機械設(shè)計課程設(shè)計(二級減速器)

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計計算說明書系專業(yè)班設(shè)計者指導老師2011年5月_21一日、設(shè)計任務(wù)書二、電動機的選擇（3）三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（4）四、傳動件設(shè)計（齒輪）（6）五、軸的設(shè)計（1°）六、滾動軸承校核（17）七、連接設(shè)計（19）八、減速器潤滑及密封（19）九、箱體及其附件結(jié)構(gòu)設(shè)計（20）十、設(shè)計總結(jié)（22）十一、參考資料（23）設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目4:帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器1、系統(tǒng)簡圖滾筒聯(lián)軸器減速器輸送帶2、工作條件單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載起動，單班制工作，使用期限5年，輸送帶速度容許誤差為。3、原始數(shù)據(jù)已知條件題號D1D

2、2D3D4D5D6輸送帶拉力F(N)31.61031.81032M032.21032.41032.610輸送帶速度v(m/s)1.01.10.90.91.21.0滾筒直徑D(mm)400350300300300300注：小組成員按次序選題，本設(shè)計所選題號為D5。4、傳動方案的分析帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器，再經(jīng)聯(lián)軸器將動力傳至輸送機滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用直齒圓柱齒輪傳動。設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果電動機的選擇二、電動機的選擇1、類型選擇電動機的類型

3、根據(jù)動力源和工作條件,選用Y系列封閉式三相異步電動機。2、功率選擇(1)工作機主軸所需功率PWFvPW1000式中，F(xiàn)=1.6><103N，v=1.0m/s,代入上式將：一一3一C1.6父10父1.01/PW=kW=1.6kW；1000(2)電動機所需功率Pd電動機所需功率為：pd=壓dn從電動機至卷筒主動軸之間的傳動裝置的總效率為n_n2n4n2n一聯(lián)軸器軸承齒輪卷筒查2表11-9:聯(lián)軸器傳動效率(2個)"聯(lián)軸器=0.99軸承傳動效率(4對)力軸承=0.98,齒輪傳動效率(8級2對)”齒輪=0.97,滾筒傳動效率(1個)“卷筒=0.96,242則："=0.99

4、m0.98父0.97父0.96=0.817,P1.6Pd-w-1.96kW；n0.817(3)電動機額定功率Pm選取電動機額定功率Pm,使Pm=(1l_1.3)Pd,查2表20-5取Pm=2.2kw；PW=1.6kW0=0.817Pd=1.96kWPm=2.2kW3、電動機轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件計算出工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為:二48rminnw=48rmini'=840nw=38411920rmin601000V6010001.0nw二二D400二查2推薦二級圓柱齒輪減速器傳動比為：i'=840；故電動機轉(zhuǎn)速為：nm=i'nw=(8140)48-(384L1920)rmin3、

5、電動機型號選擇符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有：750r/min、1000r/min、1500r/min三種，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機作為原動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，查2表20-5,選定電動機型號為Y126M-6的電動機。主要性能如下表：型號額定功率kW滿載時額定轉(zhuǎn)速Nm質(zhì)量kg轉(zhuǎn)速ndr/min電流A(380V)效率%功率因數(shù)Y112M-62.29405.680.50.742.045計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、傳動裝置的總傳動比：根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和滾筒轉(zhuǎn)速nw可算出傳動裝置總傳動比n

6、m940為：1=19.58;心nw482、二級圓柱齒輪減速器分配到各級傳動比:(1)高速級的傳動比為：ii1.4i總=1.419.58=5.24(2)低速級的傳動比為:i2二吧=3.74i15.243、計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù):(1)各軸的轉(zhuǎn)速：n1=nm=940rmini總=19.58i1=5.24i2=3.74各軸轉(zhuǎn)速n1=940rminn2=179.4rminn3=48rminn卷筒=48rmin各軸功率E=1.94kWP2=1.84kWP3=1.75kWP卷筒=1.70kW各軸轉(zhuǎn)矩Td=19.9Nm2軸n2=上="940=179.4r/min,i15.243軸n3=n

7、2=179.4=48r/min,i23.74卷筒n卷筒=n3=48rmin(2)各軸的輸出功率：1 軸P=Pd力聯(lián)軸器=1.96父0.99=1.94kW,2 軸P2=R箱軸承力齒輪=1.94M0.98M0.97=1.84kW,3 軸F3=P2'”軸承箱齒輪二1.84m0.98父0.97=1.75kW,卷筒P卷筒二P3力軸承力聯(lián)軸器=1.75"98M0.99=1.70kW;(3)各軸轉(zhuǎn)矩。軸Td=9550'=9550m196=19.9Nmnd940巳1.941軸F=95500=9550M=19.7Nm,n1940_P_1.842 軸T2=9550=9550M=98.2N

8、m,n2179.4P31.753 軸T3=9550'=9550黑=349.1Nm,%48PU1.70卷筒上筒=9550=9550父=338.7Nm；n卷筒48'由以上數(shù)據(jù)得各軸運動及動力參數(shù)表：T1=19.7NmT2=98.2NmT3=349.1NmT卷筒=338.7Nm軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)轉(zhuǎn)速n/(rmin)電機軸1.9619.99401軸1.9419.79402軸1.8498.217943軸1.75349.148卷筒軸1.70338.748設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果一件設(shè)計（齒輪）四、傳動零件設(shè)計（齒輪）1、高速級齒輪傳動設(shè)計（1）選擇材料及確定許用應力因為傳遞功率

9、小大，轉(zhuǎn)速/、局，大小齒輪都米用45鋼。大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，均用軟齒面。小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度197286HBS,0Hlim1=585MPa,仃FE1=445MPa大齒輪45鋼正火處理，齒面硬度156217HBs,0Hlim2=375MPa,仃FE2=310MPa由表11-5,取SH=1.1,SF=1.25,bH1Hlim1-585-532MPaSh1.1瓦2=Hlim2=375=341MPaSh1.1LfiE1=45=356MPaSf1.25bH=532MPahH2=341MPahF1=356MPa二FE2SF310248MPa1.25二F2I-248MPau1(ZEZH)2

10、K=1.5；6）對于標準齒輪，區(qū)域系數(shù)Zh=2.5；d1一55.1mm（2）按齒面接觸強度設(shè)計設(shè)齒輪按8級精度制造。,2KTid1一3弋d確定公式中的各計算數(shù)值：1）查1表11-3,選擇載荷系數(shù)4一2）小齒輪的轉(zhuǎn)矩：T=工=1.97父10Nmm;3）查1表11-6,選擇齒寬系數(shù)4d=0.8；4)齒數(shù)比u=i=5.24；5）由1表11-4,選擇彈性系數(shù)Ze=188;小齒輪分度圓直徑:,2KT1d1-3；1u1(ZeZa)20.85.241(1882.55.24341)2=55.1mm齒數(shù)取乙=32,則Z2=iiZi=5.24父32=168設(shè)計模數(shù)m=2=至/=1.72Zi3211-6):（3）驗

11、算輪齒彎曲強度查1有輪齒彎曲強度驗算公式（32KTYFaYsadZ2二f確定公式中的各計算數(shù)值:1）查1圖11-8,取齒形系數(shù)YFa1=2.56;2）查1圖11-9,取應力集中系數(shù)Ysh=1.63；3）查1表11-5,取安全系數(shù)SF=1.25,則：巾*/2KT1YFa1Ysa1m23,27lV%z；m至1.07mm_3/2x1.5x1.97x1042.56黑1.63一V0.8m322248=1.07mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果一(4)決定模數(shù)綜合按齒面接觸強度設(shè)計與按輪齒彎曲強度設(shè)計結(jié)果的比較，以相對大者為基準，并按1表4-1取標準模數(shù)m=2mm。(5)幾何尺寸計算1)分度圓直徑：d1=mz=2

12、尺32=64mm,d2=mz2=2父168=336mm;2)齒輪iO：b=d1=0.864=51.2mm,Wb2=55mm,b1=60mm；、口匚d1+d264+336”八4)中心距：a=200mm22(6)齒輪的圓周速度ndm3.1464940。/v-一一3.15m/s60M100060000對照1表11-2可知選用8級精度是合宜的。2、低速級齒輪傳動設(shè)計(1)選擇材料及確定許用應力因為傳遞功率小大，轉(zhuǎn)速/、局，大小齒輪都米用45鋼。大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，均用軟齒面。小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度197286HBS,0Hlim1=585MPa,仃FE1=445MPa大齒輪45鋼正火處理

13、，齒面硬度156217HBs,0Hlim2=375MPa,仃FE2=310MPa由表11-5,取Sh=1.1,Sf=1.25,m=2mmZ1=32z2=168d1=64mmd2=336mmb1=55mmb2=60mma=200mmKm=585=532MPaSh1.1EH21Hlim2=375=341MPaSh1.1吒1=445=356MpaSf1.25,】二FE2310lcF2I-FE2=248MPaSf1.25（2）按齒面接觸強度設(shè)計查1公式（11-3）有小齒輪最小d1設(shè)計依據(jù)：“J12KTu+1'ZeZhJ1一3u1卜hL確定公式中的各計算數(shù)值：1）查1表11-3,選擇載荷系數(shù)K=

14、1.5;4一2）小齒輪的轉(zhuǎn)矩：丁=丁2=9.82父10N.mm；3）查1表11-6,選擇齒寬系數(shù)a=0.8；4）齒數(shù)比u=i2=3.74；5）由1表11-4,選擇彈性系數(shù)ZE=188；6）對于標準齒輪，區(qū)域系數(shù)Zh=2.5；小齒輪分度圓直徑:u1ZeZh2u(；H1)二3；21.59.821043.741(1882.5)200.83.74341=96.1mm齒數(shù)取z1=32，則z2=i2z1=3.732=120設(shè)計模數(shù)：m=5=96.1=3mm432(3)按輪齒彎曲強度設(shè)計I<hiI-532MPakH2I-341MPal<F1I-356MPaI.-F2I-248MPad1-96.1

15、mm以相對大者m0.92mmd二96mmd2=360mmb1=85mmb2=80mma=228mm查1有輪齒彎曲強度驗算公式(11-6):32KTYFYSm至2r-Sa-'Zi-F確定公式中的各計算數(shù)值：1)查1圖11-8,取齒形系數(shù)YFa2=2.15;2)查1圖11-9,取應力集中系數(shù)Ysa2=1.83;計算：32KYFaYsam>亍-d乙二f3_,21.59.821042.561.63一00.8322248=0.92mm4)決定模數(shù)綜合按齒面接觸強度設(shè)計與按輪齒彎曲強度設(shè)計結(jié)果的比較,為基準，并按1表4-1取標準模數(shù)m=3mm。(5)幾何尺寸計算1)分度圓直徑：d1=mz1=

16、3父32=96mm,d2=mz2=3父120=360mm;2)齒輪齒寬：b=邛dd1=0.8父96=76.8mm,Wb2=80mm,b1=85mm；3)中心距：a=5=9=228mm；22(6)齒輪的圓周速度二d1n23.1496179.4v0.9m/s60100060000對照1表11-2可知選用8級精度是合宜的。3、傳動齒輪主要參數(shù)表高速級低速級齒數(shù)z3216832120中心距a(mm)200228模數(shù)m(mm)23齒逆b(mm)60558580分度圓直徑d(mm)6433696360設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果軸的設(shè)計軸的設(shè)計（在本次設(shè)計中為減輕設(shè)計負擔，只進行高速軸的強度校核）一.高速軸1的

17、設(shè)計1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。2、初估軸徑按扭轉(zhuǎn)強度法估算高速軸的直徑，由1表14-2,取常數(shù)C=110,由1公式（14-2）,軸的最小直徑滿足：戶八可J1.94d1min15mm%=C；=C3=110=14mm;Vnyn1丫940該段軸上有一鍵槽將計算值加大3%,取dmin=15mm此軸的最小直徑dmin即安裝在聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1min,為了使所選的軸白直徑di與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。3、選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用HL型彈性注銷聯(lián)軸器。查1表17-1,取Ka=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩：Tc=KT=1,5X19.7=29.55

18、Nm；Tc=29.55Nm按照TcW及電動機軸尺寸等限制條件，查3表13-1,選用HL2型選用HL2型彈性彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩Tn=315N-m,半聯(lián)軸器的孔徑d=20LI32mm,可滿足電動機的軸徑（）要求.最后確定減速器高速軸外伸直徑d1min=20mm。柱銷聯(lián)軸器d1min=20mm4、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在茴速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容什定的內(nèi)外圈軸線偏斜量，大量生產(chǎn)價格最低等因素，根據(jù)1表16-2選用深溝球軸承。又根選用6005深溝球據(jù)設(shè)計尺寸dq=33mm,由2表18-2選用軸承型號為6005,其d=25mm,B=1

19、2mm。5、高速軸1的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸的結(jié)構(gòu)方案如圖（采用齒輪軸設(shè)計）：軸承5-T6808212212106096123052III'Ii1V'vViViiViiiIX設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果（2）各軸段直徑與長度的確定1）由所選半聯(lián)軸器的孔徑d=20|_l32mm,取高速軸最小直徑dimin=20mm；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=52mm,VIII-IX斷的長度應比L略短一些，現(xiàn)取LV川，=50mm；7）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-n軸段右端要求制出一軸肩，故取VII-VIII段的直徑dvII訓=22mm；軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而

20、定），根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為15mm。故取lviijviii=30mm。3）根據(jù)所選軸承尺寸確定di=dw_Vii=25mm,LIJJ=Lvi_vii=12mm;4）為滿足軸承的軸向定位要求，取dii=10mm,綜合中間軸設(shè)計取Liv:v=5mm；5）軸的齒輪段直徑dIIIJ.V=60mm,長度Lv=95mm;至此已初步確定各軸段的直徑與長度。（3）軸上零件的周向固定1）半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，配合選H7/k6o按dv11Hx-20mm,由1表10-9查得平鍵的截面b-6mm,h-6mm,根據(jù)該軸段長度，取L-45mm。d1min=

21、20mmLVIIIJX=50mmdvii_viii-22mmLVII_VIII=30mmdi_u-dvijvii25mmLI_U=LVI_VII=12mmdm=10mmdvq=50mmdIII_1V=60mmLv=95mm鍵6X6X45GB/T1069-1979四、滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸倒角01.2公差為m6o(4)軸上倒角與圓角根據(jù)4表15-2,取軸端倒角01.2,各軸肩處的圓角半徑見齒輪軸零件圖。設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果6、軸的受力分析首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。確定軸的支點位置，對與軸承6207,由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因

22、此作為簡支梁的軸的支撐跨距為266.5mm。計算軸齒輪上的圓周力：l2Ti2M23640廣八Ft=945.6NFt=945.6N,di50Fr=344.2N徑向力：Fr=Fttana=945.6mtan200=344.2N根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。7、判斷危險截面從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出0截面是危險截面?，F(xiàn)將C截面處的Mh、Mv及M的值列于下表:載荷水平囿H垂直面V支反力Fnh1=260.3NFnH2=685.3NFnv1=94.8NFnv2=249.4N彎矩MH=33579NmmMv=12221Nmm總彎矩M=35734Nmm扭矩T1=23640Nmm8、軸的彎扭合

23、成強度校核進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面(即危險截面C)的強度。，計內(nèi)容計算及說明結(jié)果根據(jù)4公式15-5及4表15-4中軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6,軸的計算應力：、.M2+(5)2仃ca=-W.?_，357342+(0.6x23640)2_31Mp-0.1父503一.a之前已選定軸的材料為45號調(diào)制鋼，由4表15-1查得許用彎曲應力口】=60MPa。因此aca<bj】，故安全。B中間軸2的設(shè)計1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。2、初估軸徑按扭轉(zhuǎn)強度法估算高速軸的直徑，由1表14-2,取常數(shù)

24、C=116,由1公式(14-2),軸的最小直徑滿足：3戶3區(qū)3叵3眩dmin至CJ=C=116父J=25.92mm;nnn22206.53、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在茴速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容什定的內(nèi)外圈軸線偏斜量，大量生產(chǎn)價格最低等因素，根據(jù)1表16-2選用深溝球軸承。又根據(jù)設(shè)計尺寸取di-30mm>dmin,由2表18-2選用軸承型號為6206,其d=30mm,B=16mm。5、中間軸2的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸的結(jié)構(gòu)方案如圖：ca=3.1MPadmin之25.92mm選用6206深溝球軸承dif=dv-vi=30mmLu=l_

25、v-vi=40mm設(shè)計內(nèi)容結(jié)果du=div-v=36mmLu=61mmLiv=36mmdj=43mmL-=15mm鍵10x8x50GB/T1069-1979鍵10X8X28GB/T1069-1979倒角C1.2（2）各軸段直徑與長度的確定1）根據(jù)所選軸承的直徑d=30mm,取中間軸最小直徑d1口=dv-Vi=30mm;綜合壁厚及箱體尺寸等因素，現(xiàn)取Li=Lv-vi=40mm;計算及說明2）為滿足齒輪的軸向定位要求，i-n軸段右端及v-vi軸段左端要求制出一軸肩，故取du=dw_v=36mm。根據(jù)高速級大齒輪及低速級小齒輪的齒寬，分別取Lu=61mm,L=36mm；3）為滿足齒輪的軸向定位要求，

26、取dw=43mm。根據(jù)齒輪間間隙推薦值，取Lw=15mm；至此已初步確定各軸段的直徑與長度。1）軸上零件的周向固定1）齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。n-m段平鍵，按dn-m=36mm,由1表10-9查得平鍵的截面b=10mm,h=8mm,由該軸段長度取L=50mm。IV-V段平鍵，按dw-y=36mm,由1表10-9查得平鍵的截面b=10mm,h=8mm,由該軸段長度取L=28mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6o2）滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6o（4）軸上倒角與圓角根據(jù)4表15-2,取軸端倒角C1,各

27、軸肩處的圓角半徑見中間軸零件圖。C低速軸3的設(shè)計1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。2、初估軸徑按扭轉(zhuǎn)強度法估算高速軸的直徑，由1表14-2,取常數(shù)C=100,由1式(14-2),軸的最小直徑滿足：dmin:32.7mm333,PP32.236dmin>C=CJ=100X|I_6Q-=32.7mm;此軸的最小直徑dmin即安裝在聯(lián)軸器處軸的最小直徑du,為了使所選的軸白直徑di與聯(lián)軸器的孔徑相適應，所以需要同時選取聯(lián)軸器的型號。計算及說明3、選擇聯(lián)軸器查1表17-1,取Ka=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩:Tc=KaT3=1.5父355.9=533.85Nm;選用HL3型彈性柱

28、銷聯(lián)軸器按照TcMTn及電動機軸尺寸等限制條件，查3表13-1,選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩Tn=630N-m,半聯(lián)軸器的孔徑d=3042mm,故取低速軸3最小直徑di.n=35mm>dmin°4、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)選用6209深溝球軸承最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許一定的內(nèi)外圈軸線偏斜量，大量生產(chǎn)價格最低等因素，根據(jù)1表16-2選用深溝球軸承。又根據(jù)設(shè)計尺寸dq=42mm,由2表18-2選用軸承型號為6209,其d=45mm,B=19mm。5、低速軸3的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸的結(jié)構(gòu)方案如圖:（2）各軸段

29、直徑與長度的確定1）由所選半聯(lián)軸器的孔徑d=3042mm,取低速軸最小直徑山口=35mm;半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=82mm,I-n斷的長度應比L略短一些，現(xiàn)取=80mm;2）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-n軸段右端要求制出一軸肩，故取n-m段的直徑du=42mm；軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。故取L=40mm。di-n=35mmL=80mmdn_m=42mml_n_m=40mm設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果3）根據(jù)所選軸承直徑尺寸確定dmuv=d皿=45mm,取L-=19mm

30、,L=45mm;4）為滿足軸承的軸向定位要求，取dw=50mm,綜合中間軸設(shè)計取L=68mm;5）為滿足齒輪的軸向定位要求，取該段直徑dv=60mm,長度Lv=10mm;6）根據(jù)齒輪幾何尺寸，VI-VII段直徑dv=50mm,長度取Lv=56mm;至此已初步確定各軸段的直徑與長度。（4）軸上零件的周向固定1）齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按dI-n=35mm,由1表10-9查得平鍵的截面b=10mm,h=8mm,根據(jù)該軸段長度，取L=70mm。同理按d2-50mm,由1表10-9查得平鍵的截面b-14mm,h=9mm,根據(jù)該軸段長度，取L=45mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良

31、好得對中性，故選擇齒輪輪轂與軸dw=d5=45mmLmuv=19mmLy=45mmdm=50mmLiv=68mmdv_vi=60mmLv=10mmdv=50mmLvq=56mm鍵10X8X70GB/T1069-1979鍵14X9X45GB/T1069-1979得配合選H7/n6o2）半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。五、滾動軸承與軸的周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6o（4）軸上倒角與圓角根據(jù)4表15-2,取軸端倒角01.6,各軸肩處的圓角半徑見低速軸零件圖。倒角01.6設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果滾動滾動軸承校核軸承（本次設(shè)計中為減輕設(shè)計負擔，只進行高速軸上軸承的校核）根據(jù)要求

32、對所選的在茴速軸1上的兩滾動軸承進行校核，深溝球軸承校核型號均為6207,具基本額定動載荷Cr=25500N,基本額定靜載荷00r=15200N。前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為：Fnh1=260.3N,Fnv1=94.8N,Fnh2=685.3N,Fnv2=249.4N；由上可知軸承2所受的載荷大于軸承1,所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1也必滿足要求。1、求比值對于深溝球軸承所受徑向力：Fr=<685.32+249.42N=731.3NFr=731.3N所受的軸向力：Fa=0N,Fa=0Na根據(jù)4表13-5,深溝球軸承的最小e值為0.19,故此時呂eoFr2、計算

33、當量動載荷P根據(jù)4式(13-8a),P=fp(XFr+YFa),按照4表13-5,X=1,Y=0,按照4表13-6,fp=1.01.2,取fP=1.1。則：P=fp(XFr+YFa)=1.1m(1m731.3"804.43N3、驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為：Lh'=5M365M8h=14600h；所選軸承6207基本額定壽命，根據(jù)4式(13-5)有：106/Cr、#Lh:()名:60nlP1 ；106(25500、3u父()=553010h60父960804.43貝ULh'=14600h<Lh=553010h,故所選的軸承6207滿足要求。P=804.4

34、3NLh'=14600hLh=553010設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果連接設(shè)計連接設(shè)計（本次設(shè)計中為減輕設(shè)計負擔，只進行高速軸上鍵的校核）1、選擇鍵連接的類型和尺寸本設(shè)計半聯(lián)軸器與高速軸的周向定位采用圓頭普通平鍵（A型）聯(lián)接。按dI=30mm,由1表10-9查得平鍵的截面尺寸b=8mm,h=7mm,由該軸段長度取L=70mm。2、校核鍵聯(lián)接的強度由1式（10-26）有平鍵連接的擠壓強度條件：仃L；pdhlp1）鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，承受輕微沖擊，由1表10-10查得許用擠壓應力Dp=100120MPa,取仃p=110MPa；2）鍵的工彳長度l=Lb=708=62mm,則由上式得：op=

35、4T_=4乂23640=7.9MPa<kp】=110MPa；pdhl30M7M62p故所選的平鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵8X7X70GB/T1069-1979。仃p=110MPapp0-<bpp減速器潤滑及密封減速器潤滑及密封1、齒輪的潤滑由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，計算它們的速度：2町,2冗m960”v1=d1=m0.05=5.024ms，606024.2nM60v2=d2=乂0.258=1.6m/s;6060v2<v1<12mjs,所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查2表19-1,選用全損耗系統(tǒng)用油(GB/T433-1989),代號為L-AN32。2、滾

36、動軸承的潤滑由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查2表19-2,選用鈣基潤滑脂(GB/T491-1987),代號為L-XAMHA1。3、減速器的密封為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。全損耗系統(tǒng)用油(GB/T433-1989),代"L-AN32鈣基潤滑脂(GB/T491-1987),代號為L-XAMHA1設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果箱體及其附件結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體及其附件結(jié)構(gòu)設(shè)計A箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。卜面對箱體進行具體設(shè)計。1、確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚6。為了保證結(jié)合面連

37、接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計得更厚些。2、合理設(shè)計肋板；在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3、合理選擇材料；因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。4、由2表6-5設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸見卜貝表格。B附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在偵于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。2、放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有

38、足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。3、油標油標用來指示油回局度，將它設(shè)直在更于檢查及油向較穩(wěn)定之處。4、通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上，其里向還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。5、起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣卜面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。6、起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。7、

39、定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名稱公式數(shù)值(mm)箱座壁厚S=0.025a+3A810箱蓋壁厚S1=0.02a+3A88箱體凸緣厚度箱座b=1.5S15箱蓋bi=1.5S12箱座底b2=2.5S25加強肋厚箱座e0.85S8.5箱蓋m=0.8588.5地腳螺釘直徑和數(shù)目df=0.036a+12M20n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.72dfM16箱蓋和箱座聯(lián)接螺栓直徑d2=0.6dfM12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸d3=0.4-0.5dfM8n=4中間軸M8低速軸Mi0軸承蓋外徑D2高速軸D=D+5di22中間軸ii2低速軸i35觀察孔蓋螺釘直徑d4=0.4dfM8df、di、d2至箱外壁距離dfC26di22d2i8df、di、d2至凸緣邊緣的距離dfG24di20d2i6大齒輪齒頂圓與內(nèi)壁距離i>1.2Si4齒輪端面與內(nèi)壁距離2>Si2外壁至軸承座端面的距離li=C2+C+(5i0)50設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果設(shè)計總結(jié)設(shè)計總結(jié)i、分析方案優(yōu)缺點i）能滿足所需的傳動比；齒輪傳動能實現(xiàn)