二級圓柱斜齒輪傳動減速器課程設計計算說明書docx

1、設計題目帶式輸送機傳動裝置設計學生姓名學號2013210XXX專業(yè)班級機設13-X班指導老師2016年1月 7日設計題目帶式輸送機傳動裝置設計成績課程設計主要內(nèi)容（1） 分析設計題目，選定傳動方案；（2） 根據(jù)所需電動機容量選定電動機；（3） 確定傳動裝置的總傳動比及其各級分配；（4） 傳動零件的設計、計算及其強度校核；（5） 軸和鍵的強度計算；（6） 滾動軸承的選擇與壽命計算；（7） 聯(lián)軸器的選擇計算；（8） 裝配圖的繪制；（9） 零件圖的繪制；（10） 整理材料，完成課程設計任務。指導老師評語建議:從學生的工作態(tài)度、工作量、設計（論文）的創(chuàng)造性、學術(shù)性、實用性及書面表達能力等方面給出評價。

2、目錄1設計任務書42傳動方案分析與選擇5傳動裝置總體布置方案選擇5選擇電動機6選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式6選擇電動機容量6電動機類型選擇72.計算傳動裝置的運動參數(shù)83齒輪的設計9高速級齒輪的設計9選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)9按齒面接觸強度設計10按齒根彎曲強度設計13齒面接觸疲勞強度校核17齒根彎曲疲勞強度校核19結(jié)構(gòu)設計22低速級齒輪設計22選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)22按齒面接觸強度設計22按齒根彎曲強度設計254軸的設計29高速軸的結(jié)構(gòu)設計30高速軸的校核31中間軸的校核36低速軸的校核415滾動軸承的設計與校核45軸承的選用45高速軸軸承的選用與校核46中間軸上的滾動軸承驗算壽

3、命計算47低速軸上軸承的選用與校核486鍵的設計和計算49高速軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設計49中間軸上定位大齒輪的鍵的設計50從動軸上定為低速級大齒輪的鍵的設計517減速器箱體及附件設計52減速器整體設計52附件設計52視孔蓋和窺視孔52放油螺塞53油標53通氣器53啟蓋螺釘53定位銷54吊耳548裝配圖設計55裝配圖的作用55減速器裝配圖的繪制56裝備圖的總體規(guī)劃：56繪制過程：57完成裝配圖589零件圖58零件圖的作用58零件圖的內(nèi)容及繪制58選擇和布置視圖58參考文獻59設計題目帶式輸送機傳動裝置設計原始數(shù)據(jù)工作機1、 工作簡圖：2、工作機參數(shù)：帶拉力F（kN）帶速v卷筒直徑D卷筒效率3m

4、/s340mm原動機Y系列三相異步電動機設計條件1、 設備要求：固定2、 工作環(huán)境：室外，多塵3、 工作條件：輕型、連續(xù)4、 安裝形式：臥式5、 生產(chǎn)工廠：校機械廠6、 生產(chǎn)批量：小批量7、 工作年限：二班制，工作8年，年工作日250天主要內(nèi)容1、 裝配圖：0號，一張；2、 零件圖：2號，2張；3、 設計計算說明書：1份（6000-8000字）設計進度計劃兩周課程設計進度計劃三周課程設計進度計劃第一周：設計準備、實驗，方案分析擬定，選擇電動機，分配傳動比，計算動力參數(shù)，設計計算傳動零件，減速器裝配圖第一、第二階段設計。第二周：減速器裝配圖第三階段，完成裝配圖。設計繪制零件圖，編寫設計計算說明書

5、，總結(jié)和答辯。第一周：布置任務；設計準備，實驗，方案分析擬定，選擇電動機，分配傳動比，計算動力參數(shù)，設計計算傳動零件。第二周：設計繪制減速器裝配草圖，完成減速器裝配圖。第三周：設計繪制零件圖，編寫設計計算說明書，總結(jié)和答辯。主要參考文獻機械設計、機械設計基礎(chǔ)機械設計課程設計指導書機械設計課程設計圖冊機械零件設計手冊、機械設計手冊2傳動方案分析與選擇設計計算和說明依據(jù)和結(jié)果2.1傳動裝置總體布置方案選擇根據(jù)工作機轉(zhuǎn)速和電動機輸出轉(zhuǎn)速之比估計可能的總傳動比選擇二級圓柱齒輪傳動，可有以下方案選擇：方案一：展開式結(jié)構(gòu)簡單，但是齒輪相對軸承的位置不固定，要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端

6、，這樣可以使軸在轉(zhuǎn)矩作用下的扭轉(zhuǎn)變形和在載荷作用下的彎曲變形部分抵消，以減緩載荷沿齒寬方向分布不均勻的現(xiàn)象，該方式適于載荷比較平衡的場合。方案二：分流式結(jié)構(gòu)復雜，由于齒輪相對軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬方向分布均勻，中間軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩只相當于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一半，適于變載的場合。方案三：同軸式橫向尺寸比較小，兩對齒輪浸入油中的深度大致相同，但是軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長、剛度差，沿齒寬方向載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難以充分利用。方案四：同軸分流式每對嚙合齒僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸和輸出軸只承受扭矩，中間軸只受傳遞載荷的一半，故與傳遞同等功率的減速器相比，軸頸尺寸可以減

7、小。綜合以上因素選擇展開式二級圓柱斜齒輪傳動方案，具體布置方式如下圖示:2.2選擇電動機2.選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)電源及工作及工作條件，選用臥式封閉型Y（IP44）系列三相交流異步電動機。2.2.2選擇電動機容量工作機所需功率傳動裝置總效率查4表2-3取得機械傳動效率概略值如下表：名稱效率圓柱齒輪嚙合滾動軸承（每對）彈性聯(lián)軸器各傳動部分效率為電動機高速軸：；高速軸中間軸：=中間軸低速軸：=低速軸工作機：=故總傳動效率為所需電動機功率確定電動機額定功率根據(jù)，查2選取電動機額定功率2.電動機類型選擇方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）電動機質(zhì)量(kg)總傳動比同步滿載1Y1

8、60M2-8750720119152Y132M2-6100096084203Y132S-4150014406830綜合各方面因素選定電動機型號為Y132M2-6Y132M2-6主要外形和安裝尺寸為：D=38mm，中心高度H=132mm，軸伸長E=80mm。2.計算傳動裝置總傳動比和各級傳動比工作機轉(zhuǎn)速為nw=60vd=60×1.4×0.34=78.64r/min傳動裝置的總傳動比分配各級傳動比因為是展開式二級齒輪傳動，根據(jù)推薦則高速級傳動比為則低速級齒輪傳動比為2.計算傳動裝置的運動參數(shù)）各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min）減速器高速軸為I軸，中間軸為II軸，低速軸為III軸，）各軸

9、的輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即；各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N）和輸出轉(zhuǎn)矩T(kW)匯總?cè)缦卤恚簠?shù)電動機軸軸I軸II軸III卷筒軸轉(zhuǎn)速（r/min）960960241功率（kW）轉(zhuǎn)矩（N）49.10傳動比11效率展開式二級齒輪傳動Y132M2-6型電動機總傳動比為3齒輪的設計高速級齒輪的設計設計計算和說明依據(jù)和結(jié)果3選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)為了提高傳動的穩(wěn)定性，選用斜齒圓柱齒輪。輸送機為一般機械，根據(jù)通用減速器所用齒輪傳動的運動精度等級6-8，選用7級精度(GB10095-88)。查1表10-1選擇齒輪材料小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)

10、），硬度為240HBS。初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)，取為，此時i1=Z2/Z1初選取螺旋角按齒面接觸強度設計確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：a) 試選b) 查1圖10-20取得區(qū)域系數(shù)c) 由表10-7選取齒寬系數(shù)d) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)e) 計算重合度系數(shù)Z=從而得到計算螺旋角系數(shù)f) 由圖10-21d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g) 應力循環(huán)次數(shù)：h) 由1圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù):i) 接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由1式（10-12）取許用接觸應力為計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算小齒輪圓周速度

11、c) 齒寬b d) 計算縱向重合度e) 計算實際載荷系數(shù)K使用系數(shù)確定動載系數(shù)：根據(jù)，7級精度，查1圖10-8得動載系數(shù)；由表10-4查得；確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力為則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)故實際載荷系數(shù)為f) 按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑得按齒根彎曲強度設計確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y計算彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù)Y計算a) 當量齒數(shù)查1圖10-17得到齒形系數(shù)YFa1=2.75, YFa2查1圖10-18得到應力修正系數(shù)YSa1=1.57, YSa2查1圖10-

12、24（c）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則根據(jù)N1、N2查1圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)為=，=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，從而h) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大，故取之設計計算調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷的數(shù)據(jù)準備圓周速度為g) 齒寬b 齒高h及寬高比b/hh) 計算實際載荷系數(shù)KF使用系數(shù)確定動載系數(shù)：根據(jù)，7級精度，查1圖10-8得動載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力，則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)，結(jié)合b/h查1圖10-13取得KF=從而得實際載荷系數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)為所以從

13、滿足彎曲疲勞強度的條件考慮在標準系列中選定高速級齒輪法面模數(shù)為mn=2；同時要滿足接觸疲勞強度的直徑d1，從而得到取，則，取幾何尺寸計算計算中心距圓整為107mm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。計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪齒寬圓整后取大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計算齒面接觸疲勞強度校核齒輪副的中心距在圓整之后均可能發(fā)生變化，應重新進行強度校核以確保其工作能力數(shù)據(jù)準備確定使用系數(shù)查1表10-2使用系數(shù)KA=1確定動載系數(shù)計算小齒輪圓周速度根據(jù)，7級精度，查1圖10-8得動載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力為則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-

14、4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)故實際載荷系數(shù)為查1圖10-20取得區(qū)域系數(shù)由1表10-6查得材料彈性影響系數(shù)a) 計算重合度系數(shù)Z=從而得到計算螺旋角系數(shù)代入如下校核公式：經(jīng)校核滿足齒面接觸疲勞強度要求。齒根彎曲疲勞強度校核KA=1計算彎曲疲勞強度重合度系數(shù)Y計算彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù)Y計算當量齒數(shù)查1圖10-17得到齒形系數(shù)YFa1=2.72, YFa2查1圖10-18得到應力修正系數(shù)YSa1=1.57, YSa2查1圖10-24（c）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則根據(jù)N1、N2查1圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)為=，=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=

15、，從而計算實際載荷的數(shù)據(jù)準備圓周速度為齒寬b 齒高h及寬高比b/h計算實際載荷系數(shù)KF使用系數(shù)確定動載系數(shù)：根據(jù)，7級精度，查1圖10-8得動載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)，結(jié)合b/h查1圖10-13取得KF=從而得實際載荷系數(shù)校核小齒輪：校核大齒輪：故大齒輪和小齒輪都滿足彎曲疲勞強度。結(jié)構(gòu)設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu);小齒輪可采用實心式，做成齒輪軸。小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)高速級齒輪模數(shù)mn=2高速級Z1=21

16、Z2=83高速級齒輪嚙合中心距a=107mm螺旋角=13.6°d1=d2=170.789mm齒寬為b1=50mmb2=44mm小齒輪做成齒輪軸；大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)低速級齒輪設計設計計算和說明依據(jù)和結(jié)果選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)為了提高傳動的穩(wěn)定性，選用斜齒圓柱齒輪。輸送機為一般機械，根據(jù)通用減速器所用齒輪傳動的運動精度等級6-8，選用7級精度(GB10095-88)。查1表10-1選擇齒輪材料小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。初選小齒輪齒數(shù)，根據(jù)總傳動比和高速級傳動比可得,則取為，此時i1=Z2/Z1初選取螺旋角按

17、齒面接觸強度設計確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：試選查1圖10-20取得區(qū)域系數(shù)由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)計算重合度系數(shù)Z=從而得到Z=計算螺旋角系數(shù)由圖10-21d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應力循環(huán)次數(shù)：由1圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù):接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）取許用接觸應力為計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算小齒輪圓周速度齒寬b 計算縱向重合度計算實際載荷系數(shù)K使用系數(shù)確定動載系數(shù)：根據(jù)，7級精度，查1圖10-8得動載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力為則查1表10-3得到齒

18、間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)故實際載荷系數(shù)為按實際的載荷系數(shù)修正所得分度圓直徑得按齒根彎曲強度設計確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y計算彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù)Y計算當量齒數(shù)查1圖10-17得到齒形系數(shù)YFa1=2.65, YFa2查1圖10-18得到應力修正系數(shù)YSa1=1.60, YSa2查1圖10-24（c）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則根據(jù)N1、N2查1圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)為=，=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，從而計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大，故取之設計計算

19、調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷的數(shù)據(jù)準備圓周速度為齒寬b 齒高h及寬高比b/h b/h=/3.89=11計算實際載荷系數(shù)KF使用系數(shù)確定動載系數(shù)：根據(jù)，7級精度，查1圖10-8得動載系數(shù)確定齒間載荷分配系數(shù)齒輪圓周力則查1表10-3得到齒間載荷分配系數(shù)利用插值法查1表10-4齒輪7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置的齒向載荷分布系數(shù)，結(jié)合b/h查1圖10-13取得KF=從而得實際載荷系數(shù)調(diào)整齒輪模數(shù)為所以從滿足彎曲疲勞強度的條件考慮在標準系列中選定高速級齒輪法面模數(shù)為mn=3；同時要滿足接觸疲勞強度的直徑d1，從而得到取，則，取幾何尺寸計算計算中心距圓整為145mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不

20、多，故參數(shù)、等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪齒寬圓整后取小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)中心距為a=145mm螺旋角=13.49°小齒輪分度圓直徑d1=大齒輪分度圓直徑d2=4軸的設計設計計算和說明依據(jù)和結(jié)果高速軸的結(jié)構(gòu)設計1、求輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T12、求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為則圓周力，徑向力及軸向力的方向與前述類似3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，查1取，于是得軸上有單個鍵槽，軸徑應增加5所以聯(lián)軸器的初選考慮選用電動機的輸出軸徑選擇合適的聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查1表1

21、4-1，取，按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩和許用轉(zhuǎn)速的條件，查2表19-5選用TL6聯(lián)軸器 GB/T 4323,確定從動軸的外伸端直徑為32，并根據(jù)一般階梯軸的特點定為最小軸徑。軸系部件的校核高速軸的校核高速軸的彎扭組合強度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖:水平面上受力分析 L= 182mm將危險截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T彎扭合成校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計算應力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理,查1表15-1查得。因此，故安全。3)精確校核軸的疲勞強度確定危險截面由圖可知截面彎矩較大，僅次于III，且截面

22、受扭，III截面不受扭，故確定截面為危險截面。截面左側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)查1表15-1查得：有軸肩形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由1表15-1查得：有軸肩形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。中間軸的校核中間軸的彎扭組合強度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖:L=182將危險截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎

23、矩及扭矩列表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T彎扭合成校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計算應力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機械設計>表15-1查得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強度確定危險截面由圖可知III截面彎矩較大，且III面受扭，II截面不受扭，故確定III截面為危險截面。截面左側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)查1表15-1查得：初選H7/k6配合，由附表3-8得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設計（下同）表15-1查得：有軸肩形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2查得：

24、又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。低速軸的校核低速軸的彎扭組合強度的校核分析低速軸所受的力及彎扭矩受力如圖:L=188mm載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T將危險截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表：彎扭合成校核軸的強度根據(jù)軸的彎扭合成條件，取,軸的計算應力為軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由<機械設計>表15-1查得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強度確定危險截面由圖可知III截面彎矩較大，且III截面受扭，II截面不受扭，故確定II截面為危險截面。III截面左側(cè)軸的材料為40

25、Cr調(diào)質(zhì)由機械設計（下同）表15-1查得：初選H7/k6配合，由附表3-8得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。截面右側(cè)軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)由機械設計（下同）表15-1查得：有軸肩形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2查得：又由附圖3-1查得：由附圖3-2，3-3得：軸按磨削加工，由附圖3-4查得：軸未經(jīng)表面處理，即：因此該截面的強度是足夠的。5滾動軸承的設計與校核軸承的選用由于選用了圓柱斜齒輪傳動，在減速器工作時會有一定的軸向力作用在軸承上，故選擇角接觸球軸承配對使用軸的支撐結(jié)構(gòu)形式和軸系的軸向固定普通的齒輪減速器，其軸的支撐跨度較小，采用兩端固定支

26、撐，軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒做軸向固定，軸承外圈用軸承端蓋定位。軸向間隙調(diào)整方式設計兩端固定支撐時，應適當留有軸向間隙，以補償工作時軸的熱伸長量，間隙大小可以由墊片得多少來調(diào)節(jié)。軸承蓋的設計3)滾動軸承的潤滑與密封計算高速軸上滾動軸承的dn值=查1表13-10對于角接觸球軸承應選擇脂潤滑所有軸承預期壽命為三年。高速軸軸承的選用與校核軸承1 ：7206AC 軸承2 ：7206AC根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為：；靜載荷為：1.求兩軸承的計算軸向力和對于7206AC型的軸承， e=0.68, Y=0.87;=0.68；因此軸承2載荷較大,驗算軸承2的壽命。3求軸承當量動載荷和因為查表得因軸

27、承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 =故軸承使用壽命滿足要求。中間軸上的滾動軸承驗算壽命計算軸承1 ：7206C 軸承2 ：7206C根據(jù)軸承型號取軸承基本額定動載荷為：；靜載荷為：1.求兩軸承的計算軸向力和對于7206C型的軸承，按表13-7.軸承的派生軸向力，e為表中的判斷系數(shù),其值由的大小來確定,現(xiàn)在e未知,故先取e=0.4,因此可估算;=0.4；因此軸承1被壓,軸承2被放松.3求軸承當量動載荷和因為查表得因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 因為， 則=壽命合格.低速軸上軸承的選用與校核軸承1：7212AC 軸承2：7212AC根據(jù)軸承型號7212AC取軸承基本額定動載荷為：；基本額定靜

28、載荷為：1.求兩軸承的計算軸向力和對于7206AC型的軸承， e=0.68, Y=0.87;因此軸承2被壓,軸承1被放松.3求軸承當量動載荷和因為查表得因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,按表13-6 因4.驗算軸承壽命 =故軸承使用壽命滿足要求。6鍵的設計和計算高速軸上同聯(lián)軸器相連的鍵的設計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸軸端選擇單圓頭普通平鍵，材料為45鋼。根據(jù)軸徑d=32mm查1表6-1選擇鍵寬b×鍵高h為10×8的平鍵，根據(jù)聯(lián)軸器孔從動端孔的參數(shù)選擇 L=80mm校核鍵聯(lián)接的強度查表6-2得 =110MP工作長度 l=L-b=80-8=72mm與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5&#

29、215;10=5mm由式（6-1）得：所以鍵滿足強度要求鍵的標記為： GB/T 1096 鍵C10×8×80中間軸上定位大齒輪的鍵的設計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應選用普通平鍵。根據(jù)裝鍵處軸徑d=52mm查1表6-1選擇鍵寬b×鍵高h為16×10的平鍵，根據(jù)齒輪寬度選擇 L=36mm，鑒于使用圓頭平鍵有效作用長度可能不足以滿足強度要求，選擇單圓頭平鍵校和鍵聯(lián)接的強度 查1表6-2得 =110MP工作長度 l=L-b=36-16mm=20mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=0.5×10=5mm由式（6-

30、1）得：故鍵的強度滿足要求。鍵的標記為：GB/T 1096 鍵C16×10×36從動軸上定為低速級大齒輪的鍵的設計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d3=65mm 查表6-1?。?b=18mm h=11mm L=63mm校和鍵聯(lián)接的強度查1表6-2得 =110MP工作長度 45mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6-1）得： 取鍵標記為：齒輪處： GB/T 1096鍵C18×11×63高速軸材料為40Cr最小直徑為32具體結(jié)構(gòu)見零件圖1高速軸強度合格中間軸強度合格低速軸強度合格角接觸球軸承配對使用脂潤滑高速級軸

31、承7206AC （一對）中間軸承：17206C （一對）低速級軸承7212AC（一對）高速軸端用鍵：GB/T 1096 鍵C10×8×80中間軸大齒輪處用鍵：GB/T 1096 鍵C16×10×36低速軸用鍵GB/T 1096鍵C18×11×637減速器箱體及附件設計設計計算和說明依據(jù)和結(jié)果減速器整體設計減速器材料箱體采用灰鑄鐵（HT200）鑄造制成減速器總體結(jié)構(gòu)總體采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪配合質(zhì)量減速器剛度機體有足夠的剛度，故在軸承座凸臺上下均布置加強肋以增強了軸承座剛度，厚度是相應壁厚的0.8倍。箱體內(nèi)齒輪嚙合的潤滑方式選擇高速

32、級齒輪的圓周速度為v=1.45m/s<12m/s,根據(jù)1$10-10選擇浸油潤滑，具體浸油深度見裝配圖。3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.箱體壁厚為10，圓角半徑為R=16，機體外型簡單，拔模方便。附件設計視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用4個M8螺釘緊固，具體尺寸查2表23-7列表如下：板結(jié)構(gòu)視孔蓋參數(shù)相關(guān)公式取值A(chǔ)100、120、150、180、200150A1A+（5-6）d4180A00.5（A+ A1）165BB

33、1-（5-6）d4130B1箱體寬度-（15-20）160B00.5（B+ B1）145d4M6-M8M6h2（Q235）；5-8（鑄鐵）2（Q235）放油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封，選用的元件標記為：螺塞M20X1.5 JB/ZQ 4450-1986油圈 30X20 ZB71-62油標查2表18-11采用M16桿式油標，安裝位置取決于油面高度，具體見裝配圖通氣器由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器

34、，以便達到體內(nèi)為壓力平衡，參考減速器工作環(huán)境查2表23-3選擇的經(jīng)兩次過濾通氣器。啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度，且釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋，具體查2表16-9選用M10X20的全螺紋螺釘。定位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向?qū)蔷€位置各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度，公稱直徑d=8mm.7.2.7吊耳箱座吊耳查2表23-9，根據(jù)箱體凸緣的尺寸確定相關(guān)參數(shù)為：B=C1+C2=30mm. H=0.8B=24mm. h=12mm. r2箱座吊耳厚度是箱體壁厚的2倍，即20mm.箱蓋吊耳同理根據(jù)箱蓋的相關(guān)參數(shù)確定，此處不再贅述匯

35、總減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱計算公式結(jié)果箱座壁厚10mm箱蓋壁厚18mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目a>250 n=66個軸承旁聯(lián)接螺栓直徑取M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）取M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）均取M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）取M6定位銷直徑d=（0.70.8）8mm，至外機壁距離分別為查2表4-122mm18mm16mm， 至凸緣邊緣距離分別為20mm14mm外機壁至軸承座端面距離=+（510）40mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離15mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離>11mm機蓋

36、，機座肋厚8mm10mm螺塞M20X1.5 JB/ZQ 4450-1986油圈30X20 ZB71-62M16桿式油標經(jīng)兩次過濾通氣器M10X20全螺紋螺釘(頭部圓角)8裝配圖設計裝配圖的作用裝配圖表明減速器各零件的結(jié)構(gòu)及其裝配關(guān)系，表明減速器整體結(jié)構(gòu)，所有零件的形狀和尺寸，相關(guān)零件間的聯(lián)接性質(zhì)及減速器的工作原理，是減速器裝配、調(diào)試、維護等的技術(shù)依據(jù)，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調(diào)整和使用方法。減速器裝配圖的繪制裝備圖的總體規(guī)劃：（1）視圖布局：選擇3個基本視圖，結(jié)合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原

37、理和主要裝配關(guān)系集中反映在一個基本視圖上。布置視圖時應注意：a、整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術(shù)特性表、技術(shù)要求、標題欄和零件明細表的位置。b、各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩＃?）尺寸的標注：特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。配合尺寸：減速器中有配合要求的零件應標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應標注公稱尺寸、配合性質(zhì)及精度等級。外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。（3）標題欄、序號和明細表：說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內(nèi)容。查和標題欄和明細表的格式裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。（4）技術(shù)特性表和技術(shù)要求：技術(shù)特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級。技術(shù)要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側(cè)隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。繪制過程：（1）畫三視圖：繪制裝配圖時注意問題： a先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳