减速箱的箱体尺寸如何确定？
减速箱的箱体尺寸如何确定？
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var sogou_ad_width=690;二级减速器(机械课程设计)(含总结)40_二级减速器-牛宝宝文章网
二级减速器(机械课程设计)(含总结)40 二级减速器
1. 设计目的……………………………………………………………2 2. 设计方案……………………………………………………………3 3. 电机选择……………………………………………………………5 4. 装置运动动力参数计算……………………………………………7 5.带传动设计 …………………………………………………………9 6.齿轮设计……………………………………………………………18 7.轴类零件设计………………………………………………………28 8.轴承的寿命计算……………………………………………………31 9.键连接的校核………………………………………………………32 10.润滑及密封类型选择 ……………………………………………33 11.减速器附件设计 …………………………………………………33
12.心得体会 …………………………………………………………3413.参考文献 ……………………………………………1―输送带2―电动机3―V带传动4―减速器5―联轴器技术与条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为 8年每年按350天计算， 每天16小时计算；2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35度； 3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率0.96； 5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求1）减速器装配图1张；2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：F=8KN，V=0.6m/s，D=400mm。3. 电机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。 3.2 选择电动机的容量工作机有效功率Pw=Pw=F?v1000F?v1000m,根据任务书所给数据F=8KN，V=0.6s。则有：=00=4.8KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为
?式中?1，?2，?342??????4??5?23?=1，?4，?5分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，?3?2=0.99，?4=0.99，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知?1=0.96，=0.97，?5=0.99，则有：42??=0.96?0.99?0.97?0.99?0.99
=0.85所以电动机所需的工作功率为：
Pd=Pw0.9??=4.80.96?0.85=5.88KW取Pd=6.0KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传动比I带=2~4，则系统的传动比范围应为：I?=I齿?i带=（8~40）?（2~4）=16~200 工作机卷筒的转速为
nw=60?1000v60??D3.14?400所以电动机转速的可选范围为=?28.7r/minnd=I??nw=（16~200）?28.7r/min=（459~5740）r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000r/min。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y160M-6.其满载转速为970r/min,额定功率为7.5KW。 4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 1）传动装置总传动比
I?=2）分配到各级传动比因为Ia=i带?i齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动比i01?2.2则I齿?iai01?15.5分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速ndnw?97028.7?33.815.5级传动比i12?4.70，低速级传动比为i23??3.274.704.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n0=970r/min输入功率：P0=Pd=6.0KW 输出转矩：T0=9.55?1046?Pdn0=9.55?10?66.0970=5.9?10N?mmⅠ轴（高速轴） 转速：n1=n0i带?9702.2r/min?440r/min输入功率：P1=P0??01?P0??1?6.0?0.96?5.76KW 输入转矩 T1=9.55?10?6P1n1?9.55?10?65.76440?1.3?10N?mm5Ⅱ轴（中间轴） 转速：n2=n1i12?4404.7?93.6r/min输入功率：P2=P1??12?P1??2??3?5.76?0.99?0.97=5.5KW 输入转矩：T2=9.55?10?6P2n2?9.55?10?365.5Ⅲ轴（低速轴）转速：n93.6n2?5.6?10N?mm ?93.63.27?28.6r/min5=i23输入功率：P3?P2??23?P2??2??3?5.5?0.99?0.97=5.28KW6输入转矩：T3?9.55?10p3n3?9.55?10?65.2828.6?1.76?10N?mm6卷筒轴：转速：n卷?n3?28.6r/min输入功率：P卷=P3??34?P3??2??4 =5.28?0.99?0.99 =5.17KW 输入转矩：T卷?9.55?106p4n4?9.55?10?65.1728.6?1.73?10 N?mm6各轴运动和动力参数表4.15.带传动设计 5.1 确定计算功率Pca据[2]表8-7查得工作情况系数KA=1.1。故有：
Pca=KA?P?1.1?6.0?6.6KW 5.2 选择V带带型据Pca和n有[2]图8-11选用A带。 5.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速（1）初选小带轮的基准直径dd1有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径dd1=125mm。
（2）验算带速v，有：
v???dd1?n060?1000m?3.14?125?97060?1000=6.35因为6.35m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。
（3）计算大带轮基准直径dd2dd2?i带?dd1?2.2?125?275mm
取dd2=280mm
新的传动比i带=280125=2.245.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)据[2]式8-20初定中心距a0=700mm (2)计算带所需的基准长度
Ld0?2a0?2?2(dd1?dd2)?(dd1?dd2)4a0?2?700?3.142(280?125)?(280?125)4?7002=2044mm由[2]表8-2选带的基准长度Ld=2000mm（3）计算实际中心距
a?a0?Ld?Ld02?700?2?678mm中心局变动范围：amin?a?0.015d?648mmamax?a?0.03d?738mm5.5 验算小带轮上的包角??180?(dd2?dd1)?5.6 计算带的根数z?57.3a??166.9?90??（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1?125mm和n0?970r/min查[2]表8-4a得
P0=1.39KW据n0=970rmin，i=2.2和A型带，查[2]8-4b得?P0=0.11KW查[2]表8-5得K?=0.96，KL=1.03，于是：
Pr=(P0+?P0)?KL?K?=（1.39+0.11）?0.96?1.03 =1.48KW （2）计算V带根数z二级减速器(机械课程设计)(含)40_二级减速器Z?pcaPr?6.61.48?4.46故取5根。5.7 计算单根V带的初拉力最小值（F0）min由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1
(F0)min?500?(2.5?K?)PcaK??z?v?qv2kgm。所以?500?(2.5?0.96)?6.60.96?5?6.35?0.1?6.352=170.76N应使实际拉力F0大于（F0）min 5.8 计算压轴力Fp?压轴力的最小值为：（Fp）min=2?z?（F0）min?sin2=2?5?179.96?0.99 =.9 带轮设计（1）小带轮设计由Y160M电动机可知其轴伸直径为d=mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d0=42mm。有[4]P622表14-18可知小带轮结构为实心轮。
（2）大带轮设计大带轮轴孔取32mm，由[4]P622表14-18可知其结构为辐板式。 6.齿轮设计6.1高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095―88）3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=113；2.按齿面接触疲劳强度设计
d1t?2.32?3KtT1u?1Z2??(H) ?du[?H]i12?Z1得
Z2=112.8，取（1）确定公式中各数值
1）试选Kt=1.3。2）由[2]表10-7选取齿宽系数?d=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：
T1=1.3?10N?mm。154）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP5）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim22=560MP。6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；
KHN2=1.05。7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1
[?H0，安全系数S=1，有lim1]1=]2=KHN1?HSKHN1?HS=0.95?580=551MP =1.05?560=588MPHlim1(2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d1t，代入
[?H]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得：
2)计算圆周速度。
v=v?1.3?1.3?1015?5.74.7?(189.8551) =66.7mm2?d1tn160?1000?3.14?66.7?44060?1000=1.54m/s3）计算齿宽bb=?d?d1t=1?66.7=66.7mm
4）计算模数与齿高
模数mt?d1tz1?66.724?2.78mm齿高h?2.25mt?2.25?2.78?6.26mmb5) 计算齿宽与齿高之比hbh?66.76.26?10.656）计算载荷系数K。已知使用系数KA=1，据v=1.54ms，8级精度。由[2]图10-8得Kv=1.07，KH?=1.46。由[2]图10-13查得KF?=1.40，由[2]图10-3查得KH?=KH?=1故载荷系数：K=Kv?KA?KH??KH?
=1?1.07?1?1.46=1.567)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
d1?d1t3KKt?6.67?.561.3?70.9mm8）计算模数mn
mn=mn?d1Z1?70.924?2.95mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计
mn?32KT1?dZ12?YFaYSa[?F]（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。K=KAKVKF?KF?=1?1.07?1?1.40
2）查取齿形系数由[2]表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.17
3）查取应力校正系数由[2]表10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.80?4）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极?FE2=310MP5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.95 6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：K?0.90?330[?F]1?FN1FE1?=212MpS1.4K?0.95?310[?F]2?FN2FE2?=210MPS1.4YFaYSa7）计算大、小齿轮的YFa1YSa1[?F]1YFa2YSa2[?F]2[?F]，并加以比较 =0.01975?2.65?1.58.8210==0.0186经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算
m?2?1.498?1.3?101?2425?0.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：Z1?d1m=70.92.5=28.36取Z1=28，则Z2?i12?Z1?4.7?28=131.6 取z2=131，新的传动比i12?13128?4.684.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1?mz1?2.5?28?70mmd2?mz2?2.5?131?327.5mm （2）计算中心距
a?(Z1?Z2)m2?(28?131)?2.52=198.75mm（3）计算齿轮宽度b=?dd1?1?70?70mm
B1=75mm，B2=70mm5. 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数(单位mm)表6-1表6-16.2 低速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=i23?Z1得Z2=78.48，取78；二级减速器(机械课程设计)(含总结)40_二级减速器2.按齿面接触疲劳强度设计
按公式d1t?2.32?3
（1）确定公式中各数值
1）试选Kt=1.3。2）由[2]表10-7选取齿宽系数?dKtT1u?1Z2??(H) ?du[?H]=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T2=5.6?10N?mm。1254）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP5）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2=560MP。6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07；
KHN2=1.13。7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1
[?]1?0，安全系数S=1，有=1.07?580=620.6MPHKHN1?Hlim1S[?H]2?KHN2?Hlim2S=1.13?560=632.8MP(2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d1t，代入
[?H]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得：
d1t?2.32?31.3?5.6?1015?4.273.27?(189.8620.6)=104.3mm22)计算圆周速度。
v??d1tn160?1000?3.14?104.3?93.660?1000=0.51m/s3）计算齿宽b
b=?d?d1t=1?104.3=104.3mm4）计算模数与齿高
模数mt?d1tz1mt?104.324?4.35mm齿高h=2.25=2.25?4.35?9.79mmb5) 计算齿宽与齿高之比hb9.79h6）计算载荷系数K。?104.3=10.7已知使用系数KA=1，据v=0.51ms，8级精度。由[2]图10-8 Kv=1.03，KH?=1.47。由[2]图10-13查得KF?=1.38，由[2]图10-3查得KH?=KH?=1故载荷系数：K=Kv?KA?KH??KH?
=1?1.03?1?1.47=1.517)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
d1=d1t?KKt=104.3 ?1.511.3=109.6mm8）计算模数mn
m?nd1Z1?109.624=4.57mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计
mn?32KT1?dZ12?YFaYSa[?F]（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。K=KAKVKF?KF?=1?1.03?1?1.38=1.42
2）查取齿形系数由[2]表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.224
3）查取应力校正系数由[2]表10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.7664）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极?限?FE2FE1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极=310MP5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95，KFN2=0.97 6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：KFN1?FE10.95?330[?F]1?=223.9Mp
?S1.4KFN2?FE20.97?310[?F]2?=214.8MP
?S1.47）计算大、小齿轮的YFaYSa[?F]，并加以比较YFa1YSa1[?F]1YFa2YSa2[?F]2?2.65?1.58223.9?0.0187?2.224?1.766214.8?0.0182经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算
m?2?1.421?5.6?101?2425?0.mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =4mm，已可满足弯曲疲劳强度。
于是有：Z1=d1m?109.64?27.4z取Z1=27，则Z2?i23?Z1?3.27?27=88.29取2=88新的传动比i23?4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径8827?3.26d1?mz1?4?27?108mmd2?mz2?4?88?352mm（2）计算中心距a?(Z1?Z2)m2?(27?88)?42?230mm（3）计算齿轮宽度b??dd1?1?108=108mm
B1=113mm，B2=108mm
5. 大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)7.轴类零件设计7.1 I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P1=5.76KW，n1=440r/min，T 1=1.3?10N?mm 2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=70mm
Ft?2T1d1?2?130000705=3625N?Fr=Fttan??3625?tan20=1319N
压轴力F=1696N 3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得：dmin=A0P1n1?11035.70440?26mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=32mm，查[4]P620表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-1图7-1（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II段是与带轮连接的其dI?II=32mm，lI?II=76mm。2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取lII?III=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取dII?III=35mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据dII?III=35mm，由二级减速器(机械课程设计)(含总结)40_二级减速器轴承目录里初选6208号其尺寸为d?D?B=40mm?80mm?18mm故dIII?IV=40mm。又右边采用轴肩定位取dⅣ?Ⅴ=52mm所以lⅣ?Ⅴ=139mm，dⅤ?Ⅵ=58mm，lⅤ?Ⅵ=12mm4）取安装齿轮段轴径为dⅥ?Ⅶ=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lⅥ?Ⅶ=71mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处dⅦ?Ⅷ=40mm。取lⅦ?Ⅷ=46mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dI?II由[5]P53表4-1查得平键截面b?h?10?8,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为与轴之间的配合为寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]表15-2取轴端倒角为2?45?.其他轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2 H7n6H7n6，同样齿轮与轴的连接用平键14?9?63，齿轮轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺15 / 28图7-2现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下：FNH1=1402N
FNH2=1613N
FNV1=2761N
FNV2=864NMH1=86924N?mmMH2=103457N?mmMV=171182N?mm5
M=0.87?1.7?10=2.0?10N?mm 2251
M2=MH2=103457N?mmT=1.3?10N?mm 156.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取?=0.6轴的计算应力:16 / 28?ca?M1?(?T3)W222 25?2.0?(0.6?1.3)?100.1?463=23.7MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[??1]=60Mp，7.2 II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得P1=5.76KW，n1=4402.求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2=327.5mm
d3=108mm而
Ft1?2T1d2?2?1.3?10327.55r?ca?[??1]，故安全。 ，T 1=1.3?10N?mm 5=767NFr1=Ft1tan??767?tan 20?=279N同理可解得：Ft2?2T2d4=2?5.6?98N，Fr2=Ft1tan??1730N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得：dmin=A0P2n2?110?35.592.1?43.0mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故dmin=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d?D?B=50?90?20故dI?II=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以lI?II=48mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-417 / 28图7-4（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lII?III=64mm，dII?III=56mm。2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得lIII?IV =15mm，dIII?IV=68mm。3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取lIV?V=109mm，dIV?V=56mm4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 lV?VI =48mm dV?VI=50mm（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dⅡ?Ⅲ由[5]P53表4-1查得平b?h?L?16?10?63,按dIV?V得平键截面b?h?L=16?10?110其与轴的配合均为H7n6。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]表15-2取轴端倒角为2?45.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下：FNH1=719N FNH2=2822N
FNV1=4107N FNV2=7158NMH1=49611N?mm18 / 28?MH1=253980N?mmMV1=-283383N?mmMV2=-644220N?mmM1=2.8?0.5?10=284000N?mmM=.5)?10N?mm
T2=5.6?10N?mm图7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取?=0.6，轴的计算应力19 / 28二级减速器(机械课程设计)(含总结)40_二级减速器?ca?M22?(?T3)W2225?6.9?(0.6?5.6)?100.1?563=50.6MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[??1]=60Mp，对于Ⅵ的右侧3W?0.1?d3?0.1?563?1756mm 1?ca?[??1]。3
Wt?0.2?563?3512mm 3?b?
?T?MWT??60000?39.3MPa ?16.1MPa?1WT35123由[2]表15-1查得?B?640MPa
??1?155MPa由[2]表3-8查得k????2.64k????2.11由[2]附图3-4查得??????0.92由[2]中?3?1和?3?2得碳钢的特性系数，取???0.1，???0.05 故综合系数为
K??k??1?1?2.64?10.9210.92?1?2.73??k???1K????????1?2.11??1?2.20故Ⅵ右侧的安全系数为
S????1K??a????m?2752.73?39.3?0.1?0155?2.56S????1K??a????mS?S?S2?2.2?16.12?0.05?16.12?8.56Sca???S?2?2.56?8.562.56?8.5622?2.46&S=1.5故该轴在截面Ⅵ的右侧的强度也是足够的。 综上所述该轴安全。7.3 III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P3=5.28KW，n3=28.6r/min，T3=1.76?10N?mm 2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d4=352mm 而
F?t62T3d4=2?1.76?103526?10081NFr=Fttan??10081?tan 20??3669N 3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得：dmin=A03P3n3?110?5.2828.6?62.8mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查[2]表14-1取KA=1.3.则：6Tca?KAT3?1.3?1.76?10?2288000N?mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N?mm。半联轴器孔径d=63mm，故取dI?II=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=132mm。 4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dII?III=65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取lI?II=132mm.2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dII?III =65mm和方便拆装可取lII?III=95mm。
3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求dⅢ?Ⅳ=70mm，由轴承目录里初选6214号其尺寸为d?D?B=70mm?125mm?24mm，lIII?IV=24mm由于右边是轴肩定位，dⅣ?Ⅴ=82mm，lⅣ?Ⅴ=98mm，dⅤ?Ⅵ=88mmmm，lⅤ?Ⅵ=12mm。4）取安装齿轮段轴径为dⅥ?Ⅶ=80mm，已知齿轮宽为108mm取lⅥ?Ⅶ=104mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处dⅦ?Ⅷ=70mm。取lⅦ?Ⅷ=48mm （3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按dI?II由[5]P53表4-1查得平键截面H7b?h?18?11键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同k6样齿轮与轴的连接用平键22?14齿轮与轴之间的配合为过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸H7n6轴承与轴之间的周向定位是用参考[2]表15-2取轴端倒角为2?45?.个轴肩处圆觉角见图。
5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。
现将计算出各个截面处的MH，MV和M的值如下：FNH1=12049N FNH2=2465N
FNV1=3309N FNV2=6772N
MH=-211990N?mm
MV=582384N?mm
M=12.1?5.8?10=620000N?mm6225T1=1.76?10N?mm图7-66.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯
矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据[2]式15-5及上面的数据，取?=0.6，轴的计算应力?ca?M1?(?T3)W22?6.2?(0.6?17.6)?100.1?803225=24.0MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1
查得[??1]=60Mp，?ca?[??1]，故安全。8.轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：Lh?8?350?16?44800h'已知P?2761N,n?440r/min,C?29500N，??3Lh?10660n(CP)??10660?440()?47000h&43故 I轴上的轴承6208在有效期限内安全。 8.2
II轴上轴承6210的寿命计算 预期寿命：Lh?8?350?16?44800h'已知P?7158N,n?93.6r/min,C?35000，Lh?10660n(CP)??10660?93.6()?2h3故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。 8.3
Ⅲ轴上轴承6214的寿命计算
预期寿命：Lh?8?350?16?44800h'已知P?6772N,n?28.6r/min,C?60800Lh?10660n(CP)??10660?28.6()?800h3故III轴上的轴承6214满足要求。 9.键连接的校核9.1
I轴上键的强度校核 查表4-5-72得许用挤压应力为[?p]?110MPaⅦ-Ⅷ段键与键槽接触疲劳强度l?L?b?70?10?60mm ?p?2Tkld?2?1300.5?8?60?32?10?9故此键能安全工作。?33.8MPa?[?p]?110MPaⅡ-Ⅲ段与键槽接触疲劳强度l?L?b?67?14?53mm ?p?2Tkld?2?1300.5?9?53?32?10?9?34.1MPa?[?p]?110MPa故此键能安全工作。 9.2
II轴上键的校核 查表4-5-72得许用挤压应力为[?p]?110MPaII-III段键与键槽接触疲劳强度l?L?b?63?16?47mm二级减速器(机械课程设计)(含总结)40_二级减速器?p?2Tkld?2?5600.5?10?47?56?10?9?85.1MPa?[?p]?110MPa故此键能安全工作。IV-V段与键槽接触疲劳强度l?L?b?100?16?84mm ?p?2Tkld?2?5600.5?10?84?56?10?9?47.6MPa?[?p]?110MPa故此键能安全工作。 9.3
III轴上键的校核
查表4-5-72得许用挤压应力为[?p]?110MPaI-II段键与键槽接触疲劳强度l?L?b?125?18?107mm ?p?2Tkld?2?17600.5?11?107?63?10?9故此键能安全工作。?94.9MPa?[?p]?110MPaⅥ-Ⅶ段与键槽接触疲劳强度l?L?b?100?22?78mm ?p?2Tkld?2?17600.5?14?78?80?10?9?80.6MPa?[?p]?110MPa故此键能安全工作。10.润滑及密封类型选择 10.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。 10.2 密封类型的选择1. 轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2. 箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。 3. 轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。
（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。 11.减速器附件设计11.1
观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140?120和110?90。11.2
油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。 11.3
通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选M36?2 型通气帽。11.4
放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5?外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选M20?1.5型外六角螺塞。11.5
起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。 11.6
起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。 11.7
定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。
12.主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚?=10mm
箱盖壁厚?1=8mm
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座低凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=24mm 地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M16机座与机盖联接螺栓直径d2=M12联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M10窥视孔盖螺钉直径d4=M8
定位销直径d=10mmdf,d1,d2至外箱壁的距离c1=34mm，22mm，18mm
df，d2至凸缘边缘的距离c2=28mm，16mm
轴承旁凸台半径R1=16mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=70mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离?1=14mm
齿轮端面与内箱壁距离?2=12mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d3
以上数据参考机械设计课程设计指导书 传动比：原始分配传动比：i带=2.2
i23=3.27 修正后
i23=3.26 各新的转速
：n1=9702.24?433n2=
n3?各轴的输入效率：.26?92.5 ?28.4P1?Pd??1??2?6.0?0.96?0.99?5.7 P2?P1??3??4?5.70?0.97?0.99?5.47 P3?P2??5??6?5.47?0.97?0.99?5.25 P4?P3??7??8?5.25?0.99?0.99?5.15各轴的输入转矩：T1?9550Pdnm?i带??1??2?9550?6.0970?2.24?0.96?0.99?125.8 N?mT2?T1?i12??3??4?125.8?4.68?0.97?0.99?566.4 N?m T3?T2?i12??5??6?566.4?3.26?0.97?0.99?1773.2 N?m T4?T3??7??8?.99?0.99?1737.87 N?m欢迎您转载分享：
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