liloi減速器說明書CAD

PAGEPAGE35機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書CAD圖一、傳動方案擬定……………。………………3二、電動機的選擇……………。４三、確定傳動裝置總傳動比及安排各級的傳動比…….…….6四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計…………….．7五、一般V帶的設(shè)計…………．1０六、齒輪傳動的設(shè)計…………．.15七、傳動軸的設(shè)計………….….。18八、箱體的設(shè)計………．.…….…．27九、鍵連接的設(shè)計………………２9十、滾動軸承的設(shè)計……………31十一、潤滑和密封的設(shè)計………3２十二、聯(lián)軸器的設(shè)計……………３3十三、設(shè)計小結(jié)……………….。。．。３３設(shè)計題目：V帶——單級直齒圓柱齒輪減速器機械系設(shè)計者：學(xué)號：指導(dǎo)老師：一、設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)工作,單向運轉(zhuǎn)載荷變化不大，空載啟動.減速器小批量生產(chǎn),使用期限5年,一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97％，運輸帶允許速度誤差為5％.原始數(shù)據(jù)題號3運輸帶拉力Ｆ（ＫN）４000運輸帶速度Ｖ(ｍ/ｓ)1．0卷筒直徑Ｄ（mm）250設(shè)計人員（對應(yīng)學(xué)號）設(shè)計任務(wù)要求:減速器裝配圖紙一張（1號圖紙)軸、齒輪零件圖紙各一張(2號或3號圖紙)設(shè)計說明書一分計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組:設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1、工作條件:使用年限５年,工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔.２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F＝400０N；帶速V=１.0m／s；滾筒直徑D＝250mｍ；方案擬定：采納V帶傳動與齒輪傳動的組合,即可滿意傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能,適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡潔，成本低，使用維護便利.１.電動機2.V帶傳動３。圓柱齒輪減速器４.連軸器5。滾筒6.運輸帶二、電動機選擇１、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡潔，工作牢靠，價格低廉,維護便利,適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（１）：Ｐd=ＰＷ/ηａ（kw）由式（２）：ＰW=ＦV/１００0（ＫW）因此Pｄ＝FＶ/1000ηａ（ＫW）由電動機至運輸帶的傳動總效率為:η總=η1×η23×η3×η4×η5式中:η1、η２、η３、η4、η５分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取η1＝０．96，η２＝０．9８,η3＝0.97，η４=0。97則:η總=0.9６×0。983×0.97×０.9９×0.９6＝０.8３所以:電機所需的工作功率：Pｄ＝FV/１０0０η總=（４000×1)／（1０00×0．8３）=4.8（kｗ)3、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速為：n卷筒＝６0×1000·V/(π·D）＝(６0×1０00×1．0)/（250·π）=76。4r/ｍｉn依據(jù)手冊P7表１推舉的傳動比合理范圍,取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’=3~6。取V帶傳動比Ｉ１’=２～4。則總傳動比理論范圍為:Ia’＝６~2４。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為N’d=Ｉ’ａ×n卷筒=（6～２4）×７6.4=459.0~183３．６r／min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有:７50、１００0和15００r/miｎ依據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號:（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速（r/ｍin)電動機重量N參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比Ｖ帶傳動減速器1Y１３2S－45.５1５00144065０1２00１8.6３．55。322Ｙ132M2－6５.5１０0096０8001５00１2。４2２．８4。4４3Y１60M2—85。575０7２012４０21０0９．312。５３.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y13２M2-6,其主要性能:電動機主要外形和安裝尺寸:中心高Ｈ外形尺寸L×(AＣ/2＋AD）×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×Ｅ裝鍵部位尺寸Ｆ×GD１3２52０×３45×315２1６×1７81２２8×801０×4１三、確定傳動裝置的總傳動比和安排級傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nｍ和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n１、可得傳動裝置總傳動比為:ｉa=nｍ/ｎ=nｍ／n卷筒＝750／76。４＝9．82總傳動比等于各傳動比的乘積安排傳動裝置傳動比iａ＝i０×i(式中i０、ｉ分別為帶傳動和減速器的傳動比）2、安排各級傳動裝置傳動比：依據(jù)指導(dǎo)書Ｐ７表1,取i0=2.5（一般V帶i＝２~4）由于:ia=ｉ0×i所以:ｉ=iａ/i0=９．８2/２.5＝3。９3四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，．．..。．以及ｉ0，i1，．．.．。.為相鄰兩軸間的傳動比η01，η12,.．。。．.為相鄰兩軸的傳動效率PⅠ，PⅡ，．．．.．。為各軸的輸入功率（KW）TⅠ,TⅡ，..。．．。為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)nⅠ,nⅡ，。.．.．。為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（r/ｍin）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù):Ⅰ軸：nⅠ=ｎm/i０=750／2。5=３00（ｒ/ｍin）Ⅱ軸:nⅡ=nⅠ／i1＝3０0/３。９3=76．34r/ｍin卷筒軸:nⅢ＝nⅡ(2)計算各軸的功率:Ⅰ軸:PⅠ=Pｄ×η01=Pｄ×η1＝4．8×0.９6=4。6１（KW）Ⅱ軸：PⅡ＝PⅠ×η2=ＰⅠ×η2=4。6１×0．９8=４.51(KW)卷筒軸：PⅢ＝PⅡ·η23=ＰⅡ·η2·η４=4。5１×0．98×０.99=４.38(ＫＷ）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td=９55０·Pｄ/nm＝95５０×4.８/７５0=6１。12N·mⅠ軸:TⅠ=Tｄ·i０·η01=Ｔｄ·i0·η1=61．１2×2.5×0．９６＝1４6。69Ｎ·mⅡ軸：TⅡ=TⅠ·i１·η１２=ＴⅠ·i１·η2·η4＝1４６．69×3.9３×0。９8×0。99=55９．30N·m卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：ＴⅢ=ＴⅡ·η2·η4＝542。64N·m計算各軸的輸出功率：由于Ⅰ~Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故:P’Ⅰ=PⅠ×η軸承＝4．６１×0．98=4．52KＷP’Ⅱ＝ＰⅡ×η軸承=4．52×0。９8=4.４３ＫW計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率:則：T'Ⅰ＝TⅠ×η軸承=14６。６９×０。９８＝143。76N·mT’Ⅱ=ＴⅡ×η軸承=５59。3０×0.9８＝548.１1N·m由指導(dǎo)書的表1得到：η1=0．96η2=0．98η３=０.97η4=0.99i0為帶傳動傳動比i１為減速器傳動比滾動軸承的效率η為0。98~０.995在本設(shè)計中取0。9８綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名效率Ｐ（KW）轉(zhuǎn)矩T(N·m）轉(zhuǎn)速ｎr/ｍｉn傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸4．544。7７９602。5０。９6Ⅰ軸4．6１4。5２１4６。６914３。763４２。8６3.９30.９5Ⅱ軸4。5１4。435５9.30５48。１177。221。000.9７卷筒軸４。4１4０37548.1154２．６477。2２五.Ｖ帶的設(shè)計(１)選擇一般V帶型號由PC=KＡ·P=1.1×５.5=6。05（KＷ）依據(jù)課本P13４表9-7得知其交點在A、Ｂ型交界線處,故Ａ、B型兩方案待定：方案1:取A型V帶確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：則取小帶輪ｄ1＝100mm d2＝ｎ1·d1·(１—ε）／n2=i·d1·（1—ε）＝2。5×1００×(１—0.0２）＝24５mｍ由表9—２?。?=24５mｍ（雖使n２略有削減，但其誤差小于5%，故允許)帶速驗算:V=n1·d1·π/（1000×６0）由課本Ｐ13４表９—5查得KＡ＝1．1由課本P1３２表９—２得，推舉的A型小帶輪基準直徑為７5ｍｍ~125mｍ＝９6０×１００·π／（1000×60)=5。024ｍ／s介于５～25m／ｓ范圍內(nèi)，故合適確定帶長和中心距a：0．７·（d1+d2)≤ａ０≤2·(ｄ1＋ｄ2）0.7×（100＋２４5）≤ａ0≤2×（100＋245)241．５≤a0≤6９0初定中心距ａ0=５0０，則帶長為L0＝2·ａ0+π·(d1+ｄ２）+（ｄ２－d１)2/(４·a0）＝２×50０+π·（10０+２4５）/2＋(245-10０)2/(4×５00)=１569.4mｍ由表９－３選用Lｄ=１４0０mm的實際中心距a＝ａ0+(Lｄ－L０)／2＝500+(１400—１５６９。4)/2=41５。3mm驗算小帶輪上的包角α１α１=18０-(d２-ｄ１）×57．3/a=1８0—（274-100）×5７。３/３98。84＝155.0１＞1２０合適確定帶的根數(shù)Z＝PＣ／(（P0+△P0)·ＫL·Kα）=6．0５/(（０。95+0．11）×０。9６×0.95)=６．２6故要取7根A型V帶計算軸上的壓力由書9-１８的初拉力公式有F0=500·PＣ·（2．5/Kα-１）／z·c+q·v２=500×6.05×（2.５/0.95－1)／(7×5。０2）+0。１７×５。０2２=144．74N由課本９-１９得作用在軸上的壓力FQ=2·z·Ｆ0·siｎ(α/2）＝２×７×24２.42×sｉn（155．01／２)＝1978．3２Ｎ方案二：取B型V帶確定帶輪的基準直徑,并驗算帶速:則取小帶輪d１=14０ｍm?d２=n１·d1·（1—ε)/n2=i·ｄ1·(1-ε）＝2.5×1４0×（１－0。02）=3４3mm由表９-２取d２=３４3mｍ(雖使n２略有削減，但其誤差小于5%，故允許)帶速驗算：V=n1·ｄ１·π/(100０×60)=９６0×140·π／(1０００×６０)＝７．03m／s介于5～25m/s范圍內(nèi)，故合適確定帶長和中心距a：0.７·(d1+ｄ2)≤ａ0≤２·(ｄ１+ｄ2）０。7×（１40＋34３）≤ａ0≤2×（140＋34３）33８。1≤a０≤９66初定中心距a０=７0０，則帶長為L０＝２·ａ0+π·(ｄ1+ｄ２）+（d２-ｄ1）２／(4·ａ0)=2×７０0+π·(14０＋３4３）/2+（343－1４０)2／（4×700）=２１7３.0２mm由表9-3選用Lｄ=２173mｍ的實際中心距a=a0＋（Lｄ-L０)/２＝7００＋（2１７3-2173．0２)/２=699．９ｍｍ驗算小帶輪上的包角α1α1=180-（d2-ｄ1）×５7。３/a=１80－(３43－140）×57.3／699.9=1６0。0〉12０合適確定帶的根數(shù)Z=PＣ／（（P0+△Ｐ0）·KL·Ｋα）＝６。０5/(（2．０８+0．30）×1.０0×0。95）=2。６８故取3根B型V帶計算軸上的壓力由書９-18的初拉力公式有F0=５0０·PC·（2．5/Kα－１）/ｚ·ｃ＋q·ｖ2=500×6。0５×(2。5/0.95-1）／（３×７.03)+0.17×７．032=2４2。42N由課本９-19得作用在軸上的壓力FＱ=2·z·Ｆ０·siｎ(α/2)=2×３×242。４2×sｉｎ（１60。０/2）=１４32．４２N綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合由機械設(shè)計書表９－4查得P0=0.９5由表9—6查得△P0＝０.11由表9－７查得Kα=0。95由表9－3查得KL＝0.96由課本表９－2得,推舉的Ｂ型小帶輪基準直徑125ｍｍ~2８0mｍ由機械設(shè)計書表9－4查得Ｐ０=２.08由表9－6查得△Ｐ0＝0.30由表9－7查得Kα＝0.9５由表９—3查得ＫＬ=1．０0帶輪示意圖如下：d0d0dHLS1S1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2六、齒輪傳動的設(shè)計：（1）、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面,小齒輪的材料為４５號鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為２５０HBＳ,大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為2００HBS.齒輪精度初選８級(２)、初選主要參數(shù)Z１＝２0,u=4．5Z2＝Ｚ１·u=２０×4。5＝90取ψａ=0.３，則ψｄ=0.５·（ｉ＋1)·＝0.６75(3)按齒面接觸疲憊強度計算計算小齒輪分度圓直徑d1≥確定各參數(shù)值eｑ＼ｏ\ac（○,1)載荷系數(shù)查課本表６—6取K=１.2ｅｑ＼ｏ＼ａc(○,2）小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T１=9．5５×106×P/n１=9。5５×1０6×4。23/３42．８6＝1．18×10５N·mmeq＼o\aｃ(○,３）材料彈性影響系數(shù)由課本表6-7ZE=189。８eｑ＼o\aｃ（○,４)區(qū)域系數(shù)ＺＨ=2。５eｑ\o＼ac(○，５)重合度系數(shù)εt=１．88－3.2·(1／Ｚ1+1/Z2）＝１。88-３．2×(１／２0+１/9０）=１。６9Zε=eｑ\o＼ac（○,６）許用應(yīng)力查課本圖6-21（a）查表6—8按一般牢靠要求?。親=１則取兩式計算中的較小值,即［σＨ]＝56０Ｍpa于是d1≥==５2.８２mm（4）確定模數(shù)m=ｄ１/Z１≥52．82/20=2．641取標準模數(shù)值m=３（５）按齒根彎曲疲憊強度校核計算校核式中ｅｑ＼o＼ac（○,1)小輪分度圓直徑d１=m·Z=3×２0＝６0ｍmeｑ\o＼ac（○,2）齒輪嚙合寬度b=Ψd·d1＝1．0×60=６0mｍeｑ\o\ａｃ（○,3)復(fù)合齒輪系數(shù)YＦＳ1=4．3８YFＳ2=3.9５eq\o\ａｃ（○，４）重合度系數(shù)Yε＝0。25+0．７5/εｔ=0．２５+０.75／１．69=0．６938ｅq\o\ac（○，5）許用應(yīng)力查圖6-22（a）σFlim1=24５ＭPａσFｌiｍ２=2２0Ｍpａ查表6－８，取SＦ=1.25則ｅq\ｏ＼ａc(○，6）計算大小齒輪的并進行比較<取較大值代入公式進行計算則有=71。８6〈［σＦ］2故滿意齒根彎曲疲憊強度要求（6）幾何尺寸計算ｄ1＝m·Ｚ＝3×20=60mmd２=m·Z1=3×９０＝2７0mma=m·(Ｚ１+Z2）/2=3×（2０+90）/2=1６5mmｂ＝6０mmb2=６0mm取小齒輪寬度b1=65ｍｍ（7)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度v=π·d１·n1／（６0×１0０0）＝３。１4×60×３４2.8６/（60×100０）＝1。08m/s對比表６-5可知選擇8級精度合適.七軸的設(shè)計齒輪軸的設(shè)計(1)確定軸上零件的定位和固定方式（如圖)1，５—滾動軸承２—軸3—齒輪軸的輪齒段４-套筒6-密封蓋7-軸端擋圈8—軸承端蓋9-帶輪10—鍵（２）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45＃調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBＳ軸的輸入功率為PⅠ＝5。２８KＷ轉(zhuǎn)速為nⅠ=480r／mｉn依據(jù)課本P2０5（1３-２)式，并查表13－2，取c=11５ｄ≥２５.58／(３）確定軸各段直徑和長度eｑ\o\ac(○,1）從大帶輪開頭右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接,則軸應(yīng)該增加5%,取D１＝Φ30mｍ，又帶輪的寬度Ｂ=（３-1）·e＋２·f=（3—１）×１8+2×８=ｍm則第一段長度Ｌ１=６0mmeq\o\ａc（○,２）右起其次段直徑?。?＝Φ3８mm依據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為３0ｍm,則取其次段的長度Ｌ２=70mｍeq\ｏ\ac（○,3)右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承,則軸承有徑向力，而軸向力為零,選用620８型軸承，其尺寸為d×Ｄ×B＝40×8０×18，那么該段的直徑為Ｄ3＝Φ４0ｍm，長度為Ｌ3＝20mmeq\o＼ac（○,4）右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4＝Φ4８mｍ，長度取L4＝1０ｍmeｑ\o\ac(○，5）右起第五段,該段為齒輪軸段,由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ６4mｍ，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D５=Φ66ｍm，長度為L５=６5mmeq\o＼ac(○，６)右起第六段,為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ4８ｍｍ長度取L6＝10mmeq＼o\ａc（○,7)右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處,取軸徑為D７＝Φ４0mｍ，長度Ｌ７=18mｍ（４）求齒輪上作用力的大小、方向eq\ｏ\ac（○，1)小齒輪分度圓直徑：d１＝6０ｍmeq\ｏ\ａｃ（○，2）作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：Ｔ1=1。１8×１05Ｎ·mmｅq＼o\ａc（○，3）求圓周力：FｔFt=２T2/d2＝2×1。１8×10５／60=196６。６7Nｅq\o\aｃ（○，４)求徑向力ＦrＦｒ=Ft·taｎα＝1966。６７×tan2０0=628．2０NＦt，F(xiàn)r的方向如下圖所示（5）軸長支反力依據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置,建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RＢ＝Fｔ／2＝9８3.３3N垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承則Fa=０那么RA'=RＢ’＝Ｆr×62／12４=314．1N（6）畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩:水平面的彎矩:ＭＣ=PA×62=６0.97Nm垂直面的彎矩:MＣ１’=ＭＣ2’=ＲA’×６2=19.47Nm合成彎矩:(７）畫轉(zhuǎn)矩圖:Ｔ=Ft×ｄ１/2＝59.０Ｎｍ(8)畫當量彎矩圖由于是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán),α＝0。6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：（9）推斷危險截面并驗算強度eｑ\ｏ\ac（○,1）右起第四段剖面C處當量彎矩最大,而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知ＭｅＣ２＝７3.14Nｍ,由課本表1３—1有:［σ—1］＝60Mｐa則：σｅ=MｅＣ2/W=ＭeＣ２／（0.１·D4３）=7３.1４×1000／(０。1×4４３）＝8。59Ｎm<[σ—１］eq＼o＼ac（○，2)右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面:σe=MD/W=MD／(0。1·D１３）＝35。４×１０00／（０。1×3０3)=13.11Nm<［σ－1］所以確定的尺寸是平安的.受力圖如下:PⅠ的值為前面第10頁中給出在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到Ｚ=3其余的數(shù)據(jù)手冊得到D1＝Φ３０ｍmL１＝６0mmＤ2=Φ38mmL２＝７０mmD3＝Φ４0ｍｍＬ3=２0mmD4＝Φ48ｍmL４=10mｍD5=Φ6６mmL5=6５mmＤ６＝Φ48ｍmL6＝10mmＤ7=Φ4０mmL7=１8ｍｍFt=19６6.６6ＮmＦr＝628.20NmRＡ=RB=9８3．33NmRＡ’=RＢ’=３14。1ＮMC=60。9７NmMC1’=MC2’=19.47NｍMC1=MＣ2＝6４.0ＮmT=5９。0Nmα=0．６ＭｅC2＝73.1４Nｍ［σ-1］＝6０MpａＭD=35.４Nｍ輸出軸的設(shè)計計算確定軸上零件的定位和固定方式(如圖）１，5—滾動軸承2-軸3—齒輪4-套筒６—密封蓋７—鍵８—軸承端蓋9—軸端擋圈１0-半聯(lián)軸器（2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用４5#調(diào)質(zhì)，硬度217～２５5HBS軸的輸入功率為ＰⅡ＝５025２ＫW轉(zhuǎn)速為ｎⅡ=7６．4３3r/min依據(jù)課本P2０5（１３－２)式，并查表１3—2,取c=1１5d≥43．50（３）確定軸各段直徑和長度ｅq＼o＼ac(○，1）從聯(lián)軸器開頭右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5％，取Φ45mm，依據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC＝ＫA×TⅡ=1。3×51８．3４=67３．8４Nｍ,查標準GB／Ｔ5０14-2０03，選用LＸＺ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l１=８４ｍｍ,軸段長L１=8２mmｅq\o\ａc(○,２）右起其次段,考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,依據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm,故取該段長為L2=54mmeq＼ｏ\ac(○，３）右起第三段,該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×Ｄ×Ｂ=5５×100×2１，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3＝36eq＼o\ａｃ(○，４)右起第四段,該段裝有齒輪,并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接,直徑要增加５％,大齒輪的分度圓直徑為3７６mｍ，則第四段的直徑取Φ6０mm，齒輪寬為b=6０mｍ，為了保證定位的牢靠性,取軸段長度為L4=58mmeq\o\ac(○，5)右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為Ｄ5＝Φ６6ｍm，長度取L5＝1０ｍｍeｑ＼o\ac（○,6)右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為Ｄ6=Φ55mｍ，長度Ｌ6＝21mm（4）求齒輪上作用力的大小、方向eｑ＼o\ａc（○，1)大齒輪分度圓直徑：d1＝３7６mｍeq＼o\ａc(○，2)作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1＝5．０8×105Ｎ·mmｅq\o＼aｃ(○，3)求圓周力：FtFt=2T２/ｄ2=2×５.0８×1０５/376=27０2Neｑ\ｏ＼ac（○,4）求徑向力FｒＦr＝Ｆt·taｎα=２702×tan2００＝9８3．4５ＮFt,Fｒ的方向如下圖所示（５）軸長支反力依據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：ＲＡ=RB=Ft／2＝1351Ｎ垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承則Fa＝0那么RA’＝ＲＢ’＝Fr×６2／１24＝4９２N（6）畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MC=RＡ×６2=83。７６Ｎm垂直面的彎矩：MＣ１’＝MＣ2’=ＲA’×６2＝４1。0９Nm合成彎矩:（7)畫轉(zhuǎn)矩圖：T＝Ft×ｄ2/2=507。９8Ｎm（8)畫當量彎矩圖由于是單向回轉(zhuǎn),轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán),α=0。6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩:(9）推斷危險截面并驗算強度eｑ\o\aｃ（○，1)右起第四段剖面Ｃ處當量彎矩最大,而其直徑與相鄰段相差不大,所以剖面C為危險截面。已知MｅＣ2＝30７。5６Nm，由課本表１3－1有：［σ-1］=60Mpa則:σｅ=MeC2/W=MeC2／（0．１·D43)=307。56×100０/（0．1×603）=1４.2４Ｎm<[σ—1］eｑ＼ｏ\ac(○,２)右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小,故該面也為危險截面：σｅ=MD/Ｗ＝ＭD/(0．1·D13）=304。8×１000/（0.1×４53）=33.45Ｎｍ＜[σ—1]所以確定的尺寸是平安的。以上計算所需的圖如下：D1＝Φ４5ｍmL１＝8２mｍD2＝Φ52mｍL2＝５４ｍmD3=Φ５５mｍＬ3=3６mmD4＝Φ60mmL4=58ｍmD5＝Φ６６mmＬ5=10ｍｍＤ6=Φ５5ｍmL6＝21mmＦt=3762.９６NmＦr=１3６9。61ＮｍRA＝RＢ=1８81．4８NｍRＡ’=RＢ’＝684．8１NＭC＝１1６.65NmMC1'＝MＣ2’＝４1.09ＮｍMC1＝MC2＝123．6８NmT＝50８．0Nmα=0。6ＭeC2＝307．56Nm[σ－１]=６0ＭｐaMＤ=3３.４5Ｎm繪制軸的工藝圖(見圖紙）八．箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔,以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙,了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板,以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油,注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型,有的已定為國家標準件。(４）通氣器減速器運轉(zhuǎn)時,由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度上升,氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等,提高機體有縫隙處的密封性能。(５）啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時,可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋.對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(６）定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置.（7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(８）環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤,用以搬運或拆卸機蓋.(９）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(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大,應(yīng)依據(jù)簡略情況選用.箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表:名稱符號尺寸（mｍ）機座壁厚δ8機蓋壁厚δ1８機座凸緣厚度b１2機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目ｎ4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑ｄ1１６機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑ｄ212聯(lián)軸器螺栓d2的間距l(xiāng)1６０軸承端蓋螺釘直徑d３1０窺視孔蓋螺釘直徑d４8定位銷直徑ｄ8dｆ,ｄ1,d2至外機壁距離C126，22，１8df,d2至凸緣邊緣距離C２２４，1６軸承旁凸臺半徑R１24，16凸臺高度h依據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l１６0,44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離△112齒輪端面與內(nèi)機壁距離△２１0機蓋、機座肋厚m１,ｍ２7,7軸承端蓋外徑D２90,1０5軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離Ｓ盡量靠近,以Md1和Ｍd2互不干涉為準，一般s=D2九．鍵聯(lián)接設(shè)計１．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采納平鍵聯(lián)接此段軸徑ｄ１=30mm,Ｌ1=50mｍ查手冊得，選用C型平鍵，得:A鍵8×７ＧＢ1０96—7９L=L1－b=50－８=42mｍＴ＝44.７7N·mh=7mm依據(jù)課本Ｐ２43（10-５）式得σp=４·T/（ｄ·h·L)=4×４４.7７×100０/(３0×７×4２)=20。3０Mpa〈［σＲ](1１0Ｍｐａ）2、輸入軸與齒輪１聯(lián)接采納平鍵聯(lián)接軸徑d２=4４mmL２=６3mｍTⅠ=12０．３3Ｎ·ｍ查手冊選A型平鍵GＢ1096-７9B鍵１2×８GB１096-79l=Ｌ2－b=62－12=5０ｍｍｈ=8mｍσp=4·TⅠ/（ｄ·ｈ·l)＝4×1２０.３3×1000/（44×8×50）=２７．３4Mpａ〈[σp］(11０Mp