單齒輪減速器說明書

1、單齒輪減速器說明書 作者： 日期：0 個(gè)人收集整理 勿做商業(yè)用途目錄 前言 1一 電動(dòng)機(jī)的選擇 2 二 齒輪的設(shè)計(jì) 5三 軸的設(shè)計(jì) 14四 軸上其它零件的設(shè)計(jì) 15五 輸出軸的校核 16六 鍵的選擇 18七 箱體的選擇和尺寸確定 19八 設(shè)計(jì)小結(jié) 20前言 為了適應(yīng)現(xiàn)代化建設(shè)的要求，培養(yǎng)高素質(zhì)的專門人才，特開設(shè)了機(jī)械設(shè)計(jì)課程。機(jī)械設(shè)計(jì)在機(jī)械中占有重要地位。為了突出和加強(qiáng)培養(yǎng)學(xué)生的綜合設(shè)計(jì)能力和創(chuàng)新能力，總結(jié)近年來的相關(guān)課程設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，開設(shè)了機(jī)械設(shè)計(jì)綜合教程。其主要特點(diǎn)：強(qiáng)調(diào)機(jī)械設(shè)計(jì)中總體設(shè)計(jì)能力的培養(yǎng),將原機(jī)械設(shè)計(jì)和機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容整合為一個(gè)新的綜合課程設(shè)計(jì)體系，將學(xué)生在機(jī)械設(shè)計(jì)系列課程中所

2、學(xué)的有關(guān)機(jī)構(gòu)原理方案設(shè)計(jì)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)分析、機(jī)械零部件設(shè)計(jì)理論、方法、結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計(jì)等內(nèi)容有機(jī)地結(jié)合，進(jìn)行綜合設(shè)計(jì)實(shí)踐訓(xùn)練，使課程設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)際的聯(lián)系更為緊密。加強(qiáng)學(xué)生對(duì)機(jī)械系統(tǒng)創(chuàng)新設(shè)計(jì)能力的培養(yǎng),增加了機(jī)械構(gòu)思設(shè)計(jì)和創(chuàng)新設(shè)計(jì)等內(nèi)容，對(duì)學(xué)生的方案設(shè)計(jì)內(nèi)容和要求有所加強(qiáng),以利于增強(qiáng)學(xué)生的創(chuàng)新能力和競爭意識(shí)。由于本設(shè)計(jì)時(shí)間倉促，工作量大,又缺乏經(jīng)驗(yàn)，加上設(shè)計(jì)者水平有限,設(shè)計(jì)過程中有不完善之處，請(qǐng)老師和同學(xué)指正。一、 電動(dòng)機(jī)的選擇1電動(dòng)機(jī)的選擇 （1）選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V.（2）選擇電動(dòng)機(jī)的容量電動(dòng)機(jī)所需工作功率為nw=60×

3、1000V/D=(60×1000×1.5/(×280）=102.3 r/min PW =T·nw/9550其中聯(lián)軸器效率1=0.99，滾動(dòng)軸承效率(2對(duì)） 2=0。99,閉式齒輪傳動(dòng)效率3=0.97,V帶效率3=0.95,滾筒效率3=0。96代入得：傳動(dòng)裝裝置總效率hh1h22h3h4h50.858 則工作機(jī)所需功率PWPW =F·V/1000=6601.5/1000=0。99 kW則所需電動(dòng)機(jī)所需功率 Pd Pd= PW/h=0.99/0.858=1。15kw因載荷平穩(wěn),電動(dòng)機(jī)額定功率略大于即可由機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)實(shí)訓(xùn)指導(dǎo)附錄5查的Y系列電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)

4、，選電動(dòng)機(jī)的額定功率為1.5kw。(3）確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速：由v=0。8m/s,v帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24.而且閉式齒輪單級(jí)傳動(dòng)比常用范圍為i2=310,則一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比選擇范圍為：I總= i1·i2640故電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍為nd= nw ·I總=30.57*（640)= 183。421222.8r/min按照以上設(shè)計(jì)數(shù)據(jù),可供選擇的電動(dòng)機(jī)如下表11所示: 方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Kw同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速(r/min) 1Y112M62.21000/9402Y132M82.2750/7103Y132S-63.01000/960則可選用Y132M8電動(dòng)機(jī)，

5、滿載轉(zhuǎn)速為750，額定功率為2.2KW.二齒輪的設(shè)計(jì)傳動(dòng)比的分配(1）總傳動(dòng)比IZ=750/30。57=24。53減速器的傳動(dòng)比為i減'=24.53/3=8。12（2）運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算0軸(電動(dòng)機(jī)軸) P0=Pd2.2 kw n0= nd=750 r/minT0=9550·P0/n0=9550*2.2/750=28.01N·m1軸(高速軸既輸入軸）P1= P0·h4·=2.20。952.09 kw 【h4為帶輪的效率】n1=n0/i1=750/3=250r/minT1=9550·P1/n1=79。83N·m2軸（低速軸既輸出

6、軸)P2= P1·h4·h2=3。80.97*0。992。007 kwn2=n1/i2=250/8。12=30.57 r/minT2=9550·P2/n2=622.50N·m【h2為軸承的效率】根據(jù)以上數(shù)據(jù)，我們可以把它列成一個(gè)表格，更能清楚的了解數(shù)據(jù):表2軸名 功率P/kw轉(zhuǎn)距T/N.m轉(zhuǎn)速n/（r/min)傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)軸(0軸）2。228。017501軸2。0979。8325032軸2.007622.530.578.122·1輸入軸斜齒輪的設(shè)計(jì)已知電動(dòng)機(jī)額定功率P=2kw，轉(zhuǎn)速750r/min,各軸的轉(zhuǎn)速如：表3轉(zhuǎn)動(dòng)軸電機(jī)軸 （0軸）輸入軸

7、 （1軸）輸出軸 （1軸）轉(zhuǎn)速n75025030.57齒數(shù)比38.12由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命年限為8年,單班制工作，轉(zhuǎn)向不變單向運(yùn)行，有輕微的振動(dòng)，啟動(dòng)載荷為名義載荷的K=1.2?！疽韵率切饼X輪設(shè)計(jì)方法，請(qǐng)大家參照書上直齒圓柱齒輪的計(jì)算】1選擇齒輪的精度等級(jí)、材料、齒數(shù)1)·精度的選擇輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)動(dòng)速度不高，為普通減速器，故選用7級(jí)精度(GB1009588），要求齒面精糙度2）·材料的選擇選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），其硬度為280HBS,大齒輪為45鋼（正火),其硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）·確定齒輪齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)Z124

8、，大齒輪齒數(shù)為Z224x3。7890。72，取Z2914）·選取螺旋角。初選螺旋角b14°【參照?qǐng)A柱直齒輪來設(shè)計(jì)】2確定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于該減速器為閉式齒輪傳動(dòng),且兩齒輪均為齒面硬度HBS小于350和軟齒面,齒面點(diǎn)蝕是主要的失效形式,應(yīng)先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算,確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再按彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根的彎曲強(qiáng)度1·按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)d1t(1）確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) K=1。22）計(jì)算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩 T1=7.56x104N·mm3）由機(jī)械設(shè)計(jì)表107選取齒寬系數(shù)d14）由機(jī)械設(shè)計(jì)表106查得材料得彈性影響系數(shù)ZE18

9、9。8MPa1/21/2 5）由機(jī)械設(shè)計(jì)表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim2=550 MPa 6）由圖1030選取區(qū)域系數(shù) ZH=2.4337)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh60480*1(28*36510）1。682x109N2=4。45x1088) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0。90， KHN2=0.959）計(jì)算疲勞許用應(yīng)力取實(shí)效概率為1,安全系數(shù)S1，由公式可得：H1=0.90x600 MPa=540MPaH2=0。95x550 MPa=522.5 MPa （2）計(jì)算1)試算小齒輪分度圓直

10、徑d1t53.6mm2）計(jì)算圓周速度vv1.29m/s3）計(jì)算齒寬bbd·d1t 1x53.6=53。6mm4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) mnt=51.42xcos14°/24=2。078齒高 h=2。25 mnt = 4。663=10.946）計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)v1.29m/s，7級(jí)精度，由機(jī)械設(shè)計(jì)圖108查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.1經(jīng)表面硬化的斜齒輪， KHa=KFa=1。352;由表102查得使用系數(shù)開KA=1;由表104用插值法查得8級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb1.35由=10.99，KHb1。311,查圖1013得KFb1。28故動(dòng)載荷系數(shù)： K= KA

11、 KV KHa KHb=1*1。11.35*1。352=2.0087)按校正所算得得分度圓直徑，由公式可得:d1=d1t=53。6x=67.6mm8)計(jì)算模數(shù)m。 m=2。183。按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) mn1·確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1） 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=440MPa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE2420MPa2） 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0。92， KFN2=0。883） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由公式可得F1=0.92x440 /1.4MPa=289。14 MPaF2=0。88X420 /1.4MPa=264 MPa

12、4）計(jì)算載荷系數(shù)K K= KA KV KFa KFb=1*1.11.351.28=1.95）根據(jù)縱向重合度eb=1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0。886）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv132。84zv2123。77)查取齒形系數(shù)由表105查得 YFa1 =2。592， YFa2=2.1798）查取應(yīng)力校正系數(shù)由105查得 YSa1 =1.596 YSa2=1.7899)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較0.014310.01477大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算mn1.68mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取mn=2mm,已滿足彎曲強(qiáng)度，需按接

13、觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=53.6mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 z132。79取 z133，則z2u ·z13。78x30=1244。幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=160.9mm將中心距圓整為161mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 barccos= arccos=14。22因b值改變不多,故參數(shù)ea、Kb、ZH等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=67。68md2=254。2mm（4)計(jì)算齒輪寬度b=d·d1=1x67。68=67。68mm圓整后取B270mm； B175mm22 輸出軸上齒輪的設(shè)計(jì)1選擇齒輪的精度等級(jí)、材料、齒數(shù)1·精度

14、的選擇輸出軸（30.57n/min，）轉(zhuǎn)動(dòng)速度不高,故選用8級(jí)精度(GB1009588），要求齒面精糙度2·材料的選擇選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）,其硬度為220HBS,大齒輪為45鋼（正火），其硬度為190HBS，二者材料硬度差為30HBS。3·確定齒輪齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)Z324，大齒輪齒數(shù)為Z424x2.9169。84，取Z47023確定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于該減速器為閉式齒輪傳動(dòng)，且兩齒輪均為齒面硬度HBS小于350和軟齒面，齒面點(diǎn)蝕是主要的失效形式,應(yīng)先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸,然后再按彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根的彎曲強(qiáng)度1·按齒面接觸強(qiáng)度

15、設(shè)計(jì)d2t（1）確定公式內(nèi)的各個(gè)計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) Kt=1.62)計(jì)算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩 T2=2.84x105N·mm3)由機(jī)械設(shè)計(jì)表107選取齒寬系數(shù)d14）由機(jī)械設(shè)計(jì)表106查得材料得彈性影響系數(shù)ZE189。8MPa1/21/2 5）由機(jī)械設(shè)計(jì)表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1=560 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim2=530 MPa 6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh60*126。981*(2*8*36510)4.449x108N2=1。529x1087） 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.78 KHN2=0.

16、858）計(jì)算疲勞許用應(yīng)力取實(shí)效概率為1，安全系數(shù)S1,由公式可得：H1=0。78x560 MPa=588 MPaH2=0。88X530MPa=593.6 MPa （2)計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t77.06mm2）計(jì)算圓周速度vv0.512m/s3)計(jì)算齒寬bbd·d1t 1x77.06=77.06mm4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) mt=/24=3。12齒高 h=2.25 mt = 7。00978=10。996）計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)v0。512m/s，7級(jí)精度,由機(jī)械設(shè)計(jì)圖108查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1。02經(jīng)表面硬化的斜齒輪， KHa=KFa=1.41；由表102查得使用系數(shù)開K

17、A=1；由表104用插值法查得8級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KHb1。318由=10。66，KHb1。316,查圖1013得KFb1。27故動(dòng)載荷系數(shù)： K= KA KV KHa KHb=11。021.41*1。318=1。8967)按校正所算得得分度圓直徑，由公式可得:d1=d1t=77.06x=81.5mm8)計(jì)算模數(shù)m。 m=3.2963.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) m(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值4） 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=440MPa;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限FE2420 MPa5） 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95, KFN2=0.986） 計(jì)

18、算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由公式可得F1=0。95x440 /1。4MPa=298.57 MPaF2=0.98X420 /1。4MPa=294 MPa4)計(jì)算載荷系數(shù)K K= KA KV KFa KFb=1*1。01*1。41。26=1.7825)查取齒形系數(shù)由表105查得 YFa1 =2.592， YFa2=2。238)查取應(yīng)力校正系數(shù)由105查得 YSa1 =1.596 YSa2=1。7609）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較0。013900.013340小齒輪的數(shù)值大（2)設(shè)計(jì)計(jì)算m2。33mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于有齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由

19、于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.33并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d177.82，來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有： z131。6取 z232，則z2u ·z12.91x3293.12 取z2=94 這樣設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng),即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=161.38mmbarccos= arccos=13.298因b值改變不多，故參數(shù)ea、Kb、ZH等不必修正。（2）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑

20、d1=81.97mmd2=240.22mm(3）計(jì)算齒輪寬度b=d·d1=1x81.97=81。97mm圓整后取B285mm； B190mm根據(jù)以上數(shù)據(jù)我們可以制成表格：斜齒輪參數(shù)法向模數(shù)m,n=2齒數(shù)z133z2124螺旋角b14.22°中心距a=161分度圓直徑d167。68d2254。32齒輪寬度B270B1=75斜齒輪參數(shù)法向模數(shù)m，n=2。5齒數(shù)z132z294螺旋角b13.298°中心距a=161分度圓直徑d181.97d2240.22齒輪寬度B285B1=90 2.3. 選擇潤滑方式閉式齒輪傳動(dòng)，齒輪的圓周速度v12m/s,常將大齒輪的輪齒浸入油池中

21、進(jìn)行浸油潤滑（推薦使用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油，潤滑油運(yùn)動(dòng)粘度。）三. 軸的設(shè)計(jì)1高速軸的設(shè)計(jì) 1確定軸的最小直徑由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率,故選45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由表153查得A0=112，于是得,dmin= A0=48.3mm發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸得最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d0-，為了使發(fā)動(dòng)機(jī)輸出軸得直徑與聯(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=kAT，查表144，攪拌機(jī)，故取kA1.3則：Tca=kAT1。3x7。52x105N·mm=9.78x105N·mm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)GB/T10614-

22、1989,選用HL4型彈性聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000N·mm半聯(lián)軸器的孔徑d1-50mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=70。2。中軸的設(shè)計(jì)1確定軸的最小直徑由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率,故選45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表153查得A0=112，于是得，d1min= A0=34。3mm取中軸d1=55mm(1）.選擇滾動(dòng)軸承因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承33011，其尺寸為d D T=55mmx90mmx27mm,故d=d-=55mm, L=L=27mm（2）軸

23、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，33011型軸承的定位軸肩高度h3mm，因此取d= 63mm, 而大齒輪采用套筒定位,故取d-=65mm，套筒厚度為t1=2mm，取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=68mm,輪轂寬度為70mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，故取 L-=62mm.齒輪的右端軸向定位，軸肩高度h0。07d,故取h=8mm，故取軸段直徑d-=76mm.。齒輪軸安裝在-軸段上，輪轂寬度為90mm。 3. 低速軸的設(shè)計(jì)1確定軸的最小直徑由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率,故選45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表153查得A0=112，于是得，dmin= A0

24、=48.3mm2.軸的設(shè)計(jì)（1）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑d-=62mm，按軸端直徑取擋圈直徑d=65mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)在取L=82mm2）。選擇滾動(dòng)軸承因軸承同時(shí)受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30313，其尺寸為d x D x T=65mmx140mmx36mm，故d= d-=65mm，L=36mm，L=36mm右端滾動(dòng)軸

25、承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，30313型軸承的定位軸肩高度h6mm，因此取d-= d-=82mm，小齒輪跟軸為同一鑄體，在軸段上。四、軸上其它零件的設(shè)計(jì)1）軸承端蓋的厚度為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離了30mm，故L-=50mm.2）取齒輪距箱體之距離a=10mm考慮到箱體的鑄造誤差，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=8，取中軸-軸段L-=46mm故可以確定中軸上各個(gè)軸段的長度，L-=s+a+4=22mm, L=s+a+5=23mm輸入軸上的小齒輪距箱體的距離為a1=102.5=7.5mm，則輸入軸為L=286mm

26、中間軸為L=384輸出軸為L=320已知在低速軸上的滾動(dòng)軸承寬度T=36,L=T+s+a+4=52mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度.3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表6-1查得：在輸入軸上L-上半聯(lián)軸器與軸連接平鍵截面bh=12mm x 8mm，L=56mm在中軸上的平鍵截面bh=20mm x12mm, L=70mm在輸出軸上L上半聯(lián)軸器與軸連接鍵截面b*h=12mm x 8mm，L=70mmL軸段上平鍵截面 b*h=16mm x 10mm, L=63mm鍵槽均用鍵槽銑刀加工，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，

27、半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6 。4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表152，取軸端倒角為2 x 45°,各軸肩的圓角半徑見圖15-26。五、輸出軸上的強(qiáng)度校核 1·已知p3=3。5kw n3=43.64r/min T3=765930N。mm中軸斜齒輪上的周向力Ft1=徑向力Fr1=軸向力Fa1=中軸上小齒輪上的周向力Ft2=徑向力Fr2=2軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖。確定軸承的支點(diǎn)的位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取值.對(duì)于33006型圓錐滾子軸承,由手冊(cè)查得a=12.8mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距分別為L1=45。

28、2mm, L2= 108。5mm， L3= 67.7mm載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1= 2917.44N , FNH2=3482.11FNV1=2684.34N ， FNV2=286。34N彎矩MMH=215890。56N·mm,MV1=166428.77N·mmMV2=-21164 N·mm總彎距M1=272593.59 N·mmM2=216925。45彎矩TT=765930Nmm3按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度.根據(jù)式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力

29、,取a=0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力 r3=15。58MPa軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,=60Mpa， r3,故軸安全.六、 鍵的校核【改為“六、鍵的選擇"】只選擇不校核，但是要寫出選擇的依據(jù).輸入軸上L-上半聯(lián)軸器與軸連接平鍵截面bh=12mm x 8mm， L=56mm在中軸上L-上的平鍵截面b*h=20mm x 12mm, L=70mm輸出軸上的齒輪的平鍵截面bh=20mm x 12mm， L=70mmL半聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面b*h=16mm x 10mm，L=80mm1.強(qiáng)度校核平鍵的主要失效形式為組成鍵連接的軸或輪轂工作面部分的磨損,須按工作面上的壓強(qiáng)來進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算.(鍵為

30、鋼制， p=150MPa）輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 T1=75.92N·m圓頭平鍵 p=71。89MPa p校核完全符合條件.中軸上轉(zhuǎn)矩T2=274。51N·mL上圓頭平鍵的校核 p=45.75MPa p校核完全符合條件在輸出軸上的轉(zhuǎn)矩T3=765。93N·m在L上圓頭平鍵的校核p=127。65MPa pL-軸段上圓頭平鍵的校核 p=145。5MPa< p校核完全符合條件。七。箱體的選擇和尺寸確定（1）箱座尺寸的選擇和尺寸確定 箱體的選擇要求和軸與其它零件要配合使用，誤差不能太大。本次設(shè)計(jì)的減速器,只有中軸完全放入箱體內(nèi)，其它的輸入軸和輸出軸均有一端伸出箱體與聯(lián)軸器聯(lián)接,故采用中軸的長度,最能準(zhǔn)確的確定箱體的寬度。 由已知條件，中軸L1=382mm，大齒輪的齒頂圓半徑為R大=122。61mm,則箱體的數(shù)據(jù)初定為：