同軸式二級圓柱齒輪減速器

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1、word 機械工程學院 機械設計課程設計說明書 設 計 題 目： 同軸式二級圓柱齒輪減速器 專 業(yè)： 　 機械設計制造與其自動化 班 級： 姓 名：學 號 指 導 教 師： 2016年 6月 30日 目錄 一、設計任務書 0 二、傳動方案的擬定與說明 0 三、電動機的選擇 1 四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 2 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3 六、傳動件的設計計算 4 七、軸的設

2、計計算 10 八、滾動軸承的選擇與計算 28 九、鍵聯(lián)接的選擇與校核計算 33 十、聯(lián)軸器的選擇 35 十一、減速器附件的選擇和箱體的設計 35 十二、潤滑與密封 36 十三、設計小結(jié) 37 十四、參考資料 38 93 / 97 設計計算與說明 結(jié)果 一、設計任務書 題目：用于帶式輸送機傳動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器。 1. 根本數(shù)據(jù)： 輸送帶的工作拉力F=2800N,輸送帶速度v=1.2m/s,與卷筒直徑D=360mm； 2. 工作情況： 兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn) 3.工作壽面： 使用期限為10年，每年300個工作日，每日工作16小時

3、； 4.制作條件與生產(chǎn)批量： 中等規(guī)模機械廠制造，可加工7-8級齒輪，小批量生產(chǎn)： 5.部件： （1） 電動機 〔2〕減速器 〔3〕聯(lián)軸器 〔4〕輸送帶 〔5〕輸送帶鼓輪 6.設計工作量： 〔1〕繪制減速器裝配圖一X〔A0或A1〕。 〔2〕繪制減速器零件圖2兩X。 〔3〕編寫設計說明書1份。 二、傳動方案的擬定與說明 如圖一所示，傳動方案采用同軸式二級圓柱齒輪減速箱，減速器的軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差。常用于輸入和輸出軸同軸線的場合。 圖一 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 1—電動機； 2，4—聯(lián)軸器； 3—減速器；

4、5—滾筒；6—輸送帶 設計計算與說明 結(jié)果 三、 電動機的選擇和計算 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ〔IP44〕系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 (1) 卷筒軸的輸出功率 (2) 電動機的輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由《機械設計課程設計》〔以下未作說明皆為此書中查得〕表2-2查得：圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；運輸機滾筒；滾動軸承，如此 故 (3) 電動機額定功率 由第16章表16-1選取電動機額定功率。 工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為 經(jīng)考慮，選定電動機型號為Y132M

5、1-6。 設計計算與說明 結(jié)果 1. 電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由表16-1、表16-2查出Y132M1-6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 Y132M1-6 4 1000 960 H D E G K L 132 38 80 33 12 515 四、計算傳動裝置總傳動比和分配各

6、級傳動比 1. 傳動裝置總傳動比 2. 分配各級傳動比 因為減速器為同軸式減速器，所以兩級減速比一樣 。 設計計算與說明 結(jié)果 五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 各軸轉(zhuǎn)速 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 2. 各軸輸入功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 3. 各軸轉(zhuǎn)矩 電動機軸 高速軸Ⅰ 中速軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 卷桶軸 轉(zhuǎn)速〔r/min〕 960 960

7、 功率〔kW〕 4 轉(zhuǎn)矩〔〕 設計計算與說明 結(jié)果 六、傳動件的設計計算 1. 斜齒輪傳動設計計算 按低速級齒輪設計：小齒輪轉(zhuǎn)矩，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動比。 （1） 選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) ①選用斜齒圓柱齒輪 ②運輸機為一般工作機器，速度不高，應當選7級精度〔GB10095-88〕 ③由《機械設計》〔斜齒輪設計局部未作說明皆查此書〕表10-1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選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù) ⑤初選取

8、螺旋角 （2） 按齒面接觸強度設計 按式(10-21〕試算，即 ①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 由圖10-20選取區(qū)域系數(shù) c) 由圖10-26查得， d) 小齒輪傳遞的傳矩 e) 由表10-7選取齒寬系數(shù) f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) g) 由圖10-21d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 h) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)： 斜齒圓柱齒輪 7級精度 設計計算與說明 結(jié)果 i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) j) 計算接觸疲勞許用應力：

9、 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 k) 許用接觸應力 ②計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 b) 計算圓周速度 c) 齒寬b與模數(shù)mnt d) 計算縱向重合度 e) 計算載荷系數(shù)K 由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的一樣，故；因表10-3查得；圖10-13查得 設計計算與說明 結(jié)果 故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得 g

10、) 計算模數(shù) （3） 按齒根彎曲強度設計 由式(10-17) ①確定計算參數(shù) a) 計算載荷系數(shù) b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 e) 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得 f) 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-20c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 設計計算與說明 結(jié)果 由圖10-18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(10-12)得 g) 計算大、小齒輪的，并加以比擬

11、 大齒輪的數(shù)值大 ②設計計算 比照計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。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來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，如此 （4） 幾何尺寸計算 ①計算中心距 將中心距圓整為241mm ②按圓整后的中心距修正螺旋角 設計計算與說明 結(jié)果 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑

12、 ④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與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局部，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 模數(shù)(mm) 3 螺旋角 中心距(mm) 241 齒數(shù) 32 125 32 125 齒寬(mm) 105 100 105 10

13、0 直徑(mm) 分度圓 齒根圓 齒頂圓 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 設計計算與說明 結(jié)果 七、軸的設計計算 1. 高速軸的設計 (1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速〔〕 高速軸功率〔〕 轉(zhuǎn)矩T〔〕 960 (2) 作用在軸上的力 高速級齒輪的分度圓直徑為=，根據(jù)《機械設計》〔軸的設計計算局部未作說明皆查此書〕式(10-14)，如此 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處

14、理。根據(jù)表15-3，取,于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1〕擬訂軸上零件的裝配方案〔如圖〕 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 設計計算與說明 結(jié)果 2〕根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=32mm。聯(lián)軸器與軸配合的長度L1=80mm。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，應當選用角接

15、觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=18mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7204AC軸承，其尺寸為d×D×B=20mm×47mm×14mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=20mm；而LⅢ-Ⅳ=14+20=34mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。 右端滾動軸承采用軸肩進展軸向定位。由手冊上查得7204AC軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，套筒左端高度為3mm，dⅤ-Ⅵ=26mm。 ③取安裝齒輪的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=45mm，取LⅣ-Ⅴ=102mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 ④軸承端蓋的總寬度為36mm〔由減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的

16、裝拆，端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間有一定距離，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。 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 聯(lián)軸器與軸的周向定位選用平鍵6mm×6mm×63mm，聯(lián)軸器與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵6mm×6mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應當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 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖 軸段編號 長度〔mm〕 直徑〔mm〕 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 75 18 與聯(lián)軸器

17、鍵聯(lián)接配合 Ⅱ-Ⅲ 60 19 定位軸肩 Ⅲ-Ⅳ 35 20 與7204AC軸承配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅴ 102 45 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 Ⅴ-Ⅵ 10 49 定位軸環(huán) Ⅵ-Ⅶ 30 20 角接觸球軸承7204AC軸承 總長度 311mm （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7204AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=mm。因此，軸的支撐跨距為 L1=118.5mm， L2+L3=67+57=124mm。 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)圖以與彎矩和扭矩圖可以看

18、出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV與M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 設計計算與說明 結(jié)果 （6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)與上表中的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力 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。 2. 中速軸的設計 (1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速〔〕 中速軸功率〔〕 轉(zhuǎn)矩T〔〕 (2) 作用在軸上的力 高速級齒輪的分度圓直徑為，根

19、據(jù)式(10-14)，如此 低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，如此 安全 設計計算與說明 結(jié)果 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)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15-3，取,于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1〕擬訂軸上零件的裝配方案〔如圖〕 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

20、 0 2〕根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，應當選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的7206AC型角接觸球軸承，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=16+20=36mm。 兩端滾動軸承采用套筒進展軸向定位。由手冊上查得7206AC型角接觸球軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為3mm。 ②取安裝大齒輪出的軸段Ⅱ-Ⅲ的

21、直徑dⅡ-Ⅲ=45mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。 ③為了使大齒輪軸向定位，取dⅢ-Ⅳ=50mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 設計計算與說明 結(jié)果 3〕軸上零件的軸向定位 大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵10mm×8mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應當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 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖 軸段編號 長度〔mm

22、〕 直徑〔mm〕 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 36 30 與7209AC型角接觸球軸承配合，套筒定位 Ⅱ-Ⅲ 98 45 與大齒輪鍵聯(lián)接配合 Ⅲ-Ⅳ 90 50 定位軸環(huán) Ⅳ-Ⅴ 103 45 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 Ⅴ-Ⅵ 36 30 與7209AC型角接觸球軸承配合 總長度 363mm （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7206AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a= mm。因此，軸的支撐跨距為 L1=65.3mm， L2=190.5，L3mm。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭

23、矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以與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與M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 設計計算與說明 結(jié)果 設計計算與說明 結(jié)果 （6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)與上表中的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力 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。 3. 低速軸的設計 (1) 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〔〕

24、 (2) 作用在軸上的力 低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，如此 (3) 初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)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15-3，取，于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設計 1） 擬訂軸上零件的裝配方案〔如圖〕 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 安全 設計計算與說明 結(jié)果 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直

25、徑和長度 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅵ-Ⅶ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑dⅤ-Ⅵ=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取LⅥ-Ⅶ=105mm。 ②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，應當選用7210AC型角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅥ-Ⅶ=45mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的7210AC型角接觸球軸承，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm×20mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=50mm；而LⅠ-Ⅱ=20mm，LⅣ-Ⅴ=20+20=40mm。

26、 左端滾動軸承采用軸環(huán)進展軸向定位。由表15-7查得7210AC型角接觸球軸承的定位高度h=3.5mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=52mm。右端軸承采用套筒進展軸向定位，同理可得套筒右端高度為3.5mm。 ③取安裝齒輪出的軸段Ⅲ-Ⅳ的直徑dⅢ-Ⅳ=50mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。 ④軸承端蓋的總寬度為30mm〔由減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長

27、度。 3） 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為14mm×9mm×80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為16mm×10mm×80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應當選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖 軸段編號 長度〔mm〕 直徑〔mm〕 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 20 50 與7214AC型角接觸球軸承配合 Ⅱ-Ⅲ 10 54 軸環(huán) Ⅲ-Ⅳ 40 52 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅴ 44 50 與7214AC型角接

28、觸球軸承配合 Ⅴ-Ⅵ 60 47 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 Ⅵ-Ⅶ 105 45 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 333mm 設計計算與說明 結(jié)果 設計計算與說明 結(jié)果 （5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7210AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=mm。因此，軸的支撐跨距為 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)圖以與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與M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F

29、 B截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)與上表中的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力 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。 （7） 準確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩與過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起應力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應力最大。截面Ⅲ的應力集中

30、影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應力最大，但應力集中不大〔過盈配合與鍵槽引起的應力集中均在兩端〕，而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機械設計》第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)。 安全 設計計算與說明 結(jié)果 2） 截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸

31、的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得 軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 尺寸系數(shù) 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強化處理，即βq=1，如此得綜合系數(shù)值為 設計計算與說明 結(jié)果 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ?。? , ??； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)如此得 故可知其安全。 3） 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭

32、矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 安全 設計計算與說明 結(jié)果 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 故有效應力集中系數(shù)為 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，附圖

33、3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)外表強化處理，即βq=1，如此得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , ??； , ??； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)如此得 故可知其安全。 安全 設計計算與說明 結(jié)果 八、滾動軸承的選擇與計算 軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承 選用7204AC型角接觸球軸承，查表13-5，得 （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由高速軸

34、的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 由《機械設計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承擔量動載荷和 設計計算與說明 結(jié)果 由《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。 2. 中速軸的軸承 選用7206AC角接觸球軸承，查《課程設計》表13-5，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載

35、荷和 由中速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 滿足壽命要求 設計計算與說明 結(jié)果 由《機械設計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承擔量動載荷和 由《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。 滿足壽命要求 設計計算與說明 結(jié)果 3. 低速軸的軸承 選

36、用7210AC角接觸球軸承，查《課程設計》表13-5，得 （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和 由低速軸的校核過程中可知： ， ， （2） 求兩軸承的計算軸向力和 由《機械設計》表13-7得 因為 所以 （3） 求軸承擔量動載荷和 設計計算與說明 結(jié)果 由《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。

37、 滿足壽命要求 設計計算與說明 結(jié)果 九、鍵聯(lián)接的選擇與校核計算 由《機械設計》式(6-1〕得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2，取 （1） 聯(lián)軸器處的鍵 取普通平鍵6×63GB1096-2003 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （2） 高速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵6×70GB1096-2003 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （3） 中速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵10×70GB1096-2003 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （4） 中速軸上小齒輪處的鍵 取普通平鍵10×70GB10

38、96-2003 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 （5） 低速軸上大齒輪處的鍵 取普通平鍵14×80GB1096-2003 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 設計計算與說明 結(jié)果 （6）

39、 聯(lián)軸器周向定位的鍵 取普通平鍵16×80GB1096-2003 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 該鍵滿足強度要求 十、聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，查《課程設計》表13-4 選用GY6聯(lián)軸器45×112GB/T5840-2003，其公稱扭矩為符合要求。 十一、減速器附件的選擇和箱體的設計 1. 窺視孔和視孔蓋 查《課程設計》〔減速器附件的選擇局部未作說明皆查此書〕表14-4，選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋，。 2. 通氣器 查表14-9，選用通氣塞。 3. 油面指示器 查表14-5，選用壓配式圓型油標A32 /T 7941.1—1995 4. 放油孔和螺塞 選

40、用外六角油塞與封油墊。 5. 起吊裝置 查表14-12，選用箱蓋吊耳環(huán)，，， 箱座吊耳鉤，，，， 設計計算與說明 結(jié)果 8. 箱體的設計 名稱 符號 尺寸 箱座壁厚 δ 9 箱蓋壁厚 δ1 9 箱體凸緣厚度 b、b1、b2 b=14;b1=12;b2=23 加強筋厚 m、m1 m=9;m1=8 地腳螺釘直徑 df 32 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 24 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 16 十二、潤滑與密封 由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑梗脷秩γ芊狻? 設計計算與說明 結(jié)果 十三、設計小結(jié) 本減速箱采用焊接箱體結(jié)構(gòu)，軸承座煅造經(jīng)機加工后焊接在箱體上。 底部箱底固定地腳也為焊接結(jié)構(gòu)。 設計計算與說明 結(jié)果 參考資料 1．濮良貴 紀名剛 吳立言 主編 機械設計〔第九版〕[M] 高等教育2013 2．王利華 主編 機械設計實踐教程[M] 華中科技大學2012 3．唐增寶 常建娥 主編 機械設計課程設計〔第四版〕[M]華中科技大學2015