二級直齒圓柱齒輪減速器

-.z.目錄第一章設(shè)計任務(wù)書31.1設(shè)計題目31.2設(shè)計步驟3第二章傳動裝置總體設(shè)計方案32.1傳動方案32.2該方案的優(yōu)缺點3第三章電動機的選擇33.1選擇電動機類型33.2確定傳動裝置的效率33.3選擇電動機的容量33.4確定電動機參數(shù)33.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第四章計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)34.1電動機輸出參數(shù)34.2高速軸Ⅰ的參數(shù)34.3中間軸Ⅱ的參數(shù)34.4低速軸Ⅲ的參數(shù)34.5滾筒軸的參數(shù)3第五章減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算35.1選精度等級、材料及齒數(shù)35.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計35.3確定傳動尺寸35.4校核齒根彎曲疲勞強度35.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸35.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)3第六章減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算36.1選精度等級、材料及齒數(shù)36.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計36.3確定傳動尺寸36.4校核齒根彎曲疲勞強度36.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸36.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)3第七章軸的設(shè)計37.1高速軸設(shè)計計算37.2中間軸設(shè)計計算37.3低速軸設(shè)計計算3第八章滾動軸承壽命校核38.1高速軸上的軸承校核38.2中間軸上的軸承校核38.3低速軸上的軸承校核3第九章鍵聯(lián)接設(shè)計計算39.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核39.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核39.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核39.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核39.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核3第十章聯(lián)軸器的選擇310.1高速軸上聯(lián)軸器310.2低速軸上聯(lián)軸器3第十一章減速器的密封與潤滑311.1減速器的密封311.2齒輪的潤滑3第十二章減速器附件設(shè)計312.1油面指示器312.2通氣器312.3放油孔及放油螺塞312.4窺視孔和視孔蓋312.5定位銷312.6啟蓋螺釘312.7螺栓及螺釘3第十三章減速器箱體主要構(gòu)造尺寸3第十四章設(shè)計小結(jié)3第十五章參考文獻(xiàn)3第一章設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目展開式二級直齒圓柱減速器，拉力F=4000N，速度v=1.6m/s，直徑D=400mm，每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限〔壽命〕：10年，每年工作天數(shù)：250天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.減速器部傳動設(shè)計計算6.傳動軸的設(shè)計7.滾動軸承校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計9.聯(lián)軸器設(shè)計10.潤滑密封設(shè)計11.箱體構(gòu)造設(shè)計第二章傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章電動機的選擇3.1選擇電動機類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99一對滾動軸承的效率：η2=0.99閉式圓柱齒輪的傳動效率：η3=0.98工作機效率：ηw=0.97故傳動裝置的總效率3.3選擇電動機的容量工作機所需功率為3.4確定電動機參數(shù)電動機所需額定功率:工作轉(zhuǎn)速：經(jīng)查表按推薦的合理傳動比圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比圍為：8--40因此理論傳動比圍為：8--40?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速圍為nd=ia×nw=(8--40)×76.43=611--3057r/min。進展綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M-4的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電動機型號額定功率〔kW〕同步轉(zhuǎn)速〔r/min〕滿載轉(zhuǎn)速〔r/min〕1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900電機主要外形尺寸：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×G132515×315216×1781238×8010×333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比〔1〕總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：〔2〕分配傳動裝置傳動比高速級傳動比那么低速級的傳動比減速器總傳動比第四章計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)4.2高速軸Ⅰ的參數(shù)4.3中間軸Ⅱ的參數(shù)4.4低速軸Ⅲ的參數(shù)4.5滾筒軸的參數(shù)運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(N?mm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸7.2247882.64144010.99Ⅰ軸7.157.0847418.446944.21614404.950.97Ⅱ軸6.946.87227826.48225548.2152290.913.810.97Ⅲ軸6.736.66841800.92833382.910876.3510.96工作機軸6.46.4800523.9800523.976.35第五章減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選精度等級、材料及齒數(shù)〔1〕由選擇小齒輪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=30，那么大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=30×4.95=149。實際傳動比i=4.967〔3〕壓力角α=20°。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計〔1〕由式試算小齒輪分度圓直徑，即1〕確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3③查表選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖查取接觸疲勞系數(shù)：取失效概率為1%，平安系數(shù)S=1，得取[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[σH]=546MPa2〕試算小齒輪分度圓直徑〔2〕調(diào)整小齒輪分度圓直徑1〕計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度ν齒寬b2〕計算實際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)KA=1②查圖得動載系數(shù)Kv=1.117③齒輪的圓周力。查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.436實際載荷系數(shù)為3〕按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑4〕確定模數(shù)5.3確定傳動尺寸〔1〕計算中心距〔2〕計算小、大齒輪的分度圓直徑〔3〕計算齒寬取B1=65mmB2=60mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為1〕K、T、m和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查表得：查圖得重合度系數(shù)Yε=0.673查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力故彎曲強度足夠。5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸〔1〕計算齒頂高、齒根高和全齒高〔2〕計算小、大齒輪的齒頂圓直徑〔3〕計算小、大齒輪的齒根圓直徑5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30149齒頂高h(yuǎn)a22齒根高h(yuǎn)f2.52.5分度圓直徑d60298齒頂圓直徑da64302齒根圓直徑df55293齒寬B6560中心距a179179第六章減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)〔1〕由選擇小齒輪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=30，那么大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=30×3.81=115。實際傳動比i=3.833〔3〕壓力角α=20°。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計〔1〕由式試算小齒輪分度圓直徑，即1〕確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=1.3③查表選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa⑥由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖查取接觸疲勞系數(shù)：取失效概率為1%，平安系數(shù)S=1，得取[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[σH]=549MPa2〕試算小齒輪分度圓直徑〔2〕調(diào)整小齒輪分度圓直徑1〕計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度ν齒寬b2〕計算實際載荷系數(shù)KH①查表得使用系數(shù)KA=1②查圖得動載系數(shù)Kv=1.073③齒輪的圓周力。查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.455實際載荷系數(shù)為3〕按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑4〕確定模數(shù)6.3確定傳動尺寸〔1〕計算中心距〔2〕計算小、大齒輪的分度圓直徑〔3〕計算齒寬取B1=95mmB2=90mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為1〕K、T、m和d1同前齒寬b=b2=90齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查表得：查圖得重合度系數(shù)Yε=0.676查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力故彎曲強度足夠。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸〔1〕計算齒頂高、齒根高和全齒高〔2〕計算小、大齒輪的齒頂圓直徑〔3〕計算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30115齒頂高h(yuǎn)a33齒根高h(yuǎn)f3.753.75分度圓直徑d90345齒頂圓直徑da96351齒根圓直徑df82.5337.5齒寬B9590中心距a218218第七章軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算〔1〕已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=1440r/min；功率P=7.15kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=47418.4N?mm〔2〕軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr〔調(diào)質(zhì)〕，齒面硬度280HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa〔3〕按扭轉(zhuǎn)強度概略計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，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為30mm故取dmin=30〔4〕設(shè)計軸的構(gòu)造并繪制軸的構(gòu)造草圖a.軸的構(gòu)造分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度。外傳動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箱體壁到軸承端面距離△=10mm各軸段直徑確實定d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的孔徑，d1=30mm。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=35mmd3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=40mm，選取軸承型號為深溝球軸承6208d4：軸肩段，選擇d4=45mm。d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸構(gòu)造。d6：過渡軸段，要求與d4軸段一樣，應(yīng)選取d6=d4=45mm。d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段一樣，應(yīng)選取d7=d3=40mm。各軸段長度確實定L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。L2：由箱體構(gòu)造、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=65mm。L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L3=30mm。L4：根據(jù)箱體的構(gòu)造和小齒輪的寬度確定，選取L4=115.5mm。L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=65mm。L6：根據(jù)箱體的構(gòu)造和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L7=30mm。軸段1234567直徑(mm)30354045644540長度(mm)806530115.565830〔5〕彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如下圖為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力〔d1為齒輪1的分度圓直徑〕齒輪1所受的圓周力〔d1為齒輪1的分度圓直徑〕齒輪1所受的徑向力第一段軸中點到軸承中點距離La=114mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=169mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=61.5mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)在水平面軸承A處水平支承力：軸承B處水平支承力：在垂直面軸承A處垂直支承力：軸承B處垂直支承力：軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：截面B在水平面上彎矩：截面C在水平面上的彎矩：截面D在水平面上的彎矩：e.在垂直平面上：截面A在垂直面上彎矩：截面B在垂直面上彎矩：截面C在垂直面上的彎矩：截面D在垂直面上彎矩：合成彎矩，有：截面A處合成彎矩：截面B處合成彎矩：截面C處合成彎矩：截面D處合成彎矩：轉(zhuǎn)矩和扭矩圖截面A處當(dāng)量彎矩：截面B處當(dāng)量彎矩：截面C處當(dāng)量彎矩：截面D處當(dāng)量彎矩：e.畫彎矩圖彎矩圖如下圖：f.按彎扭合成強度校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為按彎扭合成強度進展校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，那么當(dāng)量應(yīng)力為查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，那么軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計計算〔1〕已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=290.91r/min；功率P=6.94kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=227826.48N?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]=60MPa〔3〕按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，應(yīng)選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=35mm〔4〕設(shè)計軸的構(gòu)造并繪制軸的構(gòu)造草圖a.軸的構(gòu)造分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計成別離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。確定各段軸直徑d1：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號為深溝球軸承6207d2：過渡軸段，應(yīng)選取d2=40mm。d3：軸肩段，應(yīng)選取d3=50mm。d4：過渡軸段，應(yīng)選取d4=40mm。d5：滾動軸承軸段，要求與d1軸段一樣，應(yīng)選取d5=35mm。各軸段長度確實定L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L1=39mm。L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L2=93mm。L3：軸肩段，取L3=15mm。L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L4=58mm。L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L5=41.5mm。軸段12345直徑(mm)3540504035長度(mm)3993155841.5〔5〕彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如下圖為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計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〕齒輪2所受的徑向力齒輪3所受的圓周力〔d3為齒輪3的分度圓直徑〕齒輪3所受的徑向力c.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=77.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=92.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=62.5mm軸承A在水平面支反力軸承B在水平面支反力軸承A在垂直面支反力軸承B在垂直面支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面彎矩截面C右側(cè)在水平面彎矩截面C左側(cè)在水平面彎矩截面D右側(cè)在水平面彎矩截面D左側(cè)在水平面彎矩e.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面彎矩截面C在垂直面彎矩截面D在垂直面彎矩f.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩截面C右側(cè)合成彎矩截面C左側(cè)合成彎矩截面D右側(cè)合成彎矩截面D左側(cè)合成彎矩f.繪制扭矩圖g.繪制當(dāng)量彎矩圖截面A和截面B處當(dāng)量彎矩截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩h.校核軸的強度因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為按彎扭合成強度進展校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，那么當(dāng)量應(yīng)力為查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，那么軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計計算〔1〕已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=76.35r/min；功率P=6.73kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=841800.92N?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]=60MPa〔3〕按扭轉(zhuǎn)強度概略計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A0=112。由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為55mm故取dmin=55〔4〕設(shè)計軸的構(gòu)造并繪制軸的構(gòu)造草圖a.軸的構(gòu)造分析。低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=20×12mm(GB/T1096-2003)，長L=70mm；定位軸肩直徑為60mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。各軸段直徑確實定d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的孔徑，d1=55mm。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=60mmd3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=65mm，選取軸承型號為深溝球軸承6213d4：軸肩段，選擇d4=70mm。d5：軸肩，應(yīng)選取d5=85mm。d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=70mm。d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段一樣，應(yīng)選取d7=d3=65mm。各軸段長度確實定L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=110mm。L2：由箱體構(gòu)造、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=60mm。L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L3=45.5mm。L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=67.5mm。L5：軸肩，選取L5=10mm。L6：由低速級大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=88mm。L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體壁距離確定，選取L7=47.5mm。軸段1234567直徑(mm)55606570857065長度(mm)1106045.567.5108847.5〔5〕彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如下圖為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力〔d4為齒輪4的分度圓直徑〕齒輪4所受的徑向力c.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=80.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=156mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=149.5mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：e.畫彎矩圖彎矩圖如下圖：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：在水平面上，軸截面B處所受彎矩：在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：在水平面上，軸截面D處所受彎矩：在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：截面A處合成彎矩彎矩：截面B處合成彎矩：合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為截面D處合成彎矩：轉(zhuǎn)矩為：截面A處當(dāng)量彎矩：截面B處當(dāng)量彎矩：截面C處當(dāng)量彎矩：截面D處當(dāng)量彎矩：h.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為按彎扭合成強度進展校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，那么當(dāng)量應(yīng)力為查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，那么軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強度滿足要求。第八章滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)根本額定動載荷(kN)620840801829.5帶輪構(gòu)造設(shè)計根據(jù)前面的計算，選用6208深溝球軸承，徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm由于不存在軸向載荷軸承根本額定動載荷Cr=29.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=20000h。由前面的計算軸水平和垂直面的支反力，那么可以計算得到合成支反力：查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取兩軸承擔(dān)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承校核軸承型號徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)根本額定動載荷(kN)620735721725.5帶輪構(gòu)造設(shè)計根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm由于不存在軸向載荷軸承根本額定動載荷Cr=25.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=20000h。由前面的計算軸水平和垂直面的支反力，那么可以計算得到合成支反力：查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取兩軸承擔(dān)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.3低速軸上的軸承校核軸承型號徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)根本額定動載荷(kN)6213651202357.2帶輪構(gòu)造設(shè)計根據(jù)前面的計算，選用6213深溝球軸承，徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm由于不存在軸向載荷軸承根本額定動載荷Cr=57.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=20000h。由前面的計算軸水平和垂直面的支反力，那么可以計算得到合成支反力：查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取兩軸承擔(dān)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm〔GB/T1096-2003〕,鍵長63mm。鍵的工作長度l=L-b=55mm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9.2中間軸與低速級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80mm。鍵的工作長度l=L-b=68mm低速級小齒輪材料為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9.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm〔GB/T1096-2003〕,鍵長45mm。鍵的工作長度l=L-b=33mm高速級大齒輪材料為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9.4低速軸與低速級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70mm。鍵的工作長度l=L-b=50mm低速級大齒輪材料為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9.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm〔GB/T1096-2003〕,鍵長90mm。鍵的工作長度l=L-b=74mm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)力第十章聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器〔1〕計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=61.64N?mm選擇聯(lián)軸器的型號〔2〕選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器〔GB/T4323-2002〕，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。Tc=61.64N?m<Tn=1250N?mn=1440r/min<[n]=4700r/min10.2低速軸上聯(lián)軸器〔1〕計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1094.34N?mm選擇聯(lián)軸器的型號〔2〕選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX4彈性柱銷聯(lián)軸器〔GB/T4323-2002〕，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2500N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3870r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=55mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。Tc=1094.34N?m<Tn=2500N?mn=76.35r/min<[n]=3870r/min第十一章減速器的密封與潤滑11.1減速器的密封為防止箱體潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體部影響箱體工作，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。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，那么需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和構(gòu)造。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，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齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為防止齒輪轉(zhuǎn)動時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滑油，使油面高度到達(dá)33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號為L-AN10。第十二章減速器附件設(shè)計12.1油面指示器用來指