二級變速箱設計報告

1、第一章設計任務書§ 1-1設計任務1、設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。2、工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵（運輸帶與卷筒及 支承間，包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在 F中考慮）。3、使用期限：八年，四年一次大修，兩年一次中修。4、生產(chǎn)批量：10臺。5、生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工 78級精度齒輪及渦輪。6、動力來源：電力，三相交流（220/380V）。7、運輸帶速度允許誤差：土 5%&原始數(shù)據(jù)：輸送帶的工作拉力F=4500N輸送帶的工作速度v=1.8m s輸送帶的卷筒直徑d=400mm第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設計一、減速器類型選

2、擇根據(jù)減速器的工作條件和要求，本次設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所 示、各主要部件的選擇目的過程分析結論動力源要求已定電動機齒輪考慮平行軸傳動，且傳動平穩(wěn)，加工制造簡單直齒傳動軸承直齒傳動所以減速器軸承受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器為使連接平穩(wěn)可靠凸緣聯(lián)軸器§ 2-1電動機的選擇1 .電動機容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率Pwpv 2600 1.110002.86kwPw 2.86kw設:1000軸一一對滾動軸承效率。軸=0.9901 為齒式聯(lián)軸器的效率。01 =0.99齒為7級齒輪傳動的效率。齒=0.98筒輸送機滾筒效率。筒=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率：=h0.992

3、0.993 0.982 .96=0.86工作機所需的電動機攻率為：Pr2.860.86 叫丫系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中應滿足：。Pm Pr ,因此綜合應選電動機額定功率Pm 4kw2、電動機的轉速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速nw=95.5 r/min.方案比較方案號型號額定功率KW同步轉速r/min滿載轉速r/min1丫112M - 24.0KW300028902丫112M - 44.0KW150014403丫 132M1-64.0KW10009604丫160M1 84.0KW7507200.86pr 3.33kwnw=95.5r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量

4、、和帶傳動、減速器的傳動比，可 見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為 Y132M1-6其主要參數(shù)如下表:方 案 號型號額定功 率KW同步轉 速r/min滿載轉 速r/min堵轉轉矩最大轉矩額定轉矩額定轉矩3丫132M1-64.0KW10009602.02.0§ 2-2傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比=10.05分配傳動比：=i ix i n考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i i=3.62.i n =2.78§ 2-3傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設計 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩的計算如下：(1) 各軸的轉速I軸 ni=n N=960r/mi n.n

5、軸 nn =265.2 r/min川車由 n 皿=95.4r/min卷筒軸n卷=n皿=95.4 r/min(2) 各軸輸入功率i 軸 Pi =Fd=3.3 x 0.99=3.297kw.n 軸 P n = P i =3.297 X0.99 x 0.98=3.2kw川軸 Pm = Pn =3.2 x 0.99 x 0.98=3.104kw卷筒軸 P卷=Pm =3.104 x 0.99 x 0.99=3.04kw(3) 各軸的輸入轉矩電動機的輸出轉矩Td為G9.55 x 106 =9.55 x 106x =3.313 x 104N 伽故 I 軸 Ti =Td=.3.313 x 0.99=3.280

6、 x 10°N 伽故時由 Tn =Ti i i =32798.7 x0.99 x 0.98 x 3.62=1.152 x軸 T 山二Tn =1.152 x 0.99 x 0.98 x 2.78=3.012 x N卷筒軸= =3.012 xx 0.98 x 0.99=2.952x各參數(shù)如左圖所示軸號電動機減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉速r/min960960265.295.495.4功率kw3. 333.2973.23.1043.04轉矩N?m33.1332.8115.2301.2295.2聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比13.622.781傳動效率0.990.970.970

7、.9801第三章高速級齒輪設計已知條件為3.297kW，小齒輪轉速=960r/min，傳動比由電動機驅動，工作 壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。結果計算及說明一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機，速度不高，故用7級精度（GB10095-883）材料選擇：由機械設計第八版課本表10-1可選小齒輪材料為 40Cr （調質），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬差為40HBS4）選取小齒輪齒數(shù) Zi=24,大齒輪齒數(shù)：Z2=iZi=3.62X24=86.88 取乙=87。§ 3-1按齒面強度

8、設計由設計計算公式進行試算，即:1）確定公式內的各計算數(shù)值（1）由文獻【3】表11-3試選Kt=1.3,標準齒輪區(qū)域系數(shù)=2.5（2） 計算小齒輪傳遞的轉矩：=N mm=3.28 N mm1）由文獻【1】表10-7選取齒寬系數(shù)。2） 由文獻【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8。T3.28 104Nmm3） 由文獻【1】圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限600M ;大齒輪的接觸疲勞強度極限=550M。4）計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)：60609601 （1836510） =1.68192=4.657）由文獻【1】圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)0.88; 0.918） 計

9、算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式（10-12）得：=0.88600M=528M46.01mmv2.31m/s=1.92mmK=1.7004=0.91550M=500.5M2）計算1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。=mm46.07mm2）計算圓周速度v。vm/s2.31m/s3）計算齒寬bob=146.21mm=46.07mm4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù)=mm=1.92mm齒高 =10.675）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.31m/s, 7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù)1.20;直齒輪，1;由文獻【1】表10-2查得使用系數(shù)1;由文獻【1】表10-4用

10、插值法的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.417由=10.65, 1.417查文獻【1】圖10-13得1.35;故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由下式得46.21mm=50.4mm50.4mmm=2.1mm7）計算模數(shù)m。mmm=2.1mm§ 3-2按齒根彎曲強度設計由下式得彎曲強度的設計公式為 m1）確定公式內的各計算數(shù)值1）由文獻【1】圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 500 M;大齒輪的彎 曲疲勞強度極限380 M；2）由文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.87；3） 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1

11、.4,由式（10-得=M=303.57M=M=236.14M4）計算載荷系數(shù) 5） 查取齒形系數(shù)。由文獻【1】表10-5查得2.65, 2.206。6） 查取應力校正系數(shù)。由文獻【1】表10-5查得=1.58，=1.745。K=1.627）計算大、小齒輪的并加以比較。0.01380.0163因此，大齒輪的數(shù)值大。2 ）設計計算mmm=1.44mmZ1=34Z2=123=51mm=184 .5a=117.75mm51mm，56mm。對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度 計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而 齒面接觸疲勞強度所決定的

12、承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算的得模數(shù)1.44mm，并就近圓整為標準模數(shù)1.5,按接觸強度算得的分度圓直徑=50.40mm,算出小齒輪齒數(shù)=33.634大齒輪齒數(shù)34=123.08，取這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3）幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑=m=341.5mm=51mm=m=1231.5mm=184.5mm（2）計算中心距 a=mm=117.75mm（3）計算齒輪寬度b=151mm=51mm取 51mm， 56mm。第四章低速級齒輪傳動設計已知條件為輸入功率3.2kW,小齒

13、輪轉速=265.2r/min，傳動比2.78由電動 機驅動，工作壽命10年，一班制，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）傳動方案為直齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88）.3）材料選擇。由文獻【1】表10-1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS 大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS4）選小齒輪齒數(shù)24, 2.7824=66.72,取。§ 4-1按齒面強度設計設計公式為：1）確定公式內的各計算數(shù)值1） 由文獻【3】表11-3試選載荷系數(shù)：1.32） 計算小

14、齒輪傳遞的轉矩：二=1.152 N - mm2）由文獻【1】表10-7選取齒寬系數(shù)。=1.152 N mm3）由文獻【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8。4） 由文獻【1】圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限600M ; 大齒輪的接觸疲勞強度極限=550M。5）計算齒輪應力循環(huán)次數(shù)：6060265.21 （1836510） =4.6463=1.67137）由文獻【1】圖10-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)0.91; 0.9218） 計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式（10-12） 得:=0.9600M=546M=0.92550M=506.55M

15、2）計算1）試算小齒輪3分度圓直徑，代入中較小的值。=mmmm2）計算圓周速度V。vm/s1.007m/s3）計算齒寬bob=172.53mm=72.53mm4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù)=mm=3.02mm齒高 h=2.25=2.25mm=6.79mm=10.6815）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.007m/s, 7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù)1.1；直齒輪，1；由文獻【1】表10-2查得使用系數(shù)1；由文獻【1】表10-4用插值法的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.420o由=10.671，1.420查文獻【1】圖10-13得1.38;故載荷系數(shù) 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所

16、算的分度圓直徑，由文獻【1】式（10-10a）得 72.53mmmmmmv1.007m/s6.57mmh=6.79mmK 1.562mmm=3.21mm7）計算模數(shù)mm § 4-2按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 m1）確定公式內的各計算數(shù)值1）由文獻【1】圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 500 M;大齒輪的彎 曲疲勞強度極限380 M；2） 由文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87, =0.89；3） 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-得=M=310.70M=M=241.57M4）計算載荷系數(shù) K= 5）

17、查取齒形系數(shù)。由表 10-5查得2.65，2.256。1 .5186）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得=1.58，=1.738。7）計算大、小齒輪的并加以比較。0.01350.0162因此，大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算mmm=2.14mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒 面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關, 可取由彎曲強度算的得模數(shù)3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=72.53mmZ324算出小齒輪齒數(shù)=24.1724大齒輪齒數(shù)2.6524=63.6,

18、取這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3）幾何尺寸計算d3 72mm=201mma=136.5mmB3 77mmB4 72mm（1）計算分度圓直徑=m=243mm=72mm=m=673mm=201mm（1） 計算中心距=mm（3）計算齒輪寬度b= 172mm=72mm取 72mm， 77mm。第五章各軸設計方案§ 5-1高速軸的的結構設計1）、求I軸上的功率 p13.297 KW轉速 n1960 r/ min轉矩 T132.8N / min2）、計算作用在齒輪上的力：轉矩：T19.55 106 pL圓周力：Ft 2

19、Tl 2 汽 1286.3Nd51 10徑向力：Fr Ft tan20 1286.3 0.36397 468.17N3）、初步估算軸的直徑：選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為 217255HBS查表取A0=1123 （3.297根據(jù)公式d A。一 mm 16.9mm計算軸的最小直徑，并加大3鳩考960慮鍵槽的影響。4）、.軸的結構設計：（1）確定軸的結構方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-17654321圖3-2-1 輸入軸軸段主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先 選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為 Tea Ka T1，考慮到轉矩變化很

20、小，根據(jù)工 作情況選取KA 1.3，貝U：Tea Ka T11.3 32.8 42.64N m。根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為TL4與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑 d1 20mm，因此選取軸段的直徑為d1 20mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度 L 52mm，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為38mm。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段 直徑為d1 20mm。為保證 定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段的長度應比半聯(lián)軸器配合段 輪轂孔長度略短2 3mm，軸段 總長為L 36mm。軸段2:此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定 為：d

21、2 23mm。對于軸承端蓋的寬度有取軸承端蓋的寬度為，取端蓋的外端面 與半聯(lián)軸器左端面間的距離，故取。軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為 6305深溝球軸承。 寬度B 17mm。所以軸段直徑應為軸承內圈直徑 d? 25mm ；為保證軸承的 軸向定位用擋油盤定位。軸段4:取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動 軸承位置時應距箱體內壁一定距離 s取已知滾動軸承寬度為在軸承左側有 一擋油盤，取其長度為，則此段軸的長取其直徑為軸段5:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段6：為安裝齒輪部分d4 28mm，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤 定位，已知齒輪輪

22、轂寬度為56mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應略短于輪轂寬度，取其長度 L452 mm。軸段7:為支撐軸頸，用來安裝軸承。直徑為，長度為。§ 5-2中間軸的結構設計1）、求2軸上的功率p23.2KW轉速r/min轉矩2）、計算作用在齒輪上的力：轉矩：T29.55 106P2圓周力:徑向力:3）、初步估算軸的直徑:選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為 217255HBS查表取Ao=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響，軸結構如圖 3-2-2所示。12345圖3-2-2 中間軸4）、.軸的結構設計：（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。

23、：該軸（中間軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。軸段1為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為 6306深溝球軸承。寬 度B 17mm。所以軸段直徑應為軸承內圈直徑 d2 30mm ;為保證軸承的軸 向定位用擋油盤定位。軸段2:為安裝齒輪部分d2 36mm，齒輪的左端與軸承之間采用擋油盤定 位，已知齒輪輪轂寬度為 51mm,為了使擋油盤的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應略短于輪轂寬度，取其長度L2 48mm。軸段3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段4:為安裝齒輪部分d4 36mm，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位， 已知齒輪輪轂寬度為77mm,為了使擋油盤的端面可靠

24、地壓緊齒輪，此軸段應略 短于輪轂寬度，取其長度L4 73mm。軸段為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段直徑應為軸承內圈直徑d5 30mm ;為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長度L5 45mm§ 5-3低速軸的結構設計1）、求3軸上的功率p33.104KW轉速r/min轉矩2）、計算作用在齒輪上的力：圓周力：徑向力：3）、初步估算軸的直徑：選取45號鋼作為軸的材料，調質處理。硬度為 217255HBS查表取Ao=112 根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大 3%以考慮鍵槽的影響。4）、軸的結構設計：（1）確定軸的結構方案：該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖3-2-3。1

25、23456圖3-2-3輸出軸選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為TeaKa T3，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取Ka 1.3，則：；根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為 HL3與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器 孔徑di 40mm，因此選取軸段的直徑為 d6 40mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度 L 112mm，（ J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為Li 84mm。（2）確定各軸段的直徑和長度：軸段:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為 6309深溝球軸承。寬 度B 25mm。所以軸段直徑應為軸承內圈直徑 di 45mm ;為保證軸承的軸 向定位用擋油盤定位。取擋油盤寬度為 30mm，則軸段的長度為mm 軸

26、段2:為安裝齒輪部分d4 50mm，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤 定位，已知齒輪輪轂寬度為 72mm,為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段 應略短于輪轂寬度，取其長度L4 69mm。軸段：齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度則軸環(huán)處直徑軸環(huán)寬度軸段4：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為：d2 50mm。長度為綜合計算后得到的 L 450 m m段:為支撐軸頸，用來安裝軸承。所以軸段直徑應為軸承內圈直徑d5 45mm ;為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。其長度為L5 50mm軸段：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定 為：d6 43mm。軸承端蓋的寬度

27、為，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的 距離，故取。軸段:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段直徑為d7 40mm。為保證定位要求，半聯(lián)軸器左端用一套筒定位，軸段的長度應比半聯(lián)軸器配合段 輪轂孔長度略短23mm，軸段總長為L? 82mm。第六章軸的強度校核§ 6-1高速軸的校核根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐 標轉為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力d151 mm而：圓周力Ft2T1d12 32.851滬 1286 .3N徑向力FrFtta n1286 .3tan 20468.17N在垂直面上:M 0, Fr57F NV 22040解得:Mv 417

28、.41 5723792.37N mm在水平面上:0 , Ft F NH 1 F NH0, F t 57 F nh 22040解得叫 1130.257危險截面在安裝齒輪處d3莎1 2 2叫M/3. 1454001. 2N mm2532150mm32. 65368. 74223792269421N mmca34.70MPa1 60MPaM2T12W所以軸安全。彎矩圖如圖3-2-4rrrnTrnrniTrnTnTnTnTrT*計算及說明結果PeJrf8rnrnfnTITfTTnTmTr “minno q§ 6-2中間軸的校核根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐

29、 標轉為平面，最后求合力。作用在大齒輪上的力圓周力徑向力作用在小齒輪上的力圓周力徑向力在垂直面上：解得:在水平面上：解得:d3320.1d已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得d -1=60MPa 因此 <(T -1所以軸安全。§ 6-3低速軸的校核根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。先將三維坐 標轉為平面，最后求合力。作用在齒輪上的力圓周力徑向力在垂直面上：解得:在水平面上:F0, FtFNH1FNH2M 0, Ft 138 Fnh2 212 0解得危險截面在安裝齒輪處d 3W -12500 m m332已選定軸的材料為 45號鋼，由軸常用材料性

30、能表查得d -1=60MPa因此(T -1卜FW“個TT第七章滾動軸承選擇和壽命計算1).高速軸上軸承采用6305型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也 可同時承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低.內徑d=25mm 外徑D=62mm 寬度B=17mm校核I軸軸承是否滿足工作要求1)求軸承徑向支反力FM、Fr2(a)垂直平面支反力Fvi、Fv2Fv1417.41NFV2161.85N(b)水平面支反力Fh1、Fh 2F H 1114682NFh 2444.68N(c)合成支反力Fr1、F,2Fr11FV1 F：417.4121146.8221220.42NFr2vFV22 FH2?161.852244

31、4.68473.22N(5)計算軸承的當量載荷Pri、Pr2查表13-5 有：Xi 1，Y0取 fP 1.1得：Pr1fp(X1Fr1驚Fa1)fpFr11.1 1220.42N1342.46N 查文獻【1】表13-5有：X2 1,丫2 0，取fp 1.1，得：Pr2 fp Fr2 520.542NPr1 Pr2因此軸承1危險。按要求軸承的最短壽命為Lh=283608=46080 (工作時間)由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球 軸承 3，查文獻【3】附表1得取，文獻【3】表16-8溫度系數(shù)ft1，計算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結論：軸承型號最終確定為：63052)

32、.中間軸上軸承采用6306型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低.內徑d=30mm 外徑D=72mm 寬度B=19mm校核H軸軸承是否滿足工作要求(1)求軸承徑向支反力FM、Fr2(a)垂直平面支反力Fv1、Fv2Fv1=846.16F/2=705.84(b)水平面支反力Fhi、Fh2FHi=199.48Fh2=1692.4(C)合成支反力Fri、Fr2(5) 計算軸承的當量載荷PM、R2 查文獻【1】表13-5有：Xi 1,Yi 0取 fP 1.1 得：Pri =fp (X Fri+Y Fai) =1.1查文獻【1】表13-5有：X2 ，丫2 0，取fp

33、i.i，得：:Pr2=fp ( X Fr2+Y Fa2) =1.1Pr2 Pri因此軸承2危險。(6) 校核所選軸承：由文獻【3】附表1得Cr=27000N由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承3 ,查文獻【3】16-8取溫度系數(shù)ft1，計算軸承工作壽命：滿足使用壽命要求結論：軸承型號最終確定為：63062)低速軸上軸承采用 6309型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小 的軸向載荷，大量生產(chǎn)，價格最低.內徑 d=45mm 外徑 D=100mm 寬度 B=25mm校核川軸軸承是否滿足工作要求(1)畫軸的受力簡圖如圖3-3-3。(2)求軸承徑向支反力Fr1、Fr2

34、(a) 垂直平面支反力Fvi、Fv2Ri=280.73&=710.06(b) 水平面支反力Fhi、Fh2Fhi=1046.12Fh2=1950.87(C)合成支反力Fri、Fr2(4) 計算軸承的當量載荷Rl、Pr2(5) 文獻【3】表16-11 有：Xl 1丫1 0，表16-9取fp 1.1得：Rl二fp (X Fri+Y Fai) =1.1查表 13-5 有: X2丫20，取 fP 1.1，得：Pr2 =fp (X Fr2+Y1 Fa2) =1.1Pr2Pr1因此軸承2危險。（6）校核所選軸承 由于兩支承用相同的軸承,由文獻【3】附表1得Cr=52800N查表13-7取溫度系數(shù)ft

35、 1，計算軸承工作壽命:故按當量動載荷較大的軸承計算，對于球軸承滿足使用壽命要求結論：軸承型號最終確定為：6309第八章鍵連接選擇和校核§ 8-1高速軸上鍵的選擇和校核1 鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A型，軸徑d1 20mm;d2 28mm ,查表文獻【1】13-20得（聯(lián)軸器）鍵1: b1 h1 6 6（小齒輪）鍵2: b2 h28 72. 鍵的校核鍵長度小于輪轂長度5mm10mm且鍵長不宜超過1.61.8d，前面算得大齒 輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長； 鍵1: L1 32mm ；鍵2 : L2 40 mm查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：p100 120MP

36、a，貝U：有效長度 l1=L1-b1=26mm2T1 103鍵 1 :P1K1l1d1323；。820MPa42.1Mpa p鍵2有效長度l2=L2-b2=32mm鍵2:2Ti 10P2 K 21 2 d 232 32.8 10MPa3.5 32 2820.9Mpap【1】表13-20前面算得大齒63mm所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為：鍵1: 6X 32 GB1096-79鍵 2: 8X40 GB1096-79§ 8-2中間軸上鍵的選擇和校核1 鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A型,軸徑*36mm; d2 36mm ,查文獻得（大齒輪）鍵1: b1 h110 8（小齒輪）鍵2: b2

37、h210 82.鍵的校核鍵長度小于輪轂長度5mm 10mm且鍵長不宜超過1.6 1.8d , 輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。 鍵1: L1 40mm ；鍵2 : L2 查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：p100 120MPa，貝鍵1有效長度l1=L1-b1=30mm鍵2有效長度l2=L2-b2=53mm鍵1:鍵2:2T21032 106.5 103Kl d4 30 362=1032 106.5 103K2I'2 d24 53 36MPa 49.31MpaP1MPa 27.91MpaP2pp所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為：鍵1: 10X 40 GB1096-7

38、9鍵 2: 10X 63 GB1096-79計算及說明結果§ 8-3低速軸上鍵的選擇和校核1 鍵的選擇選用普通圓頭平鍵 A型,軸徑d1 50mm;d2 40mm ,查文獻【1】表13-20得：（大齒輪）鍵1： bi hi 14 9（聯(lián)軸器）鍵2： b2 h212 82.鍵的校核鍵長度小于輪轂長度5mm 10mm且鍵長不且超過1.6 1.8d，前面算得大齒輪寬度,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長。鍵1: L1 63mm ;鍵2: L2 70mm查表6-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：P100 120MPa，貝鍵1有效長度l1=L1-b1=49mm , 鍵2有效長度l2=L2-b2

39、=58mm比，2T3 1032 273.8 103“ rr .鍵 1: P1MPa 49.7Mpa PK1l1d14.5 49 50謂 c2T3 103 2 273.8 103“r .鍵 2： P2MPa 59Mpa PK2l2d24 58 40所以所選用的平鍵強度足夠取鍵標記為：鍵 1： 14X 63 GB1096-79 鍵 2： 12X 70 GB1096-79第九章聯(lián)軸器的選擇和計算高速軸上聯(lián)軸器選擇,聯(lián)軸器的計算轉矩為TcaKa T1，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取Ka 1.3，貝U：Tca Ka T11.3 32.8 42.64N m。根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL

40、4,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑d1 20mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度L 52mm，（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為 L1 38mm。低速軸上選擇聯(lián)軸器,聯(lián)軸器的計算轉矩為Tea Ka T3，貝U：根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為 HL3,與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑 di 40mm。半聯(lián)軸器輪轂總長度L 112mm , （J型軸孔），與軸配合的輪轂孔 長度為L184 mm。第十章 潤滑和密圭寸形式的選擇§ 10-1傳動零件的潤滑1 齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度v 12 ms ,并且傳動裝置傳速較低，所以采用油潤滑，箱體內 選用SH0357-92中的50號油潤滑，裝至規(guī)定高度。圓柱

41、齒輪浸入油的深度約一 個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x 3060mm。2 滾動軸承的潤滑高速軸深溝球軸承速度：中間軸深溝球軸承速度：低速軸深溝球軸承速度：因為都低于脂潤滑速度，所以它們都選擇脂潤滑。潤滑脂的加入量為軸承空隙體1 1積的11 ，采用稠度較小潤滑脂。3 2§ 10-2減速器密封1. 滾動軸承采用氈圈密封。根據(jù)參考手冊中表文獻【5】6.1查得，氈圈尺寸為：高速軸：高速軸密圭寸氈圈參軸徑d （ mm）氈圈槽DdiBiDodob253924738266中間軸:中間軸密圭寸氈圈參數(shù)軸徑d （ mm）氈圈槽DdiBiDodob304529744316低速軸：低速

42、軸密圭寸氈圈參數(shù)軸徑d （ mm）氈圈槽DdiBiDodob4561448604672. 軸承靠箱體內側的密封擋油環(huán)3. 箱體結合面的密封箱體結合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出 現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座 聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度應為 6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，不大于'結果計算及說明第十一章箱體及附件的結構設計和選擇1.箱體設計：低速級中心距：a=136.5 (mm箱座壁厚：=0.025a+3=6.41 ( mrjn取為 10mm箱蓋

43、壁厚：，=0.025a+3=6.41 ( mrjn取為 10mm箱座凸緣厚度：b=1.5=9.61 ( mm取為12mm箱蓋凸緣厚度：0=1.5 1 =9.61 ( mm取為12mm箱座底凸緣厚度：p=2.5=16.02( mm 取為20mm箱座上的肋厚：m 0.85=5.45 ( mm，取為m=6( mrh箱蓋上的肋厚：m 0.85 1 =5.451(mm)， 取為 m =6(mm)地腳螺栓直徑：d =0.036a+10=14.91,取為M15數(shù)目：6軸承旁連接螺栓直徑：d1 =0.75 d =11.18，取為M12上下箱連接螺栓直徑：d2= (0.50.6 ) d =(7.59)，取M9定

44、位銷孔直徑：d= (0.7 0.8 ) d2= (6.3 7.2 )，取 d=8 (mr)i2.減速器附件設計：(1) 軸承蓋螺釘直徑da和數(shù)目n：由于 a<250mn得數(shù)目 n=4 ds= (0.4 0.5df)。軸I:軸承蓋外徑：D2=D+5cb (其中D為軸承外徑)軸 I D2=62+5X 6=92mm軸 U D=72+5X 8=112mm軸川 Db=100+5X 8=140mm(2) 軸承旁凸臺高度和半徑：R C2=22mm外箱壁到軸承座端面的距離：。齒輪頂圓與內箱壁距離：取：1 =10mm齒輪端面與內箱壁距離：?。?=11mm軸承端面至箱體內壁的距離，脂潤滑時：3=10mm旋轉

45、零件間的軸向距離：4 =14.5mm3):窺視孔及窺視孔蓋A=100(mm)， =130(mm) ， =115(mm) ； B= 50(mm)=90 ( mr)， =70(mm) ， =M6， R=6 (mr)， h=5(mm)(4)：通氣孔A型通氣器M20 X 1.5 (文獻【5】表4.4 )(5):定位銷選取圓錐型定位銷8X 32(6):啟箱螺釘M1X 20(7):游標桿式游標 M16(8):放油孔及放油螺栓塞M1X 1.5齒頂圓至軸表面的距離：5 10mm大齒輪頂圓至箱底內表面的距離：6 =40mm箱底至箱底內壁的距離：7 =20mm減速器中心高：H=R+A6+47=100.5+40+2

46、0=160.5mm取 H=160箱體內壁軸向距離：L2167 mm計算及說明結果附件的1）視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以 便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械 加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固2）油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。3）油塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部 的支承面，并加封油圈加以密封。4）起蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。5）通氣孔：減速器每工作一段時間后，溫度會逐漸升高，這將引起箱內空氣膨 脹,在機蓋頂部的窺視孔蓋上安裝通氣孔，油蒸汽由該孔及時排出，以便達到箱體 內為壓力平衡。從而保證箱體密封不致被破壞。6）吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。7）定位銷：為保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度 ，在加工時，要先將箱蓋和箱座用兩個圓 錐銷定位,并用聯(lián)接螺栓緊固