二級(jí)減速器完整版說明書

1、 河北工程大學(xué) 裝備制造學(xué)院 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說明書目錄第1章 概述31.1 帶式運(yùn)輸機(jī)3第2章 電動(dòng)機(jī)的選擇42.1 電動(dòng)機(jī)選型和結(jié)構(gòu)形式42.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇42.2.1工作機(jī)輸出功率42.2.2所需電動(dòng)機(jī)的功率42.2.3電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇5第3章 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算63.1 傳動(dòng)比的確定及分配63.2各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算63.2.1各軸轉(zhuǎn)速63.2.2各軸功率73.2.3各軸轉(zhuǎn)矩7第4章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)84.1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算84.1.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 。84.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)84.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)104.1.4幾何尺寸計(jì)算

2、114.2 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算124.2.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)124.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)134.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)144.2.4幾何尺寸計(jì)算15第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算185.1 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核185.1.1求作用在齒輪上的力185.1.2初步確定軸的最小直徑185.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)195.1.4求軸上的載荷215.1.5按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度225.2中間軸的設(shè)計(jì)245.2.1確定最小直徑245.3中間軸的校核：255.4輸入軸的設(shè)計(jì)275.4.1確定最小直徑275.4.2確定各軸段直徑并填于下表285.4.3計(jì)算各軸段長度29第6章軸承的選擇與校核2

3、96.1輸出軸軸承的校核296.2中間軸與輸入軸軸承的選擇30第7章 鍵的選擇與校核307.1 輸出軸上得鍵的選擇與校核307.2 中間軸與輸入軸的鍵的選擇30第8章 箱體設(shè)計(jì)及其它零件的設(shè)計(jì)與選擇318.1 箱體設(shè)計(jì)318.2視孔和視孔蓋31第9章 潤滑和密封方式的選擇319.1減速器的潤滑319.2齒輪潤滑329.3滾動(dòng)軸承的潤滑329.4減速器的密封329.5密封類型的選擇33參考文獻(xiàn)：34設(shè)計(jì)小結(jié)：35第1章 概述1.1 帶式運(yùn)輸機(jī)1、 傳動(dòng)方案1. 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。3. 確定

4、傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)如下圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱直齒輪減速器 圖1.1傳動(dòng)裝置簡圖二、該方案的優(yōu)缺點(diǎn)： 該工作機(jī)有輕微振動(dòng)，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速，這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱，要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原

5、動(dòng)機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。 總體來講，該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動(dòng)效率高。第2章 電動(dòng)機(jī)的選擇2.1 電動(dòng)機(jī)選型和結(jié)構(gòu)形式工業(yè)上一般選用Y系列籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。這類電動(dòng)機(jī)屬于全封閉自扇冷式電動(dòng)機(jī)其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、啟動(dòng)性能好、價(jià)格低廉、維護(hù)方便。適用于非易燃、非易爆、無腐蝕性和無特殊要求的機(jī)械上。2.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇 2.2.1 工作機(jī)輸出功率工作機(jī)輸出功率為 （2-1）由式（2-1）得： 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為n=84.076r/min 2.2.2 所需電動(dòng)機(jī)的功率所需電動(dòng)機(jī)的功率為Pd （2-2）傳動(dòng)裝置的總效率為

6、V帶的傳動(dòng)效率, 為每對(duì)軸承的效率，為圓柱齒輪傳動(dòng)的效率（齒輪為7級(jí)精度，油脂潤滑），為聯(lián)軸器的效率，為卷筒的效率查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(第三版)第5頁知：0.96 0.97 0.98 0.99 0.96= = =0.79 由式（2-2）得 2.2.3電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇經(jīng)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）表1-8及表13-5得：V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比24，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比840，則總傳動(dòng)比合理范圍為16160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：n（16160）84.0761345.21613452.16r/min。 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）第167頁可知

7、有三種方案。如下表： 表2.1方案表方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Kw同步轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min1Y180M-222300029402Y180L-42215001470綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、效率和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見方案二比較合適，選定型號(hào)為Y180L4的三相異步電動(dòng)機(jī)。第3章 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3.1 傳動(dòng)比的確定及分配（1）總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。 =24為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步?。▽?shí)際的傳動(dòng)比要在設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)，由所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計(jì)

8、算），則減速器傳動(dòng)比為17.48/3.05.83 。根據(jù)展開式布置，考慮潤滑條件，且=（1.31.5），為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，查圖得高速級(jí)傳動(dòng)比為 3，則1.943.2各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3.2.1 各軸轉(zhuǎn)速 將傳動(dòng)裝置各軸由高速到低速依次定為I 軸，II軸，III軸，IV軸各軸轉(zhuǎn)速 1470/3.0490r/min 490/3.0163.3r/min /163.3/1.94=84.18 r/min =84.18r/min誤差計(jì)算在允許誤差范圍之內(nèi)。3.2.2各軸功率各軸輸入功率 20.050.9619.248kW 19.2480.980.9718.297kW 18.2970.980.9

9、717.393kW =17.3930.980.9916.875kW則各軸的輸出功率：0.98=19.2480.98=18.863kW0.98=18.2970.98=17.931kW0.98=17.3930.98=17.045kW0.98=16.8750.98=16.538kW3.2.3各軸轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩= =955020.05/1470=130.26Nm輸入轉(zhuǎn)矩： =130.263.00.96=375.14 Nm=375.143.00.960.98=1058.79Nm=1058.791.940.980.97=1952.59Nm=1952.590.970.99=1875.07Nm輸出轉(zhuǎn)矩

10、：0.98=375.140.98=367.64Nm0.98=1058.790.98=1037.61Nm0.98=1952.590.98=1913.54Nm0.98=1875.070.98=1837.57Nm運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表 表3.1參數(shù)匯總表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min傳動(dòng)比效率輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸20.05130.2614701I軸19.24818.863375.14367.644903.00.97II軸18.29717.9311058.791037.61163.33.0III軸17.39317.0451952.591913.5484.181.940.99IV軸16

11、.87516.5381875.071837.5784.1810.96第4章 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 。按設(shè)計(jì)任務(wù)書給定的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。運(yùn)輸機(jī)為一般工作狀態(tài)的機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選擇7級(jí)精度（GB10095-88）。材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）第191頁表10-1得，選擇小齒輪材料為40（調(diào)制），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS.大小齒輪齒面的硬度差為280-240=40HBS，是合理的。當(dāng)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中較硬的小齒輪齒面對(duì)較軟的大齒輪齒面，會(huì)起較明顯的冷作硬化效應(yīng)，提

12、高了大齒輪齒面的疲勞極限，從而延長了齒輪的使用壽命。齒數(shù)：取小齒輪齒數(shù)Z1=24,則大齒輪齒數(shù)Z2=324=72. 4.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 試選載荷系數(shù)=1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （4.1）由公式4.1得：計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由表10-7選取齒寬系數(shù)，表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)，圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（4.2）由公式4.2得：4 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),取失效概率為1，安全系數(shù)S=1。接觸疲勞許用應(yīng)力為: 計(jì)算小齒輪分度圓直徑：mm計(jì)算圓周速度2.61m/s計(jì)算齒寬b mm計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)m

13、m齒高mm=計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.61m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得，直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，；由=10.67，查圖10-13得1.32;故載荷系數(shù)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，mm計(jì)算模數(shù)m mm4.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則計(jì)算載荷系數(shù)K由表10-5查得齒形系數(shù),；由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)計(jì)算大小齒輪并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞

14、強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.15mm并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=108.13mm，算出小齒輪齒數(shù)31；大齒輪齒數(shù)=331=102這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 4.1.4幾何尺寸計(jì)算中心距齒輪寬度取。高齒1：齒頂高：mm齒根高：4.375mm全齒高：=7.875mm頂隙： =0.875mm分度圓直徑: 108.5

15、mm齒頂圓直徑：115.5mm齒根圓直徑：99.75mm基圓直徑： cos=99.750.94=93.765mm齒距：p=10.99mm齒厚：s=5.495mm齒槽寬： e=s高齒2：齒頂高：mm齒根高：=4.375mm全齒高：7.875mm頂隙： 0.875mm分度圓直徑:325.5mm齒頂圓直徑：332.5mm齒根圓直徑：316.75mm基圓直徑： cos=316.750.94=297.745mm齒距： p=10.99mm齒厚： s=5.495mm齒槽寬： e=s4.2 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 4.2.1選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)按設(shè)計(jì)任務(wù)書給定的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。運(yùn)輸機(jī)

16、為一般工作狀態(tài)的機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選擇7級(jí)精度（GB10095-88）。材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）第191頁表10-1得，選擇小齒輪材料為40（調(diào)制），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)制），硬度為240HBS.大小齒輪齒面的硬度差為280240=40HBS，是合理的。當(dāng)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中較硬的小齒輪齒面對(duì)較軟的大齒輪齒面，會(huì)起較明顯的冷作硬化效應(yīng)，提高了大齒輪齒面的疲勞極限，從而延長了齒輪的使用壽命。齒數(shù)：取小齒輪齒數(shù)Z1=28,則大齒輪齒數(shù)Z2=1.9428=54.3255. 4.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 試選載荷系數(shù): =1.3 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由表10-7選

17、取齒寬系數(shù)，表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)，圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 5 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),取失效概率為1，安全系數(shù)S=1。接觸疲勞許用應(yīng)力為:計(jì)算小齒輪分度圓直徑: mm計(jì)算圓周速度1.29m/s計(jì)算齒寬bmm計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)mm齒高mm=計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.29m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得，直齒輪；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，；由=12.44，查圖10-13得1.35按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，mm計(jì)算模數(shù)m

18、mm 4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則計(jì)算載荷系數(shù)K由表10-5查得齒形系數(shù),；由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)計(jì)算大小齒輪并加以比較。.大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=158.78mm

19、，算出小齒輪齒數(shù)40；大齒輪齒數(shù)=1.9440=77.678這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.2.4幾何尺寸計(jì)算中心距齒輪寬度低齒1：齒頂高：mm齒根高：mm全齒高：mm頂隙： mm齒頂圓直徑：mm齒根圓直徑：mm基圓直徑： cos=1600.94=150.4mm齒距：p=mm齒厚：s=mm齒槽寬：e=s低齒2：齒頂高：mm齒根高：mm全齒高：mm頂隙： mm分度圓直徑齒頂圓直徑：mm齒根圓直徑：mm基圓直徑： cos=3100.94=291.4mm齒厚：s=mm齒槽寬：e=s齒輪1234齒數(shù)249634102齒寬 6560

20、9085分度圓直徑d 72288103307齒距p 9.429.429.429.42齒厚s 4.714.714.714.71齒槽寬e 4.714.716.296.29齒頂高 3.003.003.003.00齒根圓 3.753.753.753.75全齒高h(yuǎn) 6.756.751818齒頂圓直徑 114378141351齒根圓直徑 92.5364.5127.5337.5中心距108205傳動(dòng)比43模數(shù)33第5章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核圖5.1軸的結(jié)構(gòu)草圖5.1.1求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為310mm 而 tan=12345.4tan=4493N5.1.2初步

21、確定軸的最小直徑由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理硬度217-255HBS，由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3取=110mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1 選取N*mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)99頁選取LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000Nmm,半聯(lián)軸器的孔徑 mm，故取，半聯(lián)軸器的長度L=107mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=142mm。 5.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 選取圖5-1所示的裝配方案。圖5.2輸出軸（2）.根據(jù)軸

22、向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,I-II軸段右端需要制出一軸肩,故取II-III的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=74mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=142mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故1-2的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取.初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承只受軸向力的作用,故選用單列深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列深溝球軸承.表5.1軸承各參數(shù)軸承代號(hào)基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm基本額定載荷/KNDB60157511520821081.140.233.2對(duì)于選

23、取的單向深溝球軸承6015其尺寸為的,故;而 .右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得6015型軸承定位軸肩高度，取h=6mm，因此 87mm取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為160mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高h(yuǎn)0.07d，h=6mm,則取軸環(huán)處的直徑.軸環(huán)寬度,取=10mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒

24、輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度B=20,mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。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R=2.5(見圖15-26)。5.1.

25、4求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查取a值.對(duì)于6015型的深溝球軸承,a=B=20mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖扭矩圖。圖5.3從動(dòng)軸的載荷分析圖: 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。 現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表表5.2參數(shù)表載荷水平面H 垂直面V支反力FFNH1=8852N FNH2=3493NFNV1=3222N FNV2=1271N彎矩MMH=1177316N*mmMV1=428526N*mm MV2=428327N*mm總彎矩扭矩T 1913540

26、N*mm5.1.5 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全. 判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面和處的配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面和顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可. 截

27、面IV左側(cè)。抗彎系數(shù) 抗扭系數(shù) 截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得： 因 ,經(jīng)表3-2 插值后可查得 由附圖3-1查得軸的材料敏性系數(shù)為 =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)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)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為 碳鋼的特性系數(shù) ： 取0.1 取0.05計(jì)算安全系數(shù)： 所以它是安全的截面右側(cè)同理，也是安全的。5.2中間軸的設(shè)計(jì)5.2.1確定最小直徑 選材料為45鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表15-3取=1155.3中間軸的校核：首

28、先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，確定軸承的支撐點(diǎn)位置，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖可以看出兩齒輪中心截面受彎矩較大，分別計(jì)算兩截面處的力與矩： 圖5.3中間軸載荷分析圖表5.4各計(jì)算參數(shù)表載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩5.4輸入軸的設(shè)計(jì)5.4.1確定最小直徑 選材料為45鋼，調(diào)制處理，根據(jù)表15-3取=115應(yīng)為軸上有鍵槽需將其加大5%為40.87mm5.4.2確定各軸段直徑并填于下表表5.5輸入軸各段直徑名稱依據(jù)單位確定結(jié)果大于最小直徑40.87mm且考慮到與V帶大帶輪輪配合以及電動(dòng)機(jī)軸直徑d=55,所以 =5555考慮軸承內(nèi)徑以及軸承端蓋

29、的裝配取=5858考慮與軸承公稱直徑配合 ，軸承代號(hào)：6211D=110，B22 d60 =6960考慮軸承定位=6969考慮到齒輪定位, d5=1281285.4.3計(jì)算各軸段長度表5.6輸入軸的各段長度名稱計(jì)算公式單位計(jì)算結(jié)果與V帶輪配合即與帶槽寬相等B=808010+22+18+5+8+60-24-99090B=22229+10+5+65+10+5-208484軸肩12128-2126126 18-2+9+10+5+24242L（總長）L 80+90+22+84+12+126+42456456第6章軸承的選擇與校核6.1輸出軸軸承的校核7.1.1求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2 從圖

30、5-1a的受力分析得 該軸承壽命為： 故所選軸承滿足壽命要求。6.2中間軸與輸入軸軸承的選擇 中間軸的軸承選6013，其安裝尺寸； 輸入軸的軸承選6211,其安裝尺寸為。第7章 鍵的選擇與校核7.1 輸出軸上得鍵的選擇與校核齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向行為均采用平鍵連接，按d-由表6-1平鍵的截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為63mm；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵。根據(jù)公式校核鍵的強(qiáng)度式中： T為傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1913.54N*m 為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， 鍵的工作長度，圓頭平鍵 為軸的直徑 為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力， 由表6-2查得安裝齒輪處鍵的強(qiáng)度計(jì)算 安裝半聯(lián)軸器處鍵的強(qiáng)度

31、計(jì)算 故鍵鍵的選擇合適。7.2 中間軸與輸入軸的鍵的選擇中間軸根據(jù)軸的直徑選擇選鍵的截面，圖5-3中左邊鍵長度取4mm右邊鍵長取63mm。同樣取輸入軸與帶輪連接的鍵位第8章 箱體設(shè)計(jì)及其它零件的設(shè)計(jì)與選擇8.1 箱體設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)尺寸表9.1序號(hào)代號(hào)名 稱尺寸序號(hào)代 號(hào)名 稱尺寸 1箱座壁厚1013C1d1中心到外箱壁距離2221箱蓋壁厚1014C2d1中心到凸緣邊壁距離183b箱座凸緣厚度10154b1箱體凸緣厚度1516h凸臺(tái)高度405b2箱座底部凸緣厚度2517外壁距軸承座端面距離406df地腳螺栓直徑18181齒頂圓與箱壁間距157n地腳螺栓數(shù)目4192齒輪端面與內(nèi)壁距離168d1軸承旁

32、聯(lián)接螺栓直徑1220肋厚度9、99d2上蓋與下座聯(lián)接螺栓直徑1021C3d2至外箱壁距離1410d3軸承蓋螺栓直徑822C4d2至凸緣邊緣距離 1211d4檢查孔蓋螺釘直徑823C5df至外箱壁距離 2512d定位銷直徑824 C6df至凸緣邊緣距離 258.2視孔和視孔蓋 視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況，潤滑狀態(tài)，接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可以來注入潤滑油，視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體間應(yīng)有低質(zhì)的密封墊片，以防止漏油。第9章 潤滑和密封方式的選擇9.1減速器的潤滑為了減輕機(jī)械傳動(dòng)零件、軸承等的磨損，降低摩擦阻力和能源消耗，提高傳動(dòng)效率，延長零件使用壽命，保證設(shè)備正常運(yùn)轉(zhuǎn)，減速器必須要有良

33、好的潤滑，同時(shí)潤滑還可起到冷卻、散熱、吸振、防銹、降低噪聲等作用9.2齒輪潤滑潤滑方式： 浸油潤滑減速器低速級(jí)齒輪圓周速度0.57 12m/s，因此采用油池浸油潤滑。潤滑劑的選擇：齒輪傳動(dòng)所用潤滑油的粘度根據(jù)傳動(dòng)的工作條件、圓周速度或滑動(dòng)速度、溫度等按來選擇。由3P141表15-3根據(jù)所需的粘度按選擇潤滑油的牌號(hào)取潤滑油牌號(hào)為L-CKC220。為了保證齒輪嚙合處的充分潤滑，并避免攪油損耗過大，減速器內(nèi)的傳動(dòng)件浸入箱體油池中的深度不宜過深。高速級(jí)齒輪，浸油深度約為0.7個(gè)齒高，但不得小于10mm；低速級(jí)齒輪，浸油深度按圓周速度而定，低速級(jí)圓周轉(zhuǎn)速V=0.812 m/s，浸油深度約為1個(gè)齒高1/6齒輪半徑（但不小于10mm）9.3滾動(dòng)軸承的潤滑滾動(dòng)軸承可采用潤滑油或潤滑脂進(jìn)行潤滑。減速器采用潤滑油潤滑，可直接用減速器油池內(nèi)的潤滑油進(jìn)行潤滑，潤滑和冷卻效果較好。潤滑方式 飛濺潤滑減速