兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)_(1)

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- 1 - 兩級(jí)展開(kāi)式 （平行軸） 圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 例如： 設(shè)計(jì)熱處 理車(chē)間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶 。每日兩班制工作，工作期限為 8 年。 熱處 理車(chē)間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶 。每日兩班制工作，工作期限為 8 年。 已知條件：輸送帶帶輪直徑 d=300送帶運(yùn)行速度 v=s,輸送帶軸所需轉(zhuǎn)矩 T=一、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 動(dòng)方案 的確定 兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)裝置方案如圖所示。 1 2 3 4 5 6動(dòng)機(jī)的選擇 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 1. 選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型 根據(jù)用途選用 Y 系列一般用途的全封閉自冷式 三相異 電動(dòng)機(jī)。 2. 選擇電動(dòng)機(jī)的功率 輸送帶所需的拉力為 F=2T/d=2× 700/4667N 輸送帶所需動(dòng)率為 v/1000=4667 ×000表取， v 帶傳動(dòng)效率η 帶 =對(duì)軸承效率η 軸承=齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率η 齒輪 =軸器效率η 聯(lián) =電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為 η 總 =η 帶 η 軸承 4η 齒輪 2η 聯(lián) ==4667N 總 =- 2 - W/η 總 =據(jù)表，選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為 O=輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 000× 60× × 300r/ 表， v 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 帶 =2～ 4，兩級(jí)減速器傳動(dòng)比i=8～ 40，則總傳動(dòng)比范圍為 i 總 =i 帶 i 齒 =（ 2～ 4）×（ 8～ 40） =16～ 160 電動(dòng) 機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 no= 16～ 160） r/6421r/表可知，符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速 1000 r/ 1500r/000r/慮 3000r/ 1000r/電動(dòng)機(jī)的體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為 1500r/電動(dòng)機(jī)進(jìn)行試算，其滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為1440r/滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為 1440r/型號(hào)為 m=1440r/動(dòng)比的計(jì)算及分配 各級(jí) 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 i 總 =440/i 總 =根據(jù)傳動(dòng)比范圍，取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 i 帶 =減速器傳動(dòng)比為 i=i 總 /i 帶 =速級(jí)傳動(dòng)比為 （ i=√（ 速級(jí)傳動(dòng)比為 i2=i/i=.4 動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 no=440r/n1=no/i 帶 =1440/76 r/n2=n1/76/30.9 r/n3=n2/0 nw=440r/76 r/30.9 r/- 3 - 2 各軸功率 =2= 承 η 齒 =3= 承 η 齒 =W= 承 η 聯(lián) =1=2=3=W=550 × (PO/9550 ×(440)N· m=· m 550 × (P1/ 9550 ×(76) N· m=· m 550 × (P2/ 9550 ×(N· m=· m 550 × (P3/ 9550 ×(N· m=· m 550 × (PW/ 9550 ×(N· m=· m · m · m · m · m · m 二、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 速器外傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 減速器外傳動(dòng)件只有帶傳動(dòng)，故只需對(duì)帶傳動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。帶傳動(dòng) 的設(shè)計(jì)見(jiàn)下表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 A× 表 8得工作情況系數(shù) d=440r/圖選擇 A 型帶 選擇 帶 根據(jù)表 8小帶輪直徑為 00大帶輪的直徑為 i 帶 10050mm 00mm 50V 帶 =π 0× 1000m/s=20 - 4 - 帶根數(shù) V 帶根數(shù)可用下式計(jì)算： Z= ( Δ 表 8 帶所能傳遞的功率 .3 率增量 Δ i) 由表 8得 10表 8得 Δ P=101440（ 1表 8得 表 8L= 帶的根數(shù)為 Z= 四根 Z=4 由表 8得 v 帶質(zhì)量 m=m,則初拉力為 00pd/ （ a） + =500 × × 35/+0=Q=2z =2× 4× =Q=（ 1）小帶輪結(jié)構(gòu)采用實(shí)心式，由表 8得電動(dòng)機(jī)軸徑 8，由表 8得 e=15± f=10＋ 2－ 1輪轂寬 :L 帶輪 =（ 2） 2） × 282～ 56其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定 輪轂寬 :B 帶輪 =（ z－ 1） e＋ 2f=(4－ 1)× 152× 105 2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪轂寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié) 構(gòu)設(shè)計(jì)同步進(jìn)行 速器內(nèi)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 處理和公差等級(jí) 考慮到 帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用 45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8齒面硬度17～ 25562～ 3690 6 30～ 50 間。 選用 8級(jí)精度 45 鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8 級(jí)精度 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為 〔 2 d× (u＋ 1)/u× (β /[δ ]H)〕 1/3 (1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 4380N· 2)因 初步選載荷系數(shù) 初選 3)由表 8齒寬系數(shù)φ d=4)由表 8得彈性系數(shù) 5)初選螺旋角β =12o,由圖 9H=6)齒數(shù)比 u=- 5 - (7)初選 3，則 Z2=23= 01，則端面重合度為 ε a=[＋ 1/ [＋ 1/ 101)]向重合度為 ε β =d 23× 圖 8ε =8)由圖 11得螺旋角系數(shù) 9)許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 [δ ]H= H 由圖 8a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為σ 80σ90齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 00× 576× 2× 8× 250× 8=109 N1/109/108 由圖 8表 8安全系數(shù)小齒輪的許用接觸應(yīng)力 3 01 [σ ]H=580=580齒輪的許用接觸應(yīng)力 [σ ]H=390=445 [σ ]H=445算小齒輪的分度圓直徑 2 d× (u＋ 1)/u× (β /[σ ]H)〕 1/3 〔 2× 54380/(1)/(45)〕 1/3σ ]80σ ]45σ ]H=445(1)計(jì)算載荷系數(shù) 由表 8得使用系數(shù) 因 v=π 0× 1000=π× 576/60× 1000m/s=s,由圖 8V=由圖 8得齒向載荷分配系數(shù) 表 8得齒間載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)為 K=α =2)對(duì) 與 需對(duì)由 d1=K/1/3≧ 1/33)確定模數(shù) mn 3=表 8 4)計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 1 ＋ 2 = (23 ＋ 101)2 ×整，取 60螺旋角為 β =1＋ 2[(23＋ 101)2×160)]=β與初選值相差較大 ，故對(duì)與β有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖9H=端面重合度為 K=- 6 - ε a=[＋ 1/ [＋1/ 101)]向重合度為 ε β =d 23× 圖 8ε =由圖 11 2 d× (u＋ 1)/u× (β /[σ ]H)〕 1/3 〔 2× 54380/(1)/(45)〕 1/3確計(jì)算圓周速度為 V= π 0 × 1000= π× 576/60 ×1000m/s=s, 由圖 8V=K 值不變 3=表 8 高速級(jí)的中心距為 1 ＋ 2 = (23 ＋ 101)2 ×160mm 60螺旋角修正為 β =1＋ 2a= [(23＋ 101)2× 160)]=正完畢，故 23/ 101/ b=Ф 6mm b1=b＋ (5～ 10) 5 =6mm 5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 σ F=2β ≦ [σ ]F (1) K、 (2) 齒寬 b= 63) 齒形系數(shù) S。當(dāng)量齒數(shù)為 1/(3=23/(=2/(3=101/(=圖 8圖 8 4）由圖 8ε = 5）由圖 11β = 6）許用彎曲應(yīng)力 【σ 】 F=F 由圖 8b 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為σ 15σ70圖 8得壽命系數(shù) ,由表 8得安全系數(shù) 【σ 】 F=1× 215/72σ 】 F=1× 170/36 β =2× 54380/（ 66× [σ ]足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 - 7 - σ σ ]端面模數(shù) mt=mn/2.5/頂高 ha*× 根高 ( c*)1＋ 齒高 h= 隙 c=頂圓直徑為 22× 22× 根圓直徑為 22× 22× h=c=速級(jí)斜齒圓柱齒 輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 處理和公差等級(jí) 大、小齒輪均選用 45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8齒面硬度 17～ 25562～ 36， 90. 6 30～50 間。選用 8 級(jí)精度 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級(jí)精度 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為 〔 2 d× (u＋ 1)/u× (β /[σ ]H)〕 1/3 (1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 29810N· 2)因 v 值未知， 初步選載荷系數(shù) 初選 3)由表 8齒寬系數(shù)φ d=4)由表 8得彈性系數(shù) 5)初選螺旋角β =11o,由圖 9H=6)齒數(shù)比 u=7)初選 5，則 Z4=25= 2，則端 面重合度為 ε a=[＋ 1/ [＋ 1/ 82)]向重合度為 ε β =d 23× 圖 8ε =8)由圖 11得螺旋角系數(shù) 9)許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 [σ ]H= H 由圖 8a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為σ 80σ90齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 3 01 - 8 - 00× 2× 8× 250× 8=108 N3/108/107 由圖 8得壽命系數(shù) 表 8安全系數(shù) 小齒輪的許用接觸應(yīng)力 [σ ]H=580=齒 輪的許用接觸應(yīng)力 [σ ]H=390=468 [σ ]H=445算小齒輪的分度圓直徑 2 d× (u＋ 1)/u× (β /[σ ]H)〕 1/3 〔 2× 54380/(1)/(45)〕 1/3δ ]δ ]68δ ]H=4683t≧ (1)計(jì)算載荷系數(shù) 由表 8得使用系數(shù) 因 v= π 0 × 1000= π× 60 ×1000)m/s=s,由圖 8得動(dòng)載荷系數(shù) 由圖8β =表 8α =載荷系數(shù)為 K=α =2) 確定模數(shù) ,因 K 與 大，不 需對(duì)由 5=表 8 3)計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 3 ＋ 2 = (25 ＋ 82)2 ×整，取 90螺旋角為 β =3＋ 2[(25＋ 82)2×190)]=β與初選值相差較大，故對(duì)與β有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由圖9H=端面重合 度為 ε a=[＋ 1/ [＋ 1/ 82)]向重合度為 ε β =d 25× 圖 8得重合度系數(shù) 由圖 11得螺旋角系數(shù) 2 d× (u＋ 1)/u× (β /[δ ]H)〕 1/3 〔 2× 229810/(1)/(68)〕 1/3 V=π 60× 1000） =π× 60× 1000）m/s=s,由圖 8V=K 值不變 5=表 8 中心距為 3 ＋ 2 = (25 ＋ 82)2 ×190=90- 9 - 則螺旋角修正為 β =3＋ 2a= (25＋ 82)2× 190)]=正完畢，故 25/ 82/ b=Ф 8mm b3=b＋ (5～ 10) 05 =8mm 05齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 σ F=2β ≦ [σ ]F (4) K、 (5) 齒寬 b= 86) 齒形系數(shù) S。當(dāng)量齒數(shù)為 3/(3=25/(=4/(3=82/(=圖 8得 圖 8得 4）由圖 8得重合度系數(shù) 5）由圖 11β = 6）許用彎曲應(yīng)力 【σ 】 F=F 由圖 8b 查得彎曲 疲勞極限應(yīng)力為σ 15σ70圖 8得壽命系數(shù) ,由表 8得安全系數(shù) 【σ 】 F=1 ×215/72σ 】 F=1 ×170/36 β =2× 229810/（ 98× [σ ] σ [σ ]足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 端面模數(shù) mt=mn/3.5/頂高 ha*× 根高 ( c*)1＋ 齒高 h= 隙 c=頂圓直徑為 22× 22× 根圓直徑為 22× 22× h=c=、斜齒圓柱齒輪上作用力的計(jì)算 - 10 - 齒輪上作用力的計(jì)算為后續(xù)軸的設(shè)計(jì)和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計(jì)算見(jiàn)表。 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 計(jì)算結(jié)果 （ 1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 4380N· 速76r/速級(jí)齒輪的螺旋角β =齒輪左旋，大齒輪右旋 ，小齒輪分度圓直徑 2)齒輪 1 的作用力 圓周力為 T1/× 54380/方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 徑向力為 =方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪 1 的轉(zhuǎn)動(dòng)中心 軸向力為 方向可用左手法則確定，即用左手握住輪 1的軸 線(xiàn)，并使四 的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向 法向力為 t1/ = = 3)齒輪 2 的作用力 從動(dòng)齒輪 2 各個(gè)力與主動(dòng)齒輪 1 上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反 （ 1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 29810N· 速速級(jí)齒輪的螺旋角β =使齒輪 3 的軸向力與齒輪 2的軸向力互相抵消一部分，低速級(jí)的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑 2)齒輪 3 的作用力 圓周力為 T2/× 229810/方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 徑向力為 911。9N 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪 3 的轉(zhuǎn)動(dòng)中心 軸向力為 方向可用右手法則確定，即用右 手握住輪 1的軸線(xiàn)，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向 法向力為 t3/ ==3)齒輪 4 的作用力 從動(dòng)齒輪 4 各個(gè)力與主動(dòng)齒輪 3 上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反 911。 9 N 、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 11 - 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 見(jiàn)下表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 中間軸傳遞的功率 速 輪分度圓直徑 齒輪寬度6mm,05因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故由表 8用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 9 c=106～ 135,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎 矩，故取較小值 c=110,則 c(P2/× (（ 1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從 始設(shè)計(jì) （ 2） 軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設(shè)計(jì) 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計(jì)應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段①、⑤上安裝軸承， 其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。 暫取軸承為 7207C,經(jīng)過(guò)驗(yàn)算，軸承 7207C 的壽命不滿(mǎn)足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取 7210C 進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，由表 11軸承內(nèi)徑 d=50徑 D=90度 B=20位軸肩直徑 7徑定位直徑 3軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離 0常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號(hào)，則 0 3） 軸段②和軸段④的設(shè)計(jì) 軸段②上安裝齒輪 3，軸段④上安裝齒輪 2，為便于齒輪的安裝， 初定 d2=2 齒輪 2 輪轂寬度范圍為（ 78其輪轂寬度與齒輪寬度 6等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪 3 的直徑比較小，采用實(shí)心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度 05右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸端②和軸端④的長(zhǎng)度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故 024=644)軸端 ③ 該段為中間軸上的兩個(gè)齒輪提供定位，其軸肩高度范 圍為（ 其高度為 h=5 2輪 3 左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為Δ 1=10輪 2 與齒輪 3 的距離初定為Δ3=10箱體內(nèi)壁之間的距離為 Δ 1＋Δ 3＋ (b1＋2=[(2× 10＋ 10＋ 105＋ (75＋ 66)/2)]Δ3=箱體內(nèi)壁距離為 的右端面與箱體內(nèi)壁的距離 0mm 0mm d2=22=1024=64mm 2X=2063=- 12 - Δ 2=Δ 1＋（ [10＋ (75－ 66)/2]軸段③的長(zhǎng)度為 3=5)軸段①及軸段⑤的長(zhǎng)度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油漸入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為Δ =12間軸上兩個(gè)齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長(zhǎng)度為 ＋Δ＋Δ 1＋ 320＋ 12＋ 10＋ 3)5段⑤的長(zhǎng)度為 ＋Δ＋Δ 2＋ 220＋ 12＋ 2) 6）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離 由圖 4得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)距離為 1＋ － 345＋ 105/2－ 3)3＋ (2=[(66＋ 105)/2]=96mm 5＋ － 366/2－ 2)1=455=6mm 齒輪與軸間采用 A 型普通平鍵連接，查表 8鍵的型號(hào)分別為鍵 16× 1001096鍵 16× 631096（ 1）畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖 軸的受力簡(jiǎn)圖 如圖 4示 （ 2）計(jì)算支撐反力 在水平面上為 － ]/( [(96＋ － ]/( 96＋ =2H= 中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫(huà)力的方向相反 在垂直平面上為 ( =[(96＋ ( 96＋2V= 承 1 的總支撐反力為 承 2 的總支撐反力為 3)畫(huà)彎矩圖 彎矩圖如圖 4d和 在水平面上， 面圖左側(cè)為 1mm 面圖右側(cè)為 M’ =N· mm 面圖右側(cè)為 M’ 29466N· M’ =N· 垂直平面上為 1V=2V=1=2=- 13 - 12成彎矩，在 面左側(cè)為 mm 面右側(cè)為 M’ a=√ M’ 2 mm 面左側(cè)為 mm 面右側(cè)為 M’ b=√ M’ 2 4)畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖 429810 N· a=’ a=b=’ b=2=229810 N· 雖然 面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故 面兩側(cè)均有可能為危險(xiǎn)剖面，故分別計(jì)算 a- W=π 2－ bt(t)2/2× 523/3216× 6(52－ 6)2 /2× 52扭截面系數(shù)為 6－ bt(t)2/2× 523/1616× 6(52－6)2/2× 52面左側(cè)彎曲應(yīng)力為 σ b==面右側(cè)彎曲應(yīng)力為 σ ‘ b=M’ a/W=剪應(yīng)力為 τ =T=229810/彎矩合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α =當(dāng)量應(yīng)力為 σ ’ e=√σ b 2＋ 4(ατ )2=√ 4× ( ’ e ﹥?chǔ)?b,故 面右側(cè)為危險(xiǎn)截面 由表 85鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極 限σ B=650表8得軸的許用彎曲 應(yīng)力【σ =60σ ’ e﹤ [σ 強(qiáng)度滿(mǎn)足要求 軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求 齒輪 2 處鍵 連接的擠壓應(yīng)力為 σ p=4T2/× 229810/52× 10× (63－ 16)鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，，由表 8得【σ】 p=125～150σ p﹤【σ】 p,強(qiáng)度足夠 齒輪 3 處的鍵長(zhǎng)于齒輪 2 處的鍵，故其強(qiáng)度要求也足夠 鍵連接的強(qiáng)度要求也足夠 軸承壽命 （ 1 ） 計(jì) 算 軸 承 的 軸 向 力 由表 117210C=42800N,得 7210C 軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承 1、 2的內(nèi)部軸向力分別為 2=- 14 - 外部軸向力 A=軸向力方向如圖 4示 A=兩軸承的軸向力分別為 1=1－ A= 只需校核軸承 1的壽命 （ 2 ） 計(jì) 算 軸 承 1 的 當(dāng) 量 動(dòng) 載 荷 由 2000=查得 11 e= e,故 X=1， Y=0，則當(dāng)量動(dòng)載荷為 P=× 0× 3)校核軸 承壽命 軸承在 100下工作，查表 8得 8載荷系數(shù) 承 1 的壽命為 106/(60[3=[106/(60 × [1 ×42800/(3h=38195h 減速器預(yù)期壽命為 L‘ h=2× 8× 250× 8h=32000h L‘ h,故軸承壽命足夠 軸承壽命滿(mǎn)足要求 速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算見(jiàn)下表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算及說(shuō)明 高速軸傳遞的功 率 速 76r/齒輪分度圓 直徑 齒輪寬度 5因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故由表 8用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 9c=106～ 135,考慮軸端 即承受轉(zhuǎn)矩，又承受 彎矩，故取較小值 c=120,則 c(P1/× (76)1/3與帶輪連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大 3%～ 5%，軸端 最細(xì)處直徑為 ( 3mm 3軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如 圖 41)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)， 該減速器發(fā)熱小、軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式， 按軸上零件的安裝順序，從 軸的最細(xì)處開(kāi)始設(shè)計(jì) （ 2）軸段① 軸段 ①上安裝帶輪 ， 此段軸的設(shè)計(jì)應(yīng)與帶輪輪轂軸孔的設(shè)計(jì) 同步進(jìn)行。 根據(jù)第三步初算的結(jié)果， 考慮 到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能 滿(mǎn)足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定 軸段① 的軸徑 0輪輪轂的寬度為（ 30560合帶輪結(jié)構(gòu) L 帶輪 =42～ 56帶輪輪轂的寬度 L 帶輪 =50段①0- 15 - 的長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，取 83)密封圈與軸段② 在確定軸段②的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.1) 30軸徑 d2=2× (3)36最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于 3m/s,可選用氈圈油封，查表 85 54)軸承與軸段③及軸段⑦ 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段③ 上安裝軸承， 其直徑 應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為 7208C,經(jīng)過(guò)驗(yàn)算， 由表 11軸承內(nèi)徑d=40徑 D=80度 B=18內(nèi)圈 定位軸肩直徑7圈 定位直徑 3軸上 力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離 7 軸段的直徑 0承采用脂 潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取Δ，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁 1～2油環(huán)軸孔寬度初定為 5 ＋ 18＋15)07=B＋ 8＋ 15=335)齒輪與軸段⑤ 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，初定 2由表 8該處的鍵的截面尺寸為 b× h=128轂鍵槽深度 為 該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為 e=－ －) 軸設(shè)計(jì)成齒輪軸，則有 L5=5 (6)軸段④和軸段⑥的設(shè)計(jì) 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則 d4=8輪右端距箱體內(nèi)壁距離為Δ1，則軸段⑥的長(zhǎng)度 ＋Δ 1－ 12＋ 10－ 15)長(zhǎng)度為 X＋Δ －Δ 1－ 206＋ 12― 10― 75―15)187)軸段②的長(zhǎng)度 該軸段的長(zhǎng)度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為 L=δ＋ (5～ 8)表 4知，下箱座壁厚δ= 3190＋ 3).7