機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書

設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)T=1500Nm，n=33r/m，設(shè)計年限（壽命：108/班3250380/220V二.設(shè)計步驟傳動裝置總體設(shè)計方案電動機的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)V齒輪的設(shè)計滾動軸承和傳動軸的設(shè)計鍵聯(lián)接設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計潤滑密封設(shè)計聯(lián)軸器設(shè)計目 錄第一部分設(shè)計任務(wù)書.............................................. 3第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案..................................... 6第三部分電動機的選擇............................................ 63.1電動機的選擇............................................ 63.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................ 7第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)............................ 8第五部分V帶的設(shè)計.............................................. 95.1V帶的設(shè)計與計算......................................... 95.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計.......................................... 12第六部分齒輪傳動的設(shè)計......................................... 14第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計.......................... 207.1輸入軸的設(shè)計........................................... 207.2輸出軸的設(shè)計........................................... 26第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.................................. 348.1輸入軸鍵選擇與校核...................................... 348.2輸出軸鍵選擇與校核...................................... 35第九部分軸承的選擇及校核計算.................................... 359.1輸入軸的軸承計算與校核.................................. 359.2輸出軸的軸承計算與校核................................... 36第十部分聯(lián)軸器的選擇........................................... 37第十一部分減速器的潤滑和密封.................................... 3811.1減速器的潤滑........................................... 3811.2減速器的密封........................................... 39第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸........................... 39減速器附件的設(shè)計及選取 39一.傳動方案特點組成：傳動裝置由電機、V特點：齒輪相對于軸承對稱分布。確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，VV一.傳動方案特點組成：傳動裝置由電機、V特點：齒輪相對于軸承對稱分布。確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，VVV二.計算傳動裝置總效率a=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.8591為V2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動的效率,4為聯(lián)軸器的設(shè)計小結(jié).......................................................48參考文獻(xiàn).......................................................設(shè)計及說明第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案結(jié)果48效率, 為工作裝置的效率。5第三部分 電動機的選擇n:n=33r/min

2×Tπn 2×1500×3.14×33pw=

60×1000=

=5.18KW電動機所需工作功率為:pwpd=ηa

=5.18=6.03KW設(shè)計及說明 結(jié) 果工作機的轉(zhuǎn)速為:n=33r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，Vi1=2~4，一級圓柱i2=2~6ia=4~24，電動機轉(zhuǎn)速ndia×n4×24)×33132~792r/minY160L-8nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。電動機主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 地腳螺栓裝尺寸

地腳螺栓孔直徑

電動機軸伸出段尺寸

鍵尺寸H L×HD A×B K D×E F×G160mm 645×385 254×254 15mm 42×110 12×37確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比：n動比為:設(shè)計及說明 結(jié) 果i=n/n=720/33=21.82a m分配傳動裝置傳動比:0ia=i×i0式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=4，則減速器傳動比為:i=i/i=21.82/4=5.46a0第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:m0輸入軸：nIn/i720/4180r/minm0I輸出軸：nIIn/i180/5.4632.97工作機軸：nIIInII32.97r/minI（2)各軸輸入功率:I 輸入軸：P=P× =6.03×0.96=5.79I d 輸出軸：PII=PI××=5.79×0.99×0.97=5.56KW工作機軸：PIII=PII××=5.56×0.99×0.99=5.45KW則各軸的輸出功率：輸入軸：P'=P×0.99=5.73KWI I=P輸出軸：=P

×0.99=5.5KWII=II=

'III

×0.99=5.4KWIII(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:III設(shè)計及說明 結(jié) 果I d 0 I d 0 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:pd 6.03Td9550× =9550×720=79.98Nmnm所以：I d 0 輸入軸：T=T×i×I d 0 II I 輸出軸：T=T×i××307.12×5.46II I III II 工作機軸：T =T××=1610.3III II 輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：T'=T×0.99=304.05NmI III II輸出軸：T'=TII II工作機軸：T

'=T×0.99=1562.48NmIII III第五部分 V帶的設(shè)計5.1V帶的設(shè)計與計算Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故Pca=KAPd=1.2×6.03kW=7.24kWV根據(jù)Pca、nm由圖選用B型。ddv設(shè)計及說明 結(jié) 果dd1dd1140mm。v。按課本公式驗算帶的速度πdd1nm π×140×72060×1000

60×1000

m/s=5.28m/s因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i0dd1=4×140=560mm根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=560mm。Vaa0500mm。由課本公式計算帶所需的基準(zhǔn)長度πLd0≈2a0+2

(dd2-dd1)24a0π (560-140)2=2×500+2×(140+560)+

4×500

≈2187mm由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=2180mm。a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(2180-2187)/2mm≈496mm按課本公式，中心距變化范圍為463~561mm。驗算小帶輪上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（560-140)×57.3°/496≈131.5°>120°z

設(shè)計及說明 結(jié) 果P1）計算單根V帶的額定功率 。Pr由dd1=140mm和nm=720r/min，查表得P0=1.68kW。m 0 根據(jù)n=720r/min，i=4和B型帶，查表得P=0.23kW。查表得K=0.87，查表得m 0 r 0 0 r 0 0 2）計算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=7.24/1.65=4.39取5根。VF0由表查得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.17kg/m，所以2(2.5-Kα)Pca2F0=500 +qvKαzv=500

(2.5-0.87)×7.24 2×0.87×5×5.28

+

N =261.64NFPF=2zFsin(/2)=2×5×261.64×sin(131.5/2)=2384.91NP 0 1

設(shè)計及說明 結(jié) 果主要設(shè)計結(jié)論帶型小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1V帶中心距aB型140mm496mm根數(shù)大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2帶基準(zhǔn)長度Ld5根560mm2180mm小帶輪包角α1131.5°帶速5.28m/s單根V帶初拉力F05.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計261.64N壓軸力Fp2384.91N小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的結(jié)構(gòu)圖小帶輪主要尺寸計算設(shè)計及說明 結(jié) 果代號名稱d分度圓直徑dd1計算公式電動機軸直徑D代入數(shù)據(jù)D=42mm尺寸取值42mm140mmdadd1+2ha140+2×3.5147mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×4284mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×19+2×11.599mmL(1.5~2)d(1.5~2)×4284mm大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪的結(jié)構(gòu)圖設(shè)計及說明 結(jié) 果大帶輪主要尺寸計算代號名稱dad1BL

計算公式dd1+2ha(1.8~2)d(1.5~2)d

代入數(shù)據(jù)D=37mm560+2×3.5(1.8~2)×37(1.5~2)×37

尺寸取值37mm560mm567mm74mm99mm74mm第六部分 齒輪傳動的設(shè)計選精度等級、材料及齒數(shù)40Cr（調(diào)質(zhì)280HBS，45鋼（調(diào)質(zhì)240HBS。8（3）選小齒輪齒數(shù)z1=28，大齒輪齒數(shù)z2=28×5.46=152.88，取z2=153。（4）壓力角 =20°。按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由式試算小齒輪分度圓直徑，即設(shè)計及說明 結(jié) 果確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=307.12N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。ε端面壓力角：a1 1 1 =arccos[zcos/(z+2h*)]=arccos[28×cos20°a1 1 1 a2 2 2 =arccos[zcos/(z+2h*)]=arccos[153×a2 2 2 =[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[28×(tan28.72°-tan20°)+153×(tan21.943°-tan20°)]/2π=1.767重合度系數(shù)：Z

H⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[]HHlim1 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 =600MPa、 =Hlim1 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60nkth=60×180×1×10×250×3×8=6.48×108設(shè)計及說明 結(jié) 果大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=6.48×108/5.46=1.19×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.89、KHN2=0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[]

KHN1σHlim1 0.89×600= = =534MPaH1 S 1[]

KHN2σHlim2 0.92×550= = =506MPaH2 S 1 取[ ][ ] H1 H2 [ ]=[ ]=506 H H2試算小齒輪分度圓直徑32×1.3×307.12×1000 5.46+1 2.5×189.8×0.8632= 1

5.46×

506 =85.213mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vπd1tn1 π×85.213×180v=60×1000 =

=0.8m/s②齒寬bb=φdd1t =1×85.213 =85.213mmKH設(shè)計及說明 結(jié) 果①由表查得使用系數(shù)K=1。A②根據(jù)v=0.8m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)K=1.05。V③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×307.12/85.213=7208.29NKAFt1/b=1×7208.29/85.213=84.59N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KH=1.465。由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×1.05×1.2×1.465=1.846可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑3 KH 31.846d1=d1t及相應(yīng)的齒輪模數(shù)

KHt

=85.213× 1.3 =95.779mmmn=d1/z1=95.779/28=3.421mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。幾何尺寸計算計算分度圓直徑d1=z1m=28×3=84mmd2=z2m=153×3=459計算中心距a=(d1+d2)/2=(84+459)/2=271.5mm計算齒輪寬度取b2=84、b1=89。

設(shè)計及說明 結(jié) 果b=φdd1=1×84=84mm校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件2KFT1YFaYSaYε= ≤[]φF 32 Fφdmnz1確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.767=0.674②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)③計算實際載荷系數(shù)KF

Y =2.54 Y =2.16Fa1 Fa2Y =1.63 Y =1.84Sa1 Sa2由表查得齒間載荷分配系數(shù)K =1.2FH 根據(jù)K =1.465，結(jié)合b/h=12.44查圖得H 則載荷系數(shù)為 K=KKKK =1×1.05×1.2 F AvF F④計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[ ]F 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為 =500MPa、 Flim1 Flim2MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)K =0.85、K =0.89FN1 FN2設(shè)計及說明 結(jié) 果取安全系數(shù)S=1.4，得KFN1σFlim1 0.85×500F[ ]= S = 1.4 FKFN2σFlim2 0.89×380F[ ]= S = 1.4 F齒根彎曲疲勞強度校核2KFT1YFaYSaYεF1= 32φdmnz12×1000×1.808×307.12×2.54×1.63×0.674= =146.399MPa≤[]1×33×282 F12KFT1YFaYSaYεF2= 32φdmnz12×1000×1.808×307.12×2.16×1.84×0.674= =140.536MPa≤[]1×33×282 F2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論設(shè)計及說明結(jié) 果6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪mz3mm283mm153齒寬b分度圓直徑d齒頂高系數(shù)ha89mm84mm1.084mm459mm1.0頂隙系數(shù)c齒頂高h(yuǎn)am×ha0.253mm0.253mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)齒頂圓直徑da齒根圓直徑dfha+hfd+2×had-2×hf6.75mm90mm76.5mm6.75mm465mm451.5mmz1=設(shè)計及說明結(jié) 果6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪mz3mm283mm153齒寬b分度圓直徑d齒頂高系數(shù)ha89mm84mm1.084mm459mm1.0頂隙系數(shù)c齒頂高h(yuǎn)am×ha0.253mm0.253mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)齒頂圓直徑da齒根圓直徑dfha+hfd+2×had-2×hf6.75mm90mm76.5mm6.75mm465mm451.5mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計輸入軸的設(shè)計1 P1、轉(zhuǎn)速n1 P=5.79KW n=180r/min T=307.12Nm1 1 1求作用在齒輪上的力設(shè)計及說明 結(jié) 果已知小齒輪的分度圓直徑為:d=84mm1則:2T1 2×307.12×1000tF= = 84 =7312.4Ntd1r F=F×tan =7312.4×tan20°=2660r 初步確定軸的最小直徑:先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)表，0取A=112，得：0

×3 P1 35.79×d =Amin

=n1

180

=35.6mm12輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大故選取:d =37mm12軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度設(shè)計及說明 結(jié) 果23為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-IIII=IIId=42mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直D=47mmB99mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上I-IIBmm。23初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參23照工作要求并根據(jù)d =42mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，237834 其尺寸為d×D×T=45×85×19mm，故d =d =45mm，取擋油環(huán)的度為15，則l34=l 7834 45 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸高度h=3.5mm，因此，取d =d 45 56 由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=89mm，d =d=8456 根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mmss=8mm，則l45=Δ+s-15=16+8-15=9mml67=Δ+s-15=16+8-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。設(shè)計及說明 結(jié) 果軸的受力分析和校核作軸的計算簡圖（a）:根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T=19mm99/2+50+19/2109mm89/2+34+9-19/27889/2+9+34-19/278計算軸的支反力：水平面支反力（b：F =

7312.4×78=

=3656.2NNH1

L2+L3 78+78FNH2=

FtL2L2+L3

7312.4×78= 78+78

=3656.2N垂直面支反力（d：F =FrL3-Fp(L1+L2+L3)

2660×78-2384.91×(109+78+78)= =NV1

L2+L3 78+78-2721.3NF =FrL2+FpL1

2660×78+2384.91×109

=2996.4NNV2

L2+L3 78+78CMH=FNH1L2=3656.2×78Nmm=285184Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=2384.91×109Nmm=259955Nmm設(shè)計及說明 結(jié) 果截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-2721.3×78Nmm=-212261MV2=FNV2L3=2996.4×78Nmm=233719Nmm分別作水平面彎矩圖（c）和垂直面彎矩圖（e。截面C處的合成彎矩：M1=M2=

2 2MH+MV1 =355506Nmm2 2MH+MV2 =368720Nmm作合成彎矩圖（f。作轉(zhuǎn)矩圖（g。按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）據(jù)公式（14-4，取=0.6，則有： =Mca =

2M1+

(αT1)2=

3555062+(0.6×307.12×1000)2

MPaca W

W 0.1×843=6.8MPa≤[]=60MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W槽的影響。軸的彎扭受力圖如下：設(shè)計及說明 結(jié) 果設(shè)計及說明 結(jié) 果輸出軸的設(shè)計2 P2n2 P=5.56KW n=32.97r/min T=1610.3Nm2 2 2求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d=459mm2則:2T2 2×1610.3×1000tF= = 459 =7016.6Ntd2r F=F×tan =7016.6×tan20°=2552.4r 初步確定軸的最小直徑先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)表，0取:A=112，于是得0

×3 P2 3 5.56×d =Amin

=n2

32.97

=61.9mm1212輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d，為了使所選的直徑d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。1212A2 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaA2 則: T =KT=1.3 1610.3=2093.4則: ca A2caTGB/Tca124323-2002或手冊，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80mm故取d12=80mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132mm。設(shè)計及說明 結(jié) 果軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度23為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d =85mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=90mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=132為了保證端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=130mm。23初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參23照工作要求并根據(jù)d=85mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6218，2334 其尺寸為d×D×T=90mm×160mm×30mm，故d=d=90mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 設(shè)計及說明 結(jié) 果566218h=5mmd=100mm。5645IV-Vd=95B=84mm，為了使擋l45=82mm。45根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16ss=8mm，已知滾動T=30mm，則l34=T+s+Δ+2.5+2=30+8+16+2.5+2=58.5mml56=s+Δ+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的受力分析和校核作軸的計算簡圖（a）:根據(jù)6218深溝球軸承查手冊得T=30mm22

=84/2-2+58.5-30/2=83.5mm33

=84/2+11.5+45-30/2=83.5mm計算軸的支反力：水平面支反力（b：F NH1

FtL3L2+L3

7016.6×83.5= 83.5+83.5

=3508.3N設(shè)計及說明 結(jié) 果F NH2

FtL2L2+L3

7016.6×83.5= 83.5+83.5

=3508.3N垂直面支反力（d：F NV1F NV2

FrL3L2+L3FrL2L2+L3

2552.4×83.5= 83.5+83.52552.4×83.5= 83.5+83.5

=1276.2N=1276.2NCM=F LH NH1

=3508.3×83.5Nmm=292943Nmm截面C處的垂直彎矩：M=F LV NV1

=1276.2×83.5Nmm=106563Nmm分別作水平面彎矩圖（c）和垂直面彎矩圖（eCM=作合成彎矩圖（f4）作轉(zhuǎn)矩圖（g。

2 2MH+MV =311723Nmm5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）據(jù)公式（14-4，取=0.6，則有：Mca

2M1+

(αT3)2

3117232+(0.6×1610.3×1000)2ca=

= W =

0.1×953

MPa=11.8MPa≤[]=60MPa設(shè)計及說明 結(jié) 果故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W影響。軸的彎扭受力圖如下：設(shè)計及說明 結(jié) 果精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面I、II、IIII、II、IIIIVVVIVV，而且這里軸的直徑最大，故安裝大齒輪段截面也不必校核。截面VIVII由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校IVIV抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×903mm=72900mm抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=0.2×903mm=145800mmIVW

83.5-40×83.5

=0Nmm截面IV上的扭矩T2=1610300Nmm=截面上的彎曲應(yīng)力 =b

0=

MPa=0MPa=截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 T2=T WT

1610300=145800

=11.04MPaB 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得=640MPa，B -1=155MPa。-1設(shè)計及說明 結(jié) 果截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取因r =2.5

=

D 95

d90 、

=90 1.056，經(jīng)插值后可查得=1.89 =1.32又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為k=1+q-1)=1+0.82×(1.89-1)=1.73k=1+q-1)=1+0.82×(1.32-1)=1.273-23-3。3-4q軸未經(jīng)表面強化處理，即=1，則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：qkσ 1 1.73 1K=

+ -1

.64

+0.92-1=2.79εσ βσkτ 1 1.27 1K= + -1=.78+0.92-1=1.72ετ βτ又由ξ3-1ξ3-2， ， 于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得：o-1 275S= Kσσb+ψσσm

2.79×0+0.1×0 =0設(shè)計及說明 結(jié) 果τ-1 155S= Kττa+ψττm

=16.6SσSτ ×16.6Sca=

2 2

2 2 =0>S=1.5故可知其安全。IV

Sσ+Sτ +16.6抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×953mm=85737.5mm抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=0.2×953mm=171475mmM

83.5-40W=×83.5 =0NmmM 0b=W =85737.5MPa=0MPa扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=1610300Nmm2T2 1610300T=WT

=171475

=9.39MPak k ko τ σ過盈配合處的 ，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8 ，于是εσ ετ εσ得：kσ =εσ

kτ =0.8×3.73=2.984ετ軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為:設(shè)計及說明 結(jié) 果kK= σ +

1-1=3.73+

-1=3.82εσ βσ

0.92kK= τ

1 + -1=2.984+

-1=3.07ετ βτ

0.92所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為：o-1 275S= Kσσb+ψσσm

3.82×0+0.1×0 =τ-1 155S= Kττa+ψττm

3.07×9.39/2+0.05×9.39/2

=10.99SσSτ ×10.99Sca= 2 2 = 2 2 =0>S=1.5Sσ+Sτ +10.99故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×90mm，接觸長度:l'=90-10=80mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[ ]=0.25×8×80×37×120/1000=710.4NmF設(shè)計及說明 結(jié) 果T≥T，故鍵滿足強度要求。1輸出軸鍵選擇與校核輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=25mm×14mm×70mm，接觸長度:l'=70-25=45mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[ ]=0.25×14×45×85×120/1000=1795.5NmFT≥T，故鍵滿足強度要求。2輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=22mm×14mm×125mm，接觸長度:l'=125-22=103mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hl'd[F]=0.25×14×103×80×120/1000=3460.8Nm2T≥T，故鍵滿足強度要求。2第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：hL=10×3×8×250=60000hh輸入軸的軸承計算與校核P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和設(shè)計及說明 結(jié) 果軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XF

=1×2660+0×=2660Nr aCε 60n1 360×180C=P

6Lh =

6 ×60000 =23018N10 10選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr=31.5KN，由課本式11-3有：106C10/3L= h60n

P1106 31.5×10003= =1.54×105≥L60×180 2660 h所以軸承預(yù)期壽命足夠。輸出軸的軸承計算與校核1)初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XF

=1×2552.4+0×=2552.4Nr a2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:ε 60n1 360×32.97C=P

106Lh =

106

×60000 =12544N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6218軸承，Cr=95.8KN，由課本式11-3有：設(shè)計及說明 結(jié) 果106C10/3L= h60n

P1106 95.8×10003= =2.67×107≥L60×32.97 2552.4 h所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 聯(lián)軸器的選擇T=T2

=1610300NmA由表查得K=1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：A×T =KT=1.3 1610300=2093.4Nm×ca A2型號選擇LT11T=4000n=1800r/min80mm132mm。Tca=2093.4Nm≤T=4000Nm≤n=32.97r/min n=1800r/min≤2聯(lián)軸器滿足要求，故合用。設(shè)計及說明 結(jié) 果第十一部分 減速器的潤滑和密封減速器的潤滑齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。10mm為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪30mm30mm。由h=6.75mm≤10HH=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011220177cS。軸承的潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。v=0.8m/s≤2m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的持相當(dāng)長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3ZL-1設(shè)計及說明 結(jié) 果減速器的密封密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v3m/s，輸出軸與軸承蓋間v3m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸減速器附件的設(shè)計與選取檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計算如下：設(shè)計及說明 結(jié) 果查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下：；L=120 L；1

=105 b；1；

=90 b；2；

=75；d=7；R=5；h=4放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：設(shè)計及說明 結(jié) 果油標(biāo)（油尺）油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：設(shè)計及說明