二級減速器課程設(shè)計(jì)說明書

1、題 目（分流式二級圓柱齒輪減速器）指導(dǎo)教師院 系機(jī)械系班 級 學(xué) 號 姓 名完成時(shí)間 201.12 目錄一設(shè)計(jì)任務(wù)書二、傳動(dòng)方案擬定.三、電動(dòng)機(jī)的選擇.四、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級的傳動(dòng)比五、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算八、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算九、鍵聯(lián)接的選擇及計(jì)算十、聯(lián)軸器的選擇十一、減速器附件設(shè)計(jì)十二、潤滑與密封十三、附錄（零件及裝配圖）計(jì) 算 及 說 明結(jié) 果一 . 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1.1工作條件與技術(shù)要求：忙閑程度中等，工作類型中等，運(yùn)動(dòng)速度允許誤差為±5。工作情況：減速器裝置可以正反轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境溫度不超過40；傳動(dòng)零件工作總小數(shù)小時(shí)，滾動(dòng)

2、軸承壽命4000小時(shí)；檢修間隔期間：2000小時(shí)一次大修，500小時(shí)小修：制造條件極其生產(chǎn)批量：中型機(jī)械制造廠，單件小批量生產(chǎn)。1.2 設(shè)計(jì)內(nèi)容（1）確定傳動(dòng)裝置的類型，畫出機(jī)械系統(tǒng)傳動(dòng)方案簡圖；（2）選擇電動(dòng)機(jī)，進(jìn)行傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算；（3）傳動(dòng)系統(tǒng)中的傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算；（4）繪制減速器裝配圖1張（A0）;（5）齒輪及軸的零件圖各1張（A1） 2原始數(shù)據(jù)車輪直徑D (mm)：350二傳動(dòng)方案的擬定電動(dòng)機(jī)1通過聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入減速器3，在經(jīng)聯(lián)軸器4傳至減速器外的齒輪5，帶動(dòng)車輪6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均

3、勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。=10000hF=1600ND=350mm分流式二級圓柱齒輪減速器三電動(dòng)機(jī)的選擇1 選擇電動(dòng)機(jī)類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動(dòng)機(jī)2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量1）滾筒所需功率： =FV/1000=1600× 滾筒的轉(zhuǎn)速=60×1000V/2）電動(dòng)機(jī)至滾筒之間傳動(dòng)裝置的總效率為：其中，分別為傳動(dòng)系統(tǒng)中聯(lián)軸器，齒輪傳動(dòng)及軸承效率，是齒輪至車輪的效率，=0.97，=0.96，=0.98=0.96 = 3）確定電動(dòng)機(jī)的額定功率 電動(dòng)機(jī)的輸出功率為 K為功率儲備系數(shù)，為啟動(dòng)系數(shù) 確定電動(dòng)機(jī)的額定功率 選定電動(dòng)機(jī)

4、的額定功率=4 kw3、 選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速=32.74 r/min 該傳動(dòng)系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動(dòng)，查閱機(jī)械設(shè)計(jì)教材表推薦傳動(dòng)比為=860 則總傳動(dòng)比可取 20至150之間 則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為=20=8×=150=60×57.32=4911r/min可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的電動(dòng)機(jī)都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三種電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較，如下表：由參考文獻(xiàn)1中表16-1查得：方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率（KW）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n/(r/min)質(zhì)量/kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y11

5、2M-24300028902Y112M-44150014403Y132M1-6410009604Y160M1-8 4750720 由表中數(shù)據(jù)，綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量，價(jià)格以及總傳動(dòng)比，即選定方案3四總傳動(dòng)比確定及各級傳動(dòng)比分配4.1 計(jì)算總傳動(dòng)比由機(jī)械設(shè)計(jì)課程上機(jī)與設(shè)計(jì)中表16-2查得：滿載轉(zhuǎn)速nm=960 r / min；總傳動(dòng)比=nm /=960/=4.2 分配各級傳動(dòng)比查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程上機(jī)與設(shè)計(jì)中表5-1各級傳動(dòng)中分配各級傳動(dòng)比，取減速器外齒輪傳動(dòng)比為，則高速級的圓柱齒輪傳動(dòng)比=3.83，則 低速級的圓柱齒輪的傳動(dòng)比為=4kwr/min=4911r/min電動(dòng)機(jī)型號為Y32

6、M1-6i=五計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)軸為軸，減速器高速級軸為軸，中速軸為軸，低速級軸為軸，減速器外的軸為小齒輪軸、大齒輪軸則= 960 r/min 960/3.93 r/min=250.65 r/min解得車輪速度在速度允許誤差為±5范圍內(nèi)2.按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率=4 kw=4×××0.98 kw××0.98 kw××0.97 kw =3.071 kw××=9550×4/960=9550×=9550×=9550×=95

7、50×=9550×表3 軸的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV減速器外大齒輪軸轉(zhuǎn)速（r/min）960960功率（kw）4轉(zhuǎn)矩()傳動(dòng)比1效率0.94六、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) （1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) b .塔式起重機(jī)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖表（P75表6-2），選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者的硬度差為40 HBS。 d . 初選小齒輪齒數(shù)

8、=24，則大齒輪齒數(shù)×24=92 e .初選螺旋角=1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由公式計(jì)算 a. 分流式小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=/2 c. 查圖表（p78表6-4）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 由公式 e. 由許用接觸應(yīng)力, 查表取， 查表取得=735MPa，=605MPa，則=605MPa f. 由式 N=60nj 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60×960×1××××g.計(jì)算載荷系數(shù) K 得2） 計(jì)算 a. 按計(jì)算小齒輪分度圓直徑 =31.71 mm b. 計(jì)算法面模數(shù)=cos/24=1.28 ,取標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm a=（Z1+Z2

9、)/2cos=2(24+92) / 圓整a=120mm =arccos（Z1+Z2)/2a=arccos2（24+92)/2 =mZ1/=2×24/ f.計(jì)算圓周速度××960/（60×1000）m/s g. 計(jì)算齒寬b×31.71mm=38.052mm 圓整 大齒齒寬=b=39mm 小齒齒寬=44mm3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 按式校核計(jì)算1） 確定計(jì)算系數(shù)a. 計(jì)算載荷系數(shù)由式×××1.2=2.08=Kb. 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)101.80 c. 查取齒形系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)表（P81表6-5）=2.58 ，d. 查取應(yīng)

10、力校正系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)表（P81表6-5）=1.596 ，e. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4， 彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖6-8，取,彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖6-9取=1。查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=600 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由公式 得×600/1.4 MPa=300MPa×400/1.4 MPa=200MPaf. 計(jì)算重合度系數(shù)不變位時(shí)，端面嚙合角 端面模數(shù) 重合度 =2） （2）校核計(jì)算 =故，齒根彎曲強(qiáng)度滿足。（3） 齒輪其他幾何尺寸計(jì)算 大輪分度圓直徑= 根圓直徑mmmm 頂圓直徑2. 低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1）選擇材料、

11、精度及參數(shù) a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng) b. 選用8級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS 大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=25 ，=25×2.81=70（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按下式試算1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 a. 確定小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩c. 查圖表（p78表6-4）選取彈性影響系數(shù)=189.8 d. 由許用接觸應(yīng)力, 查表取， 查表取得=735MPa，=605MPa，則=605MPae. 確定應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60××1×××&

12、#215;f.計(jì)算載荷系數(shù) K 得2）計(jì)算 a. 由公式計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=605MPa得 mm b.計(jì)算齒輪模數(shù)m m=62.63/25=2.51 ,取標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm c.計(jì)算小輪分度圓直徑=m=75mm×× a=（Z3+Z4)/2=2(25+70) / 2=142.5mm 圓整145mm d. 計(jì)算齒寬b b= 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬（3） 按齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算計(jì)算公式為1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4， 彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖6-8，取,彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖6-9取=1。查得小齒

13、輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=600 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由公式 得×600/1.4 MPa=300MPa×400/1.4 MPa=200MPa b.計(jì)算載荷系數(shù)。 由公式得 c.查取齒形系數(shù)。查圖表（P81表6-5）得=2.62 ,d. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。查圖表（P81表6-5）得=1.59， 重合度 =(2)設(shè)計(jì)計(jì)算 = =（4） 計(jì)算齒輪其他幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)算中心距=3×（25+70）/2 mm=145mm2） 計(jì)算分度圓直徑 3×25mm=75mm3×70 mm=210mm（CAD圖修正為215） 3)根圓直徑 4）頂圓直徑 3

14、. 減速器外齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) （1）選擇材料、精度及參數(shù) a . 按圖1所示傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) b .塔式起重機(jī)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8級精度（GB10095-88） c . 材料選擇。查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖表（P75表6-2），選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者的硬度差為40 HBS。（2）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由公式計(jì)算 a.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4， 彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖6-8，取,彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)教材圖6-9取=1。查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=600

15、 MPa ，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由公式 得×600/1.4 MPa=300MPa×400/1.4 MPa=200MPa c.初選小齒輪齒數(shù)=26 ，=26×2.7=71 f. 查圖表（p78表6-4）選取彈性影響系數(shù)=189.8 g. 確定應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60××1×××× h.計(jì)算載荷系數(shù) K 得查機(jī)械設(shè)計(jì)表（P81表6-5）=2.60 ，查機(jī)械設(shè)計(jì)表（P81表6-5）=1.595 ，大小 ，取兩者大值。 將上面參數(shù)帶入公式 = 由于減速器外是開式齒輪傳動(dòng)，所以將模數(shù)加大10%20%，故=1.15m=

16、3.09,圓整取=3mm. (3)計(jì)算齒輪相關(guān)幾何參數(shù)= 大齒輪寬，小齒輪寬 e.根圓直徑七、 高速軸的設(shè)計(jì)已知 ，1. 求作用在齒輪上的力=2××N=449.23 N×圓周力 ，徑向力及軸向力的方向如圖所示1 初步確定軸的最小直徑。先按式 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機(jī)械設(shè)計(jì)教材表8-6取=112，得 112該軸直徑d100mm，有一個(gè)鍵槽，軸頸增大3%,安全起見，取軸頸增大3%則，圓整后取d2=19mm。輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩公式為 查圖表（P173表11-2），取=2.3，則&

17、#215; =87.032 根據(jù)及電動(dòng)機(jī)軸徑D=38mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB4323-84，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小直徑=32 mm= 960 r/min =4kw=3.80 kw=3.231 kw=39.8 8級精度（GB10095-88）小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS=24= 92=735MPa=605MPa=605 MPa××m=2mm=a=120mm =39mm=44mm=2.58 =1.596 =1=600 MPa=500 MPa=300MPa=200MPa圓整后=190mm8級精度（GB10095-85）小齒輪：

18、40Cr（調(diào)質(zhì)）280HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS；=25=700Mpa=550MPa=735Mpa =605MPa=605MPa×m=3mm=75mma=145mm=300MPa=200MPa=2.62 =145mm8級精度（GB10095-88）小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240HBS=26=71=300MPa=200MPa=189.8 =3mm.=78mm=213mmd2=19mm=87.032 =32 mm2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)分析比較，選用如圖所示的裝配方案（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）

19、右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位，1-2段比半聯(lián)軸器轂孔長短14mm，=80mm。聯(lián)軸器靠軸肩定位并考慮O型密封圈標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑，取=35mm 。2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。該傳動(dòng)方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承。根據(jù)=35mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承6008，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm ，故=40mm3） 為減少裝配軸承處的精加工而設(shè)置的軸肩，取=44mm，取軸承到減速器箱體內(nèi)壁為8mm，取箱體內(nèi)壁到高速軸小齒輪距離為15mm,故=23mm。4） 由機(jī)械設(shè)計(jì)課程上機(jī)與設(shè)計(jì)查箱體內(nèi)壁到

20、軸承座孔端面的距離mm ，取=65mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為50mm，到聯(lián)軸器的距離為15mm，則=68mm.5）3-4段裝配軸承，取軸徑長度小于軸承寬度3mm，故=15-3=12mm， 同理10-11段裝配軸承，并需倒角，故=18mm，=80+20-5=95mm6）5-6和7-8段為齒輪，長度，直徑=54mm（3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=32 mm，=80mm 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程上機(jī)與設(shè)計(jì)圖表（11-1）選用鍵=10mm×8mm×72mm 。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m64）確定軸上

21、圓角和倒角尺寸×，各軸肩處圓角半徑為R2（二）中速軸（III軸）的設(shè)計(jì) 已知1求作用在齒輪上的力=1193.31 N ，=449.23N，=315.29 N=2×=1523.9 N軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑 根據(jù)初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查圖表（8-6），取=112 ，于是得=112×mm=26.8mm 。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為=30mm3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2）確定軸的各段直徑和長度 1）根據(jù)=30mm取=30mm，軸承與齒輪2，之間采用軸肩定位，取=35mm，齒輪2，與齒

22、輪3之間用套筒定位，取=43mm ，由于軸環(huán)寬度b1.4h 軸II的設(shè)計(jì)，取=c=10mm 因?yàn)?80 mm ， =39mm 取=80，=39-3mm=36mm . 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 由于配對的斜齒輪相當(dāng)于人字齒，初步選取0組游隙，0級公差的軸承30306，其尺寸為d×D×B=30mm×72mm×19mm 。 又由于箱體內(nèi)壁之間距離相等，故21+8+15+2.5+3=49.5,軸的兩端倒角，取52mm 取軸承端蓋的總寬度為45mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按=43mm，=80mm =35mm=36mm 查圖表（表11

23、-1）取各鍵的尺寸為 2-3段和6-7段=10x8x28 滾動(dòng)軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m6 4）確定軸上圓角和倒角尺寸×，各軸肩處的圓角半徑為R2（三）低速軸（軸IV）的設(shè)計(jì) 已知 1求作用在軸上的力=4189.88N 2初步確定軸的最小直徑 按初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。查圖表（P表15-3）取=112，于是得112×mm=37.1mm 。該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，選取聯(lián)軸器的型號。 根據(jù)式，查圖表（P173表11-2），取=2.3 ，則×根據(jù)，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85考慮到起重機(jī)運(yùn)輸機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，選用HL4型彈性

24、柱銷聯(lián)軸器。選取軸孔直徑d=40mm，其軸孔長度L=84mm，則軸的最小直徑=40mm3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案。經(jīng)比較，選取如下圖所示的方案（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取=40mm，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位，由h=1.5mm，取=45mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm 故=50mm 3）取=55mm，=28mm 4）根據(jù)軸頸取安裝齒輪處軸段=60mm，齒輪左端采用軸肩定位，取h=1.5

25、mm，則=63mm ，軸環(huán)寬度b×3mm=4.2mm，取10mm5）已知=75mm。取=55.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =74.7mm ，=8mm7)根據(jù)箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離=60mm，及=8mm，B=20mm，取軸承蓋的總寬度為45mm，軸承蓋與聯(lián)軸器之間的距離為=20mm則=65mm(3）軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)=40mm,=84mm 查圖表（P表11-1）得 1-2和12-13段：b×h×L=12mm×8mm×78mm 7-8段：b×h×L=18mm&

26、#215;11mm×68mm 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為×,軸上圓角R2.（4） 軸的校核 1求高速軸的校核 1.） 軸的計(jì)算簡圖如下圖所示，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖知，深溝球軸承6008， a=7.5mm, 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處 是危險(xiǎn)截面， L=248mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 其中彎矩合成公式 當(dāng)量彎矩公式 計(jì)算應(yīng)力公式表4 危險(xiǎn)截面所受彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩總彎矩M扭矩TT=11352=32mm=80m

27、m=35mm深溝球軸承6008=40mm=44mm=23mm=68mm=12mm=18mm=54mm鍵=10mm×8mm×72mm過渡配合m6=1193.31 N=315.29 N=30mm=30mm=35mm=43mm=10mm =80=36mm 圓錐滾子軸承3030652mm=80mm鍵=10x8x28=4189.88N 37.1mm HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器=40mm=84mm=40mm=45mm深溝球軸承6210=50mm=55mm=28mm=60mm=63mm 10mm=8mm=65mm鍵b×h×L=12mm×8mm×78mm

28、 b×h×L=18mm×11mm×68mm 2.） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取=1，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此，故軸安全。 1） 軸的計(jì)算簡圖如下圖所示，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖知，圓錐滾子軸承30306， a=23mm, 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處 是危險(xiǎn)截面， L=225mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 其中彎矩合成公式 當(dāng)量彎矩公式 計(jì)算應(yīng)力公式表4 危險(xiǎn)截面所受彎矩和扭矩載荷水平面H垂

29、直面V支反力F 彎矩=36450總彎矩M=42078扭矩T2.） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取=1，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此，故軸安全。 1.） 軸的計(jì)算簡圖如下圖所示，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖知，深溝球軸承6210， a=10mm, 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處 是危險(xiǎn)截面， L=249mm，將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 其中彎矩合成公式 當(dāng)量彎矩公式 計(jì)算應(yīng)力公式表4 危險(xiǎn)截面所受彎矩和扭矩載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩總彎矩M

30、=277360扭矩T2）. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表對危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取=1，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查圖表（P表15-1）得=60MPa，因此，故軸安全。八、 軸承的選擇和校核計(jì)算已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為=10000h 1輸入軸承的選擇與計(jì)算由軸II的設(shè)計(jì)知，初步選用深溝球軸承6008，由于受力對稱，只需要計(jì)算一個(gè)，其受力=1275.07 N，=0，=3 ，轉(zhuǎn)速n=960r/min1）查滾動(dòng)軸承樣本（GB/T276-1994）知深溝球軸承6008的基本額定動(dòng)載荷C=17000N，基本額定靜載荷=11800N 2）求

31、軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P160表10.6），取=1.2，則×（1×1257.07+0）N 3）驗(yàn)算軸承壽命h=23811.23>=10000h 故所選用軸承滿足壽命要求。2軸III上的軸承選擇與計(jì)算由軸III的設(shè)計(jì)已知，初步選用圓錐滾子軸承30306，由于受力對稱，故只需要校核一個(gè)。其受力=0，1）查滾動(dòng)軸承樣本（GB/T276-1994）知圓錐滾子軸承30306的基本額定動(dòng)載荷C=52500N，基本額定靜載荷=60500N2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P×（1×952.9+0）N3）驗(yàn)算

32、軸承壽命h=23042246h>=10000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用圓錐滾子軸承303063輸出軸上的軸承選擇與計(jì)算由軸IV的設(shè)計(jì)知，初步選用深溝球軸承6210，由于受力對稱，只需要計(jì)算一個(gè)，其受力=3=2227.8N，=0，1）查滾動(dòng)軸承樣本（GB/T279-1994）知深溝球軸承6210的基本額定動(dòng)載荷C=35000N，基本額定靜載荷=23200N 2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P 因?yàn)?0，徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按課本（P160表 10.6），取=1.2，則×（1×2227.4+0）N3）驗(yàn)算軸承壽命h=419272.3h&

33、gt;=10000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。軸校核安全故軸安全故軸安全=10000h 深溝球軸承6008=1275.07 N=0=3 n=960r/minC=17000N=11800N確定使用深溝球軸承6008圓錐滾子軸承30306=0,C=52500N=60500N=23042246h確定使用圓錐滾子軸承30306=0=3C=35000N=23200N確定使用深溝球軸承6210九、鍵連接的選擇與校核計(jì)算1輸入軸與聯(lián)軸器的鍵連接 1) 由軸II的設(shè)計(jì)知初步選用鍵C10×8×72， 2) 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本查得許

34、用應(yīng)力=100-120MPa，取×8mm=4mm。由式可得=2×/4×68×32MPa=8.69MPa<=110MPa 可見連接的強(qiáng)度足夠，確定選用鍵C10×8×72齒輪2（2）與軸III的鍵連接 1) 由軸III的設(shè)計(jì)知初步選用鍵10×8×28，= 2) 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取×8mm=4mm。由式可得=2×/4×18×35MPa=51.92MPa<=110MPa 可見連接的強(qiáng)度足夠，確定選用鍵1

35、0×8×283齒輪4與軸的鍵連接 1) 由軸III的設(shè)計(jì)知初步選用鍵18×11×68， 2) 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本查得許用應(yīng)力=100-120MPa，取×11mm=5.5mm。由式可得=2××50×60MPa=41.93MPa<=110MPa 可見連接的強(qiáng)度足夠，確定選用鍵18×11×684聯(lián)軸器與軸IV的鍵連接 1) 由軸IV的設(shè)計(jì)知初步選用鍵12×11×78， 2) 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許

36、用應(yīng)力=100-120MPa，取×11mm=5.5mm。由式可得=2×/4×66×40MPa=65.5MPa<=110MPa 可見連接的強(qiáng)度足夠，確定選用鍵12×11×78十、聯(lián)軸器的選擇1輸入軸（軸II）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸II的設(shè)計(jì)，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（）TL62503800328245 2輸出軸（軸IV）的聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸IV的設(shè)計(jì)，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T（）（r/min）（mm）L（mm）轉(zhuǎn)

37、動(dòng)慣量（）HL412504000408411、 減速器附件設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量。1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為35mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計(jì)A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的