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

1、 浙江工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)二級(jí)減速器設(shè)計(jì)說明書姓 名： 學(xué) 號(hào)： 班 級(jí)： 目錄一、 設(shè)計(jì)要求2二、 運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算31.電機(jī)的選擇32.傳動(dòng)比的分配33.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491.檢查孔蓋板492.通氣器493.排油孔螺塞504.油標(biāo)505.起吊裝置516.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(jí)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

2、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(hào)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(jí)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(hào)額定功率（KW）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）Y132M2-65.59602.02.2842.傳動(dòng)比的分配分配原則：（1）各級(jí)

3、傳動(dòng)的傳動(dòng)比在推薦范圍內(nèi)選取。對(duì)于普通圓柱齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比推薦范圍為35，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(jí)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(rùn)滑。對(duì)于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，常取1（式中、分別為高速級(jí)和低速級(jí)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(duì)滾動(dòng)軸承的效率取為1。，分別表示、軸和工作軸的輸入功率（kW），分別

4、表示、軸和工作軸的轉(zhuǎn)速（r/min），分別表示、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IIIIII工作軸轉(zhuǎn)速9609602408787功率5.55.3905.2025.0214.896轉(zhuǎn)矩54.7153.62207.00549.26537.43傳動(dòng)比142.761效率0.980.9650.9650.975三、 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(jí)齒輪設(shè)計(jì)1.選精度等級(jí)、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

5、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(jí)齒輪設(shè)計(jì)1.選精度等級(jí)、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(zhǎng)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

6、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(zhǎng)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(zhǎng)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

7、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(rùn)滑1、齒輪潤(rùn)滑2、軸承潤(rùn)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2205頁表10-6，選用8級(jí)精度。2） 材料選擇。由2191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

8、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2217頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。（1）按2219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)值試選載荷系數(shù)。計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩由2206頁表10-7選取齒寬系數(shù)。由2203頁圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。由2202頁表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)為。由2219頁公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)由2219頁公式10-23可得螺旋角系數(shù)由2211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2209頁公式10-15計(jì)算應(yīng)力

9、循環(huán)次數(shù) 由2208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2207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。計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬 2） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由2192頁表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)、8級(jí)精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由2197頁表10-4查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，。則載荷系數(shù)為3） 由2204頁式10-12，可得按實(shí)際的載荷系數(shù)校算 得的分度圓

10、直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) （1）由2219頁式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2218頁式10-18，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。由2218頁式10-19，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。計(jì)算由當(dāng)量齒數(shù) 查2200頁圖10-17查得齒形系數(shù)，由2201頁圖10-17查得應(yīng)力修正系數(shù)，由2209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2208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2207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。

11、圓周速度齒寬齒高寬高比2） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)。根據(jù)、8級(jí)精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由2197頁表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，結(jié)合查2197頁圖10-13，得。則載荷系數(shù)為3） 由2204頁式10-13，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)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 （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

12、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2219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2218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(jí)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)

13、為一般工作機(jī)器，參考2205頁表10-6，選用8級(jí)精度。（2）材料選擇。由2191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2217頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。（1）按2219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)值試選載荷系數(shù)。計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩由2206頁表10-7選取齒寬系數(shù)。由2203頁圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。由2202頁表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)為。由2219頁公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)由221

14、9頁公式10-23可得螺旋角系數(shù)由2211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2209頁公式10-15計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由2208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2207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。計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬 4） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由2192頁表10-2選取使用系數(shù)；根據(jù)、8級(jí)精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系

15、數(shù)。由2197頁表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，。則載荷系數(shù)為5） 由2204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2219頁式10-20試算齒輪模數(shù)，即2） 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)。由2218頁式10-18，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。由2218頁式10-19，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)計(jì)算由當(dāng)量齒數(shù) 查2200頁圖10-17查得齒形系數(shù)，由2201頁圖10-17查得應(yīng)力修正系數(shù)，由2209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2208頁圖10-22查得彎曲疲勞壽

16、命系數(shù)，。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由2207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。圓周速度齒寬齒高寬高比5） 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)。根據(jù)、8級(jí)精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由2197頁表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，結(jié)合查2197頁圖10-13，得。則載荷系數(shù)為6） 由2204頁式10-13，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)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

17、?。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，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2219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2218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40C

18、r（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按8級(jí)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(jí)別/mm/mm高速級(jí)249622.05低速級(jí)236333.07級(jí)別/o/o齒寬/mm高速級(jí)12.68201低速級(jí)12.24201選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)2366頁表15-3取。根據(jù)2366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(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 2347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

19、轉(zhuǎn)矩為160000Nmm。半聯(lián)軸器孔徑為2838mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為?？紤]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(zhǎng)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(zhǎng)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

20、297-1994），其基本尺寸為，故，取。軸承右端采用軸肩定位。由3369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(zhǎng)度。半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁表6-1查取并選擇平鍵長(zhǎng)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2360頁表15-2，取軸端

21、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(jiǎn)圖（如圖-3）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊(cè)3369頁查得。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-3）。圖-3 軸的計(jì)算簡(jiǎn)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)2369頁式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭

22、轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。?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2358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(duì)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，

23、但右側(cè)尺寸較大，因而只要對(duì)截面IV左側(cè)進(jìn)行校核?？箯澖孛嫦禂?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2358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240頁附表3-2查取。因?yàn)?，。?jīng)過插值后可得，又由241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242頁式附3-4為由242頁附圖3-2得尺寸系數(shù)；由243頁附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由244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225頁式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數(shù)（225頁），（

24、226頁）.取，。按2370頁式15-615-8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)2366頁表15-3取。根據(jù)2370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(hào)。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-

25、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(zhǎng)度。兩個(gè)齒輪與軸之間的周向定位均采用平鍵。按由2106頁表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑

26、刀加工，左邊鍵槽長(zhǎng)為56mm，右邊鍵槽長(zhǎng)為36mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)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2360頁表15-2，取軸端倒角為1.6×45°，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(jiǎn)圖（如圖-5）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊(cè)3369頁查得。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)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

27、。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)2369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，取（2368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2358頁表15-1查得。因此，故安全。從應(yīng)力集中對(duì)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

28、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)2366頁表15-3取。根據(jù)2366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(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查 2347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4063mm，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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

29、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(zhǎng)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(zhǎng)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3369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

30、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(zhǎng)度。半聯(lián)軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁表6-1查取并選擇平鍵長(zhǎng)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(duì)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2360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(jiǎn)圖（如圖-7）。在確定軸承指點(diǎn)位置時(shí)，由手冊(cè)3371頁查得。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)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(jiǎn)圖從軸的

31、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)2373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，?。?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2358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

32、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(duì)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(duì)截面II左側(cè)進(jìn)行校核?？箯澖孛嫦禂?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2362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240頁附表3-2查

33、取。因?yàn)椋?。?jīng)過插值后可得，又由241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242頁式附3-4為由242頁附圖3-2得尺寸系數(shù)；由243頁附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由244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225頁式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數(shù)（225頁），（226頁）.取，。按2374頁式15-615-8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(cè)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

34、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(duì)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(cè)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(duì)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(cè)3查得30313的e=

35、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(duì)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)2106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)2106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)2106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(duì)于兩級(jí)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，；，?。?，?。惠S承座孔（外圈）直徑D 110140，螺釘數(shù)目為6；雙級(jí)減速器。計(jì)算中間級(jí)、低速級(jí)的兩個(gè)大齒輪的圓周速度：則、都在0.812m/s之間，可采用浸油潤(rùn)滑，為了使兩個(gè)大齒輪都能浸入油中，則低速級(jí)齒輪浸油深度不超過分度圓半徑，