哈工大_機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計-二級齒輪減速器-設(shè)計說明書

1、Harbin Institute of Technology機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書 題 目： 二級展開式齒輪減速器 院 系： 機(jī)械制造及其自動化 班 級： 1 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 王黎欽 日 期： 2014.1.2 哈爾濱工業(yè)大學(xué)目錄鍵入章標(biāo)題(第 1 級)1鍵入章標(biāo)題(第 2 級)2鍵入章標(biāo)題(第 3 級)3鍵入章標(biāo)題(第 1 級)4鍵入章標(biāo)題(第 2 級)5鍵入章標(biāo)題(第 3 級)6一、傳動裝置的總體設(shè)計（二）選擇電動機(jī)1.選擇電動機(jī)的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機(jī)。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為：從電動機(jī)到工作

2、機(jī)傳送帶間的總效率為：式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由表9.1取。則：所以電動機(jī)所需要的工作功率為：283.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速按表9.1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)，另需要其中電機(jī)工作所需工作功率：。根據(jù)電動機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，由本書的表14.1或有關(guān)手冊選定電動機(jī)型號為Y112M-6，其主要性能如下

3、表：電動機(jī)型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩Y132S-63.09602.02.0電動機(jī)的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEF×GDGKY132S-613221614089388010×83312bb1b2hAABBHAL12802101353156020018475（三）、計算傳動裝置的總傳動比1.總傳動比為：2分配傳動比：考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速軸軸軸卷筒軸2.各軸的輸入功率軸軸軸卷筒軸3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為所以： 軸軸軸卷筒

4、軸將上述計算結(jié)果匯總于下表得:軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(N·mm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動比i效率電機(jī)軸2.3996010.98軸2.349604.380.96軸2.25219.23.130.96軸2.1670卷筒軸2.107010.97二.傳動零件的設(shè)計計算二.傳動零件的設(shè)計計算（一）、高速齒輪傳動1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到帶式運輸機(jī)為一般機(jī)械，且該齒輪傳動為閉式傳動，故大小齒輪均為45鋼，采用軟齒，由表6.2（參考文獻(xiàn)1）得：小齒輪調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255HBW，平均硬度為236 HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度為162217HBW，平均硬度為190HBW。

5、大小齒輪齒面硬度差為46 HBW，在3050HBW內(nèi)，選用8級精度。 2.初步計算傳動主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動： 式中各參數(shù)為：（1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （2）初選載荷系數(shù)，初?。?）由參考文獻(xiàn)1表6.6，取齒寬系數(shù)（4）由參考文獻(xiàn)1表6.5，查得彈性系數(shù)（5）初選螺旋角，由參考文獻(xiàn)1圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為（6）齒數(shù)比（7）初選，則，取 由參考文獻(xiàn)1式6.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1式6.2，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖6.16查得：重合度系數(shù)（8）由參考文獻(xiàn)1圖6.26查得：螺旋角系數(shù)（9）許用接觸應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1式6.26，算得。由參考文獻(xiàn)1圖6.2

6、9e,圖6.29a得，接觸疲勞極限應(yīng)力，。小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 由參考文獻(xiàn)1圖6.30查得壽命系數(shù)，（允許局部點蝕）由參考文獻(xiàn)1表6.7，取安全系數(shù)，得：取初算小齒輪1的分度圓直徑，3.確定傳動尺寸 （1）計算載荷系數(shù) 由參考文獻(xiàn)1表6.3查得使用系數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.7查得：動載荷系數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.12查得：齒向載荷分布系數(shù)由參考文獻(xiàn)1表6.4查得：齒間載荷分布系數(shù)載荷分布系數(shù)（2）對進(jìn)行修正（3）確定模數(shù)由參考文獻(xiàn)1表6.1，取（4）計算傳動尺寸中心距圓整為則螺旋角因為值與初選值相差較大，故與有關(guān)的數(shù)值需修正，修正后的結(jié)果是，1.39，。顯然值改變后，的計算值變化很小

7、，因此不再修正和。故取 mm，4 校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數(shù)：(1) K、同前。(2) 齒寬b=50mm。(3) 齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.20查得：齒形修正系數(shù)，。由參考文獻(xiàn)1圖6.21查得：應(yīng)力修正系數(shù)，。(4) 由參考文獻(xiàn)1圖6.22查得：重合度系數(shù)。(5) 由參考文獻(xiàn)1圖6.28查得：螺旋角系數(shù)。(6) 許用彎曲應(yīng)力可由下式算得由參考文獻(xiàn)1圖6.29f,圖6.29b查得:彎曲疲勞極限應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)1圖6.32查得:壽命系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表6.7查得安全系數(shù)，故故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。高速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a小22.

8、7435521115大187.2574892（二）、低速速齒輪傳動（二級傳動）1選擇材料、熱處理方式及精度等級 與高速級相同。2.初步計算傳動主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動： 式中各參數(shù)為：（1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （2）初選載荷系數(shù)，初取（3）由參考文獻(xiàn)1表6.6，取齒寬系數(shù)（4）由參考文獻(xiàn)1表6.5，查得彈性系數(shù)（5）初選螺旋角，由參考文獻(xiàn)1圖6.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為（6）齒數(shù)比（7）初選，則，取，此時 ，是允許的。由參考文獻(xiàn)1式6.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1式6.2，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖6.16查得：重合度系數(shù)（8）由參考文獻(xiàn)1圖6.26查得：螺旋

9、角系數(shù)（9）許用接觸應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1式6.26，算得。由參考文獻(xiàn)1圖6.29e,圖6.29a得，接觸疲勞極限應(yīng)力，。小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 由參考文獻(xiàn)1圖6.30查得壽命系數(shù)，（允許局部點蝕）由參考文獻(xiàn)1表6.7，取安全系數(shù)，得：取初算小齒輪3分度圓直徑，3.確定傳動尺寸 （1）計算載荷系數(shù) 由參考文獻(xiàn)1表6.3查得使用系數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.7查得：動載荷系數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.12查得：齒向載荷分布系數(shù)（對稱布置）由參考文獻(xiàn)1表6.4查得：齒間載荷分布系數(shù)載荷分布系數(shù)（2）對進(jìn)行修正（3）確定模數(shù)由參考文獻(xiàn)1表6.1，?。?）計算傳動尺寸中心距圓整為則螺旋角因為值與初選值相差較

10、大，故與有關(guān)的數(shù)值需修正，修正后的結(jié)果是，。顯然值改變后，的計算值變化很小，因此不再修正和。故圓整為b=70 mm。取 mm，4 校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數(shù)：(7) K、同前。(8) 齒寬b=70mm。(9) 齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1圖6.20查得：齒形修正系數(shù)，。由參考文獻(xiàn)1圖6.21查得：應(yīng)力修正系數(shù)，。(10) 由參考文獻(xiàn)1圖6.22查得：重合度系數(shù)。(11) 由參考文獻(xiàn)1圖6.28查得：螺旋角系數(shù)。(12) 許用彎曲應(yīng)力可由下式算得由參考文獻(xiàn)1圖6.29f,圖6.29b查得:彎曲疲勞極限應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)1圖6.32查得:壽命系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表6.7查得安全系數(shù)

11、，故故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。低速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a小363.6507520130大197.3507063（三）根據(jù)所選齒數(shù)修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(N·mm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動比i效率電機(jī)軸2.3996010.98軸2.349604.380.96軸2.25219.23.130.96軸2.1670卷筒軸2.107010.97三、草圖第一階段3.1 草圖準(zhǔn)備3.1.1 選定聯(lián)軸器類型對于連接電動機(jī)和減速器高速軸的聯(lián)軸器，為了減小啟動轉(zhuǎn)矩，其聯(lián)軸器類型應(yīng)具有較小的轉(zhuǎn)動慣量和較好的減震性能，故采用彈性柱銷聯(lián)軸器

12、，對于低速軸和工作機(jī)相連的聯(lián)軸器，因其轉(zhuǎn)速較低，轉(zhuǎn)矩較大，考慮到本設(shè)計安裝時不易保證同心度，采用具有良好補償位移偏差的金屬滑塊聯(lián)軸器。3.1.2 確定滾動軸承類型對于高速級斜齒圓柱齒輪傳動，因軸向力較小，選擇深溝球軸承；低速級采用深溝球軸承。3.1.3 確定滾動軸承的潤滑和密封方式由前面計算可知高速級齒輪線速度v1= 2.02 m/s，低速級齒輪線速度v2=0.67 m/s，故選用油潤滑唇形圈密封。3.1.4 確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式凸緣式軸承端蓋調(diào)整軸承間隙比較方便，密封性能也好，故選用凸緣式軸承端蓋，采用鑄鐵鑄造成型。3.1.5 確定減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)方案考慮工藝性能、材料消耗和制造成本，選用

13、剖分式機(jī)體，鑄鐵材料鑄造成型。結(jié)構(gòu)示例圖如下圖所示：與機(jī)體有關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸見下表：鑄鐵減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號尺寸關(guān)系尺寸大小基座壁厚0.025a+3810mm機(jī)蓋壁厚10.02a+3810mm機(jī)座凸緣厚度b1.515mm機(jī)蓋凸緣厚度b11.5115mm機(jī)座底凸緣厚度p2.525mm地腳螺釘直徑df0.036a+12M16地腳螺釘數(shù)目nn=6/軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM12機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d2(0.50.6) dfM10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200120mm軸承端蓋螺栓直徑d3(0.40.5) dfM8窺視孔蓋螺栓直徑d4(0.30.4) dfM6定位銷直徑d(0

14、.70.8) d28 mmdf、d1、d2至外壁距離c1/22、18、16 mmdf、d2至凸緣距離c2/20、14 mm凸臺高度H根據(jù)低速級軸承外徑確定外機(jī)壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(58)50 mm內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離l2+c1+c2+(58)60 mm大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離1>1.215 mm齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離212 mm機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=m=8 mm軸承端蓋外徑D2軸承座孔徑+(55.5)d3視具體軸承而定軸承端蓋凸緣厚度e(11.2)d310 mm軸承旁連接螺栓距離ssD2視具體軸承而定3.2 草圖第一階段3.2.1 間距確定取中

15、間軸上兩齒輪軸向間距4=8mm，機(jī)體內(nèi)潤滑采用油潤滑取3=4 mm； 3.2.2 高速軸軸系部件設(shè)計選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量與結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進(jìn)行調(diào)制處理。初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，由參考文獻(xiàn)1 表9.4，C=106118， C= 112，則dmin=C3Pn=112×32.34960=15.073mm考慮鍵槽影響，取dmin=15.073×1+5% mm=15.827mm。確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。聯(lián)軸器

16、及軸段前面計算的dmin即為軸段的直徑，又考慮軸段上安裝聯(lián)軸器，因此軸段的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進(jìn)行。由前面設(shè)計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻(xiàn)1表13.1取KA=1.5，計算轉(zhuǎn)矩Tc1= KAT=1.5×2.38×104=3.57×104N·mm由參考文獻(xiàn)2表13.1查詢可得GB/T 5014-2003中的LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩560 N·m，許用轉(zhuǎn)速為6300 r/min，軸孔直徑范圍是2035 mm。滿足電動機(jī)軸徑要求。取與軸相連端軸徑20 mm，軸孔長度38 mm，J型軸孔，選用A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為HL

17、2 28×44 GBT5014-2003。相應(yīng)的，軸段的直徑d1=20mm，軸段長度應(yīng)該與聯(lián)軸器相當(dāng)，故取其長度為l1=38 mm密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸肩高度h=2.453.5 mm，相應(yīng)的軸段的直徑范圍為24.927 mm，查文獻(xiàn)313頁，選用旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈GB/T 13871-1992中的軸徑為25 mm的，則軸段的直徑d2=20 mm。軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為深溝球軸承，暫取軸承型號6306，由文獻(xiàn)2表12.1查得內(nèi)徑d=30 mm，外徑D=72 mm，寬度B=19mm，定位軸肩直徑damin=37 mm，Damax=65 mm。故軸段的直徑

18、d3=30 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d7=19 mm。軸段軸與齒輪應(yīng)做成齒輪軸，取過渡軸段d4=37mm齒輪軸段取l5=b1=55 mm。軸段在軸段和齒輪軸段間取過渡軸段段d6=17 mm機(jī)體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=10mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=15 mm。在確定齒輪、機(jī)體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度l3=l7=19軸段的長度l2=60mm；軸段的長度l6=17mm；軸段的長度l4= 96 mm。軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距L1=88.5

19、；L2=133 mm；L3=54mm。完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號為：鍵 6×28 GB/T 10962003，h=6，t1=2.8 mm。3.2.2 中間軸軸系部件設(shè)計選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量與結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進(jìn)行調(diào)制處理。初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，由參考文獻(xiàn)3第759頁得，C=106118，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C= 112，則dmin=C3Pn=112×32.25219.2=24.341 mm考慮鍵槽影響，取dmin=24.3

20、41×1+5% mm=25.558 mm。確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為深溝球軸承，取軸承型號為6306C，由文獻(xiàn)2表12.1查得內(nèi)徑d=30 mm，外徑D=72mm，寬度B=19 mm，定位軸肩直徑damin=37mm，Damax=65 mm。故軸段的直徑d1=30 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d6=30 mm。齒輪2與軸段為了便于齒輪的安裝，取d2=40mm，齒輪2左端用套筒固定，則軸段的長度應(yīng)略小于齒輪2的寬度b2，取l2=46mm。軸段齒輪2右端用軸肩固定，取d3

21、=45 mm l3=8 mm齒輪2與軸段做成齒輪軸d4=68.5mm，l4=75取d5=37 mm l5=16 mm。取d6=30 mm l6=19 mm。軸段的長度l1=44mm, l2=69.5mm, l3=55mm完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。鍵連接設(shè)計齒輪2、齒輪3與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵 12×40GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm；3.2.3 低速軸軸系部件設(shè)計選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量與結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進(jìn)行調(diào)制處理。初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，由

22、參考文獻(xiàn)3第759頁得，C=106118，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C= 112，則dmin=C3Pn=112×32.1670=35.129mm考慮鍵槽影響，取dmin=35.129×1+5% mm=36.886mm。確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。聯(lián)軸器及軸段前面計算的dmin即為軸段的直徑，又考慮軸段上安裝聯(lián)軸器，因此軸段的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進(jìn)行。由前面設(shè)計可知，選用金屬滑塊聯(lián)軸器。查文獻(xiàn)1表13.5取KA=1.2，計算轉(zhuǎn)矩Tc1= KAT=1.5×2.95×105=4.425 &

23、#215;105N·m由參考文獻(xiàn)2表13.5查詢可得JB/ZQ 4384-1997中公稱轉(zhuǎn)矩500 N·m的金屬滑塊聯(lián)軸器滿足要求，其許用轉(zhuǎn)速為3800 r/min，軸孔直徑范圍是30-45 mm。取其長度為l1=60 mm。密封圈與軸段查文獻(xiàn)3表15頁，選用旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈GB/T 13871-1992中的軸徑為40 mm的，則軸段的直徑d2=40mm。軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為深溝球軸承，暫取軸承型號為6309，由文獻(xiàn)2表12.1查得內(nèi)徑d=45 mm，外徑D=100 mm，寬度B=25 mm，定位軸肩直徑damin=54 mm，Damax=91 mm。故

24、軸段的直徑d3=45 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d7=45 mm。軸段為了便于齒輪的安裝，d6應(yīng)略大于d7，取d6=55 mm，取l6=68 mm。軸段取d5=62 mm。l5=8軸段取過渡軸段直徑d4=55 mm。機(jī)體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=15 mm。在確定齒輪、機(jī)體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度l3=25 mm；軸段的長度l2=55 mm；軸段的長度l7=45 mm；軸段的長度l4=73mm。軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作

25、用點，可得跨距L1=97.5；L2=128.5 mm；L3=67.5 mm。完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器、和齒輪4與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵 10×50 GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm。鍵 16×50 GB/T 10962003，h=10，t1=4.3 mm。(三)輸出軸(即軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：則經(jīng)過計算可得作用在齒輪上的力：2.選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且第三根軸傳遞力矩較大，故選用40Cr，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機(jī)械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：考

26、慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表9.4中查得C值，45號鋼的值為118106考慮扭矩大于彎矩，取小值C=106。P2軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉(zhuǎn)速。5.軸上鍵校核中間軸軸段7與軸段4上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：(1) 軸段4與大齒輪連接處的鍵其中軸段4的直徑50mm，可取鍵的尺寸b×h=14×9mm。則可解得: 查表取鍵長為36mm。此軸段鍵槽處為低速齒輪大齒輪：4號齒輪，其齒寬為30mm。即齒輪的齒寬不

27、符合最小鍵長要求，使鍵長為36mm，則初設(shè)計輪轂寬度為42mm。(2) 軸段7與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段7的直徑30mm，可取鍵的尺寸b×h=10×8mm。則可解得: 查表取鍵長為56mm。6.軸的強度校核(1)畫軸的受力簡圖輸出軸的受力:畫出軸的受力簡圖首先, 確定軸承的支點位置時,查機(jī)械設(shè)計手冊20-149表20.6-7.對于7208C型的角接觸球軸承,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.經(jīng)計算得L1=102.5mm，L2=78mm，L3=47.5mm。(2)計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）水平面上:垂直平面上:軸承1的總支承反力軸承2的總支承反力(3)畫

28、彎矩圖在水平面上：a-a剖面左側(cè)，a-a剖面右側(cè)：在垂直面上：合成彎矩：a-a剖面左側(cè): a-a剖面右側(cè)：(4)畫轉(zhuǎn)矩圖(5)校核軸的強度由彎矩圖可知，a-a截面左側(cè)，軸的彎矩最大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，為危險截面。由參考文獻(xiàn)1P205頁附表10.1 ：抗彎剖面模量：抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力：扭剪應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1P192頁表10.1和P201頁表10.4得，45號鋼調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)1表10.1查得材料的等效系數(shù)，鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由附表10.4查得絕對尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1附圖10.1查得軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1附圖10.2查得安全系數(shù)S= 所以a-a剖面是安全

29、的，強度滿足要求。7.校核軸承壽命由表12.3（參考文獻(xiàn)2）查得7208C軸承的。(1)計算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為比較兩軸承的受力，因>及>，故只需校核軸承I。(2)計算當(dāng)量動載荷由，由表10.13查得。因為>，所以查表插值可得：。當(dāng)量動載荷為(3)校核軸承壽命軸承在以下工作，由表10.10查得。微振，由表10.11查得。軸承I的壽命為已知減速器使用3年兩班，則預(yù)期壽命為>，故軸承壽命充裕。8.環(huán)境清潔，且線速度小于4m/s，故選用毛氈圈密封3.3.2 軸承端蓋的設(shè)計采用凸緣式軸承端蓋，結(jié)構(gòu)如下圖所示：低速軸、中間軸軸承端蓋設(shè)計由前面設(shè)計可知，軸承外徑

30、D=72 mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=112116 mm，取D2=112 mm。D0=0.5(D2+D)=0.5×112+72=92mm由參考文獻(xiàn)2表14.4可知，d1=40 mm，b2=7mm高速軸軸承端蓋設(shè)計由前面設(shè)計可知，軸承外徑D=100 mm，d3=8 mm，D2=D+55. 5d3=140144 mm，取D2=140 mm。D0=0.5(D2+D)=0.5×140+100=120 mm由參考文獻(xiàn)2表14.4可知，d1=55mm，b2=8mm3.3.3 套筒設(shè)計中間軸套筒設(shè)計取內(nèi)徑d1=30 mm，外徑d2=38 mm，長度l=11 mm。低速軸套筒設(shè)計取內(nèi)徑d1=45 mm，外徑d2=53 mm，長度l=20 mm。3.4 草圖第三階段3.4.1減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計3.4.2 減速器的附件設(shè)計窺視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(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)體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面