二級圓柱斜齒輪減速箱設(shè)計課程設(shè)計說明書(經(jīng)供參考)

PAGEPAGE2洛陽理工學院課程設(shè)計說明書課程名稱：機械課程設(shè)計設(shè)計課題：二級斜齒展開式減速箱專業(yè)：材料成型及控制工程指導(dǎo)教師：張旦聞班級：模具一班姓名：劉可可2013年06月25日目錄第一章機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 4第二章傳動裝置的總體設(shè)計 52.1電動機的選擇 52.2傳動裝置總體傳動比和分配各級傳動 62.3計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 7第三章V帶的設(shè)計 9第四章齒輪傳動設(shè)計 114.1高速級齒輪傳動設(shè)計 114.2低速級齒輪傳動設(shè)計 18第五章軸的設(shè)計 255.1中間軸的設(shè)計與計算 255.2高速軸的設(shè)計與計算 345.3低速軸的設(shè)計與計算 43第六章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 52第七章減速器附件的選擇 547.1檢查孔與檢查孔蓋 547.2通氣器 547.3油標 547.4起吊裝置 547.5放油螺塞 547.6定位銷 547.7啟蓋螺釘 547.8減速器潤滑與密封 557.8.1潤滑方式 557.8.2密封方式 55第八章心得體會 56參考文獻 57第一章機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目設(shè)計用于帶式運輸機上兩級斜齒輪減速器指導(dǎo)老師：張旦聞帶式輸送機減速器結(jié)構(gòu)簡圖1-帶式輸送機減速器結(jié)構(gòu)簡圖1-Ⅰ軸、2-Ⅱ軸、3-Ⅲ軸、4-卷筒軸設(shè)計參數(shù)運輸帶工作拉力:F(N)=1200N運輸帶工作速度:V(m/s)=1.2m/s卷筒直徑:D(mm)=400mm工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵；運輸帶速度允許誤差土5％；兩班制工作，3年大修，使用期10年。(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮)。加工條件生產(chǎn)20臺，中等規(guī)模機械廠，可加工7—8級齒輪設(shè)計工作量1．減速器裝配圖1張(AO或A1)；2．零件圖1—3張；3．設(shè)計說明書1份第二章傳動裝置的總體設(shè)計2.1電動機的選擇項目內(nèi)容結(jié)果1.電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式由于電動機的工作條件是連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微振動，室外工作，有粉塵，Y系列（IP44）電動機全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部之特點，滿足要求。Y系列（IP44）自扇冷式籠型三相異步電動機2、選擇電動機的容量電動機所需工作功率為Pd=工作機所需功率Pw===1.44kW傳動裝置的總效率為?=?1?23?32?4查機械設(shè)計相關(guān)表可確定各部分效率：V帶傳動效率?1=0.96：軸承效率（一對）?2=0.99：齒輪傳動效率?3=0.97:；聯(lián)軸器的傳動效率?4=0.99代入得?=0.96×0.993×0.972×0.99=0.868電動機的功率Pd===1.66kW查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-1可以選擇Y系列三相異步電動機，電功率的額定功率Po=2.2kW，滿足P0＞Pd要求Po=2.2kW3、電動機的轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速r/min查相關(guān)表可得V帶傳動的傳動比常用范圍為=2~4，二級援助減速器的傳動比為=8~40，則總傳動比的范圍為=16~160，故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為==（16~160)×57.3=916.8~9168r/min符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，根據(jù)電動機額定功率和轉(zhuǎn)速，由Y系列（IP44）三相異步電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)可得如下表格方案電動機型號額定功率/(Kw)同步/滿載轉(zhuǎn)速nm/(r/min)電動機質(zhì)量/Kg總傳動比1Y90M-22.23000/28402549.562Y100L1-42.21500/14303424.93Y112M-62.21000/9404516.4方案1：電動機的重量輕、價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊，轉(zhuǎn)速太大，故不可取。方案2和方案3相比較可知如側(cè)重考慮電動機的重量和價錢，則選方案2，但綜合考慮電動機的和傳動裝置的尺寸、重量以及總傳動比，可以看出，如使傳動裝n0=1430r/min2.2傳動裝置總體傳動比和分配各級傳動項目內(nèi)容結(jié)果1．計算總傳動比及分配各級傳動比1．計算總傳動比及分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比===1440/57.3=24.96（2）分配各級傳動比取V帶輪的傳動比為=2.8，則減速器的總傳動比：=24.96/2.8=8.91，≈（1.3~1.4）取兩級圓柱齒輪減速器的高級傳動比：===3.47===2.57=24.96=3.47=2.572.3計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)表2-1各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩項目內(nèi)容結(jié)果1.電動機P0=Pd=1.66kWn0=nm=1430r/minN·mP0=1.66kWn0=1430r/minN·m軸ⅠP1=P0=1.66×0.96=1.59kWEMBEDEquation.3EMBEDEquation.3EMBEDEquation.3EMBEDEquation.3N·mP1=1.59kWN·m軸ⅡP2=P1=1.59×0.99×0.97=1.53kWN·mP2=1.53kWN·m軸ⅢP3=P2=1.53×0.99×0.97=1.47kWN·mP3=1.47kWN·m卷筒P卷=P3=1.47×0.99×0.99=1.44kWN·mP卷=1.44kWN·m第三章V帶的設(shè)計項目內(nèi)容結(jié)果1.確定計算功率PcPc=KAP參考文獻1表13-8得KA=1.2，所以Pc=1.2×1.66=1.99kWKA=1.2，Pc=1.99kW2.選V帶型號由Pc=1.99和n0=1430r/min參考文獻1查圖13-15可知此點位于A型區(qū)域，故選A型V帶3.確定小帶輪直徑d1參考文獻1查表13-9得d1≥75mm,取d1=112mm（要大于或等于最小直徑，并符合直徑系列）d1=112mm4.確定大帶輪直徑d2大帶輪d2=id1(1－ε),取彈性滑動率ε=0.02則d2=id1(1－ε)=2.5×112×0.98=246.96mm查表13-9取d2=250mm實際傳動比i===2.83從動輪的實際轉(zhuǎn)速n1＇===505.3r/min轉(zhuǎn)速誤差△n=對于傳送帶裝置，轉(zhuǎn)速誤差允許在±5％范圍內(nèi)，d2=250mm5.驗算帶速vm/s在規(guī)定的5~25m/s范圍內(nèi)V=6.74m/s合理6.初選中心距a0a0=1.5（d1+d2）=510mm,取a0=符合0.7（d1+d2）﹤a0﹤2（d1+d2）a0=5007.初選長度L0＝=1547mmL0=15478選擇V帶所需Ld參考文獻1查13-2表，對A型帶選用Ld=1600mmLd=16009.實際中心距aa≈a0+=mma=527mm10.驗算小帶輪包角α1=163°＞120°經(jīng)計算，小帶輪包角α1取值合理α1=163°11.求V帶輪根數(shù)由式13-15得Z=今n0=1430r/mind1=250mm查表13-3得P0=1.07kW由公式傳動比i===2.83參考文獻1查表13-9得kW由，在參考文獻1查表13-7得根據(jù)Ld=2000mm，參考文獻1查表13-2得用z==取z=2根z=213.求作用在帶輪軸上的作用力FQ參考文獻1查表13-1得q=0.1Kg/m有公式可得單根V帶的初拉力作用在軸上的壓力FQ=FQ=487N第四章齒輪傳動設(shè)計4.1高速級齒輪傳動設(shè)計已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，，由電動機驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：項目內(nèi)容結(jié)果1.選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻3中表8—7，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=197~286HBS，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=158~217HBS，取HBS2=190。按估取圓周速度vt=1.5m/s,查表11-2選公差等級8級小齒輪數(shù)在推薦值20~40選，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為：齒數(shù)比誤差為：在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。在推薦值初選螺旋角HBS1=197~286HBSHBS2=158~217HBSvt=1.5m/s公差組8級合適(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計①確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA動載系數(shù)KVt齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)則動載系數(shù)的初選值齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點區(qū)域系數(shù)螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強度壽命系數(shù)（不許有點蝕）最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)小齒輪分度圓直經(jīng)初值法面模數(shù)中心距確定螺旋角小齒輪分度圓直徑計算值計算圓周速度動載系數(shù)KVt齒間載荷分配系數(shù)動載系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強度斜齒輪當量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強度極限彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強度壽命系數(shù)YN尺寸系數(shù)彎曲疲勞強度安全系數(shù)計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強度計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高ha齒根高hf全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻5中式8—18知設(shè)計公式：由式得：=29733N·mm查參考文獻5中表8—5得：KA=1根據(jù)vt=1.5m/s，查參考文獻5中圖8—10得:KVt=1.1端面重合度=1.69由參考文獻5中圖8—11得：由參考文獻5中圖8—13得：參考文獻1查表11-4得：參考文獻1查表11-6按齒輪相對軸承為非對稱布置取u=3.46查得：2.45由參考文獻5中圖8—8得：ZN1=1，ZN2=1由參考文獻3中表8—10得：SHmin=1由參考文獻3中表8—9得接觸接觸疲勞極限Hlim1=600MPaHlim2=390MPa由參考文獻5中式8—3得：MPa=600MPa[]=MPa=380MPa由于[]H2<[]H1，所以應(yīng)取較小值[]H2代入計算=mmmm根據(jù)參考文獻3中表8—1，取標準值mmmm圓整為mmm/s根據(jù)v=1.56m/s，查參考文獻5中圖8—10得：KV=1.11端面重合度=1.67由參考文獻5中圖8—11得：=1.46由參考文獻5中式8—10得：mmmmmmmm圓整后取=45mm，=50mm由參考文獻5中式8—19知校核公式為：由，，，可得31.5109查參考文獻5中表8—7得：YFa1=2.57，YFa2=2.2查參考文獻5中表8—7，YSa1=1.64，YSa2=1..83查參考文獻5中圖8—20得：由參考文獻1中表11-5得：=450MPa=248MPa由參考文獻5中式（8—2）得：由參考文獻5中圖8—9得：YN1=1，YN2=1由參考文獻2中表10—5得：由參考文獻1中表MPaMPa=45.34MPa＜=48.12MPa＜由得：mmmmda1==62.24mmda2==205.76mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×2=2mmhf1==hf2=(h*an+c*n)mn=2.5mmmmmmmmmmKA=1KVt=1.1u=3.462.45ZN1=1，ZN2=1SHmin=1Hlim1=600MPaHlim2=390MPaMPaMPammKV=1.11=1.46=50mm=45mmYFa1=2.57，YFa2=2.2YSa1=1.64，YSa2=1..83=450MPa=248MPaYN1=1，YN2=1MPaMPaMPaMPammmmha1=ha2=2hf1=hf2=2.5mmmmmmmmmm4.2低速級齒輪傳動設(shè)計已知傳遞功率kW，小齒輪轉(zhuǎn)速r/min，，由電動機驅(qū)動，雙班制工作，使用壽命10年。計算結(jié)果及步驟如下：1.選擇材料及熱處理精度等級齒數(shù)實際傳動比齒數(shù)比誤差初選螺旋角查參考文獻1中表11-1，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=197~286HBS，取HBS1=230，大齒輪選用45鋼，正火，HBS2=158~217HBS，取HBS2=190。按估取圓周速度vt=0.6m/s,查表11-2選公差等級8級小齒輪數(shù)在推薦值20~40選，大齒輪齒數(shù)，圓整取實際傳動比為：齒數(shù)比誤差為：在允許誤差范圍內(nèi)（工程上允許±5%的變化范圍）。在推薦值初選螺旋角HBS1=197~286HBSHBS2=158~217HBSvt=0.6m/s公差組8級合適(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計①確定計算參數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA動載系數(shù)KVt齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)則動載系數(shù)的初選值齒輪材料彈性系數(shù)齒寬系數(shù)齒數(shù)比u節(jié)點區(qū)域系數(shù)螺旋角系數(shù)軸向重合度重合度系數(shù)接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞強度壽命系數(shù)（不許有點蝕）最小安全系數(shù)SHmin接觸疲勞極限Hlim許用接觸應(yīng)小齒輪分度圓直經(jīng)初值法面模數(shù)中心距確定螺旋角小齒輪分度圓直徑計算值計算圓周速度動載系數(shù)KV齒間載荷分配系數(shù)動載系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑分度圓直徑、確定齒寬、（3）校核彎曲疲勞強度斜齒輪當量齒數(shù)齒形系數(shù)YFa1、YFa2應(yīng)力修正系數(shù)YSa1、YSa2重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)彎曲疲勞強度極限彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NF彎曲疲勞強度壽命系數(shù)YN尺寸系數(shù)彎曲疲勞強度安全系數(shù)計算許用彎曲應(yīng)力校核齒面彎曲疲勞強度計算齒輪傳動的其他幾何尺寸端面模數(shù)端面壓力角基圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高ha齒根高hf全齒高端面齒厚端面齒距端面基圓齒距查參考文獻5中式8—18知設(shè)計公式：由式得：=99263N·mm查參考文獻5中表8—5得：KA=1根據(jù)vt=0.6m/s，查參考文獻5中圖8—10得:KVt=1.06端面重合度=1.67由參考文獻5中圖8—11得：由參考文獻5中圖8—13得：參考文獻1查表11-4得：參考文獻1查表11-6按齒輪相對軸承為非對稱布置取u=2.57查得：2.43由參考文獻5中圖8—8得：ZN1=1，ZN2=1由參考文獻1參考文獻3中表8—10得：SHmin=1由參考文獻3中表8—9得接觸接觸疲勞極限Hlim1=600MPaHlim2=380MPa由參考文獻5中式8—3得：MPa=600MPa[]=MPa=380MPa由于[]H2<[]H1，所以應(yīng)取較小值[]H2代入計算=mmmm根據(jù)參考文獻3中表8—1，取標準值mmmm圓整為mmm/s與初選值vt=0.8m/s有誤差，對KV修正，由查參考文獻5中圖8—10得：KV=1.07端面重合度=1.67由參考文獻5中圖8—11得：=1.45由參考文獻5中式8—10得：mmmmmmmm圓整后取=65mm，=70mm由參考文獻5中式8—19知校核公式為：由，，，可得30.9查參考文獻5中表8—7得：YFa1=2.58，YFa2=2.25查參考文獻5中表8—7，YSa1=1.63，YSa2=1..77查參考文獻5中圖8—20得：由參考文獻1中表11-5得：=450MPa=310MPa由參考文獻5中式（8—2）得：由參考文獻5中圖8—9得：YN1=1，YN2=1由參考文獻2中表10—5得：由參考文獻1中表MPaMPa=46.5MPa＜=48.02MPa＜由得：mmmm=229.20mmmmmmha1=ha2=h*anmn=1×3=3mmhf1==hf2=(h*an+c*n)mn=3.75mmmmmmmmmmKA=1KVt=1.06u=2.572.43ZN1=1，ZN2=1SHmin=1Hlim1=600MPaHlim2=380MPaMPaMPammmmKV=1.07=1.45=70mm=65mmYFa1=2.58，YFa2=2.25YSa1=1.63，YSa2=1..77=450MPa=310MPaYN1=1，YN2=1MPaMPaMPaMPammmmha1=ha2=3hf1=hf2=3.75mmmmmmmmmm第五章軸的設(shè)計齒輪的相關(guān)參數(shù)序號齒數(shù)法向模數(shù)齒寬螺旋角齒向分度圓直徑轉(zhuǎn)速12825015.942°左旋轉(zhuǎn)58.24510.729724515.942°右旋轉(zhuǎn)201.76147.232837014.593°右旋轉(zhuǎn)86.80147.247236514.593°左旋轉(zhuǎn)223.2057.3軸的設(shè)計計算與軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇選擇和進行。因箱體內(nèi)壁寬度主要由中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定，故先對中間軸進行設(shè)計，然后對高速軸和低速軸進行設(shè)計。5.1中間軸的設(shè)計與計算已知中間軸的傳遞功率P2=1.53kW，轉(zhuǎn)速n2=147.2r/min，小齒輪分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明計算結(jié)果選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書［5］表15-2查得其強度值：，，，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，，=200MPa=95MPa=55MPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TII=99263Nm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：TII=99263NmFt2=984NFt3=2287NFa2=281NFa3=595NFr2=372NFr3=860N估算軸徑，軸的圓周速度軸承潤滑由參考文獻3中表10—3可知45鋼取A=107~118(因軸上受較大彎矩)，于是得：mm由標準軸徑去取mm，軸承采用脂潤滑，需要擋油班。由于工作環(huán)境有灰塵，根據(jù)參考書［1］選擇密封圈密封，并且密封唇朝外。dmin=30mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖5—1所示軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸不長，故軸承采用兩段固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計。（2）軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設(shè)計由于①、⑤軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有軸向力、徑向力存在，選用角接觸軸承。其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。若選用角接觸軸承，型號為7306AC由參考書3查得有關(guān)數(shù)據(jù)為：外徑D=72mm，孔徑，，，，，，，，經(jīng)過驗算符合要求，取d1=30mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=30mm（3）軸段②和軸段④的設(shè)計軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，為了便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)分別大于和，可初定d2=d4=35mm。齒輪2輪轂寬度與齒輪寬度b2=45mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用檔油環(huán)定位固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度mm相等，右端采用軸肩定位，左端采用檔油環(huán)定位固定。為使檔油環(huán)端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段②和軸段④的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取l2=68mm，l4=43mm。（4）軸段=3\*GB3③該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為mm，取其高度為h=5mm，故d3=45mm齒輪2與齒輪3的距離為mm，取mm（5）軸段=1\*GB3①及軸段=5\*GB3⑤的長度該減速器齒輪的圓周速度小于3m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離取為，中間軸上兩個齒輪的固定均有擋油環(huán)完成，則軸段=1\*GB3①的長度為：mm齒輪距箱體內(nèi)壁距離均取為mm，軸承距箱體的距離為：選用普通鍵連接，按參考書［3］按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：及，其中，軸上槽深轂上槽深軸的結(jié)構(gòu)圖如圖5.1所示d1=d5=30mmd2=d4=35mml2=68l4=43l3=10l1=l5=46mm軸的受力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖=1514N=1757N.轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩L1=69.5L2=67.5L3=57FBH=1514NFAH=1757NFBV=324.6NFAV=163.4NMCH=122111.5NmmMDH=86298NmmNmmNmmNmmNmmNmmNmmNmmNmm按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核軸的強度由圖8.1(f)知，截C處彎矩最大，故校核該截面的強度。截面C的當量彎矩：由式得查參考書［5］表15-6得截面C的強度足夠=32.7Mpa=55Mpa驗算軸的疲勞強度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖8.1(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強度該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為：此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的）此截面的查參考書［5］得：由表1-10等效系數(shù)：，由表1-7尺寸系數(shù)：，由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)：由表1-12許用安全系數(shù)：由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處:，；配合處：，；按規(guī)定取中最大值,則，滿足疲勞強度要求W=3564mm3WT=7771mm3=35.8MPa8、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當量動載荷計算軸的壽命徑向載荷:軸向載荷方向指向左側(cè)軸承對7306AC型軸承，查表參考書［1］表11-10，有故左側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，右側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是|查參考書［1］表6-12，知7306AC軸承（）的判別系數(shù)，故再由參考書［1］表16-11，查得,,,,因而軸承的當量動載荷為=1551N查參考書［1］表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7306AC的又因為要3年一大修，故3年換一次軸承所以左端軸承壽命約為9664.8h，右端軸承壽命約為79832.4h。這對軸承的工作壽命為142354.7hF1=1764.6NF2=1548.4NFa=314NS1=1200NS2=1053NFa1=1367NFa2=1053NP1=1764.6NP2=1551N合適5.2高速軸的設(shè)計與計算已知高速軸的傳遞功率P1=1.59kW，轉(zhuǎn)速n1=510.7r/min，小齒輪分度圓直徑d1=58.24mm，齒輪寬度b1=50mm。計算結(jié)果及步驟如下：計算項目計算和說明計算結(jié)果1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書［5］表15-2查得其強度值：，，，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，，=200MPaMPaMPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力徑向力高速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TI=29733Nm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：NTI=29733NmFt1=1021NFa1=292NFr1=386N3、估算軸徑最小值，軸的圓周速度由參考文獻3中表10—3取A=118~107（因軸上受較大彎矩）于是得：mm取mm由于安裝大帶輪處有鍵，故軸需加大4%~5%，則mm取d=20mmdmin=18v=0.67m/s4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接軸的構(gòu)想圖如圖5—3所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處dmin=20mm開始設(shè)計。(2)軸段①軸段①上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪輪彀軸孔設(shè)計同步。根據(jù)第二步計算結(jié)果，考慮到該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定軸段①的直徑d1=24mm，帶輪輪彀的寬度mm軸段①的長度應(yīng)略小于彀孔的寬度，取l1=31(3)密封圈與軸段②在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。用軸肩定位，軸肩高度=2.68~4.8mm軸段②的軸徑d2=d1+2h=29~34mm，其最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于2m/s，軸承采用脂潤滑，需要擋油班。由于工作環(huán)境有灰塵，根據(jù)參考書［1］選擇密封圈密封，并且密封唇朝外。該處軸的圓周速度小于3m/s，則d2=32（4）軸承與軸段=3\*GB3③及軸段=7\*GB3⑦考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。先暫取軸承為7308AC，由參考文獻6中表9—9得軸承內(nèi)徑mm，外徑mm，寬度mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑mm，外圈定位內(nèi)徑mm，故取軸段=3\*GB3③的直徑mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)測面凸出箱體內(nèi)壁1~2mm，擋油環(huán)軸孔寬度初定為B1=25mm，則l3=B+B1=(23+25)mm=48mm,由中間軸可算出mm(5)軸段④該軸段直徑可略大于軸承定位軸肩的直徑，取，該段長度可有中間軸設(shè)定的箱體間距確定，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為該段的長度為=67.5mm（6）軸段=5\*GB3⑤該段為齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為mm，取其高度為h=3.5mm，故d5=52mm。該段長度為mm，取（7）齒輪與軸段⑥該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定mm，則由參考文獻8中表10—34知該處鍵的截面尺寸為b×h=12mm×8mm，輪彀鍵槽深度為t1=3.3mm，則該齒輪上齒根圓與彀孔鍵槽頂部的距離為mm，因為mm，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有，該段長度應(yīng)與齒輪齒寬保持一致，?。?）軸段②的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度有關(guān)及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為：，由參考文獻2中表3-1.下箱體厚度<8mm，取mm。由參考文獻1中表15—1知：取地腳螺栓為M12。則取軸承旁螺栓直徑為M10，查參考文獻1中表15—2知c1=16mm，c2=14mm，則箱體軸承座寬度L=10+16+14+(5~8)=45~46mm，l=46mm。取軸承端蓋凸緣厚度t=10mm，取軸承端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為mm。，為方便在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面距軸承端面表面距離k=25mm，帶輪采用腹板式。則選用普通鍵連接，按參考書［3］按V帶軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：其中，軸上槽深轂上槽深。齒輪軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：其中，軸上槽深轂上槽深。l1=31l3=48mmmma1=12.5l4=67.5md5=52l6=50V帶：t=4mmt1=3.3mm齒輪：t=6.0mmt1=4.3mm5.軸的受力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖,轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩L1=78mmL2=139mmL3=59mmFBH=520.9NFDH=-419.9NFBV=304.2NFDV=716.8NNmmNmmNmmNmmNmmNmm6、按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強度由圖5.2(f)可知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強度。截面C的當量彎矩：由式得查參考書［5］表15-6得截面C的強度足夠=3.74MPa=55MPa7、驗算軸的疲勞強度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖5.2(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強度該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為：此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的此截面的查參考書［5］得：由表1-10等效系數(shù)：，由表1-7尺寸系數(shù)：，由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)：由表1-12許用安全系數(shù)：由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處:，；配合處：，；按規(guī)定取中最大值,則，滿足疲勞強度要求W=12795.9WT=27603.8mm3=4.2MPa8、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當量動載荷計算軸的壽命徑向載荷:軸向載荷方向指向左側(cè)軸承對7308AC型軸承，查表參考書［1］表16-12，有故左側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，右側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是查參考書［1］表11-6，知7204AC軸承（）的判別系數(shù)，故再由參考書［1］表11-6，查得,,,,因而軸承的當量動載荷為N查參考書［1］表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7308AC的又因為要3年一大修，故3年換一次軸承所以左端軸承壽命約為1052452.7h，右端軸承壽命約為400922h。這對軸承的工作壽命為400922h。F1=603.2NF2=830.7NFa=292NS1=410.2NS2=564.9NFa2=856.9NFa2=564.9NP1=603.2NP2=832.1N合適5.3低速軸的設(shè)計與計算已知低速軸的傳遞功率P3=1.47kW，轉(zhuǎn)速n3=57.3r/min，齒輪4分度圓直徑mm，齒輪寬度mm。計算結(jié)果及步驟如下：1選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，正火處理，由參考書［5］表15-2查得其強度值：，，，；許用應(yīng)力由表15-6查得：，，=200MPaMPa=55MPa2、計算軸的載荷圓周力軸向力徑向力低速軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩TⅢ=245000Nmm軸上斜齒圓柱齒輪的圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr為：245000NmFt4=2195.3NFa1=571.6NFr4=825.7N3、估算軸最小直徑軸的圓周速度由參考文獻3中表10—3取A=118~107（因軸上受較大彎矩）于是得：mm取軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，故軸徑需加大4%~5%，則mmv=0.15m/s4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用鍵連接（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處設(shè)計。（2）聯(lián)軸器及軸段①軸段①安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計與聯(lián)軸器的選擇同步進行，為補償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻3中表14—1取載荷系數(shù)，則計算轉(zhuǎn)矩：由參考文獻6中表8-5查得LT7型聯(lián)軸器符合要求，公稱轉(zhuǎn)矩500N·mm許用轉(zhuǎn)速3600r/min,軸孔范圍為40~48mm.考慮，取聯(lián)軸器的轂孔直徑，軸孔長度112mm，Y/J型軸孔，A型鍵，相應(yīng)的軸端①的直徑mm，取長度略小于轂空寬度取mm。(3)密封圈與軸段②在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度=2.94~4.2mm。.軸段②的軸徑mm。最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，則d2=47mm(4)軸承與軸段③和軸段=7\*GB3⑦的設(shè)計軸段③和軸段=7\*GB3⑦上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列，考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。先暫取軸承為7210C，外徑D=90mm，孔徑，，，，，，。故取軸段=3\*GB3③的直徑mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)，軸承距箱體的距離為mm,由中間軸可確定擋油環(huán)寬度為故通常同一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故d7=50mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為mm，為了使檔油環(huán)緊固齒輪軸長長度大2~3mm，所以(5)齒輪軸段⑥該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應(yīng)略大于d7，可初定d6=55mm，齒輪4輪彀的寬度mm，取其輪彀寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用檔油環(huán)固定。為使檔油環(huán)端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段⑤的長度應(yīng)比輪彀略短，故取l6=63mm(6)軸段⑤軸環(huán)直徑：齒輪與自由段之間設(shè)置軸環(huán)定位，根據(jù)軸徑為55mm。按參考書［3］推薦值，取，故軸環(huán)直徑）軸環(huán)處寬度：，軸環(huán)寬度一般為，取（7）軸段④該段為自由段，為了便于加工直徑和齒輪取，則軸段④的長度=47.5mm(8)軸段②的長度軸段②的長度除與軸上零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承端蓋和箱體之間應(yīng)有調(diào)整墊片，取其厚度為，軸承端蓋厚度取，軸承端蓋連接螺栓為M8，取四個。為使聯(lián)軸器有足夠安裝螺釘，取聯(lián)軸器到軸承蓋的距離k2=20mm。則有=48mm選用普通鍵連接，按參考書［3］表10-11按軸徑查相應(yīng)鍵的尺寸為：，其中，軸上槽深轂上槽深。聯(lián)軸器直徑mm查相應(yīng)鍵的尺寸為：其中，軸上槽深轂上槽深mmmmd2=47mmmmmml6=63mmL5=10mm齒輪：t=6.0mmt1=4.3mm聯(lián)軸器：t=5.0mmt1=3.3mm力分析確定跨度求軸的支反力，做軸的受力圖水平支反力垂直面支反力作彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖水平彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖5.3（g）轉(zhuǎn)矩L1=70mmL2=125mmFBH=1552.8NFAH=-727.1NFAV=1097.5N矩和轉(zhuǎn)矩的合成應(yīng)力校核州的強度由圖5.3(f)知，截面C處彎矩最大，故校核該截面的強度。截面C的當量彎矩：由式得查參考書［5］表15-6得截面C的強度足夠=10.09MPa=55MPa軸的疲勞強度截面的抗彎模量W抗扭截面模量WT彎矩作用下的安全系數(shù)轉(zhuǎn)矩作用下的安全系數(shù)綜合安全系數(shù)由圖5.3(f)可知，C截面的彎矩值最大并有鍵槽，因此驗算此截面的疲勞強度該截面軸徑，槽寬，槽深，則此截面的抗彎、抗扭截面模量W、WT分別為：此截面的應(yīng)力幅平均應(yīng)力（忽略由軸向力作用產(chǎn)生的）此截面查參考書［5］：由表1-10等效系數(shù)：，由表1-7尺寸系數(shù)：，由表1-8表面質(zhì)量系數(shù)：由表1-12許用安全系數(shù)：由表1-4應(yīng)力集中系數(shù)：鍵槽處:，；配合處:，；按規(guī)定取中最大值,則，滿足疲勞強度要求W=10413.29mm3WT=390840.515mm3=18.64MPa=0.31MPa=6.39=296.55S=6.48、軸承壽命校核計算內(nèi)部軸向力計算軸承所受的軸向載荷計算軸承當量動載荷計算軸的壽命徑向載荷:N軸向載荷方向指向右側(cè)軸承對7210AC型軸承，查表參考書［1］表11-10，有故右側(cè)軸承有“壓緊“的趨勢，左側(cè)軸承有被”放松“的趨勢，于是查參考書［3］表11-6，知7210AC軸承（）的判別系數(shù)，故再由參考書［3］表11-6，查得,,,,因而軸承的當量動載荷為查參考書［3］表11-8，得，取中間值。查表11-7，得。查參考書3得7205AC的又因為要3年一大修，故3年換一次軸承所以左端軸承壽命約為1156846h，右端軸承壽命約為303830h。這對軸承的工作壽命為303830hF1=1316.65NF2=1901.6NFa=556.79NS1=895.3NS2=1293.1NFa2=1466.9NFa2=895.3NP1=1316.6NP2=2055.9N=31290N軸承滿足要求第六章減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸代號名稱設(shè)計計算結(jié)果箱座（體）壁厚箱蓋壁厚箱座加強肋厚箱蓋加強肋厚箱座分箱面凸緣厚箱蓋分箱面凸緣厚箱座底凸緣厚地腳螺栓=軸承旁螺栓聯(lián)結(jié)分箱面的螺栓軸承蓋螺釘選用M8,4個螺栓檢查孔螺釘雙級減速器定位銷直徑地腳螺栓數(shù)目、、至外箱壁距離由表查得、至凸緣壁距離由表查得軸承座孔外端面至箱外壁的距離軸承座孔外的直徑軸承孔直徑軸承螺栓的凸臺高箱座的深度，為浸入油池內(nèi)的最大旋轉(zhuǎn)零件的外圓半徑第七章減速器附件的選擇7.1檢查孔與檢查孔蓋二級減速器總的中心距，由參考文獻[8]4-2得檢查孔蓋寬,長．螺栓孔定位尺寸：寬，，圓角,孔徑,孔數(shù)，孔蓋厚度為,材料為Q235A．7.2通氣器由參考文獻[8]表4-3可選為7.3油標由參考文獻[8]表4-9選用桿式游標．7.4起吊裝置由參考文獻[8]表4-11起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳7.5放油螺塞由參考文獻8表4-10放油螺塞選用外六角油塞及墊片M22×1.57.6定位銷為保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度，在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷，其直徑可?。?長度應(yīng)大于分箱面凸緣的總長度．7.7啟蓋螺釘啟蓋螺釘上