哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(共23頁(yè))

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上目錄133.4輸出軸的校核計(jì)算1519192020200九.參考文獻(xiàn)22專心-專注-專業(yè)一傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 1.1分析或確定傳動(dòng)方案1. 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)傳送帶組成。2. 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大 其傳動(dòng)方案如下：圖一：傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖根據(jù)要求，選用二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，將動(dòng)力傳送到傳送帶上，實(shí)現(xiàn)傳送帶預(yù)先設(shè)計(jì)的參數(shù)及其相應(yīng)的功能。設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=2400N傳送帶卷筒直徑：d=300mm傳送帶帶速：v=1.0m/s關(guān)于減速器的

2、生產(chǎn)和工作的要求：機(jī)器產(chǎn)量為大批量；機(jī)器工作環(huán)境為清潔；機(jī)器載荷特性為平穩(wěn)載荷；機(jī)器最短工作年限為六年二班。1.2選擇電動(dòng)機(jī)1.2.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)形式電動(dòng)機(jī)分交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無(wú)特殊要求時(shí)應(yīng)選用三相交流電動(dòng)機(jī)，其中以三相交流異步電動(dòng)機(jī)應(yīng)用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動(dòng)機(jī)。并按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動(dòng)機(jī)。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。1.2.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量（功率）首先計(jì)算工作機(jī)有效功率：式中， F傳送帶的初拉力，由設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)，F(xiàn)=2400N； V傳送帶的帶速，由設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)，V=1.0m/s。從原動(dòng)機(jī)到

3、工作機(jī)的總效率：×××0.960.8504式中，聯(lián)軸器傳動(dòng)效率，由參考文獻(xiàn)1P81頁(yè)表9.1，； 軸承傳動(dòng)效率，由參考文獻(xiàn)1P81頁(yè)表9.1， 齒輪嚙合效率，； 卷筒傳動(dòng)效率，。則所需電動(dòng)機(jī)功率：1.2.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速： 式中，d傳送帶卷筒軸直徑。由設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)，d=300mm。二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比=840，所以電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為:=(840)×63.7=（509.62548.0）r/min.符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)

4、格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻(xiàn)1P142頁(yè)表14.1，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6，其主要性能如下表所示。電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/（r·min）滿載轉(zhuǎn)速(r·min)Y132S-6310009602.02.01.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比1.3.1總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為/nw960/63.715.071.3.2分配傳動(dòng)比× 式中分別為一級(jí)、二級(jí)齒輪傳動(dòng)比?？紤]潤(rùn)滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速

5、級(jí)傳動(dòng)比為 4.59，則3.28。1.4計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1.4.1各軸的轉(zhuǎn)速： 960r/min 960/4.59209.15r/min   / 209.15/3.28=63.76r/min=63.7r/min1.4.2各軸的輸入功率： ×2.82×0.992.79kW   ×2×2.79×0.99×0.972.68kW   ×2×2.68×0.99×0.972.57kW ×2×1

6、=2.57×0.99×0.992.52kW1.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×2.82/960=2.81×N·mm： × =2.81××0.99=2.78× N·mm ×××=2.78××4.59×0.99×0.97=1.22× N·mm ×××=1.22××3.28×0.99×0.97=3.86×

7、N·mm=××=3.86××0.99×0.99=3.78× N·mm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時(shí)方便查閱。減速器運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率電機(jī)軸2.8296010.99軸2.799604.590.96軸2.68209.153.280.96軸2.5763.761.000.98卷筒軸2.5263.76二、傳動(dòng)零件的計(jì)算2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級(jí)考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，且該齒輪傳動(dòng)為閉式傳動(dòng)，故大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，由表6.2得：小齒輪調(diào)質(zhì)處理 ，齒面硬度為2

8、17255HBW，平均硬度為236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度為162217HBW，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面硬度差為46HBW，在3050HBW范圍內(nèi)，選用8級(jí)精度。取高速級(jí)小齒齒數(shù)=20，高速級(jí)大齒輪Z=i×Z=4.59×20=91.8,取Z=91齒。取低速級(jí)小齒輪3齒數(shù)=19齒，大齒輪4齒數(shù)=×3.28=62.89.取=63。根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)。減速器運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)更新后一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率電機(jī)軸2.8296010.99軸2.799604.550.96軸2.68210.983.310.96軸2.5763

9、.741.000.98卷筒軸2.5263.742.2確定計(jì)算公式由于是閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)，其主要失效形式是齒面接觸疲勞點(diǎn)蝕。故按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再對(duì)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。2.3高速級(jí)齒輪，初定齒輪傳動(dòng)及齒輪主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)：（由參考文獻(xiàn)1P103頁(yè)式6.8）式中各參數(shù)為：1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，=2.78× N·mm。2) 設(shè)計(jì)時(shí)，因v值未知，Kv不能確定，初取=1.6。3) 由參考文獻(xiàn)1P104表6.6取齒寬系數(shù)=0.9。4) 初選螺旋角=15°，由參考文獻(xiàn)1圖6.15選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 5)

10、 由參考文獻(xiàn)1P103頁(yè)表6.5查得彈性系數(shù)。6) 齒數(shù)比u=i1=4.55。7) 由參考文獻(xiàn)1P99頁(yè)式6.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1P99頁(yè)式6.2，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1P104圖6.16查得：=0.775。8) 由參考文獻(xiàn)1圖6.26查得螺旋角系數(shù)=0.989) 由參考文獻(xiàn)1P116式6.26，許用接觸應(yīng)力,。由參考文獻(xiàn)1P115圖6.29（e）、圖6.29（a）得接觸疲勞極限應(yīng)力=570MPa =410MPa 。小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：N=60na =60×960×（2×8×250×6）=1.382×10

11、hN= h由參考文獻(xiàn)1P116圖6.30查得壽命系數(shù)：=1.0， =1.11。由參考文獻(xiàn)1P116表6.7，取安全系數(shù)=1×570=570 =1.11×410=455.1故取 初算小齒輪1的分度圓直徑，得=確定傳動(dòng)尺寸：1)計(jì)算載荷系數(shù)KK=1.0×1.15×1.12×1.2=1.5456。式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1P95頁(yè)表6.3，原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動(dòng)載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)1P96頁(yè)圖6.7查得 K=1.15。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1P96頁(yè)圖6.12，因?yàn)樾↓X輪是非對(duì)稱布置的，故查得齒向載荷分

12、布系數(shù)K =1.12。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1P99頁(yè)表6.4，未經(jīng)表面硬化的8級(jí)精度斜齒輪取 K =1.2。2) 對(duì)進(jìn)行修正:d=d=41.4×=40.93) 確定模數(shù)= 取=2mm4) 計(jì)算傳動(dòng)尺寸中心距： a=115.916mm， 圓整為115mm。螺旋角=15°921。 其它傳動(dòng)尺寸： ，取38mm。 =+（510）mm， 取=45mm。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核： K、T、mn、d1同上 K=1.5456、T=2.78N.mm、mn=2、d1=41.44mm      計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1z1/cos3

13、20/ cos15.15622.241zV2z2/cos391/ cos15.156101.196由參考文獻(xiàn)1圖6.20查得=2.72，=2.2由參考文獻(xiàn)1圖6.21查得=1.55，=1.8 由參考文獻(xiàn)1 由圖6.22查得重合度系數(shù) =0.74   由參考文獻(xiàn)1 由圖6.28查得螺旋角系數(shù) =0.88   由參考文獻(xiàn)1 圖6.29 （f）、圖6.29 （b）查得彎曲疲勞極限應(yīng)力， 小齒輪 大齒輪由參考文獻(xiàn)1圖6.32查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：Y=Y=1.0由參考文獻(xiàn)1表6.7查得彎曲疲勞安全系數(shù):S

14、F=1.25(1%失效概率)=MPa=結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。高速級(jí)齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪241.44452015°921115大齒輪188.5638912.3低速級(jí)齒輪，初定齒輪傳動(dòng)及齒輪主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)：(由參考文獻(xiàn)1P103頁(yè)式6.8）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：式中各參數(shù)為：1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，= 。2）設(shè)計(jì)時(shí)，因v值未知，K不能確定，初取=1.6。3）由參考文獻(xiàn)1P104表6.6取齒寬系數(shù)=1.1。4）初選螺旋角=15°，由參考文獻(xiàn)1 圖6.15選取區(qū)域系數(shù) Z=2

15、.43。5)由參考文獻(xiàn)1P103表6.5查得彈性系數(shù)。6）齒數(shù)比比u=iII=3.31。7）由參考文獻(xiàn)1P99頁(yè)式6.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1P99頁(yè)式6.2，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1 P104頁(yè)圖6.16查得：=0.775。8）由參考文獻(xiàn)1圖6.26查得螺旋角系數(shù)=0.98。9）由參考文獻(xiàn)1P116頁(yè)式6.26，許用接觸應(yīng)力,由參考文獻(xiàn)1P115圖6.29（e）、圖6.29（a）得接觸疲勞極限應(yīng)力=570MPa =410MPa 。小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na =60×210.98×（2×8×250×6）=hN= h

16、由參考文獻(xiàn)1 P116圖6.30查得壽命系數(shù)：=1.1, =1.2（允許局部點(diǎn)蝕）。由參考文獻(xiàn)1 P116表6.7，取安全系數(shù)=1.1×570=627 =1.2×410=492 故取 。初算小齒輪1的分度圓直徑，得=確定傳動(dòng)尺寸:計(jì)算載荷系數(shù)KK=1.0×1.07×1.12×1.2=1.43。式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2P95頁(yè)表6.3，原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動(dòng)載系數(shù)。分度圓上的速度為: 故由參考文獻(xiàn)2P96頁(yè)圖6.7查得 K=1.07。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2P98頁(yè)圖6.12，因?yàn)樾↓X輪是非對(duì)稱布置的，故查得齒向

17、載荷分布系數(shù)K =1.12。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2P99頁(yè)表6.4，未經(jīng)表面硬化的8級(jí)精度斜齒輪取 K =1.2。對(duì)進(jìn)行修正：=61.1×=58.8確定模數(shù)=，按照表6.1取=3mm計(jì)算傳動(dòng)尺寸中心距： a=127.3，圓整為130mm。 螺旋角= =14°255。值與初選值相差較大，需修正與值相關(guān)的數(shù)值。其它傳動(dòng)尺寸： 取65mm。=+（510）mm， 取=70mm。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 K、T、mn、d1同上 K=1.43、T=1.21N.mm、mn=3、d3=58.85mm  計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)/cos319/ cos14.420.91/co

18、s391/ cos14.469.34由參考文獻(xiàn)1圖6.20查得=2.75，=2.25由參考文獻(xiàn)1圖6.21查得=1.52，=1.75 由參考文獻(xiàn)1圖6.22查得重合度系數(shù) =0.73  由參考文獻(xiàn)1圖6.28查得螺旋角系數(shù) =0.98 由參考文獻(xiàn)1 圖6.29 （f）、圖6.29 （b）查得彎曲疲勞極限應(yīng)力， 小齒輪，大齒輪由參考文獻(xiàn)1圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù): =1.0。由參考文獻(xiàn)1表6.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25(1%失效概率)=MPa= 136MPa結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度低速級(jí)齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距

19、a(mm)小齒輪361.85701914°255 130大齒輪198.156563三、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 軸的基本參數(shù)-軸： ×2.82×0.992.79kW × =2.81××0.99=2.78× N·mm n=960r/min 2. 選擇軸的材料選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機(jī)械性能。3.初算軸頸按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中，C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2P197頁(yè)表9.4，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速。4.

20、軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計(jì)軸不會(huì)很長(zhǎng)，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計(jì)的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸入軸的草圖1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計(jì)。圖二：高速軸結(jié)構(gòu)圖(2)軸端1本設(shè)計(jì)中dmin 就是軸段直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設(shè)計(jì)與聯(lián)軸器同時(shí)進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻(xiàn)1表12.1，取。則由計(jì)算轉(zhuǎn)矩=41.7N.m考慮電機(jī)輸入軸直徑為38mm，由參考文獻(xiàn)2表13.1中的LH3

21、聯(lián)軸器滿足條件。選用J1型軸孔A型鍵。聯(lián)軸器長(zhǎng)L=60mm。與LH3對(duì)應(yīng)的最小軸徑為30mm，軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比聯(lián)軸器的軸孔長(zhǎng)度略短，故取l1=58mm。（3）軸段2在確定軸段2的直徑的時(shí)候，應(yīng)該同時(shí)考慮聯(lián)軸器的固定與軸承端蓋的密封兩個(gè)方面，當(dāng)dn<1.5×105mm(r/min)時(shí)，采用脂潤(rùn)滑，又因工作環(huán)境清潔，則采用毛氈圈進(jìn)行密封。查表毛氈密封圈的直徑系列中有公稱直徑35，同時(shí)考慮聯(lián)軸器軸向固定，軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d1=2.13mm，則可以確定軸段2的直徑d2=35mm。軸段2的長(zhǎng)度由軸承端蓋的長(zhǎng)度和軸段1軸肩到軸承端蓋的距離決定。選擇凸緣式軸承端蓋，則：由參考文獻(xiàn)

22、2表4.1計(jì)算知，軸承端蓋螺釘直徑為M8，則軸承端蓋長(zhǎng)為e+m19.6mm，軸段1軸肩到軸承端蓋的距離l1015mm，取12mm。由草圖可確定軸段2最終的長(zhǎng)度為l2=22+10+12=44mm(4) 軸段3和軸段5考慮使用斜齒輪，齒輪有軸向力，選擇軸承類型為角接觸球軸承。軸段3及軸段5直徑d3=d5=d2+（12）mm，考慮軸頸及安裝，可取軸承型號(hào)為7208C,查得d=40mm，D=80mm，B=18m。故取軸段3和軸段5的直徑為40mm。軸段3和軸段5的長(zhǎng)度均為滾動(dòng)軸承寬度與擋油板寬度之和，則l3=l5=18+12=30mm。(5) 軸段4軸段4的直徑根據(jù)軸承的軸向固定，查參考文獻(xiàn)2表12.

23、2得軸段4的直徑為d4=47mm。軸段4的長(zhǎng)度，以及高速級(jí)小齒輪的位置由另外兩根軸的尺寸和中間軸上高速級(jí)大齒輪的位置確定。經(jīng)過(guò)草圖設(shè)計(jì)，最終可以確定軸段4上高速級(jí)小齒輪左右端面離機(jī)體內(nèi)壁的距離分別為，25.5mm，84.5mm。3.2中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 軸的基本參數(shù)-II軸：功率PII=2.68kW轉(zhuǎn)速n2=210.98r/min轉(zhuǎn)矩T2=1.212.選擇軸的材料選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機(jī)械性能。3. 初算軸頸初定軸上的最小直徑式中，C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2P197頁(yè)表9.4，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速。4. 軸承部件

24、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。圖三：中間軸結(jié)構(gòu)圖（1）軸段1二級(jí)齒輪減速器，中間軸的最小直徑處安裝滾動(dòng)軸承，可考慮最小直徑圓整確定，但是不應(yīng)小于高速軸安裝軸承處的直徑，則中間軸的滾動(dòng)軸承初選7208C，則軸徑d1=40mm.B=18mm，而軸段1的長(zhǎng)度等于軸承寬度、軸承外圈端面至箱體內(nèi)壁距離與齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離之和，長(zhǎng)為l1=18+10+10=38mm。（2）軸段2 因該軸段處安裝低速級(jí)小齒輪，（考慮可能出現(xiàn)的齒輪軸問(wèn)題，進(jìn)行校核計(jì)算，分度圓直徑為58.85mm，其中鍵的尺寸為：b×h=12×8mm，則:e=（58.85-40）/2-2×

25、;m×hf-3.3<2.5×m=7.5mm所以該齒輪需要做成齒輪軸），可判斷出齒輪的結(jié)構(gòu)型式為齒輪軸。軸段2的長(zhǎng)度為小齒輪尺寬l2=70mm。（3）軸段3軸段3為軸肩，用于齒輪的軸向固定，h=（0.070.1）d4=3.084mm，則軸段3的軸徑d3=d4+2h=d4+2（0.070.1）d4=50.1652mm，取d3=52mm，長(zhǎng)度l3為58mm，取8mm。（6）軸段4軸段4與高速級(jí)大齒輪的輪轂配合。直徑d4=d5+（25）mm，取d4=44mm，軸段4的長(zhǎng)度略小于高速級(jí)大齒輪齒寬。取軸段4的長(zhǎng)度l4為（38-2）=36mm。（7）軸段5軸段5與滾動(dòng)軸承配合。取7

26、208C軸承。內(nèi)徑為40mm。所以軸段5內(nèi)徑為d5=40mm，長(zhǎng)度為軸承寬度、齒輪2輪轂與箱體內(nèi)壁距離與軸承外圈端面至箱體內(nèi)壁距離以及輪轂寬度與軸段4長(zhǎng)度差值之和，則l5=18+29+10+2=59mm 3.3輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算1. 軸的基本參數(shù)-II軸：=2.57Kw 轉(zhuǎn)速n3=63.74r/min轉(zhuǎn)矩T3=3.85。2.選擇軸的材料選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機(jī)械性能。3. 初算軸頸初定軸上的最小直徑式中，C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1P193頁(yè)表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速?？紤]到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。4. 軸承部件的

27、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。圖四：低速軸結(jié)構(gòu)圖（1）軸段1軸段1為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分?？紤]對(duì)中性的要求。使用剛性聯(lián)軸器。查參考文獻(xiàn)2表13.6，可取聯(lián)軸器其安裝尺寸，孔徑為d1=38mm，J1型接口，孔徑長(zhǎng)L=60。軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)略短于聯(lián)軸器的長(zhǎng)度，則可取l1=58mm。（2）軸段2 在確定軸段2的直徑的時(shí)候，應(yīng)該同時(shí)考慮聯(lián)軸器的固定與軸承端蓋的密封兩個(gè)方面，當(dāng)dn<1.5×105mm(r/min)時(shí)，采用脂潤(rùn)滑，又因工作環(huán)境清潔，則采用毛氈圈進(jìn)行密封。查表毛氈密封圈的直徑系列中有公稱直徑42，同時(shí)考慮聯(lián)軸器軸向固定，軸肩高h(yuǎn)=（0.070.1）d1

28、=2.663.8mm，則可以確定軸段2的直徑d2=42mm。軸段2的長(zhǎng)度由軸承端蓋的長(zhǎng)度和軸段1軸肩到軸承端蓋的距離決定。選擇凸緣式軸承端蓋，則：由參考文獻(xiàn)2表4.1計(jì)算知，軸承端蓋螺釘直徑為M8，則軸承端蓋長(zhǎng)為e+m19.6mm，軸段1軸肩到軸承端蓋的距離l1015mm，取12mm。由草圖可確定軸段2最終的長(zhǎng)度為l2=22+10+12=44mm（3）軸段3軸段3直徑與滾動(dòng)軸承內(nèi)徑相同。d3=d2+(12)mm，則可由參考文獻(xiàn)2表12.2暫取軸承為角接觸球軸承7209C，則軸段3的直徑為d3=45mm，軸段3長(zhǎng)l3=19+11=30mm。（4）軸段4軸段4的直徑根據(jù)軸承的軸向固定，查參考文獻(xiàn)2

29、表12.2得軸段4的直徑為d4=52mm。軸段4長(zhǎng)度由另外兩根軸決定。經(jīng)過(guò)草圖階段，即可以確定軸段4的長(zhǎng)度為l4=70mm。（5）軸段5軸段5為軸肩，則軸段5的直徑為d5=d6+2h=d6+2（0.070.1）d6=53.5856.4mm，取d5=54mm，軸段5的長(zhǎng)度為l5=1.4h=4.606.58，取l5=6mm。（6）軸段6軸段6連接低速級(jí)大齒輪，則軸段6的直徑為d6=d7+（25）mm=4750mm，取47mm，軸段6的長(zhǎng)度略小于低速級(jí)大齒輪齒寬，取軸段6的長(zhǎng)度l4為（65-2）=63mm。（7）軸段7軸軸段7上套軸承7209C。故軸段7的軸徑為45mm.軸承寬B=19mm?？紤]小齒

30、輪靠近箱體內(nèi)壁的端面到箱體內(nèi)壁的距離為10.5mm，則根據(jù)低速級(jí)大小齒輪的嚙合關(guān)系，可確定大齒輪靠近箱體內(nèi)壁的端面到箱體內(nèi)壁的距離為12.5mm軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面到內(nèi)壁的距離有10mm。所以軸段7的長(zhǎng)度為l7=19+12.5+10.5+2=44mm。3.4輸出軸的校核計(jì)算3.4.1軸III的受力分析（1）計(jì)算支承反力按齒輪受力關(guān)系計(jì)算可得圓周力 徑向力 軸向力首先,作出軸的受力簡(jiǎn)圖，確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，查參考文獻(xiàn)2表12.2對(duì)于7209C代號(hào)C型的角接觸球軸承，a=18.2mm，因此，做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。 經(jīng)計(jì)算得：L1=92.2mm，L2=120.3mm，L3=56.3mm。圖五

31、：輸出軸受力分析圖那么，在水平面上在垂直平面上 軸承1的總支承反力軸承2的總支承反力2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上：a-a剖面右側(cè)，a-a剖面左側(cè)：在垂直面上：合成彎矩：a-a剖面右側(cè): a-a剖面左側(cè)：轉(zhuǎn)矩：圖六：輸出軸彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖3.4.1軸III的強(qiáng)度校核由彎矩圖及轉(zhuǎn)矩圖可知，a-a截面右側(cè)，軸的彎矩最大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，為危險(xiǎn)截面。由參考文獻(xiàn)1P204頁(yè)表9.6 ：抗彎剖面模量：抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力：扭剪應(yīng)力對(duì)于調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由參考文獻(xiàn)1表9.3查得，；由參考文獻(xiàn)1 9.5.3節(jié)，可知對(duì)于碳素鋼，平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)，。由鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由參考

32、文獻(xiàn)1表9.11查得：。絕對(duì)尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表9.12查得。軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表9.9查得。則安全系數(shù)：由參考文獻(xiàn)1表9.13查得許用安全系數(shù)，故a-a剖面安全。四、鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算輸出軸軸段7與軸段2上有鍵，計(jì)算時(shí)計(jì)算軸上所需鍵最短長(zhǎng)度，其鍵長(zhǎng)大于所需最短工作長(zhǎng)度即可。連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號(hào)鋼，查參考文獻(xiàn)1表4.1可得：，取。由參考文獻(xiàn)1式4.1需滿足擠壓強(qiáng)度條件：(1) 軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段2的直徑47mm，可取鍵的尺寸b×h=14×9mm。則可解得: 查表得最短鍵長(zhǎng)為32mm。此軸段鍵槽處為低速齒輪大齒輪：4

33、號(hào)齒輪，其齒寬為65mm，輪轂寬度取65mm。，取鍵長(zhǎng)為56mm。(2) 軸段7與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段7的直徑38mm，可取鍵的尺寸b×h=10×8mm。則可解得: 軸段7的長(zhǎng)度為58mm，與聯(lián)軸器配合，則可查表取鍵長(zhǎng)為50mm。五、校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2表12.2，查得7209C軸承的。（1） 計(jì)算軸承的軸向力軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為軸承面對(duì)面安裝：因此：（2） 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷由 查參考文獻(xiàn)1表10.13得e=0.45（插值法），查參考文獻(xiàn)1表10.13得e=0.41（插值法）因?yàn)?則：X1=0.44 Y1=1.25 ； X2=1 Y2=0.所以：當(dāng)量動(dòng)載荷為P

34、1=X1+Y1=0.44 2104.23+1.72=2960.5NP2=X2+Y2=1090.07NP1>P2所以P=2960.5N，只需校核軸承的壽命（3）校核軸承壽命軸承在以下工作，由參考文獻(xiàn)1表10.10查得。載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)1表10.11查得，。軸承I的壽命為已知減速器使用6年，兩班工作制，則預(yù)期壽命h顯然 故軸承壽命很充裕。六、聯(lián)軸器的選擇6.1輸入軸聯(lián)軸器因?yàn)闇p速器應(yīng)用場(chǎng)合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機(jī)型號(hào)Y132S-6，由參考文獻(xiàn)2P132頁(yè)表13.1選取LH3型號(hào)，公稱轉(zhuǎn)矩650 N·m，滿足使用要求。輸入端選取直徑為30mm的聯(lián)軸器，J1型接口，

35、長(zhǎng)度L=60mm。6.2輸出軸聯(lián)軸器輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，由參考文獻(xiàn)2P140頁(yè)表13.6選取KL6型號(hào)無(wú)彈性元件的撓性聯(lián)軸器。聯(lián)軸器內(nèi)徑選取38mm，J1型接口，長(zhǎng)度L=60mm。七、減速器附件及其說(shuō)明由于是大規(guī)模生產(chǎn)，減速器的箱體采用鑄造箱體。附件設(shè)計(jì) A 窺視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。B 放油孔及放油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。選取M14的螺塞。具體尺寸見(jiàn)參考文獻(xiàn)3P20頁(yè)。