二級減速器(基礎(chǔ)課程設(shè)計)(完整版)

1、機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程程設(shè)計說明書設(shè)計題目：減速器學(xué) 院：機(jī)電工程學(xué)院專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計制造及其自動化班 級：10機(jī)制本一班設(shè) 計 者：許小文學(xué) 號：指導(dǎo)老師：夏翔2012年11月1日目 錄1. 設(shè)計目的12. 設(shè)計方案12.1技術(shù)與條件說明22.2設(shè)計要求23. 電機(jī)選擇33.1 電動機(jī)類型的選擇33.2 選擇電動機(jī)的功率33.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速44.裝置運(yùn)動動力參數(shù)計算54.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比54.2 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算55. 帶傳動設(shè)計75.1確定計算功率75.2 選擇V帶帶型75.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速75.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L75.5

2、驗算小帶輪上的包角85.6 計算帶的根數(shù)z85.7 計算單根V帶的初拉力最小值95.8 計算壓軸力F95.9 帶輪設(shè)計96. 齒輪設(shè)計106.1高速級齒輪設(shè)計106.2 低速級齒輪設(shè)計167. 軸類零件設(shè)計227.1 I軸的設(shè)計計算227.2 II軸的設(shè)計計算257.3 III軸的設(shè)計計算308. 軸承的壽命計算348.1 I軸上的軸承6208壽命計算348.2 II軸上軸承6211的壽命計算348.3 軸上軸承6214的壽命計算349. 鍵連接的校核349.1 I軸上鍵的強(qiáng)度校核349.2 II軸上鍵的校核359.3 III軸上鍵的校核3510. 潤滑及密封類型選擇 3610.1 潤滑方式3

3、610.2 密封類型的選擇3611. 減速器附件設(shè)計3611.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計3611.2 油面指示裝置設(shè)計3611.3 通氣器的選擇3711.4 放油孔及螺塞的設(shè)計3711.5 起吊環(huán)的設(shè)計3711.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇3711.7 定位銷選擇3712.主要尺寸及數(shù)據(jù)3713.心得體會 3914.參考文獻(xiàn) 401. 設(shè)計目的機(jī)械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生具有機(jī)械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。課程設(shè)計則是機(jī)械設(shè)計課程的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次全面的設(shè)計能力訓(xùn)練，其目的是： （1）通過課程設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增強(qiáng)創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其他先修

4、課程的理論與實際知識去分析和解決機(jī)械設(shè)計問題的能力。 （2）學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握機(jī)械設(shè)計的一般規(guī)律。 （3）通過制定設(shè)計方案，合理選擇傳動機(jī)構(gòu)和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機(jī)械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護(hù)要求，之后進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達(dá)到了解和掌握機(jī)械零件，機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計過程和方法。 （4）學(xué)習(xí)進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練，例如：計算，繪圖，查閱設(shè)計資料和手冊，運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等。2. 設(shè)計方案及要求 據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機(jī)的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下：1輸送帶2電動機(jī)3V帶傳動4減速器5聯(lián)軸器2.1技術(shù)與條件說明：1）傳動

5、裝置的使用壽命預(yù)定為 8年每年按350天計算， 每天16小時計算；2）工作情況：單向運(yùn)輸，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫度不超過35度；3）電動機(jī)的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）運(yùn)動要求：輸送帶運(yùn)動速度誤差不超過；滾筒傳動效率0.96；5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。2.2設(shè)計要求 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3）設(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫 4）相關(guān)參數(shù)：T=1600Nm，V=0.6m/s，D=400mm。3. 電機(jī)選擇3.1 電動機(jī)類型的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇

6、冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。3.2 選擇電動機(jī)的功率工作機(jī)有效功率P=,根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)T=1600Nm，D=400mm。側(cè)有F=8000N;已知V=0.6m/s，則有：P=11.2KW從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為=式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊知=0.95，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96，則有：=0.95 =0.816所以電動機(jī)所需的工作功率為： P=13.73KW 取P=14.0KW3.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為 n=所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（8100）66.88 =（53566.

7、88）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min二種，由于本次課程設(shè)計要求的電機(jī)同步轉(zhuǎn)速是1000r/min。查書表8-53, 比Pd大，且又比較接近Pd的電機(jī)功率為15KW,額定功率為15KW的電機(jī)有以下幾種。將總傳動比合理分傳動比分配給V帶傳動和減速器傳動有兩種傳動方案，如下表所示：表3-3-1 電動機(jī)的數(shù)據(jù)及傳動比電機(jī)型號額定率（kW）同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速n質(zhì)量（Kg）總傳動比Y160L-4151500146014221.83Y180M-615100097018214.50綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，方案一的雖然質(zhì)量和價格稍低，但傳動比過大，為使傳動

8、裝置結(jié)構(gòu)緊湊，方案一的故選用第二種傳動方案，即選電機(jī)的型號為：Y180M-6，電動機(jī)的中心高,外形尺寸,軸的尺寸等都在書表8-53中查的。如下表：表3-3-2 Y180M-6電動機(jī)的數(shù)據(jù)和安裝尺寸額定功率 P0/KW15電動機(jī)的外伸軸的直徑D/mm48滿載轉(zhuǎn)速n0/(r/min)1970電動機(jī)的外伸軸長度E/mm110額定扭矩1.8電動機(jī)中心高1804. 裝置運(yùn)動動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 I=2）分配到各級傳動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比=2.,5，則I分配減速器傳動比，參考機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)書圖12分配齒輪傳動比得高速級

9、傳動比，低速級傳動比為4.2 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算電動機(jī)軸：轉(zhuǎn)速：n=970輸入功率：P=P=140KW輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55=9.55 =1.38N軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：P=P輸入轉(zhuǎn)矩T=9.55軸（中間軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：P=P =12.77KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9.55軸（低速軸）轉(zhuǎn)速：n=輸入功率：PP =5.28KW輸入轉(zhuǎn)矩：TN卷筒軸：轉(zhuǎn)速：n輸入功率：P=P =12.26 =11.7KW輸入轉(zhuǎn)矩： N各軸運(yùn)動和動力參數(shù)表4.15.帶傳動設(shè)計5.1 確定計算功率P 據(jù)2表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： P=KP5.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和n有2圖8-11

10、選用B帶。5.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d有2表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=125mm。 （2）驗算帶速v，有： =6.35 因為6.35m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑d 取=315mm 新的傳動比i=2.525.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L(1)據(jù)2式8-20初定中心距a=700mm(2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度 =2104mm由2表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L=2000mm（3）計算實際中心距中心局變動范圍：5.5 驗算小帶輪上的包角5.6 計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P由和r/min查2表8-4a得

11、 P=1.67KW據(jù)n=970，i=2.2和B型帶，查28-4b得P=0.31KW查2表8-5得K=0.96，K=0.98，于是： P=(P+P)KK =（1.67+0.31）0.960.98=1.86KW（2）計算V帶根數(shù)z 故取9根。5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1。所以 =223.39N應(yīng)使實際拉力F大于（F）5.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=29223.390.99 =3980.81N5.9 帶輪設(shè)計 （1）小帶輪設(shè)計 由Y180M-6電動機(jī)可知其軸伸直徑為d=48mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直

12、徑d=48mm。有4P表14-18可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。 （2）大帶輪設(shè)計 大帶輪軸孔取48mm，由4P表14-18可知其結(jié)構(gòu)為輻板式。6.齒輪設(shè)計6.1高速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=30，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=87，取87；2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： （1）確定

13、公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知： T=3.27N。 4）由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=560MP。 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.95； K=1.05。 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，有 =0.95580=551MP =1.05560=588MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式

14、可得： =98.21mm 2)計算圓周速度。 v=1.99m/s 3）計算齒寬b b=198.12=98.12mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算載荷系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=1.99，8級精度。由2圖10-8得K=0.9，K=1.475。由2圖10-13查得K=1.470，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.33 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數(shù)m m=3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式：（1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.26 2）查取齒形系數(shù) 由2表10-5

15、查得Y=2.52，Y=2.17 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.80 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90，K=0.956）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =212Mp =210MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較=0.=0.經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m=3.18 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)度計算的法面模數(shù)，取 m =2.5mm，已可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。于是有：=30.4

16、2取Z=28，則Z2.9=87取=131，新的傳動比i=2.94.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mm（2）計算中心距 a =190.25mm（3）計算齒輪寬度 b= B=98mm，B=92mm5. 大小齒輪各參數(shù)見下表高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表6-1名稱符號計算公式及說明模數(shù)m3.25壓力角齒頂高3.25齒根高=(+)m=4.06全齒高=(+)m=7.31分度圓直徑=m Z=97.5282.75齒頂圓直徑=m=104=（）=289.25齒根圓直徑=90.18=275.44基圓直徑=中心距表6-16.2 低速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱

17、直齒輪傳動； 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=30，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得Z=60，取60；2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數(shù)=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：=9.12N。 4）由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒

18、輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=560MP。 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.07； K=1.13。 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，有 =1.07580=620.6MP =1.13560=632.8M (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=127.5mm 2)計算圓周速度。 v=0.89m/s 3）計算齒寬b b=1127.5=127.5mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高h(yuǎn)=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比=13.34 6）計算載荷

19、系數(shù)K。 已知使用系數(shù)K=1，據(jù)v=0.89，8級精度。由2圖10-8得K=1.03，K=1.475。由2圖10-13查得K=1.38，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.51 7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： d=d=127.5=134.3mm 8）計算模數(shù)m m=4.48mm3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 按公式： m（1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.46 2）查取齒形系數(shù) 由2表10-5查得Y=2.52，Y=2.28 3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由2表10-5查得Y=1.625，Y=1.73 4）由2圖10-20c查得小齒輪

20、的彎曲疲勞強(qiáng)度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.95，K=0.976）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： =223.9Mp =214.8MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較0.01830.0184經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設(shè)計計算 m3.86mm 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)度計算的法面模數(shù)，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。 于是有： Z=33.56 取Z=27，則Z3.2727=68.29取=68 新的傳動比i2.064.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓

21、直徑（2）計算中心距 a202mm （3）計算齒輪寬度 b132=132mm B=132mm，B=128mm5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)表6-2(單位mm)名稱符號計算公式及說明模數(shù)m4壓力角齒頂高=4齒根高=(+)m=5全齒高=(2+)m=9分度圓直徑=m Z=132=m272齒頂圓直徑=（）m=140=（）m=280齒根圓直徑=()m=122=()m=262基圓直徑中心距a表6-27.軸類零件設(shè)計7.1 I軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=13.3KW，n=388r/min，T =3.27N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=9

22、7.5mm 而 F=6707.7N F=F6707.7=2441.4N 壓軸力F=2696N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A39.27mm因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%-15%故d=39.27mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=48mm，查4P表14-16知帶輪寬B=72mm故此段軸長取70mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1 圖7-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=48mm，l

23、=70mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=50mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=50mm，由軸承目錄里初選6209號其尺寸為d=45mm85mm19mm故d=55mm。又右邊采用軸肩定位取=60mm所以l=140mm，=64mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=57mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此

24、軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=92mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=55mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為64mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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 參考2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖

25、7-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M= M=N M=N M=M=10457N T=3.27N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力:=24.5MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 II軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P=13.3KW，n=388，T =3.27N2.求作用在

26、齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=282.75mm d=132mm 而 F=2313N F=F767=841.86N 同理可解得： F=13818N，F(xiàn)=F5029N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A49.2mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%-15%故d=49.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=55故d=55mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

27、 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-4 圖7-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為86mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=64mm，d=57mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得l =15mm，d=62mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=109mm，d=57mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6211，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=55mm （3）

28、軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=Nmm M=-N M=-N M=N M=N T=9.12N 圖7-46.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校

29、核危險截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進(jìn)行詳細(xì)校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力=55.18MP前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得=60Mp，。對于的右側(cè)由2表15-1查得由2表3-8查得由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為故右側(cè)的安全系數(shù)為S=1.5故該軸在截面的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。綜上所述該軸安全。7.3 III軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P=12.26KW，n=66.9r/min，T=1.75N2.求作用在齒輪上的力 已知低速

30、級大齒輪的分度圓直徑為 d=272mm而 F=1286.7N F=F1286.74268.3N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A62.48mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查2表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查5P表8-7可選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5

31、圖7-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，l=24mm由于右邊是軸肩定位，d=74mm

32、，l=98mm，d=78mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=65mm，已知齒輪寬為128mm取l=122mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h(yuǎn)=6mm則此處d=65mm。取l=55mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為128mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵18齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受

33、力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-N M=N M=N T=1.75N 圖7-6 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強(qiáng)度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力=38.69MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。8.軸承的壽命計算8.1 I軸上的軸承6208壽命計算預(yù)期壽命：已知N，45700h44800h故 I軸上的軸承6

34、208在有效期限內(nèi)安全。8.2 II軸上軸承6211的壽命計算預(yù)期壽命：已知，20674h44800h 故III軸上的軸承6214滿足要求。9.鍵連接的校核9.1 I軸上鍵的強(qiáng)度校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為-段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安全工作。-段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度故此鍵能安全工作。9.2 II軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安全工作。9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度故此鍵能安全工作。-段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度 故此鍵能安

35、全工作。10.潤滑及密封類型選擇10.1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。10.2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。11.減速器附件設(shè)計11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。11.2 油面指示裝置設(shè)計油面指示裝置采用油標(biāo)指示。11.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。11.5 起吊環(huán)的設(shè)計 為裝卸和搬運(yùn)減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋