機(jī)械課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書課題名稱：二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器學(xué)院：材料科學(xué)與工程學(xué)院班級(jí)：學(xué)號(hào)：學(xué)生:指導(dǎo)教師：時(shí)間：2011年6月機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書…………..………..…(2)二、原動(dòng)機(jī)的選擇…………..……..…(3)三、計(jì)算總傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配……………(4)四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算……………(4)五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算……….….…………........………..……(5)六、軸的設(shè)計(jì)………………..…..…..(14)七、滾動(dòng)軸承的選擇與計(jì)算………….……….……(25)八、連接的選擇和計(jì)算……………..(27)九、聯(lián)軸器的選擇…………...….……...…...…..…..(27)十、潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑品牌及密封裝置的選擇….….(28)十一、箱體的結(jié)構(gòu)選擇.…….…….…(29)十二、設(shè)計(jì)小結(jié)…………..….…..….(31)十三、參考資料…………..….…..….(32)一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1、帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)示意圖如圖2、已知條件：1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃；2）使用折舊期：8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）動(dòng)力源：電力，三相交流，電壓380/220V5）運(yùn)輸帶速度允許誤差為±5%；6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。3、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力F=4500N；輸送帶速度V=1.8m/s；卷筒直徑D=400mm4、設(shè)計(jì)內(nèi)容：為二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，方簡(jiǎn)圖如下圖：5、設(shè)計(jì)要求：1.完成減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。3.編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書一份。二、原動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型選擇：電動(dòng)機(jī)的類型根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1）傳動(dòng)裝置的總效率：設(shè)分別為剛性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動(dòng)（設(shè)齒輪精度為8級(jí)）、滾動(dòng)軸承、滾筒、彈性聯(lián)軸器的效率，由表查得，，，，，則傳動(dòng)裝置的總效率為工作機(jī)需要的有效功率：確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速:計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：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，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比合理范圍為，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為F=4500NV=1.8m/sD=400mm4、選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)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(hào)為Y160M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為11，滿載轉(zhuǎn)速，同步轉(zhuǎn)速。該電動(dòng)機(jī)的中心高160，軸外伸軸徑為42，軸外伸長(zhǎng)度為110。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配總傳動(dòng)比：傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比分配查表，取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，則減速器的總傳動(dòng)比為雙級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為低速級(jí)的傳動(dòng)比為四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算1、各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算：2、各軸的輸入功率計(jì)算：3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算：運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果加以匯總，列出表如下：項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min）1460730219.74785.973功率(kW)7.59.8159.3308.870轉(zhuǎn)矩(N*m)/128.402405.517985.292傳動(dòng)比23.3222.556五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按以上的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）。3)材料選擇。考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟(jì)性，兩級(jí)圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用合金鋼，熱處理均為調(diào)質(zhì)處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為240HBS,280HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)由以上計(jì)算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩查表及其圖選取齒寬系數(shù)材料的彈性影響系數(shù)按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）查圖表得，接觸疲勞壽命系數(shù)，8）計(jì)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：（2）計(jì)算：1)帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的最小值為圓周速度：計(jì)算齒寬：4)計(jì)算齒寬與齒高之比：模數(shù): 齒高:∴5)計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù),8級(jí)精度，查[1]圖4-8得動(dòng)載系數(shù)對(duì)于直齒輪，查[1]表10-2得使用系數(shù)查[1]表10-4，用插值法得8級(jí)精度小齒輪非對(duì)稱布置時(shí)，由，可查得故載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:計(jì)算模數(shù)：3．按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算：彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值查圖，得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限查圖得彎曲疲勞壽命系數(shù),計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得計(jì)算載荷系數(shù)K.查表得齒形系數(shù).查表得,查表得應(yīng)力校正系數(shù).查表得,計(jì)算大、小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.設(shè)計(jì)計(jì)算對(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)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)的大小要取決于彎曲強(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(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.34，并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)取，則大齒輪齒數(shù)，取.這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(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）分度圓直徑：中心距：（3）齒輪寬度：取,（二）低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）按以上的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作，速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88）。3)材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟(jì)性，兩級(jí)圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用合金鋼，熱處理均為調(diào)質(zhì)處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為240HBS,280HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2)由以上計(jì)算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩3)查表及其圖選取齒寬系數(shù)4)材料的彈性影響系數(shù)5)按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）查[1]圖10-19得，接觸疲勞壽命系數(shù)，8）計(jì)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：（2）計(jì)算：1)帶入中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑的最小值為2）圓周速度：3）計(jì)算齒寬：4)計(jì)算齒寬與齒高之比：模數(shù): 齒高:∴5)計(jì)算載荷系數(shù)：根據(jù),8級(jí)精度，查[1]圖4-8得動(dòng)載系數(shù)對(duì)于直齒輪查表得使用系數(shù)查表，用插值法得8級(jí)精度小齒輪非對(duì)稱布置時(shí)，由，可查得故載荷系數(shù)6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正分度圓直徑:7)計(jì)算模數(shù)：3．按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算：彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）查[1]圖10-20c，得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2)查[1]圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù),3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得4）計(jì)算載荷系數(shù)K.5）查[1]表10-5得齒形系數(shù),6）查[1]表10-5得應(yīng)力校正系數(shù)..,7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.（2）設(shè)計(jì)計(jì)算對(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)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)的大小要取決于彎曲強(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(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)，并接近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)取，則大齒輪齒數(shù)，取.這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足齒根彎曲疲勞強(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）分度圓直徑：（2）中心距：（3）齒輪寬度：取,5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按課本薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結(jié)構(gòu)，不宜與軸進(jìn)行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)部分。六、軸的設(shè)計(jì)（一）高速軸的設(shè)計(jì)（1）總結(jié)以上的數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑（2）求作用在齒輪上的力Fr=Ft×tan=10489.995×tan20°=3818.045N（3）初步確定軸的直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理。查表[1]15-3選取A.各軸段直徑的確定：根據(jù)公式此軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的最小直徑，為了使所選的軸的直徑與帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)確定帶輪的孔徑。B.帶輪的孔徑的確定因?yàn)椋?。C.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度A.為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端要求制出一軸肩，此段應(yīng)與密封毛氈的尺寸同時(shí)確定，查[2]表15-8手冊(cè)，選用中的毛氈圈，故取軸。帶輪與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，故取。B.初步選擇滾動(dòng)軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最小。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，固選用深溝球軸承。又根據(jù)選，選6308號(hào)軸承。其尺寸為故，。C.取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑。此軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略小于齒輪的寬度，取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度>，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。D.軸承端蓋的總寬度為（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋外端面與帶輪的距離為。故取。E.右端滾動(dòng)軸承與齒輪的右端采用套筒定位，此軸段長(zhǎng)應(yīng)大于軸承寬度，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離，取，取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為，則。F.的值待中間軸的總長(zhǎng)確定以后再定。3）軸上零件得周向定位齒輪，帶輪與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按，由表[1]6-1手冊(cè)查得平鍵的截面，同理，，。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸得配合選，半聯(lián)軸器與軸得配合選。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為。4)確定軸的的倒角和圓角參考[1]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見上圖（二）中間軸的設(shè)計(jì)（1）總結(jié)以上的數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑（2）求作用在齒輪上的力Fr=Ft×tan=10489.995×tan20°=3818.045N（3）初步確定軸的直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。根據(jù)表選取A0=112。于是有（4）選軸承初步選擇滾動(dòng)軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量<=8`-16`>，大量生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承在本次設(shè)計(jì)中盡可能統(tǒng)一型號(hào),所以選擇6008號(hào)軸承，其尺寸為d×D×B=40×68×15。（5）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）定軸上零件的裝配方案2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度，A.由低速軸的設(shè)計(jì)知，軸的總長(zhǎng)度為L(zhǎng)=7+79+6+67+30=189mm；由于軸承選定所以軸的最小直徑為40mm，所以左端L1-2=48mm，直徑為D1-2=40mm；左端軸承采用軸肩定位，查得6008號(hào)軸承的軸肩高度為4mm，所以D2-3=45mm；B.同理右端軸承的直徑為D1-2=40mm，定位軸肩為4mm，在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因?yàn)榇簖X輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長(zhǎng)度為L(zhǎng)=39+12+8+12=72mm，8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度。C.又因?yàn)樵趦升X輪嚙合時(shí)，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm，D.同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm，由于第三軸的設(shè)計(jì)時(shí)距離也為12mm所以在該去取距離為11mm；取大齒輪的輪轂直徑為45mm，所以齒輪的定位軸肩長(zhǎng)度高度為4mm，至此二軸的外形尺寸全部確定。3)軸上零件得周向定位齒輪、軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=45mm，由手冊(cè)查得平鍵的截面b*h=14*9(mm),L=36mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位，是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4)確定軸的的倒角和圓角查表得，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖（三）低速軸的設(shè)計(jì)1）總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑2）求作用在齒輪上的力3）初步確定軸的直徑先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號(hào)鋼。根據(jù)表[1]15-3選取。于是有此軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。4）聯(lián)軸器的型號(hào)的選取查表[1]14-1,考慮到在和變化不大，故取則:按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003（見表[2]8-2），選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，固取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。5）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度A.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端要求制出一軸肩，固取2-3段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，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，固取1-2斷的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。B.初步選擇滾動(dòng)軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最小。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，固選用深溝球軸承。又根據(jù)選，選6313號(hào)軸承。其尺寸為故，而右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6313型軸承的定位軸肩高度，因此取C.取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂的寬度為，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度>，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。D.軸承端蓋的總寬度為（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為。故取。E.取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為，小齒輪與大齒輪的間距為，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離，取，已知滾動(dòng)軸承的寬度，小齒輪的輪轂長(zhǎng)，則至此，已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3）軸上零件的軸向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按，由表[1]6-1手冊(cè)查得平鍵的截面，同理，，。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸得配合選，半聯(lián)軸器與軸得配合選。滾動(dòng)軸承與軸得周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為。4)確定軸的的倒角和圓角參考[1]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見上圖求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查出a值參照[1]圖15-23。對(duì)與61809，由于它的對(duì)中性好所以它的支點(diǎn)在軸承的正中位置。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計(jì)算齒輪Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19NFr=Fttana=Fttan20°=858.31N通過(guò)計(jì)算有FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61N·M同理有FNV1=330.267NFNV2=697.23NMV=40.788N·M102.11N·M載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267NFNV2=697.23N彎矩MH=93.61NMV=40.788N總彎矩M總=102.11N扭矩T3=264.117N（軸上載荷示意圖）6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度）根據(jù)[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取≈0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取≈0.6）計(jì)算軸的應(yīng)力前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度A.判斷危險(xiǎn)截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)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)度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)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，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。B.截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為T3=264.117N截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按[1]附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后可查得，又由[1]附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[1]式（附3-4）為由[1]附圖3-2得尺寸系數(shù)；由[1]附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由[1]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，則按[1]式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按[1]式（15-6）~（15-8）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)束。七.滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算（一）高速軸：軸承7206C的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取基本額定動(dòng)負(fù)荷為則，該軸承的壽命滿足使用8年要求。（二）中間軸：軸承7208C的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取基本額定動(dòng)負(fù)荷為則，該軸承的壽命滿足使用8年要求。（三）低速軸：軸承72011C的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式進(jìn)行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取基本額定動(dòng)負(fù)荷為則，該軸承的壽命滿足使用8年要求。八.連接的選擇和計(jì)算傳遞轉(zhuǎn)矩已知；鍵的工作長(zhǎng)度l=L-bb為鍵的寬度；鍵的工作高度k=0.5hh為鍵的高度；代號(hào)直徑（mm）工作長(zhǎng)度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應(yīng)力（MPa）高速軸無(wú)鍵安裝中間軸14×9×36（圓頭）46224.5141.46214×9×70(圓頭)46564.5141.424.4低速軸18×11×70（圓頭）60525.5586.868.4普通平鍵的強(qiáng)度條件為；由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。九、聯(lián)軸器的選擇：由于剛性聯(lián)軸器價(jià)格便宜、構(gòu)造簡(jiǎn)單、可傳遞較大轉(zhuǎn)矩、對(duì)中性較好，所以優(yōu)先考慮選用它。高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算：由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為所以考慮選用剛性凸緣聯(lián)軸器GYS4（GB/T5843-2003），其主要參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速：V=9000r/min軸孔直徑，軸孔長(zhǎng)，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚連接鏈輪聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算：由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，所以工作情況系數(shù)為，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為所以選用彈性銷柱聯(lián)軸器LX4（GB/T5014-2003），其主要參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速：V=3870r/min軸孔直徑,,軸孔長(zhǎng)，半聯(lián)軸器厚十.潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑品牌號(hào)及密封裝置的選擇齒輪的潤(rùn)滑：根據(jù)表5-4浸油深度推薦值，選取二級(jí)圓柱式齒輪減速器類型：由于低速級(jí)周向速度小于12m/s，采用浸油潤(rùn)滑，II級(jí)大齒輪浸油高度約為0.7個(gè)齒高但不少于10mm，該大齒輪齒高=2.5<10mm，所以II級(jí)大齒輪浸油高度取=11mm。III級(jí)大齒輪浸油高度大于一個(gè)齒高小于1/6半徑（3.125—56.7mm），由于III級(jí)大齒輪和二級(jí)大齒輪的半徑差為39mm。所以大齒輪的浸油深度選為=50mm。大齒輪齒頂圓到油池低面的距離為30—50mm，所以選取的油池深度為80mm滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑：由于軸承周向速度為0.99小于2m/s，所以采脂潤(rùn)滑，為防止軸承室內(nèi)的潤(rùn)滑脂流入箱體而造成油脂混合，在箱體軸承座箱內(nèi)一側(cè)裝設(shè)甩油環(huán)。潤(rùn)滑油的選擇：齒輪潤(rùn)滑油，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤(rùn)滑油。軸承潤(rùn)滑脂，選用通用鋰基潤(rùn)滑脂ZL—1，普遍應(yīng)用在各種機(jī)械部位。密封方法的選?。哼x用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十一、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：箱體結(jié)構(gòu)對(duì)減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)量及成本等有很大影響。減速器箱體為鑄造箱體，材料HT200。箱體結(jié)構(gòu)為剖分時(shí)，剖分面為水平面，與傳動(dòng)件軸心線平面重合，有利于軸系部件的安裝與拆卸。剖分時(shí)箱體的結(jié)構(gòu)尺寸選擇：箱座壁厚=0.025a+3>=8mm；a為二級(jí)圓柱齒輪減速器的低速級(jí)中心距a=206.25，=8.16>=8滿足要求，取壁厚=10mm；箱蓋壁厚=（0.80.85），>=8mm，則=8.5mm；地腳螺栓直徑=0.036a+12=19.4，選擇M20；地腳螺栓數(shù)目：由于a=206<250，所以n=4；由查表得：名稱符