1、課程設計設計題目： 帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器系別機械工程系班級學生學號指導教師職稱起止日期目錄機械設計課程設計任務書 2一、傳動裝置的總體設計 51傳動裝置的總傳動比及分配 82計算傳動裝置的運動和動力參數 8二' 帶傳動設計 1.0.三、齒輪的設計1.3.四. 軸的設計計算及校核 28五軸承的壽命計算3.8.六鍵連接的校核38七潤滑及密封類型選擇 39八減速器附件設計4.0.九.主要尺寸及數據4.十.設計完成后的各參數 43十一一 .參考文獻45.十二.心得體會 45.機械設計課程設計任務書專業：機械設計制造及其自動化班級：機械10-2 :丁昊 學號：09、設計題目設計用于帶

2、式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器1 電動機2 V帶傳動3 二圾圓柱齒槍減速器4 聯軸器5 卷筒6 運輸帶、原始數據（E6）運輸機工作軸轉矩T = 850 Nm運輸帶工作速度v = 1.45 m/s卷筒直徑D= 410 mm三、工作條件10年，小批量生產，單班制工連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為 作，運輸帶速度允許誤差為5%。四、應完成的任務1、減速器裝配圖一（A0圖或CAD圖）2、零件圖兩（A2圖或CAD圖）五、設計時間2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；2、設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要容1、

3、容（1 ）目錄（標題及頁次）；（2 ）設計任務書；（3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）；（4 ）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數）；（6 ）軸的設計計算及校核；（7 ）箱體設計及說明（8 ）鍵聯接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10 ）聯軸器的選擇；（11 ）潤滑和密封的選擇；（12 ）減速器附件的選擇及說明；(13 )設計小結；(14 )參考資料(資料的編號及書名、作者、出版單位、出版年月)；2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整

4、潔。本次課程設計說明書要求字數不少于6-8千字(或30頁)，要裝訂成冊。工程學院機制教研室一、傳動裝置的總體設計1電機選擇設計容計算及說明結果1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列鼠 籠三相異步電動機。其結構為全封閉 自扇冷式結構，電壓為380VY系列防護式籠型三相異步電動機2、選擇電動機的容量工作機有效功率Pw二黒，根據任9550務書所給數據T=850Nm ，V=1.45嘆,工作機卷筒的n二(60*1000*v)/3.14*D=67.58 r/min。則有：Pw = (T*n) /9550=850*67.58/9550=6.01 kw.從電動機到工作機輸送帶之間的Pw =6.01

5、kW1=0.962= 0.99總效率為42=12345式中1,2,3,4,5分別為V帶傳動效率，滾動軸承效率，閉 式齒輪傳動效率，聯軸器效率， 卷筒效率。據機械設計手冊知 1=0.96，2=0.99，3 =0.97，4 =0.99，5 =0.96，則有：=0.825所以電動機所需的工作功率為：P d = -Pw=-6i0l=7.28KW0.825取 Pd=7.5KW3=0.974=0.995=0.96n=0.825Pd=7.5KW3、確定電動機的轉速按推存的兩級冋軸式圓柱斜齒輪減 速器傳動比1齒=840和帶的傳 動比1帶=24，則系統的傳動比 圍應為：I =1 齒 i帶=(840 )(24 )

6、 =16160所以電動機轉速的可選圍為n d =Inw= ( 16160 )67.58 r /min=(1081.2810812.8 )r /min付合這圍的冋步轉速有1000r/mi n,1500r/mi n和3000r/mi n 三種。查詢機械設計 手冊(軟件版)【常有電動機】-【三相異步電動機】-【三相異步 電動機的選型】-【Y系列(IP44 )三相異步電動機技術條 件】-【電動機的機座號與轉速對 應關系】確定電機的型號為Y132M-4.其滿載轉速為 1440r/min,額定功率為 7.5KW。n=67.58r/min電動機型號為Y132M-42傳動裝置的總傳動比及分配設計容計算及說明結

7、果1、總傳動比.nd1440I = 21.31nw67.58nmia =21.31nw2、分配傳動 比因為Ia=i帶i齒已知帶傳動比的合 理圍為24。故取V帶的傳動比 心=3則I齒7.10分配減速器i 01傳動比，參考機械設計指導書圖 12分配齒輪傳動比得高速級傳 動比i123.15，低速級傳動比為i232.26io1 =3i123.15i232.263計算傳動裝置的運動和動力參數設計容計算及說明結果1、各軸的轉no=1440r / minn°=1440 r/min數n01440 ,.“ ， n1=480r/mi n電動機軸n1 =i帶r/ m in 480r/m in3n2=152

8、.38r/min高速軸n1480n 2 =152.38r/mi ni123.15n3 =67.42 r/mi n中間軸n2152.38.n4=67.58 r/mi nn 3 =67.42r / min低速軸i232.26n卷n367.58r / min2、各軸輸入功率Po=P d=7.28KWP1=P ooiPoi7.28 0.966.99KWP2=P i12Pi23 6.99 0.97 0.99=6.71KWP3 P 223P223 6.71 0.99 0.97=6.44KWP0 = 7.28KWP1=6.99kWP2 =6.71kWP36.44kW3、各軸的輸出功率P0 / = P1 X0

9、.99=7.20kWP1 / = P2 X0.99=6.92kWP2 / = P3 x0.99=6.64kWP3/ = P4 X0.98=6.31kWP。/ =7.20kWP1 / =6.92kWP2 / =6.64kWP3 / =6.31 kW3、各軸的輸入轉矩=9550史=9550 竺n01440=48.28N MP16T1= 9.55 106 二 9.55 106.99 彳 cc "5 Kl1.39 10 N mm480D 26T2 = 9.55 106 二 9.55 10n26 714.21 105N mm 152.38T3 9.55 106 -P1 9.122 105 N

10、mmT卷 9.55 106 皿 8.9 105 N mmn4將上述計算結果匯總與下表 ：T048.28 N.mT11.39 105 N mm5T24.2110 N mmT39.122105N mmT 卷 8.9 105N.mm帶式傳動裝置的運動和動力參數:軸名功率P KW轉矩T Nmm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸7 . 287 . 2048 . 314401軸6.996. 924802軸6 . 716 . 31421152 . 383軸6 . 443.3991267 . 42卷筒軸6. 389097 .二'帶傳動設計設計容計算及說明結果1確定據2表8-7查得工作情況系數KA=

11、1.1。故Pca =8.25計算功有：率p caP ca =K A P 1.1 7.58.25KW2選擇據Pca和n有2圖8-11選用A帶A帶V帶帶型3確定(1)初選小帶輪的基準直徑dd1 有 2d d1=90mm帶輪的表8-6和8-8，取小帶輪直徑v=6.78 7sd d1 =90mm?；鶞手睆絛 d1驗算帶速v,有：dd2=270并驗算dd1 n03.14 90 1440vi 帶=3.11V60 1000 60 1000帶速=6.78 mS因為 6.78m/s 在 5m/s30m/s之間，故帶速合適。(3)計算大帶輪基準直徑dd2dd2 i 帶 dd1 3 90270mm取dd2=280m

12、m新的傳動比i帶=型=3.11904確定(1)據2式8-20初定中心距a0=500mmV帶的ao=500mmLd0 =1599mm中心距(2)計算帶所需的基準長度a=500mma和基Ic(dd1dd2)Ld0 2a02(dd1 dd2)4a°amin=476mm準長度3.14(2802 500(28090)'2490)2500amax= 548mmLd= 1599mm由2表8-2選帶的基準長度Ld =1600mm(3 )計算實際中心距a a。Ld Ld0 500 ( 1)/2=499.5 500中心局變動圍：amin a 0.015d476mmamax a 0.03d548m

13、m5驗算 小帶輪 上的包 角57 3180 (dd2 dd1)15890a=1586計算 帶的根數z(1 )計算單根V帶的額定功率Pr由 dd1 90mm 和 n°1440 r/min 查2表8-4a 得P 0=1.064KW據 n 0=1440 %in , i=3 和 A 型帶，查28-4b 得P0=0.17KW查2表 8-5 得 K =0.945 , KL=0.99 ,Z=7于是：P r=（p 0+ P0） KL K =1.154KW（2）計算V帶根數zZ 匹-21L 6.5 Pr1.154故取7根。7計算由2表8-3得A型帶的單位長質量（F 0） min =135N單根Vq=0

14、.1 %。所以帶的初/匚 杯C （2.5 K ）比2（F 0） min500 qvK z v拉力最500 （25 0.945） 7.56 78?0.945 7 v小值= 135N（F0）min應使實際拉力F0大于（F0）min8計算壓軸力的最小值為：（Fp）壓軸力（FP）min=2 z （ F0）min=1855NFpmin sin 2 =2 7 sin158 72=1855N三、齒輪的設計1高速級齒輪設計設計容計算及說明結果1、選疋齒輪 類型、精度 等級、材料1 ）按要求的傳動方案，選用圓柱直 齒輪傳動；直齒圓柱齒輪45鋼及齒數2 ）運輸機為 般工作機器，速度不 高，故用8級精度；（GB10

15、095 小齒輪調質處理88）大齒輪正火處理3）材料的選擇。由2表10-1選擇8級精度小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為z仁24240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬 度差為40HBS ；4 ）選小齒輪齒數為Z1=24，大齒 輪齒數Z2可由Z2= i12 Z1得Z2=75.6，取 77 ；z2=772、按齒面接 觸強度設計按公式：d1t 2.32 3：空 U 1 （益）2 dU' h（1 ）確定公式中各數值1 ）試選 =1.3。2 ）由2表10-7選取齒寬系數d=1。T1 =139N.m3 ）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：5T 1=1.3910 N m

16、m。4 ）由2表10-6查的材料的彈1性影響系數ZE=.8MP至5 ）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極 限Himi=580MP ;大齒輪的接 觸疲勞強度極限Hlim2=560MP。6 ）由2圖10-19取接觸疲勞壽 命系數 KHN1=0.95 ；K HN2=1.05。7 ）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1 %，安全系數S=1，有KHN1 H lim 1H1= K=0.95580=551MSPH2= KHN1 Hlim1=1.05560=588MSP（2）計算確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值h 1=551MPaH 2 =588MPa1）計算小齒輪的分度圓直徑

17、 d1t，由計算公式可得：5dit 2.32 3 13310. 42 嚴與13.2551=70.5mm2）計算圓周速度。ditni3.14 70.5 480 “v= v =1.7760 1000 60 1000m/s3）計算齒寬bb= d d1t=170.5=70.5mm4）計算模數與齒高模數叫 蟲 7052.94mmz24r 齒高h 2.25mt 2.25 2.946.62mm5）計算齒寬與齒高之比-hb 70.510.65h 6.476 ）計算載荷系數K。已知使用系數KA = 1.25，據v=1.77呎，8級精度。由2 圖 10-8 得 Kv = 1.1，dt =70.5mm1.77m/s

18、mt2.94h=6.62mmK=2.01KH =1.46。由2圖 10-13 查得KF =1.40，由2圖10-3 查得 KH =K H =1故載荷系數：K=K v KA KH KH= 1.11.25 1 1.46 =2.017）按實際的載荷系數校正所算得 的分度圓直徑：d 1 =81.78mmm=3.41mmd170.52.0131.381.78mm8）計算模數m nm n = mnd1乙81.8243.41mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式:mn3 2KT1 ?YFaYsa dZ12- FKfn1 0.90, Kfn2 0.95（1）確定計算參數1 ）計算載荷系數。K=K AKV KF

19、KF =1.11.25 1 1.40= 1.93f 1 212MPa3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算2）查取齒形系數由2表 10-5 查得 YFa1 =2.65，Y Fa2=2.223）查取應力校正系數由2表 10-5 查得 Y Sa1=1.58，Y Sa2 = 1.774 ）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 fei=330MP，大齒 輪的彎曲疲勞強度極限 fe2=310MP5 ）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1 =0.90，KFN2=0.956）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 有：f1 Kfn1 FE1 0.90 33°=212MpS

20、1.4F2S FE20.95310 =210MPL JS1.4YFaYsa7）計算大、小齒輪的f，并 加以比較YFa1YSa1 2-65 1.58 =0.01975f】1212F 2 210MPaYFa2YSa2 = 2.17 1 .77 =。偲了F】2210經比較大齒輪的數值大。(2 )設計計算2 1.93 1.39 105 sc*mJ20.01975 =2.641 242對比計算結果，由齒面接觸疲勞 強度計算的模數m大于由齒根彎曲 疲勞強度計算的法面模數，取 m =3mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有：Z1 d1= 81.78 =27.26m3取Z1=28 ，則Z2 i12 Z13.2

21、28=89.6取z2=89，新的傳動比i12 89 3.18284.幾何尺寸計算(1 )計算分度圓直徑d1 mz1 3 28 84 mmd2 mz2 3 89 267mm(2)計算中心距a (Z1 Z2)m =175.5mm2z128Z289d1 84mmd2267mma=175.5mmb=84mmB1 =90mmB2 =85mm(3)計算齒輪寬度b=dd11 84 84mmB 1=90mm , B2 =85mm由此設計有：名稱計算公式結果/mm模數m3壓力角20齒數ZiZ22889傳動比i3.i5分度圓直徑di d284267齒頂圓直徑dai di 2h*m da2 d2 2h；m90273

22、齒根圓直徑dfi di 2(h； df2 d2 2(h；*c )m 75C* )m258中心距m(Zi z2)a -j2175.5齒寬BiB290852、低速齒輪的設計設計容計算及說明結果1選、疋齒1 ）按要求的傳動方案，選用圓柱直直齒圓柱齒輪輪類型、精度等級、材齒輪傳動；45鋼料及齒數2 ）運輸機為 般工作機器，速度不 高，故用8級精度；（GB10095 小齒輪調質處理88）大齒輪正火處理3）材料的選擇。由2表10-1選擇8級精度小齒輪材料為45 （調質）硬度為z仁24240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬 度差為40HBS ；4 ）選小齒輪齒數為Z1=24，大

23、齒 輪齒數Z2可由Z2= i23z2=78乙得 Z2 =78.48，取 78 ；2、按齒面接按公式：觸強度設計d 1t 2.32 3 空（玉）2dU h （1 ）確定公式中各數值1 ）試選心=1.3。2 ）由2表10-7選取齒寬系數d =1。T2=42N.m3 ）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T5t2 =4.2 10 N mm。4 ）由2表10-6查的材料的彈1性影響系數ZE=.8MP至5 ）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度 極限Hlim1=580MP ;大齒輪 的接觸疲勞強度極限Hlim2=560MP。6 ）由2圖10-19取接觸疲勞壽 命系數 KHN1=1.07

24、 ；K HN2=1.13。7 ）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1 %，安全系數S=1，有KH1HN1 Hlim1=1.07580=620.6L JSMPKh2hn2 Hlim2 =1.13560=632.L JS8MPh 1=620.6MPaH 2 =632.8MPad 1t =97.12mm(2)計算確定小齒輪分度圓直徑 d1t，代入H中較小的值1)計算小齒輪的分度圓直徑 d1t，由計算公式可得：d1t 2.32V=0.77m/smt 4 .05 mmh=9.11mmK=1.921.3 4.2 1053.29189.8 2 心“3（）=97.1212.29620.6mm2）計算圓周速度。

25、4口3.14 97.12 152.38 =0 7760 1000 60 1000 . m/s3）計算齒寬bb= d d1t=197.12=97.12mm4）計算模數與齒高模數 mt 4.05mmZ124r 齒高h=2.25 叫=2.254.05 9.11mmb5）計算齒寬與齒高之比hb97.12= 10.66h9.113、按齒根彎 曲強度設計3、按齒根彎 曲強度設計6 )計算載荷系數K。已知使用系數KA = 1.25，據v=0.77 ms，8 級精度。由2 圖 10-8 得 Kv = 1.05，KH =1.46。由2圖 10-13 查得KF =1.38，由2圖10-3 查得 KH =K H =

26、1故載荷系數：K=K v KA KH KH= 1.251.05 1 1.46=1.927）按實際的載荷系數校正所算得 的分度圓直徑：d 1=d 1t 3 K =97.12器1-92 =118mm 1.38 )計算模數m nd1118/ c 彳m n=4.91mm乙 243.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：=97.12mm(1 )確定計算參數4、尺寸計算1 ）計算載荷系數。K=KAKVKF KF =11.005 1 1.38= 1.452）查取齒形系數由2表 10-5 查得 YFa1 =2.65，Y Fa2=2.303）查取應力校正系數由2表 10-5 查得 Y Sa1=1.58，Y Sa2 =

27、1.724 ）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極fe1=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2=310MP5 ）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1 =0.95，KFN2=0.976）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 有：f1 Kfn1 fe1 0.95 330=223.9ML JS1.4Pf2 S fe2 0.97 310=214.8ML JS1.4oF1=223.9MPaoF2=214.8MPaK =1.45P7）計算大、小齒輪的YFaYa ，并F 加以比較丫Fa1YSa12.65 1.580 0187fi223.9YFa2Ysa22.224 1.

28、72 0 0184f2214.8.經比較大齒輪的數值大。（2 ）設計計算2 1.45 4.2 105 m 】2 0.0187 3.4m1 242m對比計算結果，由齒面接觸疲勞 強度計算的模數m大于由齒根彎曲 疲勞強度計算的法面模數，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有：乙1=蟲 118 29m4取Z1=29 ，則Z2 i23 Z1 2.26 29=65.54 取 z2=65新的傳動比i23 65 2.24294.幾何尺寸計算Z仁29Z2=65(1 )計算分度圓直徑d1 mz1 4 29 116mmd2 mz2 4 65 260mm(2)計算中心距(Zi Z2)m(29 65) 4

29、dOOa 188mm2 2(3)計算齒輪寬度bdd1 1 108=108mmB 1=100mm ， B2=95mm由此設計有：d仁 116mm d2 =260mm a=188mm b=108mmB1 =100mmB2 =95mm名稱計算公式結果/mm模數m4齒數乙Z22965傳動比i2.24分度圓直徑d1 d2116260齒頂圓直徑da1 4 2h；m da2 d2 2h*m124268齒根圓直徑*df1d12(hadf2 d2 2(h；c)m06 c*)押4中心距m(z1 Z2) a2188齒寬B1B2100956.軸的設計計算及校核1、高速軸的設計設計容計算及說明結果1、已知條件功率轉矩轉

30、速6.99KW139N m480r/min2、選擇軸的因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊材料要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、求作用在 齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d 1=84mm而Ft紐 2 139000 =3310Nd184Fr=Ftta n 3310 tan 20 =1205NFt=3310NFr=1205N壓軸力F=1855NFa=1855 N4、初步確現初步估算軸的最小直徑。選取軸定軸的最的材料為45鋼，調質處理據2表小直徑15-3，取 A0 = 110，于是得d min =A 0靑11權27mmd m in o27 mm因為軸上應開2個鍵

31、槽，所以軸徑應增大10%-15%故d=31.05mm ，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d min=32mm，查4P 620表 14-16 知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。6、根據軸向 定位的要求 確定軸的各 段直徑和長(1 )擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖皿IVd 40mmdn m 35mm口 58mm35mmd v v 52 mmd刑町 46mmI刑町 86mmd v 58mmI 口 皿 58mmI 皿 w 46mmI v v 12 mm(2 )據軸向定位的要求確定軸的各 段直徑和長度1 ) 1-11段是與帶輪連接的其d 1 11 =32mm , l1 1

32、1 =76mm。2 ) ll-lll段用于安裝軸承端蓋， 軸承端蓋的e=9.6mm (由減速器及 軸的結構設計而定)。根據軸承端 蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油 的要求，取端蓋與l-ll段右端的距離 為38mm。故取I “川=58mm，因 其右端面需制出一軸肩故取d "川=35mm 。3 )初選軸承，因為有軸向力故 選用深溝球軸承，參照工作要求并據d11111=35mm，由軸承目錄里初 選6208號其尺寸為d D B=40mm 80mm 18mm 故 d 111 IV =40mm。又右邊采用軸肩定 位取血v =52mm所以l 八=139mm , dv 在=58mm , lv 可=12

33、mm4 )取安裝齒輪段軸徑為 d可皿=46mm，齒輪左端與左軸承 之間用套筒定位，已知齒輪寬度為 90mm為是套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取 l燈 =86mm。齒輪右邊 -忸段為 軸套定位，且繼續選用6208軸承， 則此處d皿11 =40mm。取l 皿 1 =46mm(3)軸上零件的周向定位齒輪，帶輪與軸之間的定位均米用 平鍵連接。按d1 11由5P 53表4-1查 得平鍵截面b h 10 8,鍵槽用鍵槽 銑刀加工長為70mm。同時為了保 證帶輪與軸之間配合有良好的對中 性，故選擇帶輪與軸之間的配合為 H7，同樣齒輪與軸的連接用平鍵n614 9 63，齒輪與軸之間的配合為

34、 H軸承與軸之間的周向定位是用過 n6渡配合實現的，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2表15-2取軸端倒角為2 45 其他軸肩處圓覺角見圖。2'中間軸設計容計算及說明結果1.求軸上由前面的計算得P1=6.71KW，的功率，n 1 = 152.38 汕，T 1=4.2 105 N mm轉速和轉矩2、初步確 定軸的最 小直徑110m3. 6.71 '；152.3838.8m，調制處理in =38.8mm現初步估算軸的最小直徑。選取軸 的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取 A0 = 110，于是得：因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-14%

35、故d min=44.6mm，又此段軸與軸承裝 配，故同時選取軸承，因為軸承上 承受徑向力，故選用深溝球軸承， 參照工作條件可選6210其尺寸為:d D B =50 90 20故 d 111 =50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度3,軸的結構設計取 24mm 所以 1擬定軸上零件的裝配方案通 過分析比較，裝配示意圖 =48mm(2 )據軸向定位的要求確定軸的各 段直徑和長度1)II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為85mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸 段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l11111 =79mm ，d 11 川=68mm 。2) III-IV段為大小齒輪的軸向定

36、位，此段軸長度應由同軸條件計算 得 lIIIIV =20mm ，d 川 IV=80mm。3) IV-V段為低速級小齒輪的軸 向定位，由其寬度為113mm可取 lIVV=112mm ，dIVV=56mm4) V-VI段為軸承同樣選用深溝 球軸承6210，左端用套筒與齒輪定 位，取套筒長度為24mm則lV VI =48mm d V VI =50mm(3) 軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的定位均采用 平鍵連接。按d由5P 53表4-1 查得平b h L 16 10 75,按d IV V得 平鍵截面b h l=1610 109其與軸的配合均為巫。軸承與軸之間的周n6向定位是用過渡配合實現的，此處 選

37、軸的直徑尺寸公差為m6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考2表15-2取軸端倒角為2 45 個軸肩處圓覺角見圖l “ 川=79mm d “ 川=68mm lIIIIV =20mm dIIIIV=80mm lIV V=112mm dIV V=56mm lV VI =48mm dV VI =50mm3 III軸的設計計算1.求軸上由前面算得 P3=6.44KW，n 3=67.4r/min ， T3=9.12106N mm的功 率， 轉速 和轉 矩2.求已知低速級大齒輪的分度圓直徑為作用d 4=260mm在齒而 Ft 空=2 9.12 106 7015N輪上d4260的力F r=F ttan7015

38、 tan 20 2553N3初現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45步確鋼，調質處理據2表15-3，取A 0 = 110，于d min=50.3mm定軸是得：的最d min=A 0 J 3110 350.3mmT ca小直 n3v 67.4=11856000N*mm徑同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=K AT3查2表 14-1 取 KA = 1.3.則:Tea KAT31.3 9.121051185600 N mm4.軸的結 構設 計d i =50mmd “ 川=52mm II II =132mmd m =55mm lm IV =21mmd 17 v =65mm17 v =98

39、mm d v =71mmIv =12mmd =63mm按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件 查5P 99表8-7可選用GY7型彈性柱銷聯軸 器。其公稱轉矩為1600000N mm。半聯軸器 孔徑d=50mm，故取d (1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖(2)據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和 長度 )為滿足半聯軸器的軸向定位，1-11右端需制 出一軸肩故II-III段的直徑d"川=52mm ;左 端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑 II =50mm 半聯軸器 長度L=112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長 度 l1=102mm。3 )初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸

40、承，參照工作要求d皿=55mm，由軸承目錄 里初選6211號其尺寸為d D B=55mm100mm 21mm ,1川IV =21mm 由于右邊是軸肩疋位，d 即 v =65mm , l =98mm ,d v 可=71mm , lv 可=12mm。4)取安裝齒輪段軸徑為d =63mm，已知 齒輪寬為115mm 取l可皿=111mm。齒輪右 邊 -忸段為軸套定位，軸肩高h=6mm 則此 處 d 皿 11 =70mm 。取 1 皿 11 =48mm(3) 軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸之間的定位均采用平鍵連 接。按d1 11由5P 53表4-1查得平鍵截面 b h 18 11鍵槽用鍵槽銑刀加工

41、長為95mm。 選擇半聯軸器與軸之間的配合為 H7，冋樣齒k6輪與軸的連接用平鍵22 14齒輪與軸之間的配合為H7軸承與軸之間的周向定位是用過渡配 n6合實現的，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2表15-2取軸端倒角為2 45 .個軸肩處 圓覺角見圖。l 即=111mm d 皿 1 =70mml 皿 1 =48mm5.求軸上的載先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。現將計算出各個截面處的M H , M V和M的FNH1=794NM H =值如下:FNH1=794N F nv1=2182NM H=-139744N mmM V=384032N mmM

42、 1= 1.42 3.82 105=408667NmmT 1=9.12105N mm-139744N mmM V=384032NmmM1=408667Nmm=9.12105Nmm6.按彎扭合成應力."1H1進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從 軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據2式15-5 及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力ca =13.4MPa校核 軸的 強度曲(T3)2caWJ4,2 (0.6 9.12)2 105 =13 4Mp 0.1 803前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表 15-1查得1=60Mp ， ca 1，故安全。7.

43、軸承的壽命計算(一)、m 軸上軸承6211 的 壽命計算預期壽命：Lh 8 300 10 24000h已知P 6440 N , n 67.42r/mi n,C 432006 6lh 10 /C、1043200 3Lh ()()60n P60 67.425 644074619>24000h故III軸上的軸承6211滿足要 求。Lh 74619符合要求8-鍵連接的校核III軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應力為p 110MPa1-11段鍵與鍵槽接觸疲勞強度1 L b 95 18 77mm2T2 9120p 一 943.1MPa p110MPakld 0.5 11 77 50 10 9故

44、此鍵能安全工作。W -叫段與鍵槽接觸疲勞強度1 L b 100 22 78mm2T29120p -986.1MPa p110MPakld 0.5 14 78 80 10故此鍵能安全工作。鍵的強 度符合 要求9 .潤滑及密封類型選擇1潤滑方 式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四 個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上 的兩個軸承采用脂潤滑。2密封類 型的選擇1. 軸伸出端的密封軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密 圭寸。2. 箱體結合面的密封箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的 方法實現密封。3.軸承箱體，外側的密封(1) 軸承箱體側采用擋油環密 圭寸。(2) 軸承箱體外側采用毛氈圈密 封10.減速器附件設計1觀察孔 及觀

45、察孔 蓋的選擇 與設計觀察孔用來檢查傳動零件的嚙 合，潤滑情況，并可由該孔向箱注 入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封 住，。為防止污物進入箱及潤滑油 滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質 封油墊片，油孔處還有慮油網。 查表表15-3選觀察孔和觀察孔 蓋的尺寸分別為140 120和110 90O2油面指示裝置設計油面指示裝置米用油標指示。.3通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣 壓平衡。查表表15-6選 M36 2型通氣帽。4放油孔 及螺塞的 設計放油孔設置在箱座底部油池的最低 處，箱座底面做成1-5外傾斜面， 在排油孔附近做成凹坑，以便能將 污油放盡，排油孔平時用螺塞堵 住。查表表15-7選M20 1

46、.5型 外六角螺塞。.5起吊環的設計為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄 出吊環用于吊起箱蓋。6起蓋螺 釘的選擇為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側 凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑 與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。.7定位銷選擇為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和 裝配精度，在精加工軸承座孔前， 在箱體聯接凸緣長度方向的兩端， 個裝配一個定位銷。采用圓錐銷， 直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8 倍。11.主要尺寸及數據箱體尺寸：箱體壁厚 =10mm箱蓋壁厚 1 =8mm=10mm1=8mmb=15mm箱座凸緣厚度b=15mmb i=12mm箱蓋凸緣厚度bi=12mmb 2=25mm箱座低凸緣厚度b 2=25mmd f =19mm地腳螺栓直徑d f =19mmn=4地腳螺栓數目n=4d i=M16軸承旁聯接螺栓直徑d 2=M12di=M16l=150mm機座與機蓋聯接螺栓直徑d2=M12d 3=M10聯接螺栓d2的間距d 4=M8l=150mmd=10mm