《二級分流式減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級分流式減速器設(shè)計（51頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、目 錄 機(jī)械設(shè)計任務(wù)書機(jī)械課程設(shè)計任務(wù)書 1機(jī)械課程設(shè)計第一階段1.1、確定傳動方案21.2、電動機(jī)選擇 31.3、傳動件的設(shè)計 5機(jī)械課程設(shè)計第二階段2.1裝配草圖設(shè)計第一階段說明122.2軸的設(shè)計及校核122.3鍵和聯(lián)軸器的選擇35機(jī)械課程設(shè)計第三階段3.1、減速器箱體及附件的設(shè)計233.2、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇24機(jī)械課程設(shè)計小結(jié)4.1、機(jī)械課程設(shè)計小結(jié) 40附1：參考文獻(xiàn)機(jī)械課程設(shè)計任務(wù)書一、課程設(shè)計的內(nèi)容題目：E06懸掛式輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計設(shè)計懸掛式輸送機(jī)傳動裝置（見圖1）。二、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)1、設(shè)計條件： 1）機(jī)器功用 通用生產(chǎn)線中傳送半成品、成品用，被用送物品懸

2、掛在傳送鏈上； 2）工作情況 單向連續(xù)運(yùn)輸，輕度震動； 3）運(yùn)動要求 輸送鏈運(yùn)動速度誤差不超過5%； 4）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時； 5）檢修周期 一年小修，兩年大修； 6）生產(chǎn)批量 中批生產(chǎn)； 7）生產(chǎn)廠型 中、大型通用機(jī)械廠。2、原始數(shù)據(jù) 主動星輪圓周力（N） ：5500 主動星輪速度（m/s） ：1.1 主動星輪齒數(shù) ：11 主動星輪節(jié)距（mm） ：86 3、設(shè)計任務(wù) 1）設(shè)計內(nèi)容 1、電動機(jī)選型；2、鏈傳動設(shè)計；3、減速器設(shè)計；4、聯(lián)軸器選型設(shè)計；5、其他。 2）設(shè)計工作量 1、減速器裝配圖1張；2、零件圖2張（具體零件由指導(dǎo)老師指定）；3、設(shè)計計算說明書一份。4、設(shè)

3、計要求 1）帶傳動、鏈傳動或開式齒輪傳動只參與傳動比分配，不作具體設(shè)計；2）減速器內(nèi)高速級齒輪傳動采用斜齒圓柱齒輪傳動；3）、a同軸式推薦采用一對變?yōu)辇X輪；b展開式推薦兩級都用斜齒輪；c分流式高速級采用對稱布置得兩對斜齒輪- 2 -設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果一、機(jī)械課程設(shè)計第一階段1.1 確定傳動方案（1）傳動方案：方案：電動機(jī)直通過聯(lián)軸器直接和減速器的輸入軸相連，減速器的輸出軸通過鏈連接的方式與星輪鏈接，主動星輪通過鏈條將掛在鏈條上的成品或半成品進(jìn)行運(yùn)輸。該方案的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，易于實(shí)現(xiàn)工況要求，齒輪傳動和鏈傳動的傳動效率都比較高。（2）減速器內(nèi)部工作方式：分流式斜齒嚙合和直齒嚙合。（3）減

4、速器的總傳動比為20.64，其中鏈傳動為2，高速級為3.67，低速級為2.82。（4）部分面形式：水平剖分面形式。（5）軸承類型：角接觸球軸承和深溝球軸承。（6）聯(lián)軸器類型： HL和TL系列（7）傳動方案簡圖如下：1.2電動機(jī)的選擇1、電動機(jī)的輸出功率的計算已知主動星輪的圓周力F和主動星輪的速度V，則工作機(jī)輸入功率：上式中：主動星輪的圓周力，主動星輪速度 滾子鏈傳動效率： 兩對滾子軸承傳動效率： 三對8級圓柱齒輪傳動效率： 撓性聯(lián)軸器的傳動效率： 。把上述值代入后得：2、電動機(jī)的輸入功率P的計算： 本題中的電機(jī)功率儲存系數(shù)查表16-2得，Y系列1500r/min電動機(jī)的具體牌號為：Y132M4

5、-2-B3型額定功率為：7.5kW; 額定轉(zhuǎn)矩：2.2; 最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩：2.2 3、計算總傳動比并確定傳動比1）、計算總傳動比主動星輪的轉(zhuǎn)速在上面已經(jīng)確定了電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速為=1440r/min傳動裝置的總傳動比為=1440/69.77=20.642）、傳動比的分配 鏈傳動的傳動比減速器為二級分流式圓柱齒輪減速器，故 又因?yàn)?總傳動比求得 4傳動裝置運(yùn)動參數(shù)的計算 各軸轉(zhuǎn)速計算電機(jī)軸 第I軸轉(zhuǎn)速 第II軸轉(zhuǎn)速 第III軸轉(zhuǎn)速 主動星輪轉(zhuǎn)速 輸送鏈速的誤差為0.2%5%,所以其符合工作要求。 各軸功率計算電機(jī)軸功率 P =7.26kW 第I軸功率 PI = P34=7.260.990.98=7

6、.04kW第II軸功率 PII = PI23 =7.04 0.980.97 =6.69kW第III軸功率 PIII = PII23 = 6.690.980.97 = 6.36kW星輪軸功率 = PIII1 =6.11 kW 各軸扭矩計算電機(jī)軸扭矩T = 9 550P/n = 95507.26/1440 = 48.15Nm 第I軸扭矩 T1 = 9550P1/n1 = 95507.04/1440= 46.69Nm 第II軸扭矩T2 =9550P2/n2 =95506.69/392.37=162.83Nm第III軸扭矩T3=9550P3/n3 =95506.36/139.14=436.52 Nm

7、星輪軸扭矩 =9550/=95506.11/69.57=838.73 Nm將以上數(shù)據(jù)匯總可得：軸號轉(zhuǎn)速(r/min)輸出功率(kW)輸出扭矩(Nm)傳動比效率電機(jī)軸14402.2648.1510.97軸14407.0446.693.670.95軸392.376.69162.83 2.820.95軸139.146.36436.52 20.95星輪軸69.576.11838.732、高速齒輪設(shè)計高速齒輪選用兩對完全一樣的斜齒圓柱齒輪傳動，設(shè)計此傳動1.選擇精度等級、材料及齒數(shù)。（1）材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HB

8、S。（2）齒輪精度：大小齒輪都為8級。（3）小齒輪齒數(shù)為24，大齒輪齒數(shù)88.（4）初選螺旋角。（5）壓力角。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 1） 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)由式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)arctan(tan/cos)=arctan(tan/cos)=arcoscos/(=由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：| 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%、安全系數(shù)

9、S=1，由式（10-14）得 取和中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力即=523MPa2）試算小齒圓分度圓直徑：（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑：1）計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v 齒寬b。 2）計算實(shí)際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)。由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，則載荷系數(shù)為：3）由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)。由式（10-1

10、8），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合系數(shù)。 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。計算。由當(dāng)量齒數(shù)。查圖10-17，得齒形系數(shù)。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：| 由圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取=2）計算齒輪模數(shù)(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實(shí)際載荷錢前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v齒寬b 齒高h(yuǎn)及寬高比b/h 2）計算實(shí)際載荷系數(shù)。根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)由由表10-4用插

11、值法查得，結(jié)合查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為 3）由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近??；為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)， 即。取 ，則，取，兩者互為質(zhì)數(shù)。4.幾何尺寸（1）計算中心距 考慮模數(shù)從1.28mm增大至2mm，為此將中心距減小圓整為106mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，和等均發(fā)生變化，應(yīng)重

12、新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算式（10-22）中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，在此僅給出計算結(jié)果：。將他們帶入式（10-22），得到 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算式（10-17）中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，在此僅給出計算結(jié)果：。將他們帶入式（10-17），得到齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪的抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪6.主要結(jié)論齒數(shù)模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))。齒輪按8精度設(shè)計7.以大齒輪為例。因?yàn)辇X輪齒頂圓直徑大于160mm，

13、而又小于500mm，所以選擇腹板式結(jié)構(gòu)為宜。3、低速齒輪設(shè)計低速齒輪選用一對直齒圓柱齒輪，設(shè)計此傳動1.選擇精度等級、材料及齒數(shù)。（1）材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。（2）齒輪精度：大小齒輪都為8級。（3）小齒輪齒數(shù)為24，大齒輪齒數(shù)68（5）壓力角。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 1） 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選取齒寬系數(shù)。由表10-20查得區(qū)域系數(shù)。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)由式（10-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用

14、重合度系數(shù)=arcoscos/(=計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：| 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得 取和中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力即=528MPa2）試算小齒圓分度圓直徑：（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑：1）計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v 齒寬b。 2）計算實(shí)際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)。由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時

15、，則載荷系數(shù)為：3）由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)。由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合系數(shù)。計算。查圖10-17，得齒形系數(shù)。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為。由圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取=2）計算齒輪模數(shù)(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實(shí)際載荷錢前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v齒寬b 寬高比b/h 2）

16、計算實(shí)際載荷系數(shù)。根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)由 查表10-3得齒間載荷分布系數(shù)由表10-4用插值法查得，結(jié)合查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為 3）由式（10-13），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即。取 ，則，取，兩者互為質(zhì)數(shù)。4.幾何尺寸（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬5-10mm

17、，即即取5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，和等均發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算式（10-10）中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，在此僅給出計算結(jié)果：。將他們帶入式（10-10），得到 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核按前述類似做法，先計算式（10-17）中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，在此僅給出計算結(jié)果：。將他們帶入式（10-17），得到齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪的抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪6.主要結(jié)論齒數(shù)模數(shù)，壓力角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì)

18、)。齒輪按8精度設(shè)計齒頂圓da分度圓d齒根圓df模數(shù)m齒數(shù)z齒寬b中心距a 螺旋角高速級小齒輪48443922250106大齒輪1661621578145低速級小齒輪87.582.576.252.53387,5158.750大齒輪240 235228.759482.5齒輪數(shù)據(jù)匯總4、軸的設(shè)計及校核.高速軸的設(shè)計計算1.求出高速軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩PI = P34=7.260.990.98=7.04kW 所以2.求作用在齒輪上的力因?yàn)橐呀?jīng)知道高速級小齒輪的分度圓直徑為 而圓周力 徑向力軸向力上述三個力的方向如下圖所示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

19、料為45鋼，調(diào)制處理。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)軸器處軸的直徑（圖15-26為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，所以取，則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/TB5014-2003或手冊，選用YL6凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，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為4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬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）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑；左

20、端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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(yīng)該比略短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，所以選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承61906,其尺寸為，故；而。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得61907型軸承的定位軸肩高度為，因此取3）取安裝齒輪的軸段處的軸段IV-V的直徑；并且由于齒輪的齒根圓的直徑為39mm，和安裝齒輪軸的外徑相差不大，所以在這里齒輪和軸做成一體的，因此也就不存在齒輪的軸向定位。并且

21、分流式減速器的高速軸上的結(jié)構(gòu)有一定的對稱性，所以該軸的結(jié)構(gòu)基本確定。4）軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)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)軸器右端面的距離為35mm，故取5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=16mm，并且密封圈的厚度為7mm。兩個斜齒輪之間的距離取110mm，斜齒輪到軸承的距離為22mm。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為35mm，同時為了保證聯(lián)軸器與軸配合具有良好的對中性，所以選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的

22、，此處選軸的尺寸公差約為n6.（4）確定軸上圓角和倒角尺寸5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖每處倒角的半徑5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算見圖齒頂圓da分度圓d齒根圓df模數(shù)m齒數(shù)z齒寬b中心距a 螺旋角高速級小齒輪48443922250106大齒輪1661621578145低速級小齒輪87.582.576.252.53387,5158.750大齒輪240 235228.759482.5齒輪數(shù)據(jù)匯總軸392.376.69162.83 II.中間軸的設(shè)計計算1.求出中間軸上的功率P2，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P2 = 6.69kW 所以 2.求作用在齒輪上的力因?yàn)橐呀?jīng)知道中間軸上的高速級大齒輪和低

23、速級小齒輪的分度圓直徑分別為中間軸高速級大齒輪的受力: 而圓周力 徑向力軸向力中間軸上低速機(jī)小齒輪的受力：而圓周力徑向力軸向力上述軸的受力如下圖所示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)制處理。根據(jù)表15-3，取，于是得考慮鍵槽的影響，軸徑應(yīng)該擴(kuò)大3%取軸的直徑4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬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）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不

24、壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)該比略短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，所以選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承61906,其尺寸為，故；而。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得61907型軸承的定位軸肩高度為，因此取3）取安裝齒輪的軸段處的軸段IV-V的直徑；并且由于齒輪的齒根圓的直徑為39mm，和安裝齒輪軸的外徑相差不大，所以在這里齒輪和軸做成一體的，因此也就不存在齒輪的軸向定位。并且分流式減速器的高速軸上的結(jié)構(gòu)有一定的對稱性，所以該軸的結(jié)構(gòu)基本確定。4）軸承端蓋的總寬度為15mm（由減

25、速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)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)軸器右端面的距離為35mm，故取5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=16mm，并且密封圈的厚度為7mm。兩個斜齒輪之間的距離取110mm，斜齒輪到軸承的距離為22mm。（3）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為35mm，同時為了保證聯(lián)軸器與軸配合具有良好的對中性，所以選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差約為n6.（4）確定軸上圓角和倒角尺寸5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖每處倒角的半徑

26、1）計算作用在齒輪上的力 高速級 小齒輪 圓周力Ft1 徑向力Fr1 軸向力Fa1 大齒輪大齒輪上的圓周力、徑向力、軸向力與小齒輪上的力大小相等、方向相反 低速級 小齒輪 圓周力Ft1 徑向力Fr1 大齒輪大齒輪上的圓周力、徑向力與小齒輪上的力大小相等、方向相反數(shù)據(jù)匯總 項(xiàng)目齒輪號圓周力Ft(N)徑向力Fr(N)軸向力Fa(N)高速級小齒輪2309.83860.49504.05大齒輪2309.83860.49504.05低速級小齒輪7144.482600.38大齒輪7144.482600.382）初步估算軸的直徑 高速軸 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)制處理 由式(8.2) 計算軸的最小直徑并加

27、大3%以考慮鍵槽的影響 查表8.6 取A = 115則 中間軸選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)制處理 由式(8.2) 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響 查表8.6 取A = 115則 低速軸選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)制處理 由式(8.2) 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響 查表8.6 取A = 115則 3）中間軸的設(shè)計 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩T 中間軸上大齒輪的分度圓直徑d2 中間軸上小齒輪的分度圓直徑d1 大齒輪上的圓周力、徑向力、軸向力 圓周力Ft2 徑向力Fr2 軸向力Fa2 小齒輪上的圓周力、徑向力 圓周力Ft1 徑向力Fr1 初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸

28、的材料，調(diào)制處理 軸的設(shè)計 I 確定軸的結(jié)構(gòu)方案 右軸承和大齒輪從軸的右端裝入，齒輪左側(cè)端面靠軸肩定位，齒輪和右軸承之間靠定位套筒使右軸承左端面得以定位。左軸承和小齒輪從軸的左端裝入，齒輪右側(cè)端面靠軸肩定位，齒輪和左軸承之間靠定位套筒使左軸承右端面得以定位。左右軸承均采用軸承端蓋，得到軸向固定，齒輪處采用普通B型平鍵得以周向固定。由于與高速軸相配，大齒輪同樣采用斜齒輪，同時受力不大，采用角接觸球軸承，軸線速度不大，采用脂潤滑方式，采用擋油環(huán)。 II 確定軸的各段直徑和長度段 為方便軸承的拆裝，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑。查GB/T297-1994,暫選角接觸球軸承型號7308B，d1 =40 mm，其

29、寬度B =23mm。軸承潤滑方式選擇：，選擇脂潤滑。齒輪與箱體內(nèi)壁線間隙取20 mm，考慮脂潤滑，取軸承距箱體內(nèi)壁距離則段 安裝低速級齒輪，為方便齒輪的拆裝，取d2 = 45 mm，齒輪齒寬T=95 mm，縮進(jìn)12 mm，則 段 軸肩，為使齒輪安全定位，取d3 =55 mm，要求兩齒輪軸向間隙815 mm，取12 mm，即該段軸的長度。段 安裝高速級大齒輪，取，齒寬T = 45 mm，縮進(jìn)12 mm ,取。段 為方便軸承的拆裝，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑。查GB/T297-1994,暫選角接觸球軸承型7308B，d1 =40 mm，其寬度B =23 mm。軸承潤滑方式選擇，選擇脂潤滑。齒輪與箱體內(nèi)壁線

30、間隙取20 mm，考慮脂潤滑,取軸承距箱體內(nèi)壁距離，則。III 確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支撐點(diǎn)位置，查7208B軸承，其支點(diǎn)尺寸，所以，左軸承的支撐點(diǎn)到齒輪載荷作用點(diǎn)的距離，右軸承的支撐點(diǎn)到齒輪載荷作用點(diǎn)的距離。 RV1 Fr1 RV2 S1 Fa S2 RH1 Ft1 Ft2 Fr2 RH2 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 設(shè)高速軸順時針旋轉(zhuǎn)，則中間軸逆時針旋轉(zhuǎn)，低速軸順時針旋轉(zhuǎn)。 球軸承反力H水平面： V垂直面： 求齒寬中點(diǎn)彎矩H水平面： MH1 =RH1*63.7=72192 Nmm MH2 =RH2*38.7= 23475 NmmV垂直面： MV1 = RV1 *63,7=32877

31、0 Nmm MV2 = RV2 *38.7=166143 Nmm合成彎矩M 扭矩T T = 314357 Nmm彎矩、扭矩圖如下 Fr2 Ma RH1 Fr2 RH2 MH1 MH2 MH F2 Ft2 MV MV2 MV1 M M2 M1 T T Mca Mca2 Mca1 按彎扭合成強(qiáng)度校核該軸的強(qiáng)度 當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩 軸的材料為45號鋼，由表8.2查得，由表8.7查得材料許用應(yīng)力， 由式(8-4)得軸的計算應(yīng)力為 軸承的校核查設(shè)計手冊，7308B軸承主要性能參數(shù)為： e = 0.47，y = 1.19，Cr =46 200 N，Cor = 30 500 N 計算

32、軸承的支反力 I 水平支反力 RH1 = 1133.31 NRH2 = 606.58 N II 垂直支反力 RV1 = 5161.22 NRV2 = 4293.09 N III 合成支反力 計算軸承派生軸向力 由表10.7軸承派生軸向力S 計算軸承所承受的軸向載荷 因?yàn)?，由?(10-8)，式(10-9) 計算軸承所承受的當(dāng)量動載荷 軸承工作時有輕度振動，由表10.6 載荷系數(shù)因?yàn)?查表10.5 故 因?yàn)?查表10.5 故 計算軸承壽命因?yàn)椋蕬?yīng)按P1計算，由表10.3， 取溫度系數(shù)故 而兩年大修 該軸承合格 軸的精準(zhǔn)校核 軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計圓角半徑：各軸肩處圓角半徑，查設(shè)計手冊鍵槽：齒輪與軸的

33、周向固定采用B型平鍵連接配合：參考設(shè)計手冊精加工方法：參考設(shè)計手冊 選擇危險截面如圖，IVI截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中應(yīng)力較大、應(yīng)力較集中較嚴(yán)重的截面 計算危險截面工作應(yīng)力截面彎矩截面扭矩 T = 314357 Nmm抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應(yīng)力：截面上扭剪應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：彎曲平均應(yīng)力：扭切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力： 確定軸材料機(jī)械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性指數(shù)： 確定綜合影響系數(shù)K 、K軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)k 、k ，根據(jù)，由表8.9插值計算得k =1.94，k =1.39配合處綜合影響系數(shù)K 、K ，根據(jù)d、b ，配合H7/r6由表8.11插值計

34、算得K = 3.45，K =0.4+0.6K =2.488鍵槽處有效應(yīng)力集中系數(shù)k 、k ，根據(jù)b由表8.10插值計算得k =1.492，k =1.608尺寸系數(shù) 、 根據(jù)d由表8-12查得 =0.88， =0.81表面狀況系數(shù) ,根據(jù)b，表面加工方法查圖8-2得 =0.88軸肩處綜合影響系數(shù)K 、K為：鍵槽處綜合影響系數(shù)K 、K為：同一截面如有兩個以上的應(yīng)力集中源，取其中較大的綜合影響系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按配合處去綜合影響系數(shù)K 、K。 計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)由式(8-6)4） 高速軸的設(shè)計 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩T 高速軸上小齒輪的分度圓直徑d1 大齒輪上的圓周力、徑

35、向力、軸向力 圓周力Ft 徑向力Fr 軸向力Fa 初步估算軸的直徑 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)制處理 軸的設(shè)計 I 確定軸的結(jié)構(gòu)方案右軸承從軸的右側(cè)裝入，右軸承靠定位套筒和擋油環(huán)使右軸承的左端面得以定位，左軸承從軸的左側(cè)裝入，靠擋油環(huán)使左軸承的右端面得以定位，左右軸承均采用軸承端蓋得到軸向固定，帶輪從軸的左端裝入，靠軸肩定位，帶輪使用普通平鍵得以軸向定位，考慮使用斜齒輪，同時受力不大，使用角接觸軸承，有轉(zhuǎn)速較低，采用脂潤滑，使用擋油環(huán)。由于齒輪直徑較小，所以，齒輪采用齒輪軸設(shè)計。II 確定軸的各段直徑和長度 段 根據(jù)軸的最小直徑，圓整，取d1 = 30 mm，并由帶輪，取l1 = 60 mm

36、 段 為使帶輪定位，軸肩高度，孔倒C 3mm，且符合標(biāo)準(zhǔn)密封內(nèi)徑。取端蓋寬度20 mm，端蓋外端面與帶輪左端面30 mm，則l2 = 50 mm段 為便于拆裝軸承內(nèi)圈，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑，查設(shè)計手冊，暫選角接觸球軸承型號為7209C，d3 = 45 mm，其寬度B = 19 mm，軸承潤滑方式選擇：，選擇脂潤滑，考慮軸肩與箱體內(nèi)壁間隙取，考慮軸承脂潤滑，取軸承距箱體內(nèi)壁距離f = 12 mm，則段 為使軸承準(zhǔn)確定位，取d4 = 50 mm，根據(jù)中間軸及箱體內(nèi)壁寬度，取l4 = 119.5 mm段 此段為齒輪軸，因此此段參數(shù)與高速級小齒輪參數(shù)一致，即d = 63.97 mm，da = 68.97

37、 mm，df = 57.72 mm ，l5 = T =50 mm段 該段直徑d6 = d3 = 45 mm，查設(shè)計手冊，暫選滾動軸承型號為7209C，d3 = 45 mm，其寬度B = 19 mm，軸承潤滑方式選擇：，選擇脂潤滑，考慮齒輪與箱體內(nèi)壁間隙取，考慮軸承脂潤滑，取軸承距箱體內(nèi)壁距離f = 12 mm，則，III 確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支撐點(diǎn)位置，查7209C軸承，其支點(diǎn)尺寸，所以，左軸承支撐點(diǎn)到帶輪載荷作用點(diǎn)的距離L1=98.2 mm，左軸承的支撐點(diǎn)到齒輪載荷作用點(diǎn)的距離，右軸承的支撐點(diǎn)到齒輪載荷作用點(diǎn)的距離。Q RV1 Fr RV2 S1 Fa S2 RH1 Ft RH

38、2 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 求軸承反力H水平面 V垂直面 求齒寬中點(diǎn)彎矩H水平面MH1 =RH1*162.3=500523mm MH2 =RH2*55.3= 16602mmV垂直面： MV1 = RV1 *162.3=95272 Nmm MV2 = RV2 *55.3=95272 Nmm合成彎矩M 扭矩T T =73880 Nmm彎矩、扭矩圖如下 Q Fr Ma RH1 RH1 MH1 MH MH2 Ft RV1 RV1 MV MV M1 M2 M T Mca1 Mca2 Mca 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點(diǎn)處當(dāng)量彎矩 軸的材料為45號鋼，由表8.2查得，由表8.

39、9查得材料許用應(yīng)力， 由式(8-4)得軸的計算應(yīng)力為 軸承的校核查設(shè)計手冊，7209C軸承主要性能參數(shù)為： e = 0.47，y = 1.19，Cr =38 500 N，Cor = 28 500 N 計算軸承的支反力 I 水平支反力 RH1 = 3083.94 NRH2 = -300.21 N II 垂直支反力 RV1 = 587.01 NRV2 = 1722.82 N III 合成支反力 計算軸承派生軸向力 由表10.7軸承派生軸向力S 計算軸承所承受的軸向載荷 因?yàn)?，由?(10-8)，式(10-9) 計算軸承所承受的當(dāng)量動載荷 軸承工作時有輕度振動，由表10.6 載荷系數(shù)因?yàn)?查表10.

40、5 故 因?yàn)?查表10.5 故 計算軸承壽命因?yàn)?，故?yīng)按P1計算，由表10.3， 取溫度系數(shù)故 而兩年大修 該軸承合格 軸的精準(zhǔn)校核 軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計圓角半徑：各軸肩處圓角半徑，查設(shè)計手冊鍵槽：帶輪輪與軸的周向固定采用B型平鍵連接配合：參考設(shè)計手冊精加工方法：參考設(shè)計手冊 選擇危險截面如圖，IVII截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中應(yīng)力較大、應(yīng)力較集中較嚴(yán)重的截面 計算危險截面工作應(yīng)力截面彎矩截面扭矩 T = 73880 Nmm抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應(yīng)力：截面上扭剪應(yīng)力：彎曲應(yīng)力幅：彎曲平均應(yīng)力：扭切應(yīng)力幅和平均應(yīng)力： 確定軸材料機(jī)械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料

41、特性指數(shù)： 確定綜合影響系數(shù)K 、K軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)k 、k ，根據(jù) ，由表8.9插值計算 得k =2.376，k =1.638尺寸系數(shù) 、 根據(jù)d由表8-12查得 =0.84， =0.78 表面狀況系數(shù) ,根據(jù)b，表面加工方法查圖8-2得 =0.60軸肩處綜合影響系數(shù)K 、K為： 計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)由式(8-6)5) 低速軸的設(shè)計 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩T 低速軸上大齒輪的分度圓直徑d 大齒輪上的圓周力、徑向力 圓周力Ft 徑向力Fr 初步估算軸的直徑 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)制處理 軸的設(shè)計 I 確定軸的結(jié)構(gòu)方案 右軸承和大齒輪從軸的右端裝入，齒輪左側(cè)

42、端面靠軸肩定位，齒輪和右軸承之間靠定位套筒使齒輪右端面得以定位，右軸承左端面靠擋油環(huán)定位。左軸承從軸的左端裝入，左軸承右端面靠擋油環(huán)得以定位。左右軸承均采用軸承端蓋，半聯(lián)軸器靠軸端擋圈得到軸向固定，齒輪和半聯(lián)軸器處都采用普通平鍵得以周向固定。由于低速級小齒輪為直齒輪，所以此處齒輪也為直齒輪。故無軸向力的作用，所以軸承可選用深溝球軸承，由于轉(zhuǎn)速較低，故考慮采用脂潤滑，采用擋油環(huán)。 II 確定軸的各段直徑和長度 段 根據(jù)dmin圓整，取d1 = 60 mm，并由T和n選擇聯(lián)軸器型號為HL4聯(lián)軸器Y60142(GB/T5014-1985)，比孔轂長度142 mm短14 mm作為段長度 段 為使半聯(lián)軸

43、器定位，軸肩高度，孔倒角C取3 mm，且符合標(biāo)準(zhǔn)密封內(nèi)徑。取端蓋寬度20 mm，端蓋外端面與帶輪左端面38 mm，則l2 = 58 mm 段 為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標(biāo)準(zhǔn)軸承內(nèi)徑，查設(shè)計手冊(GB/T276-1994)，暫選深溝球軸承型號為61815，d3 = 75 mm，其寬度B = 10 mm，軸承潤滑方式選擇：n = 47.80 r/min6 000 r/min，選擇脂潤滑?？紤]軸肩距箱體內(nèi)壁距離為5 mm，考慮軸承脂潤滑，取軸承距箱體內(nèi)壁距離為12 mm，則l3 = 10+12+5=27 mm 段 為使軸承準(zhǔn)確定位，取d4 = 80 mm，根據(jù)中間軸及箱體內(nèi)壁間的距離，取l4 = 6

44、6.5 mm 段 為使齒輪準(zhǔn)確定位，去軸肩高度h = 5 mm，則該段軸環(huán)直徑d5 = 90 mm，根據(jù)中間軸及低速軸上齒輪的相對位置，取l5 = 8 mm 段 取d6 = 80 mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，l6應(yīng)比齒輪孔轂長短14 mm 段 該軸段直徑取d7 =d3 = 75 mm，由于齒輪距箱體內(nèi)壁22.5 mm，軸承距箱體內(nèi)壁距離12 mm，則該段長度l7 = 22.5+12+10+2=46.5 mmIII 確定軸承及齒輪作用力位置 軸承支撐點(diǎn)，因此軸承到齒輪載荷作用點(diǎn)距離為L2 =141.5 mm, L3 =84.5 mm RH1 Ft RH2 RV1 Fr RV2 繪制軸的彎矩圖扭矩圖 求軸承反力H水平面 V垂直面 求齒寬中點(diǎn)彎矩H水平面 MH1 =RH1*141.5=137576mm MH2 =RH2*84.5= 137575mm V垂直面：