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1、齒輪減速箱課程設計 —— 指導老師： 一、設計任務書——————————————————————2 二、傳動方案擬定 ————————————————————2 三、電動機的選擇傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算———————2 四、齒輪傳動計算 ————————————————————3 高速級齒輪設計計算—————————————————————3 低速級齒輪設計計算———————————————————

2、——7 五、軸及軸上零件（軸承、鍵等）的結(jié)構(gòu)設計 ————————13 高速軸及軸上零件設計計算 —————————————————12 高速軸及軸上零件設計計算 —————————————————21 中間軸及軸上零件設計計算 —————————————————28 六、潤滑與密封 —————————————————————36 七、箱體結(jié)構(gòu)的設計 ———————————————————37 八、減速器附件的選擇 ——————————————————38 九、設計小結(jié) ——————————————————————39 十、參考資料 ———

3、———————————————————40 一、總體數(shù)據(jù)及布置 由此可讀的工作情況及數(shù)據(jù)如下 工作平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn) 一班制（每天連續(xù)工作8h），使用年限10年，3年大修 運輸帶工作拉力：4800N 卷筒直徑：D=500mm 運送帶速度：v=1.25m/s 卷筒轉(zhuǎn)速： 帶速允許偏差：5% 2、 傳動方案的初步擬定 1、 為了平穩(wěn)的傳動，選用斜齒圓柱齒輪 2、 考慮斜齒齒輪有軸向力，齒輪受力一般，選用角接觸球軸承70000A 3、 軸間轉(zhuǎn)速較低，工作平穩(wěn)，且電機、減速箱、卷筒均可固定，對中性好，選 用剛性聯(lián)軸器 4、 減速箱密封，選用油潤滑

4、 3、 選用電動機 1、 計算電機所需功率 可查得選用零件的效率 7級精度齒輪傳動（稀油潤滑） 球軸承（稀油潤滑） 彈性套柱銷聯(lián)軸器 平帶無壓緊輪開式傳動 可知卷筒的工作功率 則需要電機輸出功率 2、 電動機工作環(huán)境 工作平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)，三相交流輸入 3、 電動機型號的確定 根據(jù)需要功率輸出和工作環(huán)境，使重量較小，選用Y132M-4 其參數(shù)如下 輸出功率P=7.5kW，轉(zhuǎn)速720r/min> 四、各級齒輪的設計 1、確定各級齒輪的傳動比 由電動機的輸出轉(zhuǎn)速和卷筒轉(zhuǎn)速可以

5、確定兩級齒輪的出動比 從齒輪的設計只是可知，采用接近的材料，試選載荷系數(shù)、齒寬系數(shù)、區(qū)域系數(shù)、彈性影響系數(shù)、許用接觸應力對分度圓直徑影響甚少，至于校正分度圓直徑對分度圓直徑影響亦不大，且轉(zhuǎn)矩，必使低速級齒輪中心距較大，故調(diào)合傳動比，已達到調(diào)合兩齒輪組中心距 可知，，， 故令 化簡得 可知基本符合上式 則確定，則 高速級 低速級 傳動比 5.6 2.7 功率（W） 6908 6703 6439 6000 轉(zhuǎn)速（r/min） 720 128.6 47.75 轉(zhuǎn)矩（N*mm） 88908

6、 478168 1291055 2、 設計高速級齒輪 （1）確定齒輪你的已知條件，如圖 由于聯(lián)軸器和軸承的功率，輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 工作壽命10年，一班制，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定 （2）選定齒輪類型，等級精度，材料，及齒數(shù) A、為使傳動平穩(wěn)，沖擊和噪音較小，根據(jù)《機械原理》P193，選用斜齒圓柱漸開線齒輪傳動 B、減速器速度不高，載荷不大，根據(jù)《機械設計》P210表10-8，選用7級精度 C、初步考慮齒輪的工作環(huán)境和工作要求，使用鍛鋼，根據(jù)《》P191

7、表10-1,選用小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為270HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為230HBS，二者硬度相差40HBS D、減速箱為閉式齒輪傳動，為提高傳動的平穩(wěn)性，小齒輪齒數(shù)多一些，根據(jù)《機械設計》P205初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) E、為不使軸承承受過大軸向力，初選螺旋角 （3）按齒面接觸強度設計 根據(jù)《》P203式10-9a設計計算公式進行驗算 A、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a、根據(jù)《》P204，試選 b、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

8、 c、根據(jù)《機械設計》P217圖10-30，由查得區(qū)域系數(shù) d、根據(jù)《》P215圖10-26查得， 則 e、根據(jù)《》P205表10-7選齒寬系數(shù) f、根據(jù)《》P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) g、根據(jù)《》P209圖10-21d按齒面硬度選取小齒輪的接觸品疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 h、根據(jù)《》P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) i、由《》P207圖10-9取接觸疲勞壽命系數(shù)，

9、 j、計算接觸疲勞需用應力 根據(jù)《》P205~206，去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由P205式10-12得 B、計算 a、試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 b、計算圓周速度 c、計算齒寬b及模數(shù) 根據(jù)《原理》P181一般去齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，則 b/h=

10、 d、計算縱向重合度 可以推選 e、計算載荷系數(shù)K 由《》P193表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v和精度P194入10-8選取動載系數(shù)，從P197選取 從P198圖10-13選取 齒面?；?，從P195圖10-3查得 故載荷系數(shù) g、按實際的載荷系數(shù)校所算得的分度圓直徑，由P204式10-10a h、計算模數(shù) （3）按齒根彎曲強度設計 計算載荷系數(shù)

11、 A、確定計算參數(shù) a、由P208圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，大齒輪 b、由P206圖10-18選取彎曲疲勞壽命系數(shù), c、計算彎曲疲勞需用應力 根據(jù)P206選取S=1.35，由P205式10-12 d、計算載荷系數(shù) e、由縱向重合度，從P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) f、計算當量齒數(shù)，根據(jù)《原理》P195式10-39

12、 g、查取齒形系數(shù) 由P200表10-5查得， h、查取應力校正系數(shù) 由P200表10-5查得， i、計算大小齒輪的并加以比較 ， 大齒輪數(shù)值大 B、設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于翅根彎曲強度計算的法面模數(shù)，根據(jù)《》P189的設計準則《原理》P表10-1取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強

13、度，需按照接觸疲勞強度算的的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 ，取 則，取 （4）計算幾何尺寸 A、計算中心距,根據(jù)《原理》P194式10-34 將中心距圓整為177mm B、按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不多，不必修正參數(shù) C、計算大小齒輪的分度圓直徑 D、計算齒輪寬度 圓整后取， 3

14、、 設計低速級齒輪 （1）確定齒輪你的已知條件，如圖 由于聯(lián)軸器和軸承的功率，輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 工作壽命10年，一班制，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定 （2）選定齒輪類型，等級精度，材料，及齒數(shù) A、為使傳動平穩(wěn)，沖擊和噪音較小，根據(jù)《機械原理》P193，選用斜齒圓柱漸開線齒輪傳動 B、減速器速度不高，載荷不大，根據(jù)《機械設計》P210表10-8，選用8級精度 C、初步考慮齒輪的工作環(huán)境和工作要求，使用鍛鋼，根據(jù)《》P191表10-1,選用小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬

15、度為230HBS，大齒輪材料為45鋼（?；?，硬度為180HBS，二者硬度相差50HBS D、減速箱為閉式齒輪傳動，為提高傳動的平穩(wěn)性，小齒輪齒數(shù)多一些，根據(jù)《機械設計》P205初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取 E、為不使軸承承受過大軸向力，初選螺旋角 （3）按齒面接觸強度設計 根據(jù)《》P203式10-9a設計計算公式進行驗算 A、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a、根據(jù)《》P204，試選 b、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c、根據(jù)《機械設計》P217圖1

16、0-30，由查得區(qū)域系數(shù) d、根據(jù)《》P215圖10-26查得， 則 e、根據(jù)《》P205表10-7，小齒輪不對稱，選齒寬系數(shù) f、根據(jù)《》P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) g、根據(jù)《》P209圖10-21d按齒面硬度選取小齒輪的接觸品疲勞強度極限，圖10-21c大齒輪的接觸疲勞強度極限 h、根據(jù)《》P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) i、根據(jù)《》P207圖10-9選取接觸疲勞壽命系數(shù)，

17、j、計算接觸疲勞需用應力 根據(jù)《》P205~206，去失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由P205式10-12得 B、計算 a、試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 b、計算圓周速度 c、計算齒寬b及模數(shù) 根據(jù)《原理》P181一般去齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，則 b/h= d、計算

18、縱向重合度 可以推選 e、計算載荷系數(shù)K 由《》P193表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v和精度P194入10-8選取動載系數(shù)，從P197選取 從P198圖10-13選取 齒面?；?，從P195圖10-3查得 故載荷系數(shù) g、按實際的載荷系數(shù)校所算得的的分度圓直徑，由P204式10-10a h、計算模數(shù) （3）按齒根彎曲強度設計 計算載荷系數(shù)

19、 A、確定計算參數(shù) a、由P208圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限，由P207圖10-20b查得大齒輪 b、由P206圖10-18選取彎曲疲勞壽命系數(shù), c、計算彎曲疲勞需用應力 根據(jù)P206選取S=1.35，由P205式10-12 d、計算載荷系數(shù) e、由縱向重合度，從P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) f、計算當量齒數(shù)，根據(jù)《原理》P195

20、式10-39 g、查取齒形系數(shù) 由P200表10-5查得， h、查取應力校正系數(shù) 由P200表10-5查得， i、計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪數(shù)值大 B、設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于翅根彎曲強度計算的法面模數(shù)，根據(jù)《》P189的設計準則《原理》P表10-1取

21、，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算的的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 ，取 則，取 （4）計算幾何尺寸 A、計算中心距,根據(jù)《原理》P194式10-34 將中心距圓整為215mm B、按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不多，不必修正參數(shù) C、計算大小齒輪的分度圓直徑 D、計算齒輪寬度

22、 圓整后取， 4、調(diào)合兩級齒輪中心距 高速機齒輪組中心距必須等于低速級齒輪組中心距 由于，故令，同比放大 則 圓整后取， 5、校對速度誤差 ，符合要求 6、齒輪基本參數(shù) 基本參數(shù) 高速級 低速級 中心距（mm） 215 215 小齒輪齒數(shù) 26 38 大齒輪齒數(shù) 145 103 小齒輪分度圓直徑（mm） 65.38 115.89 大齒輪分度圓直徑（mm） 364.62 314.1 端

23、面模數(shù) 2.0 3.0 法面模數(shù) 2.07 3.06 齒形角（） 20 20 全齒高（mm） 4.5 6.75 螺旋角 1637′3″ 1230′10″ 小齒輪齒寬（mm） 80 110 大齒輪齒寬（mm） 75 105 小齒輪螺旋線方向 左旋 右旋 徑向變位系數(shù) 0 0 齒頂高系數(shù) 1 1 頂隙系數(shù) 0.25 0.25 五、軸和軸上零件結(jié)構(gòu)設計 1、高速軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）、確定軸的輸入?yún)?shù) A、軸上有高速級齒輪的小齒輪，參數(shù)參考齒輪設計 B、軸的轉(zhuǎn)速

24、 C、由聯(lián)軸器連接電機，由于軸承的效率很高，故主要考慮齒輪上的效率功率 D、轉(zhuǎn)矩 （2）、求作用在齒輪上的力 圓周力、徑向力、軸向力的方向如圖 彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖、軸向力如圖 （3）初步確定軸的最小直徑 A、先按《》P370式15-2初步估算軸的最小直徑 由于轉(zhuǎn)速和載荷不大，選取軸的材料為45鋼（正火） 根據(jù)《》P370表15-3，取 于是得 B、明顯最小直徑在

25、安裝聯(lián)軸器處，為使能與聯(lián)軸器相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號以確定最小直徑 根據(jù)《》P351式14-1，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查《》P351表14-1，載荷穩(wěn)定，去 則 差標準GB/T4323-2002，選用LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器孔徑，長度L=62mm C、擬定軸上零件的裝配方案 a、軸向定位 由于小齒輪齒寬不大，故軸承正裝，齒輪由軸上肩臺和套筒定位，一軸承由軸上肩臺定位，一軸承由套筒定位 b、周向定位

26、 由于軸端直徑與齒輪齒根圓尚有一段距離，根據(jù)《》P103，齒輪采用普通平鍵定位 D、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a、軸a-b段與聯(lián)軸器連接，故為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求b-c軸端有段需要制造出一軸肩，根據(jù)《機械設計手冊》對軸肩的規(guī)定，b-c段的直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上，選。 b、初步選擇滾動軸承。由于，根據(jù)軸肩的規(guī)定，選擇角接觸軸承7207C，尺寸為，因此取，取擋油環(huán)厚度3mm，。右端采用軸肩定位，查得軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此取。 c

27、、齒輪鍵槽與齒根圓尚有一定距離，故鍵連接。根據(jù)《》P365，由于距離比較小，齒輪左端與軸承之間采用套筒定位，已知齒輪齒寬B=80mm，為使套筒可以壓緊齒輪，軸段d-e略短于齒寬，取。齒輪右端采用軸肩定位，根據(jù)《》P364，，取，，取。 d、根據(jù)氈圈油封標準，選取軸承端蓋總厚度為12mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30mm，考慮壁厚，取 e、取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為13mm，考慮到箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)在確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，考慮擋油環(huán)取s=14mm，一直滾動軸承和齒輪齒寬，為

28、使軸承相對齒輪對稱布置，則 E、軸上零件的周向定位 齒輪和聯(lián)軸器采用普通平鍵連接，根據(jù)，由《》P106表6-1查得，選取，聯(lián)軸器拆裝較多，且為標準間，故根據(jù)《互換性》P31表1.10采用基孔制過渡配合。根據(jù)，由《》P106表6-1查得，由于輪轂長度略大于（1.7~2）d選取，為保持有良好的對中性，且齒輪輪轂鍵槽與齒根圓教接近，采用基軸制小過盈配合。根據(jù)《互換性》P157與軸承配合小過盈配合，軸的直徑公差采用n6。 F、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《》P365表15-2，去

29、軸端倒角為，圓角R2 （4）、求軸上載荷 已知軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從《手冊》中查得a=15.7mm，因此軸的支撐跨距。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出界面C是危險面，計算出的界面C處的、、和M值列出（參考軸承檢驗）（詳見軸承校核） 載荷 垂直面 水平面 支反力F , 彎矩M 總彎矩 扭矩T （5）、按彎扭合成應力校對軸的強度 齒輪傳動的扭轉(zhuǎn)切應力為脈動應力，故折合系數(shù) 截面系數(shù)，忽略拉應力 根據(jù)《》P373式15-5，由

30、第三強度理論，軸的計算應力 由《》P362表15-1查得，，安全 （6）精確校核軸的疲勞強度 A、判斷危險截面 截面A、b、c、B只受彎矩作用，雖然鍵槽。軸肩及過渡配合引起應力集中，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定，所以無需校核 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面d、e處過盈配合引起的應力集中最嚴重，但截面e不受扭矩，且軸徑較大，不必校核。從受載的情況來看，截面C的應力最大，但應力集中不大（過盈配合和鍵槽引起的應力集中在兩端），且軸徑較大，不必校核。截面6、7彎矩小，無扭矩，軸徑大，不

31、必校核。故只需校核d兩側(cè)即可。 B、校核截面d左側(cè) 根據(jù)《》P373表15-4，抗彎系數(shù) 抗剪系數(shù) 截面d彎矩 扭矩 截面的彎矩應力 扭矩應力 軸為45鋼，由《》P362表15-1查得，， 因，，由《》P40附表3-2查得因軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)， 由《》P41附圖3-1取軸的材料敏性系數(shù)， 故有應力集中系數(shù)按《》P42式附3-4

32、為 由《》P42附圖3-2的尺寸系數(shù)，P34附圖3-3扯得查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸最后磨削加工，由《》P44附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)便面強化處理， 按《》P25式3-12及P26式3-14b計算綜合系數(shù) 由《》P381例題得知碳鋼的特性系數(shù) ，??；，取 于是可以計算安全系數(shù)，按《》P374式15-7~15-9 中碳鋼，材料不均勻，取S=1.6

33、 壓應力 ，故安全 C、校核截面d右側(cè) 根據(jù)《》P373表15-4，抗彎系數(shù) 抗剪系數(shù) 依然截面d彎矩，扭矩 截面的彎矩應力 扭矩應力 過盈配合處的，由《》P43附表3-8用插值法，并取 ， 依然有表面質(zhì)量系數(shù)，故計算綜合系數(shù) 于是可以計算安全系數(shù)

34、 ，故安全 （7）校核滾動軸承 初選角接觸球軸承7207C A、滾動軸承工作環(huán)境和要求 齒輪作用力切向力，徑向力，軸向力，分度圓直徑d=65.38mm，轉(zhuǎn)速n=720r/min，平穩(wěn)無沖擊 根據(jù)3年一大修，軸承預期壽命 B、求兩軸承的景象載荷和 將兩軸承不見受到的空間力系分解成鉛垂面和水平面兩個平面力系。其受力分析如圖所示 C、求兩軸承的計算軸向力和 對于角

35、接觸軸承，按《》P322表13-7，軸承派生軸向力，其值由確定，但軸承軸向力未知，故先取，由此估算 按《》P322式13-11得 查得7207C的基本額定靜載荷，基本額定動載荷 則 由《》P321表13-5進行插值，得，，在計算 兩次計算的值相差不大，因此可以確定，，， D、求軸承當量動載

36、荷 因為， 由《》P321表13-5插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1：， 軸承2：， 因軸承運轉(zhuǎn)無沖擊，按《》P321表13-6，，取 E、驗算軸承壽命 因為，所謂按軸承1的手里大小驗算，對于球軸承，基本額定載荷 故所選軸承符合要求 （8）、校核鍵的強度 A、校核段鍵的強度 鍵的尺寸為，配合軸直徑d=28mm，傳遞轉(zhuǎn)矩 鍵、

37、軸和輪轂都是鋼，靜連接，無沖擊，由《》P106表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵和輪轂鍵槽的接觸高度。 由《》P107式6-3得擠壓強度 故安全 B、校核的強度 鍵的尺寸為，配合軸直徑d=40mm，傳遞轉(zhuǎn)矩 鍵、軸和輪轂都是鋼，靜連接，無沖擊，由《》P106表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵和輪轂鍵槽的接觸高度。 由《》P107式6-3得擠壓強度 故安全 （9）、設計軸端擋圈 根據(jù)軸徑，由GB891-86選得

38、 A型， （10）、選擇擋油環(huán) （11）、設計套筒 （12）、設計油封 軸線速度v=0.528m/s，由軸徑d=28mm，根據(jù)JB/ZQ4608-86，選擇氈圈油封參數(shù) （13）、設計端蓋 由油封的設計得 由于中間軸需要高低速軸的長度來確定參數(shù)，故 2、低速軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）、確定軸的輸入?yún)?shù) A、軸上有低速級齒輪的大齒輪，參數(shù)參考齒輪設計 B、軸的轉(zhuǎn)速 C、由于軸承的效率很高，故主要考慮齒輪上的效率功率 D、轉(zhuǎn)矩 （2）、求作用在齒輪上的力，

39、其受力為小齒輪受力的反力 圓周力、徑向力、軸向力的方向如圖 彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖、軸向力如圖 （3）初步確定軸的最小直徑 A、先按《》P370式15-2初步估算軸的最小直徑 由于轉(zhuǎn)速和載荷不大，選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 根據(jù)《》P370表15-3，取 于是得 B、明顯最小直徑在安裝聯(lián)軸器處，為使能與聯(lián)軸器相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號以確定最小直徑 根據(jù)《》P351式14-1，

40、聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查《》P351表14-1，載荷穩(wěn)定，去 則 查標準GB/T4323-2002，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器孔徑，長度L=142mm C、擬定軸上零件的裝配方案 a、軸向定位 由于小齒輪齒寬不大，軸承正裝，齒輪由軸上肩臺和套筒定位，一軸承由軸上肩臺定位，一軸承由套筒定位 b、周向定位 軸端直徑和齒輪齒根圓距離較大，根據(jù)《》P103，齒輪采用普通平鍵定位 D、根據(jù)軸向定位的

41、要求確定軸的各段直徑和長度 a、軸a-b段與聯(lián)軸器連接，故，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求b-c軸端有段需要制造出一軸肩，根據(jù)《機械設計手冊》對軸肩的規(guī)定，b-c段的直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈壓在半聯(lián)軸器上，選。 b、初步選擇滾動軸承。由于，根據(jù)軸肩的規(guī)定，選擇角接觸軸承30000-128，尺寸參數(shù)為，因此取，。右端采用軸肩定位，查得軸承的安裝尺寸，因此取。 c、根據(jù)《》P365，由于距離比較小，齒輪左端與軸承之間采用套筒定位，已知齒輪齒寬B=105mm，為使套筒可以壓緊齒輪，軸段d-e略短于齒寬，取。齒輪右端

42、采用軸肩定位，根據(jù)《》P364，，取，，取。 d、根據(jù)氈圈油封標準，選取軸承端蓋總厚度為16mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30mm，考慮箱體壁厚和端蓋，取 e、取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為8mm，考慮到箱體的鑄造誤差確定滾動軸承位置時，應距箱體一定距離s，取s=8mm，一直滾動軸承和齒輪齒寬，則 E、軸上零件的周向定位 齒輪和聯(lián)軸器采用普通平鍵連接，根據(jù)，由《》P106表6-1查得，選取，聯(lián)軸器拆裝較多，且為標準間

43、，故根據(jù)《互換性》P31表1.10采用基孔制間隙配合。根據(jù)，由《》P106表6-1查得，由于輪轂長度略大于（1.7~2）d選取。采用基軸制小間隙配合。根據(jù)《互換性》P157與軸承配合小過盈配合，軸的直徑公差采用n6。 F、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《》P365表15-2，去軸端倒角為，圓角R2 （4）、求軸上載荷 已知軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從《手冊》中查得a=18.5mm，因此軸的支撐跨距。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出界面C是危險面，計算出的界面C處的、、和M值列出（參考軸承

44、檢驗）（詳見軸承校核） 彎矩扭矩圖類似高速軸 載荷 垂直面 水平面 支反力F , 彎矩M 總彎矩 扭矩T （5）、按彎扭合成應力校對軸的強度 齒輪傳動的扭轉(zhuǎn)切應力為脈動應力，故折合系數(shù) 截面系數(shù)，忽略拉應力 根據(jù)《》P373式15-5，由第三強度理論，軸的計算應力 由《》P362表15-1查得，，安全 （6）精確校核軸的疲勞強度 A、判斷危險截面 截面A、b、c、B只受彎矩作用，雖然鍵槽。軸肩及過渡配合引起應力集中

45、，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定，所以無需校核 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面d、e處過盈配合引起的應力集中最嚴重，但截面e不受扭矩，且軸徑較大，不必校核。從受載的情況來看，截面C的應力最大，但應力集中不大（過盈配合和鍵槽引起的應力集中在兩端），且軸徑較大，不必校核。截面6、7彎矩小，無扭矩，軸徑大，不必校核。故只需校核d兩側(cè)即可。 B、校核截面d左側(cè) 根據(jù)《》P373表15-4，抗彎系數(shù) 抗剪系數(shù) 截面d彎矩 扭矩

46、 截面的彎矩應力 扭矩應力 軸為45鋼調(diào)質(zhì)，由《》P362表15-1查得，， 因，，由《》P40附表3-2查得因軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)， 由《》P41附圖3-1取軸的材料敏性系數(shù)， 故有應力集中系數(shù)按《》P42式附3-4為 由《》P42附圖3-2的尺寸系數(shù)，P34附圖3-3扯得查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸最后磨削加工，由《》P附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)便面強化處理，

47、 按《》P25式3-12及P26式3-14b計算綜合系數(shù) 由《》P381例題得知碳鋼的特性系數(shù) ，?。?，取 于是可以計算安全系數(shù)，按《》P374式15-7~15-9 中碳鋼，材料不均勻，取S=1.6 壓應力 ，故安全 C、校核截面d右側(cè) 根據(jù)《》P373表15-4，抗彎系數(shù) 抗剪系數(shù) 依然截面d

48、彎矩，扭矩 截面的彎矩應力 扭矩應力 間隙配合處的，由《》P43附表3-8用插值法，并取 ， 依然有表面質(zhì)量系數(shù)，故計算綜合系數(shù) 于是可以計算安全系數(shù) ，故安全 （7）校核滾動軸承 初選角接觸球軸承30000-128 A、滾動軸承工作環(huán)境和要求 齒輪作用力切向力，徑向力，軸向力，分度圓直徑d=314.1mm，轉(zhuǎn)速n=47.75r

49、/min，平穩(wěn)無沖擊 根據(jù)3年一大修，軸承預期壽命 B、求兩軸承的景象載荷和 將兩軸承不見受到的空間力系分解成鉛垂面和水平面兩個平面力系。其受力分析如圖所示 由軸的設計可知 C、求兩軸承的計算軸向力和 對于圓錐滾子軸承，按《》P322表13-7，軸承派生軸向力，查軸承手冊得,e=0.35，Y=1.7 按《》P322式13-11得

50、 D、求軸承當量動載荷 因為， 由《》P321表13-5查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1：， 軸承2：， 因軸承運轉(zhuǎn)無沖擊，按《》P321表13-6，，取 E、驗算軸承壽命 因為，所謂按軸承2的手里大小驗算，對于球軸承，基本額定載荷C=78.2kN 故所選軸承符合要求 （8）、校核鍵的強度 A、校核段鍵的強度 鍵的尺寸為，配合軸直徑d

51、=63mm，傳遞轉(zhuǎn)矩 鍵、軸和輪轂都是鋼，靜連接，無沖擊，由《》P106表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵和輪轂鍵槽的接觸高度。 由《》P107式6-3得擠壓強度 故安全 B、校核的強度 鍵的尺寸為，配合軸直徑d=82mm，傳遞轉(zhuǎn)矩 鍵、軸和輪轂都是鋼，靜連接，無沖擊，由《》P106表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵和輪轂鍵槽的接觸高度。 由《》P107式6-3得擠壓強度 故安全 （9）、設計軸端擋圈 根據(jù)

52、軸徑，由GB891-86選得 A型， （10）、選擇擋油環(huán) （11）、設計套筒 （12）、設計油封 軸線速度v=0.528m/s，由軸徑d=63mm，根據(jù)JB/ZQ4608-86，選擇氈圈油封參數(shù) （13）、設計端蓋 由油封的設計得 3、中間軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）、確定軸的輸入?yún)?shù) A、軸上有低速級齒輪的大齒輪，參數(shù)參考齒輪設計 B、軸的轉(zhuǎn)速 C、由于軸承的效率很高，故主要考慮齒輪上的效率功率 D、轉(zhuǎn)矩考慮高速軸輸入， （2）、求作用在齒輪上的力，其都為上面已經(jīng)

53、計算的軸受力的反力 高速級齒輪，， 低速級齒輪，， 圓周力、徑向力、軸向力的方向如圖 彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖、軸向力如圖 （3）初步確定軸的最小直徑 A、先按《》P370式15-2初步估算軸的最小直徑 由于轉(zhuǎn)速和載荷不大，選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 根據(jù)《》P370表15-3，取 于是得 B、 由于主要是齒輪之間的軸受扭矩作用，考慮軸承安裝直徑，故取軸與齒輪配合的軸端直徑 C、擬定軸上零件的裝配方案 a、軸向定位 由于齒輪配合

54、，與軸承距離不大，故高速機齒輪左端由套筒定位，右端由軸肩定位，低速級右端由套筒定位，左端由軸肩定位 b、周向定位 由于軸端直徑與齒根圓尚有一段距離，故齒輪采用平鍵定位 D、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a、初步選擇滾動軸承。因軸承承受較大的徑向力和軸向力，且轉(zhuǎn)速不高，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，選擇30000-61，其尺寸參數(shù)，故取 b、已知高速機大齒輪齒寬，低速級小齒輪齒寬，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，取，。齒輪之間采用軸肩定位，根據(jù)《》P364，，取 c、大小齒輪齒寬相

55、差5mm，取高速級大齒輪左端距小齒輪左端向右2mm，低速級小齒輪右端距大齒輪右端向右2mm，考慮箱體的鑄造誤差，取高低速軸距離15mm。則確定 d、取軸承與箱體的距離8mm，已知高速機小齒輪到箱體距離15mm，低速級大齒輪到箱體距離10mm，則可確定 E、軸上零件的周向定位 齒輪采用普通平鍵連接，根據(jù)，，由《》P106表6-1查得，由于輪轂長度略大于（1.7~2）d選取，為保持有良好的對中性，且齒輪輪轂鍵槽與齒根圓教接近，采用基軸制間隙配合。根據(jù)《互換性》P157與軸承配合小過盈配合，軸的直

56、徑公差采用n6。 F、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《》P365表15-2，去軸端倒角為，圓角R2 （4）、求軸上載荷 已知軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從《手冊》中查得a=16.5mm，因此軸的支撐跨距。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出界面C是危險面，計算出的界面C處的、、和M值列出（參考軸承檢驗）（詳見軸承校核） 載荷 垂直面 水平面 支反力F ， , 彎矩M 總彎矩 扭矩T （5）、按彎扭合成應力校對軸的強度 齒輪傳動的

57、扭轉(zhuǎn)切應力為脈動應力，故折合系數(shù) 截面系數(shù)，忽略拉應力 根據(jù)《》P373式15-5，由第三強度理論，軸的計算應力 由《》P362表15-1查得，，安全 （6）精確校核軸的疲勞強度 A、判斷危險截面 截面b、e只受彎矩作用，沒有扭矩，故不予考慮。截面A、B雖然彎矩較大，有扭矩，由于鍵槽、過盈配合所引起應力集中，但按扭矩強度較為寬裕確定的，故無需校核 截面c、d受彎矩和扭矩作用，而且兩端有過盈配合，而且以截面d受的彎矩更大，扭矩一樣，故只需要校核截面d右端。 根據(jù)《》P373表15-4

58、，抗彎系數(shù) 抗剪系數(shù) 截面d彎矩 扭矩 截面的彎矩應力 扭矩應力 軸為45鋼調(diào)質(zhì)，由《》P362表15-1查得，， 因，，由《》P40附表3-2查得因軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)， 由《》P41附圖3-1取軸的材料敏性系數(shù)， 故有應力集中系數(shù)按《》P42式附3-4為 由《》P42附圖3-2的尺寸系數(shù)，P34附圖3-3扯

59、得查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸最后磨削加工，由《》P附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)便面強化處理， 由《》P381例題得知碳鋼的特性系數(shù) ，?。?，取 間隙配合，由《》P43附表3-8用插值法，并取 ， 依然有表面質(zhì)量系數(shù)，故計算綜合系數(shù) 于是可以計算安全系數(shù)，按《》P374式15-7~15-9 中碳鋼，材料不均勻，取S=1.5 壓應力 ，故安全 （7） 校核滾動軸承 初選

60、角接觸球軸承30000-61 A、滾動軸承工作環(huán)境和要求 齒輪作用力切向力，，徑向力，，軸向力，，分度圓直徑，轉(zhuǎn)速n=128.6r/min，平穩(wěn)無沖擊 根據(jù)3年一大修，軸承預期壽命 B、求兩軸承的景象載荷和 將兩軸承不見受到的空間力系分解成鉛垂面和水平面兩個平面力系。其受力分析如圖所示 由軸的設計可知 C、求兩軸承的計算軸向力和 對于圓錐滾子軸承，按《》P322表13-7，軸承派生軸向力，查軸承手冊得,e=0.39，Y=1.5

61、 按《》P322式13-11得 D、求軸承當量動載荷 因為 由《》P321表13-5查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1：， 軸承2：， 因軸承運轉(zhuǎn)無沖擊，按《》P321表13-6，，取 E、驗算軸承壽命 因為，所謂按軸承2的手里大小驗算，對于球軸承，基本額定載荷C=58.5kN 故所選軸承符合要求 （8）、校

62、核鍵的強度 由于兩個鍵的截面面積相同，所受扭矩幾乎相同，而的長度比的短只需要校核段鍵的強度即刻 鍵的尺寸為，配合軸直徑d=63mm，傳遞轉(zhuǎn)矩 鍵、軸和輪轂都是鋼，靜連接，無沖擊，由《》P106表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵和輪轂鍵槽的接觸高度。 由《》P107式6-3得擠壓強度 故安全 （11）、設計套筒 （13）、設計端蓋 4、軸承參數(shù) 軸 型號 尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） 額定載荷（kN） d D B a da db r C C0 高

63、速 7207C 35 72 17 15.7 42 65 1 23.5 17.5 低速 30000-128 75 105 20 18.5 81 94 1 125 78.5 中間 30000-61 45 75 20 16.5 51 67 1 81.5 58.5 6、 潤滑與密封 1、齒輪的潤滑 （1）、選擇潤滑劑 由于速度和載荷均不高采用礦物潤滑油 根據(jù)《》235，由齒輪材料為鋼，圓周速度，選擇運動粘度的潤滑油 根據(jù)P234，GB/T5903-1995，由于載荷不大，選擇牌號L-C

64、KB150 （2）、確定潤滑的方式 根據(jù)《》P233，雖然高速級，故采用浸油潤滑，對于高速級浸油高度為一個齒高 但對于低速級齒輪，浸油高度為，即低速級齒輪不能浸油，故采用帶油輪。 （3）、設計低速級齒輪帶油輪和軸 根據(jù)《手冊》，帶油輪軸線與低速軸軸向在垂直面上成45，帶油輪的分度圓最低點與高速級大齒輪的水平，那么有 計得r=41.68mm，取r=41mm 帶油輪齒制造在軸上，根據(jù)低速級模數(shù)，計算齒根高得，故取，使用單環(huán)式止推滑動軸承，由于無載荷，齒輪濺油潤滑，考慮鑄造誤差，取?？紤]箱體的厚度，，考慮低速級

65、箱體寬度，，齒輪距離箱體5mm，則。 （4）、確定油量 根據(jù)《》P234，由于屬于2級齒輪傳動，傳遞功率P=6.907kW，取7kW 對于單級，每傳遞1kW需要0.35~0.7L，取0.55L 則需要油量 2、滾動軸承的潤滑 根據(jù)《》P333，采用飛濺潤滑 3、密封方法及尺寸的確定 采用油封密封，尺寸按定位軸徑確定 七、箱體箱蓋參數(shù)的設計 內(nèi)容 計算公式及考慮因素 取值 箱體箱蓋壁厚 15mm 箱體箱蓋高速端壁厚 考慮軸承 64mm 箱體箱蓋低速端壁厚 考慮軸承 64mm 箱體底凸緣壁厚 35mm

66、地腳螺釘直徑 20mm 地腳螺釘數(shù)目n a<250,n=4 4 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 16mm 聯(lián)接螺栓間距L L=150～200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 10mm 放油螺釘直徑 為能快速放油 30mm 定位銷直徑d 12mm 定位銷長度 12mm 軸承旁凸臺半徑R R 10 mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 (D為軸承孔直徑) 軸承座凸起部分直徑 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離 12mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離 Δ2>δ 7~12mm ,,至外機壁距離 ,,至凸臺邊緣距離 C2 機殼上部（下部）凸緣寬度 軸承孔邊緣到螺釘中心線距離e 16mm 軸承座凸起部分寬度 45mm 軸承端蓋凸緣厚度t 15mm 軸承旁聯(lián)接螺柱距離s 18mm 箱蓋，箱座肋厚,m 18mm 凸臺高度h 根據(jù)d1位置及軸承外徑確定 外箱壁軸承座端面距離 48mm 箱體內(nèi)壁長度 575mm 箱體內(nèi)壁寬