減速器題目,綜合課程設(shè)計報告(共25頁)

1、綜合(zngh)課程設(shè)計報告設(shè)計(shj)題目帶式輸送機中的兩級展開式斜齒圓柱(yunzh)斜齒輪減速器學號1 姓名1 學號2 姓名2 電子科技大學機械(jxi)電子工程學院目錄(ml)1.設(shè)計(shj)題目及要求設(shè)計(shj)題目：帶式輸送機中的兩級展開式斜齒圓柱斜齒輪減速器工作(gngzu)條件：單班制工作，使用年限為10年，有輕微振動。 運動簡圖： 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2100(N)輸送帶速度v=1.5(m/s)卷筒直徑D=300(mm)2.傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算包括：傳動效率的計算，總傳動比初步計算，電動機的選擇；傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算（傳動比分配，各軸轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩的計

2、算）。電動機的選擇： 工作軸上輸出功率：Pe=(FV)/1000=2100*1.5/1000=3.15(kW)傳動效率：取彈性聯(lián)軸器，取軸=0.995，對于卷筒軸的滑動軸承，取滑=0.95，對于二級圓柱齒輪減速器，取=0.95（總）=0.995*0.95*0.95=0.898 電動機所需功率： P=Pe/(總)=3.508查表得，選取電動機型號Y112M-4 額定功率4kW,滿載轉(zhuǎn)速1440r/min,機座中心高112mm,中機座，極數(shù)為4，外形尺寸H=112mm,A=190mm,B=140mm,C=70mm,D=28mm,E=60mm,FXGD=8X7mm,G=24mm,K=12mm,b=2

3、45mm,b1=190mm,b2=115mm,h=265mm,AA=50mm,BB=180mm,HA=15mm,L1=400mm 傳動裝置的總傳動比和分配(fnpi)各級傳動比工作(gngzu)軸轉(zhuǎn)速(zhun s) n=(60*1000*1.5)/(*D)=96r/min總傳動比 i總=n滿/n=1440/96=15取if=1.4isis=i23=(i總/1.4)= （15/1.4）=3.27if=i12=1.4* is=1.4*3.27=4.58 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 軸：電動機軸 P=P=3.508kW n=n電機=1440r/min T=9550(P/n)=9550(3.508

4、/1440)=23.26Nm 軸：中軸齒輪按78級精度制造，閉式效率取齒=0.975，一對滾動軸承的效率取滾=0.995 P= P*齒*滾=3.508*0.975*0.995=3.403kW n= n/ if=314.41r/min T=9550（P/n）=9550*(3.403/314.41)= 103.36Nm 軸：P=P*齒*滾=3.403*0.975*0.995=3.301kW n=n/is=314.41/3.27=96.15r/min T=9550（P/n）=9550*（3.301/96.15）=327.87Nm 軸： P= P*滾*聯(lián)=3.301*0.995*0.995=3.268

5、kW n= n=96.15r/min T=9550(P/n)=9550*(3.268/96.15)=324.59Nm參數(shù)電動機軸中間軸低速軸運輸帶軸轉(zhuǎn)速（r/min）1440314.4196.1596.15功率（kW）3.5083.4033.3013.268轉(zhuǎn)矩（Nm）23.26103.36327.87324.59傳動比4.583.271效率0.970.970.953.傳動(chundng)零件的設(shè)計計算 選用(xunyng)標準(biozhn)斜齒圓柱齒輪傳動。標準結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角n=20，齒頂高系數(shù)han*=1，頂隙系數(shù)cn*=0.25。高速級斜齒輪傳動設(shè)計計算齒輪材料、熱處理及精度等級減速

6、器傳動功率不大，齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240280HBS。大齒輪采用45#鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS。選取7級精度。齒面精糙度R1.63.2m齒數(shù)的選擇：取小齒輪齒數(shù)z1=20，則大齒輪齒數(shù)：z2=i12*z1=20*4.58=91.692齒數(shù)比為= z2/ z1=92/20=4.60，(4.60-4.58)/4.58=0.44%,易得滿足要求。選擇螺旋角 初選=13按齒面接觸強度設(shè)計T1=23260Nmm選擇齒寬系數(shù)，由2P206表10-7 取d=0.9選取載荷系數(shù)取KHt=1.3由2P203圖10-20查得區(qū)域系數(shù) ZH=2.433 計算Zt=arctan

7、(tann/cos)=arctan(tan20/cos13)=20.483at1=arccosz1cost/(z1+2h*ancos)=31.394at2=arccosz2cost/(z2+2h*ancos)=23.459=z1（tanat1-tant）+ z2（tanat2-tant）/2=1.638=dz1tan/=1*20*tan13/=1.470Z=(4-)(1-)/3+/=0.726Z=(cos)=0.987ZE=189.8MPa1/2計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由2P211圖10-25d得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 Hlim1=650MPa Hlim1=600MPa計算應(yīng)力循環(huán)

8、次數(shù)： N1=60n1jLh=60*1440*1*(10*365*8*1)=2.52288*109 N2=N1/u=2.52288*109/(92/20)=5.485*108由2P208圖10-23查得接觸疲勞壽命(shumng)系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效(sh xio)概率(gil)為1%，安全系數(shù)S=1，得 H1=( KHN1*Hlim1/S)=0.9*650/1=585MPa H2=( KHN2*Hlim2/S)=0.95*600/1=570MPa取較小值，即 H= H2=570MPa試算小齒輪分度圓直徑 =30.209mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑圓周速度 v=（d1t

9、n1）/60*1000=2.28m/s齒寬 b=dd1t=0.9*30.209=27.188mm由2P192表10-2，查得使用系數(shù)KA=1.25由2P194圖10-8，查得Kv=1.10齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2*23260/30.209=1539.938NKAFt1/b=63.720N/mm,查2表10-3得KH=1.4由2P196表10-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KH=1.340則載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=1.25*1.10*1.4*1.34=2.580按實際載荷系數(shù)算分度圓直徑 d1= d1t=37.963mm相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cos/z1=

10、37.963*cos13/20=1.85mm按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計試選載荷系數(shù)KFt=1.3計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y b=arctan(tancost)=11.453 v=/cos2(b)=1.705 Ye=0.25+0.75/v=0.690計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Y Y=1-/120=0.841計算計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù)：zv1=z1/cos3=20/(cos13)3=21.6201zv2=z2/cos3=92/(cos13)3=99.4526由2P200圖10-17求線性差值得(zh d)：YFa1=2.78+(2.74-2.78)/(22-21)*(21.6201-21)=2

11、.7551YFa2=2.21+(2.18-2.21)/(100-90)*(99.4526-90)=2.1816由2P201圖10-18查得 Ysa1=1.56 Ysa2=1.8計算(j sun)許用應(yīng)力(yngl)由2P210圖10-24c查得小齒輪和大齒輪彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa Flim2=380MPa由2P208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為 KFN1=0.85 KFN2=0.90取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 F1= KFN1Flim1/S=500*0.85/1.4=303.57MPa F2= KFN2Flim2/S=380*0.90/1.4=244.29MPa

12、YFa1 Ysa1/F1=2.7551*1.56/303.57=0.0142YFa2 Ysa2/F2=2.1816*1.8/244.29=0.0161 大齒輪數(shù)據(jù)大于小齒輪，所以取 YFa1 Ysa1/F= YFa2 Ysa2/F2=0.0161 試算模數(shù) mnt=1.142mm調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度v d1= mntz1/cos=1.142*20/cos13=23.441mm v=d1n1/(60*1000)=*23.441*20/(60*1000)=1.77m/s齒寬b b=dd1=0.9*23.441=21.097mm齒高h及寬高比b/h h=（2 han* +cn*）mnt=（2+0.2

13、5）*1.142=2.5695mm b/h=21.097/2.5695=8.21計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=1.77m/s,七級精度，由2P194圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.07齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1=2*23260/23.441=1984NKAFt1/b=117.55N/mm100N/mm,查2表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由2P196表10-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KF=1.30則載荷系數(shù) KF=KAKVKFKF=1.25*1.07*1.2*1.30=2.0865由實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為 mn=mnt=1.337mm由齒面接觸(jich)疲勞

14、強度計算(j sun)的法面模數(shù)大于由齒根(ch n)計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中近似取mn=2；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=37.963mm計算小齒輪齒數(shù)。即 z1= d1cos/mn=18.495取z1=19,則z2=uz1=87.4，取z2=88，z1與z2互為質(zhì)數(shù)幾何尺寸計算計算中心距 a=(z1+z2) mn/(2cos)=109.815mm考慮模數(shù)從1.8mm增大圓至2mm，為此將中心距減小圓整為107mm。按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=10.993計算小大齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/ cos=38.71mm

15、 d2=z2mn/ cos=179.29mm計算齒輪寬度 b=d d1=34.84mm取b2=35mm，b1=40mm圓整中心距后的強度校核齒面接觸疲勞強度校核由2P192表10-2，查得使用系數(shù)KA=1.25由2P194圖10-8，查得Kv=1.10齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1=2*23260/38.71=1201.76NKAFt1/b=43.12N/mm,查2表10-3得KH=1.4由2P196表10-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KH=1.35則載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=1.25*1.10*1.4*1.35=2.599由2P203圖10-20查得區(qū)域系數(shù) ZH=2

16、.60 計算Zt=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos10.993)=20.343at1=arccosz1cost/(z1+2h*ancos)=31.808at2=arccosz2cost/(z2+2h*ancos)=23.485=z1（tanat1-tant）+ z2（tanat2-tant）/2=1.647=dz1tan/=1*19*tan10.993/=1.175Z=(4-)(1-)/3+/=0.454Z=(cos)=0.991ZE=189.8MPa1/2代入式 =286.59MPa100N/mm,查2表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由2P196表1

17、0-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KF=1.30則載荷系數(shù) KF=KAKVKFKF=1.25*1.15*1.2*1.30=2.24計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y b=arctan(tancost)=10.345 v=/cos2(b)=1.648 Ye=0.25+0.75/v=0.705計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Y Y=1-/120=0.892計算計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù)：zv1=z1/cos3=19/(cos10.993)3=20.0855zv2=z2/cos3=88/(cos10.993)3=93.0276由2P200圖10-17求線性差值得：YFa1=2.82+(2.78-2

18、.82)/(21-20)*(20.0855-20)=2.8166YFa2=2.21+(2.18-2.21)/(100-90)*(93.0276-90)=2.2009由2P201圖10-18查得 Ysa1=1.55 Ysa2=1.8代入式 得F1=106MPaF1 F2=96MPa100N/mm,查2表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由2P196表10-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KF=1.350則載荷系數(shù) KF=KAKVKFKF=1.25*1.02*1.2*1.35=2.0655由實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為 mn=mnt=1.5286mm由齒面接觸(jich)疲勞強度計算

19、(j sun)的法面模數(shù)大于由齒根(ch n)計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中近似取mn=2；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.48mm計算小齒輪齒數(shù)。即 z1= d1cos/mn=28.491取z1=29,則z2=uz1=94.743，取z2=95，z1與z2互為質(zhì)數(shù)幾何尺寸計算計算中心距 a=(z1+z2) mn/(2cos)=127.26mm考慮模數(shù)從1.89mm增大圓至2mm，為此將中心距減小圓整為124mm。按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=12.997計算小大齒輪的分度圓直徑 d1=z1mn/ cos=59.52mm d2

20、=z2mn/ cos=195.00mm計算齒輪寬度 b=d d1=53.57mm取b2=55mm，b1=60mm圓整中心距后的強度校核齒面接觸疲勞強度校核由2P192表10-2，查得使用系數(shù)KA=1.25由2P194圖10-8，查得Kv=1.02齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1=2*103360/59.52=3473.12NKAFt1/b=81.04N/mm,查2表10-3得KH=1.4由2P196表10-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KH=1.40則載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=1.25*1.02*1.4*1.40=2.499由2P203圖10-20查得區(qū)域系數(shù) ZH=2.4

21、33 計算Zt=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos12.997)=20.483at1=arccosz1cost/(z1+2h*ancos)=31.754at2=arccosz2cost/(z2+2h*ancos)=22.956=z1（tanat1-tant）+ z2（tanat2-tant）/2=1.889=dz1tan/=0.9*29*tan12.997/=1.918Z=(4-)(1-)/3+/=0.606Z=(cos)=0.987ZE=189.8MPa1/2代入式 =375.63H滿足齒面接觸疲勞強度條件。齒根(ch n)彎曲(wnq)疲勞強度校核圓周(yu

22、nzhu)速度v d1= mnz1/cos=2*29/cos12.997=59.52mm v=d1n1/(60*1000)=*59.52*314.4/(60*1000)=0.78m/s齒寬b b=dd1=0.9*59.52=53.57mm齒高h及寬高比b/h h=（2 han* +cn*）mnt=（2+0.25）*2=4.5mm b/h=53.57/4.5=11.90計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=0.78m/s,七級精度，由2P194圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1=2*103360/59.52=3473NKAFt1/b=81.03N/mm100N/mm,查2

23、表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4由2P196表10-4,七級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，KF=1.40則載荷系數(shù) KF=KAKVKFKF=1.25*1.02*1.4*1.40=2.499計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y b=arctan(tancost)=12.20 v=/cos2(b)=1.977 Ye=0.25+0.75/v=0.629計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Y Y=1-/120=0.805計算計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù)：zv1=z1/cos3=29/(cos12.997)3=31.348zv2=z2/cos3=95/(cos12.997)3=102.69由2P200圖10-

24、17求線性差值得：YFa1=2.55 +(2.42-2.55)/(35-30)*(31.348-30)=2.5150YFa2=2.19+(2.15-2.19)/(200-100)*(102.69-90)=2.1849由2P201圖10-18查得 Ysa1=1.63 Ysa2=1.83代入式 得F1=87.46MPaF1 F2=85.31MPaF2齒根(ch n)彎曲(wnq)疲勞強度滿足要求，且小齒輪抵抗(dkng)彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。設(shè)計結(jié)論高速級低速級小大齒輪齒數(shù)z19/8829/95法向模數(shù)mn22壓力角2020螺旋角10.99312.997徑向變位系數(shù)x00中心距a10712

25、4齒寬b40/3560/55精度等級774.軸的設(shè)計計算，及聯(lián)軸器與軸承的選擇1軸（輸入軸）及其軸承裝置，鍵的設(shè)計輸入軸上的功率P1=3.508kW，轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，轉(zhuǎn)矩T1=23260Nmm求作用在齒輪上的力 已知齒輪的分度圓直徑為 d1=38.71mm Ft=2T1/ d1=2*23260/38.71=1201.76N Fr=Fttann/cos=445.58N F=Fttan=233.45N初步確定軸的最小直徑，選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理根據(jù)2表15-3取A0=110，有=14.80mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時

26、選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取KA=1.5 Tca=KAT1=1.5*23260=34890Nmm 計算(j sun)轉(zhuǎn)矩應(yīng)當(yngdng)小于聯(lián)軸器公稱(gngchng)轉(zhuǎn)矩,查GB/T 5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250000Nmm。半聯(lián)軸器孔徑d1=16mm，故取d-=16mm，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=30mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑d-=18mm，L-=19mm；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=30mm，為了保證軸

27、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)取L-=28mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，股選用單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)d-=18mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列角接觸球軸承7004 C型，基本額定動載荷Cr=10.47，基本額定靜載荷Csr=6.25.其尺寸為d*D*B=20*42*12故d-= d-=20mm,而L-= L-=12mm 取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取L-=94mm，為了減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段-的直徑應(yīng)根據(jù)軸承定位軸肩直徑da確定d-=da=25mm

28、軸段-上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d-應(yīng)略大于d-，可取d-=28mm，齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，則軸段-長度應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b=40mm，取L-=38mm。齒輪右端用肩固定，由此可確定軸段-的直徑，軸肩高度h=0.0070.1d，取d-=33mm，L-=1.4h，取L-=4mm,后因鑄造強度取消了軸肩，改為一體鑄造，所以L-=0mm 為減小應(yīng)力集中，并考慮右軸承的拆卸，軸段-的直徑應(yīng)根據(jù)7004C型軸承的定位軸間da確定d-=da=25mm，L-=20mm 取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得L1= ，L2= L3= 取軸端為1*45。 受力

29、分析，彎矩的計算 計算支承反力 在水平面上 FAX=(F1*L3)/(L2+L3)= FBX=Ft-FAX= FAY=Fa=在垂直面上 MB=0, 故FBZ=Fr-FAZ= 總支承(zh chn)反力 計算(j sun)彎矩并作彎矩圖 水平面彎矩圖 MAX=FAX*L2= MBX= MAX= 垂直(chuzh)面彎矩圖 MAZ=FAZ*L2= MBZ=FBZ*L3=合成彎矩圖 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 T=T1=按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 危險截面為 軸單項旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸計算應(yīng)力 前已選定軸的材料，45鋼，調(diào)質(zhì)，由表15-1查得-1=60MPa，因此 ，校核安全。判

30、斷危險截面 截面 左側(cè)抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=抗扭截面系數(shù) W=0.2d3= 截面 左側(cè)彎矩 M= 截面 上的扭矩 T3= 截面上的彎曲應(yīng)力 b=M/W= 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 t=T3/Wt= 由軸材質(zhì)，查得B=640MPa，-1=275MPa,-1=155MPa （軸肩）軸肩形成(xngchng)的理論(lln)應(yīng)力(yngl)集中系數(shù)及由表查取。因r/d= ，D/d= ,用插值法查得= = 可得軸的材料的敏性系數(shù)為 q= q= 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 k=1+q(-1)= k=1+q(-1)= 由2附圖3-2，得尺寸系數(shù)= 由2附圖3-3，得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=軸按磨削加工，由2附圖3-4得

31、表面質(zhì)量系數(shù) =軸未經(jīng)表面強化處理，即q= ,則計算綜合系數(shù)為 k2軸（軸）及其軸承裝置，鍵的設(shè)計輸入軸上的功率P2=3.403kW，轉(zhuǎn)速n2=314.41r/min，轉(zhuǎn)矩T2=103360Nmm求作用在齒輪上的力 高速大齒輪 d2=179.29mm Ft1=2T2/ d2=2*103360/179.29=1153.00N Fr=Ft1tann/cos=427.50N F1=Ft1tan=223.97N 低速小齒輪 d1=59.52mmFt2=2T2/ d1=2*103360/59.52=3473.12NFr2=Ft2tann=1264.11N初步確定軸的最小直徑，選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理根

32、據(jù)2表15-3取A0=110，有=24.33mm根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 選擇型號為7005C的角接觸軸軸承，參數(shù)如下d*D*B=25mm*47mm*12mm,da=30mm，Da=42mm，基本額定動載荷Cr=11.55kN,基本額定靜載荷 Csr=7.64kN,故d-=d-=25mm, L-=L-=12mm, d-=d-=da=30mm，L-=L-=16mm 軸段-上安裝(nzhung)低速級小齒輪，為便于齒輪的安裝，d-應(yīng)略大于d-，取d-=34mm，齒輪(chln)左端用套筒固定，為使套筒端面(dunmin)定在齒輪左端面上，軸段-的長度L-應(yīng)比齒輪轂長略短，已知齒寬為

33、b=60mm，取L-=56mm。小齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段-的直徑，軸肩高度h=0.070.1d，取d-=40mm，L-=1.4h，取L-=4mm 軸段-上安裝高速級大齒輪，為便于齒輪的安裝，d-應(yīng)略大于d-，可取d-=32mm，齒輪右端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪右端面上，則軸段-長度應(yīng)比齒輪轂長略短，若轂長與齒寬相同，已知齒寬b=35mm，取L-=32mm。齒輪左端用肩固定。由此可確定軸段-的直徑，軸肩高度h=0.070.1d，取d-=40mm，L-=1.4h，取L-=4mm 取齒輪齒寬中間為力作用點，可得 受力分析，彎矩的計算 計算支承反力 在水平面上 FAX=(F1*L3

34、)/(L2+L3)= FBX= F輸出傳動軸承的設(shè)計求輸出求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3P3=3.301kW n3=96.15r/min T3=327870Nmm求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2=195.00mm Ft=2T3/ d2=2*327870/195=3362.77N Fr=Fttann/cos=1255.84N F=Fttan=776.17N初步確定軸的最小直徑，軸的材料同上。根據(jù)2表15-3取A0=110，有=35.75mm計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)當小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,查GB/T 5014-2003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000Nmm

35、。半聯(lián)軸器孔徑d1=38mm，故取d-=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。取L-=L1=60mm。 根據(jù)(gnj)軸向定位的要求(yoqi)確定軸的各段直徑(zhjng)和長度 軸段-和-用來安裝軸承，由于d-=35.75mm，選取角接觸球軸承7008C，基本參數(shù)d*D*B=40*68*15,Cr=20.29kN,Csr=16.28kN,da=46mm,Da=62mm 由此確定d-= d-=40mm，L-= L-=15mm 為減小集中應(yīng)力并考慮左右軸承的拆卸，軸段-與軸段-由軸承的定位軸間直徑da確定，即d-=d-=da=46mm，取L-=15mm

36、軸段-上安裝低速級大齒輪，為了便于齒輪的安裝，d-應(yīng)該略大于d-，取d-=50mm，齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面定在齒輪右端面上，軸段-的長度應(yīng)比齒輪轂長略短，已知齒寬為55mm，取L-=50mm。大齒輪右端用軸間固定，由此可確定軸段-的直徑，軸肩高度h=0.070.1d，取d-=60mm,L-=1.4h,故取L-=7mm 取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁留有足夠間距L-=你定隨意定 取軸端為1.2*45，各軸肩處的圓角半徑見圖。 校核 5.鍵的選擇及強度校核低速級大齒輪的鍵選用平鍵，查2表6-1，選取b*h=16*10,L=40mmk=0.5h=5mm,l=L-b=34mmp=2000T/(kld

37、)=2000*327.87/(5*34*50)=77.15MPap=120MPa校核安全高速級小齒輪與桿一體制造，不需要鍵低速級小齒輪與桿一體制造，不需要鍵高速級大齒輪的鍵查2表6-1，選取b*h=10*8,L=25mm k=0.5h=4mm,l=L-b=15mmp=2000T/(kld)=2000*103.26/(4*15*32)=107.56MPap=120MPa校核(xio h)安全輸入(shr)軸聯(lián)軸器的鍵查2表6-1，選取(xunq)b*h=5*5,L=22mm k=0.5h=2.5mm,l=L-b=17mmp=2000T/(kld)=2000*23.26/(2.5*17*16)=6

38、8.41MPap=120MPa校核安全輸出軸聯(lián)軸器的鍵查2表6-1，選取b*h=10*8,L=50mm k=0.5h=4mm,l=L-b=40mmp=2000T/(kld)=2000*327.87/(4*40*38)=107.85MPap=120MPa校核安全校核軸承和計算壽命 校核軸承A和計算壽命 徑向載荷F啦啦啦啦箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成, 大端蓋分機體采用H7/is6配合。 潤滑方式的選擇因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，

39、其表面粗糙度為鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.對附件設(shè)計 A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B油螺塞：放油孔位于(wiy)油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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。C油標：油標位在便于觀察(gunch)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(jnr)油尺座孔而溢出.D通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣