機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級(jí)減速器

機(jī)械課程設(shè)計(jì)二級(jí)減速器,機(jī)械,課程設(shè)計(jì),二級(jí),減速器 目錄1.設(shè)計(jì)任務(wù)22.傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定23.電動(dòng)機(jī)的選擇33.1選擇電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)和類型33.2傳動(dòng)比的分配53.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算54.減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算74.1高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算74.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算115.減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì)165.1軸的設(shè)計(jì)165.2鍵的選擇與校核235.3軸承的的選擇與壽命校核256.箱體的設(shè)計(jì)286.1箱體附件286.2鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表297.潤(rùn)滑和密封307.1潤(rùn)滑方式選擇307.2密封方式選擇30參考資料目錄30計(jì)算及說明結(jié)果1. 設(shè)計(jì)任務(wù)1.1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)。1.2原始數(shù)據(jù)滾筒圓周力：輸送帶帶速：滾筒直徑： 1.3工作條件二班制，空載起動(dòng)，有輕微沖擊，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源，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：帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過聯(lián)軸器2將動(dòng)力傳入兩級(jí)齒輪減速計(jì)算及說明結(jié)果器3，再經(jīng)聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5帶動(dòng)輸送帶6工作。傳動(dòng)系統(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3.1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)構(gòu)，電壓380V。3.1.1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)：4w輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的傳動(dòng)效率； c聯(lián)軸器效率，c=0.99（見機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（西安交通大學(xué)出版社）表31）； g閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，g=0.98（同上）； b滾動(dòng)軸承（一對(duì)球軸承），b=0.99（同上）； cy輸送機(jī)滾筒效率，cy =0.96（同上）。估算傳動(dòng)裝置的總效率 式中 傳動(dòng)系統(tǒng)效率 工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率 計(jì)算及說明Pw=2.16kW傳動(dòng)總效率=0.8680Pr=2.4884kW結(jié)果選擇電動(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)所需的電動(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32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PmPr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率Pm應(yīng)取為3kW。3.1.2確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速由已知條件計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比由機(jī)械設(shè)計(jì)（高等教育出版社）表181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=860，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32可以查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)如下表：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-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42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28.26。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14.13。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9.42。對(duì)于展開式兩級(jí)減速器（i=860）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)緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4型三相異步電動(dòng)機(jī)的額定功率Pm=3kw，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。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33電動(dòng)機(jī)的安裝及外型尺寸（單位mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380計(jì)算及說明Pm=3kW電動(dòng)機(jī)Y100L2-4型電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nm=1440r/min總傳動(dòng)比i=14.13結(jié)果查得電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)基本參數(shù)如下：中心高，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑，軸伸出部分長(zhǎng)度。3.2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=14.13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HBS350,、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 3.3傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算取電動(dòng)機(jī)軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機(jī)滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下計(jì)算及說明結(jié)果計(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)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)14401440336102102功率P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728轉(zhuǎn)矩T（Nm）16.5016.3467.95217.36213.03兩軸聯(lián)接、傳動(dòng)件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動(dòng)比i14.2863.2971傳動(dòng)效率0.990.97020.97020.9801（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)矩。）計(jì)算及說明結(jié)果4. 減速器齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1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。(2)齒輪精度：7級(jí)(3)初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=103(4)初選螺旋角=14(5)壓力角=202、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。試選載荷系數(shù)KHt=1.0。由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Z。 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)。由表10-7選取齒寬系數(shù)。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)計(jì)算及說明結(jié)果計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1 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。圓周速度v齒寬b2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。查得使用系數(shù)。根據(jù)v=2.183m/s、7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.08。齒輪的圓周力，計(jì)算及說明結(jié)果查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布時(shí)，。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) 由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) 由式（10-19）可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù) 計(jì)算由當(dāng)量齒數(shù)，查圖10-17得齒形系數(shù)、。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)。由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14） 設(shè)計(jì)及說明結(jié)果因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù) (2) 調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度v 齒寬b 寬高比。 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。由查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得,結(jié)合 查圖10-13可得。 則載荷系數(shù)為3）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)度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標(biāo)準(zhǔn)中就近?。欢X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來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)，即計(jì)算及說明結(jié)果取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。4.幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距考慮模數(shù)從1.037mm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(3)計(jì)算分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度取、。5.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，以明確齒輪的工作能力。(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)論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，螺旋角變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用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，做成實(shí)心式齒輪。4.2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)算及說明結(jié)果材料及熱處理：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。1) 齒輪精度：7級(jí)2) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=793) 壓力角=202 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)。2 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：3 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。4 由表10-7選取齒寬系數(shù)5 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)6 由式（10-21）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)。 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1取 和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即2) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑。=20計(jì)算及說明結(jié)果調(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。圓周速度v。齒寬b。2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。查得使用系數(shù)KA=1。根據(jù)v=0.877m/s、7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.0。齒輪的圓周力查得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。用表10-4插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱分布時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)。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。試選。由式（10-5）計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。 計(jì)算由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得計(jì)算及說明結(jié)果因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù) (2)調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v 齒寬b 寬高比。 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。由查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得,結(jié)合 查圖10-13可得。 則載荷系數(shù)為3）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)1.569mm并近計(jì)算及說明結(jié)果圓取整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。z1和z2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，避免浪費(fèi)。4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 (3)計(jì)算齒輪寬度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（510）mm，即取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬，即5.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。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)和齒頂高降低系數(shù)。 從圖10-21b可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強(qiáng)度，但重合度有所下降。2）分配變位系數(shù)由圖10-21b可知，坐標(biāo)點(diǎn)位于L17和L16之間。按這兩條線做射線，再?gòu)臋M坐標(biāo)的處做垂直線，與射線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)分別是。 3）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m=2mm計(jì)算及說明結(jié)果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于大齒輪。6. 主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)，模數(shù)m=2mm，壓力角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用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，做成實(shí)心式齒輪。4.3兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)誤差校核高速級(jí)斜齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)直齒輪傳動(dòng)，可求出兩級(jí)圓柱齒輪減速器的實(shí)際傳動(dòng)比傳動(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)5.1軸的設(shè)計(jì)5.1.1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)矩轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩二、計(jì)算作用在高速斜齒輪軸上的力：圓周力：徑向力：軸向力：作用在高速斜齒輪軸上的力計(jì)算及說明結(jié)果三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響，四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（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，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，根據(jù)工作情況選取，則：。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,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段1的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為。（2）確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段1直徑為。為保證定位要求，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)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略短23mm，軸段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,其直徑確定為：。取軸承端蓋的寬度為40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承，取其直徑為。預(yù)選軸承型號(hào)為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位, 套筒。則此軸段的長(zhǎng)軸段4：過渡軸段，軸肩用來軸向定位套筒，其高度，取，取中間軸一級(jí)齒輪與二級(jí)齒輪間的距離，二級(jí)齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承右側(cè)有一套筒，已知二級(jí)輸入齒輪齒寬為，則此段軸的長(zhǎng)A0=112計(jì)算及說明結(jié)果軸段5：此段為齒輪軸段，此段的長(zhǎng)。軸段6：此段為過渡軸段，同軸段4，取，取齒輪距箱體右內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承左側(cè)有一套筒,則此段軸的長(zhǎng)軸段7：此段為軸承及套筒軸段，已知滾動(dòng)軸承寬度為，取其直徑。（3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面bh=6mm6mm，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，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑為R1.0。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，。因此，作為簡(jiǎn)支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6軸端倒角為C1各軸肩處圓角半徑為R1計(jì)算及說明結(jié)果（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T現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及的值列于下表。載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩 扭矩計(jì)算及說明結(jié)果六、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(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)變應(yīng)力，取，則軸的計(jì)算應(yīng)力為：根據(jù)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)第八版表151查得。因此，故安全。5.1.2中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一、中間軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩二、作用在齒輪上的力：高速級(jí)斜齒輪上：圓周力：徑向力：軸向力：低速級(jí)主動(dòng)直齒輪上： 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(jì)算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響，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)如下圖作用中間軸上的力計(jì)算及說明結(jié)果（2） 確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度：軸段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,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。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)為。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一定的高度,其直徑確定為：。為保證高速級(jí)齒輪準(zhǔn)確定位，應(yīng)使 。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，所以，取其直徑為。軸段4：此軸段為支撐軸頸，用來安裝低速級(jí)輸入齒輪。其直徑為保證軸長(zhǎng)略小于轂長(zhǎng)，所以， 軸段5：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,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求，參考高速軸，軸段5的軸長(zhǎng)。（3）軸上零件的軸向定位斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面bh=8mm7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為28mm；同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，由表6-1查得平鍵截面bh=8mm7mm，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參考表15-2，取軸端倒角為C1，軸段3軸肩處圓角半徑R為1.2，其余軸段軸肩處圓角半徑為R1。五、軸的校核： 校核方法如前文所述。5.1.3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)矩功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩各軸段直徑和長(zhǎng)度斜齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6計(jì)算及說明結(jié)果二、作用在從動(dòng)直齒輪上的力：三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計(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，查表14-1，根據(jù)工作情況選取，則根據(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)T7,孔徑，半聯(lián)軸器輪轂總長(zhǎng)度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度為，A型鍵槽。因此選取軸段1的直徑為。四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（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，初定其結(jié)構(gòu)如下圖所示。軸段1:配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取直徑為。為保證定位要求，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)軸器配合段輪轂孔長(zhǎng)度略短23mm，軸段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,使。取軸承端蓋的寬度為40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。軸段3和7:為支撐軸頸，用來安裝軸承。為了保證定位軸肩有一定的高度取h=4.5mm，使直徑。預(yù)選軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承。寬度；為保證軸承的軸向固定，使用套筒定位，套筒。則此軸段的長(zhǎng)。軸段4：軸段4為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使作用在低速軸上的力計(jì)算及說明結(jié)果軸段6：軸段6為支撐軸頸，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度, 。軸段6長(zhǎng)度應(yīng)少于齒輪輪轂長(zhǎng)度，已知二級(jí)輸出齒輪齒寬為，使軸段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定的高度，直徑軸環(huán)寬度。取。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、（3）軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面bh=12mm8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm。同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，由表6-1查得平鍵截面bh=18mm11mm，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。五、軸的校核： 校核方法如前文所述。5.2鍵的選擇與校核5.2.1高速軸上鍵聯(lián)接的選擇前面已確定鍵截面bh=6mm6mm，鍵槽長(zhǎng)30mm。選取鍵長(zhǎng)，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得： 可見鍵的擠壓強(qiáng)度滿足要求。5.2.2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）。前面已確定鍵截面bh=8mm7mm，鍵槽長(zhǎng)28mm 。選取鍵長(zhǎng)。半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6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，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得：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bh=12mm8mm，鍵槽長(zhǎng)48mm 。選取鍵長(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，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得： 可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。5.2.3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bh=18mm11mm，鍵槽長(zhǎng)43mm 。選取鍵長(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，取其平均值。鍵的工作長(zhǎng)度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。由計(jì)算公式可得： 可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。計(jì)算及說明結(jié)果5.3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已知： 軸承預(yù)期計(jì)算壽命：，軸的轉(zhuǎn)速為 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和；將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。由力分析可知計(jì)算及說明結(jié)果 、分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷；、分別為左右軸承的徑向載荷。(3) 求兩軸承的計(jì)算軸向力和 對(duì)于7205AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力， 查表13-5得， 。則： 按式13-11得（4）求當(dāng)量載荷、計(jì)算及說明結(jié)果由表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 對(duì)軸承1 對(duì)軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中載荷變動(dòng)較小，按表13-6， 故左右軸承當(dāng)量動(dòng)載荷為： 因?yàn)椋园醋筮呡S承的受力大小驗(yàn)算：故所選角接觸球軸承7205AC可滿足壽命要求。二、中間軸的軸承的的選擇與壽命校核。由前面計(jì)算結(jié)果可知作用在中間軸上的力有高速級(jí)從動(dòng)斜齒輪上：， 低速級(jí)主動(dòng)直齒輪上：，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由計(jì)算結(jié)果可知作用在低速軸上的力有，軸承預(yù)期計(jì)算壽命：，軸的轉(zhuǎn)速為。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承的基本額定動(dòng)載荷計(jì)算比值查表13-5得 X=1，Y=0。查表13-6根據(jù)工作狀況，選取高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC 計(jì)算及說明結(jié)果故軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承安全，符合設(shè)計(jì)要求。6. 箱體的設(shè)計(jì)6.1箱體附件1視孔蓋和窺視孔：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。2油螺塞：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，并加封油圈加以密封。3油標(biāo)：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。4通氣孔：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)為壓力平衡。5螺釘：?jiǎn)⑸w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。6位銷：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。低速軸軸承型號(hào)為6011的深溝球軸承6.2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0.025a+3mm=8mm,取8mm機(jī)蓋壁厚10.02a+3=7mm8mm,取8mm機(jī)座凸緣厚度b1.5=12mm機(jī)蓋凸緣厚度b11.5=12mm機(jī)座底凸緣厚度p2.5=20mm取25mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=18mm取20mm地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=6軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=15mm取16mm機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=1012mm取10mm窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=68mm取M6定位銷直徑d(0.70.8)df=1416mm取M14df、d2、d3至外機(jī)壁距離c124mmd1、d2至凸緣邊緣距離c220mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1R1=C2=20mm凸臺(tái)高度h根據(jù)低速軸軸承座外徑D和螺栓扳手空間的要求，由結(jié)構(gòu)確定外機(jī)壁至軸承座端面距離L1c1+c2+(58)=50內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離L2+c1+c2+(58)=58機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm軸承端蓋外徑D298mm, 124mm軸承端蓋凸緣厚度e(11.2)d3=9mm取12mm軸承旁連接螺栓距離ssD2 計(jì)算及說明結(jié)果7. 潤(rùn)滑和密封7.1潤(rùn)滑方式選擇減速器齒輪圓周速度v12m/s可采用浸油潤(rùn)滑。浸油潤(rùn)滑是將傳動(dòng)件一部分浸入油中，傳動(dòng)件回轉(zhuǎn)時(shí)，粘在其上的潤(rùn)滑油被帶到嚙合區(qū)進(jìn)行潤(rùn)滑。同時(shí)，油池中的油被甩到箱壁上可以散熱，箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤(rùn)滑油以保證潤(rùn)滑及散熱需要。為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時(shí)將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應(yīng)大于3050mm。為保證齒輪充分潤(rùn)滑且避免攪油損失過大，齒輪應(yīng)該有合適的浸油深度。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（高等教育出版社）表5-4，確定高速大齒輪的浸油高度，低速大齒輪的浸油高度?？扇↓X頂圓到油池底面的距離為40mm，則箱內(nèi)潤(rùn)滑油的高度。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（高等教育出版社）表16-1，潤(rùn)滑油選全損耗系統(tǒng)用油（GB4431989）代號(hào)：LAN22。軸承用潤(rùn)滑脂方式潤(rùn)滑。軸承室內(nèi)填裝潤(rùn)滑脂，用擋油環(huán)將軸承室與減速箱箱體內(nèi)部隔開。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（高等教育出版社）表16-2，潤(rùn)滑脂選通用鋰基潤(rùn)滑脂（GB7324-1994）代號(hào)ZL-1。7.2密封方式選擇為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)、灰塵等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┝魇?，需?duì)軸伸出箱體部分設(shè)置密封裝置。由于高速軸和低速軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封方式。在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈制成環(huán)形放置在梯形槽內(nèi)。參考資料目錄1 孫桓,陳作模，葛文杰主編. 機(jī)械原理M. 北京：高等教育出版社，2013年4月第8版2 濮良貴,陳國(guó)定，吳立言語主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)M. 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