機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)-一級(jí)直齒圓柱減速器設(shè)計(jì)F=1000_v=3.2_D=300_

1、減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 系 別： 班 級(jí)： 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目錄 第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1 1.1設(shè)計(jì)題目1 1.2設(shè)計(jì)步驟1 第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1 2.1傳動(dòng)方案1 第三部分 選擇電動(dòng)機(jī)1 3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇1 3.2確定傳動(dòng)裝置的效率2 3.3選擇電動(dòng)機(jī)容量2 3.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3 3.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算4 第四部分 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5 4.1確定計(jì)算功率Pca5 4.2選擇V帶的帶型5 4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v5 4.4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld 度6 4.5驗(yàn)算小帶輪的包角a7 4.6計(jì)算帶的根數(shù)z7 4.7計(jì)算單根

2、V帶的初拉力F08 4.8計(jì)算壓軸力Fp8 第五部分 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算10 5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)10 5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)11 5.3確定傳動(dòng)尺寸15 5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度16 5.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸19 第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)20 6.1輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算20 6.2輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算26 第七部分 軸承的選擇及校核計(jì)算33 7.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核33 7.2輸出軸的軸承計(jì)算與校核34 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算35 8.1輸入軸鍵選擇與校核35 8.2輸出軸鍵選擇與校核36 第九部分 聯(lián)軸器的選擇37 9.1輸出軸上聯(lián)軸

3、器37 第十部分 減速器的潤(rùn)滑和密封38 10.1減速器的潤(rùn)滑38 10.2減速器的密封39 第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸39 11.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取39 11.2減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸42 第十二部分 設(shè)計(jì)小結(jié)422第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.1設(shè)計(jì)題目一級(jí)直齒圓柱減速器，拉力F=1000N，速度v=3.2m/s，直徑D=300mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計(jì)步驟1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.電動(dòng)機(jī)的選擇3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5.

4、普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8.滾動(dòng)軸承校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為一級(jí)圓柱齒輪減速器。1)該方案的優(yōu)缺點(diǎn)由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。一級(jí)圓柱齒輪減速器中齒輪相對(duì)于軸承為對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱分布的減速器來(lái)講，軸的剛性相對(duì)較小。原動(dòng)機(jī)部分為 Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)第

5、三部分 選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：1=0.99滾動(dòng)軸承的效率：2=0.99閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98V帶的效率：v=0.96工作機(jī)的效率：w=0.97a=1 22 3 v w=0.99×0.992×0.98×0.96×0.97=0.8853.3選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為Pw=F V1000=1000×3.21000=3.2kW電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=3.20.885=3.62kW工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：nw=60&

6、#215;1000 V D=60×1000×3.2×300=203.72rmin查表課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，使用推薦的傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：24，一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍為：35，所以合理的總傳動(dòng)比范圍為：620。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為 nd=ia×nw=(620)×203.72=12224074r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y112M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。表3-1電機(jī)選擇方案對(duì)比方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速

7、(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 圖3-1電機(jī)尺寸表3-2電動(dòng)機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112400×265190×1401228×608×243.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw ，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nmnw=14402

8、03.72=7.069（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2減速器傳動(dòng)比為i1=iaiv=3.533.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算3.5.1計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速輸入軸：n1=nmiv=14402=720.00rmin輸出軸：n2=n1i1=7203.53=203.97rmin工作機(jī)軸：n3=n2=203.97rmin3.5.2計(jì)算各軸輸入功率輸入軸：P1=Pd v=3.62×0.96=3.48kW輸出軸：P2=P1 2 3=3.48×0.99×0.98=3.38kW工作機(jī)軸：P3=P2 2 1 w=3.38×0.99×0.99×0.97=3

9、.21kW3.5.3計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機(jī)軸：Td=9550000×Pdnm=9550000×3.621440=24007.64Nmm輸入軸：T1=Td iv v=24007.64×2×0.96=46094.67Nmm輸出軸：T2=T1 i1 3 2=46094.67×3.53×0.98×0.99=157865.30Nmm工作機(jī)軸：T3=T2 1 w 2=157865.3×0.99×0.97×0.99=150082.07Nmm各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表3-3各軸動(dòng)力學(xué)參數(shù)表軸名輸入功率/kW輸

10、出功率/kW輸入轉(zhuǎn)矩/Nmm輸出轉(zhuǎn)矩/Nmm轉(zhuǎn)速n/(r/min)運(yùn)行比i效率電機(jī)軸3.623.6224007.6424007.6414402輸入軸3.483.4546094.6745633.727203.530.96輸出軸3.383.35157865.3156286.65203.9710.98工作機(jī)軸3.213.11150082.07150082.07203.970.99第四部分 V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)4.1確定計(jì)算功率Pca由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KA P=1.1×3.62=3.98kW4.2選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca 、n1 由圖8-11選用A型。4.3確定帶

11、輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v= dd1 n60×1000=×90×144060×1000=6.79ms 帶速在530m/s范圍內(nèi)，合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i dd1=2×90=180mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。4.4確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld 度 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=400mm。 由式（8-22）計(jì)算帶所

12、需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×400+290+180+180-9024×4001229mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1250mm。 按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=400+1250-12292410mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為391-448mm。4.5驗(yàn)算小帶輪的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-180-90×57.3°410=167.42°>120°4.6計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根

13、V帶的額定功率Pr。 由dd1=90mm和n1=1440r/min,查表8-4得P0=1.06kW。 根據(jù)n1=1440r/min，i=2和A型帶，查表8-5得P0=0.169kW。 查表8-6得K=0.97，表8-2得KL=0.93，于是Pr=P0+P0×K KL=1.06+0.169×0.97×0.93=1.109kW 2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=3.981.1093.59 取4根。4.7計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK z v+q v2=500&

14、#215;2.5-0.97×3.980.97×4×6.79+0.105×6.792=120.41N4.8計(jì)算壓軸力FpFp=2 z F0×sin12=2×4×120.41×sin167.42°2=957.48N1)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)樾л哾d1=90小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0 d=2.0×28=56mmda=dd+2ha=90+2×2.75=95.5mmB=z-1×e+2 f=4-1×15

15、+2×9=63mm因?yàn)長(zhǎng)=2.0×d<B（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=63mm圖4-1小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=20mm因?yàn)榇髱л哾d2=180mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0 d=2.0×20=40mmda=dd+2ha=180+2×2.75=185.5mmB=z-1×e+2 f=4-1×15+2×9=63mm孔板內(nèi)徑 dr=d2-2×hf+=180-2×8.7+6=151mmC=0.25 B=0.25×

16、;63=15.75mmL=2.0 d=2.0×20=40mm圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2)主要設(shè)計(jì)結(jié)論選用A型V帶4根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1250mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=90mm，dd2=180mm，中心距控制在a=391448mm。單根帶初拉力F0=120.41N。表4-1帶輪設(shè)計(jì)結(jié)果帶型AV帶中心距410mm小帶輪基準(zhǔn)直徑90mm包角167.42°大帶輪基準(zhǔn)直徑180mm帶長(zhǎng)1250mm帶的根數(shù)4初拉力120.41N帶速6.79m/s壓軸力957.48N第五部分 減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為=20

17、76;。參考表10-6選用7級(jí)精度。材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS選小齒輪齒數(shù)z1=26，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=26×3.53=93。5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHt Td u+1u ZH ZE ZH2確定公式中的各參數(shù)值試選KHt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=46094.67Nmm由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。由式(10-9)計(jì)算接觸疲

18、勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1×cos z1+2han*=arccos26×cos 20°26+2×1=29.241°a2=arccosz2×cos z2+2han*=arccos93×cos 20°93+2×1=23.087°=z1tan a1-tan '+z2tan a2-tan '2=26×tan 29.241°-tan 20°+93×tan 23.087°-tan 20°2=1.73Z=4-3=4-

19、1.733=0.87計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60 n j Lh=60×720×1×16×300×10=2.074×109NL2=NL1u=2.074×1093.53=5.874×108由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.87，KHN2=0.93取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=Hlim1 KHN1SH=600×0.871=522MPaH2=Hli

20、m2 KHN2SH=550×0.931=511.5MPa取 H1 和 H2 中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=511.5MPa試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHt Td u+1u ZH ZE ZH2=32×1.3×46094.671 9326+19326 2.49×189.8×0.87511.52=46.275mm1)調(diào)整小齒輪分度圓直徑計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v= d1t n60×1000=×46.275×72060×1000=1.74ms齒寬bb=d d1t=1×4

21、6.275=46.275mm計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=1.74m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×46094.6746.275=1992.21NKA×Ft/b=1×1992.21/46.275=43Nmm<100Nmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.31由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KA KV KH KH=1×1.05×1.2×1.3

22、1=1.651由式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t 3KHKHt=46.275×31.6511.3=50.113mm確定模數(shù)m=d1z1=50.11326=1.93mm，取m=2mm。5.3確定傳動(dòng)尺寸1)計(jì)算中心距a=m2z1+z2=2226+93=119mm2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1 m=26×2=52.00mmd2=z2 m=93×2=186.00mm3)計(jì)算齒寬b=d d1=52mm 取B1=60mm B2=55mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KF T YFa YSa Yd m3 z12

23、FT、m和d1 同前齒寬b=b2=55齒形系數(shù)YFa 和應(yīng)力修正系數(shù)YSa ：由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.6，YFa2=2.19由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.78試選KFt=1.3由式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y。Y=0.25+0.75=0.25+0.751.733=0.683圓周速度v= d1 n60×1000=×52×72060×1000=1.96ms寬高比b/hh=2 ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mmbh=554.5=12.222根據(jù)v=1.9

24、6m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4查得KH=1.314，結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得KF=1.061。則載荷系數(shù)為KF=KA KV KF KF=1×1.05×1.2×1.061=1.337由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.92取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=500×

25、0.881.25=352MPaF2=Flim2 KFN2S=380×0.921.25=279.68MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KF T YFa1 YSa1 Yd m3 z12=2×1.337×46094.67×2.6×1.6×0.6831×23×262=64.757MPa<F1F2=2KF T YFa2 YSa2 Yd m3 z12=2×1.337×46094.67×2.19×1.78×0.6831×23×262=60.682MPa&

26、lt;F2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。齒輪的圓周速度v= d1 n60×1000=×52×72060×1000=1.96ms選用7級(jí)精度是合適的主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=26，z2=93，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，中心距a=119mm，齒寬B1=60mm、B2=555.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)a=m han*=2×1=2mmhf=mhan*+cn*=2×1+0.25=2.5mmh=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑d

27、a1=d1+2ha=52+2×2=56.00mmda2=d2+2ha=186+2×2=190.00mm計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-2hf=52-2×2.5=47.00mmdf2=d2-2hf=186-2×2.5=181.00mm注：han*=1.0，cn*=0.251)齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸代號(hào)和名稱公式小齒輪大齒輪模數(shù)m22齒數(shù)z2693齒寬b6055分度圓直徑d52186螺旋角左旋0°0'0"右旋0°0'0"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.

28、25齒頂高h(yuǎn)am×ha*22齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)2.52.5齒頂圓直徑dad+2×ha56190齒根圓直徑dfd-2×hf47181中心距a119119第六部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1 和轉(zhuǎn)矩T1 由前面計(jì)算可知，P1=3.48kW；n1=720r/min；T1=46094.67Nmm2)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40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，根據(jù)表，取A0=112，于是得dminA0 3Pn=112×33.48720=18.94mm

29、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%dmin=1+0.05×18.94=19.89mm故選取:d12=20mm3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-1高速軸示意圖為了滿足大帶輪的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d23=25mm。大帶輪輪轂寬度L=40mm,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-段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪輪轂寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=38mm。4)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23= 25 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×B = 3

30、0×62×16mm，故d34=d78= 30 mm，則l34=l78 = 16+12= 28 mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 35 mm。5)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56= 60 mm，d56= 56 mm考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 10 mm6)取軸承端蓋厚度e=10，端蓋墊片厚度t=2，為了便于軸承端蓋裝拆，保證軸承端蓋的外端面與外接傳動(dòng)部件有一定距離，取K=24，螺釘

31、C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則軸承座寬度為L(zhǎng)=+C1+C2+5=8+20+18+5=51mml23=L+t+e+K-B-s=51+2+10+24-16-10=61 mm7)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm根據(jù)結(jié)構(gòu)可得擋油環(huán)寬度為S1=s+2=10+2=12l34=l78=B+S1=16+12=28 mml45=l67=s+1-s1=10+10-12=8 mm8)軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大帶輪與軸的配合為H7/k6,按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h = 6×6mm，長(zhǎng)度L=28mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配合來(lái)

32、保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表6-1軸的直徑和長(zhǎng)度軸段1234567直徑20253035563530長(zhǎng)度386128860828小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×46094.6752=1772.87N小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan =1772.87×tan 20°=645.27N根據(jù)6206深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=8mm齒輪輪轂寬度B=60mm第一段軸中點(diǎn)到

33、軸承壓力中心距離:l1=L12+L2+a=382+61+8=88mm軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l2=L3+L4+B2-a=28+8+602-8=58mm齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l3=l2=58mm計(jì)算軸的支反力高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力Fq=957.48N水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=1772.87×5858+58=886.44NFNH2=Ft l2l2+l3=1772.87×5858+58=886.44N垂直支反力FNV1=Fr l3-Fql1+l2+l3l2+l3=645.27×58-957.48×88+58+5858+58=-1361

34、.21NFNV2=Fr l2+Fq l1l2+l3=645.27×58+957.48×8858+58=1049.00N計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩MCH1=FNH1 l2=886.44×58=51413.52Nmm截面B處的垂直彎矩MBV=Fq l1=957.48×88=84258.24Nmm截面C處的垂直彎矩MCV1=FNV1 l2+Fql1+l2=-1361.21×58+957.48×88+58=60841.90NmmMCV2=MCV1=60841.90Nmm分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處

35、的合成彎矩MB=MBH2+MBV2=02+84258.242=84258.24Nmm截面C處的合成彎矩MC1=MCH12+MCV12=51413.522+60841.92=79656.05Nmm作合成彎矩圖（圖d）T=46094.67Nmm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-2高速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強(qiáng)度因B彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W= d332=×30332=2650.72mm³抗扭截面系數(shù)為WT= d316=×30316=5301.44mm³最大彎曲應(yīng)力為=MW=84258.242650.72=31.79MPa剪切應(yīng)力為=TWT=

36、46094.675301.44=8.69MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4 2=31.792+4 0.6×8.692=33.46MPa查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。6.2輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2 和轉(zhuǎn)矩T2由前面計(jì)算可知，P2=3.38kW；n2=203.97r/min；T2=157865.3Nmm2)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（調(diào)質(zhì)），硬

37、度為240HBS，根據(jù)表，取A0=116，得:dminA0 3Pn=116×33.38203.97=29.57mm輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%dmin=1+0.07×29.57=31.64mm故選取:d12=32mm輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca= KA×T2，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3，則:Tca=KA T2=205.22Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè)，選用LX2型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器

38、的孔徑為32mm，故取d12=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-3低速軸示意圖為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d23=37mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度L=82mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=80mm。4)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 37 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×B = 40×80×18mm，故d34=d67 = 40

39、 mm。由結(jié)構(gòu)得左側(cè)擋油環(huán)寬度s1=2 +s =12.5+10 =22.5,則l34=B+s1+2=18+22.5+2=42.5 mm5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 43 mm；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 = 55 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 53 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由軸徑d45 = 43 mm故取h = 3.5 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 50 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 5 mm。6)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置

40、時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 10 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度B = 18 mm7)取軸承端蓋厚度e=10，端蓋墊片厚度t=2，為了便于軸承端蓋裝拆，保證軸承端蓋的外端面與外接傳動(dòng)部件有一定距離，取K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則軸承座寬度為L(zhǎng)=+C1+C2+5=8+20+18+5=51mml23=L+t+e+K-B-s=51+2+10+24-18-10=59 mm由結(jié)構(gòu)得右側(cè)擋油環(huán)寬度s2=2+s -l56=12.5+10 -5=17.5,則l67=B+s2=18+17.5=35.5 mm8)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,齒輪與

41、軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h = 12×8mm，長(zhǎng)度L=40mm。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h = 10×8mm，長(zhǎng)度L=70mm。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)盈配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表6-2軸的

42、直徑和長(zhǎng)度軸段123456直徑323740435040長(zhǎng)度805942.553535.5大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td2=2×157865.3186=1697.48N大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tan =1697.48×tan 20°=617.83N根據(jù)6208深溝球查手冊(cè)得壓力中心a=9mm因齒輪倒角為2齒輪輪轂寬度B=55mm軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離:l1=L12+L2+a=802+59+9=108mm齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l2=B2+L3-2-a=552+42.5-2-9=59mm軸承壓力

43、中心到齒輪支點(diǎn)距離:l3=l2=59mm計(jì)算軸的支反力水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=1697.48×5959+59=848.74NFNH2=Ft l2l2+l3=1697.48×5959+59=848.74N垂直支反力FNV1=Fr l3l2+l3=617.83×5959+59=308.92NFNV2=Fr l2l2+l3=617.83×5959+59=308.92N計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩MCH1=FNH1 l2=848.74×59=50075.66Nmm截面C處的垂直彎矩MCV1=FNV1 l2=308.92&

44、#215;59=18226.28Nmm分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩MC1=MCH12+MCV12=50075.662+18226.282=53289.48Nmm作合成彎矩圖（圖d）T=157865.3Nmm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-4低速軸受力及彎矩圖10)校核軸的強(qiáng)度因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W= d332-b t d-t22 d= 43332-12×5 43-522×43=6798.14mm³抗扭截面系數(shù)為WT= d316-b t d-t22 d= 43316-12×5 43-5

45、22×43=14603.72mm³最大彎曲應(yīng)力為=MW=53289.486798.14=7.84MPa剪切應(yīng)力為=TWT=157865.314603.72=10.81MPa按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4 2=7.842+4 0.6×10.812=15.16MPa查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。第七部分 軸承的選擇及校核計(jì)算7.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核表7-1軸承參數(shù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑d(m

46、m)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)620630621619.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用6206深溝球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=19.5kN，額定靜載荷C0r=11.5kN。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FN1=FNH12+FNV12=886.442+1361.212=1624.40NFN2=FNH22+FNV22=886.442+10492=1373.38N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa

47、2=0Pr1=X1 FN1+Y1 Fa1=1×1624.4+0×0=1624.4NPr2=X2 FN2+Y2 Fa2=1×1373.38+0×0=1373.38N取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n ft Crfp Pr3=48040.04h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2輸出軸的軸承計(jì)算與校核表7-2軸承參數(shù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)620840801829.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用6208深溝球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm軸承

48、基本額定動(dòng)載荷Cr=29.5kN，額定靜載荷C0r=18kN。要求壽命為L(zhǎng)h=48000h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FN1=FNH12+FNV12=848.742+308.922=903.21NFN2=FNH22+FNV22=848.742+308.922=903.21N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1 FN1+Y1 Fa1=1×903.21+0×0=903.21NPr2=X2 FN2+Y2 Fa2=1×903.21+0×0=

49、903.21N取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660n ft Crfp Pr3=2846966h>48000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸鍵選擇與校核8.1.1輸入軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)28mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=22mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4 Th l d=24MPa<p=60MPa8.2輸出軸鍵選擇與校核8.2.1輸出軸與大齒輪鍵連接校核選用A

50、型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)40mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=28mm大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4 Th l d=66MPa<p=120MPa8.2.2輸出軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長(zhǎng)70mm。鍵的工作長(zhǎng)度 l=L-b=60mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4 Th l d=41MPa<p=120MPa第九

51、部分 聯(lián)軸器的選擇9.1輸出軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.3×157.87=205.22Nm（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X2彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014-2017），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=560Nm，許用轉(zhuǎn)速n=6300r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=32mm，軸孔長(zhǎng)度L=82mm。從動(dòng)端孔直徑d=32mm，軸孔長(zhǎng)度L=82mm。Tc=205.22Nm<560Nmn=203.97r/min<6300r/min第十部分 減速器的潤(rùn)滑和密封10.1減速器的潤(rùn)滑10.1.1齒輪的潤(rùn)滑齒輪圓周速度v

52、= d1 n60×1000=×52×72060×1000=1.96ms通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v<=12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，暫取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm,實(shí)際油面根據(jù)實(shí)際結(jié)構(gòu)變化。由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=4.5mm<10

53、mm，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工業(yè)閉式齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為L(zhǎng)-CKC320潤(rùn)滑油，黏度推薦值為288352cSt10.1.2軸承的潤(rùn)滑軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類。此外，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類潤(rùn)滑方式，可以根據(jù)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤(rùn)滑。采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，故選用通用鋰基潤(rùn)滑脂(GB/T 7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械

54、設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。10.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v<3m/s，輸出軸與軸承蓋間v<3m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸11.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取11.1.1檢查孔和視孔蓋檢

55、查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油，故檢查孔應(yīng)開(kāi)在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過(guò)濾裝置，以過(guò)濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相應(yīng)尺寸計(jì)算如下：圖11-1窺視孔蓋示意圖L1=90，L2=75，b1=70，b2=55=4mmd4=7mmR=5mm11.1.2放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油塞通常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：圖11-2放油塞11.1.3油標(biāo)(油尺)油標(biāo)用來(lái)指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè)，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：圖11-3桿式油標(biāo)11.1.4通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，