機械課程設計二級減速器,機械,課程設計,二級,減速器 目錄 1. 設計任務 2 2. 傳動系統(tǒng)方案的擬定 2 3. 電動機的選擇 3 3.1選擇電動機的結構和類型 3 3.2傳動比的分配 5 3.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 5 4. 減速器齒輪傳動的設計計算 7 4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 7 4.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算 11 5. 減速器軸及軸承裝置的設計 16 5.1軸的設計 16 5.2鍵的選擇與校核 23 5.3軸承的的選擇與壽命校核 25 6. 箱體的設計 28 6.1箱體附件 28 6.2鑄件減速器機體結構尺寸計算表 29 7. 潤滑和密封 30 7.1潤滑方式選擇 30 7.2密封方式選擇 30 參考資料目錄 30 計算及說明 結果 1. 設計任務 1.1設計任務 設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，工作時有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），連續(xù)單向運轉，大修期三年，小批量生產(chǎn)。 1.2原始數(shù)據(jù) 滾筒圓周力： 輸送帶帶速： 滾筒直徑： 1.3工作條件 二班制，空載起動，有輕微沖擊，連續(xù)單向運轉，大修期三年；三相交流電源，電壓為380/220V。 2. 傳動系統(tǒng)方案的擬定 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示： 帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級齒輪減速 計算及說明 結果 器3，再經(jīng)聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。展開式減速器結構簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。 3. 電動機的選擇 3.1選擇電動機的結構和類型 按設計要求及工作條件，選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380V。 3.1.1選擇電動機的容量 根據(jù)已知條件計算，工作機所需要的有效功率 設：η4w——輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率； ηc——聯(lián)軸器效率，ηc=0.99（見《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—1）； ηg——閉式圓柱齒輪傳動效率，ηg=0.98（同上）； ηb——滾動軸承（一對球軸承），ηb=0.99（同上）； ηcy——輸送機滾筒效率，ηcy =0.96（同上）。 估算傳動裝置的總效率 式中 傳動系統(tǒng)效率 工作機所需要電動機功率 計算及說明 Pw=2.16kW 傳動總效率 η=0.8680 Pr=2.4884kW 結果 選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率Pm等于或大于工作機所需的電動機動率Pr。因工作時存在輕微沖擊，電動機額定功率Pm要大于Pr。由《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—2所列Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選Pm≥Pr條件的電動機額定功率Pm應取為3kW。 3.1.2確定電動機轉速 由已知條件計算滾筒工作轉速 傳動系統(tǒng)總傳動比 由《機械設計（高等教育出版社）》表18—1查得，展開式兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為 i=8~60，故電動機轉速的可選范圍為 由《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—2可以查得電動機數(shù)據(jù)如下表： 方案 電動機型號 額定功率（kw） 滿載轉速(r/min) 總傳動比 1 Y100L-2 3 2880 28.26 2 Y100L2-4 3 1440 14.13 3 Y132S-6 3 960 9.42 通過對以上方案比較可以看出： 方案1選用的電動機轉速最高、尺寸最小、重量最低、價格最低，總傳動比為28.26。但總傳動比最大，傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提高。方案2選用的電動機轉速中等、質(zhì)量較輕、價格較低，總傳動比為14.13。傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸適中。方案3選用的電動機轉速最低、質(zhì)量最重、價格高，總傳動比為9.42。對于展開式兩級減速器（i=8~60）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4型三相異步電動機的額定功率Pm=3kw，滿載轉速nm=1440r/min。由《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—3電動機的安裝及外型尺寸（單位mm）如下： A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160 140 63 28+0.009 -0.004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 計算及說明 Pm=3kW 電動機 Y100L2-4型 電動機轉速 nm=1440 r/min 總傳動比i=14.13 結果 查得電動機電動機基本參數(shù)如下： 中心高， 軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑， 軸伸出部分長度。 3.2傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 i=14.13 由傳動系統(tǒng)方案可知 因此，兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS≤350,、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比 低速級傳動比 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為 3.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 取電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機滾筒軸為4軸。各軸的轉速如下 計算及說明 結果 計算出各軸的輸入功率 計算出各軸的輸入轉矩 運動和動力參數(shù)的計算結果如下表格所示: 軸號 電動機 兩級圓柱齒輪減速器 工作機 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速n(r/min) 1440 1440 336 102 102 功率P（Kw） 2.4884 2.4635 2.3901 2.3189 2.2728 轉矩T（N?m） 16.50 16.34 67.95 217.36 213.03 兩軸聯(lián)接、傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比i 1 4.286 3.297 1 傳動效率η 0.99 0.9702 0.9702 0.9801 （注：除了電動機軸的轉矩為輸出轉矩外，其余各軸的轉矩為輸入轉矩。） 計算及說明 結果 4. 減速器齒輪傳動的設計計算 4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 1、初選精度等級、材料及齒數(shù) (1) 材料及熱處理：選擇小齒輪材料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240HBS。 (2) 齒輪精度：7級 (3) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=103 (4) 初選螺旋角β=14° (5) 壓力角α=20° 2、按齒面接觸疲勞強度設計 (1).由《機械設計.(高等教育出版社 第九版)》式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 確定公式中的各參數(shù)值。 試選載荷系數(shù)KHt=1.0。 由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)Zβ。 計算小齒輪傳遞的轉矩： 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)。 由表10-7選取齒寬系數(shù)。 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。 由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算及說明 結果 計算接觸疲勞許用應力 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 計算小齒輪分度圓直徑。 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v 齒寬b 2）計算實際載荷系數(shù)KH。 查得使用系數(shù)。 根據(jù)v=2.183m/s、7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.08。 齒輪的圓周力， ， 計算及說明 結果 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，。 其載荷系數(shù)為 3）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 由式（10-19）可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 計算 由當量齒數(shù)，查圖10-17得齒形系數(shù)、。 由圖10-18查得應力修正系數(shù)。 由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限。 由圖10-22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（10-14） 設計及說明 結果 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) (2) 調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度v ②齒寬b ③寬高比。 2）計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。 ②由 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由表10-4用插值法查得,結合 查圖10-13可得。 則載荷系數(shù)為 3）由式(10-13),可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標準中就近??；而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，取按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即 計算及說明 結果 取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。 4.幾何尺寸計算 (1)計算中心距 考慮模數(shù)從1.037mm增大圓整至2mm，為此將中心距圓整為90。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (3)計算分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 取、。 5.圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整之后，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強度校核 滿足齒面接觸疲勞強度條件 (2) 齒根彎曲疲勞強度校核 6.主要設計結論 齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，螺旋角變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按照7級精度設計。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑，做成實心式齒輪。 4.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算 1 初選精度等級、材料及齒數(shù) 計算及說明 結果 材料及熱處理：選擇小齒輪材料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240HBS。 1) 齒輪精度：7級 2) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=79 3) 壓力角α=20° 2 按齒面接觸疲勞強度設計 (1).由《機械設計.高等教育出版社第九版》式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 1) 確定公式中的各參數(shù)值。 1　 試選載荷系數(shù)。 2　 計算小齒輪傳遞的轉矩： 3　 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.433。 4　 由表10-7選取齒寬系數(shù) 5　 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 6　 由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 ⑧計算接觸疲勞許用應力 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1 取 和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2) 計算小齒輪分度圓直徑。 α=20° 計算及說明 結果 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v。 齒寬b。 2）計算實際載荷系數(shù)KH。 ①查得使用系數(shù)KA=1。 ②根據(jù)v=0.877m/s、7級精度，查得動載荷系數(shù)Kv=1.0。 ③齒輪的圓周力 查得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2。 ④用表10-4插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，得齒向載荷分布系數(shù)。 其載荷系數(shù)為 3）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應的齒輪模數(shù) 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）試算齒輪模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選。 ②由式（10-5）計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)。 計算 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 計算及說明 結果 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 ①圓周速度v ②齒寬b ③寬高比。 2）計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。 ②由 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由表10-4用插值法查得,結合 查圖10-13可得。 則載荷系數(shù)為 3）由式(10-13),可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.569mm并近 計算及說明 結果 圓取整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。 取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。z1和z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 (3)計算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即 取,而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即 5.圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比、改變齒數(shù)或變位法進行圓整。將中心距圓整為。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 （1） 計算變位系數(shù)和 1） 計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 從圖10-21b可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。 2）分配變位系數(shù) 由圖10-21b可知，坐標點位于L17和L16之間。按這兩條線做射線，再從橫坐標的處做垂直線，與射線交點的縱坐標分別是。 3）齒面接觸疲勞強度校核 滿足齒面接觸疲勞強度條件。 4）齒根彎曲強度校核 m=2mm 計算及說明 結果 小齒輪 大齒輪 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 6. 主要設計結論 齒數(shù)，，模數(shù)m=2mm，壓力角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按照7級精度設計。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑，做成實心式齒輪。 4.3兩級圓柱齒輪減速器的傳動誤差校核 高速級斜齒輪傳動，低速級直齒輪傳動，可求出兩級圓柱齒輪減速器的實際傳動比 傳動誤差 傳動誤差在題目給定的允許速度誤差±4%之內(nèi)，符合設計要求。 5. 減速器軸及軸承裝置的設計 5.1軸的設計 5.1.1高速軸的的結構設計 一、輸入軸的功率，、轉速和轉矩 轉速，功率，轉矩 二、計算作用在高速斜齒輪軸上的力： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 作用在高速斜齒輪軸上的力 計算及說明 結果 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112 根據(jù)公式 計算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響， 四、軸的結構設計： （1）確定軸的結構方案： 該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，如下圖。 軸段1主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為，考慮到轉矩變化小，根據(jù)工作情況選取，則：。 根據(jù)國標GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為LT3,與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此選取軸段1的直徑為。半聯(lián)軸器輪轂總長度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。 （2）確定各軸段的直徑和長度： 軸段1:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段1直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2~3mm，軸段1總長為。 軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為：。取軸承端蓋的寬度為40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 軸段3:為支撐軸頸，用來安裝軸承，取其直徑為。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位, 套筒。則此軸段的長 軸段4：過渡軸段，軸肩用來軸向定位套筒，其高度，取，取中間軸一級齒輪與二級齒輪間的距離，二級齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承右側有一套筒，已知二級輸入齒輪齒寬為，則此段軸的長 A0=112 計算及說明 結果 軸段5：此段為齒輪軸段，此段的長。 軸段6：此段為過渡軸段，同軸段4，取，取齒輪距箱體右內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承左側有一套筒,則此段軸的長 軸段7：此段為軸承及套筒軸段，已知滾動軸承寬度為，，取其直徑。 （3） 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為30mm，同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4）確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑為R1.0。 五、求軸上載荷 （1）畫軸的受力簡圖 在確軸承的支點位置時，從手冊中查得7205AC型角接觸球軸承軸承，。因此，作為簡支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。 半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6 軸端倒角為C1 各軸肩處圓角半徑為R1 計算及說明 結果 （1）計算支反力 （2）計算彎矩M （3）計算總彎矩 （4）計算扭矩T 現(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于下表。 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 計算及說明 結果 六、按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則軸的計算應力為： 根據(jù)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計第八版表15—1查得。因此，故安全。 5.1.2中間軸的的結構設計 一、中間軸上的功率 轉速 轉矩 二、作用在齒輪上的力： 高速級斜齒輪上： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 低速級主動直齒輪上： 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112 根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響， 四、軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案： 中間軸的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，其初步確定結構如下圖 作用中間軸上的力 計算及說明 結果 （2） 確定各軸段的直徑和長度： 軸段1:為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求，高速級齒輪中心線要對齊，軸段1總長為。 軸段2：此軸段為支撐軸頸，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為：。為保證高速級齒輪準確定位，應使 。 軸段3:為定位軸頸，因為前面高速軸的計算取中間軸上兩齒輪距離，所以，取其直徑為。 軸段4：此軸段為支撐軸頸，用來安裝低速級輸入齒輪。其直徑為保證軸長略小于轂長，所以， 軸段5：為支撐軸頸，用來安裝軸承。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。為保證定位要求，參考高速軸，軸段5的軸長。 （3）軸上零件的軸向定位 斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm；同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，由表6-1查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為48mm。同時為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C1，軸段3軸肩處圓角半徑R為1.2，其余軸段軸肩處圓角半徑為R1。 五、軸的校核： 校核方法如前文所述。 5.1.3低速軸的的結構設計 一、低速軸（即輸出軸）的功率、轉速和轉矩 功率，轉速，轉矩 各軸段直徑和長度 斜齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6 計算及說明 結果 二、作用在從動直齒輪上的力： 三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。硬度為217~255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響 低速軸（輸出軸）最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為，查表14-1，根據(jù)工作情況選取，則 根據(jù)國標GB/T4323-2002要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為LT7,孔徑，半聯(lián)軸器輪轂總長度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為，A型鍵槽。因此選取軸段1的直徑為。 四、軸的結構設計： （1）確定軸的結構方案： 低速軸（輸入軸）只需要安裝一個齒輪，由兩個滾動軸承支撐，初定其結構如下圖所示。 軸段1:配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取直徑為。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2~3mm，軸段1總長為。 軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使。取軸承端蓋的寬度為40mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 軸段3和7:為支撐軸頸，用來安裝軸承。為了保證定位軸肩有一定的高度取h=4.5mm，使直徑。預選軸承型號為6011的深溝球軸承。寬度；為保證軸承的軸向固定，使用套筒定位，套筒。則此軸段的長。 軸段4：軸段4為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使 作用在低速軸上的力 計算及說明 結果 軸段6：軸段6為支撐軸頸，用來安裝齒輪。為了保證定位軸肩有一定的高度, 。軸段6長度應少于齒輪輪轂長度，已知二級輸出齒輪齒寬為，使 軸段5：其軸環(huán)用來確定齒輪的軸向固定，為了保證定位軸肩有一定的高度，直徑軸環(huán)寬度。取。 為保證齒輪嚙合良好以及定位要求，參考中間軸的軸長確定、 （3）軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm。同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按，由表6-1查得平鍵截面b×h=18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為43mm。同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑。 五、軸的校核： 校核方法如前文所述。 5.2鍵的選擇與校核 5.2.1高速軸上鍵聯(lián)接的選擇 前面已確定鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽長30mm。選取鍵長，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計算公式可得： 可見鍵的擠壓強度滿足要求。 5.2.2中間軸上鍵聯(lián)接的選擇 （1）從動斜齒輪的鍵聯(lián)接 1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為7級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 前面已確定鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽長28mm 。選取鍵長。 半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6 齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6 設計及說明 結果 2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計算公式可得： 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 （2）小齒輪鍵聯(lián)接 1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為7級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。前面已確定鍵截面b×h=12mm×8mm，鍵槽長48mm 。選取鍵長。 2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計算公式可得： 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 5.2.3低速軸上鍵聯(lián)接的選擇 （1）從動直齒輪的鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為7級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。前面已確定鍵截面b×h=18mm×11mm，鍵槽長43mm 。選取鍵長。 （2）鍵聯(lián)接強度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。 由計算公式可得： 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。 計算及說明 結果 5.3軸承的的選擇與壽命校核 一、高速軸的軸承選擇與壽命校核 已知： 軸承預期計算壽命：，軸的轉速為 查機械設計手冊可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動載荷 求兩軸承受到的徑向載荷和；將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。 由力分析可知 計算及說明 結果 、、、分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷；、分別為左右軸承的徑向載荷。 (3) 求兩軸承的計算軸向力和 對于7205AC型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力， 查表13-5得， 。則： 按式13-11得 （4）求當量載荷、 計算及說明 結果 由表13-5分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉中載荷變動較小，按表13-6， 故左右軸承當量動載荷為： 因為，所以按左邊軸承的受力大小驗算： 故所選角接觸球軸承7205AC可滿足壽命要求。 二、中間軸的軸承的的選擇與壽命校核。 由前面計算結果可知作用在中間軸上的力有 高速級從動斜齒輪上：，，，， 低速級主動直齒輪上：， 選擇軸承型號為7205AC，其計算校核過程和高速軸軸承的的選擇與壽命校核的步驟相類似，詳細過程略。 三、低速軸的軸承選擇與壽命校核 由計算結果可知作用在低速軸上的力有， 軸承預期計算壽命：，軸的轉速為。查機械設計手冊可知軸承型號為6011的深溝球軸承的基本額定動載荷 計算比值 查表13-5得 X=1，Y=0。查表13-6根據(jù)工作狀況，選取 高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC 中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC 計算及說明 結果 故軸承型號為6011的深溝球軸承安全，符合設計要求。 6. 箱體的設計 6.1箱體附件 1．視孔蓋和窺視孔： 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。 2．油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 3．油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 4．通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。 5．螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。 6．位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。 7．吊鉤：在機蓋上直接鑄出起吊孔，用以起吊。 低速軸軸承型號為6011的深溝球軸承 6.2鑄件減速器機體結構尺寸計算表 名稱 符號 減速器及其形式關系 機座壁厚 δ 0.025a+3mm=8mm,取8mm 機蓋壁厚 δ1 0.02a+3=7mm<8mm,取8mm 機座凸緣厚度 b 1.5δ=12mm 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ=12mm 機座底凸緣厚度 p 2.5δ=20mm取25mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=18mm取20mm 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm,n=6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=15mm取16mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6)df=10~12mm取10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=6~8mm取M6 定位銷直徑 d (0.7~0.8)df=14~16mm取M14 df、d2、d3至外機壁距離 c1 24mm d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 20mm 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2=20mm 凸臺高度 h 根據(jù)低速軸軸承座外徑D和螺栓扳手空間的要求，由結構確定 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5~8)=50 內(nèi)機壁至軸承座端面距離 L2 δ+c1+c2+(5~8)=58 機蓋、機座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 軸承端蓋外徑 D2 98mm, 124mm 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 軸承旁連接螺栓距離 s s≈D2 計算及說明 結果 7. 潤滑和密封 7.1潤滑方式選擇 減速器齒輪圓周速度v<12m/s可采用浸油潤滑。浸油潤滑是將傳動件一部分浸入油中，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，油池中的油被甩到箱壁上可以散熱，箱體內(nèi)應有足夠的潤滑油以保證潤滑及散熱需要。為避免大齒輪回轉時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于30~50mm。為保證齒輪充分潤滑且避免攪油損失過大，齒輪應該有合適的浸油深度。查《機械設計課程設計（高等教育出版社）》表5-4，確定高速大齒輪的浸油高度，低速大齒輪的浸油高度?？扇↓X頂圓到油池底面的距離為40mm，則箱內(nèi)潤滑油的高度。查《機械設計課程設計（高等教育出版社）》表16-1，潤滑油選全損耗系統(tǒng)用油（GB443—1989）代號：L—AN22。 軸承用潤滑脂方式潤滑。軸承室內(nèi)填裝潤滑脂，用擋油環(huán)將軸承室與減速箱箱體內(nèi)部隔開。查《機械設計課程設計（高等教育出版社）》表16-2，潤滑脂選通用鋰基潤滑脂（GB7324-1994）代號ZL-1。 7.2密封方式選擇 為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)、灰塵等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┝魇В鑼S伸出箱體部分設置密封裝置。由于高速軸和低速軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封方式。在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈制成環(huán)形放置在梯形槽內(nèi)。 參考資料目錄 [1] 孫桓,陳作模，葛文杰主編. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2013年4月第8版 [2] 濮良貴,陳國定，吳立言語主編. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2013年5月第9版 [3] 任金泉主編. 機械設計課程設計[M]．西安：西安交通大學出版社，2003年2月第1版 [4] 周靜卿，張淑娟，趙鳳芹主編．機械制圖與計算機繪圖[M]．北京：中國農(nóng)業(yè)大學出版社，2007年9月第1版 [5] 劉鴻文主編. 材料力學 [M]. 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