二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、1設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求1.2動(dòng) 置 圖序號(hào)F(N)D(mm)V(m/s)年產(chǎn)量工作環(huán)境載荷特性最短工作年限傳動(dòng)萬(wàn)案719202650.82大批車間平穩(wěn)沖擊十年二班如圖1-1表1-1設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)圖1-1傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖1.3設(shè)計(jì)需完成的工作量（1）減速器裝配圖1張（A1）（2）零件工作圖1張（減速器箱蓋、減速器箱座-A2）； 2張（輸出軸-A3；輸出軸齒輪-A3）（3）設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份（A4紙）2傳動(dòng)方案的分析一個(gè)好的傳動(dòng)方案，除了首先應(yīng)滿足機(jī)器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸 緊湊、傳動(dòng)效率高、成本低廉以及使用維護(hù)方便。要完全滿足這些要求是困難的。在擬定傳動(dòng)方 案和對(duì)多種方案進(jìn)行比

2、較時(shí)，應(yīng)根據(jù)機(jī)器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的 傳動(dòng)方案?，F(xiàn)以課程設(shè)計(jì)P3的圖2-1所示帶式輸送機(jī)的四種傳動(dòng)方案為例進(jìn)行分析。方案 a制造成 本低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。方案b結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應(yīng)性好，但傳動(dòng)效率低，不適于連續(xù)長(zhǎng)期工作，且制造成本高。方案c工作可靠、傳動(dòng)效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)性好，但寬度較大。方案d具有方案c的優(yōu)點(diǎn),而且尺寸較小，但制造成本較高。上訴四種方案各有特點(diǎn)，應(yīng)當(dāng)根據(jù)帶式輸送機(jī)具體工作條件和要求選定。若該設(shè)備是在一般環(huán)境中連續(xù)工作，對(duì)結(jié)構(gòu)尺寸也無(wú)特別要求，則方案 a、c均為可選方案。對(duì)于方案c若將電動(dòng)機(jī) 布置在減速器另一

3、側(cè)，其寬度尺寸得以縮小。故選 c方案，并將其電動(dòng)機(jī)布置在減速器另一側(cè)。3電動(dòng)機(jī)的選擇3.1電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上一般用三相交流電動(dòng)機(jī)，無(wú)特殊要求一般選用三相交流異步電動(dòng)機(jī)。最常用的電動(dòng)機(jī)是丫系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、維護(hù)方便、價(jià)格低，適用于不易燃、不易爆，無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的場(chǎng)合此處根據(jù)用途選用丫系列三相異步電動(dòng)3.2選擇電動(dòng)機(jī)容量3.2.1工作機(jī)所需功率Pw卷筒3軸所需功率：Fv 1920 漢 0.82 一,.FW=1.574 kw1000 1000卷筒軸轉(zhuǎn)速：3.2.2電動(dòng)機(jī)的輸出功率Pd考慮傳動(dòng)裝置的功率耗損,電動(dòng)機(jī)輸出功率為傳動(dòng)裝置的總效率:1

4、 -聯(lián)軸器效率2 -齒輪傳動(dòng)效率3-滾動(dòng)軸承效率4 -滾筒效率1n23n4= 0.99= 0.97= 0.99= 0.96所以 所以3.2.3確定電動(dòng)機(jī)額定功率根據(jù)計(jì)算出的功率Pd可選定電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped o應(yīng)使Ped等于或稍大于Pd 。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 20-1得Ped =2.2kw3.3選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 2-1圓柱齒輪傳動(dòng)的單級(jí)傳動(dòng)比為36，故圓柱齒輪傳動(dòng)的二 級(jí)傳動(dòng)比為9 36，所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為3.4電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)符合上述要求的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中減速器以 1500和1000r/min的優(yōu)先，所以現(xiàn)

5、以這兩種方案進(jìn)行比較。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第二十章相關(guān)資料 查得的電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于表3-1 :表3-1電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)萬(wàn)案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功 率kW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min電動(dòng)機(jī)質(zhì)量kg總傳動(dòng)比同轉(zhuǎn)滿轉(zhuǎn)總傳動(dòng)比高速級(jí)低速級(jí)1Y100L1-42.2150014203424642Y112M-62.2100094045164.53.5表3-1中，方案1與方案2相比較，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量及總傳動(dòng)比,為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，兼顧考慮電動(dòng)機(jī)的重量和價(jià)格，選擇方案2，即所選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-64傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.1傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算4.2傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比分配減速

6、器的傳動(dòng)比i為16,對(duì)于兩級(jí)臥式展開式圓柱齒輪減速器的h = （1.11.5）i2，計(jì)算得兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比h =4.5，低速級(jí)的傳動(dòng)比i2 =3.5。4.3傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.3.1電動(dòng)機(jī)軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.3.2高速軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.3.3中間軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算4.3.4低速軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算5傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級(jí)1）按以上的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作，速度不高，故選用 8級(jí)精度（GB 10095-88）。3）材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟(jì)

7、性，圓柱齒輪的大、小齒 輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)書表 10-1得齒面硬度 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分別為 236HBS,190HBS二者材料硬度差為 46HBS4）選小齒輪的齒數(shù)乙=23，大齒輪的齒數(shù)為z2 = 4.5 23 = 103.5，取z 1045）選取螺旋角。初選螺旋角1 =145.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即ditl'2KtT1U ±1( ZH ZEd% U 叭)2.(5-1)（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt =1-42）由以上計(jì)算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩T22.1

8、3N m13）查表及其圖選取齒寬系數(shù) 譏=1，材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa至，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6吋=580MPa ;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=390MPa。4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)5）按接觸疲勞壽命系數(shù)6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1由S(5-2) HN 1lim 1HN 2- lim= 0.9 580 =522MPa= 0.95 390 =370.5MPa故:；h二 H】1；h22522 +370 5522370.5 MPa =446 25MPa27）查圖選取區(qū)域系數(shù)ZH -2.468）查圖得；/ =0.765， ； -2 = 0.8

9、7，貝則；-；“：2 =1.635（2）計(jì)算：1）求得小齒輪分度圓直徑dt1的最小值為2）圓周速度:6 n60 10003.14 37 94060 1000=1.82m/s3）計(jì)算齒寬及模數(shù)：齒寬： b -：d d1t =1 37 = 37mm模數(shù):ntd1t cos :37 cos1423=1.56mm齒高:h =2.25mnt =2.25 1.56 =3.5lmm37= 10.5h 3.514）計(jì)算縱向重合度 ：5）計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù)Ka =1, v =1.82m/s ,8級(jí)精度，查得動(dòng)載系數(shù)j1.1，Kh，1.4491，Kf： -1.35, Kh ：.二 Kf ：. =1.4故載荷系數(shù)

10、mA ,V , h：. ,h，1. 1.1 1.4 1.4491 =2.236）按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:d1 cos : mn-乙7）計(jì)算模數(shù):二竺空1吋235.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為2KTYcos2 1 *d z %（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）根據(jù)縱向重合度廠=1.82，從圖中查得螺旋角影響系數(shù) 丫，0.88mn 3(5-3)Zv12）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù):23=25 183 -3cos - cos 14Zv21043113.8cos 14彎曲疲勞強(qiáng)度極限3）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二fe1 "80MPa；大齒輪的二fE2 =250MPa ;4）查圖取

11、彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =09 Kfn2 =0.95；5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得6）計(jì)算載荷系數(shù)K.7）查取齒形系數(shù).查表得YFa1 =2.6164；YFa2 =2.169.8) 查取應(yīng)力校正系數(shù).查表得 YSa1 =1.5909；Ysa2 "砂9) 計(jì)算大、小齒輪的 下丫畀并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.(2) 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)的大小要取決于彎曲強(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)的成積)有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的

12、模數(shù)1.266mm并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 mn =2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d 43.2mm ,算出小齒輪齒數(shù)di cos P43.2 cos B 一z1-21，mn2大齒輪齒數(shù)Z2 二 21 4.5 二 94.5，取 Z2 = 95 .這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊 湊,避免浪費(fèi).5.1.4.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距：(Z1 Z2)mn(21 95) 2mma119.55mm2 cos P2 cos14將中心距圓整為120mm.(2)修正螺旋角：r(乙 +Z2)mn(21+95)7 一“-arccosarccos14.842a2&

13、quot;20:值改變不多，故參數(shù)；：、K - Zh等不必修正。(3) 分度圓直徑：(4) 齒輪寬度：取 B2 = 43mmB 50mm5.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1選擇材料、熱處理方式和公差等級(jí)1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作，速度不高，故選用 8級(jí)精度(GB 10095-88)。2) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟(jì)性，圓柱齒輪的大、小齒 輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機(jī)械設(shè)計(jì)書表 10-1得齒面硬度 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分別為 236HBS,190HBS二者材料硬度差為 46HBS3) 選小齒輪的齒數(shù) 乙=

14、25，大齒輪的齒數(shù)為z2 =3.5 25 =87.5，取z2 =88。4) 選取螺旋角。初選螺旋角1 =14 0522按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt =1-62）由以上計(jì)算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩T321.5N m13）查表及其圖選取齒寬系數(shù)=1，材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa至，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限cHlim3 =580MPa ;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 "訕4 =390MPa。4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)5）按接觸疲勞壽命系數(shù)7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1上”3=1_ 匹=0.95

15、580 =551MPa得Si._h _hn4 叱=0.99 390 =386.1MPaS故：幾二 LiidA 二 551 386.1 MPa =468.55MPa2 27）查圖選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.433 o8）查圖得 卞=0.78，；.4 =0.8，貝- ；：.3 ：4 =1.58（2）計(jì)算：1）求得小齒輪分度圓直徑dt1的最小值為2）圓周速度:v _ 兀d3t n60 10003.14 93.34 59.760 1000=0.29m/s3）計(jì)算齒寬及模數(shù)：93.348.15-11.45齒寬： b 二：d d3t =1 93.34 二 93.34mm模數(shù)：me。. ,3.34 cos14

16、= 3.62mm nt%25齒高:h =2.25mnt =2.253.62 =8.15mm4）計(jì)算縱向重合度 ：5）計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù) Ka =1 , v =0.29m/s ,8 級(jí)精度，查得 動(dòng) 載系數(shù) Kv =1.03 , K =1.467 ,K f 一： = 1.27 , K h 一 = K f - =4故載荷系數(shù)K 二，V，h：.，h2*. 1.03 1.4 1.467 =2.16）按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：7）計(jì)算模數(shù)：5.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）根據(jù)縱向重合度；-：=1.98，從圖中查得螺旋角影響系數(shù) 丫-：=0.88Zv3Z3

17、2）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù):COS3 ：25327.37cos 14Zv4Z43COS10496.33cos 143）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二fe3二480MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限:fe4 =250MPa ;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn3 =°.95,Kfn4 =0.91;5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得6）計(jì)算載荷系數(shù)K.7）查取齒形系數(shù).查表得 YFa3 =2.56；YFa4 =2.19.8）查取應(yīng)力校正系數(shù).查表得 Ysa3 =1.6037；Ysa4 =1.7863Y Y9）計(jì)算大、小齒輪的 丫呀 并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.（1）設(shè)計(jì)計(jì)算

18、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)的大小要取決于彎曲強(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)的成積）有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 2.87mm并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 mn =3mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d102.2mm,算出小齒輪齒數(shù)d3 cosB 68.19cos14“z3322,mn3大齒輪齒數(shù)z4 = 22 3.5 =77 .這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊 湊,避免浪費(fèi).5.2.4幾何尺寸計(jì)算（1） 計(jì)算中心距：a = 0 Z2

19、）mn 二一了7）3 = 153.05mm2cosP2cos14將中心距圓整為153mm.（2） 修正螺旋角：=arccos（Z1= arccos22 77）_ =13.932a2如53值改變不多，故參數(shù)；：、K、Zh等不必修正。（3）分度圓直徑：（4）齒輪寬度：取 B4 =68mmB3 二 76mm6軸的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1高速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.1.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1.高速軸的功率R =2.178kw，轉(zhuǎn)速山=940r/mm，轉(zhuǎn)矩=22.13N m根據(jù)結(jié)構(gòu)及使用要求，把該軸設(shè)計(jì)成階梯軸且為齒輪軸，共分七段,其中第5段為齒輪，如圖6-1所示：圖6-1高速軸由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸，因此

20、其材料須與齒輪材料相同，均為45鋼,熱處理為 調(diào)制處理,材料系數(shù)A0為120。所以,有該軸的最小軸徑為：dmin二陽(yáng)R =120 3 2.178 = 15.88mm 940此處最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d1，選擇半聯(lián)軸器的孔徑 d =20mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L =52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 L38mm。其他各段軸徑、長(zhǎng)度的設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程見下表：表6-1 高速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)階梯軸段設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果第1段dn由半聯(lián)軸器孔徑確定l11略小于聯(lián)軸器轂孔長(zhǎng)度，轂孔長(zhǎng)度 Lr = 44mm取1仆=36mm第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應(yīng)制出一軸肩，故取2段的直徑

21、為d12 =26mm，取端蓋 右端到聯(lián)軸器左端距離為 35mm , 端蓋總寬度為30mm，故112 -65mm第3段根據(jù)d12 =26mm，預(yù)選軸承7206Cd 漢 D 漢 B =30mm漢 62mm=<16mm，d13 I12由軸承尺寸確定、第4段查得7206C型軸承的定位軸肩高度 為h=3mm，因此，取d4 = d6 = 36mm第5段d15 =齒頂圓直徑=47.4mmI15吐齒寬=50mm第6段第7段l17 =7 十 16 =23mm（ 7mn為套筒寬度）6.1.2高速軸上軸承的選定計(jì)算該軸承設(shè)計(jì)為面對(duì)面形式，預(yù)計(jì)壽命為3年，即12480小時(shí)1計(jì)算軸承的徑向載荷得Fr1 =：258

22、.87N、Fr2 F25.1N 2 計(jì)算軸承的軸向載荷得Fd1 =0.68Fr1 =176N 、 Fd2 = 0.68Fr2 = 85N ，因此，F(xiàn)ae Fd2 =27085 = 355N Fd1故 Fa1 =355N、Fa2 =85N3求比值FaiFr1= 1.37、Fr2因?yàn)榻墙佑|球軸承e的最大值為0.56，故 空Fr1Fa2Fr2均大于e4初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P取 fp為 1.2，X =0.41, Y =0.87 5求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值初選的軸承為7206C,它的額定動(dòng)載荷分別為17.8KN和16.8KN ,故符合條件。6.2中間軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)根據(jù)結(jié)構(gòu)幾使用要求該

23、軸設(shè)計(jì)成階梯軸，共分六段，如圖6-2所示：圖6-2中間軸由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸，因此其材料須與齒輪材料相同，均為45鋼，熱處理為調(diào)制處理,取材料系數(shù) A0=120。有該軸的最小軸徑為：djx A03旦=120綬2 =31.86mm0 壓X 208.9因鍵槽開在中間，其影響不預(yù)考慮標(biāo)準(zhǔn)化取d21 =35mm其他各段軸徑、長(zhǎng)度的設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程見下表：表6-2中間軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)階梯軸段設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果第1段由軸承尺寸確定（軸承預(yù)選7207Cd x D xB = 3572x 17mm）第2段d22由齒輪孔徑?jīng)Q疋，取d?2 =40mm丨22略小于齒輪寬度，取122 = 48mm

24、第3段取 d23 = 48mm第4段第5段第6段6.3低速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)6.3.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)根據(jù)結(jié)構(gòu)幾使用要求該軸設(shè)計(jì)成階梯軸，共分七段，如圖6-3所示: 圖6-3低速軸考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼，熱處理調(diào)質(zhì)處理,取材料系數(shù) A。=120所以,有該軸的最小軸徑為：d3min =代3 P3 =120 3 2.01 = 38.7mm n3 59.7顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇TL7型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為d=40mm，故此段軸徑為d3i =40mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L = 112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為L(zhǎng)84mm,第一段的長(zhǎng)度應(yīng)比聯(lián)軸器的轂孔長(zhǎng)度略短，故取 h =82

25、mm其他各段軸徑、長(zhǎng)度的設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程見下表表6-3低速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)階梯軸段設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過程計(jì)算結(jié)果第1段（由聯(lián)軸器寬度尺寸確定）第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應(yīng)制 出一軸肩，故取2段的直徑為d32 = 46mm，©由端蓋等因素確定，取I32 -55mm第3段根據(jù)d32 =46亦，預(yù)選軸承7210Cd x D 漢 B = 50mm漢 90mm漢 20mm， d33、33 由軸承尺、寸確定第4段l 34 = L2 -(1 35 + l 36 * l 37 也 3 l 33 ) * 凸 3(L2= 162 (10 + 66 + 49 420) + 4 = 65mm

26、為箱體內(nèi)壁軸向距離，亠為軸承端面至箱體內(nèi)壁距離)第5段第6段取安裝齒輪處的軸直徑d36 =55mm，此段的長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，取© =66mm第7段6.3.2低速軸的受力分析及計(jì)算 軸的受力分析及載荷分析如圖6-4所示圖6-4低速軸的受力分析及扭矩圖從軸的結(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，計(jì)算出的截面C處的MhMv、M的值列于下表:載荷水平面H崔直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6.3.3減速軸的校核由手冊(cè)查材料45鋼的強(qiáng)度參數(shù)C截面彎扭合成應(yīng)力：（-=0.6）由計(jì)算結(jié)果可見C截面安全。6.3.4減速軸上軸承選擇計(jì)算 該軸承設(shè)計(jì)為面對(duì)面形式，預(yù)計(jì)壽命為3年，即124

27、80小時(shí)。Fr2 =219N2）計(jì)算軸承的軸向載荷得Fd1= 0.68Fr 539N、 Fd 0.68Fr2 =148.92N ，因此，1）計(jì)算軸承的徑向載荷得卩門= 793N、Fae Fd2 -148.92 670 =818.92NFd1故卩酹=818.92N、 Fa2 -148.92N 3）求比值=1.03、匕2 =0.68，因?yàn)榻墙佑|球軸承e的最大值為0.56，故、也 均大于e。Fr1Fr2Fr1Fr 24）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P取 fp 為 1.2，X =0.41, Y =0.87 5）求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值初選的軸承為7210C,它的額定動(dòng)載荷分別為32.8KN和31.5KN ,

28、故符合條件。7各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核因減速器中的鍵聯(lián)結(jié)均為靜聯(lián)結(jié)，因此只需進(jìn)行擠壓應(yīng)力的校核.7.1高速級(jí)鍵的選擇及校核帶輪處鍵：按照帶輪處的軸徑及軸長(zhǎng)選 鍵B6X6,鍵長(zhǎng)28,GB/T1096 聯(lián)結(jié)處的材料分別為：45鋼（鍵）、45鋼（軸）7.2中間級(jí)處鍵選擇及校核按照輪轂處的軸徑及軸長(zhǎng)選 鍵B12X8 GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別均為45鋼此時(shí)，鍵聯(lián)結(jié)合格7.3低速級(jí)處鍵的選擇及校核聯(lián)結(jié)處的材料均為：45鋼其中鍵的強(qiáng)度最低,因此按其許用應(yīng)力進(jìn)行校核,查手冊(cè)其k p3 "10MPa該鍵聯(lián)結(jié)合格7.4聯(lián)軸器處鍵的選擇及校核按照聯(lián)軸器處的軸徑及軸長(zhǎng)選 鍵12X8，鍵長(zhǎng)70,GB

29、/T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別為：45鋼（聯(lián)軸器）、45鋼（鍵）、45鋼（軸）其中鍵的強(qiáng)度最低,因此按其許用應(yīng)力進(jìn)行校核,查手冊(cè)其kp4110MPa該鍵聯(lián)結(jié)合格8聯(lián)軸器的選擇計(jì)算8.1輸入軸端的聯(lián)軸器選擇計(jì)算8.1.1類型選擇選用彈性套柱銷聯(lián)軸器8.1.2載荷計(jì)算轉(zhuǎn)矩T =22.13N m，查得KA -1.3，故計(jì)算轉(zhuǎn)矩為8.1.3型號(hào)選擇TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為31.5N m，許用最大轉(zhuǎn)速為 6300 r/min，軸徑為16 22mm，電動(dòng)機(jī)軸為28mm，故不合用。TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為 63N m，許 用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min，軸徑為20 28mm，故合用。8

30、.2輸出軸的聯(lián)軸器選擇計(jì)算8.2.1類型選擇選用彈性套柱銷聯(lián)軸器8.2.2載荷計(jì)算轉(zhuǎn)矩T -321.5N m，查得KA -1.3，故計(jì)算轉(zhuǎn)矩為8.2.3型號(hào)選擇TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為500 N m，許用最大轉(zhuǎn)速為3600r/min，軸徑為40 48mm，故合用。9減速器箱體及其附件的設(shè)計(jì)9.1減速器附件的選擇通氣器為使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用M18X 1.5油面指示器選用游標(biāo)尺M(jìn)16吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片 M161.59.2選擇適當(dāng)型號(hào)起蓋螺釘型號(hào)：GB70-85 M10 X 40,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85

31、 M6X12材料Q235中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X20材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X 20,材料Q235箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB5782-86 M10X 100,材料Q235箱體的主要尺寸：(I) 箱座壁厚=0.025a1 二 0.025 153.05 1 = 4.8258取=8 箱蓋壁厚 1=0.02a+1=0.02 X 153.05+1= 4.061取1=8 箱蓋凸緣厚度b1=1.5 1=1.5 X 8=12箱座凸緣厚度b=1.5 =1.5 X 8=12箱座底凸緣厚度b2=2.5 =2.5 X 8=20 地腳螺釘直徑 df=0.036a+12

32、=0.036 X 153.05+12=17.5098(取 16)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因?yàn)閍<250)(8) 軸承旁連接螺栓直徑 d1= 0.75d f =0.75 X 16=13.15 (取14)(9) 蓋與座連接螺栓直徑 d 2=(0.5-0.6)d f =0.55 X 16=8.8(取 10)(10) 連接螺栓d2的間距L=150-200(II) 軸承端蓋螺釘直徑 d3=(0.4-0.5)d f=0.45 X 16= 7.2(取 8)(12) 定位銷直徑 d=(0.7-0.8)d 2 =0.8 X 10=8(13) 凸臺(tái)高度：根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。(14)

33、外箱壁至軸承座端面的距離 C1+ C2+( 510 )(15) 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：12mm(16) 齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=15 mm(17) 箱蓋，箱座肋厚：m=8 mm,m=8 mm(18) 軸承端蓋外徑：D+( 55.5)d3整理成表9-1和表9-2表9-1箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)設(shè)計(jì)依據(jù)設(shè)計(jì)結(jié) 果箱座壁厚0.025a+3=8.98考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚:S10.02a+3 > 88 ：箱座凸緣厚度b1.5 S12箱蓋凸緣厚度b11.5 S 112箱座底凸緣厚度:b22.5 S20 ：地腳螺栓直徑P df0.036a+1217.54地腳螺栓數(shù)目na< 250 時(shí)，n=44軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d10.75df12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d 2（0.5 0.6）df10軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目d3,