減速機設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目 減速機設(shè)計院系：甌江學院 班級：04甌機自本設(shè) 計 者：范俊杰學 號：0420254436指導老師：鄭文 葉昕泉2007年 06月 27日目錄第一節(jié) 前言（題目分析和傳動方案的擬定及說明） 第二節(jié) 電動機的選擇和計算 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計和計算第四節(jié) 軸的設(shè)計和校核 第五節(jié) 軸承的選擇及壽命計算 第六節(jié) 鍵的校核 第七節(jié) 箱體的設(shè)計計算第八節(jié) 軸承的潤滑及密封第九節(jié) 設(shè)計結(jié)果第十節(jié) 小結(jié) 第一節(jié) 前言慢動卷揚機傳動裝置設(shè)計推力機的原理是通過螺旋傳動裝置給推頭傳替力和運動速度。它在社會生產(chǎn)中廣泛應用，包括在建筑、工廠

2、、生活等方面。1 原始數(shù)據(jù)（1） 鋼繩的拉力 F =18（kN）（2） 鋼繩的速度 V=11 （M/Min）（3） 滾桶的直徑 D=300 （mm）（4） 工作情況：三班制，間歇工作，載荷變動小。（5） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右。（6） 使用折舊期15年，3年大修一次。（7） 制造條件及生產(chǎn)批量，專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。第二節(jié) 電動機的選擇一.初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如下圖所示。（1）由已知得：則工作機的轉(zhuǎn)速V= 則由下面公式可求Pw執(zhí)行機構(gòu)的輸出功率P=，其中 F-工作阻力即套筒鋼繩的拉力，V-鋼繩的速度。對于蝸桿傳動，采用封閉式傳動，對于蝸輪副的傳動

3、效率在1=（0.70-0.75）之間，則選取1=0.72，傳動比在10-40之間對于圓柱齒輪也采用閉式窗洞，傳動效率在2=（0.94-0.98）之間 則選取2=0.96，傳動比在3-6之間。對于聯(lián)軸器功率選取3=0.99那么總的傳動裝置的總效率1230.72×0.96×0.990.68；為蝸輪的傳動效率，為齒輪的效率，為聯(lián)軸器傳動的效率（齒輪為7級精度，稀油潤滑）。電動機所需工作功率為： Pd= =4.8kW(2)確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒的工作轉(zhuǎn)速為N=根據(jù)上面確定的蝸桿傳動比為10-40之間，圓柱齒輪的傳動比在3-6之間。則總的傳動比在i總=30-240之間，而根據(jù)總的窗洞比

4、可以算出電動機的轉(zhuǎn)速為Nd=i總×（30-240）=355.8-2846.4r/min則根據(jù)轉(zhuǎn)速和電動機的功率可以查表得：符合這個轉(zhuǎn)速的有，1440 r/min，960 r/min，2900 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查機械手冊得以下幾種電動機的型號：方案電動機型號額定功率 Ped/kW電動機轉(zhuǎn)速r/min效率 功率因數(shù) 噪聲 質(zhì)量同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S1-25.53000290085.5%0.8783642Y132S-45.5100096085.5%0.8478683Y132M2-65.51500144085.3%0.789185綜上考慮，可以選擇Y132S-4型號電動機三

5、.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配則根據(jù)電動機選者好后代原則，蝸桿的傳動比可以初步設(shè)定一級傳動蝸桿的傳動比為i1=30，二級傳動的齒輪傳動的傳動比設(shè)定為 i2=3.2。（1）       總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n0和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n3，可得傳動裝置總傳動比為in1/ n484（2）       傳動裝置傳動比分配ii×i式中i，i分別為減速器的一級傳動蝸輪級齒輪和二級傳動齒輪的傳動比。一級蝸輪的傳動比取i21，則二級齒輪的傳動比為ii/ i84/214四.傳

6、動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速   n2n1960r/min   n3n1/i 960/2146 r/min   n4n1/ （i×i）960/82=11.67r/min（2）各軸輸入功率  P1  = 5.5×0.99=5.445KW   P2 =5.445 ×0.72×0.98×0.99=3.83KW P3= 3.83×0.98×0.99=3.68KWP4 =3.68×0.99×0.98=3.

7、58 KW（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)距運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理與下表軸名效率P（KW）轉(zhuǎn)距T (NM)轉(zhuǎn)速n傳動比輸入輸出輸入輸出電動機5.55.49960軸5.4455.44454.754.796021軸3.923.91169.81169.8464軸3.7633.763594359411.67 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計一 斜齒輪的設(shè)計要求：（1）選頂齒輪類型，精度，材料及齒數(shù)，設(shè)計的壽命為15年（每年工作300天）（2）本方案為二級傳動為斜齒輪傳動，（3）由于轉(zhuǎn)速不太快，可采用一般的7級等級（4）材料由表10-1選擇齒輪材料：材料選擇，由表101選擇兩小齒輪材料都為40Cr（調(diào)質(zhì)）、硬度為280HBS；

8、兩大齒輪材料都為45號鋼（調(diào)質(zhì)）、硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS.。（5）取小齒輪齒數(shù)為Z1=24大齒輪的齒數(shù)為Z2=4×24=96則去Z2=96，一般，則在這里取二.按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10a-9）進行試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：（1）試選定載荷系數(shù)1.6（1）計算小齒輪的轉(zhuǎn)距：（3）由圖10-30中可以選取ZH=2.433（4）由圖10-26查得 ，那么。（5）許用接觸應力 =（539+576）/2=531.25Mpa 由表10-7锝由表10-6 得ZE=189.8Mpa由表 10-21 查得小齒輪疲勞強度 由公式10-13 計算循環(huán)次數(shù) N1

9、=60n1jLh=60×11.68×(2×8×300×15)=5.045× N2=N1/4=1.26×則由10-19 查表得 疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.98那么許用應力計算取失效率1% 安全系數(shù)為1 由公式10-12得2） 計算 計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值=100計算圓周速度v： （3）計算齒寬b= d1計算齒寬與齒高之比b/h和模數(shù)mb=d1*=105模數(shù)：m= d齒高：h=2.25m=2.25則 b/h=126/9.9=12.72計算載荷系數(shù)根據(jù)v= 0.83m/s ，7級精度,由10-8查

10、得動載系數(shù)K=1.02取由表104查得使用系數(shù)：由表109查得 則由表10-13得 故載荷系數(shù) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， 計算模數(shù)m：m= d 取m = 4.53）按齒根彎曲強度設(shè)計：(1)由式1017得彎曲強度的設(shè)計公式為三 確定各項參數(shù)：1)計算載荷系數(shù)：2）從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3）計算當量齒數(shù) 同理得 Zv2=102.124)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，由表10-20C查得彎曲疲勞強度極限小齒輪為，大齒輪的彎曲強度極限為則可得 =5)查取齒型系數(shù)查表10-5得 Y，Y，查取應力校正系數(shù)得：Y, Y6

11、）計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪的數(shù)值大。根據(jù)大齒輪數(shù)值來算則：對此計算結(jié)果由齒面接觸疲勞計算法得Mn大于齒根彎曲疲勞強度計算法面模數(shù)去Mn=4mm，可以滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度算得分度圓直徑d,來計算應有的齒數(shù) Z,那么 Z,則有i=Z2/Z1=4 誤差=（4-4）/4=0 符合要求四 幾何中心的計算1） d, d2）計算中心距：a=3） 計算齒輪寬度： b=d1*=100mm 取 B2=105,B1=1004） 驗算：F=N 100N二 二級傳動蝸輪齒輪的傳動設(shè)計 采用漸開線蝸桿GB/T 10085-1998，根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到傳動的功率不太大速度也不太大，故蝸桿

12、用45鋼，因需要效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC，蝸輪用鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度， 傳動中心距 1） 按Z1=1，有上面所設(shè)計的 則2） 確定載荷系數(shù)K： 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)1，由表選取使用系數(shù)1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)1.05，則3） 確定彈性影響系數(shù)：因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 4） 確定接觸影響系數(shù)： 先假設(shè)蝸桿

13、分度圓直徑和中心距的比值為 =0.35，可查得=2.95） 據(jù)蝸輪材料可從表中查得蝸輪的基本許用應力=268應力循環(huán)次數(shù)N=60j= 3.836* 壽命系數(shù)=0.84 則 =225.27 6）則中心距為 =209.7mm,因=21，故按=1計算 ，從表中取模數(shù)=8，蝸桿的分度圓直徑為d1=64mm, 這時 =64/209=0.306，從圖可查得接觸系數(shù)=2.65，因為 因此上計算結(jié)果可用。 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1） 蝸桿 軸向齒距=m=25.133mm直徑系數(shù)10，齒頂圓直徑da1=92mm，=44.8mm 分度圓導程角 蝸桿的 軸向齒厚=2） 蝸輪 齒數(shù)=31 變位系數(shù)，驗算傳動比

14、, 這時與查表所得的傳動比31相比誤差為 符合要求， 分度圓直徑 d2=mz=321齒頂圓直徑 =248+28=305mm 齒根圓直徑 =290mm 4校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)=-0.6567，從圖中可查得齒形系數(shù)=3.28，螺旋角系數(shù)=0.9586 則許用應力 從表查得=56，壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。 5 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙類為f，標注為8f GB/T 10089-1988 .第四節(jié) 軸的設(shè)計和校核第一根輸出軸的設(shè)計1 確定輸出軸上的功率P

15、，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.83KW，n=960r/min, T=31.07Nm。2 求作用在軸上的力：已知低速級斜齒輪的分度圓直徑為=64mm, F=970N, F=1349N，F(xiàn)a=4496N3.初步確定軸的最小直徑：先按式15-2初步計算軸的最小直徑，低速軸材料為鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，根據(jù)15-3初步計算軸徑，取=104得：,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。為了使所選中的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，考慮到鍵槽對軸的削弱作用 d應該取大

16、5%7%，現(xiàn)在取用。查標準GB/T5014或手冊，選用H17型彈性拄銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31070。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂長4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1）擬定軸上零件的裝配方案；本設(shè)計的裝配方案已經(jīng)在上面分析過了，現(xiàn)在選用上面圖的方案。2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d,左端用軸端擋圈擋住定位，按軸端直徑取擋圈直徑50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓雜軸端面上，故段的長度略短一點，先取。（2） 初選軸承為深溝球軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐

17、滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承7218E，其中尺寸為基本尺寸為d故取d而L。（3） 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為126mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂的寬度，故取齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h>0.07d,取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取。（4） 軸承蓋的總寬度取為20mm, ,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的距離為故取。 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離為考慮

18、到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取已知滾動軸承寬度，大錐齒輪輪轂的長度為則 至此，已經(jīng)初步的確定了軸的各段的直徑和長度。3）軸上零件的周向定位： 齒輪，半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為63mm（標準鍵長見GB/T 1096-1979）,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處的選軸的直徑尺寸公差為m6.4) 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角

19、2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1mm，1mm，1mm，1mm，1mm.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于7218E型號的圓錐滾子軸承，由手冊查得a=28mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=90+206.5=296.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如下圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險點。現(xiàn)計算出截面C處的，以及的值列于下表中：載荷水平面垂直面支反力FF彎矩M=總彎矩扭矩6. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。根據(jù)式15

20、-5及上表中的數(shù)據(jù)可，并取a=0.6,軸的計算應力為：前已經(jīng)確定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故此軸的設(shè)計是安全的，符合設(shè)計的要求。第二根軸的設(shè)計1. 確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.68KW，n=46r/min, 2. 求作用在軸上的力：已知小齒輪的分度圓直徑為d=100mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=400mm,F=, F=,F= FF=F,3. 初步確定軸的最小直徑：軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取d。顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1）擬定軸上零件的裝配方案；2）根據(jù)軸向定位的

21、要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處右邊設(shè)一軸肩，取左右兩端用軸承端蓋封閉。 （2）初選軸承為滾子軸承，根據(jù)d可得 (3)由于右邊的輪觳寬度為76mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L（4）根據(jù)箱體的總長度可求得，d4-5=40 mm（5），（6）， (7)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位：齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面，b鍵槽采用鍵槽銑刀加

22、工，長度為70mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為50mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.5mm，2.0mm，2.0mm，1.5mm.5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。軸承由手冊查得寬度為15mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為77+116+62=255mm,根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截

23、面C是危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的，M，M值列于下表：載荷水平面垂直面支反力F,FFF彎矩MMM總彎矩扭矩T6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=60MPa,因此。故安全。第三根軸的設(shè)計1確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.58KW，n=11.68r/min, T=2861.7NM。2求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=248mm,F=N, F= F3初步確定軸的最小直徑：低速軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取d,顯然此處為軸的最小

24、直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K T 采用彈性塊聯(lián)軸器TL 11型，半聯(lián)軸器的孔徑d長度172mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為L，取d=95mm。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1）擬定軸上零件的裝配方案；2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。（1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑105mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比L稍短些，現(xiàn)取L（2）初選軸承為滾動球軸承，根據(jù)d在軸承中選取0基本游隙組，基本尺寸為d故取d而L其右端采用軸肩進行定位，取h=7mm,故d (3)由于輪觳寬度為100mm,為了使套筒端面

25、可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以d(4)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁S為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.(5)齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為, 蝸輪與圓住齒輪之間的距離C=20mm。則可算得L至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位：齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為40mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為20m

26、mmm,長度90mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm.5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定支點位置時承，應從手冊中查無a值。對于32017型深溝球軸承由手冊查得a=31mm,因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為118+174=292mm,根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的，M，

27、M值列于下表：載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=M2=扭矩T6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=60MPa,因此。故安全。7）精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面：截面A， B只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應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)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B，無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最為嚴重：從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近

28、，但截面不受扭矩作用，同時軸的直徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大，而且軸徑也最大，故截面C也不必強度校核。截面和顯然更不必校核，因為是鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）截面左端：抗彎截面系數(shù)：W=0.1抗扭截面系數(shù)：W截面左側(cè)的彎矩M：M=截面上的扭矩T：T=2861700N截面上的彎曲應力：截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640MPa,.截面由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及可查表得出，由于，經(jīng)插值 后可查得=2.0，=1.31。則可查得材料敏性系數(shù)為q,故有效集中系數(shù)按下公式可得kq0.83(2.0-

29、1)=1.83, kq0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系數(shù)又可查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即則可公式可得綜合系數(shù)值為K，由此得到碳鋼的特性系數(shù)：，取， 于是，計算安全系數(shù)S值，可按以下公式獲得：S S S 故可知其安全。（3）截面的右側(cè)：抗彎截面系數(shù)：W=0.1抗扭截面系數(shù)：W截面右側(cè)的彎矩：M=截面上的彎曲應力：截面上的扭矩：T=2113500N截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：。過盈配合處的值，用插入法取出： 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為,則可公式可得綜合系數(shù)值為, K所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：S S S 故可知其安全第五節(jié) 軸承的校核高速級軸的

30、軸承的校核 初步選滾動軸承：因軸承受有徑向力和軸向力作用，選用圓錐滾子軸承d=25mm.選取0組游隙，標準的圓錐滾子軸承7205，基本尺寸 d*D*T=25*52*16.25mm.1、軸承的受力分析 垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩：T 軸承的垂直面的支座反力分別為：F2139N；F363N；所處軸承的水平面的支座反力分別為F=845N；F=845N； 根據(jù)受力分析及實際情況，選擇角接觸球軸承7408AC2、軸承受徑向力分析軸承輕微沖擊或無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)：軸承A受的徑向力F=軸承B受的徑向力：F=；3、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承A來計算軸承壽

31、命。L2.610H實際工作需要的時間為L=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。（二）中間級軸承的設(shè)計與校核1、 中間級受力分析作用在中間級大齒輪（從動輪）上的力為：作用在中間級小齒輪（主動輪）上的力為：F=N, F= F作用在中間級大齒輪（從動輪）上的力為：F=F, F=N,其所受力的方向與高速級小齒輪的方向相反，大小相同。2、計算軸上的支反力垂直面的支座反力分別為： FF水平面的支座反力分別為：F,F3、軸承的選擇與計算根據(jù)受力分析及實際情況，選擇角接觸球軸承7408AC。軸承A受的徑向力：F=軸承B受的徑向力：F=4、軸承壽命計算與校核因：，則按軸承A來計算軸承壽命。L

32、h實際需要的工作時間是L=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。（三）低速級軸承的設(shè)計與計算1、 低速級軸和軸承所受的力3 圓周力：F=N, 徑向力F= F 作用在低速級齒輪上的力為：軸承的垂直面的支座反力分別為：F,F軸承的水平面的支座反力分別為：F,F；2、 初選軸承型號根據(jù)受力分析及實際情況，初選深溝球軸承60133、 計算軸承受的徑向力軸承A：F=；軸承B：F=N；5軸承壽命計算與校核因：Pa>Pb則按軸承A計算軸承壽命。Lh實際工作需要的時間L=24*300*3=21600h軸承滿足壽命要求。第六章 鍵的選擇與校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間

33、軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型 1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=50mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=50mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=70mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=90mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=20.89N·

34、m鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=255.3N·m鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=622.4N·m鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=2113.5N·m鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=2113.5N·m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，為100120Mp，取=110 Mp鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑）所以：校核第一個鍵：校核第二個鍵：校核第三個鍵：校核第四個鍵：校核第五個鍵：第七節(jié)  箱體的設(shè)計計算名 稱符號 減速器型式及尺寸關(guān)系mm蝸桿減速器機座壁厚0.025a+3=10.225>8, 取=11.08機蓋壁厚1蝸桿在下：1=0.02n+3=8.78>8z 取=9.4

35、18機座凸緣厚bb=機蓋凸緣厚b1 b1 =機座底凸緣厚b2b2=地腳螺釘直徑dfdf =.036a+12=19.272地腳螺釘數(shù)目n8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df=0.075×19.272=14.454機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6) df=9.636聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200,取180軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df=810取8M窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=68取6M定位銷直徑d0.75×12=9取10Mdf d1 d2至外機壁距離c1查表得C1min=22mmdf d2至凸緣邊緣距離c2查表得C2min=20mm軸承旁凸臺半徑R1R1=C2min=20mm凸臺高度h根據(jù)底速級軸承座確定，外機壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(812)=22+20+8=4852 取52大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內(nèi)機壁距離