機械設計減速器設計說明書.doc

東?？茖W技術學院 課程設計成果說明書 題 目： 機械設計減速器設計說明書 院 系： 機電工程系 學生姓名： 專 業(yè)： 機械制造及其自動化 班 級： C15機械一班 指導教師： 起止日期： 2017．12.12-2018.1.3 東?？茖W技術學院教學科研部 浙江海洋大學東海科學技術學院課程設計成績考核表 2017 — 2018 學年 第 一 學期 系（院、部） 班級 專業(yè) 學生姓名(學 號) 課程設計名 稱 題 目 指導教師評語 指導教師簽名： 年 月 日 答辯評語及成績評定 答辯小組教師簽名： 年 月 日 設計任務書 一、初始數(shù)據(jù) 設計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 1500Nm，n = 33r/m，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：3班制，每年工作天數(shù)：250天，三相交流電源,電壓380/220V。 二. 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設計V帶和帶輪 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯(lián)接設計 9. 箱體結(jié)構(gòu)設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 目 錄 第一部分 設計任務書..............................................3 第二部分 傳動裝置總體設計方案.....................................6 第三部分 電動機的選擇............................................6 3.1 電動機的選擇............................................6 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................7 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)............................8 第五部分 V帶的設計..............................................9 5.1 V帶的設計與計算.........................................9 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設計..........................................12 第六部分 齒輪傳動的設計.........................................14 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計..........................20 7.1 輸入軸的設計...........................................20 7.2 輸出軸的設計...........................................26 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................34 8.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................34 8.2 輸出軸鍵選擇與校核......................................35 第九部分 軸承的選擇及校核計算....................................35 9.1 輸入軸的軸承計算與校核..................................35 9.2 輸出軸的軸承計算與校核...................................36 第十部分 聯(lián)軸器的選擇...........................................37 第十一部分 減速器的潤滑和密封....................................38 11.1 減速器的潤滑...........................................38 11.2 減速器的密封...........................................39 第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................39 12.1 減速器附件的設計及選取 .......................................39 12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................................45 設計小結(jié).......................................................48 參考文獻.......................................................48 設 計 及 說 明 結(jié) 果 第二部分 傳動裝置總體設計方案 一. 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。 3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。 二. 計算傳動裝置總效率 ha=h1h23h3h4h5=0.960.9930.970.990.96=0.859 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。 第三部分 電動機的選擇 3.1 電動機的選擇 工作機的轉(zhuǎn)速n: n=33r/min 工作機的功率pw: pw= 5.18 KW 電動機所需工作功率為: pd= 6.03 KW  設 計 及 說 明 結(jié) 果 工作機的轉(zhuǎn)速為: n = 33 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=2~6，則總傳動比合理范圍為ia=4~24，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (424)33 = 132~792r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160L-8的三相異步電動機，額定功率為7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H LHD AB K DE FG 160mm 645385 254254 15mm 42110 1237 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: 設 計 及 說 明 結(jié) 果 ia=nm/n=720/33=21.82 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0i 式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=4，則減速器傳動比為: i=ia/i0=21.82/4=5.46 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸：nI = nm/i0 = 720/4 = 180 r/min 輸出軸：nII = nI/i = 180/5.46 = 32.97 r/min 工作機軸：nIII = nII = 32.97 r/min （2)各軸輸入功率: 輸入軸：PI = Pdh1 = 6.030.96 = 5.79 KW 輸出軸：PII = PIh2h3 = 5.790.990.97 = 5.56 KW 工作機軸：PIII = PIIh2h4 = 5.560.990.99 = 5.45 KW 則各軸的輸出功率： 輸入軸：PI = PI0.99 = 5.73 KW 輸出軸：PII = PII0.99 = 5.5 KW 工作機軸：PIII = PIII0.99 = 5.4 KW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 設 計 及 說 明 結(jié) 果 輸入軸：TI = Tdi0h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩: Td = 79.98 Nm 所以： 輸入軸：TI = Tdi0h1 = 79.9840.96 = 307.12 Nm 輸出軸：TII = TIih2h3 = 307.125.460.990.97 = 1610.3 Nm 工作機軸：TIII = TIIh2h4 = 1610.30.990.99 = 1578.26 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸：TI = TI0.99 = 304.05 Nm 輸出軸：TII = TII0.99 = 1594.2 Nm 工作機軸：TIII = TIII0.99 = 1562.48 Nm 第五部分 V帶的設計 5.1 V帶的設計與計算 1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.2，故 Pca = KAPd = 1.26.03 kW = 7.24 kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用B型。 3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 設 計 及 說 明 結(jié) 果 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 140 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度 5.28 m/s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑 dd2 = i0dd1 = 4140 = 560 mm 根據(jù)課本查表，取標準值為dd2 = 560 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度 Ld0 ≈ ≈ 2187 mm 由表選帶的基準長度Ld = 2180 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。 a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (2180 - 2187)/2 mm ≈ 496 mm 按課本公式，中心距變化范圍為463 ~ 561 mm。 5.驗算小帶輪上的包角a1 a1 ≈ 180- (dd2 - dd1)57.3/a = 180-（560 - 140)57.3/496 ≈ 131.5> 120 6.計算帶的根數(shù)z 設 計 及 說 明 結(jié) 果 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm = 720 r/min，查表得P0 = 1.68 kW。 根據(jù)nm = 720 r/min，i0 = 4和B型帶，查表得DP0 = 0.23 kW。 查表得Ka = 0.87，查表得KL = 0.99，于是 Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.68 + 0.23)0.870.99 kW = 1.65 kW 2）計算V帶的根數(shù)z z = Pca/Pr = 7.24/1.65 = 4.39 取5根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得B型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.17 kg/m，所以 F0 = = = 261.64 N 8.計算壓軸力FP FP = 2zF0sin(a1/2) = 25261.64sin(131.5/2) = 2384.91 N 設 計 及 說 明 結(jié) 果 9.主要設計結(jié)論 帶型 B型 根數(shù) 5根 小帶輪基準直徑dd1 140mm 大帶輪基準直徑dd2 560mm V帶中心距a 496mm 帶基準長度Ld 2180mm 小帶輪包角α1 131.5 帶速 5.28m/s 單根V帶初拉力F0 261.64N 壓軸力Fp 2384.91N 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設計 1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計算 設 計 及 說 明 結(jié) 果 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 電動機軸直徑D D = 42mm 42mm 分度圓直徑dd1 140mm da dd1+2ha 140+23.5 147mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)42 84mm B (z-1)e+2f (5-1)19+211.5 99mm L (1.5~2)d (1.5~2)42 84mm 2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設計 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 設 計 及 說 明 結(jié) 果 2）大帶輪主要尺寸計算 代號名稱 計算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 37mm 37mm 分度圓直徑dd1 560mm da dd1+2ha 560+23.5 567mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)37 74mm B (z-1)e+2f (5-1)19+211.5 99mm L (1.5~2)d (1.5~2)37 74mm 第六部分 齒輪傳動的設計 1.選精度等級、材料及齒數(shù) （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 （2）一般工作機器，選用8級精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 28，大齒輪齒數(shù)z2 = 285.46 = 152.88，取z2= 153。 （4）壓力角a = 20。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 設 計 及 說 明 結(jié) 果 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 = 307.12 N/m ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[28cos20/(28+21)] = 28.72 aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[153cos20/(153+21)] = 21.943 端面重合度： ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π = [28(tan28.72-tan20)+153(tan21.943-tan20)]/2π = 1.767 重合度系數(shù)： Ze = = = 0.863 ⑦計算接觸疲勞許用應力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1= 60nkth =6018011025038 = 6.48108 設 計 及 說 明 結(jié) 果 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 6.48108/5.46 = 1.19108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = = 534 MPa [sH]2 = = = 506 MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [sH] = [sH]2 = 506 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 85.213 mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v v = = = 0.8 m/s ②齒寬b b = = = 85.213 mm 2）計算實際載荷系數(shù)KH 設 計 及 說 明 結(jié) 果 ①由表查得使用系數(shù)KA = 1。 ②根據(jù)v = 0.8 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.05。 ③齒輪的圓周力 Ft1 = 2T1/d1t = 21000307.12/85.213 = 7208.29 N KAFt1/b = 17208.29/85.213 = 84.59 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KHb = 1.465。 由此，得到實際載荷系數(shù) KH = KAKVKHaKHb = 11.051.21.465 = 1.846 3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1 = = 85.213 = 95.779 mm 及相應的齒輪模數(shù) mn = d1/z1 = 95.779/28 = 3.421 mm 模數(shù)取為標準值m = 3 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1 = z1m = 283 = 84 mm d2 = z2m = 1533 = 459 mm （2）計算中心距 a = (d1+d2)/2 = (84+459)/2 = 271.5 mm （3）計算齒輪寬度 設 計 及 說 明 結(jié) 果 b = φdd1 = 184 = 84 mm 取b2 = 84、b1 = 89。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 （1）齒根彎曲疲勞強度條件 sF = ≤ [sF] 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.767 = 0.674 ②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.16 YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.84 ③計算實際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2 根據(jù)KHb = 1.465，結(jié)合b/h = 12.44查圖得KFb = 1.435 則載荷系數(shù)為 KF = KAKvKFaKFb = 11.051.21.435 = 1.808 ④計算齒根彎曲疲勞許用應力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89 設 計 及 說 明 結(jié) 果 取安全系數(shù)S=1.4，得 [sF]1 = = = 303.57 MPa [sF]2 = = = 241.57 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 146.399 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 140.536 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 28、z2 = 153，模數(shù)m = 3 mm，壓力角a = 20，中心距a = 271.5 mm，齒寬b1 = 89 mm、b2 = 84 mm。 設 計 及 說 明 結(jié) 果 6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數(shù)m 3mm 3mm 齒數(shù)z 28 153 齒寬b 89mm 84mm 分度圓直徑d 84mm 459mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高ha mha 3mm 3mm 齒根高hf m(ha+c) 3.75mm 3.75mm 全齒高h ha+hf 6.75mm 6.75mm 齒頂圓直徑da d+2ha 90mm 465mm 齒根圓直徑df d-2hf 76.5mm 451.5mm 第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計 7.1 輸入軸的設計 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 5.79 KW n1 = 180 r/min T1 = 307.12 Nm 2.求作用在齒輪上的力 設 計 及 說 明 結(jié) 果 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 84 mm 則: Ft = = = 7312.4 N Fr = Fttana = 7312.4tan20 = 2660 N 3.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，取A0 = 112，得： dmin = A0 = 112 = 35.6 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 37 mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 設 計 及 說 明 結(jié) 果 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 42 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 47 mm。大帶輪寬度B = 99 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 97 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 42 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為dDT = 458519 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 19+15 = 34 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 89 mm，d56 = d1 = 84 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 設 計 及 說 明 結(jié) 果 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T = 19 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = 99/2+50+19/2 = 109 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 89/2+34+9-19/2 = 78 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 89/2+9+34-19/2 = 78 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 3656.2 N FNH2 = = = 3656.2 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -2721.3 N FNV2 = = = 2996.4 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 3656.278 Nmm = 285184 Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0 = FpL1 = 2384.91109 Nmm = 259955 Nmm 設 計 及 說 明 結(jié) 果 截面C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L2 = -2721.378 Nmm = -212261 Nmm MV2 = FNV2L3 = 2996.478 Nmm = 233719 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1 = = 355506 Nmm M2 = = 368720 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 6.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 設 計 及 說 明 結(jié) 果 7.2 輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 5.56 KW n2 = 32.97 r/min T2 = 1610.3 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 459 mm 則: Ft = = = 7016.6 N Fr = Fttana = 7016.6tan20 = 2552.4 N 3.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，取:A0 = 112，于是得 dmin = A0 = 112 = 61.9 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca = KAT2 = 1.31610.3 = 2093.4 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80 mm故取d12 = 80 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132 mm。 設 計 及 說 明 結(jié) 果 4.軸的結(jié)構(gòu)設計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 85 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 90 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 132 mm，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，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 130 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 85 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6218，其尺寸為dDT = 90mm160mm30mm，故d34 = d67 = 90 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 30+15 = 45 mm 設 計 及 說 明 結(jié) 果 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6218型軸承的定位軸肩高度h = 5 mm，因此，取d56 = 100 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 95 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 84 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 82 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 30 mm，則 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 30+8+16+2.5+2 = 58.5 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6218深溝球軸承查手冊得T= 30 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 84/2-2+58.5-30/2 = 83.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 84/2+11.5+45-30/2 = 83.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 3508.3 N 設 計 及 說 明 結(jié) 果 FNH2 = = = 3508.3 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 1276.2 N FNV2 = = = 1276.2 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 3508.383.5 Nmm = 292943 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV = FNV1L2 = 1276.283.5 Nmm = 106563 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M = = 311723 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 11.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa 設 計 及 說 明 結(jié) 果 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 7.精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面I、II、III段只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均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I、II、III段均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，安裝大齒輪段截面上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。安裝大齒輪段截面上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故安裝大齒輪段截面也不必校核。截面VI和VII顯然更不必校核。由第三章附錄可知，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)即可。 （2）截面IV左側(cè) 抗彎截面系數(shù)W = 0.1d3 = 0.1903 mm = 72900 mm 抗扭截面系數(shù)W = 0.2d3 = 0.2903 mm = 145800 mm 截面IV左側(cè)的彎矩W = = 0 Nmm 截面IV上的扭矩T2 = 1610300 Nmm 截面上的彎曲應力sb = = MPa = 0 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力tT = = = 11.04 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得sB = 640MPa，s-1 = 275MPa，t-1 = 155MPa。 設 計 及 說 明 結(jié) 果 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)as及at按附表3-2查取。因 = = .028、 = = 1.056，經(jīng)插值后可查得 as = 1.89 at = 1.32 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 qs = 0.82 qt = 0.85 故有效應力集中系數(shù)按式（附3-4）為 ks = 1+qs(as-1) = 1+0.82(1.89-1) = 1.73 kt = 1+qt(at-1) = 1+0.82(1.32-1) = 1.27 由附圖3-2得尺寸系數(shù)es = .64；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)et = .78。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為bs = bt = 0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即bq = 1，則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數(shù)為： Ks = +-1 = +-1 = 2.79 Kt = +-1 = +-1 = 1.72 又由ξ3-1及ξ3-2得碳鋼的特性系數(shù)為： js = 0.1~0.2， 取js = 0.1 jt = 0.05~0.1， 取jt = 0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得： Ss = = = 0 設 計 及 說 明 結(jié) 果 St = = = 16.6 Sca = = = 0>S=1.5 故可知其安全。 （3）截面IV右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W = 0.1d3 = 0.1953 mm = 85737.5 mm 抗扭截面系數(shù)W = 0.2d3 = 0.2953 mm = 171475 mm 彎矩M及彎曲應力為： W = = 0 Nmm sb = = MPa = 0 MPa 扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應力為： T2 = 1610300 Nmm tT = = = 9.39 MPa 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取 = 0.8，于是得： = 3.73， = 0.83.73 = 2.984 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為bs = bt = 0.92 故得綜合系數(shù)為: 設 計 及 說 明 結(jié) 果 Ks = +-1 = 3.73+-1 = 3.82 Kt = +-1 = 2.984+-1 = 3.07 所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為： Ss = = = St = = = 10.99 Sca = = = 0>S=1.5 故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 10mm8mm90mm，接觸長度:l = 90-10 = 80 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hld[sF] = 0.2588037120/1000 = 710.4 Nm 設 計 及 說 明 結(jié) 果 T≥T1，故鍵滿足強度要求。 8.2 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 25mm14mm70mm，接觸長度:l = 70-25 = 45 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hld[sF] = 0.25144585120/1000 = 1795.5 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 22mm14mm125mm，接觸長度:l = 125-22 = 103 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hld[sF] = 0.251410380120/1000 = 3460.8 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 第九部分 軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命： Lh = 1038250 = 60000 h 9.1 輸入軸的軸承計算與校核 1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和 設 計 及 說 明 結(jié) 果 軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 12660+0 = 2660 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 2660 = 23018 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.54105≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 9.2 輸出軸的軸承計算與校核 1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 12552.4+0 = 2552.4 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 2552.4 = 12544 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6218軸承，Cr = 95.8 KN，由課本式11-3有： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 Lh = = = 2.67107≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 1.載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩： T = T2 = 1610300 Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉(zhuǎn)矩為： Tca = KAT2 = 1.31610300 = 2093.4 Nm 2.型號選擇 選用LT11型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 4000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 1800 r/min，軸孔直徑為80 mm，軸孔長度為132 mm。 Tca = 2093.4 Nm ≤ T = 4000 Nm n2 = 32.97 r/min ≤ n = 1800 r/min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 設 計 及 說 明 結(jié) 果 第十一部分 減速器的潤滑和密封 11.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 6.75 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號為220潤滑油，粘度薦用值為177 cSt。 2） 軸承的潤滑 3） 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于大齒輪圓周速度v = 0.8 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 設 計 及 說 明 結(jié) 果 11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。 第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 12.1 減速器附件的設計與選取 1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關尺寸計算如下： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 查輔導書手冊得具體尺寸如下： L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞 放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。箱外應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈尺寸如下圖所示： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 3.油標（油尺） 油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設計采用桿式油標，桿式油標結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進入。查輔導書手冊，本設計采用通氣器型號及尺寸如下： 5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 吊孔尺寸計算： b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)8 = 16 mm d = b =16 mm R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm 吊耳尺寸計算： K = C1+C2 = 18+16 = 34 mm H = 0.8K = 0.834 = 27 mm h = 0.5H = 0.527 = 14 mm r = 0.25K = 0.2534 = 8 mm b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)8 = 16 mm 6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應為圓柱形，以免損壞螺紋。本設計起蓋螺釘尺寸如下： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，并盡量放在不對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷長度應大于連接凸緣總厚度。本設計定位銷尺寸如下： 設 計 及 說 明 結(jié) 果 12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號 公式與計算 結(jié)果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025271.5+3=7.8 取8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02271.5+3=6.4 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.58=12 取12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.58=12 取12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.58=20 取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036271.5+12=21.8 取M22 地腳螺釘數(shù)目 n a＞250~500時，取n=6 取6 設 計 及 說 明 結(jié) 果 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036271.5+12=21.8 取M22 地腳螺釘數(shù)目 n a＞250~500時，取n=6 取6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.7522=16.5 取M18 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)22=11-13.2 取M12 連接螺栓d2的間距 l 150-200 取150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)22=8.8-11 取M10 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)22=6.6-8.8 取M8 設 計 及 說 明 結(jié) 果 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)12=8.4-9.6 取10mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據(jù)螺栓直徑查表 取30、24、18 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據(jù)螺栓直徑查表 取26、22、16 軸承旁凸臺半徑 R1 =22 取22 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外箱壁至軸承座端面距離 L1 C1+C