同軸式減速器計算說明書

1、機械工程學院機械設計 課程設計說明書設 計 題 目： 機械設計課程設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 姓 名： 邵謠夏 學 號 指 導 教 師： 完 成 日 期： 同濟大學 目錄一設計任務書- 3 -1.設計目的：- 3 -2.設計內容和要求- 3 -二傳動方案的分析論證- 4 -三電動機的選擇計算- 5 -1.選擇電動機的類型和結構形式- 5 -2.選電動機的容量- 5 -3.選電動機轉速并確定電動機型號- 6 -四計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比- 6 -1.傳動裝置的總傳動比- 6 -2.分配各級傳動比- 6 -五計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)- 6 -1.各軸轉速（電

2、機軸為0軸）- 6 -2.各軸輸入輸出功率- 7 -3.各軸轉矩- 7 -4 將計算結果列表備用- 7 -六斜齒輪傳動設計計算- 7 -.設計低速級斜齒輪傳動1.選精度等級、材料和齒數(shù)- 7 -2.按齒面接觸疲勞強度設計- 8 -3.幾何尺寸計算- 10 -4.按齒根彎曲疲勞強度校核- 11 -5.主要設計結論- 12 -6.結構設計- 12 -.設計低速級斜齒輪傳動1.選精度等級、材料及齒數(shù)- 12 -2.校核齒根彎曲疲勞強度- 14 -3.主要設計結論- 15 -4.結構設計- 15 -七軸的結構設計及計算- 15 -軸：1.材料及熱處理- 16 -2.求作用在齒輪上的力- 16 -3.初

3、定軸的最小直徑- 16 -4.軸結構設計- 16 -軸：1.材料及熱處理- 18 -2.求作用在齒輪上的力- 18 -3.初定軸的最小直徑- 18 -4.軸的結構設計- 18 -軸：1.材料及熱處理- 20 -2.初定軸的最小直徑- 20 -3.軸的結構設計- 20 -、軸的精確校核：1.精確校核軸的疲勞強度：- 22 -2.精確校核軸的疲勞強度：- 25 -3.精確校核軸的疲勞強度：- 28 -八滾動軸承的選擇及壽命計算- 32 -軸：1.計算支承的受力- 32 -2.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2- 32 -3.計算軸承當量動載荷P1和P2- 33 -4.驗算軸承壽命- 33 -軸：1

4、.計算支承的受力- 33 -2.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2- 34 -3.計算軸承當量動載荷P1和P2- 34 -4.驗算軸承壽命- 34 -軸：1.計算支承的受力- 35 -2.求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2- 35 -3.計算軸承當量動載荷P1和P2- 35 -4.驗算軸承壽命- 35 -九鍵連接的選擇及校核計算- 36 -十聯(lián)軸器的選擇- 36 -1.高速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算- 37 -2.低速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算- 37 -十一箱體的結構設計- 37 -1.減速器壁厚- 37 -2.減速器其余零部件的選擇- 38 -十二密封件，潤滑劑及潤滑方式的選擇- 38 -1.齒輪

5、的潤滑- 38 -2.滾動軸承的潤滑- 38 -3.潤滑油的選擇- 38 -4.密封方法的選取- 38 -十三設計小結- 38 -十四參考資料- 39 -一 設計任務書1. 設計目的：（1）、了解機械設計的基本方法，熟悉并掌握簡單機械的設計方法和設計步驟。（2）、綜合運用已修課程的有關理論和知識進行機械設計，培養(yǎng)學生理論聯(lián)系實際的設計能力，進一步鞏固、加深拓寬所學的知識。通過設計時間，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，培養(yǎng)獨立設計能力，為后續(xù)課程的設計、畢業(yè)設計和實際工作奠定基礎。熟悉與機械設計有關的標準、規(guī)范、設計手冊等技術資料，培養(yǎng)運用他們解決實際問題的能力，進行全面的機械設

6、計基本技能訓練。2. 設計內容和要求設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器。（1）、總體布置簡圖（2）、工作情況：載荷平穩(wěn)，單向旋轉。（3）、原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩T(Nm)鼓輪的直徑D（mm）運輸帶速度V（m/s）帶速允許偏差（5）使用期限（年）工作制度（班/日）9003500.7552（4）、設計內容：1) 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2) 斜齒輪傳動設計計算；3) 軸的設計校核；4) 滾動軸承的選擇；5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6) 裝配圖、零件圖的繪制；7) 設計計算說明書的編寫。（5）、設計任務：1) 減速器設計草圖一張、總裝配圖一張（1號圖紙）；2) 齒輪、軸零件圖

7、各一張（2號或3號圖紙）；3) 設計計算說明書一份。（6）、設計進度：1) 發(fā)題日期：2016/7/11；2) 第一階段：2016/7/11-2016/7/123) 第二階段：2016/7-13-2016/7/154) 第三階段：2016/7/16-2016/7/205) 第四階段：2016/7/21-2016/7/256) 答辯日期：2016/7/27 二 傳動方案的分析論證由題目確定傳動機構類型為同軸式二級齒輪減速器。該種機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩個大齒輪的浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長，剛度差，兩短軸之間軸承潤滑較困難。為了有效提高傳動平穩(wěn)性和承載能力

8、，減速器采用圓柱斜齒輪傳動，軸承使用滾動軸承。由于彈性聯(lián)軸器不僅可以補償兩軸間相對位移，而且具有緩沖減震的能力，因此選用彈性聯(lián)軸器。計算與說明結果三 電動機的選擇計算1. 選擇電動機的類型和結構形式工況為載荷平穩(wěn)，單向旋轉，無特殊要求的場合，選Y系列三相異步電動機。2. 選電動機的容量（1） 算電動機的所需功率PW=TWnW9550W其中 nW=60000VD=60000×V×350=38.2r/min故PW=TWnW9550W=900×38.29550×0.95=3.79kW（2） 算電動機的輸出功率Pd代號說明取值1輸入軸彈性聯(lián)軸器效率0.992軸軸

9、承效率0.9831,2齒輪嚙合傳動效率0.954軸軸承效率0.9853,4齒輪嚙合傳動效率0.956軸軸承效率0.987輸出軸彈性聯(lián)軸器效率0.99=i=17i=0.99×0.98×0.95×0.98×0.95×0.98×0.99=0.83則Pd=PW=3.790.83=4.57kW(3)確定電動機的額定功率Ped由表20-1【1】選Ped=5.5kW3. 選電動機轉速并確定電動機型號（1）由表2-1【1】查得圓柱齒輪傳動傳動比i'1=36,i'2=36,則電動機轉速n'd=nWi'1i'2=3

10、441375r/min。由此可知 750r/min,1000r/min的電動機均符合要求。 一般優(yōu)先選取同步轉速為1000r/min的電動機【1】，故選定電動機型號為Y132M2-6。（2） 電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸額定功率5.5kW滿載轉速nm960r/min堵轉轉矩/額定轉矩2.0最大轉矩/額定轉矩2.2安裝高度H132mm輸出端直徑d38mm四 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比1. 傳動裝置的總傳動比i=nmnW=96038.2=25.13 2. 分配各級傳動比由于為二級同軸減速器，取i1=i2=i=5.01由2-1【1】，符合圓柱齒輪傳動傳動比的推薦范圍。五 計算傳動裝置

11、的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉速（電機軸為0軸）n0=nm=960r/minn1=n0=960r/minn2=n0i1=192r/minn3=n1i2=38.4rmin2. 各軸輸入輸出功率輸入功率輸出功率P1=Pd1=4.52kWP1=P12=4.43kWP2=P13=4.21kWP2=P24=4.13kWP3=P25=3.92kW3. 各軸轉矩T1=9550P1n1=44.96NmT2=9550P2n2=209.40NmT3=9550P3n3=974.90Nm4 將計算結果列表備用項目高速軸中間軸低速軸轉速n（r/min）96019238.2功率P（kW）4.524.213.92轉矩T（Nm

12、）44.96209.40974.90傳動比i15.015.01六 斜齒輪傳動設計計算.設計低速級斜齒輪傳動1. 選精度等級、材料和齒數(shù)（1） 材料選擇由表10-1【2】，選小齒輪材料為40Cr（調質），275-285HBS；選大齒輪材料為45鋼（調質），235-245HBS。（2） 精度選擇由表10-6【2】選7級精度。（3） 選小齒輪z3=24,大齒輪z4=i2z3=120.2,取z4=121。（4） 初選螺旋角=14º。（5） 選法面壓力角=20°。2. 按齒面接觸疲勞強度設計（1） 試算小齒輪分度圓直徑d3t32KHtT2fdu+1u(ZHZEZZH)21) 確定公式

13、中各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3;由圖10-20【2】查ZH=2.433；由式10-21【2】試算接觸疲勞強度重合度系數(shù)Z fd3´24´tan14°/=1.905Z=4-31-+=0.664由式10-23【2】得 由表10-5【2】得 計算接觸疲勞許用應力H由圖10-25d【2】查Hlim3=600Mpa,Hlim4=550Mpa由式10-15【2】計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23【2】查取KHN3=0.98,KHN4=1.13取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，則 取H=H3=588MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑（代入） （2） 調整小齒輪分度圓直徑1) 計

14、算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度v 齒寬b 2) 計算實際載荷系數(shù)KH 工況為平穩(wěn)單向轉動，取使用系數(shù)KA=1.1 由v=0.55m/s,7級精度，由圖10-8【2】查動載系數(shù)Kv=1.03 查表10-3【2】，得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4【2】，查得KH=1.426故 3) 由式10-12【2】，可得 從標準中取mn=3mm3. 幾何尺寸計算（1） 中心距 取圓整后中心距a=224mm（2） 按圓整后中心距計算螺旋角 （3） 計算d3,d4 （4） 計算齒輪寬度 取小齒輪齒寬b3=80mm，大齒輪齒寬b4=75mm4. 按齒根彎曲疲勞強度校核（1） 計算，由圖10-24【

15、2】得lim3=520MPa, Flim4=360MPa；查圖10-22【2】得KFN3=0.95, KFN4=0.98；取安全系數(shù)S=1.4；則 （2） 計算實際載荷系數(shù)KF 由 ,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.04 由 ， 由表10-3【2】查KF=1.4 由表10-4【2】，KH=1.424,又b/h=75/2.25mn=11.11由圖10-13【2】，KF=1.32故 （3） 由圖10-17【2】YFa3=2.62, YFa4=2.18（4） 由圖10-18【2】 Ysa3=1.61, Ysa4=1.82（5） （6） （7） 校核F 因此，齒根彎曲疲勞強度符合要求。5. 主

16、要設計結論低速級斜齒輪傳動中，小齒輪材料40Cr(調質)，275-285HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），235-245HBS； 齒輪按7級精度設計 ；齒數(shù)z1=24, z2=121； mn=3mm；=20°； =13.836°； 變位系數(shù)x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齒寬b1=80mm,b2=75mm； 小齒輪為左旋，大齒輪為右旋。6. 結構設計因之后算得軸徑和小齒輪外徑相差不大，因而小齒輪擬采用齒輪軸結構設計。由于大齒輪160mm<da<500mm,故選用腹板式結構。并繪制大齒輪零件圖。.設計高速級齒輪傳動由于為同軸式齒輪減速器，因此高速級和低

17、速級齒輪中心a相等。1. 選精度等級、材料及齒數(shù)（1） 由表10-1【2】，選小齒輪材料為45鋼（調質），250-260HBS；大齒輪材料45鋼（調質），215-225HBS。（2） 齒輪精度、齒數(shù)、模數(shù)、螺旋角、壓力角按低速級設計結果取值。1. 校核齒面接觸疲勞強度（1） 計算H由圖10-25d【2】查 Hlim1=550MPa, Hlim2=510MPa;N2=N3=6.728´107, N1=N2u=6.728´107´121/24=3.392´108;由圖10-23【2】查取 KHN1=0.94, KHN2=0.99;取失效概率1%，安全系數(shù)S=

18、1則 取H=H2=505MPa（2） 計算KH KA=1.1; ,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.09 查表10-3【2】，得KH=1.4 由表10-4【2】，查KH=1.421故 （3） 由低速級計算結果，ZH=2.433, Z=0.664, Z=0.985, ZE=189.8MPa1/2（4） 校核齒面接觸疲勞強度 故齒面接觸疲勞強度符合要求。2. 校核齒根彎曲疲勞強度（1） 計算F1 , F2由圖10-24（c）【2】得Flim1=400Mpa, Flim2=350MPa; N1=3.392´108, N2=6.728´107查圖10-22【2】得 KFN1=

19、0.91, KFN2=0.96;取S=1.4 （2） 計算KF v=3.73/s,7級精度，由圖10-8【2】查KV=1.09 由表10-3【2】，KF=1.4 由表10-4【2】，KH=1.421, 又b/h=11.11， 查圖10-13【2】，得KF=1.32故 （3） 由低速級計算結果 （4） 校核齒根彎曲疲勞強度 故齒根彎曲疲勞強度符合要求。3. 主要設計結論高速級斜齒輪傳動中，小齒輪材料為45鋼（調質），250-260HBS；大齒輪材料45鋼（調質），215-225HBS； 齒輪按7級精度設計 ；齒數(shù)z1=24, z2=121； mn=3mm；=20°； =13.836&#

20、176;； 變位系數(shù)x1=x2=0； 中心距a=224mm； 齒寬b1=80mm,b2=75mm； 小齒輪為右旋，大齒輪為左旋。4. 結構設計因之后算得軸徑和小齒輪外徑相差不大，因而小齒輪擬采用齒輪軸結構設計。由于大齒輪160mm<da<500mm,故選用腹板式結構。大齒輪結構相關參數(shù)計算如下： 七 軸的結構設計及計算 軸：1. 材料及熱處理選取軸的材料為45鋼（調質），250-260HBS。2. 求作用在齒輪上的力 3. 初定軸的最小直徑根據(jù)表15-3【2】，取A0=115,則 ，該軸上有一個鍵槽，取dmin=1.07´19.28=20.63mm同時選取聯(lián)軸器的型號查表

21、14-1【2】，取KA=1.5聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1=1.5´聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，由GB/T 4323-2002,選用LM4梅花形彈性聯(lián)軸器，軸孔直徑d1=25mm,故軸伸出段直徑d-=25mm。4. 軸結構設計（1） 擬定裝配方案 采用齒輪軸制造形式，結構采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，軸承采用兩端各單向固定方法。（2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度1) d-=d1=25mm,半聯(lián)軸器與軸配合軸轂長度L1=44mm，取l-=42mm。2) 初選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力作用，選用角接觸球軸承。根據(jù)密封件內徑標準，取d-=30mm,并

22、根據(jù)軸承產品目錄初選7207AC，d´D´T=35´72´17,故d-=d-=35mm,l-=17mm。滾動軸承 ,則定位軸肩高度 ，故d-=d-=45mm。3) 取齒輪兩邊凸緣寬度8mm，則l-=80+2´8=96mm。4) 減載槽d=d0.92´45,取d-=d-=39mm（環(huán)槽處最小徑）。取減載槽寬度為6mm。5) 其余尺寸由軸的結構要求確定。將軸各軸段參數(shù)列表如下：軸：軸段軸段長度軸段直徑422512030173519.3456環(huán)槽，最小處3996小齒輪及兩邊凸緣6環(huán)槽，最小處3919.3451735（3） 軸上零件的周向定位

23、1) 半聯(lián)軸器的周向定位由表6-1【2】，選平鍵尺寸 b´h´l=8´7´36, 半聯(lián)軸器與軸的配合取 。2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6.（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸由表15-2【2】，取軸端倒角C1，各軸肩處圓角半徑如圖。軸的設計：1. 材料及熱處理選取軸的材料為40Cr（調質），275-285HBS。2. 求作用在齒輪上的力（1） 求作用在齒輪2（高速級大齒輪）上的力 （2） 求作用在齒輪3（低速級小齒輪）上的力3. 初定軸的最小直徑根據(jù)表15-3【2】，取A0=112,則 ，該軸上有一個鍵槽，取dmin=1.07´31.35=33.5

24、4mm顯然軸的最小直徑在軸承處取得，由于軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，查軸承產品目錄初選30308單列圓錐滾子軸承。d´D´T=40´90´25.25mm,則dmin=40mm4. 軸的結構設計（1） 擬定裝配方案因軸徑和小齒輪直徑相差不大，故小齒輪采用齒輪軸制造形式，大齒輪與軸分開制造裝配，軸承采用兩端各單向固定方法。（2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度1) 由滾動軸承30308外形尺寸，確定d-=d-=dmin=40mm, l-=l-=25.3mm。查軸承標準，則定位軸肩高度 ，故d-=54mm。2) 取大齒輪輪轂處d-=60mm,大齒輪

25、輪轂寬度b2=75mm，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l-=72mm。由d-=60mm，查表15-2【2】，零件圓角2.0mm，取h=2R=4mm,則d-=2h+d-65mm。軸環(huán)寬度l-=1.4h,取l-=6mm.3) 由于該軸上小齒輪與高速級小齒輪結構尺寸均相同，故l-=96mm.4) 取d-=54mm取減載環(huán)槽寬度l-=l-=6mm； d=d0.92´54,取d-=d-=48mm（環(huán)槽處最小徑）。5) 其余尺寸由軸的結構要求確定。將軸各軸段參數(shù)列表如下：軸：軸段軸段長度軸段直徑62.3407260665156.5546環(huán)槽，最小處4896小齒輪及兩邊凸緣6環(huán)槽，最小處481854

26、25.340（3） 軸上零件的周向定位1) 大齒輪2的周向定位由表6-1【2】，選平鍵尺寸 b´h´l=18´11´63，選齒輪輪轂與軸的配合為。2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸由表15-2【2】，取軸端倒角C2，各軸肩處圓角半徑如圖。軸的設計：1. 材料及熱處理選取軸的材料為45鋼（調質），250-260HBS。1. 求作用在齒輪上的力2. 初定軸的最小直徑根據(jù)表15-3【2】，取A0=115,則 ，該軸上有兩個鍵槽，取dmin=1.11´53.75=59.66mm同時選取聯(lián)軸器的型號查表14-1【2】，取KA

27、=1.5聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3=1.5´974.90=1462.35N.m聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，由GB/T 4323-2002,選用LM9梅花形彈性聯(lián)軸器，軸孔直徑d1=60mm,故軸伸出段直徑d-=60mm。3. 軸的結構設計（1） 擬定裝配方案結構采用外伸梁布局，外伸部分裝聯(lián)軸器，軸承采用兩端各單向固定方法。（2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度1) d-=d1=60mm, L1=105mm，取l-<L1=mm。2) 初選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力作用，選用角接觸球軸承。根據(jù)密封件內徑標準，取d-=70mm，并根據(jù)軸承產品目錄初選

28、7016AC，d´D´T=80´125´22,故d-=d-=d=80mm,l=T=22mm,滾動軸承,則定位軸肩高度h=A/45mm，故取d-=90mm。3) 取安裝齒輪處d-=110mm,此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，故取l-=72mm。由d=110mm，查表15-2【2】，R=2.5mm，取h=2R=5mm,d-=2h+d=120mm。軸環(huán)寬度l-1.4h,取l-=8mm。6) 其余尺寸由軸的結構要求確定。將軸各軸段參數(shù)列表如下：軸：軸段軸段長度軸段直徑2280809081207211080801207060105（3） 軸上零件的周向定位1) 半聯(lián)軸

29、器的周向定位由表6-1【2】，選平鍵尺寸 b´h´l=18´11´100, 半聯(lián)軸器與軸的配合取 。2) 滾動軸承處軸直徑公差取m6。3) 大齒輪4的周向定位由表6-1【2】，選平鍵尺寸 b´h´l=28´16´63，選齒輪輪轂與軸的配合為。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸由表15-2【2】，取軸端倒角C2，各軸肩處圓角半徑如圖。、軸的強度校核： 三根軸的軸向位置關系如下圖：1. 精確校核軸的疲勞強度：（1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產品手冊得7207AC型軸承的=15.7mm,由于校核軸時初選的軸承為30207，

30、30207型軸承的=15.3mm，與7207AC的相差很小，故不予修改）（2） 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面：截面、只受扭矩作用，無需校核；齒輪中點處雖然應力最大但應力集中小且為齒輪軸直徑最大處，無需校核。截面、處應力集中較大，但截面不受扭矩作用，因此校核截面左側環(huán)槽直徑最小處即可。抗彎截面系數(shù) ,抗扭截面系數(shù)彎矩 彎曲應力 扭轉切應力 軸的材料為45鋼（調質），由表15-1【2】， B=640MPa, -1=275MPa, -1=155MPa。截面上由于環(huán)槽形成的理論應力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=3/39=0.077, D/d=60.5/39=1.551,查得=2.35, =

31、1.70。由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為q=0.84, q=0.86。有效應力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)=0.77，由圖3-3【2】得扭轉尺寸系數(shù)=0.87軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)=0.92， q=1。計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。2. 精確校核軸的疲勞強度：（1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產品手冊得30308型軸承的=19.5mm）（2） 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面：大齒輪輪轂處雖然有過盈配合的應力集中，但該處受載較小，無需校核。小齒輪中點處雖然應力最大，但應力集中不大故無需校核。截面、處應力集中均較大，但截面不受扭矩且

32、彎矩也較截面處小，故只需校核截面左側環(huán)槽直徑最小處即可。抗彎截面系數(shù) ,抗扭截面系數(shù)彎矩 彎曲應力 扭轉切應力 軸材料為40Cr（調質），由表15-1【2】，B=735MPa, -1=355MPa, -1=200MPa。截面上由于環(huán)槽形成的理論應力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=3/48=0.063, D/d=60.5/48=1.260,查得=2.45, =1.69。由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為q=0.85, q=0.86。有效應力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)=0.72，由圖3-3【2】得扭轉尺寸系數(shù)=0.86軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)=0.86

33、， q=1。計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。3. 精確校核軸的疲勞強度：（1） 做出軸的載荷分析圖（查軸承產品手冊得7016AC型軸承的=34.9mm,由于校核軸時初選的軸承為30207， 30316型軸承的=34.4mm，兩者相差很小，故不予修改）（2） 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面：截面、只受扭矩作用，無需校核；齒輪中點處雖然應力最大但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的引力集中均在兩端），且此處軸徑最大，無需校核。截面、處由于過盈配合產生的應力集中最大，但截面處不受扭矩作用，且軸徑也較大，故只需校核截面的左右兩側即可。1) 截面右側抗彎截面系數(shù) ,抗扭截面系數(shù)彎矩 彎

34、曲應力 扭轉切應力 軸的材料為45鋼（調質），由表15-1【2】， B=640MPa, -1=275MPa, -1=155MPa。截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)，由表3-2【2】，因r/d=2.5/80=0.031, D/d=110/80=1.375,查得=2.17, =1.81。由附圖3-1【2】查得軸的材料敏感系數(shù)為q=0.85, q=0.87。有效應力集中系數(shù) 由圖3-2【2】得彎曲尺寸系數(shù)=0.65，由圖3-3【2】得扭轉尺寸系數(shù)=0.79，軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)=0.92， q=1。計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。2) 截面左側抗彎截面系

35、數(shù) ,抗扭截面系數(shù)彎矩 彎曲應力 扭轉切應力 過盈配合處的 ，由表3-8【2】用插值法求出，并取 ，于是得 , 軸按磨削加工，由圖3-4【2】，表面質量系數(shù)=0.92， q=1。計算綜合系數(shù)： 取 計算安全系數(shù)： 故可知其安全。取截面左右兩側中安全系數(shù)較小者，則Sca=12.76,符合強度設計要求。 八 滾動軸承的選擇及壽命計算設計要求使用壽命 I軸：軸系采取兩端各單向固定，初選軸承為7207AC。1. 計算支承的受力鉛直面：Fr1V=339.27N, Fr2V=114.73N。水平面：Fr2H=Fr1H=606N?？傊С辛Γ?2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對30000型圓錐滾子軸承

36、，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊，7207AC型軸承的e=0.68，X=0.41, Y=0.87。 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。（1） 計算P1Fa1/Fr1=636.43/694.51=0.91>e=0.68，查得載荷系數(shù)X=0.41，Y=0.87。 （2） 計算P2Fa2/Fr2=439.40/616.76=0.68=e=0.37,查得載荷系數(shù)X=1,Y=0。4. 驗算軸承壽命查軸承產品手冊，7207AC軸承基本額定動載荷C=29.0kN因P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。軸：軸系采取兩端各

37、單向固定，初選軸承為30308。1. 計算支承的受力鉛直面：Fr1V=2389.03N, Fr2V=2176.97N。水平面：Fr1H=88.15N,Fr2H=4332.85N?？傊С辛Γ?2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對30000型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊，30308型軸承的e=0.35，X=0.40, Y=1.7。 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。（1） 計算P1Fa1/Fr1=2415.18/2390.66=1.01>e=0.35，查得載荷系數(shù)X=0.40，Y=1.7。 （2） 計算P2Fa2/F

38、r2=1426.18/4849.00=0.29<e=0.35,查得載荷系數(shù)X=1,Y=0。4. 驗算軸承壽命查軸承產品手冊，30308軸承基本額定動載荷C=90.8kN因P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。軸：軸系采取兩端各單向固定，初選軸承為7216AC。1. 計算支承的受力鉛直面：Fr1V=468.21N, Fr2V=2580.21N。水平面：Fr1H=2335.42N,Fr2H=3297.58N。總支承力： 2. 求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對70000AC型圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 查軸承手冊， 7216AC型軸承的e=0.

39、68，X=0.41, Y=0.87。 3. 計算軸承當量動載荷P1和P2由表13-6【2】，取載荷系數(shù)fd=1.1。（1） 計算P1Fa1/Fr1=1619.69/2388.89=0.68=e，查得載荷系數(shù)X=1，Y=0。 （2） 計算P2Fa2/Fr2=3007.69/4180.91=0.72>e=0.68,查得載荷系數(shù)X=0.41,Y=0.87。4. 驗算軸承壽命查軸承產品手冊，7216軸承基本額定動載荷C=55.5kN因P1<P2,所以按軸承2的受力大小驗算 所選軸承符合壽命要求。九 鍵連接的選擇及校核計算 鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，由表6-2【2】，取需用擠壓應力為120MP

40、a代號b×h×L軸徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩N·m）I軸8×7×36（C型）25323.544.96II軸18´11´63（A型）60455.5209.40III軸18´11´100（C型）60915.5974.9028´14´63（A型）110357校核后可知上述鍵均安全。十 聯(lián)軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器不僅可以補償兩軸間相對位移，而且具有緩沖減震的能力，因此選用彈性聯(lián)軸器。1. 高速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算考慮到電動機外伸軸徑的限制，由聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT

41、1=1.5´聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，根據(jù)GB/T 4323-2002,選用LM4梅花形彈性聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下：軸孔直徑d1=25mm，軸孔長L=45mm，公稱轉矩Tn=140Nm。2. 低速軸彈性聯(lián)軸器的設計計算聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3=1.5´。聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩，由GB/T 4323-2002,選用LM9梅花形彈性聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下：軸孔直徑d1=60mm,軸孔長L=107mm, 公稱轉矩Tn=1800Nm。PW=3.79kWPd=4.57kWPed=5.5kWY132M2-6i1=i2=5.011Z=0.664mn=

42、3mmF3=352MPaF4=252MPa齒根彎曲疲勞強度符合要求齒面接觸疲勞強度符合要求軸安全軸安全軸安全軸軸承符合壽命要求軸軸承符合壽命要求軸軸承符合壽命要求鍵符合要求高速軸選LM4梅花形彈性聯(lián)軸器低速軸選LM9梅花形彈性聯(lián)軸器十一 箱體的結構設計此減速為同軸式二級齒輪減速器，采用剖分式結構，箱座和箱蓋材料為HT150，鑄造。1. 減速器壁厚根據(jù)表4-1【1】鑄鐵減速器箱體結構尺寸估算壁厚名稱符號數(shù)值箱座壁厚，取箱蓋壁厚箱座凸緣厚度箱蓋凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺栓直徑，取20mm地腳螺栓數(shù)目a略小于250，但考慮到箱體整體尺寸較大，取n=6軸承聯(lián)接螺栓直徑d1底蓋聯(lián)接螺栓直徑d2軸承端蓋螺釘直徑d3由表9-9【1】，對輸出軸