機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書(二級齒輪傳動減速器)模版

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書學(xué)院：動力與機(jī)械學(xué)院專業(yè)：機(jī)械設(shè)計制造及其自動化班級：姓名：學(xué)號：目錄一、設(shè)計任務(wù)書2二、傳動方案的分析及說明2三、電動機(jī)的選擇4四、確定傳動方案的總傳動比及分配各級的傳動比5五、計算傳動方案的運(yùn)動和動力參數(shù)6六、V帶傳動的設(shè)計計算8七、齒輪傳動的設(shè)計計算11八、軸的設(shè)計計算21九、滾動軸承的選擇及計算32十、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算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)計尺寸38十四、潤滑與密封38十五、參考資料目錄40十六、設(shè)計小結(jié)40一、設(shè)計任務(wù)書1、設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器2、技術(shù)參數(shù)：編號帶的有效拉力(

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：單向連續(xù)轉(zhuǎn)動，有輕微沖擊載荷，室內(nèi)工作，有粉塵。一班制（每天8小時工作），使用三相交流電為動力，期限10年（每年按365天計算），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級精度的齒輪和蝸桿，進(jìn)行小批量生產(chǎn)（或單件）。二、傳動方案的分析及說明根據(jù)要求及已知條件，對于傳動方案的設(shè)計選擇V帶傳動和二級閉式圓柱齒輪傳動。V帶傳動布置于高速級，能發(fā)揮它傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護(hù)的優(yōu)點。二級閉式圓柱齒輪

3、傳動能適應(yīng)在繁重及惡劣的條件下長期工作，且維護(hù)方便。V帶傳動和二級閉式圓柱齒輪傳動相結(jié)合，能承受較大的載荷且傳動平穩(wěn)，能實現(xiàn)一定的傳動比，滿足設(shè)計要求。傳動方案運(yùn)動簡圖：三、電動機(jī)的選擇1、選擇電動機(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機(jī)，電壓380V。2、選擇電動機(jī)容量由已知條件，帶的有效拉力N，帶速m/s，電動機(jī)所需工作功率為：kW工作機(jī)所需功率為：kW傳動裝置的總效率為：根據(jù)參考資料2中表2-3確定各部分效率：V帶傳動效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，帶入得所需電動機(jī)功率為：kW因為沖擊載荷輕微，電動機(jī)的額定功率略大于即可，由

4、參考資料2中表17-1，Y系列電動機(jī)技術(shù)參數(shù)數(shù)據(jù)，選電動機(jī)的額定功率kW。3、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：r/min通常，V帶傳動的傳動比；二級圓柱齒輪減速器的傳動比為，則總傳動比的范圍為，故電動機(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。現(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查得的電動機(jī)數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于下表。方案1234電動機(jī)型號Y132S2-2Y132M-4Y160M-6Y160L-8額定功率/kW7

5、.5kW.5kW7.5kW7.5kW同步轉(zhuǎn)速r/min300015001000750滿載轉(zhuǎn)速r/min29001440970720電動機(jī)質(zhì)量/kg7081119145總傳動比143.6471.3248.0435.66表中，方案1和方案2電動機(jī)重量輕，價格也較便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大、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，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案4較好；如考慮電動機(jī)重量和價格，則應(yīng)選用方案3。現(xiàn)選用方案3，即選定電動機(jī)型號為Y160M-6。四、確定傳動方案的總傳動比及分配各級的傳動比1、總

6、傳動比2、分配各級的傳動比由參考資料2中表2-1取V帶傳動的傳動比，則減速器的傳動比為取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比則低速級的傳動比五、計算傳動方案的運(yùn)動和動力參數(shù)將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸一次編號，定為0軸（電動機(jī)軸）、軸、軸、軸、軸（卷筒軸）；相鄰兩軸間的傳動比表示為，；相鄰兩軸間的傳動效率表示為，；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)動和動力參數(shù)的計算結(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

7、.556.296.045.92轉(zhuǎn)矩/(）67.15193.46847.602872.612815.5轉(zhuǎn)速/(r/min)970323.3370.8720.0820.08傳動比34.5623.5291效率0.960.960.960.96六、V帶傳動的設(shè)計計算由前面已知kW，轉(zhuǎn)速r/min，傳動比，每天工作8小時。1、確定計算功率由參考資料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）驗算帶速。按參考資料1中的式（8-13）驗

8、算帶的速度m/s因為5m/s<<30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)參考資料1中的式（8-15a），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑mm根據(jù)參考資料1中的表8-8，圓整為mm。新的傳動比為。4、確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度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）計算帶所需的基準(zhǔn)長度mm由參考資料1中的表8-2選帶的基準(zhǔn)長度mm。3）按參考資料1中的式（8-23）計算實際中心距。mm中心距的變化范圍為655-756mm。5、驗算小帶輪上的包角6、計算帶的根數(shù)1）計算單根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

9、插值法得kW。根據(jù)r/min，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）計算V帶根數(shù)取4根。7、計算單根V帶的初拉力的最小值由參考資料1中的表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量kg/m，所以N應(yīng)使帶的實際出拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值為N9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1）小帶輪設(shè)計由Y160M動機(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)為實心輪。2）大帶輪設(shè)計大帶輪軸孔直徑取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、齒輪傳動的設(shè)計計算（一

10、）高速級齒輪由前面已知輸入功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，傳動比，工作壽命10年（每年按365天計算），每天工作8小時，單向連續(xù)轉(zhuǎn)動，有輕微沖擊載荷。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動。2）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）。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)計按參考資料1中設(shè)計計算公式（10-9

11、a）進(jìn)行試算，即（1）確定公式中的各計算數(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）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。mm2)計算圓

12、周速度。m/s3）計算齒寬bmm4）計算齒寬與齒高之比模數(shù)mm齒高mm5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)m/s，8級精度，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級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時，。由，查參考資料1中的圖10-13得=1.40；故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考資料1中式（10-10a）得mm7）計算模數(shù)mm3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由參考資料1中的式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由參考資料1中的圖10-21c查得小齒輪的彎曲疲

13、勞強(qiáng)度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(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)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(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

14、疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑（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。新的傳動比4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmm（2）計算中心距mm（3）計算齒輪寬度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、高速級齒輪計算結(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傳動比4.571中心距234（二）低速級齒輪由前

15、面已知輸入功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，傳動比，工作壽命10年（每年按365天計算），每天工作8小時，單向連續(xù)轉(zhuǎn)動，有輕微沖擊載荷。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動。2）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）。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)計按參考資料1中設(shè)計計算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即

16、（1）確定公式中的各計算數(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）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。mm2)計算圓周速度。m/s3

17、）計算齒寬bmm4）計算齒寬與齒高之比模數(shù)mm齒高mm5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)m/s，8級精度，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級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時，。由，查參考資料1中的圖10-13得=1.39；故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由參考資料1中式（10-10a）得mm7）計算模數(shù)mm3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由參考資料1中的式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(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=50

18、0MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(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)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(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

19、承載能力，僅與齒輪的直徑（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)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。新的傳動比4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmm（2）計算中心距mm（3）計算齒輪寬度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、低速級齒輪計算結(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傳動比3.531中心距290八、軸的設(shè)計計算（一）軸（高速軸）

20、的設(shè)計計算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已知高速級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因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，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（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，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度1）-軸段與大帶輪裝配，其直徑m

21、m，為了滿足大帶輪的軸向定位要求，-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軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪左端面的距離=50mm，故取。3）初步選擇滾動軸承。因為軸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，

22、齒輪的左端與軸承之間采用擋油環(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為70mm。同時為了保證齒輪與軸之間配合有良好的

23、對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為；同樣帶輪與軸的連接用平鍵，帶輪與軸之間的配合為。滾動軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(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2×45°，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)圖作出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算數(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

24、安全。（二）軸（中間軸）的設(shè)計計算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 NN已知低速級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因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，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（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選用下圖所示的裝配方案。1）初步選擇滾動軸承。因為軸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

25、步選擇6312型軸承，由參考資料4得其尺寸為故mm。2）取安裝齒輪處的軸段-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

26、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為63mm。同時為了保證齒輪與軸之間配合有良好的對中性，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。滾動軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(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2×45°，圓角半徑為R2。5、求軸上的載荷首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算數(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T

27、6、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。（一）軸（低速軸）的設(shè)計計算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因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，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)，故需同時選聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器

28、的計算轉(zhuǎn)矩，查參考資料1中的表14-1，取=1.5，則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，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)軸器長度（Y型）172mm，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度為mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，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

29、處平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為110mm。同時為了保證齒輪與軸之間配合有良好的對中性，故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。滾動軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(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2.5×45°，圓角半徑為R2。5、求軸上的載荷首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算數(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

30、資料1中的表15-1查得=60MPa。因此<,故安全。九、滾動軸承的選擇及計算1、 I軸（高速軸）上的軸承：由前面初選6210軸承，其壽命計算如下：預(yù)期壽命：h已知=323.33r/min，=35000N,軸承1上的當(dāng)量動載荷N軸承2上的當(dāng)量動載荷N所以h>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：由前面初選6312軸承，其壽命計算如下：預(yù)期壽命：h已知=70.87r/min，=81800N,軸承3上的當(dāng)量動載荷N軸承4上的當(dāng)量動載荷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，其壽命計算如下

31、：預(yù)期壽命：h已知=20.08r/min，=110000N,軸承5上的當(dāng)量動載荷N軸承6上的當(dāng)量動載荷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16×70聯(lián)接，帶輪與軸用鍵10×8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）齒輪上的鍵工作長度=70-16=54mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.5×10=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

32、鍵=63-10=53mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.5×8=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18×63聯(lián)接，齒輪3與軸用鍵18×110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上的鍵工作長度：=63-18=45mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.5×11=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上的鍵工作長度：=110-18=92mm鍵與輪

33、轂鍵槽接觸高度=0.5×11=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28×110聯(lián)接，半聯(lián)軸器與軸用鍵22×110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上的鍵工作長度：=110-28=82mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0.5×16=8mm由參考資料1中的式（6-2）可得 故此鍵能安全工作。2）半聯(lián)軸器上的鍵工作長度：=110-22=88mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度=0

34、.5×14=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)計計算中已選定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零件的嚙合情況、接觸斑點、側(cè)隙，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，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，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，箱體內(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

35、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，同時為了在每次拆裝箱蓋時仍保持軸承座孔制造加工時的位置精度，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。對稱箱體應(yīng)呈非對稱布置，以免錯裝。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，即低速級傳動件附近，裝設(shè)油面指示器。采用的指示器是油標(biāo)尺。6、放油螺塞換油時，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，平時用螺塞將放油

36、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，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(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個螺孔，旋入啟蓋用的圓柱端或半圓端的啟蓋螺釘。旋動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)取Ｊ?、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸由參考資料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

37、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見表2螺栓到凸緣外緣距離C2見表2軸承旁凸臺半徑24凸臺高度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、潤滑與密封（一）潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，三對滾動軸承采用脂潤滑。（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電動機(jī)型號為Y160M-6額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速r/min傳動比V帶傳動減速器高速級低速級kWr/minkWr/minkWr/minkWr/minkWr/minkWr/mi