兩級(jí)圓柱齒輪減速器課程設(shè)計(jì)

1、一、課程設(shè)計(jì)方案1傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置如如圖1所示 圖12原始數(shù)據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的原始數(shù)據(jù)如下表所示帶的圓周力F/N帶速V/（m/s）滾筒直徑D/mm22000.9 3003工作條件兩班制，使用年限5年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.環(huán)境最高溫度35oC傳動(dòng)方案： 圖2二、電動(dòng)機(jī)的選擇（1）選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。（2）選擇電動(dòng)機(jī)容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率由式 kw根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)工作的類型，可取工作機(jī)效率 0.96傳動(dòng)裝置的總效率 查參考文獻(xiàn)表12-7知機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部

2、分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)） 開式齒輪傳動(dòng)效率，代入得 所需電動(dòng)機(jī)功率為 因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可，由參考文獻(xiàn)表12-7所示Y型三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為3kw。（3）確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 由參考文獻(xiàn)1表2-2可知，兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為1020，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000兩種方案進(jìn)行比較。由參考文獻(xiàn)1表13-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)列于表1中 表1 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比方案電動(dòng)機(jī)型 號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/()同 步轉(zhuǎn) 速滿 載轉(zhuǎn) 速1Y132S-6310009602

3、Y132M-83750710表1中，方案2的電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，價(jià)格以及總傳動(dòng)比，選用方案1較好，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。 三傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配計(jì)算總傳動(dòng)比： 根據(jù)電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速及工作機(jī)轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置所要求的總傳動(dòng)比為 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比：對(duì)于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近（即兩個(gè)大齒輪分度園直徑接近），且低速級(jí)大齒直徑略大，傳動(dòng)比可按下式分配，即式中：高速級(jí)傳動(dòng)比 減速器傳動(dòng)比又因?yàn)閳A柱齒輪傳

4、動(dòng)比的單級(jí)傳動(dòng)比常用值為35，所以選,。 四計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速（2）各軸輸入功率 卷筒軸（3）各軸輸入轉(zhuǎn)距卷筒軸表2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率P/kw轉(zhuǎn)距T/(N.m)轉(zhuǎn) 速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率電動(dòng)機(jī)軸3 29.84 960 1 0.99高速軸2.97 29.55 960 4.67 0.96中速軸 2.85 132.4 205.57 3.59 0.96低速軸 2.54 423.63 57.26 1 0.98工作機(jī)軸 2.49 415.29 57.26五齒輪零件的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)參數(shù)：兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)常

5、用斜齒輪，則設(shè)計(jì)第一傳動(dòng)所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動(dòng)。1選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）2）材料及熱處理：選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取4）選取螺旋角。初選螺旋角=14。2.按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式13-16計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選Kt=1.32）由參考文獻(xiàn)2表13-8選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333）由參考文獻(xiàn)2表13-8選取齒寬系數(shù)d=0.94）由參考文獻(xiàn)2公式知

6、5）小齒輪轉(zhuǎn)距29.55N.mm6）由由參考文2表1.-6查得材料的彈性影響系數(shù)7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）由參考文獻(xiàn)2圖13-8查得接觸疲勞壽命系；10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)=1，由參考文獻(xiàn)2式13-3得（2）計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)213-5選取使用系數(shù)取根據(jù)，8級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖13-13查得動(dòng)載系數(shù)；由圖13-15查

7、的；由參考文獻(xiàn)2圖13-14查得故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的模數(shù) 取1.5mm3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考文獻(xiàn)2式（10-17） （1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從參考文獻(xiàn)2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.883）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得； 6）由參考文獻(xiàn)2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限7）由參考文獻(xiàn)2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由文獻(xiàn)2式（10-12）得 9）計(jì)算大，小齒輪的 ，

8、并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)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)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=40.25mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取=26，則，取=103。4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距 將中心距圓整為100mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因b值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計(jì)算齒輪寬度 mm圓整后??；。（二）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)：1選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）按圖2所示的傳動(dòng)方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸

9、機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）3）材料及熱處理：選擇參考文獻(xiàn)2表10-1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。4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考文獻(xiàn)2式（10-9a）進(jìn)行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選Kt=1.32）由參考文獻(xiàn)2表10-7選取齒寬系數(shù)d=13）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距4）由參考文獻(xiàn)2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由參考文獻(xiàn)2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6）由參考文獻(xiàn)2

10、式（10-19）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由參考文獻(xiàn)2圖10-19查得接觸疲勞壽命系；8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得（2）計(jì)算1）試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得2）計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬b 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5)計(jì)算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)2表10-2選取使用系數(shù)??；根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)2圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，；由參考文獻(xiàn)2圖10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)， ；由，查參考文獻(xiàn)2圖10-13得，故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)式（1

11、0-10a）得 7）計(jì)算模數(shù)3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考文獻(xiàn)2式（10-5） （1）計(jì)算公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由參考文獻(xiàn)2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；2）由參考文獻(xiàn)2圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由參考文獻(xiàn)2式（10-12）得 4）計(jì)算載荷系數(shù)5）查取齒型系數(shù)由參考文獻(xiàn)2表10-5查得；。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)2表10-5查得；。7）計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較大齒輪的數(shù)值大(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)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)m大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪

12、模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，并按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù) 取=26，則，取=74。4幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 2）計(jì)算中心距 3）計(jì)算齒輪寬度 mm則取；。小結(jié)： 表 3項(xiàng)目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速級(jí)齒輪140.20261.55040Gr左旋齒輪2159.281034545鋼右旋低速級(jí)齒輪365262.57040Gr齒輪4185746545鋼六軸的設(shè)計(jì)齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)列于下表： 表4

13、級(jí)別高速級(jí)低速級(jí)261032674 1.51.5464/mm2.52.50 1齒寬/mm；（一）高速軸的設(shè)計(jì)。已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條

14、件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子

15、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)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動(dòng)軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)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。5）已知高速級(jí)齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為

16、c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度T=16.25mm，低速級(jí)大齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（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。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸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m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3

17、。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖4），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=12.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 高速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。表5載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸

18、單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。（二）中速軸的設(shè)計(jì)已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對(duì)稱性，則中速軸大齒輪的力為，圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。 圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有

19、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)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。2）取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小

20、齒輪右端定位高度一樣。4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對(duì)稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度T=18.25mm。則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇

21、齒輪與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸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m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖6），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得a=15.5mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。 表6載荷水平面H垂直面

22、V支反力FN，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2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，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。（三）.低速軸的設(shè)計(jì)已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對(duì)稱性可知 ，圓周力，徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)2表15-3，取，于是得可見低速軸的最

23、小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻(xiàn)2表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻(xiàn)1標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。（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，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋

24、圈直徑D=45mm。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-段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。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)精度級(jí)的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，故取3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b1.4h，取。4）

25、軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)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。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度B=25mm，高速級(jí)小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好

26、的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸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m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖8），在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取B值。對(duì)于6309型深溝球軸承，由參考文獻(xiàn)1中查得B=25mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖8 低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)

27、算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。 表7載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面c）的強(qiáng)度，根據(jù)參考文獻(xiàn)2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，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此，故安全。七.鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=5mm,高度h=5mm，鍵長L=25mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-

28、2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-5mm=20mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。（二）中速軸上鍵的校核 1）中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=56mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=56mm-12mm=44mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5

29、h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得故擠壓強(qiáng)度足夠。 2）中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=28mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=10m

30、m,高度h=8mm，鍵長L=45mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=45mm-10mm=35mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=10mm,鍵長L=50mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工

31、作長度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由參考文獻(xiàn)2式（6-1）可得八.軸承壽命的驗(yàn)算(一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動(dòng)載荷C=32200N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)1可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文獻(xiàn)2中表13-5，得軸承

32、徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式（13-8a），當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)2表13-6，取，則4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式（13-4）知滾子軸承。因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(二)中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù)，=72000h。查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動(dòng)載荷C=54200N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知， 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，按參考文獻(xiàn)2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)1可知Y=1.6，因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式（13-11）得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37，比較按參考文