中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院精密儀器課設(shè)以及齒輪減速器(完)

中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)第第頁(yè)第一章設(shè)計(jì)要求及步驟 1.1設(shè)計(jì)題目一級(jí)直齒圓柱減速器，拉力F=1510N，速度v=2m/s，直徑D=400mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：8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.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)第二章傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案方案已給定，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。（如圖2.1.1傳動(dòng)方案圖）圖2.1.1傳動(dòng)方案圖2.2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(chēng)布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對(duì)稱(chēng)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)。第三章電動(dòng)機(jī)的選擇3.1選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型按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【1】查表（圖3.2.1）得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η3=0.98普通V帶的傳動(dòng)效率：η4=0.96工作機(jī)效率：ηw=0.96圖3.2.1機(jī)械傳動(dòng)和軸承等效率的概略值故傳動(dòng)裝置的總效率為：η3.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)所需功率為P3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù)電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n表3.4.1Y系列電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890經(jīng)查(表3.4.1)按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2--4一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：3--5因此理論傳動(dòng)比范圍為：6--20?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(6--20)×95.54=573--1911r/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：Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=4kW，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。電機(jī)主要外形尺寸（如表3.4.2和圖3.4.1）：表3.4.2電動(dòng)機(jī)的主要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×G132515×315216×1781238×8010×33圖3.4.1電動(dòng)機(jī)的外形圖3.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比【1】（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)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：i（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比查表（圖3.5.1）得：取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=2.5圖3.5.1各種傳動(dòng)中每級(jí)傳動(dòng)比的推薦值減速器傳動(dòng)比為i第四章計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)【2】4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：T4.2高速軸Ⅱ的參數(shù)如(圖2.1.1)傳動(dòng)方案圖中的Ⅱ?yàn)楦咚佥S功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.3低速軸Ⅲ的參數(shù)如(圖2.1.1)傳動(dòng)方案圖中的Ⅲ為低速軸功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：4.4工作機(jī)軸的參數(shù)功率：轉(zhuǎn)速：扭矩：運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下(表4.4.1):表4.4.1運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(N?mm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比i效率η輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸3.4534320.319602.5120.96Ⅰ軸3.313.2882319.0181495.819938440.97Ⅱ軸3.213.18320932.79317723.462195.5210.95工作機(jī)軸3.023.02301936.77301936.7795.52第五章普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算5.1已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容:設(shè)計(jì)普通V帶傳動(dòng)的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=3.45kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i=2.5；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號(hào)、長(zhǎng)度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。5.2設(shè)計(jì)計(jì)算步驟:（1）確定計(jì)算功率Pca查表（圖5.2.1）得工作情況系數(shù)KA=1.1，故P圖5.2.1工作情況系數(shù)KA（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由(圖5.2.2)選用A型。圖5.2.2普通V帶選型圖5.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v(1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=106mm。(2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度v=因?yàn)?m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。取帶的滑動(dòng)率ε=0.02（3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。d根據(jù)(圖5.3.1)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=250mm。圖5.3.1普通V帶輪最小基準(zhǔn)直徑（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)Ld度根據(jù)式，初定中心距a0=280mm。(0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2))由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L由表（圖5.3.2）選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1100mm。圖5.3.2普通V帶長(zhǎng)度系列和帶長(zhǎng)修正系數(shù)KL按式計(jì)算實(shí)際中心距a。a按式(a-0.15Ld)~(a+0.3Ld),中心距的變化范圍為246--295mm。（5）驗(yàn)算小帶輪的包角αaα1≈（6）計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=106mm和n1=960r/min,查（圖5.3.3）表得P0=1.16kW。圖5.3.3單根普通V帶的基本額定功率P0根據(jù)n1=960r/min，i=2.5和A型帶，查（圖5.3.4）表得△P0=0.112kW。圖5.3.4單根普通V帶額定功率的增量ΔP0查（圖5.3.5）表的Kα=0.917，表得KL=0.91，于是圖5.3.5包角修正系數(shù)KαP2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=取4根。（7）計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表（圖5.3.6）得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，圖5.3.6普通V帶橫截面尺寸所以F（8）計(jì)算壓軸力FpFV帶設(shè)計(jì)參數(shù)如下表（表5.3.1）表5.3.1V帶設(shè)計(jì)參數(shù)帶型A中心距262mm小帶輪基準(zhǔn)直徑106mm包角148.51°大帶輪基準(zhǔn)直徑250mm帶長(zhǎng)1100mm帶的根數(shù)4初拉力156.62N帶速5.33m/s壓軸力1205.95N5.4帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（如圖5.4.1）小帶輪的軸孔直徑d=38mm因?yàn)樾л哾d1=106<300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式因此小帶輪尺寸如下：ddB=C=0.25×B=0.25×62=15.5mmL=2.0×d=2.0×38=76mm圖5.4.1小帶輪尺寸圖（2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（如圖5.4.2）大帶輪的軸孔直徑d=25mm因?yàn)榇髱л哾d2=250mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式因此大帶輪尺寸如下：ddB=C=0.25×B=0.25×62=15.5mmL=2.0×d=2.0×25=50mm圖5.4.2大帶輪尺寸圖第六章減速器齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算【3】6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）由（6.1.1圖）表選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=26，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=26×4.02=105。實(shí)際傳動(dòng)比i=4.038（3）壓力角α=20°。圖6.1.1常用的齒輪材料6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值①查表（圖6.2.1）試選載荷系數(shù)KHt=1.3圖6.2.1載荷系數(shù)K高速轉(zhuǎn)軸的扭矩T=9③查（圖6.2.2）表選取齒寬系數(shù)φd=1圖6.2.2尺寬系數(shù)④由（圖6.2.3）查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46圖6.2.3節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa圖6.2.4材料彈性系數(shù)ZE⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)ZεααεZ⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由(圖6.2.5)查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σ圖6.2.5齒輪的接觸疲勞極限計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN由（圖6.2.6）查取接觸疲勞系數(shù)：K圖6.2.6接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH1]和[σH2]中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=548MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度νv=齒寬bb=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①查（圖6.2.6）表得使用系數(shù)KA=1圖6.2.6使用系數(shù)KA②查（圖6.2.7）得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.071圖6.2.7動(dòng)載系數(shù)KV③齒輪的圓周力。FK查（圖6.2.8）表得齒向載荷分配系數(shù)：KHα=1.4圖6.2.8尺向載荷分配系數(shù)查（圖6.2.9）得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.442圖6.2.9齒向載荷分布系數(shù)實(shí)際載荷系數(shù)為K3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑K4）確定模數(shù)m=6.3確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算中心距a=（2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd（3）計(jì)算齒寬b=取B1=70mmB2=65mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1）K、T、m和d1同前齒寬b=b2=65齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查（圖6.4.1）表得：YY圖6.4.1外齒輪的尺形系數(shù)查（圖6.4.2）得重合度系數(shù)Yε=0.681圖6.4.2重合度系數(shù)Yε查（圖6.4.3）得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σ圖6.4.3齒根彎曲疲勞極限由（圖6.4.4）查取彎曲疲勞系數(shù)：K圖6.4.4彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力σσσσ故彎曲強(qiáng)度足夠。6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸（1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)hh=（2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd（3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注：6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表6.6.1齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪模數(shù)mn2.52.5壓力角αn2020齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z26105齒頂高h(yuǎn)a2.52.5齒根高h(yuǎn)f3.1253.125分度圓直徑d65262.5齒頂圓直徑da70267.5齒根圓直徑df58.75256.25齒寬B7065中心距a164164第七章軸的設(shè)計(jì)【3】【4】7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=384r/min；功率P=3.31kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=82319.01N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由（圖7.1.1）表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σb]-1=75MPa圖7.1.1軸材料的許用彎曲應(yīng)力（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故查（圖7.1.2）表取C=112。圖7.1.2軸的常用材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力和C值d由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%d標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為25mm故取dmin=25（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖（圖7.1.3）圖7.1.3高速軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，長(zhǎng)L=36mm；定位軸肩直徑為30mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20mm軸承端蓋厚度e=10mm調(diào)整墊片厚度△t=2mm箱體內(nèi)壁到軸承端面距離△=10mm各軸段直徑的確定d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=25mm。d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=30mmd3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=35mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6207d4：軸肩段，選擇d4=40mm。d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。d6：過(guò)渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=40mm。d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=35mm。各軸段長(zhǎng)度的確定L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=48mm。L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=62mm。L3：由滾動(dòng)軸承寬度以及軸承端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=29mm。L4：根據(jù)齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，取L4=8mm。L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=70mm。L6：根據(jù)齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，取L6=8mm。L7：由滾動(dòng)軸承寬度以及軸承端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=29mm。C．高速軸個(gè)軸段數(shù)據(jù)總結(jié)如（表7.1.1）表7.1.1高速軸各軸段數(shù)據(jù)軸段1234567直徑(mm)25303540704035長(zhǎng)度(mm)486229870829（5）軸的受力分析a.計(jì)算作用在軸上的力齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）F齒輪1所受的徑向力F第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=94mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=64mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=64mmb.計(jì)算作用在軸上的支座反力水平面內(nèi):軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類(lèi)型和布置方式有關(guān)在水平面內(nèi)高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=1205.95N。軸承A處水平支承力：R軸承B處水平支承力：R垂直面內(nèi)：軸承A處垂直支承力：R軸承B處垂直支承力：R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rc.計(jì)算水平面彎矩?cái)?shù)據(jù)在水平平面上：截面A在水平面上彎矩：M截面B在水平面上彎矩：M截面C在水平面上的彎矩：M截面D在水平面上的彎矩：M在垂直平面上：截面A在垂直面上彎矩：M截面B在垂直面上彎矩：M截面C在垂直面上的彎矩：M截面D在垂直面上彎矩：M合成彎矩：截面A處合成彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C處合成彎矩：M截面D處合成彎矩：M轉(zhuǎn)矩和扭矩T截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C處當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：Md.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ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，（如圖7.1.4）故取折合系數(shù)α=0.6，圖7.1.4折合系數(shù)α=0.6則當(dāng)量應(yīng)力為σ查（圖7.1.4）表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σb]-1=75MPa，σe<[σb]-1，所以強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。7.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=95.52r/min；功率P=3.21kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=320932.79N?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=75MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取C=112。d由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%d標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40（4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖圖7.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=16×10mm(GB/T1096-2003)，長(zhǎng)L=50mm；定位軸肩直徑為45mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑各軸段直徑的確定d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=40mm。d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=45mmd3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=50mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6210d4：齒輪處軸段，選取直徑d4=55mm。d5：軸肩，故選取d5=65mm。d6：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d6=d3=50mm。各軸段長(zhǎng)度的確定L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=110mm。L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=59mm。L3：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=44.5mm。L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和齒輪的寬度確定，選取L4=63mm。L5：過(guò)渡軸段，選取L5=8mm。L6：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L6=34.5mm。C．低速軸個(gè)軸段數(shù)據(jù)總結(jié)如（表7.2.1）表7.2.1低速軸個(gè)軸段數(shù)據(jù)總結(jié)軸段123456直徑(mm)404550556550長(zhǎng)度(mm)1105944.563834.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核a.計(jì)算作用在軸上的力齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）F齒輪2所受的徑向力Fb.計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離La=64mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lb=66mm，軸承中點(diǎn)到第一段軸中點(diǎn)距離Lc=66mm軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：Rc.計(jì)算彎矩：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在水平面上，軸截面D處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：M截面A處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為M截面D處合成彎矩：M轉(zhuǎn)矩為：T=317723.46N?mm截面A處當(dāng)量彎矩：M截面B處當(dāng)量彎矩：M截面C處當(dāng)量彎矩：M截面D處當(dāng)量彎矩：Md.校核軸的強(qiáng)度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ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)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查（圖7.2.2）表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=75MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。圖7.2.2軸的常用材料及其主要?jiǎng)恿W(xué)性能第八章滾動(dòng)軸承壽命校核【2】8.1高速軸上的軸承校核根據(jù)前面的計(jì)算，查（圖8.1.1）表選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm圖8.1.1軸承型號(hào)參數(shù)表選定的軸承型號(hào)數(shù)據(jù)如(表8.1.1)：表8.1.1選定的軸承型號(hào)數(shù)據(jù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)620735721725.5由于不存在軸向載荷，軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=38400h。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：FF查（圖8.1.2）表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0圖8.1.2向心軸承當(dāng)量動(dòng)載荷的X、Y值查（圖8.1.3）表可知ft=1，fp=1圖8.1.3溫度系數(shù)/載荷系數(shù)PP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L由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2低速軸上的軸承校核根據(jù)前面的計(jì)算，查（圖8.1.1）表選用6210深溝球軸承，內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm選定的軸承型號(hào)數(shù)據(jù)(如表8.2.1)：表8.2.1選定的軸承型號(hào)數(shù)據(jù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)621050902035由于不存在軸向載荷軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=35kN，軸承采用正裝。要求壽命為L(zhǎng)h=38400h。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：FF查（圖8.1.2）表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查（圖8.1.3）表可知ft=1，fp=1PP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L由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算【5】9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查（圖9.1.1）表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)L=36mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=28mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。圖9.1.1鍵的類(lèi)型及參數(shù)鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.2低速軸與大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查（圖9.1.1）表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)L=50mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=34mm大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查（圖9.1.1）表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)L=90mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=78mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ第十章聯(lián)軸器的選擇10.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表（圖10.1.1）查得載荷系數(shù)K=1.3圖SEQ圖表\*ARABIC10.1.1工作情況系數(shù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=417.21N?mm（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)圖10.1.2聯(lián)軸器型號(hào)參數(shù)表軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X3彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=40mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。從動(dòng)端孔直徑d=42mm，軸孔長(zhǎng)度L1=112mm。Tc=417.21N?m<Tn=1250N?mn=95.52r/min<[n]=4700r/min第十一章減速器的密封與潤(rùn)滑【6】11.1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)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，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，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。11.2齒輪的潤(rùn)滑閉式齒輪傳動(dòng)，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤(rùn)滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時(shí)，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤(rùn)滑。采用浸油潤(rùn)滑。對(duì)于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個(gè)齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(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30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤(rùn)滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號(hào)為L(zhǎng)-AN10。11.3軸承的潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。選擇何種潤(rùn)滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤(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)壁距離故選用通用鋰基潤(rùn)滑脂（GB/T7324-1987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。第十二章減速器附件設(shè)計(jì)【6】12.1油標(biāo)顯示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)應(yīng)該放置在便于觀(guān)察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。游標(biāo)安裝的位置不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。（如圖12.1.1）圖12.1.1油標(biāo)設(shè)計(jì)圖12.2通氣器由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。12.3六角螺塞為了便于清洗箱體內(nèi)部以及排除箱體內(nèi)的油污，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。（如圖12.3.1）圖12.3.1六角螺塞的設(shè)計(jì)12.4窺視孔蓋在減速器箱蓋頂部開(kāi)有窺視孔，可以看到傳動(dòng)零件齒