二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)完整版

計(jì)計(jì)算及說明1.設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，工作時(shí)有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差±4%，二班制，使用期限12年(每年工作日300天)，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年，小批量生產(chǎn)。原始數(shù)據(jù)二班制，空載起動(dòng)，有輕微沖擊，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交源，電壓為380/220V。2.傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示：輪減速計(jì)算及說明統(tǒng)中采用兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，高速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開式減速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度。3.電動(dòng)機(jī)的選擇P=Pw傳動(dòng)總效率=Pr=選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型按設(shè)計(jì)要求及工作條件，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)選擇電動(dòng)機(jī)的容量根據(jù)已知條件計(jì)算，工作機(jī)所需要的有效功率設(shè)：η——輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動(dòng)效率；4wη——聯(lián)軸器效率，η=(見《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)cc出版社)》表3—1)；ggη——滾動(dòng)軸承(一對(duì)球軸承)，η=(同上)；bbη——輸送機(jī)滾筒效率，η=(同上)。cycy估算傳動(dòng)裝置的總效率c傳動(dòng)系統(tǒng)效率工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率P2.16P=w==2.4884kWrn0.8680計(jì)算及說明選擇電動(dòng)機(jī)容量時(shí)應(yīng)保證電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm等于或大于工作機(jī)所動(dòng)機(jī)動(dòng)率Pr。因工作時(shí)存在輕微沖擊，電動(dòng)機(jī)額定功率Pm要大于Pr。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)出版社)》表3—2所列Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選P≥P條件的電動(dòng)機(jī)額定mrm確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由已知條件計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速n傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比i=mw由《機(jī)械設(shè)計(jì)(高等教育出版社)》表18—1查得，展開式兩級(jí)圓柱齒輪減速器推薦傳動(dòng)比范圍為i=8~60，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)出版社)》表3—2可以查得mY100L2-4型速mr/min總傳動(dòng)比方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率(kw)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動(dòng)比1Y100L-238802Y100L2-433Y132S-630通過對(duì)以上方案比較可以看出：方案1選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最高、尺寸最小、重量最低、價(jià)格最低，總傳動(dòng)比為。但總傳動(dòng)比最大，傳動(dòng)系統(tǒng)(減速器)尺寸大，成本提高。方案2選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價(jià)格較低，總傳動(dòng)比為。傳動(dòng)系統(tǒng)(減速器)尺寸適中。方案3選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價(jià)格高，總傳動(dòng)比為。對(duì)于展開式兩級(jí)減速器(i=8~60)綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊P=3kw，滿載轉(zhuǎn)速n=1440r/min。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(西安交通大學(xué)mm出版社)》表3—3電動(dòng)機(jī)的安裝及外型尺寸(單位mm)如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL11614628+6821012020182417380030402550500計(jì)算及說明查得電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下：軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑D=28(+0.009)mm，0.004傳動(dòng)比的分配帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比i=由傳動(dòng)系統(tǒng)方案可知因此，兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料相同、齒面硬度HBS≤350,、齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比低速級(jí)傳動(dòng)比傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算軸，帶式輸送機(jī)滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下計(jì)計(jì)算及說明計(jì)算出各軸的輸入功率計(jì)算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果如下表格所示:軸號(hào)電動(dòng)機(jī)兩級(jí)圓柱齒輪減速器工作機(jī)兩軸聯(lián)接、傳動(dòng)聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器件11傳動(dòng)效率η(注：除了電動(dòng)機(jī)軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)計(jì)計(jì)算及說明4.減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度240HBS。12(4)初選螺旋角β=14°(5)壓力角α=20°2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1).由《機(jī)械設(shè)計(jì).(高等教育出版社第九版)》式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中的各參數(shù)值。Ht由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Z。β齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：HE由式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z計(jì)計(jì)算及說明d大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1Hlim2由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：HNHN2取[]和[]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即計(jì)算小齒輪分度圓直徑。(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)K。H查得使用系數(shù)K=1。ATdNt1t1tAt1計(jì)計(jì)算及說明Ha其載荷系數(shù)為3)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式(10-20)試算齒輪模數(shù)，即1)確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)K=1.3Ft由式(10-19)，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yc由式(10-19)可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y[]F aFa由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y=1.6、Y=1.81。Flim1FNFN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式(10-14)設(shè)計(jì)及說明設(shè)計(jì)及說明于小齒輪，所以取F2)試算模數(shù)輪模數(shù)1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KFvt1FaK2。F則載荷系數(shù)為K=KKKK=11.031.41.32=1.988FAVFaF3)由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能n面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，取按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=34.107mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即1n 計(jì)計(jì)算及說明1212424.幾何尺寸計(jì)算考慮模數(shù)從增大圓整至2mm，為此將中心距圓整為90。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角)計(jì)算分度圓直徑215.圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工(1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件(2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論12n b=40mm,b=34mm。小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用45鋼(調(diào)2質(zhì))。齒輪按照7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑d160mm，做a低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1初選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)計(jì)計(jì)算及說明材料及熱處理：選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度240HBS。z3)壓力角α=20°2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1).由《機(jī)械設(shè)計(jì).高等教育出版社第九版》式(10-24)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)K=1.0。Ht②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：Hd響系數(shù)Z=189.8MPa1/2E⑥由式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。ea11t1aa22t2aa1a12a2Z=a==0.873e3⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[(]HHlim1 Hlim2由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：HNHN取[(]和[(]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H1H2[(]=[(]=495MPaHH22)計(jì)算小齒輪分度圓直徑。計(jì)計(jì)算及說明調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)HA①查得使用系數(shù)=1。Av②根據(jù)v=m/s、7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)=。v③齒輪的圓周力查得齒間載荷分配系數(shù)=。H向載荷分布系數(shù)K=1.420。其載荷系數(shù)為3)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)試算齒輪模數(shù)，即1)確定公式中的各參數(shù)值。Ft②由式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y。計(jì)算Fasa[]FK=0.88S=，得計(jì)計(jì)算及說明因?yàn)榇簖X輪的[Fs大于小齒輪，所以取2)試算模數(shù)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2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KFvNt221FaF則載荷系數(shù)為K=KKKK=11.071.01.34=1.434FAVFaF3)由式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)并近計(jì)計(jì)算及說明m=2mm圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值mm=2mm1111212齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。1和2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免4.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算分度圓直徑(2)計(jì)算中心距考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(5~10)mm，即b=58mm,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即b=50mm225.圓整中心距后的強(qiáng)度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計(jì)和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動(dòng)比、改變齒數(shù)或變位法進(jìn)行圓整。將中心距圓整為a=110mm。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作能力。(1)計(jì)算變位系數(shù)和1)計(jì)算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動(dòng)系數(shù)和齒頂高從圖10-21b可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度，但重合度有2)分配變位系數(shù)xx這兩條線做射線，再?gòu)臋M坐標(biāo)的z,z處做垂直線，與射線交點(diǎn)的1223)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。4)齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)計(jì)算及說明小齒輪大齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大作用在高速斜齒輪軸上的力6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論12 1212選用40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))。齒輪按照7級(jí)精度設(shè)計(jì)。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑d160mm，做成實(shí)心式齒輪。a兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)誤差校核1221i=z/z=82/25，可求出兩級(jí)圓柱齒輪減速器的實(shí)際傳動(dòng)比2'1'傳動(dòng)誤差傳動(dòng)誤差在題目給定的允許速度誤差±4%之內(nèi)，符合設(shè)計(jì)要求。5.減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一、輸入軸的功率，、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩11二、計(jì)算作用在高速斜齒輪軸上的力：1F=F=820.28rtcosβcos12.839FFtantan=186.95Nat計(jì)計(jì)算及說明三、初步估算軸的最小直徑：A0=1123P32.4635ndAn根據(jù)公式1計(jì)算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響，(1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案：該軸(輸入軸)的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，如下圖。軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為Tca=KA.T1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，根根據(jù)國(guó)標(biāo)GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)T3,與輸dmmd1=18mm。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度L=52mm(J型軸孔)，與軸配合的輪(2)確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：mm段1總長(zhǎng)為軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,其直軸段4：過渡軸段，軸肩用來軸向定位套筒，其高度33計(jì)算及說明amm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置則此段軸的長(zhǎng)(3)軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器輪轂與軸H7/k6軸端倒角各軸肩處平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為30mm，同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸4)確定軸上圓角與倒角尺寸C。五、求軸上載荷(1)畫軸的受力簡(jiǎn)圖在確軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查得7205AC型角接觸球軸承軸承出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。計(jì)算及說明(1)計(jì)算支反力(2)計(jì)算彎矩M(3)計(jì)算總彎矩(4)計(jì)算扭矩TT==16340N?mm現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷垂直面V載荷垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T計(jì)算及說明作用中間六、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度作用中間軸上的力進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。由上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)1ca1中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2轉(zhuǎn)速n=ni=144022=333.47r/minm1295轉(zhuǎn)矩T=67.95Nm2的力：r1三、初步估算軸的最小直徑：03根據(jù)公式d=Amin10P3Pn1四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案：中間軸的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，其初步確定結(jié)構(gòu)如下圖計(jì)算及說明(2)確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：1:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC角接觸球軸承。寬度B=15mm,軸承內(nèi)圈直徑d=25mm；為保證軸承的軸向定位1用套筒定位。為保證定位要求，高速級(jí)齒輪中心線要對(duì)齊，軸段1總長(zhǎng)1軸段2：此軸段為支撐軸頸，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有各軸段直徑和長(zhǎng)度斜齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6一定的高度,其直徑確定為：d=29mm。為保證高速級(jí)齒輪準(zhǔn)確定位，應(yīng)2軸段3:為定位軸頸，因?yàn)榍懊娓咚佥S的計(jì)算取中間軸上兩齒輪距離r33軸段4：此軸段為支撐軸頸，用來安裝低速級(jí)輸入齒輪。其直徑424撐軸頸，用來安裝軸承。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC角接觸球軸承。寬度B=15mm,軸承內(nèi)圈直徑d=25mm；為保證軸承的軸向定1位用套筒定位。為保證定位要求，參考高速軸L，軸段5的軸長(zhǎng)5(3)軸上零件的軸向定位2鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為28mm；同樣，直齒d8mm，由表6-1查得平鍵截面b4×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為48mm。同時(shí)為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上圓角與倒角尺寸校核方法如前文所述。低速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一、低速軸(即輸出軸)的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩33P3n3計(jì)算及說明作作用在低速軸上的二、作用在從動(dòng)直齒輪上的力：三、初步估算軸的最小直徑：力PA0=112根據(jù)公式dmin=A03n計(jì)算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響低速軸(輸出軸)最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號(hào)為L(zhǎng)T7,(1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案：低速軸(輸入軸)只需要安裝一個(gè)齒輪，由兩個(gè)滾動(dòng)軸承支撐，初定其所示。軸段1:配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取直徑為d=40mm。為保證1定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長(zhǎng)度應(yīng)比半聯(lián)軸器1軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使撐軸頸，用來安裝軸承。為了保證定位軸肩有一定3為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使4計(jì)算及說明，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度,d6=65mm。軸段6長(zhǎng)度應(yīng)少于齒輪輪轂長(zhǎng)度，已知二級(jí)輸62軸段5：其軸環(huán)用來確定齒輪的軸向固定，為了保證定位軸肩有一5為保證齒輪嚙合良好以及定位要求，參考中間軸的軸長(zhǎng)確定4747半聯(lián)軸器輪轂與軸H/k6齒輪輪轂軸的配H/k6(3)軸上零件的軸向定位dmm截面b×h=12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm。同樣，直齒輪6×h=18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為43mm。同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上圓角與倒角尺寸參考表15-2，確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑。校核方法如前文所述。鍵的選擇與校核高速軸上鍵聯(lián)接的選擇前面已確定鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽長(zhǎng)30mm。選取鍵長(zhǎng)PP可見鍵的擠壓強(qiáng)度滿足要求。中間軸上鍵聯(lián)接的選擇(1)從動(dòng)斜齒輪的鍵聯(lián)接1)鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果2)鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力PP可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。(2)小齒輪鍵聯(lián)接1)鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。前面已確定鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽長(zhǎng)2)鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力PP可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。低速軸上鍵聯(lián)接的選擇(1)從動(dòng)直齒輪的鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級(jí)為7級(jí)，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A型)。前面已確定鍵截面b×h=18mm×11mm，鍵槽長(zhǎng)(2)鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。計(jì)算及說明軸承的的選擇與壽命校核一、高速軸的軸承選擇與壽命校核trah1查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動(dòng)載荷求兩軸承受到的徑向載荷F和F；將軸系部件受到空間力系分解為鉛r1r2垂面和水平面兩個(gè)平面力系。計(jì)算及說明F、F、F、F分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面r1vr2vr1Hr2H方向徑向載荷；F、F分別為左右軸承的徑向載荷。r1r2(3)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2(4)求當(dāng)量載荷計(jì)算及說明由表13-5分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為22PP左右軸承當(dāng)量動(dòng)載荷為：P二、中間軸的軸承的的選擇與壽命校核。高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC選軸承為角接觸球軸承7205AC由前面計(jì)算結(jié)果可知作用在中間軸上的力有t1r1a1tr2tr2選擇軸承型號(hào)為7205AC，其計(jì)算校核過程和高速軸軸承的的選擇與壽命校核的步驟相類似，詳細(xì)過程略。三、低速軸的軸承選擇與壽命校核有h3XYf=1.1P計(jì)算及說明6.箱體的設(shè)計(jì)低速軸軸承型號(hào)軸承在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件嚙合區(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。放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密油標(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。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)為壓力平啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。7．吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出起吊孔，用以起吊。鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表名稱符號(hào)減速器及其形式關(guān)系機(jī)座壁厚δ機(jī)蓋壁厚δ1+3=7m