帶式傳動二級減速機設(shè)計.doc

設(shè)計題目 減速機設(shè)計院系： 班級：設(shè) 計 者：學(xué) 號：指導(dǎo)老師：目錄第一節(jié) 前言（題目分析和傳動方案的擬定及說明）第二節(jié) 電動機的選擇和計算第三節(jié) 齒輪的設(shè)計和計算第四節(jié) 軸的設(shè)計和校核第五節(jié) 軸承的選擇及壽命計算第六節(jié) 鍵的校核第七節(jié) 箱體的設(shè)計計算第八節(jié) 軸承的潤滑及密封第九節(jié) 設(shè)計結(jié)果第十節(jié) 小結(jié) 第一節(jié) 前言慢動卷揚機傳動裝置設(shè)計推力機的原理是通過螺旋傳動裝置給推頭傳替力和運動速度。它在社會生產(chǎn)中廣泛應(yīng)用，包括在建筑、工廠、生活等方面。1 原始數(shù)據(jù)（1） 鋼繩的拉力 f =18（kn）（2） 鋼繩的速度 v=11 （m/min）（3） 滾桶的直徑 d=300 （mm）（4） 工作情況：三班制，間歇工作，載荷變動小。（5） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35c左右。（6） 使用折舊期15年，3年大修一次。（7） 制造條件及生產(chǎn)批量，專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。第二節(jié) 電動機的選擇一.初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如下圖所示。（1）由已知得：則工作機的轉(zhuǎn)速v= 則由下面公式可求pw執(zhí)行機構(gòu)的輸出功率p=，其中 f-工作阻力即套筒鋼繩的拉力，v-鋼繩的速度。對于蝸桿傳動，采用封閉式傳動，對于蝸輪副的傳動效率在1=（0.70-0.75）之間，則選取1=0.72，傳動比在10-40之間對于圓柱齒輪也采用閉式窗洞，傳動效率在2=（0.94-0.98）之間 則選取2=0.96，傳動比在3-6之間。對于聯(lián)軸器功率選取3=0.99那么總的傳動裝置的總效率1230.720.960.990.68；為蝸輪的傳動效率，為齒輪的效率，為聯(lián)軸器傳動的效率（齒輪為7級精度，稀油潤滑）。電動機所需工作功率為： pd= =4.8kw(2)確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒的工作轉(zhuǎn)速為n=根據(jù)上面確定的蝸桿傳動比為10-40之間，圓柱齒輪的傳動比在3-6之間。則總的傳動比在i總=30-240之間，而根據(jù)總的窗洞比可以算出電動機的轉(zhuǎn)速為nd=i總（30-240）=355.8-2846.4r/min則根據(jù)轉(zhuǎn)速和電動機的功率可以查表得：符合這個轉(zhuǎn)速的有，1440 r/min，960 r/min，2900 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查機械手冊得以下幾種電動機的型號：方案電動機型號額定功率 ped/kw電動機轉(zhuǎn)速r/min效率 功率因數(shù) 噪聲 質(zhì)量同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y132s1-25.53000290085.5%0.8783642y132s-45.5100096085.5%0.8478683y132m2-65.51500144085.3%0.789185綜上考慮，可以選擇y132s-4型號電動機三.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配則根據(jù)電動機選者好后代原則，蝸桿的傳動比可以初步設(shè)定一級傳動蝸桿的傳動比為i1=30，二級傳動的齒輪傳動的傳動比設(shè)定為 i2=3.2。（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n0和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n3，可得傳動裝置總傳動比為in1/ n484（2） 傳動裝置傳動比分配iii式中i，i分別為減速器的一級傳動蝸輪級齒輪和二級傳動齒輪的傳動比。一級蝸輪的傳動比取i21，則二級齒輪的傳動比為ii/ i84/214四.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速 n2n1960r/min n3n1/i 960/2146 r/min n4n1/ （ii）960/82=11.67r/min（2）各軸輸入功率 p1= 5.50.99=5.445kw p2 =5.445 0.720.980.99=3.83kw p3= 3.830.980.99=3.68kwp4 =3.680.990.98=3.58 kw（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)距運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理與下表軸名效率p（kw）轉(zhuǎn)距t (nm)轉(zhuǎn)速n傳動比輸入輸出輸入輸出電動機5.55.49960軸5.4455.44454.754.796021軸3.923.91169.81169.8464軸3.7633.763594359411.67 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計一 斜齒輪的設(shè)計要求：（1）選頂齒輪類型，精度，材料及齒數(shù)，設(shè)計的壽命為15年（每年工作300天）（2）本方案為二級傳動為斜齒輪傳動，（3）由于轉(zhuǎn)速不太快，可采用一般的7級等級（4）材料由表10-1選擇齒輪材料：材料選擇，由表101選擇兩小齒輪材料都為40cr（調(diào)質(zhì)）、硬度為280hbs；兩大齒輪材料都為45號鋼（調(diào)質(zhì)）、硬度為240hbs，兩者材料硬度差為40hbs.。（5）取小齒輪齒數(shù)為z1=24大齒輪的齒數(shù)為z2=424=96則去z2=96，一般，則在這里取二.按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10a-9）進行試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：（1）試選定載荷系數(shù)1.6（1）計算小齒輪的轉(zhuǎn)距：（3）由圖10-30中可以選取zh=2.433（4）由圖10-26查得 ，那么。（5）許用接觸應(yīng)力 =（539+576）/2=531.25mpa 由表10-7锝由表10-6 得ze=189.8mpa由表 10-21 查得小齒輪疲勞強度 由公式10-13 計算循環(huán)次數(shù) n1=60n1jlh=6011.68(2830015)=5.045 n2=n1/4=1.26則由10-19 查表得 疲勞壽命系數(shù)khn1=0.96 khn2=0.98那么許用應(yīng)力計算取失效率1% 安全系數(shù)為1 由公式10-12得2） 計算 計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值=100計算圓周速度v： （3）計算齒寬b= d1計算齒寬與齒高之比b/h和模數(shù)mb=d1*=105模數(shù)：m= d齒高：h=2.25m=2.25則 b/h=126/9.9=12.72計算載荷系數(shù)根據(jù)v= 0.83m/s ，7級精度,由10-8查得動載系數(shù)k=1.02取由表104查得使用系數(shù)：由表109查得 則由表10-13得 故載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 計算模數(shù)m：m= d 取m = 4.53）按齒根彎曲強度設(shè)計：(1)由式1017得彎曲強度的設(shè)計公式為三 確定各項參數(shù)：1)計算載荷系數(shù)：2）從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3）計算當(dāng)量齒數(shù) 同理得 zv2=102.124)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，s=1.4，由表10-20c查得彎曲疲勞強度極限小齒輪為，大齒輪的彎曲強度極限為則可得 =5)查取齒型系數(shù)查表10-5得 y，y，查取應(yīng)力校正系數(shù)得：y, y6）計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪的數(shù)值大。根據(jù)大齒輪數(shù)值來算則：對此計算結(jié)果由齒面接觸疲勞計算法得mn大于齒根彎曲疲勞強度計算法面模數(shù)去mn=4mm，可以滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度算得分度圓直徑d,來計算應(yīng)有的齒數(shù) z,那么 z,則有i=z2/z1=4 誤差=（4-4）/4=0 符合要求四 幾何中心的計算1） d, d2）計算中心距：a=3） 計算齒輪寬度： b=d1*=100mm 取 b2=105,b1=1004） 驗算：f=n 100n二 二級傳動蝸輪齒輪的傳動設(shè)計 采用漸開線蝸桿gb/t 10085-1998，根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到傳動的功率不太大速度也不太大，故蝸桿用45鋼，因需要效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55hrc，蝸輪用鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵ht100制造。 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度， 傳動中心距 1） 按z1=1，有上面所設(shè)計的 則2） 確定載荷系數(shù)k： 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)1，由表選取使用系數(shù)1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)1.05，則3） 確定彈性影響系數(shù)：因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 4） 確定接觸影響系數(shù)： 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和中心距的比值為 =0.35，可查得=2.95） 據(jù)蝸輪材料可從表中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n=60j= 3.836* 壽命系數(shù)=0.84 則 =225.27 6）則中心距為 =209.7mm,因=21，故按=1計算 ，從表中取模數(shù)=8，蝸桿的分度圓直徑為d1=64mm, 這時 =64/209=0.306，從圖可查得接觸系數(shù)=2.65，因為 因此上計算結(jié)果可用。 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1） 蝸桿 軸向齒距=m=25.133mm直徑系數(shù)10，齒頂圓直徑da1=92mm，=44.8mm 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿的 軸向齒厚=2） 蝸輪 齒數(shù)=31 變位系數(shù)，驗算傳動比, 這時與查表所得的傳動比31相比誤差為 符合要求， 分度圓直徑 d2=mz=321齒頂圓直徑 =248+28=305mm 齒根圓直徑 =290mm 4校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)=-0.6567，從圖中可查得齒形系數(shù)=3.28，螺旋角系數(shù)=0.9586 則許用應(yīng)力 從表查得=56，壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。 5 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從gb/t 10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙類為f，標(biāo)注為8f gb/t 10089-1988 .第四節(jié) 軸的設(shè)計和校核第一根輸出軸的設(shè)計1 確定輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距t。由前面可知p=3.83kw，n=960r/min, t=31.07nm。2 求作用在軸上的力：已知低速級斜齒輪的分度圓直徑為=64mm, f=970n, f=1349n，fa=4496n3.初步確定軸的最小直徑：先按式15-2初步計算軸的最小直徑，低速軸材料為鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，根據(jù)15-3初步計算軸徑，取=104得：,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。為了使所選中的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，考慮到鍵槽對軸的削弱作用 d應(yīng)該取大5%7%，現(xiàn)在取用。查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014或手冊，選用h17型彈性拄銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31070。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂長4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1）擬定軸上零件的裝配方案；本設(shè)計的裝配方案已經(jīng)在上面分析過了，現(xiàn)在選用上面圖的方案。2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d,左端用軸端擋圈擋住定位，按軸端直徑取擋圈直徑50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓雜軸端面上，故段的長度略短一點，先取。（2） 初選軸承為深溝球軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承7218e，其中尺寸為基本尺寸為d故取d而l。（3） 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為126mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于輪轂的寬度，故取齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h0.07d,取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取。（4） 軸承蓋的總寬度取為20mm, ,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的距離為故取。 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離為考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取已知滾動軸承寬度，大錐齒輪輪轂的長度為則 至此，已經(jīng)初步的確定了軸的各段的直徑和長度。3）軸上零件的周向定位： 齒輪，半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為63mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長見gb/t 1096-1979）,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為h7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸配合為h7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處的選軸的直徑尺寸公差為m6.4) 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1mm，1mm，1mm，1mm，1mm.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值，對于7218e型號的圓錐滾子軸承，由手冊查得a=28mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)2+l3=90+206.5=296.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如下圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險點。現(xiàn)計算出截面c處的，以及的值列于下表中：載荷水平面垂直面支反力ff彎矩m=總彎矩扭矩6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面c的強度。根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)可，并取a=0.6,軸的計算應(yīng)力為：前已經(jīng)確定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故此軸的設(shè)計是安全的，符合設(shè)計的要求。第二根軸的設(shè)計1. 確定輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距t。由前面可知p=3.68kw，n=46r/min, 2. 求作用在軸上的力：已知小齒輪的分度圓直徑為d=100mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=400mm,f=, f=,f= ff=f,3. 初步確定軸的最小直徑：軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取d。顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1）擬定軸上零件的裝配方案；2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處右邊設(shè)一軸肩，取左右兩端用軸承端蓋封閉。 （2）初選軸承為滾子軸承，根據(jù)d可得 (3)由于右邊的輪觳寬度為76mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取l.同理，取l（4）根據(jù)箱體的總長度可求得，d4-5=40 mm（5），（6）， (7)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位：齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面，b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為70mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為h7/n6;同樣，按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為50mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為h7/n6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.5mm，2.0mm，2.0mm，1.5mm.5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。軸承由手冊查得寬度為15mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為77+116+62=255mm,根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，m，m值列于下表：載荷水平面垂直面支反力f,fff彎矩mmm總彎矩扭矩t6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面c的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=60mpa,因此。故安全。第三根軸的設(shè)計1確定輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距t。由前面可知p=3.58kw，n=11.68r/min, t=2861.7nm。2求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=248mm,f=n, f= f3初步確定軸的最小直徑：低速軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取k t 采用彈性塊聯(lián)軸器tl 11型，半聯(lián)軸器的孔徑d長度172mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為l，取d=95mm。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1）擬定軸上零件的裝配方案；2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑105mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比l稍短些，現(xiàn)取l（2）初選軸承為滾動球軸承，根據(jù)d在軸承中選取0基本游隙組，基本尺寸為d故取d而l其右端采用軸肩進行定位，取h=7mm,故d (3)由于輪觳寬度為100mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取l左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以d(4)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁s為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.(5)齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為, 蝸輪與圓住齒輪之間的距離c=20mm。則可算得l至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位：齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為40mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為h7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為20mmmm,長度90mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm.5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定支點位置時承，應(yīng)從手冊中查無a值。對于32017型深溝球軸承由手冊查得a=31mm,因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為118+174=292mm,根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面c是危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的，m，m值列于下表：載荷水平面垂直面支反力f,ff,f彎矩mh 總彎矩m1=m2=扭矩t6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面c的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=60mpa,因此。故安全。7）精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面：截面a， b只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面a，b，無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重：從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸的直徑也較大，故不必作強度校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且軸徑也最大，故截面c也不必強度校核。截面和顯然更不必校核，因為是鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）截面左端：抗彎截面系數(shù)：w=0.1抗扭截面系數(shù)：w截面左側(cè)的彎矩m：m=截面上的扭矩t：t=2861700n截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640mpa,.截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及可查表得出，由于，經(jīng)插值 后可查得=2.0，=1.31。則可查得材料敏性系數(shù)為q,故有效集中系數(shù)按下公式可得kq0.83(2.0-1)=1.83, kq0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系數(shù)又可查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即則可公式可得綜合系數(shù)值為k，由此得到碳鋼的特性系數(shù)：，取， 于是，計算安全系數(shù)s值，可按以下公式獲得：s s s 故可知其安全。（3）截面的右側(cè)：抗彎截面系數(shù)：w=0.1抗扭截面系數(shù)：w截面右側(cè)的彎矩：m=截面上的彎曲應(yīng)力：截面上的扭矩：t=2113500n截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：。過盈配合處的值，用插入法取出： 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為,則可公式可得綜合系數(shù)值為, k所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：s s s 故可知其安全第五節(jié) 軸承的校核高速級軸的軸承的校核 初步選滾動軸承：因軸承受有徑向力和軸向力作用，選用圓錐滾子軸承d=25mm.選取0組游隙，標(biāo)準(zhǔn)的圓錐滾子軸承7205，基本尺寸 d*d*t=25*52*16.25mm.1、軸承的受力分析 垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩：t 軸承的垂直面的支座反力分別為：f2139n；f363n；所處軸承的水平面的支座反力分別為f=845n；f=845n； 根據(jù)受力分析及實際情況，選擇角接觸球軸承7408ac2、軸承受徑向力分析軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)：軸承a受的徑向力f=軸承b受的徑向力：f=；3、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承a來計算軸承壽命。l2.610h實際工作需要的時間為l=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。（二）中間級軸承的設(shè)計與校核1、 中間級受力分析作用在中間級大齒輪（從動輪）上的力為：作用在中間級小齒輪（主動輪）上的力為：f=n, f= f作用在中間級大齒輪（從動輪）上的力為：f=f, f=n,其所受力的方向與高速級小齒輪的方向相反，大小相同。2、計算軸上的支反力垂直面的支座反力分別為： ff水平面的支座反力分別為：f,f3、軸承的選擇與計算根據(jù)受力分析及實際情況，選擇角接觸球軸承7408ac。軸承a受的徑向力：f=軸承b受的徑向力：f=4、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承a來計算軸承壽命。lh實際需要的工作時間是l=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。（三）低速級軸承的設(shè)計與計算1、 低速級軸和軸承所受的力3 圓周力：f=n, 徑向力f= f 作用在低速級齒輪上的力為：軸承的垂直面的支座反力分別為：f,f軸承的水平面的支座反力分別為：f,f；2、 初選軸承型號根據(jù)受力分析及實際情況，初選深溝球軸承60133、 計算軸承受的徑向力軸承a：f=；軸承b：f=n；5軸承壽命計算與校核因：papb則按軸承a計算軸承壽命。lh實際工作需要的時間l=24*300*3=21600h軸承滿足壽命要求。第六章 鍵的選擇與校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型 1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（a型） b=12mm h=8mm l=50mm 鍵2：圓頭普通平鍵（a型） b=16mm h=10mm l=50mm鍵3：圓頭普通平鍵（a型） b=16mm h=10mm l=70mm 鍵4：圓頭普通平鍵（a型） b=20mm h=12mm l=70mm 鍵5：圓頭普通平鍵（a型） b=20mm h=12mm l=90mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距t1=20.89nm鍵2受到的轉(zhuǎn)距t2=255.3nm鍵3受到的轉(zhuǎn)距t2=622.4nm鍵4受到的轉(zhuǎn)距t4=2113.5nm鍵5受到的轉(zhuǎn)距t5=2113.5nm鍵的材料為鋼，輕微沖擊，為100120mp，取=110 mp鍵的校核公式：（k=0.5h l=l-b d為軸的直徑）所以：校核第一個鍵：校核第二個鍵：校核第三個鍵：校核第四個鍵：校核第五個鍵：第七節(jié) 箱體的設(shè)計計算名 稱符號 減速器型式及尺寸關(guān)系mm蝸桿減速器機座壁厚0.025a+3=10.2258, 取=11.08機蓋壁厚1蝸桿在下：1=0.02n+3=8.788z 取=9.418機座凸緣厚bb=機蓋凸緣厚b1 b1 =機座底凸緣厚b2b2=地腳螺釘直徑dfdf =.036a+12=19.272地腳螺釘數(shù)目n8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df=0.07519.272=14.454機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6) df=9.636聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200,取180軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df=810取8m窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=68取6m定位銷直徑d0.7512=9取10mdf d1 d2至外機壁距離c1查表得c1min=22mmdf d2至凸緣