HＹPERＬIＮK＼l＂＿Ｔoc"第十五章參照文獻(xiàn)?PAGEREF_Tｏｃ\h4３

第一章設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)１.1設(shè)計(jì)題目展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱減速器,拉力Ｆ=４000N，速度v＝１.６m/ｓ，直徑D=400mｍ,天天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限(壽命):,每年工作天數(shù)：250天，配備有三相交流電源,電壓38０／２２0Ｖ。１.2設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)1．傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)選?。常?dāng)M定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比４.計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)7.滾動(dòng)軸承校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)1０.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11.箱體構(gòu)造設(shè)計(jì)第二章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，減速器為展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器。2.2該方案優(yōu)缺陷展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，規(guī)定軸有較大剛度。第三章電動(dòng)機(jī)選取3.1選取電動(dòng)機(jī)類型按工作規(guī)定和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī),電壓為3８0Ｖ,Y型。3.2擬定傳動(dòng)裝置效率查表得:聯(lián)軸器效率:η1=0.99一對(duì)滾動(dòng)軸承效率：η2=0．99閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率:η３＝0.9８工作機(jī)效率:ηw=0.97故傳動(dòng)裝置總效率η3.３選取電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P3.4擬定電動(dòng)機(jī)參數(shù)電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速:n經(jīng)查表按推薦合理傳動(dòng)比范疇,二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范疇為：8--40因而理論傳動(dòng)比范疇為:8－－4０?？蛇x取電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范疇為nｄ=ia×ｎw=(8－-40)×76.43=611－-３０5７r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Ｙ13２M-４三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率Pen=7.5kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=144０r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt＝1500r/ｍin。方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（ｋW）同步轉(zhuǎn)速（r/mｉn）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y160L－８7．575０7２０2Y１60M-67．51000９70３Y1３2Ｍ-47．5１5０0１4404Y132S2-27.530002９00電機(jī)重要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HＬ×HDA×ＢKD×ＥF×G132５15×3152１６×178123８×８010×3３3.5擬定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分派傳動(dòng)比（１）總傳動(dòng)比計(jì)算由選定電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速ｎm和工作機(jī)積極軸轉(zhuǎn)速nｗ，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:i（2）分派傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比高速級(jí)傳動(dòng)比i則低速級(jí)傳動(dòng)比i減速器總傳動(dòng)比i第四章計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：４．2高速軸Ⅰ參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4．3中間軸Ⅱ參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.４低速軸Ⅲ參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.５滾筒軸參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算成果整頓于下表:

軸名功率P(kＷ)轉(zhuǎn)矩T（N?mm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比i效率η輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸7.22478８2.６４1440１０．99Ⅰ軸7.15７.084７418.4４６944.２1６１4404.95０．97Ⅱ軸６.９4６.87２２78２6.4822５5４8.２15２29０.913.81０．97Ⅲ軸６.736.66841800.928333８2.910876.3510.９6工作機(jī)軸6.4６.4800523.9８0052３.976.３５第五章減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選精度級(jí)別、材料及齒數(shù)(1）由選取小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBＳ，大齒輪45(調(diào)質(zhì))，齒面硬度2４0ＨBS（2)選小齒輪齒數(shù)Z1=３0，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i＝３0×4.9５=1４9。實(shí)際傳動(dòng)比i=4．967(３)壓力角α=20°。5.２按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1）由式試算小齒輪分度圓直徑,即d1）擬定公式中各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=9550000×③查表選用齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ＺH＝2.46⑤查表得材料彈性影響系數(shù)ZＥ＝１8９.8MPa⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重疊度系數(shù)ZεααεZ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為:σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖查取接觸疲勞系數(shù):K取失效概率為１%，安全系數(shù)S＝1，得σσ取[σH]1和[σH]２中較小者作為該齒輪副接觸疲勞許用應(yīng)力,即[σH］=54６MPa2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)節(jié)小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=２)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)ＫA=1②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1．117③齒輪圓周力。FK查表得齒間載荷分派系數(shù):KHα＝1.4查表得齒向載荷分布系數(shù):KＨβ=1.436實(shí)際載荷系數(shù)為3)按實(shí)際載荷系數(shù)算得分度圓直徑d４）擬定模數(shù)m=5.3擬定傳動(dòng)尺寸(1）計(jì)算中心距a=（２）計(jì)算小、大齒輪分度圓直徑dd(3)計(jì)算齒寬b=取B1=65ｍmB2=60mm5.４校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)Ｋ、Ｔ、m和ｄ1同前齒寬b=b2=６0齒形系數(shù)YFａ和應(yīng)力修正系數(shù)ＹSa:查表得:YY查圖得重疊度系數(shù)Ｙε＝0.673查得小齒輪和大齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為：σ由圖查取彎曲疲勞系數(shù):K取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝１．4,得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。５.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸(1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=(2)計(jì)算小、大齒輪齒頂圓直徑（３）計(jì)算小、大齒輪齒根圓直徑5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)ｍｎ22法面壓力角αn20２0法面齒頂高系數(shù)hａ*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.2５0.25齒數(shù)z30１49齒頂高h(yuǎn)a２2齒根高h(yuǎn)ｆ2.52．５分度圓直徑d60298齒頂圓直徑ｄa6430２齒根圓直徑dｆ55293齒寬B６560中心距ａ１７９1７9第六章減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算６．1選精度級(jí)別、材料及齒數(shù)（1）由選取小齒輪４0Cr(調(diào)質(zhì)）,齒面硬度280HBS,大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度2４0HBS(2）選小齒輪齒數(shù)Z１=30，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z１×i=30×3．8１=115。實(shí)際傳動(dòng)比i=3.83３（3)壓力角α=20°。6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（１)由式試算小齒輪分度圓直徑,即d1)擬定公式中各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)ＫHt=1．3T=9550000×③查表選用齒寬系數(shù)φd＝1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2．４6⑤查表得材料彈性影響系數(shù)ZＥ＝1８9.8MPa⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重疊度系數(shù)ZεααεZ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力［σＨ]由圖查得小齒輪和大齒輪接觸疲勞極限分別為:σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖查取接觸疲勞系數(shù):K取失效概率為1％，安全系數(shù)Ｓ=1，得σσ取[σH]1和［σH]2中較小者作為該齒輪副接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σＨ]=５49MPa2)試算小齒輪分度圓直徑d（2)調(diào)節(jié)小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KＨ①查表得使用系數(shù)KA=1②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kｖ=1．073③齒輪圓周力。FK查表得齒間載荷分派系數(shù):KHα＝１.４查表得齒向載荷分布系數(shù)：ＫＨβ=1.455實(shí)際載荷系數(shù)為3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得分度圓直徑d4)擬定模數(shù)m=6．3擬定傳動(dòng)尺寸(1）計(jì)算中心距a=(2)計(jì)算小、大齒輪分度圓直徑dd(3)計(jì)算齒寬b=取B1＝95mmＢ２=90ｍm6.４校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)K、T、ｍ和ｄ１同前齒寬b=b2＝90齒形系數(shù)ＹFa和應(yīng)力修正系數(shù)YＳa:查表得:YY查圖得重疊度系數(shù)Ｙε＝0．６７6查得小齒輪和大齒輪齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1．4,得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸（1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2)計(jì)算小、大齒輪齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)ｍn３３法面壓力角αn20２０法面齒頂高系數(shù)ha＊1．01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)ｚ３0115齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.７５３.75分度圓直徑d9034５齒頂圓直徑da９６3５１齒根圓直徑dｆ82.5３37.5齒寬B９5９0中心距ａ218218第七章軸設(shè)計(jì)7.１高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(１）已經(jīng)擬定運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=１440r/min；功率P=7.１５kW;軸所傳遞轉(zhuǎn)矩Ｔ=４741８．４N?mm(2）軸材料選取并擬定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Ｃr(調(diào)質(zhì)）,齒面硬度２8０ＨBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]＝60MＰａ(3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸最小直徑由于高速軸受到彎矩較大而受到扭矩較小，故取A０=１12。d由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽,故將軸徑增大5%d查表可知原則軸孔直徑為３０mm故取dmiｎ=30（４)設(shè)計(jì)軸構(gòu)造并繪制軸構(gòu)造草圖a.軸構(gòu)造分析由于齒輪1尺寸較小,故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然,軸承只能從軸兩端分別裝入和拆卸,軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵,A型,b×h＝8×7mｍ（ＧB/T1０96-),長(zhǎng)Ｌ=６3mm；定位軸肩直徑為35ｍm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。ｂ．?dāng)M定各軸段直徑和長(zhǎng)度。外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20ｍm軸承端蓋厚度e＝10ｍm調(diào)節(jié)墊片厚度△t=2ｍm箱體內(nèi)壁到軸承端面距離△=10ｍm各軸段直徑擬定d１:用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器內(nèi)孔徑,ｄ1=30mｍ。d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位,依照聯(lián)軸器軸向定位規(guī)定,軸直徑大小較d1增大5mｍ，d2=35ｍmd3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1－５mm,選用d３＝4０mm，選用軸承型號(hào)為深溝球軸承６２08ｄ4:軸肩段,選取d４=４5mm。d5:齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小,采用齒輪軸構(gòu)造。d6:過(guò)渡軸段,規(guī)定與d4軸段相似，故選用d6=d４=４5mｍ。d７:滾動(dòng)軸承軸段,規(guī)定與d３軸段相似，故選用d7=d3=４0mm。各軸段長(zhǎng)度擬定L1:依照聯(lián)軸器尺寸規(guī)格擬定，選用L１=80mm。L２:由箱體構(gòu)造、軸承端蓋、裝配關(guān)系等擬定，取L２=65ｍm。Ｌ3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離擬定,選用L3＝3０mm。L４：依照箱體構(gòu)造和小齒輪寬度擬定,選用L4=1１５.5mm。Ｌ5：由小齒輪寬度擬定,取L５＝6５mm。L6:依照箱體構(gòu)造和小齒輪寬度擬定，取Ｌ6=8mm。L7:由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離擬定，選用L7=30mｍ。軸段１２34５67直徑（mm）30３5404５644５4０長(zhǎng)度(mm)8０653０１1５.５65８30(５)彎曲－扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核ａ.畫(huà)高速軸受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖ｂ.計(jì)算作用在軸上力(d1為齒輪1分度圓直徑）齒輪1所受圓周力（d１為齒輪１分度圓直徑）F齒輪1所受徑向力F第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=1１4ｍm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=１69mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=６１．５ｍm軸所受載荷是從軸上零件傳來(lái),計(jì)算時(shí)普通將軸上分布載荷簡(jiǎn)化為集中力,其作用點(diǎn)取為載荷分布段中點(diǎn)。作用在軸上扭矩，普通從傳動(dòng)件輪轂寬度中點(diǎn)算起。普通把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上梁，支反力作用點(diǎn)與軸承類型和布置方式關(guān)于在水平面內(nèi)軸承A處水平支承力:R軸承B處水平支承力:R在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：R軸承Ｂ處垂直支承力：R軸承A總支承反力為:R軸承B總支承反力為：Rd．繪制水平面彎矩圖截面Ａ在水平面上彎矩:M截面B在水平面上彎矩：M截面Ｃ在水平面上彎矩：M截面D在水平面上彎矩：Me．在垂直平面上：截面A在垂直面上彎矩:M截面Ｂ在垂直面上彎矩:M截面C在垂直面上彎矩：M截面D在垂直面上彎矩：M合成彎矩，有:截面Ａ處合成彎矩：M截面B處合成彎矩:M截面C處合成彎矩:M截面D處合成彎矩:M轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩:M截面C處當(dāng)量彎矩:M截面D處當(dāng)量彎矩：Me.畫(huà)彎矩圖彎矩圖如圖所示:ｆ.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=０.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得調(diào)質(zhì)解決,抗拉強(qiáng)度極限σB=64０MPa,則軸許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]＝60MPa，σｅ<[σ－1ｂ]，因此強(qiáng)度滿足規(guī)定。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)擬定運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=290.9１r/mｉn；功率P=6．94ｋW；軸所傳遞轉(zhuǎn)矩T=２2７８26．4８N?mｍ(２)軸材料選取并擬定許用彎曲應(yīng)力由表選用45(調(diào)質(zhì)），齒面硬度21７~25５HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸最小直徑由于中間軸受到彎矩較大而受到扭矩較小，故取A０=１15。d由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選原則直徑dmiｎ=35mm(4）設(shè)計(jì)軸構(gòu)造并繪制軸構(gòu)造草圖a．軸構(gòu)造分析由于齒輪３尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)不不大于2,因而設(shè)計(jì)成分離體,即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然,軸承只能從軸兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。與軸承相配合軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位;兩齒輪另一端各采用套筒定位;齒輪與軸連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.擬定各軸段長(zhǎng)度和直徑。擬定各段軸直徑d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選用d1=3５mm，選用軸承型號(hào)為深溝球軸承62０７ｄ2:過(guò)渡軸段,故選用d2=4０ｍm。d３:軸肩段，故選用d3=50mm。ｄ4：過(guò)渡軸段,故選用d4=40ｍm。d5：滾動(dòng)軸承軸段，規(guī)定與d１軸段相似，故選用d5=35mm。各軸段長(zhǎng)度擬定L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離擬定,選用L1=39mｍ。L2:由小齒輪寬度擬定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略不大于齒輪寬度，選用Ｌ2=93mm。L3:軸肩段,取L３＝１5mm。Ｌ4:由大齒輪寬度擬定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略不大于齒輪寬度,選用L4=58mｍ。Ｌ５：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離擬定,選用L5＝41.５ｍm。軸段123４5直徑（mm)3540５０40３5長(zhǎng)度（mm)39931５58４１．５（５)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核ａ.畫(huà)中速軸受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計(jì)算作用在軸上力齒輪2所受圓周力(ｄ２為齒輪２分度圓直徑)F齒輪２所受徑向力F齒輪3所受圓周力（ｄ3為齒輪3分度圓直徑）F齒輪３所受徑向力Fc.計(jì)算作用在軸上支座反力軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La＝７7.５mｍ,低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=92.5ｍｍ,高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=62.5mm軸承A在水平面內(nèi)支反力R軸承Ｂ在水平面內(nèi)支反力R軸承A在垂直面內(nèi)支反力R軸承B在垂直面內(nèi)支反力R軸承A總支承反力為:R軸承B總支承反力為:Rｄ.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩M截面Ｃ右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面Ｄ右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面Ｄ左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩M截面C在垂直面內(nèi)彎矩M截面Ｄ在垂直面內(nèi)彎矩Mｆ.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm截面Ｃ右側(cè)合成彎矩M截面C左側(cè)合成彎矩M截面Ｄ右側(cè)合成彎矩M截面D左側(cè)合成彎矩Mf.繪制扭矩圖Tg.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A和截面B處當(dāng)量彎矩M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面Ｃ左側(cè)當(dāng)量彎矩M截面Ｄ右側(cè)當(dāng)量彎矩M截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩Mh.校核軸強(qiáng)度因軸截面D處彎矩大,同步截面還作用有轉(zhuǎn)矩,因而此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)解決,故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得調(diào)質(zhì)解決，抗拉強(qiáng)度極限σB=６40MPa,則軸許用彎曲應(yīng)力[σ－１b]=６0MPａ，σe<[σ－１b］，因此強(qiáng)度滿足規(guī)定。7.３低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1)已經(jīng)擬定運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n＝76.3５r／miｎ;功率P＝６．73kW;軸所傳遞轉(zhuǎn)矩Ｔ=８4１800.９２N?mm(2）軸材料選取并擬定許用彎曲應(yīng)力由表選用4５(調(diào)質(zhì))，齒面硬度217～255ＨBS,許用彎曲應(yīng)力為［σ]=６0MPａ（３)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸最小直徑由于低速軸受到彎矩較小而受到扭矩較大，故?。?=11２。d由于最小軸段直徑截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽,故將軸徑增大7%d查表可知原則軸孔直徑為５５mm故取dｍin＝５5(4）設(shè)計(jì)軸構(gòu)造并繪制軸構(gòu)造草圖a.軸構(gòu)造分析。低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上齒輪、一種軸承從軸伸出端裝入和拆卸,而另一種軸承從軸另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用Ａ型鍵，b×h=20×1２mm(GB／T１0９6-)，長(zhǎng)L＝70ｍm;定位軸肩直徑為60mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。ｂ.擬定各軸段長(zhǎng)度和直徑。各軸段直徑擬定ｄ１：用于連接聯(lián)軸器,直徑大小為聯(lián)軸器內(nèi)孔徑,d1＝５5mm。ｄ２:密封處軸段,左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，依照聯(lián)軸器軸向定位規(guī)定，軸直徑大小較ｄ1增大5mm，d2＝６0mmd3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致,且較d2尺寸大1-5mm，選用ｄ３＝６５ｍm,選用軸承型號(hào)為深溝球軸承621３d４:軸肩段,選取d4=７0ｍm。d5:軸肩,故選用d5＝85mm。ｄ6:齒輪處軸段,選用直徑d６=７０mｍ。d７:滾動(dòng)軸承軸段,規(guī)定與d3軸段相似，故選用ｄ7＝d3＝６５mm。各軸段長(zhǎng)度擬定L１:依照聯(lián)軸器尺寸規(guī)格擬定,選用L１=１10mｍ。L２:由箱體構(gòu)造、軸承端蓋、裝配關(guān)系等擬定,取L2=６0ｍm。L３：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離擬定,選用Ｌ３=４5.5ｍm。L４：過(guò)渡軸段,由箱體尺寸和齒輪寬度擬定，選用L4＝67.5mｍ。Ｌ5：軸肩，選用Ｌ5＝10mm。L6:由低速級(jí)大齒輪寬度擬定,長(zhǎng)度略不大于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠,選用L6=88mm。L7:由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離擬定，選用L7=４7.５mm。軸段1234567直徑(ｍm)55606５７085７0６5長(zhǎng)度(mm)11０６０45.567.510８84７.5(5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.畫(huà)低速軸受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b．計(jì)算作用在軸上力齒輪４所受圓周力（d4為齒輪4分度圓直徑）F齒輪４所受徑向力Fc.計(jì)算作用在軸上支座反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=80.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Ｌb=156mm,齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=１4９.５mmd.支反力軸承Ａ和軸承B在水平面上支反力ＲＡH和RBＨRR軸承A和軸承B在垂直面上支反力ＲAV和ＲBVRR軸承Ａ總支承反力為：R軸承B總支承反力為：Rｅ．畫(huà)彎矩圖彎矩圖如圖所示:在水平面上，軸截面A處所受彎矩:M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，大齒輪所在軸截面Ｃ處所受彎矩:M在水平面上，軸截面Ｄ處所受彎矩:M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上,軸截面B處所受彎矩:M在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩:M在垂直面上,軸截面D處所受彎矩：M截面Ａ處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M合成彎矩,大齒輪所在截面C處合成彎矩為M截面D處合成彎矩：M轉(zhuǎn)矩為：T=833382.91N?mm截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C處當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：Mh．校核軸強(qiáng)度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同步截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因而此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)解決，故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得調(diào)質(zhì)解決，抗拉強(qiáng)度極限σB=640ＭPa,則軸許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=6０MPa，σe＜[σ－１b]，因此強(qiáng)度滿足規(guī)定。第八章滾動(dòng)軸承壽命校核８．1高速軸上軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(ｍm)寬度(ｍｍ)基本額定動(dòng)載荷（kN)6２0８408０1８29.５帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)依照前面計(jì)算,選用６2０8深溝球軸承，內(nèi)徑d=4０mm,外徑D=80mｍ，寬度B=1８mｍ由于不存在軸向載荷軸承基本額定動(dòng)載荷Ｃr=29．5kN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為L(zhǎng)h=0h。由前面計(jì)算已知軸水平和垂直面支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力:FF查表得X1＝1,Y１=0，X２=1,Y２=0查表可知ft=1,fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承工作壽命足夠。８.2中間軸上軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mｍ）外徑(mm)寬度（mm)基本額定動(dòng)載荷(ｋN）620７３5７21725.5帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)依照前面計(jì)算,選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d＝３５mm,外徑D＝72mm,寬度B=17mｍ由于不存在軸向載荷軸承基本額定動(dòng)載荷Ｃr=２5.5ｋN，軸承采用正裝。規(guī)定壽命為L(zhǎng)h=0h。由前面計(jì)算已知軸水平和垂直面支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力:FF查表得X１=1,Y１=０，X２=1，Y2＝0查表可知fｔ=１，fp＝１P(pán)P取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承工作壽命足夠。8.3低速軸上軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm）外徑(ｍｍ)寬度（mｍ）基本額定動(dòng)載荷(kN)62１365120２357.２帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)依照前面計(jì)算,選用6213深溝球軸承，內(nèi)徑d=65mｍ,外徑Ｄ=120ｍm,寬度B=23ｍm由于不存在軸向載荷軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=57.2kＮ,軸承采用正裝。規(guī)定壽命為L(zhǎng)h=0h。由前面計(jì)算已知軸水平和垂直面支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力:FF查表得X１=1，Y1=０，X２=1,Ｙ2=0查表可知ft＝1,fｐ＝1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承工作壽命足夠。第九章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算9．1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用Ａ型鍵,查表得b×h=8ｍm×7mm(GB/Ｔ1096-），鍵長(zhǎng)6３mm。鍵工作長(zhǎng)度l=Ｌ-b=５５mm聯(lián)軸器材料為４5,可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ９.２中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得ｂ×ｈ=12mm×8mｍ(GB/T１0９6-)，鍵長(zhǎng)８0ｍｍ。鍵工作長(zhǎng)度l＝L－b=68ｍm低速級(jí)小齒輪材料為45,可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力［σ]ｐ＝１２０MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ9．3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得ｂ×ｈ=１2mｍ×8ｍm（ＧB／T109６-),鍵長(zhǎng)45mｍ。鍵工作長(zhǎng)度l=L－b=33mm高速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力[σ]ｐ=12０MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ9.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵,查表得b×ｈ=20ｍm×1２mm（GB/Ｔ109６-)，鍵長(zhǎng)70mm。鍵工作長(zhǎng)度ｌ＝Ｌ-b＝5０ｍm低速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力［σ］ｐ=１2０MPa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得ｂ×h=1６mm×10ｍm（ＧB/T１０96-)，鍵長(zhǎng)90mm。鍵工作長(zhǎng)度l=L-b=７4mm聯(lián)軸器材料為45,可求得鍵連接許用擠壓應(yīng)力［σ］ｐ＝1２０MＰa。鍵連接工作面擠壓應(yīng)力σ第十章聯(lián)軸器選取10.1高速軸上聯(lián)軸器（１)計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K＝1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=６1．6４N?mm選取聯(lián)軸器型號(hào)(2）選取聯(lián)軸器型號(hào)軸伸出端安裝聯(lián)軸器初選為ＬX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T432３-),公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1２50N?m,許用轉(zhuǎn)速［n]=4７00ｒ/ｍiｎ，Y型軸孔，積極端孔直徑d＝３8ｍm,軸孔長(zhǎng)度L1=82ｍｍ。從動(dòng)端孔直徑d=30mm,軸孔長(zhǎng)度L1=８２mm。Ｔｃ＝61.６4Ｎ?m<Tn=125０N?mn＝144０r/ｍin<[n]=47０0r/mｉｎ10.2低速軸上聯(lián)軸器(1)計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.３計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=Ｋ×T=1094.３4Ｎ?mm選取聯(lián)軸器型號(hào)（2）選取聯(lián)軸器型號(hào)軸伸出端安裝聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X４彈性柱銷聯(lián)軸器(GB/T4323-)，公稱轉(zhuǎn)矩Tｎ＝2500N?ｍ，許用轉(zhuǎn)速[n］＝3870r/min，Y型軸孔,積極端孔直徑d＝55mm,軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑ｄ=42ｍm，軸孔長(zhǎng)度Ｌ1＝112mm。Tc=109４.34N?ｍ<Tn=２500N?mn=76.35ｒ/ｍin<[n]＝３8７0ｒ/mｉn第十一章減速器密封與潤(rùn)滑1１.1減速器密封為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作,在構(gòu)成箱體各零件間,如箱蓋與箱座間、及外伸軸輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設(shè)立不同形式密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)結(jié)合面，慣用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸密封,則需依照其不同運(yùn)動(dòng)速度和密封規(guī)定考慮不同密封件和構(gòu)造。本設(shè)計(jì)中由于密封界面相對(duì)速度較小,故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m／s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s,故均采用半粗羊毛氈封油圈。１1.２齒輪潤(rùn)滑閉式齒輪傳動(dòng)，依照齒輪圓周速度大小選取潤(rùn)滑方式。圓周速度v≤１2－１5m／s時(shí),常選取將大齒輪浸入油池浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言,齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得不不大于分度圓半徑１/３到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部污物攪起,導(dǎo)致齒面磨損,大齒輪齒頂距油池底面距離不不大于３0-5０mｍ。依照以上規(guī)定,減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油,使油面高度達(dá)成3３－7１mm。從而選取全損耗系統(tǒng)用油(GB443-19８９);，牌號(hào)為L(zhǎng)－AN10。第十二章減速器附件設(shè)計(jì)12.1油面批示器用來(lái)批示箱內(nèi)油面高度,油標(biāo)位在便于觀測(cè)減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安頓部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。12.2通氣器由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高,氣壓增大