二級(jí)蝸桿圓柱輸入聯(lián)軸器輸出鏈傳動(dòng)F=3050 v=0.06 D=350

減速器設(shè)計(jì)說明書系別：班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1設(shè)計(jì)題目二級(jí)蝸桿-斜齒圓柱減速器，每天工作小時(shí)數(shù)：6小時(shí)，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。表1-1設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)拉力F3050N速度v0.06m/s直徑D350mm1.2設(shè)計(jì)計(jì)算步驟1.確定傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)方案2.選擇合適的電動(dòng)機(jī)3.計(jì)算減速器的總傳動(dòng)比以及分配傳動(dòng)比4.計(jì)算減速器的動(dòng)力學(xué)參數(shù)5.鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)6.齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與校核8.滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)與校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)11.減速器潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)12.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.3傳動(dòng)方案特點(diǎn)1)組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、工作機(jī)組成。2)特點(diǎn):渦輪和齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱布置3)確定傳動(dòng)方案,根據(jù)任務(wù)書要求，選擇傳動(dòng)方案為電動(dòng)機(jī)-二級(jí)蝸桿斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。

第二部分選擇電動(dòng)機(jī)2.1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。2.2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蝸桿副的效率：η3=0.8鏈傳動(dòng)的效率：ηc=0.92閉式圓柱齒輪的效率：η4=0.97工作機(jī)的效率：ηw=0.96η2.3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查課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表選取推薦的合理傳動(dòng)比范圍，二級(jí)蝸桿圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：20～80，鏈傳動(dòng)比范圍為：2～4，因此合理的總傳動(dòng)比范圍為：40～320。電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可以選擇的范圍為nd=ia×nw=(40～320)×3.27=131～1046r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、價(jià)格、重量、和減速器、鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y80M1-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=0.55kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1390r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。表2-1電機(jī)選擇方案對(duì)比選擇方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pen/kW同步轉(zhuǎn)速nt(r/min)滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min)A132S-80.55750710BY90S-60.551000910CY80M1-40.5515001390DY80M1-20.5530002825圖2-1電機(jī)尺寸表2-2電動(dòng)機(jī)尺寸HL×HDA×BKD×EF×GACAD80290×175125×1001019×406×15.51751502.4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)比取鏈傳動(dòng)比：ic=4i蝸桿傳動(dòng)比計(jì)算如下i綜上即i1=22.23，i2=4.782.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速：輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機(jī)軸：n（2）各軸輸入功率：輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P'中間軸：P'輸出軸：P'工作機(jī)軸：P'（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T則各軸輸出轉(zhuǎn)矩：輸入軸：T'中間軸：T'輸出軸：T'工作機(jī)軸：T'各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表2-3各軸動(dòng)力學(xué)參數(shù)表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?m)電機(jī)軸13900.271.86輸入軸13900.271.86中間軸62.530.2132.07輸出軸13.080.2146.02工作機(jī)軸3.270.17496.48

第三部分減速器蝸桿副傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算3.1選擇材料考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)（1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按Z1=2，故取效率η=0.8T（2）確定載荷系數(shù)K根據(jù)工作載荷情況，故取載荷分布不均系數(shù)載荷系數(shù)Kβ=1；由表11-5選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05；則K（3）確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是ZCuSn10P1蝸輪和蝸桿相配，故ZE=160√MPa。（4）確定蝸輪齒數(shù)z2z（5）確定許用接觸應(yīng)力[σH]根據(jù)蝸輪材料為蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力[σH]'=268MPa。應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N故壽命系數(shù)為：Kσ（6）計(jì)算m^2×d1值m因z1=2，故從表11-2中取模數(shù)m=4mm，蝸桿分度圓直徑d1=40mm3.3蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸（1）中心距a取中心距a=108mm（2）蝸桿軸向齒距pa=12.566mm；直徑系數(shù)q=10；齒頂圓直徑da1=48mm；齒根圓直徑df1=30.4mm；分度圓導(dǎo)程角γ=11°18'36"；蝸桿軸向齒厚sa=6.28mm齒頂高h(yuǎn)齒根高h(yuǎn)全齒高h(yuǎn)齒頂圓直徑d齒根圓直徑d蝸桿螺旋部分長(zhǎng)度為：b取b蝸桿軸向齒距p蝸桿螺旋線導(dǎo)程p（3）蝸輪分度圓直徑為：d齒頂高h(yuǎn)齒根高h(yuǎn)全齒高h(yuǎn)蝸輪齒頂圓直徑d蝸輪齒根圓直徑d外圓直徑d蝸輪寬度bB齒寬角θ咽喉母圓半徑r蝸桿圓周速度v3.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度σ當(dāng)量齒數(shù)z根據(jù)zv2=46.67，從圖11-17中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.33。螺旋角系數(shù)Y許用彎曲應(yīng)力σ從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力[σF]'=56MPa。壽命系數(shù)Kσσ彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。3.5驗(yàn)算效率ηη已知γ=11°18'36"；φv=arctanfv；fv與相對(duì)滑動(dòng)速度Vs有關(guān)。V代入得η=0.811，因此不用重算。3.6熱平衡計(jì)算取油溫t=70℃，周圍空氣溫度t0=25℃，通風(fēng)良好，取Ks=15W/(m^2?℃)，傳動(dòng)效率為0.811，則散熱面積為：A實(shí)際散熱面積S表3-1主要計(jì)算結(jié)果蝸桿頭數(shù)z12蝸輪齒數(shù)z244模數(shù)m4mm傳動(dòng)比i22.23mm中心距a108mm蝸桿直徑系數(shù)q10mm蝸桿分度圓直徑d140mm蝸輪分度圓直徑d2176mm蝸桿齒頂圓直徑da148mm蝸輪喉圓直徑da2184mm蝸輪咽喉母圓半徑rg216mm蝸桿齒根圓直徑df130.4mm蝸輪齒根圓直徑df2166.4mm蝸桿導(dǎo)程角γ11.31°蝸桿齒寬b155mm蝸輪齒寬b230.53mm

第四部分減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1)根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。2)參考表10-6選用8級(jí)精度。3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×4.78=130。4.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d2)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得[σH][σH]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σH3)試算小齒輪分度圓直徑d(1)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νv②齒寬bb2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=0.1m/s、8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.99③齒輪的圓周力。FKA×Ft/b=1×2036.13/31.501=65N╱mm<100N╱mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.45由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K3)由式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)確定模數(shù)m4.3確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距a圓整為a=161mmββ=12°47'54"(2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd(3)計(jì)算齒寬b取B1=60mmB2=55mm4.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=55齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Z由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式(10-18)，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε。αεαα上式得εβεYε③由式(10-19)，可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ。Y2)圓周速度v3)寬高比b/hhb根據(jù)v=0.181m/s，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.99查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.4由結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得KFβ=1.059。則載荷系數(shù)為K由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式(10-14)得σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ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于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v選用8級(jí)精度是合適的主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=27，z2=130，模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，螺旋角β=12.7985°=12°47'54"，中心距a=161mm，齒寬B1=60mm、B2=55mm(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)h(2)齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)表4-1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)m22螺旋角β右旋12°47'54"左旋12°47'54"齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z27130齒寬B6055齒頂高h(yuǎn)am×ha*22齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)2.52.5分度圓直徑d55.38266.62齒頂圓直徑dad+2×ha59.38270.62齒根圓直徑dfd-2×hf50.38261.62中心距a161161

第五部分鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)z1=21，鏈輪齒數(shù)為z2=i×z1=84，所以取z2=85。實(shí)際傳動(dòng)比i=z2/z1=4.052)確定計(jì)算功率由表9-6查得工況系數(shù)KA=1，由圖9-13查得主動(dòng)鏈輪齒數(shù)系數(shù)Kz=1.114，單排鏈，則計(jì)算功率為P3)選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù)Pca=0.223kW，n1=13.08r/min，查圖9-11，可選08A-1，查表9-1，鏈條節(jié)距p=12.7mm。4)計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a取a0=508mm，相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為L(zhǎng)取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)Lp=136節(jié)查表9-8，采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1=0.24251，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為a5)計(jì)算鏈速v，確定潤(rùn)滑方式v由v=0.058m/s和鏈號(hào)08A，查圖9-14可知應(yīng)采用滴油潤(rùn)滑。6)計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為F鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)KFp=1.15，則壓軸力為F7)主要設(shè)計(jì)結(jié)論鏈條型號(hào)08A-1；鏈輪齒數(shù)z1=21，z2=85；鏈節(jié)數(shù)Lp=136，中心距a=511.26mm（1）小鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸滾子直徑dr=7.92分度圓直徑d齒頂圓直徑dd齒根圓直徑d由d=85.21mm，查表得常數(shù)K=4.8輪轂厚度h輪轂長(zhǎng)度l輪轂直徑d（2）大鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸滾子直徑dr=7.92分度圓直徑d齒頂圓直徑dd齒根圓直徑d由d=343.69mm，查表得常數(shù)K=9.5輪轂厚度h輪轂長(zhǎng)度l輪轂直徑d

第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)求輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=0.27kW；n1=1390r/min；T1=1.86N?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A0=110，于是得d輸入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5%d輸入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×T1，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，同時(shí)兼顧電機(jī)軸直徑19mm，查標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè)，選用LX1型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25mm，故取d12=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為42mm。3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-1高速軸示意圖(1)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)1)軸的結(jié)構(gòu)分析為方便安裝和調(diào)整蝸輪軸。采用沿蝸輪軸線的水平面剖分箱體結(jié)構(gòu)，蝸桿軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式。可按軸上零件的安裝順序。2)確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。第1段：d1=25mm，L1=62mm第2段：d2=30mm(軸肩)，L2=46mm第3段：d3=35mm(與圓螺母連接螺紋)，L3=20mm第4段：d4=30mm(退刀槽)，L4=3mm第5段：d5=40mm(與軸承內(nèi)圈配合)，L5=53mm第6段：d6=42mm(軸肩)，L6=10mm第7段：d7=48mm(軸肩)，L7=10mm第8段：d8=32mm，L8=33.5mm第9段：d9=48mm(蝸桿段)，L9=55mm第10段：d10=32mm，L10=33.5mm第11段：d11=48mm(軸肩)，L11=10mm第12段：d12=42mm(軸肩)，L12=10mm第13段：d13=40mm(與軸承內(nèi)圈配合)，L13=33mm第14段：d14=35mm(退刀槽)，L14=3mm第15段：d15=38mm(與圓螺母連接螺紋)，L15=22mm(2)蝸桿的受力分析1)畫蝸桿的受力圖如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖2)計(jì)算作用在蝸桿的力蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）F蝸桿所受的軸向力（d2為蝸輪的分度圓直徑）F蝸桿所受的徑向力F第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=118mm，軸承中點(diǎn)到蝸桿中點(diǎn)距離l2=116mm，蝸桿中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=108mm①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C水平彎矩M截面C處的垂直彎矩M截面C處右側(cè)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）截面C處的合成彎矩MM③作合成彎矩圖（圖d）T作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-2高速軸受力及彎矩圖3)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險(xiǎn)截面C左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動(dòng)），則有抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。6.2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=0.21kW；n2=62.53r/min；T2=32.07N?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A0=110，得:d3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-3中間軸示意圖(1)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)1)軸的結(jié)構(gòu)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(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)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(gè)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型鍵。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。2)確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。第1段：d1=20mm(與軸承內(nèi)徑配合)，L1=35mm(由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定)第2段：d2=25mm(與低速級(jí)小齒輪內(nèi)孔配合)，L2=59mm(比低速級(jí)小齒輪寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠)第3段：d3=35mm(軸肩)，L3=15mm第4段：d4=25mm(與蝸輪內(nèi)孔配合)，L4=33mm(比蝸輪寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠)第5段：d5=20mm(與軸承內(nèi)徑配合)，L5=38mm(由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定)表6-1軸的直徑和長(zhǎng)度軸段12345直徑2025352520長(zhǎng)度3559153338(2)軸的受力分析1)畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖2)計(jì)算作用在軸上的力蝸輪所受的圓周力（d2為蝸輪的分度圓直徑）F蝸輪所受的軸向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）F蝸輪所受的徑向力F已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=55.38mm，則：圓周力F徑向力F軸向力F3)計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離l1=57.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到蝸輪中點(diǎn)距離l2=62mm，蝸輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=47.5mm①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）圖6-4中間軸受力及彎矩圖4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險(xiǎn)截面B左側(cè)）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動(dòng)），則有抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。6.3輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算1)求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=0.2kW；n3=13.08r/min；T3=146.02N?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A0=110，得:d輸出軸的最小直徑是安裝鏈輪的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=30mm3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-5低速軸示意圖(1)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)1)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=8×7mm(GB/T1096-2003)，長(zhǎng)L=28mm；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。2)確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。第1段：d1=30mm(由標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)徑或聯(lián)軸器孔徑確定)，L1=40mm第2段：d2=35mm(軸肩)，L2=47mm(軸肩突出軸承端蓋20mm左右)第3段：d3=40mm(與軸承內(nèi)徑配合)，L3=41.5mm(由軸承和擋油環(huán)(定距環(huán))寬度確定)第4段：d4=45mm(軸肩)，L4=54mm第5段：d5=60mm(軸肩)，L5=10mm第6段：d6=45mm(與大齒輪內(nèi)孔配合)，L6=52.5mm(比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠)第7段：d7=40mm(與軸承內(nèi)徑配合)，L7=30mm(由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定)表6-2軸的直徑和長(zhǎng)度軸段1234567直徑30354045604540長(zhǎng)度404741.5541052.530(2)軸的受力分析1)畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖2)計(jì)算作用在軸上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d4=266.62mm，則：圓周力F徑向力F軸向力F3)計(jì)算作用在軸上的支座反力第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=76mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離l2=59mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=111mm①計(jì)算軸的支反力低速軸上外傳動(dòng)件壓軸力Fq=3965.2N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M截面C處的合成彎矩MM③作合成彎矩圖（圖d）T作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-6低速軸受力及彎矩圖4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（扭矩較大且軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。取α=0.6（單向傳動(dòng)），則有抗彎截面系數(shù)為W抗扭截面系數(shù)為W當(dāng)量應(yīng)力為σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。

第七部分軸承的選擇及校核計(jì)算7.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核表7-1軸承參數(shù)表型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)7208AC40801835.224.5圖7-1高速軸軸承示意圖根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：7208AC，其基本參數(shù)查表得額定動(dòng)載荷Cr=35.2kN，額定靜載荷C0r=24.5kN，安裝方式為正裝。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa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：FFFF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=364.43N由Fae+Fd2=364.43+40.95=405.38>Fd1=72.35N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0PP根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1溫度系數(shù)（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需驗(yàn)算1軸承。軸承預(yù)期壽命為18000小時(shí)L軸承具有足夠壽命。7.2中間軸的軸承計(jì)算與校核表7-2軸承參數(shù)表型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)7204AC204714147.82圖7-2中間軸軸承示意圖根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：7204AC，其基本參數(shù)查表得額定動(dòng)載荷Cr=14kN，額定靜載荷C0r=7.82kN，安裝方式為正裝。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa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：FFFF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=93N由Fae+Fd2=93+623.98=716.98>Fd1=630.37N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0PP根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1溫度系數(shù)（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需驗(yàn)算1軸承。軸承預(yù)期壽命為18000小時(shí)L軸承具有足夠壽命。7.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核表7-3軸承參數(shù)表型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動(dòng)載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)7208AC40801835.224.5圖7-3低速軸軸承示意圖根據(jù)載荷及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸承。選擇的軸承型號(hào)為：7208AC，其基本參數(shù)查表得額定動(dòng)載荷Cr=35.2kN，額定靜載荷C0r=24.5kN，安裝方式為正裝。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr；當(dāng)F/F_r>0.68，Pr=1Fr+0Fa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：FFFF由前面計(jì)算可知軸向力Fae=248.82N由Fae+Fd1=248.82+3620.37=3869.19>Fd2=1197.46N由計(jì)算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87PP根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1溫度系數(shù)（軸承溫度小于120度）ft=1因Pr1≥Pr2，故只需驗(yàn)算1軸承。軸承預(yù)期壽命為18000小時(shí)L軸承具有足夠壽命。

第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1輸入軸鍵選擇與校核(1)輸入軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=8×7×50，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長(zhǎng)度為l=L-b=42mm聯(lián)軸器材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2中間軸鍵選擇與校核(1)中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=8×7×50，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長(zhǎng)度為l=L-b=42mm低速級(jí)小齒輪材料為40Cr，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2)中間軸與蝸輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=8×7×22，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長(zhǎng)度為l=L-b=14mm蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1金屬模鑄造，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.3輸出軸鍵選擇與校核(1)輸出軸與低速級(jí)大齒輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=14×9×45，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長(zhǎng)度為l=L-b=31mm低速級(jí)大齒輪材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2)輸出軸與小鏈輪鍵選擇與校核該處選用普通平鍵尺寸為b×h×L=8×7×28，型號(hào)為A型鍵（GB/T1096-2003）接觸長(zhǎng)度為l=L-b=20mm小鏈輪材料為45，查表得其許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。故擠壓應(yīng)力為σ故鍵滿足強(qiáng)度要求。

第九部分聯(lián)軸器的選擇9.1輸入軸上聯(lián)軸器軸的伸出端直徑D=19mm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軸及其聯(lián)接表選取聯(lián)軸器主動(dòng)端軸孔：直徑d=19、長(zhǎng)度L=42從動(dòng)端軸孔：直徑d=25、長(zhǎng)度L=42選取的聯(lián)軸器型號(hào)為L(zhǎng)X1彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1.86N?m，查得工況系數(shù)KA=1.3，故聯(lián)軸器所承受的轉(zhuǎn)矩為T查表得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為250N?m>2.42N?m，許用轉(zhuǎn)速為8500r/min>1390r/min因此該聯(lián)軸器符合要求。

第十部分減速器的潤(rùn)滑和密封10.1減速器的潤(rùn)滑(1)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47mm，,由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=4.5mm<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288～352cSt(2)軸承的潤(rùn)滑軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類。此外，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類潤(rùn)滑方式，可以根據(jù)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤(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。10.2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)成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(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v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

第十一部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸11.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取(1)窺視孔及窺視孔蓋窺視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用于注入潤(rùn)滑油，故窺視孔應(yīng)開在便于觀察齒輪嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查。窺視孔蓋可以用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊。窺視孔蓋示意圖和尺寸選擇如下：圖11-1窺視孔蓋示意圖A1=140，A2=125，B1=87.5，B2=72.5δ=4mmd4=7mmR=5mmB=57.5mm(2)放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油塞通常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示：圖11-2放油塞(3)油標(biāo)(油尺)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊(cè)，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下：圖11-3桿式油標(biāo)(4)通氣器通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊(cè)，本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下：圖11-4通氣器(5)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：圖11-5吊耳吊孔尺寸計(jì)算：bdRKHhr(6)起蓋螺釘為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。起蓋螺釘頭部應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下：圖11-6起蓋螺釘(7)定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體鏈接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，并盡量放在不對(duì)稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。為便于拆裝，定位銷長(zhǎng)度應(yīng)大于鏈接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷尺寸如下：圖11-7圓錐銷示意圖(8)軸承端蓋的選用輸入軸上的軸承為7208AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=80，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。中間軸上的軸承為7204AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，兩端都為悶蓋。軸承外徑D=47，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。輸出軸上的軸承為7208AC型角接觸采用凸緣式軸承端蓋，其中上端為透蓋，下端為悶蓋。軸承外徑D=80，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。(9)軸承端蓋的結(jié)構(gòu)計(jì)算表11-1高速軸承端蓋軸承端蓋參數(shù)計(jì)算取值螺釘孔徑d0d3+1=8+1=9mm9mm套杯厚度為e410mm10mmD0D+2.5×d3+2×e4=80+2.5×8+2×10=120mm120mmD2D0+2.5×d3=120+2.5×8=140mm140mme1.2×d3=1.2×8=9.6mm10mmD4D-(12～16)=80-(12～16)=80-12=68mm68mmD5D0-3×d3=120-3×8=96mm96mmb5～10=6mm6mmh(0.8～1)×b