二級減速器設(shè)計使用說明

《機械設(shè)計》課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計內(nèi)裝：1、設(shè)計計算說明書一份2、減速器裝配圖一張3、軸零件圖一張4、齒輪零件圖一張一課程設(shè)計任務(wù)書二設(shè)計要求設(shè)計步驟.傳動裝置總體設(shè)計方案.電動機的選擇.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).設(shè)計V帶和帶輪.齒輪的設(shè)計.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計.鍵聯(lián)接設(shè)計.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計.潤滑密封設(shè)計.聯(lián)軸器設(shè)計設(shè)計小結(jié)參考資料傳動裝置總體設(shè)計方案設(shè)計步驟傳動裝置總體設(shè)計方案設(shè)計步驟傳動裝置總體設(shè)計方案課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）GiI）V帶傳動2運輸帶3單級斜齒圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器5電動機6卷筒已知條件1）工作條件：三班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。2）使用期限：10年，大修期3年。3）生產(chǎn)批量：10臺4）生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度的齒輪。5）動力來源：電力，三相交流（220/380V）設(shè)計要求.減速器裝配圖一張。.繪制軸、齒輪零件圖各一張.設(shè)計說明書一份設(shè)計步驟本組設(shè)計數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F/N22000運輸帶工作速度v/（m/s）1.2—卷筒直徑D/mm240。1）外傳動機構(gòu)為V帶傳動。

2）減速器為單級斜齒圓柱齒輪減速器。3）該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分為單級斜齒圓柱齒輪減速器，這是單級圓柱齒輪中應(yīng)用較廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。電動機的選擇電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，額定電壓380M2）選擇電動機的容量工作機的后效功率為PwFv從電動機到工作機傳送帶間的總效率為312345由《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表1—7可知：1:V帶傳動效率0.962:滾動軸承效率0.99（球軸承）:齒輪傳動效率0.97（8級精度一般齒輪傳動）:聯(lián)軸器傳動效率0.99（彈性聯(lián)軸器）:卷筒傳動效率0.96F2200Nv1.2msD240mm所以電動機所需工作功率為Pd3）確定電動機轉(zhuǎn)速按表13-2推薦的傳動比合理范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動比i'6~20而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為所ndvnwD以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍inw(525.48~1751.6)r/min為電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L2-4314302.22.3符合這范圍的同步轉(zhuǎn)速有、1000r/min和1500兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表12—1選定電動機型號為Y100L2-4計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比.總傳動比i為inm-nw.分配傳動比iii考慮潤滑條件等因素，初定i4i4.14.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉(zhuǎn)速I軸nnm1430rminII軸nni357.5rminIII軸nni87.2rmin卷筒軸nwn87.2rmin2).各軸的輸入功率I軸PPd2.81kwII軸i16.33i4i4.1n1430r/minn3575rminn87.2口：mirnw87.2r‘minIII軸PP122.67kw2.56kwP2.81kwP2.67kwP2.56kwP卷2.51kw卷筒軸比P422.51kw3).各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td為Td9.55106且1,88104NmmnmI軸TTd1,88104NmmII軸TT12i7.15104NmmIII軸TT32i2.82105Nmm5卷筒軸T卷T422.76105Nmm軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率I軸2.8141.88104143040.95II軸2.6747.1510357.54.10.96iii軸2.5652.821087.210.98卷筒軸2.512.7610587.2將上述計算結(jié)果匯總與上表，以備查用。設(shè)計V帶和帶輪電動機輸出功率Pd2.81kw,轉(zhuǎn)速n1nm1430r/min,帶傳動傳動比i=4,每天工作16小時。1),確定計算功率PcaPca3.37k選用A型帶dd1選用A型帶dd190mm6.74msv6.74m's因為5msv25m^s,故帶速合適由《機械設(shè)計》表4.6查得工作情況系數(shù)KA1.2,故RaKAPd3.37kw.選才?V帶類型根據(jù)Pca,必，由《機械設(shè)計》圖4.11可知，選用A型帶.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑ddl并驗算帶速.初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1由《機械設(shè)計》表4.4,選取小帶輪基準(zhǔn)直徑dd190mm,dd1……而-2—H100mm，其中H為電動機機軸高度，滿足安裝要求。.驗算帶速Vdd1n1V601000ddd2360mm選?。篸d2355mm.計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑ddidd360mmd2d1根據(jù)《機械設(shè)計》表4.4,選取dd2355mm,則傳動比dd2i—3.9dd1'從動輪轉(zhuǎn)速出

?366.7r/mini.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld.由式0.7(dadd?)a。2(dd1dd?)得312a0890,取a0750mm(2).計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld&dd)2Ld。2a0-(dd1dd2)—21—2222mm02124%由《機械設(shè)計》表4.2選取V帶基準(zhǔn)長度Ld2240mm(3).計算實際中心距aamaxamina0750mrLdLd0759mm25).驗算小帶輪上的包角1180026).計算帶的根數(shù)ZLd2240m0.03Ld826mm0.015Ld725mm759mm57.3dd1)16090a(1)計算單根V帶的額定功率Pr由dd190mm和n11430r/min,查《機械設(shè)計》表4.5得R1.05kw根據(jù)n11430rmin,i3.9和A型帶，查《機械設(shè)計》amaxaminPr826m725m1.52kw表4.7得P00.17kw查《機械設(shè)計》表4.8得K0.95,查表4.2得Kl1.06,于是Pr(P。B)K⑵計算V帶的根數(shù)ZKl1.23kwPCaPr3.372.741.23取3根。(F0(F0)min141N(Fp)min?N.計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min由《機械設(shè)計》表4.1得A型帶的單位長度質(zhì)量q0.1kg/m,所以(Fo)min500(2.5K)Pcaqv2141N

Kzv應(yīng)使帶的實際初拉力F。(F°)min。.計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為(Fp)min2z(Fo)minSin2147N.帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪采用實心式，大帶輪為輻條式，取單根帶寬為13mm取帶輪寬為35mm齒1)選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)并初選螺8級精度大小齒輪8級精度大小齒輪材料均為45鋼(調(diào)質(zhì))的(1)按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。設(shè)(2)運輸機為一般工作機器，載荷較平穩(wěn)，速度不高,計故選用8級精度。(3)材料選擇。由《機械設(shè)計》表6.1大小齒輪都選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為220HBS,260HBS1者材料硬度差為40HBS

z298(4)選小齒輪齒數(shù)424,則大齒輪齒數(shù)Z2iz298(5)初選螺旋角(二132)初步設(shè)計齒輪主要尺寸(1)設(shè)計準(zhǔn)則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。2K「2K「u1ZeZhZZ[]h)2確定式中各項數(shù)值:因載荷較平穩(wěn)，初選Kt=1.59.55106P47.1310Nmm由《機械設(shè)計》表由《機械設(shè)計》表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)Z由《機械設(shè)計》表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa由《機械設(shè)計》圖6.19由《機械設(shè)計》圖6.19,查得Zh2.44般取Ze=0.75?0.88,因齒數(shù)較少，所以取z0.8z■,cos0.996-12N160n2jLh60357.511630088.24108NzN1zN1N2i2108N8.24108…2.014.1由圖6。6查得，Khw1.08,心電1.15按齒面硬度查圖6.8得Hlim1600MPaHlim2560MPa,取SHmin1；]iKHN1lim11.08600MPa648MPa]2KHN2lim21.15560MPa644MPa]H(648644)/2646MPa齒輪參數(shù)3d1t2KtT1u1(ZeZhZZ[]h)2321.5713004.112.44189.80.80.994.1(646\2)mm44.1mm修正d1t:d#n2V6010003.1444.1357.5,m/s6010000.83m/s由表6.2查得,Ka1.00d1t44.1mm由圖6.10查得,Kv1.030.83m/s由圖6.13查得,1.05般斜齒圓柱齒輪傳動取,1~1.4，此處K1.2貝UKKAKVKK1.001.031.051.21.30d17Kd〔t3--Kt44.11.301.5mm42.05mmmnd1cos42.05cos13mm1.71mmZi24選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn2mm3）齒輪主要幾何尺寸:ai^(乙為2(2498)mm125.77mm2cos2cos13圓整中心距，取a1126mmmn(Z1Z2)2(2498)則arccosarccos14.482a12126計算分度圓直徑和齒寬d1mnZ1cos224mmcos14.4849.48mmd2mnZ2cos298mmcos14.48202.06mmdd1149.48mm49.48mmd149.48mmB255mmB160mmd2202.061nm49.48mm4)校核齒根彎曲疲勞強度2KT1YYbd1YFaYSa[]F(1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由《機械設(shè)計》第127頁，取Y=0.7,丫0.88由《機械設(shè)計》圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度Fiim1240MPa;大齒輪的彎曲強度極限Fiim2220MPa;由《機械設(shè)計》圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn10.90,Kfn20.94；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力;B160mmB255mm取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,應(yīng)力修正系數(shù)Y=2,有[F]1KFN1FHm1Y308.6MPaS[F]2KFN2F1m2Y295.4MPaS計算載荷系數(shù)K;KKAKVKK1.001.031.051.21.30查取齒形系數(shù)；TOC\o"1-5"\h\z乙Z2Zv126Zv2-3-107coscos.30由《機械設(shè)計》表6.4查得YFa12.60；YFa22.19.30查取應(yīng)力校正系數(shù)；由《機械設(shè)計》表6.4查得YSa11.595；YSa21.80(2).校核計算2KT1YYF1-YFa>Sa196.7[f]ibd1mn2KT1YYF2-YFa2YSa291.9[f]2bd1mn齒根彎曲疲勞強度足夠。由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.71并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)

z1525

m大齒輪齒數(shù)，取Z2103。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。(5),結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小mZ1Z225103mZ1Z225103滾動軸承和傳動軸的設(shè)計滾動軸承和傳動軸的設(shè)計a'-2在(一),軸的設(shè)計I,輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由上可知P2.56kw,n87,2r/min5T2.82105Nmmn.求作用在齒輪上的力mz2d2cosmz2d2cos2103

cos14.48mm212.37mm2T而Ft2737.86Nd2__tanFrFt1027.32NcosFa707Nam.初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表11.3,取C110,于是dminC3,1—33.93mm,由于鍵槽的影響，故n'dmin1.05dmin35.63mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑do為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaKaT,查《機械設(shè)計》表10.1,取Ka1.5,則：TcaKaT423000Nmm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d38mm,故取半聯(lián)軸器長度L82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔L60mmr□wivv耳布IV.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計.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)軸器的軸向定位要求，I-R段右端需制出一軸肩，故取H-田段的直徑dn皿42mm；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L60mm,為了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I-R段的長度應(yīng)比L小2?3mm,現(xiàn)取hn58mm.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，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)dn皿42mm,查手冊表6-1選取軸承代號為7009AC的角接觸球軸承，其尺寸為dDB45mm75mm16mm,故d41Vd^皿45mm；而1Vl皿30mm。.取安裝齒輪處的軸端IV-V的直徑d1Vv48mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為55mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取11Vv53mmo齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h4mm,則軸環(huán)處的直徑dv胃56mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取Lw10mm。.軸承端蓋的總寬度為10mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對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l30mm,故1口皿40mm05),取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a12mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s10mm,已知滾動軸承寬度T16mm,大齒輪輪轂長度L55mm,則1皿1VTsa(5553)(1610122)mm40mm至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2),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。按dwv由《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表4-1查得平鍵截面bh14mm9mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為45mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為Hz；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為n6.H712mm8mm50mm,半聯(lián)軸命與軸的配合為。滾動軸承與k6軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m60(3),確定軸上圓角和倒角尺寸參考《機械設(shè)計》表11.4,取軸端倒角為245。,求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2L344.6mm44.6mm89.2mm0根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面C處的MH、MV及M的值列如下：

載荷水平向H垂直面V支反力FFnhi1369N,Fnh21369NFnvi1330N,Fnv2303N彎矩MMH61057NmmMvi59318Nmm,MV213514N總彎矩Mi85127Nmm,M262535Nmm扭矩TT282000Nmmmm,一-廣丁「|1廣區(qū)一-廣丁「|1廣區(qū)0一,.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6,軸的計算應(yīng)力2_2\Mi(T)ca11.98MPaW前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計》表

因此ca[l],故安全。VU.精確校核軸的疲勞強度(1),判斷危險截面截面A,n,m,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面a,n,m,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV和v處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面VI顯然更不必校核。截面IV為危險截面，截面IV的左右兩側(cè)均需校核。(2),截面IV左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d30.14539112.5mm3333抗扭截面系數(shù)Wt0.2d0.24518225mm44626截面IV左側(cè)的彎矩M：MM1-,35501Nmm44.6截面IV上的扭矩T：T282000Nmm截面上的彎曲應(yīng)力：bM3.9MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：T—15.47MPaWT彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力,0,彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力,0,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)應(yīng)變力，m15.47/27.74MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設(shè)計》表11.2得B640MPa,1275MPa,1155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按《機械設(shè)計》附表1.6查取。因L200.04,—絲1.07,可d45d45查得1.92,1.30又由《機械設(shè)計》圖2.8并經(jīng)插值可得軸的材料的敏性系數(shù)為q0.82,q0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k1q(1)1.75k1q(1)1.26由《機械設(shè)計》查圖2.9,0.75；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.76軸按磨削加工，由B640MPa查圖2.12,0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q1,則綜合系數(shù)為k1Kk,12.42k1

Kk'11.75已知碳鋼的特性系數(shù)0.1~0.2,取0.10.05~0.1,取0.05于是，計算安全系數(shù)Sca值，則

29.14m111.13Kam—SS—SS10.4Ss2S1.5故可知其安全。(3).故可知其安全。(3).截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)0.1d30.1483___311059.2mm抗扭截面系數(shù)Wt0.2d30.148322118.4mm3截面IV抗彎截面系數(shù)0.1d30.1483___311059.2mm抗扭截面系數(shù)Wt0.2d30.148322118.4mm3截面IV右側(cè)的彎矩M1262635501Nmm44.6截面IV上的扭矩T：282000Nmm截面上的彎曲應(yīng)力:M3.2MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:T12.75MPaW彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力,m彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力,m0,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)應(yīng)變力，m12.75/26.375MPaab3.2MPa,am6.375MPa_.kkk過盈配合處的—,由《機械設(shè)計》附表1.4,取工0.8—,用插值法得—3.42,土2.74,0.92軸按磨削加工，由B640MPa查圖2.12,

0.92故得綜合系數(shù)為k1K13.51k1K12.83所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為TOC\o"1-5"\h\zS124.5KamS18.44KamSSSea—7.98S1.5ca.S2S2故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。Vffl.繪制軸的工作圖，如下：（二）.齒輪軸的設(shè)計I.輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由上可知2.67kwn357.5rmin由上可知2.67kwn357.5rminT7.15104Nmmn.求作用在齒輪上的力因已知低速小齒輪的分度圓直徑dimz-—225—mm51.55mm

coscos14.482T而Ft——2774Nd1tanFrFt1041NcosFa716.4Nm.初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表15-3,取C=12Q于是dminC31l曳23.46mm,由于鍵槽的影響，故:.n(

dmin1.05dmin24.6mm1jEIVVVIh訓(xùn)輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑ds,取din25mm,根據(jù)帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸，取［n35mm。IV.齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，I-R段右端需制出一軸肩，故取H-m段的直徑dn皿30mm；2),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，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)dn皿30mm,查手冊表6-1選取軸承代號為7007AC的角接觸球軸承，其尺寸為dDB35mm62mm14mm,故d41Vd皿皿35mm；而L皿32mm。3),由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端V-VI的直徑dv,53.55mm,lv胃60mm。軸肩高度h0.07d,故取h3mm,則軸環(huán)處的直徑dwvd^間42mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取Iwv「6mmo4),軸承端蓋的總寬度為15mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對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I30mm,故I…45mm05),取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a12mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s6mm,已知滾動軸承寬度T14mm,,則I皿1VTsakv(141266)mm26mm至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2),軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按ds由《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》表4-1查得平鍵截面bh8mm7mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為28mm0滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m60(3),確定軸上圓角和倒角尺寸參考《機械設(shè)計》表11.4,取軸端圓角2450(三).滾動軸承的校核軸承的預(yù)計壽命L'h88236546720hI.計算輸出軸承.已知n87.2r/min,兩軸承的徑向反力FR1FR2513.2N由選定的角接觸球軸承7009AC軸承內(nèi)部的軸向力Fs0.63FrFsiFs20.63Fr323.3N.由輸出軸的計算可知Fa707N因為FsiFa323.3N707N1030.3NF$2,故軸承II被“壓緊”，軸承I被“放松”，得：Fa2FS1Fa323.3N707N1030.3Na2siaFa1Fsi323.3N.F/Fri0.63,Fa2，F(xiàn)r22.01,查手冊可得e0.68由于Fai/Frie,故Xi1,Yi0;Fa2Fr2e,故X20.41,丫20.87.計算當(dāng)量載荷已、P2由《機械設(shè)計》表8.7,取fp1.5,則Pfp(XFYFa)769.8N巳fp(X2FrY2Fa)829.5N

(5),軸承壽命計算由于P,P2,取P829.5N,查表8.8取ft1,角接觸球軸承，取3,查手冊得7009ACSM接觸或由承的Cr25.8KN,則106fCLh--(-t-)5750416hLh60nP故滿足預(yù)期壽命。鍵聯(lián)接設(shè)計I,帶輪與輸入軸向鍵的選擇軸徑d25mm,輪毅長度L35mm,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b8mm,h7mm,L28mm(GB/T1095-2003)n,輸出軸與齒輪向鍵的選擇軸徑d48mm,輪轂長度L45mm,查手冊,選A型平鍵，其尺寸為b14mm,h9mm,L45mm(GB/T1095-2003)田,輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇軸徑d38mm,輪轂長度L50mm,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b12mm,h8mm,L50mm(GB/T1095-2003)箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用巨工配合.is6機體后足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座W度考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。

因其傳動件速度小于12m/s,故米用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴呐茈xH大于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)，其表面粗糙度為6.3機體結(jié)構(gòu)后良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm,圓角半徑為R=5o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，能看到傳動零件齒臺區(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，機體上開窺視孔與凸k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M8緊固B油螺塞：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(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(biāo)：油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出.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器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.E位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F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.減速器機體結(jié)構(gòu)尺、」如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚0.025a38I0箱蓋壁厚1i0.02a388箱蓋凸緣厚度bibii.5iI2箱座凸緣厚度bbi.5I5箱座底凸緣厚度b2b22.525地腳螺釘直徑dfdf0.036aI2Mi6地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑didi0.75dfMi2機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.5~0.6)dfM8軸承端蓋螺釘直徑d3d3=(0.4~0.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.3~0.4)dfM5定位銷直徑dd=(0.7-