-32-目錄前言1設(shè)計任務(wù)書2傳動方案的擬定及說明3電動機的選擇3傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算5傳動件的設(shè)計計算6軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核計算13滾動軸承的選擇和壽命計算25鍵的選擇和校核27聯(lián)軸器的選擇28箱體的結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計28潤滑和密封的設(shè)計29設(shè)計小結(jié)30參考資料30前言機械課程設(shè)計是考察學(xué)生全面掌握機械設(shè)計基礎(chǔ)知識的主要環(huán)節(jié)，將“機械原理課程設(shè)計”和“機械設(shè)計課程設(shè)計”的內(nèi)容體系有機整合為一個新的綜合課程設(shè)計體系，使機械運動方案設(shè)計、機械運動尺寸設(shè)計、機械傳動強度設(shè)計、零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計及現(xiàn)代設(shè)計方法應(yīng)用等內(nèi)容有機結(jié)合，培養(yǎng)學(xué)生的機械系統(tǒng)設(shè)計意識、現(xiàn)代設(shè)計意識和創(chuàng)新意識以及提高學(xué)生在設(shè)計、繪圖等的綜合能力，培養(yǎng)學(xué)生的專業(yè)素質(zhì)。本次課題為設(shè)計一單級圓錐齒輪減速器，減速器是用于電動機和電動機之間獨立的閉式傳動裝置。課程設(shè)計的主要內(nèi)容包括:設(shè)計題目，傳動效率的計算，電機的選擇，傳動裝置的運動及動力參數(shù)的計算，軸和軸承的選擇及相關(guān)計算，鍵的選擇與校核，聯(lián)軸器的選擇，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計，潤滑和密封的設(shè)計等。課程設(shè)計的目的：綜合運用機械設(shè)計及其他先修課的知識，進行機械設(shè)計訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、加深和擴展；學(xué)習(xí)和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學(xué)生工程設(shè)計能力、分析問題及解決問題的能力；提高學(xué)生在計算、制圖、運用設(shè)計資料（手冊、

圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術(shù)決策等機械設(shè)計方面的基本技能和機械CAD技術(shù)。具體任務(wù)：傳動方案的分析和擬定；電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算；傳動件的設(shè)計（齒輪傳動、錐齒傳動）；軸的設(shè)計（所有軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，低速軸的彎、扭組合強度校核及安全系數(shù)校核）；軸承的設(shè)計（所有軸承的組合設(shè)計，低速軸上軸承的壽命計算）；鍵的選擇及強度校核；減速器的潤滑與密封；減速器裝配圖設(shè)計（箱體、箱蓋、附件設(shè)計等）零件工作圖設(shè)計；設(shè)計任務(wù)書【設(shè)計一用于帶式運輸機上的同軸式二級圓柱齒輪減速器?！?.總體布置簡圖2.工作情況工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)3.原始數(shù)據(jù)運輸機卷筒扭矩（N?m）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）14000.7535051024.設(shè)計內(nèi)容電動機的選擇與參數(shù)計算傳動部分設(shè)計計算軸的設(shè)計滾動軸承的選擇鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核裝配圖、零件圖的繪制設(shè)計計算說明書的編寫5.設(shè)計任務(wù)減速器裝配圖一張（1號圖幅）零件工作圖2張（3號圖幅2張繪制輸出軸及其上齒輪工作圖各一張）設(shè)計計算說明書一份傳動方案的擬定及說明傳動方案：V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱特點：采用V帶可起到過載保護作用；減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案可先由已知條件計算一般常選用同步轉(zhuǎn)速為或的電動機作為原動機。電動機的選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y132S-4系列三項異步電動機，它為臥室封閉結(jié)構(gòu)。電動機容量的選擇卷筒軸的輸出功率PＷ電動機輸出功率Pd傳動裝置的總效率式中——V帶傳動效率；——軸承傳動效率（球軸承）；——齒輪的傳動效率，齒輪精度8級；——彈性聯(lián)軸器傳動效率——卷筒軸滑動軸承的傳動效率；則故電動機額定功率查表，選取電動機額定功率3.電動機轉(zhuǎn)速的選擇查表得V帶傳動常用傳動比范圍；兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的電動機均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較,如下表所示：方案電動機型號額定功率（kW）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）電動機質(zhì)量（kg）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動兩級減速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的電動機質(zhì)量較小，且比價低。因此，采用方案1，選定電動機型號為Y132M-4。電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸查表得出出Y132M-4型電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKLF×GD質(zhì)量（kg）1323880331251510×881傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1.傳動裝置總傳動比2.分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為：所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍3.各軸轉(zhuǎn)速電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，中速軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，各軸轉(zhuǎn)速為4.各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即5.各軸轉(zhuǎn)矩總結(jié)：電動機軸高速軸Ⅰ中速軸Ⅱ低速軸Ⅲ轉(zhuǎn)速（r/min）1440576153.640.96功率（kW）7.507.16256.86086.5718轉(zhuǎn)矩（）49.74118.75426.571532.24傳動件的設(shè)計計算V帶傳動設(shè)計計算確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查《機械設(shè)計》中表得：工作情況系數(shù)則計算功率為：選擇V帶的帶型由、查圖，選用A型確定帶輪的基準直徑并驗算帶速①初選小帶輪的基準直徑：由表取得小帶輪的基準直徑②驗算帶速v：,故帶速合適。③計算大帶輪的基準直徑：根據(jù)表得圓整為確定V帶的中心距a和基準長度①初定中心距。②計算帶所需的基準長度由表選得的基準長度③計算實際中心距a中心距變化范圍為494.15～572.9mm。驗算小帶輪上的包角確定帶的根數(shù)計算單根V帶的額定功率由和，查表得根據(jù)，i=2.5和A型帶，查表得計算V帶的根數(shù)z取5根。計算單根V帶的初拉力的最小值由表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以應(yīng)使帶的實際初拉力計算壓軸力總結(jié)：帶基準長度Ld(mm)小帶輪基準直徑dd1（mm）大帶輪基準直徑dd2（mm）中心距范圍a（mm）單根帶初拉力F0（N）V帶/輪槽數(shù)Z1750125312.5494.15～572.91655斜齒輪傳動設(shè)計計算按低速級齒輪設(shè)計：小齒輪轉(zhuǎn)矩，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動比。選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)=1\*GB3①選用斜齒圓柱齒輪=2\*GB3②運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）=3\*GB3③由《機械設(shè)計》表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。=4\*GB3④選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)=5\*GB3⑤初選取螺旋角按齒面接觸強度設(shè)計公式：=1\*GB3①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)選取區(qū)域系數(shù)由圖查得，小齒輪傳遞的傳矩由表選取齒寬系數(shù)εZ=由表查得材料彈性影響系數(shù)由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1得許用接觸應(yīng)力=2\*GB3②計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度齒寬b計算載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)；由表查得的值與直齒輪的相同，故；因查表得；故載荷系數(shù)：按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑及其相應(yīng)的齒輪模數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計=1\*GB3①確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.6計算玩去疲勞強度的重合度系數(shù)YβεY螺旋角系數(shù)Y計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)查表得查取應(yīng)力校正系數(shù)查表得計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4得計算，并加以比較大齒輪的數(shù)值大，值為0.01634=2\*GB3②設(shè)計計算調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度dv=π齒寬b=d齒高h及寬高比b/hh=2hbh計算實際載荷系數(shù)得出按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)mn對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=3mm。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=88.225mm來計算小齒輪，取；則幾何尺寸計算=1\*GB3①計算中心距考慮到模數(shù)從2.75mm增大整圓至3mm，為此將中心距減小圓整為213mm。=2\*GB3②按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正=3\*GB3③計算大、小齒輪的分度圓直徑=4\*GB3④計算齒輪寬度圓整后取由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故采用高速級小齒輪左旋，大齒輪右旋，低速級小齒輪右旋，大齒輪左旋的方案?？偨Y(jié)：高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.75法向模數(shù)(mm)3螺旋角13°37’48’’中心距(mm)213齒數(shù)2910929109齒寬(mm)95909590直徑(mm)分度圓8732787327齒根圓79.5319.579.5319.5齒頂圓9333393333旋向左旋右旋右旋左旋軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核計算高速軸的設(shè)計高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速n1（）高速軸功率P1（）轉(zhuǎn)矩T1（）5767.1625118.75作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d1=87，根據(jù)《機械設(shè)計》中公式得：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)表得A0=103~126取,于是得軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細處直徑應(yīng)為d軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段Ⅰ-Ⅱ的設(shè)計。Ⅰ-Ⅱ軸段上安裝帶輪，此段設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂孔的設(shè)計同步進行。初定Ⅰ-Ⅱ段軸徑d1=30mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5~2.0）d1=（1.5~2.0）x30mm=45~60mm，結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu)取L帶輪=60mm。為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ軸段長度略小于輪轂寬度，取L1=58mm。密封圈與軸段Ⅱ-Ⅲ的設(shè)計。為了滿足V帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度h=（0.07~0.1）d1=（0.07~0.1）x30mm=2.1~3mm。軸段Ⅱ-Ⅲ的軸徑d2=d1+2x（2.1~3）mm=34.1~36mm，其最終由密封圈確定。查表選取氈圈35JB/ZQ4606-1997，故?、?Ⅲ段的直徑d2=35mm。初步選擇滾動軸承與軸段Ⅲ-Ⅳ和Ⅵ-Ⅶ的設(shè)計。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，B=18mm；為補償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面距箱體內(nèi)壁距離取△=12mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，故d3=d6=40mm；而L6=B=18mm。齒輪與軸段Ⅳ-Ⅴ的設(shè)計。為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3，課初定d4=42mm，齒輪分度圓直徑比較小，采用實心式。齒輪寬度為b1=95mm，齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，為保證套筒能夠頂?shù)烬X輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短，取L4=93mm。軸段Ⅴ-Ⅵ的設(shè)計。齒輪右側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）x42mm=2.94~4.2mm，取h=3mm，則軸肩直徑d5=48mm，取L5=△1=10mm。該軸段也可提供右側(cè)軸承的軸向定位。齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取為△1，則箱體內(nèi)壁與高速軸右側(cè)軸承座端面的距離Bx1=2△1+b1=(2x10+95)mm=115mm。軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅲ-Ⅳ的設(shè)計。軸段Ⅱ-Ⅲ的長度除了與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的厚度L=δ+c1+c2+5~8mm，查表得下箱座壁厚δ=0.025a+3mm=0.025×213mm+3mm=8.325mm<9mm，取δ=9mm，a=213mm<300mm，取軸承旁連接螺栓為M12，則c1=20mm，c軸段Ⅱ-Ⅲ的長度=軸段Ⅲ-Ⅳ的長度L3=△+B+△1+2mm=（12+18+10+2）mm=42mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為8x45GB/T1096-1990，尺寸為8mm×7mm×45mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為12x80GB/T1096-1990，尺寸為12mm×8mm×80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角，各圓角半徑見圖，總結(jié)：軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明Ⅰ-Ⅱ5830與V帶輪鍵聯(lián)接配合Ⅱ-Ⅲ64.535定位軸肩Ⅲ-Ⅳ4240與滾動軸承30208配合，套筒定位Ⅳ-Ⅴ9342與小齒輪鍵聯(lián)接配合Ⅴ-Ⅵ1048定位軸環(huán)Ⅵ-Ⅶ1840與滾動軸承30208配合總長度285.5mm求軸上的載荷軸上力作用點間距。軸承反力的作用點與軸承外圈大斷面的距離a3=16.9mm。因此，軸的支點及受力點間的距離為：lll根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表查得。因此，故安全。中間軸的設(shè)計中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）153.66.86426.57作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)公式得：已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)公式得：初步確定軸的最小直徑先按公式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,于是得軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥ2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度=1\*GB3①初步選擇滾動軸承與軸段Ⅰ-Ⅱ和Ⅴ-Ⅵ的設(shè)計。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。暫取軸承為30208，經(jīng)過驗算，軸承30208的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求，改變直徑系列，選30210進行設(shè)計計算，由表得軸承尺寸為d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，B=20mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d1=d5=50mm=2\*GB3②齒輪軸段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的設(shè)計。軸段Ⅱ-Ⅲ上安裝齒輪2，軸段Ⅳ-Ⅴ上安裝齒輪3.為便于齒輪的安裝，d2和d4應(yīng)分別略大于d1和d5，可初定d2=d4=55mm。查表知該處鍵的界面尺寸為16mm×10mm，輪轂鍵槽深度t1=4.3mm，齒輪3上齒根圓與鍵槽頂面的距離e=df3/2-d4/2-t1=（82.25/2-55/2-4.3）mm=9.325>2.5mn=2.5×3mm=7.5mm，故取d4=55mm，L4應(yīng)略短于b3=95mm，故L4=93mm。齒輪2右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，其輪轂寬度范圍為（1.2~1.5）d2=66~82.5mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段Ⅱ-Ⅲ的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，因b2=90mm，故取L2=88mm。=3\*GB3③軸段Ⅲ-Ⅳ的設(shè)計。該段為齒輪2提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）d2=3.85~5.5mm，取其高度為h=4mm。故d3=63mm。齒輪3右端面距離箱體內(nèi)壁距離取為△1，齒輪2的左端面距離箱體內(nèi)壁的距離為△高速軸右側(cè)的軸承與低速軸左側(cè)的軸承共用一個軸承座，其寬度為l5=53.5mm，則箱體內(nèi)壁寬度為B則軸段Ⅲ-Ⅳ的長度為L④軸段Ⅰ-Ⅱ和Ⅴ-Ⅵ長度。由于軸承采用脂潤滑，故軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為△，則軸段Ⅰ-Ⅱ的長度為l軸段Ⅴ-Ⅵ的長度為l至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為16x70GB/T1096-1990，尺寸為16mm×10mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角，各圓角半徑見圖總結(jié)：軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明Ⅰ-Ⅱ46.550與滾動軸承30210配合，套筒定位Ⅱ-Ⅲ8855與大齒輪鍵聯(lián)接配合Ⅲ-Ⅳ62.563定位軸環(huán)Ⅳ-Ⅴ9355與小齒輪鍵聯(lián)接配合Ⅴ-Ⅵ4250與滾動軸承30210配合總長度332mm求軸上的載荷軸上力作用點間距。軸承反力的作用點與軸承外圈大斷面距離a3=20mm，則可得軸的支點及受力點間的距離為：lll根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。低速軸的設(shè)計低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）40.966.571532.24作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)公式得初步確定軸的最小直徑先按公式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，于是得軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，所以軸端最細處直徑為：d軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬訂軸上零件的裝配方案ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度聯(lián)軸器及軸段Ⅰ-Ⅱ的設(shè)計。為補償聯(lián)軸器所連接兩周的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表取KA=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩為Tc=KAT3=1.5x1532240N·mm=2298360N·mm。查表得GB/T5014-2003中的LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500N·mm，許用轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸孔范圍為40~75mm?？紤]d>（62.68~63.89）mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為63mm，軸孔長度107mm，J型軸孔，A型鍵。相應(yīng)軸段Ⅰ-Ⅱ的直徑d1=63mm，其長度略小于轂孔寬度，取L1=105mm密封圈與軸段Ⅱ-Ⅲ的設(shè)計。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07~0.1）d1=（0.07~0.1）x63mm=4.41~6.3mm。軸段Ⅱ-Ⅲ的軸徑d2=d1+2xh=（71.82~75.6）mm，最終由密封圈確定。查表選取氈圈70JB/2Q4606-1997，則取d2=70mm軸承與軸段Ⅲ-Ⅳ和Ⅵ-Ⅶ的設(shè)計。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。現(xiàn)暫取軸承為30215，由表得其尺寸為d×D×T=75mm×130mm×27.25mm，B=25mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故d3=d6=75mm。該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故左端軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。為補償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離取△=12mm。因為是同軸式減速器，該軸上右端軸承的軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤滑，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故可取L6=B=25mm。該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承相鄰端面間距離取為6.5mm，滿足安防拆卸軸承工具的空間要求，則軸承座寬度等于兩軸承的總寬度與其端面間距的和，即l5=(19.75++27.75+6.5)mm=53.5mm齒輪與軸段Ⅳ-Ⅴ的設(shè)計。為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3，可初定d4=77mm。齒輪4輪轂的寬度范圍為l4≈1.2~1.5d4=(91.2~114)mm，取其輪轂寬度為l4=91.5mm，其左端面與齒輪左側(cè)輪緣處于同一平面內(nèi)，采用軸肩定位，有段采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段Ⅳ軸段Ⅴ-Ⅵ的設(shè)計。齒輪左側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩高度為h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）x76mm=（5.32~7.6）mm，取h=5.5mm，則軸肩直徑d5=87mm，齒輪左端面與輪轂右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為△1=10mm，則箱體內(nèi)壁與低速軸左側(cè)軸承座端面的距離BX2=2?1+l軸段Ⅱ-Ⅲ與Ⅲ-Ⅳ的長度。軸段Ⅱ-Ⅲ的長度除了與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。為在不拆聯(lián)軸器的條件下可以裝拆軸承端蓋帶連接螺栓，取聯(lián)軸器轂端面與軸承端蓋表面距離K=35mm，則有LL3至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為18x100GB/T1096-1990,尺寸為18mm×11mm×100mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為22x80GB/T1096-1990，尺寸20x80GB/T1096-1990，尺寸為22mm×14mm×80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角，各圓角半徑見圖總結(jié)：軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明Ⅰ-Ⅱ10563與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合Ⅱ-Ⅲ6070與端蓋配合，做滾動軸承的軸向定位Ⅲ-Ⅳ50.575與滾動軸承30215配合Ⅳ-Ⅴ8877與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位Ⅴ-Ⅵ1087軸環(huán)Ⅵ-Ⅶ2575與滾動軸承30215配合總長度338.5mm求軸上的載荷軸上力作用點間距。軸承反力的作用點與軸承外圈大斷面距離a3=27.4mm，則可得軸的支點及受力點間的距離為：lll根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖：從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。滾動軸承的選擇和壽命計算軸承預(yù)期壽命高速軸的軸承計算軸承的軸向力。查表得30208軸承的Cr=63000N，C0r=74000N，e=0.37，Y=1.6。查表得其內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：SS外部軸向力A=734.6N，各軸向力方向如軸力圖所示。S則兩軸承的軸向力分別為FF計算當量動載荷。因為Fa1P因為Fa2/R2校核軸承壽命。因P1>P2，故只需交合軸承1，P=P1。軸承在100℃一下工作，查表得fT=1。對于減速器，查表得載荷系數(shù)fP=1.5。軸承1的壽命為：

L故軸承壽命足夠。中間軸的軸承計算軸承的軸向力。查表得30210軸承的Cr=73200N，C0r=92000N，e=0.42，Y=1.4。查表得其內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：SS外部軸向力A=1840.9N，各軸向力方向如軸力圖所示。S則兩軸承的軸向力分別為FF計算當量動載荷。因為Fa1P因為Fa2/R2=2942.5校核軸承壽命。因P2>P1，故只需交合軸承2，P=P2。軸承在100℃一下工作，查表得fT=1。對于減速器，查表得載荷系數(shù)fP=1.5。軸承1的壽命為：

L但在允許范圍內(nèi)，故軸承壽命足夠。低速軸的軸承計算軸承的軸向力。查表得30215軸承的Cr=138000N，C0r=185000N，e=0.44，Y=1.4。查表得其內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為：SS外部軸向力A=2575.5N，各軸向力方向如軸力圖所示。S則兩軸承的軸向力分別為FF計算當量動載荷。因R1>R2，F(xiàn)a2>FaP校核軸承壽命。軸承在100℃一下工作，查表得fT=1。對于減速器，查表得載荷系數(shù)fP=1.5。軸承1的壽命為：

L故軸承壽命足夠。鍵的選擇和校核【取鍵、軸、帶輪、齒輪及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查表得[σ]P=125~150MPa】高速軸帶輪處。選擇A型普通平鍵連接，型號8x45GB/T1096-1990，尺寸為8mm×7mm×45mm。該處擠壓應(yīng)力為

σ齒輪處。選擇A型普通平鍵連接，型號12x80GB/T1096-1990，尺寸為12mm×8mm×80mm。該處擠壓應(yīng)力為

σ中間軸兩齒輪處均選擇A型普通平鍵連接，型號16x70GB/T1096-1990，尺寸為16mm×10mm×70mm。該處擠壓應(yīng)力為

σ低速軸聯(lián)軸器處。選擇A型普通平鍵連接，型號18x100GB/T1096-1990，尺寸為18mm×11mm×100mm。該處擠壓應(yīng)力為

齒輪處。選擇A型普通平鍵連接，型號22x80GB/T1096-1990，尺寸為22mm×12mm×80mm。該處擠壓應(yīng)力為

σ故各處鍵強度均足夠。聯(lián)軸器的選擇為補償聯(lián)軸器所連接兩周的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表取KA=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩為Tc=KAT3=1.51532240N·mm=2298360N·mm。查表得GB/T5014-2003中的LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為2500N·mm，許用轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸孔范圍為40~75mm。考慮d>（62.68~63.89）mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為63mm，軸孔長度107mm，J型軸孔，A型鍵。箱體的結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計附件的設(shè)計與選擇窺視孔和視孔蓋孔尺寸120mm210mm，位置在傳動件嚙合區(qū)的上方；蓋尺寸為150mm240mm。通氣器選用手提式通氣器。油面指示器選用油標尺M16。放油孔和螺塞設(shè)置一個放油孔。螺塞選用六角螺塞M161.5JB/T1700-2008，螺塞墊2416JB/T1718-2008。起吊裝置上箱蓋采用調(diào)換，箱座上采用吊鉤。定位銷選用銷GB/T117-2000535兩個。起蓋螺釘選用GB/T5781-2000M1025。箱體的設(shè)計名稱符號尺寸高速級中心距a1213mm低速級中心距a2213mm箱座壁厚δ9mm箱蓋壁厚δ19mm箱體凸緣厚度b、b1b=b1=12mm地腳螺栓底腳厚度P20mm加強筋厚m8mm地腳螺栓直徑dφM16地腳螺栓通孔直徑dφ·20mm地腳螺栓沉頭座直徑D045mm地腳凸緣尺寸L1、L227mm、25mm地腳螺栓數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1M12名稱符號尺寸軸承旁連接螺栓通孔直徑d1·13.5mm軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D026mm剖分面凸緣尺寸c1、c220mm、16mm上下箱聯(lián)接螺栓直徑d2M10上下箱聯(lián)接螺栓通孔直徑d2·11mm上下箱聯(lián)接螺栓沉