鏈式運輸傳動減速器系統(tǒng)設計 1.設計任務 設計一用于鏈式運輸機的傳動裝置。三班制連續(xù)工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為運輸鏈速度的 %5 。 已知數據： 運輸鏈牽引力 F/(kN):5 輸送速度 v/(m/s):0.6 鏈輪節(jié)圓直徑 D/(mm):280 使用年限、年： 10 2.傳動方案分析 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的性能要求，其次應滿足工作可靠，轉動效率高，結構簡單，結構緊湊，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。 本裝置采用展開式兩級圓柱齒輪傳動， 高速軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，低速軸端采用齒式聯(lián)軸器。 3.原動件的選擇與傳動比的分配 3.1 原動件的選擇 設計任務要求減速器的輸入功率為 3.6kw。而傳動裝置的效率： = 1 2 n 式中： 1-齒輪傳動效率 2-滾動軸承的效率 3-聯(lián)軸器的效率 常見機械效率參見附表 1 附表 1 常用機械 傳動效率 機械傳動類型 傳動效率 圓柱齒輪傳動 閉式傳動 0.96 0.98（ 7-9級精度） 開式傳動 0.94 0.96 圓錐齒輪傳動 閉式傳動 0.94 0.97（ 7-8級精度） 開式傳動 0.92 0.95 鏈傳動 齒形鏈 0.97 滾子鏈 0.96 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 / Pw=Fv/1000 w kW 根據鏈式運輸機工作機的類型，可取工作機效率 w=0.96. 傳動裝置的總效率 = 12 23 32 齒輪傳動效率 1=0.99 滾動軸承的效率 2=0.99 聯(lián)軸器的效率 3=0.98 =0.992 0.993 0.982 =0.913 所需電動機的功率為 Pd=3.43 kW 鏈輪的轉速 n=60 1000v / D=41r/min nd=ia n=(810) 41r/min=3281640r/min 查參考書 2表 (9 39)初步確定原動機的型號為 Y132M1-6 額定功率為 Pcd =4 kW。 滿載轉速 nm=960r/min 額定轉矩為 2.0N m，最大轉矩為 2.2N m. 3.2 傳動比的分配 由 原 始 數 據 以 及 初 步 確 定 的 原 動 機 的 轉 速 可 確 定 總 傳 動 比 ：i=nm/n=960/41=23.4，根據 i1= i)5.13.1( 一級齒輪傳動的傳動比： i1=6 二級齒輪的傳動比 :i2=3.9 4.各軸動力與 運動參數的計算 將各軸從高速級到低速級依次編號為軸、軸 、 軸 4.1 各軸的轉速 n =960r/min n = nm/i1=960/6=160r/min n =n /i2=160/3.9=41r/min 4.2 各軸的的輸入功率 Pd=4kw P =Pd* 01=(4 0.99 0.98) kw =3.88 kw P =P * 12= (3.88 0.99 0.99) kw =3.802 kw P =P * 23=(3.802 0.99 0.98) kw=3.689 kw 4.3 各軸的轉矩 T =9.55 610 *p/n=9.55 610 3.88 960=3.85 104N mm T =9.55 610 *p/n=9.55 610 3.802 160= 22.68 104N mm T =9.55 610 *p/n=9.55 610 3.689 41= 85.92 104N mm 5 傳動零件的計算 5.1 選高速級齒輪計算 5.1.1選高速級齒輪類型、精度等級材料及齒數 按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（ GB 10095 88） 由表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 選小齒輪齒數 Z1=20,大齒輪齒數 Z2 = Z1 i1=20 6=120。 5.1.2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（ 10 9a）進行試算，即 32.21 td 3 21 1 HdZEIIKT 5.1.2.1 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數 Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=3.88 104N mm 由表 10 7選取齒寬系數 1d 。 由表 10 6查得材料的彈性影響系數 ZE=189.8MPa21 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的 接觸疲勞強度極限 MPa6001 lim ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 a 5502lim 。 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數。 N1=60n1jLh=60 960 1 (3 8 300 10)=4.147 109 N2= 89 10911.66 10147.4 由圖 10 19 取接觸疲勞壽命系數 KHN1 =0.93； KHN2=0.98 計算接觸疲勞許用應力 。 取失效概率為 1%，安全系數 S=1,由式（ 10 12）得 aSK HNH 558a60093.01l i m11 aaSHN 53955098.02l i m22 5.1.2.2 計算 5.1.2.2.1 試算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入 H 中較小的值 。 32.21 td 3 21 1 dKT =2.32 mmmm 88.445398.1896711085.33.13 24 5.1.2.2.2 計算圓周速度 。 smsmn /25.2/100060 96088.44100060 d 1t1 5.1.2.2.3 算尺寬 b。 b= mmmmdtd 88.4488.4411 5.1.2.2.4 算尺寬與齒高之比 。hb 模數 mt= mmzd t 244.22088.4411 齒高 h=2.25 mt=2.25 mm049.5mm24.2 ， 8.8049.5 88.44 hb8 5.1.2.2.5 計算載荷系數 根據 v=2.25m/s,7 級精度，由圖 10 8 查得動載系數 Kv=1.06 直齒輪 K 1 FH K； 由表 10 2查得使用系數 KA=1； 由表 10 4用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KH =1.490。 由 49.188.8 ，hb查圖 10 13 得 故載荷系數；4.1F 5794.1149.106.11v A 實際的載荷系數 校正所算得的分度圓直徑，由式（ 10 10a）得 mmddtt89.473.15794.188.44 3311 , 5.1.2.2.6 計算模數 m。 m= ,394.220 89.4711 mmmmzd 5.1.3 按齒根彎曲強度設計 由式（ 10 5）得彎曲強度的設計公式為 3 21d 12m H SaFa YYz 5.1.3.1 確定公式內的各計算數值 由圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；5001 aFE 大齒輪的彎曲強度極限 ；3802 aFE 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數 K ,9.01FN K ；93.02FN 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 (10 12)得 aSK FEFNF 43.321a4.1 5009.0111 aSK FEFNF 43.252a4.1 38093.0222 5.1.3.1.1 計算載荷系數 K。 484.114.106.11v A 5.1.3.1.2 查取齒形系數。 由表 10 5 查得 ；80.21 FaY ；16.22 FaY 5.1.3.1.3 查取應力校正系數 由表 10 5查得 ；55.11 SaY ；81.12 SaY 5.1.3.1.4 計算大、小齒輪的 FSaFaY并加以比較。 01350.043.321 55.180.21 F SaFaY 01549.043.252 81.116.22 F SaFaY 大齒輪的數值大。 5.1.3.1.4.1 設計計算 64.10 1 5 4 9.02011085.3484.12m 324 mm 對比計 算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數1.64 并就近圓整為標準值 m=2mm，按接觸強度計算 得的分度圓直徑 d1 =47.89mm，算出小齒輪齒數 242 89.4711 mdz ， 1442462 z 大齒輪齒數。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度 ，并做到結構緊湊，避免浪費。 5.1.4 幾何尺寸計算 5.1.4.1 計算分度圓直徑 mmmmmzd 4822411 mmmmmzd 288214422 5.1.4.2 計算中心距 mmdda 1682 21 5.1.4.3 計算齒輪寬度 mmmmdb ld 48481 B2 =48mm,B1 =52mm 5.2 選低速級齒輪計算 5.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（ GB 10095 88） 由表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 選小齒輪齒數 Z3=20,大齒輪齒數 Z4 = Z3 i2=20 4=80。 5.2.2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（ 10 9a）進行試算，即 32.23 td 3 22 1 HdZEiiKT 5.2.2.1 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數 Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩 T2=22.68 104 N mm 由表 10 7選取齒寬系數 1d 。 由表 10 6查得材料的彈性影響系數 ZE=189.8MPa21 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa6001 lim ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 a 5502lim 。 由式 10 13 計算應力循環(huán)次數。 N1=60n1 jLh=60 160 1 (3 8 300 10)=6.91 108 N2= 88 1072.14 1091.6 由圖 10 19 取接觸疲勞 壽命系數 KHN3 =0.93； KHN4=0.98 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為 1%，安全系數 S=1,由式（ 10 12）得 aSK HNH 558a60093.03l i m33 SHN 4lim44 0.98 550MPa 539MPa 5.2.2.2 試算小齒輪分度圓直徑 d3t,代入 H 中較小的值 。 32.23 td 3 22 1 HdZEIIKT =2.32 mmmm 945.825398.1894511068.223.13 24 5.2.2.3 計算圓周速度 。 smsmn /694.0/1 0 0 060 160945.821 0 0 060 d 2t3 5.2.2.4 計 算尺寬 b。 b= mmmmdtd 945.82945.8213 5.2.2.5 算尺寬與齒高之比 。hb 模數 mt= mmzd t 1 4 7.4209 4 5.8231 齒高 h=2.25 mt=2.25 mm33.9mm147.4 88.833.9 945.82 hb8 5.2.2.6 計算載荷系數 根據 v=0.694m/s,7 級精度，由圖 10 8查得動載系數 Kv=1.06 直齒輪 K 1 FH K； 由表 10 2查得使用系數 KA=1； 由表 10 4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KH =1.490。 由 49.189.8 ，hb查圖 10 13 得 故載荷系數；4.1F 5374.1149.103.11v A 實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（ 10 10a）得 mmddtt71.873.15374.1945.82 3333 , 5.2.2.7 計算模數 m。 m= ,38.42071.8733 mmmmzd 5.2.3按齒根彎曲強度設計 由式（ 10 5）得彎曲強度的設計公式為 3 23d 22m H SaFa YYz 5.2.3.1 確定公式內的各計算數值 由圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；5003 aFE 大齒 輪的彎曲強度極限 ；3804 aFE 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數 K ,9.03FN K ；93.04FN 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 (10 12)得 aSK FEFNF 43.321a4.1 5009.0333 aSK FEFNF 43.252a4.1 38093.0444 5.2.3.1.1 計算載荷系數 K。 484.114.106.11v A 5.2.3.1.2 查取齒形系數 。 由表 10 5查得 ；80.23 FaY ；22.24 FaY 5.2.3.1.3 查取應力校正系數 由表 10 5查得 77.1；55.143 SaSaY ；81.12 SaY 5.2.3.1.4 計算大、小齒輪的 并加以比較。F SaFaY 01350.043.321 55.180.23 33 F SaFaY 01556.043.252 77.122.24 44 F SaFaY 大齒輪的數值大。 5.2.3.1.5 設計計算 97.20 1 5 5 6.02011068.22484.12m 324 mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數 2.97 并就近圓整為標準值 m=3mm，按接觸強度計算 得的分度圓直徑 d3 =87.71mm，算出小齒輪齒數 303 71.87233 mdz， 1204304 z大齒輪齒數。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒輪彎曲疲勞 強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 5.2.4幾何尺寸計算 5.2.4.1 計算分度圓直徑 mmmmmzd 9033033 mmmmmzd 360312044 5.2.4.2 計算中心距 mmdda 2252 360902 432 5.2.4.3 計 算齒輪寬度 mmmmdb d 909013 取 B3 =95mm, B4 =90mm 5.3 減速器高速級軸的設計 由 以前的設計計算有下列已知齒輪機構的參數如下表示； 級別 Z1 Z2 mt/mm ah 齒寬 /mm 高速級 24 144 2 20 1 B1=48,B2=52 級別 Z3 Z4 mt/mm 齒寬 /mm 低速級 30 120 3 B3=90,B4=94 5.3.1 由前面可知軸上的功率 P 、轉速 n 和轉矩 T mmNnpTmmNnpTmmNnpTkwpkwpkwprnrnnn8 5 9 2 0 041689.31055.91055.92 2 6 8 0 0160802.31055.91055.93 8 5 0 096088.31055.91055.9689.3802.388.3m i n/41m i n/160r / m i n9606111111611161111611611611111111111101 5.3.2 求作用在齒輪上的力 mmd 482241 NFF tr 96.538t a n77.1480t a nN77.1480483 8 5 0 02d T2F1t NFF tn 80.1575c o s 77.1480c o s 徑向載荷，法相載荷，切向載荷的方向如下圖 5.3-1示； 圖 5.3-1 5.3.3 初步確定軸的最小直徑 根據式（ 15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 Cr40 ，調質處理。根據表 15-3，取 1000 A，于是得 mmmmnPAd 8.17960 88.3100 3310m i n 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 21d 。考慮到在軸的截面上需開兩個鍵槽時 ,軸徑要增大 10% 15%；取軸徑增大 10%。則 mmmmdd 58.198.1710.1%)101(mi n 為了使所選的軸直徑21d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 TKT Aca，查表 14-1，考慮到轉矩變化很小，故取3.1AK ，則： mmNmmNTKTAca 50050385003.11 按照計算轉矩caT應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5015-2003或手冊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 4LT ，其公稱轉矩為 63000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑 mmd 201 ，故取 mmd 2021 ，半聯(lián)軸器長度 mmL 52 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 381 。 5.3.4 軸的結構設計 5.3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 選用如 5.3-2圖所示的裝配方案。 5.3.4.2 根據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軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3 段的直徑 mmd 2532 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑mmD 25 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 381 ，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 1-2段的長度應比1L略短一些，現取mml 3621 。 （ 2）初步選擇滾動軸承。因此處為直齒圓柱齒輪傳動，軸承主要承受徑向力的作用，故可選用深溝球軸承。參照工作要求并根據 mmd 2532 ，由軸承產品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 6306，脂潤滑，其基本尺寸為 mmmmmmBDd 197230 ，故 mmdd 308743 。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 6306 型軸承的定位軸肩高度 mmh 5.3 ，因此，取 mmd 3576 。 （ 3）取安裝齒輪處的軸段 6-7 的直徑 mmd 3576 ；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 mmB 521 ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪此軸端應略短于齒輪的輪轂寬度，故取 mml 4876 。齒輪的右端采用軸肩定位， 軸肩高 度 h 0.07 d ,故取 mmh 5.2 ，則軸環(huán)處 的直徑mmd 4065 。軸環(huán)寬度 hb 4.1 ，故取 mml 1065 。 （ 4）軸承端蓋的總寬度為 mm26 。根據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)軸器有端面間的距離 mml 24 ，故取mml 5032 。 （ 5）取齒輪 1 和 3 分別均距箱體內壁的距離 mma 15 ，圓柱齒輪 2與圓柱齒輪 3 之間的距離 mmc 20 （參 5.3-2圖）?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離 s ,取 mms 12 ，已知滾動軸承寬度 mmB 19 ，又因軸承為脂 潤滑所以需封油盤，封油盤外側端面與箱體內壁距離為 2mm，封油盤的右端采用軸肩定位 h =2，故 mmd 3454 所以圓柱齒輪 3的齒寬為 mmB 943 ， mmmsBl 33)21219(243 mmmmlcal 115)2210209415(22 2165354 mmmasBl 50)4151216()4852(87 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 5.3.4.3 軸上零件的軸向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸向定位均 采用平鍵連接。按 mmd 3554 由表 6-1 查得平鍵截面 mmmmhb 810 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mm40 ，同時為了保證齒輪與軸有良好的配合性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67hH；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 mmmmmm 3266 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為67kH。滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選用軸的直 徑尺寸公差為m6。 5.3.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取軸端倒角為 452 ，各軸肩處的圓角半徑見圖 5.3-3。 圖 5.3-3 5.4 減速器軸的設計 5.4.1 求作用在齒輪上的力 5.4.1.1 作用在齒輪 2 的力 mmZmd 288144222 而 NFF tr 25.57320t a n1 5 7 5t a nN1 5 7 52882 2 6 8 0 02dT2F2t NFF tn 08.1 6 7 620c o s1 5 7 5c o s 5.4.1.2 作用在齒輪 3 的力 mmZmd 9030333 而 NFF tr 4.1 8 3 420t a n5 0 4 0t a nN5 0 4 0902 2 6 8 0 02dT2F3t NFF tn 46.5 3 6 320c o s5 0 4 0c o s 徑向載荷，法相載荷，切向載荷的方向如下圖示 5.4-1； 圖 5.4-1 5.4.2 初步確定軸的最小直徑 根據式（ 15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據表 15-3，取 1000 A，于 是得 mmmmnPAd 75.28160802.3100 331110m i n 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 21d ?？紤]到在軸的截面上需開兩個鍵槽時 ,軸徑要增大 10% 15%；取軸徑增大 10%。則 mmmmdd 06.3375.2815.1%)101(mi n 5.4.3 軸的結構設計 5.4.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 在圖 5.3-2 已示出。 5.4.3.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （ 1）初步選擇滾動軸承 因為軸的兩端直接裝軸承，且此處為直齒圓柱齒輪傳動，軸承主要承受徑向力的作用， 故可選用深溝球軸承。參照工作要求并根據 mmd 06.33min 由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 6307，脂潤滑 ， 需 封 油 盤 其 基 本 尺 寸 為 mmmmmmBDd 218035 ，故mmdd 356521 。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，取 mmd 5065 。 （ 2）取安裝齒輪 3 處的軸段 2-3的直徑 mmd 4532 ；知齒輪輪轂的寬度為 mmB 943 ，為了使 套筒端面可靠地壓緊齒輪此軸端應略短于齒輪的輪轂寬度，故取 mml 9032 。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d ,故取 mmh 5.5 ， 則 軸 環(huán) 處 的 直 徑 mmd 5543 ，且軸環(huán)寬度為mml 20c43 。 （ 3）接下來取 安裝齒輪 2處的軸段 4-5的直徑 mmd 5054 ，齒輪 2的輪轂寬度為 48mm,所以 mml 4454 （ 5）從上的步驟已知 mma 15 ，圓柱齒輪 2與圓柱齒輪 3之間的距離mmc 20 （參看 5.3-2 圖）?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離 s ,取 mms 12 ，則 mmmmsaBlmmmmasl54)42121521()4852()2 4852(48)4151221)9094(6521 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 5.4.3.3 軸上零件的軸向定位 齒輪與 軸向定位采用平鍵連接。按 mmd 4532 由表 6-1 查得平鍵截面mmmmhb 914 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mmL 80 ，同時為了保證齒輪與軸有良好的配合性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67hH；同樣齒輪 2與軸的連接，選用平鍵為 mmmmmm 40914 ，齒輪輪轂與軸的配合為67kH。滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選用 軸的直徑尺寸公差為 m6。 5.4.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取軸端倒角為 452 ，各軸肩處的圓角半徑見圖 5.4-2。 5.5 減速器軸的設計 5.5.1 求作用在齒輪上的力 mmZmd 360120344 而 NFF tr 35.173720t a n33.4773t a nN33.47733608592002d T2F43t 徑向載荷，法相載荷，切向載荷的方向如下圖示 5.5-1 ； 5.5.2 初步確定軸的最小直徑 根據式（ 15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據表 15-3，取 1000 A ，于是得 mmmmnPAd 8.4441689.3100 331 1 1110m i n 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑21d?？紤]到在軸的截面上需開兩個鍵槽時 ,軸徑要增大 10% 15%；取軸徑增大 10%。則 mmmmdd 2.498.4410.1%)101(m i n 為了使所選的軸直徑87d與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩111TKT Aca ，查表 14-1，考慮到轉矩變化很小，故取3.1AK ，則： mmNmmNTKTAca 11169608592003.11 11 按照計算轉矩caT應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5015-2003 或手冊，選用固定式聯(lián)軸器 5LX ，其公稱轉矩為 mmN 1250000 。半聯(lián)軸器的孔徑mmd 501 ，故取 mmd 5087 ，半聯(lián)軸器長度 mmL 112 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 841 。 5.5.3 軸的結構設計 5.5.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 在圖 5.3-2 已示出。 5.5.3.2 根據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軸段右端需制出一軸肩，故取 6-7 段的直徑 mmd 5776 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑取 軸承直徑 mmD 60 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 841 ，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 7-8 段的長度應比 1L 略短一些，現取 mml 8287 。 （ 2）初步選擇深溝球軸承。因此處為直齒圓柱齒輪傳動，軸承主要承受徑向力的作用，故可選用深溝球軸承。參照工作要求并根據 mmd 5776 ，由軸承產品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度 級的深溝球軸承 6212，其基本尺寸為 mmmmmmBDd 2111060 ，故 mmdd 606521 。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 6212 型軸承的定位軸肩高度 mmh 5.4 ，因此，取 mmd 6954 。 （ 3）取安裝齒輪處的軸段 2-3 的直徑 mmd 6532 。已知齒輪輪轂的寬度為 mmB 904 ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪此軸端應略短于齒輪的輪轂寬度 ，故取 mml 8632 。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d ,故取 mmh 6 ，則軸環(huán)處的直徑 mmd 7743 。軸環(huán)寬度 hb 4.1 ，故取mmbl 1043 。 （ 4）軸承端蓋的總寬度為 mm20 。根據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)軸器有端面間的距離 mml 30 ，故取mml 5076 。 （ 5）已知齒輪距箱體內壁的距離 mma 16 ，圓柱齒輪 2與圓柱齒輪 3 之間的距離 mmc 20 （參看上圖）。封油盤的外側端面與箱體內壁距離為 2mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離 s ,取 mms 12 ，已知滾 動軸承寬度 mm22 ，圓柱齒輪 2 的齒寬為 mmB 482 ，則 mmsBlmmmmlaclmmsal3621222275)224821520(22)29094(55241215222)8690(6543212544321 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 5.5.3.3 軸上零件的軸向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸向定位均采用平鍵連接。按 mmd 6532 由表 6-1 查得平鍵截面 mmmmhb 1118 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mmL 80 ，同時為了保證齒輪與軸有良好的配合性，故選擇齒 輪輪轂與軸的配合為67hH；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 mmmmmm 80914 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為67kH。滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選用軸的直徑尺寸公差為 m6。 5.5.3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取軸端倒角為 452 ，各軸肩處的圓角半徑見圖 5.3-2。 5.5.4 求軸上的載荷 首先根據軸的結構參看圖 5.5-2 做出軸的計算簡 圖 5.5-3。 圖 5.5-3 在確定軸承的支點位置時，參看圖（ 5.5-2）因采用的是深溝球軸承故支承點 即 軸 承 中 心 點 。 因 此 ， 作 為 簡 支 梁 的 軸 的 支 承 跨 距mmmmLL 240)15585(32 .根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖5.5-3。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F將計出的截面 C 處的HM、VM及 M 的值列入下表（參看圖 5.5-3）。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 NFNF NHNH 1691,3082 21 NFF NVNV 616,1121 21 彎矩 M mmNM H 2 6 2 1 05 mmNM V 95480 總彎矩 mmNM 2 7 8 9 5 49 5 4 8 02 6 2 1 0 5 22 扭矩 T mmNT 859200111 5.5.5 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據式（ 15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 6.0 ，軸的計算應力 M P aM P aWTMca 34.21651.08592006.027895432221 1 12 前已選軸單向的材料 45 鋼，調質處理，由表 15-1 查得 MPa601 。此 1 ca ,故安全。 5.5.6 精確校 核軸的疲勞強度 5.5.6.1 判斷危險截面 截面 BA ,33,44, 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面 BA ,33,44 均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 55,22 處過盈配合引起的應力集 中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C上的應力最大。截面 55 不受扭矩作用，同時軸徑也較 大， 故不必做強度校核。截面 C 上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中日均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面 77,66 顯然更不必校核。由第三章 【 1】 附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 44 左右兩側即可。 5.5.6.2 截面 22 左側 抗彎截面系數 3333 21600601.01.0 mmmmdW 抗扭截面系數 3333 43200602.02.0 mmmmdW T 截面 22 左側的彎矩 M 為 mmNmmNM 7.1 4 4 3 9 985 41852 7 8 9 5 4 截面 22 上的扭矩 mmNT 859200111 截面上的彎曲應力 M P aM P aWMb 69.621600 7.144399 截面上的扭轉切應 M PaM PaWTTT89.19432008592001 1 1 由于軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-1 查得 M p aM p aM p aB 155,275,640 11 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及 按附表 3-2 查取。因08.16580,033.060 0.2 dDdr 經 插 值 后 查得 31.1,0.2 。又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏感系數為 85.0,82.0 qq 故有效應力集中系數按式（附表 3-4）為 26.1)131.1(85.01)1(182.1)10.2(82.01)1(1 qk qk 由附圖 3-2 的尺寸系數 67.0；由附圖 3-3 的扭轉尺寸系數 82.0軸按磨削加工，由附圖 3-4得表面質量系數為 92.0 軸末經表面強化處理，即 1q，則按式（ 3-12）及式（ 3-12a）得綜合系數為 62.1192.0182.026.1118.2192.0166.082.111kKkK 又由 3-1 及 3-2得碳鋼的特性系數 05.01.005.01.0,2.01.0 ，取取 于是，計算安全系數caS值，根據式（ 15-6）至（ 15-8）則得 10.1105.1312.2105.1312.2105.13264.1505.0264.1562.115512.2101.065.480.2275222211SSSSSKSKScamama 可知caS 1.5，故安全。 5.5.6.3 截面 22 右側 抗彎截面系數 W按表 15-4 中的公式計算。 3333 27463651.01.0 mmmmdW 抗扭截面系數 3333 54925702.02.0 mmmmdW T 截面 22 左側的彎矩 M 為 mmNmmNM 7.1 4 4 3 9 985 41852 7 8 9 5 4 截面 22 上的扭矩 mmNT 859200111 截面上的彎曲應力 M P aM P aWMb 25.527463 7.144399 截面上的扭轉切應 M PaM PaWTTT6.15549258592001 1 1 過盈配合處的k，由附表 3-8用插值法求出，并取 kk 8.0，于是得 04.3k 43.204.38.0 k 軸按磨削加工， 由附圖 3-4 得表面質量系數為 92.0 故得綜合系數為 51.2192.0143.21113.3192.0104.311kKkK 所以軸在截面 22 右側的安全系數為 04.776.774.1676.774.1676.726.1505.026.1551.215574.1601.025.513.3275222211SSSSSKSKScamama 可知caS 1.5，故該軸在截面 22 右側的強度也是足夠的。 5.5.7 繪制軸的工作圖。 5.6 軸承、鍵的校核計算 5.6.1軸承壽命校核計算 5.6.1.1 軸上軸承壽命校核計算 知軸上的滾動軸承型號為 6306，查滾動軸承樣本可知該深溝球軸承的基本額定動載荷 NC 27000 。 求兩軸承受到的徑向載荷 21 rr FF 和 將部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面（圖 5.6-1）兩個平面力系。由力的分析可知： 圖 5.6-1 前面已知； NFNFr 17.160487.583 t ，。 則 NFFFNFFFNFFFNFFNFFFNFFrHrVrrHrVrrHtHrtHrrVrrVrrV11.1262118666.43144518.41821.15218.418118617.1604118617.16042341736117317321.15266.43187.58366.43187.5832341736117317322222222221211112212 2)求軸承的當量動載荷 21 PP和 因為軸承只受純徑向載荷故 rFP ，故 NFPNFPrr 11.12624452211 3)驗算軸承的壽命 因為 21 PP ,所以按軸承 2 的受力大小驗算。知壽命要求是 10 年，則hhL h 7 2 0 0 02430010 故 3616 9.16997111.12622700096060106010hh LhPCnL 所選軸承 滿足壽命要求。 5.6.1.2 軸上軸承壽命校核計算 知軸上的滾動軸承型號為 6307，查滾動軸承樣本可知該深溝球軸承的基本額定動載荷 NC 33200 。 1)求兩軸承受到的徑向載荷 21 rr FF 和 將部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面（圖 5.6-2）兩個平面力系。由力的分析可知： 圖 5.6-2 前面已知；NFNFNFNFrr 17.160487.583 .50404.1834t22t11 ，。 則 NFFFNFFFNFFFFNFFFFFNFFFFNFFFrHrVrHrVrrrHttrHttttHrrVrrVrrrVr9.123483.60327.107731332832134183.603283217.1604504028322395.63)5.6391(5.63915.845.635.639127.1077134187.5834.183413412397.5835.635.1544.18345.63915.845.635.6391222222222212111122212111212211 ）（）（ 2)求軸承的當量動載荷21 PP和 因為軸承只受純徑向載荷故 rFP ，故 NFPNFPrr 9.123431332211 3)驗算軸承的壽命 因為 21 PP ,所以按軸承 1 的受力大小驗算。知壽命要求是 10 年，則hhL h 7 2 0 0 02430010 故 3616 36.12395418.3452332005.16560106010hh LhPCnL 所選軸承滿足壽命要求。 5.6.1.3 軸上軸承壽命校核計算 知軸上的滾動軸承型號為 6212，查滾動軸承樣本可知該深溝球軸承的基本 額定動載荷 NC 47800 。 1)求兩軸承受到的徑向載荷 21 rr FF 和 在前面軸的校核中以求出軸上軸承的受力（圖 5.6-3）分別如下； 圖 5.6-3 NFNFNFNFNFNFrrrVrHrVrH7.1799616169153.3279112130826161691112130822222212211 2)求軸承的當量動載荷 21 PP和 因為軸承只受純徑向載荷故 rFP ，故 NFPNFPrr 7.1799 53.32792211 3)驗算軸承的壽命 因為 21 PP ,所以按軸承 1 的受力大小驗算。知壽命要求是 10 年，則hhL h 7 2 0 0 02430010 故 3616 44.125867553.3279478004160106010hh LhPCnL 所選軸承滿足壽命要求。 5.6.2.鍵聯(lián)接強度校核計算 5.6.2.1 軸鍵聯(lián)接強度校核計算 普通平鍵連接的強度條件為 102 3 pp kldT 式中： T 傳遞的轉矩， mN 。 k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高 度， 。為鍵的高度，此處的 mmhhk ,5.0 l 鍵的工作長度 ；為鍵的公稱長度，這里圓頭平鍵 mmLbLl b 為鍵的寬度， mm ； d 軸的直徑， mm ； p 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力， MPa ，見表 126 。 對于鍵 mmmmmm 3266 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 202633 8 5 0 0 于是有； 35.4920263 3 8 5 0 021023pp MP ak l dT （合適） 對于鍵 mmmmmm 40810 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 353043 8 5 0 0 于是有； 33.1835304 3850021023pp M P ak l dT （合適） 5.6.2.2 軸鍵聯(lián)接強度校核計算 對于鍵 mmmmmm 80914 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 45665.42 2 6 8 0 0 于是有； 9.3345665.4 2 2 6 8 0 021023pp MP ak l dT （合適） 對于鍵 mmmmmm 40914 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 50265.42 2 6 8 0 0 于是有； 538.7750265.4 22680021023pp M P ak l dT （合適） 5.6.2.3 軸鍵聯(lián)接強度校核計算 對于鍵 mmmmmm 801220 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 65605.5859200 于是有； 1.8065605.5 85920021023pp M P ak l dT （合適） 對于鍵 mmmmmm 80914 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 50735.4859200 于是有； 6.10450735.4 8 5 9 2 0 021023pp MP ak l dT （合適） 6. 箱體及附件設計 設計中應按先箱體、后附件；先主體、后局部；先輪廓、后細節(jié)的結構設計順序。并應注意視圖的選擇 、表達及視圖的關系。 表 4-1【 2】 鑄鐵減速器箱體結構尺寸 mm 名 稱 符號 減速器類型及尺寸關系 圓柱齒輪減速器 圓錐齒輪減速器 蝸桿減速器 箱座壁厚 一級 0.025a+1 8 0.0125（ dm1+dm2） +1 8 或 0.01（ d1+d2） +1 8 dm1、 dm2小、大圓錐齒輪的平均直徑 d1、 d2小、大圓錐齒輪的大端直徑 0.04a+3 8 二級 0.025a+3 8 三級 0.025a+5 8 考慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于 8 箱蓋壁厚 1 一級 0.02a+1 8 0.01（ dm1+dm2） +1 8 或 0.0085（ d1+d2） +1 8 蝸桿在上： 蝸桿在下： 0.85 8 二級 0.02a+3 8 三級 0.02a+5 8 箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度 b、 b1、 b2 b 1.5； b1 1.51； b2 2.5 地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 0.018（ dm1+dm2） +1 12 或 0.015（ d1+d2） +1 12 0.036a+12 地腳螺栓數目 n a 250 時 ， n 4 a250 500 時， n 6 a500時， n 8 n 4 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75 df 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 （ 0.5 0.6） df 200 300 箱座底凸緣周長之半 聯(lián)接螺栓 d2的間距 l 150 200 軸承蓋螺釘直徑 d3 （ 0.4 0.5） df 視孔蓋螺釘直徑 d4 （ 0.3 0.4） df 定位銷直徑 d （ 0.7 0.8） d2 df 、 d1、 d2至外箱壁距離 c1 見表 4-2 df 、 d2至凸緣邊緣距離 c2 見表 4-2 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1 +c2+（ 5 10） 大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與箱體內壁距離 1 1.2 齒輪端面與箱體內壁距離 2 箱蓋、箱座肋厚 m1、 m m1 0.851， m 0.85 軸承端蓋外徑 D2 、 D3 凸緣式： D2 D+(5 5.5) d3；嵌入式： D3 D+8 12； D 為軸承座孔直徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以 M d1 和 M d3互不干涉為準，一般取 S D2 注：多級傳動時， a 取 低速級中心距；對圓錐圓柱齒輪減速器，按圓柱齒輪傳動中心距取值。 表 4-2【 2】 c1、 c2值 mm 螺栓直徑 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min 14 16 18 22 26 34 40 c2min 12 14 16 20 24 28 35 沉頭座直徑 18 22 26 33 40 48 61 6.1 箱體結構設計 箱體結構設計時，要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。 6.1.1箱體的剛度 為了避免箱體在 加工和工作過程中產生不允許的變形，從而引起軸承座中心線歪斜，使齒輪產生偏載，影響減速器正常工作，在設計箱體時，首先應保證軸承座的剛度。為此應使軸承座有足夠的壁厚，并加設支撐肋板或在軸承座處采用凸壁式箱體結構，當軸承座是剖分式結構時，還要保證箱體的聯(lián)接剛度。 6.1.1.1 軸承座應有足夠的壁厚 當軸承座孔采用凸緣式軸承蓋時，由于安裝軸承蓋螺釘的需要，所確定的軸承座壁厚已具有足夠的剛度 （圖 6.1-1） 。 圖 6.1-1 軸承座孔壁厚 6.1.1.2 加支撐肋板或采用凸壁式箱體提高軸承座剛度 為提高軸承座剛度，一般減速器采用平壁式箱體加外肋結構（見圖6.1-2a） 。大型減速器也可以采用凸壁式箱體結構 （ 見圖 6.1-2b） ，其剛度大，外表整齊、光滑，但箱體制造工藝復雜。 6.1.1.3 為提高剖分式軸承座剛度設置凸臺 為提高剖分式軸承座的聯(lián)接剛度，軸承座孔兩側的聯(lián)接螺栓要適當靠近，相應在孔兩旁設置凸臺。 1） s值的確定 軸承座孔兩側螺栓的距離 s 不宜過大也不宜過小，一般取 s=D2， D2為凸緣式軸承蓋的外圓直徑。 s過大（ 見 圖 6.1-3），不設凸臺，軸承座剛度差。 s 過小（ 見圖 6.1-4） ，螺栓 孔可能與軸承蓋螺孔干涉，還可能與輸油溝干涉，為保證扳手空間將會不必要地加大凸臺高度。 2） 凸臺高度 h 值的確定 凸臺高度 h 由聯(lián)接螺栓中心線位置 (s值 )和保證裝配時有足夠的扳手空間(c1 值 )來確定（ 見圖 6.1-5） 。為制造加工方便，各軸承座凸臺高度應當一致，并且按最大軸承座凸臺高度確定。 凸臺結構三視圖關系如圖 6.1-6 所示。位于高速級一側箱蓋凸臺與箱壁結構的視圖關系如圖 6.1-7（凸臺位置在箱壁外側 ） 所示。 圖 6.1-2 提高軸承座剛度的箱體結構 a) 平壁式箱體加外肋 b）凸壁式箱體 圖 6.1-3 s 值過大 圖 6.1-4 s值過小 圖 6.1-5 凸臺高度的確定過程 圖 6.1-6 箱蓋凸臺 圖 6.1-7 凸臺在箱壁外側 3）凸緣應有一定厚度 為了保證箱蓋與箱座的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣應較箱壁 mm8厚些，約為 mm125.1 （ 見圖 6.1-8a） 。 為了保證箱體底座的剛度，