雙級斜齒輪減速器設(shè)計說明書課件

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目雙級：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設(shè)計汽車學院院（系）車輛工程專業(yè)班級0615112學號061511213設(shè)計人： 沈一鳴指導(dǎo)老師：杭魯濱完成日期：2014年1月17日上海工程技術(shù)大學目錄課程設(shè)計任務(wù)書1一、傳動方案21.1 傳動方案說明21.2 電動機31.2.1選型說明31.2.2所需功率及額定功率31.2.3 額定轉(zhuǎn)速41.2.4電動機型號及安裝尺寸41.3傳動比分配51.3.1總傳動比51.3.2各級傳動比的分配及其說明51.4各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率6二、各級傳動設(shè)計72.1 V帶傳動72.1.1主要傳動參數(shù)和其設(shè)計計算72.1.2 帶輪材料，結(jié)構(gòu)及其主要

2、尺寸92.2齒輪傳動92.2.1 高速級齒輪傳動設(shè)計92.2.2低速級齒輪傳動設(shè)計142.2.3齒輪的主要傳動參數(shù)和尺寸182.4各軸實際值數(shù)值及合理性檢驗192.4.1各軸實際轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率192.4.2設(shè)計合理性檢驗192.5聯(lián)軸器的設(shè)計192.5.1選用說明192.5.2聯(lián)軸器的型號20三、軸與輪轂的連接203.1減速器各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計203.1.1高速軸203.1.2低速軸223.1.3中間軸233.2低速軸的強度校核243.3各軸鍵的強度校核273.3.1鍵的選取273.3.2高速軸鍵的校核：283.3.3中間軸鍵的校核：283.3.4低速軸鍵的校核：28四、軸承的選用與校核29

3、4.1減速器各軸承的選用294.2高速軸軸承的壽命驗算294.2.1預(yù)期壽命294.2.2壽命驗算29五、減速器的潤滑與密封315.1齒輪傳動的潤滑315.1.1潤滑方式的確定315.1.2潤滑油牌號的確定315.1.3所需油量計算315.2滾動軸承的潤滑325.3減速器的密封32六、減速器箱體及其附件326.1箱體設(shè)計326.2主要附件及其結(jié)構(gòu)形式346.2.1窺視孔和視孔蓋346.2.2通氣器346.2.3油面指示器346.2.4定位銷346.2.5起蓋螺釘356.2.6起吊裝置356.2.7放油孔及螺塞35七、小結(jié)36參考資料3752傳送速度：V=0.78m/s鼓輪直徑：D=325mm鼓

4、輪軸所需扭矩：T950Nm課程設(shè)計任務(wù)書I. 題目：鑄鋼車間砂傳送帶傳動裝置設(shè)計II. 傳動方案：1電動機 2V帶傳動 3展開式兩級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器5底座 6傳動帶鼓輪 7傳動帶III. 設(shè)計參數(shù)：傳送速度v=0.78 m/s鼓輪直徑D=325 mm鼓輪軸所需扭矩T=950 NmIV. 其他條件：工作環(huán)境通風不良、單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、使用期限為5年、小批量生產(chǎn)、底座（為傳動裝置的獨立底座）用型鋼焊接。傳動方案：雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動一、傳動方案1.1 傳動方案說明傳動裝置平面布置簡圖1電動機 2V帶傳動 3展開式兩級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器 5底座 6傳動帶鼓輪 7傳動帶本裝置使用

5、V帶和雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動，V帶傳動布置在齒輪的高速級，傳動帶鼓輪布置在低速級。將V帶傳動設(shè)置在高速級可使結(jié)構(gòu)緊湊，發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，吸震緩沖，減少噪聲的作用，而且更能起到過載保護的作用。工作環(huán)境有粉塵，應(yīng)使用閉式傳動。斜齒輪承載能力強，傳動平衡，軟齒面齒輪的加工方便。故采用雙級閉式軟齒面圓柱斜齒輪傳動。綜上所述，本方案從設(shè)計任務(wù)書所給定的條件來看具有合理性和可行性。電動機類型：Y(IP44)型三相異步電動機主動軸所需功率Pw=4.5597 kW總效率=0.79951.2 電動機1.2.1選型說明工作現(xiàn)場有三相交流電源，因無特殊要求，一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機為Y系列鼠籠

6、式三相異步交流電動機，其效率高，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。本裝置的工作場合屬一般情況，無特殊要求。故采用此系列電動機。此外，根據(jù)工作要求和安裝需要，采用一般用途的Y(IP44)系列臥式封閉結(jié)構(gòu)三相異步電動機。1.2.2所需功率及額定功率工作機主動軸所需功率Pw：Pw= Tnw9550v= Dnw601000Pw= T601000v9550DT =950 Nmv =0.78msD =325 mmPw= 9506010000.789550325=4.5597 kW電動機輸出功率Pd：Pd= Pw= 帶滾3齒2聯(lián)1V帶傳動的效率帶 =

7、 0.95滾動軸承的效率滾 = 0.98圓柱斜齒輪傳動的效率齒= 0.96彈性聯(lián)軸器的效率聯(lián) = 0.990= 0.950.9840.9620.9901=0.8158電動機輸出功率Pd=5.7032kW電動機型號：Y132M-4型電動機Pd= 4.55970.7915=5.7032kW根據(jù)PedPd，由2文中1為參考資料1 ，2為參考資料2。詳情請見P38。 p.196表20-1，選取電動機額定功率7.5kW。1.2.3 額定轉(zhuǎn)速電動機可選轉(zhuǎn)速ndnd=ivi減nwiv為24i齒為36，二級圓柱齒輪減速器i減為936nw=601000vD =6010000.78300 =45.8366rmin

8、ndmin=2945.8366=825.0588rminndmax=43645.8366=6600.4704rmin初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min和1500r/min的電動機進行比較1.2.4電動機型號及安裝尺寸參照Y系列電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)，外形和安裝尺寸，綜合考慮其傳動裝置的尺寸、重量、價格等因素后，并結(jié)合Y系列電動機的主要參數(shù)，選用Y132M2-4型的電動機。表1 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）同步轉(zhuǎn)速（r/min）質(zhì)量（kg）Y132M-47.51440150081總傳動比i總=31.4159各級傳動比分配： iv=2表2電動機的外型和安裝尺寸型號H

9、ABCDEFGDGL13221614089388010833515Y132S-4KABADACHDAABBHA1228021013531560200181.3傳動比分配1.3.1總傳動比電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/mini總=nmnw=144045.8366=31.41591.3.2各級傳動比的分配及其說明減速器各級傳動比的分配，直接影響減速器的承載能力和使用壽命，還會影響其體積、重量和滑。傳動比一般使各級傳動承載能力大致相等。同時以使大齒輪有接近的浸油深度，還能使減速器具有較小的輪廓尺寸，但不能使高速級傳動比過大，否則會使傳動零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比。本方案所

10、采用的展開式兩級圓柱斜齒輪傳動方式，參照經(jīng)驗值，取i1=1.3i2。式中：i1高速級齒輪理論傳動比i2低速級齒輪理論傳動比i總=nmnw=144045.8366=31.4159i減=i總iv=31.41592=15.7080i1=4.5189i2=3.4761各軸的傳遞功率：PO=7.5kW PI=7.125kW PII=6.7032kW PIII=6.3064kWP輪=6.1185kW各軸的理論轉(zhuǎn)速：nm=1440 rminnI=720 rmin nII=159.3308rminnIII=45.8361rmin nw=45.8366rmin各軸的理論轉(zhuǎn)矩：TO=49.7396NmTI=94.

11、5052NmTII=401.7777NmTIII=1313.9451Nm T輪=1274.7821Nmi減=i1i2 i1=4.5189 ；i2=3.47611.4各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率（1）各軸的傳遞功率電機軸PO=Pd=7.5kW第I軸 PI=PO帶=7.50.95=7.125kW第II軸 PII=PI齒滾=7.1250.960.98=6.7032kW第III軸 PIII=PII齒滾=6.70320.960.98=6.3064kW鼓輪軸P輪=PIII滾聯(lián)=6.30640.980.99=6.1185kW（2）各軸的理論轉(zhuǎn)速電機軸nm=1440rmin第I軸nI=nmiv=14202=720

12、 rmin第II軸 nII=nIi1=7204.5189=159.3308 rmin第III軸nIII=nIIi2=159.33083.4761=45.8361rmin鼓輪軸 nw=45.8366rmin（3）各軸的理論轉(zhuǎn)矩TO=9550POnm=95507.51440=49.7396 NmTI=9550PInI=95507.125720=94.5052 NmTII=9550PIInII=95506.7032159.3308=401.7777 NmTIII=9550PIIInIII=95506.306445.8361=1313.9451Nm T輪=9550P輪nw=95506.1185 45.

13、8366=1274.7821Nm帶型選擇：A型V帶基準直徑：dd1=120mmdd2= 240mm帶速：v9.048 ms基準長度：Ld=1400 mm二、各級傳動設(shè)計2.1 V帶傳動2.1.1主要傳動參數(shù)和其設(shè)計計算帶式運輸機，不均勻負荷，輸出功率Pd=5.5892 kW，轉(zhuǎn)速nm=1440 r/min，傳動比iv=2，一天運行1016小時。1. 確定計算功率Pca由1 P156表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.2故Pca=PdKA=7.51.2=9kW2.選取V帶類型根據(jù)Pca=9 kW、nm=1440 r/min ，查P157,圖8-11，選用A型V帶。3.確定帶輪基準直徑取滑動率=0.

14、015由P157表8-8，取小帶輪基準直徑dd1=120mm根據(jù)iv=n1n2dd2dd1從動輪基準直徑dd2=dd1iv1-=1202(1-0.015)=240mm取dd2=240mm驗算帶的速度v=dd1nm601000=1201440601000=9.048 ms帶的速度合適。4.確定普通V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初步確定中心距a0=400mm計算所需的基準長度Ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1-dd2)24a0=1374.485mm由P146表8-2選取帶的基準長度Ld=1400mm中心距a：391.7575454.7575m

15、m主動輪包角：1=163.34V帶的根數(shù)：5根預(yù)緊力：(F0)min=169.1085N壓軸力FP=1673.2442 N計算實際中心距aaa0+Ld-Ld02=412.7575 mmamin=a-0.015Ld=391.7575 mmamax=a+0.03Ld=454.7575 mm中心距的變化范圍為391.7575454.7575mm。5.驗算主動輪上的包角11=180-dd1-dd257.3a =180-240-12057.3412.7575=163.341120主動輪上的包角合適。6.計算普通V帶的根數(shù)z根據(jù)1 式（8-26）z=Pca（P0+P)KKL由n1=1440r/min，dd

16、1=120mm ，iv=2，v=9.048 ms查P152、153表8-4a、b得：P0=1.9kW ;P=0.168kW又1= 163.34查1 P155表8-5得K =0.955查P146表8-2得K L= 0.96則：z=9(1.9+0.168)0.9550.96=4.74705取z=5根7.計算預(yù)緊力F0(F0)min=500(2.5-K)PcaKzv+qv2查P149表8-3得q=0.10 kg/m F0min=5002.5-0.95590.95559.048+0.109.0482=169.1085N8.計算作用在軸上的壓軸力FPFP=2zF0sin12=25169.1085sin1

17、63.342 =1673.2442N2.1.2 帶輪材料，結(jié)構(gòu)及其主要尺寸據(jù)2 P197，發(fā)電機Y132M軸徑d=38 mmdd1=120mm2.5d所以據(jù)2 P65，小帶輪采用腹板式，材料灰鑄鐵表3傳動帶輪的主要尺寸槽型bdBhahfeF小帶輪A1113.22.758.7150.310-1+26大帶輪A1113.22.758.7150.310-1+26C輪槽數(shù)BlddD小帶輪34105505010038大帶輪341055050200382.2齒輪傳動2.2.1 高速級齒輪傳動設(shè)計1. 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)（） 選用圓柱斜齒傳動（）雙班制工作，使用期限5年，精度等級選7級精度（）

18、材料選擇。由1p.191表（10-1）小齒輪為45號碳鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理ML，HBS=250；大齒輪為45號鋼，初選齒數(shù)：z1=23z2=104初選螺旋角：=14小齒輪傳遞的扭矩：T1=9.26104Nmm齒寬系數(shù)：d=1調(diào)質(zhì)處理ML，HBS=210，與小齒輪硬度相差40（4） 初選小齒輪z1=23大齒輪z2=iIz1=103.9347 Z2取104初選螺旋角=142按齒面接觸強度設(shè)計d1t32KtTIdu+1uZHZEH2a. 初選載荷系數(shù)Kt=1.6b. 小齒輪傳遞的扭矩T1=TI滾=9.26104 Nmmc. 由1 p.205表10-7, ?。糊X寬系數(shù)d=1d. 由1 p.215圖10-2

19、6根據(jù)z1=23, z2=104 =14查得：a1=0.77 ;a2 =0.88所以，端面重合度a=a1+a2=1.65e. 據(jù)=14,由1P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.43f. 由1P201表10-6 ，查得材料的彈性影響系數(shù)ZE= 189.8 MPag. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由1P209圖10-21(d)，小齒輪的Hlim 1= 540MPa，大齒輪的Hlim 2= 480 MPaN1=60n1jLh=1.296109NcN2=60n2jLh=2.868108Nc由1P207圖10-19,查得：接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= 0.89，KHN2=0.96安全系數(shù)SH=1所以H1=K

20、HN1Hlim 1SH=480.6MPaH=470.7MPad1t59.493mmH2=KHN2Hlim 2SH=0.96480=460.8MPaH=H1+H22=480.6+460.82=470.7 MPaH1.23H2，所以取H=470.7MPa代入計算小齒輪分度圓直徑d1td1t32KtTIdu+1uZHZEH2=59.493 mm計算圓周速度v=d1tnI601000=2.243ms計算齒寬bt及模數(shù)mntbt=dd1t=59.493mmmnt=d1tcosz1=2.5098mmh=2.25mnt=5.64705 mmbh=59.4935.64705=10.535計算縱向重合度=0.3

21、18dz1tan=1.824計算載荷系數(shù)K載荷時輕微沖擊，由1P193，表10-2KA = 1.25，由P194，圖10-8查得Kv = 1.08 (選用7級精度)Ft=2TId1t=3.113NKAFtbt=65.407據(jù)2P195表10-3，取KH=KF=1.43據(jù)2P197表10-4 ，按軟齒面，非對稱布置，7級精度，bt=59.493，d=1，得KH=1.421載荷系數(shù)：K=2.7432按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=71.2052mm載荷系數(shù)：K=2.5579P198圖10-13由，bh=10.535，KH=1.421，得KF=1.325故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=2.

22、7432按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1=d1t3KKt=71.2052 mmmn=d1cosz1= 3.004mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaFK=KAKvKFKF=2.5579T1=9.26104 Nm根據(jù)=1.824，從P217 圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.875計算當量齒數(shù)zv1=z1cos3=25.178zv2=z2cos3=113.847由1P200表10-5得，齒形系數(shù)： YFa1=2.617，YFa2=2.169應(yīng)力校正系數(shù)：YSa1=1.590，YSa2=1.801由1P208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度強度極限FE

23、1=350 MPa，F(xiàn)E2=325 MPa由1P206圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNN1=1.296109，N2=2.868108KFN1=0.86，KFN2=0.91計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.45mn1.919選定齒數(shù)：z1=35z2=158中心距：a=198.9084螺旋角：=0.2462大齒輪的分度圓直徑:d1=72.176mm小齒輪的分度圓直徑:d2=325.825mm F1=KFN1FE1S=301MPaF2=KFN2FE2S=295.75MPaYFa1YSa1F1=0.01383YFa2YSa2F2=0.01321YFaYSaF=YFa1YSa1F1，Y

24、Fa2YSa2F2max=0.01383設(shè)計計算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=1.919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)，取mn=2，已可滿足彎曲強度。但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=71.2052有的齒數(shù)。于是由z1=d1cosmn=34.545取Z1=35，Z2=uZ1=158.261，取Z2=158幾何尺寸計算（1）計算中心距a=z1+z2mn2cos=198.9084圓整后a取178 mm（） 計算螺旋角和大、小齒輪的分度圓直徑=arccosz1+z2mn2a=0.2462改變不多

25、，參數(shù)不必修正d1=z1mncos=72.176d2=z2mncos=325.825a=d1+d22=199.0005（3） 計算齒輪寬度b=dd1=171.2052=71.2052齒輪寬度:B2=70B1=75初選齒數(shù)：z1=28z2=98初選螺旋角：=14小齒輪傳遞的扭矩：T2=3.94105 Nm齒寬系數(shù)：d=1圓整后取B2=70 B1=752.2.2低速級齒輪傳動設(shè)計低速級1. 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)（） 選用圓柱斜齒傳動（） 運輸機為一般工作，及其速度不高，精度等級選7級精度（） 材料選擇。由1p.191表（10-1）小齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS=245，MQ；大齒輪

26、為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS=210，ML，與小齒輪硬度相差35（） 初選小齒輪z3=28大齒輪z4=iIz3= 97.3308z4 取98初選螺旋角=142按齒面接觸強度設(shè)計d3t32KtT2du+1uZHZEH2a. 初選載荷系數(shù)Kt=1.6b. 小齒輪傳遞的扭矩T2=TII滾=3.93742105 Nmmc. 由1 p.205表10-7, ?。糊X寬系數(shù)d=1d. 由資料1 p.215圖10-26根據(jù)z3=28, z4=98, =14查得：a1=0.78 ;a2 =0.87所以，端面重合度a=a1+a2=1.65e. 據(jù)=14,由1P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433f. 由1

27、P201表10-6 ，查得材料的彈性影響系數(shù)ZE= 189.8 MPag. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由1 P209圖10-21(d)，小齒輪的Hlim 1=597 MPa由1 p.209圖10-21(c)，大齒輪的Hlim 2= 488 MPaN1=60n1jLh=2.868108NcN2=60n2jLh=0.825108Nc由1 P207圖10-19,查得：接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= 0.93，KHN2=0.96H=511.845 MPad3t92.819mm取安全系數(shù)SH=1所以H1=KHN1Hlim 1SH=555.21 MPaH2=KHN2Hlim 2SH=468.48MPaH=H1+H2

28、2=511.845 MPaH100 Nm載荷系數(shù)：K=2.2508按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3=104.0001mm載荷系數(shù)：K=2.06145據(jù)P195表10-3，取KH=KF=1.2P197表10-4 ，按軟齒面，非對稱布置，7級精度，bt=92.819，d=1，得KH=1.4291P198圖10-13由，bh=12.8254，KH=1.4291，得KF=1.378故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=2.2508按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d3=d3t3KKt=104.0001 mmmn=d3cosz3=3.6040mm按齒根彎曲強度設(shè)計mn32KT1Ycos2dz12YF

29、aYSaFK=KAKvKFKF= 2.17035TII=3.94105 Nmm根據(jù)=2.22002，從P217 圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.875計算當量齒數(shù)zv3=z3cos3=30.651zv3=z3cos3=107.279由1 P200表10-5得齒形系數(shù)： YFa1=2.511，YFa2=2.172應(yīng)力校正系數(shù)：YSa1=1.6283，YSa2=1.7975由1 P208圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度強度極限FE1=440MPa，F(xiàn)E2=320MPa由1 P206圖10-18查彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNN1=2.868108，N2=0.825108KFN1=0.91，KFN

30、2=0.96mn2.7177mm 選定齒數(shù)：z3=34z4=118中心距：a=234.98mm螺旋角：=0.2447大齒輪的分度圓直徑:d3=92.647 mm小齒輪的分度圓直徑:d4=364.8694mm計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.45F1=KFN1FE1S=276.138MPaF2=KFN2FE2S=211.862MPaYFa1YSa1F1=0.01481YFa2YSa2F2=0.01843YFaYSaF=YFa1YSa1F1，YFa2YSa2F2max=0.01843設(shè)計計算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF= 2.7177 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲

31、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)，取mn=3，已可滿足彎曲強度。但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=104.0001mm 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z3=d1cosmn=33.637取z3=34，z4=uz1=117.73取z4=118幾何尺寸計算（1）計算中心距a=z1+z2mn2cos=234.98 mm圓整后a取198 mm（） 計算螺旋角和大、小齒輪的分度圓直徑=arccosz1+z2mn2a=0.2447改變不多，參數(shù)不必修正d3=z1mncos=105.1319mmd4=z2mncos=364.8694mm齒輪寬度:B4=10

32、5B3=110a=d3+d42=235mm（3） 計算齒輪寬度b=dd3=1105.1319=105.1319mm圓整齒輪寬度B4=105 mm，B3=110mm2.2.3齒輪的主要傳動參數(shù)和尺寸表4齒輪材料及主要傳動參數(shù)高速級齒輪齒數(shù)材料熱處理表面硬度分度圓直徑dZ13545號鋼調(diào)質(zhì)250HBS72.176 mmZ215845號鋼調(diào)質(zhì)210HBS325.825mm傳動傳動比i中心距a模數(shù)m螺旋角計算齒寬b4.5189198.91mm21471.2052mm低速級齒輪齒數(shù)材料熱處理表面硬度分度圓直徑dZ33445號鋼調(diào)質(zhì)245HBS105.1319 mmZ411845號鋼調(diào)質(zhì)210HBS364

33、.8694mm傳動傳動比i中心距a模數(shù)m螺旋角計算齒寬b3.4761234.98 mm314105.1319mm表5 齒輪幾何尺寸（mm）序號分度圓d齒頂圓da齒根圓df齒寬B172.17676.17667.176752325.825329.825320.825703105.131911.131997.63191104364.8694370.8694357.3694105設(shè)計誤差：i=0.26%2.4各軸實際值數(shù)值及合理性檢驗軸號P(KW)T(N.m)N(r/min)傳動比i電機軸7.549.7376144027.12594.50527204.51896.7032401.7777159.333

34、.47616.30641313.94545.83611鼓輪軸6.11851274.782145.83662.4.1各軸實際轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率表6 各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩及傳遞功率2.4.2設(shè)計合理性檢驗i=31.4159 i理=31.33445i=i-i理i理=31.4159-31.3344531.33445=0.0026誤差在3%5%，符合要求2.5聯(lián)軸器的設(shè)計2.5.1選用說明本設(shè)計中選用彈性柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器軸向補償量大，徑向補償量小，彈性和緩沖性較差，工作溫度為-20+70C。主要用于載荷較平穩(wěn)，啟動頻繁，對緩沖要求不高的中低速軸系傳動。該聯(lián)軸器的優(yōu)點符合本設(shè)計要求。聯(lián)軸器選?。篐L5型彈

35、性柱銷聯(lián)軸器2.5.2聯(lián)軸器的型號通過計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca：Tca=KAT查1 p.351.表14-1轉(zhuǎn)矩變化小，KA選1.5在此處鍵入公式。由2 p.164表17-4所以選用HL5型聯(lián)軸器表7聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩Nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kgm2許用補償量軸向徑向角向HL520002500(鐵)501422205.41.50.15030三、軸與輪轂的連接3.1減速器各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1.1高速軸此軸為齒輪軸，因此與齒輪1采用相同材料45號鋼最小軸徑：dI-II=30 mmdII-III=34 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7309CdIII

36、-IV=45 mmdV-VI=45mmdIV-V=52 mm鍵的選用：C型鍵1081.確定最小軸徑d：已知高速軸上的功率P1，轉(zhuǎn)速nI，扭矩TI。由P370表14-2，A0取較大值125 dminA03PIIInIII=26.8366mm 為裝大帶輪，軸徑擴大5%7%，又要與帶輪孔徑配合查2 P65 表9-1，取系列值dI-II=30mm。2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).擬定軸上零件的裝配方案(2).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度.為滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端制出一軸肩，并與唇形密封圈內(nèi)徑匹配，依照2P158表16-9，取dII-III=34 mm，左端用軸端擋圈定位。.初步

37、選滾動軸承。選用角接觸球軸承7309C，取dIII-IV=dV-VI=45 mm，由于為齒輪軸，左、右端滾動軸承都采用軸端定位，取dIV-V=52 mm。.根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，故取lII-III=68 mm(3)軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接按dI-II=30mm，由2P140表6-1查得平鍵截面bh=10mm8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40 mm，滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為r6(4).確定軸上圓角和倒角尺寸參考1P365表15-2，取軸端倒角145，各軸肩處的圓角半徑均取1 mm。最小軸徑：dI-II

38、=60mmdII-III=64 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7314CdIII-IV=70 mmdVI-VII=70 mmdV-VI=82 mmdIV-V=86 mm鍵的選用：A型鍵2514A型鍵18113.1.2低速軸采用45號鋼1.初步確定軸的最小直徑：已知高速軸上的功率PIII，轉(zhuǎn)速nIII，扭矩TIII。由P370表14-2，A0取較小值105dminA03PIIInIII=54.206mm輸出軸的最小直徑應(yīng)與聯(lián)軸器HL5的孔徑相適應(yīng)，且以鍵進行周向定位，擴大5%7%，故取dI-II=60 mm，半聯(lián)軸器長度L= 142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107 mm。2.軸的結(jié)

39、構(gòu)設(shè)計(1).擬定軸上零件的裝配方案(2).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度.為滿足聯(lián)軸器HL5的軸向定位要求，I-II軸段右端制出一軸肩，并與骨架形唇形密封圈內(nèi)徑匹配，依照2 P158表16-9，取dII-III=64mm，左端用軸端擋圈定位，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L1略短一些。.初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7314C，取dIII-IV=dVI-VII=70 mm，lVI-VII=34mm右端滾動軸承采用軸端定位，由2P144表15-6查得6214軸肩高度h = 10 mm ，取dV-VI=82 mm。.取安裝齒輪處的軸段dIV

40、-V=86mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lIV-V=104 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，則dV-VI=70mm，同時用于右滾動軸承的軸端定位。.根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑油的要求，故取lII-III=56mm(3).軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接按dIV-V=86mm，由1P106表6-1查得平鍵截面bh=25mm14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，dI-II=50 mm選用滾動軸承：角接觸球軸承7310CdV-VI=50 mmdIV-V=56 mmdII-III=64 m

41、m同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7m6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為18mm11mm125mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為r6。滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6(4).確定軸上圓角和倒角尺寸參考1 P365表15-2，取軸端倒角245，各軸肩處的圓角半徑1 mm。其他尺寸如圖：3.1.3中間軸采用45號鋼1.初步確定軸的最小直徑：已知高速軸上的功率PII，轉(zhuǎn)速nII，扭矩TII。由P370表14-2，A0取較大值120dminA03PIInII=41.736mm并通過類比，取dI-II=50 mm2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)

42、.擬定軸上零件的裝配方案(2).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度.初步選滾動軸承。選用角接觸球軸承7310C，取dI-II=dV-VI=50 mm，lV-VI=23 mm，右滾動軸承的左端采用軸端定位，由【2】P148表15-6查得7310C軸肩高度h = 6mm ，取dIV-V=56 mm。. 取安裝高速級大齒輪處的軸段dII-III=64 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lII-III=114mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h = 6mm ，同時低速級小齒輪軸端的軸徑也為64 mm，同作為

43、III-IV段，dIII-IV=64 mm。dIII-IV=64 mm鍵的選用：A型鍵1811作用在齒輪上的力Ft=7576.92NFr=2842.2NFa=1889.14N(3).軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接按dII-III=64 mm，由1P106表6-1查得平鍵截面bh=18mm11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，按dIV-V=64mm，由1P106表6-1查得平鍵截面bh=18mm11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合均為H7m6；滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6(4).確定軸上圓

44、角和倒角尺寸參考【1】P365表15-2，取軸端倒角1.245，各軸肩處的圓角半徑1 mm其他尺寸如圖3.2低速軸的強度校核1.求作用在齒輪上的力Ft=2T2d3=7576.923NFr=Fttanncos=2842.2NFa=Fttan=1889.14N水平面H:FNH1=2551.732NFNH2=5025.191NMH=409553.0665Nm垂直面V:Ma=66.1199NmFNV1=1230.4099NFNV2=1611.79NMV1=197.481NmMV2=131.361Nm總作用力：F1=2832.8863NF2=5277.3489N總彎矩:M1=454.678NmM2=43

45、0.104Nm扭矩:T=950Nm2.軸承對軸的作用力L1=224mm, L2=160.5mm, L3=81.5mm水平面H:FNH1=FtL3L2+L3=2551.732NFNH2=FtL2L2+L3=5025.191NMH=FNH2L3=409553.0665Nmm垂直面V:Ma=FadVI-VII2=66119.9NmmFNV1=FrL3+MaL2+L3=1230.4099NFNV2=FrL2-MaL2+L3=1611.79NMV1=FNV1L2=197480.789NmmMV2=FNV2L3=131360.885Nmm總作用力：F1=FNV12+FNH12=2832.8863NF2=FNV22+FNH22=5277.3489N總彎矩:M1=MH2+MV12=454678.3218NmmM2=MH2+MV22=430103.9367Nmm扭矩:T=950000Nmm3.做出軸的載荷分析圖（如圖）抗彎截面系數(shù):W=33529.5危險截面彎矩Mca=474997N