機械設計課程設計說明書(2級齒輪減速器)

1、<p><b>　　課程設計說明書</b></p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　一.傳動裝置的總體設計1</p><p>　　1.1分析或確定傳動方案1</p><p>　　1.2選擇電動機2</p><p>　　1.3計算傳動裝置的

2、總傳動比并分配傳動比4</p><p>　　1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)5</p><p>　　二.傳動零件的設計計算6</p><p>　　2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級5</p><p>　　2.2 確定計算公式6</p><p>　　2.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸6&

3、lt;/p><p>　　2.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸9</p><p>　　三.軸的設計計算及軸上鍵連接強度、軸承基本額定壽命的校核12</p><p>　　3.1高速軸設計計算12</p><p>　　3.2中間軸的設計計算21</p><p>　　3.3輸出軸的設計計算26</p>

4、;<p>　　四.聯(lián)軸器的選擇32</p><p>　　6.1輸入軸聯(lián)軸器32</p><p>　　6.2輸出軸聯(lián)軸器24</p><p>　　五. 潤滑密封設計25</p><p>　　六. 減速器附件及其說明25</p><p>　　一.傳動裝置的總體設計</p><p&

5、gt;　　1.1分析或確定傳動方案</p><p>　　1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。</p><p>　　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。</p><p>　　3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大 其傳動方案如下</p><p>　　根據(jù)要求，選用二級斜

6、齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預先設計的參數(shù)及其相應的功能。</p><p>　　設計的原始數(shù)據(jù)要求：</p><p>　　傳送帶的初拉力：F=1900N</p><p>　　傳送帶卷筒直徑：d=280mm</p><p>　　傳送帶帶速：v=1.21m/s</p><p>　　關于減速器的生產(chǎn)和工

7、作的要求：</p><p><b>　　機器產(chǎn)量為大批量；</b></p><p>　　機器工作環(huán)境為礦山運石；</p><p>　　機器載荷特性為中等沖擊；</p><p>　　機器最短工作年限為8年3班。</p><p><b>　　1.2選擇電動機</b></p

8、><p>　　1.2.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動機應用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機——Y系列三相鼠籠型異步電動機，全封閉自冷式。</p><p>　　1.2.2選擇電動機的容量（功率）</p>

9、<p>　　首先計算工作機有效功率：</p><p>　　式中，F(xiàn)——傳送帶的初拉力，由設計原始數(shù)據(jù)，F(xiàn)=1900N；</p><p>　　v——傳送帶的帶速，由設計原始數(shù)據(jù)，v=1.21m/s。</p><p>　　從原動機到工作機的總效率：</p><p>　　＝×××0.96＝0.817</

10、p><p>　　式中， ——聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻[1]P81頁表9.1，；</p><p>　　——軸承傳動效率，由參考文獻[1]P81頁表9.1，； </p><p>　　——齒輪嚙合效率， ；</p><p>　　——卷筒傳動效率， 。</p><p><b>　　則所需電動機功率：</b>

11、</p><p>　　1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速</p><p>　　工作機（套筒）的轉(zhuǎn)速：</p><p>　　式中，d——傳送帶卷筒軸直徑。由設計原始數(shù)據(jù)，d=280mm。</p><p>　　由參考文獻[1]P88頁表9.2，兩級齒輪傳動 ，所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：</p><p>　　=(8~40)×

12、82.5=（660.0~3300.0）</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。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(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動機。</p><p>　　根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻[1]P172頁表15.1，選定電動機型號為Y100L2-

13、4，其主要性能如下表所示。</p><p>　　1.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比</p><p>　　1.3.1總傳動比 </p><p>　　由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為</p><p>　?。?n＝1420/82.5＝17.21</p><p>　　1.3.2分配傳動

14、比</p><p><b>　　＝×</b></p><p>　　——式中分別為一級、二級齒輪傳動比。</p><p>　　考慮潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為=4.68，則＝＝3.67。</p><p>　　1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)</p><p>　　1.

15、4.1各軸的轉(zhuǎn)速</p><p>　?。?  ＝＝1420r/min</p><p>　?。剑?60/4.68＝300.2r/min</p><p>　?。?#160;/ ＝300.2/3.67=82.5r/min</p><p>　　==82.5r/min</p><p>　　1.4.2各軸的輸入

16、功率</p><p>　?。?＝×＝2.82×0.99＝2.79kW</p><p>　　＝×η2×＝2.79×0.98×0.97＝2.65kW</p><p>　?。?#215;η2×＝2.65×0.98×0.97＝2.52kW</p><p>　　

17、＝×η2×η1=2.65×0.98×0.99＝2.44kW</p><p>　　1.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩</p><p>　　電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550000×2.82/1420=1.90×N·mm</p><p>　?。?＝× =1.90××0.99

18、=1.88× N·mm</p><p>　?。?#215;××=1.88××4.68×0.98×0.97=8.38× N·mm</p><p>　　＝×××=8.38××3.67×0.98×0.97=2.91×N

19、·mm</p><p>　　=××=2.91××0.98×0.99=2.83× N·mm。</p><p>　　整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。</p><p>　　減速器運動學和動力學參數(shù)一覽表</p><p>　　二.傳動零件的設計計算</p

20、><p>　　2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級</p><p>　　考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動。</p><p><b>　　齒輪材料及熱處理</b></p><p>　　① 材料：高速級小齒輪選用40Cr，齒面硬度為48-55HRC,表面淬火，7級精度，硬齒 </p><p&

21、gt;　　面。取小齒齒數(shù)=19。 Z=i× Z=4.68×19=88.92 取Z=89齒。</p><p>　　低速級小齒輪選用40Cr，齒面硬度為48-55HRC,表面淬火，7級精度，硬齒 </p><p>　　面。取小齒輪3齒數(shù)=23齒，大齒輪4齒數(shù)=×3.67=85.取=85。</p><p><b>　　② 齒輪精

22、度</b></p><p>　　按GB/T10095－1998，均選擇7級精度</p><p>　　2.2 確定計算公式</p><p>　　由于是閉式硬齒面齒輪傳動，抗點蝕能力強，其主要失效形式是齒根折斷。故按照齒根彎曲疲勞強度進行校核。齒根彎曲疲勞強度進行設計，再對齒面接觸疲勞強度進行校核。</p><p>　　2.3 高速級

23、齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸</p><p>　　因為是硬齒面閉式傳動，故</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度設計：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， = 1.90× N·mm</p><p>　　設計時，因v值

24、未知，K不能確定，初取=2.0。</p><p>　　由傳動方案可知，齒輪為非對稱放置，又由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)=0.6，初選螺 </p><p><b>　　旋角=12°。</b></p><p>　　由參考文獻[1]P133頁式8.1，端面重合度：</p><p>　　由參考文獻[1]圖6

25、.22查得： = 0.72；</p><p><b>　　軸面重合度：</b></p><p>　　由參考文獻[1]圖6.28查得： =0.93。</p><p><b>　　當量齒數(shù)</b></p><p>　　由參考文獻1圖6.20查得</p><p><b>

26、　　齒形系數(shù)，</b></p><p>　　由參考文獻1圖6.21查得</p><p><b>　　應力修正系數(shù)，，</b></p><p>　　由參考文獻1圖6.29h彎曲疲勞極限應力</p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻1表6

27、.7，取安全系數(shù)</p><p>　　小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為</p><p>　　N=60na =60×1420×（3×8×300×8）=4.908×10h</p><p><b>　　N= h </b></p><p>　　由參考文獻1圖6.

28、32 得，彎曲強度壽命系數(shù)</p><p><b>　　故彎曲應力</b></p><p><b>　　所以</b></p><p>　　初算小齒輪1的分度圓直徑 ，得</p><p><b>　　=，取mm。</b></p><p><

29、b>　　確定傳動尺寸：</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　K＝=1.5×1.08×1.08×1.2=2.0。</p><p>　　式中， ——使用系數(shù)。由參考文獻1圖６.3，原動機和工作機工作特性均是中等沖擊，故取 =1.5</p>&l

30、t;p>　　——動載系數(shù)。分度圓上的速度為</p><p>　　中心距： a===110.4 圓整為110mm。</p><p>　　螺旋角= =10°56′33″。 </p><p><b>　　其它傳動尺寸： </b></p><p><b>　　取25mm。</b><

31、;/p><p>　　=+（5~10）mm， 取=30mm。</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　① K、T、、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm，b=25mm，u==4.68</p><p>　　由參考文獻1表6.5查得；</p><p>　　由參考文獻1圖6.15

32、查得；</p><p>　　由參考文獻1圖6.16查得、</p><p>　　由參考文獻1圖6.26查得</p><p>　　齒數(shù)比u=。許用接觸應力算得，</p><p>　　由參考文獻1圖6.29a和6.29e</p><p><b>　　，</b></p><p>&

33、lt;b>　　經(jīng)計算比較，</b></p><p>　　滿足齒根彎曲疲勞強度。</p><p><b>　　高速級齒輪參數(shù)列表</b></p><p>　　2.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸</p><p>　　因為是硬齒面閉式傳動，設計成直齒輪，故</p><p>

34、　　按齒根彎曲疲勞強度設計：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，= 8.44× N·mm，</p><p><b>　　=23，，取85</b></p><p>　　設計時，因v值未知，K不能確定，初取=2.0。</p

35、><p>　　由傳動方案可知，齒輪為非對稱放置，又由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)=0.6</p><p><b>　　端面重合度：</b></p><p>　　由參考文獻[1]圖6.22查得： = 0.70； </p><p>　　由參考文獻1圖6.20查得</p><p><b>　

36、　齒形系數(shù)，</b></p><p>　　由參考文獻1圖6.21查得</p><p><b>　　應力修正系數(shù)，，</b></p><p>　　由參考文獻1圖6.29h彎曲疲勞極限應力</p><p><b>　　，</b></p><p>　　由參考文獻1表6.

37、7，取安全系數(shù)</p><p>　　小齒輪3與大齒輪4的應力循環(huán)次數(shù)分別為</p><p>　　N=60na =60×300.2×（3×8×300×8）=1.04×10h</p><p><b>　　N= h </b></p><p>　　由參考文獻1圖6.3

38、2 得，彎曲強度壽命系數(shù)</p><p><b>　　取安全系數(shù) </b></p><p><b>　　故彎曲應力</b></p><p><b>　　所以</b></p><p>　　初算小齒輪1的分度圓直徑 ，得</p><p><b

39、>　　=，取mm。</b></p><p><b>　　確定傳動尺寸：</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　K＝=1.5×1.08×1.08×1.2=2.0。</p><p>　　式中， ——使用系數(shù)。由參考

40、文獻1圖６.3，原動機和工作機工作特性均是中等沖擊，故取 =1.5</p><p>　　——動載系數(shù)。分度圓上的速度為</p><p>　　故由參考文獻1圖６.7查得 K=1.01。</p><p>　　——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1圖６．１２，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.08。</p><p>　　——齒

41、間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1表６.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。</p><p><b>　　無需對 進行修正。</b></p><p><b>　　計算傳動尺寸</b></p><p>　　中心距： a===135。。</p><p><b>　　其它傳動尺寸：

42、</b></p><p><b>　　取35mm。</b></p><p>　　=+（5~10）mm， 取=40mm。</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　?、?K、T、、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm，b=25mm，u==4.68</p>

43、;<p>　　由參考文獻1表6.5查得；</p><p>　　由參考文獻1圖6.15查得；</p><p>　　由參考文獻1圖6.16查得、</p><p>　　齒數(shù)比u=。許用接觸應力算得，</p><p>　　由參考文獻1圖6.29a和6.29e</p><p><b>　　，</b&

44、gt;</p><p><b>　　經(jīng)計算比較，</b></p><p>　　滿足齒根接觸疲勞強度。</p><p><b>　　低速級齒輪參數(shù)列表</b></p><p>　　三.軸的設計計算及軸上鍵連接強度、軸承基本額定壽命的校核</p><p>　　3.1高速軸的設計計

45、算參數(shù)：</p><p>　　＝×＝2.82×0.99＝2.79kW</p><p>　?。?#215; =1.90××0.99=1.88× N·mm</p><p>　　n=1420r/min</p><p>　　2.作用在齒輪上的力：</p><p>&

46、lt;b>　　選擇軸的材料</b></p><p>　　選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機械性能。</p><p><b>　　初算軸上的最小直徑</b></p><p><b>　　按彎扭強度計算：</b></p><p>　　考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，增大5%，圓整后取

47、d=18mm。</p><p>　　式中， C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻[2]P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=100。</p><p>　　P——軸傳遞的功率。 </p><p><b>　　n——軸的轉(zhuǎn)速。 </b></p><p><b>　　軸承部件的結(jié)構(gòu)設計&l

48、t;/b></p><p>　　為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。</p><p>　　聯(lián)軸器及軸段1：本設計中dmin 就是軸段直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設計與聯(lián)軸器同時進行

49、。</p><p>　　為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻[1]表13.1，取。則由計算轉(zhuǎn)矩?？紤]電機輸入軸直徑為18mm,由《課程設計》查得GB5014-2003中的LX1聯(lián)軸器滿足條件。選用Y型軸孔A型鍵。聯(lián)軸器長L=42mm。</p><p>　　與LX1對應的最小軸徑為18mm，軸段1的長度應比聯(lián)軸器的軸孔長度略短，故取l1=40mm。<

50、;/p><p><b>　　b</b></p><p><b>　　密封圈及軸段2</b></p><p>　　聯(lián)軸器只傳遞轉(zhuǎn)矩?？扇≥S段2直徑d2=22mm。查表唇形密封圈的直徑系列中有公稱直徑22mm.軸段2長度為L2=47mm。</p><p><b>　　軸段3和軸段5</b&g

51、t;</p><p>　　考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為圓錐滾子軸承。暫取30205,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。故取軸段3和軸段5的直徑為25mm。軸段3和軸段5的長度均為15mm。</p><p><b>　　軸段4</b></p><p>　　軸段4的軸肩應為（0.07~0.1）15=0.85~1.5mm。取軸

52、段4的直徑為32mm。軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。</p><p>　　3.2中間軸的設計計算 </p><p>　　中間軸上的功率=2.65kW, 轉(zhuǎn)速n2=300.2r/min, 轉(zhuǎn)矩T2=8.44。</p><p><b>　　初定軸上的最小直徑</b></p><p&g

53、t;　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。</p><p><b>　　軸段1</b></p><p>　　軸承初選30205則軸徑d=25mm.B=15mm.故軸段1長為15mm。</p><p><b>　　軸段2 </b></p><p>　　齒輪端面距箱體內(nèi)壁應為10mm,油潤滑，軸

54、承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁的距離為5mm?？紤]軸轂配合，所以軸段2的長度為33mm，且需加套筒起軸向固定齒輪的作用。</p><p><b>　　軸段3</b></p><p>　　軸段3與中間軸小齒輪配合處，為齒輪軸上的齒輪齒寬為40mm。取軸徑d=30mm，軸段3的長為38mm</p><p><b>　　軸段4</b&

55、gt;</p><p>　　軸段4為軸肩，用以固定中間軸大小齒輪?？紤]動件不動件距離，軸肩長10mm.</p><p><b>　　軸段5</b></p><p>　　軸段5與中間軸大齒輪的輪轂配合。直徑可取30mm,長度略小于高速級大齒輪齒寬。取軸段6的長度為38mm。</p><p><b>　　軸段6&l

56、t;/b></p><p>　　軸段6與套筒配合，起軸向固定中間軸大齒輪和軸承的作用。長度為17</p><p><b>　　軸段7</b></p><p>　　軸段7為套連軸承。取30205軸承。內(nèi)徑為25mm。所以軸段7內(nèi)徑為25mm.按高速軸大齒輪靠近箱體內(nèi)壁端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm?？傻幂S段7長度為15mm。</p&g

57、t;<p>　　3.3輸出軸設計計算</p><p><b>　　材料同為45號鋼</b></p><p>　　輸出軸上的功率=2.52kW, 轉(zhuǎn)速n3=82.5r/min, 轉(zhuǎn)矩T3=2.92。</p><p><b>　　初定軸上的最小直徑</b></p><p>　　式中，

58、 C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻[2]P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。</p><p>　　P——軸傳遞的功率。 </p><p><b>　　n——軸的轉(zhuǎn)速。 </b></p><p>　　考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，增大%5，取dmin=36mm。</p><p>　　軸上

59、各個軸段的參數(shù)計算</p><p>　　軸段1，為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分。考慮對中性的要求。使用剛性聯(lián)軸器。查表，可取聯(lián)軸器其安裝尺寸，孔徑為36mm，孔徑長L=72。軸段1的長度應略短于聯(lián)軸器的長度?？扇￠Ll1=70mm。</p><p><b>　　軸段2</b></p><p>　　由于聯(lián)軸器只傳遞轉(zhuǎn)矩，軸段2的軸徑可比軸段1略大。由唇

60、形密封圈的標準?？扇≥S段2的軸徑為40mm.軸段2的長度由軸承座的長度和軸段1靠近箱體的端面到軸承端蓋的距離決定。</p><p>　　軸承座長為mm.由表參考文獻[2]4.1計算知，取軸承端面螺栓為M12。由此得</p><p>　　mm=18+16+10+(5~8)=49~52mm,取為50mm，軸承靠近箱體內(nèi)表面的端面到箱體內(nèi)表面的距離為5mm.(高速軸大齒輪齒輪齒頂圓處速度大于2m

61、/s，由經(jīng)驗，軸承取油潤滑) 則軸段2的長度為得軸段2長度為48mm</p><p><b>　　軸段3</b></p><p>　　軸段3直徑與軸承內(nèi)徑相同。暫取軸承為角接觸球軸承30209C。則，軸段3的直徑為45mm。軸段3長19mm。</p><p><b>　　軸段4</b></p><p&g

62、t;　　軸段4的軸徑有軸肩高度決定。取h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)45=3.15~4.5mm，取h=3.5mm，由軸段4由軸向固定高速級大齒輪的作用故取軸段4的直徑d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。軸段4長度由另外兩根軸決定。</p><p><b>　　軸段5</b></p><p>　　軸段5為軸肩。取軸肩軸徑d5=55mm，軸肩長度

63、為 10mm。</p><p><b>　　軸段6</b></p><p>　　軸段6固連低速級大齒輪。其內(nèi)徑可取48mm.長度應略小于齒輪齒寬。低速級大齒輪的齒寬為72mm,取軸段6的周長為l6=70mm。</p><p><b>　　軸段7</b></p><p>　　軸段7上套軸承30209C

64、。故軸段7的軸徑為45mm.軸承寬B=19mm?？紤]大齒輪靠經(jīng)箱體內(nèi)壁的端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm,軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面到內(nèi)壁的距離有5mm(油潤滑，原理陳訴同上)。所以軸段7的長度為l7=36mm，需加套筒。</p><p>　　至此，已經(jīng)初步確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　在上述計算中，若后續(xù)計算發(fā)現(xiàn)需使用齒輪軸，又小齒輪使用40Cr作為生產(chǎn)材料。其調(diào)質(zhì)處理后的強度

65、大于45號鋼調(diào)質(zhì)處理。知相同的軸徑設計一定滿足要求。</p><p>　　3.4輸入軸強度的校核計算</p><p><b>　　輸入軸的受力分析</b></p><p>　　畫出輸入軸軸的受力簡圖</p><p>　　計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）</p><p><b

66、>　　在水平面上</b></p><p><b>　　在垂直平面上</b></p><p><b>　　軸承1的總支承反力</b></p><p><b>　　軸承2的總支承反力</b></p><p><b>　　畫彎矩圖（如上圖）</b&g

67、t;</p><p>　　豎直面上，II-II截面處彎矩最大，；</p><p>　　水平面上，I-I截面處彎矩最大，；</p><p>　　I-I截面處的彎矩為1.9</p><p>　　合成彎矩，I-I截面：</p><p><b>　　畫轉(zhuǎn)矩圖（如上圖）</b></p>&l

68、t;p><b>　　校核軸的強度</b></p><p>　　由彎矩圖可知，I-I截面左側(cè)，軸的彎矩最大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面。</p><p><b>　　——抗彎剖面模量</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b

69、>　　——抗扭剖面模量</b></p><p><b>　　彎曲應力：</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　扭剪應力：</b></p><p><b>　　α=0.6</b></p>

70、<p>　　40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理， </p><p><b>　　，在規(guī)定范圍內(nèi)。</b></p><p><b>　　鍵的選用：</b></p><p>　　按軸徑d=18mm軸長40選取鍵b6h732，</p><p><b>　　鍵連接強度的校核：</b><

71、/p><p>　　，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>　　軸承基本額定壽命校核：</p><p>　　選用30205 ，查得Cr=32.2kN</p><p><b>　　受力圖如上</b></p><p>　　X=0.4,Y=1.6</p><p><b>　　；

72、</b></p><p><b>　　——當量動載荷；</b></p><p>　　——軸承的徑向載荷和軸向載荷；</p><p><b>　　校核軸承1即可。</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——軸承

73、的基本額定壽命，；</p><p>　　——軸承的預期壽命，八年三班，每年按300天；</p><p>　　——軸承的基本額定動載荷，由參考文獻[2]表12.3，查軸承30206，；</p><p>　　——壽命指數(shù)，對于滾子軸承，；</p><p>　　——溫度系數(shù)，工作溫度，；</p><p>　　——載荷系數(shù)，中

74、等沖擊，，??；</p><p><b>　　，校核通過。</b></p><p>　　3.5中間軸軸強度的校核計算</p><p><b>　　中間軸的受力分析</b></p><p>　　畫出輸出軸的受力簡圖</p><p>　　計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正

75、方向）</p><p><b>　　在水平面上</b></p><p><b>　　在垂直平面上</b></p><p><b>　　軸承3的總支承反力</b></p><p><b>　　軸承4的總支承反力</b></p><p>

76、;<b>　　畫彎矩圖（如上圖）</b></p><p>　　豎直面上，I-I截面處彎矩最大，；</p><p>　　水平面上，I-I截面處彎矩最大，；</p><p>　　I-I截面處的彎矩為8.44</p><p>　　合成彎矩，I-I截面：</p><p><b>　　畫轉(zhuǎn)矩圖（

77、如上圖）</b></p><p><b>　　校核軸的強度</b></p><p>　　由彎矩圖可知，I-I截面左側(cè)，軸的彎矩最大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面。</p><p><b>　　——抗彎剖面模量</b></p><p><b>　?。?lt;/b&g

78、t;</p><p><b>　　——抗扭剖面模量</b></p><p><b>　　彎曲應力：</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　扭剪應力：</b></p><p>　　40Cr鋼調(diào)質(zhì)處

79、理， </p><p>　　軸的安全系數(shù)校核計算</p><p><b>　　彎曲應力：</b></p><p><b>　　,</b></p><p><b>　　扭剪應力：</b></p><p>　　由參考文獻[1]式9.4、9.5、9.6，<

80、;/p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——只考慮彎矩時的安全系數(shù)；</p><p>　　——只考慮轉(zhuǎn)矩時的安全系數(shù)；</p><p>　　、——材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由參考文獻[1]表9.3，40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理，；</p><p>　　——彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸

81、的有效應力集中系數(shù)，由參考文獻[1]表9.11，因為無鍵槽，集中系數(shù)分別為1.95,1.80；</p><p>　　——零件的絕對尺寸系數(shù)；</p><p><b>　　——表面質(zhì)量系數(shù)；</b></p><p>　　——把彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由參考文獻[1]，；</p><p>　　——彎

82、曲應力的應力幅和平均應力；</p><p>　　——扭轉(zhuǎn)剪應力的應力幅和平均應力；</p><p>　　——許用疲勞強度安全系數(shù)，；</p><p><b>　　校核通過。</b></p><p><b>　　鍵的選用：</b></p><p>　　按軸徑d30mm軸長28選

83、取鍵b8h732，</p><p><b>　　鍵的校核：</b></p><p>　　，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>　　軸承基本額定壽命校核：</p><p>　　選用30205 ，查得Cr=32.2kN</p><p><b>　　軸承受力圖如上</b></

84、p><p>　　X=0.4,Y=1.6</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　——當量動載荷；</b></p><p>　　——軸承的徑向載荷和軸向載荷；</p><p><b>　　校核軸承4即可。</b></p>

85、<p><b>　　式中：</b></p><p>　　——軸承的基本額定壽命，；</p><p>　　——軸承的預期壽命，八年三班，每年按300天；</p><p>　　——軸承的基本額定動載荷，由參考文獻[2]表12.3，查軸承30206，；</p><p>　　——壽命指數(shù)，對于滾子軸承，；</

86、p><p>　　——溫度系數(shù)，工作溫度，；</p><p>　　——載荷系數(shù)，中等沖擊，，?。?lt;/p><p><b>　　，校核通過。</b></p><p>　　3.6輸出軸軸強度的校核計算</p><p><b>　　輸出軸的受力分析</b></p><

87、p>　　畫出輸出軸的受力簡圖</p><p>　　計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）</p><p><b>　　在水平面上</b></p><p><b>　　在垂直平面上</b></p><p><b>　　軸承5的總支承反力</b></p>

88、;<p><b>　　軸承6的總支承反力</b></p><p><b>　　畫彎矩圖（如上圖）</b></p><p>　　豎直面上，I-I截面處彎矩最大，；</p><p>　　水平面上，I-I截面處彎矩最大，；</p><p>　　I-I截面處的彎矩為2.92</p>

89、<p>　　合成彎矩，I-I截面：</p><p><b>　　畫轉(zhuǎn)矩圖（如上圖）</b></p><p><b>　　校核軸的強度</b></p><p>　　由彎矩圖可知，I-I截面左側(cè)，軸的彎矩最大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面。</p><p><b>

90、;　　——抗彎剖面模量</b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　——抗扭剖面模量</b></p><p><b>　　彎曲應力：</b></p><p><b>　　,</b></p><

91、p><b>　　扭剪應力：</b></p><p>　　40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理， </p><p>　　由參考文獻[1]式9.4、9.5、9.6，</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——只考慮彎矩時的安全系數(shù)；</p><p>　　——只考慮轉(zhuǎn)

92、矩時的安全系數(shù)；</p><p>　　、——材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由參考文獻[1]表9.3，40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理，；</p><p>　　——彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的有效應力集中系數(shù)，由參考文獻[1]表9.11，因為無鍵槽，集中系數(shù)分別為1.95,1.80；</p><p>　　——零件的絕對尺寸系數(shù)；</p><p><b

93、>　　——表面質(zhì)量系數(shù)；</b></p><p>　　——把彎曲時和扭轉(zhuǎn)時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由參考文獻[1]，；</p><p>　　——彎曲應力的應力幅和平均應力；</p><p>　　——扭轉(zhuǎn)剪應力的應力幅和平均應力；</p><p>　　——許用疲勞強度安全系數(shù)，；</p><p&

94、gt;<b>　　校核通過。</b></p><p><b>　　鍵的選用：</b></p><p>　　按軸徑d=48mm軸長70選取鍵b14h956，按軸徑d=36mm軸長70選取鍵b10h856</p><p><b>　　鍵的校核：</b></p><p>　　，而，在

95、規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>　　，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。</p><p>　　軸承基本額定壽命校核：</p><p>　　選用30209 ，查得Cr=67.9kN，e=0.4，X=0.4，Y=1.5</p><p><b>　　軸承受力圖如上</b></p><p><b>　　只需校核軸

96、承5</b></p><p><b>　　又所以</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　　——當量動載荷；</b></p><p>　　——軸承的徑向載荷和軸向載荷；</p><p><b>　　

97、校核軸承4即可。</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——軸承的基本額定壽命，；</p><p>　　——軸承的預期壽命，八年三班，每年按300天；</p><p>　　——軸承的基本額定動載荷，由參考文獻[2]表12.3，查軸承30209，；</p><

98、;p>　　——壽命指數(shù)，對于滾子軸承，；</p><p>　　——溫度系數(shù)，工作溫度，；</p><p>　　——載荷系數(shù)，中等沖擊，，?。?lt;/p><p><b>　　，校核通過。</b></p><p><b>　　四.聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　由上

99、述軸的設計中的陳述。總結(jié)：</p><p><b>　　6.1輸入軸聯(lián)軸器</b></p><p>　　因為減速器應用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機型號Y100L2-4，由參考文獻[2]表13.1選取LX1型號，公稱轉(zhuǎn)矩250 N·m滿足使用要求。輸入端選取直徑為18 mm的聯(lián)軸器。</p><p><b>　

100、　6.2輸出軸聯(lián)軸器</b></p><p>　　輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，選取金屬滑塊聯(lián)軸器。聯(lián)軸器內(nèi)徑選取36mm，長度L=72mm。</p><p><b>　　五. 潤滑密封設計</b></p><p>　　由上述齒輪設計的陳述，對于本展開式二級圓柱斜齒輪減速器，其高速級大齒輪的齒頂圓上的店的線速度略大于2m/s，由經(jīng)驗選取

101、油潤滑。在箱體上鑄出油溝。由課程設計指導書第48頁經(jīng)驗公式選取油溝尺寸為距箱體內(nèi)壁a=5mm,油溝寬b=6mm,深c=5mm。</p><p>　　由于是油潤滑，密封采用唇形密封圈.潤滑油采用LAN-32，裝油量在油標尺的最大和最小高度之間。</p><p>　　六.減速器附件及其說明</p><p>　　由于是大規(guī)模生產(chǎn)，減速器的箱體采用鑄造箱體。</p&g

102、t;<p><b>　　附件設計</b></p><p>　　A 窺視孔蓋和窺視孔</p><p>　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(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，機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。由要求選取A=110,B=90

103、，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺釘尺寸M615螺釘數(shù)目為6.具體尺寸見參考文獻[2]P167頁。</p><p><b>　　B 油螺塞：</b></p><p>　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。</p><p><b>　　

104、C 油標：</b></p><p>　　選取桿式油標。選取M12的油標。由于減速器工作環(huán)境較惡劣且連續(xù)工作，需加隔離套，具體尺寸見參考文獻[2]P171頁表14.13油標位置箱體中部。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。</p><p><b>　　D 通氣孔：</b></p><p>　　由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)

105、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。由于是在礦山多塵的環(huán)境下，需使用帶過濾網(wǎng)的通氣孔。選取M18的簡易通氣孔。具體尺寸選取查閱參考文獻[2]P169頁表14.9</p><p><b>　　E 啟蓋螺釘：</b></p><p>　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。選取M1025的平底螺栓。螺釘桿端部

106、要做成圓柱形或大倒角，以免破壞螺紋.</p><p><b>　　F 定位銷：</b></p><p>　　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(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.選取公稱直徑為8的圓錐銷。具體尺寸見參考文獻[2]P142頁表11.30圓錐銷（GB/T117-2000）</p><p><

107、b>　　G 吊鉤：</b></p><p>　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.吊鉤尺寸由參考文獻[2]P55頁的經(jīng)驗公式選取。</p><p>　　減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：</p><p>　　其他有關數(shù)據(jù)見裝配圖的明細表和手冊中的有關數(shù)據(jù)。</p><p><b>　　九. 參考資料: