減速器設(shè)計(jì)說明書

減速器設(shè)計(jì)說明書系別：班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：第一節(jié)設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)展開式二級(jí)直齒圓柱減速器表1-1設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)拉力F3600N速度v0.5m/s直徑D400mm1.2工作情況每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.3減速器設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比以及分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的動(dòng)力學(xué)參數(shù)5.齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與校核7.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)9.減速器潤滑密封設(shè)計(jì)10.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

第二節(jié)傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案傳動(dòng)方案已給定，減速器為展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器。1)該方案的優(yōu)缺點(diǎn)展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)效率高，適用的功率和速度范圍廣，適用壽命長的優(yōu)點(diǎn)。缺點(diǎn)是齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。優(yōu)點(diǎn)（1）減速比大，結(jié)構(gòu)簡單，效率高；（2）傳動(dòng)扭矩小，摩擦力小，可靠性高；（3）噪音低，可靠性高；（4）體積小，重量輕。缺點(diǎn)（1）成本較大，設(shè)計(jì)較為復(fù)雜；（2）潤滑要求較高，容易磨損；（3）由于傳動(dòng)裝置和密封裝置的存在，維修較為困難。

第三節(jié)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=0.99閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98工作機(jī)的效率：ηw=0.97η3.3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工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：n查表課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，使用推薦的傳動(dòng)比范圍，展開式二級(jí)齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8～40。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(8～40)×23.87=191～955r/min。因此選定電機(jī)型號(hào)為：132S-8的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速nm=710r/min，同步轉(zhuǎn)速nt=750r/min。表3-1電機(jī)選擇方案對(duì)比選擇方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pen/kW同步轉(zhuǎn)速nt(r/min)滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min)A132S-82.2750710BY112M-62.21000940CY100L1-42.215001430DY90L-22.230002840表3-2電動(dòng)機(jī)尺寸HL×HDA×BKD×EF×GACAD132475×315216×1401238×8010×332752103.4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)比高速級(jí)傳動(dòng)比i則低速級(jí)的傳動(dòng)比i減速器總傳動(dòng)比i3.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算3.5.1各軸轉(zhuǎn)速輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機(jī)軸：n3.5.2各軸輸入功率輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P3.5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機(jī)軸：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表3-3各軸動(dòng)力學(xué)參數(shù)表軸名輸入功率/kW輸出功率/kW輸入轉(zhuǎn)矩/N?mm輸出轉(zhuǎn)矩/N?mm轉(zhuǎn)速n/(r/min)運(yùn)行比i效率η電機(jī)軸2.032.0327304.9327304.937101輸入軸2.011.9927031.8826761.567106.340.99中間軸1.951.93166274.93164612.18111.994.690.98輸出軸1.891.87756590.5749024.623.8810.98工作機(jī)軸1.81.75719288.32719288.3223.880.99

第四節(jié)減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1)選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°。2)選用7級(jí)精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr，硬度為280HBS，大齒輪45，硬度為240HBS4)初選小齒輪齒數(shù)z1=26，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=26×6.34=165。4.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1)由式(10-11)即d算小齒輪分度圓直徑。2)確定公式中的各參數(shù)值①選KHt=1.3（P214四.4）②計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=27031.88N?mm③由表10-8選取齒寬系數(shù)φd=1④由式（10-9）算得ZH=2.49ZH=⑤由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8E/MPa。(鍛鋼)⑥由式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。（P223）ααεZ⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得[σH][σH]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σH3)試算小齒輪分度圓直徑d4.2.1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。（P224）①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=1.38m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.04③齒輪的圓周力。F查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.417由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K3)由式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)確定模數(shù)m=4.3確定傳動(dòng)尺寸4.3.1計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑

dd4.3.2計(jì)算中心距a=4.3.3計(jì)算齒寬b=考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪加寬5~10mm取b1=60mmb2=52mm4.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=b2=52Zhβ=B/m齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y試選KFt=1.3②由式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=1.933m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.06查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得KFβ=1.079。則載荷系數(shù)為K由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ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。4)齒輪的圓周速度v=選用7級(jí)精度是合適的主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=26，z2=165，模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=191mm，齒寬B1=60mm、B2=52mm4.5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)hh=2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h4.5.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表4-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a191191齒數(shù)z26165模數(shù)m22齒寬B6052螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha*22齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)2.52.5全齒高h(yuǎn)ha+hf4.54.5分度圓直徑d52330齒頂圓直徑dad+2×ha56334齒根圓直徑dfd-2×hf47325

第五節(jié)減速器低速級(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，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°。2)選用7級(jí)精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr，硬度為280HBS，大齒輪45，硬度為240HBS4)選小齒輪齒數(shù)z1=26，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=26×4.69=123。5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1)由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d2)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3（P214四4）②計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=166274.93N?mm由表10-8選取齒寬系數(shù)φd=1由式（10-9）算得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。由式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。（P223）ααεZ⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23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[σH][σH]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σH3)試算小齒輪分度圓直徑d5.2.1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=②齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=0.4m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.03③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×4923.16/67.548=73N╱mm<100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.423由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K3)由式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)確定模數(shù)m=5.3確定傳動(dòng)尺寸5.3.1計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd5.3.2計(jì)算中心距a=5.3.3計(jì)算齒寬b=考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪加寬5~10mm取B1=85mmB2=78mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、m和d1同前齒寬b=b2=80齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y①試選KFt=1.3②由式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε。Y2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=0.457m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.03查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由結(jié)合b/h=80/6.75=11.852查圖10-13，得KFβ=1.08。則載荷系數(shù)為K由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ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。4)齒輪的圓周速度v=選用7級(jí)精度是合適的主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=26，z2=123，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，中心距a=224mm，齒寬B1=85mm、B2=80mm5.5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)hh=2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：h5.5.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a224224齒數(shù)z26123模數(shù)m33齒寬B8578螺旋角β右旋0°0'0"左旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha*33齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.753.75全齒高h(yuǎn)ha+hf6.756.75分度圓直徑d78369齒頂圓直徑dad+2×ha84375齒根圓直徑dfd-2×hf70.5361.5

第六節(jié)傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1由前面計(jì)算可知，P1=2.01kW；n1=710r/min；T1=27031.88N?mm2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，硬度為280HBS，根據(jù)表，取A0=112，于是得d輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%d輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T1，查表（表14-1），取KA=1.3，則:T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時(shí)兼顧電機(jī)軸直徑38mm，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè)，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25mm，故取d12=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=31mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=82mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=80mm。4)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=31mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm(手冊(cè)表15-1)，故d34=d78=35mm。取擋油環(huán)寬度s1為12,則l軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=42mm。5)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。所以l56=60mm，d56=56mm6)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與傳動(dòng)部件右端面有一定距離，取l23=70mm7)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=10mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離c=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s，取s=10mm，低速級(jí)小齒輪寬度b3=85mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑25313542564235長度807029105.560829已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d1=52mm，則：圓周力F徑向力F根據(jù)6207深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=8.5mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l①計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩M③作合成彎矩圖T=27031.88N?mm作轉(zhuǎn)矩圖8)校核軸的強(qiáng)度因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(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（表15-1）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。6.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2由前面計(jì)算可知，P2=1.95kW；n2=111.99r/min；T2=166274.93N?mm2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45，硬度為240HBS，根據(jù)表，取A0=116，得:d3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖4)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，因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=30.07mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。5)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=38mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=55mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=54mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=38mm查表(15-2)，得R=1.6取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d34=44mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=1.5mm,因此，取d23=38。7)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=85mm，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l23=83.5mm。8)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=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c=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s，取s=10mm，則高速齒輪倒角為1mm,低速齒輪倒角為1.5mmll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-2軸的直徑和長度軸段12345直徑3538443835長度38.583.5155440.5已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2=330mm，則：圓周力F徑向力F已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=78mm，則：圓周力F徑向力F根據(jù)6207深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=8.5mm大齒輪倒角為1mm小齒輪倒角為1.5mm軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離:l低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離:l高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l①計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面B處的水平彎矩MM截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩M截面B處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩M作合成彎矩圖（圖d）T=166274.93N?mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）9)校核軸的強(qiáng)度因B左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W=π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。6.3輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3由前面計(jì)算可知，P3=1.89kW；n3=23.88r/min；T3=756590.5N?mm2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45，硬度為240HBS，根據(jù)表，取A0=116，得:d輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=55mm輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T3，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè)，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為55mm，故取d12=55mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=60mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L=112mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=110mm。4)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=60mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6213，其尺寸為d×D×B=65×120×23mm，故d34=d78=65mm。取擋油環(huán)寬度為22.5,則l軸承擋油環(huán)定位，由手冊(cè)上查得6213型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=74mm5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=68mm；齒輪的右端與右軸承之間采用檔油環(huán)定位。已知低速級(jí)大齒輪輪轂的寬度為b4=80mm，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=78.5mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d67=68mm，故取h=8mm，則軸環(huán)處的直徑d56=84mm，軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=10mm。6)取軸承端蓋厚度e=10，端蓋墊片厚度Δt=2，為了便于軸承端蓋裝拆，保證軸承端蓋的外端面與外接傳動(dòng)部件有一定距離，取K=24，螺釘C1=24mm，C2=22mm，箱座壁厚δ=10mm，則軸承座寬度為L=δ+l7)取低速級(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c=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=10mm，低速齒輪齒寬差一半為2.5mm,則低速齒輪倒角為1.5mmll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-3軸的直徑和長度軸段1234567直徑55606574846865長度1106445.562.51078.547已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d4=369mm，則：圓周力F徑向力F根據(jù)6213深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=11.5mm齒輪倒角為1.5mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l①計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面C處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖和垂直面彎矩圖截面C處的合成彎矩M③作合成彎矩圖T=756590.5N?mm作轉(zhuǎn)矩圖8)校核軸的強(qiáng)度因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W=π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。9)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度①判斷危險(xiǎn)截面截面C承受彎矩最大，故需要對(duì)該截面進(jìn)行精確校核。②截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W截面左側(cè)的彎矩M截面左側(cè)的扭矩T=756590.5N?mm截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS。由表查得：σ過盈配合處的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：βKK所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為：SSS故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。③截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W截面右側(cè)的彎矩M截面右側(cè)的扭矩T=756590.5N?mm截面上的彎曲應(yīng)力σ截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ軸的材料為45，齒面硬度217～255HBS。由表（10-1）查得：σ截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表查取，由于：rD經(jīng)過插值后可以查得：α查圖可得軸的材料的敏性系數(shù)為：q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：kk查圖得尺寸系數(shù)εσ=0.78，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.94。軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：β軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，得綜合系數(shù)為：KK碳鋼的特性系數(shù)為：φφ于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，則得：SSS故可知其安全。

第七節(jié)軸承的選擇及校核計(jì)算7.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核表7-1軸承參數(shù)表型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)620735721725.515.2根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：6207，其基本參數(shù)查表得額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。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：FF查表（13-5）得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0PP根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1溫度系數(shù)（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr<Pr2，故只需驗(yàn)算2軸承。軸承預(yù)期壽命為48000小時(shí)L軸承具有足夠壽命。7.2中間軸的軸承計(jì)算與校核表7-2軸承參數(shù)表型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)620735721725.515.2根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：6207，其基本參數(shù)查表得額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。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：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0PP根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1溫度系數(shù)（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需驗(yàn)算1軸承。軸承預(yù)期壽命為48000小時(shí)L軸承具有足夠壽命。7.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核表7-3軸承參數(shù)表型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)6213651202357.240根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為深溝球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：6213，其基本參數(shù)查表得額定動(dòng)載荷Cr=57.2kN，額定靜載荷C0r=40kN。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：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0PP根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1溫度系數(shù)（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr<Pr2，故只需驗(yàn)算2軸承。軸承預(yù)期壽命為48000小時(shí)L軸承具有足夠壽命。

第八節(jié)鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸鍵選擇與校核8.1.1輸入軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=8×7×70，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=62mm聯(lián)軸器材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2中間軸鍵選擇與校核8.2.1中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=10×8×70，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=60mm低速級(jí)小齒輪材料為40Cr，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2.2中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=10×8×45，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=35mm高速級(jí)大齒輪材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核8.3.1輸出軸與低速級(jí)大齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=20×12×70，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=50mm低速級(jí)大齒輪材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3.2輸出軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=16×10×100，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長度為l=L-b=84mm聯(lián)軸器材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。

第九節(jié)聯(lián)軸器的選擇9.1輸入軸上聯(lián)軸器軸的伸出端直徑D=38mm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軸及其聯(lián)接表選取聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔：直徑d=38、長度L=82從動(dòng)端軸孔：直徑d=25、長度L=82選取的聯(lián)軸器型號(hào)為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=27.03N?m，查得工況系數(shù)KA=1.3，故聯(lián)軸器所承受的轉(zhuǎn)矩為T查表得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為1250N?m>35.14N?m，許用轉(zhuǎn)速為4700r/min>710r/min因此該聯(lián)軸器符合要求。9.2輸出軸上聯(lián)軸器軸的伸出端直徑D=55mm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軸及其聯(lián)接表選取聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔：直徑d=55、長度L=112從動(dòng)端軸孔：直徑d=55、長度L=112選取的聯(lián)軸器型號(hào)為LX4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=756.59N?m，查得工況系數(shù)KA=1.3，故聯(lián)軸器所承受的轉(zhuǎn)矩為T查表得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為2500N?m>983.57N?m，許用轉(zhuǎn)速為3870r/min>23.88r/min因此該聯(lián)軸器符合要求。

第十節(jié)減速器的潤滑和密封10.1減速器的潤滑10.1.1齒輪的潤滑齒輪圓周速度v=通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v<=12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，現(xiàn)取大齒輪齒頂距油池底面距離為48mm，,由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=6.75mm<10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=48+10=58mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-2011），牌號(hào)為L-CKC320潤滑油，黏度推薦值為288～352cSt10.1.2軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，故選用通用鋰基潤滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤滑脂。10.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤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)成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(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v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

第十一節(jié)減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸11.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取11.1.1窺視孔及窺視孔蓋窺視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用于注入潤滑油，故窺視孔應(yīng)開在便于觀察齒輪嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查。窺視孔蓋可以用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊。窺視孔蓋示意圖和尺寸選擇如下：L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm11.1.2放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油塞通常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：11.1.3油標(biāo)(油尺)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊(cè)，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：11.1.4通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊(cè)，本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下：11.1.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計(jì)算：b≈d=b=20mmR=K=H=0.8K=0.8×38=30mmh=0.5H=0.5×30=15mmr=0.25K=0.25×38=9.5mm11.1.6起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘頭部應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下：11.1.7定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體鏈接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，并盡量放在不對(duì)稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。為便于拆裝，定位銷長度應(yīng)大于鏈接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷尺寸如下：11.1.8軸承端蓋的選用輸入軸上的軸承為6207型深溝球采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=72，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。中間軸上的軸承為6207型深溝球采用凸緣式軸承端蓋，兩端都為悶蓋。軸承外徑D=72，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。輸出軸上的軸承為6213型深溝球采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=120，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目6顆。11.1.9軸承端蓋的結(jié)構(gòu)計(jì)算高速軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)取軸承蓋螺栓直徑d3=8螺釘孔直徑d0d0=d3+1=8+1=9mmD0=D+2.5×d3=72+2.5×8=92mmD2=D0+2.5×d3=92+2.5×8=112mme=1.2×d3=1.2×8=9.6mm,取e=10mmD4=D-(12～16)=72-(12～16)=72-12=60mmD5=D0-3×d3=92-3×8=68mmD6=D-(2～4)=72-(2～4)=72-