二級減速器鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計說明書VIP

1、2012級機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 12機(jī)制本（1）班 學(xué) 號： 120611011 姓 名： 王樂樂 指導(dǎo)老師： 夏翔 1、設(shè)計任務(wù)設(shè)計任務(wù)如圖1.1所示，為用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)上的兩級圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸機(jī)在常溫下連續(xù)工作、連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷有輕微沖擊；運(yùn)輸鏈工作速度v的允許誤差為+5%；三班制（每班工作8h），要求傳動系統(tǒng)設(shè)計壽命為10年，大修期為2-3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。已知數(shù)據(jù)：運(yùn)輸鏈牽引力F（KN）：3.0輸送速度 V(m/s)：0.5鏈輪節(jié)圓直徑D(mm)：280

2、 圖1.1鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動系統(tǒng)簡圖1動力與傳動系統(tǒng)； 2聯(lián)軸器； 3鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī) 2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。 本傳動裝置傳動比不大，采用三級級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護(hù)作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運(yùn)輸機(jī)之間布置一臺兩級級直齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。圖2.1鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動方案示意圖1電動機(jī)；2V帶傳

3、動；3兩級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器； 5鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)3原動件的選擇與傳動比的分配3.1原動件的選擇1電動機(jī)類型的選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為380V。2電動機(jī)容量的選擇 根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為 設(shè)： 輸送機(jī)的的效率； V帶傳動效率，=0.95； 對滾動軸承效率，=0.99； 閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為7級），=0.98； 聯(lián)軸器效率，=0.99； 輸送機(jī)滾子鏈效率，=0.96；估算傳送系統(tǒng)總效率為 則傳動系統(tǒng)的總效率為 工作時，電動機(jī)所需的功率為 查表可知，滿足條件的Y系列三相異步電動機(jī)額定功率應(yīng)取為2.2

4、kW。 3電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件，可得輸送機(jī)的工作轉(zhuǎn)速初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機(jī)，查表可知，對應(yīng)于額定功率為2.2的電動機(jī)型號分別為Y100L1-4型和Y112M-6型?，F(xiàn)將有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算的總傳動比列于下表中。 方案的比較方案號型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動比外伸軸頸D/mm軸外伸長度E/mmY100L1-42.21500143041.912860Y112M-62.2100094027.552860通過對上述兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比對三級減速傳動而言不算大，故選方

5、案較為合理。Y100L1-4型三相異步電動機(jī)的額定功率為2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速由表查得電動機(jī)中心高H=112mm，軸伸出部分的直徑和長度分別為D=28mm和E=60mm。3.2計算總傳動比和各級傳動比的分配 鏈?zhǔn)捷斔蜋C(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比 由傳動系統(tǒng)方案知V帶傳動的傳動比由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比為 低速級傳動比為 傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為 ；3.3傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下所示。0軸（電動機(jī)軸）： 1軸

6、（減速器高速軸）： 2軸（減速器中間軸）： 3軸（減速器低速軸）： 4軸（輸送機(jī)軸）： 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)軸號電動機(jī)兩級圓柱齒輪減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)1430476.67111.8434.134.1功率P/kW1.81.711.661.611.578轉(zhuǎn)矩T/( Nm)12.0234.26141.75451.04441.93傳動比i34.263.2814傳動零件的設(shè)計計算4.1減速器外部傳動零件的設(shè)計計算V帶傳動的設(shè)計根據(jù)已知條件，電動機(jī)功率P=1.8kW，轉(zhuǎn)速=1430r/min，傳動比i=3。1 確定計算功率查得工作情況系數(shù)=1.3,故 2 選擇V帶的類

7、型根據(jù)、選用Z型。3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90mm（2）驗(yàn)算帶速v 故帶速合適（3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 圓整為 4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld （1）初定中心距 （2）計算帶所需基準(zhǔn)長度 選帶的基準(zhǔn)長度 （3）計算實(shí)際中心距a 中心距的變化范圍為492594mm 5、驗(yàn)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Pr 由=90mm和=1430r/min，查得Po=0.3576kW 由=1430r/min，i=3和Z型帶，查得 查得， （2）計算V帶的根數(shù)z 取6根 7、計算單根V帶的初拉力的最小值 查得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0

8、.06kg/m 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 8、計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值4.2減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計計算一、高速級圓柱齒輪傳動的設(shè)計根據(jù)已知：輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動比，傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=34.26N.m，工作壽命10年，三班制，工作時有輕微沖擊1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（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)），硬度為240HBS，硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式 （1）、確定公

9、式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）、試選載荷系數(shù) 2）、選取齒寬系數(shù) 3）、查得材料的彈性影響系數(shù) 4）、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 5）、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 6）、取接觸疲勞壽命系數(shù)， 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 （2）、計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2）、計算圓周速度v 3）、計算齒寬b 4）、計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5）、計算載荷系數(shù) 由v=1.11m/s，7級精度，查得動載系數(shù) 直齒輪 查得使用系數(shù) 查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時， 由， 查得 6）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

10、7）、計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計公式 （1）、確定公式內(nèi)各計算值 1）、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2）、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 4）、計算載荷系數(shù)K 5）、查取齒形系數(shù)查得，6）、計算大、小齒輪的并加以比較 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)m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)的大小主要決定于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.54并將就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，由按接觸強(qiáng)度算得

11、的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取 4、幾何尺寸計算（1）、計算分度圓直徑 （2）、計算中心距 （3）、計算齒輪寬度 取 高速級齒輪傳動的主要幾何尺寸小齒輪大齒輪模數(shù)m2齒數(shù)z25107齒形角齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d50214齒頂圓直徑54218齒根圓直徑45199齒高h(yuǎn)4.5中心距a132二、低速級圓柱齒輪傳動的設(shè)計根據(jù)已知：輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動比，傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=141.75N.m，工作壽命10年，三班制，工作時有輕微沖擊1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（3）材

12、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)），硬度為240HBS，硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式 （1）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）、試選載荷系數(shù) 2）、選取齒寬系數(shù) 3）、查得材料的彈性影響系數(shù) 4）、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 5）、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 6）、取接觸疲勞壽命系數(shù)， 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 （2）、計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2）、計算圓周速度v 3）、計算齒寬b 4）、計算齒

13、寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5）、計算載荷系數(shù) 由v=1.11m/s，7級精度，查得動載系數(shù) 直齒輪 查得使用系數(shù) 查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時， 由， 查得 6）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7）、計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計公式 （1）、確定公式內(nèi)各計算值 1）、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2）、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 4）、計算載荷系數(shù)K 5）、查取齒形系數(shù)查得，6）、計算大、小齒輪的并加以比較 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)m大于由

14、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要決定于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.42并將就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，由按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取 4、幾何尺寸計算（1）、計算分度圓直徑 （2）、計算中心距 （3）、計算齒輪寬度 取 低速級齒輪傳動的主要幾何尺寸小齒輪大齒輪模數(shù)m25齒數(shù)z32104齒形角齒頂高系數(shù)1頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d80260齒頂圓直徑85265齒根圓直徑73.75253.75齒高h(yuǎn)5.625中心距a1705、軸的設(shè)計計算5.1減速器低速軸的設(shè)計計算

15、根據(jù)已知：輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩1、 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 圓周力、徑向力的方向如圖所示2、 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取 輸出軸的最小直徑為安裝聯(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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，取 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標(biāo)準(zhǔn)，選用HL4型的彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000N.mm，半聯(lián)軸器的孔徑，取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。3、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）、擬定軸上零件的裝配方案如下圖 （2）、根據(jù)軸向

16、定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制處一軸肩，取2-3段的軸頸的d2-3=48mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑D=50mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm；為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度比L1略短一些，取L1-2=82mm; 2）、初步選擇滾動軸承，因軸只受徑向力的作用，故選深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)d2-3=48mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙0級公差的深溝球軸承6210，其尺寸為，故d3-4=50mm，左端采用擋油盤定位，由手冊上查得，6210型軸承的安裝尺寸，

17、所以，取d4-5=57mm。 3）、取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=56mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使擋油盤端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，取L6-7=78mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，取h=5mm，軸環(huán)處直徑d5-6=66mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取L5-6=12mm。 4）、軸承端蓋的總寬度為28mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承潤滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面間的距離l=15mm，故取L2-3=45mm， 5）、取齒輪距離箱體內(nèi)壁的長度a=12.5mm，擋油盤距離軸承的長度S=12m

18、m, 軸承的寬度T=20mm，故軸段7-8長度L7-8=20+12+12.5+2=46.5mm，軸段3-4的長度L3-4=14+20=34mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，取4-5段的長度L4-5=60mm。 至此，已基本確定了軸的各段長度和直徑。 （3）、軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按d6-7=56mm，查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為70mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）、確定軸上圓角

19、和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。4、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=72mm+136mm=208mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩扭矩T4、 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故安全

20、。5.2減速器高速軸的設(shè)計計算根據(jù)已知：輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5、 求作用在齒輪上的力 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為 圓周力、徑向力的方向如圖所示6、 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取 軸的最小直徑為安裝帶輪處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與帶輪的孔徑相適應(yīng)，選，帶輪的寬度為L=40mm，帶輪與軸配合的轂孔長度L1=38mm。7、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）、擬定軸上零件的裝配方案如下圖 （2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）、為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制處一軸肩，取2-3段的軸頸的d2-3=23mm；帶輪與軸配合的轂孔長度L1=38mm；

21、故1-2段的長度取為L1-2=82mm; 2）、初步選擇滾動軸承，因軸只受徑向力的作用，故選深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)d2-3=23mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙0級公差的深溝球軸承6205，其尺寸為，故d3-4=25mm，右端采用擋油盤定位，由手冊上查得，6210型軸承的安裝尺寸，所以，取d4-5=31mm。 3）、由于齒輪的分度圓直徑較小，所以此軸設(shè)計為齒輪軸，根據(jù)齒輪寬度為55mm，所以齒輪處的軸段長度L5-6=55mm。齒輪右端軸環(huán)的直徑取為d6-7=31mm，軸環(huán)寬度取L6-7=12mm。 4）、軸承端蓋的總寬度為28mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承潤滑的要求，取端

22、蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面間的距離l=15mm，取齒輪距離箱體內(nèi)壁的長度a=10mm，擋油盤距離軸承的長度S=15mm,軸承的寬度T=15mm，故軸 段7-8長度L7-8=15+15+2=32mm，軸段3-4的長度L3-4=32mm，軸段2-3的長度L2-3=28+15+2=45mm根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，取4-5段的長度L4-5=99.5mm。 至此，已基本確定了軸的各段長度和直徑。 （3）、軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按d1-2=20mm，查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為32mm。滾動軸承與軸的周向定位 是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）、確定軸

23、上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。4、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=149mm+60mm=209mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩扭矩T8、 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，

24、故安全。5.3減速器中間軸的設(shè)計計算根據(jù)已知：輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩9、 求作用在齒輪上的力 圓周力、徑向力的方向如圖所示10、 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取 軸的最小直徑是安裝滾動軸承處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與滾動軸承相適應(yīng)，故需同時選取滾動軸承型號，因軸只受徑向力的作用，故選深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)最小直徑為28.5mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙0級公差的深溝球軸承6206，其尺寸為，故d1-2=30mm。11、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）、擬定軸上零件的裝配方案如下圖（2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）、取安裝大齒輪處的軸

25、段2-3的直徑d2-3=34mm；安裝小齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=34mm；小齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤定位，已知小齒輪輪轂的寬度為85mm，為了使擋油盤端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，取L4-5=82mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，取h=5mm，軸環(huán)處直徑d3-4=44mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取L3-4=9mm。大齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤定位，已知大齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使擋油盤端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，取L2-3=48mm。 4）、軸承端蓋的總寬度為28，長度a=12.5mm，擋油盤距離軸承的長度S=14mm

26、, 軸承的寬度T=16mm，故軸段5-6長度L5-6=16+14+12.5+3=45.5mm，軸段1-2的長度L1-2=14+16+12.5+2=44.5mm。 至此，已基本確定了軸的各段長度和直徑。 （3）、軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，按d4-5=34mm，查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為70mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，大齒輪與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，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 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見

27、圖。4、求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L1+L2+L3=72mm+76.5+59.5mm=208mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，彎矩M總彎矩，扭矩T12、 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故安全。6、滾動軸承及鍵連接的

28、校核計算6.1滾動軸承的校核計算一、低速軸上滾動軸承的校核根據(jù)已知：軸承所受徑向力，轉(zhuǎn)速，基本額定動載荷因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得，取徑向載荷系數(shù)X=1,Y=0，F(xiàn)r1Fr2，所以 軸承滿足壽命要求二、高速軸上滾動軸承的校核根據(jù)已知：軸承所受徑向力，轉(zhuǎn)速，基本額定動載荷因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，查表得，取徑向載荷系數(shù)X=1,Y=0，F(xiàn)r1Fr2，所以 軸承滿足壽命要求6.2鍵連接的校核計算一、低速軸上鍵連接的校核1、與齒輪連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，與鍵連接的軸頸d=56mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度l=L-b=70m

29、m-16mm=54mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 鍵合適 2、與聯(lián)軸器連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，與鍵連接的軸頸d=42mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度l=L-0.5b=80mm-6mm=74mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 鍵合適二、高速軸上鍵連接的校核與帶輪連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，與鍵連接的軸頸d=20mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度l=L-0.5b=32mm-3mm=29mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 鍵合適三、中間軸上鍵連接的校核1、與小齒輪連接的鍵的校核根

30、據(jù)已知：鍵的尺寸為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，與鍵連接的軸頸d=34mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 鍵合適 2、與大齒輪連接的鍵的校核根據(jù)已知：鍵的尺寸為，需傳遞的轉(zhuǎn)矩，與鍵連接的軸頸d=34mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，鍵的工作長度l=L-b=80mm-10mm=70mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 鍵合適7減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封7.1減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器由傳動零件、軸系部件、箱體、附件以及潤滑密封裝置等組成。傳動零件和軸系部件已經(jīng)做過設(shè)計。7.1.1箱體箱體是

31、減速器中所有零件的基座，作用在于支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供一封閉的工作空間，使其處于良好的工作狀況；同時防止外界灰塵、異物侵入以及箱體內(nèi)潤滑油溢出。箱體兼做油箱使用，以保證傳動零件的嚙合過程的良好潤滑。箱體是減速器中結(jié)構(gòu)和受力最復(fù)雜的零件之一，為了保證具有足夠的強(qiáng)度和剛度，箱體有一定的壁厚，并在軸承座孔上、下處設(shè)置加強(qiáng)肋。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體做成剖分式，有箱座和箱蓋組成，箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，用圓錐銷定位鑄造箱體采用灰鑄鐵鑄造，剛性較好，外形美觀，易于切削加工，能吸收振動和消除噪聲，適合于成批生產(chǎn)。7.1.2減速器的附件1、窺視孔和視孔蓋 窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況和潤滑情況等，并可由該空向箱內(nèi)注入潤滑油，平時由視孔蓋用螺釘封住。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，蓋板底部有紙質(zhì)封油墊片。2、通氣器 減速器工作時，其內(nèi)部的溫度和氣壓都很高，通氣器能使熱膨脹氣體及時排出，保證箱體內(nèi)外氣壓平衡，以免潤滑油沿箱體結(jié)合面