《二級同軸式圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級同軸式圓柱齒輪減速器（25頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、- 一、 設(shè)計(jì)題目 1.設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置的設(shè)計(jì) 2.條件： （1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃； （2） 使用折舊期：8年； （3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修； （4） 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； （5） 運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%； （6） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 3.設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)： 運(yùn)輸帶工作拉力F：2600N; 運(yùn)輸帶工作速度v：1.1m/s； 卷筒直徑D：220mm； 二、方案及主要零部件選擇 1. 設(shè)計(jì)方

2、案 ：二級同軸式圓柱齒輪減速器 輔助件：觀察孔蓋，油標(biāo)和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。 2.各主要部件選擇 目的 分析 結(jié)論 動力源 電動機(jī) 齒輪 斜齒輪傳動平穩(wěn) 兩對斜齒輪 軸承 軸承所受軸向力不大 球軸承 聯(lián)軸器 彈性聯(lián)軸器 三、電動機(jī)的選擇 工作機(jī)所需有效功率 傳動裝置總效率 查文獻(xiàn)【1】P141 表二得各局部傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率，〔兩個(gè)彈性聯(lián)軸器〕； 滾動軸承傳動效率，〔四對滾動軸承〕； 圓柱斜齒輪傳動效率，〔兩對7級精度齒輪傳動〕； 輸送機(jī)卷筒傳動效率，； 所

3、以電動機(jī)所需工作效率為： 工作機(jī)卷筒軸轉(zhuǎn)速為： 查文獻(xiàn)【1】P413 兩級式同軸式齒輪傳動比范圍 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min、3000r/min三種，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，決定選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機(jī)根據(jù)電動機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有文獻(xiàn)【2】P173查得，選用Y112M-4， 方案號 電動機(jī)型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/kg 1 Y112M-4 4 1440 2.2 2.3 43

4、 四、傳動比及各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩計(jì)算 總傳動比： 各軸的轉(zhuǎn)速 各軸輸入功率 按電動機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 各軸轉(zhuǎn)矩 五、高速級齒輪設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 〔1〕選用斜齒圓柱齒輪 〔2〕運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)選7級精度〔GB10095-88〕 〔3〕選擇小齒輪材料為40Cr〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 〔4〕選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) 〔5〕初選取螺旋角 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)

5、 文獻(xiàn)【1】"機(jī)械設(shè)計(jì)"第八版 高速級 名稱 符號 小齒輪 大齒輪 螺旋角 14 傳動比 i 3.88 齒數(shù) z 26 101 基圓螺旋角 14 法面模數(shù) 1.5 端面模數(shù) 1.55 法面壓力角 端面壓力角 20.5 法面齒距 6.28mm 端面齒距 6.50mm 法面基圓齒距 5.90mm 法面齒頂高系數(shù) 1 法面頂隙系數(shù) 0.25 分度圓直徑 d 40.54 157.46 基圓直徑 52.40mm 260.07mm 齒頂高

6、 2mm 齒根高 2.5mm 齒頂圓直徑 43.5354 160.4646 齒根圓直徑 36.7854 153.7146 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a 99 齒寬 b 45 40 低速級 名稱 符號 小齒輪 大齒輪 螺旋角 14 傳動比 i 3.88 齒數(shù) z 20 99 基圓螺旋角 14 法面模數(shù) 2 端面模數(shù) 1.55 法面壓力角 端面壓力角 20.5 法面齒距 6.28mm 端面齒距 6.50mm 法面基圓齒距 5.90mm 法面齒頂高系數(shù) 1 法面頂隙

7、系數(shù) 0.25 分度圓直徑 d 40.41 157.59 基圓直徑 52.40mm 260.07mm 齒頂高 2mm 齒根高 2.5mm 齒頂圓直徑 44.4082 161.5918 齒根圓直徑 35.4082 152.5918 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a 99 齒寬 b 45 40 八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 〔中間軸〕 1．１軸〔輸入軸〕及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 目的 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計(jì) １．輸入軸上的功率

8、２．求作用在車輪上的 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-7查得，選用L*2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560000。半聯(lián)軸器的孔徑,故取，半聯(lián)軸器長度.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 4、軸的構(gòu)造設(shè)計(jì) 〔1〕低速軸的裝配方案如以下圖所示： 〔2〕為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，2-3軸段的左端需要一個(gè)定位軸肩，根據(jù)文獻(xiàn)【3】〔P379〕可知軸肩高度h=(0.07-0.1)d，所以取直徑；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應(yīng)取1-2段的長度比聯(lián)軸器轂孔稍短一些，取。 〔3〕初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時(shí)

9、受徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由文獻(xiàn)【2】中表6-7〔P80〕中初步選用圓錐滾子軸承30305型，其尺寸為內(nèi)徑，外徑，軸承寬度，；所以，，。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)展軸向定位，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7〔P80〕查得，所以取。 〔4〕由于高速小齒輪的齒根圓直徑，所以安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為B=50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍短于齒輪輪轂寬度，故?。积X輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=3mm,則軸環(huán)處的直徑。由文獻(xiàn)【3】〔P379〕軸環(huán)寬度b>1.4h，所以取。

10、 〔5〕軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝卸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)軸器右端面間的距離，故取。 〔6〕取齒輪距箱體內(nèi)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(shí)。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,滾動軸承寬度T=18.25mm，則 至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。 軸段 直徑〔mm〕 長度〔mm〕 1-2 20 35 2-3 23 50 3-4 25 46.25 4-5 28 46 5-6 34 10 6-7 32 14 7-8 25 18.25 總長度 249

11、.5 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理 目的 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計(jì) 1、 鍵的設(shè)計(jì) 根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1〔P56〕按,查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，配合為H7/n6；鍵的型號為GB/T1096鍵A8×7×28。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，配合為H7/k6；鍵的型號為GB/T1096鍵A6×6×18。 2、 軸的受力分析 根據(jù)軸的尺寸確定、、的長度 〔1〕在水平面上 hht 〔2〕在垂直面上 所以 〔3〕求彎矩 所以合成后的彎矩 〔4〕

12、計(jì)算扭矩 3、 軸的強(qiáng)度校核 由文獻(xiàn)【3】〔P380〕可知進(jìn)展校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面〔即危險(xiǎn)截面C〕的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)【3】式15-5 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得。因此，故平安。 4、 軸強(qiáng)度的準(zhǔn)確校核 截面A，2，3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，2，3，B均無需校核。 應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；

13、從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面5的應(yīng)力集中的影響和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。 （1） 分析截面4左側(cè) 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩： 截面4上的扭矩： 截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得，，

14、 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及,由文獻(xiàn)【3】附表3-2查取， 因，，經(jīng)插值后可查得， 又由文獻(xiàn)【3】附圖3-1〔P41〕可得軸材料的敏性系數(shù)為 所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【3】附表3-4可得 由文獻(xiàn)【3】附圖3-2取尺寸系數(shù)為， 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得外表質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即外表高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： 又由文獻(xiàn)【3】3-1〔P25〕取碳鋼的 計(jì)算平安系數(shù),由式15-6,15-7和15-8得到 目的 過程分析 結(jié)論

15、輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計(jì) ２〕計(jì)算支承反力 　在水平面上 　在垂直面上 故 總支承反力 a) 畫彎矩圖 故 4〕畫轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強(qiáng)度 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得[]=60mpa,因此,故平安. 準(zhǔn)確校核軸的疲勞強(qiáng)度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險(xiǎn)剖面 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩： 目的

16、 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計(jì) 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由表 15-1 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 由附圖3-4得 軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ,

17、 取 , 取 目的 過程分析 結(jié)論 輸 入 軸 的 設(shè) 計(jì) 及 其 軸 承 裝 置 、 鍵 的 設(shè) 計(jì) 輸入 軸的 設(shè)計(jì) 及其 軸承 裝置、 鍵的 設(shè)計(jì) 于是,計(jì)算平安系數(shù)值,按式(15-6)~(15-8)則得 故平安 8 校核鍵連接強(qiáng)度 聯(lián)軸器: 查表得.故強(qiáng)度足夠. 齒輪: 查表得.故強(qiáng)度足夠. 9. 校核軸承壽命 軸承載荷軸承1 徑向:

18、 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計(jì)算 按表13-6,,取按表13-5注1,對深溝球軸承取,則相對軸向載荷為 在表13-5中介于1.03~1.38之間,對應(yīng)的e值為0.28~0.3,Y值為1.55~1.45線性插值法求Y值 故 查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命 鍵校核平安 軸校核平安 軸承校核平安 壽命〔ｈ〕為 3.３軸〔輸出軸〕及其軸承裝置

19、、鍵的設(shè)計(jì) 目的 過程分析 結(jié)論 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設(shè) 計(jì) １．輸出軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 ２．求作用在車輪上的力 ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表14-1取，則 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-7查得，選用L*3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑,故取，半聯(lián)軸器長度.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度．軸的構(gòu)造設(shè)計(jì) 　１〕擬定軸上零

20、件的裝配方案〔見前圖〕 ?。病掣鶕?jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 目的 過程分析 結(jié)論 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝 置、 鍵 的 設(shè) 計(jì) （１） 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１－２軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故?。捕蔚闹睆? 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，獻(xiàn)【2】中表6-7〔P80〕中初步選用圓錐滾子軸承30309型，其尺寸為內(nèi)徑，外徑，軸承寬度，；所以，，。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)展軸向定位，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表6-7〔P80〕查得，所以取。

21、 軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可??；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為B=45mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)稍短于齒輪輪轂寬度，故??；齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑。由機(jī)械設(shè)計(jì)〔P379〕軸環(huán)寬度b>1.4h，所以取。 〔5〕軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝卸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)軸器右端面間的距離，故取。 〔6〕取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離△=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時(shí)。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,滾動軸承寬度T=27.

22、25mm，則 5、 鍵的設(shè)計(jì) 根據(jù)"課程設(shè)計(jì)手冊"中表4-1〔P56〕按,查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，配合為H7/n6；鍵的型號為GB/T1096鍵C14×9×32。 聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，配合為；鍵的型號為GB/T1096鍵C10×8×45。 6、 軸的受力分析 根據(jù)軸的尺寸確定、、的長度 〔1〕在水平面上 〔2〕在垂直面上 所以 〔3〕求彎矩 所以合成后的彎矩 〔4〕計(jì)算扭矩 7、 軸的強(qiáng)度校核 由文獻(xiàn)【3】〔P380〕可知進(jìn)展校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面〔即危險(xiǎn)截面C〕的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗?/p>

23、旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)【3】式15-5 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得。因此，故平安。 8、 軸強(qiáng)度的準(zhǔn)確校核 截面A，2，3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，2，3，B均無需校核。 應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面5的應(yīng)力集中的影響和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)

24、力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。 （2） 分析截面4左側(cè) 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4左側(cè)的彎矩： 截面4上的扭矩： 截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得，， 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及,由文獻(xiàn)【3】附表3-2查取， 因，，經(jīng)插值后可查得， 】 又由文獻(xiàn)【3】附圖3-1〔P41〕可

25、得軸材料的敏性系數(shù)為 所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)【3】附表3-4可得 由文獻(xiàn)【3】附圖3-2取尺寸系數(shù)為， 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得外表質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即外表高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： 又由文獻(xiàn)【3】3-1〔P25〕取碳鋼的 計(jì)算平安系數(shù),由式15-6,15-7和15-8得到 （3） 分析截面4右側(cè) 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面4右側(cè)的彎矩： 截面4上的扭矩： 截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 由文獻(xiàn)【3】〔P

26、383〕和附表3-8利用插值法可以求出過盈配合處的,取。 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得外表質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即外表高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： 計(jì)算截面4右側(cè)平安系數(shù),由式15-6,15-7和15-8得到 所以截面4的右側(cè)也是平安的。 綜上所述，軸的截面4是平安的，由文獻(xiàn)【3】〔P383〕可知該軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。 軸的尺寸〔ｍｍ〕： 目的 過程分析 結(jié)論 輸 出 軸 及 其 軸 承 裝

27、置、 鍵 的 設(shè) 計(jì) 9、校核鍵連接強(qiáng)度 聯(lián)軸器: 由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠。 齒輪: 由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠。 6、校核軸承壽命 〔1〕計(jì)算支反力 〔2〕計(jì)算徑向力 〔3〕計(jì)算軸向力 由文獻(xiàn)【2】表6-7〔P80〕查得30309型軸承的θ=15°，e=0.35。所以可得 因?yàn)?，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是有 所以，由文獻(xiàn)【3】表13-5查得*=0.4;由文獻(xiàn)【2】表6-7查得Y=1.7。 ，有文獻(xiàn)【3】表13-5查得*=1 Y=0。 〔4〕計(jì)算當(dāng)量載荷 按文獻(xiàn)【3】表13-6,,取，所以按照式13-

28、8a得 〔4〕，軸承壽命的校核 因?yàn)檩S承1的當(dāng)量載荷比軸承2的當(dāng)量載荷大，所以按軸承1來進(jìn)展壽命校核。有文獻(xiàn)【2】表6-7得30309型軸承，由文獻(xiàn)【3】〔P319〕可知對于圓錐滾子軸承，所以 根據(jù)工作要求可知軸承的預(yù)期壽命， 所以高速級選擇30309型軸承適宜，滿足壽命要求。 中 速 軸 的 設(shè) 計(jì) 1. 中間軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力 高速級大齒輪: 低速小齒輪: 1、 初定軸的軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【3】表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑 所以軸的最小直徑 4、軸的構(gòu)造設(shè)計(jì) 〔1〕擬

29、定軸上零件的裝配方案 〔2〕根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1〕初選型號30305型圓錐滾子軸承，由文獻(xiàn)【2】表6-7查得其參數(shù)： ，根本額定動載荷 ，根本額定靜載荷，故?！? 2〕軸段2加工成低速級小齒輪,齒寬,所以2軸段的長度。 3〕大齒輪裝在4段，取齒輪的安裝孔直徑為30mm，則軸段4的直徑,因?yàn)樽?，為保證齒輪的右端的可靠定位，軸5的長度應(yīng)該略短與大齒輪齒寬，所以。大齒輪的左端用軸肩固定,由文獻(xiàn)【3】軸肩高度,所以取。為了減小應(yīng)力集中，取軸段3-4的直徑。 4〕取齒輪端面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距△,取 ,取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體

30、內(nèi)壁見的距離S=8mm,由文獻(xiàn)【2】表6-7查得軸承B=18.25mm.所以軸段1-2的長度為 同理軸段6-7的長度。 5〕輸入軸和輸出軸的跨距之和為197.25mm，所以中間軸的跨距必須大于197.25mm,為了保證中間軸上兩齒輪之間不發(fā)生運(yùn)動干預(yù)，取兩齒輪之間的距離為140mm. 軸段 直徑mm 長度mm 1 25 45 2 29 48 3 38 140 4 30 38 5 25 45 6〕為了保證小齒輪一端軸承的可靠定位，其右端使用軸套定位，由文獻(xiàn)【2】表6-7查得，所以軸套的外徑,軸套裝在軸段1上，所以其內(nèi)徑。左端靠軸承

31、端蓋定位，由文獻(xiàn)【2】表6-7查 ，所以軸承端蓋凸緣的內(nèi)徑為54mm，凸緣厚度趣味10mm。 7〕為了保證大齒輪的右端面的可靠定位和軸承左端面的可靠定位，此處使用一個(gè)階梯軸套，取外徑，，軸套裝在軸段5上，所以其內(nèi)徑。 5、軸的受力分析 根據(jù)軸的根本尺寸，取兩齒輪的中點(diǎn)為力的作用點(diǎn)，得到 計(jì)算支承反力 　在水平面上 在垂直面上 總支承反力 3 ) 畫彎矩圖 故 4)計(jì)算扭矩 T=80900N.mm 1、 按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度 由文獻(xiàn)【3】〔P380〕可知進(jìn)展校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎

32、矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。因?yàn)閱蜗蛐D(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取 α=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力由文獻(xiàn)【3】式15-5 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)【3】中表15-1查得。因此，故平安。 2、 軸強(qiáng)度的準(zhǔn)確校核 低速小齒輪左端面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險(xiǎn)剖面 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 左端面的彎矩： 截面4上的扭矩： 截面4上的彎曲應(yīng)力： 截面4上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 由文獻(xiàn)【3】〔P383〕和附表3-8利用插值法可以求出過盈配合處的,取。 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【3】附圖3-4查得外表質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即外表高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，按照文獻(xiàn)

33、【3】中式3-12和式3-12a可得綜合系數(shù)為： 計(jì)算截面4右側(cè)平安系數(shù),由式15-6,15-7和15-8得到 所以軸是平安的。 3、 鍵的選擇及校核鍵連接強(qiáng)度 根據(jù)小齒輪安裝處的軸徑，據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1〔P56〕，查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，配合為H7/n6；鍵的型號為GB/T1096鍵C10×8×36。 由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠 根據(jù)大齒輪安裝處的軸徑，據(jù)文獻(xiàn)【2】中表4-1〔P56〕，查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，配合為H7/n6；鍵的型號為GB/T1096鍵C10×8×32。 由文獻(xiàn)【3】表6-2得.，強(qiáng)度足夠。 6、校核

34、軸承壽命 〔1〕計(jì)算支反力 〔2〕計(jì)算徑向力 〔3〕計(jì)算軸向力 由文獻(xiàn)【2】表6-7〔P80〕查得30305型軸承的θ=15°，e=0.3。所以可得 因?yàn)?，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是有 所以，由文獻(xiàn)【3】表13-5查得*=0.4;由文獻(xiàn)【2】表6-7查得Y=2。 ，有文獻(xiàn)【3】表13-5查得*=1 Y=0。 〔4〕計(jì)算當(dāng)量載荷 按文獻(xiàn)【3】表13-6,,取，所以按照式13-8a得 〔4〕，軸承壽命的校核 因?yàn)檩S承1的當(dāng)量載荷比軸承2的當(dāng)量載荷大，所以按軸承1來進(jìn)展壽命校核。有文獻(xiàn)【2】表6-7得30305型軸承，由文獻(xiàn)【3】〔P319〕可知對

35、于圓錐滾子軸承，所以 根據(jù)工作要求可知軸承的預(yù)期壽命， 所以高速級選擇30309型軸承適宜，滿足壽命要求。 潤 滑 與 密 封 1．齒輪潤滑方式的選擇 〔1〕結(jié)合以上計(jì)算結(jié)果根據(jù)文獻(xiàn)【3】式10--20可知，高速級齒輪的齒面接觸疲勞應(yīng)力為 376.15MPa 低速級齒輪的齒面接觸疲勞應(yīng)力 751.39 因?yàn)榈退偌夶X輪的，所以由文獻(xiàn)【6】表1-31〔P841〕可知，該齒輪為中等負(fù)荷齒輪，選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油〔L-CKC〕。 〔2〕潤滑油粘度等級的選擇 由文獻(xiàn)【6】表1-33〔P841〕可得低速級齒輪節(jié)圓圓周速度 減速器工作的環(huán)境溫度為35°，所以潤

36、滑油的粘度等級選為320。 〔3〕潤滑方式的選擇 高速級齒輪的速度，所以潤滑方式選用浸油潤滑。 1、 軸承潤滑 潤滑脂的承載能力較高，所以軸承選用脂潤滑。由以上計(jì)算可知軸承的轉(zhuǎn)速最高不超過1440r/min，所以由文獻(xiàn)【7】表7-2-52〔P263〕可知需選用錐入度為245—295的潤滑脂；減速器的工作環(huán)境溫度為35°，結(jié)合 表7-2-53，可以得出，需選用2號鋰基脂。 3、軸承密封方式的選擇 由于輸入軸、輸出軸、中間軸的轉(zhuǎn)速，線速度，所以根據(jù)文獻(xiàn)【7】表7-2-59〔P267〕采用氈圈密封。 文獻(xiàn)【7】"機(jī)械設(shè)計(jì)手冊〔軸承〕"〔成大先〕 由文獻(xiàn)【6】表1-9〔P826〕可知

37、減速器的根本尺寸如下： 目的 分析過程 結(jié)論 底座壁厚 8mm 箱體壁厚 8mm 底座上部凸緣厚度 12mm 箱蓋凸緣厚度 12mm 底座下部凸緣厚度 20mm 地腳螺釘直徑 16mm 地腳螺釘數(shù)目 按表1-13選取 6 軸承座連接螺栓直徑 12mm 軸承座連接螺栓凸緣厚度 48mm 箱蓋與底座連接螺栓直徑 10mm 軸承蓋固定螺栓直徑 按表1-14 8mm 軸承蓋固定螺栓個(gè)數(shù) 按表1-14 4 軸承端蓋螺栓分布圓直徑 按表1-14 68mm 軸承座凸緣端面直徑 按表1-14 85mm 軸承座連接螺栓之間的距離 85mm 底座加強(qiáng)筋厚度 8mm 箱蓋加強(qiáng)筋厚度 7mm 窺視孔蓋固定螺釘直徑 8mm 吊環(huán)螺栓直徑 16mm 箱體內(nèi)壁和齒頂間隙 16mm 箱體內(nèi)壁和齒輪端面的間隙 16mm . z.