二級(jí)圓錐-斜齒圓柱齒輪減速箱設(shè)計(jì)說(shuō)明書

減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書系別：班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：第一節(jié)設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=5200N，速度v=1.5m/s，直徑D=500mm，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)

第二節(jié)傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器1)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)屬于載荷變動(dòng)微小，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。二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng)，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。

第三節(jié)選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇按照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)裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.97V帶的效率：ηv=0.96閉式圓柱齒輪的效率：η4=0.98工作機(jī)的效率：ηw=0.96η3.3選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為P電動(dòng)機(jī)所需額定功率:P工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速：n查表課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，使用推薦的傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：2～4，二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：6～16，所以合理的總傳動(dòng)比范圍為：12～64?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(12～64)×57.3=688～3667r/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：Y160M1-2的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=11kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=2930r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=3000r/min。表3-1電機(jī)選擇方案對(duì)比方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930圖3-1電機(jī)尺寸表3-2電動(dòng)機(jī)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×G160605×385254×21014.542×11012×373.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(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)比取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=3.42減速器傳動(dòng)比i=51.134/3.42=14.95錐齒輪（高速級(jí)）傳動(dòng)比i則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i減速器總傳動(dòng)比i3.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算3.5.1各軸轉(zhuǎn)速高速軸：n中間軸：n低速軸：n工作機(jī)軸：n3.5.2各軸輸入功率高速軸：P中間軸：P低速軸：P工作機(jī)軸：P3.5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機(jī)軸：T高速軸：T中間軸：T低速軸：T工作機(jī)軸：T運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)列表如下：表3-3各軸動(dòng)力學(xué)參數(shù)表編號(hào)電機(jī)軸高速軸中間軸低速軸工作機(jī)軸功率9.26kW8.89kW8.54kW8.29kW7.8kW轉(zhuǎn)速2930r/min856.73r/min229.07r/min57.27r/min57.27r/min轉(zhuǎn)矩30.18N?m99.09N?m355.88N?m1381.1N?m1299.47N?m傳動(dòng)比3.423.7441效率0.960.970.980.99

第四節(jié)V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1)求計(jì)算功率Pc查表13-9得KA=1.1，故P2)選普通V帶型號(hào)根據(jù)Pc=10.19kW、n1=2930r/min，由圖13-15選用A型。3)求大、小帶輪基準(zhǔn)直徑d2、d1由圖13-15，因傳動(dòng)比不大，取d1=90mm。d由表13-10，取d2=315mm。n?4)驗(yàn)算帶速vv帶速在5～30m/s范圍內(nèi)，合適。5)求普通V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld和中心距a0.7×(d1+d2)＜a0＜2×(d1+d2)初步定中心距a0=610mm由式（13-2）得帶長(zhǎng)L由表13-2，對(duì)A型帶選用Ld=1940mm。再由式（13-15）計(jì)算實(shí)際中心距a6)驗(yàn)算小帶輪的包角α1α合適。7)求普通V帶根數(shù)z由式（13-14）得z今n1=2930r/min，d1=90，查表13-4得P由式（13-8）得傳動(dòng)比i查表13-6得△P由α1=159.92°查表13-8得Kα=0.98，表13-2得KL=1.02，由此可得z取5根。求作用在帶輪軸上的壓力FQ查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得單根V帶的初拉力F作用在軸上的壓力F8)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪的軸孔直徑d=42mm因?yàn)樾л哾d1=90小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。因此小帶輪尺寸如下：dddBL圖4-1小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=28mm因?yàn)榇髱л哾d2=315mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為輪輻式。因此大帶輪尺寸如下：dddBhhbbffL圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖9)主要設(shè)計(jì)結(jié)論選用A型V帶5根，基準(zhǔn)長(zhǎng)度1940mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=90mm，dd2=315mm，中心距控制在a=613～700mm。單根帶初拉力F0=134.47N。表4-1帶輪設(shè)計(jì)結(jié)果帶型AV帶中心距642mm小帶輪基準(zhǔn)直徑90mm包角159.92°大帶輪基準(zhǔn)直徑315mm帶長(zhǎng)1940mm帶的根數(shù)5初拉力134.47N帶速13.81m/s壓軸力1324.11N

第五節(jié)減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選擇材料及確定許用應(yīng)力小齒輪選用40MnB（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～286HBS，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa(表11-1)，大齒輪選用ZG35SiMn（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，則σσσσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)齒輪按7級(jí)精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3(表11-3)齒寬系數(shù)φa=0.4。小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取T(表11-4)取Z齒數(shù)取Z1=29，則Z2=i×Z1=3.74×29=108。故實(shí)際傳動(dòng)比i彈性系數(shù)ZE(表11-4)Zd模數(shù)m查表取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3mm5.3確定傳動(dòng)尺寸5.3.1實(shí)際傳動(dòng)比u大端分度圓直徑dd5.3.2計(jì)算分錐角δδδ1=15°1'49"δ2=74°58'10"5.3.3錐頂距為R5.3.4齒寬為b取b=50mm5.3.5齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dd5.4驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù)zz查圖11-8和11-9得齒形系數(shù)：YFa1=2.52，YFa2=2.12；YSa1=1.62，YSa2=1.86σσ5.4.1計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù)(1)計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚hhhs(2)分錐角(由前面計(jì)算)δδ(2)計(jì)算齒頂圓直徑dd(3)計(jì)算齒根圓直徑dd注：錐齒輪h(4)計(jì)算齒頂角θa1=θa2=atan(ha/R)=1.026°=1°1'32"(5)計(jì)算齒根角θf(wàn)1=θf(wàn)2=atan(hf/R)=1.231°=1°13'50"(6)計(jì)算齒頂錐角δa1=δ1+θa1=16.056°=16°3'21"δa2=δ2+θa2=75.995°=75°59'43"(7)計(jì)算齒根錐角δf1=δ1-θf(wàn)1=13.8°=13°47'58"δf2=δ2-θf(wàn)2=73.739°=73°44'19"5.4.2齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸代號(hào)名稱計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(shù)mm33齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.20.2齒數(shù)z29108齒寬B5050齒頂高h(yuǎn)am×ha*33齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.63.6分度圓直徑dd87324齒頂圓直徑dad+2×ha92.79325.56齒根圓直徑dfd-2×hf80.05322.13分錐角δ15°1'49"74°58'10"齒頂角θaatan(ha/R)1°1'32"1°1'32"齒根角θf(wàn)atan(hf/R)1°13'50"1°13'50"錐距R167.565167.565

第六節(jié)減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1選擇材料及確定許用應(yīng)力小齒輪選用40MnB（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～286HBS，相應(yīng)的疲勞強(qiáng)度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa(表11-1)，大齒輪選用ZG35SiMn（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，則σσσσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ6.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)齒輪按7級(jí)精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3(表11-3)初選螺旋角β=13°齒寬系數(shù)φd=1表(11-6)小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取T(表11-4)取Z齒數(shù)取Z1=31，則Z2=i×Z1=4×31=125。故實(shí)際傳動(dòng)比i螺旋角系數(shù)ZβZd模數(shù)m查表4-1取mn=3mm。計(jì)算中心距aa圓整為a=240mmββ=12°50'18"分度圓直徑dd齒寬b故取b2=100mm，b1=b2+(5～10)mm、可取b1=105mm6.3驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度查圖11-8以及圖11-5得齒形系數(shù)Y由式11-5得σσ6.4齒輪的圓周速度v可知選用7級(jí)精度是合適的。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=31，z2=125，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，螺旋角β=12.8386°=12°50'18"，中心距a=240mm，齒寬B1=105mm、B2=100mm6.4.1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：齒頂高系數(shù)h6.4.2齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表6-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a240240齒數(shù)z31125模數(shù)m33齒寬B105100螺旋角β右旋12°50'18"左旋12°50'18"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha*33齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.753.75全齒高h(yuǎn)ha+hf6.756.75分度圓直徑d95.38384.62齒頂圓直徑dad+2×ha101.38390.62齒根圓直徑dfd-2×hf87.88377.12

第七節(jié)軸的設(shè)計(jì)與校核7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)求高速軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=8.89kW；n1=856.73r/min；T1=99.09N?m2)初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，根據(jù)表，取C=112，于是得d高速軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%d故選取:d12=28mm3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖7-1高速軸示意圖①為了滿足大帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=33mm。大帶輪輪轂寬度L=56mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪輪轂寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=54mm。4)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23=33mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T×B=35×72×18.25×17mm，故d34=d56=35mm。取非定位軸肩高度h=2.5mm，則d67=30mm。5)由手冊(cè)查得高速軸軸承定位軸肩高度h=2.5mm，則d45=40mm。6)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2,取套杯厚度為e4=8,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，則l7)考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),根據(jù)L=1×d67,但是此輪轂長(zhǎng)不滿足錐齒輪齒寬及結(jié)構(gòu)要求,需要根據(jù)結(jié)構(gòu)適當(dāng)延長(zhǎng),則取小齒輪輪轂寬度L=53mm，則l8)為了軸由較大的剛度，軸承支點(diǎn)距離不宜過(guò)小,取軸承支點(diǎn)為錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸軸承段直徑，取套杯厚度為8,則ll取小錐齒輪到內(nèi)壁距離為Δl9)軸上零件的周向定位齒輪、大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大帶輪與軸的配合為H7/k6,按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=8×7mm，長(zhǎng)度L=45mm,小齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=8×7mm，長(zhǎng)度L=40mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k610)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表7-1軸的直徑和長(zhǎng)度軸段123456直徑283335403530長(zhǎng)度5447.251770.51770.25高速級(jí)小齒輪所受的圓周力F高速級(jí)小齒輪所受的徑向力F高速級(jí)小齒輪所受的軸向力FFae=Fa1=252.67N根據(jù)30207圓錐滾子查手冊(cè)得壓力中心a=15.3mm小錐齒輪齒寬中點(diǎn)距離齒輪端面M由齒輪結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑較小，采用實(shí)心式，取M≈26軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離:l兩軸承受力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l①計(jì)算軸的支反力高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力Q=1324.11水平支反力FF垂直支反力FF②計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩M截面B處的垂直彎矩M截面C處的垂直彎矩M截面D處的垂直彎矩M分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）M截面C處的合成彎矩M截面D處的合成彎矩M③作合成彎矩圖（圖d）T作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖7-2高速軸受力及彎矩圖11)校核軸的強(qiáng)度因C左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C左側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(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查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=8.54kW；n2=229.07r/min；T2=355.88N?m2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，根據(jù)表，取C=112，得:d3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖7-3中間軸示意圖4)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=37.42mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T×B=40×80×19.75×18mm，故d12=d56=40mm。5)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=43mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。齒輪的左端采用軸肩定位，由軸徑d45=43mm查表，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=53mm。6)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。7)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm8)根據(jù)錐齒輪結(jié)構(gòu),由錐距和錐角可得,l34=28.5mm，已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=105mm，則由于箱體相對(duì)于小錐齒輪中心對(duì)稱，箱體BE得B9)由此可得高速級(jí)大齒輪輪轂寬度b10)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=105mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=103.5mm，d23=43mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2=76mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=75mm，d45=43mm。高速齒輪倒角為1.5mm,低速齒輪倒角為1.5mmll11)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,小齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=12×8mm，長(zhǎng)度L=90mm。大齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=12×8mm，長(zhǎng)度L=63mm。為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k612)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表7-2軸的直徑和長(zhǎng)度軸段12345直徑4043534340長(zhǎng)度39.5103.528.57539.5高速級(jí)大齒輪所受的圓周力F高速級(jí)大齒輪所受的徑向力F高速級(jí)大齒輪所受的軸向力F低速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）F低速級(jí)小齒輪所受的徑向力F低速級(jí)小齒輪所受的軸向力FFae=Fa2-Fa3=-793.23N低速小齒輪輪轂寬度B1=105mm高速大齒輪輪轂寬度B2=76.5mm因小齒輪倒角為1.5因大齒輪倒角為1.5根據(jù)30208圓錐滾子查手冊(cè)得壓力中心a=16.9mm軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離:l低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離:l高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l①計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面B處的水平彎矩MM截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM截面B處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩MM截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）③計(jì)算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖。取α=0.6MMMM圖7-4中間軸受力及彎矩圖13)校核軸的強(qiáng)度因B右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(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查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)求低速軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=8.29kW；n3=57.27r/min；T3=1381.1N?m2)初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，根據(jù)表，取C=112，得:d低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=63mm低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T3，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè)，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為63mm，故取d12=63mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為142mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖7-5低速軸示意圖①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑d23=68mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度L=142mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=140mm。4)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=68mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30214，其尺寸為d×D×T×B=70×125×26.25×24mm，故d34=d78=70mm。軸承擋油環(huán)定位，由手冊(cè)上查得30214型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm5)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=72mm；已知低速級(jí)大齒輪輪轂的寬度為b4=100mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=98.5mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由軸徑d67=72mm，故取h=8.5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=89mm，取l56=12mm。6)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=24mm，C2=22mm，箱座壁厚δ=10mm，則軸承座寬度為L(zhǎng)l7)5)取低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，mm，高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，右側(cè)擋油環(huán)寬度s1=22.5mm，則ll低速齒輪倒角為1.5mml8)軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,大齒輪與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=20×12mm，長(zhǎng)度L=90mm。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用A型鍵，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=18×11mm，長(zhǎng)度L=125mm。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合由良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k69)確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。表7-3軸的直徑和長(zhǎng)度軸段1234567直徑63687079897270長(zhǎng)度1406346.5931298.548低速級(jí)大齒輪所受的圓周力（d4為低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑）F低速級(jí)大齒輪所受的徑向力F低速級(jí)大齒輪所受的軸向力FFae=Fa4=1636.72N低速大齒輪輪轂寬度B=100mm因齒輪倒角為1.5根據(jù)30214圓錐滾子查手冊(cè)得壓力中心a=25.8mm軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離::l軸承壓力中心到大齒輪中點(diǎn)距離:l大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l第一段中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=158.8mm，軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離l2=175.7mm，齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=70.7mm10)計(jì)算軸的支反力求水平面的支承反力FF求垂直面的支承反力FF①計(jì)算水平面的彎矩（圖b）截面C處的水平彎矩M②計(jì)算垂直面的彎矩（圖c）截面C處的垂直彎矩MM③求合成彎矩圖（圖d）截面C處的合成彎矩MM④求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（圖e）T⑤計(jì)算當(dāng)量彎矩，作當(dāng)量彎矩圖（圖f）。取α=0.6MMMM圖7-6低速軸受力及彎矩圖11)校核軸的強(qiáng)度因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(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查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。

第八節(jié)滾動(dòng)軸承計(jì)算與校核8.1高速軸上的軸承計(jì)算與校核表8-1軸承參數(shù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B(mm)寬度T(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020735721718.2554.2根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=38400h。選用30207軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=54.2kN，額定靜載荷C0r=63.5kN，軸承采用正裝。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查表得系數(shù)Y=1.6FF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=252.67N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知ft=1，fp=1所以兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP取較大值代入計(jì)算C由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=54.2KN,因?yàn)镃_r1<C_r，故所選30207軸承合適。8.2中間軸上的軸承計(jì)算與校核表8-2軸承參數(shù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B(mm)寬度T(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020840801819.7563根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=38400h。選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63kN，額定靜載荷C0r=74kN，軸承采用正裝。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查表得系數(shù)Y=1.6FF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-793.23N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.6查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知ft=1，fp=1所以兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP取較大值代入計(jì)算C由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=63KN,因?yàn)镃_r1<C_r，故所選30208軸承合適。8.3低速軸上的軸承計(jì)算與校核表8-3軸承參數(shù)表軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B(mm)寬度T(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)30214701252426.25132根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=38400h。選用30214軸承，內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。當(dāng)Fa/Fr≤e時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=132kN，額定靜載荷C0r=175kN，軸承采用正裝。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查表得系數(shù)Y=1.4FF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=1636.72N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知ft=1，fp=1所以兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下：PP取較大值代入計(jì)算C由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=132KN,因?yàn)镃_r1<C_r，故所選30214軸承合適。

第九節(jié)鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)與校核9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)45mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=37mm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。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)40mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=32mm小錐齒輪材料為40MnB，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中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)90mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=78mm低速級(jí)小齒輪材料為40MnB，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σ9.4中間軸與大錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)63mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=51mm大錐齒輪材料為ZG35SiMn，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σ9.5低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)90mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70mm低速級(jí)大齒輪材料為ZG35SiMn，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σ9.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-2003）,鍵長(zhǎng)125mm。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=107mm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

第十節(jié)聯(lián)軸器的選型10.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計(jì)算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1.3×1381.1=1795.43N?m（2）選擇聯(lián)軸器的型號(hào)軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為L(zhǎng)X4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2500N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3870r/min，Y型軸孔，主動(dòng)端孔直徑d=63mm，軸孔長(zhǎng)度L=142mm。從動(dòng)端孔直徑d=63mm，軸孔長(zhǎng)度L=142mm。Tc=1795.43N?m<2500N?mn=57.27r/min<3870r/min

第十一節(jié)減速器的密封與潤(rùn)滑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，故均采用氈圈油封封油圈。11.2齒輪的潤(rùn)滑齒輪圓周速度v通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v<=12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常宜超過(guò)一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，現(xiàn)取大齒輪齒頂距油池底面距離為48mm，,由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=6.75mm<10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H根據(jù)齒輪圓周速度查表選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-2011），牌號(hào)為L(zhǎng)-CKC320潤(rùn)滑油，黏度推薦值為288～352cSt11.3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，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10mm，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。

第十二節(jié)減速器附件12.1油面指示器用來(lái)指示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。圖12-1桿式油標(biāo)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。圖12-2通氣器12.3放油孔及放油螺塞為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，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。圖12-3放油塞12.4窺視孔和視孔蓋在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。圖12-4窺視孔蓋示意圖L1=140，L2=125，b1=120，b2=105δ=4mmd4=7mmR=5mm12.5定位銷采用銷GB/T117-2000，對(duì)由箱蓋和箱座通過(guò)聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時(shí)能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。圖12-5圓錐銷示意圖12.6起蓋螺釘由于裝配減速器時(shí)在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于開蓋，旋動(dòng)起蓋螺釘可將箱蓋頂起。圖12-6起蓋螺釘12.7起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如