同軸式二級齒輪減速器_若水

1、目錄1. 題目及總體分析22. 各主要部件選擇23. 選擇電動機34. 分配傳動比35. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算46. 設(shè)計高速級齒輪57. 設(shè)計低速級齒輪108. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計14軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計15軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計21軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計279. 潤滑與密封3210. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3211. 設(shè)計總結(jié)3312. 參考文獻33一.題目及總體分析1、同軸式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計1.設(shè)計題目 用于帶式運輸機的同軸式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如右圖所示。 給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩為1250N·

2、M，運輸帶速度為1.5m/s，運輸機滾筒直徑為420mm工作條件:（1） 帶式運輸機數(shù)據(jù)見數(shù)據(jù)表格。（2）工作條件單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。（3）使用期限 工作期限為十年，檢修期間隔為三年。（4）生產(chǎn)批量及加工條件 小批量生產(chǎn)。二.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為PwTw/1000=2

3、Tv/1000D8.52KW圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為10.972球軸承傳動效率(四對)為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動效率(兩個)取30.9932輸送機滾筒效率為40.96電動機輸出有效功率為要求電動機輸出功率為轉(zhuǎn)速=68.14r/min為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，需先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，查機械設(shè)計手冊，V帶傳動常用傳動比范圍=24，二級圓柱齒輪減速器為=840，則傳動比的范圍為=·=16160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 = ·=（16160）×68.14 rmin =1042.2710422.7 rmin符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min

4、3000 r/min型號查得型號Y160M-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率kW=11KW滿載轉(zhuǎn)速r/min=1460滿載時效率%=88.4滿載時輸出功率為 略小于在允許范圍內(nèi)選用型號Y160M-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下 (兩級圓柱齒輪) 五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸

5、；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應(yīng)于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機O軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1460n1=1460n2=310.64n3=66.09n4=66.09功率P(kw)P0=9.724P1=9.66P2=9,27P3=8.90P4=8.40轉(zhuǎn)矩T(N·m)T0=63.6T1=63T2=28500T3=1286T4=1213.8兩軸聯(lián)接聯(lián)

6、軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比 ii01=1i12=4.7i23=4.7i34=1傳動效率01=0.99312=0.9623=0.9634=0.944六.設(shè)計高速級齒輪目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)） 選用斜齒圓柱齒輪傳） 選用級精度） 材料選擇。小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·14.7×24=112.8,取Z2=113。選取螺旋角。初選螺旋角目的過程分析 結(jié)論按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得（）計

7、算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=55.44NM （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得目的 過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設(shè)計）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得目的過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設(shè)

8、計（）計算模數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當(dāng)量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)目的過程分析結(jié)論按齒根彎曲強度設(shè)計（）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)

9、。于是由取27，則齒數(shù)幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為159mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。中心距=159mm螺旋角目的分析過程結(jié)論幾何尺寸計算） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后??；分度圓直徑齒根圓直徑齒輪寬度驗算合適合適七.設(shè)計低速級圓柱直齒傳動目的設(shè)計過程結(jié)論選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)） 選用級精度） 由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取目的過程分析結(jié)論按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即） 確定公式各計算數(shù)值（） 試

10、選載荷系數(shù)（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值目的過程分析結(jié)論按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬（） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)K根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)假設(shè)，由表查得由表查得使用系數(shù)由表查得由圖2查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得

11、（）計算模數(shù)分度圓直徑模數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計由式得彎曲強度的設(shè)計公式為目的分析過程結(jié)論按齒根彎曲強度設(shè)計） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得（） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值3.0。目的分析過程結(jié)論按齒根彎曲強度設(shè)計按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)

12、取齒數(shù)幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒根圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取分度圓直徑齒根圓直徑中心距齒寬驗算合適驗算合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸入軸上的功率求作用在車輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用GB5014-1985中的HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L32,J型

13、軸孔,C型鍵,聯(lián)軸器主動端的代號為HL1 24*32 GB5014-1985,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理目的過程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號6306的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷=15.2KN 故 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取 ( 3 )軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒

14、端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段4的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6306深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端離K=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)

15、計（6）鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵 鍵C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm 齒輪：選普通平鍵 鍵 10*56GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.軸的受力分析 1)畫軸的受力簡圖目的過程分析結(jié) 論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計）計算支承反力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力） 畫彎矩圖 故 4）畫轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面 目的過程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)

16、及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)查值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取目的過程分析結(jié)論輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸入軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全7 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核鍵連接強度聯(lián)

17、軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查表得.故強度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算 6306軸承此軸承的基本額定靜載荷相對軸向載荷為在表13-5中介于0.0250.040之間,對應(yīng)的e值為0.220.24,Y值為2.01.8線性插值法求Y值 故 >24000h.故合格鍵校核安全軸校核安全軸承選用6306深溝球軸承，校核安全壽命（）為2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 （中間軸）目的 過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在車輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪:

18、 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理 目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑,取軸段1的直徑軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號6308的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 故 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取 ( 2 )軸段3上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,兩齒輪間的間隙取故取

19、 ( 3 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段5的直徑應(yīng)根據(jù)6308深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 4 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離K=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計（ 5 ）鍵連接。高速齒輪：選普通平鍵 鍵 12*50 GB1095-197

20、9 t=5mm h=8mm 低速齒輪：選普通平鍵 鍵 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計）計算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 總支承反力3 ) 畫彎矩圖 故 4 ) 畫轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強度低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故低速小齒輪剖面為危險剖面目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1

21、可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全7 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核鍵連接強度高速齒輪: 查表得.故強度足夠.低速齒輪: 查表得.故強度足夠.9. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承

22、1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算軸校核安全軸承選用6308深溝球軸承，校核安全壽命（）為目的過程分析結(jié)論中間軸的設(shè)計及其軸承裝置、鍵的設(shè)計,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,>240003.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸出軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在車輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表14-1取，則查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用GB5014-1985

23、中的HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L107,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)軸器主動端的代號為HL5 65*107 GB5014-1985,相應(yīng)地,軸段1的直徑,軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號6314的深溝球軸承參數(shù)如下=82 故 軸段7的長度與軸承寬度相同,故取 ( 3 )軸段4上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與

24、,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段4的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應(yīng)根據(jù)6314深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5 )取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距H,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離S=8mm,取軸承寬度C=50mm.由機械設(shè)計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間的距離K=20mm.故 取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,6）鍵連接。聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵

25、鍵C 16*80 GB1095-1979 t=6mmh=10mm 齒輪：選普通平鍵 鍵 20*90 GB1095-1979 t=7.5mm h=12mm5.軸的受力分析1 )畫軸的受力簡圖）計算支承反力在水平面上 在垂直面上 選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計總支承反力 3 )畫彎矩圖 目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計故 4）畫轉(zhuǎn)矩圖 6 校核軸的強度 C剖面左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故C剖面左側(cè)為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調(diào)質(zhì)處理. 由 表 15-1 查得 ,.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按

26、附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得,又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為,故有應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)由附圖3-4得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數(shù)值為 目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)(15-8)則得 故安全 7 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全. 8 校核鍵連接強度聯(lián)軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查

27、表得.故強度足夠.軸校核安全軸承選用6314深溝球軸承，校核安全壽命（）為目的過程分析結(jié)論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 9 校核軸承壽命 ,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故,>24000九.潤滑與密封目的過程分析結(jié)論潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。I，II，III軸的速度因子，查機械設(shè)計手冊可選用鈉基潤滑劑2號 2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負(fù)載工業(yè)齒輪油N200號潤滑，軸承選用ZGN2潤滑脂十.

28、箱體結(jié)構(gòu)尺寸目的分析過程結(jié)論機座壁厚=0.025a+59mm機蓋壁厚11=0.025a+59mm機座凸緣壁厚b=1.513.5mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5113.5mm機座底凸緣壁厚b2=2.522.5mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1217.7mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=66 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df13.3mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df10.mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df8mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df6mm定位銷直徑d=(0.70.8) d27mm軸承旁凸臺半徑R10 mm目的分析過程結(jié)論軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=45mmD12=45mmD13=60mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=65mmD22=65mmD23=80mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.212mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>10 mm兩齒輪端面距離4=2020 mmdf,d1,