帶式輸送機二級同軸式減速器

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)專心-專注-專業(yè)精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)課程設計(論文)課 題 名 稱 帶式輸送機二級同軸式減速器 學 生 姓 名 xxx 學 號 系、年級專業(yè) 機械與能源工程系、09級機制一班 指 導 教 師 xxx 職 稱 博士 2011年12 月 01 日目 錄2.1電動機類型的選擇2.2電動機功率選擇2.2.1卷筒軸的輸出功率2.2.2電動機輸出功率2.2.3電動機轉速及型號的確定3.1計算滾筒工作轉速3.2總傳動比3.3分配各級傳動比3.3.1傳動比分配的一般原則3.3.2傳動比的確定4.1計算各軸轉速（r/min

2、）4.2計算各軸的輸入功率（KW）4.3計算各軸扭矩（Nmm）5.1選擇普通V帶截型5.2確定帶輪基準直徑，并驗算帶速5.3確定中心矩和帶的基準長度Ld5.4驗算小帶輪包角5.5確定帶的根數(shù)5.6確定帶的初拉力F05.7計算傳帶的壓軸力5.8確定帶輪的結構形式（一）高速級齒輪的設計6.1選擇齒輪類型，齒數(shù)，材料及精度等級6.2按齒面接觸疲勞強度設計6.3計算6.4按齒根彎曲強度計算6.5幾何尺寸計算（一）低速級齒輪的設計6.6選擇齒輪類型，齒數(shù)，材料及精度等級6.7按齒面接觸疲勞強度設計6.8計算6.9按齒根彎曲強度計算6.10幾何尺寸計算兩級齒輪的調整7軸和軸承選擇計算7.1高速軸的設計7.

3、1.1高速軸的設計計算7.1.2各軸段直徑和長度的確定7.1.3按彎扭復合強度計算7.2中間軸設計7.2.1中速軸的設計計算7.2.2各軸段直徑和長度的確定7.2.3按彎扭復合強度計算7.3低速軸設計7.3.1低速軸的設計計算7.3.2各軸段直徑和長度的確定7.3.3按彎扭復合強度計算8.1高速軸軸承的校核8.2中速軸軸承的校核8.3低速軸軸承的校核9 鍵聯(lián)接的校核計算.289.1 V帶輪處的鍵299.2高速軸與小齒輪處的鍵299.3中速軸上兩處的鍵.299.4低速軸與大齒輪處的鍵299.5聯(lián)軸器周向定位鍵2910減速器機體結構尺寸.3011減速器各部位附屬零件的設計.11.1窺視孔蓋與窺視孔

4、11.2放油螺塞11.3通氣器11.4啟蓋螺釘11.5定位銷11.6環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤11.7調整墊片11.8密封裝置11.9油標12潤滑方式的確定參考文獻設計計算及說明結果計算項目和主要內容圖一設計計算及說明結果1 傳動方案擬定（方案簡圖如圖一）1.1 工作條件連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用年限10年（每年300個工作日），小批量生產，二班工作制，輸送帶工作軸轉速允許誤差為5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96。1.2該方案的優(yōu)缺點 該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便

5、宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.3 原始數(shù)據(jù)輸送帶的牽引力F=5.2KN；輸送帶的速度V=0.8m/s；滾筒直徑D=415mm。有上述工作條件及數(shù)據(jù)選用設計二級圓柱直齒輪減速器和V帶傳動。2 電動機選擇2.1 電動機類型的選擇Y系列電動機是一般用

6、途的全封閉自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪聲低、振動小等優(yōu)點，適用于不易燃不易爆無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，故本設計選用Y系三相異步電動機2.2 電動機功率選擇2.2.1卷筒軸的輸出功率Pw=Fw*Vw/（1000w）=（5.2*1000*0.8）/（1000*0.96）=4.333Kw2.2.2電動機的輸出功率 Pd=Pw/傳動裝置的總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動1=0.96；滾動軸承2=0.97(滑動軸承，正常潤滑)；圓柱齒輪傳動3=0.98（7級精度，油潤滑）；彈性聯(lián)軸

7、器4=0.99；卷筒軸滑動軸承5=0.96，則0.800故 Pd=Pw/=4.333/0.800=5.416 kw2.2.3電動機轉速及型號的確定 滾動軸工作轉速為n=(1000*60v)/（D）=(1000*60*0.8)/(*400)=36.818r/min經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動比為24，圓柱齒輪的傳動比35，=18100,電動機轉速的可選范圍n總=*n=(18100)*36.818=662.7193681.772常用的電動機同步轉速為1500r/min和1000r/min，查表可以去Y132S-4和Y132M2-6型電動機，因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格

8、高，但可使傳動比和機構尺寸減小，其中=5.5kN，符合要求，但傳動機構電動機容易制造且體積小。由此選擇電動機型號：Y132M2-6 電動機型號額定功率(kw)滿載轉速(r/min)起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y132M2-65.59602.02.0 3 計算總傳動比及分配各級的傳動比3.1 計算滾筒工作轉速N簡=601000V/D=6010000.8/415 =36.817r/min3.2 總傳動比i總=n電動/n筒=960/36.817=26.0753.3 分配各級傳動比3.3.1 傳動比分配的一般原則 各級傳動比可在自薦用值的范圍內選取，格內機械傳動比自薦用值和最大值表如下：V帶傳

9、動 圓柱齒輪傳動單極薦用值=2-4 =3-5單極最大值 7 83.3.2設V帶傳動比為i0,高速級傳動比為i1，低速級傳動比為i2。取i0 2.3，則i=26.075/2.3=11.34，則i1= i2=3.37。4 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4.1 計算各軸轉速（r/min）高速軸1的轉速 n1=n電機/i3=960/2.3= 417.39（r/min）中間軸2的轉速 n2=n1/i1=417.39/3.4= 122.76（r/min）低速軸3的轉速 n3=n2/i2=122.76/3.4=36.11（r/min）滾筒軸4的轉速 n4=n3= 36.11（r/min）4.2 計算各軸的輸入功率（

10、KW）高速軸：P1=P電機*帶傳動=5.50.96=5.28 KW中間軸：P2=P1*軸承*齒輪=5.2800.970.98=5.019 KW低速軸：P3=P2*軸承*齒輪=5.0190.980.97=4.77 KW滾筒軸：P4 = P 3 *聯(lián)軸器*軸承=4.770.990.97=4.580 KW4.3 計算各軸輸入扭矩（Nm）高速軸：T1=9.55103P1/n1=9.551035.28/417.39=120.80 Nm中速軸：T2=9.55103P2/n2=9.551035.019/122.76=390.448 Nm低速軸：T3=9.55103P3/n3=9.551034.77/36.1

11、06=1261.695Nm滾筒軸：T4=9.55103P4/n4=9.551034.58/36.106=1211.409 Nm5 V帶的設計計算5.1 選擇普通V帶截型由課本表8-7得：kA=1.1 ，已知P=5.5KwPCa=KAP=5.5*1.1=6.05KW ，小帶輪轉速n=960r/min由課本圖8-11得：選用A型V帶 ，dd1=100mm。5.2 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖8-8得，取小帶輪基準直徑為dd1=100mm，大輪直徑dd2=i0* dd1=2.3*100=230mm，由表8-8，取dd2=224mm。速度驗算V=(*n* dd1)/60000=5.024m/s

12、1200（適用）5.5 確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P152表（8-4a）P0=1.07KW根據(jù)課本P153表（8-4b）P0=0.17KW根據(jù)課本P155表（8-5）K=0.95根據(jù)課本P146表（8-2）KL=0.99 由課本P158式（8-26）得Z=PCa/Pr=PCa/(P0+P0)KaKL=6.05/(0.95+0.11) 0.960.99=6.0054則取Z=7根.5.6 確定帶的初拉力F0由課本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-27）單根V帶的初拉力：（F0）min=500PCa*（2.5-K）/ K*Z*qV2=500(2.5-0.96)*6.05/（0.96*7*5

13、）+0.152 =141.15N取F0=1.5 F0min =211.725N5.7計算傳帶的壓軸力 （F0）min=2z（F0）minsin（1/2）=2*7*141.15*sin(166.88/2)=1963.16 N5.8 確定帶輪的結構形式小帶輪dd1=100mm 采用實心式結構；大帶輪dd2=224mm 采用孔板式結構 6減速齒輪的設計 （一）高速級齒輪的設計6.1 選擇齒輪類型，齒數(shù)，材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，傳動方案選用直齒圓柱齒輪，由于轉速不高選用7級精度。又有要求為同軸式減速器，故兩對齒輪可取為同一型號大小的齒輪，由于低速級齒輪傳遞的轉矩較大，故可按低速級齒輪來設

14、計，由表10-1小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調質），齒面硬度240HBS，取小齒輪的齒數(shù)為Z1=19，于是Z2=3.37* Z1=64.03，取Z2=66。6.2 按齒面接觸疲勞強度設計 由式（10-9a） d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 確定公式內的各計算值(1）選擇載荷系數(shù)Kt=1.3(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=5.471*104Nm(3）由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1(4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 Mpa1/2(5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限HlimZ1=600 M

15、pa HlimZ2=550Mpa(6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh =60*417.39*（2*8*300*10）=1.20*109N2=N1/3.4=3.53*108(7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.90 KHN2=0.95(8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得H1=Hlim1KNT1/S=6000.90/1=540MpaH2=Hlim2KNT2/S=5500.95/1=522.5Mpa6.3 計算(1）代入H中最小的值得d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 =2.231.354710(3.

16、4+1)（189.8/522.5）2 /3.41/3=53.3mm(2）計算圓周速度。V=d1tn1/601000=（3.1453.3417.39）/（601000）=1.166m/s(3）計算齒寬b b=dd1t=153.34mm=53.34mm(4）計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù)mt=d1t/Z1=53.3/19=2.807mm齒高 h=2.25*mt=2.25*2.807=6.316mm故 b/h=53.3/6.316=8.45(5)計算載荷系數(shù) 據(jù)V=2.68m/s 7精度等級由圖10-8查得 動載系數(shù)Kv=1.10 KHa=KHb=1 由表10-2查得 系數(shù)KA=1.25 由表10-

17、4用插值法查得KH2=1.318 由圖10-13查得 KF2=1.403所以載荷系數(shù)K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.318=1.812(6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式10-10a得d1=d1t(K/Kt)1/3=53.3*(1.812/1.3)1/3=59.576mm計算模數(shù)m= d1Z1=59.576/19=3.146.4 按齒根彎曲強度計算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3(1）由圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500 Mpa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限 FE2=380 Mpa(2)又圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KF

18、N1=0.85 KFN2=0.88(3)計算彎曲疲勞許用力，彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由式10-12得F1=FE1* KFN1/s=0.85*500/1.4=303.57Mpa F2=FE2*KFN2/s=0.88*380/1.4=238.86 Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.403=1.929(4)查應力校正系數(shù) 由表10-5YFa1=2.850 YSa1=1.540 YFa2=2.256 YSa2=1.742(5)計算大 小齒輪的YFa* YFa/FYFa1* Ysa1/F1=2.85*1.54/303.57=0.0145 Yfa2* Ya2/F2

19、=2.256*1.742/238.86=0.01645 大齒輪的數(shù)值大(6）計算m(2KT1* YFa*YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.929*54710*0.01645/192*1) 1/3=3.103mm 對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決與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，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.103并就近圓為標準值m=3.5 算出小齒輪的齒數(shù)Z1=d1/m=59.576/3.5=17.02 取Z1=18 則Z2=3.4*18=61.2取Z2=62實際傳動比：

20、i=62/18=3.446.5 幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑 d1=Z1*m=18*3.5=63mm d2=Z2*m=62*3.5=217mm(2)計算中心距 a=( d1+ d2)/2=(63+217)/2=140mm(3)計算齒寬 b=d * d1=1*63=63mm 取 B2=65mm B1=70mm 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。因為d1160mm,所以小齒輪可以做成實心齒輪，d2500mm所以大齒輪可以做成腹板式齒輪。 （二）低速級齒輪

21、的設計6.6 選擇齒輪類型，齒數(shù)，材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，傳動方案選用直齒圓柱齒輪，由于轉速不高選用7級精度。又有要求為同軸式減速器，故兩對齒輪可取為同一型號大小的齒輪，由于低速級齒輪傳遞的轉矩較大，故可按低速級齒輪來設計，由表10-1小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調質），齒面硬度240HBS，取小齒輪的齒數(shù)為Z1=19，于是Z2=3.37* Z1=64.03，取Z2=66。6.7 按齒面接觸疲勞強度設計 由式（10-9a） d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 確定公式內的各計算值(1）選擇載荷系數(shù)Kt=1.3(2) 計算

22、小齒輪傳遞的轉矩。T1=366.082Nm(3）由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1(4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 Mpa1/2(5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限HlimZ1=600 Mpa HlimZ2=550Mpa(6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh =60*122.76*（2*8*300*10）=3.535*108N2=N1/3.4=1.04*108(7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=0.97 KHN2=0.98(8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得H1=Hlim1K

23、NT1/S=6000.97/1=582MpaH2=Hlim2KNT2/S=5500.98/1=539Mpa6.8 計算(1）代入H中最小的值得d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 =2.321.351975(3.4+1)（189.8/539）2 /3.41/3=50.6mm(2）計算圓周速度。V=d1tn1/601000=（3.1450.6122.76）/（601000）=0.629m/s(3）計算齒寬b b=dd1t=150.6mm=50.6mm(4）計算齒寬與齒高之比。模數(shù)mt=d1t/Z1=50.6/19=2.66mm齒高 h=2.25*mt=2.25*2.66=5.9

24、85mm故 b/h=50.6/5.985=8.45(5)計算載荷系數(shù) 據(jù)V=0.629m/s 7精度等級由圖10-8查得 動載系數(shù)Kv=1.10 KHa=KHb=1 由表10-2查得 系數(shù)KA=1.25 由表10-4用插值法查得KH2=1.318 由圖10-13查得 KF2=1.403所以載荷系數(shù)K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.318=1.812(6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式10-10a得d1=d1t(K/Kt)1/3=50.6*(1.812/1.3)1/3=56.523mm計算模數(shù)m= d1Z1=56.523/19=2.9756.9 按齒根彎曲強度計

25、算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3(1）由圖10-20c得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500 Mpa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限 FE2=380 Mpa(2)又圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.88(3)計算彎曲疲勞許用力，彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由式10-12得F1=FE1* KFN1/s=0.85*500/1.4=303.57Mpa F2=FE2*KFN2/s=0.88*380/1.4=238.86 Mpa 計算載荷系數(shù)K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.403=1.929(4)查應力校正系數(shù) 由表10-5YFa1=

26、2.850 YSa1=1.540 YFa2=2.256 YSa2=1.742(5)計算大 小齒輪的YFa* YFa/FYFa1* Ysa1/F1=2.85*1.54/303.57=0.0145 Yfa2* Ya2/F2=2.256*1.742/238.86=0.01645 大齒輪的數(shù)值大(6）計算m(2KT1* YFa*YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.587*51975*0.01645/192*1) 1/3=2.9475mm 對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決與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

27、能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.95并就近圓為標準值m=3 算出小齒輪的齒數(shù)Z1=d1/m=50.6/3=16.87取Z1=18則Z2=3.4*18=61.2.取Z2=62實際傳動比：i=62/18=3.446.10 幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑 d1=Z1*m=18*3=54mm d2=Z2*m=62*3=186mm(2)計算中心距 a=( d1+ d2)/2=(54+186)/2=120mm(3)計算齒寬 b=d * d1=1*54=54mm 取 B2=60mm B1=70mm 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且

28、根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。因為d1160mm,所以小齒輪可以做成實心齒輪，d2500mm所以大齒輪可以做成腹板式齒輪。（三）對兩級齒輪進行調整（1）調整中心距 由于減速器結構為同軸式，故兩級齒輪副的中心距應相等，且中心距數(shù)值為整數(shù)為好。由于低速級的中心距較小，在保證強度要求的情況下，增加低速級齒輪的齒數(shù)可使兩中心距相等，同時保證所要求的傳動比，應盡量按傳動比增加齒數(shù)，故低速級小齒輪齒數(shù)增加3，大齒輪增加7，此時低速級尺寸為：Z1=18+4=21 d1=21*3=63Z2=62+10=72 d2=72*3=216中心距a=（66+21

29、6）/2=139.5mm 為使低速級的中心距與高速級的中心距相等，故高速級尺寸為：Z1=18 d1=18*3.5=63Z2=62 d2=62*3.5=217中心距a=（63+217）/2=1406.11齒輪參數(shù)高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.44模數(shù)(mm) 3.5 3中心距(mm)140齒數(shù)18622172齒寬(mm)65706070直徑(mm)分度圓6321763216齒根圓5520955209齒頂圓72226722267 軸和軸承選擇計算7.1 高速軸的設計7.1.1高速軸的設計計算（1）高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速 （r/min） 功率（Kw） 轉矩T （Nm） 417

30、.39 5.28 120.80（2）作用在軸上的力 已知作用在軸上的小齒輪的分度圓直徑d1=63mm 圓周力： Ft=2T/d1=2*/63=3834.92N徑向力：Fr=Fttan=3834.92*tan20=1395.80N（3）初步確定低速軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得dmin1 = A 0 P1/n11/3=26.097，根據(jù)軸的鍵槽數(shù)可將直徑增大10% 則；dmin337.1.2 各軸段直徑和長度的確定（1）-段 取d1=30mm V帶輪與軸的配合長度L1=108，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在

31、軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L2=106mm，其上的鍵槽 查表6-1 取鍵的型號為bhL= 10891. （2）-段 端蓋的總寬為23，根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸進行潤滑，端蓋外端與帶輪間距離為l=10mm，取d2=33mm 取L2=33mm（3）-段 因為軸承只受到徑向力，沒有軸向力，所以選用6007深溝球軸承，其內徑為d=35mm,寬度為B=14mm.所以取軸直徑為d3=35mm。齒輪距箱體內壁距離為：9mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離：5mm。安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故段長：L3=（14+9+5+2）=30。（4）-段 此段與

32、齒輪1配合 ， 直徑d4=37mm L4=B1-2=75-2=63mm,其上的鍵槽 查表6-1 取鍵的型號為bhL= 10*8*48，齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 （5）-段 取d5=42mm, L5=6mm（6）-段 此段與6007深溝球軸承配合故 取d6=35mm, L6=14mm（7）軸的兩端采用倒角445，各軸肩的圓角半徑取R=1mm軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-10630與V帶輪鍵聯(lián)接配合-3333定位軸肩-3035與滾動軸承6007配合，套筒定位-6337與小齒輪鍵聯(lián)接配合-642定位軸環(huán)-1435與滾動軸承6007配合總長度252mm7.1.3 按彎扭復合強度計算

33、首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖（如圖a），由已知量可知支撐跨距為：L1=93mm，L2=55mm，L3=44mm。 (1)求垂直面的支承反力：FV1=333.17N FV2=380.234N(2)求水平面的支承反力：FH1=915.7 FH2=1044.8N(3)繪制垂直面彎矩圖（如圖b）MV=FN1*L2=449.9*63=28.343 Nm(8)繪制水平面彎矩圖（如圖c）MH=FH1*L2=1235.9*63=77.86 Nm(9)繪制合彎矩圖（如圖d）M=(MH2+MV2)1/2=(28.342+77.862)1/2=82.86Nm(10)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T1=122.76

34、Nm (11)求危險截面B的計算應力ca從圖可見，截面B最危險，（取折合系數(shù)=0.6） W=d3/32-bt（d-t）2/0.032=5.15由課本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W= 105.5752+(0.6*132.69)21/2/6.28=50.05Mpa,-1=60 Mpa，所以該軸是安全的。7.2 中速軸的設計7.2.1中速軸的設計計算（1）中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）122.765.019390.45（2）作用在軸上的力 已知作用在軸上的小齒輪的分度圓直徑d1=63mm ，大齒輪直徑d1=217 圓周力： Ft1=2T/d1=2*/6

35、3=12395.2N Ft2=2T/d2=2*/217=3598.6N徑向力： Fr1=Ft1tan=12395.2*tan20=4511.48N Fr2=Ft2tan=3598.6*tan20=1309.8N（3）初步確定小齒輪的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調質處理。根據(jù)表15-3，取,于是得dmin = A 0 P1/n11/3=38.58，根據(jù)軸的鍵槽數(shù)可將直徑增大10% 則；dmin45。7.2.2 軸的結構設計（1）-段 此段與軸承相配合，因為軸承只受到徑向力，沒有軸向力，所以選用6009深溝球軸承，其內徑為d=45mm,寬度為B=16m

36、m.所以取軸直徑為d1=45mm。齒輪距箱體內壁距離為：9mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離：6mm。安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm取 L1=16+9+6+2=33mm（2）-段 此段與齒輪2相配合取d2=50mm，取L2=B2-2=68mm，其上的鍵槽 查表6-1 取鍵的型號為bhL= 14953，齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 （3）-段 此段主要是定位兩邊的齒輪 取d3=56mm ，L3=51mm。（4）-段 此段與齒輪3相配合 取直徑d4=48mm L4=B3-2=58mm，其上的鍵槽 查表6-1 取鍵的型號為bhL= 14950，齒輪輪轂與軸的配合為

37、H7/n6。 （5）-段 此段與軸承相配合，因為軸承只受到徑向力，沒有軸向力，所以選用6009深溝球軸承，其內徑為d=45mm,寬度為B=16mm.所以取軸直徑為d1=45mm 取d5=45mm, L5=33mm（6）軸的兩端采用倒角445，各軸肩的圓角半徑取R=1.6mm軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-3345與滾動軸承6209配合，套筒定位-6850與大齒輪鍵連接配合-5156定位軸環(huán)-5848與小齒輪鍵聯(lián)接配合-3345與滾動軸承6209配合，套筒定位總長度243mm7.2.3 按彎扭復合強度計算首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，由已知量可知支撐跨距為：L1=50.5mm，L

38、2=114mm，L3=62mm。（1)求垂直面的支承反力：FV1=9745.46N FV2=2261.3N（2)求水平面的支承反力：FH1=438.8N FH2=4094.7N（3)繪制垂直面彎矩圖MV=FV2*L3=2261.3*0.092=208.03 Nm （4)繪制水平面彎矩圖MH=FH2*L3=376.7Nm（5)求合彎矩M=(MH2+MV2)1/2=(208.032+376.72)1/2=430.3Nm（6)繪制扭矩圖轉矩：T2=390.45Nm （7)求危險截面B的計算應力ca從圖可見C截面最危險，（取折合系數(shù)=0.6）W=d3/32-bt（d-t）2/0.032=7958.9，

39、由課本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W=+(0.6*.8)21/2/9706=4947Mpa,ca-1=70 Mpa，所以該軸是安全的。7.3 低速軸設計7.3.1低速軸的設計計算（1）低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）36.114.771236.13（2）作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=216mm，根據(jù)式(10-14)，則 圓周力： Ft=2T/d=2*/216=11445.6N 徑向力： Fr=Fttan=4165.86N（3）初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，

40、取，于是得 dmin = A 0 P1/n11/3=57.04mm，根據(jù)軸的鍵槽數(shù)可將直徑增大10% 則；dmin63mm7.3.2軸的結構設計（1）-段 該段是與軸承相配合，因為軸承只受到徑向力，沒有軸向力，所以選用6014深溝球軸承，其內徑為d=65mm,寬度為B=18mm.所以取軸直徑為d1=65mm，L1=18mm（2）-段 此段為軸環(huán)，取d2=74mm，軸肩寬度b1.4h 取L2=8mm（3）-段 該段是與齒輪相配合，取d=67mm，長度L3=70-2=68mm,故段長：L3=68mm。其上的鍵槽 查表6-1 取鍵的型號為bhL= 161055，齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 （4

41、）-段 該段是與軸承相配合，因為軸承只受到徑向力，沒有軸向力，所以選用6014深溝球軸承，其內徑為d=65mm,寬度為B=18mm。所以取軸直徑d4=65mm取L4=2+6+8+18=34mm（5）-段 此段主要是起定位的作用，取d=63mm，L5=36mm。（6）-段 該段是與聯(lián)軸器相配合 ，計算轉矩：Tca=Ka*T=1.5*1261.61 Nm =1892.41 Nm 查標準GB/T5014-2003,選用LX4型聯(lián)軸器，其公稱轉矩2500Nm，半聯(lián)軸器的孔徑為55mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，取d5=55mm, L6=82mm，其上的鍵槽 查表6-1 取鍵的型號為bhL=

42、 161068，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。 （7）軸的兩端采用倒角445，各軸肩的圓角半徑取R=2mm軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-1865與滾動軸承6014配合-874軸環(huán)-6867與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-3465與滾動軸承6014配合-3663與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-8255與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度246mm7.3.3 按彎扭復合強度計算首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖（如圖a），由已知量可知支撐跨距為：L1=51mm，L2=43mm, L3=102mm。（1)求垂直面的支承反力：FV1=1181.6N，F(xiàn)V2=1055.9N（2)求水平面的支承反力：F

43、H1=3246.5N，F(xiàn)H2=2901.8N（3)繪制垂直面彎矩圖（如圖b）MV=Fv1*L1=116.5 Nm（4)繪制水平面彎矩圖（如圖c）MH=FH1*L1=272.7 Nm（5）求合彎矩: M=(MH2+MV2)1/2=(272.72+116.52)1/2=295.9Nm（6) 轉矩：T=1091.6Nm (7) 求危險截面B的計算應力ca從圖可見，裝齒輪3的截面最危險，（取折合系數(shù)=0.6），W=d3/32-bt（d-t）2/0.032=32430.4由課本15-5式得，ca= M2+(*T)21/2/W=+(0.6*)21/2/.4=7.12Mpa,-1=60 Mpa所以該軸是安全

44、的。8 軸承的校核8.1高速軸軸承的校核 （1）力的校核：由前面的計算可知Fv1=333.17N，F(xiàn)v2=380.2N=Fr，由于該軸上的滾動軸承為同一軸承，故只需校核受力較大的軸承。 由課本式13-9a 取fp=1.2，P=fp*Fr=1.2*380.2=456.3 Lh=2*8*300*10=48000h ，取=3。 根據(jù)式13-6 C= P（60n Lh/）1、=4702.06N48000h所以深溝球軸承6007合格。8.2中速軸軸承的校核（1）力的校核：由前面的計算可知Fv1=745.5N，F(xiàn)v2=2261.3N=Fr，由于該軸上的滾動軸承為同一軸承，故只需校核受力較大的軸承。 由課本

45、式13-9a 取fp=1.2，P=fp*Fr=1.2*2261.3=2713.56N Lh=2*8*300*10=48000h ，取=3。 根據(jù)式13-6 C= P（60n Lh/）1、=22204.29N48000h所以深溝球軸承6009合格。8.3低速軸軸承的校核（1）力的校核：由前面的計算可知Fv1=1181.6N，F(xiàn)v2=1055.9N=Fr，由于該軸上的滾動軸承為同一軸承，故只需校核受力較大的軸承。 由課本式13-9a 取fp=1.2，P=fp*Fr=1.2*1055.9=1417.8N Lh=2*8*300*10=48000h ，取=3。 根據(jù)式13-6 C= P（60n Lh/）

46、1、=15693.39N48000h所以深溝球軸承6014合格。9 鍵聯(lián)接的校核計算由課本6-1得，因為鍵、軸和轂的材料都是鋼，由表6-2取p=110Mp。9.1 V帶輪處的鍵取普通平鍵10106GB1096-2003鍵的工作長度l=L-b=106-15=91鍵與輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mmp =2T*1000/kld=24.96Mpa 合格。9.2高速軸與小齒輪處的建取普通平鍵1063GB1096-2003鍵的工作長度l=L-b=63-15=48鍵與輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mmp =2T*1000/kld=34.01Mpa 合格。9.3中速軸上兩處的鍵

47、取普通平鍵1468GB1096-2003鍵的工作長度l=L-b=68-15=53鍵與輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mmp =2T*1000/kld=65.48Mpa 合格。9.4低速軸與大齒輪處的鍵取普通平鍵1668GB1096-2003鍵的工作長度l=L-b=68-13=55鍵與輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*10=5mmp =2T*1000/kld=104.6Mpa 合格。9.5聯(lián)軸器周向定位鍵取普通平鍵1682GB1096-2003鍵的工作長度l=L-b=82-14=68鍵與輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*10=5mmp =2T*1000/kld=114.2

48、Mpa 合格。10減速器機體結構尺寸 箱體選用球墨鑄鐵QT400,布氏硬度130180HBS ,根據(jù)工作條件的要求,箱體具體設計參數(shù)如表：名稱符號計算公式結果箱座壁厚度10箱蓋壁厚度1（0.80.85）8mm9地腳螺釘直徑M14地腳螺釘數(shù)目6箱蓋凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25軸承旁聯(lián)結螺栓直徑M8蓋與座聯(lián)結螺栓直徑=（0.50.6）M6軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8外箱壁至軸承端面距離=+（510）50大齒輪頂圓與內箱壁距離115齒輪端面與內箱壁距離29箱蓋，箱座肋厚分別為0.851、0.8599軸承旁聯(lián)結螺栓距離20011

49、 減速器各部位附屬零件的設計11.1 窺視孔蓋與窺視孔在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況。取蓋長度A=140。11.2 放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。取M14*1.5。11.3 通氣器 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成. 取有過濾網式通氣器M36*211.

50、4 啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整。11.5 定位銷為了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)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置.11.6 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。11.7 調整墊片用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用。11.8 密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內.11.9 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度