機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書

Preparedon22November2020Preparedon22November2020機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書東?？茖W(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)成果說明書題目：機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書院系：機(jī)電工程系學(xué)生姓名：專業(yè)：機(jī)械制造及其自動(dòng)化班級：C15機(jī)械一班指導(dǎo)教師：起止日期：2017．東海科學(xué)技術(shù)學(xué)院教學(xué)科研部浙江海洋大學(xué)東?？茖W(xué)技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(jì)成績考核表2017—2018學(xué)年第一學(xué)期系（院、部）班級專業(yè)學(xué)生姓名(學(xué)號)課程設(shè)計(jì)名稱題目指導(dǎo)教師評語指導(dǎo)教師簽名：年月日答辯評語及成績評定答辯小組教師簽名：年月日設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T=1500Nm，n=33r/m，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：3班制，每年工作天數(shù)：250天，三相交流電源,電壓380/220V。二.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.設(shè)計(jì)V帶和帶輪6.齒輪的設(shè)計(jì)7.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10.潤滑密封設(shè)計(jì)11.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)目錄第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書..............................................3第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................6第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇............................................6電動(dòng)機(jī)的選擇............................................6確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................7第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)............................8第五部分V帶的設(shè)計(jì)..............................................9V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.........................................9帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)..........................................12第六部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).........................................14第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................20輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................20輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................26第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................34輸入軸鍵選擇與校核......................................34輸出軸鍵選擇與校核......................................35第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算....................................35輸入軸的軸承計(jì)算與校核..................................35輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................36第十部分聯(lián)軸器的選擇...........................................37第十一部分減速器的潤滑和密封....................................38減速器的潤滑...........................................38減速器的密封...........................................39第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................39減速器附件的設(shè)計(jì)及選取.......................................39減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................................45設(shè)計(jì)小結(jié).......................................................48參考文獻(xiàn).......................................................48設(shè)計(jì)及說明結(jié)果第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一.傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級。選擇V帶傳動(dòng)和一級直齒圓柱齒輪減速器。二.計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=××××=1為V帶的效率,2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,4為聯(lián)軸器的效率,5為工作裝置的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的選擇工作機(jī)的轉(zhuǎn)速n:n=33r/min工作機(jī)的功率pw:pw=eq\f(2×Tπn,60×1000)=\f(2×1500××33,60×1000)=KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd=eq\f(p\s(,w),ηa)=\f,=KW設(shè)計(jì)及說明結(jié)果工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=33r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4，一級圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=2~6，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=4~24，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n=(4×24)×33=132~792r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號為Y160L-8的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為,滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160mm645×385254×25415mm42×11012×37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：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:設(shè)計(jì)及說明結(jié)果ia=nm/n=720/33=（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=4，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=4=第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI=nm/i0=720/4=180r/min輸出軸：nII=nI/i=180/=r/min工作機(jī)軸：nIII=nII=r/min（2)各軸輸入功率:輸入軸：PI=Pd×=×=KW輸出軸：PII=PI××=××=KW工作機(jī)軸：PIII=PII××=××=KW則各軸的輸出功率：輸入軸：PI'=PI×=KW輸出軸：PII'=PII×=KW工作機(jī)軸：PIII'=PIII×=KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:設(shè)計(jì)及說明結(jié)果輸入軸：TI=Td×i0×電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Tdeq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=eq9550×\f,720)=Nm所以：輸入軸：TI=Td×i0×=×4×=Nm輸出軸：TII=TI×i××=×××=Nm工作機(jī)軸：TIII=TII××=××=Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×=Nm輸出軸：TII'=TII×=Nm工作機(jī)軸：TIII'=TIII×=Nm第五部分V帶的設(shè)計(jì)V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=，故Pca=KAPd=×kW=kW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用B型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v設(shè)計(jì)及說明結(jié)果1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=140mm。2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度eq\f(πd\s(,d1)n\s(,m),60×1000)=\f(π×140×720,60×1000)m/s=m/s因?yàn)?m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i0dd1=4×140=560mm根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=560mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=500mm。2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))eq=2×500+\f(π,2)×(140+560)+\f((560-140)\s(2),4×500)≈2187mm由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=2180mm。3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(2180-2187)/2mm≈496mm按課本公式，中心距變化范圍為463~561mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角≈180°-(dd2-dd1)×°/a=180°-（560-140)×°/496≈°>120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z設(shè)計(jì)及說明結(jié)果1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=140mm和nm=720r/min，查表得P0=kW。根據(jù)nm=720r/min，i0=4和B型帶，查表得P0=kW。查表得K=，查表得KL=，于是Pr=(P0+P0)KKL=+××kW=kW2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr==取5根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0由表查得B型帶的單位長度質(zhì)量q=kg/m，所以F0=eq500\f(\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)=eq500×\f(+×\s(2)N=N8.計(jì)算壓軸力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×5××sin2)=N設(shè)計(jì)及說明結(jié)果9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型B型根數(shù)5根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1140mm大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2560mmV帶中心距a496mm帶基準(zhǔn)長度Ld2180mm小帶輪包角α1°帶速s單根V帶初拉力F0壓軸力Fp帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）小帶輪主要尺寸計(jì)算設(shè)計(jì)及說明結(jié)果代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD=42mm42mm分度圓直徑dd1140mmdadd1+2ha140+2×147mmd1~2)d~2)×4284mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×19+2×99mmL~2)d~2)×4284mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖設(shè)計(jì)及說明結(jié)果2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號名稱計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=37mm37mm分度圓直徑dd1560mmdadd1+2ha560+2×567mmd1~2)d~2)×3774mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×19+2×99mmL~2)d~2)×3774mm第六部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=28，大齒輪齒數(shù)z2=28×=，取z2=153。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即設(shè)計(jì)及說明結(jié)果1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=N/m③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=MPa1/2。⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[28×cos20°/(28+2×1)]=°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]=arccos[153×cos20°/(153+2×1)]=°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[28×°-tan20°)+153×°-tan20°)]/2π=重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f,3))⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60nkth=60×180×1×10×250×3×8=×108設(shè)計(jì)及說明結(jié)果大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=×108/=×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=、KHN2=。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f×600,1)=534MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f×550,1)=506MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=506MPa2）試算小齒輪分度圓直徑=eq\r(3,\f(2×××1000,1)×\f+1,×\b(\f××,506))\s(\s(\s(2))))=mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π××180,60×1000)=m/s②齒寬bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×=mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH設(shè)計(jì)及說明結(jié)果①由表查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=m/s、8級精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×=NKAFt1/b=1×=N/mm<100N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時(shí)，KH=。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×××=3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=×eq\r(3,\f,)=mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1/z1=28=mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑d1=z1m=28×3=84mmd2=z2m=153×3=459mm（2）計(jì)算中心距a=(d1+d2)/2=(84+459)/2=mm（3）計(jì)算齒輪寬度設(shè)計(jì)及說明結(jié)果b=φdd1=1×84=84mm取b2=84、b1=89。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY=+=+=②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=YFa2=YSa1=YSa2=③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=根據(jù)KH=，結(jié)合b/h=查圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1×××=④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=、KFN2=設(shè)計(jì)及說明結(jié)果取安全系數(shù)S=，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f×500,=MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f×380,=MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×××××,1×3\s(\s(3))×28\s(\s(2)))=MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×××××,1×3\s(\s(3))×28\s(\s(2)))=MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=28、z2=153，模數(shù)m=3mm，壓力角=20°，中心距a=mm，齒寬b1=89mm、b2=84mm。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號名稱計(jì)算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z28153齒寬b89mm84mm分度圓直徑d84mm459mm齒頂高系數(shù)ha頂隙系數(shù)c齒頂高h(yuǎn)am×ha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)全齒高h(yuǎn)ha+hf齒頂圓直徑dad+2×ha90mm465mm齒根圓直徑dfd-2×hf第七部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=KWn1=180r/minT1=Nm2.求作用在齒輪上的力設(shè)計(jì)及說明結(jié)果已知小齒輪的分度圓直徑為:d1=84mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2××1000,84)=NFr=Ft×tan=×tan20°=2660N3.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鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0=112，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=112×eq\r(3,\f,180))=mm輸入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%，故選取:d12=37mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度設(shè)計(jì)及說明結(jié)果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，故取II=III段的直徑d23=42mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=47mm。大帶輪寬度B=99mm，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段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12=97mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=42mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為d×D×T=45×85×19mm，故d34=d78=45mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=19+15=34mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩高度h=mm，因此，取d45=d67=52mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=89mm，d56=d1=84mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，則l45=Δ+s-15=16+8-15=9mml67=Δ+s-15=16+8-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T=19mm帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=99/2+50+19/2=109mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=89/2+34+9-19/2=78mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=89/2+9+34-19/2=78mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f×78,78+78)=NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f×78,78+78)=N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(2660××(109+78+78),78+78)=NFNV2=eq\f(FrL2+FpL1,L2+L3)=eq\f(2660×78+×109,78+78)=N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=×78Nmm=285184Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=×109Nmm=259955Nmm設(shè)計(jì)及說明結(jié)果截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=×78Nmm=-212261NmmMV2=FNV2L3=×78Nmm=233719Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=355506NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=368720Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(355506\s(2)+\b××1000)\s(2)),×84\s(3))MPa=MPa≤[]=60MPa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）。軸的彎扭受力圖如下：設(shè)計(jì)及說明結(jié)果設(shè)計(jì)及說明結(jié)果輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=KWn2=r/minT2=Nm2.求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2=459mm則:Ft=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2××1000,459)=NFr=Ft×tan=×tan20°=N3.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鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=112×eq\r(3,\f,)=mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(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。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=，則:Tca=KAT2=×=Nm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)GB/T4323-2002或手冊，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80mm故取d12=80mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132mm。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度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，故取II-III段的直徑d23=85mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=90mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=132mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=130mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=85mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6218，其尺寸為d×D×T=90mm×160mm×30mm，故d34=d67=90mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67=30+15=45mm設(shè)計(jì)及說明結(jié)果右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6218型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，取d56=100mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=95mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=84mm，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l45=82mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=30mm，則l34=T+s+Δ++2=30+8+16++2=mml56=s+Δ+=8+16+=mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)6218深溝球軸承查手冊得T=30mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=84/2-2+2=mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=84/2++45-30/2=mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f×,+=N設(shè)計(jì)及說明結(jié)果FNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f×,+=N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3,L2+L3)=eq\f×,+=NFNV2=eq\f(FrL2,L2+L3)=eq\f×,+=N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=×Nmm=292943Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=×Nmm=106563Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V))=311723Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(311723\s(2)+\b××1000)\s(2)),×95\s(3))MPa=MPa≤[]=60MPa設(shè)計(jì)及說明結(jié)果故設(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）。軸的彎扭受力圖如下：設(shè)計(jì)及說明結(jié)果7.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面I、II、III段只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面I、II、III段均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，安裝大齒輪段截面上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。安裝大齒輪段截面上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故安裝大齒輪段截面也不必校核。截面VI和VII顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)即可。（2）截面IV左側(cè)抗彎截面系數(shù)W==×903mm=72900mm抗扭截面系數(shù)W==×903mm=145800mm截面IV左側(cè)的彎矩W=×eq\f,=0Nmm截面IV上的扭矩T2=1610300Nmm截面上的彎曲應(yīng)力b=eq\f(M,W)=eq\f(0,72900)MPa=0MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T=eq\f(T2,WT)=eq\f(1610300,145800)=MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因eq\f(r,d)=eq\f,90)=.028、eq\f(D,d)=eq\f(95,90)=，經(jīng)插值后可查得==又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為q=q=故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為k=1+q-1)=1+×=k=1+q-1)=1+×=由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為：K=eq\f(k\s(,σ),ε\s(,σ))+eq\f(1,β\s(,σ))-1=eq\f,.64)+eq\f(1,-1=K=eq\f(k\s(,τ),ε\s(,τ))+eq\f(1,β\s(,τ))-1=eq\f,.78)+eq\f(1,-1=又由ξ3-1及ξ3-2得碳鋼的特性系數(shù)為：，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得：S=eq\f(σ\s(,-1),K\s(,σ)σ\s(,b)+ψ\s(,σ)σ\s(,m))=eq\f(275,×0+×0)=0設(shè)計(jì)及說明結(jié)果S=eq\f(τ\s(,-1),K\s(,τ)τ\s(,a)+ψ\s(,τ)τ\s(,m))=eq\f(155,×2+×2)=Sca=eq\f(S\s(,σ)S\s(,τ),\r(S\s(2,σ)+S\s(2,τ)))=eq\f(×,\r(\s(\s(\s(2)))+\s(\s(\s(2)))))=0>S=故可知其安全。（3）截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)W==×953mm=mm抗扭截面系數(shù)W==×953mm=171475mm彎矩M及彎曲應(yīng)力為：W=×eq\f,=0Nmmb=eq\f(M,W)=eq\f(0,MPa=0MPa扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T2=1610300NmmT=eq\f(T2,WT)=eq\f(1610300,171475)=MPa過盈配合處的eq\f(k\s(,σ),ε\s(,σ))，由附表3-8用插值法求出，并取eq\f(k\s(,τ),ε\s(,τ))=eq\f(k\s(,σ),ε\s(,σ))，于是得：eq\f(k\s(,σ),ε\s(,σ))=，eq\f(k\s(,τ),ε\s(,τ))=×=軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為:設(shè)計(jì)及說明結(jié)果K=eq\f(k\s(,σ),ε\s(,σ))+eq\f(1,β\s(,σ))-1=+eq\f(1,-1=K=eq\f(k\s(,τ),ε\s(,τ))+eq\f(1,β\s(,τ))-1=+eq\f(1,-1=所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為：S=eq\f(σ\s(,-1),K\s(,σ)σ\s(,b)+ψ\s(,σ)σ\s(,m))=eq\f(275,×0+×0)=S=eq\f(τ\s(,-1),K\s(,τ)τ\s(,a)+ψ\s(,τ)τ\s(,m))=eq\f(155,×2+×2)=Sca=eq\f(S\s(,σ)S\s(,τ),\r(S\s(2,σ)+S\s(2,τ)))=eq\f(×,\r(\s(\s(\s(2)))+\s(\s(\s(2)))))=0>S=故該軸在截面IV右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×90mm，接觸長度:l'=90-10=80mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T='d[F]=×8×80×37×120/1000=Nm設(shè)計(jì)及說明結(jié)果T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=25mm×14mm×70mm，接觸長度:l'=70-25=45mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T='d[F]=×14×45×85×120/1000=NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=22mm×14mm×125mm，接觸長度:l'=125-22=103mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T='d[F]=×14×103×80×120/1000=NmT≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh=10×3×8×250=60000h輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和設(shè)計(jì)及說明結(jié)果軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×2660+0×=2660N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=2660×eq\r(3,\f(60×180,10\s(\s(6)))×60000)=23018N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr=KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×180)\b(\f×1000,2660))\s(\s(3))=×105≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。輸出軸的軸承計(jì)算與校核1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×+0×=N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=×eq\r(3,\f(60×,10\s(\s(6)))×60000)=12544N3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6218軸承，Cr=KN，由課本式11-3有：設(shè)計(jì)及說明結(jié)果Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×\b(\f×1000,)\s(\s(3))=×107≥Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T2=1610300Nm由表查得KA=，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT2=×1610300=Nm2.型號選擇選用LT11型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=4000Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=1800r/min，軸孔直徑為80mm，軸孔長度為132mm。Tca=Nm≤T=4000Nmn2=r/min≤n=1800r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果第十一部分減速器的潤滑和密封減速器的潤滑1）齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(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)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤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不宜超過一個(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，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=mm≤10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177cSt。軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v=m/s≤2m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。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。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。設(shè)計(jì)及說明結(jié)果減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤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、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(yùn)動(dòng)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，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，故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十二部分減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸減速器附件的設(shè)計(jì)與選取1.檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計(jì)算如下：設(shè)計(jì)及說明結(jié)果查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下：L1=120；L2=105；b1=90；b2=75；d=7；R=5；h=42.放油螺塞