學習情境5減速器的整體設計

1、一、設計任務書1.設計內(nèi)容 帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器2.運動簡圖 由設計者選擇傳動方案。3.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5%，工作機效率為0.940.96。4.原始數(shù)據(jù)已 知 條 件數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力F/kN3輸送帶工作轉(zhuǎn)速n/（m/s）1.1滾筒直徑D/mm3005.設計工作量（1）、設計說明書1份；（2）、減速器裝配圖1張；（3）、減速器零件圖13張。二、 電動機的選擇1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.

2、確定傳動方案： 其傳動方案如下： 4.選擇電動機類型： 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉型結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。5.選擇電動機的選擇（1） 電動機所需的功率為： KWKW KW （2） 由電動機到運輸帶的傳動總功率為 ：（查機械設計基礎課程設計指導書第7頁） =1224324 1 聯(lián)軸器的傳動效率：0.99 2齒輪傳動的軸承的效率：0.99 3圓柱齒輪的傳動效率：0.97 4卷筒的效率：0.96 則：= =0.9920.9940.9720.96=0.85(3)電機所需的工作功率：P

3、d=FV/（1000總）=30001.1/（10000.85）KW=3.88KW（4）確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：nw=601000V/D =6010001.1/(300) r/min=70.1 r/min經(jīng)查表：按推薦的合理傳動比范圍,二級圓柱齒輪減速器傳動比i齒=840，所以總傳動比合理范圍為i總=840，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是： nd= nwi總=70.1（840）=560.82804 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500和3000r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設計基礎課程設計指導書查出有四種適用的電動機型號，方案如下：方案電動機型號額定功率KW同步轉(zhuǎn)

4、速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y160M1-8 47507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，方案一比較適合。 因此選定電動機型號為Y160M1-8,所選電動機的額定功率為4kw,滿載轉(zhuǎn)速為720r/min，總傳動比適中，傳動裝置結(jié)構(gòu)較緊湊。三、 計算總傳動比及分配傳動比 總傳動比： 合理分配傳動比：根據(jù)誤差傳遞規(guī)律，傳動鏈中的傳動比分配應盡量采取降速傳動；傳動比一般分配原則是先大后??；查得合理的傳動比分配為i1=(1.31.5)i2，取i1=3.5，則i2=2

5、.93（i1為高速級傳動比，i2為低速級傳動比）。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸.01 ,12 ,23 ，34依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與聯(lián)軸器之間的傳動效率。1、各軸轉(zhuǎn)速： 軸 n= 720r/min軸 n= r/min 205r/min軸 n= r/min 70r/min 卷筒軸 n卷 n 70r/min2.各軸輸入功率： 軸 p = pd 01 =pd 1=3.880.99 =3.8412kw 軸 p = p12 = p223 =3.84120.992 0.97= 3.65kw 軸 p = p23 = p123 =3.65

6、0.990.990.97= 3.47kw 卷筒軸 p卷 =p34 =p24=3.470.990.96=3.30kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩： Td =9550=9550=51.46 N m所以：依據(jù)公式得出：軸 T =50.95 N m軸 T =170N m軸 T =473.4 N m卷筒軸 T卷 =450.2N m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表： 軸名 參數(shù)電動機軸軸軸軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)輸入功率P/kw輸入轉(zhuǎn)矩T/(Nm)72072020570703.883.84123.653.473.3051.4650.95170473.4450.2傳動比i效率 3.8 2.84 0.99 0.95

7、 0.95 0.95五、齒輪傳動設計1.高速級大小齒輪的設計（1）選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為220250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170210HBS。因為是普通減速器，由表10.21選8級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3m。（2）按齒面接觸疲勞強度設計轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55x106 =9.55x106=5.095 x104Nmm 載荷系數(shù) 查機械設計基礎課本表P179表9-10得：K=1.1。 齒數(shù)z1和齒寬系數(shù)d 小齒輪齒數(shù)Z1取25 ，則大齒輪齒數(shù)Z2= Z1i1=253.5=98。 因二級齒輪傳動為不對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，查表9-19取

8、d=1。許用接觸應力 工作循環(huán)次數(shù) N1=60n1jL h=607201(55240) =4.49108 N2=60n1jL h= N1/i =4.49108./3.5=1.28108 由圖9-27取壽命系數(shù)ZN1=1.05, ZN2= 1.13 查表9-7 查得SH=1 由圖9-25查得=560 MPa， =530MPa 故 d1 = =45 mm m=1.8mm由表9-2取標準模數(shù)m=2mm（3） 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 高1: 齒頂高 ha=ha*m=12mm=2mm 齒根高 hf=(ha*+c*)m= 1.252mm= 2.5mm 全齒高 h=ha+hf=(2+2.5)mm =4.

9、5mm 頂隙 c=c*m=20.25mm=0.5mm 分度圓直徑 d=mz1 =225mm =50mm 齒頂圓直徑 da=d+2ha=(50+22)mm =54mm 齒根圓直徑 df=d-2hf=(50-22.5 )mm =45mm 基圓直徑 db=dcos20。=50cos20。mm =46.98mm 齒距 p=m=2=6.28mm 齒厚 s=3.14mm 齒槽寬 e=s =3.14 mm高2： 齒頂高 ha=ha*m=12mm=2mm 齒根高 hf=(ha*+c*)m= 1.252mm= 2.5mm 全齒高 h=ha+hf=(2+2.5)mm =4.5mm 頂隙 c=c*m=0.252mm

10、=0.5mm 分度圓直徑 d2=mz2=298mm=196mm 齒頂圓直徑 da=d2+2ha=(196+22)mm =200mm 齒根圓直徑 df=d2-2hf=(196-22.5)mm =191mm 基圓直徑 db=d2cos20。= 196cos20mm。= 79.98mm 齒距 p=m=2=6.28mm 齒厚 s=3.14mm 齒槽寬 e=s =3.14 mm齒輪寬度 b2=d d1 =145 =45mm b1= b2+5=50mm 中心距 mm（4） 校核齒根的彎曲強度 由式9-26(機械設計基礎)得出F ，如果FF則校核合格。 確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)： 齒形系數(shù) 查表9-12得 YF1

11、=2.81， YF2=2.26。應力修正系數(shù)查表9-13得 Ys1=1.56， Ys2=1.76。許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 查圖9-26得 Flim1=210 MPa ,Flim2=190MPa。 彎曲疲勞安全系數(shù) 查表9-7得 SF=1.3。 彎曲疲勞壽命系數(shù) 查圖9-28得 YN1= YN2=1。 故 =164.94MPa齒根彎曲強度校核合格（5）驗算齒輪的圓周速度 v=/（601000） =3.1445720/（601000） =1.6956m/s由查表9-9可知，選取該齒輪傳動為8級精度合適。2.低速級大小齒輪的設計（1）選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為22025

12、0HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170210HBS。因為是普通減速器，由表10.21選8級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3m 。（2）按齒面接觸疲勞強度設計轉(zhuǎn)矩T2 T2=9.55x106 =9.55x106=1.700 x105Nmm 載荷系數(shù) 查機械設計基礎課本表P179表9-10得：K=1.1。齒數(shù)z1和齒寬系數(shù)d 小齒輪齒數(shù)Z3取30 ，則大齒輪齒數(shù)Z4= Z3i2=302.93=88。 因二級齒輪傳動為不對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，查表9-19取d=1。許用接觸應力 工作循環(huán)次數(shù) N3=60n1jL h=60701(55240) =4.368107 N=60n1jL h

13、= N1/i2 =4.368107./2.93=1.49107 由圖9-27取壽命系數(shù)ZN3=1.12, ZN4= 1.04。 查表9-7 查得SH=1 由圖9-25查得=560 MPa， =530MPa 故 d3 = =66 mm m=2.2mm由表9-2取標準模數(shù)m=2.5mm（3） 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 低1： 齒頂高 ha=ha*m=12.5mm=2.5mm 齒根高 hf=(ha*+c*)m 1.252.5mm= 3.125mm 全齒高 h=ha+hf=(2.5+3.125)mm =5.625mm 頂隙 c=c*m=0.252.5mm=0.625mm 分度圓直徑 d3=mz3=2

14、.530mm= 75mm 齒頂圓直徑 da=d3+2ha=(75+22.5)mm= 80mm 齒根圓直徑 df=d3-2hf=(75-23.125)mm= 73.75mm 基圓直徑 db=d3cos20。= 75cos20。mm= 70.48mm 齒距 p=m=2.5=7.85mm 齒厚 s=3.925mm 齒槽寬 e=s =3.925mm 低2： 齒頂高 ha=ha*m=12.5mm=2.5mm 齒根高 hf=(ha*+c*)m= 1.252.5mm= 3.125mm 全齒高 h=ha+hf=(2.5+3.125)mm =5.625mm 頂隙 c=c*m=0.252.5mm=0.625mm

15、分度圓直徑 d4=mz4=2.588=220mm 齒頂圓直徑 da=d4+2ha=(220+22.5)mm= 225mm 齒根圓直徑 df=d4-2hf=(220-23.125)=213.75mm 基圓直徑 db=d4cos20。= 220cos20。= 206.73mm 齒距 p=m=2.5=7.85mm 齒厚 s=3.925mm 齒槽寬 e=s =3.925mm齒輪寬度 b3=d d3 =175 =75mm b4= b3-5=70mm 中心距 mm （4）校核齒根的彎曲強度 由式9-26(機械設計基礎)得出F ，如果FF則校核合格。 確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)： 齒形系數(shù) 查表9-12得 YF3=

16、2.65， YF4=2.87。應力修正系數(shù)查表9-13得 Ys3=1.59， Ys4=1.75。許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 查圖9-26得 Flim3=210 MPa ,Flim4=190MPa。 彎曲疲勞安全系數(shù) 查表9-7得 SF=1.3。 彎曲疲勞壽命系數(shù) 查圖9-28得 YN3= YN4=1。 故 =133.58MPa齒根彎曲強度校核合格（5）驗算齒輪的圓周速度 v=d3n3/（601000） =3.1475189/（601000） =0.742m/s由查表9-9可知，選取該齒輪傳動為8級精度合適。六、軸的設計及校核1、高速軸的設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力及相關(guān)參數(shù) 該減速器

17、為一般機械，無特殊要求，選用45號鋼，配以調(diào)質(zhì)處理。由表13-1查得強度極限B =650Mpa,再由表13-4得許用彎曲應力-1b =65Mpa。（2）按扭矩強度確定各軸段直徑：(3)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 由表機械設計基礎13-2查得C=107118，d(4)軸的結(jié)構(gòu)設計確定軸上零件的位置與固定方式二級級減速器中，齒輪采用不對稱分部。小齒輪直徑較小，可做成齒輪軸；兩端軸承靠軸肩實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位。確定軸各段的徑向尺寸（從左端起) 軸段1因開鍵槽，應增大3-5%，故選定d1=20mm；軸段2要考慮到密封圈與軸承的安裝需要，按經(jīng)驗公式h=R（C）

18、+(0.5-2)mm,d2=22mm；軸段3考慮到軸承的安裝，需要查標準件軸承的相關(guān)參數(shù)，所以d3=25mm（選用6205型軸承，其尺寸為dDB=255215）； 軸段4為軸肩定位（左軸承），按經(jīng)驗公式h=R（C）+(0.5-2)mm，h取2.5mm（單邊），所 以d4=30mm；軸段5為齒輪段，由于圓柱齒輪的齒根圓直徑和軸徑相差不多，圓柱齒輪的齒根圓至鍵槽底部的距離X2.5m,所以該齒輪做成齒輪軸，齒輪的齒頂圓直徑為55mm，齒根圓直徑43.75mm，分度圓直徑為50mm，取d5=55mm；軸段6為安裝軸承，取d7=25mm（選用6208型軸承，其尺寸為dDB=255215）。確定軸各段的軸

19、向尺寸（從左端起) 軸段1由于安裝有聯(lián)軸器，故查表L1=52； 軸段2根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及添加潤滑脂的要求和箱體的要求，一端在箱蓋外 一端在箱蓋內(nèi)，取L2=40mm；軸段3安裝軸承，L3=15mm；軸段4考慮該為二級減速器，齒輪不對稱分布，為軸段5與中速軸所對應的齒輪嚙合， 故L4=111mm；軸段5 該為齒輪段，故取L5=70mm；軸段7為滾動軸承，L7=15mm?？傞LL=52+40+15+111+70+15=303mm總結(jié)：軸段一d1=20mm，L1=52mm（安裝聯(lián)軸器）；軸段二d2=22mm，L2=40mm（安裝需求）；軸段三d3=25mm，L3=15mm（安裝軸承）；軸段四d4=3

20、0mm，L4=111mm（保持協(xié)調(diào)）；軸段五d5=55mm，L5=70mm（齒輪寬度) ；軸段七d7=25mm，L7=15mm（安裝軸承）。（5）高速軸校核 按彎矩組合強度條件校核軸的軸徑：1) 繪制軸的受力及簡化模型圖，如圖1-a所示2) 水平面內(nèi)的受力及彎矩圖，如圖1-b、1-c所示圓周力：=2329.1N徑向力：Fr = Ft tana =2175.1tan20。 =847.8N分別求支承反力FHA、 FHB,以C點作為參考點：H面內(nèi)C截面處的左側(cè)的彎矩為MHC左 =FHAL1=678.4N14610-3 m =99NmH面內(nèi)C截面處的右側(cè)的彎矩為MHC右=FHBL2=1650.7N60

21、10-3 m =99Nm3) 豎直面內(nèi)的受力彎矩圖，如圖1-d、1-e所示： V面內(nèi)C截面處的左側(cè)彎矩為：MVC左=FVAL1=246.93N14610-3m=36.1NmV面內(nèi)C截面處的右側(cè)彎矩為：MVC右= FVBL2=600.87N6010-3m=36.1Nm4)根據(jù)公式,計算C截面的合成彎矩并作圖。如圖6-f 所示：C截面處的左側(cè)：C截面處的右側(cè)：5）作扭矩圖，如圖1-g 所示：6）求當量彎矩： 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可以認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)a為0.6。7）確危險截面及校核強度 查表13-4得-1b =75 Mpa,滿足e-1b 的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕量

22、。T=50.95N*mMc=105.4N*mMHC=36.1N*mMHC=99N*m2、中間軸的設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力及相關(guān)參數(shù) 該減速器為一般機械，無特殊要求，選用45號鋼，配以調(diào)質(zhì)處理。由表13-1查得強度極限B =650Mpa,再由表13-4得許用彎曲應力-1b =60Mpa。.（3)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 由表機械設計基礎13-2查得C=107118，d該段安裝軸承，通過查表取d=30mm(4)軸的結(jié)構(gòu)設計確定軸上零件的位置與固定方式二級級減速器中，齒輪采用不對稱分部。右端軸承靠定距環(huán)實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位；左端軸承靠軸肩實

23、現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ；左邊齒輪一端通過定距環(huán)，一端通過軸肩實現(xiàn)軸向定位，周向定位通過鍵來實現(xiàn)。確定軸各段的徑向尺寸（從左端起) 軸段1 安裝軸承,通過查表取d1=30mm（選用6206型軸承，其尺寸為dDB=3062 16）； 軸段2 為軸肩定位，按經(jīng)驗公式h=R（C）+(0.5-2)mm，所以d2=35m；軸段3 為齒輪段，圓柱齒輪的齒根圓至鍵槽底部的距離X2.5m,故該軸取d3=80m； 軸段4為軸肩定位，按經(jīng)驗公式h=R（C）+(0.5-2)mm，h取3mm（單邊），所以d4=50m；軸段5為齒輪段，考慮在該段上安裝齒輪，承載齒輪和較大的轉(zhuǎn)矩扭矩，故取d5=45mm；軸段

24、6為安裝軸承，取d6=30mm。確定軸各段的軸向尺寸（從左端起) 軸段1由于安裝軸承，故L1=16；軸段2為軸承軸肩定位，考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，保證傳動件與不動部件之間的間隙， 軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離,以供軸承的安裝調(diào)整用，故 L2=27mm；軸段3 該為齒輪段，已知齒輪輪轂寬是94，故取L3=94軸段4 為軸肩定位，考慮左右都有齒輪，避免兩齒輪離得太近，同時承受左右的軸向力，軸長于高速軸保持協(xié)調(diào)， 故L3=10mm；軸段5該為齒輪段，已知齒輪輪轂寬是50mm，為使套筒牢靠壓緊在齒輪右端面上，故取 L5=53軸段6為滾動軸承，同時考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，保證傳動件與不動部件之間的間隙

25、， 軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離,以供軸承的安裝調(diào)整用，故L6=30。 總長L=16+27+94+10+53+30=230.總結(jié)：軸段一d1=30mm，L1=16mm（安裝軸承）；軸段二d2=35m，L2=27mm（軸肩定位）； 軸段三d3=80m，L3=94（齒輪）；軸段四d4=50m，L4=10mm（軸肩定位）； 軸段五d5=45mm，L5=53（安裝大齒輪）；軸段六d6=30mm；L6=30（安裝軸承)。（5）中速軸校核 按彎矩組合強度條件校核軸的軸徑。1）繪制軸的受力及簡化模型圖，如圖2-a所示2）水平面內(nèi)的受力及彎矩圖，如圖2-b、2-c所示圓周力：徑向力：Fr1 = Fttana

26、 =4242tan20。 =1544N同理 圓周力：徑向力：Fr2 = Ft2tana =7635.6tan20。 =2779.1N分別求支承反力FHA、 FHD,以B、C點作為參考點：H面內(nèi)B截面處的彎矩為MHB =FHAL1=4976.672.510-3 m =360.8NmH面內(nèi)C截面處的彎矩為MHC =FHDL3=69016010-3 m =414.1Nm3) 豎直面內(nèi)的受力彎矩圖，如圖2-d、2-e所示： V面內(nèi)B截面處的彎矩為MVB =FVAL1=1811.372.510-3 m =131.3NmV面內(nèi)C截面處的彎矩為MVC =FVDL3=2511.86010-3 m =150.7

27、Nm4)根據(jù)公式,計算B、C截面的合成彎矩并作圖。如圖2-f 所示：B截面處的左側(cè)：C截面處的右側(cè)：5）作扭矩圖，如圖2-g 所示：6）求當量彎矩： 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可以認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)a為0.6。 對于B截面： 對于C截面： 7）確危險截面及校核強度： 對于B截面： 對于C截面： 查表14.2得-1b =60 Mpa,滿足e-1b 的條件，故設計的軸有足夠的強度， 并 有一定的裕量。3、低速軸的設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，由表14.7查得強度極限B =650Mpa,再由表14.2得許用彎曲應力-1b =60Mpa。（2）按扭矩強度確定各軸段

28、直徑：.(3)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 由表機械設計基礎13-2查得C=107118，d(4)軸的結(jié)構(gòu)設計確定軸上零件的位置與固定方式二級級減速器中，齒輪采用不對稱分部。左邊軸承右端面靠軸肩實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ；軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位；右邊軸承左端面靠定距環(huán)實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ；齒輪左右端面分別靠軸肩，定距環(huán)實現(xiàn)軸向定位，鍵實現(xiàn)周向定位。確定軸各段的徑向尺寸（從左端起) 軸段1因該軸開兩個鍵槽，并在此段上安裝有聯(lián)軸器，應增大7-10%，查表取d1=40mm；軸段2要考慮到密封圈與軸承端蓋的安裝需要，按經(jīng)驗故d2=42mm；軸段3 安裝軸承，查標準取d3=

29、45mm（選用6209型軸承，其尺寸為dDB=458519）； 軸段4為軸肩定位，按經(jīng)驗公式h=R（C）+(0.5-2)mm，h取3mm（單邊），所以d4=51mm； 軸段5為軸肩定位，按經(jīng)驗公式h=R（C）+(0.5-2)mm，h取4.5mm（單邊），所以d5=60mm；軸端6為齒輪段,考慮在該段上安裝齒輪，承載齒輪和較大的轉(zhuǎn)矩扭矩，故該軸取，故取 d6=55；軸段7為安裝軸承，取d7=45mm（選用6209型軸承，其尺寸為dDB=458519）。確定軸各段的軸向尺寸（從左端起) 軸段1由于安裝有聯(lián)軸器，故查表L1=84； 軸段2根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對添加潤滑脂的要求和箱體的要求，一端在箱

30、蓋外 一端在箱蓋內(nèi)，取L2=40mm;軸段3為滾動軸承,故L3=19mm；軸段4 與中高速軸保持協(xié)調(diào)，故L4=77mm；軸段5為軸肩定位，承受齒輪的軸向力，查表故L5=10mm；軸段6為齒輪段，已知齒輪輪轂B=70mm,為使定距環(huán)牢靠壓緊在齒輪右端面上,故L6=68mm；軸段7為滾動軸承，考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，保證傳動件與不動部件之間的間隙，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離,以供軸承的安裝調(diào)整用L7=47mm?？傞LL=84+40+19+77+10+68+47=345mm?？偨Y(jié)：軸段一d1=40mm，L1=84mm（安裝聯(lián)軸器）；軸段二d2=42mm，L2=40mm（安裝需要）；軸段三d3=45

31、mm，L3=19mm（安裝軸承）；軸段四d4=51mm，L4=77mm（保持協(xié)調(diào)）；軸段五d5=60mm，L5=10mm（軸肩定位）；軸段六d6=55mm；L6=68mm（安裝齒輪）； 軸段七d7=45mm；L7=47mm（安裝軸承）。（5）低速軸校核 按彎矩組合強度條件校核軸的軸徑。 1)繪制軸的受力及簡化模型圖，如圖3-a所示 2)水平面內(nèi)的受力及彎矩圖，如圖3-b、3-c所示圓周力：徑向力：Fr = Fttana =16741.8tan20。 =6093.5N分別求支承反力FHA、 FHB,以C點作為參考點：H面內(nèi)C截面處的左側(cè)的彎矩為MHC =FHAL1=5843.1N131.510-

32、3 m =768.4NmH面內(nèi)C截面處的左側(cè)的彎矩為MHC =FHBL2=10898.7N70.510-3 m =768.4Nm3）豎直面內(nèi)的受力彎矩圖，如圖3-d、3-e所示：V面內(nèi)C截面處的左側(cè)彎矩為：MVC左=FVAL1=2126.7N131.510-3m=279.7NmV面內(nèi)C截面處的右側(cè)彎矩為：MVC右= FVBL2=3966.8N70.510-3m=279.7Nm4)根據(jù)公式,計算C截面的合成彎矩并作圖。如圖6-f 所示：C截面處的左側(cè)：C截面處的右側(cè)：5）作扭矩圖，如圖3-g 所示：6）求當量彎矩： 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可以認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)a為0.6。7）確危險截

33、面及校核強度 e = 查表13-4得-1b =60 MPa,滿足e-1b 的條件，故設計的軸有足夠的強度，并 有一定的裕量。七、鍵的設計1、高速軸聯(lián)軸器鍵的選擇選擇C型鍵，由軸徑d=20mm，查得鍵寬b=6mm,鍵高h=6mm,已知該段軸長L1=52mm,查表取標準鍵長L=45。29故選擇型號為C66GB/T1096-2003的鍵合適。2、中間軸大齒輪鍵的選擇大齒輪：選擇A型鍵，由軸徑d=45mm，查得鍵寬b=14mm,鍵高h=9mm,已知該段軸長L=48mm,查表取標準鍵長L=45。故選擇型號為A149GB/T1096-2003的鍵合適。3、低速軸齒輪與聯(lián)軸器鍵的選擇齒輪鍵：選擇A型鍵，由軸

34、徑d=55mm，查得鍵寬b=16mm,鍵高h=10mm,已知該段軸長L=68mm,查表取標準鍵長L=60。故選擇型號為A1610GB/T1096-2003的鍵合適。聯(lián)軸器鍵：選擇C型鍵，由軸徑d=40mm，查得鍵寬b=12mm,鍵高h=8mm,已知該段軸長L=84mm,查表取標準鍵長L=70。故選擇型號為C128GB/T1096-2003的鍵合適。八、軸承的選擇根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh=55240=10400小時1.高速軸軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=791.7N (2)求軸承應有的徑向基本額定載荷值查公式機械設計基礎

35、P279 14-6，查表14-12fT=1. （3）選擇軸承的型號 查有關(guān)的軸承手冊，根據(jù)d =20mm,選用6205型軸承，其Cr=14000N6063.6N， 所以選擇深溝球軸承6205合適。2.中速軸軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=2501.2N (2)求軸承應有的徑向基本額定載荷值查公式機械設計基礎P279 14-6，查表14-12fT=1. （3）選擇軸承的型號 查有關(guān)的軸承手冊，根據(jù)d =30mm,選用6206型軸承，其Cr=195000N12265.8N， 所以選擇深溝球軸承6206合適。 3.低速軸軸的軸承設

36、計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=6093.5N (2)求軸承應有的徑向基本額定載荷值查公式機械設計基礎P279 14-6，查表14-12fT=1. （3）選擇軸承的型號 查有關(guān)的軸承手冊，根據(jù)d =45mm,選用6209型軸承，其Cr=315000N21148.8N， 所以選擇深溝球軸承6209合適。九、聯(lián)軸器的選擇1.高速軸（1）由表15-1查得工作情況系數(shù)K=1.4（2）確定聯(lián)軸器的型號， 由式16.1得：主動端：TC1=KT1 =1.448.02Nm =67.228Nm從動端：TC2=KT2 =1.447.48Nm =66.47

37、2NmTm=160Nm由前面可知：d=20mm,n=720r/minn=7100r/min由附表9.4可確定聯(lián)軸器的型號為彈性柱銷聯(lián)軸器 HL1 GB/T5014-2003。2.高速軸（1）由表15-1查得工作情況系數(shù)K=1.4（2）確定聯(lián)軸器的型號， 由式15-1得：主動端：TC1=KT1 =1.4460.4Nm =644.56NmTm=1250Nm從動端：TC2=KT2 =1.4437.6Nm =612.64Nm由前面可知：d=40mm,n=76r/minn=4000r/min由附表9.4可確定聯(lián)軸器的型號為彈性柱銷聯(lián)軸器 HL4 GB/T5014-2003。十、減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果機座厚度=0.025a+38機蓋厚度11=0.025a+38機蓋凸緣厚度12機座凸緣厚度12機座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目a2504軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M14蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑M10軸承端蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M8定位銷直徑M8，至外箱壁的距離查手冊表242022，至凸緣邊緣距離查手冊表2214外箱壁至軸承端面距離47大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離12齒輪端面與內(nèi)箱壁