(公式可編輯,電腦查看)二級(jí)圓柱展開式斜齒(電機(jī)-V帶-減速器-工作機(jī))F=6000 V=0.45 D=335 8年2班

PAGE"pagenumber"51機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書系別：專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：目錄TOC{\\o\1-2\\\h\\z\\u}第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書 _1_9_0000000001\h1一、初始數(shù)據(jù) _1_9_0000000002\h1二.設(shè)計(jì)步驟 _1_9_0000000003\h1第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 _1_9_0000000004\h2一、傳動(dòng)方案特點(diǎn) _1_9_0000000005\h2二、計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 _1_9_0000000006\h2第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇 _1_9_0000000007\h23.1電動(dòng)機(jī)的選擇 _1_9_0000000008\h23.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 _1_9_0000000009\h3第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) _1_9_0000000010\h4（1）各軸轉(zhuǎn)速: _1_9_0000000011\h4（2）各軸輸入功率: _1_9_0000000012\h4（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩: _1_9_0000000013\h5第五部分V帶的設(shè)計(jì) _1_9_0000000014\h65.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 _1_9_0000000015\h65.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) _1_9_0000000016\h8第六部分齒輪的設(shè)計(jì) _1_9_0000000017\h106.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 _1_9_0000000018\h106.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 _1_9_0000000019\h16第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) _1_9_0000000020\h237.1輸入軸的設(shè)計(jì) _1_9_0000000021\h237.2中間軸的設(shè)計(jì) _1_9_0000000022\h287.3輸出軸的設(shè)計(jì) _1_9_0000000023\h33第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 _1_9_0000000024\h398.1輸入軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000025\h398.2中間軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000026\h408.3輸出軸鍵選擇與校核 _1_9_0000000027\h40第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算 _1_9_0000000028\h419.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核 _1_9_0000000029\h419.2中間軸的軸承計(jì)算與校核 _1_9_0000000030\h419.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核 _1_9_0000000031\h42第十部分聯(lián)軸器的選擇 _1_9_0000000032\h42第十一部分減速器的潤滑和密封 _1_9_0000000033\h4311.1減速器的潤滑 _1_9_0000000034\h4311.2減速器的密封 _1_9_0000000035\h44第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 _1_9_0000000036\h4512.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取 _1_9_0000000037\h4512.2減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 _1_9_0000000038\h49設(shè)計(jì)小結(jié) _1_9_0000000039\h51參考文獻(xiàn) _1_9_0000000040\h51第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=6000N，V=0.45m/s，D=335mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：8年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：2班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.設(shè)計(jì)步驟·傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案·電動(dòng)機(jī)的選擇·確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比·計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)·齒輪的設(shè)計(jì)·滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)·鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)·箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一、傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和齒輪減速器。二、計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ηh1為V帶的效率，h2為軸承的效率，h3為齒輪的效率，h4為聯(lián)軸器的效率，h5為工作機(jī)的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇3.1電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度vV工作機(jī)的功率Pw:P電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:P工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i0=2～4，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比i=9～25，則總傳動(dòng)比范圍為ia=18～100，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(18～100)×25.7=462.6～2570r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4Kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:i（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:i式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為:i取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機(jī)軸：n（2）各軸輸入功率:輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T第五部分V帶的設(shè)計(jì)5.1V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故P2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=112mm。2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度v因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=280mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=550mm。2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度L由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1800mm。3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a按課本公式，中心距變化范圍為559~640mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1α6.計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=112mm和nm=960r/min，查表得P0=1.16Kw根據(jù)nm=960r/min，i0=2.5和A型帶，查表得DP0=0.11Kw查表得Kα=0.96，查表得KL=1，于是P2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz取3根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F8.計(jì)算壓軸力FpF9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)3根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1112mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2280mmV帶中心距a586mm帶基準(zhǔn)長度Ld1800mm小帶輪包角α1163.6°帶速5.63m/s單根V帶初拉力F0172.39N壓軸力Fp1023.66N5.2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD=38mm38mm分度圓直徑dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.8～2)d(1.8～2)×3876mmB(z-1)×e+2×f(3-1)×15+2×948mmL(1.5～2)B(1.5～2)×4872mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=24mm24mm分度圓直徑dd2280mmdadd2+2ha280+2×2.75285.5mmd1(1.8～2)d(1.8～2)×2448mmB(z-1)×e+2×f(3-1)×15+2×948mmL(1.5～2)d(1.5～2)×2448mm第六部分齒輪的設(shè)計(jì)6.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1=26，大齒輪齒數(shù)Z2=26×4.41=114.66，取Z2=115。（4）初選螺旋角b=14°。（5）壓力角a=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T③選取齒寬系數(shù)jd=1。④計(jì)算區(qū)域系數(shù)ZHαβZ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zαα端面重合度：ε軸向重合度：ε重合度系數(shù)：Z⑦由式可得螺旋角系數(shù)：Z⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1=600MPa、sHlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.89、KHN2=0.91。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得：σσ取[sH1]和[sH2]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vV②齒寬bb2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.88m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力FK查表得齒間載荷分配系數(shù)K④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，K則載荷系數(shù)為：K3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑：d及相應(yīng)的齒輪模數(shù)：m3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算模數(shù)，即m1）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)K②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YεεY③由式可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YβY④計(jì)算Y由當(dāng)量齒數(shù)ZZ查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：YY查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1=500MPa、sFlim2=320MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.87。取安全系數(shù)S=1.4，得σσYY因?yàn)榇簖X輪的YFY2）試算齒輪模數(shù)m（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vdv②齒寬bb③齒高h(yuǎn)及寬高比b/hhb2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF①根據(jù)v=0.77m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。②由FK查表得齒間載荷分配系數(shù)KF③由表用插值法查得KHβ=1.381，結(jié)合則載荷系數(shù)為：K3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m及相應(yīng)的小齒輪分度圓直徑:d對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mnH和小齒輪分度圓直徑d1H分別大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mnF和小齒輪分度圓直徑d1F。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而齒輪直徑的大小主要取決于齒面接觸疲勞強(qiáng)度，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.638mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn=2mm按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1H=51.559mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1Hcosβ/mn=51.559×cos14°/2=25.01。取Z1=25，則大齒輪齒數(shù)Z2=i×Z1=4.41×25=110.25，取Z2=111。4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a中心距圓整為a=140mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β即：β（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑dd（4）計(jì)算齒輪寬度b取b2=52mm、b1=57mm。主要設(shè)計(jì)結(jié)論：齒數(shù)Z1=25、Z2=111，模數(shù)mn=2mm，壓力角a=20°，螺旋角b=13.736°=13°44'10''，中心距a=140mm，齒寬b1=57mm、b2=52mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速小齒輪高速大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)Z25111螺旋角β左13°44'10''右13°44'10''齒寬b57mm52mm分度圓直徑d51.471mm228.529mm齒頂高系數(shù)ha1.0mm1.0mm頂隙系數(shù)c0.25mm0.25mm齒頂高h(yuǎn)am×ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha55.471mm232.529mm齒根圓直徑dfd-2×hf46.471mm223.529mm6.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3=27，大齒輪齒數(shù)Z4=27×3.39=91.53，取Z4=92。（4）初選螺旋角b=13°。（5）壓力角a=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T③選取齒寬系數(shù)jd=1。④計(jì)算區(qū)域系數(shù)ZHαβZ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zαα端面重合度：ε軸向重合度：ε重合度系數(shù)：Z⑦由式可得螺旋角系數(shù)：Z⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1=600MPa、sHlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.91、KHN2=0.94。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得：σσ取[sH1]和[sH2]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vV②齒寬bb2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=0.33m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.02。③齒輪的圓周力FK查表得齒間載荷分配系數(shù)K④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，K則載荷系數(shù)為：K3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑：d及相應(yīng)的齒輪模數(shù)：m3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算模數(shù)，即m1）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)K②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YεεY③由式可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YβY④計(jì)算Y由當(dāng)量齒數(shù)ZZ查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：YY查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1=500MPa、sFlim2=320MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87、KFN2=0.9。取安全系數(shù)S=1.4，得σσYY因?yàn)榇簖X輪的YFY2）試算齒輪模數(shù)m（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vdv②齒寬bb③齒高h(yuǎn)及寬高比b/hhb2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF①根據(jù)v=0.28m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.02。②由FK查表得齒間載荷分配系數(shù)KF③由表用插值法查得KHβ=1.457，結(jié)合則載荷系數(shù)為：K3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m及相應(yīng)的小齒輪分度圓直徑:d對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mnH和小齒輪分度圓直徑d3H分別大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mnF和小齒輪分度圓直徑d3F。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，而齒輪直徑的大小主要取決于齒面接觸疲勞強(qiáng)度，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.615mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn=3mm按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3H=83.697mm，算出小齒輪齒數(shù)Z3=d3Hcosβ/mn=83.697×cos13°/3=27.18。取Z3=27，則大齒輪齒數(shù)Z4=i×Z3=3.39×27=91.53，取Z4=92。4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a中心距圓整為a=185mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β即：β（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑dd（4）計(jì)算齒輪寬度b取b4=84mm、b3=89mm。主要設(shè)計(jì)結(jié)論：齒數(shù)Z3=27、Z4=92，模數(shù)mn=3mm，壓力角a=20°，螺旋角b=15.241°=15°14'28''，中心距a=185mm，齒寬b3=89mm、b4=84mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式低速小齒輪低速大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)Z2792螺旋角β左15°14'28''右15°14'28''齒寬b89mm84mm分度圓直徑d83.95mm286.051mm齒頂高系數(shù)ha1.0mm1.0mm頂隙系數(shù)c0.25mm0.25mm齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha89.95mm292.051mm齒根圓直徑dfd-2×hf76.45mm278.551mm第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P2.求作用在齒輪上的力已知高速小齒輪的分度圓直徑為:d則:FFF3.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，得：d輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12=24mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=29mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=34mm。大帶輪寬度B=48mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12=46mm。2）初步選擇軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用C型角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=29mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇C型角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×T=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=16+15=31mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7206C型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=57mm，d56=d1=51.471mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，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=12mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知低速小齒輪的寬度B3=89mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段第六段第七段直徑(mm)2429303651.4713630長度(mm)465031110579316.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)7206C軸承查手冊(cè)得a=14.2mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離:L齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離:L齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離:LV帶壓軸力Fp=1023.66N2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FF垂直面支反力（見圖d）：FF3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面A處的垂直彎矩：M截面C處的垂直彎矩：MM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：MM作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2.求作用在齒輪上的力已知高速大齒輪的分度圓直徑為:d則:FFF已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d則:FFF3.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，得：d4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用C型角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=36.4mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取，角接觸球軸承7208C，其尺寸為d×D×T=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45=45mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B2=52mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=50mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=45mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=53mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7208C型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d23=45mm。4）考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B3=89mm，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l23=87mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c=12mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=18mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段直徑(mm)4045534540長度(mm)448714.55046.56.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)7208C軸承查手冊(cè)得a=17mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FF垂直面支反力（見圖d）：FF3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MM截面B、C處的垂直彎矩：MM分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：MM作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P2.求作用在齒輪上的力已知低速大齒輪的分度圓直徑為:d則:FFF3.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，得：d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(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時(shí)考慮最小直徑53.9mm查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT10型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63故取d12=63mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為107mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖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=68mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=73mm。聯(lián)軸器軸孔長度L=107mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器軸孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12=105mm。2）初步選擇軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用C型角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=68mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇C型角接觸球軸承7214C，其尺寸為d×D×T=70×125×24mm，故d34=d78=70mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=24+15=39mm。右端軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7214C型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=75mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B4=84mm，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=82mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=75mm查表，得R=2mm故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=87mm。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=12mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=24mm，高速小齒輪輪轂寬度B1=57mm，高速大齒輪輪轂寬度B2=52mm，低速小齒輪輪轂寬度B3=89mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。第一段第二段第三段第四段第五段第六段第七段直徑(mm)63687079877570長度(mm)105503968.5128252.56.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）:根據(jù)7214C軸承查手冊(cè)得a=25.3mm聯(lián)軸器中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離:L齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離:L齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離:L2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FF垂直面支反力（見圖d）：FF3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面C處的垂直彎矩：MM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：MM作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=8mm×7mm×40mm，接觸長度:l′=40-8=32mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2中間軸鍵選擇與校核(1)中間軸與低速小齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×80mm，接觸長度:l′=80-14=66mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2)中間軸與高速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×45mm，接觸長度:l′=45-14=31mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核(1)校核第一段軸處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=18mm×11mm×100mm，接觸長度:l′=100-18=82mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2)低速大齒輪處鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=20mm×12mm×70mm，接觸長度:l′=70-20=50mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:TT≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：L9.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核（1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承既受徑向力也受軸向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C（3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7206C軸承，Cr=23KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2中間軸的軸承計(jì)算與校核（1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承既受徑向力也受軸向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C（3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7208C軸承，Cr=36.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核（1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承既受徑向力也受軸向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C（3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7214C軸承，Cr=70.2KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分聯(lián)軸器的選擇（1）載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T由表查得KAT（2）型號(hào)選擇選用LT10型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=2000Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=2300r/min，軸孔直徑為63mm，軸孔長度為107mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分減速器的潤滑和密封11.1減速器的潤滑（1）齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h(yuǎn)=6.75mm＜10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號(hào)為320潤滑油，粘度薦用值為266cSt。（2）軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v=0.33m/s≤2m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤滑脂。11.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v＜3m/s，輸出軸與軸承蓋間v＜3m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸12.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選?。?）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)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(dòng)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(jì)算如下：查輔導(dǎo)書手冊(cè)得具體尺寸如下：代號(hào)L1L2b1b2dRh取值(mm)180165140125754（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(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：（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(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(cè)，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：（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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)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(jiǎn)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(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊(cè)，本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下：（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)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(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊