機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目：三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器院 系： 機(jī)械與能源工程學(xué)院專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造機(jī)器自動(dòng)化班級(jí)： 機(jī)械電子 學(xué)號(hào)：1451731設(shè)計(jì)人： 楊宇?yuàn)W指導(dǎo)老師： 李興華完成日期： 2015年7月24日 同濟(jì)大學(xué)目錄 第一章 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)3 第二章 傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明5 第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇6 第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力裝置7 第五章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算9 第六章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核23 第七章 滾動(dòng)軸承校核計(jì)算40 第八章 滾動(dòng)軸承校核計(jì)算47 第九章 聯(lián)軸器的選擇48 第十章 減速器箱體設(shè)計(jì)48 第十一章 減速箱附件的設(shè)計(jì)與選擇51 第十二章 潤(rùn)滑

2、與密封52 維護(hù)保養(yǎng)要求53 設(shè)計(jì)小結(jié)53 參考文獻(xiàn)53第1章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 題目4.設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。 1.總體布置簡(jiǎn)圖：2. 工作情況載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)。3. 原始數(shù)據(jù)：鼓輪扭矩T（Nm）鼓輪直徑（mm）運(yùn)輸帶速度（m/s）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）8103600.8551024.設(shè)計(jì)內(nèi)容：1、電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2、斜齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算；3、軸的設(shè)計(jì)；4、滾動(dòng)軸承的選擇；5、鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6、裝配圖、零件圖的繪制；7、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)。5.設(shè)計(jì)任務(wù)：1、減速器總裝配圖1張（1號(hào)圖紙）2、齒輪，軸零件圖

3、各1張（3號(hào)圖紙）3、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份（20至30頁(yè)）6.設(shè)計(jì)進(jìn)度：1.發(fā)題日期：2015年7月11日2.第一階段：7.11-1.12傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)計(jì)算，傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.第二階段：7.13-7.17軸，軸承，聯(lián)軸器等的設(shè)計(jì)計(jì)算和選擇;軸系裝配草圖4.第三階段：7.18-7.26箱體設(shè)計(jì)，總裝配圖設(shè)計(jì)，零件圖設(shè)計(jì)和編寫(xiě)說(shuō)明書(shū)5. 答辯：7.28班級(jí)同濟(jì)大學(xué)機(jī)械原理及零件教研室展開(kāi)式圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)姓名指導(dǎo)教師設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明計(jì)算結(jié)果第二章 傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明1 傳動(dòng)方案采用展開(kāi)式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。2. 傳動(dòng)的布置說(shuō)明1. 原動(dòng)機(jī)為類型為Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)，具有國(guó)際

4、互換性的特點(diǎn)，B級(jí)絕緣，可全壓或降壓?jiǎn)?dòng)。2.傳動(dòng)裝置為三軸線雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器?？倐鲃?dòng)比比較大，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，應(yīng)用廣泛。閉式齒輪傳動(dòng)，能適應(yīng)在繁重和惡劣條件下的長(zhǎng)期工作，且使用維護(hù)方便。該種減速器齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱布置，要求軸具有較大的剛度。3.工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)。3.齒輪旋向的確定高速級(jí)小齒輪左旋，大齒輪右旋；低速級(jí)小齒輪右旋，大齒輪左旋。中速軸采用相同旋向可以平衡兩個(gè)齒輪所受的軸向力。第三章 電動(dòng)機(jī)選擇1.電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2.選擇電動(dòng)機(jī)容量鼓輪扭矩T=810 Nm運(yùn)輸帶速度V=0.85m/s鼓輪直徑D=360

5、mm2.1工作機(jī)所需功率由【2】P10公式2-3可知鼓輪軸轉(zhuǎn)速由【2】P10公式2-1可知工作機(jī)主動(dòng)軸所需功率2.2 電動(dòng)機(jī)的輸出功率由【2】P10公式2-5可知電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)主動(dòng)軸之間的總效率 設(shè)減速器使用閉式圓柱齒輪傳動(dòng)，滾動(dòng)軸承，彈性聯(lián)軸器，參考【2】表2-4取可得電動(dòng)機(jī)輸出功率2.3 電動(dòng)機(jī)的額定功率由【2】P11公式2-6得電動(dòng)機(jī)額定功率3. 選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由【2】P11表2-1以及公式2-7可得電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為（405.846-1623.384）r/min4. 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)參考【2】P216表20-1選取Y132M2-6型電動(dòng)機(jī)額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速

6、(r/min)最大額定功率最大額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg5.510009605.52.284參考【2】 P12式2-8,取i齒1 =1.3i齒輪2得i齒1=5.260（r/min) i齒2=4.047(r/min)第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力裝置1.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比分配參考【2】 P12式2-8,取i齒1 =1.3i齒輪2得i齒1=5.260 i齒2=4.0472.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)2.1 各軸轉(zhuǎn)速設(shè)軸1為高速軸，軸2為中速軸，軸3為低速軸故2.2 各軸的輸入輸出功率2.3 各軸輸入輸出轉(zhuǎn)矩 故計(jì)算結(jié)果匯總項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸1軸2軸3軸轉(zhuǎn)速(r/min)960960182.495

7、45.094輸入功率/kW5.4455.2295.021輸出功率/kW5.55.3915.1774.971輸入轉(zhuǎn)矩/(Nm)54.166273.6351063.347輸出轉(zhuǎn)矩/(Nm)54.71453.629270.9131052.756傳動(dòng)比15.2604.047效率0.990.960.96第五章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算1.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（高速級(jí)）1.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1） 選用斜齒圓柱齒輪（2）帶式運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，中等速度，參考【1】表10-6故選7級(jí)精度（3）由于是高速級(jí)，轉(zhuǎn)矩較小，選用軟齒面。由【1】表10-1選取小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度260HBS，大

8、齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度230HBS。二者硬度差約為30HBS左右。（4）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=5.26024=126.24，取z2=127（5）初選取螺旋角（6）壓力角1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)參考【1】式10-24試算，即確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)參考【1】 P20圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433(3)參考【1】 P203由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)(4)由【1】式(10-23)可得螺旋角系數(shù)(6)由【1】式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)Z。(7)參考【1】 P201表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1

9、/2(8)參考【1】 P209圖10-25d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限由式10-15計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：參考【1】 P208圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得計(jì)算許用接觸應(yīng)力計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得(2)計(jì)算圓周速度(3)計(jì)算齒寬b(4) 計(jì)算載荷系數(shù)K參考【1】 P193表10-2查得使用系數(shù) ；根據(jù)，7級(jí)精度，由參考【1】 P194圖10-8得動(dòng)載系數(shù)KV=1.10；，非對(duì)稱布置，由表10-3得KH=1.4由【1】表10-4插值法得KH=1.417則載荷系數(shù)： 按實(shí)際的載荷系

10、數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得(5)計(jì)算模數(shù)1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由【1】 P216式(10-17)確定計(jì)算參數(shù)(1) 試選載荷系數(shù)(2) KFt=1.4(2) 由【1】 P217式10-18計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)(3)由【1】 P217式10-19計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)(4)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)系數(shù)(5)查取齒形系數(shù)由【1】P200圖10-17查得(6)查取應(yīng)力修正系數(shù)由【1】P201圖10-18查得(7)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由【1】P209圖10-24c查得彎曲疲勞強(qiáng)度極限由【1】P208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由【1】P207

11、式(10-14)得(8)計(jì)算并比較大、小齒輪的大齒輪的數(shù)值大,所以設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)計(jì)算圓周速度(2)計(jì)算齒寬b(3)齒高h(yuǎn)及寬高比b/h(4)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)參考【1】 P193表10-2查得使用系數(shù) ；根據(jù)，7級(jí)精度，由參考【1】 P194圖10-8取動(dòng)載系數(shù)；參考【1】 P195表10-3得齒間載荷分配系數(shù) ；參考【1】 P196表10-4查得；結(jié)合b/h=10.990查【1】 P197圖10-3得；則載荷系數(shù)： (5)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的齒輪模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，以齒根彎曲強(qiáng)度所算得的模數(shù)1.362取mn=1.5mm,但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。

12、取，則 故取z2=1591.4幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距考慮模數(shù)從1.362擴(kuò)大至1.5，故將中心距圓整為145mm按圓整后的中心距修正螺旋角計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度圓整后取1.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核（1） 查取計(jì)算得（2）校核所以，齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核（1） 查取計(jì)算得（2） 校核所以，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。故齒數(shù)Z1=30，Z2=159，模數(shù)mn=1.5，螺旋角=12915，中心距a=145mm，齒寬b1=52mm,b2=47mm,小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))，齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。2齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（低速級(jí)）已

13、知條件：輸入功率P=5.177kW小齒輪轉(zhuǎn)速n=182.495r/min傳動(dòng)比i=4.0472.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（2） 選用斜齒圓柱齒輪（2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，中等速度，由【1】P206表10-6故選7級(jí)精度（3）由于是高速級(jí)，轉(zhuǎn)矩較小，選用軟齒面.選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為210HBS，二者硬度差約為30HBS左右。（4）初選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù) z2=24*4.047=97.128,取z2=99 （5）初選取螺旋角（6）壓力角按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)試選載荷系數(shù)Kht=1.4由【1】表10-7取d

14、=1由【1】圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由【1】式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合系數(shù)Z。由【1】式(10-23)可得螺旋角系數(shù)由【1】表10-5查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2參考【1】 P208圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(2)計(jì)算圓周速度(3)計(jì)算齒寬b由【1】表10-2得KA=1由【1】圖10-8得KV=1.07由表10-3得KH=1.4由【1】表10-4插值法得KH=1.422按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)試選KFt=1.4(5) 查取齒形系數(shù)由【1】P200圖10-17查得(6)查取應(yīng)力修正系數(shù) 由【1】

15、P201圖10-18查得(7)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由【1】P209圖10-24c查得彎曲疲勞強(qiáng)度極限由【1】P208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由【1】P207式(10-14)得(8)計(jì)算并比較大、小齒輪的大齒輪的數(shù)值大,所以設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)計(jì)算圓周速度(2)計(jì)算齒寬b(3) 齒高h(yuǎn)及寬高比b/h(4)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)參考【1】 P193表10-2查得使用系數(shù) ；根據(jù)，7級(jí)精度，由參考【1】 P194圖10-8取動(dòng)載系數(shù)；參考【1】 P195表10-3得齒間載荷分配系數(shù) ；參考【1】 P196表10-4查得；結(jié)合b/h=10.990查【1】 P197圖10-

16、3得；則載荷系數(shù)： (5)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的齒輪模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，以齒根彎曲強(qiáng)度所算得的模數(shù)2.372取mn=2.5mm,但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。取，則 1.4幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距考慮模數(shù)從2.372擴(kuò)大至2.5，故將中心距圓整為165mm按圓整后的中心距修正螺旋角計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度圓整后取1.5圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核（2） 查取計(jì)算得（2）校核所以，齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核（3） 查取計(jì)算得,（4） 校核所以，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。故齒數(shù)Z1=26，Z2=103，模數(shù)mn=2

17、.5，螺旋角=121421，中心距a=165mm，齒寬b1=72mm,b2=67mm,小齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用45鋼(正火)，齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒輪參數(shù)匯總表高速級(jí)低速級(jí)小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)）45（調(diào)質(zhì)）45（調(diào)質(zhì)）45（正火）精度等級(jí)77傳動(dòng)比5.2604.047模數(shù)(mm)1.52.5螺旋角中心距(mm)145165齒數(shù)3015926103齒寬(mm)52477267直徑(mm)分度圓46.032243.96866.517263.489齒根圓42.282240.21860.262257.239齒頂圓49.031246.96871.517268.489旋向

18、左旋右旋右旋左旋第6章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核一.軸的設(shè)計(jì)1.1 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算(3)初步確定軸的最小直徑先按【2】 P20式3-1初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。參考【1】 P366表15-3，取A0=105，于是得由于開(kāi)有一個(gè)鍵槽，需要將軸直徑放大5，則(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)a)擬訂軸上零件的裝配方案 1 2 3 4 5 6 7 8b) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1-2取最小直徑選擇聯(lián)軸器：參考【1】P347表14-1查得參考【1】P347式（14-1）得 參考【2】P176 表17-4，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器。校核：公稱轉(zhuǎn)矩為1250 Nmm，許用轉(zhuǎn)速，

19、故合用。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度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，取；2-3參考【2】P169 表16-10氈圈油封及槽，并考慮半聯(lián)軸器的軸向定位，選取氈圈 30 FZ/T 92010-1991,所以取6-7段的直徑；根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承潤(rùn)滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離，參考【2】P91 表9-9軸承端蓋e=9.6mm。參考【2】P25 表4-1，P30 表4-6得： 取 取3-4初步選擇滾動(dòng)軸承。選用圓錐滾子軸承，參照【2】P158 表15-5，選用滾動(dòng)軸承 30207 GB/T 297-1994，其及尺寸為d=35mm，T=1

20、8.25故；4-5參照【2】P158 表15-5，軸承的安裝尺寸故取箱體內(nèi)壁軸向距離5-6齒根圓直徑為46.032mm,與軸直徑相差不大，故加工成齒輪軸。分度圓直徑為46.032mm,齒寬為52mm,故取6-7計(jì)算可得大齒輪v=1.9751.5 m/s,所以采用油潤(rùn)滑。參照【2】P169 擋油盤，得7-8c) 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵聯(lián)接，參考【2】P148 表 14-1 選用GB/T 1096 鍵 6650，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，軸的直徑尺寸公差為m5。表5-3-4 高速軸尺寸參數(shù)匯總表軸段編號(hào)長(zhǎng)度（mm）直徑（m

21、m）配合說(shuō)明1-25824與半聯(lián)軸器配合2-367.530軸肩定位，密封圈，齒輪端蓋3-418.2535與滾動(dòng)軸承配合4-59844軸肩定位5-65246.032齒輪軸齒輪6-71044軸肩定位7-824.2535與擋油盤以及滾動(dòng)軸承配合總長(zhǎng)度328m2.1中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算(1)初步確定軸的最小直徑先按【2】 P20式3-1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。參考【1】 P366表15-3，取A0=110，于是得由于開(kāi)有一個(gè)鍵槽，需要將軸直徑放大7，則a) 擬訂軸上零件的裝配方案b) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1-2，5-6根據(jù)初步選擇滾動(dòng)軸承。選用圓錐滾子軸

22、承，參照【2】P158 表15-5，選用滾動(dòng)軸承 30209 GB/T 297-1994，其尺寸為d=45mm，T=20.75故；參考【2】P30 表4-6 2-3，4-5高速端大齒輪，取低速端小齒輪，取3-4齒輪左側(cè)采用軸肩定位，取 c) 軸上零件的軸向定位齒輪與軸的軸向定位采用平鍵聯(lián)接，參考【2】P148 表 14-1 大齒輪選用GB/T 1096 鍵 14936，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m5。中間軸尺寸參數(shù)匯總表軸段編號(hào)長(zhǎng)度（mm）直徑（mm）配合說(shuō)明1-243.25

23、45與滾動(dòng)軸承配合,加擋油盤2-34350高速端大齒輪3-412.556軸肩定位4-57250齒輪軸5-636.7545與滾動(dòng)軸承配合,套筒定位總長(zhǎng)度207.5mm3 低速軸設(shè)計(jì)(1)初步確定軸的最小直徑先按【2】 P20式3-1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。參考【1】 P366表15-3，取A0=110，于是得由于開(kāi)有兩個(gè)鍵槽，需要將軸直徑放大10-15%，則a)擬訂軸上零件的裝配方案1 2 3 4 5 6 7 8b) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1-2根據(jù)最小直徑參考【2】P347表14-1查得根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，參考【1】P347式（14-1）得參考【2】

24、P176 表17-4，選型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500 Nmm，許用轉(zhuǎn)速故合用半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度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，?。?-3參考【2】P169 表16-10氈圈油封及槽，并考慮半聯(lián)軸器的軸向定位，選取氈圈 60 FZ/T 92010-1991,所以取2-3段的直徑；根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承潤(rùn)滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離，參考【2】P91 表9-9軸承端蓋e=12mm。參考【2】P25 表4-1，P30 表4-6得：取l2-3=69.5mm3-4初步選擇滾動(dòng)軸承。選用圓錐滾子軸承，參照【2】P158 表1

25、5-5，選用滾動(dòng)軸承 30213 GB/T 297-1994，其尺寸為d=65mm，T=24.75故4-5作為軸承軸肩定位，故取5-6作為齒輪軸肩定位取，6-7安裝齒輪處取 7-8c) 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵聯(lián)接，參考【2】P148 表 14-1 選用GB/T 1096 鍵 161070，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6；齒輪與軸的軸向定位采用平鍵聯(lián)接，參考【2】P148 表 14-1 選用GB/T 1096 鍵 221456，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差

26、為m5。軸段編號(hào)長(zhǎng)度（mm）直徑（mm）配合說(shuō)明1-28256與半聯(lián)軸器配合2-369.5 60齒輪端蓋，密封圈；減少加工面，軸肩定位3-424.7565與滾動(dòng)軸承配合4-56871軸肩定位5-612.580齒輪定位6-76375齒輪配合7-847.2565與滾動(dòng)軸承配合套筒定位總長(zhǎng)度367mm2 軸的校核1.(1)高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 高速軸設(shè)計(jì)參數(shù)轉(zhuǎn)速（）高速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）9605.44554.166(2)作用在軸上的力已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 d1=46.032mm，計(jì)算圓周力、徑向力、軸向力1.2 高速軸的校核（1）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定

27、軸承支點(diǎn)位置時(shí)，根據(jù)【2】P158表15-5,對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，a=15.3mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖，現(xiàn)將計(jì)算出的的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，齒輪軸小齒輪處：已選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由【1】P362表15-1查得。因此，故安全。2.(1)中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 中間軸設(shè)計(jì)參數(shù)轉(zhuǎn)速（）中間軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）

28、182.4595.229273.635(2)作用在軸上的力已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為，計(jì)算圓周力、徑向力、軸向力已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為，計(jì)算圓周力、徑向力、軸向力2.2中間軸的校核（1）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，根據(jù)【2】P158表15-5,對(duì)于30209型圓錐滾子軸承，a=18.6mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。由圖可知，危險(xiǎn)截面為C截面，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖，現(xiàn)將計(jì)算出的MH，MV的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為

29、脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6C截面左側(cè)：C截面右側(cè)：已選定軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由【1】P362表15-1查得。因此，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度a) 判斷危險(xiǎn)截面顯然截面1和截面6無(wú)需校核。對(duì)截面2和截面5，均只受彎矩且彎矩的值不大，所以無(wú)需校核。從受載的情況來(lái)看，小齒輪中點(diǎn)處應(yīng)力最大。精確校核截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)彎矩：彎曲應(yīng)力扭矩扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由【1】P358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)：參考【1】P40附表3-2查取經(jīng)插值后可查得參考【1】P41附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為參考【1】P42附圖

30、3-2得尺寸系數(shù)參考【1】P43附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)于是得 截面上由于過(guò)盈配合而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：過(guò)盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，于是得 比較后取軸按磨削加工，參考【1】P44附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則得綜合系數(shù)為：又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), 取；, 取；于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按【1】P377式(15-6)(15-8)得故可知其安全。3.1 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算(1)低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 低速軸設(shè)計(jì)參數(shù)轉(zhuǎn)速（）功率（）轉(zhuǎn)矩T（）45.0945.0211063.347(2)作用在軸上的力已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為 d=263.489m

31、m，計(jì)算圓周力、徑向力、軸向力3.2 低速軸的校核（1） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，根據(jù)【2】P158表15-5,對(duì)于30213型圓錐滾子軸承，a=23.8mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。根據(jù)結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖，現(xiàn)將計(jì)算出的MH，MV及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=6154.752NFNH2=2835.095NFNV1=1879.930NFNV2=1468.204N彎矩MMH=325894.118NmmMV1=99542.293NmmMV2=168770.134Nmm總彎矩MM1=340757.457NmmM2

32、=367001.818Nmm扭矩TT=1063489Nmm（2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，B截面左側(cè)：已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由【1】P362表15-1查得。因此，故安全。 軸校核結(jié)果匯總表軸計(jì)算應(yīng)力MPa許用應(yīng)力MPa安全系結(jié)論高速軸9.35370安全中速軸36.811605.99安全低速軸20.56060安全第七章 滾動(dòng)軸承校核計(jì)算軸承的預(yù)期壽命1 高速軸滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算選用30207型圓錐滾子軸承，參考【2】 P158表15-6可

33、知，計(jì)算系數(shù)e=0.37,Y=1.6軸承額定動(dòng)載荷1.1求兩軸承所受到的徑向載荷和軸承的受力圖見(jiàn)圖由高速軸的校核過(guò)程中已知：FNH1，F(xiàn)NH2，F(xiàn)NV1，F(xiàn)NV2所以1.2求兩軸承的計(jì)算軸向力和參考【1】P318表13-7得，圓錐滾子軸承的派生軸向力的計(jì)算公式如下：因?yàn)?，所以因此軸承1被壓緊，軸承2放松得1.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)?由機(jī)械設(shè)計(jì)P.321表13-5查得因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，參考【1】P318表13-6查得，取。1.4驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋∵M(jìn)行壽命校核計(jì)算：故所選軸承滿足壽命要求。2中間軸滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算選用30209型圓錐滾子軸承，參考【2】 P158表15-6可知，計(jì)算

34、系數(shù)e=0.4,Y=1.5軸承額定動(dòng)載荷2.1求兩軸承所受到的徑向載荷和軸承的受力圖見(jiàn)圖2.2求兩軸承的計(jì)算軸向力和參考【1】P318表13-7得，圓錐滾子軸承的派生軸向力的計(jì)算公式如下：因?yàn)椋砸虼溯S承1被壓緊，軸承2放松得2.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)橛蓹C(jī)械設(shè)計(jì)P.321表13-5查得因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，參考【1】P318表13-6查得，取。2.4驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，取進(jìn)行壽命校核計(jì)算：故所選軸承滿足壽命要求。3 低速軸滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算選用30214型圓錐滾子軸承，參考【2】 P158表15-6可知，計(jì)算系數(shù)e=0.4,Y=1.5軸承額定動(dòng)載荷3.1求兩軸承所受到的徑向載荷和軸承的

35、受力圖3.2求兩軸承的計(jì)算軸向力和參考【1】P318表13-7得，圓錐滾子軸承的派生軸向力的計(jì)算公式如下：因?yàn)?，所以因此軸承1被壓緊，軸承2放松得3.3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)?由機(jī)械設(shè)計(jì)P.321表13-5查得因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，參考【1】P318表13-6查得，取。3.4驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，取進(jìn)行壽命校核計(jì)算：故所選軸承滿足壽命要求。第8章 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核計(jì)算參考【1】P106式(6-1) 鍵的材料為鋼，采取靜連接，受輕微沖擊，參考【1】P106表6-2取。高速軸上聯(lián)軸器的鍵C型平鍵鍵的工作長(zhǎng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 故該鍵滿足強(qiáng)度要求。中速軸上高速大齒輪的鍵A型平鍵鍵的工作長(zhǎng)度鍵與

36、輪轂鍵槽的接觸高度故該鍵滿足強(qiáng)度要求。低速軸上大齒輪的鍵A型平鍵鍵的工作長(zhǎng)度；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度故該鍵滿足強(qiáng)度要求。低速軸上聯(lián)軸器的鍵B型平鍵鍵的工作長(zhǎng)度；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度第九章 聯(lián)軸器聯(lián)軸器的選擇和校核見(jiàn)高速軸和低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算第十章 減速器箱體設(shè)計(jì)1.箱體結(jié)構(gòu)形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來(lái)，組成一個(gè)完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動(dòng)件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細(xì)加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強(qiáng)肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT2

37、00鑄造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。2. 減速器零件的位置尺寸由【2】P30表4-6對(duì)減速器零件的位置尺寸進(jìn)行計(jì)算，并將主要尺寸整理如下：名稱符號(hào)尺寸值/mm齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離10齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離12軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離4旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離15齒輪頂圓至軸表面的的距離6大齒輪頂圓至箱底內(nèi)壁的距離35箱底至箱底內(nèi)壁的距離20減速器中心高H190箱體內(nèi)壁至軸承孔端面的距離56軸承端蓋凸緣厚度e高速軸9.6中間軸9.6低速軸：12箱體內(nèi)壁軸向距離158箱體軸承座孔端面間的距離2703.減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 箱座壁厚8 箱蓋壁厚8 凸緣厚

38、度 箱蓋12 箱座12 箱底座20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑10 軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目，n高速軸：d3=8，n=4中間軸：d3=8，n=4低速軸：d3=10，n=6 軸承蓋（軸承座端面）外徑高速=112中間D2=125低速D2=170視孔蓋螺釘直徑8 加強(qiáng)肋厚 箱座m7 箱蓋7d1，d2，df至箱體外壁距離d1：20d2：18df：24 d1，d2至凸緣邊緣距離d1：18d2：16 軸承旁凸臺(tái)高度和半徑 ，hR1=20h=31.5箱體外壁壁至軸承座端面距離40 第十一章 主要附件作用及形式1 通氣器通氣器安裝在箱蓋頂部，及時(shí)將箱內(nèi)高壓氣體

39、排出，以保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡。由【2】P91表9-8選用通氣器尺寸M271.5。2 窺視孔和視孔蓋 為檢查傳動(dòng)件的嚙合情況，潤(rùn)滑情況，接觸斑點(diǎn)以及齒側(cè)間隙，在箱體頂部設(shè)有窺視孔，潤(rùn)滑油也由此注入箱體內(nèi)。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設(shè)視孔蓋。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參考【2】P94表9-18。3 油面指示器 為方便的檢查油面高度，保證傳動(dòng)件的潤(rùn)滑，將油面指示器設(shè)在低速級(jí)齒輪處油面較穩(wěn)定的部位。 由【2】P93表9-15選用油標(biāo)尺M(jìn)20(20)。4放油孔和油塞為了便于放油，在減速器箱座最低部設(shè)置放油孔，平時(shí)用螺塞堵住。由【2】P94表9-16選用油塞尺寸 M161.5。5起吊裝置 為了拆卸及搬運(yùn)

40、，應(yīng)在箱蓋上鑄出吊耳，并在箱座上鑄出吊鉤。尺寸見(jiàn)【2】P95表9-20。6 起蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設(shè)有起蓋螺釘一個(gè)，擰動(dòng)起蓋螺釘，就能頂開(kāi)箱蓋。規(guī)格及標(biāo)準(zhǔn)代號(hào)GB/T5783 M12X30。7定位銷 為了保證箱體軸承孔座的加工及裝配精度，在箱體連接凸緣的長(zhǎng)度反向兩端各設(shè)置一個(gè)圓錐定位銷，以提高定位精度。規(guī)格及標(biāo)準(zhǔn)代號(hào)為 銷 GB/T117 8X30。第十二章 潤(rùn)滑與密封1 潤(rùn)滑方式高速級(jí)大齒輪圓周速度所以采用浸油潤(rùn)滑。參考【2】P28 表4-5，采用飛濺潤(rùn)滑。箱蓋內(nèi)壁設(shè)置輸油溝。軸承旁小齒輪的齒頂圓小于軸承的外徑，為防止齒輪嚙合時(shí)所擠出的熱油大量沖向軸承