二級減速器設計說明書

用于帶式運輸機的二級展開式圓柱齒輪減速器第一章 設計說明書§1.1設計題目用于帶式運輸機的二級展開式圓柱齒輪減速器§1.2工作條件使用壽命十年，每年按300天計算，一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)、載荷平衡，室內(nèi)工作，有灰塵（已考慮）。帶拽引力F=4800N，帶速V=1.25m/s，滾筒直徑D=500mm，滾筒長度L=600mm?！?.3設計工作量（1） 減速器裝配圖一張（A0號圖紙，比例1:1）；（2） 零件工作圖2張（齒輪，軸）；（3） 設計說明書一份第二章機械傳動裝置的總體設計方案§2.1電動機選擇§2.1.1選擇電動機類型按工作要求選用Y系列(IP44)全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。該電動機的工作條件為：環(huán)境溫度-15-+40笆，相對濕度不超過90%,電壓220V，頻率50HZ?！?.1.2選擇電動機容量電動機所需工作功率Pd(kW)為p=%;工作機所需功率P(kW)為p=FV/(1000X0.96)=6.25kW；傳動裝置的總效率為門=門2門2門4門；1234按《機械課程設計手冊》表2-4確定各部分效率為:聯(lián)軸器效率為門1=0.98，閉式齒輪傳動效率0.98，滾動軸承門3=0.98，卷筒效率氣=0.96，代入得n=0.982x0.982x0.984x0.96=0.8167；所需電動機功率為P=P=6.25kW=7.65kW；d門0.8167因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率I>d略大于弓即可。由《機械課程設計手冊》表20-1，Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率Ped為11kW。§2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速n=60X1000V=60X1000XL25=47.78(,/min)；w兀D 3.14X500通常，二級圓柱齒輪減速器為i，=8~60，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范2圍為n；=i'n=(8-60)x47.78r/min=382?2866r/min;符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min和1000r/min,如圖表2表2 額定功率為時電動機選擇對總體方案的影響方案電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/滿載轉(zhuǎn)速n/(r/min)電動機質(zhì)量/KG總傳動比1Y160L-6111000/97014720.32Y180L-811750/73018415.27由上表選擇方案2,即所選電動機型號為Y180L-8§2.2傳動比分配§2.2.1總傳動比i=七=立=15.27an47.78§2.2.2分配傳動裝置各級傳動比減速器的傳動比i為15.27，對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的〈=(1.1?1.5)七，為了分配均勻取i=1.2i，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i]=4.1，低速級的傳動比i=3.42?！?.3運動和動力參數(shù)計算§2.3.21軸(高速軸)：

P=P門=11kWx0.98=10.78kW1 01n-n=730r/minT=9550P=141N*m1n1§2.3.32軸（中間軸）：P=Pnn=10.78kWx0.98x0.98=10.35kW2123n730n2=r= =178r/mini1 4.1-八…P T=9550r=555.5N*m2n2§2.3.43軸（低速軸）：P=Pnn=10.35x0.98x0.98=9.94kW3 223n=“2=47.85r/min3i2PT=9550r=1983.9N*m3n3§2.3.54軸（卷筒軸）：P=Pnn=9.94x0.98x0.96=9.35kW4 324n=n=47.85r/minT=9550P=1866.4N*m4n4運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果加以匯總，列出表如下:項日電動機軸高速軸中間軸低速軸卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）73073017847.8547.85功率（kW）1110.7810.359.949.35轉(zhuǎn)矩（N*m）2141555.51983.91866.4傳動比1 4.1 3.42 1第三章齒輪傳動設計§3.1高速級齒輪傳動設計§3.1.1選擇材料、精度及參數(shù)考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線直齒輪。1齒輪材料及熱處理材料：高速級小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度280HBS，取小齒齒數(shù)彳=24；高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS,Z=iXZ=4.1X24=98.4，取Z=98。齒輪精2度；按1GB/T10095—1998,選擇7級，齒根噴丸強化。2按齒面接觸強度設計傍卞才治管7、\2kTu+1(ZZ)2按下式試算 el,可言.丁Id1 *H確定各參數(shù)的值：試選七二1.6；選取區(qū)域系數(shù)Z廣2.433；計算應力值環(huán)數(shù) 日N=60njl=60X730X1X24000=1.05X109hN=N/4.08=2.57X108h#(4.08為齒數(shù)比，即4.08=Z)1查得：K=0.96K=0.95齒輪的疲勞強度極限廠取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得：】b]=KHN1°Hliml=0.96X550=511.5MPaH1SWh]2=*n2；h阮2=0.95X450=427.5MPa許用接觸應力：[b]=([b]+[b])/2=(511.5+432)/2=469.5MPa查得：Z=189.8MP \=1T=95.5X105Xp/：=95.5X105X11/730=1.44X105N.m計算小齒輪的分度圓直徑dt

,、3：2KTu+1ZZ、

d>x l-^rX X(H~E)2、甲d ""J2x1.62x1.6x2x104 X4.08+1 X4.08'2.433x189.8)2v4693~/=82.10mm計算圓周速度u: u二%"1=1.63m/s60x1000計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬b b=gxd=82.10mm計算模數(shù)mm=8*°=3.42計算齒寬與高之比如’，/h齒高h=2.25m=2.25X3.42=7.69mm銜=82.10=1"。.67?'h7.69計算載荷系數(shù)K：使用系數(shù)K「1根據(jù)v=1.63m/s,7級精度」查課本得，動載系數(shù)\=1.17；查得K的計算公式： -HPK部二1.12+0.18(1+0&d2)x^d2+0.23X10一3Xb=1.12+0.18(1+0.6x1)X1+0.23X10一3X42.56=1.42查得：K=1.35K=k=1.2fP Ha Fa故載荷系數(shù)：K=K/KvKK=1X1.17X1.2X1.42=1.994Ha HPd=d3d=d3板k/%=82.10X3：1.994=88.35mm1.6⑧計算模數(shù)mm=d=8835=3.68

nZ⑧計算模數(shù)m13齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式：m，3:四(奪)n眺Z21 ［如(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值:

查到彎曲疲勞強度極限：大齒輪q時2=380大齒輪q時2=380MP=0.93查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：=0.93TOC\o"1-5"\h\zKf/86 嘰計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[q]=Kfn1Qff1=0.86x500=307.14fiS 1.4[q]=Kfn2Qff2=0.93x380=252.43F2S 1.4載荷系數(shù)K：K=K，KvK殆K拿=1X1.07X1.2X1.42=1.82查取齒形系數(shù)Y如和應力校正系數(shù)Y&查取齒形系數(shù)Y如和應力校正系數(shù)Y&查得齒形系數(shù)Y殉=2.650Y肘=2.191應力校正系數(shù)Y員=1.580Y城=1.788計算大小齒輪的奪—-[Q]

F上二=2應'L58=001363[q] 307.14YFF2a7a[qf]2大齒輪的數(shù)值大，(2)設計計算①計算模數(shù)2.191xL788=0.01551252.43選用大齒輪的.…YYIdr x―Fq_S=3.13mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取m=3.25mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=84.35mm來計算應有的齒數(shù).于是由：z=84蘭=25.9取z=26；那么z=4.08X26=106；1m 1 2②幾何尺寸計算大小齒輪的分度圓直徑d=Zm=84.5mmd=Zm=3.25x106=344.5mm計算中心距 a=(zi+z2)mn=214.5mm2計算齒輪寬度B=①d1=1x84mm=84mm§3.2低速級齒輪傳動設計§3.2.1選擇材料、精度及參數(shù)（1） 選用7級精度（GB10095-85）（2） 材料選擇小齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS（3） 初選小齒輪齒數(shù)z=30；z=Zi=30X3.72=111.6；取z=110。TOC\o"1-5"\h\z3 4 32 4§3.2.2按齒面接觸強度設計按下式試算d>2.32他〔%二.心］呂［2" 3巾U"Lb」J（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值2 "試選載荷系數(shù)K=1.6；選取齒寬系數(shù)$=1;查取材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MP；計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：' “T2=95.5X105Xp/n=95.5X105X9.94/47.85=1.98X106N.m按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限b時廣600MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限bh臉1=550MPa； hlim1應力循環(huán)次數(shù)： "limlN=60XnXjXL=60X47.85X1X24000=0.69X1081 2 n

N=0.19X1082查得接觸疲勞壽命系數(shù)：七「0.94七之二0.97計算接觸疲勞許用應力：取關(guān)效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力：W］=Khn1。H頃=0?94X60。=564MPaH1S 1［。］=KHN2°Hlim2=0.98X550/1=517MPa需用接觸應力［氣］=9/liml；氣lim2)=540.5MPa(2)計算按公式計算d>3：竺乙X^1X(^#^)2=127.5mm"T^d u［。H］計算圓周速度：V=“d1〃2=0.45m/s60x1000計算齒寬：byd=1X127.5=127.5mm計算齒寬與齒高之比如;/■h模數(shù)m=4=4.25模數(shù)齒高比值ntzih=2.25Xm=2.25X4.25=9.56齒高比值b，h=127.5/9.56=13.33計算載荷系數(shù)K：K=1.12+0.18(1+0.6奴)奴+0.23X10_3XbHP dd=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10_3X181.2=1.4497使用系數(shù)七二1；查表選取各數(shù)值k=1.04K=1.35K=K=1.2故載荷系數(shù)K=kKKKp=1X1.04X1.2X1.4497=1.809按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑di=d=132.83mm計算模數(shù)m=4=4.42z1§3.2.3按齒根彎曲強度設計設計公式為m，32KTi*七J眺Z勺"（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值查得齒輪彎曲疲勞強度極限 bFE1=500MP bfe2=380MP查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90￡1K=0.93心"計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩舄=383.83kN?m計算彎曲疲勞的許用應力：取安全系數(shù)S=1.4[b]=K^=090X500=321.43MPF1S 1.4 a:b]=*N2bFF2=0.93x380=252.43MPF2S 1.4 a計算載荷系數(shù)KK=KhKtKf=K邸二1X1.04X1.2X1.35=1.6848查取齒形系數(shù)Y顯和應力校正系數(shù)Y阮查得齒形系數(shù)Y殉=2.65Y聞=2.191應力校正系數(shù)Y距=1.58Y細=1.788計算大小齒輪的Y二，并加以比較[b]F工=2.52X心=0.01274[b] 321.43爪=2.162X技03=0.01544[b] 252.43大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設計計算.（2）設計計算 m>3.8mm對比計算結(jié)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法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m^=4.0mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的"分度圓直徑d1=127.5mm來計算應有的齒數(shù).z=竺=31取z=30；z=3.42X30=102.5，取z=100；1 4.0 1 2 2幾何尺寸計算:計算分度圓直徑d=30x4.0=120mm；d=400mm；計算中心距 a=(%+z2)氣=260mm2計算齒輪寬度 b=1x100=100mm,第四章傳動軸承和傳動軸的設計與校核§4.1主動軸的設計§4.1.1 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本P36表15-3取—110=26.99設主動軸安裝大帶輪處直徑為30mm，則dju=30mm，由輪轂長度取軸段1=40mm。大帶輪采用軸眉定位，取軸眉高度為d=37mm，根據(jù)軸承端蓋的厚度和帶輪距箱體內(nèi)壁的距離確定1=20mm.2-3由dIini=37mm取軸承為6309型深溝球軸承，其尺寸為dxDxB=45mmx100mmx25mm則d山^=45mm，取1山^=42mm，軸承右端采用套筒定位，取dvv=54mm，根據(jù)低速級齒輪的寬度以及齒輪距箱體內(nèi)壁距離確定1=75mm.4-5由于高速小齒輪的分度圓直徑為84mm，所以齒輪和軸制成齒輪軸。VII-VIII段軸為安裝軸承的軸段，則其直徑為dv〃in=45mm，軸承左端采用套筒定位，則1=28mm。由以上數(shù)據(jù)和齒輪距箱體內(nèi)壁距離確定d=48mm，1=27mm。至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度.§4.1.2校核軸和軸承：L1=79.5 L「202.5 L3=116作用在齒輪上的圓周力為：F=艾=2、13°小3=3095.2Ntd84i徑向力為F=Ftgd=3095.2xtg20。=1126.6N作用在軸1帶輪上的外力：F=F=1323.5N求垂直面的支反力：F= =—2025—x1126.6=809.0N1V〈+1279.5+202.5「冗=F-F^=1126.6-809.0=317.6N求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：M=F12=317.6x202.5x10-3=64.31N.mM'=甲廣809x79.5x10-3=64.32N.m求水平面的支承力：由F(1+1)=Fl得1H1 2t2F=-^F=一2025—x3095.2=2222.6N1h11+12t79.5+202.5「業(yè)=F-Fh=3095.2-2222.6=872.6N求并繪制水平面彎矩圖：Mh=〈J]=2222.6x79.5x10-3=176.7N.mM'h=F2*=872.6x202.5x10-3=176.7N.m求F在支點產(chǎn)生的反力：F=史=116x1323.5=544.4N1f11+12 79.5+202.5F2f=F偵+F=544.4+1323.5=1867.9N求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：M2尸=Fl3=1323.5x116x10-3=153.5NM'f=F/=544.4x79.5x10-3=43.3NF在a處產(chǎn)生的彎矩：Mf=F/=544.4x79.5x10-3=43.3Nm求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把M'與JM2+M2直接相加。M=Mf+伽2丫+M匕=43.3+J64.312+176.72=231.3NmM'=Mf+Jm*+M;=43.3+J64.322+176.7；=231.3N.m求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)8=0.6)M=,(M2+(8T)2=頊231.32+(0.6x130)2=244.1N.m"a計算危險截面處軸的直徑:因為材料選擇45#調(diào)質(zhì)，查表得a廣650MPa，查表得許用彎曲應力卜]=60MPa，則：d.―M^i=3244.1x103=34.4mm-1b 一3：0.11a]30.1x60-1b因為d5>d4=da=45mm>d，所以軸是安全的?！?.1.3軸承壽命校核軸承壽命可由式l=!21（也叫進行校核，由于軸承主要承受徑向載h 60nPfP荷的作用，所以P=F，查表取f廣1,f廣1.2,取八3按最不利考慮，則有F=奸+Fh+Ff=J8092+2222.62+544.4=2909.7N

F2=』F;+邕+七=*317.62+872.62+1867.9=2796.5N則：L=101(CL)8h=_J26X(1x52.8x1°3)3=59573h>28800hh6°nfpP 6°x48°1.2x1126.6因此所該軸承符合要求。§4.1.4彎矩及軸的受力分析圖如下:§4.1.4彎矩及軸的受力分析圖如下:中間軸的設計:§4.2中間軸的設計:⑴.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速"轉(zhuǎn)矩LP=6.07KWn=66.95r/mint=865.8N.m3 3 3⑵.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=256mm而F=奚=2x865.8=6764Ntd 256x10-32F=Ftana=6764xtan20。=2462N⑶.初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表取A=110d=A31T=49.41mm3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d“]，為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號 1-11查課本P343表14-1，選取K=1.5T=KT=1.5x865.8=1298.7N-m因為計算轉(zhuǎn)矩小手聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查《機械設計手冊》22-112選取LT10型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d1=65mm,故取?廣65mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1=100mm⑷. 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，ITI軸段右端需要制出一軸眉,故取IITII的直徑d][[[廣75mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=100mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故I-I的長度應比略短一些，現(xiàn)取l=98mmi-ii初步選擇深溝球軸承.因軸承只受有徑向力無軸向力的作用，故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù)dnm=75mm,由軸承產(chǎn)品日錄中初步選取深溝球軸承56216型.尺寸為dxDxB8=0mm40mxm2 mm軸承左端采用套筒定位，故^=100mm，由高速級大齒輪寬度和齒輪距箱體距離等確定l =86mm。IV-V取大齒輪的內(nèi)孔直徑為90mm，則dv-皿=90mm，長度應短于輪轂寬度取為105mm，故1 =105mm。

齒輪定位軸眉尺寸取為七可=108mm,七v廣］5mm。70mm。最左端安裝軸承故d =80mm，取長度為l70mm。至此軸的各段長度都確定完畢。 3（5）校核該軸和軸承：L1=100L2=189 L3=177求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力：口2T2x857.1x103256F=—3= =6696N256td4徑向力:F=Ftgd=6696xtg20。=2437.1NF=F=0.25x2*857.1x103=1587.2N0 270求垂直面的支反力:F=工=惱妃437」=1593.8N1Vl1+12 100+189七=F-F^=2437.1-1593.8=843.3N計算垂直彎矩:M=F「2=843.3x189x10-3=159.4N.mM'=F〈=1593.8x100x10-3=159.4N.m求水平面的支承力。F1HlF―2F1HlF―2—t—〈+l2189x6696289=4379N「業(yè)=F-Fh=6696-4379=2317N計算、繪制水平面彎矩圖。Mh=以=4379x100x10-3=437.9N.mM'h=F/=2317x189x10-3=437.9N.m求F在支點產(chǎn)生的反力Fl1587.2x177 =972.1N289Ff=F1F+F=972.1+1587.2=2559.3N求F力產(chǎn)生的彎矩圖。M金=Fl③=1587.2x177x10-3=280.9NMf=F1fL=972.1x100x10-3=97.21NF在a處產(chǎn)生的彎矩：Mf=F/=972.1x100x10-3=97.21N求合成彎矩圖。2+M2直接相加。2+M2直接相加。M=Mf+伽2+M\=97.21+J159.42+437.92=563.2N.m求危險截面當量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)8=0.6)M=(M2+(ar)2=氣：563.22+(0.6x857.1)2=762.7N.m計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇45#調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得G廣650MPa，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力卜」=60MPa，則：”:M''762.7x103d2e3=50.3mm30.1|q J30.1x60Y -功考慮到鍵槽的影響，取d=1.05x50.3=52.8mm因為q=65mm>d，所以該軸是安全的。(5).軸承壽命校核。軸承壽命可由式L=101(9)8h進行校核，由于軸承主要承受徑h60nPfp向載荷的作用，所以P=F,，查課本259頁表16-9,10取L=\,f=1.2,取八3按最不利考慮，則有：P=F=JF;+Fh+F^=J1593.82+43792+972.1=5632.1N則L=-10^(CC)8h=一106一X(1X71-5x103)3=294755.2h>28800h所以軸上的h60n3Pfp 60x66.951.2x5632.1軸承是適合要求的。(6)彎矩及軸的受力分析圖如下：§4.3.1輸出軸兩端為軸承安裝處，對于選取的深溝球軸承6309,其尺寸為dXDXB=45mmx100mmx25mm,故d=d =45mm;而左端軸承采用套筒定位＞廣62mm.取左端軸承段長度為l,〃=43mm。右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位.套筒左端壓緊高速大齒輪，取此大齒輪軸處直徑為d〃ni=57mm，長度應小于輪轂寬度取l =80mm。齒輪左端采用軸眉定位，取軸眉尺寸為d =72mm,l =12mm。由于低速小齒輪的分度園直徑為126mm，則將此小齒輪設計為齒輪軸，故取l =112mm.則由齒輪距齒輪距離確定l=14mm。至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度.§4.3.2校核該軸和軸承：Lj81 匕=106 L「98作用在2、3齒輪上的圓周力：266F2=牛=2X383.8X103=2885.7N2662F=艾=2X383.8X103=2998.4Nt3d2563徑向力：F2=Ftgd=2885.7xtg20。=1050.3NF=Ftgd=2998.4xtg20。=1091.3Nr3 13求垂直面的支反力:F__F￡+%.(<+lj_1050.3x(106+98)—1091.3x98一3765N1V r3T]+1：+1：__3 81+106+98 .「冗=F3+F^-F2=1091.3+376.5-1050.3=417.5N計算垂直彎矩:M^=牝=376.5x81x10-3=30.5N.mM=F(l+1)-Fl=(376.5x(81+106)-1050.3k106]x10-3=40.9N.m求水平面的支aVn IV12r22承力：廠F1+F?(1+1)2998.4x98+2885.7x204F= & 9——i= =3096.6NTOC\o"1-5"\h\z1 2 3F=F+F—F=2885.7+2998.4—3096.6=2787.5N2H 12 13 1H計算、繪制水平面彎矩圖：Mm=如廣3096.6x81x10-3=250.8N.mM=-F(1+1)+Fl=[—2787.X(81+106+2998.幻0人103=203.N.m求合成彎矩aHn 2H12 t32圖，按最不利情況考慮：M=JM、+M%=J30.52+250.82=252.6NmM=JM2+M\=J40.92+203.42=207.5Nm求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)8=0.6)M=<M2+(吒)2=(207.52+(0.6X383.8)2=310.3NmM'=(M2+(吒)2=(252.62+(0.6X383.8)2=341.8Nm計算危險截面處軸的直徑：n-n截面:d>^M-=JUm=37.26mm30.n-n截面:d>EX103=38.5mmm-mEX103=38.5mm30.山功」V0.1x60由于d=d=45mm〉d，所以該軸是安全的。2 4軸承壽命校核：

軸承壽命可由式L=比（也gh進行校核，由于軸承主要承受徑向載h60nPfp荷的作用，所以P=F,，查課本259頁表16-9,10取七=\」=1.1,取e=3F1=』F;+F\H=寸376.52+3096.62=3119.4NF=(F2+F2=^417.52+2787.52=2818.6Nr2 *2v 2H106(Cf

(t

60%106(Cf

(t

60%Pfp)sh=106 lx52.8x103 x(

60x157.271.1x1050.3)3=1.01x107h>28800h因此所該軸承符合要求。彎矩及軸的受力分析圖如下:L軸2第五章鍵的設計和計算§5.1輸入軸鍵的計算:選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù)d=30查手冊?。篈型平鍵：8x7x40校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得W]=110MP工作長度11=L1-b1=40-8=32③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6T）得:.=2Z^=2x13。XI000=38.69 VM]/hld 7x32x30 pii故鍵滿足強度要求?！?.2中間軸鍵的計算:選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d1=57查手冊取：A型平鍵：16X10X80校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得w]=110MP工作長度11=L1-b1=80-16=64鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6T）得：b_2〈X103_2X383.83x1000_210 <[^]p2—hld— 10x64x57—. pii故鍵滿足強度要求。輸出軸鍵的計算：①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸-般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù)d=65d=90查手冊?。篈型平鍵：18X11X100和25X14X100②校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得[°]=110MP工作長度11=L1-b〔=100-18=821=l-b=100-25=75鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式(6T)得:°_2T、X103_2x865.8x1000=2953°p1=hId11x82x65=.11° =2〈X103=2X865.8x1000=1832p2=hld 14X75X90 .11故鍵滿足強度要求。第六章聯(lián)軸器的選擇與計算在3軸與4軸之間需要聯(lián)軸器，根據(jù)軸孔直徑為50mm,T廣965Nm較大，n3=65.42r/min,選用表17-1,得kA=1.3,T=KAT3=1.3x965Nm,d3=d4=50mm。由表選擇HL彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為2000Nm，許用轉(zhuǎn)速為53550r/min。第七章潤滑方式、密封類型的選擇§6.1齒輪的潤滑方式潤滑方式閉式齒輪傳動的潤滑方法取決于其圓周速度。高速級v=1.47m/sV12m/s,采用浸油潤滑低速級v=1.69m/sV12m/s,采用浸油潤滑浸油深度對雙級齒輪減速器，當采用浸油潤滑時較小齒輪的浸油深度不小于10mm,較大齒輪的浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3,即1/3X183/2=30.5mm油池深度大齒輪頂圓距油池底面距離h>30?50mm，避免齒輪旋轉(zhuǎn)激起沉積在箱底的污物，造成齒面磨損。油量：單級傳動，傳遞每千瓦功率需油量為：L=(0.35?0.7)升，對多級傳動，則按比例增加L=2X(0.35?0.7)升二0.7?1.4升則總油量為2x0.5x7.47KW=7.47L，采用M12桿式油標?！?.2軸承的潤滑方法及潤滑方式軸承的潤滑方法取決于傳動零件(齒輪)的圓周速度。高速級v=1.47m/s>2m/s，采用油潤滑軸承低速級v=1.69m/s<2m/s，便于生產(chǎn)和操作仍采用油潤滑軸承.密封類型：密封類型為氈圈油封與套筒，適用于轉(zhuǎn)速不高的稀油潤滑。潤滑油的牌號：選用工業(yè)閉式L-CKC100第七章箱體結(jié)構(gòu)的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪最佳質(zhì)量，大端蓋分機體采用生配合.is6§7.1.機體有足夠的剛度，在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度§7.2.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，故采用侵油潤滑，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)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3§7.3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，