一級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書.一級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書.56/56一級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書.新余學院《機械設計課程設計》任務書專業(yè)機械設計制造及自動化學生姓名劉金龍班級13體系本1班學號1301211036指導教師胡賓偉老師起止日期2015/12/7-2015/12/18機械設計課程設計任務書一、設計題目：帶式輸送機傳動裝置的一級直齒圓柱齒輪減速器設計二、設計數(shù)據(jù)：已知輸送帶的有效拉力F(N)，減速器的輸出轉速n(r∕min)、贊同誤差5%、輸送機滾筒的直徑D(mm)，減速器的設計壽命為10年，工作條件；兩班工作制，常溫下連續(xù)工作，空載啟動，工作載荷平穩(wěn)，單向運轉，三相交流電源，電壓為380∕220V，一級減速器,原始數(shù)據(jù)如表原始數(shù)據(jù)FnD2950N250r/min380mm三、設計任務：1.依照原始數(shù)據(jù)確定電動機的功率與轉速，計算傳動比，并進行運動及動力參數(shù)計算。2進行傳動部件的強度計算，確定其主要參數(shù).。3.對減速器進行結構設計，并繪制一級減速器的裝置圖及主要部件圖。對低速軸上的軸承、鍵以及軸等進行壽命計算和強度校核。對主要部件如軸、齒輪、箱體等進行結構設計，并繪制部件工作圖。6.編寫設計計算說明書。指導教師：胡賓偉2015年12月7日1機械設計課程設計任務書11緒論2大綱2選題的目的和意義22機械傳動裝置的整體設計3確定傳動方案3選擇電動機3選擇電動機種類3選擇電動機的額定功率3電動機轉速的選擇4確定電動機的型號5傳動比的分配7計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)73傳動部件的設計9箱外傳動件（V帶設計）9減速器內(nèi)傳動件的設計（齒輪傳動設計）11選擇齒輪資料、熱辦理方法及精度等級11按齒面接觸疲倦強度設計齒輪11主要參數(shù)選擇和幾何尺寸計算13齒根校核14軸的設計15高速軸的設計15低速軸的設計19確定轉動軸承的潤滑和密封21回油溝22確定轉動軸承在箱體座孔中的安裝地址22確定軸承座孔的寬度L22確定軸伸出箱體外的地址22確定軸的軸向尺寸222轉動軸承的選擇與校核計算23高速軸承的校核23低速軸承的校核24鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算24選擇鍵的種類和規(guī)格24校核鍵的強度25聯(lián)軸器的扭矩校核26減速器基本結構的設計與選擇26齒輪的結構設計26轉動軸承的組合設計27轉動軸承的配合27轉動軸承的拆卸27軸承蓋的選擇與尺寸計算27潤滑與密封294箱體尺寸及附件的設計30箱體尺寸30附件的設計32檢查孔和蓋板32通氣器32油面指示器32放油螺塞33定位銷33起蓋螺釘33起吊裝置335設計總結356參照文件363機械設計基礎課程設計緒論1.1大綱齒輪減速機是按國家專業(yè)標準ZBJ19004生產(chǎn)的外嚙合漸開線斜齒圓柱齒輪減速機，齒輪減速機是我國廣泛運用在華東地區(qū)、華東地區(qū)、用于塔引入式起重機機械的展轉機構，廣泛應用于冶金、礦山、起重、運輸、水泥、建筑、化工、紡織、印染、制藥等領域。齒輪減速機一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機一般的減速機也會有幾對相同原理齒輪達到理想的減速收效，大小齒輪的齒數(shù)之比，就是傳動比。隨著減速機行業(yè)的不斷發(fā)展，越來越多的企業(yè)運用到了減速機。1.2選題的目的和意義減速器的種類、品種、型式很多，目前已擬定為行（國）標的減速器有40余種。減速器的種類是依照所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是依照使用的需要而設計的不相同結構的減速器；減速器的型式是在基本結構的基礎上依照齒面硬度、傳動級數(shù)、出軸型式、裝置型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設計的不相同特點的減速器。與減速器聯(lián)接的工作機載荷狀態(tài)比較復雜，對減速器的影響很大，是減速器采用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機（從動機）的載荷狀態(tài)，平時分為三類：①—均勻載荷;②—中等沖擊載荷;③—強沖擊載荷。減速器是指原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置，用來降低轉速并相應地增大轉矩。其他，在某些場合，也適用作增速的裝置，并稱為增速器。在設計的過程中，我們能正確的理解所學的知識，而我們選擇減速器，也是由于對我們專業(yè)的學生來說，這是一個很典型的例子，能從中學到很多知識。2機械設計基礎課程設計機械傳動裝置的整體設計2.1確定傳動方案本次設計采用的帶式輸送機的機械傳動裝置方案為V帶傳動和一級閉式齒輪傳動，其傳動裝置見以下圖。2.2選擇電動機電動機是標準部件。由于工作環(huán)境干凈，運動載荷平穩(wěn)，因此選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。已知的帶式輸送機的性能參數(shù)以下表輸送帶工作拉力F/N輸送帶工作速度卷筒直徑D/mm2950N250r/min380mm3機械設計基礎課程設計1、工作機所需要的功率P為：Pw=Fv/1000,式中：v=π2、從電動機到工作機的傳動總效率為：

212345其中1、2、3、4、5分別為V帶傳動、齒輪傳動、轉動軸承、彈性套柱銷聯(lián)軸器和滾筒的效率，查取《機械基礎》P459的附錄3采用1、28級精度）、3（球軸承）、4、5故12324523、電動機所需功率為Pd=P又由于電動機的額定功率PedPd查《機械基礎》P499的附錄50，采用電動機的額定功率為，滿足電動機的額定功率PedPd。傳動滾筒軸工作轉速：Nω=v*60*1000/π查《機械基礎》P459附錄3，V帶常用傳動比為i1=2~4，圓柱齒輪傳動一級減速器常用傳動比范圍為i2=3~5（8級精度）。依照傳動裝置的總傳動比i與各級傳動比i1、i2、in之間的關系是i=i1i2in，可知總傳動比合理范圍為i=6~20。nm又由于inw，故電動機的轉速可選擇范圍相應為n吻合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min和1500r/min三種。4機械設計基礎課程設計選上述不相同轉速的電動機進行比較，查察下表：5機械設計基礎課程設計綜合考慮采用同步轉速為1500r/min的Y系列電動機，型號為Y180M-4。獲取電動機的主要參數(shù)，見下表：電動機的技術數(shù)據(jù)額定同步滿載轉速轉速堵轉轉矩最大轉矩電動額定轉矩額定轉矩功率（r/mi（r/mi機型號（kw）n）n）Y180M15001470-46機械設計基礎課程設計2.3傳動比的分配1、傳動系統(tǒng)的總傳動比電動機選定后，依照電動機的滿載轉速nm和工作機的轉速nw即可確定傳動系統(tǒng)的總傳動比I，即2、總傳動比等于各傳動比的乘積i總=i帶×i齒由于：i總=i帶×i齒,因此：i齒＝≈3、分配各級傳動比各級傳動比與總傳動比的關系為i=i1i2。依照V帶的傳動比范圍i1=2~4，初選i1＝，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為4，吻合圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2=3~5（8級精度），且吻合了在設計帶傳動和一級圓柱齒輪減速器組成的傳動裝置中，應使帶傳動比小于齒輪傳動比，即i帶<i齒。2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、計算各軸輸入功率0軸（電動機軸）的輸出功率為：P0=Ped1軸（減速器高速軸）的輸入功率：從0軸到1軸，經(jīng)過V帶傳動和一個聯(lián)軸器，因此：P1=Ped?帶2軸（減速器低速軸）的輸入功率：從1軸到2軸，經(jīng)過一對軸承，一對齒3軸（轉動軸）的輸入功率：從2軸到3軸，經(jīng)過一對軸承，一個聯(lián)軸器，因此：P3=P2?承?聯(lián)=7機械設計基礎課程設計2、計算各軸轉速滾筒軸4的轉速：n4=n3=735/3.7=198.65r/min3、各軸的輸入轉矩T(N?m)8機械設計基礎課程設計傳動部件的設計3.1箱外傳動件（V帶設計）1、確定計算功率計算功率Pca是依照傳達的功率P和帶的工作條件而確定的.Pca=KAP＝１.２×17.5kW＝21kW其中，Pca為計算功率，KA＝１.２；2、選擇V帶的帶型①依照計算的功率Pca和小帶輪轉速n1，確定一般V帶為A型，參照教材第九版《機械設計》。②由①可獲取小帶輪的基準直徑范圍為80mm≤dd≤100mm，再參照教材第八版《機械設計》的表8-6V帶輪的最小基準直徑和表8-8一般V帶的基準直徑系列，確定大小帶輪的基準直徑，應使d≥（d）min，初選d為100mm，d1dd1dd2=2dd1=200mm，則帶速V1為：此值在5~25m/s范圍內(nèi)，吻合要求。③確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld。依照帶傳動整體尺寸的限制條件或要求的中心距，經(jīng)過計算，0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）得：210mm≤a0≤600mm初定中心距為a0=300mm。計算相應的帶長Ld0Ld0≈2a0+π/2×(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0=2×300+π/2×(100+200)+(100+200)2/(4×300)=1146mm9機械設計基礎課程設計帶的基準長度Ld依照Ld0，參照教材得V帶的基準長度系列及長度系數(shù)KL，得Ld=1250mm。④計算中心距a及其變動范圍傳動的實質中心距近似為a≈a0＋(Ld－Ld0)/2=300＋(1250－1146)/2=352mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的廢弛而產(chǎn)生的補充張緊需要，常給出中心距的變動范圍為amin=a－d=352－×1250≈334mmamax=a+0.03Ld=352＋×1250≈390mm⑤驗算小帶輪上的包角α1由設計經(jīng)驗可得，小帶輪上的包角α1小于大帶輪上的包角α2；小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使α1≥9001≈1800－(dd2－dd1)×0÷a=1800－(200－100)×0÷⑥確定帶的根數(shù)z由式Pca=KAP得出，其中KA為工作情況系數(shù)，P為傳達的功率；Pr為額定功率，由式Pr=（P0＋?P0）×Ka×KL得出，其中P0為單根一般V帶所能傳遞的最大功率，Z=Pca/Pr=KAP/[（P0＋?P0）×Ka×KL]≈6為了使各根V=6根帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般少于10根，經(jīng)鑒定，吻合要求。⑦確定帶的初拉力F0下式中，q為傳動帶單位長度的質量，kg/m,參照教材得：。10機械設計基礎課程設計對于新安裝的V帶，初拉力為（F0）min；對于運轉后的V帶，初拉力應為（F0）min，則初拉力應選F0=1.5（F0）min。⑧計算帶傳動的壓軸力FpFp=2zF0sin(α1/2)=2×6×××0/2)=1.75kN其中，α1為小帶輪的包角。3.2減速器內(nèi)傳動件的設計（齒輪傳動設計）①齒輪資料、熱辦理方法及齒面硬度由于載荷中有略微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特別要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P322表14－10，小齒輪采用45號鋼，調質辦理，硬度260HBS；大齒輪采用45號鋼，調質辦理，硬度為220HBS。②精度等級初選減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，依照《機械設計學基礎》P145表5－7，初選8級精度。由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲倦強度決定，其設計公式為：d13(3.53ZE2KM1u1)duH①確定載荷系數(shù)K由于該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱部署，依照電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》11機械設計基礎課程設計P147表5－8，得K的范圍為，取K＝。②小齒輪的轉矩M19550P1/n1955042.758Nm42758Nmm466.798r/min③接觸疲倦許用應力PHlimZNSHmim?。┙佑|疲倦極限應力由《機械設計學基礎》P150圖5－30中的MQ取值線，依照兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調質辦理后的極限應力為Hlim1=600MPa，Hlim=560MPa2ⅱ）接觸疲倦壽命系數(shù)ZN應力循環(huán)次數(shù)公式為N=60njth工作壽命每年按300天，每天工作8小時，故th=(300×10×8)=24000hN1=60××1××108N186.722108N2=1.68110i4查《機械設計學基礎》P151圖5－31，且贊同齒輪表面有必然的點蝕ZN1ZN2ⅲ)接觸疲倦強度的最小安全系數(shù)SHmin查《機械設計學基礎》P151表5－10，得SHmin＝1ⅳ）計算接觸疲倦許用應力HP。將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得p1Hlim1ZN16001.02MPa612MPaSHmin1p2Hlim2ZN25601.15MPa644MPaSHmin112機械設計基礎課程設計ⅴ）齒數(shù)比由于Z2=iZ1，因此Z24Z1ⅶ）齒寬系數(shù)由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱部署，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P表14－12，獲取齒寬系數(shù)的范圍為～。取d1。326ⅵ）計算小齒輪直徑d1由于p2p1，故應將p1代入齒面接觸疲倦設計公式，得EKM1u121.542758412d13()3Hdu61214④圓周速度vv1n1d1601000601.12m/s1000查《機械設計學基礎》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動采用9級精度。①齒數(shù)對于閉式軟齒面齒輪傳動，平時z1在20～40之間采用。為了使重合度較大，取z1＝20，則z2＝iz1＝80。使兩齒輪的齒數(shù)互為質數(shù)，最后確定z2=81。②模數(shù)mmd1z120標準模數(shù)應大于或等于上式計算出的模數(shù)，查《機械基礎》P311表14－1，采用標準模數(shù)m=3mm。③分度圓直徑dd1mz1320mm60mmd2mz2381mm243mm13機械設計基礎課程設計④中心距aa1(d1d2)1(60243)mm22⑤齒輪寬度b大齒輪寬度b2dd1160mm60mm小齒輪寬度b1b2(510)mm70mm⑥*1，c*0.25）其他幾何尺寸的計算（ha齒頂高haha*m由于正常齒輪ha*1，因此haha*m13mm3mm齒根高hf(ha*cm由于正常齒c**)因此hf(ha*c*)m(10.25)3mm3.75mm全齒高hhahf(2ha*c*)m(21齒頂圓直徑da1d12ha60666mmda2d22ha2436249mm齒根圓直徑df1d12hf602df2d2hf243齒根波折疲倦強度的校核公式為F2KT1YFFPbmd1①齒形系數(shù)YF依照Z1、Z2,查《機械設計學基礎》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝②波折疲倦許用應力FP的計算公式FP=FlimYNSFmin14機械設計基礎課程設計ⅰ)波折疲倦極限應力Flim依照大小齒輪的資料、熱辦理方式和硬度，由《機械設計學基礎》P154圖5－33的MQ取值線查得Flim1=180MPa，F(xiàn)lim2=170MPaⅱ）波折疲倦壽命系數(shù)YN依照N1=6.722108>3106和N2=108>3106，查《機械設計學基礎》P156圖5－34得，YN1=1,YN2=1ⅲ)波折疲倦強度的最小安全系數(shù)SFmin本傳動要求一般的可靠性，查《機械設計學基礎》P151表5－10，取SFmin1.2。ⅳ）波折疲倦許用應力將以上各參數(shù)代入波折疲倦許用應力公式得FP1=Flim1YN1=1801MPa=150MPaSFminFP2=Flim2YN2=170SFminⅴ）齒根波折疲倦強度校核F12KT1YF1=242758FP1bmd1603602KT1YF242758F2bmd160360

FP2因此，齒輪齒根的抗彎強度是安全的。3.3軸的設計①選擇軸的資料和熱辦理15機械設計基礎課程設計采用45鋼，并經(jīng)調質辦理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用波折應力160MPa，A118106。②初步計算軸的直徑由前計算可知：P1=2.09KW,n1其中，A取112。P1d主A31123n1考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則查《機械基礎》P458附錄1，取d=25mm③軸的結構設計高速軸初步確定采用齒輪軸，立刻齒輪與軸制為一體。依照軸上部件的安裝和固定要求，初步確定軸的結構。設有7個軸段。1段：該段是小齒輪的左軸端與帶輪連接，該軸段直徑為25mm，查《機械基礎》P475附錄23，取該軸伸L1＝60mm。2段：參照《機械基礎》P373，取軸肩高度h為，則d2=d1+2h=28mm。此軸段一部分用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。3段：此段裝軸承，取軸肩高度h為1mm，則d3=d2+2h=30mm。采用深溝球軸承。查《機械基礎》P476附錄24，此處采用的軸承代號為6306，其內(nèi)徑為30mm，寬度為19mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小1~2mm。取此段長L3=17mm。4段與6段：為了使齒輪與軸承不發(fā)生相互觸犯以及加工方便，齒輪與軸承之間要有必然距離，取軸肩高度為2mm，則d4=d6=d3+2h=33mm，長度取5mm，則L4=L6＝5mm。5段：：此段為齒輪軸段。由小齒輪分度圓直徑d1=60mm可知，d6=60mm。由于小齒輪的寬度為70mm，則L5=70mm。7段：此段裝軸承，采用的軸承與右邊的軸承一致，即d7=30mm，L7＝17mm。由上可算出，兩軸承的跨度L＝L17527097mm④高速軸的軸段表示圖以下：16機械設計基礎課程設計⑤按彎矩復合強度計算A、圓周力：2M1242758Ft1d160B、徑向力：Fr1Ft1tan1425.3tan200?。├L制軸受力簡圖ⅱ）繪制垂直面彎矩圖軸承支反力：FAYFr1FBY259.4N2217機械設計基礎課程設計FAzFt1FBz22由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為Mc1FAY97259.49712580.9Nmm22如圖ⅲ）繪制水平面彎矩圖L97Mc2FAZ2234563.5Nmmⅳ）繪制合彎矩圖22)2236782.01NmmMc1(MCV1MCH1ⅴ）繪制扭轉圖轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α，a8Nmmⅵ）繪制當量彎矩圖截面C處的當量彎矩：Mec(Mc2(M1)2)2(0.642758)244845.12Nmm18機械設計基礎課程設計ⅶ)校核危險截面C的強度軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的C處，W＝43CeMec12.48MPa[1]60MPaW0.1333因此軸強度足夠。①選擇軸的資料和熱辦理采用45鋼，并經(jīng)調質辦理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用波折應力160MPa，A118106。②初步計算軸的直徑由前計算可知：P2=2.007KW,n2計算軸徑公式：d2A3P2n2即：其中，A取106。d2A3P210632.007n2考慮到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則d2查《機械基礎》P458附錄1，取d=30mm③軸的結構設計依照軸上部件得安裝和固定要求，并考慮配合高速軸的結構，初步確定低速軸的結構。設有6個軸段。19機械設計基礎課程設計1段：此段裝聯(lián)軸器。裝聯(lián)軸器處采用最小直徑d1=32mm，依照《機械基礎》P482附錄32，采用LT6J3282彈性套柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為J1B328232mm，軸孔長度為60mm。依照聯(lián)軸器的軸孔長度，又由《機械基礎》P475附錄23，取軸伸段（即Ⅰ段）長度L1＝58mm。段：查《機械基礎》P373，取軸肩高度h為1.5mm，則d2=d1+2h=3235mm此軸段一部分長度用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。3段：取軸肩高度h為，則d3=d240mm。此段裝軸承與套筒。采用深溝球軸承。查機械基礎P476附錄24，此處采用的軸承代號為6208，其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小1~2mm。取套筒長度為10mm，則此段長L3=（18-2）+10+2=28mm。4段：此段裝齒輪，取軸肩高度h為，則d4=d3+2h=40245mm。由于大齒輪的寬度為60mm，則L4=60-2=58mm5段：取軸肩高度h為，則d5=d4+2h=50mm，長度與右邊的套筒相同，即L5=10mm。6段：此段裝軸承，采用的軸承與右邊的軸承一致，即d6=40mm，L6＝17mm。由上可算出，兩軸承的跨度L＝182106098mm。④低速軸的軸段表示圖以下：⑤按彎矩復合強度計算20機械設計基礎課程設計2M22164240A、圓周力：Ft2d2243B、徑向力：Fr2Ft2tan1351.770tan200492N?。┣笾Х戳AX、FBY、FAZ、FBZFAYFr2492FBY246N22FAzFt2FBz675.885N2)由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為受力求：Mc1FAYL2469812054Nmm22ⅲ）截面C在水平面上彎矩為：Mc2FAzL9833118.365Nmm22ⅳ）合成彎矩為：Mc(Mc12Mc22}120542235243.79Nmmⅴ）轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α，截面C處的當量彎矩：MecMc2(aM2)2441362(0.6164240)2104656.8Nmmⅵ)校核危險截面C的強度3軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的C處，W＝4CeMec11.48Mpa<1bW0.1453因此軸強度足夠。由于軸承周向速度為1m/s<2m/s，宜用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。轉動軸承外側的密封采用凸緣式軸承蓋和氈圈來密封。21機械設計基礎課程設計由于軸承采用脂潤滑，因此在箱座凸緣的上表面開設回油溝，以提高箱體剖分面處的密封性能。由于軸承采用脂潤滑，那么可取軸承內(nèi)側端面到箱體的距離為10mm，并設置封油盤，省得潤滑脂被齒輪嚙合時擠出的或飛濺出來的熱油沖刷而流失。LLC1C2(5~10m，)m為箱座壁厚，C1，C2為箱座、箱蓋連接螺栓所需的扳手空間，查機械基礎表19-1得，取＝8mm，C1＝18mm，C2＝16mm，L＝8+18+16+8＝50mm。采用凸緣式軸承蓋，LH3型彈性柱銷聯(lián)軸器，高速軸軸承蓋所用螺栓采用規(guī)格為GB/T5782M630，低速軸采用螺栓采用規(guī)格為GB/T5782GB/T5782M835為了方便在不拆卸外接部件的情況下，能方便拆下軸承蓋，查《機械基礎》附錄33，得出A、B的長度，則：高速軸：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速軸：L2>(A-B)=45-38=7mm由前設定高速軸的L1=60mm，低速軸的L258mm可知，滿足要求。確定軸的軸向尺寸高速軸（單位：mm）：各軸段D1D2D3D4D5D6D7直徑2528303360332522機械設計基礎課程設計各軸段L1L2L3L4L5L6L7長度606017570517低速軸（單位：mm）：各軸段D1D2D3D4D5D6直徑323540455040各軸段L1L2L3L4L5L6長度5860285810173.4轉動軸承的選擇與校核計算依照《機械基礎》P437介紹的軸承壽命最好與減速器壽命相同，取10年，一年按300天計算，Th=(300×10×8)=24000h采用的軸承是6306深溝型球軸承。軸承的當量動負荷為Pfd(XFrYFa)由《機械基礎》P407表18－6查得，fd＝～，取fd。由于Fa1，r1，則PfXFrd查《機械基礎》P407表18－5得，X=1，Y=0。PfdXFr11.21622.56N0.62256KN查《機械基礎》p406表18-3得：ft=1，查《機械基礎》p405得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為＝3，；則L10h106(ftCr)10612080031.3106h24000h60n2P()23機械設計基礎課程設計因此預期壽命足夠，軸承吻合要求。采用6208型深溝型球軸承。軸承的當量動負荷為Pfd(XFrYFa)由《機械基礎》P407表18－6查得，fd＝～，取fd。由于Fa2，r2，則PfXFr=0NF=492Nd查《機械基礎》P407表18－5得，X=1，Y=0。PfdXFr1.21查《機械基礎》p406表18-3得：ft=1，查《機械基礎》p405得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為＝3，；則L10h106(ftC10612280038.2106h24000h)()60nP因此預期壽命足夠,軸承吻合要求。3.5鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算軸上部件的周向固定采用A形一般平鍵，聯(lián)軸器采用B形一般平鍵。①高速軸（參照《機械基礎》p471、附錄17，《袖珍機械設計師手冊》p835、表15-12a）：依照帶輪與軸連接處的軸徑25mm，軸長為60mm，查得鍵的截面尺寸b＝8mm，h＝7mm依照輪轂寬取鍵長L＝40mm高速齒輪是與軸共同制造，屬于齒輪軸。②低速軸：依照安裝齒輪處軸徑d445mm，查得鍵的截面尺寸bh14mm9mm，依照輪轂寬取鍵長LL4848840mm。24機械設計基礎課程設計依照安裝聯(lián)軸器處軸徑d132mm，查得鍵的截面尺寸bh10mm8mm，取鍵長L=50mm。依照輪轂寬取鍵長L＝72mm（長度比輪轂的長度小10mm）①高速軸軸端處的鍵的校核：鍵上所受作用力：F2M21000d253420.64N?。╂I的剪切強度(0.6~0.8)60~80MPaFFMPa10.7MPa[]60MPaAbl840鍵的剪切強度足夠。ⅱ）鍵聯(lián)接的擠壓強度e＝F＝2F＝MPa9<0hl73641.11MPea<Aee(0.～91.5＝)～90150MPaeF2F23420.64MPa24.4MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl740鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。②低速軸兩鍵的校核A、低速軸裝齒輪軸段的鍵的校核：鍵上所受作用力：2M21000Fd45?。╂I的剪切強度FF[]60MPaAbl1440鍵的剪切強度足夠。ⅱ）鍵聯(lián)接的擠壓強度25機械設計基礎課程設計eF2F27299.56MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl940鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。B、低速軸軸端處的鍵的校核：鍵上所受作用力：F2M2100010265Nd32?。╂I的剪切強度FF10265MPa[]60MPaAbl1050鍵的剪切強度足夠。ⅱ）鍵聯(lián)接的擠壓強度eF2F210265MPa51.3MPa[e](17.~2.0)60102~120MPaAehl850鍵聯(lián)接的擠壓強度足夠。3.6聯(lián)軸器的扭矩校核低速軸：采用LT6J3282彈性套柱銷聯(lián)軸器，查《機械基礎》P484附錄33，得許J1B3282用轉速[n]＝3800r/min則n2＝116.7r/min<[n]因此吻合要求。3.7減速器基本結構的設計與選擇①小齒輪：依照《機械基礎》P335及前面設計的齒輪尺寸，可知小齒輪齒根圓直徑為，依照軸選擇鍵的尺寸h為7，則可以算出齒根圓與軸孔鍵26機械設計基礎課程設計槽底部的距離x=52.5337，而2.5mn2.537.5mm，則有2mn，因此應采用齒輪軸結構。①高速軸的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+5+17=234mm，采用分固式結構進行軸系的軸向固定。②低速軸的跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=58+60+28+58+10+17=231mm，采用分固式結構進行軸系的軸向固定。高速軸的軸公差帶采用j6，孔公差帶采用H7；低速軸的軸公差帶采用k6，孔公差帶采用H7。高速軸：軸頸圓柱度公差，外殼孔；端面圓跳動軸肩/P6=6，外殼孔/P6=10。低速軸：軸頸圓柱度公差，外殼孔/P6=6；端面圓跳動軸肩/P6=10，外殼孔/P6=15。軸配合面Ra采用IT6磨，端面采用IT6磨；外殼配合面Ra采用IT7車，端面采用IT7車。安裝時，用手錘敲擊裝置套筒安裝；為了方便拆卸，軸肩處露出足夠的高度h，還要留有足夠的軸向空間L，以便放置拆卸器的鉤頭。①軸承蓋的選擇：采用凸緣式軸承蓋，用灰鑄鐵HT150制造，用螺釘固定在箱體上。其中，軸伸端使用透蓋，非軸伸端使用悶蓋。27機械設計基礎課程設計②尺寸計算Ⅰ）軸伸端處的軸承蓋（透蓋）尺寸計算、高速軸：采用的軸承是6306深溝型球軸承，其外徑D＝72mm，采用的軸承蓋結構為凸緣式軸承蓋中a圖結構。查《機械基礎》P423計算公式可得：螺釘直徑d3＝8，螺釘數(shù)n＝4d0d31819D0D372892D2D03928112e1.2d3811，取1＝10ee,eeD4＝D-（10～15），取D4＝72-12＝60D5＝D03d3923868D6D(2~4)72270m＝e1＝10B、低速軸：采用的軸承是6208型深溝型球軸承，其外徑D＝80mm。尺寸為：螺釘直徑8，螺釘數(shù)4d0d31819D0D2.5d3808100D2D02.5d31008120e3811，取1＝ee,ee10＝80-15＝65D＝D-（10～15），取D44D5＝D03d31003876D6D(2~4)80278m＝e1＝10圖示以下：28機械設計基礎課程設計Ⅱ）非軸段處的軸承蓋（悶蓋）尺寸計算：高速軸與低速軸的悶蓋尺寸分別與它們的透蓋尺寸相同。①齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。②轉動軸承的潤滑由于軸承周向速度為1m/s<2m/s，因此采用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。③潤滑油的選擇齒輪采用一般工業(yè)齒輪潤滑油，軸承采用鈣基潤滑脂。④密封方法的采用箱內(nèi)密封采用擋油盤。箱外密封采用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采疑惑蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；其他，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。29機械設計基礎課程設計箱體尺寸及附件的設計4.1箱體尺寸采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸以下：中心距，取整160mm總長度L：L3a530mm總寬度B：B160432mm總高度H：H160384mm箱座壁厚：10.02516015mm8mm，未滿足要求＝0.025a，直接取8mm1箱蓋壁厚1：110.0216018mm，未滿足要求1＝0.02a1，直8接取8mm箱座凸緣厚度b：b＝=1.5*8=12mm箱蓋凸緣厚度b1：b＝1=1.5*8=12mm1箱座底凸緣厚度b2：b2＝=2.5*8=20mm箱座肋厚m：m＝0.85=0.85*8=6.8mm箱蓋肋厚m1：m1＝0.851=扳手空間：C1＝18mm，C2＝16mm軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承：D2高＝D+5d3＝62+56＝92mm低速軸上的軸承：D2低＝D+5d3＝68+58＝108mm軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承：S高D2=92mm低速軸上的軸承：S低D2＝108mm軸承旁凸臺半徑R1：R1C2＝16mm箱體外壁至軸承座端面距離l1：l1＝C1+C2+（5～10）＝18+16+8＝42mm30機械設計基礎課程設計地腳螺釘直徑df：df＝0.036a+12＝0.036160+12＝地腳螺釘數(shù)量n：由于a=160mm<250mm，因此n=4軸承旁螺栓直徑d1：d1＝0.75df＝＝凸緣聯(lián)接螺栓直徑d2：2＝（～）f＝～,取d2＝dd8.8810.656(mm)10mm凸緣聯(lián)接螺栓間距L：L150～200，取L＝100mm軸承蓋螺釘直徑d3與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6,n＝4低速軸上的軸承：d3=8，n＝4檢查孔蓋螺釘直徑d4：d4＝～f＝～7.104mm,取d4＝6mm檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：由于a=160mm<250mm,因此n=4啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：d5＝d2＝10mm（2個）定位銷直徑d6（數(shù)量）：d6＝0.8d2＝0.810＝8mm（2個）齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離1：11.2＝8＝，取1＝10mm小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離2：21，取2＝10mm軸承端面至箱體內(nèi)壁距離3：當軸承脂潤滑時，3＝10～15，取3＝10大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離4：4>30～50，取4＝40mm箱體內(nèi)壁至箱底距離h0：h0＝20mm減速器中心高H：a240＝24940＝，取＝。HR++h220H185mm箱蓋外壁圓弧直徑R：R＝a21+＝24910＝R+28142.5mm箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1：L1＝+C1+C2+（5～10）＝8+18+16+8＝50mm箱體內(nèi)壁軸向距離L2：L2＝b1+22＝12+210＝32mm兩側軸承座孔外端面間距離L3：L3＝L