機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(二級(jí)齒輪傳動(dòng)減速器)模版

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書學(xué)院：動(dòng)力與機(jī)械學(xué)院專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書2二、傳動(dòng)方案的分析及說(shuō)明2三、電動(dòng)機(jī)的選擇4四、確定傳動(dòng)方案的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比5五、計(jì)算傳動(dòng)方案的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)6六、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算8七、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算11八、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算21九、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算32十、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算34十一、聯(lián)軸器的選擇36十二、附件的選擇36十三、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸38十四、潤(rùn)滑與密封38十五、參考資料目錄40十六、設(shè)計(jì)小結(jié)40一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1、設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置中的二級(jí)圓柱齒輪減速器2、技術(shù)參數(shù)：編號(hào)帶的有效拉力(

2、N)帶速(m/s)卷筒直徑(mm)4160000.37350注：運(yùn)輸帶與卷筒以及卷筒與軸承間的摩擦阻力已在F中考慮。3、工作條件：?jiǎn)蜗蜻B續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，有輕微沖擊載荷，室內(nèi)工作，有粉塵。一班制（每天8小時(shí)工作），使用三相交流電為動(dòng)力，期限10年（每年按365天計(jì)算），三年可以進(jìn)行一次大修。小批量生產(chǎn)，輸送帶速度允許誤差為3%。4、生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8級(jí)精度的齒輪和蝸桿，進(jìn)行小批量生產(chǎn)（或單件）。二、傳動(dòng)方案的分析及說(shuō)明根據(jù)要求及已知條件，對(duì)于傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)閉式圓柱齒輪傳動(dòng)。V帶傳動(dòng)布置于高速級(jí)，能發(fā)揮它傳動(dòng)平穩(wěn)、緩沖吸振和過(guò)載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)。二級(jí)閉式圓柱齒輪傳動(dòng)能適應(yīng)在

3、繁重及惡劣的條件下長(zhǎng)期工作，且維護(hù)方便。V帶傳動(dòng)和二級(jí)閉式圓柱齒輪傳動(dòng)相結(jié)合，能承受較大的載荷且傳動(dòng)平穩(wěn)，能實(shí)現(xiàn)一定的傳動(dòng)比，滿足設(shè)計(jì)要求。傳動(dòng)方案運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖：三、電動(dòng)機(jī)的選擇1、選擇電動(dòng)機(jī)類型根據(jù)工作要求和工作條件選用Y系列（IP44）封閉式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V。2、選擇電動(dòng)機(jī)容量由已知條件，帶的有效拉力N，帶速m/s，電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：kW工作機(jī)所需功率為：kW傳動(dòng)裝置的總效率為：根據(jù)參考資料2中表2-3確定各部分效率：V帶傳動(dòng)效率，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)），閉式齒輪傳動(dòng)效率，聯(lián)軸器效率，帶入得所需電動(dòng)機(jī)功率為：kW因?yàn)闆_擊載荷輕微，電動(dòng)機(jī)的額定功率略大于即可，由參考資料2中

4、表17-1，Y系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)的額定功率kW。3、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：r/min通常，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比；二級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為，則總傳動(dòng)比的范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min，1000r/min，1500r/min和3000r/min?，F(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速3000r/min,1500r/min,1000r/min及750r/min四種方案進(jìn)行比較。由參考資料2中表17-1查得的電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于下表。方案1234電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y132S2-2Y132M-4Y160M-6Y160L-8額定功率/kW7.5kW.5

5、kW7.5kW7.5kW同步轉(zhuǎn)速r/min300015001000750滿載轉(zhuǎn)速r/min29001440970720電動(dòng)機(jī)質(zhì)量/kg7081119145總傳動(dòng)比143.6471.3248.0435.66表中，方案1和方案2電動(dòng)機(jī)重量輕，價(jià)格也較便宜，但總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)裝置外廓尺寸大、制造成本高、結(jié)構(gòu)不緊湊，故不可取。而方案3和方案4相比較，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，可以看出，如為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案4較好；如考慮電動(dòng)機(jī)重量和價(jià)格，則應(yīng)選用方案3?，F(xiàn)選用方案3，即選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-6。四、確定傳動(dòng)方案的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比2、分

6、配各級(jí)的傳動(dòng)比由參考資料2中表2-1取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，則減速器的傳動(dòng)比為取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比則低速級(jí)的傳動(dòng)比五、計(jì)算傳動(dòng)方案的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)將傳動(dòng)裝置中各軸從高速軸到低速軸一次編號(hào)，定為0軸（電動(dòng)機(jī)軸）、軸、軸、軸、軸（卷筒軸）；相鄰兩軸間的傳動(dòng)比表示為，；相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率表示為，；各軸的輸入功率為，；各軸的轉(zhuǎn)速為，；各軸的輸入轉(zhuǎn)矩為，。0軸（電機(jī)軸）：kWr/min軸（高速軸）：kWr/min軸（中間軸）：kWr/min軸（低速軸）：kWr/min軸（卷筒軸）：kWr/min運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果匯總列于下表中：軸名電機(jī)軸軸軸軸卷筒軸輸入功率/kW6.826.556.2

7、96.045.92轉(zhuǎn)矩/(）67.15193.46847.602872.612815.5轉(zhuǎn)速/(r/min)970323.3370.8720.0820.08傳動(dòng)比34.5623.5291效率0.960.960.960.96六、V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算由前面已知kW，轉(zhuǎn)速r/min，傳動(dòng)比，每天工作8小時(shí)。1、確定計(jì)算功率由參考資料1中表8-7查得工作情況系數(shù)，故kW2、選擇V帶的帶型根據(jù)、由參考資料1中的圖8-11選用B型。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由參考資料1中的表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑mm。2）驗(yàn)算帶速。按參考資料1中的式（8-13）驗(yàn)算帶的速度m

8、/s因?yàn)?m/s30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)參考資料1中的式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑mm根據(jù)參考資料1中的表8-8，圓整為mm。新的傳動(dòng)比為。4、確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度1）根據(jù)參考資料1中的式（8-20），初選中心距mm。2）由參考資料1中的式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度mm由參考資料1中的表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度mm。3）按參考資料1中的式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距。mm中心距的變化范圍為655-756mm。5、驗(yàn)算小帶輪上的包角6、計(jì)算帶的根數(shù)1）計(jì)算單根V帶的額定功率。由mm和r/min查參考資料1中的表8-4a利用插值法得kW。根據(jù)r/min

9、，和B型帶，查參考資料1中的表8-4b得kW。查參考資料1中的表8-5利用插值法得，查參考資料1中的表8-2得，于是kW2）計(jì)算V帶根數(shù)取4根。7、計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由參考資料1中的表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量kg/m，所以N應(yīng)使帶的實(shí)際出拉力。8、計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為N9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪設(shè)計(jì)由Y160M動(dòng)機(jī)可知其軸伸直徑為mm，因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑mm。由參考資料4中的表6.1-25可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實(shí)心輪。2）大帶輪設(shè)計(jì)大帶輪軸孔直徑取mm，由參考資料4中的表6.1-25可知大帶輪結(jié)構(gòu)為六孔板式。七、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級(jí)齒輪由前面已知輸入功

10、率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，傳動(dòng)比，工作壽命10年（每年按365天計(jì)算），每天工作8小時(shí)，單向連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，有輕微沖擊載荷。1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按傳動(dòng)方案，選用圓柱直齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）。3）材料的選擇。由參考資料1中的表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)制）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)為=21，大齒輪齒數(shù)，取=96。2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考資料1中設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即（1）確定公

11、式中的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=1.5。2）由參考資料1中的表10-7選取齒寬系數(shù)=1。3）由參考資料1中的表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。4）由參考資料1中的圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。5）由參考資料1中的式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6）由參考資料1中的圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.04；=1.13。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，由參考資料1中的式（10-12）得MPaMPa（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。mm2)計(jì)算圓周速度。m/s3）計(jì)算齒寬b

12、mm4）計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)mm齒高mm5）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)m/s，8級(jí)精度，由參考資料1中的圖10-8查得=1.06m/s；直齒輪，；由參考資料1中的表10-2查得=1.25；由參考資料1中的表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱布置時(shí)，。由，查參考資料1中的圖10-13得=1.40；故載荷系數(shù)6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考資料1中式（10-10a）得mm7）計(jì)算模數(shù)mm3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考資料1中的式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由參考資料1中的圖10-21c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大

13、齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa；2）由參考資料1中的圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）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，由參考資料1中的式（10-12）得MPaMPa4）計(jì)算載荷系數(shù)。5）查取齒形系數(shù)。由參考資料1中的表10-5查得=2.76，=2.19。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由參考資料1中的表10-5查得=1.56，=1.786。7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。經(jīng)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)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

14、與齒輪的直徑（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)2.965并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數(shù)取。大齒輪齒數(shù)，取。新的傳動(dòng)比4、幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑mmmm（2）計(jì)算中心距mm（3）計(jì)算齒輪寬度mm取=85mm，=90mm。（4）齒頂高：mm（5）齒根高：mm（6）齒頂圓直徑：mmmm（7）齒根圓直徑：mmmm5、高速級(jí)齒輪計(jì)算結(jié)果如下表：參數(shù)齒輪1齒輪2齒數(shù)28128模數(shù)33分度圓直徑84384齒根圓直徑76.5376.5齒頂圓直徑90390齒寬b9085傳動(dòng)比4.571中心距234（二）低速級(jí)齒輪由前面已知輸入功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)

15、速r/min，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，傳動(dòng)比，工作壽命10年（每年按365天計(jì)算），每天工作8小時(shí)，單向連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，有輕微沖擊載荷。1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按傳動(dòng)方案，選用圓柱直齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）。3）材料的選擇。由參考資料1中的表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)制）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)為=27，大齒輪齒數(shù)，取=95。2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)按參考資料1中設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即（1）確定公式中的各計(jì)算數(shù)值

16、1）試選載荷系數(shù)=1.5。2）由參考資料1中的表10-7選取齒寬系數(shù)=1。3）由參考資料1中的表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)。4）由參考資料1中的圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。5）由參考資料1中的式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6）由參考資料1中的圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=1.13；=1.21。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，由參考資料1中的式（10-12）得MPaMPa（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。mm2)計(jì)算圓周速度。m/s3）計(jì)算齒寬bmm4）計(jì)算齒寬

17、與齒高之比模數(shù)mm齒高mm5）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)m/s，8級(jí)精度，由參考資料1中的圖10-8查得=1.02m/s；直齒輪，；由參考資料1中的表10-2查得=1.25；由參考資料1中的表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱布置時(shí)，。由，查參考資料1中的圖10-13得=1.39；故載荷系數(shù)6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考資料1中式（10-10a）得mm7）計(jì)算模數(shù)mm3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由參考資料1中的式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由參考資料1中的圖10-21c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)

18、度極限=380MPa；2）由參考資料1中的圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；3）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，由參考資料1中的式（10-12）得MPaMPa4）計(jì)算載荷系數(shù)。5）查取齒形系數(shù)。由參考資料1中的表10-5查得=2.57，=2.19。6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由參考資料1中的表10-5查得=1.60，=1.785。7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。經(jīng)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)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，僅與齒輪的直徑（即

19、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)3.982并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數(shù)取。大齒輪齒數(shù)，取。新的傳動(dòng)比4、幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑mmmm（2）計(jì)算中心距mm（3）計(jì)算齒輪寬度mm取=130mm，=135mm。（4）齒頂高：mm（5）齒根高：mm（6）齒頂圓直徑：mmmm（7）齒根圓直徑：mmmm5、低速級(jí)齒輪計(jì)算結(jié)果如下：參數(shù)齒輪3齒輪4齒數(shù)32113模數(shù)4分度圓直徑128452齒根圓直徑118460齒頂圓直徑136390齒寬b135130傳動(dòng)比3.531中心距290八、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）軸（高速軸）的設(shè)計(jì)計(jì)算1、求軸上的功率、

20、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面得，kW，r/min，2、求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑mm，則 NN壓軸力=1885.56N3、初步確定軸的最小直徑。先按參考資料1中的式（15-2）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。根據(jù)參考資料1中的表15-3，取=112，于是得：mm因?yàn)檩S上應(yīng)開2個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%-15%，取15%，故mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取=38mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案通過(guò)分析比較，選用下圖所示的裝配方案。（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）-軸段與大帶輪裝配，其直徑mm，為了滿足大帶輪的軸向定位

21、要求，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑mm。查參考資料4中的表6.1-21知大帶輪寬=80mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度應(yīng)比略小一些，現(xiàn)取mm。2）初步估算軸承端蓋的總寬度為35mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪左端面的距離=50mm，故取。3）初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇6210型軸承，由參考資料4得其尺寸為故mm。4）取安裝齒輪處的軸段-的直徑mm，齒輪的左端與軸承之間采用擋油

22、環(huán)定位。已知齒輪輪轂的寬度=90mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸應(yīng)略短于輪轂寬度，故取mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07，故取=5mm，則軸環(huán)處的直徑=65mm。軸環(huán)寬度，取=10mm。5）取齒輪與箱體內(nèi)壁之距離a=15mm，根據(jù)參考資料3取軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁的距離mm，取mm。6）由前面知，低速級(jí)小齒輪輪寬=135mm，取中間軸兩齒輪間的距離為c=15mm，則mm取mm。（3）軸上零件的周向定位齒輪、帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按由參考資料1中的表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工長(zhǎng)為70mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸之間配合有良好的對(duì)中性，故選擇帶輪與軸之間的

23、配合為；同樣帶輪與軸的連接用平鍵，帶輪與軸之間的配合為。滾動(dòng)軸承與軸之間的周向定位是用過(guò)渡配合實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m5。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸由參考資料1中的表15-2，取軸端倒角為245，軸環(huán)兩側(cè)軸肩的圓角半徑為R2，其余軸肩處為R1.6。5、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(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計(jì)算數(shù)值如下表：載荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由參考資料1中的表15-1查得=60MPa。因此,故安全。（二）軸（中間軸）的設(shè)計(jì)計(jì)算1、求軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)

24、矩由前面得，kW，r/min，2、求作用在齒輪上的力 NN已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑mm， NN3、初步確定軸的最小直徑。先按參考資料1中的式（15-2）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。根據(jù)參考資料1中的表15-3，取=112，于是得：mm因?yàn)檩S上應(yīng)開2個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%-15%，取15%，故mm，取=60mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案通過(guò)分析比較，選用下圖所示的裝配方案。1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇6312型軸承，由參考資料4得其尺寸為故mm。2）取安

25、裝齒輪處的軸段-和-的直徑為65mm，齒輪與軸承之間采用擋油環(huán)定位，兩齒輪間用軸環(huán)定位。已知齒輪2輪轂的寬度=85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸應(yīng)略短于輪轂寬度，故取mm。已知齒輪3輪轂的寬度=130mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸應(yīng)略短于輪轂寬度，故取mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07，故取=6mm，則軸環(huán)處的直徑=77mm。軸環(huán)寬度，取=15mm。3）取齒輪3與箱體內(nèi)壁之距離a=15mm，根據(jù)參考資料3取軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁的距離mm，取mm。4）由前面易得箱體內(nèi)壁間的距離為mm則mm（3）軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按由參考資料

26、1中的表6-1查得齒輪2處平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工長(zhǎng)為63mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸之間配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪與軸之間的配合為；同樣齒輪3與軸的連接用平鍵，齒輪3與軸之間的配合為。滾動(dòng)軸承與軸之間的周向定位是用過(guò)渡配合實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m5。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸由參考資料1中的表15-2，取軸端倒角為245，圓角半徑為R2。5、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(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計(jì)算數(shù)值如下表：載荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由參考資料1

27、中的表15-1查得=60MPa。因此,故安全。（一）軸（低速軸）的設(shè)計(jì)計(jì)算1、求軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面得，kW，r/min，2、 求作用在齒輪上的力 NN3、初步確定軸的最小直徑。先按參考資料1中的式（15-2）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。根據(jù)參考資料1中的表15-3，取=112，于是得：mm因?yàn)檩S上應(yīng)開2個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%-15%，取10%，故mm，輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查參考資料1中的表14-1，取=1.5，則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件

28、，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊(cè)，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩6300000,孔徑為85mm，故，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度（Y型）172mm，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長(zhǎng)度為mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案通過(guò)分析比較，選用下圖所示的裝配方案。根據(jù)前面兩根軸的步驟，最終確定如下：1）選擇滾動(dòng)軸承6219型，2）mm，mm，mm，mm,mm。3）mm，mm，mm，mm,mm，mm,mm。（3）軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由參考資料1中的表6-1查得齒輪處平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工長(zhǎng)為110mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸之間配合有良好的對(duì)中性，故

29、選擇齒輪與軸之間的配合為；同樣聯(lián)軸器與軸的連接用平鍵，聯(lián)軸器與軸之間的配合為。滾動(dòng)軸承與軸之間的周向定位是用過(guò)渡配合實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m5。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸由參考資料1中的表15-2，取軸端倒角為2.545，圓角半徑為R2。5、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(jiǎn)圖。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計(jì)算數(shù)值如下表：載荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由參考資料1中的表15-1查得=60MPa。因此故 I軸上的軸承6210在有效期限內(nèi)安全。2、II軸（中間軸）上的軸承：由

30、前面初選6312軸承，其壽命計(jì)算如下：預(yù)期壽命：h已知=70.87r/min，=81800N,軸承3上的當(dāng)量動(dòng)載荷N軸承4上的當(dāng)量動(dòng)載荷N所以h故 軸上的軸承6212在有效期限內(nèi)安全。3、軸（低速軸）上的軸承：由前面初選6219軸承，其壽命計(jì)算如下：預(yù)期壽命：h已知=20.08r/min，=110000N,軸承5上的當(dāng)量動(dòng)載荷N軸承6上的當(dāng)量動(dòng)載荷N所以h故 軸上的軸承6219在有效期限內(nèi)安全。十、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 1、I軸（高速軸)上的鍵（1）鍵的選擇由前面，已選齒輪1與軸用鍵1670聯(lián)接，帶輪與軸用鍵108聯(lián)接。（2）鍵的強(qiáng)度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由參考資料1中的表6-2查得

31、許用擠壓應(yīng)力為=100-120MPa，取=110MPa。1）齒輪上的鍵工作長(zhǎng)度=70-16=54mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.510=5mm由參考資料1中的式（6-2）可得 故此鍵能安全工作。2）帶輪上的鍵=63-10=53mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.58=4mm由參考資料1中的式（6-2）可得 故此鍵能安全工作。2、II軸（中間軸）上的鍵（1）鍵的選擇由前面，已選齒輪2與軸用鍵1863聯(lián)接，齒輪3與軸用鍵18110聯(lián)接。（2）鍵的強(qiáng)度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由參考資料1中的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為=100-120MPa，取=110MPa。1）齒輪2上的鍵工作長(zhǎng)度：=63-18=45

32、mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.511=5.5mm由參考資料1中的式（6-2）可得 故此鍵能安全工作。2）齒輪3上的鍵工作長(zhǎng)度：=110-18=92mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.511=5.5mm由參考資料1中的式（6-2）可得故此鍵能安全工作。3、 III軸（低速軸）上的鍵（1）鍵的選擇由前面，已選齒輪4與軸用鍵28110聯(lián)接，半聯(lián)軸器與軸用鍵22110聯(lián)接。（2）鍵的強(qiáng)度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由參考資料1中的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為=100-120MPa，取=110MPa。1）齒輪4上的鍵工作長(zhǎng)度：=110-28=82mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.516=8mm由參考資料1中的式（

33、6-2）可得 故此鍵能安全工作。2）半聯(lián)軸器上的鍵工作長(zhǎng)度：=110-22=88mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.514=7mm由參考資料1中的式（6-2）可得十一、聯(lián)軸器的選擇由前面軸的設(shè)計(jì)計(jì)算中已選定LX6型彈性柱銷聯(lián)軸器。十二、附件的選擇1、窺視孔及其視孔蓋為了檢查傳動(dòng)零件的嚙合情況、接觸斑點(diǎn)、側(cè)隙，并向箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置窺視孔。窺視孔設(shè)在上箱頂蓋能夠直接觀察到齒輪嚙合部位的地方。平時(shí)，窺視孔的視孔蓋用螺釘固定在箱蓋上。窺視孔的大小應(yīng)適當(dāng)（以手能伸入箱內(nèi)為宜），以便檢查齒輪的嚙合情況。為防止污染物進(jìn)入箱內(nèi)及潤(rùn)滑油滲漏，蓋板底部墊有紙質(zhì)封油墊片。2、通氣器減速器工作時(shí)，箱

34、體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)受熱膨脹的空氣能自由排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。3、軸承蓋為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。4、定位銷為了精確地加工軸承座孔，同時(shí)為了在每次拆裝箱蓋時(shí)仍保持軸承座孔制造加工時(shí)的位置精度，應(yīng)在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸緣上配裝定位銷。對(duì)稱箱體應(yīng)呈非對(duì)稱布置，以免錯(cuò)裝。5、油面指示器為了檢查減速器內(nèi)油池面的高度，以便經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油量，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，即低速級(jí)傳動(dòng)件附近，裝設(shè)油面指示器。采用的指示器是油標(biāo)尺。6、

35、放油螺塞換油時(shí)，為了排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部、油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時(shí)用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。7、啟蓋螺釘為了加強(qiáng)密封效果，通常在裝配時(shí)于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊難于開箱。為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置，加工出1-2個(gè)螺孔，旋入啟蓋用的圓柱端或半圓端的啟蓋螺釘。旋動(dòng)啟蓋螺釘可將箱蓋頂起。啟蓋螺釘?shù)拇笮】捎糜谕咕夁B接螺栓。8、起吊裝置為便于搬運(yùn)，需在箱體設(shè)置起吊裝置，如在箱體上鑄出吊耳、吊鉤或安裝吊環(huán)螺釘?shù)?。十三、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸由參考資料3中的表3-2取箱體的尺寸值如下表：名稱減速器所用尺寸（mm)機(jī)座厚

36、度11機(jī)蓋壁厚11機(jī)座凸緣厚16.5機(jī)蓋凸緣厚16.5機(jī)座底凸緣厚27.5地腳螺栓直徑M24地腳螺栓數(shù)目6軸承旁螺栓直徑M20機(jī)蓋與基座連接螺栓直徑M12連接螺栓d2的間距200軸承蓋螺栓直徑M10窺視孔蓋螺栓直徑M8定位銷直徑M10螺栓到機(jī)壁距離C1見(jiàn)表2螺栓到凸緣外緣距離C2見(jiàn)表2軸承旁凸臺(tái)半徑24凸臺(tái)高度75外壁至軸承座端面距離56大齒輪齒頂圓與箱內(nèi)壁間的距離15齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁間的距離15機(jī)座肋厚10軸承端蓋外徑D210軸承端蓋凸緣厚度12軸承旁連接螺栓的距離約等于軸承端蓋外徑螺栓直徑C1C2沉頭直徑螺栓直徑C1M8131120M813M10161424M1016M12181626M1218十四、潤(rùn)滑與密封（一）潤(rùn)滑方式齒輪采用飛濺潤(rùn)滑，三對(duì)滾動(dòng)軸承采用脂潤(rùn)滑。（二）密封類型的選擇1、軸伸出端的密封軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2、箱體結(jié)合面的密封箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實(shí)現(xiàn)密封。3、軸承箱體內(nèi)、外側(cè)的密封（1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。（2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。Nm/skW滾筒直徑mmr/min電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-6額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速r/min傳動(dòng)比V帶傳動(dòng)減速器高速級(jí)低速級(jí)kWr/minkWr/minkWr/minkWr/minkWr/minkWr/mink