減速器課程設(shè)計報告

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書課程名稱 機械設(shè)計基礎(chǔ) 題目名稱 三級減速器傳動裝置 學(xué)生學(xué)院 機電工程學(xué)院 專業(yè)班級 機制微電一班 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 2015年 01 月 10 日廣東工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計任務(wù)書題目名稱帶式運輸機傳動裝置學(xué)生學(xué)院機電工程學(xué)院專業(yè)班級2012微電1班姓 名 學(xué) 號 一、課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉

2、力：F = 3.10 kN； 2運輸帶工作速度：v = 1.40 m/s； 3卷筒直徑： D =3000 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。三、課程設(shè)計應(yīng)完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3設(shè)計說明書 1份。四、課程設(shè)計進(jìn)程安排序號設(shè)計各階段內(nèi)容地點起止日期一設(shè)計準(zhǔn)備: 明確設(shè)計任務(wù)；準(zhǔn)備設(shè)計資料和繪圖用具教1-408第18周一二傳動裝置的總體設(shè)計: 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)傳動零件設(shè)計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設(shè)計計算教1-208第1

3、8周周一至周二三減速器裝配草圖設(shè)計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算;減速器箱體及附件的設(shè)計教1-208第18周三至第19周一四完成減速器裝配圖教1-208第19周二至第20周一五零件工作圖設(shè)計教1-208第20周周二六整理和編寫設(shè)計計算說明書教1-208第20周周三至周四七課程設(shè)計答辯第20周五五、應(yīng)收集的資料及主要參考文獻(xiàn)1西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編著，濮良貴、紀(jì)名剛主編. 機械設(shè)計M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版2林怡青、謝宋良、王文濤編著.機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書M. 北京：清華大學(xué)出版社，2008年11月第1版3機械

4、制圖、機械設(shè)計手冊等。發(fā)出任務(wù)書日期：2014年 9月10 日 指導(dǎo)教師簽名： 計劃完成日期： 2015年 1 月23日 基層教學(xué)單位責(zé)任人簽章： 主管院長簽章： 目錄1、 傳動方案擬定32、 電動機的選擇43、 計算總傳動比及分配各級的傳動比44、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5 五、傳動零件的設(shè)計計算51、V帶傳動的設(shè)計 62、高速級齒輪傳動的設(shè)計及校核 93、低速級齒輪傳動的設(shè)計及校核15六、軸的設(shè)計計算 21 1、高速軸，軸承、鍵的設(shè)計212、低速軸，軸承、鍵的設(shè)計233、中間軸，軸承、鍵的設(shè)計與校核25七、聯(lián)軸器的設(shè)計31八、其他零、部件的設(shè)計計算321、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計322、軸承端蓋和透

5、蓋的設(shè)計343、減速器附件選擇36九、減速器潤滑方式、密封形式37十、維護(hù)與注意事項38十一、總結(jié)38 參考資料3943三級減速器傳動裝置設(shè)計1、傳動裝置的總體設(shè)計1.1、原始數(shù)據(jù)序號卷筒直徑D(mm）輸送帶速度v（m/s）輸送帶拉力F（kN）413402.13.01.2、工作條件1） 工作情況：兩班制工作（每班按8h計算），連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載啟動；輸送帶速度容許誤差5%；滾筒效率=0.96；2） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境溫度30左右;3） 使用期限：8年，4年一次大修;4） 制造條件及批量：普通中.小制造廠，小批量。1.3、傳動方案的確定 三級展開式圓柱齒輪減速器的傳動裝

6、置方案如下：1.4、電動機的選擇1) 電動機類型的選擇：根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機2） 電動機的選擇：工作機所需要的有效功率為由機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書表2-2查得=0.90 =0.99 齒=0.98 聯(lián)=0.99 則傳動裝置的總效率為=電機所需功率為P=由第十六章表16-1選取電動機的額定功率Ped=11KW，型號為Y160M1-2，轉(zhuǎn)速為2930r/min1.5、確定傳動比：傳輸帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為：i總=由于展開式i帶=24，i高=(1.11.5)i低取i帶=2.5 i高=1.2i低得i齒低=2.87 i齒高=3.451.6、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1）各軸的轉(zhuǎn)速

7、計算：nn=nw=n3=2）各軸的輸入功率計算P電機=Ped=11KWP1=P0帶=110.90=9.801KWP2= P1滾齒=9.8010.990.98=9.5KWP3= P2滾齒=9.50.990.98=9.2KWPw=P3滾聯(lián)=9.20.990.99=9.02KW3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算T電機=9550P0/n0=9550112930=35.85NmT1=9550P1/n1=95509.8011172=79.8NmT2=9550P2/n2=95509.5339.7=267.1NmT3=9550P3/n3=95509.2118.3=742.7NmTw=9550Pw/nw=95509.021

8、18.3=728.2Nm各軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速軸中間軸低速軸功率 kw119.8019.58.93轉(zhuǎn)速 r/min29301172339.7118.3轉(zhuǎn)矩 N .m35.8579.9267.1742.7傳動比 i2.53.452.872、傳動零件的設(shè)計計算2.1帶傳動的設(shè)計計算1、選V帶 確定計算功率ca=KAPO 由表8-7查得工作情況系數(shù),故 ca=KAPO=2、選擇V帶的帶型 根據(jù)ca、n0由圖8-11得，選用普通V帶輪的A帶型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速v帶1 )初選小帶輪的基準(zhǔn)值徑dd1 由表8-6和表8-8得：小帶輪的基準(zhǔn)直徑：dd1=100mm大帶輪的基準(zhǔn)直徑

9、：dd2i帶dd12.5 100=250mm2 )驗算帶速v帶 v帶=因為5 m/sv30 m/s,故帶速合適。4、確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度Ld 1初定中心距 故 245mm08、計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為: 9、小帶輪結(jié)構(gòu)： 帶輪材料采用HT150，結(jié)構(gòu)采用腹板式，由表8-14查電動機軸徑D0=42mm，由表8-15查得，、 輪轂寬： 輪緣寬：2.2高速級齒輪傳動的設(shè)計及校核 知輸入功率P1=7.587KW，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=1465r/min，齒數(shù)比u1=3.96 。由電動機驅(qū)動，壽命為8年（設(shè)每年工作300天），2班制，則：1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。 a.按傳動方案

10、，選用斜齒圓柱齒輪傳動，小齒輪右旋， 大齒輪左旋（根據(jù)軸向力指向伸出端）。 b.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精 度。 c.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào) 質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度 為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 d.初選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i高 ， 故Z2=243.45=82.8，去Z2=83 e.初選螺旋角=14。2、按齒面接觸強度設(shè)計 i）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a.試選載荷系數(shù)Kt=1.6 b.區(qū)域系數(shù)Z：查機械設(shè)計課本圖10-30 選取區(qū) 域系數(shù) Z=2.433 c.端面重合度：由機械

11、設(shè)計課本圖10-26 則 d.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 e.齒寬系數(shù)：由機械設(shè)計課本P205表10-7得: d=1 f.材料的彈性影響系數(shù)：查機械設(shè)計課本由P201表10-6 得： g.由機械設(shè)計課本P209頁圖1021，按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度，大齒輪的接觸 疲勞強度 h.應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由機械設(shè)計課本P206公式10-13計算 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =6011721（283008） =2.7109 N2= N1/3.96=2.7109/3.96=7.82108i.接觸疲勞壽命系數(shù)：查機械設(shè)計課本P207圖 10-19得: KHN1=0.91 KHN2=0.96j.齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力：取失

12、效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用機械設(shè)計課本P205公式10-12得: =546 =528 ii）計算：a. 小齒輪的分度圓直徑d b.計算圓周速度v c.計算齒寬b和模數(shù)mnt d.計算齒寬和齒高之比 h=2.25 m =2.251.816=4.086mm=e.計算縱向重合度 f.計算載荷系數(shù)K查機械設(shè)計課本P193表102使用系數(shù)KA=1.0，根據(jù)，7級精度, 查課本由P194圖10-8得動載系數(shù)KV=1.12，查機械設(shè)計課本P197表10-4得KH=1.42，查機械設(shè)計課本由P198圖10-13得: KF=1.35，查機械設(shè)計課本由P195表10-3 得: KH=KF=1.4 。故載荷

13、系數(shù): g.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 h計算模數(shù)mn 3、按齒根彎曲強度設(shè)計 i）確定各公示內(nèi)的計算數(shù)值a.載荷系數(shù)K b.查機械設(shè)計課本P217圖1028，得螺旋角影響系數(shù) Y0.88c.計算當(dāng)量齒數(shù) Zv1Z1/cos324/ cos1426.27 Zv2Z2/cos383/ cos1490.86d.初選齒寬系數(shù)：按對稱布置，由表查得1e.查取齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力校正系數(shù)YSa查機械設(shè)計課本P200表10-5得:齒形系數(shù)YFa12.592 YFa22.199應(yīng)力校正系數(shù)YSa11.596 YSa21.789f.計算大小齒輪的 查課本P208由表10-20得彎曲疲勞強度極限:小齒

14、輪 大齒輪查課本由P206表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):KFN1=0.85 KFN2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,則 大齒輪的數(shù)值大，選用g.設(shè)計計算對比計算結(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)。取mn=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=51.096來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由: ,故取Z1=31，則Z2=107這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并得到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算a.計算中心距 將中心距圓整為142b.按圓整后的中心

15、距修正螺旋角 c.計算大.小齒輪的分度圓直徑 d.計算齒輪寬度 圓整后取 3.1.5小結(jié)實際傳動比為：i1=107/31=3.452誤差為： (3.452-3.45)/3.452=0.058%由此設(shè)計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪263.97031大齒輪2220.6651073.1.6計算齒輪傳動其他集合尺寸 齒頂圓直徑=63.9+22=67.9mm = =220.6+22=224.6mm 齒根圓直徑=63.9-22.5=58.9mm =220.6-22.5=215.6mm3.1.7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

16、齒輪零件圖。2.3低速級齒輪傳動的設(shè)計及校核 知輸入功率P2=9.5KW，小齒輪的轉(zhuǎn)速n2=339.7r/min，齒數(shù)比u2=2.87 。由電動機驅(qū)動，壽命為8年（設(shè)每年工作300天），2班制，則：1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)a.按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，小齒輪左旋，大齒輪右旋（根據(jù)軸向力指向伸出端）。b.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度c.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。d.初選小齒輪齒數(shù)=26，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i低 。 Z2=2.8726

17、=74.62，取Z2=75e.初選螺旋角=14=202、按齒面接觸強度設(shè)計i）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a.試選載荷系數(shù)Kt=1.3b.區(qū)域系數(shù)Z：查機械設(shè)計課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 c.端面重合度：由機械設(shè)計課本圖10-26 則 d.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=264400Nmm.e.齒寬系數(shù)：由機械設(shè)計課本P205表10-7得: f.材料的彈性影響系數(shù)：查機械設(shè)計課本由P201表10-6得： =189.8g.由機械設(shè)計課本P209頁圖1021，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度，大齒輪的接觸疲勞強度h.應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由機械設(shè)計課本P206公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =

18、60339.71（283008） =7.827108 N2= N1/3.2=7.827108/3.2=2.446108i.接觸疲勞壽命系數(shù)：查機械設(shè)計課本P207圖 10-19得: KHN1=0.92 KHN2=0.96j.齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用機械設(shè)計課本P205公式10-12得: = ii）計算：b. 小齒輪的分度圓直徑d b.計算圓周速度v c.計算齒寬b和模數(shù)mnt d.計算齒寬和齒高之比 h=2.25 m =2.252.75=6.19mm=e.計算縱向重合度 f.計算載荷系數(shù)K 查機械設(shè)計課本P193表102使用系數(shù)KA=1.0，根據(jù) ，7級精

19、度, 查課本由P194圖10-8得動載系 數(shù)KV=1.05，查機械設(shè)計課本P197表10-4得KH=1.424， 查機械設(shè)計課本由P198圖10-13得: KF=1.36，查機械 設(shè)計課本由P195表10-3 得: KH=KF=1.4 。 故載荷系數(shù): g.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 h計算模數(shù)mn 3、按齒根彎曲強度設(shè)計 i）確定各公示內(nèi)的計算數(shù)值a.載荷系數(shù)K b.查機械設(shè)計課本P217圖1028，得螺旋角影響系數(shù) Y0.88c.計算當(dāng)量齒數(shù) Zv1Z1/cos326/ cos1428.46 Zv2Z2/cos375/ cos1482.10d.初選齒寬系數(shù)：按對稱布置，由表查得e

20、.查取齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力校正系數(shù)YSa查機械設(shè)計課本P200表10-5得:齒形系數(shù)YFa12.6 YFa22.23應(yīng)力校正系數(shù)YSa11.595 YSa21.76f.計算大小齒輪的 查課本P208由表10-20得彎曲疲勞強度極限:小齒輪 大齒輪查課本由P206表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):KFN1=0.88 KFN2=0.90取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,則 大齒輪的數(shù)值大，選用g.設(shè)計計算對比計算結(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)。取mn=2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=73.

21、866來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由: ,故 取Z1=34，則Z2=i低Z1=2.8734=97.6=98這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并得到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算a.計算中心距 將中心距圓整為170mmb.按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、K、ZH等不須修正。c.計算大.小齒輪的分度圓直徑 d.計算齒輪寬度 圓整后取 5、小結(jié)實際傳動比為：i2=98/34=2.88 由此設(shè)計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2.587.69034大齒輪2.5252.095986、計算齒輪傳動其他集合尺寸齒頂圓直徑=87.6+22.5=92.

22、6 = =252+22.5=257 齒根圓直徑=87.6-23.125=81.35 =252-23.125=245.753、軸的設(shè)計計算3.1高速軸、軸承、鍵的設(shè)計1、已知高速軸的輸入功率P1，轉(zhuǎn)速n1，轉(zhuǎn)矩T1 P19.801kW，n1=1172r/min，T1=79900Nmm2、求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑與螺旋角為 而 3、初步確定軸的最小直徑 先按課本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)課本取 考慮到鍵槽的削弱，軸徑增大37，且最小端與帶輪軸孔配合， 將dmin圓整為24mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，并根據(jù)軸向定位的要求確定

23、軸的各段直徑和長度，如圖:根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，具體尺寸如下：1段：為最小直徑段，起于皮帶輪直接配合初定d1=25mm結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu),取帶輪輪轂寬度,軸段1的長度略小于轂孔長度，取L1=110mm。2段：帶輪用軸肩定位，軸肩高度，考慮轂孔倒角為1.6mm故取h=2所以，其最終由密封圈確定。選用密封圈JB/ZQ 4606-1997,取d2=30mm。2段長度為 3段和7段：考慮到齒輪有軸向力存在，選用圓錐滾子軸承?，F(xiàn)取軸承為332/32，則d=32mm,D=65mm,T=26mm,da=38mm,Da=55mm,db=38mm,故取d3=32mm。L3=T+3+2=26+12+

24、2=40mm。故d7=35mm，L7=T+3+2=26+12+9=47mm。4段和該軸段直徑可按安裝軸承定位軸肩的直徑來確定，則d4=38mm，。6段：該段軸為安裝齒輪處，d3與d4段設(shè)計一非定位軸肩，d6=35mm，則該處鍵的截面尺寸，5段：為軸環(huán)直徑，定位軸肩h=（0.07-0.1）d 故d5=41mm，L5=（1.5-2）h，故L5=6mm。5、軸的強度校核計算a.軸上力作用點的間距 b.軸的受力分析其受力圖、彎矩圖、扭矩圖與各力、各彎矩如圖所示： 水平面上支反力：垂直面上支反力：水平面上彎矩： 垂直面上彎矩： 彎矩合成： 扭矩： T=79800N.mm載荷水平面垂直面支反力/NF1H=

25、437.9F2H=2777F1V=2057F2V=-1841彎矩/(N*mm)MH=67890M1V=220896M2V=60781合成彎矩/(N*mm)M1=220896 M2=91111 扭矩/(N*mm)T=767000按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度:取=0.6,軸的計算應(yīng)力 =前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計課本362頁表15-1得=60MPa，因此 ，此軸合理安全。 軸承的較核計算本設(shè)計選用圓錐滾子軸承，型號為332/32查得C=68800N，C0=32500N。Y=1.7，e=0.35,fp=1.5a.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2軸承1的總承支反力為：軸承2的

26、總支承反力為： b求兩軸承的計算軸向力和 Fa =620N由派生軸向力和齒輪所受的軸向力可以判斷軸承1為壓緊端，所以有： 由軸向力和徑向力可判斷軸承1較危險，需進(jìn)一步校核軸承。c求軸承當(dāng)量動載荷P 由表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X1=0.40 Y2=1.7故： 由表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X2=1 Y1=0故： P=maxP1,P2=9969Nd驗算軸承壽命該軸承的壽命滿足該設(shè)計要求。 鍵的選擇和強度計算a.2段上鍵的選擇根據(jù)軸段直徑，選擇鍵的截面尺寸b*h=10*8mm，根據(jù)該軸的長度，選擇公稱直徑為L=45mm的普通平鍵。查得許用擠壓應(yīng)力。 其中k=0

27、.5h=4mm,l=45-10=35mm,d2=35mm可見，擠壓強度足夠。同理，6段上聯(lián)軸器段軸段的鍵b*h=8*7,L=45 可見，擠壓強度同樣足夠。3.2中間軸、軸承、鍵的設(shè)計1、已知條件：P2=9.2KW，n=339.7r/min，d2=220.6mm， d3=87.6mm，b2=65mm，b3=95mm。2、初步確定軸的最小直徑先按課本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)課本取 考慮到鍵槽的削弱，軸徑增大37，且最小端與帶輪軸孔配合，將dmin圓整為35mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，并根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如圖：根據(jù)軸

28、向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，具體尺寸如下：1段和5段：考慮到齒輪有軸向力存在，選用圓錐滾子軸承。選用軸承為33207，d=35mm，D=72mm，T=28mm，db=42mm，da=42mm，故取d1=d5=35mm。，。2段和4段：此處安裝齒輪，應(yīng)設(shè)計非定位軸肩，d2、d4略大于d1、d5，取d2=d4=40mm。b2=80mm，故L2=78mm。B4=55mm，故L4=53mm3段：該段為中間軸上的軸環(huán)為定位軸肩，其軸肩高度范圍為，取其高度h=4mm，故d3=44mm。5、軸的強度校核計算a.軸上力作用點的間距 b.軸的受力分析其受力圖、彎矩圖、扭矩圖與各力、各彎矩如圖所示： 水平

29、面上支反力：垂直面上支反力：水平面上彎矩： 垂直面上彎矩： 彎矩合成： 扭矩： T=79800N.mm載荷水平面垂直面支反力/NF1H=3730F2H=4569F1V=1470F2V=1743彎矩/(N*mm)MH=365520M1V=45182M2V=1715合成彎矩/(N*mm)Mmax=368301 扭矩/(N*mm)T=230000按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度:取=0.6,軸的計算應(yīng)力 =前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計課本362頁表15-1得=60MPa，因此 ，此軸合理安全。 軸承的較核計算本設(shè)計選用圓錐滾子軸承，型號為33207查得C=82.5kN，C0=102k

30、N。Y=1.7，e=0.35,fp=1.5a.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2軸承1的總承支反力為：軸承2的總支承反力為： b求兩軸承的計算軸向力和 Fa =620N由派生軸向力和齒輪所受的軸向力可以判斷軸承1為壓緊端，所以有： 由軸向力和徑向力可判斷軸承1較危險，需進(jìn)一步校核軸承。c求軸承當(dāng)量動載荷P 由表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X2=1 Y1=0故： 由表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X1=0.40 Y2=1.7故： P=maxP1,P2=11559.9Nd驗算軸承壽命該軸承的壽命滿足該設(shè)計要求。 鍵的選擇和強度計算a.1段上鍵的選擇根據(jù)軸段直徑，選擇

31、鍵的截面尺寸b*h=12*8mm，根據(jù)該軸的長度，選擇公稱直徑為L=45mm的普通平鍵。查得許用擠壓應(yīng)力。 其中k=0.5h=4mm,l=45-12=33mm,d2=40mm可見，擠壓強度足夠。同理，5段上聯(lián)軸器段軸段的鍵b*h=12*8,L=45 可見，擠壓強度同樣足夠。3.3低速軸、軸承、鍵的設(shè)計及校核1、已知低速軸的輸出功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T P3=9.5kW，n3=118.3r/min， T=767000Nmm2、求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為d3252mm，而 3、初步確定軸的最小直徑先按課本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)課本，取則

32、 考慮到鍵槽的削弱，軸徑增大37，且最小端與帶輪軸孔配合，將dmin圓整為50mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，并根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如圖：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，具體尺寸如下：1段：1段上安裝聯(lián)軸器。輸出軸最小直徑為安裝聯(lián)軸器處，聯(lián)軸器的孔徑有標(biāo)準(zhǔn)系列，故最小直徑須與孔徑相適應(yīng)。假定選用彈性聯(lián)軸器，查手冊使用HL4型聯(lián)軸器，軸孔50mm，軸孔長度L=84mm，軸段長度應(yīng)略短與聯(lián)軸器軸孔長度。故d1=50mm，L1=82mm 。2段：聯(lián)軸器用軸肩定位，故，考慮半聯(lián)軸器倒角為2mm須確保軸肩高度h2，故取h=4則確定取d2=58mm ，按外伸軸

33、段的設(shè)計方法3段和7段：與軸承配合，內(nèi)徑有標(biāo)準(zhǔn)系列，考慮齒輪有軸向力存在，選用圓錐滾子軸承，現(xiàn)取30312，d=60mm，D=95mm，T=23mm，da=69mm，db=69mm，故d3=d7=60mmL4=B+B1=22+15=37mm，4段：該段軸按安裝軸承的尺寸確定，查手冊，取d4=72mm L4=74.5mm5段：該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為同時考慮齒輪輪轂倒角C=2.5，取h=6mm，則d5=77mm 。6段：該段軸為安裝齒輪，3段和4段處設(shè)計非定位軸肩，左端套筒軸段的長度略短與齒輪轂寬，故取d6=65mm，L6=90-4=86mm。5、軸的強度校核計算a.軸上

34、力作用點的間距 b.軸的受力分析其受力圖、彎矩圖、扭矩圖與各力、各彎矩如圖所示： 水平面上支反力：垂直面上支反力：水平面上彎矩： 垂直面上彎矩： 彎矩合成： 扭矩： T=574050N.mm載荷水平面垂直面支反力/NF1H=2013.6F2H=4073.4F1V=1582F2V=700.5彎矩/(N*mm)MH=155449M1V=54082.5M2V=240464合成彎矩/(N*mm)M1=173232 M2=289200 扭矩/(N*mm)T=767000按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度:取=0.6,軸的計算應(yīng)力 =前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計課本362頁表15-1得=60

35、MPa，因此 ，此軸合理安全。 軸承的較核計算本設(shè)計選用圓錐滾子軸承，型號為32012X2查得C=648000N，C0=98000N。Y=1.8，e=0.38,fp=1.5a.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2軸承1的總承支反力為：軸承2的總支承反力為： b求兩軸承的計算軸向力和 Fa =592N由派生軸向力和齒輪所受的軸向力可以判斷軸承2為壓緊端，所以有： 由軸向力和徑向力可判斷軸承2較危險，需進(jìn)一步校核軸承。c求軸承當(dāng)量動載荷P 由表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X1=1 Y1=0故： 由表135分別查得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X2=0.40 Y2=1.8故： P=m

36、axP1,P2=9969Nd驗算軸承壽命該軸承的壽命滿足該設(shè)計要求。 鍵的選擇和強度計算a.2段上鍵的選擇根據(jù)軸段直徑，選擇鍵的截面尺寸b*h=18*11mm，根據(jù)該軸的長度，選擇公稱直徑為L=70mm的普通平鍵。查得許用擠壓應(yīng)力。 其中k=0.5h=5.5mm,l=70-18=52mm,d2=65mm可見，擠壓強度足夠。同理，6段上聯(lián)軸器段軸段的鍵b*h=14*9,L=70 可見，擠壓強度同樣足夠。七、聯(lián)軸器的設(shè)計查機械設(shè)計課本,選取 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,且為了與輸出軸配合，所以查GB5014-85選用 LX3型凸緣聯(lián)軸器。八、其它零、部件的設(shè)計計算1、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 減速器箱體

37、結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號結(jié)果（mm）高速級中心距a1142低速級中心距a2170箱座壁厚12箱蓋壁厚12箱蓋凸緣厚度18箱座凸緣厚度18箱座底凸緣厚度30地腳螺栓直徑M20地腳螺栓通孔直徑22地腳螺栓沉頭座直徑Df48腳底凸緣尺寸L132L230地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16軸承旁聯(lián)接螺栓通孔直徑d118軸承旁聯(lián)接螺栓沉頭直徑D132剖分面凸緣尺c122c220上下箱聯(lián)接螺栓直徑M10上下箱聯(lián)接螺栓通孔直徑d212上下箱聯(lián)接螺栓沉頭直徑D222箱緣尺寸c118c216軸承端蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M7定位銷直徑M4大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離20齒輪端面與內(nèi)壁距離9機蓋，機座肋厚m1m10.

38、210.2軸承端蓋外徑D295（1軸）112（2軸）135（3軸）軸承端面至箱體內(nèi)壁距離312大齒輪頂圓至箱底內(nèi)壁6452、軸承端蓋和透蓋的設(shè)計 高速軸透蓋軸承外徑D65mm螺釘直徑d36mm螺釘數(shù)4D0=D+2.5d380mmD4=D-(1015)55mmD6=D-(24)63mmD5=D0-3d347mmD2=D0+2.5d395mme=1.2d37.2mmd0=d3+17mmd132mmm22mm悶蓋軸承外徑D65mm螺釘直徑d36mm螺釘數(shù)4D0=D+2.5d380mmD4=D-(1015)55mmD6=D-(24)63mmD5=D0-3d347mmD2=D0+2.5d395mme=1

39、.2d37.2mmd0=d3+17mmm22mm氈圈（使用毛氈密封）軸徑d30mmD45mmd129mmB7mm 中間軸悶蓋軸承外徑D72mm螺釘直徑d38mm螺釘數(shù)4D0=D+2.5d392mmD4=D-(1015)60mmD6=D-(24)69mmD5=D0-3d368mmD2=D0+2.5d3112mme=1.2d39.6mmd0=d3+19mmm30mm 低速軸透蓋軸承外徑D95mm螺釘直徑d38mm螺釘數(shù)4D0=D+2.5d3115mmD4=D-(1015)85mmD6=D-(24)92mmD5=D0-3d391mmD2=D0+2.5d3135mme=1.2d39.6mmd0=d3+

40、19mmd155mm61mmm25mm氈圈（使用毛氈密封）軸徑d59mmD80mmd158mmB8mm悶蓋軸承外徑D95mm螺釘直徑d38mm螺釘數(shù) 4D0=D+2.5d3115mmD4=D-(1015)85mmD6=D-(24)92mmD5=D0-3d391mmD2=D0+2.5d3135mme=1.2d39.6mmd0=d3+19mmm25mm3、減速器附件選擇 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。 所以相關(guān)方面，列

41、表如下的，一般都為標(biāo)準(zhǔn)件，所以，詳細(xì)參數(shù)不列出來：名稱規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋180140為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為Q235AF軸承蓋凸緣式軸承蓋低速級六角螺栓M8，其他M6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。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT150定位銷M450為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工軸承孔

42、前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼油面指示器油標(biāo)尺檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器，選用有氣孔的桿式油標(biāo)螺塞G1/2換油時，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，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為Q235起蓋螺釘M1030為加強密封效果，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)緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位置，加工出1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置箱蓋箱座吊耳為了便于搬運，在箱體設(shè)置起吊裝置吊耳，箱蓋、箱座的孔徑均為16。通氣塞罩M24查表14.16圖（a）5，選用d1=M24的通氣塞罩九、減速器潤滑方式、密封形式1、潤滑本設(shè)計采用脂潤滑加油潤滑，潤滑方式潤滑脂直接填入軸承室（可以采用油杯）以及飛濺潤滑