課程設計說明書--機械設計二級減速箱.docx

此文檔收集于網(wǎng)絡，如有侵權，請聯(lián)系網(wǎng)站刪除課程設計說明書課程名稱： 機械設計 所在院系： 機電學院 姓 名： 班 級： 學 號： 指導教師： 日 期： 目錄1機械設計課程設計任務書12傳動方案的分析23電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算2一、電動機的選擇2二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配3三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算44傳動零件的設計計算4一、V帶傳動設計4二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計8（二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表18（三）斜齒輪設計參數(shù)表285軸的設計計算29減速器軸的結構草圖29一、軸的結構設計29二、軸的結構設計32三、軸的結構設計34二、校核軸的強度366軸承的選擇和校核39一、軸承的選擇和校核397鍵聯(lián)接的選擇和校核41一、軸大齒輪鍵418聯(lián)軸器的選擇429減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇42一、傳動零件的潤滑42二、減速器密封4210減速器箱體設計及附件的選擇和說明43一、箱體主要設計尺寸（參考2表11-1，11-2）43二、附屬零件設計4511設計小結4812參考資料49此文檔僅供學習與交流1機械設計課程設計任務書一、 設計題目：設計鑄造車間型砂輸送機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器。二、 設計條件：整機使用壽命為5年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.95，要求有過載保護，按單件生產(chǎn)設計。vF二、原始數(shù)據(jù)：學號1-910-1819-2728-3637-4647-50輸送帶拉力F（N）340038002600290028003100輸送帶速度v（m/s）0.90.81.21.01.10.9鼓輪直徑D（mm）350320460440450330三、設計內(nèi)容：1 分析傳動方案；2 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)；3 繪制軸或齒輪零件圖一張；4 編寫設計計算說明書一份。2傳動方案的分析 傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。它常具備減速、改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞與分配的作用。機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中采用原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二級斜齒圓柱齒輪減速器又分為高速級和低速級，結構簡單，應用廣泛，展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒好，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。所以本設計采用的是雙級斜齒齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成3電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算一、電動機的選擇1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =2900x1.0/1000=2.9kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率總。設1、2、3、4、5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由2表1-5查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.95，則傳動裝置的總效率為 總=1223345 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.83262.9/0.836=3.483kw3.選擇電動機轉速由2表1-6推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=24 圓柱齒輪傳動 i齒=35則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i總=（24）（35）（35）=（18100）電動機轉速的可選范圍為nd=i總nw=（18100）nw=18nw1000nw=（18100）x43.406=7814340 r/min 根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查2表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉速為1500r/min選定電動機型號為Y112M-4二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=1440/43.406=33.175式中nm-電動機滿載轉速.， 1440r/min; nw-工作機的轉速，43.406 r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶i齒 （2）i帶=24 i齒=35 i齒1=（1.31.4）i齒2 根據(jù)2表1-5，V形帶的傳動比取i帶 = 2，則減速器的總傳動比為 i = 33.175/2=16.588雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = = = 4.644低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 =3.572 三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算 1440r/min n= nm / i帶 = 1440/2=720r/min n= n / i齒1 = 720/4.644=155r/minn= n / i齒2 =155/3.572=43.4r/min 2.各軸輸入功率 P0= Pd=3.483kwP= Pd4 =3.483x0.95=3.31kw P= P23 =3.31x0.98x0.99=3.21kwP= P23 =3.21x0.98x0.99=3.11kw3.各軸輸入轉矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.483/1440=23.1 NmT = 9550P/n =9550x3.31/720=43.9 Nm T = 9550P/n =9550x3.21/155=197.8 NmT = 9550P/n =9550x3.11/43.4=684.3 Nm表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目軸號功率轉速轉矩傳動比 0軸3.483144023.12 軸3.3172043.94.644 軸3.21155197.83.572軸3.1143.4684.34傳動零件的設計計算一、V帶傳動設計1.設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結果(1)確定計算功率PcaPca=d查表8-8取1.2Pc=1.23.483=4.17964.1796(2)選擇帶的型號根據(jù)Pc=4.1796，nc=1440,查圖9.13得V帶型號為A帶V型A帶(3)選擇小帶輪直徑100mm查表8-7及8-9100(4)確定大帶輪直徑=2100=200 200(5)驗算傳動比誤差(6)驗算帶速7.54(7)初定中心距 500(8)初算帶長 =1476.2 1476.2(9)確定帶的基準長度查表8-2取Ld=14301430(10)計算實際中心距離（取整）(11)安裝時所需最小中心距（取整）(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距(13)驗算小帶輪包角度(14) 單根V帶的基本額定功率查表8-4插值法 =1.3128 1.3128(15) 單根V帶額定功率的增量查表8-5插值法=0.1692 0.1692(16) 長度系數(shù)查表8-2根據(jù)緊鄰原則0.96(17)包角系數(shù)表8-6插值法=0.972 0.972(18)單位帶長質(zhì)量表8-3q=0.1050.105(19)確定V帶根數(shù)4(20)計算初拉力 查表8-3得q=0.105 =114.9114.9(21)計算帶對軸的壓力=9149142.帶型選用參數(shù)表帶型A1002007.54477168491465 3帶輪結構相關尺寸項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結果(1)帶輪基準寬bp查表8-1mm(2)帶輪槽寬b查表8-11B=13mm13(3)基準寬處至齒頂距離ha查表8-11mm3(4)基準寬處至槽底距離hf查表8-11mm8(5)兩V槽間距e查表8-11mm15(6)槽中至輪端距離f查表8-11mm9(7)輪槽楔角查表8-11度40(8)輪緣頂徑damm206(9)槽底直徑dfmm182(10)輪緣底徑D1mm170(11)板孔中心直徑D0mm104(12)板孔直徑d0mm35(13)大帶輪孔徑dd=20mm20(14)輪轂外徑d1mm38(15)輪轂長Lmm40(16)輻板厚SS=CS=C=6mm6(17)孔板孔數(shù)查【3】表22.1-17104x3.14159/(35+16)=6.4個8二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結果1.選擇精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇材料及熱處理查表10-1?。?5#，調(diào)質(zhì)，240HBS大：45#，?；?，200HBS?。?40HBS大：200HBS（2）選齒輪精度等級查表10-668級7（3）選擇齒數(shù)Z=20Z2=4.644x20=93U=93/20=4.65個=20Z2=4.644x20=93U=93/20=4.65（4）初選螺旋角度14（5）壓力角N度202按齒面接觸強度設計（1）由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選KHt區(qū)域系數(shù)ZH由圖202.433重合度系數(shù)Z=1.6288 螺旋角系數(shù)Z由式（10-23）0.985計算小齒輪傳遞的轉矩T1Nmm43.9x齒寬系數(shù)d由表1材料的彈性影響系數(shù)ZE由表5MPa1/2區(qū)域系數(shù)ZH由圖20計算接觸疲勞強度許用應力H齒輪接觸疲勞強度極限由圖25應力循環(huán)次數(shù)N由1式5接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由圖23KHN1 =0.95 KHN2 =0.98 KHN1 =0.95 KHN2 =0.98 計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式4得H1= H2= 取為接觸疲勞強度許用應力2）試算小齒輪分度圓直徑按式（1024）試算mm36（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備計算圓周速度vm/s1,357計算齒寬bb = dd1t mm362）計算載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA由表10-21動載荷系數(shù)KV由圖1.02齒間載荷分配系數(shù)KH由表查得1.4齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1417載荷系數(shù)KH由式10-2KH=KAKVKHKH2.0233）按實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑由式10-12417相應的模數(shù)23按齒根彎曲強度設計（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選KFt計算彎曲疲勞強度用的重合度系數(shù)Y計算彎曲疲勞強度用的螺旋角影響系數(shù)式10-190.8148計算并比較計算當量齒數(shù)ZV齒形系數(shù)YFa由表17YFa1=2.75YFa2=2.16YFa1=2.75YFa2=2.16應力校正系數(shù)YSa由表18YSa1=1.56YSa2=1.79YSa1=1.56YSa2=1.79齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖4計算彎曲疲勞強度的壽命系數(shù)由圖22計算彎曲疲勞強度的許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得F1= F2= 計算大小齒輪的并加以比較結論：兩值相等0.0162）試算齒輪摸數(shù)由1式20 =1.38mm1.38（2）調(diào)整齒輪摸數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vmmm/s計算齒寬bb = dd1mm29齒高h及寬高比b/hb/h=mmb/h=9.352）計算載荷系數(shù)KF動載荷系數(shù)KV由圖1.08齒間載荷分配系數(shù)KF由表查得1.4齒向載荷分配系數(shù)KF由表4查得1.41732載荷系數(shù)KF由式10-2KF=KAKVKFKF2.143）按實際載荷系數(shù)計算齒輪摸數(shù)由式10-13 1.62結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 41.7 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由= 41.7xCOS14x0.5= 20.2 取20，則Z2 = Z1U =20x4.65=93 取Z2 = 93 ，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。4幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為115mm115（2）按圓整后的中心距修正螺旋角度10.7（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm（5）計算齒輪寬度bb = dd1圓整后?。篵1 = 47 b2 = 42 mmb1 = 47 b2 = 425圓整中心距后的強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核由式（10-22）進行校核1）確定公式中的各參數(shù)值（只計算有改變的參數(shù)，其余參考前面計算數(shù)值）重合度系數(shù)Z 螺旋角系數(shù)Z 0.99計算載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA由表10-21動載荷系數(shù)KV由圖101.08齒間載荷分配系數(shù)KH由表查得1.4齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1.417載荷系數(shù)KH由式10-2KH=KAKVKHKH=1x1.08x1.4x1.417=2.142.14區(qū)域系數(shù)ZH由圖202.433齒面接觸疲勞強度校核結論：滿足齒面接觸疲勞強度條件（2）齒根彎曲疲勞強度校核由式（10-17）進行校核：1）確定公式中的各參數(shù)值（只計算有改變的參數(shù)，其余參考前面計算數(shù)值）計算載荷系數(shù)KF動載荷系數(shù)KV由圖1.1齒間載荷分配系數(shù)KF由表查得1.2齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1.424載荷系數(shù)K由式10-2KF=KAKVKFKF2.3496計算當量齒數(shù)ZV齒形系數(shù)YFa由表17YFa1=2.54YFa2=2.16YFa1=2.54YFa2=2.16應力校正系數(shù)YSa由表18YSa1=1.63YSa2=1.80YSa1=1.63YSa2=1.80重合度系數(shù)Y螺旋角影響系數(shù)式10-190.81242）齒根彎曲疲勞強度校核6主要設計結論Z1=20 Z2=93 m=2 n=20 =10.7 a=115 b1=47 b2=42 小齒輪材料及熱處理:45#（調(diào)質(zhì)） 大齒輪材料及熱處理：45#（?；ǘ┑退偌壭饼X圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結果1.選擇精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇材料及熱處理查表10-1小齒輪材料為45#（調(diào)質(zhì)）240HBS，大齒輪材料45#（?；?00HBS小齒輪材料為45#（調(diào)質(zhì)）240HBS，大齒輪材料45#（常化），200HBS（2）選齒輪精度等級查表10-668級7（3）選擇齒數(shù)Z個（4）初選螺旋角度14（5）壓力角N度2按齒面接觸強度設計（1）由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選KHt1.3區(qū)域系數(shù)ZH由圖202.433重合度系數(shù)Z螺旋角系數(shù)Z由式（10-23）0.985計算小齒輪傳遞的轉矩T3Nmm197777齒寬系數(shù)d由表1材料的彈性影響系數(shù)ZE由表5MPa1/2189.8區(qū)域系數(shù)ZH由圖202.433計算接觸疲勞強度許用應力H齒輪接觸疲勞強度極限由圖25應力循環(huán)次數(shù)N由1式5接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由圖23KHN3 =0.96 KHN4 = 0.99 KHN3 =0.96KHN4 = 0.99 計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式4得H3= H4= 取為接觸疲勞強度許用應力2）試算小齒輪分度圓直徑按式（1024）試算mm62.9（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備計算圓周速度vm/s0.51計算齒寬bb = dd3tmm632）計算載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA由表10-21動載荷系數(shù)KV由圖1.02齒間載荷分配系數(shù)KH由表查得1.2齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1.422載荷系數(shù)KH由式10-2KH=KAKVKHKH1.743）按實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑由式10-1269.4相應的模數(shù)2.043按齒根彎曲強度設計（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選KFt1.21.41.3計算彎曲疲勞強度用的重合度系數(shù)Y計算彎曲疲勞強度用的螺旋角影響系數(shù)式10-190.8148計算并比較計算當量齒數(shù)ZV齒形系數(shù)YFa由表17YFa3=2.54YFa4=2.16YFa3=2.54YFa4=2.16應力校正系數(shù)YSa由表18YSa3=1.63YSa4=1.78YSa3=1.63YSa4=1.78齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖4計算彎曲疲勞強度的壽命系數(shù)由圖220.940.96計算彎曲疲勞強度的許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S 1.4 ，由式得F3= F4= 計算大小齒輪的并加以比較=結論：小齒輪的值小于大齒輪的值0.0162）試算齒輪摸數(shù)由1式20mm1.69（2）調(diào)整齒輪摸數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vmmm/s計算齒寬bb = dd3mm52.25齒高h及寬高比b/hmmh=3.8025b/h=13.742）計算載荷系數(shù)KF動載荷系數(shù)KV由圖1.02齒間載荷分配系數(shù)KF由表查得1.2齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1.4198載荷系數(shù)KF由式10-2KF=KAKVKFKF2.023）按實際載荷系數(shù)計算齒輪摸數(shù)由式10-131.59結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 69.4 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由= 。取 ，則Z4 = Z3U = 39x3.6=122.4 取Z4 =123 ，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。4幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為160mm160（2）按圓整后的中心距修正螺旋角度11.1（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm69.3（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm（5）計算齒輪寬度bb = dd3圓整后?。篵3 = 70 b4 = 65 mmb3 = 70 b4 = 655圓整中心距后的強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核由式（10-22）進行校核1）確定公式中的各參數(shù)值（只計算有改變的參數(shù)，其余參考前面計算數(shù)值）重合度系數(shù)Z螺旋角系數(shù)Z 0.99計算載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA由表10-21動載荷系數(shù)KV由圖1.02齒間載荷分配系數(shù)KH由表查得1.2齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1.438載荷系數(shù)KH由式10-2KH=KAKVKHKH1.815齒面接觸疲勞強度校核結論：滿足齒面接觸疲勞強度條件（2）齒根彎曲疲勞強度校核由式（10-17）進行校核：1）確定公式中的各參數(shù)值（只計算有改變的參數(shù)，其余參考前面計算數(shù)值）計算載荷系數(shù)KF動載荷系數(shù)KV由圖1.02齒間載荷分配系數(shù)KF由表查得1.2齒向載荷分配系數(shù)KH由表4查得1.483載荷系數(shù)K由式10-2KF=KAKVKFKF1.815計算當量齒數(shù)ZV齒形系數(shù)YFa由表17YFa3=2.41YFa4=2.18YFa3=2.41YFa4=2.18應力校正系數(shù)YSa由表18YSa3=1.67YSa4=1.79YSa3=1.67YSa4=1.79重合度系數(shù)Y螺旋角影響系數(shù)式10-190.80392）齒根彎曲疲勞強度校核6主要設計結論Z3=34 Z4= 118 m= 2 n=20 =11.1 a=160 b3=70 b4=65 小齒輪材料及熱處理：45#（調(diào)質(zhì)） 大齒輪材料及熱處理：45#（?；ㄈ┬饼X輪設計參數(shù)表傳動類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪22093115474210.7低速級斜齒圓柱齒輪 234123160706511.15軸的設計計算減速器軸的結構草圖一、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3，A0 =126103考慮鍵：d增大5%7%，取6%，(17,.1220.95)x(1+6%)=18.1522.21. 取d=203確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結果d=202023303741.7d6=d3=30304選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 1 “齒輪傳動的潤滑”，及表13-10 故選用 脂 潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結果箱體壁厚查 2 8地腳螺栓直徑及數(shù)目n查 2 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑查 2 表5-116軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、查 2 表5-1軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑查 2 表5-110軸承蓋厚度查 2表11-1012小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離查 2 10軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離查 210軸承支點距軸承寬邊端面距離a查 2 表6-622.25.計算各軸段長度。名稱計算公式單位計算結果38553974=B 47L（總長）295（支點距離）157.6二、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3，考慮鍵：最小直徑處沒有鍵，d=403確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結果40495249404選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 1 “齒輪傳動的潤滑”，及表13-10 故選用 脂 潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱依據(jù)單位確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離a查 2 表6-627.55.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結果4440668 44L（總長）194（支點距離）139三、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3， 126103考慮鍵：有一個鍵增大6%，d=503確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結果根據(jù)聯(lián)軸器選d=5050考慮到聯(lián)軸器的定位58軸承選7312ACd=6060考慮到軸承的定位728072604選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 1 “齒輪傳動的潤滑”，及表13-10 故選用 脂 潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱依據(jù)單位確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離a查 2 表6-638.75.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結果聯(lián)軸器的長度選8282504255 66350L（總長）348（支點距離）138.6二、校核軸的強度齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力Ft=2337Fr=865.7Fa=441.58齒輪3上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力Ft=570.8Fr=2117.5Fa=11201求支反力、繪彎矩、扭矩圖（1）垂直平面支反力 L1=l1+l2-a-0.5B2=44=40-22.2-0.5x42=40.8L2=l4+l5-a-0.5B3=65+44-22.2-0.5x70=54.8L3=l2+l3+l4-0.5B2-0.5B3=40+6+68-0.5x42-0.5x70=58L1+L2+L3=153.6 Fza=144.3 Fzb=-1270（2）垂直平面彎矩圖（3）水平平面支反力對A取距Fa=3693Fb=4352（4）水平平面彎矩圖（5）合成彎矩圖（6）扭矩圖2按彎扭合成校核軸的強度（1）確定軸的危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸和彎矩圖可知：齒輪3處的彎矩最大，故齒輪3處最危險。（2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度查1表15-1得=60mpa,因此,故安全。6軸承的選擇和校核一、軸承的選擇和校核1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對 7308AC軸承，查2 表6-6校核軸承，軸承使用壽命為5年，每年按300天計算。2根據(jù)滾動軸承型號，查出和。Cr=19KN 3校核軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖。（2）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、 （c）合成支反力、（3）求兩端面軸承的派生軸向力、（4）確定軸承的軸向載荷、軸承1被壓緊，軸承2放松。（5）計算軸承的當量載荷、查1 表13-5 ： 0.20.68 X=1 Y=0 0.250.68 X=1 Y=0軸承2危險（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承 2計算，滾子軸承的0.68，查1表13-6取沖擊載荷系數(shù) 1.1，查1表13-4取溫度系數(shù)1.0，計算軸承工作壽命：結論：軸承壽命合格7鍵聯(lián)接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵（1）鍵的選擇選用普通平鍵A型,軸徑 45,查1表6-1得bxh=14x9（2）鍵的校核鍵長度小于輪轂長度，根據(jù)大帶論輪轂寬度和鍵的長度系列選鍵長45mm。查表6-2得l=L-b=45-14=31mm k=0.5x9=4.5 所以所選用的平鍵強度合格。8聯(lián)軸器的選擇查1表14-1得查2表8-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器: LT8聯(lián)軸器 GB/T 432320029減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。2滾動軸承的潤滑 所以選擇脂潤滑 二、減速器密封1.軸外伸端密封因為軸承選用脂潤滑，工作環(huán)境較清潔，軸頸圓周速度，工作溫度不超過90，所以軸外伸端選用毛氈圈密封2.軸承靠箱體內(nèi)側的密封因為軸承采用脂潤滑，為防止箱內(nèi)潤滑油和潤滑脂混合，所以在軸承前設置擋油環(huán)。查2P212得，徑向間隙為0.2mm。3.箱體結合面的密封為保證密封，箱體剖分面連接凸緣應有足夠寬度，并要經(jīng)過精刨或刮研，連接螺栓間距也不應過大（小于150-200mm），以保證跢的壓緊力。為了保證軸承孔的精度，剖分面間不得加墊片。為提高密封性，涂膠，圓錐銷定位，螺栓固定。10減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸（參考2表11-1，11-2）名稱計算依據(jù)計算過程計算結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度=1.58=1212箱蓋凸緣厚度=1.58=1212箱座底凸緣厚度=2.58=2020地腳螺栓直徑=0.036160+12=17.76,取df=2020地腳螺釘數(shù)目a=160250，n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.506）20=1012,取d2=10聯(lián)接螺栓的間距l(xiāng)=150200l=150200150軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）20=810,取d3=1010定位銷直徑=（0.70.8）10=78,取d=88、至外箱壁距離查2表11-2、至凸緣邊緣距離查2表5-1軸承旁凸臺半徑查2表11-1=20R1=20凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作位準4848軸承座寬度=8+20+22+（510）=5560，取B1=6060鑄造過渡尺寸查 2 表11-1X=3 Y=15X=3 Y=15大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.28=9.610齒輪端面與內(nèi)箱壁距離1015取=1010箱蓋、箱昨筋厚、取=7，2=7取=7，2=7軸承端蓋外徑=72+(55.5)8=122127=90+(55.5)8=140145=130+(55.5)8=180185=22=140=180軸承旁聯(lián)接螺栓距離=122=140=180二、附屬零件設計1窺視孔和窺視孔蓋查【2】P167表11-4得，因為，所以選取蓋厚為mm，的窺視孔蓋，如下圖所示2.通氣塞和通氣器 減速器工作時，箱體內(nèi)的溫度和氣壓都很高，通氣器用于通氣，能使熱膨脹氣體及時排出，保證箱體內(nèi)，外氣壓平衡一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油沿接合面、軸伸處及其他縫隙滲漏出來。查2 表11