一級(jí)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)(1)-一級(jí)減速器設(shè)計(jì)

《一級(jí)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)(1)-一級(jí)減速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《一級(jí)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)(1)-一級(jí)減速器設(shè)計(jì)（33頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō) 明 書(shū)設(shè)計(jì)題目: 一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器 班級(jí)學(xué)號(hào): 學(xué)生姓名: 指導(dǎo)老師: 完成日期:設(shè)計(jì)題目：一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器、傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖、已知條件：1、有關(guān)原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的有效拉力：F=1.47 KN運(yùn)輸帶速度：V=1.55m/S鼓輪直徑：D=310mm2、 工作情況：使用期限 8年，2班制（每年按300天計(jì)算），單向運(yùn)轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速誤差不得超過(guò)土 載荷平穩(wěn)；3、工作環(huán)境：灰塵；5%,4、制造條件及生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；5、動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓三、設(shè)計(jì)任務(wù)：1、傳動(dòng)方案的分析和擬定2、設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容1）運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算，電動(dòng)機(jī)的選擇;2）齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算；5）滾動(dòng)軸承的選

2、擇與校核；7）聯(lián)軸器的選擇。3、設(shè)計(jì)繪圖：1）減速器裝配圖一張；2）減速器零件圖二張；380/ 220V。3）帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算；4）軸的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算;6）鍵的選擇與強(qiáng)度校核;一、 傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。二、 電機(jī)的選擇錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。1、 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。2、電動(dòng)機(jī)容量 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。3、電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。4、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。5、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。三、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。1. 各軸轉(zhuǎn)速錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。2. 各軸輸入功率為（kW）錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。3. 各軸輸入

3、轉(zhuǎn)矩（N m） 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。四、 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。1、設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的主要參數(shù)錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。2、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。1、高速軸的設(shè)計(jì)錯(cuò)誤！未定義書(shū)簽。2、低速軸的設(shè)計(jì)12六、軸的疲勞強(qiáng)度校核 131、高速軸的校核132、低速軸的校核13七、軸承的選擇及計(jì)算 171、高速軸軸承的選擇及計(jì)算 172、低速軸的軸承選取及計(jì)算 18八、鍵連接的選擇及校核 191、高速軸的鍵連接192、低速軸鍵的選取19九、聯(lián)軸器的選擇 20十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件的選擇 201、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 202、減速器附件的選擇

4、22十一、潤(rùn)滑與密封 211、潤(rùn)滑212、密封21十二、參考文獻(xiàn) 24-1 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果一. 傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明傳動(dòng)方案初步確定為兩級(jí)減速（包含帶傳動(dòng)減速和一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)減速），說(shuō)明如下：為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速nW,即-3 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果60000V60000 1.55=95.54 r/min-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果nd3.14 310二. 電機(jī)的選擇1、電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列（IP44 ）三向異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式全封閉結(jié)構(gòu)，具有

5、防止灰塵等其他雜物侵入電機(jī)內(nèi)部的特 點(diǎn)。2、電動(dòng)機(jī)容量1）、工作機(jī)所需功率p w FW=FV=1.47 1.55 =2.28 KW2）、電動(dòng)機(jī)輸出功率Pd巳=PWu傳動(dòng)裝置的總效率二, 22 3 4 5式中，1 - 2為從電動(dòng)機(jī)至滾筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由參考書(shū)【1】表3-1查得：齒輪傳動(dòng)效率為 耳=0.97,，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為2 =0.99，聯(lián)軸器傳動(dòng)效率為3 =0.99，帶傳動(dòng)效率 4 =0.96，工作機(jī)效率 5 =0.96包含軸承。則總=0.970.992 0.99 0.96 0.96 =0.867故巳二 Pw =2.63 KWd n總3、電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm由【1】表17

6、-7選取電動(dòng)機(jī)額定功率 Fm = 3kW4、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書(shū) 中推薦減速裝置（包括V帶和一級(jí)減速器）傳動(dòng)比范圍i =620，則 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nd廠=95.54 （6 20） = 573.25 佃 10.83 r/min可見(jiàn)同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。由【1】表17-7選定電動(dòng)機(jī) 的型號(hào)為Y132S-6。主要性能如下表：電機(jī)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y132S-63KW960r/min2.02.25、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i總并分配傳動(dòng)比1）、總傳動(dòng)比i總=匹=960 =10.05 （符合6i總24） 總

7、nw 95.54則齒輪的傳動(dòng)比2）、分配傳動(dòng)比 取帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1 = 2.50，i總i110.052.5= 4.02三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1 各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動(dòng)裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號(hào)為：i軸、n軸，滾 筒軸為川軸。各軸的轉(zhuǎn)速為（r/min)960高速軸I的轉(zhuǎn)速n*i12.5384.00低速軸n的轉(zhuǎn)速叫n2 = 一 =384.00 / 4.02 =95.54 i2滾筒軸川的轉(zhuǎn)速95.54nw卡二2.各軸輸入功率為(kW)-5 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果高速軸I的輸入功率R =Pm 戸4 = 2.630.96 = 2.52-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-#

8、-設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果低速軸n的輸入功率滾筒軸川的輸入功率P2 =R 2 =2.52x0.99x0.97 = 2.42R =F22 3 = 2.42 0.99 0.99=2.37-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果3各軸輸入轉(zhuǎn)矩m)-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1）、軸I的轉(zhuǎn)矩為9550 R1 =62.72-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果2）、軸n的轉(zhuǎn)矩為T(mén)2ni= 9550 R2 .242.06n2-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果3）、軸川的轉(zhuǎn)矩為空証.237.24-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果n3將各數(shù)據(jù)匯總?cè)缦螺SI軸n軸川轉(zhuǎn)速n(r /mi

9、n)384.0095.5495.54功率P/kW2.522.422.37轉(zhuǎn)矩T /(N m)62.72242.06237.24傳動(dòng)參數(shù)的數(shù)據(jù)表表1四、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的主要參數(shù)已知帶傳動(dòng)的工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=2.63 kw 小帶輪轉(zhuǎn)速厲=960.00 r/min大帶輪轉(zhuǎn)速n2 = 384.00 r/min，傳動(dòng)比 i1 =2.50。設(shè)計(jì)內(nèi)容包括選擇帶的型號(hào)、確定基準(zhǔn)長(zhǎng)度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因?yàn)橹耙呀?jīng)選擇了V帶傳動(dòng)，所以帶的設(shè)計(jì)按V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行）-7 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果1)、計(jì)

10、算功率 Pa Pa= Ka P =1.1 X 2.63 =2.89 kw2）、選擇V帶型 根據(jù)Pa、ni由圖8-10機(jī)械設(shè)計(jì)p157選擇A型帶（d1=112140mm)3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v（1）、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd，由（機(jī)械設(shè)計(jì)p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑 dd = 125mm（2）、驗(yàn)算帶速v兀 dd1 n11X125960v =m / s = 6.28 m/s60 心 00060 0000因?yàn)?m/s6.28 m/s90包角滿足條件(6) .計(jì)算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達(dá)的功率根據(jù) n1 =960r/min 和 dd1 =125mm表 8-

11、4a用插值法求得p0 =1.37kw單根v帶的傳遞功率的增量 p0已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 =960r/min轉(zhuǎn)動(dòng)比 i= H = dd1/ dd2=2門(mén)2查表 8-4b 得 p0 =0.11kw計(jì)算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)k- =0.96,表8-2得帶長(zhǎng)修正系數(shù)kL =0.99Pr =( P0 +A P0 ) X k-. X kL =(1.37+0.11) X 0.96 X 0.99=1.41KWZ= PC =2.89 /1.41= 2.05 故取 3 根.Pr(7) 、計(jì)算單根V帶的初拉力和最小值Fmin = 500* (2.5一k鼻血 +qVV=178.9NZVk.對(duì)于新

12、安裝的V帶,初拉力為:1.5 F0min =268N對(duì)于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力為:1.3 F0min =232.5N(8、.計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力FpFp=2ZFsin( ： i/2)= 1064.8N(9).帶輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)A. 帶輪的材料為：HT200B. V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為：腹板式.C 結(jié)構(gòu)圖(略)2、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1) 、選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1) 、按圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。(2) 、帶式機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度(GB10095 88)。、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料 40C(調(diào)質(zhì))，硬度280 320HBS, 大齒輪材料為45 (調(diào)質(zhì)

13、)，硬度為250 290HBS。二者硬度差為 40HBS左 右。(4) 、選小齒輪齒數(shù)Z1 =24,齒輪傳動(dòng)比為i2=4.02，則大齒輪齒數(shù)Z2 =24 X 4.02 =96.46，取 Z? =96。2) 、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)d J2K u+1 ZeZhZ 2由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即鉞% u i h丿進(jìn)行計(jì)算。3) 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 、試選載荷系數(shù)Kt = 1.3(2) 、計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。= 62.72 nm、由表【2】10-7選取齒寬系數(shù) d =1o1、由表10-6差得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa2,ZH =2.5(5) 、由圖10-21d按齒面硬度差

14、得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限0Hlim1 =650MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限叭誠(chéng)=580MPa。4) 、計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N廠60njLh=60 384 1 (2 8 300 8)=8.85 1(08N2二 2.2 10Ni 8.85 104.02 -4.02(1)、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K hni = .93, K hn2二1*01。(2) 、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,則廠Hh =KHN1Gm1 =0.93 650 =605MPa SG】2 =KhN2 lim2 =1.01 580 =585.5MPaS5)、計(jì)算(1)、試算小齒輪分度圓直徑

15、代人兀中較小的值。d1t 一 3 d2KtT u+1 ZeZhZJ/ =51.12 mm計(jì)算圓周速度二 d1t nt60 1000二 51.12 3841.03 m/s60 10006)、計(jì)算齒寬。-11 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果b= d d1t =1x 51.12 =51.12 mm7)、計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)mt =歸=51.12 /24=2.13 mmZ1齒高h(yuǎn) =2.25mt =2.25 x 2.13 =4.79 mm齒高比-=51.12 /4.79 =10.67 h8)、計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.03 m/s, 9級(jí)精度，由【2】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV =

16、1.04； 直齒輪，Kh a = KFa =1。由【2】表10-2查得使用系數(shù)Ka -1.25。由【2】表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果K h b 二 1.314。b由_=10.67 , Khb = 1.422查【2】圖10-13得 心歹1.32，故載荷系數(shù) h卩K =KaKvKh 一 Kh“1.25 1.04 1 1.314 =1.719）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑K1 71d1 =d1t 3i =51.12計(jì)一=55.99 mm1: Kt. 1.310）、計(jì)算模數(shù)m。m=55.99 /24=2.3311）、按齒根彎曲疲勞校核

17、公式對(duì)小齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。m （）IdZ1葉12）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算值：CTFE1 = 550MPa，大（1）、由【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限齒輪的彎曲疲勞極限 E2 =390MPa。、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN1 = 0.91 , K fn2 -0.95。13）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞許用安全系數(shù)S=1.4，則-13 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果斥1K FN3 OFE3 _ S0.91 5501.4=357.5MPa斥2K FN4 咎E40.95 3901.4= 264.6MPa-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果14）、計(jì)算載荷系數(shù)

18、K。K =KaKvKKf，1.25 1.04 1 1.32=1.7215）、查取齒形系數(shù)。由【2】表 10-5 查得YFa1 =2.65;YFa2 =2.177。16）、查取應(yīng)力校正系數(shù)。由【2】表 10-5 查得YSa1 =1.58; YSa2 =1.793。-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果17）、計(jì)算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較。aYFalYsal2.69X1.58 -0.011712葉】1357.5YFa2Ysa22.177x1.793一一 0 014752aF 2264.6大齒輪的數(shù)值大。18）、設(shè)計(jì)計(jì)算J2X1.37 漢62.72F03 門(mén)m = ?!2x 0.014752 = 1.

19、77 mmV仆 242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的大小主要取決于彎曲彎曲強(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)的乘積） 有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.77 mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為 m=2.0 mm ,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d 55.99 mm，算出小齒輪齒數(shù)d1廿Z1=55.99 /2=28.00 ，取乙=28mZ2 =4.02 X 28 =112.54，取 Z 2=11219）、幾何尺寸的計(jì)算（1）、計(jì)算分度圓直徑d1=28 X 2.0 =56.0 mmd2=112

20、X 2.0 =224.0 mm、計(jì)算中心距-J +Kad1 d2 56.0 +224.0 /2=140.0 mm220）、計(jì)算齒輪寬度b =4 = 1 X 56.0 =56.0 mm取 b2=56 mm,b仁61 mm。五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算-15 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查【2】表15-1得許用應(yīng)力為二i=60MPa 。為了對(duì)軸進(jìn)行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對(duì)和第二對(duì)嚙合齒輪上的作用力分別為332T1 2 62.72 102門(mén) 2 242.06 10d2224,rF 二 Ft2tan2d=787NR =2240N , F2 =2161Nd156Fr1 =Rta

21、n20 =815N1、高速軸的設(shè)計(jì)-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果（i）、初步確定軸的最小直徑。45鋼，調(diào)質(zhì)處按公式dmin=A需初步計(jì)算軸的最小直徑。軸的材料為 理。根據(jù)【2】表15-3，取A 01 =110。貝ydmin1 =A0132.6mm01又因?yàn)楦咚佥SI有1個(gè)鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大 5%-10%現(xiàn)將軸增大6%則增大后的最小軸徑dm =20.6 （1 0.06） = 21.84mm，取為 25mm（2）、軸上各段直徑的初步確定。A段:d1=25由最小直徑算出。B段：d2=32，根據(jù)氈圈油封標(biāo)準(zhǔn)。C段：d3=35，與軸承（深溝球

22、軸承 6207）配合，取軸承內(nèi)徑 35mmD段：d4=40，設(shè)計(jì)非定位軸肩高度 h=2.5mm高速軸內(nèi)徑40。E段：d5=56，高速軸齒輪分度圓直徑56。F段：d6=40，設(shè)計(jì)定位軸肩高度 h=2.5mmoG段：d7=35，與軸承（深溝球軸承 6207）配合。（3）、軸上各段所對(duì)應(yīng)的長(zhǎng)度。A段長(zhǎng)度為L(zhǎng)1 =50mm ；根據(jù)帶輪輪轂寬度B段長(zhǎng)度為L(zhǎng)38mm；根據(jù)氈圈油封標(biāo)準(zhǔn)。C段長(zhǎng)度為L(zhǎng)3 =26mm ；由軸承（深溝球軸承 6207）寬度及檔油環(huán)寬 度決定，D段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4 =8mm ；定位軸肩E段長(zhǎng)度為L(zhǎng)5 =61mm ；齒輪齒寬F段長(zhǎng)度為L(zhǎng)6 = 8mm ；定位軸肩G段長(zhǎng)度為L(zhǎng)7 =29mm。

23、由軸承（深溝球軸承 6207）寬度及檔油環(huán)寬 度決定、各軸段的倒角設(shè)計(jì)按【2】表15-2 （零件倒角C與圓角半徑R的 推薦值）進(jìn)行設(shè)計(jì)。2、低速軸的設(shè)計(jì)1）、初步確定軸的最小直徑。145鋼,按公式dmin =Ao（P初步計(jì)算軸的最小直徑。選取軸的材料為調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A02 =110。則dmin2 =人02昱=32.31 mm又因?yàn)榈退佥SI有兩個(gè)鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大 6%-10%現(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑為 d；in2 =32.31 X 1.06= 34.25 mm 圓整為 38mm .-f?1FED C B A低速軸的輪廓圖如上所示

24、。2）、軸上各段直徑的初步確定。A段：d仁38mm與彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器配合B段：d2=43mn，設(shè)定軸肩高 h=2.5mm。C段：d3=45,與軸承配合。D段：d4=50mm設(shè)定非軸肩高度為 2.5mm。E段：d5=55mn，設(shè)定軸肩高為 2.5mm=F段：d6=45mm與軸承配合。3）、軸上各段所對(duì)應(yīng)的長(zhǎng)度。A段長(zhǎng)度為L(zhǎng)68mm ；根據(jù)彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器寬度B段長(zhǎng)度為L(zhǎng)39mm；根據(jù)軸肩與箱體之間的距離C段長(zhǎng)度為L(zhǎng)3 =42mm；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度D段長(zhǎng)度為L(zhǎng)4 =54mm ；齒輪齒寬減速2mmE段長(zhǎng)度為L(zhǎng)5 =10mm ；定位軸肩F段長(zhǎng)度為L(zhǎng)6 =29mm ；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度4）

25、、各軸段的倒角設(shè)計(jì)按【2】表15-2 （零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進(jìn)行設(shè)計(jì)。六、軸的疲勞強(qiáng)度校核1、高速軸的校核Ft, Fr的方向如下圖所示(1 )軸支反力根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立 力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1119.91 N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=O那么 RA RB =Fr X 62/124=458N(2 )畫(huà)彎矩圖右起第四段剖面 C處的彎矩：水平面的彎矩： MC=RA X 62= 116.65 Nm垂直面的彎矩： MC1 MC2 RA X 62=41.09 Nm合成彎矩：M d =Mc2 f；Mc2 Md -

26、116.652 41.092 -123.68Nm(3) 畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖：T= Ft X d2/2=62.72 Nm(4) 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，a =0.6可得右起第四段剖面 C處的當(dāng)量彎矩：Mec2ffMC22(a T)2 =307.56Nm(5) 判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度右起第四段剖面 C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大， 所以剖面C為危險(xiǎn)截面。已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有：b -1: =60Mpa 貝d e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)3=307.56 X 1000/(0.1 X 60 )=14.24 Nm : d -1:右

27、起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面:MDh(a T )=0.6 91.52 =54.912Nmd e= MD/W= MD/(0.1 D13)=54.912 X 1000/(0.1 X 453)=6.026 Nm : d -1:所以確定的尺寸是安全的 。-19 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果以上計(jì)算所需的圖如下:-21 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果出 III匚 2L Pl himr 11L 026Nn|11I 7?嚴(yán)葉-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果2、低速軸的校核(1)軸長(zhǎng)支反力根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力 學(xué)模型

28、。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA RB =Fr X 62/124= 430N(2 )畫(huà)彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩： MC=RA X 62= 119.72 Nm垂直面的彎矩： MC1 MC2 RA X 62=59.86 Nm合成彎矩：-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果M C1 =M C2 =訓(xùn) C2 +M C12 = J119.722 +59.862 =133.85Nm(3)畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft X d2/2=242.06 Nm(4) 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，a =

29、0.6可得右起第四段剖面 C處的當(dāng)量彎矩：M ec2 = JM c2 + (a T ) =330.7Nm(5)判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度右起第四段剖面 C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大， 所以剖面C為危險(xiǎn)截面。已知 MeC2=330.7Nm ,由課本表13-1有：b -1 =60Mpa 貝3b e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D4 )=330.7 X 1000/(0.1 X 653)=12.04 Nm : b -1:右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面：2M D = ( a T) =0.6漢 504.0=302.4Nm3b e= MD/W= MD/(0.1

30、D1 )3=302.4 X 1000/(0.1 X 50 )=24.19Nm : b -1:所以確定的尺寸是安全的。以上計(jì)算所需的圖如下：-23 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果-41- 41r1IPiL4rrCitixrt11 11XT111祁i2 f1siniiReHII1II1rT-111IPrilIIIIilIIA IR住1111Rb11u-fali TTr1時(shí)_訃55.S3 Mm貝* I !_“nFfr1七、軸承的選擇及計(jì)算1、高速軸軸承的選擇及計(jì)算1 ）、高速軸的軸承選取深溝球軸承6207型Cr=31.5kN2）、計(jì)算軸承的徑向載荷A 處軸承徑向力F”= Fnh/ FnvJ二 1092 2 7

31、95? = 1351NC 處軸承徑向力Fr- FnhFnv -1053767 = 1303N所以在C處軸承易受破壞。3）、軸承的校驗(yàn)（1）、軸承的當(dāng)量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故P二fp F2,查【2】表13-6得載荷系數(shù)fp =1.2。-25 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果P =1.2 燈 351 =1621N(2)、軸承的使用壽命為8年，2班制，即預(yù)計(jì)使用計(jì)算壽命Lh =16 漢 300 匯 8=38400h軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值C-Pg6，其中名3，則 106小)60漢384漢38400小C -1621 “6- 18864N - 18.864kN 38400h60n P

32、60 0841621綜上所得6207軸承符合設(shè)計(jì)要求。2、低速軸的軸承選取及計(jì)算1)、低速軸的軸承選取深溝球軸承6209型，Cr=31.5kN。2、計(jì)算軸承的徑向載何Fr =Jf2nh2 +F2NV2 =山0532 + 76 7 2 =1303N3)、軸承的當(dāng)量載何，因深溝球軸承只受徑向載何，故P=fp Fr,查表【2】13-6得載荷系數(shù)fp=1.2。P =1.2 0303 =1564N軸承的使用壽命為 8年，即預(yù)計(jì)使用計(jì)算壽命L；=38400h軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值60n Lh亠CP*6h ,其中呂-3，則 106小，c【60 75.54疋 38400 “ 小C -156少 36- 13

33、628N 13.628kN 38400h60n P60 75.541564-# -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果綜上所得6209軸承符合設(shè)計(jì)要求。八、鍵連接的選擇及校核1、高速軸的鍵連接1 )、高速軸鍵的選取查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )選取A型 鍵，bx h X L=8 X 7 X 42。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2 tp =100 120MPa2 )、強(qiáng)度校核2T x1032X62.72X103-p40MPa 十pp kid 3.5x32x25p故滿足設(shè)計(jì)要求。2、低速軸鍵的選取1 )、連接大齒輪的鍵：查【1】表14-26普

34、通平鍵的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )選取 A 型鍵，bx hx L=14 X 9X 41,軸的直徑為 50mm。連接聯(lián)軸器的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )選取 A 型鍵，bX hX L=12 X 8X 63,軸的直徑為 36mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2 -P =100 120MPa。2 )、強(qiáng)度校核2T1032 漢 242 0610S79.69MPa 十 pp kid 0.5 9 (41一14) 50p故也符合設(shè)計(jì)要求九、聯(lián)軸器的選擇-27 -設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果在減速器輸出軸與卷筒之間聯(lián)接用的

35、聯(lián)軸器。查表得選用Lx2型號(hào)的軸孔直徑為38的彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=560Nm K=1.3=1242.06 nmTc=1.3xT2=314.68 N m -選用Lx2型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩Tn =560 , TCTn。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=3040,選d=38，軸孔長(zhǎng)度L=82十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件的選擇1、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+1mm蘭 8 mm取 8mm機(jī)蓋壁厚S 1(0.8 0.85)6 8,取 8mm機(jī)座凸緣厚度b1.5 S =12mm機(jī)蓋凸緣厚度b11.5 S 1=12mm機(jī)座底凸緣厚度P

36、2.5 S =20mm取 20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=17.47mm 取 20mm地腳螺釘數(shù)目na250mm, n=6軸承旁連接螺栓直徑d112mm機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d210mm軸承端蓋螺釘直徑d38mm窺視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷(xiāo)直徑d6mm設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果df、di、d2至外機(jī)壁距離C126mm,18mm,16mmdf、di、d2至凸緣邊緣距離C224mm,16mm 14mm凸臺(tái)高度h45mm大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 18mm小齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 210mm機(jī)座肋厚mm=0.85 S =8.5mm啟蓋螺釘d510mm軸承端蓋凸緣厚度e10mm2、減速器附件的選擇包

37、括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，油標(biāo)，通氣孔，吊耳，吊鉤，放油孔，螺塞，封油墊，氈圈，甩油環(huán)等。十一、潤(rùn)滑與密封1、潤(rùn)滑1 ）、減速器內(nèi)傳動(dòng)零件采用浸油潤(rùn)滑（L-AN46GB443-1989），減速器的滾動(dòng)軸承采用油潤(rùn)滑。2 ）、其他零件采用油脂潤(rùn)滑。2、密封1）、箱體的剖封面可用密封膠或水玻璃密封。2）、視孔蓋、放油孔處的螺塞用石棉橡膠紙進(jìn)行密封。3）、伸出軸端處采用氈圈密封。4 ）、軸承端蓋采用調(diào)整設(shè)計(jì)計(jì)算及說(shuō)明結(jié)果十二、參考文獻(xiàn)1 李育錫機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)M.北京：高等教育出版社，2008.2 濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）M.北京：高等教育出版社，2012.3 成大仙.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第 5版）M.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2007.-31 -