二級展開式圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目 用于帶式運輸機(jī)傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器_機(jī)械工程及自動化_ 專業(yè)_機(jī)電二_ 班設(shè)計者 張洪彬_指導(dǎo)教師 _余龍_2013_年 01_月 16_日目 錄傳動方案的擬定及說明1傳動裝置運動學(xué)計算3齒輪傳動計算4軸的設(shè)計計算11滾動軸承選擇計算16鍵的選擇計算17聯(lián)軸器的選擇計算17減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計17減速器的潤滑18設(shè)計小結(jié)19參考資料目錄19設(shè)計題目：帶式運輸機(jī)的傳動裝置的設(shè)計題號1傳動方案的擬定及說明帶式運輸機(jī)的工作原理：F=4800N V=1.25 D=350由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動機(jī)構(gòu)

2、的特點是：減速器橫向尺寸較大，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，由于不對稱布置，震動大對剛度要求較高. 傳動裝置運動學(xué)計算1、 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：空載起動，工作有輕震、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電動機(jī)。2、 電動機(jī)容量的選擇工作機(jī)所需功率Pw PwFv/1000=4800X1.25/=6KW查表13-7可得：滾子軸承效率n1=0.98（三隊齒輪軸軸承和一對卷筒軸軸承）；齒輪副效率n2=0.97（齒輪精度為7級）；齒輪聯(lián)軸器n3=0.99；（兩個）卷筒效率n4=0.96。則n= n1 4×n2 2×n3 2×n4=0.984×0.972&

3、#215;0.992×0.96=0.823、 電動機(jī)型號的確定電動機(jī)的工作效率Pd= Pw/n=6/0.82=7.32 KW,由表11-1，選電動機(jī)的額定功率為7.5 KW;卷筒工作的轉(zhuǎn)速nw=60×1000V/(3.14D)=95.5r/min,由表2-1可知，二級圓柱減速器的傳動比i=840，則傳動比合理范圍為ia=840.電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=ia×nw=(840) ×95.5=7643820r/min。綜合考慮，選擇電動機(jī)型號為Y132M4，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min?；痉项}目所需的要求。4、傳動裝置的總傳動比及其分配計算總傳動比：

4、ia=nm/nw=1440/95.5=15.1按浸油潤滑條件考慮，取傳動比i1=1.3i25、 合理分配各級傳動比各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III工作軸轉(zhuǎn)速（r/min）1440144031692.6892.68功率（kW）7.57.4257.0586.7106.510轉(zhuǎn)矩（N·m）49.7449.24213.3691.4670.8傳動比114.433.411齒輪傳動的計算高速級1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40

5、HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z2107；4） 選取螺旋角。初選螺旋角14°2 按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算按式（1021）試算，即 dt1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 由機(jī)械設(shè)計圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433（3） 由表107選取齒寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得10.78，20.87，則121.65（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞

6、強度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×1440×1×（1×8×365×10）2.523×109 N2N1/4.435.695×108（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.98；KHN20.98（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.98×600MPa588MPa H20.98×550MPa539MPa HH1H2/2563.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t

7、=42.84mm （2） 計算圓周速度v=3.14d1tn1/(60×1000)=3.23m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=1×42.84mm=42.84mmmnt=1.73h=2.25mnt=2.25×1.73mm=3.89mmb/h=42.84/3.89=11.01（4） 計算縱向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14=1.903（5） 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=3.23m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11； 由表10-4查得 KH=1.42由表

8、1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.2。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.89（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=45.29mm（7） 計算模數(shù)mn mn =1.833 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) mn1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.80（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.903.從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) Y0.88（3） 計算當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1/cos=24/cos14=26.27 zv2=z2/cos=107/cos14=117.13（4） 查取齒型系數(shù)由表105查

9、得YFa1=2.60；Yfa2=2.18（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.79（6） 計算F由圖10-20c得：F1=500Mpa；F2=380MPa由圖10-18取：KFN1=0.92；KFN2=0.95取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4.則F1=328.57MpaF2=257.86MPa（7） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01262=0.01513 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算由以上數(shù)據(jù)及公式可得mn=1.33mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，則取mn=2.0mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿

10、足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=45.29mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。4、幾何尺寸計算a) 計算中心距z1=21.97，取z1=22z2=97a=122.64mm，將中心距圓整為123mm。b) 按中心距修正螺旋角=arcos=14397”c) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=45.48mmd2=200.52mmd) 計算齒輪寬度 b=dd1=45.48B1=55mm，B2=50mme) 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。低速級1 選精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS

11、，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z283；選取螺旋角。初選螺旋角14°2按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算按式（1021）試算，即 dt確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值i. 試選Kt1.6ii. 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433iii. 由表107選取尺寬系數(shù)d1.0iv. 由圖1026查得10.78，20.89，則121.67v. 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8vi. 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hl

12、im1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；vii. 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×316×（1×8×365×10）5.536×108 N2N1/3.411.6236×108viii. 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.98；KHN20.98ix. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.98×600MPa515.5MPa H20.98×550MPa539MPa HH1H2/2527.25MPa計算x. 試算小

13、齒輪分度圓直徑d1td1t=74.01mmxi. 計算圓周速度v=3.14d1tn3/(60×1000)=0.36m/sxii. 計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=74.01mmmnt=2.99 h=2.25mnt=2.25×2.99mm=6.73mmb/h=74.01/6.73=11xiii. 計算縱向重合度xiv. =0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14=1.9xv. 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=1.48m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.0；故由表10-4 查得 KH=1.426

14、由表1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.2。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.704xvi. 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=75.58mm xvii. 計算模數(shù)mn mn =3.06mm按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) mnf) 確定計算參數(shù)i. 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.62ii. 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.90，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) Y0.88iii. 計算當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1/cos=24/cos14=26.27 zv2=z2/cos=83/cos14=90.86iv. 查取齒型系數(shù)由表

15、105查得YFa1=2.60；Yfa2=2.20v. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.78vi. 計算F由圖10-20c得F1=500Mpa；F2=380MPa由圖10-18得KFN1=0.95；KFN2=0.98取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4. 則F1=339.29MpaF2=266MPavii. 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01222=0.01472 大齒輪的數(shù)值大。g) 設(shè)計計算由以上的數(shù)據(jù)及公式得mn2.06對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，則取mn=2.5mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸

16、疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=75.58mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。3、 幾何尺寸計算a) 計算中心距z1=29.33，取z1=29z2=99a=164.89mm，取圓整a=165mm。b) 按中心距修正螺旋角=arcos=14828”c) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=74.77mmd2=255.23mmd) 計算齒輪寬度 b=dd1=74.77mmB1=80mm，B2=75mme) 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算A 低速軸3的設(shè)計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直

17、徑壓力角6.710 Kw691.4N·m92.68r/min255.23mm20°2求作用在齒輪上的力Ft=5148NFr=Ft=2034NFa=Fttan=1365N3初步確定軸的直徑選取軸的材料為45號鋼，根據(jù)表15-3選取A0=112d46.48mm此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。4 聯(lián)軸器的型號的選取查表14-1,取Ka=1.3則；Tca=Ka*T=1.3*691.4=898.82N·m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-20

18、03，選用HL4聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=48mm 。 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案(見裝配圖)2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=55mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=82mmb 初步選擇滾動軸承。根據(jù)d2-3=55mm 初選圓錐滾子軸承30212號右端采用軸肩定位

19、查2 又根據(jù)d2-3=55mm和上表取d3-4=d7-8=60mm。查得l3-4=23.75mm。l7-8=32.25mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d6-7=72mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為75mm，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l6-7=73mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里去軸肩高度h=5.5mm.所以d5-6=83mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為L5-6=14.5mm.d 軸承端蓋的總寬度為15mm（有減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加

20、潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為25mm。固取L2-3=40mm e 又由軸配合的特性可得l4-5=72.至此已初步確定軸得長度3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d1-2=48mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=14*9(mm),L=70mm同理按 d6-7=35mm. b*h=20*12（mm） ,L=63mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考表15-2，取軸端倒

21、角為2*45°各軸肩處的圓角半徑見裝配圖。5) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出a值參照圖15-23。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=4250N FNH2=1168NFNV1=2422N FNV2=-388N彎矩MH=193163N*mmMV1= 1100801 N*mm MV2=-64195 N*mm總彎矩M1= 222329 N*mm；M2=203553 N*mm扭矩T3=691400 N*mm6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C

22、的強度） 根據(jù)式15-5及表15-4取0.6（1）計算軸的應(yīng)力 ca=12.6MPa，前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。7）精確校核軸的疲勞強度1) 判斷危險截面截面A, ,B，D只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A, ,B，D均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面， 和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校

23、核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1*603=21600mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2*d3=0.2*603=43200mm3M=M1(l1-37.5)/l1=39091N*mm截面上的扭矩為T3=691.4N截面上的彎曲應(yīng)力=M/W=1.8 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=T3/WT=16 MPa軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)

24、力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因r/d=0.033，D/d=1.2，經(jīng)插值后可查得 ， 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得S=54056S=14.79=14.27>>S=1.5。同理故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設(shè)計計算結(jié)束。B中間軸2的設(shè)

25、計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角7.058Kw213.3N·m316r/min200.52mm20°2求作用在齒輪上的力Ft=2127NFr=Ft=800NFa=Fttan=556N3初步確定軸的直徑選取軸的材料為45號鋼，根據(jù)表15-3選取A0=112d31.54mm4 初選軸承根據(jù)作用的最小直徑，初選20207圓錐滾子軸承，其中d*D*T=35*72*18.255軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計A 擬定軸上零件的裝配方案（見裝配圖）B 根據(jù)軸上的零件要求確定各段直徑和長度根據(jù)選定的軸承即可確定1-2段的d=35mm,l=18.25;其采用軸肩定位，則軸肩的高度為2.5，

26、則2-3段d=40mm，l=12mm；3-4段為小齒輪軸，可根據(jù)之前計算的齒輪寬度及分度圓直徑確定，即d=74.77mm，l=78mm；而最右端的6-7，亦可由選定的軸承確定，d=35，l=40.25；緊挨著的5-6d=40，大齒輪的寬度可確定其長度，即l=48,；對于4-5段，因為要左右定位齒輪，則可根據(jù)齒輪的直徑確定，所以選定為d=46mm，l=19mm。6軸上零件的周向定位齒輪在軸上的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按其直徑查表可得b*h*l=12*8*40，此外為了保證齒輪與軸配合得良好有對中性，固選擇齒輪轂與軸的配合選H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合倆保證的，此處選軸的尺寸公

27、差為m6.7確定軸的倒角和圓角參考表15-2，取軸端倒角為2*45度，各軸肩處的圓角半徑見裝配圖。8根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=590N FNH2=1537NFNV1=544N FNV2=256N彎矩MH=73699N*mmMV1= 67973 N*mm MV2=12275N*mm總彎矩M1=100259 N*mm；M2=74714N*mm扭矩T2=213300N*mm6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)式15-5及表15-4取0.6（1）計算軸的應(yīng)力 ca=20.9MPa，前

28、已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。B中間軸2的設(shè)計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角7.425Kw49.24N·m1440r/min45.48mm20°2求作用在齒輪上的力Ft=684NFr=Ft=257NFa=Fttan=179N3初步確定軸的直徑選取軸的材料為45號鋼，根據(jù)表15-3選取A0=112d19.35mm4 聯(lián)軸器的型號選定查表14-1,取Ka=1.3則；Tca=Ka*T=1.3*691.4=64.01N·m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T584

29、3-2003，選用TL6聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm根據(jù)作用的最小直徑，初選30210圓錐滾子軸承，其中d*D*T=50*90*21.75。5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計C 擬定軸上零件的裝配方案（見裝配圖）D 根據(jù)軸上的零件要求確定各段直徑和長度根據(jù)選定的軸承即可確定1-2段的d=38mm,l=58;則2-3段d=45mm，l=40mm；3-4段為軸承軸，可根據(jù)選定的軸承確定，即d=50mm，l=21.75mm；而最右端的7-8，亦可由選定的軸承確定，d=50mm，l=38.25；緊挨著的6-7為齒輪軸，即d=45.48，小齒輪的寬度可確定其長度，即l=55,；對

30、于5-6段，因為要右定位齒輪，則可根據(jù)齒輪的直徑確定，所以選定為d=40mm，l=82.5mm。而4-5則為軸承的軸肩定位，d=57mm，l=20mm。6軸上零件的周向定位聯(lián)軸器在軸上的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按其直徑查表可得b*h*l=12*8*50，此外為了保證齒輪與軸配合得良好有對中性，固選擇齒輪轂與軸的配合選H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合倆保證的，此處選軸的尺寸公差為m6.7確定軸的倒角和圓角參考表15-2，取軸端倒角為2*45度，各軸肩處的圓角半徑見裝配圖。8根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=176N FNH2=508NFNV1

31、=89N FNV2=168彎矩MH=23188N*mmMV1= 11726N*mm MV2=7686N*mm總彎矩M1=25984N*mm；M2=24429N*mm扭矩T1=49240N*mm6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)式15-5及表15-4取0.6（1）計算軸的應(yīng)力 ca=54MPa，前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。滾動軸承的選擇及計算低速軸和中間軸的選定已經(jīng)在軸的設(shè)計中選擇了。對于高速軸軸承的校核：其基本額定動載荷Cr=102000N?，F(xiàn)對它們進(jìn)行

32、校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=176N FNV1=89NFNH2=508N FNV2=168N 由上可知軸承2所受的載荷遠(yuǎn)大于軸承2，所以只需對軸承2進(jìn)行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 Fr=535N所受的軸向力 它們的比值為 根據(jù)表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.4，故此時。2）計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)式（13-8a）按照表13-5，X=1，Y=0,按照表13-6，取fp=1.2。則P=6423）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為 Lh=29200h（工作時間）,根據(jù)式（13-5）Lh=251398>29200所以選定的軸

33、承30210滿足要求。鍵連接的選擇及校核計算計算公式：。選用鍵均為圓頭平鍵。代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應(yīng)力（MPa）高速軸20×12×63（圓頭）14×9×70（圓頭）7248435664.549.2449.245.38.1中間軸12×8×40（圓頭）40284213.395.2低速軸12×8×50（圓頭）38384691.46.3由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。聯(lián)軸器的選擇見軸的設(shè)計計算減速器箱體結(jié)設(shè)計1機(jī)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算

34、公式結(jié)果箱座厚度8箱蓋厚度8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M14蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4） M8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表4-2，至凸緣邊緣距離查手冊表42外箱壁至軸承端面距離=+（510）2.合理設(shè)計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。4. 檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要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。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。5. 放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。6. 油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。7. 通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)溫度升