二級減速器課程設(shè)計說明書

1、1設(shè)計任務(wù)書設(shè)數(shù)計據(jù)及序F(ND (mmV (m/年產(chǎn)工作環(huán)載荷特最短傳動要求表)s)量境性工作年限方案1-1設(shè)計7192265大批車間平穩(wěn)沖十年如圖1-1數(shù)據(jù)0擊二班傳動裝置簡圖圖1-1傳動方案簡圖設(shè)計需完成的工作量(1)減速器裝配圖1張(A1)(2)零件工作圖1張(減速器箱蓋、減速器箱座-A2) ； 2張(輸出軸-A3;輸出 軸齒輪-A3)(3)設(shè)計說明書1份(A4紙)2傳動方案的分析一個好的傳動方案，除了首先應(yīng)滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié) 構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護(hù)方便。要完全滿足這些要 求是困難的。在擬定傳動方案和對多種方案進(jìn)行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的具

2、體情況綜 合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。現(xiàn)以課程設(shè)計P3的圖2-1所示帶式輸送機的四種傳動方案為例進(jìn)行分析。 方案制造成本低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。方案結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應(yīng)性好，但傳動效率低，不適于連續(xù)長期工作，且制 造成本高。方案c工作可靠、傳動效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)性好，但寬度較大。 方案4具有方案c的優(yōu)點，而且尺寸較小，但制造成本較高。上訴四種方案各有特點，應(yīng)當(dāng)根據(jù)帶式輸送機具體工作條件和要求選定。若該設(shè)備是在一般環(huán)境中連續(xù)工作，對結(jié)構(gòu)尺寸也無特別要求，則方案。、c均為可選方案。對于方案C若將電動機布置在減速器另一側(cè)，其寬度尺寸得以縮小。故

3、選C方案, 并將其電動機布置在減速器另一側(cè)。3電動機的選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最 常用的電動機是Y系列籠型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(hù)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。 此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機選擇電動機容量3. 2. 1工作機所需功率匕卷筒3軸所需功率:kwFv _ 1920x0.82_.-1.3/410001000卷筒軸轉(zhuǎn)速:60xl000i' 60x1000x0.82.265x3.14=59.13 r /mm3. 2. 2電動機的輸出功率尸.

4、考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為Pd =傳動裝置的總效率:聯(lián)軸器效率 廠-齒輪傳動效率 小-滾動軸承效率 小一滾筒效率1=0.99% = 0.977=0.997 = 0.96所以“ = 0.992 x 0.972 x0.99 x0.96 =0.86所以p 1 574一 = 1.83 kwrj 0.863. 2. 3確定電動機額定功率以根據(jù)計算出的功率P,可選定電動機的額定功率叱。應(yīng)使幾等于或稍大于2。查機械設(shè)計課程設(shè)計表207得兒=2.24卬 選擇電動機的轉(zhuǎn)速由機械設(shè)計課程設(shè)計表27圓柱齒輪傳動的單級傳動比為36,故圓柱齒輪傳動的二級傳動比為936,所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd = i

5、 nw = (9 - 36)x59.13r/niin = 532.17 2128 .7”min電動機技術(shù)數(shù)據(jù)符合上述要求的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min, 1500r/min和3000r/min,其中減速器以 1500和1000r/min的優(yōu)先，所以現(xiàn)以這兩種方案進(jìn)行比較。由機械設(shè)計課程設(shè)計 第二十章相關(guān)資料查得的電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表3-1:表3-1電動機技術(shù)數(shù)據(jù)方案電動機型額定功率kW電動機轉(zhuǎn)速r/mi n電動機質(zhì)量kg總傳動比同轉(zhuǎn)滿轉(zhuǎn)總傳動比高速級低速級1Y100L1-4150014203424642Y112M-610009404516表37中，方案1與方案2相比較，綜合考慮電

6、動機和傳動裝置的尺寸、重量 及總傳動比，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案2,即所選電動機型號為Y112M-6o4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算傳動裝置總傳動比的計算," = 21 = 16nw 59.13傳動裝置各級傳動比分配減速器的傳動比i為16,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的/；=(1.11.5達(dá)，計 算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比乙=4.5,低速級的傳動比i? =3.5。傳動裝置運動和動力參數(shù)計算3.1.1 電動機軸運動和動力參數(shù)計算6=乃=2.2kW“u =nr;r= 94077 min7； =9550 邑= 22.35N?4. 3. 2高速軸

7、運動和動力參數(shù)計算R=2.2攵 Wx 0.99 = 2.178k W=o =94077 min(=95504 = 22.13N？5. 3.3中間軸運動和動力參數(shù)計算P2 =劭2%=2.178kWx0.97x0.99 = 2.09kW%= 208.9r/min-iA 4.5T、=955()2 = 95.5N 加 一4. 3. 4低速軸運動和動力參數(shù)計算一=一 2% =2.094 Wx 0.97x0.99 = 2.09% W% = " = 59.777 mini2T. =9550% = 321.5N？35傳動件的設(shè)計計算高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1)按

8、以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2)運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度(GB 10095-88)o3)材料選擇。考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒 輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機械設(shè) 計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分別為 236HBS, 190HBS,二者材料硬度差為46HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)號=23 ,大齒輪的齒數(shù)為Z? =4.5 x 23 = 103.5 , z2 = 1Q4 o5）選取螺旋角。初選螺旋角夕= 14。5. 1.2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行

9、試算，即(5-1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)= 1.42)由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩7>22.13N?3)查表及其圖選取齒寬系數(shù) =1,材料的彈性影響系數(shù)Z«=189.8MRJ,按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限外.=580Ma ；大齒輪的接觸疲勞強度極限%】加2 = 390 MPa o4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 = 60 x 940 x 1 x (5 x 8 x 300 x 2) = 1.35 x 10*55）按接觸疲勞壽命系數(shù)Kn2 =0,956）計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1由(5-2) Jo.J2 = K= 0.9x580 = 522M

10、&= 0.95x390 = 370.5M&古攵：b = 61=，2一37。° MPa = 446.25MP" 227)查圖選取區(qū)域系數(shù)Z =2.46。8)查圖得=0.765 ,= 0.87 ,貝“ 8a = 41+ %2 =1635(2)計算：1）求得小齒輪分度圓直徑小的最小值為|2KJ ±1,ZeZ，,2x1.4x2.213x1(/ 55 189.8x2.46 2 ”> 3j:(V . = 1x x(廠=3/mm'u b V 1x1.6354.5466.252）圓周速度:血 1盧 _ 3.14x37x940v =60x100060x

11、1000=1.82/72/53）計算齒寬及模數(shù):齒寬： b = d & =1x37 =37西切47 cos 夕 37xcosl4°楔唾攵： int = -= 1.56mm乙23齒曲： /? = 2.25mIJt = 2.25 x 1.56 = 3.5mm4）計算縱向重合度與:% =0.31 蹴r tan/7 = 0.318x 1 x23xtan 14° = 1.825) 計算載荷系數(shù)：根據(jù)KA = 1, u = 1.82?/s , 8級精度，查得 動載系數(shù)= 1.1 , KK F° = 1.35 , K匕=K Fa =1.4故載荷系數(shù) K = K.,KyK

12、a Ks =l.xl.lxL4xl.4491 =2.236)按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：,=1.4491 ,=37x= 43.2mmV 1.47）計算模數(shù)：y翠公攔等£5.1.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設(shè)計公式為仁憐愛陸）3）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）根據(jù)縱向重合度% = 1.82,從圖中查得螺旋角影響系數(shù)勿=0.88_- Zi _23_ 25 1 g2）計算當(dāng)量齒數(shù)："c°s”商14。Zc= = "）4 =113.8-cos p cos 14s3）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b田=480M&大齒輪的彎曲疲勞強度極限 分。=250 MPa

13、;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfnx = 0.9,Kfn，= 0.95;5）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S二,得=小卜仍口 =。飛山）= 308.6MA/L FJ1 S 1.4=竺咨=169.6MP”L-51.46）計算載荷系數(shù)K.K = Ka Kv KFa K,p =1x1.1x1.4x1.35 = 2.079 7）查取齒形系數(shù).查表得匕h = 2.6164; YFa2 = 2.169.8）查取應(yīng)力校正系數(shù).查表得 %=1.5909;%)= 1.801 9）計算大、小齒輪的牛3 并加以比較._2.6164xL5909_-f =; U.U 1 3對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算

14、的模數(shù)7大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞 強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的成積）有關(guān)，可取彎曲強度 算得的模數(shù)，并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值% = 2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 4 = 43.2mm，算出小齒輪齒數(shù) cos/7 43.2cos/7大齒輪齒數(shù) z2 =21x4.5 = 94.5 ,取J =95.b J 308.6YFalYSa. 2.169x1.801 仆八 “-產(chǎn)=0.02302匕小 169.6大齒輪的數(shù)值大.(2)設(shè)計計算這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，

15、并 做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費.5.1.4.幾何尺寸計算(1)計算中心距：,二(% + J)?” =( 21 + 95)x 2 = © 55?2cos22cos14°將中心距圓整為120mm.(2)修正螺旋角：p = arccos(° += arccos(21 + 9>)- = 14.84°2x120夕值改變不多，故參數(shù)q、K.、Z等不必修正。(3)分度圓直徑:.21x2/1azid. = = 434cos/7 cosl4.84cd、=* 2 二=196.56?/cos/7 cosl4.84°(4)齒輪寬度:b =必=43.4mmB = 50

16、 mm低速級齒輪傳動設(shè)計計算1）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）o2）材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒 輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機械設(shè) 計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255, HBS2N62-217,平均硬度硬度分別為 236HBS, 190HBS,二者材料硬度差為46HBS。3）選小齒輪的齒數(shù)曷=25,大齒輪的齒數(shù)為6=3.5 x 25 = 87.5,取c2=88。4）選取螺旋角。初選螺旋角夕=14屋5.2.2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行試算，即4,之:磨歸（洋；、笳%

17、（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K,= 1.62）由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩7廠321.5N m3）查表及其圖選取齒寬系數(shù)%=1,材料的彈性影響系數(shù)Z«=189.8MP4；,按齒面 硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限= 58OMPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 = 390。4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)M = 6O/73yL/r =60x59.7xlx(5x8x300x2) = 8.6xl07 z N 8.6x10 今.,nN)='=2.46 x 10-/3.55）按接觸疲勞壽命系數(shù)Kn2 =0957)故：計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1% = K/nQ=

18、= 0.95 x 580 = 55 MPa 得s'匕4 = KNQnm4 = 099 x 390 = 386. IMP。sOJ+S/J = 551"3S6J MPa = 468.55MP«7）查圖選取區(qū)域系數(shù)Z =2.433。8)查圖得分3 =0.78 , sa4 =0.8 ,則 sa =g +4 = 1.58（2）計算:1）求得小齒輪分度圓直徑向的最小值為y第爭曲2xl.6x32.15xl04 4.5x1x1.583.52.433x189.8 .x(廣468.5593.34mm2）圓周速度:Titian 3.14x93.34x59.7 ，v = = b29mls6

19、0x100060x10003）計算齒寬及模數(shù):齒寬： b =露 d3t = 1 x93.34 = 93模數(shù)： /nrild3t cos493.34xcosl4° o /個=3.62mm25齒高:h = 2.25 n i m = 2.25 x 3.62 = 8.15"= X|L45 h 8.154）計算縱向重合度與:=0.31 屹Z3 tan/7 = 0.318xlx25xtanl40 =1.985）計算載荷系數(shù):根據(jù)K八=1 , u = 0.29m/s ,8級精度，查得動載系數(shù)Kv =1.03 ,= L467 ,K,=127, K,=K=L4故載荷系數(shù) K = K八-Kv

20、Ka K/v =l.xl.03xl.4xl.467 = 2.16） 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:4 = d= 93.34x 得=102.2/7/?7）計算模數(shù):4 cos/7 102.2 xcosl4:Z325=3.91mm5.2. 3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設(shè)計公式為確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）根據(jù)縱向重合度% = 1.98,從圖中查得螺旋角影響系數(shù)，=0.88N 。 =25= 27.372）計算當(dāng)量齒數(shù)："c°s" c°s"4°zv4 = = - 104 - = 96.33 cos p cos 14c3）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強

21、度極限b通=480M外;大齒輪的彎曲疲勞強度極限aFE4 = 250 MPa ;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95,KFN4 =0.91;5）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S二,得 心3限=。9少（）=325.7 IMP”L 1 S1.42飛a6）計算載荷系數(shù)K.K = KAKvKFaKFp =1x1.03x1.4x1.27 = 1.837)查取齒形系數(shù).查表得 = 2.56;=2.19.8)查取應(yīng)力校正系數(shù).查表得七3=1.6037;%4=1.78639）計算大、小齒輪的簞厚并加以比較.j= 2.56x1.6037 =()0126"J325.71= 2.19x1.7863

22、 =0024Q7口 J162.5大齒輪的數(shù)值大.設(shè)計計算x 0.02407 = 2.87mm2xL83x321500x0.88xcos2 14°1x252 x1.58對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)7大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞 強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的成積）有關(guān)，可取彎曲強度 算得的模數(shù)，并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值（=3 ,按接觸強度算得的分度圓直徑 4 = 102.2"，算出小齒輪齒數(shù)ccqsP 68.19cosl4° ”Z3 = =x 22 ,加“3大齒輪齒

23、數(shù) z4 =22x3.5 = 77.這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并 做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費.5. 2. 4幾何尺寸計算(1)計算中心距：a =(口+ -)"乜=(2+ 77)二 3 = 153.052 cos 0 2cosl4°將中心距圓整為153mm.(2)修正螺旋角：p = arc cos'" += arc cos= 13.93。2a2x153夕值改變不多，故參數(shù)分、K.、Z等不必修正。(3)分度圓直徑:, Zxtn,. 22x3 ,c4 =L =7 = 68cos/? cosl3.93cz Z/%77x3c

24、os/7 cosl3.93°(4)齒輪寬度:b =/3 = 68取 B4 = 68By = 76 mm6軸的設(shè)計計算高速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計1.高速軸的功率=2.178"，轉(zhuǎn)速勺=9407/，轉(zhuǎn)矩（=22.13N？根據(jù)結(jié)構(gòu)及使用要求，把該軸設(shè)計成階梯軸且為齒輪軸，共分七段，其中第5段 為齒輪,如圖6-1所示：圖6-1高速軸由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸，因此其材料須與齒輪材料相同，均為45鋼，熱處理為調(diào)制處理，材料系數(shù)人為120。所以，有該軸的最小軸徑為：t/nun =7 17X= 120x3/-_ = 15.88 940此處最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸

25、器處的直徑4，選擇半聯(lián)軸器的孔徑4 = 20，半聯(lián) 軸器長度L = 52mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L)= 38"。其他各段軸徑、長度的設(shè)計計算依據(jù)和過程見下表：表67 高速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計階梯軸段設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果第1段人由半聯(lián)軸器孔徑確定人略小于聯(lián)軸器轂孔長度，轂孔長度4 = 44mm取 = 36du = 20 nun=36”第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位 要求，一段右端應(yīng)制出一軸肩， 故取2段的直徑為42=26， 取端蓋右端到聯(lián)軸器左端距離 為35"，端蓋總寬度為30，J12 = 26 nun/12 = 65 nun故 & =65第3段根據(jù)九二2

26、6"，預(yù)選軸承7206Cd xDxB = 30mm x 62?？ x 16nun , 九、心由軸承尺寸確定43 = 3043 = 16mm第4段查得7206c型軸承的定位軸肩 高度為/? = 3.，因此，取 d4 = d、6 = 36/14 = L2 - (7 - 4) - 5 - 50 + 4 = 08/次J14 = 36 mm/14 = 108第5段4s =齒頂圓直徑=47.4mm/15 4 齒寬=50mmJ15 = 47.4/|5 = 50 mm第6段46=44/16 = 5nunJ16 = 36 nun/16 = 5mm第7段JI7 = d3 = 30 mm/I7 = 7 +

27、16 = 23mm （7mm 為套筒 寬度）J17 = 30 mmZ17 = 23 mm6. 1.2高速軸上軸承的選定計算該軸承設(shè)計為面對面形式，預(yù)計壽命為3年，即12480小時。1計算軸承的徑向載荷得工 =258.87N、% =125.IN2計算軸承的軸向載荷得%=0.68& = 176N、Fdl = 0.68幾=85N ,因此，F(xiàn)ae +Fd2 = 270 + 85 = 355N > Fdl故七=355 N、F”=85N3求比值三± = 1.37、蛋= 0.68,因為角接觸球軸承e的最大值為，故幺、乙1均大于e。&工2尸”工24初步計算當(dāng)量動載荷P取力，為，

28、X=0.41, r = 0.87Pl =f z,(XFrI + YFal ) = 1.2x(0.41 X 258.87 + 0.87 x 355) = 498NP2 = 1.2 x (0.41 x 125.1+ 85 x 0.87) = 150.3N5求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 n 160叫 sc <60x940x12480 一一、C = PR=498x3=4430N 106V 106C2 = 15O.3x:60x940x1248010= 1337N初選的軸承為7206C,它的額定動載荷分別為17.8KN和168KN,故符合條件。中間軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計根據(jù)結(jié)構(gòu)幾使用要求該

29、軸設(shè)計成階梯軸，共分六段，如圖6-2所示:一-A圖6-2中間軸由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸，因此其材料須與齒輪材料相同，均為45鋼, 熱處理為調(diào)制處理，取材料系數(shù) A ° = 120 o有該軸的最小軸徑為： d” >= 120x： = 31.86?？因鍵槽開在中間，其影響不預(yù)考慮標(biāo)準(zhǔn)化取八=35”?帆 其他各段軸徑、長度的設(shè)計計算依據(jù)和過程見下表:表6-2中間軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計階梯軸段設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果第1段121 -由軸承尺寸確定（軸承預(yù)選7207c dx £）x8 = 35x72x17”）/21 = B+ Bh = 17 +13 = 30mmJ21 =

30、35 nun/2l =30第2段心由齒輪孔徑?jīng)Q定,一 一z七略小于齒輪寬度，取 c/力=40取 ln = 48cl22 = 40l22 = 48第3段取"八=48 mm,23 = 1°”= 48 mmL. =10nun第4段6/24 =分度圓直徑=68"124 =齒寬=76 nlmd” = 68?， /” = 76第5段“25 = ”23 = 10"(l15 =48?，25 = 1°第6段6/26 = 21 = 35/26 =+ Bh = 30 mmd26 = 35 mm1、人=30低速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計6. 3.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計根據(jù)結(jié)構(gòu)幾使用

31、要求該軸設(shè)計成階梯軸，共分七段，如圖6-3所示:困6-3低速軸考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼，熱處理調(diào)質(zhì)處理，取材料系數(shù)4 = 120所以，有該軸的最小軸徑為:4min = 12°乂 也需=38.7顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇TL7型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為4 = 40，故 此段軸徑為八=40，半聯(lián)軸器長度L = 112m/，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 L = 84 ,第一段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器的轂孔長度略短,故取乙=82其他各段軸徑、長度的設(shè)計計算依據(jù)和過程見下表： 表6-3低速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計階梯軸段設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果第1段431 =40?？/31 =82（由聯(lián)軸器

32、寬度尺寸確定）d3l = 40 mm/31 = 82第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右 端應(yīng)制出一軸肩，故取2段的直徑為 432 = 46"，32由端蓋等因素確定，取32 = 55?？d32 = 46 mm/32 = 55 mm第3段根據(jù)42=46"，預(yù)選軸承7210cd x£>x B = 5O/z/77x90mmx20mm , J33 /33 由車由承 、尺寸確定d33 = 50 mm%=20d33 = 50 nun/33 = 20/?/?第4段d34 = 435 + 10 = 604 =乙2 一（& +/36 +/37一/33）+ %（

33、乙= 162-（10 + 66 + 49-4-20）+4 = 65?？ 2為箱體內(nèi)壁軸向距離，A3為軸承端面至箱體內(nèi)壁距離）“乂 = 60mm/川=65mm第5段d35 =+5 = 65 mm/35 = 10?？J35 = 65 mm/35 = 10第6段取安裝齒輪處的軸直徑" = 55 mm ,此段的長度略小于齒輪寬度，取匕6 = &»dg = 55 nun鼠=66/7?/?第7段d37 = c/33 =勒所dyj = 50 137 = 49l31 = By + Bh = 20 + 29 = 49 mm6. 3. 2低速軸的受力分析及計算軸的受力分析及載荷分析如圖

34、6-4所示一三=2X32L5XU =2682N'%239.79廣 廣 tanatan20c.“c-Fr = rf= 2682x = 1009Ncos夕cosl4.64'Fa =E tan = 2682x tan 14.64° =70IN圖6-4低速軸的受力分析及扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，計算出的截面C處的M、My、M的值列于下表：載荷水平面H崔直面V支反力FFm=93DN,Fnh?=770N%“ = 793N k=219N彎矩MM h = 109740 N , nunMV1 =93574N-?？=13578N 皿z T X總彎矩

35、M = 14422 W ?， 監(jiān)=110576N扭矩T7； =321500 TV-w/n6. 3. 3減速軸的校核由手冊查材料45鋼的強度參數(shù)C截面彎扭合成應(yīng)力：（。=0.6）= 14.5"匕 卬+(雙)2 _4422產(chǎn)+(0.6x321500)2W0.1x55-由計算結(jié)果可見C截面安全。6. 3. 4減速軸上軸承選擇計算該軸承設(shè)計為面對面形式，預(yù)計壽命為3年，即12480小時。1 )計算軸承的徑向載荷得加 =793N、£,=219N2 )計算軸承的軸向載荷得七=0.68* =539N、Fd2 = 0.68 Fr2 = 148.92 ,因此,Fae +Fd2 =148.92

36、 + 670 = 818.92N > 心故心=818.92N、F. = 148.927V3)求比值41 = 1.03、1 = 0.68,因為角接觸球軸承e的最大值為，故幺、組均大于e。F八工2F八Frl4)初步計算當(dāng)量動載荷P取力，為，X=0.41, r = 0.87P、=f *XF,1 +YFal) = 1.2x (0.41 x 793 + 0.87 x 818.92) = 1245 NP2 =1.2x (0.41 x 219 +148.92x 0,87) = 263 .22N5）求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值廠 n 1607?4160x59.7x12480 0一G = 1245x37=

37、4454% 106V 106C, = 263.22 x60x59.7x1248010=93 AN初選的軸承為7210c，它的額定動載荷分別為32.8KN和31.5KN,故符合條件。7各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核因減速器中的鍵聯(lián)結(jié)均為靜聯(lián)結(jié)，因此只需進(jìn)行擠壓應(yīng)力的校核.高速級鍵的選擇及校核帶輪處鍵：按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B6X6,鍵長28,GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別為：45鋼（鍵）、45鋼（軸）中間級處鍵選擇及校核按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B12X8 GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別均為45鋼此時，鍵聯(lián)結(jié)合格.低速級處鍵的選擇及校核低速級大齒輪處鍵按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B16X

38、10,鍵長56 GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料均為：45鋼其中鍵的強度最低，因此按其許用應(yīng)力進(jìn)行校核，查手冊其=2r3 _ 2x321500d361k 55 x 56 x 5= 4.15MPa<ap3該鍵聯(lián)結(jié)合格 聯(lián)軸器處鍵的選擇及校核按照聯(lián)軸器處的軸徑及軸長選 鍵12X8,鍵長70,GB/T1096 聯(lián)結(jié)處的材料分別為：45鋼（聯(lián)軸器）、45鋼（鍵）、45鋼（軸）其中鍵的強度最低，因此按其許用應(yīng)力進(jìn)行校核，查手冊其b4 = 110MP=57.4凡2T. _ 2x321500d 311k - 40 x 70 x4該鍵聯(lián)結(jié)合格.8聯(lián)軸器的選擇計算輸入軸端的聯(lián)軸器選擇計算8. 1. 1類型選擇

39、選用彈性套柱銷聯(lián)軸器8.1.2載荷計算轉(zhuǎn)矩7 = 22.13M/，查得儲=1.3,故計算轉(zhuǎn)矩為Tca = KaT = 1.3 x 22.13 = 28.769 N 小8. 1.3型號選擇TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為31.5N."? ,許用最大轉(zhuǎn)速為6300"min,軸徑為電動機軸為28叫,故不合用。TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63 N . m ,許用最大轉(zhuǎn)速為5700/7 min ,軸徑為20故合用。輸出軸的聯(lián)軸器選擇計算8.2.1類型選擇選用彈性套柱銷聯(lián)軸器8. 2. 2載荷計算轉(zhuǎn)矩7 = 321.5N2,查得K,1=1.3,故計算轉(zhuǎn)矩為Tca =KJ =

40、 1.3x 321.5N m = 417.95 N m8. 2. 3型號選擇TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為500N”?,許用最大轉(zhuǎn)速為3600r/min,軸徑 為40,故合用。9減速器箱體及其附件的設(shè)計減速器附件的選擇通氣器為使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用M18X油面指示器選用游標(biāo)尺M(jìn)16吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞選用外六角油塞及墊片選擇適當(dāng)型號起蓋螺釘型號：GB70-85M10X40,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M6X12,材料Q235中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X20,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X20,材料Q235箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB578286 M10X100,材料Q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚4=0.025。+1 = 0.025 x 153.05 +1 = 4.8258取 =8 箱蓋壁厚 FO. 02a+1 = X+1 =取i=8 箱蓋凸緣厚度bF fX8=12(4)箱座凸緣厚度b=X8=12箱座底凸緣厚度b?=X8=20地腳螺釘直徑df=0, 036a+12= X +12