齒輪模擬故障試驗臺設(shè)計齒輪箱設(shè)計

/齒輪模擬故障試驗臺設(shè)計——齒輪箱設(shè)計摘要：齒輪模擬故障試驗臺，能夠便利地模擬齒輪設(shè)備的典型故障，便利了科研人員進行故障診斷方法的探討驗證過程，也為齒輪的故障診斷供應(yīng)依據(jù)，節(jié)約了科研人員花費在布置試驗的時間和精力。該試驗臺還可用于教學(xué)實踐中，提高學(xué)習(xí)認知水平。設(shè)計齒輪模擬故障試驗臺就顯得特殊有必要。本文通過了解國內(nèi)外齒輪模擬故障試驗臺的模擬器結(jié)構(gòu)設(shè)計的現(xiàn)狀，設(shè)計了一種能模擬6種典型故障的齒輪模擬試驗臺，操作者能在運行中能連續(xù)視察齒輪從正常到發(fā)生故障的信號變更過程和故障齒輪嚙合的合成信號。本文完成了模擬器的總體方案分析和設(shè)計；重點計算了減速箱的結(jié)構(gòu)尺寸、齒輪的幾何參數(shù)和精度等級；設(shè)計了輸入花鍵軸、輸出花鍵軸、中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸，并進行了強度校核和精確校核；估算了各軸承的工作壽命，并校核了花鍵、平鍵強度。關(guān)鍵詞：齒輪；減速箱；設(shè)計；故障；模擬科GearSimulatedFailureTestPlatformDesign--GearBoxDesignAbstract:Gearsimulatedfailuretestplatformcanberepresentativeoftheequipmentfailurebeingeasyforresearchpersonneltocarryondiagnosisstudyandthevalidationprocess.Alsoitprovidesaccordanceforthediagnosesoffailuregear.Atthesametime,ithelpsscientificresearchpersonnelintheexperimentoftimeandenergy.Theexperimentalstagealsocanbeusedinteachingpracticeandimprovethelevelofcognition.Therefore,itisverynecessarytodesignagearsimulatedfailuretestplatform.Bylearningtheprocessofstructuraldesignofanemulatorwhichisonepartofgearsimulatedfailuretestplatform,Ihavedesignedasimulationofsixkindsofrepresentativeoftheexperimentinthisarticle.Operatorscanobserveconsecutivelythesignalofthegearfromnormaltothewrongandthesynthesissignalofthetwomeshinggear.Thispapercompletedthegeneralschemeanalysisanddesigncalculationsofthesimulator,designedthesizesofthegearbox,thestructureofthegeometryoftheparametersandprecisionlevelandcalculatedthestructureparametersoftheentershaft,theoutputaxisandtheintermediateshaft.Then,Icheckthestrengthandcarryonthepreciselycoresize.Atlast,Iestimatedtheworkinglifeofallthebearingscheckedthestrengthofallkeys.Keywords:gear;decelerator;design;breakdown;simulation目錄1緒論 11.1齒輪模擬故障試驗臺的設(shè)計意義 11.2國內(nèi)外齒輪故障模擬試驗臺的發(fā)展概況 11.3工作內(nèi)容和設(shè)計方法 22減速器設(shè)計 42.1總體方案設(shè)計 42.2初步確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型 52.3定傳動方案 62.3.1選擇電機 62.3.2確定傳動比和支配傳動比 62.3.3計算運動和動力參數(shù) 62.4減速器結(jié)構(gòu) 72.4.1高速級齒輪設(shè)計計算級結(jié)構(gòu)說明 72.4.2低速級齒輪設(shè)計計算級結(jié)構(gòu)說明 82.4.3減速器附件的名稱、位置和作用 112.5齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計及精度選擇 112.5.1小花鍵齒輪 112.5.2雙聯(lián)齒輪 132.5.3三聯(lián)齒輪 172.5.4大花鍵齒輪 212.5.5齒輪傳動系統(tǒng)的傳動特性 232.6鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸 243軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核 273.1材料選擇 273.2輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核 273.3中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核 313.4輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核 384滾動軸承的校核 444.1輸入軸上滾動軸承校核 444.2中間軸上滾動軸承校核 444.3輸出軸上滾動軸承校核 445鍵的選擇和校核 465.1平鍵的選擇和校核 465.1.1輸入軸上鍵的選擇和校核 465.1.2中間軸上鍵的選擇和校核 465.1.3輸出軸上鍵的選擇和校核 475.2花鍵的選擇和校核 475.2.1輸入軸上花鍵的強度計算 475.2.2輸出軸上花鍵的強度計算 485.3留意事項 48結(jié)論 49參考文獻 錯誤！未定義書簽。致謝 521緒論1.1齒輪模擬故障試驗臺的設(shè)計意義齒輪裝置廣泛應(yīng)用于國民經(jīng)濟各部門，齒輪裝置的運行狀態(tài)干脆影響著企業(yè)設(shè)備及人身平安和生產(chǎn)效益。運用科學(xué)的方法對齒輪裝置的運行狀態(tài)進行監(jiān)測和推斷，從而了解運行質(zhì)量，防止故障發(fā)生，對企業(yè)的設(shè)備管理和經(jīng)濟效益都有重要價值【1】。齒輪故障診斷方法的探討是設(shè)備故障的熱點問題。各種故障診斷方法的運用范圍、優(yōu)缺點等問題都要實踐的檢驗。通過試驗裝置模擬齒輪的各種故障，進而便利地在試驗裝置上進行各種有針對性的試驗以對診斷方法進行檢驗是很有意義的。作為機器的重要零件的齒輪的故障試驗探討日益受到人們的重視。一方面，假如只有理論探討而沒有試驗探討，那么齒輪各種診斷方法的有效性、精確性、優(yōu)缺點等問題的探討就不能建立在科學(xué)的基礎(chǔ)之上【2】。另一方面，國內(nèi)在齒輪箱故障診斷上做的工作較多，但主要是依據(jù)現(xiàn)有的設(shè)備，對測得的振動時域或頻域波形進行事后分析。因此，試制齒輪傳動故障模擬試驗臺，以為齒輪的故障診斷供應(yīng)依據(jù)，就顯得特殊有必要。齒輪模擬故障試驗臺的是一種用來模擬齒輪故障振動的試驗裝置，通過對故障的模擬、故障振動信號的采集、傳輸、分析，達到試驗、分析、建立診斷數(shù)據(jù)庫和頻譜圖像的目的，為齒輪箱的故障診斷供應(yīng)有效地依據(jù)?？梢詼y試不同轉(zhuǎn)速（0~3000r/min）、不同載荷、不同故障齒輪的振動、噪聲、聲放射等動態(tài)信號。1.2國內(nèi)外齒輪故障模擬試驗臺的發(fā)展概況齒輪減速器在各行各業(yè)中特殊廣泛地運用著，是一種不行缺少的機械傳動裝置。目前科研單位所用的齒輪箱試驗臺絕大多數(shù)是機械功率封閉性型或電功率封閉性運轉(zhuǎn)式齒輪試驗臺，主要用于觀測單個或單對齒輪某一項故障的發(fā)展過程。雖然成本低、便于安裝、便于視察測量，但是視察不同的故障必需更換齒輪試件，且一次試驗只能同時視察一種故障，不便于齒輪故障方法的探討。如國外FZG的CL-100齒輪試驗機能完成下列試驗：通過西德潤滑試驗標準方法，即FZG齒輪油試驗來確定有齒輪油引起的齒輪擦傷負荷和重量變更。確定有不同材質(zhì)制成的齒輪，其齒面承載實力的強度曲線。確定有不同材質(zhì)制成的齒輪，其齒跟承載實力曲線。齒面乏累強度試驗。輪滑油剪切安定性測定法試驗。國內(nèi)設(shè)計的一種機械設(shè)備故障診斷綜合試驗臺，包括動力源部分、故障模擬器部分、檢測部分。動力源部分，有溝通電機和調(diào)速器組成；故障模擬器部分，有各類齒輪、軸承、聯(lián)軸器、動不平衡模擬器、載荷設(shè)備組成；檢測部分，有各類傳感器組成，電機和故障模擬部分靠軸計齒輪嚙合連接，該試驗臺可以給學(xué)員供應(yīng)設(shè)備的各種故障來進行學(xué)習(xí)和訓(xùn)練，試驗臺診斷功能全面，可以真實的模擬工程中，機械設(shè)備中十多種常見的設(shè)備故障現(xiàn)象。該設(shè)備也是進行各種機械設(shè)備故障診斷探討試驗的牢靠工具。其特征在于試驗包括：動力源部分，由溝通電機和調(diào)速器組成；故障模擬器部分，由可更換的各類無損壞、損壞和有缺陷的直齒輪、斜齒、人字齒輪、滾動軸承、滑動軸承、靜壓軸承及各類聯(lián)軸器、動不平衡模擬器、載荷設(shè)備組成；檢測部分，由加速度、速度、位移、溫度、力、壓力傳感器組成，其中調(diào)速器裝在點電機上電機通過聯(lián)軸器和故障模擬部分的輸入軸連接。載荷設(shè)備通過聯(lián)軸器和輸出軸連接，檢測部分的加速度、速度、位移、溫度傳感器裝在載荷設(shè)備的軸承座上。1.3工作內(nèi)容和設(shè)計方法本文齒輪故障模擬試驗臺由直流發(fā)電機、加載電機、直流調(diào)速加載系統(tǒng)、齒輪減速箱構(gòu)成。本文是對該試驗臺的故障模擬器部分齒輪箱進行設(shè)計，以實現(xiàn)6種故障模擬，全部集中在中間軸上，一根安裝在齒輪箱內(nèi)（三種故障），一根備用軸（三種故障），更換時整根軸系（包括：軸承、軸、齒輪）一起換，運用比較便利。本齒輪模擬故障試驗臺可通過齒輪換擋或更換齒輪箱中間軸組件實現(xiàn)不同故障齒輪的嚙合。試驗臺配置的故障齒輪有：輪齒乏累裂紋、斷齒、齒面點蝕、單齒齒面剝落、一對對稱齒齒面乏累剝落、齒面磨損、齒輪偏心。齒輪箱上設(shè)有油標，內(nèi)設(shè)有輸入花鍵軸、輸出花鍵軸，輸出花鍵軸和輸入花鍵軸之間有過渡軸，輸出花鍵軸、輸入花鍵軸、中間軸不再同一平面上。輸入花鍵軸上安裝有第一花鍵齒輪，輸出花鍵軸上安裝有其次花鍵齒輪，中間軸上安裝有兩個齒輪構(gòu)成的二聯(lián)齒輪以及一個三聯(lián)齒輪或多聯(lián)齒輪。第一花鍵齒輪和二聯(lián)齒輪嚙合，其次花鍵齒輪和三聯(lián)齒輪嚙合。在第一花鍵齒輪和其次花鍵齒輪旁邊分別裝有第一撥叉換位裝置和其次撥叉換位裝置，在運行中由第一、其次撥叉換位裝置撥動二聯(lián)齒輪、三聯(lián)齒輪或多聯(lián)齒輪，即可連續(xù)模擬多種齒輪故障。拆開齒輪箱箱蓋后，只暴露給試驗者中間軸的齒輪、檔油盤、軸承。更換中間軸時，其他兩根軸固定裝態(tài)不變更，更換中間軸后不須要調(diào)整兩根軸的軸向位置，更換過程較為簡潔。當拆卸箱蓋更換中間軸的故障齒輪時，只須要卸下中間軸軸承旁螺栓和中間軸上端蓋，拆卸過程較短。反之，當合上箱蓋時，也只需較短的裝配時間，齒輪箱的上述三根軸的空間裝置，橫向尺寸小，結(jié)構(gòu)緊湊。二聯(lián)三聯(lián)或多聯(lián)齒輪經(jīng)由撥叉換位裝置，在運行中連續(xù)模擬多種故障，通過撥叉裝置撥動齒輪的組合結(jié)果，可便利視察齒輪的各種故障信號。手柄經(jīng)手柄軸、擺桿，通過銷軸使滑塊撥動被操縱件，這種操縱方式結(jié)構(gòu)簡潔、應(yīng)用普遍。操縱機構(gòu)靠手柄座上的鋼球來定位，鋼球在彈簧作用下壓入定位坑中實現(xiàn)定位。鋼球定位的結(jié)構(gòu)簡潔，運用便利、制造簡潔。2減速器設(shè)計2.1總體方案設(shè)計通過了解國內(nèi)外齒輪模擬故障試驗臺的模擬器結(jié)構(gòu)設(shè)計的現(xiàn)狀，設(shè)計了一種能模擬6種典型故障的齒輪模擬試驗臺，操作者能在運行中能連續(xù)視察齒輪從正常到發(fā)生故障的信號變更過程和故障齒輪嚙合的合成信號。齒輪故障模擬試驗臺由直流發(fā)電機、加載電機、直流調(diào)速加載系統(tǒng)、齒輪減速箱構(gòu)成。減速器總體方案如圖2-1所示。圖2-1減速器總體設(shè)計方案本齒輪模擬故障試驗臺可通過齒輪換擋或更換齒輪箱中間軸組件實現(xiàn)不同故障齒輪的嚙合。試驗臺配置的故障齒輪有：斷齒、齒面點蝕、單齒齒面剝落、一對對稱齒面乏累剝落、齒面磨損、齒輪偏心。如圖2-2、圖2-3所示。本試驗臺為齒輪模擬故障試驗臺，故選用圓柱齒輪減速器。其中部分傳動齒輪有故障齒。齒面勻整磨損正常偏心正常點蝕剝落正常正常對稱剝落斷齒圖2-2中間軸組件１故障設(shè)置圖2-3中間軸組件２故障設(shè)置2.2初步確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型2.2.1.1減速器的傳動級數(shù)減速器的傳動級數(shù)為兩級傳動。2.2.1.2確定傳動件布置形式減速器傳動件接受綻開式。主要考慮齒輪模擬故障和實現(xiàn)兩級傳動的須要，以及滿足浸油潤滑的要求。2.2.1.3初選軸承類型軸承主要承受徑向載荷，且轉(zhuǎn)速較高，故接受深溝球軸承。（1）調(diào)整：實現(xiàn)雙支點各單向固定的支撐，這種軸承在安裝是，通過調(diào)整端蓋斷面和外殼之間墊片的厚度，使軸承外圈和端蓋之間留有很小的軸向間隙，以適當補償軸受熱伸長。（2）固定：由擋油板和軸承端蓋實現(xiàn)軸向固定，軸承端蓋結(jié)構(gòu)如圖4所示。（3）潤滑：軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦阻力，還可以起到散熱、減小接觸應(yīng)力、吸取振動、防止銹蝕等作用。初選脂潤滑。（4）密封：軸承的密封裝置是為了阻擋灰塵、水、酸氣和其他雜物進入軸承，并阻擋潤滑劑流失而設(shè)置的。初選接觸式的氈圈油封。2.2.1.4確定減速器機體結(jié)構(gòu)由于在試驗過程中須要更換中間軸，故將中間軸布置在水平剖分面上，為了減小減速器的總體尺寸，故將相嚙合的兩齒輪中心線旋轉(zhuǎn)確定的角度。選擇聯(lián)軸器類型初選膜片聯(lián)軸器。膜片聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)比較簡潔，彈性元件的連接沒有間隙，不需潤滑，維護便利，平衡簡潔，質(zhì)量小，對環(huán)境適應(yīng)性強，主要用于載荷比較平穩(wěn)的高速轉(zhuǎn)動。2.3定傳動方案2.3.1選擇電機1.驅(qū)動和加載電機(1)驅(qū)動電機為直流電動機：型號：Z2-12，額定轉(zhuǎn)速：3000r/min，額定功率：1.1kw，額定電壓：220V，額定電流：6.41A。(2)加載電機為直流電動機：型號：Z2-42，額定轉(zhuǎn)速：750r/min，額定功率：1.5kw，額定電壓：230V，額定電流：9.16A。2.3.2確定傳動比和支配傳動比（1）齒輪減速箱的變速級數(shù)：兩級變速，接受綻開式齒輪減速器。（2）支配傳動比：=2.5，=1.6。2.3.3計算運動和動力參數(shù)將傳動裝置各軸由高速值低速以此定為1軸、2軸、3軸、4軸，以及，，……為相鄰兩軸間的傳動比；，，……為相鄰兩軸間的傳動效率；，，……為各軸的輸入功率（kw）；,,……為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。各軸轉(zhuǎn)速由文獻[3,(9)～(11)]可知，1軸：r/min（2-1）2軸：r/min（2-2）3軸：r/min（2-3）4軸：r/min（2-4）2.3.3.2各軸輸入功率齒輪聯(lián)軸器的效率取0.99，齒輪傳動副效率0.97。由文獻[3,(12)～(15)]可知，1軸：kw（2-5）2軸：kw（2-6）3軸：kw（2-7）4軸：kw（2-8）各軸輸入轉(zhuǎn)矩由文獻[3,(16)～(21)]可知，電機軸：N·m（2-9）1軸：N·m（2-10）2軸：N·m（2-11）3軸：N·m（2-12）4軸：N·m（2-13）齒輪傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)如表2-1所示。表2-1齒輪傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器加載電機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速(r/min)300030001200750750功率（kw）1.101.091.061.031.02轉(zhuǎn)矩（N.m）3.503.478.4113.0612.932.4減速器結(jié)構(gòu)2.4.1高速級齒輪設(shè)計計算級結(jié)構(gòu)說明2.4.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料級齒數(shù)（1）按圖3-1的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）試驗臺減速器齒輪轉(zhuǎn)速較高，故選用7級精度。（3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（常化），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）計算小齒輪傳遞的扭矩（5）取齒寬系數(shù)。（6）取彈性影響系數(shù)（7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸乏累強度極限大齒輪的接觸乏累強度極限。（8）預(yù)期壽命為20年，兩班制，一年按300天計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)2.4.1.2按齒根彎曲強度設(shè)計（2-14）（1）確定各計算數(shù)值a.小齒輪的彎曲乏累強度極限；大齒輪的彎曲強度極限。b.取彎曲乏累壽命系數(shù)，；c.計算彎曲乏累許用應(yīng)力，取彎曲乏累平安系數(shù)，由式（10-12）得：(2-15)(2-16)d.由文獻[1]查得：，，，計算載荷系數(shù)K：(2-17)e.查取齒形系數(shù)：由表10-5查得，。f.查取應(yīng)力校正系數(shù)：由表10-5查得，。g.計算大小齒輪的并加以比較。（2-18）（2-19）大齒輪的數(shù)值大。(2）設(shè)計計算：由公式（4-1）得，（2-20）取。按齒輪的接觸乏累強度計算。1）.試算小齒輪的分度圓直徑=31.5mm，取mm。2).計算圓周速度v。=7.86m/s。3）.計算齒寬b。b==0.450mm=25mm。4）.計算齒寬齒高之比b/h。模數(shù)。齒高：h=2.25=4.327,b/h=5.778。5）.依據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)，直齒輪，，查得運用系數(shù)，查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，，由b/h=5.778，，得，故載荷系數(shù)=1.3546）.=50.68mm。7）.計算模數(shù)m。m==1.949.幾何尺寸的計算。取模數(shù)m=2，考慮到各軸的配置，齒輪的分度圓直徑不宜過小，取，，，。。取。高速級圓柱齒輪傳動參數(shù)如表2-2。名稱代號單位小齒輪大齒輪模數(shù)mmmmmm壓力角中心距mm傳動比嚙合角齒寬系數(shù)齒數(shù)分度圓直徑mmmmmm基圓直徑mmmmmm齒頂圓直徑mmmmmm齒根圓直徑mmmmmm齒寬mmmmmm材料及齒面硬度HBS調(diào)質(zhì)鋼?；X頂高mmmmmm齒根高mmmmmm全齒高mmmmmm表2-2高速級圓柱齒輪傳動參數(shù)2.4.2低速級齒輪設(shè)計計算級結(jié)構(gòu)說明2.4.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料級齒數(shù)（1）按圖3-1的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）試驗臺減速器齒輪轉(zhuǎn)速較高，故選用7級精度。（3）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（常化），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。2.4.2.2按齒根彎曲強度設(shè)計（2-21）(1)確定各計算數(shù)值a.由圖10-20c查的小齒輪的彎曲乏累強度極限；大齒輪的彎曲強度極限。b.由圖10-18取彎曲乏累壽命系數(shù)，；c.計算彎曲乏累許用應(yīng)力，取彎曲乏累平安系數(shù)，由式（10-12）得：(2-22)（2-23）d.由文獻[1]查得：，，，計算載荷系數(shù)K：（2-24）e.查取齒形系數(shù)：由表10-5查得，。f.查取應(yīng)力校正系數(shù)：由表10-5查得，。g.計算大小齒輪的并加以比較。（2-25）（2-26）大齒輪的數(shù)值大。(2）設(shè)計計算：由公式（4-21）得，（2-27）取。2.4.2.3按接觸乏累強度計算。（1）確定各參數(shù)值。1）試選載荷系數(shù)。2）計算小齒輪的傳遞的扭矩。。3）取齒寬系數(shù)。4）取彈性影響系數(shù)。5）按齒面硬度差得小齒輪的接觸乏累強度極限，大齒輪的接觸乏累強度極限。6）預(yù)期壽命20年，2班制，一年按300天計，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7）接觸乏累壽命系數(shù)8）計算接觸乏累許用應(yīng)力取失效概率為1%，平安系數(shù)s=1，由式（10-12）得：。（2）設(shè)計計算。1)試算小齒輪分度圓直徑代入中較小的值=46.取。2）計算圓周速度v。。計算齒寬b.=0.480=32mm。計算齒寬齒高比b/h。模數(shù)5）依據(jù)v=5m/s，7級精度,查得動載系數(shù)=1.15；直齒輪，由7級精度，小齒輪相對支承為非對稱布置，，故載荷系數(shù)。6）7）計算模數(shù)。。2.4.2.4確定幾何尺寸。取模數(shù)m=2，齒輪直徑要取大一些，令=502mm=100mm，mm；中心距;。低速級圓柱齒輪傳動參數(shù)如表2-3所示。表2-3低速級圓柱齒輪傳動參數(shù)名稱代號單位小齒輪大齒輪模數(shù)mmmmmm壓力角中心距mm傳動比嚙合角齒寬系數(shù)齒數(shù)分度圓直徑mmmmmm基圓直徑mmmmmm齒頂圓直徑mmmmmm齒根圓直徑mmmmmm齒寬mmmmmm材料及齒面硬度HBS調(diào)質(zhì)鋼?；X頂高mmmmmm齒根高mmmmmm全齒高mmmmmm2.4.3減速器附件的名稱、位置和作用（1）窺視孔和窺視孔蓋：在減速器上不開窺視孔，檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，了解嚙合狀況；（2）放油螺塞：在減速器底部設(shè)有放油孔，用于解除污油，注油前用螺塞堵上；（3）油標：油標用來檢查油面高度，保證正常油量；（4）通氣器：在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣體自由逸出，達到機體內(nèi)外氣壓相等，提高機體由縫隙處的密封性能；（5）啟蓋螺釘：機蓋和機座接合面上涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后不易分開。故在機蓋凸緣上裝有一到兩個啟蓋螺釘，在啟蓋時，先擰動次螺釘頂起機蓋；（6）定位銷：為保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)接后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，銷孔位置不對陳；（7）調(diào)整墊片：調(diào)整墊片有多片很薄的軟金屬制成，用以調(diào)整軸承間隙，有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用；（8）吊環(huán)：機蓋上裝有吊環(huán)，用以搬運或拆卸機蓋，在基座上鑄出吊鉤，用以搬運機座或整個減速器，（9）密封裝置：在伸出軸和端蓋之間有間隙，必需安裝密封件，以防止漏油或污物進入機體內(nèi)。2.5齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計及精度選擇2.5.1小花鍵齒輪齒輪結(jié)構(gòu)齒輪有關(guān)尺寸如下：花鍵孔內(nèi)徑mm，花鍵孔外徑mm，輪轂長度mm。齒輪精度等級選擇確定齒輪的精度等級小齒輪的分度圓直徑：mm,大齒輪的分度圓直徑：mm,公稱中心距：mm,齒輪的圓周速度：m/s,參考表10-5所列通用減速器的齒輪和表10-6所列某些機器中的一般齒輪所接受的精度等級，按齒輪圓周速度，綜合考慮三項精度要求，確定齒輪傳遞運動的精確性、傳動平穩(wěn)性、輪齒載荷分布勻整性的精度等級分別為8級、7級、7級。確定齒輪的應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差由附表10-1查得小齒輪的四項應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差為：齒距累積總公差：μm，單個齒距極限偏差：μm，齒廓總公差：μm，螺旋線總公差：μm。本齒輪減速器的齒輪屬于一般齒輪，不須要規(guī)定k個齒距累主動限偏差。確定公差齒厚及其極限偏差齒輪材料線脹系數(shù)為，箱體材料為鑄鐵，線脹系數(shù)為，減速器工作時，齒輪溫度增至，箱體的溫度增至，室溫為。確定齒厚極限偏差時，首先確定齒輪副所需的最小法向間隙，其中，由式（10-6）確定補償熱變形所需的側(cè)隙：mm（2-28）減速器接受油池潤滑，由表10-7查得保證正常潤滑所需的側(cè)隙為：（2-29）因此：μm（2-30)然后，確定補償齒輪和齒輪箱體的制造誤差和安裝誤差所引起的側(cè)隙減小量，按式（10-8），由附表10-1得：μm，μm，μm（2-31）令大小齒輪齒厚上偏差相同，按式（10-9），由附表10-5查得中心距極限偏差μm，因此，小滑移齒輪齒厚上偏差為：μm,(2-32)按式（10-10），由附表10-3查得齒輪徑向跳動公差μm,從表10-8查取切齒時徑向進刀公差為：μm，（2-33）因此齒厚公差選取為：μm（2-34）最終，計算齒厚的下偏差，μm（2-35）確定公稱公法線長度及其極限偏差由于測量公法線長度較為便利，且測量精度較高，因此本例接受公法線長度偏差作為側(cè)隙指標?？琮X數(shù)為：，取k=4。（2-36）公稱法線長度按下式計算：(2-37)按式（10-11），由附表10-3查得μm,確定公法線長度上下偏差為：μm（2-38）（2-39）按計算結(jié)果，在齒輪圖上這樣標注：mm。確定齒面的表面粗糙度輪廓幅度參數(shù)的允許值。按齒輪的精度8級，由附表10-7查得齒面的表面粗糙度輪廓精度參數(shù)Ra的上限值為1.25μm。確定齒輪坯公差。按附表10-6，基準孔尺寸公差為IT8，其尺寸公差確定為，并接受包涵要求。齒頂圓柱面不作為測量齒厚的基準和切齒時的找正基準，齒頂圓公差帶確為。確定齒輪副中心距的極限偏差μm，取為μm。2.5.1.3齒輪的結(jié)構(gòu)及標注小滑移齒輪的結(jié)構(gòu)及標注如圖2-5所示。圖2-5小花鍵齒輪的結(jié)構(gòu)2.5.1.4齒輪參數(shù)小滑移齒輪的參數(shù)如表2-4所示。表2-4小花鍵齒輪的參數(shù)2.5.2雙聯(lián)齒輪齒輪結(jié)構(gòu)雙聯(lián)齒輪有關(guān)尺寸如下：mm,mm2.5.2.2齒輪精度等級選擇（1）確定齒輪的精度等級小齒輪的分度圓直徑：mm,大齒輪的分度圓直徑：mm,公稱中心距：mm,齒輪的圓周速度：m/s,參考表10-5所列通用減速器的齒輪和表10-6所列某些機器中的一般齒輪所接受的精度等級，按齒輪圓周速度，綜合考慮三項精度要求，確定齒輪傳遞運動的精確性、傳動平穩(wěn)性、輪齒載荷分布勻整性的精度等級分別為8級、7級、7級。(2)確定齒輪的應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差由附表10-1查得小齒輪的四項應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差為：齒距累積總公差：μm，單個齒距極限偏差：μm，齒廓總公差：μm，螺旋線總公差：μm。本齒輪減速器的齒輪屬于一般齒輪，不須要規(guī)定k個齒距累主動限偏差。（3）確定公差齒厚及其極限偏差齒輪材料線脹系數(shù)為，箱體材料為鑄鐵，線脹系數(shù)為，減速器工作時，齒輪溫度增至，箱體的溫度增至，室溫為。確定齒厚極限偏差時，首先確定齒輪副所需的最小法向間隙，其中，由式（10-6）確定補償熱變形所需的側(cè)隙：mm（2-40）減速器接受油池潤滑，由表10-7查得保證正常潤滑所需的側(cè)隙為：（2-41）因此：μm(2-42)然后，確定補償齒輪和齒輪箱體的制造誤差和安裝誤差所引起的側(cè)隙減小量，按式（10-8），由附表10-1得：μm，μm，μm（2-43）令大小齒輪齒厚上偏差相同，按式（10-9），由附表10-5查得中心距極限偏差μm，因此，小滑移齒輪齒厚上偏差為：μm,(2-44)按式（10-10），由附表10-3查得齒輪徑向跳動公差μm,從表10-8查取切齒時徑向進刀公差為：μm，（2-45）因此齒厚公差選取為：μm（2-46）最終，計算齒厚的下偏差，μm（2-47）確定公稱公法線長度及其極限偏差由于測量公法線長度較為便利，且測量精度較高，因此本例接受公法線長度偏差作為側(cè)隙指標?？琮X數(shù)為：，取k=9。（2-48）公稱法線長度按下式計算：(2-49)按式（10-11），由附表10-3查得μm,確定公法線長度上下偏差為：μm（2-50）μm（2-51）按計算結(jié)果，在齒輪圖上這樣標注：mm。確定齒面的表面粗糙度輪廓幅度參數(shù)的允許值。按齒輪的精度8級，由附表10-7查得齒面的表面粗糙度輪廓精度參數(shù)Ra的上限值為1.25μm。確定齒輪坯公差。按附表10-6，基準孔尺寸公差為IT8，其尺寸公差確定為，并接受包涵要求。確定齒輪副中心距的極限偏差μm，取為μm?；鶞识嗣鎸X輪基準軸線的圓跳動公差為：μm，取為15μm。2.5.2.3齒輪的結(jié)構(gòu)及標注小滑移齒輪的結(jié)構(gòu)及標注如圖2-6所示。齒輪的數(shù)據(jù)雙聯(lián)齒輪的數(shù)據(jù)如表2-6所示。2.5.3三聯(lián)齒輪齒輪結(jié)構(gòu)齒輪有關(guān)尺寸如下：軸孔直徑mm齒輪厚度mm2.5.3.2齒輪精度等級選擇確定齒輪的精度等級小齒輪的分度圓直徑：mm,大齒輪的分度圓直徑：mm,圖2-6雙聯(lián)齒輪的結(jié)構(gòu)公稱中心距：mm,齒輪的圓周速度：m/s,參考表10-5所列通用減速器的齒輪和表10-6所列某些機器中的一般齒輪所接受的精度等級，按齒輪圓周速度，綜合考慮三項精度要求，確定齒輪傳遞運動的準表2-6雙聯(lián)齒輪的數(shù)據(jù)確性、傳動平穩(wěn)性、輪齒載荷分布勻整性的精度等級分別為8級、7級、7級。確定齒輪的應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差由附表10-1查得小齒輪的四項應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差為：齒距累積總公差：μm，單個齒距極限偏差：μm，齒廓總公差：μm，螺旋線總公差：μm。本齒輪減速器的齒輪屬于一般齒輪，不須要規(guī)定k個齒距累主動限偏差。（3）確定公差齒厚及其極限偏差齒輪材料線脹系數(shù)為，箱體材料為鑄鐵，線脹系數(shù)為，減速器工作時，齒輪溫度增至，箱體的溫度增至，室溫為。確定齒厚極限偏差時，首先確定齒輪副所需的最小法向間隙，其中，由式（10-6）確定補償熱變形所需的側(cè)隙：mm（2-52）減速器接受油池潤滑，由表10-7查得保證正常潤滑所需的側(cè)隙為：（2-53）因此：μm(2-54)然后，確定補償齒輪和齒輪箱體的制造誤差和安裝誤差所引起的側(cè)隙減小量，按式（10-8），由附表10-1得：μm，μm，（2-55）令大小齒輪齒厚上偏差相同，按式（10-9），由附表10-5查得中心距極限偏差μm，因此，小滑移齒輪齒厚上偏差為：μm(2-56)按式（10-10），由附表10-3查得齒輪徑向跳動公差μm,從表10-8查取切齒時徑向進刀公差為：μm，（2-57）因此齒厚公差選取為：μm（2-58）最終，計算齒厚的下偏差，μm（2-59）(4)確定公稱公法線長度及其極限偏差由于測量公法線長度較為便利，且測量精度較高，因此本例接受公法線長度偏差作為側(cè)隙指標?？琮X數(shù)為：，取k=7。（2-60）公稱法線長度按下式計算：(2-61)按式（10-11），由附表10-3查得μm,確定公法線長度上下偏差為：μm（2-62）（2-63）按計算結(jié)果，在齒輪圖上這樣標注：mm。(5)確定齒面的表面粗糙度輪廓幅度參數(shù)的允許值。按齒輪的精度8級，由10-7查得齒面的表面粗糙度輪廓精度參數(shù)Ra的上限值為1.25μm。(6)確定齒輪坯公差。按附表10-6，基準孔尺寸公差為IT8，其尺寸公差確定為，并接受包涵要求。齒頂圓柱面不作為測量齒厚的基準和切齒時的找正基準，齒頂圓公差帶確為。確定齒輪副中心距的極限偏差μm，取為μm?；鶞识嗣鎸X輪基準軸線的圓跳動公差為：μm，取為5μm。齒輪的結(jié)構(gòu)及標注小滑移齒輪的結(jié)構(gòu)及標注如圖2-7所示。圖2-7三聯(lián)齒輪的結(jié)構(gòu)2.5.3.4齒輪數(shù)據(jù)三聯(lián)齒輪的數(shù)據(jù)如表2-7所示。表2-7三聯(lián)齒輪的數(shù)據(jù)2.5.4大花鍵齒輪齒輪結(jié)構(gòu)大花鍵齒輪有關(guān)尺寸如下：花鍵孔內(nèi)徑mm，花鍵孔外徑mm，輪轂長度mm，齒輪寬度mm。2.5.4.2齒輪精度等級選擇（1）確定齒輪的精度等級齒輪的圓周速度：m/s,參考表10-5所列通用減速器的齒輪和表10-6所列某些機器中的一般齒輪所接受的精度等級，按齒輪圓周速度，綜合考慮三項精度要求，確定齒輪傳遞運動的精確性、傳動平穩(wěn)性、輪齒載荷分布勻整性的精度等級分別為8級、7級、7級。（2）確定齒輪的應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差由附表10-1查得小齒輪的四項應(yīng)檢精度指標的公差或極限偏差為：齒距累積總公差：μm，單個齒距極限偏差：μm，齒廓總公差：μm，螺旋線總公差：μm.本齒輪減速器的齒輪屬于一般齒輪，不須要規(guī)定k個齒距累主動限偏差。（3）確定公差齒厚及其極限偏差齒輪材料線脹系數(shù)為，箱體材料為鑄鐵，線脹系數(shù)為，減速器工作時，齒輪溫度增至，箱體的溫度增至，室溫為。確定齒厚極限偏差時，首先確定齒輪副所需的最小法向間隙，其中，由式（10-6）確定補償熱變形所需的側(cè)隙：mm（2-64）減速器接受油池潤滑，由表10-7查得保證正常潤滑所需的側(cè)隙為：。（2-65）因此：μm(2-66)然后，確定補償齒輪和齒輪箱體的制造誤差和安裝誤差所引起的側(cè)隙減小量，按式（10-8），由附表10-1得：，μm，（2-67）令大小齒輪齒厚上偏差相同，按式（10-9），由附表10-5查得中心距極限偏差μm，因此，小滑移齒輪齒厚上偏差為：μm,(2-68)按式（10-10），由附表10-3查得齒輪徑向跳動公差μm,從表10-8查取切齒時徑向進刀公差為：μm，（2-69）因此齒厚公差選取為：μm（2-70）最終，計算齒厚的下偏差，μm（2-71）確定公稱公法線長度及其極限偏差由于測量公法線長度較為便利，且測量精度較高，因此本例接受公法線長度偏差作為側(cè)隙指標。跨齒數(shù)為：，取k=10。（2-72）公稱法線長度按下式計算：(2-73)按式（10-11），由附表10-3查得μm,確定公法線長度上下偏差為：μm（2-74）（2-75）按計算結(jié)果，在齒輪圖上這樣標注：mm。（5）確定齒面的表面粗糙度輪廓幅度參數(shù)的允許值。按齒輪的精度8級，由附表10-7查得齒面的表面粗糙度輪廓精度參數(shù)Ra的上限值為1.25μm。（6）確定齒輪坯公差。按附表10-6，基準孔尺寸公差為IT8，其尺寸公差確定為，并接受包涵要求。（7）確定齒輪副中心距的極限偏差μm，取為μm。(８)基準端面對齒輪基準軸線的圓跳動公差為：μm，取為9μm。2.5.4.3齒輪的結(jié)構(gòu)及標注大滑移齒輪的結(jié)構(gòu)及標注如圖2-8所示。齒輪的數(shù)據(jù)雙聯(lián)齒輪的數(shù)據(jù)如表2-8所示。2.5.5齒輪傳動系統(tǒng)的傳動特性齒輪傳動系統(tǒng)的傳動特性如表2-9所示。圖2-8大滑移齒輪結(jié)構(gòu)表2-8大滑移齒輪數(shù)據(jù)2.6鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸機體結(jié)構(gòu)尺寸如表2-10所示。表2-10機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器類型及尺寸關(guān)系mm齒輪減速器機座壁厚取9考慮鑄造工藝，全部壁厚都不應(yīng)小于8機蓋壁厚機座凸緣厚度機蓋凸緣厚度機座底凸緣厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑機蓋和機座聯(lián)結(jié)螺栓直徑（）取10聯(lián)結(jié)螺栓的間距軸承端蓋螺釘直徑（）取6窺視孔蓋螺釘直徑（）取5定位銷直徑（）取6、、至外壁距離22、18、16、、至凸緣距離20、16、14軸承旁凸臺半徑20凸臺高度10外機壁至軸承座端面距離大齒輪頂圓和內(nèi)機壁距離齒輪端面和內(nèi)機壁距離機蓋、機座肕厚軸承端蓋外徑28、31、34軸承端蓋凸緣厚度（1-1.2）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離31表2-9齒輪傳動系統(tǒng)的傳動特性輸入功率kw輸入軸轉(zhuǎn)速r/min效率總傳動比i傳動特性第一級其次級齒數(shù)精度等級齒數(shù)精度等級1.130000.9142308-7-7GB/T10095.1-20012508-7-7GB/T10095.1-2001758-7-7GB/T10095.1-2001808-7-7GB/T10095.1-2001

3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核3.1材料選擇軸的材料選擇如表3-1所示。表3-1軸的材料選擇輸入軸材料處理硬度花鍵軸調(diào)質(zhì)800520360階梯軸45鋼調(diào)質(zhì)650360280花鍵軸調(diào)質(zhì)8005203603.2輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核3.2.1.1求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩r/min(3-1)kw(3-2)N·m（3-3）求作用在齒輪上的力高速級小齒輪的分度圓直徑為：mmN(3-4)(3-5)圓周力、徑向力的方向如圖5-1所示。初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。依據(jù)表15-3，取，于是得：mm，(3-6)輸入軸的最小直徑明顯安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為使所選軸直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故同時選取聯(lián)軸器型號。查手冊選用JM1型膜片聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為N·m，半聯(lián)軸器的孔徑為mm，故取軸的直徑為mm，半聯(lián)軸器和軸協(xié)作的轂孔長度為mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案(2)依據(jù)軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度a.1-2軸段直徑mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求,mm。半聯(lián)軸器和軸協(xié)作的轂孔長度mm。b.初步選滾動軸承。因軸承主要承受徑向力，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)mm，由手冊[5]初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列單列深溝球軸承6205，其尺寸為，故mm，而mm。c.右端滾動軸承接受軸肩進行軸向定位，齒輪在花鍵軸上滑移,考慮花鍵軸的尺寸，故取mm。由手冊初步選取輕系列mm的外花鍵，尺寸規(guī)格為。d.軸承端蓋的總寬度為mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。依據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和半聯(lián)軸器有端面間的距離mm，故取mm。e.有齒輪所須要滑移的長度可確定mm，mm。至此已初步確定了軸的各段直徑及長度。軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器和軸的周向定位接受平鍵連接，平鍵為，半聯(lián)軸器和軸的協(xié)作為。（4）齒輪和軸的周向定位接受花鍵連接，花鍵為，選擇花鍵大徑和齒輪的協(xié)作為，花鍵小徑和齒輪的協(xié)作為。滾動軸承和軸的周向定位是由過渡協(xié)作來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3-1所示。3.2.1.5求軸上的載荷首先依據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)取軸承寬度的中點。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為mm，軸承左邊外伸長為mm。依據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖3-1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的緊急截面?，F(xiàn)將計算出的截面C出的M、T值列于表3-2中。圖3-1輸入軸的結(jié)構(gòu)圖3-2輸入軸的扭矩彎矩圖表3-2輸入軸的載荷載荷N,N,支反力F,彎矩M扭矩TN·mm3.2.1.6按彎矩合成應(yīng)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（即緊急截面C）的強度。依據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸的單向轉(zhuǎn)動，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力：(3-7)前已選軸的材料為合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，，故平安。3.2.1.7精確校核軸的乏累強度推斷緊急截面截面A、B、Ⅰ、Ⅱ只受扭轉(zhuǎn)作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡協(xié)作所引起的應(yīng)力集中均將減弱軸的乏累強度，但是由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為富有確定的，所以這些截面均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的乏累強度的影響看，截面Ⅲ、Ⅴ處引起的過盈協(xié)作最嚴峻；從受載荷的狀況來看，截面C上應(yīng)力最大。因為截面Ⅲ雖然受扭矩作用，但所受的彎矩較小，而截面Ⅴ雖然所受彎矩較大，但是不受扭矩的影響，而截面C處為花鍵軸的截面，小徑尺寸只為28mm,所以只需校核截面C即可。截面C抗彎截面系數(shù)mm(3-8)抗扭截面系數(shù)mm(3-9)截面C的彎矩N·mm截面C的扭矩N·mm截面上的彎曲應(yīng)力MPa(3-10)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力MPa(3-11)軸的材料為的合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，，。截面上由于花鍵形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)，查附表3-5為，。由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸表面未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為(3-12)(3-13)又由合金鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算平安系數(shù)值，按式（15-6）~(15-8),則得(3-14)(3-15)(3-16)故可知其平安。繪制軸的工作圖，見圖3-3。圖3-3輸入軸的工作圖3.3中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核3.3.1.1求中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩r/min(3-17)kw（3-18）N·m（3-19）3.3.1.2求作用在齒輪上的力高速級小齒輪的分度圓直徑為：mmN（3-20）N（3-21）圓周力、徑向力的方向如圖5-4所示。低速級小齒輪的分度圓直徑為：mmN（3-22）N（3-23）3.3.1.3初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。依據(jù)表15-3，取，于是得：mm（3-24）中間軸的最大直徑明顯安裝在和齒輪聯(lián)結(jié)處的軸的直徑、，為使所選軸直徑和軸承的孔徑相適應(yīng)，故同時選取軸承型號。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案圖3-4中間軸的結(jié)構(gòu)`圖3-5中間軸的彎矩扭矩圖(2)依據(jù)軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度a.初步選滾動軸承。因軸承主要承受徑向力，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)mm，由手冊[5]初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列單列深溝球軸承6205，其尺寸為，而mm。b.取安裝三聯(lián)齒輪處的軸段mm；齒輪的左端和左軸承之間接受套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為mm，為了使套筒端面牢靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取mm。三聯(lián)齒輪右端接受軸肩定位，考慮到右端齒輪的定位的須要，取軸肩高度mm。則軸環(huán)處的直徑為mm環(huán)處的寬度為mm。c.取安裝雙聯(lián)齒輪處的軸段mm；齒輪的左端用軸肩定位，右端用軸承定位。已知輪轂寬度為mm，為了使套筒端面牢靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取mm。d.軸承端蓋的總寬度為mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。至此已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3)軸上零件的周向定位三聯(lián)齒輪和軸的周向定位接受平鍵連接，平鍵為，三聯(lián)齒輪和軸的協(xié)作為。（4）雙聯(lián)齒輪和軸的周向定位接受平鍵連接，平鍵為，雙聯(lián)齒輪和軸的協(xié)作為。滾動軸承和軸的周向定位是由過渡協(xié)作來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5-4所示。3.3.1.4求軸上的載荷首先依據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)取軸承寬度的中點。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為，軸承左邊外伸長為。依據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖5-5）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的緊急截面。現(xiàn)將計算出的截面C出的M、T值列于表5-2中。表3-3中間軸載荷載荷垂直面水平面支反力FN，N彎矩MN·mmN·mmN·mmN·mm總彎矩N·mmN·mm扭矩TN·mm列平衡方程，求支反力：垂直面內(nèi)：水平面內(nèi)：從而：。（2）求綜合彎矩a.先求垂直面內(nèi)的彎矩：N·mm(3-25)N·mm(3-26)b.再求水平面內(nèi)的彎矩：N·mm(3-27)(3-28)c.求綜合彎矩：N·mm(3-29)N·mm(3-30)求扭矩(3-31)3.3.1.5按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，只需按雙聯(lián)齒輪和三聯(lián)齒輪靠近中間的齒輪嚙合，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即緊急截面C）的強度。依據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸的單向轉(zhuǎn)動，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力：N·mmMPa(3-32)前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，，故平安。精確校核軸的乏累強度(1)推斷緊急截面截面Ⅰ、Ⅵ只受過渡協(xié)作的影響，且所受的彎矩的影響較小，故不需校核。從應(yīng)力集中對軸的乏累強度的影響看，截面Ⅱ、Ⅴ，雖然軸肩及過渡協(xié)作所引起的應(yīng)力集中均將減弱軸的乏累強度，但是由于這些截面處的彎曲應(yīng)力較小，且不受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的影響，所以這些截面均無需校核。截面Ⅲ、Ⅳ處過盈協(xié)作、軸肩的影響比Ⅱ、Ⅴ的要嚴峻，而且還受到扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的影響，受彎矩的影響也較大。故二者中只需校核截面Ⅲ、Ⅳ。而截面Ⅳ又比截面Ⅲ受到的彎矩大，且受鍵引起的應(yīng)力集中的影響大，軸頸相等，其他狀況相同，所以只需校核截面Ⅳ。從受載荷的狀況來看，截面B上應(yīng)力最大。因為截面B受彎矩作用最大，而且還受扭矩的影響，同時由鍵引起的應(yīng)力集中影響也較為嚴峻。而截面C和截面B相比，彎矩要小，軸肩引起的應(yīng)力集中也較小，軸頸相等，故二者中只需校核截面B。綜上所述，只需校核截面Ⅳ和截面B。(2)截面B抗彎截面系數(shù)mm(3-33)抗扭截面系數(shù)mm(3-34)截面B的彎矩N·mm截面B的扭矩N·mm截面上的彎曲應(yīng)力MPa(3-35)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力MPa(3-36)軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，MPa，MPaMPa。截面上由于平鍵形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)，查附表3-4為，。由附圖3-8的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸表面未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為(3-37)(3-38)又由45鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算平安系數(shù)值，按式（15-6）~(15-8),則得(3-39)(3-40)(3-41)故可知截面B其平安。2)截面Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù)mm(3-42)抗扭截面系數(shù)mm(3-43)截面Ⅳ的彎矩N·mm截面Ⅳ的扭矩N·mm截面上的彎曲應(yīng)力MPa(3-44)截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力MPa(3-45)軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，MPa，MPaMPa。截面上由于軸肩圓角處的理論應(yīng)力集中系數(shù)，查附表3-2為，。又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為：，，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為(3-46)(3-47)由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸表面未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為(3-48)(3-49)又由45鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算平安系數(shù)值，按式（15-6）~(15-8),則得(3-50)(3-51)(3-52)故可知截面Ⅵ其平安。繪制軸的工作圖，見圖3-6。3.4輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核3.4.1.1求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩r/min(3-53)圖3-6中間軸工作圖kw(3-54)N·m(3-55)5.4.1.2求作用在齒輪上的力低速級大齒輪所受的力為：(3-56)N圓周力、徑向力的方向如圖5-7所示。3.4.1.3初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。依據(jù)表15-3，取，于是得：mm(3-57)輸入軸的最小直徑明顯安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為使所選軸直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故同時選取聯(lián)軸器型號。查手冊選用JM1型膜片聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為25N·m，半聯(lián)軸器的孔徑為mm，故取軸的直徑為mm，半聯(lián)軸器和軸協(xié)作的轂孔長度為mm。3.4.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案依據(jù)軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度a.Ⅵ-Ⅶ軸段直徑mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，Ⅴ-Ⅵ段的直徑mm。半聯(lián)軸器和軸協(xié)作的轂孔長度mm，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Ⅵ-Ⅶ段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取mm。b.初步選滾動軸承。因軸承主要承受徑向力，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)mm，由手冊初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列單列8圖3-7輸出軸的結(jié)構(gòu)深溝球軸承6207，其尺寸為，故mm，而mm。c.右端滾動軸承接受軸肩進行軸向定位，齒輪在花鍵軸上滑移,考慮花鍵軸的尺寸，故取mm。由手冊[5]初步選取輕系列mm的外花鍵，尺寸規(guī)格為。d.軸承端蓋的總寬度為mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。依據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和半聯(lián)軸器有端面間的距離mm，故取mm。e.有齒輪所須要滑移的長度可確定mm，mm。至此已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器和軸的周向定位接受平鍵連接，平鍵為，半聯(lián)軸器和軸的協(xié)作為。齒輪和軸的周向定位接受花鍵連接，花鍵為，選擇花鍵和齒輪的協(xié)作為，花鍵小徑和齒輪的協(xié)作為。滾動軸承和軸的周向定位是由過渡協(xié)作來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5-7所示。3.4.1.5求軸上的載荷首先依據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)取軸承寬度的中點。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為mm，軸承左邊外伸長為mm。