二級斜齒輪減速器課程設(shè)計

機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：二級斜齒輪減速器的設(shè)計機械與自動控制院（系）機械電子工程專業(yè)班級：機電（1）班學(xué)號：學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師：完成日期：2018年1月22日浙江理工大學(xué)目錄2課程設(shè)計的任務(wù) 32.1設(shè)計內(nèi)容：二級斜齒輪減速器 32.2工作條件： 32.3傳動裝置簡圖 32.4設(shè)計工作量 33傳動方案的分析 43.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 44電動機的選擇 44.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 44.2電動機容量 44.3工作機轉(zhuǎn)速： 54.4電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)： 55傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 55.1傳動裝置總傳動比的計算 55.2傳動裝置各級傳動比分配 65.3各軸的轉(zhuǎn)速計算 65.4各軸的輸入功率 65.5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 65.6傳動裝置參數(shù)見表： 76傳動件的設(shè)計計算 76.1高速級斜齒輪傳動 76.2低速級齒輪傳動材料及強度計算 177軸的設(shè)計計算及校核 287.1軸材料的選擇 287.2輸出軸的彎扭合成強度計算 287.3初步確定軸的最小直徑 297.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 297.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 307.6軸的受力分析和校核: 308滾動軸承的選擇計算 348.1輸入軸軸向載荷計算 348.2中間軸軸向載荷計算 358.3輸出軸的軸向載荷計算 368.3計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的當(dāng)量載荷 378.4計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的壽命 379鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 389.1輸入軸鍵選擇與校核 389.2中間軸鍵選擇與校核 389.3輸出軸鍵選擇與校核 3910聯(lián)軸器的選擇 4010.1載荷的計算 4012潤滑與密封 4912.1齒輪的潤滑 4912.2軸承的潤滑 4912.3減速器的密封 5013設(shè)計總結(jié) 5114參考文獻 522課程設(shè)計的任務(wù)2.1設(shè)計內(nèi)容：二級斜齒輪減速器2.2工作條件：運輸帶工作拉力F=7.0KN、運輸帶工作速度=1.1（m/s）和滾筒直徑D=400（mm）數(shù)據(jù)；滾筒效率（包括滾筒與軸承的效率損失）；工作情況：兩班制（每班制8個小時），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；使用年限：8年；檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；2.3傳動裝置簡圖圖2-12.4設(shè)計工作量減速器裝配圖1張（A1圖紙）；箱蓋或箱座零件圖1張（A2圖紙）；輸出軸零件圖1張（A3圖紙）；輸出軸上大齒輪零件圖1張（A3圖紙）；3傳動方案的分析3.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式一個好的傳動方案，除了首先應(yīng)滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，成本低廉以及使用維護方便。圖2-1中的方案具有上述的優(yōu)點，而且節(jié)約了空間，減少了寬度尺寸。因此分析比較，擇優(yōu)選定中課程設(shè)計書中表2-3的方案c。4電動機的選擇4.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式減速器部分兩級斜齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。所以電動機類型為Y系列三相交流異步電動機，其結(jié)構(gòu)型式為臥式封閉型電動機。4.2電動機容量4.2.1計算工作機所需輸入功率由原始數(shù)據(jù)計算得：4.2.2所需電機輸出功率式中，為傳動裝置的總效率。式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。斜齒輪效率0.97一對滾動軸承效率聯(lián)軸器傳動效率總效率kw根據(jù)課程設(shè)計第二十章表20-1選取電動機的額定功率為11kw。4.3工作機轉(zhuǎn)速：二級斜齒輪減速器的傳動比一般為i=8~40，即：有查表得：選擇Y132M-4三相異步電動機。4.4電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)：表4-1電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)電機型號額定功率P（kw）滿載轉(zhuǎn)速V（r/min）同步轉(zhuǎn)速V（r/min）極數(shù)Y160L-61197010006極5傳動裝置運動和動力參數(shù)計算5.1傳動裝置總傳動比的計算電動機滿載速率，工作機所需轉(zhuǎn)速?？倐鲃颖葹楦骷墏鲃颖鹊倪B乘積，即：5.2傳動裝置各級傳動比分配減速器的兩個大齒輪直徑接近按分配。所起其中高速級斜齒輪的傳動比，低速級斜齒輪的傳動比。5.3各軸的轉(zhuǎn)速計算傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為電動機軸0、高速軸1、中間軸2、低速軸3、滾動軸4。5.4各軸的輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即：5.5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5.6傳動裝置參數(shù)見表：表5-1軸號輸入功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩（kN.m）傳動比i轉(zhuǎn)速n（r/min）電動機軸011108.301970高速軸110.78106.134.71970中間軸210.35479.961205.94低速軸39.941806.763.9252.54滾動軸49.841788.58152.546傳動件的設(shè)計計算6.1高速級斜齒輪傳動6.1.1齒輪傳動參數(shù)輸入功率為P=11kw，小齒輪轉(zhuǎn)速n=970r/min，傳動比。6.1.2選擇齒輪材料和精度等級（1）材料選擇由《機械設(shè)計（第八版）》表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）精度等級取7級。（3）試選小齒輪齒數(shù)z1=24,。（4）初選螺旋角β=14o。（5）壓力角α=20o。6.1.3設(shè)計準(zhǔn)則該減速器為閉式齒輪傳動，齒面點蝕是主要的實效形式。所以在設(shè)計中應(yīng)按齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再進行校核。6.1.4按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）確定小齒輪分度圓直徑，即：d=1\*GB3①確定式中各參數(shù)值：試選載荷系數(shù)KHt=2\*GB3②由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。=3\*GB3③由表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1。=4\*GB3④由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。αα=α=ε==1.678εZ=5\*GB3⑤由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZβZ=6\*GB3⑥計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：σ由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-27查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得：[[取[σH]1[試算小齒輪分度圓直徑：d==49.796mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑=1\*GB3①圓周速度v：=2\*GB3②齒寬b：（3）計算實際載荷系數(shù)K=1\*GB3①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。=2\*GB3②根據(jù)v=2.48m/s，7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)。=3\*GB3③齒輪的圓周力。查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=4\*GB3④由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，K則載荷系數(shù)為：K（4）由式(10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：及相應(yīng)的齒輪模數(shù)：6.1.5按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）由式(10-20)試算齒輪模數(shù)，即：m=1\*GB3①試選載荷系數(shù)KFt=1.3。=2\*GB3②由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε。βεY=3\*GB3③由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)Yβ：Y=4\*GB3④計算YFaYSa由當(dāng)量齒數(shù)：ZZ查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.60，由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.60，由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：σ由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-14)得：[[YY因為大齒輪的YFaYY計算模數(shù)m（2）調(diào)整齒輪模數(shù)=1\*GB3①圓周速度v：=2\*GB3②齒寬b：=3\*GB3③齒高h(yuǎn)和寬高比b/h：（3）計算實際載荷系數(shù)KF=1\*GB3①根據(jù)v=1.880m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。=2\*GB3②由查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=3\*GB3③由表10-4用插值法查得KHβ=1.417，結(jié)合b/h=10.991查圖10-13，得KFβ則載荷系數(shù)為：=4\*GB3④由式(10-13)可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。故從標(biāo)準(zhǔn)中就近選取，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=60.92mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即取Z1=30，則Z2=i1Z1=（4）幾何尺寸計算=1\*GB3①計算中心距考慮模數(shù)從1.622mm增大到2mm，為此將中心距圓整為177mm。=2\*GB3②按圓整后的中心距修正螺旋角=3\*GB3③計算小、大齒輪的分度圓直徑=4\*GB3④計算小齒輪寬度為了考慮兩齒輪的安裝誤差，故小齒輪的寬度應(yīng)大于大齒輪寬度的3~8mm，所以選擇。（5）圓整中心距后的強度校核=1\*GB3①齒輪副中心距在圓整之后，KH、Zε和KF、Yε、Y=2\*GB3②齒面接觸疲勞強度校核由式校核齒面接觸疲勞強度：σ（6）計算載荷系數(shù)=1\*GB3①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。=2\*GB3②圓周速度：v=根據(jù)v=3.053m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=3\*GB3③齒輪的圓周力：FK查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=4\*GB3④由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時：K則載荷系數(shù)為：K（7）由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zεαα==30.263°α=arc=22.735°ε==1.797ε故Z=1\*GB3①由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.42。=2\*GB3②由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Zβ：Z將以上相關(guān)數(shù)據(jù)代入式(10-22)得到==294.21Mpa<[滿足齒面接觸疲勞強度條件。（8）齒根彎曲疲勞強度校核，由公式σ校核齒根彎曲疲勞強度。=1\*GB3①根據(jù)v=3.053m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.20。=2\*GB3②由Ft1=2TK查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=3\*GB3③由表10-4用插值法查得KHβ=1.426。齒寬b：b=齒高h(yuǎn)和寬高比b/h：h=b/h=41.650/3.375=12.34結(jié)合b/h=13.18查圖10-13，得KFβ則載荷系數(shù)為：K=4\*GB3④計算當(dāng)量齒數(shù)ZZ查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.58由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.62=5\*GB3⑤由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε：βεY=6\*GB3⑥由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)Yβ：Y將以上數(shù)據(jù)代入式(10-17)得：σ==182.62σ==175.86滿足齒根彎曲疲勞強度設(shè)計。（9）由此可得主要設(shè)計結(jié)論表6-1齒輪數(shù)據(jù)齒數(shù)（mm）模數(shù)m齒寬（mm）分度圓直徑d(mm)中心距a（mm）壓力角α螺旋角21772013.651小齒輪用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按照7級精度設(shè)計。6.2低速級齒輪傳動材料及強度計算6.2.1、低速齒輪傳動參數(shù)：輸入功率為10.35kw，輸入轉(zhuǎn)矩為479.96N.m，小齒輪的轉(zhuǎn)速為205.94r/min，傳動比為i2=3.92。6.2.2齒輪材料的選擇由表10-1，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。6.2.3選定齒輪類型、精度等級、材料、熱處理方式及齒數(shù)。（1）由傳動方案選定斜齒輪圓柱齒輪傳動。（2）帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為，取。（4）初選螺旋角β=14°，壓力角α=20°。6.2.4設(shè)計準(zhǔn)則該減速器為閉式齒輪傳動，齒面點蝕是主要的實效形式。所以在設(shè)計中應(yīng)按齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再進行校核。6.2.5按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）試算小齒輪分度圓直徑，即：d=1\*GB3①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。=2\*GB3②由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。=3\*GB3③由表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1。=4\*GB3④由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。αα=arc=28.430°α==22.870°ε==1.655εZ=5\*GB3⑤由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZβZ=6\*GB3⑥可得小齒輪轉(zhuǎn)矩=7\*GB3⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：σ由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得：[[取[σH]3[（2）試算小齒輪分度圓直徑d=62.654mm（3）調(diào)整小齒輪分度圓直徑=1\*GB3①圓周速度v：=2\*GB3②齒寬b：（4）計算實際載荷系數(shù)K=1\*GB3①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。=2\*GB3②根據(jù)v=0.68m/s，7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.10。=3\*GB3③齒輪的圓周力：查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=4\*GB3④由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，K則載荷系數(shù)為：K由式(10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：及相應(yīng)的齒輪模數(shù)：（5）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式(10-20)試算齒輪模數(shù)，即：m=1\*GB3①試選載荷系數(shù)KFt=1.3。=2\*GB3②由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε。βεY=3\*GB3③由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)Yβ。Y=4\*GB3④計算YFaYSa由當(dāng)量齒數(shù)：ZZ查圖10-17得齒形系數(shù)YFa1=2.54，由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.63，由圖10-24C查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：σ由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2，由式(10-14)得：[[YY因為大齒輪的YFaYY=5\*GB3⑤計算模數(shù)：m（6）調(diào)整齒輪模數(shù)=1\*GB3①圓周速度v：=2\*GB3②齒寬b：=3\*GB3③齒高h(yuǎn)和寬高比b/h：（7）計算實際載荷系數(shù)K=1\*GB3①根據(jù)v=0.769m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02。=2\*GB3②由查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=3\*GB3③由表10-4用插值法查得KHβ=1.426，結(jié)合b/h=13.740查圖10-13，得KFβ則載荷系數(shù)為：K由式(10-13)可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。故從標(biāo)準(zhǔn)中就近選取，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d3=70.877mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即取Z3=35，則Z4=i2Z3=3.92×3（8）幾何尺寸計算=1\*GB3①計算中心距：將中心距圓整為267mm。=2\*GB3②按圓整后的中心距修正螺旋角：=3\*GB3③計算小、大齒輪的分度圓直徑：=4\*GB3④計算小齒輪寬度：為了考慮兩齒輪的安裝誤差，故小齒輪的寬度應(yīng)大于大齒輪寬度的3~8mm，所以選擇。（8）圓整中心距后的強度校核齒輪副中心距在圓整之后，KH、Zε和KF、Y齒面接觸疲勞強度校核由式(10-22)校核齒面接觸疲勞強度：σ計算載荷系數(shù)eq\o\ac(○,1)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。eq\o\ac(○,2)圓周速度：v=根據(jù)v=0.994m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kveq\o\ac(○,3)齒輪的圓周力：FK查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Keq\o\ac(○,4)由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，K則載荷系數(shù)為：K由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zεαα==28.297°α=arc=22.572°ε==1.523εZ由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZβZ將相關(guān)數(shù)據(jù)代入式(10-22)得到：==489.247Mpa<[滿足齒面接觸疲勞強度條件。（8）齒根彎曲疲勞強度校核由式(10-17)σ校核齒根彎曲疲勞強度計算載荷系數(shù)eq\o\ac(○,1)根據(jù)v=0.994m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02。eq\o\ac(○,2)由Ft3=2T3K查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFαeq\o\ac(○,3)由表10-4用插值法查得KHβ=1.426齒寬b：b=齒高h(yuǎn)和寬高比b/h：h=b/h=63.527/4.5=14.117結(jié)合b/h=14.117查圖10-13，得KFβ則載荷系數(shù)為：K由當(dāng)量齒數(shù)：ZZ查圖10-17得齒形系數(shù)YFa3=2.52，由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa3=1.61，由式(10-18)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)YεβεY由式(10-19)，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋系數(shù)YβY將以上數(shù)據(jù)代入式(10-17)得：σ==234.634σ==249.693滿足齒根彎曲疲勞強度設(shè)計。由此可得齒輪的主要設(shè)計結(jié)論表6-2齒輪數(shù)據(jù)齒數(shù)（mm）模數(shù)m齒寬(mm)分度圓直徑d(mm)中心距a（mm）壓力角α螺旋角3267.4442014.022小齒輪用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按照7級精度設(shè)計。7軸的設(shè)計計算及校核7.1軸材料的選擇軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，碳鋼比合金鋼廉價，對集中應(yīng)力的敏感性較低，同時可以通過熱處理或化學(xué)處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度，但具有較差的力學(xué)性。綜合考慮，選用45鋼作為軸的材料，通過調(diào)質(zhì)進行熱處理。7.2輸出軸的彎扭合成強度計算7.2.1輸出軸彎扭合成強度計算（1）輸出軸上的功率=9.94kw，扭矩=1806.76N.m，轉(zhuǎn)速=52.54r/min。（2）作用在齒輪3的各個作用力大小。已知低速級大齒輪的分度圓直徑，所以，圓周力：徑向力：軸向力：7.3初步確定軸的最小直徑先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)表，取:A0=112，于是得：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12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Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則:Tca=KAT3=1.3×1806.76=2348Nm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊，選用LX5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為65mm故取d12=65mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為107mm。7.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖7.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=72mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=75mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=107mm，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-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=105mm。（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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=72mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為d×D×T=75mm×150mm×38mm，故d34=d78=75mm，則l34=38mm。左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得52315型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取d45=87mm。（3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d45=80mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為b=104mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=100mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=80mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=92mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=12mm。（4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=20mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=44mm高速大齒輪輪轂寬度B2=106mm，則：l67=b+c+Δ+s-l56=106+20+16+8-12=138mml34=T+s+Δ+4=44+8+16+4=72mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。7.6軸的受力分析和校核:（1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)7214C軸承查手冊得a=29mm。齒寬中點距左支點距離L2=86mm。齒寬中點距右支點距離L3=219mm。（2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1==FNH2==垂直面支反力（見圖d）：FNV1==NFNV2=N（3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：Mh1=FNH1L2=6080×86Nmm=522880NmmMh2=FNH2L3=2388×219Nmm=522972Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=2281×86Nmm=196166NmmMV2=FNV2L3=896×219Nmm=196224Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1==562683NmmM2==562631Nmm作合成彎矩圖（圖f）。（4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：圖7-1表7-1截面數(shù)據(jù)載荷支撐力F（N）彎矩M()總彎矩M()扭矩T（）水平面垂直面（5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸承的強度通過上述數(shù)據(jù)，進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。由上圖可知，最大彎矩為M=M2，最大扭矩為T=49626N?mm。因軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6。軸的計算應(yīng)力：軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=0。σ其中：W=0.1即：

σ前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得[σ-1]=60MPa。因此σca<8滾動軸承的選擇計算8.1輸入軸軸向載荷計算軸承型號為32009，查表得基本額定動載荷Cr=37200N，基本額定靜載荷為C0r（1）徑向載荷Fnh1=FnV1=故:FF（2）求軸承的派生軸向力FF軸承的受力圖如下圖所示：由圖可知：F所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。FF8.2中間軸軸向載荷計算軸承型號為32009，查表得基本額定動載荷Cr=37200N，基本額定靜載荷為：C0r軸向力F（1）徑向載荷Fnh1=Fv1故:FF（2）求軸承的派生軸向力FF軸承的受力圖如下圖所示：由圖中可知：因為F則軸承1被壓緊，軸承2被放松。故軸向載荷：FF8.3輸出軸的軸向載荷計算軸承型號為32009，查表得基本額定動載荷Cr=168000N，基本額定靜載荷為：C0r（1）計算軸上載荷已知：Fnh1=Fnv1=242故:FF（2）求軸承的派生軸向力FF軸的受力分析如下圖所示：圖8-1由圖中可知：因為F則軸承1被壓緊，軸承2被放松。故軸向載荷：FF8.3計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的當(dāng)量載荷查表得取fd輸入軸PP中間軸PP輸出軸PP8.4計算輸入軸、中間軸、輸出軸上軸承的壽命計算輸入軸的壽命由于P1>L滿足工作壽命要求。計算中間軸的壽命由于P1>L滿足工作壽命要求。計算輸出軸的壽命由于P1>滿足工作壽命要求。9鍵聯(lián)接的選擇及校核計算9.1輸入軸鍵選擇與校核9.1.1選擇鍵連接的類型和尺寸：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=18mm×11mm×56mm。校核聯(lián)軸器處的鍵連接：鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應(yīng)力[]=100-120MPa，取其平均值，[]=110MPa.鍵的工作長度，可得=38mm。MPa<[]故鍵滿足強度要求。9.2中間軸鍵選擇與校核中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=20mm×12mm×90mm。鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應(yīng)力[]=100-120MPa，取其平均值，[]=110MPa.鍵的工作長度，可得=70mm。MPa<[]故鍵滿足強度要求。中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=28mm×16mm×90mm。鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應(yīng)力[]=100-120MPa，取其平均值，[]=110MPa.鍵的工作長度，可得=62mm。MPa<[]故鍵滿足強度要求。9.3輸出軸鍵選擇與校核輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=28mm×16mm×90mm。鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應(yīng)力[]=100-120MPa，取其平均值，[]=110MPa.鍵的工作長度，可得=62mm。MPa<[]故鍵滿足強度要求。輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=28mm×16mm×90mm。鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應(yīng)力[]=100-120MPa，取其平均值，[]=110MPa.鍵的工作長度，可得=62mm。MPa<[]故鍵滿足強度要求。10聯(lián)軸器的選擇電機的輸出軸的在直徑為38mm，所選的聯(lián)軸器的孔徑直徑應(yīng)與電機的輸出軸直徑相配合。在選用聯(lián)軸器的應(yīng)考慮工作的環(huán)境和經(jīng)濟性。為此，綜合考慮后，聯(lián)軸器選用最常用的凸緣聯(lián)軸器，材料選用45鋼。10.1載荷的計算輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T1=106.13由表查得KA=1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT1=1.3×106.13=137.92.型號選擇選用GY4型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=224，許用最大轉(zhuǎn)速為n=9000r/min，軸孔直徑為40mm。Tca=137.9≤T=224n1=970r/min≤n=9000r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T3=1806.76由表查得KA=1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT1=1.3×1806.13=2348.22.型號選擇選用GY10型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=10000，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3200r/min，軸孔直徑為100mm。Tca=2348.2≤T=10000n1=52.52r/min≤n=3200r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。11減速器附件的設(shè)計與選取11.1檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計算如下：圖11-1查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下：L1=180；L2=165；b1=140；b2=125；d=7；R=5；h=4。11.2放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：圖11-211.3油標(biāo)（油尺）油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：圖11-311.4通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導(dǎo)書手冊，本設(shè)計采用通氣器型號及尺寸如下：圖11-411.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：圖11-5吊孔尺寸計算：b≈(1.8-2.5)δ1=(1.8-2.5)×8=16mmd=b=16mmR≈(1-1.2)d=(1-1.2)×16=16mm吊耳尺寸計算：K=C1+C2=16+14=30mmH=0.8×K=0.8×30=24mmh=0.5×H=0.5×24=12mmr=0.25×K=0.25×30=8mmb=(1.8-2.5)δ=(1.8-2.5)×8=16mm11.6起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計起蓋螺釘尺寸如下：圖11-611.7定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。為便于裝拆，定位銷長度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計定位銷尺寸如下：圖11-711.8減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表11-1減速器箱體尺寸名稱符號公式與計算結(jié)果取值箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×267.47+3=9.69取10mm箱蓋壁厚δ10.02a+3=0.02×267.47+3=8.35取9mm箱蓋凸緣厚度b11.5δ=1.5×9=13.5取14mm箱座凸緣厚度b1.5δ=1.5×10=15取15mm箱座底凸緣厚度b22.5δ=2.5×10=20取25mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036×267.47+12=19.6取M20地腳螺釘數(shù)目na>250時，取n=6取6軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.75×20=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×