減速器的方案的擬定

1、青島理工大學(xué)琴島學(xué)院課程設(shè)計說明書院：機(jī)電工程系y造及其自動化11-21號: 20110271032生：楊杰課題名稱：帶式輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計 學(xué). f制專業(yè)班級： 學(xué) 學(xué)指導(dǎo)老師：高凡青島理工大學(xué)琴島學(xué)院教務(wù)處2012年07月04日I機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計評閱書題目帶式輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計咼學(xué)亮20110271036學(xué)生姓名師評語及成績指導(dǎo)教師簽名：年 月 日答辯評語及成績答辯教師簽名：年 月 日教研室意見總成績:室主任簽名：年 月 日1青島理工大學(xué)琴島學(xué)院. 課程設(shè)計說明書 1、設(shè)計任務(wù)1.1 工作條件與技術(shù)要求1.2設(shè)計內(nèi)容2、傳動系統(tǒng)方案的擬定2.12.22.32.41.1.4.45 .擬定

2、傳動方案 電動機(jī)的選擇計算總傳動比和分配各級傳動比. 運動和動力參數(shù)的計算 傳動零件的設(shè)計計算 齒輪傳動的主要參數(shù)和幾何參數(shù)計算 軸的設(shè)計計算5.5.5.673.13.23. 3.滾動軸承選擇和壽命計算3.4鍵連接選擇和校核3.5聯(lián)軸器的選擇和計算 3.6潤滑和密封形式的選擇. 4箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇 4.1機(jī)體有足夠的剛度 4.2機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.4.3對附件設(shè)計總結(jié)參考文獻(xiàn).8.81722232424252525252829I1 、設(shè)計任務(wù)I1.1.工作條件與技術(shù)要求1. 工作條件已知帶式輸送機(jī)驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）F=3000N,帶速v=1.95m/s,卷揚 機(jī)直徑D=3

3、80mm。工作條件：單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載起動， 兩班制工作，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為± 5%。工作現(xiàn)場有三相交 流電源。要求對該帶式輸送機(jī)傳動裝置進(jìn)行總體設(shè)計。聯(lián)軸器減速器電動機(jī)2.技術(shù)要求（1）（2）（3）（4）（5）（6）（7）（8）（9）圖幅和相關(guān)標(biāo)注等要符合機(jī)械制圖國家標(biāo)準(zhǔn)。 結(jié)構(gòu)圖合理、清晰、明了。技術(shù)條件完整和標(biāo)題欄填寫完整。 圖面布局合理、整潔、美觀。折疊規(guī)范。封面和內(nèi)容格式都要符合課程設(shè)計指導(dǎo)書上所提的要求。 設(shè)計、計算、校核內(nèi)容要正確、完整、簡明。插圖規(guī)范、字跡工整。 裝訂規(guī)范、牢固。（10） 要求學(xué)生在教師指導(dǎo)下獨立完成設(shè)計說明書一份（

4、6000字以上）（11）要求學(xué)生獨立完成零件圖兩張（A3）和裝配圖一張（A0）1.2設(shè)計內(nèi)容(1)(2)(3)(4)(5)(6)(7)(8)(9)(10)(11)(12)傳動方案的分析與擬定（簡單說明并附傳動件圖） 電動機(jī)的選擇計算；傳動裝置的運動及運動參數(shù)的選擇計算； 傳動零件的設(shè)計計算；軸的設(shè)計計算； 滾動軸承的選擇和計算； 鍵連接選擇和計算； 聯(lián)軸器的選擇； 減速器的潤滑方式和密封類型的選擇；潤滑油牌號的選擇和裝油量計算；減速附件的選擇和計算； 減速器箱體的設(shè)計。2、傳動系統(tǒng)方案的擬定2.1擬定傳動方案為了估計傳動裝置的總體傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機(jī)構(gòu)和擬定傳動 方案，可先由已知條

5、件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 nw，即：60X1000V60X1000X1.95“.nw =止 98r / minjiD兀 X 380一般常選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)作為原動機(jī)，因此傳動裝置總傳 動比約為11,。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出二級傳動為主的多種傳動方案。如圖2-1所示的四種方案即可作為其中的一部分。就這四種方案而言方案b以用于長時間連續(xù)工作，且成本高。方案d制造成本比較高。根據(jù)帶式輸送機(jī)工 作條件，可在a和c兩個方案中選擇?，F(xiàn)選用結(jié)構(gòu)較簡單、制造成本也較低的方 案C。2.2電動機(jī)的選擇1. 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的 丫（IP44）系列三相

6、異步電動機(jī)。 它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。電機(jī)容量卷筒軸的輸出功率:1000 1000電動機(jī)輸出功率:傳動裝置的總效率:式中，n 1、n2為電動機(jī)至卷筒軸之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由表2-24查的：滾動軸承：n 1=0.99;圓柱齒輪傳動：2=0.97;彈性聯(lián)軸器：厲3=0.99; 滾筒軸滑動軸承：n 4 =0.96.,則：n = 0.994 X 0.97. 0.992 x 0.96 上 0.86Pd =二585 =6.80kwn 0.86電動機(jī)額定功率Ped由表20-1選取電動機(jī)額定功率 Rd =7.5kwo3.電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表2-1查得V ,單

7、級圓柱齒輪傳動比范圍i柱 =36,則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為：nd = nw d-i i-i =882 3528r /min表2-1電動機(jī)參轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩方案電動機(jī)型 號額定功 率(KW電動機(jī)轉(zhuǎn)速n/(r/mi n)額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg同步 轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S2-27.5300029002.02.3702Y132M-47.5150014402.22.3813Y160M-67.510009702.02.01194Y160L-87.57507202.02.0145根據(jù)表2-1可選擇電動機(jī)的型號：丫160M-6其中額定功率：7.5kw，同步轉(zhuǎn) 速：1000r/mi n,滿載轉(zhuǎn)速：970r/m

8、in, 2.3計算總傳動比和分配各級傳動比1. 傳動裝置的總傳動比i二嘰型二陰。 %982. 分配各級傳動比單級減速器的傳動比i=36，根據(jù)i(1.11.5)i2，得:h = 3.3,匚2 =3所得ii，i2值符合圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。2.4運動和動力參數(shù)的計算1各軸轉(zhuǎn)速高速軸軸為I軸,中間軸為n軸，低速軸為III軸，各軸的轉(zhuǎn)速為:nT = nm =970r /minnr 970r / min.nE = 1 = 294r / minU i13.3niii= n.294I.98r/mini22. 各軸輸出功率按電動機(jī)額定功率Rd計算各軸輸入功率，即:P = Rd m

9、=7.5kwx0.99 =7.425kw2 =7.425kwx 0.99x0.97 =7.13kw 2 =7.13kw 咒 0.99x0.97 =6.85kw3. 各軸轉(zhuǎn)矩T 尸9550乩=9550 7.425kw =73.1N mnI970r/mi nT II =9550乩=9550 7.13kw =231.6N E nII294r / minT 川=9550 乩=9550-685kw =667.5N，m niii98r / min表2-2軸的運動參數(shù)及動力參數(shù)項目電動機(jī)軸高速級軸I中間軸II低速級軸III轉(zhuǎn)速（r/mi n ）97097029498功率(kw)7.57.4257.136.8

10、5轉(zhuǎn)矩(N m)73.8473.10231.6667.5傳動比13.33效率n0.990.930.93三、傳動零件的設(shè)計計算3.1齒輪傳動的主要參數(shù)和幾何參數(shù)計算（一）高速級齒輪傳動設(shè)計：1. 選精度等級、材料及齒數(shù)。（1）按圖1-1所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）（3）材料選擇，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)）230HBS。二者材料硬度差為50HBS。（4）選小齒輪齒數(shù) 乙=24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 3.3x24 = 79.2取Z2=80。（5）選取螺旋角

11、，初選螺旋角P =14°2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計。按設(shè)計計算公式計算/x22KtT1 u±1 j ZhZe 1(3-1)ditS丿（1）確定公式的各計算值A(chǔ).試選載荷系數(shù) Kt =Ka Kv Ka-Kp=1.25X1.0X1.4X1.1=1.6J電 uB. 由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.42C. 查表 10-26得 備=0.78 02 =0.89 s+%(2 =0.78 +0.89 =1.67D. .齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5 Pi4=9550咒105=7.3X104NE. 由表10-7，選取齒寬系數(shù)=1.01F. 由表10-6查得：材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8M

12、pa'G由圖10-21得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限bHlm1=600M pa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限bHiim2 =540M paH. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)叫=6 0n jLh =60x970x2x8x300x10 =2.79x109Nj =6 0n 2jLh =60x294x2x8x300x10 =8.45x108I.由圖10-19得：接觸疲勞壽命系數(shù) Khni =0.92 Khn2=0.98J.計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1/100，安全系數(shù)S=1 0得: kH = KHN1 &m1L552M paS k U 玩 二學(xué)2 =529.2Mpar 1 b H 2 + kH 1

13、bH = 540.6Mpa2(2) 計算A. 試計算小齒輪分度圓直徑dit由式3-1得:dit = 50.8mmB. 計算圓周速度：rd2.58m/s60X1000C.計算齒寬b及模數(shù)mntb 沁 d1t = 50.8mmd1t cosmntP=2.05mm 乙h =2.25mnt = 4.62 mm b-=10.99hD. 計算縱向重合度邛=0.318© 乙 tanP =1.903E.計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka =1.25 根據(jù)v=2.73m/s 7級精度，由圖10-8得動載系數(shù)Kv =1.2，由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置。Kh滬1.418，由圖1

14、0-13查得Kf滬1.35，由圖10-3心滬心滬1.2故載荷系數(shù)K =Ka Kv KhxKhP = 2.55F.按實際的載荷系數(shù)校正所計算的分度圓直徑:dd1t =59.34mmV KtG.計算模數(shù)mnd1 cos Pmn =2.4mm乙3.按齒根彎曲強(qiáng)度校核。 按校核公式校核(2KT1Yf1YsV 屮 a(U+1)z2bF1mn1 3 3a1 COS(3-2)b FE1 = 500 Mpa FE -360MpaK fn2 = 0.89S=1.4(1)確定計算參數(shù)A.由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限B. 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.86C.

15、 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)屛-Kfn1 1 =307.1mpaSGf2=Kfn2 Pfe2 =228.8MpaD. 計算載荷系數(shù)K=Ka Kv Kp ”KFp=1.25X1.2X1.2X1.35 =2.43E. 根據(jù)縱向重合度邛=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp = 0.88F計算當(dāng)量齒數(shù)24Zv1 =3 26.27 ，cos 1495zV2 =3 =87.63cos314G查去齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)YFa1 =2.5 9 2，YFa 2.205H.查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 Y聞=1.596 ，Ysa2 =1.777I. 計算大 小齒輪的Y

16、P呂，并加以比較。F1亀=豊畀0.01363YFzYsa?/211"774 =0.01642238.86(2)設(shè)計計算m2KT1YF1Ysa1 cos2Pn "N屮a(U +1)乙2屛1】=產(chǎn)2竺竺必0弊空空0.01712 =1.73621x1.67x244I對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 mn=2.0，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但是為了滿足接觸疲勞 強(qiáng)度算的的分度圓直徑d62.73mm計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由= 28.78rd190sP59.34xcos14mnZ1 取乙=29，則 Z2 =3.3咒 29 =95。4. 計

17、算幾何尺寸(1)計算中心距ai_mn(Z1 +Z2)_ 2X(29 +95)2 cos P古=127.7 mm2XCOS14取 a1=128mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角arccos叫(乙十彳)2a-arccos22 =14.362X128(3)計算大小齒輪分度圓直徑：Zm59.87mmd1=cos14.36Z2mnd2 = = 196.12mm cos14.36（4）確定齒寬匕2 =屮 a* =1x59.87 = 59.87mm圓整后，取 B2 =60mm , B65mm（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計A. 計算小齒輪的齒根圓直徑為54.87mm,與其配合的軸的尺寸為40mm,計 算得齒根圓到槽底的距離

18、evZg =2x2.061 =4.122mm ,所以把|軸做成齒輪軸。B. 因為大齒輪的齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于500mm，故已選用腹板 式結(jié)構(gòu)為宜。繪制大齒輪零件圖如 3-1所示： TTJC：I rI2)tWM.UtHE儲WKrinza21EJMll ar丁I4J5I Q3.23Sa7：FK魅戲： LHIMI. CJUflHWi.filAHAAHi'. £痢Jtt»圖 3.-1（二）低速級齒輪傳動設(shè)計：1. 選精度等級、材料及齒數(shù)。（1）材料選擇，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)）230HBS。二者材料

19、硬度差為50HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)Z3=24,大齒輪齒數(shù)Z4 = 3x24 = 72取乙=80 。（5）選取螺旋角，初選螺旋角P =14°2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計。按設(shè)計計算公式計算/零2KtT3U±1 ZhZe T3際U（1）確定公式的各計算值(3-1)A.試選載荷系數(shù) Kt =Ka Kv KorKp=1.25x1.0天 1.4勺.1=1.6IB.由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.42C.杳表 10-26得 &q3 = 0.78 ®o4 = 0.88 s =名3 + ®a4 = 0.78 + 0.88 = 1.66D.齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T

20、2 =9550x105 也=2.316>d05N mmn2E. 由表10-7，選取齒寬系數(shù) =1.01F. 由表10-6查得：材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8Mpa至G由圖10-21得：小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限crHlim3 =600M pa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限crHlim4 =540M paH.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 =6 0n 2jLh =60X294X2X8X300X10 =8.45X108N4 =60n 3jLh =60x98x2x8x300x10 =2.82>M08I.由圖10-19得：接觸疲勞壽命系數(shù) Khn3=0.95Khn4=0.99J. 計算接觸疲勞許用應(yīng)

21、力，取失效概率為1/100，安全系數(shù)S=1 0得: 玩3 =心"；比汁=570皿pa &h4=Khn4 匕m4L534.6MpaSr 1 bH 3 + bH 4 b u = 552.3Mpa(2)計算H.試計算小齒輪分度圓直徑d3t由式3-1得:d3t =74.1mmI. 計算圓周速度:叫n1=1.14m/s60X1000J.計算齒寬b及模數(shù)mntb =°d dst =74mmmnt/tcosp = 2.99mm 乙h =2.25mnt =6.73mm= 10.99K.計算縱向重合度邛=0.31阱 Z3tanP =1.903L.計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)Ka =1.

22、25 根據(jù)v=1.14m/s 7級精度，由圖10-8得動載系數(shù)Kv =1.05，由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置。KhRW25，由圖 10-13 查得 KfR".38，由圖 10-3 K H肯K Fa= 1.2故載荷系數(shù)K =Ka Kv Kh»KhP = 2.24M.按實際的載荷系數(shù)校正所計算的分度圓直徑:i Kdd3t4 =82.7mm3tVKtmnN.計算模數(shù)mnd3 cos P=3.34mmZ33.按齒根彎曲強(qiáng)度校核。按校核公式校核、2KT3YF3Ysa3COS2Pmn3 一卜 a(u+1)z汕 F3(3-2)(2)確定計算參數(shù)B.由圖10-

23、20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限bFE3 =500 Mpa大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限B. 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3=0.88C. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)bFE4 =360 MpaK fn 4 = 0.94S=1.4kF 3 =53 *3=314.29Mpa S屛 4 -Kfn；%2 =241.71MpaD.計算載荷系數(shù)K =Ka Kv -Kp XfP = 1.25x1.05x1.2x1.38 =2.17E.根據(jù)縱向重合度邛=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp = 0.88F計算當(dāng)量齒數(shù)24Zv3 二二=26.27，cos 1495Zv4 =3=8

24、7.63cos314G查去齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)YFa3 =2.5 9 2， YFa 2.228H.查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得丫,3 =1.595，YSa1.764YFlYsalI.計算大小齒輪的J .鳴1 ,并加以比較。YF3YSa3=2.592"595 = 0.01315314.292.228< 1.764 門7T = 0.01626bFJ 241.713】YF4Xa4(3)設(shè)計計算、2KT1YF1Ysa1 cos2 P彳2><2.17><2.3><100.88心14。0.01626 = 2.41mm仆1.66242對

25、比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取 mn=2.5，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但是為了滿足接觸疲勞 強(qiáng)度算的的分度圓直徑d82.7mm計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由r d3 cosP 82.7Xcos14Z3 =mn= 32.09取Z3 =32，則乙=3咒32 =96,由于兩個齒輪要互為質(zhì)數(shù)，乙取95個齒4.計算幾何尺寸（1）計算中心距2XCOS14az/：)/5"32"?) =163.6mm2cos P取 ai=164mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角nmn（Z3 + Z4）2a2.5x(32 + 95)=arccos =14.52x

26、164（3）計算大小齒輪分度圓直徑：ZgmnP 2 = arccos d3= =82.4mmcos14.5°d4 = Z4mn G = 244.89mm cos14.5（4）確定齒寬b4 =ad3 =1x82.4=82.4mm圓整后，取 B4 =80mm，B3 =85mm（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計A.計算小齒輪的齒頂圓直徑小于150m m,故選用實心式結(jié)構(gòu)為宜。其結(jié)構(gòu)為3-2圖所示。I&L十#ItB.因為大齒輪的齒頂圓直徑大于 160mm,而又小于500mm,故已選用腹板式結(jié) 構(gòu)為宜。繪制大齒輪零件圖如3-3所示：3.2軸的設(shè)計計算（一）高速軸的設(shè)計1. 軸的材料選擇因為高速軸是齒輪軸，

27、材料與齒輪材料相同，為40Cr（調(diào)質(zhì)）2. 按切應(yīng)力估算軸徑已知：P =7.425kw，n i=970r/mi n ，T73.1Ne2t圓周力:Fti=2441.9 N ; di徑向力:Fricos P軸向力:Fai= Fti tan P =609N有資料查得A0=112，軸段伸出段直徑為:d八汁22mm考慮到與電動機(jī)半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用, ?。篸r =32mm3. 劃分軸段軸伸出段di，端蓋以及密封圈處軸段d2，軸承安裝軸段d3、d6，軸頸段d5， 齒輪軸段d4。4.確定各軸段的直徑由于軸伸出段直徑比計算值大的多, 能以較小值增加，d2 =38mm.查指導(dǎo)書表安裝定位軸

28、頸d5考慮軸的緊湊性，其他階梯直徑應(yīng)盡可 因此周伸出段聯(lián)軸器套同軸向定位與套同配合軸段直徑15-6,選擇角接觸球軸承 7028,軸頸直徑d3=d6=40mm.軸承 = 47mm，。齒輪軸段直徑與齒輪1直徑尺寸相同，為d4 =63.78mm ， da 63.87mm ， d f 4 =54.87mm。5.確定各軸段的軸向長度兩軸承軸頸間距L0 = A +2也 3 + BA :箱體內(nèi)壁間距離，有中間軸計算得 A=171mm。3 :軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離，取 i12mmB :軸承寬度，查指導(dǎo)書表 15-6得B =18mm所以，L0 = 191mm。軸伸出段長度由聯(lián)軸器軸向長度確定，軸頸長度由軸承寬度

29、決定 B=18mm, 齒輪軸段軸向長度決定于齒輪寬度， 軸向位置與中間軸大齒輪嚙合位置確定， 直 徑d4、d6，軸段長度在齒輪尺寸和位置確定后獲得。直徑為d2軸段長由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分組成。端蓋外尺寸為：k+（1020）mm,六角厚度確定k=7；端蓋內(nèi)尺寸為：21mme圖3-4d2軸段長度L2=50mm，因此主要結(jié)構(gòu)尺寸見 圖3-4.:（二）中間軸的設(shè)計1.軸的材料選擇因為中間軸不是齒輪軸，軸通過鍵與齒輪裝配，所以材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）。2. 劃分軸段軸承安裝軸段*、d5，軸肩段d3，安裝齒輪軸段d2，d4。3. 確定各軸段的直徑已知：PII =7.13kw，nil =294r/min ，T|

30、 = 231.6N rn查指導(dǎo)書表15-7初選圓錐滾子軸承，代號為30309,與軸承配合的軸徑* =d5 =45mm。齒輪3處軸頭直徑為d2=51mm。齒輪3定位軸肩高度h = d2（0.07-0.1）=51x0.1=5.1mm,所以該處直徑 d 3=62mm。齒輪2處軸頭直徑為d4=48mm，軸肩與齒輪3共用。4. 確定各軸段的長度按軸上零件的軸向尺寸以及零件間相對位置，參考高速級與低速級齒輪傳動尺寸表，初步確定尺寸如附圖3-5圖3-5（三）輸出軸的設(shè)計及校核1. 軸的材料選擇因為中間軸不是齒輪軸，軸通過鍵與齒輪裝配，所以材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）。2. 按切應(yīng)力估算軸徑 已知：PIII =7.1

31、3kw， niii =98r/min ，T|ii = 667.5N e2T圓周力:Ftiii=紐=5594"d1徑向力:Friii=Ft 鯉”2098N cos P軸向力:Faiii= Fti tan P =1394N有資料查得A0=112，軸段伸出段直徑為:dmin -罟=46.13mm考慮到與電動機(jī)半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取:di =50mm3. 劃分軸段軸伸出段di，端蓋以及密封圈處軸段d2，軸承安裝軸段d3、d7，軸肩段d5， 軸頸d6，安裝齒輪軸段d4。4. 確定各軸段的直徑由于軸伸出段直徑比計算值大的多，考慮軸的緊湊性，其他階梯直徑應(yīng)盡可 能以較小值增

32、加，因此周伸出段聯(lián)軸器套同軸向定位與套同配合軸段直徑 d2=57mm.查指導(dǎo)書表15-6,選擇圓錐滾子軸承30312,軸頸直徑d3=d7=60mm.軸承 安裝定位軸頸d72mm由于軸承段直徑為60mm，所以齒輪軸段直徑d65mm。齒輪4定位軸肩 高度 h = d4(0.07 -0.1 )= 65X 0.1 = 6.5mm，所以該處直徑 d 5= 85mm。5. 確定各軸段的軸向長度兩軸承軸頸間距1_0 *+23 +BA :箱體內(nèi)壁間距離，有中間軸計算得 A=171mm。6 :軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁的距離，取 也3=12mmB :軸承寬度，查指導(dǎo)書表 15-6得B = 33.5mm所以，L0 =217

33、mm。軸伸出段長度由聯(lián)軸器軸向長度確定，軸頸長度由軸承寬度決定B=33.5mm, 齒輪軸段軸向長度決定于齒輪寬度， 軸向位置與中間軸大齒輪嚙合位置確定， 直 徑d4、d6，軸段長度在齒輪尺寸和位置確定后獲得。直徑為d2軸段長由端蓋外與端蓋內(nèi)兩部分組成。端蓋外尺寸為：k+(1020)mm,六角厚度確定k=7；端蓋內(nèi)尺寸為：21mmd2軸段長度L2=50mm，因此主要結(jié)構(gòu)尺寸見 圖3-6.:6. 軸的校核(1)軸上載荷的確定= 53 +140 =193mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖3-6作出軸的計算簡圖3-7。在確定軸承支撐點位置時，從 指導(dǎo)書中查去30312型圓

34、錐滾子軸承的a值為27mm。因此，作為簡支梁的軸承 跨距L2 + L33-7所示。U)F NH 1L3L2+L3FNH 2L24Ifa圖3-7faFt =4057N=Ft =1536N LL3F NV1FrL3 +罟=J =1521NL2+L3FNV2=Fr -Fnv2 =576NMh =215021N mmMv"! = Fnv1L2 = 111194 N mmMV2 = FNV2L3 =59431N，mmM1=JmH +M；1 =326215N mmM2= 223083N mmT =682468N mm按彎扭合成應(yīng)力校核強(qiáng)度W前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。ca- M1 .TiIi

35、) =17.32MPa，其中 W =0.1x653mm3, a =0.6查表15-1得cTj =60 MP a >crca，故 此軸合理安全3. 3.滾動軸承選擇和壽命計算由軸III的設(shè)計已知，選用圓錐滾子軸承 30312,由于受力對稱，故只需要 校核一個。1.查滾動軸承樣本(GB/T276-1994)圓錐滾子軸承O '"已知 C =162KN ,C0 =125KN 衛(wèi)=12 5710 ,Ft = 2T = 5594 N d4Ft ta n otFr = -t一廠=2098 Ncos PFa = Ft tan P =1394Nniii = 98r / min2.求徑向力

36、Fr1，F(xiàn)r1Fr X53+FaXdF rv12 =1521N193Frv2=Fr -Frv1 =576NF rH 14=4057N193FrH2 = Ft -FrH1 =1536NFr7FrVFrH4332NFr2 =jF；2+FrH2 = 1640N3.求軸向力Fa1，F(xiàn)a1Fa e=1.5tano =0.34 =0.66 ：>eFr故 Pr =0.4Fr +0.4coUxFa , X =0.4, Y= 0.4cota =1.74Fr1Fd1 =丄=437N2YFd-F =166N2YFa1 =Fd1 =490.6NFa2 =Fd2 +Fa =1831N4.計算當(dāng)量載荷軸承運轉(zhuǎn)中有中

37、等沖擊，查表13-6, fp =1.2Pi = f p(X1Fr1+YFa1)=1642.5NP2 =f p(X2Fr2+Y2Fa)=4100N驗算軸承壽命因為P AP2106 CLh =丄-(匕)3 =3.5咒 107 >480001 60n P故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用圓錐滾子軸承30309 3.4鍵連接選擇和校核軸III上的兩個鍵分別與聯(lián)軸器和齒輪相配合，因為連接的兩個鍵分別為 bxhx| =14mmx9mmx70mm b咒 h" =18mmx11mmx70mm。由于兩個鍵長度 一樣，受到的扭矩也一樣所以只校核聯(lián)軸器的鍵即可。鍵、軸和的材料都是45鋼，齒輪是40C

38、r，由指導(dǎo)書查得許用 應(yīng)力 bp=100 -120MPa，取bp=110MFa。鍵的工作長度 l=L-b = 56mm,鍵與輪 轂鍵槽的接觸高度k =0.5h =4.5mm。由 cTp =2Tl=108.7M Pa <cr 卩=110 MPakld可見連接的強(qiáng)度足夠，確定選用 A型鍵：14X9X70mm3.5聯(lián)軸器的選擇和計算1. 類型的選擇：因為工作中有中等振動，故選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2. 載荷計算（1）軸I上所需的聯(lián)軸器P公稱轉(zhuǎn)矩：£ =9550咒105=7.3x104N mm由指導(dǎo)書查得工作情況系數(shù)Ka =1.3，故由公式得計算轉(zhuǎn)矩為:Tea =Ka Ti =95O3O

39、N -mm根據(jù)工作要求及指導(dǎo)書表17-3中選用HL5其公稱為125N 求。標(biāo)注為 HL5 聯(lián)軸器 JC38x80GB/T 5014-1995 JC32x60（2）軸m上所需的聯(lián)軸器：P公稱轉(zhuǎn)矩：£ =9550咒105=7.3x104N mm由指導(dǎo)書查得Ka =1.3，得計算轉(zhuǎn)矩為:Tea =Ka Ti =86775ON mm根據(jù)工作要求及指導(dǎo)書表17-3中選用HL9其公稱為1000N 求。m滿足工作要m滿足工作要標(biāo)注 HL9 聯(lián)軸器 JC582gb 仃5014-1995JC50X82此減速器中的齒輪嚙合采用油池浸油潤滑：根據(jù)v=兀 dm601000=2.58m/ s根據(jù)推薦潤滑油標(biāo)準(zhǔn)選用中負(fù)荷齒輪油（GB/T5903 - 86 )牌號為：4603.6潤滑和密封形式的選擇運動粘度 Y =4.4-5.6cst(400)。軸承采用油潤滑選用牌號為。4箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合 質(zhì)量。4.1機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形,增強(qiáng)了軸承座剛度4.2機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10m m，圓角半徑為R=5mm。機(jī)體外型簡單，拔模方便.4.3對附件設(shè)計（1）視孔蓋和窺視孔傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間,在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到M6緊固