浙江工業(yè)大學(xué)二級減速器設(shè)計(jì)說明書.doc

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浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械設(shè)計(jì) 二級減速器設(shè)計(jì)說明書 姓 名： 學(xué) 號： 班 級： 目錄 一、 設(shè)計(jì)要求 2 二、 運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算 3 1.電機(jī)的選擇 3 2.傳動(dòng)比的分配 3 3.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 4 三、 各傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 5 四、 減速器附件 49 1.檢查孔蓋板 49 2.通氣器 49 3.排油孔螺塞 50 4.油標(biāo) 50 5.起吊裝置 51 6.軸承蓋 52 參考文獻(xiàn) 53  一、 設(shè)計(jì)要求 設(shè)計(jì)要求： 輸入軸轉(zhuǎn)速為960r/min 輸出軸轉(zhuǎn)速為87r/min 輸入軸功率為4.8kw 采用圓柱斜齒輪 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)示意圖： 圖-1二級圓柱斜齒輪減速器機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)示意圖 I軸上小齒輪z1為左旋，則II軸上大齒輪z2為右旋，為抵消部分軸向力，II軸上小齒輪z3為右旋，III軸上大齒輪z4為左旋。 二、 運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算 1.電機(jī)的選擇 根據(jù)要求，電機(jī)轉(zhuǎn)速應(yīng)為960r/min，電機(jī)輸出功率應(yīng)大于4.8kw，據(jù)此選擇電機(jī)型號為Y132M2-6。該電機(jī)為Y系列（IP44）封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)（JB/T9619-1999）。這種電機(jī)的工作效率高，耗能少，性能好，噪聲低，振動(dòng)小，體積小，重量輕，運(yùn)行可靠，維修方便，為B級絕緣，結(jié)構(gòu)為全封閉，自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部。Y132M2-6電機(jī)參數(shù)見表-1： 表-1 Y132M2-6電機(jī)參數(shù)[1] 型號 額定功率（KW） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 重量（kg） Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.2 84 2.傳動(dòng)比的分配 分配原則： （1）各級傳動(dòng)的傳動(dòng)比在推薦范圍內(nèi)選取。對于普通圓柱齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比推薦范圍為3~5，最大不超過10。 （2）傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱、利于安裝、不會(huì)造成相互干涉。 （3）傳動(dòng)裝置的外廓尺寸盡可能緊湊。 （4）使各級大齒輪直徑相近，可使其浸油深度大致相等，便于齒輪的浸油潤滑。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，常取[1]（式中、分別為高速級和低速級的傳動(dòng)比）來滿足此要求。 分配結(jié)果： 總傳動(dòng)比為： 取，=2.76，此時(shí)，滿足要求。 3.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 減速器的輸入功率為電動(dòng)機(jī)的輸出功率，輸入轉(zhuǎn)速為電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速。聯(lián)軸器的效率取為，圓柱齒輪傳動(dòng)效率取為，一對滾動(dòng)軸承的效率取為[1]。 ，，，分別表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸和工作軸的輸入功率（kW） ，，，分別表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸和工作軸的轉(zhuǎn)速（r/min） ，，，分別表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸和工作軸的扭矩（Nm） 1、 各軸轉(zhuǎn)速 2、 各軸輸入功率 3、 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 根據(jù)上述計(jì)算得到的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下： 表-2 減速器運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸 參數(shù) 電機(jī)軸 I II III 工作軸 轉(zhuǎn)速 960 960 240 87 87 功率 5.5 5.390 5.202 5.021 4.896 轉(zhuǎn)矩 54.71 53.62 207.00 549.26 537.43 傳動(dòng)比 1 4 2.76 1 效率 0.98 0.965 0.965 0.975 三、 各傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)內(nèi)容 計(jì)算及說明 結(jié)果 一、齒輪的設(shè)計(jì) 高速級齒輪設(shè)計(jì) 1.選精度等級、材料及齒數(shù) 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 4.幾何尺寸計(jì)算 5.調(diào)整中心距后的強(qiáng)度校核 （1）齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 （2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 7.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 低速級齒輪設(shè)計(jì) 1.選精度等級、材料及齒數(shù) 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 4.幾何尺寸計(jì)算 5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核 （1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 （2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 7.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 二、軸的設(shè)計(jì) 1.高速軸I的設(shè)計(jì) （1）求作用在齒輪上的力 （2）初步確定軸的最小直徑 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 軸上零件的周向定位 確定圓上圓角和倒角尺寸 （4）求軸上載荷 （5）按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 （6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面 校核截面IV左側(cè) 2.中間軸II的設(shè)計(jì) （1）求作用在齒輪上的力 大齒輪 小齒輪 （2）初步確定軸的最小直徑 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 軸上零件的周向定位 確定圓上圓角和倒角尺寸 （4）求軸上載荷 （5）按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 （6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 3.低速軸III的設(shè)計(jì) （1）求作用在齒輪上的力 （2）初步確定軸的最小直徑 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 軸上零件的周向定位 確定圓上圓角和倒角尺寸 （4）求軸上載荷 （5）按彎扭組合應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 （6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面 校核截面II左側(cè) 三、軸承的校核 1、高速軸I上軸承的校核 2、中間軸II上軸承的校核 3、低速軸III上軸承的校核 四、鍵的校核 1、高速軸I上鍵的校核 2、中間軸II上鍵的校核 3、低速軸III上鍵的校核 五、減速器箱體設(shè)計(jì) 1、箱體（座）壁厚，箱蓋壁厚 2、箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度、、 3、地腳螺栓直徑及數(shù)目、，軸承旁聯(lián)接螺栓直徑，箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑，軸承旁聯(lián)接螺栓直徑，檢查孔蓋螺釘直徑 六、減速器的潤滑 1、齒輪潤滑 2、軸承潤滑 1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角取為20。帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，參考[2]205頁表10-6，選用8級精度。 2） 材料選擇。由[2]191頁表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為。 4） 由[2]217頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。 （1）按[2]219頁公式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 ①試選載荷系數(shù)。 ②計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 ③由[2]206頁表10-7選取齒寬系數(shù)。 ④由[2]203頁圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。 ⑤由[2]202頁表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)為。 ⑥由[2]219頁公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) ⑦由[2]219頁公式10-23可得螺旋角系數(shù) ⑧由[2]211頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。 由[2]209頁公式10-15計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由[2]208頁圖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)為S=1，由[2]207頁公式10-14得 取兩者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即==522.5Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑 （2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①計(jì)算圓周速度 ②計(jì)算齒寬 2） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) ①由[2]192頁表10-2選取使用系數(shù)； ②根據(jù)、8級精度，由[2]194頁圖10-8查得 ③齒輪的圓周力查[2]195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ④由[2]197頁表10-4查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，。 則載荷系數(shù)為 3） 由[2]204頁式10-12，可得按實(shí)際的載荷系數(shù)校算 得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) （1）由[2]219頁式10-20試算齒輪模數(shù)，即 1） 確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)。 ②由[2]218頁式10-18，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。 ③由[2]218頁式10-19，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。 ④計(jì)算 由當(dāng)量齒數(shù) 查[2]200頁圖10-17查得齒形系數(shù) ， 由[2]201頁圖10-17查得應(yīng)力修正系數(shù) ， ⑤由[2]209頁圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為、 。 由[2]208頁圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由[2]207頁式10-14得 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 2）試算齒輪模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 1） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度 ②齒寬 ③齒高寬高比 2） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)。 ①根據(jù)、8級精度，由[2]194頁圖10-8查得 ②齒輪的圓周力查[2]195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由[2]197頁表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，，結(jié)合查[2]197頁圖10-13，得。 則載荷系數(shù)為 3） 由[2]204頁式10-13，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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?。粸榱送瑫r(shí)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(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即 取，則 （1）計(jì)算中心距 考慮模數(shù)從1.69mm增大圓整至2mm，為此將中心距減小圓整為123mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度 圓整后取，。 齒輪副的中心距在圓整之后，、和、、等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。 按前述類似做法先計(jì)算式（10-22）中各參數(shù)。 由[2]219頁式10-22得 按前述類似做法，先計(jì)算式（10-17）中的各參數(shù)。 ，，， ， 由[2]218頁式10-17得 齒數(shù)、，，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距a=123mm，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級精度設(shè)計(jì)。 小齒輪為齒輪軸的形式： 大齒輪結(jié)構(gòu)為： （1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力角取為20。帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，參考[2]205頁表10-6，選用8級精度。 （2）材料選擇。由[2]191頁表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 （3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。 （4）由[2]217頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。 （1）按[2]219頁公式10-24試算小齒輪分度圓直徑，即： 2） 確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)。 ②計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 ③由[2]206頁表10-7選取齒寬系數(shù)。 ④由[2]203頁圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。 ⑤由[2]202頁表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)為。 ⑥由[2]219頁公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) ⑦由[2]219頁公式10-23可得螺旋角系數(shù) ⑧由[2]211頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限。 由[2]209頁公式10-15計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由[2]208頁圖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)為S=1，由[2]207頁公式10-14得 取兩者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即==570Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑 （3） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①計(jì)算圓周速度 ②計(jì)算齒寬 4） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) ①由[2]192頁表10-2選取使用系數(shù)； ②根據(jù)、8級精度，由[2]194頁圖10-8查得 ③齒輪的圓周力查[2]195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ④由[2]197頁表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，。 則載荷系數(shù)為 5） 由[2]204頁式10-12，可得按實(shí)際的載荷系數(shù)校算 得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) （1）由[2]219頁式10-20試算齒輪模數(shù)，即 2） 確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)。 ②由[2]218頁式10-18，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。 ③由[2]218頁式10-19，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) ④計(jì)算 由當(dāng)量齒數(shù) 查[2]200頁圖10-17查得齒形系數(shù) ， 由[2]201頁圖10-17查得應(yīng)力修正系數(shù) ， ⑤由[2]209頁圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為、 。 由[2]208頁圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由[2]207頁式10-14得 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取 2）試算齒輪模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù) 4） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度 ②齒寬 ③齒高寬高比 5） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)。 ①根據(jù)、8級精度，由[2]194頁圖10-8查得 ②齒輪的圓周力查[2]195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由[2]197頁表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，，結(jié)合查[2]197頁圖10-13，得。 則載荷系數(shù)為 6） 由[2]204頁式10-13，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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(shí)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(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即 取，則，取 （1）計(jì)算中心距 考慮模數(shù)從2.17mm增大圓整至3mm，為此將中心距減小圓整為132mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度 圓整后取，。 齒輪副的中心距在圓整之后，、和、、等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。 按前述類似做法先計(jì)算式（10-22）中各參數(shù)。 由[2]219頁式10-22得 按前述類似做法，先計(jì)算式（10-17）中的各參數(shù)。 ，，， ， 由[2]218頁式10-17得 齒數(shù)、，，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距a=132mm，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級精度設(shè)計(jì)。 小齒輪： 大齒輪： 齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)如表-3： 表-3 齒輪機(jī)構(gòu)參數(shù) 級別 /mm /mm 高速級 24 96 2 2.05 低速級 23 63 3 3.07 級別 /o /o 齒寬/mm 高速級 12.68 20 1 低速級 12.24 20 1 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)[2]366頁表15-3取。根據(jù)[2]366頁式15-2初步估算軸的最小直徑。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 [2]347頁表14-1，取則： 再根據(jù)電動(dòng)機(jī)直徑38mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-1986，選用YL7型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000Nmm。半聯(lián)軸器孔徑為28~38mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。 考慮到小齒輪直徑較小，將其做成齒輪軸的形式。采用圖-2的裝配方案。 圖-2 高速軸I的裝配方案 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，按軸端直徑選擇擋圈直徑為（GB 891-86）。由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，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段長度比略短，現(xiàn)取。取。 2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受到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)，初步選擇30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸為，故，取。軸承右端采用軸肩定位。由[3]369頁查得其安裝尺寸，故取。 3） 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪寬度為55mm，故取。 4） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離為15mm，兩組齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取為5mm，已知軸承寬度，大齒輪Z4齒寬，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由[2]106頁表6-1查取并選擇平鍵長度為50mm，即選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周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。 參照[2]360頁表15-2，取軸端倒角為C1，II處的圓角R=1.0mm，III、IV和V處圓角R=1.5mm。 首先根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)圖（圖-2）做出軸的計(jì)算簡圖（如圖-3）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊[3]369頁查得。因此作為簡支梁的軸的支承跨距為。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-3）。 圖-3 軸的計(jì)算簡圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列表如表-4。 表-4 截面C處的、及的值 載荷 垂直面V 水平面H 支反力F 彎矩M 總彎矩 ， 扭矩T 進(jìn)行校核時(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。根據(jù)[2]369頁式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。╗2]368頁），軸的計(jì)算應(yīng)力為 前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]358頁表15-1查得。因此，，故安全。 截面A、II、III、B處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(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，且最終取得的直徑比求得的最小直徑大得多，所以截面A、II、III、B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面IV處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；而從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面C也不用校核。截面VI和D不受扭矩，因而也不要校核。而截面IV左右兩側(cè)應(yīng)力集中情況和載荷情況相同，但右側(cè)尺寸較大，因而只要對截面IV左側(cè)進(jìn)行校核。 抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 截面IV左側(cè)的彎矩為 截面IV上的扭矩矩為 截面上彎曲應(yīng)力為 截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由[2]358頁表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)和按[2]40頁附表3-2查取。因?yàn)?，。?jīng)過插值后可得 ， 又由[2]41頁附圖3-1查得軸的材料的敏感系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[2]42頁式附3-4為 由[2]42頁附圖3-2得尺寸系數(shù)；由[2]43頁附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由[2]44頁附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)。軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即。由[2]25頁式3-12及式3-14（b）得 由于碳鋼特性系數(shù)（[2]25頁），（[2]26頁）.取，。 按[2]370頁式15-6~15-8計(jì)算安全系數(shù) 故可知其安全。 中間軸的大齒輪與高速軸的小齒輪嚙合，因而有： 中間軸傳遞的扭矩為。因而小齒輪上的力為： 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)[2]366頁表15-3取。根據(jù)[2]370頁式15-2初步估算軸的最小直徑。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑故須同時(shí)選取軸承型號。 軸上零件的裝配方案如圖-4所示 圖-4 中間軸II的裝配方案 1） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照軸的最小直徑為，初步選擇30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸為，故。 2） 取安裝齒輪處的軸段II-III和IV-V的直徑為。左右兩端軸承與齒輪之間均采用套筒定位。已知小齒輪輪轂的寬度為76mm，大齒輪輪轂的寬度為50mm。為了使套筒可靠地壓在齒輪上，這兩個(gè)軸段應(yīng)該略短于輪轂寬度，故取，。小齒輪的右端和大齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，取mm，故軸環(huán)處的直徑為。 3） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離為15mm，兩個(gè)齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取為5mm，而且由高速軸I的設(shè)計(jì)確定兩邊箱體之間距離為176mm。已知軸承寬度，則由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可得 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 兩個(gè)齒輪與軸之間的周向定位均采用平鍵。按由[2]106頁表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，左邊鍵槽長為56mm，右邊鍵槽長為36mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承的周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。 參照[2]360頁表15-2，取軸端倒角為1.645，II、 III、IV和V處圓角R=1.5mm。 首先根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)圖（圖-4）做出軸的計(jì)算簡圖（如圖-5）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊[3]369頁查得。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-5）。 圖-5 中間軸II的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面B處的、及的值列表如表-5。 表-5 截面B處的、及的值 載荷 垂直面V 水平面H 支反力F 彎矩M 總彎矩 ， ， 扭矩T 進(jìn)行校核時(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B）的強(qiáng)度。根據(jù)[2]369頁式15-5及表-5中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。╗2]368頁），軸的計(jì)算應(yīng)力為 前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]358頁表15-1查得。因此，，故安全。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面II、V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，但I(xiàn)I、V處不受扭矩，因而II、V處可以不用校核。截面A、III、IV、C和D處受到的載荷和應(yīng)力集中均不如II處，因而也不要校核。而從受載的情況看，截面B上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面B也不用校核。 低速軸的大齒輪與中間軸的小齒輪嚙合，因而有： 低速軸傳遞的扭矩為。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)[2]366頁表15-3取。根據(jù)[2]366頁式15-2初步估算軸的最小直徑。 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時(shí)選取連軸器型號。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 [2]347頁表14-1，取則： 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX4型（J）型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000Nmm。半聯(lián)軸器孔徑為40~63mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。 裝配方案如圖-6 圖-6 低速軸的裝配方案 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VII-VIII軸段左端需制出一軸肩，故取VI-VII段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑選擇擋圈直徑為（GB 891-86）。由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，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VII-VIII段長度比L略短，現(xiàn)取。取。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受到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)，初步選擇30313（GB/T 297-1994），其基本尺寸為，故，取。右端軸承采用軸肩定位。由[3]369頁查得其安裝尺寸，故取。 齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪寬度為71mm，故取。取。 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，取mm，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取 根據(jù)前面兩根軸的設(shè)計(jì)有 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由[2]106頁表6-1查取并選擇平鍵長度為70mm，即選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。同樣選擇安裝齒輪處平鍵為，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承的周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。 參照[2]360頁表15-2，取軸端倒角為各軸肩處的圓角尺寸見圖-6。 首先根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)圖（圖-6）做出軸的計(jì)算簡圖（如圖-7）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊[3]371頁查得。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-7）。 圖-7 低速軸III的計(jì)算簡圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看二面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列表如表-6。 表-6 截面C處的、及的值 載荷 垂直面V 水平面H 支反力F 彎矩M 總彎矩 ， 扭矩 進(jìn)行校核時(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B）的強(qiáng)度。根據(jù)[2]373頁式15-5及表-6中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取（[2]373頁），軸的計(jì)算應(yīng)力為 前面選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]358頁表15-1查得。因此，，故安全。 截面C、VI、VII、D處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩、過渡配合所引起的應(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，且最終取得的直徑比求得的最小直徑大得多，所以截面C、VI、VII、D無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面II處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重。而從受載的情況看，截面B上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，因而截面B也不用校核。截面III、IV、V受到載荷和應(yīng)力集中情況均比II處小，因而也不要校核。而截面II左側(cè)應(yīng)力集中情況和載荷情況相同，但右側(cè)尺寸較大，因而只要對截面II左側(cè)進(jìn)行校核。 抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 截面IV左側(cè)的彎矩為 截面IV上的扭矩矩為 截面上彎曲應(yīng)力為 截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由[2]362頁表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)和按[2]40頁附表3-2查取。因?yàn)?，。?jīng)過插值后可得 ， 又由[2]41頁附圖3-1查得軸的材料的敏感系數(shù)為 ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[2]42頁式附3-4為 由[2]42頁附圖3-2得尺寸系數(shù)；由[2]43頁附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由[2]44頁附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)。軸煒經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即。由[2]25頁式3-12及式3-14（b）得 由于碳鋼特性系數(shù)（[2]25頁），（[2]26頁）.取，。 按[2]374頁式15-6~15-8計(jì)算安全系數(shù) 故可知其安全。 （1）已知參數(shù) ，，，，， （2）確定徑向力 （3）確定派生力 由手冊[3]查得30307的e=0.31,Y=1.9 （4）確定軸向載荷 ，則左端軸承被壓緊，所以： （5）確定當(dāng)量動(dòng)載荷 因機(jī)械載荷性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。 ，則X=0.4,Y=1.9。 ，則X=1,Y=0。 ,則只需驗(yàn)證左端軸承。 （6）驗(yàn)算軸承壽命 其中，取溫度系數(shù)，基本額定動(dòng)載荷C=75200N，對于滾子軸承。所以： 則軸承合格 （1）已知參數(shù) ，，，，， （2）確定徑向力 （3）確定派生力 由手冊[3]查得30307的e=0.31,Y=1.9 （4）確定軸向載荷 ，則右端軸承被壓緊，所以： （5）確定當(dāng)量動(dòng)載荷 因機(jī)械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。 ，則X=1,Y=0。 ，則X=0.4,Y=1.9。 ,則只需驗(yàn)證右端軸承。 （6）驗(yàn)算軸承壽命 其中，取溫度系數(shù)，基本額定動(dòng)載荷C=75200N，對于滾子軸承。所以： 則軸承合格 （1）已知參數(shù) ，，，，， （2）確定徑向力 （3）確定派生力 由手冊[3]查得30313的e=0.35,Y=1.7 （4）確定軸向載荷 ，則左端軸承被壓緊，所以： （5）確定當(dāng)量動(dòng)載荷 因機(jī)械在和性質(zhì)較為平穩(wěn)，則取1。 ，則X=1,Y=0。 ，則X=0.4,Y=1.7。 ,則只需驗(yàn)證左端軸承。 （6）驗(yàn)算軸承壽命 其中，取溫度系數(shù)，基本額定動(dòng)載荷C=195000N，對于滾子軸承。所以： 則軸承合格 I軸上的鍵主要用于半聯(lián)軸器的周向定位，采用A型平鍵，則根據(jù)[2]106頁式6-1有 由[2] 106頁表6-2查得。 則，鍵符合要求 II軸上的鍵主要用于兩個(gè)齒輪的周向定位，采用A型平鍵和A型平鍵，則根據(jù)[2]106頁式6-1有 由[2] 106頁表6-2查得。 則，，鍵符合要求 III軸上的鍵主要用于齒輪和聯(lián)軸器的周向定位，采用A型平鍵和A型平鍵，則根據(jù)[2]106頁式6-1有 由[2] 106頁表6-2查得。 則，，鍵符合要求 由[1] 80頁表4-6查得： ， 其中，a為兩齒輪的中心距，對于兩級減速器所以有： 由[1] 80頁表4-6查得： ，，，所以： ，，。 由[1] 80頁表4-6查得： ，取，； ，??； ，??； 軸承座孔（外圈）直徑D 110~140，，螺釘數(shù)目為6； 雙級減速器。 計(jì)算中間級、低速級的兩個(gè)大齒輪的圓周速度： 則、都在0.8~12m/s之間，可采用浸油潤滑，為了使兩個(gè)大齒輪都能浸入油中，則低速級齒輪浸油深度不超過分度圓半徑，而高速級齒輪浸油深度為一個(gè)齒高，則取浸油深度為13mm，滿足條件，且浸油深度大于10mm。根據(jù)高速級大齒輪速度選擇220工業(yè)閉式齒輪油。 由于中間級的浸油齒輪的圓周速度大于1.5~2m/s，可采用飛濺潤滑，即在下箱體開適當(dāng)?shù)挠筒蹖⒂鸵胼S承。 小齒輪：40Cr （調(diào)質(zhì)）280HBS 大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS a=123mm 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪 小齒輪：40Cr （調(diào)質(zhì)）280HBS 大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS =2.433 a=132mm 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪 e=0.31,Y=1.9 220工業(yè)閉式齒輪油浸油潤滑 飛濺潤滑 四、 減速器附件 1.檢查孔蓋板 作用：為了檢查箱內(nèi)齒輪嚙合情況及注油； 位置：為便于同時(shí)觀察高、低速齒輪工作情況； 由[1]85頁表4-14推薦，同時(shí)考慮到減速箱的尺寸，選擇其結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)。其結(jié)構(gòu)尺寸如下圖： 2.通氣器 減速器在工作時(shí)，箱內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，對減速器各部接縫面的密封很為不利，故常在箱頂部裝有透氣裝置，使減速器內(nèi)熱脹的氣體能自由逸出，保持箱內(nèi)的壓力正常，從而保證減速器各部分接縫面的密封性能。由[1]86頁表4-15推薦，選擇其結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)。其結(jié)構(gòu)尺寸如下圖： 3.排油孔螺塞 為了換油時(shí)排出減速器內(nèi)原有的潤滑油，在箱體的底部最低位置應(yīng)設(shè)有排油孔。平時(shí)排油孔用油塞螺釘密封，換油時(shí)將油塞螺釘擰開排出舊油，更換新油，由[1]85頁表4-13推薦，選擇其結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)。其結(jié)構(gòu)尺寸如下圖： 4.油標(biāo) 由于減速器齒輪是采用浸油法潤滑傳動(dòng)件的減速器，為了在加注潤滑油或工作中比較方便地檢查箱內(nèi)油面的高度，確保箱內(nèi)的油量適度，因此要在減速器的箱體的低速級傳動(dòng)件附近的箱壁上裝有游標(biāo)。游標(biāo)不能裝在高速級，因高速級齒輪的轉(zhuǎn)速大于低速級，油的拌攪大，油面不穩(wěn)定。由[1]83頁表4-10推薦，選擇其結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)。其結(jié)構(gòu)尺寸如下圖： 5.起吊裝置 為了便于搬運(yùn)減速器，在減速器及箱體上鑄出起吊鉤，在箱蓋上安裝吊環(huán)螺釘，按[1]87頁表4-16推薦，取箱蓋上的起吊螺釘和箱體上的起吊鉤結(jié)構(gòu)和主要尺寸如下圖： 6.軸承蓋 軸承蓋的結(jié)構(gòu)形式分為螺釘聯(lián)接式和嵌入式，材料一般為鑄鐵或鋼，按[1]81頁表4-7，結(jié)構(gòu)如下圖： 各軸承端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸如下表： 軸 D d0 d1 D0 D2 D4 b1 e m h 螺釘直徑 個(gè)數(shù) 通蓋 I 80 13 35 100 120 64 17 12 34.25 8 12 6 悶蓋 悶蓋 II 80 13 100 120 64 17 12 34.25 12 通蓋 III 140 13 65 160 180 124 17 12 20.75 8 12 悶蓋 參考文獻(xiàn) [1] 陳秀寧，施高義，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，浙江大學(xué)出版社，2010 [2] 濮良貴，紀(jì)明剛，機(jī)械設(shè)計(jì)，高等教育出版社，2013 [3] 成大先，機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（單行本，軸承），化學(xué)工業(yè)出版社，2004