二級圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書(優(yōu)秀)

1、機械設(shè)計 課程設(shè)計 任務(wù)書 設(shè)計任務(wù) ：螺旋運輸機兩級斜齒輪圓柱齒輪減速箱傳動方案。1、電動機 2、 皮帶輪（?。?3、 大帶輪 4 、皮帶 5、減速箱 6高速級齒輪傳動 7 低速級齒輪傳動 8 聯(lián)軸器 9 圓錐齒輪傳動 10 螺旋運輸機原始數(shù)據(jù)1 螺旋運輸機上圓周力p=4000n2 螺旋運輸機上圓周速度v=0.8m/s3 螺旋運輸機直徑 d=250mm4 圓錐齒輪傳動比 i=1：15 工作年限為五年（每年按300天計算），兩班制生產(chǎn)，每班工作八小時，運輸機工作平穩(wěn)轉(zhuǎn)向不變。6 批量生產(chǎn)。目 錄設(shè)計任務(wù)書第一章 減速箱傳動方案的擬定及說明一、工作機器特征的分析二、傳動方案的擬定第二章 運動參數(shù)

2、計算一、電機的選擇 二、傳動比的分配 三、運動參數(shù)的計算第三章 各傳動零件的設(shè)計計算一、 皮帶輪的設(shè)計計算二、 皮帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計三、 齒輪的設(shè)計 四、 各軸的設(shè)計 五、 軸承的選擇與校核 六、 鍵的選擇與校核第四章 減速箱的箱體設(shè)計第五章 減速器的潤滑第六章 減速箱的附件第七章 設(shè)計小結(jié)附錄附表一 減速箱中的標準件附表二 減速箱中的非標準件附表三 箱體的結(jié)構(gòu)圖附表四 參考文獻第一章 減速箱傳動方案的擬定及說明一 、工作機器特征的分析 由設(shè)計任務(wù)書可知：該減速箱用于螺旋運輸機，工作速度不高（v=0.8m/s）,圓周力不大(p=4000n),因而傳遞的功率也不會太大.由于工作運輸機工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變

3、,使用壽命不長(5年),故減速箱應(yīng)盡量設(shè)計成閉式,箱體內(nèi)用油液潤滑,軸承用脂潤滑.要盡可能使減速箱外形及體內(nèi)零部件尺寸小,結(jié)構(gòu)簡單緊湊,造價低廉,生產(chǎn)周期短,效率高。二、傳動方案的擬定及說明 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書中已給定的傳動方案及傳動簡圖，分析其有優(yōu)缺點如下：優(yōu)點： (1)、電動機與減速器是通過皮帶進行傳動的，在同樣的張緊力下，三角皮帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且三角皮帶允許的中心中距較平帶大，傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，使用維護方便，價格低廉。故在第一級（高速級）采用三角皮帶傳動較為合理，這樣還可以減輕電動機因過載產(chǎn)生的熱量，以免燒壞電機，當嚴重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑，可以起保護電機的作用。

4、（2）、斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設(shè)計時旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。（3）、高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。缺點：（1）、皮帶傳動穩(wěn)定性不夠好，不能保證精確的傳動比，外廓尺寸較大。（2）、齒輪相對軸和軸承不能對稱分布，因而對軸的要求更高，給制造帶來一定麻煩。綜上所述，這種傳動方案的優(yōu)點多，缺點少，且不是危險性的缺點，故這種傳動方案是可行的。 第二章 運動參數(shù)計算一、 電機的選擇1、選擇電機型號：按設(shè)

5、計任務(wù)書要求，螺旋運輸機是運送粉粒狀物質(zhì)，工作過程平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變，故宜采用防塵的電機。根據(jù)【1】*表12-1介紹，j02型電機為封閉扇風自冷式鼠籠轉(zhuǎn)子三相異步電動機。該型號電機可以直接接入三相交流電網(wǎng)，壽命長，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，使用維修方便，而且體積小，重量輕，價格便宜，能防止灰塵侵入電機內(nèi)部，適用于灰塵多，工作環(huán)境不太好的場合，故選用j02型電動機為原動機。2、電動機功率的確定由于該電動機按工作機的要求須長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷變化小，在常溫下工作，故按電動機的額定功率等于或略大于所需功率來選擇電動機。、工作機構(gòu)所需的功率nw 由【4】*（2-1）式 nw= (kw) nw=3.2 kw nw=3.2 k

6、w 、電動機及工作機的總效率：=皮.軸承.齒.錐.聯(lián).滑.減速器由【1】*表13-2查得皮=0.96 (三角皮帶傳動)軸承=0.98 (滾動軸承) 齒=0.97 (斜齒圓柱齒輪錐=0.92 (一對開式)聯(lián)=0.99 (聯(lián)軸器)滑=0.97 (潤滑正常)減速器=0.95 (雙級圓柱齒輪減速器)故=0.960.980.970.990.920.970.95 =0.71 =0.71、電動機所需的功率nm由【4】*（2-3）nm=k k：過載系數(shù)，按說明書書要求取k=1.2 則：nm =1.2=5.41kw按nm nm的原則，由【1】*表12-2 取nm=5.5kw nm=5.5kw一般地最常用、市場上

7、供應(yīng)最多的是周期轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機，故在滿足額定功率的情況下優(yōu)先選用之。電動機選擇結(jié)果如下：型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩重量jo2-42-45.5kw1440r.p.m1.82.074kg、電動機的重要數(shù)據(jù)如下表：由【1】*表12-3查得安裝尺寸abcd（gc）ef(jz)ghk2161788932801026.813213外形尺寸bb1b2hl1lh1b32752101403155052501855、所選電機外形、傳動比的分配1、 分配原則、各級傳動的傳動比不應(yīng)超過其傳動比的最大值。、使所設(shè)計的傳動系統(tǒng)的各級傳動機構(gòu)具有最小的外部尺寸。、使二級齒輪減

8、速器中，各級大齒輪的浸油深度大致相等，以利實現(xiàn)油池潤滑。、 使各級圓柱齒輪傳動的中心距保持一定比例。設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果2、計算總傳動比i由【4】* (2-4) 式i=n電：電動機的轉(zhuǎn)速nw：工作機構(gòu)的轉(zhuǎn)速.i=23.55i=23.553、分配各級傳動比：4、檢驗由【4】*表2-1,可知i皮=24考慮到傳動大則皮帶輪大輪與小輪直徑相差較大,小皮帶包角小,故取i皮=2 由【4】*(2-6)式 if=1.3isif-減速器高速級傳動比is-減速器低速級傳動比 i= i皮ifisi錐 = i皮1.3is2i錐 is=3則 if =3.9i實=23.931=23.4i=23.55 i=0.00640

9、.64%并且，所求is、if均在斜齒圓柱齒輪許可的范圍i之內(nèi)。i皮=2is=3if =3.9合理 三、運動參數(shù)的計算由于減速器是通用減速器，大批量生產(chǎn)。各零件的承載能力與電動機承載能力相對應(yīng)。因此以電動機的額定功率作為設(shè)計功率來計算。n, n,n_分別表示、軸輸入功率（kw） n,n,n分別表示、軸的轉(zhuǎn)速（r/min） t,t,t分別表示、軸的扭矩（nm）根據(jù)【4】* （211）式n=nm皮=5.50.96=5.28 kwn=n滾齒=5.50.960.980.97=5.02 kwn=n滾齒=5.020.980.97=4.77 kw由【4】*（2-10）式n=720r/minn=184.6185

10、 r/minn= =1440/23.4=62 r/min由【4】*(2-12)式t=9550n/n=95505.28/72070n.mt=9550n/n=95505.02/185260n.mt=9550n/n=95504.77/62735 n.m軸號轉(zhuǎn)速( r/min) 功率(kw) 扭矩(n.m)7205.28701855.02260624.77735第三章 各傳動零件的設(shè)計計算一、皮帶輪的設(shè)計計算.根據(jù)【3】*12-3 p356p360所列計算步驟及參考p360例題作如下設(shè)計：設(shè)計內(nèi)容計算與說明結(jié)果1、確定計算功率nca.nca=kw.nm kw工作情況系數(shù) 由【3】*表12-4得kw=1

11、.1nca=kwnm =1.15.5=6.05 kwnca=6.05kw 2、選擇皮帶型號根據(jù)nca及主動輪轉(zhuǎn)速 ，由 【3】*圖12-9 查得：皮帶輪型號為a型a型3、確定帶輪的計算直徑d1和d2確定主動輪的直徑d1驗算v確定大帶輪的直徑d2 確定中心距a和皮帶長度 驗算主動輪上的包角a1驗算（繞轉(zhuǎn)次數(shù)）確定皮帶的根數(shù)計算皮帶輪的拉力s0計算皮帶傳動作用在軸上的壓力根據(jù)d1dmin的原則，由【3】*表12-5查得： d1=100mmv=7.54m/s根據(jù)【3】*12-3推薦v=1020m/s。v過少，d1就小，將使所需的有效圓周力p過大，所需皮帶根 過多，故將d1取為d1=140mm這時v=

12、10.55m/s適合書推薦要求，且：vvmax=25m/s d2=i皮d1 =2140=280mma0a2a0理論中心距k a中心距計算系數(shù)由【3】表達126查得k a=1.08a0=1.08280=320.4mm 由【3】(1220)式l02a0 (d2d1) =3302.4(280140)=1280.4mm 由【3】表122查得,對應(yīng)的標準長度l和公稱長度lil=1275mm, li=1250mm aa0=302.4 300mm amin=a0.015l =3000.0151275 =280.875mm281mmamax=a0.03l=3000.031275=338.3mma1=18016

13、0=180160 =152120由【3】*公式（12-23）得 = = 8.27-1max max=20-1由【3】*（12-24）式=k:考慮包角不同時的影響系數(shù)由【3】*表12-7，并用插入法求得k=0.95(0.95-0.92)=0.926kl：考慮皮帶長度不同時的影響系數(shù)，即長度系數(shù)由【3】*表12-8，kl=0.93又：ne=（no+no）：考慮皮帶材質(zhì)情況的材質(zhì)系數(shù)，因為一般用途的傳動機構(gòu)中，多用棉線繩結(jié)構(gòu)的皮帶，取=0.75no：單根皮帶的許用功率。查【3】*表12-3 ， 并用插入法v=10.55s-1在10與11之間，no=2.15=2.08kwn0：計入傳動比的影響時，單根

14、皮帶所傳遞的功率增量。n0=kb n1(11/ki) kwkb:考慮不同型號皮帶的撓性不同對彎曲時的影響系數(shù),即彎曲時的影響系數(shù)。由3* 表12-9查得：kb =10310-3n1 主動輪轉(zhuǎn)速 1440r/minki 傳動比影響系數(shù)由3*表12-10 ki =1.12ne=kbn1(11/ki)=1.0310-31440(11/1.12)=0.1589 kw故ne=(n0+n0) =0.75(2.0825+0.1589)=1.68kwz=4（根）由3 * (12-25) s0=15.6g由3 *表12-11 取g=10n s0=156n=2zsosin12 =24156sin76o=1211n

15、v=7.54m/sd1=140mm 合格d2=280mma0=320.4mml0=1280.4mml=1275mmli=1250mma=300mma1=152合格ne=1.68kwz=4根s0=156nq=1211n 二、皮帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1、對三角皮帶帶輪設(shè)計的要求：、重量輕；、結(jié)構(gòu)工藝性好，無過大鑄造內(nèi)應(yīng)力，便于制造；、質(zhì)量分布均勻；、輪槽工作面要精細加工56，以減少皮帶的磨損；、應(yīng)保證一定的幾何尺寸精度，以使載荷分布均勻；、要有足夠的強度和剛度；、盡可能的從經(jīng)濟角度加以考慮。2、皮帶輪的材料 根據(jù)v=10.55ms30ms ,考慮到加工方便及經(jīng)濟性的原則，采用ht15-30的鑄鐵帶輪。3、結(jié)

16、構(gòu)尺寸的設(shè)計 、輪槽的設(shè)計對與a型皮帶由【3】*表12-12查得有關(guān)參數(shù) m f t s b b=34 12.5 3.5 16 10 11 6 68b=17 b=（z-1）t+2s=（4-1）16+210=68mm、小帶輪的設(shè)計d1=140mm3d，d為電機軸的直徑=32mm，3d=96mm，且d1300mm，故采用腹板式?？紤]到d1與3d較接近，為方便制造，腹板上不開孔。a)、有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸確定：由【3】*表達式12-13得：d1=1.8d=1.832=58mmd1=d22(mf)=140262(12.53.5)=110mmdw=d2f=14023.5=147mml=2d=232=64mmb)

17、、結(jié)構(gòu)圖如下：、大帶輪的設(shè)計 d2=280mm300mm， 故采用腹板式。又：d1d1=25058=192100 ，故在腹板上開4孔，a）、有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸如下：d=32mm; 第i軸直徑d1=1.832=58mmd0=0.5（d1d1）=0.5（25058）=154mmd1=280262（12.53.5）=250mmd0=0.25（2803058）=48mml=2d=322=64mmdw=d2f=2807=287mmb)、結(jié)構(gòu)圖如下：三、齒輪的設(shè)計1、齒輪傳動設(shè)計總體原則及分析：根據(jù)如下（設(shè)計說明書所給的傳動方案） 軸上作用著一對齒輪，為了減小軸所受的軸向力，應(yīng)使軸軸向力方向相反，由于軸的z4齒

18、輪受力方向應(yīng)與圓錐齒輪受力相反，故z4應(yīng)為右旋；同理，z3應(yīng)為左旋，z2應(yīng)為左旋，z1為右旋。 高速級齒輪的轉(zhuǎn)速較高，為改善接觸條件及使受力均布，高速級齒輪z1、z2的螺旋角應(yīng)大于低速級齒輪的螺旋角。 為滿足設(shè)計任務(wù)書之傳動平穩(wěn)的要求，齒輪的模數(shù)應(yīng)取較小值，而適當增大齒輪的齒數(shù)，這樣就能減小運動過程中的噪聲、振動，使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。2、高速級齒輪設(shè)計計算已知：n=720r/min，if=3.9,n=5.28kw,lh=530028=24000h、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按設(shè)計任務(wù)書給定的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作狀態(tài)的機器，轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選擇8級精度。工作機運轉(zhuǎn)過程

19、中受力不大，故選45鋼，便于制造，且價格較便宜，經(jīng)一定的熱處理后，綜合性能均能滿足要求。小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，hb1=270（由【3】*表8-16查得）大齒輪45鋼常化，hb2=200（由【3】*表8-16查得）大小齒輪齒面的硬度差為270200=70，是合理的。當運轉(zhuǎn)過程中較硬的小齒輪齒面對較軟的大齒輪齒面，會起較明顯的冷作硬化效應(yīng)，提高了大齒輪齒面的疲勞極限，從而延長了齒輪的使用壽命。齒數(shù)：取小齒輪齒數(shù)z1=23；則大齒輪齒數(shù)z2=3.923=89.790.齒面硬度hb350的閉式齒輪傳動中，據(jù)【3】*p183的設(shè)計準則，通常齒輪都是首先出現(xiàn)點蝕破壞，所以應(yīng)按接觸疲勞強度設(shè)計，按彎曲疲勞強度校

20、核，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。、螺旋角的確定：據(jù)【3】*p238推薦=715，取=135，小齒輪z1右旋，大齒輪z2左旋。、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由【3】*表8-17中公式d1t=a、 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)a)、試選kt=1.3；b)、t1=70nm=7104nmm；c)、由【3】*表8-15選取d=1；d)、由h=knhh0 ，【3】*式（8-41b）計算許用應(yīng)力。由【3】*圖8-68查得h01=550n/mm2。h02=450n/mm2。由【3】*（8-42）式：n=60njlh，其中n1=720r/min ， j=1 ， lh=24000h ，n2=185r/min。n1=60720124

21、00=1.04109 次，n2=60185124000=0.27109次。由圖8-69查得knh1=1，knh2=1.1h1=550n/mm2，h2=1.1450=495n/mm2，=522.5n/mm2。e)、計算z=zhzuzze由【3】*圖8-65查得：輪齒區(qū)域系數(shù)zh=2.44由【3】*p249經(jīng)驗決定，計入重疊系數(shù)影響的系數(shù)。z在0.780.85之間，取z=0.8由【3】*圖8-64查得：齒數(shù)比系數(shù)zu=1.14由【3】*表8-14查得：彈性影響系數(shù)ze=189.8 z=2.441.44189.80.8=422.4b、 設(shè)計計算a)、試算d1td1t=49.2mmb)、計算圓周速度v

22、=1.85m/sc)、求載荷系數(shù)k：k=kvkwk根據(jù)=0.57m/s由【3】*圖（8-56a）查得kv=1.03,由【3】*表8-12查得kw=1；由表8-13查得k=1.15 k=1.0311.15=1.1845d)、試選的kt值與實際的k值相差較大，應(yīng)校正所得分度圓直徑。由式（8-43）得d1=d1t=49.247.7mme)、計算模數(shù)mn=2mmmn與標準值相符。由前有關(guān)計算知：z1=23， mn=2mmz2=90, d1=47.7mmf)、按標準模數(shù)計算分度圓直徑： d1=47.22mmd2=184.78mmg)、計算中心距a=116mmb=dd1=147.22=47.22圓整該數(shù)值

23、，并取b=50mm b=b2=50mmb1=55mm、校核齒根彎曲疲勞強度：由【3】*表8-17查得校核公式為b=yysaylbft=2965nzv1=24.88齒zv2=97,4齒由【3】*圖8-61查得齒形系數(shù)y1=2.62,y2=2.17由【3】*圖8-62查得：應(yīng)力校正系數(shù)ysa1=1.65ysa2=1.87由表8-17查得接觸線系數(shù)yl=0.55由【3】*（8-41）a式，b=knbb0由圖8-67查得彎曲壽命系數(shù)knbknb1=knb2=1由【3】*圖（8-66）查得b1=420n/mm2,b2=380n/mm2校核計算由【3】*式（8-89）b=yysaylb b1=2.621.

24、650.55=83.5n/mm2b1=420n/mm2b2=b1=83.5=78.4n/mm2 b2=380n/mm2故所設(shè)計齒輪合格。、結(jié)構(gòu)設(shè)計a、小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由【3】*8-27推薦，當齒根圓到鍵槽頂部e2mt時，宜將齒輪做成齒輪軸， mt=2.05mm e22.053=4.1由于第一軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中小齒輪處的軸d=47,而小齒輪的齒根圓dfdf=d12hf=d12hatmt2c*mt=d12(h*anc*n)mn=47.222(10.25)2=42.22mm。顯然e2mt故需做成齒輪軸。其結(jié)構(gòu)見軸的結(jié)構(gòu)圖。b、對于大齒輪：由【3】*8-27推薦：當da500mm時，采用腹板式結(jié)構(gòu)。有關(guān)參數(shù)

25、：da=d22h*amn=184.7822=188.78mmd4=d=47mm,d為軸安裝大齒輪處的軸徑。d3=1.6d4=75.2mm76mmd0=da10mn=188.78102=168.78mm170mm。為滿足強度，取d0=160mm。d2=0.35(d0d3)=0.35(16076)32mm。d1=118mmc=0.25（b2）=0.2550=12.5mm ，取c=12mmn=0.5mm=0.51.5=0.75mm1mmr=5mm。高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖如下：3、低速級齒輪傳動已知：n=185r/min， n=62r/min， is=3，n=5.02kw, lh=24000h,1）、選定

26、齒輪類型、精度等級、材料齒數(shù)及螺旋角a 、根據(jù)任務(wù)書及齒輪設(shè)計總體原則，小齒輪z3左旋，大齒輪z4右旋。b、齒輪精度與高速級齒輪相同，為8級精度。c、材料仍為45#鋼，由【3】*表8-16小齒輪調(diào)質(zhì)hb3=270大齒輪?；痟b4=200d、齒數(shù)：z3=37齒，z4=373=111齒e、螺旋角取=1136.2)、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 hb350，是軟齒面接觸，其破壞形式主要為點蝕，故按接觸強度設(shè)計，按彎曲強度校核。由【3】*表8-17查知：d3t其中； kt=1.3，t2=260nm，d=1由【3】*圖8-68h03=550n/mm2h04=450n/mm2(注：低速級齒輪傳動設(shè)計的原理、含義

27、與高速級相同)設(shè)計內(nèi)容計算與說明結(jié)果設(shè)計計算：a）、計算d3tb）、計算圓周速度c)、求kd)、校正分度圓e)、計算模數(shù)f)、分度元直徑g)、計算中心距h)、計算齒輪的工作寬度3）、校核齒輪彎曲疲勞強度a)、計算圓周力b)、確定公式中的各系數(shù)c)、計算d)、校核計算由【3】*式8-42可得：n=60njlhn3=6018524000=2.7108次n4=606224000=8.9107次由【3】*圖8-69查得knh3=1.07，knh4=1.14h3= knh3h03=1.07550=588.5n/mm2h4=knh4h04=1.14450=513n/mm2由【3】*p250推薦h=551n

28、/mm2由【3】*圖8-65查得：zh=2.44ze=189.8(由【3】*8-14)z=0.8(由【3】*p249)z=1.15(由【3】*圖8-64)z=2.441.15189.80.8=426.1d3t=73.8mmv=0.17m/s根據(jù)：=0.263m/s查3*表8-12 . 得kw=1查3*表8-13. 得k=1.15 k=1.0211.15=1.173=71.29mmmn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=dd3=175.5=75.5mm取b=b4=75mmb3=80mm據(jù)【3】*表8-17查得校核公式為 由【3】*圖8-61查得： 由【3】*圖8-62

29、查得：由【3】圖8-17查得：由查【3】圖8-67，得由圖8-67查得：故得： 由式得：=h=551n/mm2z=426.1d3t=73.8mmv=0.17m/sd3/=71.29mmmn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=75mmb3=80mm合格4）結(jié)構(gòu)設(shè)計 a、大齒輪z4a、有關(guān)尺寸b、結(jié)構(gòu)圖b小齒z3根據(jù)3*8-27推薦（p257）當n=0.52=1mm r=5mm(見36頁圖-) 由3*8-27 推薦（p257） 當時，可做成實心結(jié)構(gòu)，故將齒輪3做成實心結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)圖見36頁(圖二)四、各軸的設(shè)計（一）、各軸設(shè)計的總體思想1、 因減速器傳遞的功率不大，工作平

30、穩(wěn)，且無特殊要求，故各軸的材料均采用45鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理，以便獲得好的綜合機械性能。2、在保證強度足夠的情況下，應(yīng)盡量使體積小，同時還應(yīng)注意機器各部分的協(xié)調(diào)性。3、各軸的軸向定位長度參照3 *p616例題及各軸的位置關(guān)系和安裝要求，同時參考4*表3-2，1*中有關(guān)標準件的尺寸而確定，其長度大小見各軸結(jié)構(gòu)圖。4、常用的聯(lián)軸器中，剛性凸緣聯(lián)軸器的成本低，傳遞扭矩大，但不能消除沖擊，不能消除由于兩軸傾斜或不同心而引起的不良后果，而設(shè)明書中要求工作平穩(wěn)，故不宜選用。彈性圈柱銷聯(lián)軸器，壽命較低，且加工要求高。尼龍柱銷聯(lián)軸器用于起動頻繁的高低速起動，制造和維修容易，結(jié)構(gòu)簡單，壽命長，能緩沖和減震，且可代

31、替彈性柱銷聯(lián)軸器，故本減速器選用尼龍柱銷聯(lián)軸器。由【1】*表10-1查知：q/zb123-73由【1】*表10-7查得：nssq/eb123-735、各軸的周向定位均采用普通平鍵，聯(lián)軸器處采用雙鍵，單鍵強度不夠（見后面鍵的校核）。6、各軸上軸承均采用向心推力球軸承，因為向心推力球軸承價格便宜，既能承受軸向力，又能承受徑向力，且相對圓錐滾子軸承來說尺寸小，故軸選用：0基本游隙組，標準精度級，一對36208，ddb=408018；軸選用36308，ddb=409023。軸選用36211,ddb=5510021。各軸承的校核見后軸承校核部分。7、由于低速級齒輪的圓周速度v=0.7m/s2m/s，根據(jù)

32、【4】*p20可知，濺油功用不大，潤滑不理想，故應(yīng)用油脂潤滑。由于高速級齒輪轉(zhuǎn)速較高，為了避免沿沿嚙合的輪齒擠出的熱油流入軸承，第軸（裝有小齒輪）的軸承采用了擋油板，第、軸都有一大齒輪浸入油中，為了防止油脂的稀釋，采用了油環(huán)，由于甩油環(huán)不是標準件為生產(chǎn)方便，把甩油環(huán)和套筒連成一體成為一個零件，此外各圓角半徑均由【1】*表3-9，及【3】*p616例題知。8、各軸設(shè)計時的有關(guān)參數(shù)如下：級別齒數(shù)mnnh*a分度圓直徑高速級z1=23z2=902135201d1=47.22d2=184.78低速級z3=37z4=11621130201d3=75.5d4=226.5p1=p2=2964np3=p4=p

33、1=2964=1108npa1=pa2=p1tg=2964tg135=689npr3=pr4=2629n，pa3=pa4=1452n。（二）、軸的設(shè)計1、選材2、初步確定軸的最小直徑3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和分析參照【3】*p616例題，根據(jù)總體原則選用45#鋼。由【3】*查表21-1得：b=650n/mm2，-1=300n/mm2,-1=155n/mm2。由【3】*式21-2dmina0(cm)查【3】*表21-2，得a0=11，故dmin11=21.4mm顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大皮帶輪處的軸徑，為了使所選直徑與皮帶輪相適應(yīng)，即協(xié)調(diào)性，考慮到電機軸徑為32mm,故選取d-=32mm。（安裝大皮

34、帶輪處）。參照p33頁結(jié)構(gòu)圖，由于d-=32mm，軸承處可取35mm的內(nèi)徑，但考慮到大帶輪較大，為使定位可靠，且不增加套筒，使軸承取40的內(nèi)徑，這樣不會使軸徑過大，又少一套筒，結(jié)構(gòu)較合理，定位也可靠。b=650n/mm2，-1=300n/mm2,-1=155n/mm2。dmin=21.4mm4.皮帶輪上力的分解由于電機軸與軸的安裝高度不在同一軸線上，故應(yīng)進行力的分解：其中h是電機軸距地面軸的高度h=132mm，32是大齒輪z4距箱體底內(nèi)的高度。tg=7為箱體底厚度。a=300mm ，為兩帶輪的中心距。 tg=0.0775 =426故qr=qcos426=0.99711211=1207nq=qs

35、in426=94n5、求軸上的支反力及彎距各彎距和支反力:ma= = =32535nmm、垂直力：rbv=1293nrdv= rbv+pr1-q r =1293+1108-1207=1196n、彎距 ：mcv=rdvl3=119656.5=67574nmm、ma=32535nmm ， rbv=1293n，rdv=1196nmcv=67574nmmmcv=qr(l1+l2)-ma-rbvl2=1207(94+149)-32535-1293149=67640nmmmbv=qrl1=120794=113270nmm。 、rbh=678nrdh=q+rbh-pa=94+678-2964=-2200nm

36、bh=ql1=8836nmmmch=rdhl3=220056.5=124526nmm、=113830nmm=141710nmm、按照材料力學中第三強度理論：mca=：考慮扭矩和彎矩作用性質(zhì)差異的系數(shù)。由【3】*p609，=0.59 mcc=147606nmmmcb=121090nmm。6.初步校核 7判斷危險剖面8疲勞強度的校核a、作用于剖面上的彎矩mb、上的扭矩c、作用于剖面上的彎曲應(yīng)力和剪應(yīng)力對c面校核，因為c面彎矩最大由 由【3】*表21-3查得 由求得的彎矩值可知c剖面的彎矩最大，但c剖面是齒輪處，齒雖然挖進了齒內(nèi)，但此軸是很寬裕選擇軸徑的，c處已滿足強度要求故不再校核。剖面處，雖然有較大的突變，但因軸徑寬裕，且只受有不大的彎矩作用，故不需校核。對于剖面，軸的突變較大，且同時受有扭矩和彎矩作用，應(yīng)力集中也較大，故應(yīng)對剖面作安全系數(shù)的驗查，即疲勞強度的校核?？箯澠拭婺?shù)：抗扭剖面模數(shù)： 由【3】*表5-4查得 應(yīng)力集中系數(shù) 由【3】*圖5-8可得軸的材料的敏感系數(shù)： 合格m=141523nmm 由【3】*式（5-20），有效應(yīng)力集中系數(shù) 由【3】*圖5-9得尺寸系數(shù) 由【3】*圖5-10得尺寸系數(shù)按精車加工，由【3】*圖5-11得：表面質(zhì)量系數(shù)=0.92。軸表面未經(jīng)強化處理，強化系數(shù)q=1由