二級減速器(機械課程設(shè)計)(含總結(jié))講解

1、機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計姓名：班級：學(xué)號：指導(dǎo)教師：成 績：日期：2012年6月1 .設(shè)計目的22 .設(shè)計方案 33 .電機選擇 54 .裝置運動動力參數(shù)計算75 .帶傳動設(shè)計 96 .齒輪設(shè)計 187 .軸類零件設(shè)計 288 .軸承的壽命計算 319 .鍵連接的校核 3210 .潤滑及密封類型選擇 3311減速器附件設(shè)計 3312 .心得體會3413 .參考文獻3525 / 421 .設(shè)計目的機械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有機械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。 課程 設(shè)計則是機械設(shè)計課程的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院 校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，其目的是：(1)通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思

2、想，增強創(chuàng)新意 識，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論與實際知 識去分析和解決機械設(shè)計問題的能力。(2)學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律。(3)通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正 確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考 慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達到了解和 掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計過程和方法。(4)學(xué)習(xí)進行機械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練， 例如：計算，繪圖, 查閱設(shè)計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。2.設(shè)計方案及要求據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置(兩級展開式圓柱直齒輪減速器)方案圖如下：i 輸送帶2 電

3、動機3 V帶傳動4減速器5聯(lián)軸器技術(shù)與條件說明：1）傳動裝置的使用壽命預(yù)定為 10年每年按350天計算，每天16小時計算；2）工作情況：單向運輸，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35度；3）電動機的電源為三相交流電，電壓為 380/220伏；4）運動要求：輸送帶運動速度誤差不超過5%;滾筒傳動效率0.96;5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。設(shè)計要求1）減速器裝配圖1張；2）設(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫4）相關(guān)參數(shù)：F=3KN, V=1.5m/s, D=400mm。3 .電機選擇3.1 電動機類型的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列異步三相異步電動機。具結(jié)構(gòu)為全封

4、閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為 380V。3.2 選擇電動機的容量工作機有效w功率Pw =3,根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)F=3KN,1000mF v 3000 1.5V=1.5/s。貝1有：P=4.5KW10001000從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為.= 14345式中“1, I, "3, "4, "5分別為V帶傳動效率，滾動軸承效率， 齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)機械設(shè)計手冊知 "1=0.96, "2=0.99, "3=0.97, “4=0.99, *=0.99,貝U有："工=0.96父 0.994 立 0.972 X 0

5、.99 父0.99=0.85所以電動機所需的工作功率為：Pd = Pw=A5=5.28KW “ 0.85取 Pd=5.5KW3.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I齒=840和帶的傳動比I帶=24,則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為：IS=I齒 M 帶=(840)父(24) =16200工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為=71.7r/min60 1000v 60 1000 1.5 n w=二 D3.14 400所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=l£Mnw= （16200） M71.7r/min=（114814340） r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 960r/min,1440r/mi

6、n和2900r/min三 種，查詢機械設(shè)計手冊（軟件版）【常有電動機】-【三相異步電 動機】-【三相異步電動機的選型】-【Y系列（IP44）三相異步 電動機技術(shù)條件】-【電動機的機座號與轉(zhuǎn)速對應(yīng)關(guān)系】確定電 機的型號為Y132S-4.其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min,額定功率為 5.5KW。4 .裝置運動動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比=四0=20nw 71.72）分配到各級傳動比因為Ia = i帶乂齒已知帶傳動比的合理范圍為 24。故取V帶的傳動比i01=2則I齒=色=10分配減速器傳動比，參考機械設(shè)計指導(dǎo)書圖 i 0112分配齒輪傳動比得高速級傳動比也

7、=4.70,低速級傳動比為10i232.134.704.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算電動機軸：轉(zhuǎn)速：n0=1440r/min輸入功率：Po=Pd=5.5KW輸出轉(zhuǎn)矩：To=9.55 10 6 &=9.55 1。6 Mno14404 _ _=3.6 10 N mmI軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：ni = n0 = 1440 r/min =720r/min i帶 2輸入功率：P1=P。01=P。1=5.5 0.96 =5.28KW輸入轉(zhuǎn)矩= 9.55 106 2=9.55 106 528=7 104N mmm720II軸（中間軸）轉(zhuǎn)速:n2= n =720 =153.2r/mini124.7輸入功

8、率：P2=P112 = P123 = 5.28 0.99 0.97=5.1KW輸入轉(zhuǎn)矩：P265 1T2 =9.55 106 一 =9.55 10-3.2 105N mmn2153.2田軸（低速軸）轉(zhuǎn)速：m = =1532 =71.9r/mini232.13輸入功率：P3 = P223 = P22 =5.1 0.99 0.97=4.9KW輸入轉(zhuǎn)矩：T3 = 9.55 1 06 亥=9.55 106 色=6.5 104 N mm n371.9卷筒軸：轉(zhuǎn)速：n 卷=m = 71.9r/min輸入功率：P卷=P3 M”34 = P3由2內(nèi)4 =4.9父0.99父0.99=4.8KW輸入轉(zhuǎn)矩：T卷=9

9、.55父106 包=9.55父106父48 = 6.4父104 N mm n471.9各軸運動和動力參數(shù)表4.1軸號功率(KW)轉(zhuǎn)矩（N mm）轉(zhuǎn)速（%in）電機軸5.5.-43.6"。14401軸5.287.1父1047202軸5.1.一 53.2父10153.23軸4.9,-46.5父1071.9，同軸4.86.4"0471.9圖4-15.帶傳動設(shè)計5.1 確定計算功率Pca據(jù)2表8-7查得工作情況系數(shù)KA =1.1。故有:Pca=K A P = 1.1 5.5 = 6.05KW5.2 選擇V帶帶型據(jù)Pca和n有2圖8-11選用A帶。5.3 確定帶輪的基準直徑dd1并驗

10、算帶速(1)初選小帶輪的基準直徑dd1有2表8-6和8-8,取小帶輪直徑 dd1=125mm。(2)驗算帶速v,有：二 dd1 n03.14 125 1440v =60 100060 1000=9.42 ms因為9.42m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。(3)計算大帶輪基準直徑dd2dd2 =i帶 Mdd1 =2父125 = 250mm新的傳動比i帶二卷=25.4 確定V帶的中心距a和基準長度Ld(1)據(jù)2式8-20初定中心品巨a0=700mm(2)計算帶所需的基準長度2Ld0 : 2a0 -(dd1 dd2) - ( d1 - d2)24aO3.14(250-125)2二2 700

11、(250 125)- 3也24700=1995mm由2表8-2選帶的基準長度 Ld=2000mm(3)計算實際中心距Ld - Ld0aa02“ 2000-1995. 700 703mm中心局變動范圍： 叫=a 一 0.015d = 648mmamax = a 0.03d = 738mm5.5 驗算小帶輪上的包角57.3 :=180 -(dd2 -ddi) =166.9 _ 90a5.6 計算帶的根數(shù)z(1)計算單根V帶的額定功率P由 dd1 =125mm和 n°=1440r/min 查2表 8-4a得P0=1.92KW據(jù) n0=1440r/min, i=2 和 A 型帶，查28-4b

12、 得Po=0.17KW查2表 8-5 得 K£=0.96, Kl=1.03,于是:Pr=(P0+ P0)KL K：二 (1.92+0.17) x 0.96x 1.03 =2.07KW(2)計算V帶根數(shù)zZ = paPr2.07故取3根。5.7 計算單根V帶的初拉力最小值(F。)min由2表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1kgm。所以(F0)min=500 125：國府K. z v(2.5-0.96) 6.052. 500 0.1 9.420.96 3 9.42= 180.6N應(yīng)使實際拉力F0大于(F0) m"5.8 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：a(Fp) min=2

13、MzM (F0) m 父sinJ =2父3M 180.6父0.99= 1072.76N5.9 帶輪設(shè)計(1)小帶輪設(shè)計由Y132S電動機可知其軸伸直徑為d=20mm,故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑 d0=42mm。有4P 622表14-18可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。(2)大帶輪設(shè)計大帶輪軸孔取320mm,由4P 622表14-18可知其結(jié)構(gòu)為輻板式。6.齒輪設(shè)計6.1 高速級齒輪設(shè)計1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1)按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度 為240H

14、BS,大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS,兩者硬 度差為40HBS;4）選小齒輪齒數(shù)為Z 1=24,大齒輪齒數(shù) Z2可由Z2 = i12 Mzi得Z2=112.8,取 113;2 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按公式：KtT1 u _1 / ZH 2d1t _ 2.32 3 t 1 .（一H ）2:d u 二 h（1）確定公式中各數(shù)值1）試選 Kt=1.3。2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)%=1。3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：4二7'1。N mm。14）由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MpW5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極

15、限 0Hlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限aHlim2=560MPo 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95;KHN2=1.05。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,有-H1 = KHN1；1Hlim 1=0.95 580=551MP S二H 2 =Khn 1;H lim 1= 1.05 560=588MP（2）計算 確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入Oh 中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑d1t,由計算公式可得:dit _2.321史勺 105Zm（18港4.7551)2 =66.7mm2）計算圓周速度。二 anv= v =60 1000

16、3.14 66.7 720 ,=2.51m/s60 10003）計算齒寬bb= d d1t=1 66.7=66.7mm4）計算模數(shù)與齒高66.7 =2.78mm24齒高 h =2.25mt = 2.25 2.78 = 6.26mm5）計算齒寬與齒高之比b 66.7h 6.26= 10.656）計算載荷系數(shù)Ko已知使用系數(shù)KA = 1,據(jù)v=1.54%, 8級精度。由2圖10-8得 Kv = 1.07, KHp=1.46o 由2圖 10-13 查得 KFP=1.40,由2圖 10-3 查得 KH«=KHP=1故載荷系數(shù):K=Kv KA KH: KH-=1 1.07 1 1.46=1.5

17、67）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑:4156d =dt3l =6.67父3,=70.9mmKt1 1.38）計算模數(shù)mn一d170.9m n = mn =2.95mmZ1243.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計按公式：mn 之3s EVdZ12f（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=K AKVKF KF =1 1.07 1 1.40=2.352）查取齒形系數(shù)由2表 10-5 查得 YFa1=2.65, YFa2=2.173）查取應(yīng)力校正系數(shù)由2表 10-5 查得 YSa1=1.58, YSa2 = 1.804）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 燈FE1=330MP,大齒輪的彎曲疲

18、勞強度極限aFE2 =310MP5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.90, KFN2=0.956）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,則有：力1Kfn1 ; FE10.90 3301.4=212Mp力2K FN 2 0 FE 2s空產(chǎn)=210MPYFaYsa7)計算大、小齒輪的面了,并加以比較YFaSa1 = 2.65 1.58 =0.01 975二 f1212YFa2YSa2 = 2.17 1.8 =0.0186二f2210經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算_52 1.498 1.3 10520.01975 =2.351 242對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強

19、度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m =2.5mm,已可滿足彎曲疲勞強度。于是有:Z1*=2&36取 Z-28,貝U Z2 = ii2MZi =4.7X28=131.6取z2 = 131,新的傳動比產(chǎn)圈出684 .幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 = mz1 =2.5 28 = 70 mmd2 = mz2 = 2.5 131 = 327.5mm(2)計算中心距(乙 Z2)m(28 131) 2.5a =198.75mm(3)計算齒輪寬度b= ddi =1 70 =70mmB1=75mm, B2=70mm5 .大小齒輪各參數(shù)見下表高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表6

20、-1名稱符號計算公式及說明莫數(shù)m2.5“力角a口 = 20ohaha=h：xm = 2.5“根高hfhf=(ha*+嗎m=3.75上齒高hh =(2 * h* + c*)m=5.624度圓直徑d1d1=m Z1=70d2d2 = mz2 = 327.5X頂圓直徑da1da1 = (z1 +2卜；)m=75da2da2= (z2 +2ha) =332.5X根圓直徑df1=(4-2h：-2c*)=63.75df 2= (z2 -2h：-2c*)=321.25基圓直徑db1=d1 cosa = 65.78db2=d2 cosa =307.75中心距a=(d12d21198.75 2表6-16 .2低

21、速級齒輪設(shè)計1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動;GB100952）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用 8級精度；（ 88)3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45 （調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS,兩者硬度差為40HBS;4）選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2 = i23,乙得Z2=51.12,取51;2 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按公式:3:(ZH )2二 h（1）確定公式中各數(shù)值1)試選 Kt=1.3。2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：

22、T2=3.2x105N mmo14）由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MP，5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限0 Hlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限 仃Hlim2=560MP。6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.07；KHN2=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,有二H1 = KHNFHlim1 =1.07 580=620.6MPS二h2 = KHN2入lim2 =1.13 560=632.8MP（2）計算 確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入 Lh 中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑d

23、1t,由計算公式可得:d1t -2.32 3 1.3 3.2 105 4.27 (189.8)2=104.3mm 13.27620.62)計算圓周速度。 二3.14 104.3 93.6v = =0.51m/s60 100060 10003)計算齒寬b4d.b= d 1t =1 104.3=104.3mm4）計算模數(shù)與齒高模數(shù)叫=包="13 = 4.35mm424齒高 h=2.25mt=2.25 4.35 = 9.79mmb5）計算齒寬與齒高之比hb =104.3=10.7h 9.796）計算載荷系數(shù)Ko已知使用系數(shù) 個=1,據(jù)v=0.51%, 8級精度。由2圖10-8 得 Kv =

24、 1.03, KHP=1.47O 由2圖 10-13 查得 KFB=1.38,由2 圖 10-3 查得 KH«=KHP=1故載荷系數(shù)：K=K v Ka KH： KH：=1 父1.03父1父1.47 = 1.517）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑:d1=d1t ' =104.3 黑3151 =109.6mm;Kt1.38）計算模數(shù)m nd1 mn =-1Zi 243=4.57mm3 .按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計按公式:mn _3 2KT； .YFaYSa ；dZi%（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=K aKv k f： k f =1 1.03 1 1.38= 1.42

25、2）查取齒形系數(shù)由2表 10-5 查得 YFa1=2.65, YFa2=2.2243）查取應(yīng)力校正系數(shù)由2表 10-5 查得 YSa1=1.58, YSa2 = 1.7664）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 燈FE1=330MP,大齒輪的彎曲疲勞強度極限仃fe2=310MP5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.95, KFN2=0.976）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,則有：1=K=09=223.9MpS1.4二f2 = KFN2%2 = 0.97 310=214.8MPS1.47)計算大、小齒輪的YFaYSa,并加以比較%YFa1YSa1 =

26、 2.65 1.58 0 0187二fi 223.9.YFa2YSa22.224 1.766二 F12214.8二 -=0.0182經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算一52 1.421 5.6 10520.0187 =3.7mm1 242對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m =4mm,已可滿足彎曲疲勞強度。于是有:Z1 = 5 =1096 =27.4 m 4取 Z1=27,則 Z2T23MZ1 =3.27父27=88.29取z2=88新的傳動比i23 =88 =3.26274 .幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 = mz1 =4 27

27、=108 mm d2 = mz2 = 4 88 = 352mm計算中心距a# Z2)m J27 88) 4 :230mm b = ddi =1 108=108mm(3)計算齒輪寬度B1 =113mm, B2 =108mm5 .大小齒輪各參數(shù)見下表低速級齒輪相關(guān)參數(shù)表6-2(單位mm)名稱符號計算公式及說明模數(shù)m4壓力角aa =20°齒頂高ha端ha = ha M m = 4齒根高hfhf =(ha +c*)m=5全齒高hh =(2 ha +c*)m=9分度圓直徑did1=m Z1=108d2d2=mz2 = 352齒頂圓直徑dalda1 = ( z1 +2ha) m=116da2da

28、2=(z2+2ha)m=360齒根圓直徑df1=(zi-2ha-2)m=98d f 2=(z2-2h：-2c*)m=342基圓直徑dbidi cos豆=101.5db2d2 cos« =330.8表6-27.軸類零件設(shè)計7.1 I軸的設(shè)計計算1 .求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 5由前面算得 P1=5.76KW, m=440r/min, T 1=1.3"。N mm2 .求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d1=70mm212 130000而 Ft =- =3625Ndi70Fr=Fttan二=3625 tan20 =1319N壓軸力F=1696N3 .初步確定軸的最

29、小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3,取A0 = 110,于是得：dmin=A0 3：且=11057° =26mm, n1440因為軸上應(yīng)開2個鍵梢，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=20.33mm,又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取dmin=32mm,查4P 620表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。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，裝配示意圖7-1(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) I-II段是與帶輪連接的與 dIJI =32mm, l I-I1 =76mmo2) II-III段用于

30、安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm (由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤 滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取lu二58mm, 因其右端面需制出一軸肩故取du二35mm。3)初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求 并據(jù)d 口小=35mm ,由軸承目錄里初選6208號其尺寸為 dxD父B=40mm父80mmM 18mm故dIuv =40mm。又右邊采用軸肩定位 取dw _v =52mm 所以 i”3=139mm, dv =58mm, lv =12mm4)取安裝齒輪段軸徑為 d =46mm,齒輪左端與左軸承之間 用套筒定位，已知

31、齒輪寬度為 75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取1vl -皿=71mm。齒輪右邊卯-川段為軸套 定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d" =40mm。取1" =46mm (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di由5P53表4-1查得平鍵截面bMh=l0M8,鍵梢用鍵梢銃刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性， 故選擇帶輪與軸之間的配合為HZ,同樣齒輪與軸的連接用平鍵14M9M63,齒輪與軸之間的配合n6為H7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 n6徑尺寸公差為m6。(4)確

32、定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為2M45;其他軸肩處圓覺角見圖5 .求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2Fr現(xiàn)將計算出的各個截面的 Mh, MV和M的值如下:FNH1 = i402N FNH2 = 1613N Fnv1=2761N FNV2=864NM H1=86924N mmM H2=103457N mmM V=171182N mmM 1= .0.872 1.72 105 = 2.0 105N mmM 2=M H2=103457N mmT1=1.3 105N mm6 .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖

33、和扭矩圖中可以看出截面 A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取a =0.6軸的計算應(yīng)力：M12(Dca=23.7MP2.02 (0.6 1.3)2 105 0.1 463前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得O=60Mp, ocaE產(chǎn)工,故安全7 .2 II軸的設(shè)計計算1 .求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面的計算得 P1=5.76KW, m=440%in, T 1=1.3"。'mm2 .求作用在齒輪上的力已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為d2=327.5mm d3=108mmf2T2 1.3 105d2327.5=767NFri=Ftitan： =7

34、67 tan 20 =279N同理可解得：2T 2 5 6 105Ft2=2=2=10498N, F2=Ftitan =1730Nd41083 .初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2 表15-3,取A0 = 110,于是得：dmin =A0 3rJ-2 =110父3|25 = 43.0mm . n2: 92.1因為軸上應(yīng)開2個鍵梢，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故dmin=45.2mm, 又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故 選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210具尺寸為： 父口父8=50父90父20故dII=50mm右端用套筒與齒

35、輪定位，套筒長度 取24mm所以l I=48mm4 .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，裝配示意圖 7-4(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) II-III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為 70mm,為 了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取 l II=64mm, dIII =56mm。2) III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件 計算得l川也=15mm, dIIIV=68mm。3) IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取 1IV -V =l09mm, d IV、=56mm4) V-VI段為軸

36、承同樣選用深溝球軸承 6210,左端用套筒與齒 輪定位，取套筒長度為 24mm則1VI =48mm dVjI =50mm(3)軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按 d由5P53表 4-1 查得平 b=ML=16M10M63,按 d3得平鍵截面 bxhML=16M10M110 其與軸的配合均為 業(yè)。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)n6的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為2M451個軸肩處圓覺角見圖。5 .求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M h , MV和M的值如

37、下：Fnhi=719N FNH2=2822N Fnv1=4107N FNV2=7158NM H1=49611N mm29 / 42M H1=253980N mmM V1 =-283383N mmM V2=-644220N mmM 1= 2.82 0.52 105 =284000N mm225M 2 = 6.4 (2.5)10 =690000N mm6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 B和VI的右側(cè)是軸的危險截面，對該軸進 行詳細校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取口=0.6, 軸的計算應(yīng)力caM2 (二

38、 T3)6.92 (0.6 5.6)1050.1 563=50.6MP31 / 42前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得o=60Mp,-ca -卜-J o對于VI的右側(cè)333W=0.1 d =0.1 56 =17561mm_3_3Wt =0.2 563 = 35123mm3二 b =WTT 二WtM 690000= 39.3MPa1756156000016.1MPa35123由2表 15-1 查得 5=640MPa o=275MPa F= 155MPa由2表 3-8 查得 9 = 2.64y= 2.11由2附圖3-4查得%=P尸0.92 由2中&3-1和232得碳鋼的

39、特性系數(shù)，取中仃=0.1,、=0.05 故綜合系數(shù)為kc11Kc-= -1 =2.641 =2.73-二0.92k.11K . =一 -1 =2.111 =2.20；.:.0.92故VI右側(cè)的安全系數(shù)為S；:二= 2.56275K；1二a . /.-m 2.73 39.3 0.1 0S =一 =一萬普一=二8.56K a m 2 2 161 0 05 回22Sca =S；:S8-2、翼黑5故該軸在截面VI的右側(cè)的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。7.3 III軸的設(shè)計計算1 .求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面算得 P3=5.28KW, n3=28.6r/min, T3=1.76X106N mm2

40、 .求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4=352mm而 Ft =213 = 2 1.76 106 =10081Nd4352Fr=Fttan =10081 tan 20 =3669N3 .初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3,取A0 = 110,于是得:= 110 3 5.28 = 62.8mm ；28.6同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3查2表14-1取KA = 1.3.貝U： Tca = KAT3 =1.3M1.76父106 =2288000 N mm按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查5P99表8-7

41、可選用30 / 42LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為 2500000Nmm。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm,故取dII =63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度11 =132mm。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，裝配示意圖7-5圖7-5(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的 直徑dII二65mm;左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑 D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm,為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取1II

42、=132mm.2) II-III段是固定軸承的軸承端蓋 e=12mm。據(jù)dII -III =65mm和方 便拆裝可取1 u1 =95mm。3)初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d皿=70mm ,由軸承目錄里初選 6214號其尺寸為dxD父B=70mm父125mmM24mm, 1III " =24mm由于右邊是軸肩定位，d"v =82mm, 11V / =98mm, dv -VI =88mmmm, 1v =12mm。4)取安裝齒輪段軸徑為d= =80mm,已知齒輪寬為108mm取31 / 421打二104mm。齒輪右邊卯-川段為軸套定位，軸肩高 h=6mm則

43、此處d- =70mm。取 1。=48mm(3)軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按 d由5P53表 4-1查得平鍵截面bMh=18M11鍵梢用鍵梢銃刀加工長為125mm。選擇 半聯(lián)軸器與軸之間的配合為 葉，同樣齒輪與軸的連接用平鍵 22M14 k6齒輪與軸之間的配合為 " 軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實 n6現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為2M45：個軸肩處圓覺角見圖。5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6?，F(xiàn)將計算出各個截面處的 M h , Mv和M的值如下：

44、Fnh1 = 12049N FNH2=2465N FNV1=3309N FNV2=6772NM h =-211990N mmM V =582384N mmM 1= 2.12 5.82 105 =620000N mm6T1=1.76 10 N mm6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面 A是軸的危險截面，則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取:=0.6,軸的計算應(yīng)力43 / 42二 caMi2(1)2=24.0MP6.22 (0.6 17.6)2 1050.1 803前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得叫=

45、60Mp, <£。,故安全8 .軸承的壽命計算8.1 I軸上的軸承6208壽命計算_ » _ _ _ _ _ _ _ _ _預(yù)期壽命:Lh =8 350 16 =44800h已知 P=2761N,n =440r/min,C =29500 n 8=3_6_6Lh=q(C)；=0(29500)3 =47000h >44800h60n P 60 440 2761故I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。8.2 II軸上軸承6210的壽命計算.' _ _ 預(yù)期壽命：Lh =8 350 16 =44800h已知 p =7158N,n =93.6r/min,C =35

46、00010660n哈）106(35000)3 =20820h<44800h60 93.6 7158故II軸上軸承6210須在四年大修時進行更換8.3 m軸上軸承6214的壽命計算預(yù)期壽命:Lh =8 350 16 = 44800 h已知 P =6772N,n =28.6r/min,C =60800Lh =尤3；=106 (60800)3，426472h>44800h60n P 60 28.6 6772故III軸上的軸承6214滿足要求。9 .鍵連接的校核9.1 I軸上鍵的強度校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 M=110MpaVH-m段鍵與鍵梢接觸疲勞強度l = L-b = 70

47、-10 = 60mm2Tkld2 1300.5 8 60 32 10,= 33.8MPa"二 p =110MPa故此鍵能安全工作n-ni段與鍵梢接觸疲勞強度l=L-b= 67-14 = 53mm2Tkld2 1300.5 9 53 32 10，= 34.1MPa "二p =110MPa故此鍵能安全工作9.2 II軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為Epi =110Mpa2TkldII-III段鍵與鍵梢接觸疲勞強度l = L-b=63-16 = 47mm= 85.1MPa " p =110MPa2 560_ _ Z ZT 90.5 10 47 56 10故此

48、鍵能安全工作IV-V段與鍵梢接觸疲勞強度l = L-b = 100-16 = 84mm2Tkld2 5600.5 10 84 56 10，= 47.6MPa ”；=p =110MPa故此鍵能安全工作9.3 III軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為仃p =110MPaI-II段鍵與鍵梢接觸疲勞強度l =L-b = 125-18=107mm2Tkld2 17600.5 11 107 63 10”= 94.9MPa <-p = 110MPa故此鍵能安全工作VI - W段與鍵梢接觸疲勞強度l = L - b =100 - 22 = 78mm2Tkld2 17600.5 14 78 80

49、 10，= 80.6MPa Tp =110MPa故此鍵能安全工作。10 .潤滑及密封類型選擇10.1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上 的兩個軸承采用油潤滑。10.2 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。11 .減速器附件設(shè)計11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱 內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入

50、箱內(nèi)及 潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為140/120和110M90。11.2 油面指示裝置設(shè)計油面指示裝置采用油標指示。11.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表 6表15-6選M36m2 型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成1.5”卜傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用 螺塞堵住。查表6表15-7選M 20 M1.5型外六角螺塞。11.5 起吊環(huán)的設(shè)計為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。11.7 定位銷選擇為保證箱體軸承座孔的鏈孔精度和裝配精度，在精加工軸承座 孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓 錐銷，直