機(jī)械設(shè)計(jì)二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器

第頁(yè)目錄第1部分設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 31.1設(shè)計(jì)題目 31.2設(shè)計(jì)步驟 3第2部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 32.1傳動(dòng)方案 32.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 3第3部分選擇電動(dòng)機(jī) 43.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇 43.2確定傳動(dòng)裝置的效率 43.3選擇電動(dòng)機(jī)容量 43.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 5第4部分計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 64.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) 64.2高速軸的參數(shù) 64.3中間軸的參數(shù) 64.4低速軸的參數(shù) 64.5工作機(jī)的參數(shù) 7第5部分減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 75.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 75.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 75.3確定傳動(dòng)尺寸 95.4計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù) 105.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 11第6部分減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 126.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 126.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 126.3確定傳動(dòng)尺寸 156.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 156.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 166.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 17第7部分軸的設(shè)計(jì) 177.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 177.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 227.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 27第8部分滾動(dòng)軸承壽命校核 328.1高速軸上的軸承校核 328.2中間軸上的軸承校核 338.3低速軸上的軸承校核 34第9部分鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 359.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 359.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 369.3中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 369.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 369.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 36第10部分聯(lián)軸器的選擇 3710.1高速軸上聯(lián)軸器 3710.2低速軸上聯(lián)軸器 37第11部分減速器的密封與潤(rùn)滑 3811.1減速器的密封 3811.2齒輪的潤(rùn)滑 3811.3軸承的潤(rùn)滑 38第12部分減速器附件 3812.1油面指示器 3812.2通氣器 3912.3放油孔及放油螺塞 3912.4窺視孔和視孔蓋 4012.5定位銷 4012.6啟蓋螺釘 4012.7螺栓及螺釘 40第13部分減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 40第14部分設(shè)計(jì)小結(jié) 41第15部分參考文獻(xiàn) 41

第1部分設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.1設(shè)計(jì)題目二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=2200N，速度v=1.1m/s，直徑D=240mm，每天工作小時(shí)數(shù)：8小時(shí)，工作年限（壽命）：20年，每年工作天數(shù)：365天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7.滾動(dòng)軸承校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)10.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第2部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng)，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。第3部分選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.98閉式圓柱齒輪的效率：η4=0.96閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.95工作機(jī)的效率：ηw=0.96η3.3選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：6～16，因此理論傳動(dòng)比范圍為：6～16?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(6～16)×87.58=525--1401r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890電機(jī)主要外形尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：i（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比錐齒輪（高速級(jí)）傳動(dòng)比i則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i減速器總傳動(dòng)比i第4部分計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)PnT4.2高速軸的參數(shù)PnT4.3中間軸的參數(shù)PnT4.4低速軸的參數(shù)PnT4.5工作機(jī)的參數(shù)PnT各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)電機(jī)軸9603.0630440.62高速軸9603.0330142.19中間軸350.362.8276866.65低速軸87.592.65288931.38工作機(jī)87.592.42263854.32第5部分減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°。（2）參考表10-6選用7級(jí)精度。（3）材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（表面淬火），齒面硬度48～55HRC，大齒輪40Cr（表面淬火），齒面硬度48～55HRC（4）選小齒輪齒數(shù)Z1=30，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=30×2.74=83。實(shí)際傳動(dòng)比i=2.7675.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算齒輪模數(shù)，即mt1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②計(jì)算YFa×YSa/[σF]計(jì)算由分錐角δδ計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz由圖查得齒形系數(shù)Y由圖查得應(yīng)力修正系數(shù)Y由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得σσYY兩者取較大值，所以Y2）試算齒輪模數(shù)mt（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）圓周速度νv2）齒寬bb=3）齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=b3）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.073取齒間載荷分配系數(shù)：KFα=1查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.274查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ=1.054由式實(shí)際載荷系數(shù)為4）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=5.3確定傳動(dòng)尺寸（1）實(shí)際傳動(dòng)比u=（2）大端分度圓直徑dd（3）齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dd（4）錐頂距為R=（5）齒寬為b=取b=33mm⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖查取接觸疲勞系數(shù)：K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力σσσ故接觸強(qiáng)度足夠。5.4計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù)（1）計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚h=s=（2）分錐角（由前面計(jì)算）δ1=19.872mmδ2=70.128mm（2）計(jì)算齒頂圓直徑（3）計(jì)算齒根圓直徑（4）計(jì)算齒頂角θa1=θa2=atan(ha/R)=1°17'52"（5）計(jì)算齒根角θf(wàn)1=θf(wàn)2=atan(hf/R)=1°33'27"（6）計(jì)算齒頂錐角δa1=δ1+θa1=21°10'12"δa2=δ2+θa2=71°25'33"（7）計(jì)算齒根錐角δf1=δ1-θf(wàn)1=18°18'52"δf2=δ2-θf(wàn)2=68°34'13"5.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號(hào)名稱計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(shù)mm2.52.5齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.20.2齒數(shù)z3083齒頂高h(yuǎn)am×ha*2.52.5齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)33分度圓直徑dd75207.5齒頂圓直徑dad+2×ha79.7209.2齒根圓直徑dfd-2×hf69.36205.46分錐角δ19°52'19"70°7'40"齒頂角θaatan(ha/R)1°17'52"1°17'52"齒根角θf(wàn)atan(hf/R)1°33'27"1°33'27"第6部分減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=15°。（2）參考表10-6選用7級(jí)精度。（3）材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度197～286HBS（4）選小齒輪齒數(shù)Z1=29，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=29×4=117。實(shí)際傳動(dòng)比i=4.0346.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×③查表選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zεαααεε取εβ=1Z⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由圖查取接觸疲勞系數(shù)：K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)KA=1.25②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.066③齒輪的圓周力。FK查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.418實(shí)際載荷系數(shù)為3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4）確定模數(shù)m6.3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=（2）按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=14°47'35"（3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd（4）計(jì)算齒寬b=取B1=65mmB2=60mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1）K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z查表得：YY查圖得重合度系數(shù)Yε=0.673查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.875查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)=（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左14°47'35"右14°47'35"齒數(shù)z29117齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d59.988242.022齒頂圓直徑da63.99246.02齒根圓直徑df54.99237.02齒寬B6560中心距a151151第7部分軸的設(shè)計(jì)7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=960r/min；功率P=3.03kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=30142.19N?mm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。d由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取dmin=304.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。(1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA=1.3，則:T按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GBT4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=8×7mm(GBT1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=63mm。(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T=40×80×19mm，故d34=d56=40mm。由手冊(cè)上查得30208型軸承的定位軸肩高度h=17.5mm，則d45=35mm。(3)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，則l(4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，小齒輪輪轂寬度L=42mm，則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑303540454035長(zhǎng)度8050198116635.軸的受力分析第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=99.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離l2=99mm，齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=55.5mm計(jì)算支承反力在水平平面上為FF在垂直平面上為FF軸承1的總支承反力為F軸承2的總支承反力為F(1)計(jì)算彎矩在水平面上，a-a剖面為Mb-b剖面左側(cè)為M在垂直平面上為MM合成彎矩a-a剖面為Mb-b剖面左側(cè)為M(2)轉(zhuǎn)矩T6.校核軸的強(qiáng)度因a-a彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=350.36r/min；功率P=2.82kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=76866.65N?mm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=70MPa3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。d由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm4.確定軸的直徑和長(zhǎng)度(1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=23.05mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T=40×80×19mm，故d12=d56=40mm。(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=47mm；齒輪的右端與右軸承之間采用定距環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=40mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=38mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=47mm查表，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=57mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=25mm。(3)左端滾動(dòng)軸承采用定距環(huán)進(jìn)行軸向定位。(4)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=65mm，則l23=b365mm，d23=d3=59.988mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2=40mm，為了使定距環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=38mm，d45=47mm。(5)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=5mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段12345直徑4063.99574740長(zhǎng)度346524.638.4365.軸的受力分析低速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）F低速級(jí)小齒輪所受的徑向力F低速級(jí)小齒輪所受的軸向力F軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離l1=57.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離l2=76.3mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=46.2mm計(jì)算支承反力在水平面上為FF式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫(huà)力的方向相反在垂直平面上為FF軸承1的總支承反力為F軸承2的總支承反力為F(1)計(jì)算彎矩在水平面上，a-a剖面左側(cè)為Ma-a剖面右側(cè)為Mb-b剖面右側(cè)為MM在垂直平面上為MM合成彎矩，a-a剖面左側(cè)為Ma-a剖面右側(cè)為Mb-b剖面左側(cè)為Mb-b剖面右側(cè)為M(2)轉(zhuǎn)矩T6.校核軸的強(qiáng)度因a-a左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a左側(cè)為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1.已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=87.59r/min；功率P=2.65kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=288931.38N?mm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。d由于最小軸段直徑截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%d查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為38mm故取dmin=384.確定軸的直徑和長(zhǎng)度(1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T，查表，考慮載荷變動(dòng)微小，故取KA=1.3，則:T按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GBT4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。選用普通平鍵，A型，b×h=10×8mm(GBT1096-2003)，鍵長(zhǎng)L=63mm。(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=43mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T=45×85×20mm，故d34=d78=45mm。l34=T=20mm。軸承采用軸肩定位，由手冊(cè)上查得30209型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，因此，取d45=50mm(3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=47mm；已知低速級(jí)大齒輪輪轂的寬度為b4=60mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=58mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=47mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=60mm，取l56=12mm。(4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則l(5)5）取低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=5mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234567直徑38434550604745長(zhǎng)度80642070.5125839.55.軸的受力分析低速級(jí)大齒輪所受的圓周力（d4為低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑）F低速級(jí)大齒輪所受的徑向力F低速級(jí)大齒輪所受的軸向力F齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=59mm，軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離l2=122mm，第一段中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=114.5mm計(jì)算支承反力在水平面上為FF式中負(fù)號(hào)表示該力方向與圖中所畫(huà)的方向相反在垂直平面上為FF軸承1的總支承反力為F軸承2的總支承反力為F(1)計(jì)算彎矩在水平面上，a-a剖面左側(cè)為Ma-a剖面右側(cè)為M在垂直平面上為M合成彎矩，a-a剖面左側(cè)為Ma-a剖面右側(cè)為M(2)轉(zhuǎn)矩T6.校核軸的強(qiáng)度因a-a右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a右側(cè)為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。第8部分滾動(dòng)軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020840801863根據(jù)前面的計(jì)算，選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=58400h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020840801863根據(jù)前面的計(jì)算，選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=58400h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.3低速軸上的軸承校核軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020945851967.8根據(jù)前面的計(jì)算，選用30209軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm查閱相關(guān)手冊(cè)，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=67.8kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=58400h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FFFFFFFF查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。第9部分鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=55mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)45mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=35mm小錐齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.3中間軸與大錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)28mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=14mm大錐齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)45mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=31mm低速級(jí)大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=53mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ第10部分聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=39.18N?m選擇聯(lián)軸器的型號(hào)（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=38mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=30mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。Tc=39.18N?m<Tn=1250N?mn=960r/min<[n]=4700r/min10.2低速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=375.61N?m選擇聯(lián)軸器的型號(hào)（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=38mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=32mm，軸孔長(zhǎng)度L1=82mm。Tc=375.61N?m<Tn=1250N?mn=87.59r/min<[n]=4700r/min第11部分減速器的密封與潤(rùn)滑11.1減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。11.2齒輪的潤(rùn)滑閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。11.3軸承的潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選擇何種潤(rùn)滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒＞2m/s，所以均選擇油潤(rùn)滑。第12部分減速器附件12.1油面指示器用來(lái)指示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。12.2通氣器由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。12.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。12.4窺視孔和視孔蓋在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，