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機械設計減速器設計說明書 系 別： 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設計任務書..............................................4 第二部分 傳動裝置總體設計方案.....................................5 第三部分 電動機的選擇............................................5 3.1 電動機的選擇............................................5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數.............................7 第五部分 齒輪傳動的設計..........................................8 5.1 高速級齒輪傳動的設計計算.................................8 5.2 低速級齒輪傳動的設計計算................................14 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計..........................20 6.1 輸入軸的設計...........................................20 6.2 中間軸的設計...........................................25 6.3 輸出軸的設計...........................................30 第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算..................................36 7.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................36 7.2 中間軸鍵選擇與校核......................................36 7.3 輸出軸鍵選擇與校核......................................36 第八部分 軸承的選擇及校核計算....................................37 8.1 輸入軸的軸承計算與校核...................................37 8.2 中間軸的軸承計算與校核...................................38 8.3 輸出軸的軸承計算與校核...................................38 第九部分 聯軸器的選擇............................................39 9.1 輸入軸處聯軸器...........................................39 9.2 輸出軸處聯軸器...........................................40 第十部分 減速器的潤滑和密封.......................................40 10.1 減速器的潤滑............................................40 10.2 減速器的密封............................................41 第十一部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸............................42 設計小結.........................................................44 參考文獻.........................................................45 第一部分 設計任務書 一、初始數據 設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數據T = 520Nm，V = 1.5m/s，D = 350mm，設計年限（壽命）：8年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數：300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 5. 齒輪的設計 6. 滾動軸承和傳動軸的設計 7. 鍵聯接設計 8. 箱體結構設計 9. 潤滑密封設計 10. 聯軸器設計 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、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 3.確定傳動方案：選擇電動機-展開式二級直齒圓柱齒輪減速器-工作機。 二. 計算傳動裝置總效率 ha=h14h22h32h4=0.994×0.972×0.992×0.96=0.85 h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯軸器的效率,h4為工作裝置的效率。 第三部分 電動機的選擇 1 電動機的選擇 圓周速度v: v=1.5m/s 工作機的功率pw: pw= 4.46 KW 電動機所需工作功率為: pd= 5.25 KW 工作機的轉速為: n = 81.9 r/min 經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=8~40，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×81.9 = 655.2~3276r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=1440r/min，同步轉速1500r/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 L×HD A×B K D×E F×G 132mm 475×315 216×140 12mm 38×80 10×33 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速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nm/n=1440/81.9=17.58 （2）分配傳動裝置傳動比: 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為: i12 = 則低速級的傳動比為: i23 = 3.68 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數 （1）各軸轉速: 輸入軸：nI = nm = 1440 = 1440 r/min 中間軸：nII = nI/i12 = 1440/4.78 = 301.26 r/min 輸出軸：nIII = nII/i23 = 301.26/3.68 = 81.86 r/min 工作機軸：nIV = nIII = 81.86 r/min （2)各軸輸入功率: 輸入軸：PI = Pd×h3 = 5.25×0.99 = 5.2 KW 中間軸：PII = PI×h1×h2 = 5.2×0.99×0.97 = 4.99 KW 輸出軸：PIII = PII×h1×h2 = 4.99×0.99×0.97 = 4.79 KW 工作機軸：PIV = PIII×h1×h3 = 4.79×0.99×0.99 = 4.69 KW 則各軸的輸出功率： 輸入軸：PI' = PI×0.99 = 5.15 KW 中間軸：PII' = PII×0.99 = 4.94 KW 中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 4.74 KW 工作機軸：PIV' = PIV×0.99 = 4.64 KW (3)各軸輸入轉矩: 輸入軸：TI = Td×h3 電動機軸的輸出轉矩: Td = = 34.82 Nm 所以： 輸入軸：TI = Td×h3 = 34.82×0.99 = 34.47 Nm 中間軸：TII = TI×i12×h1×h2 = 34.47×4.78×0.99×0.97 = 158.23 Nm 輸出軸：TIII = TII×i23×h1×h2 = 158.23×3.68×0.99×0.97 = 559.17 Nm 工作機軸：TIV = TIII×h1×h3 = 559.17×0.99×0.99 = 548.04 Nm 輸出轉矩為： 輸入軸：TI' = TI×0.99 = 34.13 Nm 中間軸：TII' = TII×0.99 = 156.65 Nm 輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 553.58 Nm 工作機軸：TIV' = TIV×0.99 = 542.56 Nm 第五部分 齒輪傳動的設計 5.1 高速級齒輪傳動的設計計算 1.選精度等級、材料及齒數 （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），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z1 = 24，大齒輪齒數z2 = 24×4.78 = 114.72，取z2= 115。 （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 1）確定公式中的各參數值。 ①試選載荷系數KHt = 1.6。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 T1 = 34.47 N/m ③選取齒寬系數φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε 。 端面壓力角： aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[24×cos20°/(24+2×1)] = 29.85° aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[115×cos20°/(115+2×1)] = 22.54° 端面重合度： ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π = [24×(tan29.85°-tan20°)+115×(tan22.54°-tan20°)]/2π = 1.736 重合度系數： Ze = = = 0.869 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： 小齒輪應力循環(huán)次數：N1 = 60nkth = 60×1440×1×8×300×2×8 = 3.32×109 大齒輪應力循環(huán)次數：N2 = 60nkth = N1/u = 3.32×109/4.78 = 6.94×108 查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。 取失效概率為1%,安全系數S=1,得: [sH]1 = = = 516 MPa [sH]2 = = = 489.5 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 = 489.5 MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 45.572 mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v v = = = 3.43 m/s ②齒寬b b = = = 45.572 mm 2）計算實際載荷系數KH ①由表查得使用系數KA = 1。 ②根據v = 3.43 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.14。 ③齒輪的圓周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×34.47/45.572 = 1512.771 N KAFt1/b = 1×1512.771/45.572 = 33.2 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.452。 由此，得到實際載荷系數 KH = KAKVKHaKHb = 1×1.14×1.2×1.452 = 1.986 3）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑 d1 = = 45.572× = 48.976 mm 及相應的齒輪模數 mn = d1/z1 = 48.976/24 = 2.041 mm 模數取為標準值m = 2 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1 = z1m = 24×2 = 48 mm d2 = z2m = 115×2 = 230 mm （2）計算中心距 a = (d1+d2)/2 = (48+230)/2 = 139 mm （3）計算齒輪寬度 b = φdd1 = 1×48 = 48 mm 取b2 = 48、b1 = 53。 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）確定公式中各參數值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數Ye Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.736 = 0.682 ②由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數 YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83 ③計算實際載荷系數KF 由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2 根據KHb = 1.452，結合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.422 則載荷系數為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.14×1.2×1.422 = 1.945 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KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.85 取安全系數S=1.4，得 [sF]1 = = = 292.86 MPa [sF]2 = = = 230.71 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 82.988 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 78.809 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設計結論 齒數z1 = 24、z2 = 115，模數m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 139 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。 6.齒輪參數總結和計算 代號名稱 計算公式 高速級小齒輪 高速級大齒輪 模數m 2mm 2mm 齒數z 24 115 齒寬b 53mm 48mm 分度圓直徑d 48mm 230mm 齒頂高系數ha 1.0 1.0 頂隙系數c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 2mm 2mm 齒根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齒高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 52mm 234mm 齒根圓直徑df d-2×hf 43mm 225mm 5.2 低速級齒輪傳動的設計計算 1.選精度等級、材料及齒數 （1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），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z3 = 25，大齒輪齒數z4 = 25×3.68 = 92，取z4= 92。 （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 1）確定公式中的各參數值。 ①試選載荷系數KHt = 1.6。 ②計算小齒輪傳遞的轉矩 T2 = 158.23 N/m ③選取齒寬系數φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε 。 端面壓力角： aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[25×cos20°/(25+2×1)] = 29.54° aa2 = arccos[z4cosa/(z4+2ha*)] = arccos[92×cos20°/(92+2×1)] = 23.121° 端面重合度： ea = [z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)]/2π = [25×(tan29.54°-tan20°)+92×(tan23.121°-tan20°)]/2π = 1.729 重合度系數： Ze = = = 0.87 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： 小齒輪應力循環(huán)次數：N3 = 60nkth = 60×301.26×1×8×300×2×8 = 6.94×108 大齒輪應力循環(huán)次數：N4 = 60nkth = N1/u = 6.94×108/3.68 = 1.89×108 查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。 取失效概率為1%,安全系數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 = = 75.396 mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v v = = = 1.19 m/s ②齒寬b b = = = 75.396 mm 2）計算實際載荷系數KH ①由表查得使用系數KA = 1。 ②根據v = 1.19 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.08。 ③齒輪的圓周力 Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×158.23/75.396 = 4197.305 N KAFt3/b = 1×4197.305/75.396 = 55.67 N/mm < 100 N/mm 查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。 ④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.462。 由此，得到實際載荷系數 KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.2×1.462 = 1.895 3）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑 d3 = = 75.396× = 79.771 mm 及相應的齒輪模數 mn = d3/z3 = 79.771/25 = 3.191 mm 模數取為標準值m = 3 mm。 3.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d3 = z3m = 25×3 = 75 mm d4 = z4m = 92×3 = 276 mm （2）計算中心距 a = (d3+d4)/2 = (75+276)/2 = 175.5 mm （3）計算齒輪寬度 b = φdd3 = 1×75 = 75 mm 取b4 = 75、b3 = 80。 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）確定公式中各參數值 ①計算彎曲疲勞強度用重合度系數Ye Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = 0.684 ②由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數 YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.21 YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8 ③計算實際載荷系數KF 由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2 根據KHb = 1.462，結合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.432 則載荷系數為 KF = KAKvKFaKFb = 1×1.08×1.2×1.432 = 1.856 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 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88 取安全系數S=1.4，得 [sF]1 = = = 376.43 MPa [sF]2 = = = 389.71 MPa 2）齒根彎曲疲勞強度校核 sF1 = = = 99.419 MPa ≤ [sF]1 sF2 = = = 94.705 MPa ≤ [sF]2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 5.主要設計結論 齒數z1 = 25、z2 = 92，模數m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 175.5 mm，齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。 6.齒輪參數總結和計算 代號名稱 計算公式 低速級小齒輪 低速級大齒輪 模數m 3mm 3mm 齒數z 25 92 齒寬b 80mm 75mm 分度圓直徑d 75mm 276mm 齒頂高系數ha 1.0 1.0 頂隙系數c 0.25 0.25 齒頂高ha m×ha 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+2×ha 81mm 282mm 齒根圓直徑df d-2×hf 67.5mm 268.5mm 第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計 6.1 輸入軸的設計 1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 P1 = 5.2 KW n1 = 1440 r/min T1 = 34.47 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 48 mm 則: Ft = = = 1436.2 N Fr = Ft×tana = 1436.2×tan20° = 522.4 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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得 dmin = A0× = 112× = 17.2 mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT1，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca = KAT1 = 1.3×34.47 = 44.8 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT4型聯軸器。半聯軸器的孔徑為20 mm故取d12 = 20 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為38 mm。 4.軸的結構設計圖 5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯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 = 25 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 38 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯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，現取l12 = 36 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23 = 25 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 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 = 53 mm，d56 = d1 = 48 mm 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 80 mm，則 l45 = b3+c+Δ+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mm l67 = Δ+s-15 = 9 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6206深溝球軸承查手冊得T= 16 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = ((53/2+31+101-16/2)mm = 150.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = ((53)/2+9+31-16/2)mm = 58.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 402 N FNH2 = = = 1034.2 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 146.2 N FNV2 = = = 376.2 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 402×150.5 Nmm = 60501 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV = FNV1L2 = 146.2×150.5 Nmm = 22003 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 = = 64378 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（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（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 6.1 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： 6.2 中間軸的設計 1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2 P2 = 4.99 KW n2 = 301.26 r/min T2 = 158.23 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為： d2 = 230 mm 則: Ft1 = = = 1375.9 N Fr1 = Ft1×tana = 1375.9×tan20°= 500.5 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為： d3 = 75 mm 則: Ft2 = = = 4219.5 N Fr2 = Ft2×tana = 4219.5×tan20°= 1534.9 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，調質處理，根據表，?。篈0 = 107，得: dmin = A0× = 107× = 27.3 mm 4.軸的結構設計圖 5.根據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。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dmin = 27.3 mm由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 48 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 46 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 35 mm。 4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 80 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l23 = 78 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 16 mm，則 l12 = T+Δ+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mm l67 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 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6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (48/2-2+42-16/2)mm = 56 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (80/2+44.5+-16/2)mm = 76.5 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 2540.6 N FNH2 = = = 3054.8 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = -188.8 N FNV2 = = = -845.6 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面B、C處的水平彎矩： MH1 = FNH1L1 = 2540.6×56 Nmm = 142274 Nmm MH2 = FNH2L3 = 3054.8×76.5 Nmm = 233692 Nmm 截面B、C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L1 = -188.8×56 Nmm = -10573 Nmm MV2 = FNV2L3 = -845.6×76.5 Nmm = -64688 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面B、C處的合成彎矩： M1 = = 142666 Nmm M2 = = 242480 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（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矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 40 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： 6.3 輸出軸的設計 1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3 P3 = 4.79 KW n3 = 81.86 r/min T3 = 559.17 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為: d4 = 276 mm 則: Ft = = = 4052 N Fr = Ft×tana = 4052×tan20°= 1474 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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得 dmin = A0× = 112× = 43.5 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca = KAT3 = 1.3×559.17 = 726.9 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯軸器。半聯軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結構設計圖 5.根據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 = 55 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯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，現取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23 = 55 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6212，其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×22mm，故d34 = d78 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 22+15 = 37 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 75 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l67 = 73 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 65 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm，則 l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mm l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 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6212深溝球軸承查手冊得T= 22 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1 = = = 1413.5 N FNH2 = = = 2638.5 N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1 = = = 514.2 N FNV2 = = = 959.8 N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH = FNH1L2 = 1413.5×140 Nmm = 197890 Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV = FNV1L2 = 514.2×140 Nmm = 71988 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 = = 210577 Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉矩圖（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（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有： sca = = = MPa = 10.2 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： 第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算 7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 Nm T≥T1，故鍵滿足強度要求。 7.2 中間軸鍵選擇與校核 1）中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×40mm，接觸長度:l' = 40-10 = 30 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×30×35×120/1000 = 252 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 2）中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-10 = 60 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×60×35×120/1000 = 504 Nm T≥T2，故鍵滿足強度要求。 7.3 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×70mm，接觸長度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×52×65×120/1000 = 1115.4 Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 2）輸出軸與聯軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm T≥T3，故鍵滿足強度要求。 第八部分 軸承的選擇及校核計算 根據條件，軸承預計壽命： Lh = 8×2×8×300 = 38400 h 8.1 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X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×522.4+0× = 522.4 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 522.4× = 7791 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 6.02×105≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 8.2 中間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X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×1534.9+0× = 1534.9 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 1534.9× = 13590 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 1.13×105≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 8.3 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X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×1474+0× = 1474 N 2）求軸承應有的基本額定載荷值C為: C = P = 1474× = 8453 N 3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6212軸承，Cr = 47.8 KN，由課本式11-3有： Lh = = = 6.94×106≥Lh 所以軸承預期壽命足夠。 第九部分 聯軸器的選擇 9.1 輸入軸處聯軸器 1.載荷計算 公稱轉矩： T = T1 = 34.47 Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉矩為： Tca = KAT1 = 1.3×34.47 = 44.8 Nm 2.型號選擇 選用LT4型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T = 63 Nm，許用最大轉速為n = 5700 r/min，軸孔直徑為20 mm，軸孔長度為38 mm。 Tca = 44.8 Nm ≤ T = 63 Nm n1 = 1440 r/min ≤ n = 5700 r/min 聯軸器滿足要求，故合用。 9.2 輸出軸處聯軸器 1.載荷計算 公稱轉矩： T = T3 = 559.17 Nm 由表查得KA = 1.3，故得計算轉矩為： Tca = KAT3 = 1.3×559.17 = 726.9 Nm 2.型號選擇 選用LT9型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T = 1000 Nm，許用最大轉速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長度為84 mm。 Tca = 726.9 Nm ≤ T = 1000 Nm n3 = 81.86 r/min ≤ n = 2850 r/min 聯軸器滿足要求，故合用。 第十部分 減速器的潤滑和密封 10.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度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，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高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150潤滑油，粘度薦用值為118 cSt。 2）軸承的潤滑 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，可以根據低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于低速大齒輪圓周速度v = 1.19 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各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 10.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，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合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。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。 第十一部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸 名稱 符號 公式與計算 結果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025×175.5+3=7.4 取8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02×175.5+3=6.5 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.5×8=12 取12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036×175.5+12=18.3 取M20 地腳螺釘數目 n a≤250時，取n=4 取4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.75×20=15 取M16 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12 取M10 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)×20=8-10 取M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×20=6-8 取M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 取8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據螺栓直徑查表 取26、22、16 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據螺栓直徑查表 取24、20、14 軸承旁凸臺半徑 R1 =20 取20 凸臺高度 h 根據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+C2+(5-10)=22+