武漢生物工程學(xué)院 畢業(yè)論文 (設(shè)計 ) 題 目 名 稱 二級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計 題 目 類 別 畢業(yè)設(shè)計 系 別 機(jī)電工程系 專 業(yè) 班 級 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 08 級 05 班 學(xué) 生 姓 名 張 瓏 指 導(dǎo) 教 師 阮中尉 輔 導(dǎo) 教 師 阮中尉 1 緒論 . 3 1.1 本設(shè)計的目的及意義 . 3 1 2 減速器的發(fā)展?fàn)顩r . 3 1 3 減速器的發(fā)展趨勢 . 3 2 傳動方案的擬定 . 4 2.1 電動機(jī)的選擇。 . 5 2.2 傳動比的分配。 . 7 2.3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算： . 7 3 齒輪的設(shè)計 . 8 3.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 . 8 3.2 . 8 3.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 . 10 4 低速級直齒圓柱齒輪傳動 . 11 5 軸的設(shè)計算 .12 5.1 高速軸（ 1 軸）的設(shè)計 . 13 5.2 中間軸（ 2 軸）的設(shè)計 .16 5.3 低速軸（ 3 軸）的設(shè)計 . 20 6 滾動軸承的選擇 . 22 7 鍵聯(lián)結(jié)和聯(lián)軸器的選擇 . 24 8 箱體上個部分尺寸計算 . 26 9 參考文獻(xiàn) . 28 10 設(shè)計小結(jié) . 28 1 緒論 隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的提高，人們對產(chǎn)品的需求是多樣化的，這就決定了未來的生產(chǎn)方式趨向多品種、小批量。在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著齒輪減速器，它是一種不可缺少的機(jī)械傳動裝置 . 它是機(jī)械設(shè)備的重要組成部分和核心部件。目前，國內(nèi)各類通用減速器的標(biāo)準(zhǔn)系列已達(dá)數(shù)百個，基本可滿足各行業(yè)對通用減速器的需求。國內(nèi)減速器行業(yè)重點(diǎn)骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴(kuò)展，產(chǎn)品質(zhì)量已達(dá)到國外先進(jìn)工業(yè)國家同類產(chǎn)品水平，承擔(dān)起為國民經(jīng)濟(jì)各行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū)，推動了中國裝配制造業(yè)發(fā)展 1.1 本設(shè)計的目的及意義 齒輪傳動在機(jī)器中是用以協(xié)調(diào)原動機(jī)與工作機(jī)之間的矛盾，是改變機(jī)器的轉(zhuǎn)速，扭矩的重要環(huán)節(jié)，具有實(shí)用可靠，傳動效率很高等優(yōu)點(diǎn)，是機(jī)械傳動中最重要的，也是應(yīng)用最廣泛的一種機(jī)械傳動形式。齒輪技術(shù)在一定程度上標(biāo)志著機(jī)械工程技術(shù)的水平 ， 具有體積小、質(zhì)量輕、傳動效率高、加工成本相對較低、性價比較高等優(yōu)點(diǎn)，對 圓柱齒輪 減速 機(jī) 進(jìn)行性能分析，有利于提高減速 機(jī) 的工作性能和設(shè)計水平，充分發(fā)揮 這 種應(yīng)用前景十分廣闊和很有研究價值的減速器。而目前對該減速 機(jī) 的分析研究工 作較的優(yōu)越性，對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化和推廣使用具有重要的理論和實(shí)際意義。 1 2 減速器的發(fā)展?fàn)顩r 國內(nèi)的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量 比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上 還有許多弱點(diǎn)，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用 的大型減速器（ 500kw 以上），多從國外進(jìn)口，花去不少的外匯。 60 年代開 始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體 積小、機(jī)械 效率高等優(yōu)點(diǎn)。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率， 功率一般都要小于 40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面 沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量 輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。 90 年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪） 減 速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實(shí)現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷 的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高 。 國內(nèi)有少數(shù)高等學(xué)校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工 作，一些研究論文，在利用 擺線齒輪作平動減速器開展了一些工 作 。 1 3 減速器的發(fā)展趨勢 當(dāng)前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機(jī)械效率過低 的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材 料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其 傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近 報導(dǎo)，日本住友重工研制的 FA 型高精度減速器，美國 Alan-Newton 公 司研制的 X-Y 式減速器，在傳動原理和結(jié)構(gòu)上與本項目類似或相近，都 為目前先進(jìn)的齒輪減速器。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小 體積、高機(jī)械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進(jìn)材 料品質(zhì)、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結(jié)構(gòu)上深入探討和創(chuàng)新， 平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是 大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。目前， 超小型的減速器的研究成 果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機(jī)器人等領(lǐng) 域中，微型發(fā)動機(jī)已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發(fā)動機(jī) 的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應(yīng)用前景遠(yuǎn)大。 1.4 研究內(nèi)容 （ 1） 查閱相關(guān)資料，明確設(shè)計任務(wù)和要求，了解減速器的設(shè)計要求，在此 基礎(chǔ)上進(jìn)行總體方案的論證與設(shè)計。撰寫開題報告。 （ 2）制定減速器的工作要求，并按照工作環(huán)境進(jìn)行工藝設(shè)計。 （ 3）根據(jù)其中一個齒輪，進(jìn)行齒輪和軸承的配合設(shè)計。 （ 4）對齒輪和的選擇進(jìn)行強(qiáng)度校核計 算，對軸承的強(qiáng)度校核進(jìn)行計算。 （ 5）進(jìn)行該減速器的工藝結(jié)構(gòu)設(shè)計，并對主要零件進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。 （ 6）繪制該減速器的裝配圖和主要零件圖。 （ 7）翻譯指定外文文獻(xiàn)資料。 （ 8）編寫設(shè)計說明書。 2 傳動方案的擬定 1 原始數(shù)據(jù) （ 1）運(yùn)輸帶工作拉力 F=4KN （ 2）運(yùn)輸帶工作速度 V=2.0m/s (3)輸送帶滾筒直徑 D=450mm （ 4）傳動效率 0.96 2 工作條件 兩班制工作，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向） 運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境 多塵，中小批量 生 產(chǎn)，使用期限 10 年，年工作 300 天。 設(shè)計要求： 1、完成設(shè)計說明書一份，約 8000 字。 2、完成帶式傳輸裝置總體設(shè)計及減速器部裝圖、零件圖。 3、完成減速器所有零件圖及裝配。 帶式輸送機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動，電動機(jī) 1 通過聯(lián)軸器 2 將動力傳入減速器 3， 在經(jīng)聯(lián)軸器 4 傳至輸送機(jī)滾筒 5，帶動輸送帶 6 工作。傳動系統(tǒng)中采用兩 級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪 相對于軸承位置不對稱， 因 此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱 齒輪傳動。 2.1 電動機(jī)的選擇。 按設(shè)計要求及工作條件選用 Y 系列三相異步電動機(jī)臥式封閉結(jié)構(gòu) 380V。 （ 1）電動機(jī)容量的選擇。 根據(jù)已知條件由計算得知工作所需有效功率。 工作機(jī)所需功率 ； 傳動裝置總體效率 彈性聯(lián)軸器效率 滾動軸承效率 閉式齒輪傳動 效率 卷筒效率 算得傳動系 統(tǒng)總效率 工作機(jī)所需電動機(jī)功率 =4000 2.0/1000 0.833=6.664 =8.6632 9.996 由文獻(xiàn) 1表 20-5 所列 Y 系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)可以確定，滿足 Pm Pr條件的電動機(jī)額定功率 Pm應(yīng)取 10kw 通常二級圓柱齒輪減速器傳動比取 =8 40 i條件的電動機(jī)額定功率 Pm 應(yīng)取 10kw。 （ 2）電動機(jī)轉(zhuǎn)速選擇 根據(jù)已知條件由計算得知輸 送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速 NW=60 1000v/3.14 450=60000 2.0/3.14 450=84.92r/min 通常二級圓柱齒輪減速器傳動比取 i=8 40 N=inw=(8-40) 84.92=697.36 3396.8r/min 由文獻(xiàn) 1表 20-5 初步選同步轉(zhuǎn)速為 1500 和 3000 的電機(jī)，對應(yīng)于額 定功率為 5.5kw 的電動機(jī)號分別取 Y132S1-2 型、 Y132S-4 型和 Y132M2-6 型三種。將三種電動機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比 列于下表： 方案號 電動機(jī)型號 額定功率（ kw） 同步轉(zhuǎn)速（ r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（ r/min） 總傳動比 電動機(jī)質(zhì)量/kg 一 Y132S1-2 10 3000 2900 2.91i 64 二 Y132S-4 10 1500 1440 1.50i 68 三 Y132M2-6 10 1000 960 i 85 通過對這三種方案比較：一 電機(jī)重量輕，但傳動比大，傳動裝置外輪 廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊；二與三比較，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置尺寸， 質(zhì)量，價格及傳動比，可以看出，如果傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用三方案 最好即： Y132M2-6 系列 2.2 傳動比的分配。 帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)總傳動比 I=nm/nw=960/84.92=11.3 所以兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 =11.3 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用侵油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相 同 ，齒面硬度 HBS 350,齒寬系數(shù)相等時?？紤]面接觸強(qiáng)度接近相等的條 件，取兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比 :i1= =3.977 低速級傳動比為 i2=11.3/3.977=2.841 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為： i1=3.977 i2=2.841 2.3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算： 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算。 1 軸（減速器高速軸）： =6.664 0.99=6.597KW T1=9550 6.597/960=65.62 n m 2 軸（減速器中間軸） n2=n1/i1=960/3.977=241.4r/min =6.597 0.96 0.99=6.26kw T2=9550 6.26/241.4=247.65N M 3 軸（減速器低速軸） n3=n2/i2=241.4/2.841=84.9r/min =6.26 0.96 0.99=5.949kw T3=9550 5.949/84.9=669.1N M 4 軸（輸送機(jī)滾筒軸） n4=n3/i4=84.9/1=84.7r/min =5.949 0.96 0.99 0.99=5.597KW T4=9550 5.597/84.7=631N M (1-3) 軸輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩 P1=6.597 0.99=6.531KW P2=6.26 0.99=6.197KW P3=5.949 0.99=5.889KW T1=65.62 0.99=64.96KW T2=247.65 0.99=245.1KW T3=669.1 0.99=662.4KW 將上述計算結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)缦卤?1 軸名 輸入 （ kw） 輸出 （ kw） 輸入 （ N.M） 輸出 （ N.M） 轉(zhuǎn)速 r/min 傳動比 i 效率 1 6.597 6.531 65.62 64.96 960 1 0.96 2 6.26 6.197 247.65 345.1 241.4 3.977 0.96 3 5.949 5.889 669.1 662.4 84.9 2.841 0.96 4 5.597 5.48 631 618.3 84.9 1 0.98 對于所設(shè)計的減速器中兩級齒輪傳動 3 齒輪的設(shè)計 按軟齒面閉式齒輪傳動設(shè)計計算路線，分別進(jìn)行高速級斜齒圓柱齒輪傳動 的設(shè)計計算和低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算。 3.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 (1)選擇材料及熱處理，精度等級，齒數(shù) Z1與 Z2齒寬系數(shù) d，并初選螺旋 角 考慮減速器要求結(jié)果緊湊故大小齒輪均用 40Cr 調(diào)質(zhì) 處理后表面淬火， 因載荷較平穩(wěn)，齒輪速度不是很高，故初選 7 級精度，齒數(shù)面宜多取，選 小齒輪齒數(shù) Z1=24, 大齒輪齒數(shù) Z2=UZ1=3.977 24=96, 按軟齒面齒輪非對 稱安裝查文獻(xiàn) 2表 6.5， 取齒寬系數(shù) d=1.0 。實(shí)際傳動比 i12=96/24=4,誤差（ i12 i12） /i12= （ 4-3.977） /4=0.00575 5%， 在設(shè)計給定的 5%范圍內(nèi)可用。 3.2 (1)確定 公式中各式參數(shù)； 1）載荷系數(shù) Kt 試選 Kt=1.5 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 T1=9.55 1000000 6.664/960=66292.91667N M 3）材料系數(shù) Ze 查文獻(xiàn) 2表 6.3 得 Ze=189.8MPa 4）大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查文獻(xiàn) 2圖 6.8 5）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2=N1/U=69120000 6)接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn) 2圖 6.6 得 7）確定許用接觸應(yīng)力 取安全系數(shù) SH=1 (2)設(shè)計計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑 dit 2）計算圓周速度 v 3）計算載荷系數(shù) k 文獻(xiàn) 2表 6.2 得使用系數(shù) KA=1 根據(jù) v=2.568 m/s 按 7 級精度查 文獻(xiàn) 2圖 6.10 得動載系數(shù) KV=1.0 查圖 6.13 得 K=1.08 (3)計算齒輪傳動的幾何尺寸； 1）計算模數(shù) m m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按標(biāo)準(zhǔn)取模數(shù) m=2.5mm 2）兩輪分度圓直徑 d1 d2 d1=mz1=2.5 24=60mm d2=mz2=2.5 90=225mm 3）中心距 a a=m(z1+z2)/2=2.5 (24+90)/2=142.5mm 4）齒寬 b b=d1=1.0 60=60mm b1=b2+(5-10)mm b2=65mm b1=70mm 5）齒全高 h h=2.25m=2.25 2.5=5.625mm 3.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由文獻(xiàn) 2式（ 6.12） (1)確定公式中各參數(shù)值 ； 1)大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Flim1 Flim2 查文獻(xiàn) 2圖 6.9 取 Flim1=240 MPa Flim2=260MPa 2)彎曲疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn) 2圖 6.7 取 3)許用彎曲應(yīng)力 取定彎曲疲勞安全系數(shù) ,應(yīng)力修正系數(shù) SF=4.1 應(yīng)力修正系數(shù) YST=2.0 小齒輪的數(shù)值大，應(yīng)按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 (2)校核計算 所以 彎曲疲勞強(qiáng)度足夠 . 4 低速級直齒圓柱齒輪傳動 4.1 選擇齒輪材料及熱處理方法 選擇 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為 220HBS， 280HBS，屬軟 齒閉 式傳動，載荷平穩(wěn)齒輪速度不高，初選 7 級精度，小齒輪齒數(shù) Z1 =30，大 齒輪齒數(shù) z2=UZ1 =2.841 30=87，按軟齒面齒輪非對稱安裝查文獻(xiàn) 2 表 6.5，取齒寬系 d=1.0 ，實(shí) 際傳動比 i12=87/30=2.9， 誤差 i12-i12)/ i12=(2.9-2.841)/2.9=0.059 5%，在設(shè)計給定的 5% 范圍內(nèi)可用 4.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (4)確定公式中各式參數(shù)； 7）載 荷系數(shù) Kt 試選 Kt =1.5 8）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 T1=9.55 1000000 6.26/241.4=247651.2 9）材料系數(shù) zE 查文獻(xiàn) 2表 6.3 得 ze=189.8MPa 10）大，小齒輪的接觸疲勞極限 按齒面硬度查文獻(xiàn) 2圖 6.8 得 11）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 12）接觸疲勞壽命系數(shù) 查文獻(xiàn) 2圖 6.6 得 13）確定許用接觸應(yīng)力 (5)設(shè)計計算 5）試計算小齒輪分度圓直徑 6）計算圓周速度 v V=3.14 77.43 n1/60 1000=1.0544m/s 7）計算載荷系數(shù) k 查文獻(xiàn) 2表 6.2 得使用系數(shù) kA =1 根據(jù) v=1.0544m/s 7 級精度查文 獻(xiàn) 2圖 6.10 得動載系數(shù) kV =0.7 查圖 6.13 得 K =1.08 則 k= KA k v k ka=1 0.7 1.08 1=0.756 8）校正分 度圓直徑 d1 (6)計算齒輪傳動的幾何尺寸； 6）計算模數(shù) m m=d1/z1=49.04/30=1.635mm 按標(biāo)準(zhǔn)取模數(shù) m=2.5mm 7）兩輪分度圓直徑 d1 d2 d1=mz1=2.5 30=75mm d2=mz2=2.5 80=200mm 8）中心距 a a=m(z1+z2)/2=2.5 (30+80)/2=137.5mm 9）齒寬 b b= d1=1.0 75=75mm b1=b2+(5-10)mm b2=80mm b1=75mm 10）齒全高 h h 2.25m2.252.5 5.625mm 4.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由文獻(xiàn) 2式（ 6.12） (4)確定公式中各參數(shù)值 ； 6)大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查文獻(xiàn) 2圖 6.9 取 并加以比較取其中最大值代入公式計算 小齒輪的數(shù)值大，應(yīng)按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 (5)校核計算 所以 彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。 5 軸的設(shè)計與計算 在完成了帶式傳輸機(jī)傳動系統(tǒng)運(yùn)動及動力參數(shù)的計算和減速器兩級 齒輪傳動的設(shè)計計算之后，接下來可進(jìn)行減速器軸的設(shè)計，滾動軸承的 選擇，鍵的選擇和聯(lián)軸器的選擇。 5.1 高速軸（ 1 軸）的設(shè)計 （ 1）繪制軸的布置簡圖和初定跨距 軸的布置入圖 4 a1=117mm a2=137.5mm bh1=50mm bh2=45mm bl1=80mm bl2=75 考慮相鄰齒輪設(shè)軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 s=10mm， 齒輪與箱體內(nèi)壁設(shè)軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 k=10mm 為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸 c=6m 初取軸承寬度分別為 mm n mm n mm n 2222203 2 1 3 根軸的支架跨度分別為 L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=192mm L2=2(c+k)+bh1+s+bl2+n2=189mm L3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=194mm （ 2）高速軸（ 1 軸）的設(shè)計 擇軸的材料及熱處理； 軸上齒輪的直徑較小，（ da1=49.26mm）采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材 料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致，選用 40Cr調(diào)質(zhì)。 軸的受力分析 軸的受 力簡圖如圖示； 圖中 Lab=192mm=L1 Lac=n1/2+c+k+bh1/2=51mm Lbc=Lab-Lbc=141mm （ a）計算齒輪的嚙合力， Ft1=2T1/d1=2*40299=1611.96N Fr1=Ft1*tanan/cosb=602.145N Fa1=Ft1*tanb=372.23N （ b）求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖； 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖，如圖示： 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如上圖示 （ c）求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖，如圖示 （ d）求截面 C 處彎矩 強(qiáng)度校核 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn) 2表 11.2 查得 1 -1 60MPa 故，彎扭合成強(qiáng)度滿足要求 軸的初步計算； 由文獻(xiàn) 2中式（ 11.4）和式（ 11.6）得 按文獻(xiàn) 2中表 11.2，軸材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) b735 MPa 按文獻(xiàn) 2中表 11.2，許用彎曲應(yīng)力值 1 =60MPa 取折算系數(shù) 0.6 將以上數(shù)值代入軸計算截面（ c 截面）直徑計算公式 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計， 按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑， De=(0.8 1.2)dm= (0.8 1.2) 22.52 =17.8 27mm （ dm電動機(jī)軸端直徑 ) 參考聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑， 取減速器高速軸的軸端直徑 d減 =25mm 根據(jù)軸上零件的布置，安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度其 中軸頸，軸頭結(jié)構(gòu)尺寸與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 35 30 35 40 47 mm 安裝半聯(lián)軸器處軸段直徑：第一組 : 25 28 30 30 35 mm 第二組： 30 32 35 38 40 mm 第三組： 32 35 38 40 42 mm （注：因此軸段安裝的半聯(lián)軸器與電動機(jī)軸安裝的半聯(lián)軸器為同一型號 聯(lián)軸器，故此軸段直徑應(yīng)在電動機(jī)軸直徑所在同一組數(shù)據(jù)中選定。） 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸可參考文獻(xiàn) 1表 5-2 確定。 （注：在安裝聯(lián)軸器處，當(dāng)直徑受到軸頸直徑和聯(lián)軸器軸徑限制時，允 許按 d1=d+(2-4)C 取值；或此處不計算軸肩，可借助于套筒實(shí)現(xiàn)聯(lián)軸器 的軸向定位。） 5.2 中間軸（ 2 軸）的設(shè)計 選擇軸的材料及熱處理， 選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)， 軸的受力分析 軸的受力簡圖（略）圖中 Lab=189mm=L1 Lac=n2/2+c+k+bh2/2=49.5mm Lbc=Lab-Lbc=139.5mm Lbd= n2/2+c+k+bh1/2=67mm （ a）計算齒輪的嚙合力； Ft1=2T1/d1=1512N Fr1=Ft1*tanan/cosb=564.81N Fa1=Ft1*tanb=349.2N Ft3=2T2/d3=3729.6N Fr3= Ft3*tana=1357.46N （ b）求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖 (c）求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖，軸在垂直面內(nèi)的受 力簡圖（略）； （ d）求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖； (軸向力 Fa=190.49N，用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采 用兩端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承 B 上） 按文獻(xiàn) 1表 5-1，取減速器中間軸的危險截面直徑 Dd=40mm，根據(jù)軸上零 件的布置，安裝和定位的需要，初定各軸的直徑及長度其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu) 尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)果尺寸。聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 35 40 45 40 35 mm 安裝齒輪處軸段長度：軸段長度 =輪轂長度 2mm （注：減速器中間軸的結(jié)構(gòu)見下圖 5.3 低速軸（ 3 軸）的設(shè)計 選擇軸的材料及熱處理， 選用 45 號鋼調(diào)質(zhì) 軸的受力分析 軸的受力簡圖所示 圖中 Lab=194mm=L3 Lbc=n3/2+c+k+bl2/2=64.5mm Lac=Lab-Lbc=129.5mm （ a）計算齒輪的嚙合力； Ft4=2T3/d4=2*13900/200=1399N Fr4=Ft4/tan20 =3843.72N （ b）求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖， 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如圖所示 （ c）求垂直面內(nèi)的支承反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖； 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖所示 （ d）求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖； Fa=1359.95N Fb=2730.26N Mc=176000 n.m T=Ft4*d4/2=1399*200/2=139900 n.m (軸的合力彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖略 ) 軸的初步計算； 由文獻(xiàn) 2式（ 11.4）和式（ 11.6）得 按文獻(xiàn) 2中表 11.2 軸的材料為 45 號鋼調(diào)質(zhì) b=640MPa 按文獻(xiàn) 2表 11.2 許用彎曲應(yīng)力值得 60MPa 取折算系數(shù) = 6 .0 將以上數(shù)值代入軸計算截面（ c 截面）直徑計算公式 ： 在此軸段開有一個鍵槽時，直徑增大 4%，計算截面直徑 d c 31.39mm 軸的最小直徑 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計； 按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑， 按文獻(xiàn) 1表 5-1，取減速器低速軸的危險截面直徑 Dd=50mm 根據(jù)軸上零件的位置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度， 其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌 考慮。 軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 40 45 50 55 50 45mm 注 :此軸段直徑可根據(jù)結(jié)構(gòu)需要按所列聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑選定。 安裝 齒輪處軸段長度：軸段長度 =輪轂長度 2mm 6 滾動軸承的選擇 （ 1）高速軸（ 1 軸）上滾動軸承的選擇； 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定 式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承預(yù)期壽命取為。 Lh= 3800h 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 Fr=602.145，軸向力 Fa=272.23，軸承 工作轉(zhuǎn) 速 n=960 r/min 初選滾動軸承 6207 GB/T276-1994，按文獻(xiàn) 3中表 18-2 基本額定負(fù)荷基 本額定靜負(fù)荷 C r =25500N C or =15200 N 因， Cjs Cr故 6003 軸承滿足要求 6207 軸承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （ 2）中間軸（ 2 軸）上滾動軸承的選擇； 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩 端固定式軸 承組合式，軸承類型選為深溝球軸 承，軸承預(yù)期壽命 取為 L h 43800h 。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 Fr=1357.4N，軸向力 Fa=349.2N 軸承工作轉(zhuǎn)速 n=260.23r/ min 初選滾動軸承 6207 GB/T276-1994，按文獻(xiàn) 3表 18-2，基本額定動 負(fù)荷 C r 25500N ，基本額定靜負(fù)荷 C or 15200N 。 6207 軸承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （ 3）低速軸（ 3 軸）上滾動軸承的選擇； 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固 定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承預(yù)期壽命取為 Lh=43800h。 由前計算結(jié)果知，軸承所受徑向力 Fr=軸承工作轉(zhuǎn)速 n=98.76 r/min 初選滾動軸承 6209 GB/T276-1994，按文獻(xiàn) 3表 18-2，基本額定動負(fù) 荷 Cr 31.5KN ,Cor 2050N 按文獻(xiàn) 2中表 8.7 沖擊負(fù)荷系數(shù) fp=1.5 Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58N 6009 軸承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10 滾動軸承的選擇應(yīng)注意：高速軸（ 1 軸）上滾動軸承的 D 值中 間軸（ 2 軸） 上滾動軸承的 D 值，中間軸（ 2 軸）上滾動軸承的 D 值低速軸（ 3 軸）上滾動軸承的 D 值。 7 鍵聯(lián)結(jié)和聯(lián)軸器的選擇 （ 1）高速軸（ 1 軸）上鍵和聯(lián)軸器的選擇； 由前計算結(jié)果知：高速軸 (1 軸）的工作轉(zhuǎn)矩 T=39.89N 工作轉(zhuǎn)速 n=960r/min 按文獻(xiàn) 2中表 10.1 工作情況系數(shù)取 KA=1.31.7 取 KA=1.5； 計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KaT=1.5*39.89N。 m =59.835 Nm 選 LT 型彈性套柱銷聯(lián)軸 b=8mm h=7mm L=52mm 按文獻(xiàn) 3中表 15-26 初選鍵 : 8 7 b=8mm h=7mm L =52mm 按文獻(xiàn) 2表 12.1 鍵的許用擠壓應(yīng)力和許用剪應(yīng)力分別取為 鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度滿足要求。 （ 2）中間軸（ 2 軸）上鍵的選擇； 由前計算結(jié)果知：中間軸（ 2 軸） 由 T2=139.86N.M n=260.23 r/min 普通 A型平鍵（軸右邊一個） 由 d=40, l=68 選 b h=12 8,b=12, l=8 L21= 35(5 10) =25 30l mm 按文獻(xiàn) 3中表 15-26 初選鍵 b=12mm h=8mm 2003 1095/812 L=70mm l=16mm 按文獻(xiàn) 2中表 12.1 鍵的許用擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別取為 p 110 MPa 90 MPa 按文獻(xiàn) 4中式 7-1 和式 7-3 分別驗算鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度 p=4000T/dhl=4000 139.86/40 8 70=23.625 =2000T/dbl=2000 139.86/40 12 70=7.875 故鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度滿足要求。 選 A 型普通平鍵（軸左邊一個） d22 40mm L2268mm L 2270(5 10) 60 65mm 按文獻(xiàn) 3中表 15-26 初選鍵 128GB/T10952003： b=12mm h=8mm L=36mm 。且鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度滿足要求（略）。 （ 3）低速軸（ 3 軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇； 由前計算結(jié)果知：低 速軸（ 3 軸）的工作轉(zhuǎn)矩 T3=350.24 N m，工作轉(zhuǎn) n=98.76 r/min。選 A 型普通平鍵 d 3138mm L31 80mm L31 80(5 10) 65 70mm 按文獻(xiàn) 3中表 15-26 初選鍵 128GB/T10952003： b=12mm h=8mm L=68mm 按文獻(xiàn) 2中表 12.1，鍵的許用擠壓應(yīng)力和剪切應(yīng)力分別取為 110 MPa 90 MPa。 按文獻(xiàn) 4中式 7-1 和 7-3，分別驗算鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度， p=4000T/dhl=4000 350.24/40 8 68=64.38 =2000T/dbl=2000 350.24/40 12 68=21.46 故鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度滿足要求。 按文獻(xiàn) 2表 10.1 工作情況系數(shù) 1.3 1.7 1.5 A A K 取 K 計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KaT=1.5*350.24 N m=524.36 N m 選 HL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器， 按文獻(xiàn) 3中表 17-11，選 HL3 聯(lián)軸器 GB/T43232002。許用轉(zhuǎn)矩 T 710N m 許用轉(zhuǎn)速 min n 3000 r 因 T ca T,n n，故該聯(lián)軸器滿足要求。 選 A 型普通平鍵； d32=35mm L,32=112mm L32=84mm 按文獻(xiàn) 3中表 15-26，初選鍵 : b=12mm h=8mm L=80mm 按文獻(xiàn) 2表 12.1 鍵的許用擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別取為。 按文獻(xiàn) 4中式 7-1 和式 7-3，分別驗算鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度 p=4000T/dhl=4000 524.36/40 8 80=81.39 =2000T/