1、編號：林電孑科核大玲GUILINUNIVERSITYOFELECTRONICTECHNOLOGY機械設計課程設計說明書題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器院（系）：機電工程學院專業：機械設計制造及其自動化學生姓名：學號：1100110409指導教師單位：桂林電子技大機電工程學院姓名：唐高宋職稱：2014年7月10日1 .設計題目1.1 帶式運輸機的工作原理主要由兩個端點滾筒及緊套具上的閉合輸送帶組成。帶動輸送帶轉動的滾筒稱為驅動滾筒（傳動滾筒）；另一個僅在于改變輸送帶運動方向的滾筒稱為改向滾筒。驅動滾筒由電動機通過減速器驅動，輸送帶依靠驅動滾筒與輸送帶之間的摩擦力拖動。驅動滾筒一般都裝在卸料端，以增大

2、牽引力，有利于拖動。物料由喂料端喂入，落在轉動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送到卸料端卸出。可以用于水平運輸或傾斜運輸，使用非常方便，廣泛應用于現代化的各種工業企業中，如：礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中。根據輸送工藝要求，可以單臺輸送，也可多臺組成或與其他輸送設備組成水平或傾斜的輸送系統，以滿足不同布置型式的作業線需要。據所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置傳動方案如下1.2 工作情況2 .總體傳動方案的選擇2.1 設計數據卷筒效率刀=0.96（包括軸承與卷筒的效率損失）；鋼繩速度允許速度誤差土5%工作情況：兩班制，間歇工作，載荷變動較小；使用折舊期：15年；工作環境

3、：室內，灰塵較大，環境最高溫度35度；動力來源：電力，三相交流，電壓:380/220檢修間隔期：四年一次大修，一年一次小修；制造條件及生產批量：專門機械廠制造，小批量生產。數據內容:運輸帶工作拉力F（KN）5.35運輸帶工作速度v（m/s）1.2滾筒直徑D（mm）4302.2 設計要求1 .減速器圖紙1張（計算機繪圖，圖幅A0貨A1,用A3圖幅打印）；2 .零件（大齒輪，輸出軸）工作圖2張（計算機繪圖，用A3圖幅打印）3 .打印設計說明書1份，約10000字，有減速器裝配三維模型和零件三維模型截圖；4 .減速器裝配三維模型，減速器裝配圖紙，零件三維模型，零件工作圖和設計說明書電子圖版。3電動機

4、類型的選擇3.1 電機的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。具結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。3.2 電動機功率的確定工作機有效功率Rv=-Fv,根據任務書所給數據F=5.35KN,V=1.2ms。則有:1000_Fv5350M2一一=5350-2=6.42kW10001000從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為_82=1234式中1,2,3,4,分別為滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯軸器效率，卷筒效率。據機械設計手冊知1=0.99,2=0.97,3=0.99,4=0.96,則有:=0.9980.9720.990.96=0.825所以電動機所需的工作功率為：T潦=7.

5、78KW取Pd=7.78KW3.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I齒=840工作機卷筒的轉速為601000V6010001.2nw=53.32r/minD3.14430所以電動機轉速的可選范圍為品=1齒nw=(840)53.32r/min=(426.6-2132.8)r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min,1000r/min和1500r/min三種，由于本次課程設計要求的電機同步轉速是1000r/min。查詢機械設計手冊(軟件版)【常有電動機】-【三相異步電動機】-【三相異步電動機的選型】-【y系列三相異步電動機技術條件】-【電動機的機座號與轉速對應關系

6、】確定電機的型號為Y160M-6.其滿載轉速為970r/min,額定功率為7.5KW。4.傳動裝置運動及動力參數計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1)傳動裝置總傳動比I=配包上18.19nw53.322)分配到各級傳動比傳動比I總=I56I34I12因為卷筒齒輪齒數分別為Z522,Z633,所以卷筒傳動比I563/2,Ii23.8,1343.2電動機軸：轉速：n0=970r/min輸入功率：P0=Pd=7.78KW輸出轉矩：T0=9.55106巳=9.55106778n09704=7.6510NmmI軸（高速軸）n。970,.八，.轉速：n1=r/min255r/minI123.8輸

7、入功率：P=P001P017.780.967.45KW輸入轉矩T1=9.55106P19.55106型2.79105Nmmm255II軸（中間軸）轉速：n2=n125567.1r/mini123.8輸入功率：P2R12P1237.450.970.997.15KW輸入轉矩：aP26715T2=9.55109.5510110Nmmn267.1田軸（低速軸）轉速：n3=67121.6r/mini343.1輸入功率：P3P223P2237.150.990.976.86KW輸入轉矩：T39.55106-p39.55106艇3.03106Nmmn321.63卷筒軸:轉速：n卷=噎n314.4r/min輸入

8、功率：P卷=P34P324=6.860.990.99=6.72KW輸入轉矩：T卷9.55106或9.551066121.8106Nmmn卷32.4各軸運動和動力參數表4.1軸號功率(KW)轉矩（Nmm）轉速（*n）電機軸7.786.751049701軸7.452.791052552軸7.15110661.73軸6.242.7610621.6,同軸6.863.0310614.4圖4-15齒輪傳動的設計及其參數計算5.1 傳動參數展開式減速器的高速級傳動比I1和低速級傳動比I2的分配方式I12（1.11.5）I34所以取I121.2I34分別為I123.8,I343.2，取小齒數1的齒數乙25,則

9、大齒輪2的齒數Z225I12253.895;取小齒輪小齒輪3的齒數Z330則大齒輪Z4I34Z33.230965.2 高速級、低速級齒輪傳動材料1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB10095-88）3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBs大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBs兩者硬度差為40HBS5.3高速級齒輪傳動材料及強度計算1.按齒面接觸疲勞強度設計按公式：KtT；u1ZH2dit2.323t1（H）2ddUH（1）確定公式中各數值1）試選個=

10、1.3。2）由2表10-7選取齒寬系數d=1。3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：5.=2.7910Nmm。14）由2表10-6查的材料的彈性影響系數ZE=189.8MP5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=560MP。6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95;KHN2=1.057）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數S=1,有H1=KHN1Hlim1=0.95580=551MPSh2=Khn1Hlim1=1.05560=588MPS（2）計算確定小齒輪分度圓直徑d）代入H中較小

11、的值1）計算小齒輪的分度圓直徑d”由計算公式可得:2.3286.7mm31.32.791055.7,189.8、214.7(551)2）計算圓周速度。v=v-6010003.1486.7255/1.16m/s6010003）計算齒寬bb=dd1t=186.7=86.7mm4）計算模數與齒高模數mtJ8673.47mm425齒高h2.25mt2.253.477.8mm5）計算齒寬與齒高之比bb86.7h11.12h7.86）計算載荷系數Ko由2圖由2圖已知使用系數Ka=1,據v=1.12%,8級精度。10-8得Kv=1.07,KH=1.35。由2圖10-13查得KF=1.40,10-3查得KH=

12、KH=1故載荷系數：K=KvKAKHKH=11.0711.35=1.447）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑:,K1.44d1d1t3j86.73：89.7mm8）計算模數mn一d189.7mn=mn-3.58mm乙253.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式:10mn3I2KT1?YFaYsa2-，dZ1f（1）確定計算參數1）計算載荷系數。K=KaKvKfKf=11.072521-40=2.352）查取齒形系數由2表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.173）查取應力校正系數由2表10-5查得YSa1=1.58,YSa2=1.804）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極fe

13、i=330MP,大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2=310MP5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.90,KFN2=0.956）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,則有：KfN1FE10.903301.4=212MpF2KFN2FE2S0.95310=210MP1.4YFaYSa7）計算大、小齒輪的f,并加以比較Y2.651.58=0.01975fi212YFa2YSa2F221718=0.0186210經比較大齒輪的數值大。（2）設計計算22.791.31050.019752.84mm11對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數

14、，取m=3mm,已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：Zi5=897=29.9m3取Z1=30,則Z2ii2Zi3.830=108,幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1m乙33090mmd2mz23108324mm(2)計算中心距(乙Z2)m(30108)322=207mm(3)計算齒輪寬度b=dd119090mmB=95mm,B2=90mm(4)大小齒輪各參數見下表表5-1高速級齒輪相關參數(單位mm)名稱符號計算公式及說明模數m3H力角20°12貞高hahaham3，根高hfhf=(ha+c)m=3.751齒高hh=(2ha+c)m=6.75“度圓直徑d1d1=mZ1=90d2d2mz2

15、324X頂圓直徑da1da1=(乙2ha)m=96da2da2=(z22ha)m=330X根圓直徑df1(Zi2ha2c)m=82.5df2(z22ha2c)m=316.5,圓直徑db1d1cos84.57db2=d2cos304.46中心距a(dd2)-20725.4低速級齒輪設計1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及模數1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588）3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45（調質）硬度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS,兩者硬度差為40HBS;4）選小齒輪

16、齒數為Z325,大齒輪齒數Z2可由Z4N3413Z3得Z2=80,取80;2 .按齒面接觸疲勞強度設計按公式:KtT3u1dit2.323t3(ZH)2h（1）確定公式中各數值1）試選個=1.3。2）由2表10-7選取齒寬系數d=1。3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T2=1106Nmm。14）由2表10-6查的材料的彈性影響系數ZE=189.8MP5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=560MP。6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=1.07;KHN2=1.13。7）計算接觸疲勞許用應力。取失

17、效概率為1%,安全系數S=1,有叮1Khn1Hlim1=1.07580=620.6MPSh2Khn2Hlim2=1.13560=632.8MPS（2）計算確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑小，由計算公式可得:d1t2.32=125.6mm31.311064.27產外13.27(620.6)142）計算圓周速度。ditAi6010003.14125.661.7=0.41m/s6010003）計算齒寬bb=dd1t=1125.6=125.6mm4）計算模數與齒高模數mtde125.65.02mm25齒高h=2.25mt2.255.0211.3mm5）計算齒寬與齒

18、高之比hb125.6-11.12h11.36）計算載荷系數Ko已知使用系數Ka=1,據v=0.396%,8級精度。由2圖10-8得Kv=1.03,KH=1.47。由2圖10-13查得KF=1.38,由2圖10-3查得KH=KH=1故載荷系數：K=KvKAKHKH=11.0311.47=1.517）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑:d=d1tK=125.6-Kt31.51=130.03mm.1.38）計算模數mnnd1130.03mn5.2Z1253 .按齒根彎曲疲勞強度設計按公式:15mn32KTiYFaYsa2dZif（1）確定計算參數1）計算載荷系數。K=KaKvKFKF=11.03

19、11.38=1.422）查取齒形系數由2表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.2243）查取應力校正系數由2表10-5查得丫前=1.58,YSa2=1.7664）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=310MPfe1=330MP,大5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.95,6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,則有：KFN2=0.97f1Kfn1FE10.95330=223.9MpS1.4f2Kfn2FE20.97310=214.8MPS1.47）計算大、小齒輪的丫&,并加以比較fYFa1YSa1F12.65

20、1.58223.90.0187YFa2YSa22.2241.766F2214.80.0182經比較大齒輪的數值大。(2)設計計算21.421110620.01874.4mm1252對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取有彎曲強度計算得的模數4.4,并就近圓整為標準值m=4.5mm,已可滿足彎曲疲勞強度。于是有:rdi130.03乙二一28.9m4.5取乙=29,則Z2i23乙3.229=92.8取Z2=93,新的傳動比i2

21、3933.21294 .幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1mz14.529130.5mmd2mz24.593418.5mm(2)計算中心距(乙Z2)m(2993)4.5aA7274.5mm(3)計算齒輪寬度bdd11130.5=130.5mmB1=135.5mm,B2=130.5mm175 .大小齒輪各參數見下表表5-2低速級齒輪相關參數單位（mm）名稱符號計算公式及說明模數m4.5壓力角20o齒頂高haha=ham4.5齒根高hfhf=(ha+c)m=5.625全齒高hh=(2ha+c)m=10.125分度圓直徑did1=mZ1=130.5d2d2=mz2418.5齒頂圓直徑da1da1=

22、(z12ha)m=139.5da2da2=(z22ha)m=427.5齒根圓直徑df1=(z12ha2c)m=119.25df2=(Z22ha2c)m=407.25基圓直徑db1d1cos122.6db2d2cos393.36 .齒輪傳動的潤滑減速器傳動零件和軸承都需要良好的潤滑，其目的是為了減少摩擦、提高效率防銹、冷卻和散熱。傳動零件的潤滑絕大多數減速器傳動零件都采用油潤滑，其潤滑方式多采用浸油潤滑，對于高速傳動則采用壓力噴油潤滑。由于高速級齒輪圓周速Vdltn13.1483.59255=1.12m/s12m/s所以采用浸油潤滑。601000601000圖6-1箱體內應有足夠的潤滑油，以保證

23、潤滑及散熱的需要，為了避免大齒輪回時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于3050mm為保證傳動零件充分潤滑且避免攪油損失過大，傳動零件應有合適的浸油深度，二級圓柱齒輪減速器傳動零件浸油深度推薦值如下：高速級大齒輪，約為0.7個齒高，但不小于10mm低速級大齒輪，約為1個齒高（1/61/3）個齒輪半徑。7 .軸類零件設計7.1I軸的設計計算1 .求軸上的功率，轉速和轉矩5由前面算得P=7.45KW,n1=255r/min,工=2.7910Nmm2 .求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=90mm而圓周力：學d1徑向力：FnFt'ncos軸向力：Fa1

24、Ft1tan2279000=6200N906200tan20ocos15o2336N6200tan15o1661N3.初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3,取A0=110,于是得：dmin=A01107.4522535.32mm因為軸上應開1個鍵梢，所以軸徑應增大3%故d=35.32mm,所以取取dmin38mm,及下圖中的A-B段直徑為dAb38mm（1r擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-1圖7-1軸I裝配示意圖(2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為滿足半聯軸器的軸向定位，A-B右端需制出一軸肩，左端用軸端擋圈定

25、位取軸端擋圈直徑D=45mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長為60mm,為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故A-B段長度應比ii略短一些，現取1ab58mm.2)B-C段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據dBc40mm和方便拆裝可取1bC66mm3)初選軸承，因為用的是斜齒輪有較大的軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求deD45mm,由軸承目錄里初選30209號其尺寸為dDB=45mm85mm24.75mm,右端的齒輪左側用套筒定位取led66由于齒輪右邊是軸肩定位，齒輪寬為95mm,因為右邊與套筒之間有縫隙，所以軸比齒輪寬略短，所以取dDE50mm,lDE93mm,dEF60mm,lE

26、F10mm,dFG54mm,lFG79mm。最右端安裝圓錐滾子軸承，用軸肩定位，軸肩高h=4.5mm,所以dGh45mm,lGH24.75mm。(3)軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按dAb38mm%表6-1查得平鍵截面bh108鍵梢用鍵梢銃刀加工長為45mm。選擇半聯軸器與軸之間的配合為叱，同樣齒輪與軸的連接用平鍵bh1610mm齒輪與軸之間的配合/也軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺將公差為m6。(3)確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為245.個軸肩處圓角取R=1.6mm。4.求軸上的載荷21先作出軸上的受力圖以及軸的彎

27、矩圖和扭矩圖如圖現將計算出各個截面處的Mh,MV和M的值如下:(1)計算作用于軸上的支反力水平面內支反力：FNH1FNH2垂直面內支反力：165Fr265100r2657-6。16523361454.5N2651002336881.5N265d145FnV1j(FrFa1FnV2一(Frl)(23361651661)1595.5N22652d2145-)(23361001661)1022.5N22652(2)計算軸的彎矩，并畫彎、扭矩圖水平面彎矩:MhFnh1l1FNH2l2145450NMMMV1FnV1l1199550NMMMV2FnV2l2168700NMM分別作出垂直面和水平面上的彎矩

28、圖f、g,并按""十進行彎矩合成。M1MH2MVa2246932NMMM2,Mh2MVb2222745.1NMM(3)計算并畫當量彎矩圖扭矩按脈動循環變化計算，取以二°6,則T0.65900053400NMM224.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面，則根據上面的數據，取=0.6,軸的抗彎界面系數：23,3冗d一3W0.1d3230.1385487.2軸的計算應力caM2(T3)2W2469322(0.659000)25487.245MPa前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，

29、查表得i=60Mp,ca1,故安全。7.2n軸的結構設計1 .求軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算得B6.78KW,n261.7rmin,T29.3105NMM2 .求作用在齒輪上的力已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為d2=324.5mmd3=130.5mm而大齒輪的圓周力：Ft2紅25.910363.6Nd2324.5徑向力：Fr2Ft2tann363.3tan20ocoscos15o137N軸向力：Fa2Ft2tan137tan15o36.7N小齒輪的圓周九K魯V0s14252-8N徑向力:Fr3Ft3tanncos14252tan20ocos15o5370.2N軸向力：Fa3Ft3tan1

30、4252tan15o3818.8N23,初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3,取人。=110,于是得：dminAo?i-11052.7mm；n2,61.7因為軸上應開2個鍵梢，所以軸徑應增大5%-7%故dmin=55.3mm,又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子球軸承，參照工作條件可選32212具尺寸為：dDB=6011023故dAB=60mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取41.75mm所以|AB=41,75mm(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-3圖7-3軸H裝配示意(2)

31、.據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) B-C段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為90mm,為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取IbC88,dBC64mmo252) C-D段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得lcD20mm,ded70mmo3) D-E段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為135.5mm可取lDE132.5mm,dDE65mm4) E-F段為軸承同樣選用圓錐滾子軸承23212,左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為15mm則Ief59.75mm,dEf65mmo(3)軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的周向定位均采用雙圓頭平鍵連接。按

32、dBc65mm教科書表6-1查得平bhL161180mm,按dEF65mm得平鍵截面bhl=1811110其與軸的配合均為小。軸承與軸之間的n6周向定位是用過渡配合實現的，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教科書取軸端倒角為245.個軸肩處圓角見圖。4.求軸上的載荷先現將計算出的各個截面的Mh,MV和M的值如下：(1)計算作用于軸上的支反力水平面內支反力對A點的彎矩Ma0,FNH2lFr2(l1l2)Fr3l20解得：Fnh23738.5N對B點的彎矩Mb0,Fnh/Fr2(lI1)Fr3(ll1I2)0解得：Fnh11764.6N垂直面內支反力FNV1Fr3(l1

33、1dBcFnV2-(Fr2(l11)Fa2l2(2)計算軸的彎矩，并畫彎、水平面彎矩：Fr3。1扭矩圖l2)|2)dDE3939.4N4161.1NMH1FNH111176460NMMFnh2(lI1I2)393477NMM25MNV1Fnv1l1393940NMMMnv2Fnv2(lliI2)414621.85NMM分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g,并按“二仙“進行彎矩合成。M1；MH12MNV12394326NMMM2:MnH22MNV22571607.1NMM。(3)計算并畫當量彎矩圖扭矩按脈動循環變化計算，取以二06,則T0.6930000355000NMM27圖7-4軸n上的載

34、荷分析圖5.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和E的右側是軸的危險截面，對該軸進行詳細校核，因為E和B段的直徑相等，所以根據上面的數據，取=0.6,軸的計算應力ca28M；(T3)2(0.63.55)210530.165=22.3MP前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，查表得i=60Mp,cai對于VI的右側333W0.1d0.16527462.5mm3_3Wt0.26554925mm414621.8515.1MPa27462.5355000Wt6.5MPa54925查表得B640MPa1275MPa155MPa表查得

35、幺2.64-2.11查表得0.92查表得碳鋼的特性系數，取0.1,0.05故綜合系數為k11K12.6412.730.92k11K12.1112.200.92故E右側的安全系數為2752.73721.2155_0.0529Sca6.677221.226.36>S=1.5故該軸在截面E的右側及B的左側的強度也是足夠的綜上所述該軸安全。7.3III軸的設計計算1 .求軸上的功率，轉速和轉矩2 .求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4418.5mm3 .初步確定軸的最小直徑現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處

36、理據表取Ao=110,于是得：同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩TcaKaT3查2表14-1WKA=1.3.貝U：TcaKaT31.32.761063588000Nmm按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件查表可選用GY9Y型凸緣聯軸器。其公稱轉矩為6300000Nmm。半聯軸器孔徑d=75mm,故取dAB75mm半聯軸器長度L=142mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度lAB=138mm。軸承選用32217型。擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5由前面算得P6.24KW,n321.6r,min,T32.76106NMM2T32.76106ntFt436594.9Nd4418.5

37、Ft4tann4cos6594.9tan20ocos15o2485.1NFa4Ft4tan6594.9tan15o1767.7Nmin6.2411021.672mm圖7-5軸田裝配示意圖(2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)初選軸承，因為用的是斜齒輪有較大的軸向力故選用圓錐滾子軸承，為滿足軸承的軸向定位，A-B左端需制出一軸肩，因為此軸用的軸承的型號為32217具尺寸為dDT8515038.5,所以dAb85mm,lAB38.5。2) B-C段大齒輪定位，大齒輪周向定位由鍵梢承擔，因為大齒輪的軸孔直徑為100mm,寬度B=130.5mm,所以查表選用鍵bhl2816110mm,因此在

38、軸上需開梢為bhl2816110右端用套筒定位，左端位軸肩定位，所以左端應該制出一軸肩軸肩高h=0.070.1d,取h=10mm,同時左端軸承定位高度為0.7mm,所以dBC100mm，右端套筒長度為22.25mm所以1bc152.75便于套筒齒輪的拆裝。3) C-D段左端用于大齒輪的軸端定位所以左端需制出高度為h=10mm的軸肩，所以deD120mm,為滿足工作需要去1cd20mm。4) D-E端右端用于軸承的的軸向定位，所以右端需制出高度為h=7mm的軸肩，取軸承與C-D段右端的距離為123mm。故取1de123mm。5)為了滿足安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm(由減速器及軸的結構設

39、計而定)。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與E-F段右端的距離為55mm。故取1ef120mm。6)F-H為輸出軸，與減速器外的第一個軸承配合取dFh75mmLh142mm。軸承與軸之間的配合為比，齒輪與軸的連k6接用平鍵，齒輪與軸之間的配合為Hz軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺等公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為245.個軸肩處圓角取R=2mm4.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。現將計算出各個截面處的Mh,MV和M的值如下：(1)計算作用于軸上的支反力水平面內支反力225225F

40、nhi一Fm2485.11694.4N330330105105Fnh2Fr42485.1790.7N330330垂直面內支反力FnV1l(Fr411Fa4dE-)(2485.12251767.7竺)1922NnV11r41a4233021c1ABi85Fnv2-(Fr412Fa4'B)(2485.11051767.7)1018.4N123302(2)計算軸的彎矩，并畫彎、扭矩圖水平面彎矩:MH1FnH1111694.4225381240Nmmmm并按時進行彎矩MH2FnH2(111)790.710583023.5NMV1FnV1111992225432450NmmMV2FnV21210

41、18.4105106932N分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖f、g,合成。M1,MH12Mv12576504Nmm32M2MH22Mvb2135378.5Nmm(3)計算并畫當量彎矩圖扭矩按脈動循環變化計算，取以=,則T0.62.761061656000Nmm圖7-6軸田載荷分析圖6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面F是軸的危險截面，則根據上面的數據，取=0.6,軸的計算應力Mi2(T3)2ca5765042(0.62.76106)23-41.6MPa0.1753前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由查得1=60MPa

42、,cal,故安全。8.軸承的壽命計算8.1 I軸上的軸承30209壽命計算預期壽命：Lh123651565700h已知n255r/min,C83500NN,31 .計算兩軸承受到的徑向載荷Fr1和F2o由上述表二得兩軸承的水平反力Fnh和垂直反力FNV。Fr1,FNH1+FNV1=.1451.52+1595.Cn=2157NFr2,FNH2+FNV2=881.52+1022.5"N=1300N2 .求兩軸承的計算軸向力Fa開DFa2對于30209型軸承，按機械設計,軸承派生軸向力Fde0.4,Y0.8。Fae1661NFr12157Fd1上1294.2N2Y1.6有徑向力產生的派生軸

43、向力為：Fd2Fr22Y13001.6812.5N按式(13-11)得Fd2+FaeFd131即Fa1Fd11294.2N,Fa2Fd2Fa812.516612743.5N3 .計算軸承當量動載荷P和P2中4Fa11294.2-八,因為0.6e0.4FM2157Fa2Fr2274313002.11e=0.4由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為由于軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6,fP1.21.8,取fP1.5。則當量載荷PfP(0.4Fr1YFa1)1.5(0.421570.81294.2)N2847.2NP2fP(0.4Fr2YFa2)1.5(0.41300

44、0.82743)N4071.6N4 .驗算軸承壽命因為P2Pi,所以按軸承2的受力大小驗算Lh鼾）106,83500、9()3602554071.61543049h>Lh故所選軸承滿足壽命要求。9.鍵連接的校核9.1I軸上鍵的強度校核1.固定半聯軸器的鍵連接:選擇鍵連接的類型和尺寸（1）根據A-B段直徑d38mm從機械設計表6-1中查得鍵的截面尺寸:寬度b10mm,高度h8mm,由于輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L45mm（比輪轂寬度小些）。（2一）校核鍵連接道德強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力p100120MPa,取其平均值p110MPa,鍵的工作長度lLb

45、451035mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h0.584mm,由式(6-1)可得p110MPa2T10322.5105p93.98MPakld43538即鍵的強度滿足要求。鍵的標記為：鍵2064GB/T10962003352T2130kld0.5860321033.8MPap110MPa故此鍵能安全工作2.固定齒輪鍵的類型和尺寸選擇根據D-E段直徑d50mm查表得，鍵的截面尺寸：寬度b14mm,高度h9mm,由于輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L80mmH-m段與鍵梢接觸疲勞強度lLb801466mm2Tkld22.51050.59664537.4MPap110MPa故此鍵能安全工作9.

46、2 II軸上鍵的校核查表得許用擠壓應力為p110MPa因為齒輪1和齒輪2的軸徑大小均為d65mm鍵的截面尺寸：寬度b18mm,高度h11mm,由于輪轂寬度度不同所以取得長度不同，分別為鍵1長Li125mm，鍵2長L280mm所以只需校核鍵2的強度77.65MPap110MPa2T229.3105kld0.5116765故此鍵能安全工作IV-V段與鍵梢接觸疲勞強度lLb1001684mm2T2560kld一一一一一90.51084561047.6MPap110MPa故此鍵能安全工作9.3 III軸上鍵的校核1 .固定齒輪鍵的類型和尺寸選擇根據D-E段直徑d100mm查表得，鍵的截面尺寸：寬度b2

47、8mm,高度h16mm,由于輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L110mmFlLb1102882mm2T22.76106pkld0.51682100故此鍵能安全工作。84MPap110MPaI 0.聯軸器的選擇與計算II 軸I上聯軸器的選擇最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的輸出軸的直徑dAB,為了使所選軸的直徑dAb與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩TcaKaTi,查表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取Ka1.5,則：TcaKAT11.52.5100Nm375Nm按照計算轉矩Tca小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計聯軸器章，選用彈性柱銷HL3J聯軸器。其公稱

48、轉矩為630Nm。半聯軸器的孔徑d38mm,半聯軸器的長度L60mm,半聯軸器與軸配合的孔長度III 55mm010 .減速器的潤滑設計減速器的傳動零件和軸承必須要有良好的潤滑，以降低摩擦，減少磨損和發熱，提高效率。1、齒輪潤滑齒輪傳動所用潤滑油的粘度根據傳動的工作條件、圓周速度或滑動速度、溫度等按來選擇。根據所需的粘度按選擇潤滑油的牌號潤滑方式（油池浸油潤滑）。在減速器中，齒輪的潤滑方式根據齒輪的圓周速度V而定。當VW12m/s時，多采用油池潤滑，齒輪浸入油池一定深度，齒輪運轉時就把油帶到嚙合區，同時也甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸油深度以12個齒高為宜。當速度高時，浸油深度約為0.7個齒高，但不得小于10mm當速度低（0.50.8m/s）時，浸油深度可達1/61/3的齒輪半徑，在多級齒輪傳動中，當高速級大齒輪浸入油池一個齒高時，低速級大齒輪浸油可能超過了最大深度。此時，高速級大齒輪可采用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。2、滾動軸承的潤滑潤滑劑的