《二級齒輪減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級齒輪減速器設(shè)計（40頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目： 二級齒輪減速器的設(shè)計 專 業(yè)：工 業(yè)工程 班級： 2011-2 班 設(shè)計人： 豆春蕾 指導(dǎo)老師： 石永奎 -1-/39

2、 山東科技大學(xué) 2015年 01 月 10 日 課程設(shè)計任務(wù)書 學(xué)院：礦業(yè)與安全工程專業(yè)：工業(yè)工程 班級： 2011-2 姓名：豆春蕾 一、課程設(shè)計題目： 二、課程設(shè)計主要參考資料： （1）、 精密機械設(shè)計 （2）、 基礎(chǔ)工業(yè)工程 三、課程設(shè)計主要要解決的問題： -2-/

3、39 （1）、 帶式運輸機變速器經(jīng)常燒毀的問題 （2）、 帶式運輸機經(jīng)常跑偏的問題 四、課程設(shè)計相關(guān)附件： （1）、 （2）、 五、任務(wù)發(fā)出日期： 1 月 5 日 完成日期： 1 月 23 日 指導(dǎo)老師簽字： 系主任簽字： 指導(dǎo)教師對課程設(shè)計的評語

4、 -3-/39 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 目錄 -4-/39

5、1. 設(shè)計目的 ............................ 錯誤 ! 未定義書簽。 2. 傳動方案分析 ........................ 錯誤 ! 未定義書簽。 3. 原動件的選擇和傳動比的分配 .......... 錯誤 ! 未定義書簽。 4. 各軸動力與運動參數(shù)的計算 ............ 錯誤 ! 未定義書簽。 5. 傳動件設(shè)計計算（齒輪） .............. 錯誤 ! 未定義書簽。 6 軸的設(shè)計 ............................ 錯誤 ! 未定義書簽。 7．滾動軸承

6、的計算 ...................... 錯誤 ! 未定義書簽。 8．連接的選擇和計算 .................... 錯誤 ! 未定義書簽。 9．潤滑方式、潤滑油牌及密封裝置的選擇 . .. 錯誤 ! 未定義書簽。 10. 設(shè)計小結(jié) ............................ 錯誤 ! 未定義書簽。 11. 參考文獻 ............................ 錯誤 ! 未定義書簽。

7、 1. 設(shè)計目的 隨著經(jīng)濟社會的發(fā)展， 運輸機在經(jīng)營活動中扮演著越來越重要 -5-/39 的角色。其中，帶式運輸機在實際生活中是最常見的一種運輸機，它主要是由運輸帶、電動機、變速器和支架組成。 但是，帶式運輸機在使用過程中往往會出現(xiàn)很多問題， 比如運輸帶跑偏、 電動機燒毀等。 其中，有很多問題是由變速箱引起的。基于此，我設(shè)計了一個新型的減速箱，以改善帶式運輸機的使用狀況。 設(shè)計一個用于帶式運輸機上的動力及傳動裝置。 運輸機三班制 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。工作時載荷平穩(wěn)，小

8、批量生產(chǎn)。已知數(shù)據(jù)：傳輸 帶的圓周力 F/N:900 。二級齒輪減速器原理圖見圖 1.1 。 圖 1.1 2. 傳動方案分析 傳送帶帶速 v/(m/s): 2.5 -6-/39 滾筒直徑 D/mm: 300 使用期限 / 年： 10 帶速允許公差： 5% 1. 電機 2. 聯(lián)軸

9、器 3. 齒輪減速器 4. 聯(lián)軸器 5. 運輸帶 合理的傳動方案， 首先應(yīng)滿足工作機的性能要求， 其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝 性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。 本傳動裝置傳動比不大， 采用二級傳動。 帶式運輸機是由電動機驅(qū)動，電動機 1 通過聯(lián)軸器 2 將力傳入減速器 3，再經(jīng)聯(lián)軸器 4 將動力傳輸至轉(zhuǎn)筒 5。軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。見圖 1.2 。

10、 -7-/39 圖 1.2 3. 原動件的選擇和傳動比的分配 1. 原動件的選擇 根據(jù)帶式運輸機工作機的類型， 可取工作機效率η w=0.96。設(shè)計 任 務(wù) 要 求減 速 器 的 輸 入 功 率 為 : Pw=Fv/1000η w=(900 × 2.5)/(1

11、000 ×0.96)=2.34kw 。 而傳動裝置的效率：η =η 12 ×η 23 ×η 32=0.992 × 0.993 × 0.972=0.895 式中：η 1----- 聯(lián)軸器傳動效率 η 2----- 滾動軸承（一對）的效 率 η 3----- 閉合齒輪傳動效率，常見機械效率參見表 3.1 表 3.1 傳動類型表 機械傳動類型 傳動效率 圓柱齒輪傳動 閉式傳動 0.96-0.98 開式傳動 0.94-0.96 圓錐齒輪傳動 閉式傳動 0.94-0.97 開式傳動 0.

12、92-0.95 平型帶傳動 0.95-0.98 -8-/39 V 型帶傳動 0.94-0.97 滾動軸承（一對） 0.98-0.995 聯(lián)軸器 0.99-0.995 電動機所需功率為 Pd= Pw/n=2.34/0.893=2.62kw 卷筒工作轉(zhuǎn)速： n=60× 1000v/ π D=（ 60 × 1000× 2.5 ） /( π× 300)=159.2r/min 而兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比 ia 范圍為 8~40。 所 有 電 動 機

13、轉(zhuǎn) 速 可 選 范 圍 ： nd=n × ia=159.2 × （ 8~40 ） =1273.6~6368r/min 。 查精密機械設(shè)計書 初步確定原動機的型號為 Y100L2-4，額定功率為 p=3kw，滿載轉(zhuǎn)速為 n0=1420r/min ，額定轉(zhuǎn)矩為 2.2N ·mm，最大轉(zhuǎn)矩為 2.3N ·mm。 2. 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(zhuǎn)速可確定總傳動比： I=no/n3=1420/159.2=8.92 。 對于二級展開式圓柱齒輪減速器， 當(dāng)二級齒輪的材質(zhì)相同， 齒 寬系數(shù)相等時，衛(wèi)

14、視齒輪浸油深度大致相近，且低速機大齒輪直 徑略大，高速級傳動比 i1=3.53 。 低速級傳動比 i2=i/ i1=8.92/3.53=2.52 -9-/39 4. 各軸動力與運動參數(shù)的計算 1. 各軸的轉(zhuǎn)速 nⅠ =n0=1420r/min nⅡ =nⅠ/i1=1420/3.53=402.27r/min nⅢ =nⅡ/i2=402.27/2.52=159.63r/min 2. 各軸的的輸入功率 P0=3kw pⅠ = P

15、0 × ( η 1×η 2)=3 ×(0.99 ×0.99) kw =2.94 kw pⅡ = p Ⅰ× ( η 3×η 2)=2.94 ×(0.97 ×0.99) kw =2.82 kw p Ⅲ = p Ⅱ × ( η 3 × η 2 × η 1 )=2.82 × (0.97 × 0.99 × 0.99)=2.68 kw 3. 各軸的轉(zhuǎn)矩 T0=9.55 ×610× p0/n0=9.55 × 610×3/1420=20.176 N ·m TⅠ =9.55 × 610×pⅠ /n Ⅰ=9.55 × 610×2

16、.94/1420=19.72 N·m TⅡ =9.55 × 610×pⅡ /n Ⅱ =9.55 × 610× 2.82/402.27=66.947 N·m TⅢ =9.55 ×610× pⅢ/n Ⅲ =9.55 ×610× 2.68/159.63=160.333 N·m 計算結(jié)果如表 4.1 所示。 -10-/39 表 4.1 軸的參數(shù)表 項目 電動機軸 高速軸 1 高速軸 2 高速軸 3 轉(zhuǎn)速 1420 1420 402.27 159.63 （ r/min ）

17、 功率（ kw） 3 2.94 2.82 2.68 轉(zhuǎn)矩（N·m）2.2 19.72 66.947 163.33 傳動比 1 1 3.53 2.52 5. 傳動件設(shè)計計算（齒輪） 1. 高速齒輪的計算 對于高速齒輪，初步設(shè)計輸入功率、齒數(shù)比等參數(shù)如表 5.1 所 示。 表 5.1 高速齒輪參數(shù)表 輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系 （kw） （r/m

18、in ） （N· m） 數(shù) -11-/39 2.94 1420 3.53 19.72 1.3 2. 選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 材料及熱處理； 由表 10-1 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，二者材料硬度差為 40HBS。 2) 精度等級選用 7 級精度； 3) 試選小齒輪齒數(shù) z1＝20，大齒輪齒數(shù) z2＝ 20× 3.53=7

19、0.6 ， 取 z2=71 的； 3. 按齒面接觸強度設(shè)計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。 按式（ 5.1 ）試算，即 3 Kt?T u+1 ?[ Ze ] 2 dt ≥2.32 × √ ? （5.1 ） Ud u σp (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值， 1) 試選 Kt ＝ 1.3 - 12-/39 2) 選取尺寬系數(shù)υ d＝ 1

20、 3) 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa 4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σ Hlim1 ＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σ Hlim2 ＝ 550MPa； 5) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh ＝60×1420×1×（ 3×8× 365×10）＝ 7500000000 N2 ＝N1/3.53 ＝2100000000 此式中 j 為轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙 合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 6) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1

21、＝ 0.90 ；KHN2＝0.95 7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù) S＝ 1， 得 [ σ H]1＝0.90 × 600MPa＝540MPa [ σ H]2＝0.98 × 550MPa＝522.5Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d1t ，見式 5.2 與式 5.3 3 Kt?T u+1 ?[ Ze ] 2 dt ≥2.32 × √ ? σ p （5.2 ） Ud u -13-/39

22、 3 1.3 × 19750 3.53+1 ?[ 189.8 2 dt = 2.32 × √ ? 522.5 ] = 37.58mm 1 3.53 1） 計算圓周速度 v= π ?d1t?n1 = π× 37.58 × 1420 60 × 1000 = 2.794m/s 60 × 1000 2） 計算齒寬 b、模數(shù) m、齒高 h 等參數(shù) b = 1 ×37.58 = 37.58mm mt = d1t =

23、 37.58 = 1.879 z1 20 h = 2.25mt = 2.25 ×1.879 = 4.228mm b?h = 37.58 ÷ 4.228 = 8.89 4) 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v=2.794m/s,7 級精度，查得動載系數(shù) KV=1.25； 查得 7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHβ=1.417 由 b/h=8.89 ， KHβ=1.417 查得 KFβ =1.33 直齒輪 KHα=KFα=1。故載荷系數(shù) K=KA

24、KVKH αKHβ =1× 1.25 ×1×1.417=1.7769 -14-/39 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 3 k 3 1.7769 = 41.71mm d1 = d1t × √ = 37.58 × √ kt 1.3 6 ）計算模數(shù) m m = d1 41.71 = = 2.09 z1 20 4. 按齒根彎曲強度設(shè)計 3 2Kα （ cos β） 2 Yf α ?Ys α

25、 （5.3 ） m ≥ √Ud × Z1 2 × σp (1) 確定計算參數(shù) 1) 由圖 10-20c 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σ F2=380MPa 由 10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88 。 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù) S=1.4 ，可得 ( Kn1 ×σ ) 0.85 × 500 [ σ F1] = F1 S = 1.4 = 303.57Mpa [ ] Kn2

26、 ×σ F2 0.88 ×380 σ F2 = S = 1.4 = 238.86Mpa 2) 計算載荷系數(shù) K = Ka ?Kv ?Kf α?Kf β= 1 ×1.25 ×1 ×1.33 = 1.66 3） 查取應(yīng)力校正系數(shù)可得， Ysa1=1.55 ；Ysa2=1.77 Yfa1=2.80 ； Yfa2=2.22 。 -15-/39 4） 計算大、小齒輪的 Yfa?Ysa 并加以比較 [ σ p] Yfa1?Ysa1 2.

27、80 ×1.55 [σp] = = 0.014 1 303.57 Yfa2?Ysa2 = 2.22 ×1.77 [σp] = 0.016 2 238.86 （2）設(shè)計計算 3 2 ×1.6625 ×1.972 ×104 ?0.016 = 1.39 m ≥ √ 1 ×400 對結(jié)果進行處理，取 m=2，Z1 = d1 = 41.71 = 21。 m 2 大齒輪齒數(shù) Z2 = i ×Z1 = 3.53 ×21 = 74.13 , 取 Z2=75 。 5. 幾何

28、尺寸計算 1） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 = z1 ×m = 21 ×2 = 42mm d2 = z2 ×m = 75 ×2 = 150mm 2 ）計算中心距 a = d1+d2 = ( 42+150 ) = 96mm 2 2 3）計算齒輪寬度 b1=47mm b2=42mm 備注齒寬一般是小齒輪的齒寬一般比大齒輪的齒寬多 5-10mm，由此可得設(shè)計參數(shù)如表 5.2 所示。 -16-/39 表 5.2 齒輪參數(shù)表

29、 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬（mm） 齒數(shù) （mm） 大齒輪 2 42 47 21 小齒輪 2 150 42 75 二齒輪因齒輪齒頂圓直徑小于 160mm，故以都選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪。 6. 低速齒輪的計算 對于低速齒輪， 初步設(shè)計輸入功率、 齒數(shù)比等參數(shù)如表 5.3 所 示 表 5.3 低速齒輪參數(shù)表 輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系 （kw） （r/min ） （N·m

30、） 數(shù) 2.82 402.27 2.52 66.947 1.3 7. 選精度等級、材料及齒數(shù) -17-/39 1）材料及熱處理；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，二者材料硬度差為 40HBS。 2）精度等級選用 7 級精度； 3）試選小齒輪齒數(shù) z1＝ 20，大齒輪齒數(shù) z2＝20×2.52=50.4 ， 取 51； 8. 按齒面接觸強度

31、設(shè)計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（ 10— 21）試算，即 3 Kt?T u+1 ?[ Ze 2 dt ≥ 2.32 × √ ? ] Ud u σp  （5.4 ） (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選 Kt ＝1.3 2) 由表 10－7 選取尺寬系數(shù)υ d＝1 3) 由表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù)

32、ZE＝189.8Mpa -18-/39 4) 由圖 10－ 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ Hlim1 ＝600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限σ Hlim2 ＝550MPa； 5) 由式 10－13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh ＝60×402.27 ×1×（ 3× 8×365×10）＝ 2.114 × 109 N2＝N1/2.52 ＝8.39 ×108 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln 為齒輪的工作壽 命，單位小

33、時 6) 由圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ 0.90 ；KHN2＝0.95 7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù) S＝ 1， 得 [ σH]1 ＝0.90 ×600MPa＝540Mpa [ σH]2 ＝0.95 × 550MPa＝ 522.5Mpa (2) 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 3 Kt?T u+1 Ze 2 d1t = 2.32 × √ ? ?[ ] Ud

34、u σp 3 1.3 ×66.95 ×10 3 2.52 + 1 189.8 2 d1t = 2.32 ×√ 1 ? ?[ ] = 58.51mm 2.52 522.5 -19-/39 2）計算圓周速度 ( π?d1t ?n1) π×58.51 ×402.27 v = = = 1.23m/s 60 ×1000 60 ×1000 3）計算齒寬 b 及模數(shù) m b=1×58.5105mm=58.510

35、5mm mt=2.9255 h=2.25mt=2.25 ×2.9255mm=6.5824mm b/h=58.5105/6.5824 =8.8889 4) 計算載荷系數(shù) K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v=1.2324 m/s,7 級精度，查得動載系數(shù) KV=1.14；7 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 KHβ=1.426 。由 b/h=8.8889 ，KHβ=1.426 ，查得 KFβ =1.33 直齒輪 KHα =KFα =1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1×1.14 ×1×1.42

36、6=1.62564 。 5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 3 3 d1 = d1t √ K/Kt= 58.51 × √ 1.63/1.3 = 63.03mm 計算模數(shù) m，可得 m = d1 = 63.03 = 3.15 z1 20 -20-/39 9. 按齒根彎曲強度設(shè)計 3 2KT1 Yfa?Ysa 由精密機械設(shè)計參考書得： m ≥ √ Ud?Z1 [ σ f] (1) 確定計算參數(shù) 查得小齒

37、輪得彎曲疲勞強度極限σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度 σ F2=380MPa 由 10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88 計算 彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) S=1.4 見表 10-12 得 [ σ ] Kn1 ×σ F1 0.85 ×500 F1= = = 303.57Mpa S 1.4 [ σ ] Kn2 ×σ F2 0.88 ×380 F2= = = 238.86Mpa S 1.4 1 ) 計算載荷系數(shù)

38、 K= 1 ×1.14 ×1×1.33=1.5162 2）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查得 YFa1=2.80; YFa2=2.28 查得 Ysa1=1.55 ；Ysa2=1.73 3) 計算大、小齒輪的 Yfa?Ysa 并加以比較 [ σ f] -21-/39 Yfa1 ?Ysa1 2.80 ×1.55 0.14 = = [ σ f]1 303.57 Yfa2 ?Ysa2 2.28 ×1.73 0.16 = = [ σ f]2 238.86

39、 所以，大齒輪的數(shù)值比較大。 (2) 設(shè)計計算 3 2KT1 Yfa ?Ysa 3 2 ×1.52 ×6.69 ×104 ×010165 = 2.03 m ≥ √ = √ Ud ?Z1 [ σ f] 400 對結(jié)果進行處理取 m=2.5 ，（根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處 選 用第 一序 列） 小齒 輪 齒數(shù) Z1=d1/m=63.0316/2.5 ＝ 25.2126 ≈26 大齒輪齒數(shù) Z2=i × Z1=2.52 ×26=65.52 ≈66 1

40、0. 幾何尺寸計算 1) 計算齒輪寬度 d1=z1m=26×2.5=65mm ， d2=z2m=66 × 2.5=165mm 2) 計算中心距 a=(d1+d2)/2=(65+165)/2=115 3) 計算 大、 小齒輪 的分 度圓 直徑 b= υ d × d1 b=65mm B1=70mm； B2=65mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm -22-/39 由此設(shè)計有表 5.4 所示。 表 5.4 齒輪

41、參數(shù)表 模數(shù) 分度圓直徑（ mm） 齒寬（ mm） 齒數(shù) 大齒輪 2.5 65 70 26 小齒輪 2.5 165 65 66 11. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪因齒輪齒頂圓直徑又小于 150m，故以選用實心結(jié)構(gòu)的 齒輪。大齒輪齒頂圓直徑大于 150mm，所以選用式結(jié)構(gòu)的齒輪。 所有齒輪設(shè)計如表 5.5 所示 表 5.5 大、小齒輪基本參數(shù)表 模數(shù) 分度圓直徑（ mm） 齒寬（ mm） 齒數(shù) 高速小齒輪 2 42 47 21 高

42、速大齒輪 2 150 42 75 低速小齒輪 2.5 65 70 26 低速大齒輪 2.5 165 65 66 6 軸的設(shè)計 在本次設(shè)計中由于要減輕設(shè)計負(fù)擔(dān)，在計算上只校核一根低速軸 的強度 1. 低速軸 3 的設(shè)計 -23-/39 根據(jù)精密機械設(shè)計參考書，對低速軸的參數(shù)初步設(shè)計如 6.1 所示 表 6.1 低速軸的基本參數(shù)表 功率（ kw） 2.38  轉(zhuǎn)矩

43、（ N·m） 163.33  轉(zhuǎn)速（ r/min 159.63  ） 分度圓直徑（ mm） 165  壓力角 20 2. 求作用在齒輪上的力 2T3 2 ×1.63 ×105 Ft = = = 1979.76 N d2 165 Fr = Ft ×tan α= 1979.76 ×tan 20 = 720.57 N 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為 45 號鋼。選取 A0=112。 于是有 3 p 3 2.6

44、8 = 28.69mm dmin = A0 × √ = 112 ×√ n 159.63 此軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d1-2 為了使所 選的軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。 3. 聯(lián)軸器的型號的選取 取 Ka=1.5 則； Tca=Ka×T3=1.5 ×163.33=244.995N ·m 按照計 算 轉(zhuǎn) 矩 Tca 應(yīng) 小 于 聯(lián) 軸器 的 公 稱 轉(zhuǎn) 矩 的 條 件 ， 查 標(biāo) 準(zhǔn) - 24-/39

45、 GB/T5843-2003，選用 GY5 型凸緣式聯(lián)軸器， 其公稱轉(zhuǎn)矩為 400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=30mm. 固取 d1-2=30mm。半聯(lián)軸器長度 L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=82mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 擬定軸上零件的裝配方案，如圖 6.1 所示 圖 6.1 零件的裝配

46、圖 (3) 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 軸段右端要求制出 -25-/39 一軸肩；固取 2-3 段的直徑 d2-3=37mm;左端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑 D=40。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm , 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，固取 1-2 斷的長度應(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L1-2=80mm 2) 初步選擇滾動軸承。因軸承

47、同時受有徑向力和軸向力的作 用，故選用單列圓錐滾子軸承。 參照工作要求并根據(jù) d2-3=37mm, 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游細(xì)組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球 軸承 6008 ， 其尺寸 為 d × D× B=40mm× 68mm× 15mm,故d3-4=d7-9=40mm， L7-9=15mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸 向定位。定位軸肩高度 h=4mm，因此取 d6-7=48mm。 3) 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 d4-5=45mm，齒輪的左端 與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 65，為了使套筒能可

48、靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取L4-5=62mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取（軸直徑的 0.07~0.1 倍）這里取軸肩高度 h=4mm所.以 d5-6=53mm.軸的寬 度取 b≥ 1.4h, 取軸的寬度為 L5-6=6mm. 4) 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè) 計而定）。根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取 端蓋外端面與聯(lián)軸器的 , 距離為 25mm。固取 L2-3=40mm。取齒輪 與箱體的內(nèi)壁的距離為 a=12mm，小齒輪與大齒輪的間距為 -2

49、6-/39 c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與 箱體的內(nèi)壁 , 有一段距離 s, 取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=15m 嗎 ， 小 齒 輪 的 輪 轂 長 L=47mm， 則 L3-4 =T+s+a+(65-62)=38mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm 軸承采取脂潤滑，考慮封油盤的長度， L7-8=10mm，d7-8=43mm 至此已初步確定軸得長度。 5） 軸上零件得周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采 用平鍵

50、聯(lián)接。按 d4-5=45mm ，由參考文獻 1 表 6-1 查得平鍵的截面 b ×h=14×9 (mm)， L=50mm 同理按 d1-2=30mm. b×h=10 × 8 ,L=70 。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固 選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6 。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6 。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的， 此處選軸的尺寸公差為 m6。 6） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻 2 表 15-2 ，取軸端倒 角為 1.2 ×45°。見圖 6.2

51、 -27-/39 圖 6.2 二級直齒減速器示意 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。 在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出 a 值參照參考文獻 1 圖 15-23 。對于 6008，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡 支梁的軸

52、的支撐跨距為 182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 Ft=758.1979 Fr =720.573N Fnh1=1327.091N Fnh2=652.667 Mh=652.667 ×122×10-3=79.62337N ·m Fnv1=483.023N -28-/39 Fnv2=237.55N Mv=483.023× 60× 10-3=228.98138N ·m M 總 = √Mh 2 ×Mv 2 = √79.62 2 ×28.982 = 84.734 N

53、 ?m 對計算結(jié)果進行統(tǒng)計，見表 6.1 表 6.1 軸的參數(shù)表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F（N） Fnh1=1327.091 Fnv1=483.023 Fnh2=652.667 Fnv2=237.55 彎矩（ N·m） MH=79.62337 MV=228.98138 總彎矩（ N· m） M總=84.734 扭矩（ N·m） T3=163.333 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即

54、 危險截面 C的強度）根據(jù)式 5.4 及表 6.1 中的取值，且≈ 0.6 （式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈ 0.3 ；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取 ≈ 0.6 ） 7. 初步選擇滾動軸承。 -29-/39 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用， 故選用單列圓錐滾子軸承。 選擇深溝球軸承 6005 號軸承 8. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案，見圖 6.3

55、 圖 6.3 高速軸的裝配方案圖 （ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸 的設(shè)計知， 軸的總長度為 L=15+76+6+62+38=197mm，由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm，直徑 d1-2= d5-6=25mm。軸 - 30-/39 承采用軸肩定位由參考文獻 [2] 查得 6005 號軸承的軸肩高度

56、 為 2.5mm，所以 d2-3=d4-5=30mm 。兩齒輪的中間采用軸肩定 位軸肩高度取（軸直徑的 0.07~0.1 倍）這里取軸肩高度 h=3mm. 所以 d3-4=36mm。根據(jù)低速軸齒輪位置和齒輪寬度， 確定中間 軸齒輪位置和軸長。 L1-2=35.5mm；L2-3=67mm，L3-4=17.5mm， L4-5=39mm, L5-6=38mm （3） 軸上零件的周向定位齒輪﹑軸的周向定位都采用平鍵聯(lián) 接。按 d4-5=30mm 由參考文獻 [1] 表 4-1 查得平鍵的截面 b ×

57、h=10×8(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6 。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的， 此處選軸的尺寸公差為 m6。 （4） 確定軸的的倒角和圓角參考參考文獻表 15-2 ，取軸端倒角為 1×45°。 9. 高速軸 1 的設(shè)計 根據(jù)精密機械設(shè)計參考書，高速軸的參數(shù)初步設(shè)計如表 6.2 。 表 6.2 高速軸的參數(shù)表 -31-/3

58、9 功率（ kw） 轉(zhuǎn)矩（N·m） 轉(zhuǎn)速 分度圓直徑 壓力角 （r/min ） （mm） 2.94 19.72 1420 42 20 10. 求作用在齒輪上的力 2T1 2 ×1.972 ×104 Ft = = = 939.05 N d2 42 Fr = Ft ×tan β= 939.05 ×tan 20 = 341.79 N 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為 45 號鋼。根據(jù)參考文 獻 1 表 15-3 選取 A0=112。于是有 3

59、p 3 2.94 dmin = A0 ×√ = 112 ×√ = 14.275 mm n 1420 , 取 Ka=1.5 則； Tca=Ka×T3=1.5 ×19.72=29.58N ·m 按照計算轉(zhuǎn) 矩 Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸 器的公稱 轉(zhuǎn)矩的 條 件，查標(biāo) 準(zhǔn)GB5843-2003，選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器， 其公稱轉(zhuǎn)矩為 63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d7-8=16mm 11. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖 6.4 所示。

60、 -32-/39 圖 6.4 低速軸裝配方案圖 （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 7-8 軸段右端要求制出一軸肩；固取 6-7 段的直徑 d6-7=22mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=25。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 L1= 42mm, 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，固取 7-8 斷的長度應(yīng)比 L1

61、略短一些，現(xiàn)取 L7-8=40mm 1） 初步選擇滾動軸承。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作 要求并根據(jù) d6-7=22mm, 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本 游細(xì)組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6005，其尺寸為 d×D× B=25m×47mm×12mm,故 d5-6=d1-2=25mm 右端滾動軸承采用 軸 肩進 行 軸 向 定 位 。 定 位軸 肩 高 度 h=2.5mm， 因 此 取 d2-3=30mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度取軸肩高 -33-/39

62、 度 h=3mm所.以 d3-4=36mm.軸的寬度取 b≥1.4h, 取軸的寬度為 L3-4=5mm. 3) 齒輪分度圓過小，故做成齒輪軸。齒輪的輪轂的寬度 為 47，分度圓直徑為 42mm，所有 L4-5=47mm，d4-5=46mm。 軸承端蓋的總寬度為 15mm。根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為 27mm。固 取 L6-7=42mm 根據(jù)中間軸和箱壁位置可知 L1-6=197mm， L1-2=25mm，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm 至此已初步確定軸得長度

63、 （3） 軸上零件得周向定位半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6 。滾 動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。 （4）確定軸的的倒角和圓角，取軸端倒角為 1.0 ×45°。 7．滾動軸承的計算 根據(jù)要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動軸承進行校核， 在前面進行軸的計算時所選軸 3 上的兩滾動軸承型號均為 6008，其基本額定動載荷 NCr17000，基本額定靜載荷 NCr118000。現(xiàn)對它們 進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為

64、 -34-/39 Fnh1=1327.091N Fnv1=483.023N Fnh2=652.667N Fnv2=237.55N 由上可知軸承 1 所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承 2，所以只需對軸承 1 進行校核，如果軸承 1 滿足要求，軸承 2 必滿足要求。 1） 求比值 軸承所受徑向力 Fr = √1327.092 ×483.02 2 = 141226 N 所受的軸向力 Nfa=0，它們的比值為 0。 根據(jù)參考文獻 [2], 深溝球軸承的最小 e 值為 0.22 ，故此時 Fa ? e

65、 Fr 2） 計算當(dāng)量動載荷 P，根據(jù)參考文獻 [1] 式（ 13-8a ）， p=fp （ Xfr+Yfa ）。 按照參考文獻 [1] 表 13-5 ，X=1，Y=0,按照參考文獻 [2] 表 13-6 ， 2.1~0.1Pf ，取 1.1Pf 。則 p=1553.468 8．連接的選擇和計算 1. 對連接齒輪 4 與軸 3 的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8 以上的齒輪有定心精度要求， 應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。 由于 齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（ A 型）。根據(jù)

66、d=45mm 從參考文獻 [1] 表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=14mm， -35-/39 高度 h=9mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列， 取鍵長 L=50mm。 （2） 校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻 [1] 表 6-2 查許用擠壓應(yīng)力 =100~120Mpa，取平均值， 110Mpa。鍵的工作長度 l=L-b=50mm-14mm=36mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 × 9=4.5mm。根據(jù)文獻 [2] 可得 2T ×10 3 2 ×1.63 ×10 5 σp= k ?l ?d = 4.5 ×36 ×45 = 44.81Mpa σp< [ σp] = 110Mpa 所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標(biāo)記為：鍵 14×9×50 GB/T 1095-2003 。 2. 對連接聯(lián)軸器與軸 3 的鍵的計算