【正文】 ?V 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C上的應力最大。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 IV 左右兩側即可。因 ??dr， ??dD ， 經(jīng)插值后可查得 2??? ， ??? 又由 [1]附圖 31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ??q ??q 故有效應力集中系數(shù)按 [1]式（附 34）為 )12()1(1 ???????? ??? ?qk )()1(1 ???????? ??? ?qk 由 [1]附圖 32得尺寸系數(shù) ??? ； 由 [1]附圖 33得扭轉尺寸系數(shù) ??? 。 本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 B 中間軸 2 的設計 1 總結以上的數(shù)據(jù)。 m 176。 = 3 初步確定軸的直徑 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受 小的軸向載荷。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量 =8`16`，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 在本次設計中盡可能統(tǒng)一型號 ,所以選擇 6005 號軸承 ??S ??S caS = tF = Fr= mind = 6005 號軸承 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 18 5. 軸的結構設計 A 擬定軸上零件的裝配方案 B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 由低速軸的設計知 ，軸的總長度為 L=7+79+6+67+30=189mm 由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm 所以左端 L12=12mm 直徑為 D12=25mm 左端軸承采用軸肩定位由 [2]查得 6005 號軸承的軸肩高度為 所以 D23=30mm , 同理右端軸承的直徑 為 D12=25mm，定位軸肩為 在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為 a=12mm，因為大齒輪的寬度為 42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為 L=39+12+8+12=72mm 8mm 為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度 又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多 5mm,所以取L=72+= 同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為 12mm由于第三軸的設計時距離也為 12mm 所以在該去取距離為 11mm 取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為 3mm 至此二軸的外形尺寸全部確定。按 d45=30mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見 [2]表 41,L=36mm 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與 軸得配合選 H7/n6。 D 確定軸的的倒角和圓角 參考 [1]表 152，取軸端倒角為 *45176。 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角 178。 L=189mm D12=25mm L12=12mm D23=30mm 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 19 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**212 32 ??? Fr=Ft*tan? =*tan20176。選取軸的材料為 45 號鋼。于是有 mmnPAd *11 2* 33210mi n ??? 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。 m 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準 GB/T58432021（見表 [2]82），選用 GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63 N178。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d12=16mm 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。 m。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=20。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈 =8`16`〉，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承 ,又根據(jù)d23=18mm,所以選 6004 號軸承。固取 L23=40mm ， c=15mm，考慮到箱體的制 tF = Fr = mind ? GY2 凸緣聯(lián)軸器 Ka= Tca=178?，F(xiàn)對它們進行校核。 1）求比值 軸承所受徑向力 NNF r 22 ??? 所受的軸向力 NFa 0? 它們的比值為 0?raFF 根據(jù) [1]表 135，深溝球軸承的最小 e 值為 ，故此時 eFFra?。則 NNP ????? ）（ 3）驗算軸承的壽命 NCr 4650? NC r 43200 ? 0?raFF NP 1920? 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 21 按要求軸承的最短壽命為 hhL h 4672083658239。 七．連接的選擇和計算 按要求對低速軸 3 上的兩個鍵進行選擇及校核。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（ A型）。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=63mm。鍵的工作長度 l=Lb=63mm16mm=47mm。 10=5mm。鍵的標記為：鍵 16179。 63 GB/T 10691979。 根據(jù) d=35mm 從 [1]表 61中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm，高度 h=8mm。 （ 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由 [1]表 62 查得許用擠壓應力M Pap 1 2 0~1 0 0][ ?? ，取其平均值， MPap 110][ ?? 。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k==179。根據(jù) [1]式（ 61）可得 MP aMP aMP ak l dT pp 110][ 33 ????? ????? ??所以所選的鍵滿足強度要求。 8179。 圓頭普通平鍵 （ A型） p? = 鍵 16179。 63 p? = 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 22 八．潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大， 所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查 [2]表 71，選用全損 耗系統(tǒng)用油（ GB/T 4331989），代號為 LAN32。查 [2]表 72，選用鈣基潤滑脂（ GB/T 4911987），代號為 LXAMHA1。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。下面對箱體進行具體設計： 箱體的尺寸直接影響它的剛度。 根據(jù)經(jīng)驗公式： mmT ??? （ T 為低速軸轉矩， N178。 為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較 厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。 因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。 （ 4）通氣器 通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外 氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。 5）起吊裝置 油 LAN32。 ?? 。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱 蓋。 十 .設計總結 通過設計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點： 1）能滿足所需的傳動比 齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了 1∶ 的總傳動比。 3）軸具有足夠的強度及剛度 由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其 產(chǎn)生彎扭變形 時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。 5）加工工藝性能好 設計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調整次數(shù)，以提高加工的精度和生產(chǎn)率。 （ 6）由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。 十一 .參考資料 [1]《機械設計》（第七版） — 濮良貴，紀名剛主編 北京：高等教育出版社， 2021。 [3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2021 年 5 月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2021 年 6 月第一版； [5]《工程機械 構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編， 2021 年 8 月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2021 年 1