機械設計課程設計二級減速器

1、機械設計基礎課程設計計算說明書系 專業(yè) 班設計者指導老師2011 年 5 月 21 日一、設計任務書 (2)二、電動機的選擇 (3)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (4)四、傳動件設計(齒輪) (6)五、軸的設計 (10)六、滾動軸承校核 (17)七、連接設計 (19)八、減速器潤滑及密封 (19)(23)九、箱體及其附件結構設計 (20) 十、設計總結 (22)一、參考資料設計內(nèi)容設計任務書結果計算及說明一、設計任務書設計題目 4 ：帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器1、系統(tǒng)簡圖滾筒聯(lián)軸器減速器輸送帶2、工作條件單向運轉，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載起動，單班制工作，使用期限 5

2、 年，輸送帶速度容許誤差為5%。3、原始數(shù)據(jù)已知條件題號D1D2D3D4D5D6輸送帶拉 力 F（N ）1.6 1031.8 103321032.2 1032.4 1032.6 103輸送帶速 度v（ m/s ）1.01.10.90.91.21.0滾筒直徑D（mm）400350300300300300注：小組成員按次序選題，本設計所選題號為 D5 。4、傳動方案的分析帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器, 再經(jīng)聯(lián)軸器將動力傳至輸送機滾筒 ,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級 展開式圓柱齒輪減速器， 其結構簡單， 但齒輪相對軸承位置不對稱， 因此 要求軸有較大的剛度，高速級和

3、低速級都采用直齒圓柱齒輪傳動。設計內(nèi)容計算及說明結果電動二、電動機的選擇機的1、類型選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件, 選用 Y 系列封閉式三相異步電動選擇機。2、功率選擇(1) 工作機主軸所需功率 PWFvPW =1000式中， F 1.6103 N ， v 1.0m s ，代入上式得：1.6103 1.0PW1.6kWPwkW 1.6 kW ；1000(2) 電動機所需功率 Pd電動機所需功率為：Pdpw從電動機至卷筒主動軸之間的傳動裝置的總效率為242聯(lián)軸器 軸承齒輪 卷筒查2 表 11-9 ：聯(lián)軸器傳動效率(2 個) 聯(lián)軸器 0.99軸承傳動效率 (4對) 軸承 0.98 ，齒輪傳

4、動效率( 8級 2 對) 齒輪 0.97，滾筒傳動效率( 1個) 卷筒 0.96 ，則： =0.99 2 0.9840.972 0.96=0.817 ，0.817Pw1.61.96kW ；Pd1.96kWPdwd 0.817(3) 電動機額定功率 Pm選取電動機額定功率 Pm，使 Pm (1: 1.3)Pd ，設計內(nèi)容查2 表 20-5 取 Pm 2.2kw ；計算及說明3 、電動機轉速選擇 根據(jù)已知條件計算出工作機卷筒的轉速為：60 1000v 60 1000 1.0nwD 400 48r min ，查2 推薦二級圓柱齒輪減速器傳動比為：i 840；故電動機轉速為：nm i nw (8 :

5、40) 48 (384 : 1920) r min3 、電動機型號選擇符合這一范圍的轉速有： 750r min 、1000 r min 、1500 r min 三 種,綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，選用同 步轉速為 1000r min 的電動機作為原動機。型號額定功率kW滿載時額定轉速Nm質(zhì)量 kg轉速 ndr min電流 A (380V)效率功率因數(shù)Y112M-62.29405.680.50.742.045根據(jù)電動機類型、容量和轉速，查 2 表 20-5 ，選定電動機型號為Y126M-6 的電動機。主要性能如下表：Pm 2.2kW結果nw 48r mini 840nw

6、 384 : 1920r min計算 傳動 裝置 的運 動和 動力 參數(shù)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、傳動裝置的總傳動比： 根據(jù)電動機的滿載轉速 nm和滾筒轉速 nw 可算出傳動裝置總傳動比 為： i總= nm 940 19.58 ；nw 482、二級圓柱齒輪減速器分配到各級傳動比： （1）高速級的傳動比為：i1 1.4i總 = 1.4 19.58=5.24（ 2 ）低速級的傳動比為：i總 19.58i23.74i1 5.243、計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)：（ 1 ）各軸的轉速：1 軸n1 nm 940r minn1 9402 軸n21 179.4 r min ，2 i1 5.24

7、n2 179.43 軸n348r min ，3 i2 3.74卷筒n卷筒 =n3 48r min（2 ）各軸的輸出功率：1 軸P1 =Pd 聯(lián)軸器 1.96 0.99 1.94 kW ，2 軸P2 P1 軸承 齒輪 =1.94 0.98 0.97=1.84 kW ，3 軸P3 P2 軸承 齒輪 =1.84 0.98 0.97=1.75 kW ，卷筒P卷筒 =P3 軸承 聯(lián)軸器 =1.75 0.98 0.99=1.70kW ；（3） 各軸轉矩0 軸Td 9550 pd 9550 1.96 19.9N m0 軸d nd 9401 軸T1 9550 P1 9550 1.94 19.7N m，1n19

8、40i總 19.58總i1 5.24i2 3.74各軸轉速n1 940r minn2 179.4 r minn3 48r minn卷筒 =48r min各軸功率P1 1.94kWP2 1.84kWP3 1.75kWP卷筒 =1.70kW各軸轉矩Td 19.9N mP 1.842 軸T29550 2955098.2Nm ，2n2179.4P31.753 軸T39550 39550349.1Nm，n348P卷筒1.70卷筒T卷筒 =9550 卷筒 =9550 =338.7N m；n卷筒48由以上數(shù)據(jù)得各軸運動及動力參數(shù)表：T1 19.7N mT2 98.2N mT3 349.1N mT卷筒 =33

9、8.7 N m軸名功率 P kW轉矩 T (N m)轉速 n (r min)電機軸1.9619.99401軸1.9419.79402軸1.8498.217943軸1.75349.148卷筒軸1.70338.748設計內(nèi)容計算及說明結果傳動件設 計（齒輪）四、傳動零件設計（齒輪）1、高速級齒輪傳動設計（ 1 ）選擇材料及確定許用應力 因為傳遞功率不大，轉速不高，大小齒輪都采用 45 鋼。大 齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，均用軟齒面。小齒輪 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度 197286HBS, Hlim1 585MPa ，F(xiàn)E1 445MPa大 齒 輪 45 鋼 正 火 處 理 ， 齒 面 硬 度 156

10、217HBS ，H lim2 375MPa ， FE2 310MPa由表 11-5 ，取 SH 1.1 , SF 1.25,H1H lim1585532MPaH 1SH1.1H2H lim2375341MPaH 2SH1.1FE1 445F1 FE1 356MPaF1SF 1.25H1 532MPaH 2 341MPaF1 356MPaF2FE2310SF1.25248MPaF2248MPa（2）按齒面接觸強度設計設齒輪按 8 級精度制造。d11( ZEZH )2確定公式中的各計算數(shù)值：1）查1 表 11-3 ，選擇載荷系數(shù) K 1.5 ；42）小齒輪的轉矩： T T1 1.97 104N m

11、m；3）查1 表 11-6 ，選擇齒寬系數(shù) d 0.8；4） 齒數(shù)比 u i1 5.24 ；5）由1表 11-4 ，選擇彈性系數(shù) ZE 188 ；6）對于標準齒輪，區(qū)域系數(shù) ZH2.5；d1 55.1mm小齒輪分度圓直徑：2KT 1 u 1(Z E Z H ) 2 u2 1.5 1.97 1040.85.24 1(188 2.5)25.24 ( 341 )55.1mm齒數(shù)取 Z132, 則 z2i1z1 5.24 32 168設計模數(shù) m d1 55.1 1.72Z1 3211-6 )：（3）驗算輪齒彎曲強度查1 有輪齒彎曲強度驗算公式（2KT YFa YSa d z12 F 確定公式中的各計

12、算數(shù)值：1）查1 圖 11-8 ，取齒形系數(shù) YFa1 2.56；2）查1 圖 11-9 ，取應力集中系數(shù) YSa1 1.63；3）查1 表 11-5 ，取安全系數(shù) SF 1.25 ，則：2KT 1 YFa1YSa1m 321Fa 1 Sa1d Z12F3 2 1.5 1.97 10 4 2.56 1.630.8 32 2 2481.07mmm 1.07mm設計內(nèi)容計算及說明結果（4）決定模數(shù) 綜合按齒面接觸強度設計與按輪齒彎曲強度設計結果的比較， 以相對 大者為基準，并按 1 表 4-1 取標準模數(shù) m 2mm。（5）幾何尺寸計算1）分度圓直徑：d1 mz1 2 32 64mm ，d2 mz

13、2 2 168 336mm ；2）齒輪齒寬： b dd1 0.8 64 51.2mm ，取 b2 55mm， b1 60mm ；d1 d2 64 3364） 中心距： a 1 2 200mm22 （ 6 ）齒輪的圓周速度d1n13.14 64 940v 1 1 3.15m / s60 1000 60000 對照1表 11-2 可知選用 8 級精度是合宜的。 2、低速級齒輪傳動設計（ 1 ）選擇材料及確定許用應力 因為傳遞功率不大，轉速不高，大小齒輪都采用 45 鋼。大 齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，均用軟齒面。小齒輪 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度 197286HBS, Hlim1 585MPa ，

14、FE1 445MPa大 齒 輪 45 鋼 正 火 處 理 ， 齒 面 硬 度 156217HBS ， H lim2 375MPa ， FE2 310MPa由表 11-5 ，取 SH 1.1 , SF 1.25,m 2mm z1 32z2 168d1 64mmd2 336mmb1 55mmb2 60mm a 200mmH1H lim15851.1532MPaSHH lim2375H2341MPaSH1.1FE1445F1356MPaSF1.25F2FE 2310248MPaSF1.25（2） 按齒面接觸強度設計查1 公式（ 11-3）有小齒輪最小d1 設計依據(jù)322KTu1ZEZHd1H1H2F

15、1F2532MPa341MPa356MPa248MPad u H確定公式中的各計算數(shù)值：1）查1 表 11-3 ，選擇載荷系數(shù) K 1.5 ；42）小齒輪的轉矩： T T2 9.82 104 N.mm ；3）查1 表 11-6 ，選擇齒寬系數(shù) d 0.8；4）齒數(shù)比 u i2 3.74 ；5）由1表 11-4 ，選擇彈性系數(shù) ZE 188 ；6)對于標準齒輪，區(qū)域系數(shù) ZH 2.5 ； 小齒輪分度圓直徑：d1 96.1mm2 KT u 1 Z E Z H 2 d1 3 ( E H ) 2 d u H3 2 1.5 9.82 10 4 3.741 ( 188 2.5 )20.8 3.74 ( 3

16、41 )96.1 mm齒數(shù)取 z1 32,則 z2 i2 z13.7 32 120設計模數(shù)： m dz11 9362.1 3mm（3）按輪齒彎曲強度設計查1 有輪齒彎曲強度驗算公式( 11-6 )：2KT YFa YSa d z12 F 確定公式中的各計算數(shù)值：1)查1 圖 11-8 ，取齒形系數(shù) YFa2 2.15；2)查1 圖 11-9 ，取應力集中系數(shù) YSa2 1.83；計算：2KT 1 YFa YSad z12 F 以相對大者0.92mm1.5 9.82 10 4 2.56 1.630.8 32 2 2480.92 mm4) 決定模數(shù) 綜合按齒面接觸強度設計與按輪齒彎曲強度設計結果的

17、比較， 為基準，并按 1 表 4-1 取標準模數(shù) m 3mm。(5)幾何尺寸計算1)分度圓直徑：d1 mz1 3 32 96mm ，d2 mz2 3 120 360mm ；2)齒輪齒寬： b d d1 0.8 96 76.8mm ，取 b2 80mm ， b1 85mm ；d1d2b1b2a96mm360mm85mm80mm228mm3) 中心距： ad1 d2296 3602228mm；6 )齒輪的圓周速度d1n260 10003.14 96 179.4600000.9m/ s對照1表 11-2 可知選用 8 級精度是合宜的。3、傳動齒輪主要參數(shù)表高速級低速級齒數(shù) z3216832120中心

18、距 a(mm)200228模數(shù) m(mm)23齒寬 b(mm)60558580分度圓直徑 d(mm)6433696360設計內(nèi)容計算及說明結果軸的軸的設計設計(在本次設計中為減輕設計負擔，只進行高速軸的強度校核)一 高速軸 1 的設計1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。2、初估軸徑按扭轉強度法估算高速軸的直徑， 由1表 14-2 ，取常數(shù) C 110，由1公式 (14-2) ，軸的最小直徑滿足：d1min15mmdmin C3 PnC3 nP1 110 3 19.4904 14mm；該段軸上有一鍵槽將計算值加大3% ，取 d min 15mm此軸的最小直徑 dmin

19、即安裝在聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d1min ，為了使所選的軸的直徑 d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。3 、選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用 HL 型彈性注銷聯(lián)軸器。查1 表 17-1 ，取 K A 1.5 ,則計算轉矩：TC29.55 N mTC KT 1.5 19.7 29.55 N m ；按照 TC Tn 及電動機軸尺寸等限制條件，查 3 表 13-1 ，選用 HL2選用 HL2 柱銷聯(lián)軸器型彈性型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩Tn 315N m ，半聯(lián)軸器的孔徑d 20 : 32mm ，可滿足電動機的軸徑 ()要求 .d1min20mm最后確定減速器高速軸外伸直徑 d

20、1min 20mm 。4、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。 在高速轉時也可承受純的軸向力， 工作中容許一定的內(nèi)外圈軸線偏選用 6005深溝球斜量，大量生產(chǎn)價格最低等因素， 根據(jù)1 表 16-2 選用深溝球軸承。 又根軸承據(jù)設計尺寸 d 33mm ，由 2 表 18-2 選用軸承型號為 6005 ，其d 25mm ， B 12mm 。5 、高速軸 1 的結構設計(1)擬定軸的結構方案如圖(采用齒輪軸設計)：52680385212202121060 4963052I II III IVV VI VII VIIIIX設計內(nèi)容計算及說明結果(2)各軸段直徑與長

21、度的確定1) 由 所 選 半 聯(lián) 軸 器 的 孔 徑 d 20 : 32mm ， 取 高 速 軸 最 小 直 徑 d1min 20mm ；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 L 52mm ，VIII-IX 斷的長度應比 L 略短一些，現(xiàn)取 LVIII IX 50mm ；7) 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， -軸段右端要求制出一軸肩， 故取 VII-VIII 段的直徑 dVII VIII 22mm ；軸承端蓋的總寬度為 15mm (由減 速器和軸承端蓋的機構設計而定) ，根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤 滑脂 的 要求 ，取端 蓋外 端面與 聯(lián)軸 器的距 離為 15mm 。故 取 LVII VIII

22、30mm 。3) 根 據(jù) 所 選 軸 承 尺 寸 確 定 dI II dVI VII 25mm ，LI II LVI VII 12mm ；4)為滿足軸承的軸向定位要求，取dII III 10mm ，綜合中間軸設計取LIV V 5mm ；5)軸的齒輪段直徑 dIII IV 60mm ，長度 L 95mm ；至此已初步確定各軸段的直徑與長度。(3)軸上零件的周向固定1) 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，配合選 H7/k6 。按 dVIII-IX 20mm ，由1 表 10-9 查得平鍵的截面 b 6mm ，h 6mm， 根據(jù)該軸段長度，取 L 45mm 。d1min20mmLVIII IX50

23、mmdVII VIII22mmLVII VIII30mmdI II dVI VII 25mm LI II LVI VII 12mm dII III 10mmd 50mmdIII IV 60mmL 95mm鍵 6 6 45GB/T1069-1979四、滾動軸承與軸的周向定位， 是借過渡配合來保證的， 此處選軸的尺寸 公差為 m6 。倒角 C1.2(4)軸上倒角與圓角根據(jù)4 表 15-2 ，取軸端倒角 C1.2 ，各軸肩處的圓角半徑見齒輪軸 零件圖。設計內(nèi)容計算及說明結果6、軸的受力分析 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸的支點位置，對與軸 承 6207 ，由于它的對中性好所以它的支點在軸

24、承的正中位置。因此作為 簡支梁的軸的支撐跨距為 266.5mm 。計算軸齒輪上的圓周力：2T1 2 23640d150945.6N ，F(xiàn)t 945.6NFr 344.2N徑向力： Fr Ft tan945.6 tan20 344.2N根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。7、判斷危險截面 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出 C 截面是危險截面。 現(xiàn)將 C 截面處的 M H、MV 及 M 的值列于下表：載荷水平面 H垂直面 VFNH 1 260.3NFNV194.8N支反力FNH 2 685.3NFNV 2 249.4N彎矩M H 33579N mmM V 12221N mm總彎矩M 357

25、34N mm扭矩T1 23640N mm8、軸的彎扭合成強度校核進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面 (即危險截面 C)的強度。計算及說明根據(jù)4公式 15-5 及4表 15-4 中軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式， 以 及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 =0.6 ，軸的計算應 力：M 2 ( T1)2caca3.1MPa22357342 (0.6 23640)230.1 5033.1MPa之前已選定軸的材料為45號調(diào)制鋼，由 4 表15-1 查得許用彎曲應1 60MPa 。因此ca1 ，故安全。B 中間軸 2 的設計1、選擇材料及熱處理方式 選取軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處

26、理。dmin 25 .92mm2、初估軸徑 按扭轉強度法估算高速軸的直徑， 由1表 14-2 ，取常數(shù) C 116，由 1公式 (14-2) ，軸的最小直徑滿足：選用 6206 深溝球軸承3、初選軸承 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù) 最少。 在高速轉時也可承受純的軸向力， 工作中容許一定的內(nèi)外圈軸線偏 斜量，大量生產(chǎn)價格最低等因素， 根據(jù)1 表 16-2 選用深溝球軸承。 又根 據(jù)設計尺寸取 d 30mm dmin ，由 2 表 18-2 選用軸承型號為6206 ，其 d 30mm ， B 16mm 。5 、中間軸 2 的結構設計(1)擬定軸的結構方案如圖：結果

27、d d - 36mm L 61mm L 36mm d 43mm L 15mm鍵 10 8 50GB/T1069-1979鍵 10 8 28GB/T1069-1979倒角 C1.2d- d- 30mmL L- 40mm(2)各軸段直徑與長度的確定1) 根 據(jù) 所 選 軸 承 的 直 徑 d 30mm ， 取 中 間 軸 最 小 直 徑d- d- 30mm ； 綜 合 壁 厚 及 箱 體 尺 寸 等 因 素 ， 現(xiàn) 取L L- 40mm ；設計內(nèi)容計算及說明2) 為滿足齒輪的軸向定位要求， -軸段右端及 - 軸段左端要求制 出一軸肩，故取 d d - 36mm 。根據(jù)高速級大齒輪及低速級小 齒輪的

28、齒寬，分別取 L 61mm ， L 36mm ；3) 為滿足齒輪的軸向定位要求， 取 d 43mm 。根據(jù)齒輪間間隙推薦 值，取 L 15mm ； 至此已初步確定各軸段的直徑與長度。1) 軸上零件的周向固定 1)齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。- 段平鍵，按 d- 36 mm ，由 1表 10-9 查得平鍵的截面 b 10mm ， h 8mm，由該軸段長度取 L 50mm 。 -段平鍵，按 d- 36 mm ，由 1表 10-9 查得平鍵的截面 b 10mm ， h 8mm，由該軸段長度取 L 28mm 。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性， 固選擇齒輪輪轂與軸 得配合選 H7/n6 。

29、2) 滾動軸承與軸的周向定位， 是借過渡配合來保證的， 此處選軸的尺寸公 差為 m6 。(4)軸上倒角與圓角 根據(jù)4表15-2 ，取軸端倒角 C1 ，各軸肩處的圓角半徑見中間軸零件圖。C 低速軸 3 的設計1、選擇材料及熱處理方式選取軸的材料為 40Cr ，調(diào)質(zhì)處理。2、初估軸徑按扭轉強度法估算高速軸的直徑， 由1表 14-2 ，取常數(shù) C 100，由 1 式(14-2) ，軸的最小直徑滿足：3 3 3dmin C P C P3 100 2.236 32.7mm ；n n 3 60此軸的最小直徑 dmin 即安裝在聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d ，為了使所 選的軸的直徑 d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，所

30、以需要同時選取聯(lián)軸器的 型號。dmin 32.7 mm設計內(nèi)容計算及說明結果3 、選擇聯(lián)軸器查1 表 17-1 ，取 K A 1.5 ,則計算轉矩：TC K AT3 1.5 355.9 533.85 N m ；按照 TC Tn 及電動機軸尺寸等限制條件，查 3表 13-1 ，選用 HL3 型 彈性 柱銷 聯(lián)軸器 。其公 稱轉 矩 Tn 630 N m ， 半聯(lián)軸 器的孔 徑 d 30 42mm ，故取低速軸 3 最小直徑 d- 35mm d min 。 4、初選軸承考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù) 最少。 在高速轉時也可承受純的軸向力， 工作中容許一定的內(nèi)外圈軸線偏

31、 斜量，大量生產(chǎn)價格最低等因素， 根據(jù)1 表 16-2 選用深溝球軸承。 又根 據(jù)設計尺寸 d 42mm ，由 2 表 18-2 選用軸承型號為 6209 ，其 d 45mm ， B 19mm 。5 、低速軸 3 的結構設計(1)擬定軸的結構方案如圖：選用 HL3 型彈性柱 銷聯(lián)軸器選用 6209 深溝球軸承設計內(nèi)容(2)各軸段直徑與長度的確定1) 由 所 選 半 聯(lián) 軸 器 的 孔 徑 d 30 42mm ， 取 低 速 軸 最 小 直 徑 d- 35 mm ；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 L 82mm ，-斷的長度應比 L 略短一些，現(xiàn)取 L 80mm ；2) 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求

32、， -軸段右端要求制出一軸肩， 故取 - 段的直徑 d 42mm ；軸承端蓋的總寬度為 15mm (由減速 器和軸承端蓋的機構設計而定) ，根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑 脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為 25mm 。故取 L 40 mm 。計算及說明3) 根 據(jù) 所 選 軸 承 直 徑 尺 寸確 定 d d - 45 mm ，L 19mm ， L- 45mm ；4)為滿足軸承的軸向定位要求，取d 50mm ，綜合中間軸設計取L 68mm ；5) 為滿足齒輪的軸向定位要求，取該段直徑d 60 mm ，長 度L 10 mm ；6) 根據(jù) 齒 輪 幾 何 尺寸 ， - 段 直 徑 d 5

33、0mm ， 長 度 取L 56mm ；至此已初步確定各軸段的直徑與長度。d L 35mm80mm42mm40mm結果d L L-d L d L d L d- 45mm19mm45mm50mm68mm60mm10mm50mm56mm(4)軸上零件的周向固定1)齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d- 35mm ， 由 1 表 10-9 查 得 平 鍵 的 截 面 b 10mm ， h 8mm ，根據(jù)該軸段長度，取 L 70mm 。同理按 d- 50mm ，由1表 10-9 查得平鍵的截面 b 14mm，鍵 10 8 70GB/T1069-1979h 9mm，根據(jù)該軸段長度，取 L 4

34、5mm 。鍵 14 9 同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性， 故選擇齒輪輪轂與軸45GB/T得配合選 H7/n6 。1069-19792) 半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6 。五、滾動軸承與軸的周向定位， 是借過渡配合來保證的， 此處選軸的尺寸 公差為 m6 。(4)軸上倒角與圓角根據(jù)4 表 15-2 ，取軸端倒角 C1.6 ，各軸肩處的圓角半徑見低速軸零件圖。倒角 C1.6設計內(nèi)容計算及說明結果滾動滾動軸承校核軸承(本次設計中為減輕設計負擔，只進行高速軸上軸承的校核)根據(jù)要求對所選的在高速軸 1 上的兩滾動軸承進行校核，深溝球軸校核承型號均為 6207 ，其基本額定動載荷 Cr 255

35、00 N ，基本額定靜載荷C0r 15200N 。前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為：FNH1 260.3N ， FNV1 94.8N ，F(xiàn)NH2 685.3N ，F(xiàn)NV2 249.4N ；由上可知軸承 2 所受的載荷大于軸承 1 ，所以只需對軸承 2 進行校 核，如果軸承 2 滿足要求，軸承 1 也必滿足要求。1、求比值對于深溝球軸承所受徑向力：Fr685.32 249.42 N 731.3NFr731 .3N所受的軸向力 ： Fa 0N ，F(xiàn)a 0N根據(jù)4表 13-5 ，深溝球軸承的最小 e值為 0.19 ，故此時 Fa e。Fr2、計算當量動載荷 P根據(jù)4式(13-8a) ，P fP(X

36、Fr YFa ) ，按照 4表 13-5 ，X=1 ， Y=0 ，按照4表 13-6 ， fP 1.0 1.2，取 fP 1.1。則： P fP(XFr YFa ) 1.1 1 731.3 804.43N3 、驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為：Lh 5 365 8h 14600 h；所選軸承 6207 基本額定壽命，根據(jù) 4 式(13-5) 有：6L h 10 ( C r )60 n 1 P ； 6；10 6255003()3553010 h60 9 60804 .43則Lh 14600 h Lh 553010 h ，故所選的軸承 6207 滿足要求。P 804.43NLh 14600 h

37、L h 553010設計內(nèi)容計算及說明結果連接設計連接設計(本次設計中為減輕設計負擔，只進行高速軸上鍵的校核) 1、選擇鍵連接的類型和尺寸本設計半聯(lián)軸器與高速軸的周向定位采用圓頭普通平鍵(A 型 )聯(lián)接。按 d- 30mm ， 由 1 表 10-9 查 得 平 鍵 的 截 面 尺 寸 b 8mm ， h 7 mm ，由該軸段長度取 L 70mm 。2、校核鍵聯(lián)接的強度由1 式(10-26) 有平鍵連接的擠壓強度條件：4T ；p p ；p dhl p 1)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，承受輕微沖擊，由1 表 10-10 查得許用擠壓應力 p 100 120MPa ，取 p 110MPa ； 2)鍵

38、的工作長度 l L b 70 8 62mm ，則由上式得：4T1 4 23640 ；p 1 7.9MPa p 110MPa ；dhl 30 7 62故所選的平鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵 8 7 70GB/T 1069-1979。 p 110MPapph減速減速器潤滑及密封器潤1、齒輪的潤滑由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，計算它們的速度：滑及v 2 n1 d 2 960 0.05 5. 024 m s，密封v1d10.055. 024 m s ，60 60v 2 n3 d 2 60 0.258 1.6m s ；v2d20.258 1.6m s ；2 60 2 60全損耗系統(tǒng)用油v2

39、 v1 12m s ，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查 2 表19-1 ，(GB/T433-1989)，代號選用全損耗系統(tǒng)用油( GB/T 433-1989 )，代號為 L-AN32 。2、滾動軸承的潤滑為 L-AN32由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查2 表 19-2 ，選用鈣基潤滑脂( GB/T 491-1987 )，代號為 L-XAMHA1 。鈣基潤滑脂3、減速器的密封(GB/T為避免油池中稀油濺入軸承座， 在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入491-1987)，代號軸與輸出軸處用氈圈密封。為 L-XAMHA1設計內(nèi)容計算及說明結果箱體 及其 附件 結構 設計箱體及其附件結構設計A 箱

40、體的結構設計 箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計。1、確定箱體的尺寸與形狀 箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚 。 為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部 分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2、合理設計肋板； 在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3、合理選擇材料； 因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的 受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。4、由 2 表 6-5 設計減速器的具體結構尺寸見下頁表格。B 附件的結構設計1、檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、

41、接觸斑點及齒側間 隙，還可用來注入潤滑油， 檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置， 其 尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。2、放油螺塞 放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容 器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點， 并在其附近形成凹坑， 以便于油污 的匯集和排放。 放油螺塞為六角頭細牙螺紋， 在六角頭與放油孔的接觸面 處加封油圈密封。3、油標 油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。4、通氣器 通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)溫度 升高，內(nèi)壓增大， 而引起減速器潤滑油的滲漏。 將通氣器設置在檢查孔上， 其里面

42、還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。5、起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸 緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。6、起蓋螺釘 為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設 2 個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先 擰動此螺釘頂起箱蓋。7、定位銷 在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的 加工精度與裝配精度。設計內(nèi)容計算及說明結果減速器鑄造箱體的結構尺寸名稱公式數(shù)值 (mm)箱座壁厚 =0.025a+3 810箱蓋壁厚 1=0.02a+3 88箱體凸緣厚度箱座b=1.5 15箱蓋b1=1.5 12箱座底b2=2.5 25加強肋厚箱座m 0.85 8.5箱蓋m1 0.85 8.

43、5地腳螺釘直徑和數(shù)目df=0.036a+12M20n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.72 d fM16箱蓋和箱座聯(lián)接螺栓直徑d 2 =0.6 d fM12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸d3 =0.4-0.5 d fM8n=4中間軸M8低速軸M10軸承蓋外徑D2高速軸D 2 =D+5d 3122中間軸112低速軸135觀察孔蓋螺釘直徑d 4 =0.4 d fM8df、d 1、d2至箱外壁距離dfC126d122d218df、d 1、d2 至凸緣邊緣的 距離dfC224d120d216大齒輪齒頂圓與內(nèi)壁距離11.2 14齒輪端面與內(nèi)壁距離212外壁至軸承座端面的距離l1=C2+C1+(510)50設計內(nèi)容計算及說明結果設計總結設計總結1、分析方案優(yōu)缺點