機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書

1、東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計成果說明書題目：機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書院系：機電工程系學(xué)生姓名：專業(yè)：機械制造及其自動化班級：C15機械一班指導(dǎo)教師：起止日期：2017. 12. 12-2018. 1.3東?？茖W(xué)技術(shù)學(xué)院教學(xué)科研部浙江海洋大學(xué)東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計成績考核表20172018學(xué)年第一學(xué)期 系（院、部）班級專業(yè)學(xué)生姓名課程（學(xué)號）設(shè)計名禰指導(dǎo)教師評語指導(dǎo)教師簽名：年月日答辯評語及成績評定答辯小組教師簽名：年月日WOIRD格式設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T=1500Nm, n=33r/m,設(shè)計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：3班制，每年工作

2、天數(shù)：250天，三相交流電源，電壓380/220Vo 二設(shè)計步驟I 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計II 聯(lián)軸器設(shè)計專業(yè)資料整理目錄第一部分設(shè)計任務(wù)書3第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案6第三部分電動機的選擇631電動機的選擇632確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比7第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8第五部分V帶的設(shè)計95. IV帶的設(shè)計與計算95.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計12第六部分齒輪傳動的設(shè)計14第七部

3、分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計2071輸入軸的設(shè)計2072輸岀軸的設(shè)計26第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算348. 1輸入軸鍵選擇與校核348. 2輸出軸鍵選擇與校核35第九部分軸承的選擇及校核計算359. 1輸入軸的軸承計算與校核359. 2輸出軸的軸承計算與校核36第十部分聯(lián)軸器的選擇37第十一部分減速器的潤滑和密封3811.1減速器的潤滑38112減速器的密封39第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸3912. 1減速器附件的設(shè)計及選取3912. 2減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸45設(shè)計小結(jié)48參考文獻(xiàn)48第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案一 傳動方案特點1組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組

4、成。2特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級。選擇V帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。二計算傳動裝置總效率J嚅遨徹?fù)?X0.99X0396=0.859nnnn】為V帶的效率門為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動的效率小為聯(lián)軸器的效率,5閒工作裝置的效率。 第三部分電動機的選擇3. 1電動機的選擇工作機的轉(zhuǎn)速n：n=33r/min工作機的功率A：pw=60X1000ZX45OOX3 14X3360X1000=5.18KW電動機所需工作功率為:pwpd=5. 180.859=6. 03KWH a設(shè)計及說明結(jié)果工作機的轉(zhuǎn)速為：n=33r/mi

5、n經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i訐24, 一級圓柱 直齒輪減速器傳動比i2二26,則總傳動比合理范圍為i護(hù)424,電動機轉(zhuǎn)速 的可選范圍為nd=iaXn= (4X24) X 33=132792r/mino綜合考慮電動機和傳 動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160L-8 的三相異步電動機，額定功率為7. 5KW,滿載轉(zhuǎn)速1=72017111111,同步轉(zhuǎn)速 750r/mino電動機主要外形尺寸：中心高外丿彳尺寸地腳螺栓，甘也腳螺栓電動初裝尺寸孔直彳軸伸鍵尺寸d出段尺寸HLXHEAX BKDX EFX G160mm645X 385254X25415m

6、m42X 11012X373. 2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為：i =nm/n=720/33=21.82（2）分配傳動裝置傳動比：ia=i0X i式中i。、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io=4,則減速器傳動比為：i=i/io=21. 82/4=5. 46第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：m二ru/io=72O/4=18Or/min輸出軸:nn=nI/i=180/5. 46=32. 97r/min工作機軸：nm二nil二32. 97r/min

7、（2）各軸輸入功率:輸入軸：R=PdX=6. 03Hf. 96=5. 79KW輸出軸：Pn=Pi X X 二5筍gXgXO. 97=5. 56KW工作機軸:Pm=Pn X X =5.鳴X g即 X 0. 99=5. 45KW則各軸的輸出功率：=Pr X 0. 99-5. 73KW輸入軸:PI輸出軸:Pn二PnX099二5.5KW工作機軸,；卩山=PmX0. 99=5. 4KW（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：T】二hXioXJ電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩：6.03T2U79. 98NmPdTd9550X 二9550 Xnm所以:輸入軸：L=TdX i0X=79. 9314X0. 96=307. 12Nm輸岀軸

8、：Tn=Ti XiX X =307 o12 M5. 46X 0. 99 X 0. 97=1610. 3Nm工作機軸:Tm=Tii X X 二疋嶺 399 X 0. 99=1578. 26Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：=TiXO. 99=304. 05Nm輸入軸：TI=TX0.99=1594. 2Nm輸出軸：Tn工作機軸:Tni二Tn】X0 99=1562. 48Nm第五部分V帶的設(shè)計5. IV帶的設(shè)計與計算1.確定計算功率Pea由表查得工作情況系數(shù)Ka=1.2,故Pca=KAPd=1.2X6. 03kW=7. 24kW2. 選擇V帶的帶型WOIRD格式根據(jù)Pz缶由圖選用B型。3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑da并驗

9、算帶速V專業(yè)資料整理設(shè)計及說明結(jié)果1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑心。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑ddi=140mmo2) 驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度兀 ddlnm60X 1000二n X 140X7205.28m/s因5/sv1206.計算帶的根數(shù)1) 計算單根V帶的額定功率R。由 ddi=140mm 和 nm=720r/min，查表得 PO=1. 68kWo根據(jù) nm=720r/min, i 0=4 和 B 型帶，查表得 P0=0. 23kWoA查表得K二0爭7,查表得KL=0. 99,于是R二(Po+Po)KK佇(1 6題0. 23) X0. 87X0. 99kW=l. 65kW2)計算V帶

10、的根數(shù)zz=Pca/Pr=7. 24/1. 65=4. 39取5根。7.計算單根V帶的初拉力F0由表查得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0. 17kg/m,所以(2. 5-)PcaK a+qv2F0=500K a zv+0. 17X5. 282N=261. 64N(N60. 87)X7. 24=0OX0.87X5X5.288.計算壓軸力FpaFP=2zFosin(i/2) =2X5X261. 64Xsin(131. 5/2) =2384. 91N9.主要設(shè)計結(jié)論帶型B型根數(shù)小帶輪基準(zhǔn)直徑ddldd2140mm大帶輪基隹直徑560mmV帶中丿I、足g；帶杲華浪度小帶輪包角a LLILJ。帶諫& 2Rm/

11、64N 壓軸力 Fp2384一 9 IN5. 2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1. 小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計算設(shè)計及說明結(jié)果代號名稱計算公工:代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機F由直徑 DD=42mm42mm分度圓直徑ddl 140mmdaddl+2hal4C+2X3. 5147mmdl(l 曠2)dC82) X4284mmB(z-l) Xe+2Xf (5-1) X 19+2X11. 59)mmL(l52)d(l52) X 4284mm2. 大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖B2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公工t代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸艮小直徑D=37mm37mm分度圓直

12、徑ddl560mmdaddl+2ha56(+2 X 3. 5567mmdl(l82)d(l.曠2) X 3774mmB(z-l) Xe+2Xf(5-1) X 19+2X11. 59)mmL(l. 52)d(l52)X3774mm第六部分齒輪輛讖1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料死Cr （調(diào)質(zhì)，齒面硬度280HBS,大齒輪材料鸚鋼（調(diào)質(zhì)，齒面硬度溝OHBS。（2）一般工作機器，選灘精度。（3）選小齒輪齒數(shù)zi=28,大齒輪齒數(shù)z2=28X5. 46=152. 88,取n二153。（4）壓力角（Ta2.按齒而接觸疲d1）確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)KHt=l. 3o 計算小齒輪傳

13、遞的轉(zhuǎn)矩Tl=307. 12N/m 選取齒寬系數(shù)b d=lo 由圖查取區(qū)域系數(shù)Zh=25o1/2 查表得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189. 8MPa計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z犧而壓力角:aai=arccoszicos/ (z(2haa2=arccosz2cos/ (z2+2haSaa a端而重合度：*)=arccos28Xcos20 /(28+2X 1)=28. 720tJ=arcps153Xcos20 /(153+2X 1)=21. 943=zl(tanal-tan)+z2(tana2-tan)/2 兀= 28X (tan28. 72 -tan20 )重合度系數(shù):153X (tan21.9

14、43 -tan20 )/2 兀二1.767 4ya3J 3=0.863計算接觸疲勞許用應(yīng)力訂查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為h說二600MP&、皿誣二550Hlim2MPao計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):WOIRD格式8 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) Ni二60nkth二60X 180X 1 X 10X250X3X8=6. 48X10專業(yè)資料整理75. 46=1. 19X 10大齒輪應(yīng)力循燼60nkth二N】/u二648 X 10查取接觸疲勞壽命系數(shù):Khn尸0. 89、KHN2=0. 92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=l,得:KH1o HlimlHl=S=0. 89X600l=534MPaKHN2 o H

15、lim20. 02 X 530l=506MPa取泯和J 2吊的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞腳即3=h 2=506MPa2)試算小齒輪分圓=85. 213mm(2)調(diào)整小齒輪分腹輕1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)溫 圓周速疫Ji X85. 213X 18060X 1000=0. 8m/sn dltnl v= 60 X 1000= 齒礎(chǔ)b= ddlt=lX 85. 213=85. 213mm2)計算實際載荷系數(shù)Km設(shè)計及說明結(jié)果 由表查得使用系數(shù)Ka=1o 根據(jù)v=o. 8m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)Kv=l05。 齒輪的圓周力Ftl=2Tl/dlt=2X 1000X307. 12/85. 21

16、3=7208. 29NKAFtl/b=l X 7208. 29/85. 213=84. 59N/mm FlfJi2=380MPao由圖查取彎曲疲勞壽命數(shù)心丸二085、KFN2=0. 89取安全系數(shù)S二1.4,得KFNlo Fliml出二4KFN2o Flim2田 2 S=0. 85 X 500.57MPa0. 89 X 3801： 4-24 L 57MPa2）齒根彎曲疲勞強度核2KFTlYFaYSaY &3（）dmnz=146. 399MPa F x2X 1000X 1.808X 307. 12X2. 54X 1.63X0.6741X33X 2822KFTlYFaYSaY oF2=R2（1）d

17、mnz12X 1000X 1.808X 307. 12X2. 16X 1.84X0. 6741w =140. 536MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿霆求5. 主要設(shè)第齒數(shù) Zi=28z2=153,模數(shù)m二3mni,壓力00 ,中心距a二271. 5amm,齒礎(chǔ)=89111111、b2=84mmo設(shè)計及說明結(jié)果6. 齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公我高速級小齒輪高速級大t亍輪模數(shù) m3mm3mm齒數(shù)Z28153齒寬 b89mm84mm分度圓直徑d84mm45)mm齒頂高系數(shù)hal.Ol.C頂隙系數(shù)c0. 250. 25齒頂高h(yuǎn)arfK ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fnX (ha+c)3 75mm3 75

18、mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6. 75mm齒頂圓直徑dad+2 X1-a90mm465mm齒根圓直徑dfd-2Xbf76 5mm451. 5mm第七部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計7.1輸入軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P】、轉(zhuǎn)速m和轉(zhuǎn)矩P1 二5 79KWnl=180r/minT1=307. 12Nm2.求作用在齒輪上的力己知小齒輪的分度圓直徑為:di=84mm則:2T1Ft 二dldmin=Ao X2X307. 12X 100084=7312.4NF =Ft X tan=7312. 4 X tan20 =2660N3 初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，

19、調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表,取 Ao二 112,得:輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%,故選取:di2=37mm4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖)IVZI IQJ-P8TIJI4332VI5. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，ITI軸段右端需制出一軸肩，故取 11=111段的直徑d23=42mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直 徑D=47mmo大帶輪寬度B=99mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上 而不壓在軸的端面上，故1-11段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取 112=9 7mm o2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深

20、溝球軸承。參 照工作要求并根據(jù)d23=42mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209,其尺寸為dXDXT=45X85X19mm,故d34=d78=45mm,取擋油環(huán)的寬 度為 15,則 1.34二 1 話二 19+15二34mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩 高度h=3. 5mm,因此，取山尸砥二52mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以156=B=89mm, d56=dl=84mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端而有 一定距離，取123= 50mmo5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離

21、二16mm,考慮箱體的鑄造誤差，在確 定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,則145= A +s-15=16+8-15=9mm16?= A +sT5 二 16+8-15 二 9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6. 軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖G ：根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T二19mm帶輪中點距左支點距離L】二99/2+50+19/2二109mm 齒寬中點距左支點距離L2=89/2+34+9-19/2=78mm齒寬中點距右支點距離L3二89/2+9+34-19/2二78mm2）計算軸的支反力:水平而支反力（見圖b）：Fnhi=FXH2=FtL3L2

22、+L3二FtL2垂直而支反力（見圖d）：FNV1=FrL3-Fp (L1+L2+L3)LZ+L3=7312.4X786.2N7312.4X786.2N2660X78-2384. 91 X (109+78+78)78+78=-2721.3NFrL2+FpLlL2+L3=2660X78+2384.91X 10978+78-2996. 4N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=3656. 2X78Nmm=285184Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=2384. 91 X 109Nmm=259955Nmm設(shè)計及說明結(jié)果截而C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=

23、-2721. 3X 78Nmm=-212261Nmmm=FNV2L 3=2996. 4 X 78Nmm=233719Nmm分別作水平而彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截而C處的合成彎矩:M1=MM2=M2 2H+M Vl=355506Nmm72 2H+M V2=368720Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截而（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截而）趣踱校核。根 據(jù)公式（14-4）,取=0乞則有:Me a6 二 IFMPa=6. 8MPaW 二6I與故設(shè)計的軸有足夠的強

24、度，并有一定的裕度（澤甘，忽幅槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下設(shè)計及說明結(jié)果72輸出軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率P,轉(zhuǎn)速恥和轉(zhuǎn)矩&P2=5. 56KWn2=32. 97r/minT2=1610. 3Nm2.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2=459mm2T2Ft 二d2則：2X1610.3X1000459=7016.6NF=FtX tan=70d6. 6X tan20 =2552. 4N3 初步確定軸的最小直徑先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，根據(jù)表,?。篈o二112,于是得dm in二 Ao X= 112X輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為

25、了使所選的軸直徑兀與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2,查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取Ka=1.3, 則:Tca=KAT2=l. 3X1610. 3=2093. 4Nm按照計算轉(zhuǎn)矩T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80mm故取d12 =80mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132mm。設(shè)計及說明結(jié)果4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖H8 一L56L34L23LG7Pm ru P9inpT1 一VI5. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制

26、出一軸肩， 故取II-III段的直徑d23=85mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋 圈直徑D二90mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L= 132mm,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L略 短一些，現(xiàn)取112=130mmo2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參 照工作要求并根據(jù)d23=85mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6218,其尺寸為 dXD XT=90mmX 160mmX 30mm,故 dsi二山：二90mm,取擋油 環(huán)的寬度為15,則16汙30+15二45mm設(shè)計及說明結(jié)果右端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手

27、冊上查得6218型軸承的定位 軸肩高度h=5mm,因此，取山二100mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑cU二95mm；齒輪的左端與左軸 承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B二84mm,為了使擋油 壞端而可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取1滬82mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端而與半聯(lián)軸器右端而 有一定距離，取123二50mm。5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離二16nini,考慮箱體的鑄造誤差， 在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動 軸承的寬度T=30mm,則hi二T+s+A +2. 5+2二30+8+16+2. 5

28、+2=58. 5mm156=s+ A +2.5-15=8+16+2. 5-15=11. 5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6. 軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖G ：根據(jù)6218深溝球軸承查手冊得T=30mm齒寬中點距左支點距離L2=84/2-2+58. 5-30/2=83. 5mm齒寬中點距右支點距離L3=84/2+ll. 5+45-30/2=83. 5mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：Fnhi=L2+L3=83. 5+83. 5=3508. 3NFtL37016.6X83.5FtL2L2+L3二7016.6X83.583. 5+83. 5=3508. 3N

29、垂直面支反力（闕d）：FNV1=FnV2=FrL3L2+L3二FrL22552.4X83.583. b+83. b=1276. 2N2552.4X83.52N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截而C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=35O8. 3X83. 5Nmm=292943Nmm截而C處的垂直彎矩：Mv=FnviL2=1276. 2X 83. 5Nmm=106563Xmm分別作水平而彎矩圖（圖C）和垂直面彎矩圖（圖e）。截而C處的合成彎矩：I22M二 M H+M V=311723Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)

30、矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截而（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）趣踱囪亥。根據(jù)公式（14-4）,取二0.號則有:Me a3117232+(0. 6X 1610. 3 X 1000)70.1X953MPa二6世|故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:設(shè)計及說明結(jié)果WOIRD格式7精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面I、II、III段只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起 的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為 寬裕確定的，所以截面I、II、III段均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度

31、的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起 的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，安裝大齒輪段截面上的應(yīng)力最大。 截而V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時 軸徑也較大，故不必做強度校核。安裝大齒輪段截面上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng) 力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直 徑最大，故安裝大齒輪段截面也不必校核。截面VI和VII顯然更不必校核。 由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校 核截面IV左右兩側(cè)即可。（2）截面IV左側(cè)=0. 1X 903mm=72900mm抗彎截面系數(shù)W=0. Id=0. 2 X 903mm=145800

32、mm抗扭截而系數(shù)W二0. 2d截面IV左側(cè)的彎矩W二X33.5-4083. 5=0Xmm截而IV上的扭矩T2=1610300Nmm專業(yè)資料整理蠶 而上的彎曲 應(yīng)力尸w二二“upr截而上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力尸T21610300WT二145800二11.04MPc軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B=640MPa, -t=275MPa,-l=155MPao設(shè)計及說明結(jié)果截而上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表勺巳香取。因2. 5D90二 028、d=9590=1.056,經(jīng)插值后可查得=1. 89=1. 32又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為OTq=0. 82q=0. 85故有效應(yīng)力集

33、中系數(shù)按式(附3-4)為a0(?k二 1+q-1)二 1+0. 82 X (1. 89-1)二1 73T1l(aTk=l+q-l)=l+0. 82X (1. 32-l)=l. 27sa= .64；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)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表而質(zhì)量系數(shù)為P軸未經(jīng)表面強化處理，即尸1,則按式(3-12)及式(3-14b)得綜合系數(shù)為：O1. 731.64+0. 92-1=2. 79_T k T_ T271K二+_1= 78+0. 92-1=1. 72s BTT又由3-1及C3-2得碳鋼的鶴蜀鈾：0 = 0.1S=l.53=0 1 X953mm=85737. 5

34、mm抗彎截而系數(shù)W=0. Id3=0. 2X 953mm=171475mm抗扭截而系數(shù)W二0. 2d彎矩M及彎曲應(yīng)力為:W=X83.5-4083.5=0Nmm085737.5MPa=0MPa扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為:T2=1610300Nmm過盈配合處的得：T2 t二肛二1610300171475=9. 39MPakkk0,由附表3-8用插值法求出，并取1 =0.8COCt0匚t卩0 = Bt = O切=3. 73,=0.8X3. 73=2. 984軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為：設(shè)計及說明結(jié)果藥乂門乂劉心7 乂二710Kp+-1=3. 73+e10. 92-1=3.

35、8200k.T 11K=z+-1=2. 984+eB0. 92-1=3. 07TT所以軸在截而IV右側(cè)的安全系數(shù)為:Z70o b+巾ooom3. 82X0+0. 1X0T -1S=T3. 07X9. 39/2+0. 05X9. 39/2Sca=X 10. 99=0S=l. 5故該軸在截而IV右側(cè)的強度也是足夠的。第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8. 1輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bXhXl=10mmX8mmX90mm,接觸長度:1二90-10二80mm,則鍵聯(lián)接畸呂傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=0. 25hl設(shè)計及說明結(jié)果T2T】，故鍵滿足強度寒8. 2輸出軸鍵選擇核1）

36、輸出軸垢做鍵該處選用普通平鍵杖勿X hX l=25mmX 14mmX 70mm,接觸長度：1 =70-25=45mm,則鍵聯(lián)接所能遞輟為T=0. 25hl dF=. 25X 14X45X 85X 120/1000=1795. 5Nm故鍵滿足強度舉2）輸岀軸聯(lián)軸澀鍵該處選用普通平鍵啟勿X hX l=22mmX 14mmX 125mm,接觸長度：1二125-22二103mm,則鍵聯(lián)接所能的無為T=0. 25hl dF=(9. 25X 14X 103X80X 120/1000=3460. 8Nm故鍵滿足強度舉第九部分軸承的選擇及購根據(jù)條件，軸承預(yù)計命Lh=10X 3X 8X 250=60000h9.

37、1輸入軸的軸承計算核1）初步計算當(dāng)量動載前因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本血-5查得徑向動載盔數(shù)軸向動載盔數(shù)分別為X=l, Y二0所以:P=XFr+YFa=lX2660+0X=2660N2）求軸承應(yīng)有的基本龜C為3）選擇軸承矍查課本璇-5,選擇:6209軸承，031. 5KN,由課本貳-3有:Lh=:、31. 5 X 1000 崔 1. 54 X 102660=60X180所以軸承預(yù)期壽命銘9. 2輸出軸的軸承計算核1）初步計算當(dāng)量動載前因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本血-5查得徑向動載藉數(shù)和軸向動載盔數(shù)分別為X二1, Y二0所以：P=XFr+YFa=lX2552. 4+0X=2552

38、.4N2）求軸承應(yīng)有的基本ISC為3）選擇軸承魁查課本班-5,選擇:6218軸承，G二95.8KN,由課本玫-3有:fc 0/35.8X 1000 飛二2.67X10 二 00X 32.972552.4J所以軸承預(yù)期壽命足夠第十部分聯(lián)軸器購擇1. 載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T2=1610300Nm由表查得Ka=1.3,故得計算轉(zhuǎn)矩為Tc=KaT2=1.3X 1610300=2093. 4Nm2. 型號選擇選用LT11型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為4000Nni，許用最大轉(zhuǎn)速Tca=2093. 4NmT=4000Nm聯(lián)軸器滿足要求，故鬧。設(shè)銳梁第十一部分減速器的潤滑和密封111減速器的潤滑1）齒輪的潤滑

39、通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小龜由于 大齒輪的圓周速度vW12m/s,將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)綾油潤滑。 這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，阿也將油蒯箱壁 上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一齒高，但一般亦不應(yīng)小于lOmmo為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物觀儼 大齒輪 齒頂距油池底而距離不小于30mm,取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由 于大齒輪歯:高h(yuǎn)=6. 75mmW 10mm,取浸油深度為10mm,則油的深度H為H=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中箭蜩帥B5903-2011）,牌號為220潤滑油,粘度薦用fi 177cSto2）軸承的潤滑3）軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有便彌潤滑 劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度斷 由于大齒輪圓周速度v=0. 8m/s2m/s,所以采用脂潤滑。潤滑脂形的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次弗可以維 持相當(dāng)長的一