機械設(shè)計課程設(shè)計一級錐齒輪減速器設(shè)計F2.2V1.1D240全套圖紙

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1、第1章 概述 1.1 * 全套圖紙加153893706 1.2已知條件 1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃。 2) 使用折舊期：8年，每年工作350天，每天工作16小時。 3) 檢修間隔期：2年一次大修，每年一次中修，半年一次小修。 4) 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V。 5) 運輸帶速度允許誤差：≤5% 6) 制造條件及生產(chǎn)批量：中型機械廠，單件小批生產(chǎn)。 7) 滾筒效率：η1=0.96 1.3設(shè)計數(shù)據(jù) 參 數(shù) 運輸帶工作拉力F 運輸帶工作速度V 卷筒直徑D 數(shù) 據(jù) 2200N 1.

2、1m/s 240mm 表1-1 設(shè)計數(shù)據(jù)表 1.4 設(shè)計任務(wù) 1.4.1* 1.4.2* 1.4.3.* 1.5本方案特點 本方案采用錐齒輪減速器——開式齒輪傳動方案，齒輪傳動具有： 1) 效率高，是常用的機械傳動中齒輪傳動效率最高的。 2) 結(jié)構(gòu)緊湊，相對其它傳動機械，其占用空間較小。 3) 工作可靠壽命長。設(shè)計制造正確合理，使用維護良好的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一、二十年，這是其它機械傳動無法比擬的。 4) 傳動比穩(wěn)定。 5) 使用了一對開式齒輪傳動，它的失效形式多為齒面磨損，同時，開式齒輪傳動在沒有防護罩的情況下容易對靠近的工作人員造成危險。 第2章

3、 傳動裝置的設(shè)計計算 2.1效率統(tǒng)計 *η1=0.96。 2.1.1對軸承的效率統(tǒng)計 1) 滾筒球軸承效率：η2=0.99（脂潤滑） 2) 開式齒輪軸承效率：η3=0.99（脂潤滑） 3) 減速器內(nèi)滾柱軸承效率（2對）：η4=0.98（油潤滑）； η5=0.98（油潤滑） 4) 開式齒輪轉(zhuǎn)動：η6=0.95（8級精度，脂潤滑） 5) 錐齒轉(zhuǎn)動嚙合效率：η7=0.96（8級精度，油潤滑） 2.1.2對兩個聯(lián)軸器的效率統(tǒng)計 1) 電機—錐齒輪間，使用彈性套柱聯(lián)軸器η8=0.993 2) 錐齒輪—開式齒輪間，使用滑塊聯(lián)軸器η9=0.98 2.2工作機需求功率 傳動總效

4、率 理論需求電機功率 2.3電動機的選擇 滾筒轉(zhuǎn)速為： Y系列三相異步電動機具有國際互換性特點其中，Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵鐵屑等雜物侵入電電動機內(nèi)部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境不超過＋40C相對濕度不超過95％，海拔不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上。這里即選用此系列電動機。 *查取電動機參數(shù)。比較選擇Y系列三項異步電動機在2.2節(jié)中求出工作機至少需要功率3.025kW，在不小于此功率前提下，選取額定功率至少4kW的電動機，有如下備選型號Y112M-2，Y112M-4，Y13

5、2M1-6，Y160M1-8，其中Y112M-2型磁極少體積小，價格較低，但其轉(zhuǎn)速高會使傳動比增大；Y160M1-8型轉(zhuǎn)速低，磁極多，重量大，成本高，這兩種電動機不宜在此處選用，通過比較選用Y112M-4-B3型電動機。 其技術(shù)數(shù)據(jù)如下： 額定功率：4KW 滿載轉(zhuǎn)速：1440r/min 扭轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：2.2 圖2-1 Y112M-4型電動機外形尺寸圖 額定轉(zhuǎn)矩：2.3 Y112M-4-B3型電動機的外型尺寸（mm）： * A：190 B：140 C：70 D：28 E：60 F：8 G：24 H：112 K：12 AB：245 AC

6、：230 AD：190 HD：265 BB：180 L：400 2.4傳動裝置總體傳動比的確定及傳動比的分配 2.4.1總傳動比 2.4.2分配各構(gòu)件傳動比 初定減速器內(nèi)的傳動比，則開式齒輪的轉(zhuǎn)動比就為 2.5確定各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.5.1轉(zhuǎn)速計算 1) 小錐齒輪軸轉(zhuǎn)速 2) 大錐齒輪轉(zhuǎn)速 3) 開式齒輪大齒輪軸轉(zhuǎn)速 2.5.2轉(zhuǎn)矩計算 1) 對電動機軸： 2) 對各轉(zhuǎn)動軸： 功率： 轉(zhuǎn)矩： 2.6當前參數(shù)匯總 參 數(shù) 轉(zhuǎn)速（r/min） 功率（kW） 轉(zhuǎn)矩（） 軸Ⅰ 1440 2.944 19.52 軸Ⅱ

7、 576 2.770 45.91 卷筒軸Ⅲ 87.60 2.687 292.64 表2-1 各軸參數(shù)匯總表 第3章 各齒輪的設(shè)計計算 3.1減速器內(nèi)錐齒輪的設(shè)計計算 3.1.1選定齒輪精度等級、材料熱處理方式及齒數(shù) 本運輸機工作速度、功率都不高，故選用8級精度。 1) * 選擇小齒輪材料為40Gr，調(diào)質(zhì)處理，硬度270HBS，大齒輪材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS，二者硬度差為40HBS。 2) 選取小齒輪齒數(shù)Z1=27，*初步確定傳動比為U1=2.5則大齒輪齒數(shù)Z2= U1 Z1=2.527≈68此時傳動比 3.1.2按齒面接觸疲勞強度計

8、算 錐齒輪以大端面參數(shù)為標準值，取齒寬中點處的當量齒輪作為強度計算依據(jù)進行計算。 3.1.2.1設(shè)計齒輪 *式10-26 1) 初擬載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 2) 彈性影響系數(shù) *，查得 3) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 使用期： * 4) *，按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限為： 小齒輪：；大齒輪： 5) 接觸疲勞強度壽命系數(shù) *，選用線型1（允許少量點蝕）查得： ； 6) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由課本式10-12得 3.1.2.2參數(shù)計算 1) 試計算小齒輪（大端）分度圓直徑，代入較小的有： 2) 計算平均圓

9、周速度 由*，求平均分度圓直徑 3) 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù)：由*，取 動載系數(shù)：由*，按9級精度查取， 齒間載荷分布系數(shù)：取1 齒向載荷分布系數(shù)： 其中，軸承系數(shù)由*查得 所以 綜上，載荷系數(shù) 4) 校正分度圓直徑，由* 模數(shù) 取標準值m=2.5mm 3.1.3齒輪部分相關(guān)參數(shù) 1) 由分度圓直徑計算齒輪 2) 最終傳動比 3) 由齒數(shù)球分度圓直徑 4) 錐距R，由* 齒寬 圓整取 5) 計算 * 則 6) 當量齒數(shù) 3.1.4校核齒根彎曲疲勞強度 1) 確定彎曲強度載荷系數(shù)，與接

10、觸強度載荷系數(shù)相同 2) 確定齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)，*： 3) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，壽命系數(shù)查* 查得： 疲勞極限應(yīng)力，由* 查得： *可求出許用應(yīng)力 4) 校核彎曲強度 輪齒所受切向力，由*，有 *校核 彎曲強度滿足要求。 以上所選參數(shù)合適，至此減速器內(nèi)錐齒輪轉(zhuǎn)動設(shè)計完畢。 3.1.5錐齒輪轉(zhuǎn)動數(shù)據(jù)匯總 取齒頂高系數(shù),頂隙系數(shù) 名 稱 代 號 小錐齒輪 大錐齒輪 齒數(shù) Z 27 68 模數(shù) m 4mm 公錐角 δ 分度圓直徑(mm

11、) d 67.5 170 齒頂高(mm) ha 2.5 齒根高(mm) hf 3 齒頂圓直徑(mm) da 72.147 171.844 齒根圓直徑(mm) df 61.506 167.787 錐距(mm) R 91.502 頂隙(mm) c 0.5 分度圓齒厚(mm) S 3.927 當量齒數(shù) ZV 29.05 184.36 齒寬(mm) β 32 28 齒寬系數(shù) φR 0.3 平均分度圓直徑（mm） dm 57.375 144.5 表3-1 錐齒輪數(shù)據(jù)匯總表 傳動比。 3.1.6核算轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 參 數(shù)

12、 轉(zhuǎn)速n（r/min） 功率p(KW) 轉(zhuǎn)矩（） 軸Ⅰ 1440 1.944 19.52 軸п 571.66 2.770 46.28 軸щ 87.60 2.687 293.02 表3-2 各軸運動、動力參數(shù)表 3.1.7錐齒輪結(jié)構(gòu)示意圖 圖3-1 錐齒輪結(jié)構(gòu)示意圖 3.2開式直齒圓柱齒輪設(shè)計 3.2.1選擇齒輪精度等級，材料，熱處理方式及齒數(shù) 對于低速輕載荷的齒輪，主要失效形式是齒面磨損，需有一定的機械性能，可選用中碳鋼或灰鑄鐵或球墨鑄鐵,這里為單件小批量生產(chǎn)，所以大小齒輪均為45號鋼，其中小齒輪調(diào)質(zhì)，硬度250HBS，大齒輪正火，硬度21

13、0HBS。 根據(jù)總傳比分配需求，這里的傳動比要求為 開式齒輪齒面易磨損，欲讓齒厚些，適當取大些模數(shù)，因此取少些齒數(shù)，初擬小齒輪數(shù)為Z1＝19，則大齒輪數(shù),此時傳動比應(yīng)為。（與要求的相等）選用8級精度。 3.2.2按齒根彎曲度，疲勞強度計算 由*進行計算，即 3.2.2.1 確定公式內(nèi)的各計算值 1) 試選載荷系數(shù) 2) 考慮為開式齒輪，且大小齒輪均為懸臂布置，為減小齒面載荷分布不均勻情況，選取較小的齒寬系數(shù)，由*，選定 3) *選取齒形系數(shù)YFa與應(yīng)力校正系數(shù)YSa 4) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，由課本式10-13 5) 由

14、*，查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 6) 由*按齒面硬度查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 由*查得大齒輪彎曲疲勞強度極限 7) 計算許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S＝1.4，由課本式（10-20），有 8）計算大小齒輪的值，并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大，取其做下面3.2.2.2 1)的計算值 3.2.2.2計算 1) 試計算齒輪模數(shù) 2) 初求分度圓直徑d,齒寬b 此時齒輪圓周速度 3) 確定載荷系數(shù) 由*，取 由*，查取載荷系數(shù)；直齒輪 由*，查得8級精度，小齒輪為懸臂布置 （由插值得）；齒高 齒寬高比 由此數(shù)據(jù)查*，得 故載荷

15、系數(shù) 因?qū)嶋H載荷系數(shù)與初選載荷系數(shù)（Kt＝1.5）相差不大，故不再校正。 4) 確定模數(shù) 計算值mt=2.253mm，確定較大的模數(shù)為 m=3mm 3.2.3齒輪幾何尺寸計算 3.2.3.1分度圓直徑 3.2.3.2分度圓中心距 3.2.3.3分度圓齒寬 取 3.2.3.4齒高 3.2.4數(shù)據(jù)核算匯總 名稱 代號 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 19 124 模數(shù)(mm) m 3 壓力角 α 20 分度圓直徑(mm) d 57 372 齒頂高(mm) ha 3 齒根高(mm) hf

16、 375 齒頂圓直徑(mm) da 63 375 表3-3 數(shù)據(jù)匯總表 傳動比U2=6.526 3.3 帶速核算 3.3.1總傳動比 3.3.2運輸帶實際工作速度 3.3.3運輸帶速度誤差 誤差在允許的范圍內(nèi)。 第4章 軸的設(shè)計 4.1 小錐齒輪軸（軸Ⅰ）的設(shè)計 4.1.1作用在小齒輪上的力 切向力： 前面已求出 徑向力： 軸向力： 4.1.2小齒輪軸上的參數(shù) 功 率 轉(zhuǎn) 速 扭 矩 表4-1 小齒輪軸參數(shù)表 4.1.3 初步確定軸的最小直徑 先按*初步估算軸的直徑，這里選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)*

17、，取，于是有 安裝聯(lián)軸器處軸的直徑最小 4.1.4 聯(lián)軸器的選用 為減小傳動間的振動，使傳動更平穩(wěn)，及補償電動機軸與小齒輪軸可能存在的相對位移并根據(jù)傳遞功率、轉(zhuǎn)矩的大小這里選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 由課本有，連軸器的計算轉(zhuǎn)矩公式： 查*，取，則有： 根據(jù)，查手冊（GB/T4323-2002），* 已知電動機輸出軸直徑為28mm，而能與28mm軸配合的彈性套柱銷聯(lián)軸器的最小型號為LT4，此型聯(lián)軸器的最小孔徑為20mm，這里就選用LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，與小齒輪配合的半聯(lián)軸器孔徑，所以軸段Ⅰ-Ⅱ直徑為，半聯(lián)軸器長度L=52mm，與軸配合的轂孔長度L1=38mm。

18、 4.1.5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1.5.1擬定軸上零件的裝配方案 通過對軸及軸系零件的安裝的可行性，難易程度的比較，對軸上零件的定位，軸的結(jié)構(gòu)工藝性優(yōu)劣的分析，以及對現(xiàn)有方案的類比，現(xiàn)使用如下裝配方案： 圖4-1 裝配方案圖 4.1.5.2根據(jù)軸向定位的要求，硬度軸各段直徑和長度 1) 前已得到，半聯(lián)軸器右端以軸肩定位，所以取，連軸器左端用軸端擋圈定位，型號為：擋圈GB/T891 28，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短，現(xiàn)取。 2) 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作

19、用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，查取手冊表6-7，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸。故，， ， 3) 軸承端蓋的總寬度為25mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與半 聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm故取 4) *由軸承的軸向定位需求取，長度初步取為 5) 安裝小錐齒輪處軸段的直徑 由*，齒輪輪轂長計算式L=(1~1.2)d，即L=1.222=26.4mm。但，小齒輪齒寬已為32mm，所以輪轂長應(yīng)大于32mm，于是取輪轂長為40mm也由手冊表11-7，可求出輪轂外徑：。圓整取。 小齒輪與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離避免干擾

20、，同時小齒輪與軸承的距離應(yīng)盡量小，以改善受力，綜合考慮，取，小齒輪右端伸出軸右端2mm，小齒輪與軸承間用一擋油環(huán)定位。 至此，已初步確定了軸Ⅰ的各段直徑和長度。 6) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器于軸的周向定位全采用平鍵連接。*，軸Ⅰ-Ⅱ段使用鍵位GB/T 1096鍵 6625，半聯(lián)軸器與軸向配合為；軸Ⅵ-Ⅶ段使用鍵為GB/T 1096鍵 C6636，為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪轂與軸的配合為；滾動軸承周向定位由過渡配合保證，選用軸直徑的公差為m6。 7) 確定軸上圓角和側(cè)角尺寸 軸端倒角，圓角均為R1.0

21、 4.1.6求軸上的載荷 圖4-2 小齒輪軸上載荷圖 對于30206型圓錐滾子軸承，由*查得a=13.8mm。固此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距L2+L3=87mm+49mm=136mm。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖（b）(c) (d)所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。 截面C處的各種受力值列表如下： 載 荷 垂直面V 水平面H 支反力F（N） 彎矩 總彎矩 扭矩 表4-2 截面C處的受力參數(shù)列表 4.1.7按彎扭合成應(yīng)力校

22、核軸的強度 這里只校核危險截面C的強度。*及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù) 首先計算截面C的抗彎截面系數(shù)W 軸的計算應(yīng)力 該軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由*查得許用應(yīng)力因此，，故安全。 4.2 大錐齒輪軸（軸Ⅱ）的設(shè)計 4.2.1作用在大齒輪上的力 由前對小齒輪受力的計算結(jié)果及兩齒輪間的作用與反作用對應(yīng)關(guān)系有： 大齒輪上運動動力參數(shù) 功率 轉(zhuǎn)速 4.2.2類似軸Ⅰ的設(shè)計過程 初步估算最小直徑 安裝輸出聯(lián)軸器的直徑最小 4.2.3聯(lián)軸器的選用 計算轉(zhuǎn)矩 ，有 這里選用撓性聯(lián)軸器以補償兩軸

23、間可能的相對位移。十字滑塊聯(lián)器一般用于轉(zhuǎn)速，而此處 滑塊聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，具有較高極限轉(zhuǎn)速，適用于小功率，高轉(zhuǎn)速，無劇烈沖擊處，這里就選用滑塊聯(lián)軸器，查取手冊，由表8-9，選用型號為WH4型，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速 ，半聯(lián)軸器孔徑 ，半聯(lián)軸器與轂孔配合的長度。 4.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.2.4.1擬定軸上零件的裝配方案（見圖4-3） 4.2.4.2根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ—Ⅱ軸右端制出一軸肩，故?、颉蠖蔚闹睆阶蠖擞幂S端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D＝28mm，Ⅰ—Ⅱ段 的長度應(yīng)比略短，取。 2) 初步選擇滾動軸承

24、 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾動軸承，參照工作要求并根據(jù)，查*初步選取：基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾動軸承30206，其尺寸，故；滾動軸承采用長為10mm的擋油環(huán)右端定位，取。由手冊查詢，取 3) 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑，齒輪左端以軸套定位，軸肩的高度h>0.07d，取h=4mm，則軸環(huán)直徑。軸環(huán)寬度，取。 4) Ⅱ—Ⅲ軸段參考前一根軸設(shè)計原則，取 5) 考慮齒輪與箱體壁間距，與軸承的安裝，取，齒輪軸與軸承間的擋油環(huán)長度取15mm，外徑取40mm 6) 綜合考慮，減速器的對稱及空間需求取 至此，以初步確定了軸Ⅱ的各段直徑和長度。

25、 圖4-3 大齒輪軸結(jié)構(gòu)示意圖 7) 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由手*得所選平鍵尺寸，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，選取軸的直徑尺寸公差為 8) 確定軸上圓角和倒角尺寸,參考課本表15-2 取軸端倒角為，軸肩Ⅵ圓角均為R1.6,其余為R1。 4.2.5求軸上載荷 圖4-4 大齒輪軸上載荷圖 對于30206型圓錐滾

26、子軸承，由*a=13.8mm。因此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距L2+L3=52mm+104mm=156mm，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖所示。 從軸的機構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。C處各面的彎矩值列表如下 載 荷 垂直面V 水平面H 支反力F（N） 彎 矩 總彎矩 扭 矩 表4-3 截面C處彎矩值列表 4.2.6 按彎扭矩合成應(yīng)力校核軸的強度 這里只校核危險截面C的強度，根據(jù)課本式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計算應(yīng)力 其中抗彎截

27、面系數(shù)W由式計算 前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得，因此，故安全。 4.2.7 精確校核軸的強度 4.2.7.1判斷危險截面 考查圖a、圖b、圖d可知，從應(yīng)力集中且M、T又較大考慮，Ⅳ截面和C截面都有較大的合彎矩，但C截面處鍵槽引起的應(yīng)力集中較小，鍵槽引起的應(yīng)力集中是在鍵槽兩側(cè)，鍵槽引起的應(yīng)力集中小于軸肩和過盈配合，故把危險斷面定在Ⅳ處，在Ⅳ處左側(cè)是軸肩應(yīng)力集中，在Ⅳ處右側(cè)是過盈應(yīng)力集中由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面。 4.2.7.2截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩T2為：

28、截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由*15-1查得抗拉強度極限，抗彎疲勞極限，剪切疲勞極限截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) ，按*附表3-2查取。 因，，經(jīng)帶值后查得。 又由*附圖3-1可得軸的材料的剛性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)，由課本式（附3-4）有 由附圖3-2的尺寸系數(shù)； 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4的3表面質(zhì)量系數(shù)為 軸末徑表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又有碳鋼的特性系數(shù)，取 計算安全系數(shù)值，按課本式（1

29、5-6）~（15-8）得 故可知其安全 4.2.7.3截Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算 抗扭系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 過盈配合處的，由*附表3-8用插值法求出，并取 軸按磨削加工，由*附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。該軸無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故不對軸進行靜強度校核。 第5章 軸承基本額定壽命計算 5.1小錐齒輪軸軸承額定壽命計算(30206)

30、 如圖4-1，記B處軸承為1，C處軸承為2。由前述已知，外界產(chǎn)生的 軸向力： 徑向力： 各支點力：； ； 5.1.1 軸承所受徑向力計算 5.1.2 計算派生軸向力 5.1.2.1確定動載系數(shù) 查*得計算系數(shù)，軸向動載荷系數(shù)。 因為 ，所以，由*查得： 徑向動載荷系數(shù) 5.1.2.2派生軸向力計算 由*派生軸向力公式 5.1.3 判斷、計算軸向力 5.1.3.1軸承1受軸向力 因為 所以軸承1所受的軸向力 5.1.3.2軸承2受軸向力 5.1.4 確定當量動載荷 由*查取動載荷系數(shù)： 由*求當量動載荷 5.1.5 計算小

31、錐齒輪軸承壽命 *得軸承30206基本額定動載荷C=43200N *求壽命得： 以上計算壽命都遠大于要求的使用折舊時間44800h，所以選取的軸承合適。在本設(shè)計中，軸承工作載荷教平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，故此不對軸承進行靜載荷能力計算。 5.2大錐齒輪軸軸承額定壽命計算(30206) 如圖4-3，記B處軸承為1，D處軸承為2。方法、計算步驟與5.1類似，外界產(chǎn)生 軸向力： 徑向力： 各支點力：； ； 5.2.1 軸承所受徑向力計算 5.2.2 計算派生軸向力 5.2.2.1確定動載系數(shù) 查*，得 計算系數(shù)，軸向動載荷系數(shù)。 因為 所以，*查得： 徑向

32、動載荷系數(shù) 5.2.2.2派生軸向力計算 *派生軸向力公式 5.2.3 判斷、計算軸向力 5.1.3.1軸承1受軸向力 因為 所以軸承1所受的軸向力 5.1.3.2軸承2受軸向力 5.2.4 確定當量動載荷 *查取 動載荷系數(shù) *求當量動載荷 5.2.5 計算大錐齒輪軸承壽命 查*，得軸承30206基本額定動載荷C=43200N 由*求壽命得： 以上計算壽命都遠大于要求的使用折舊時間44800h，所以選取的軸承合適。在本設(shè)計中，軸承工作載荷教平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，固此時不對軸承進行靜載荷能力計算。 第6章 潤滑與密封 6.1 齒輪的潤滑

33、 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為5.1m/s，為錐齒輪傳動，浸油高度應(yīng)沒過大錐齒輪齒寬，至少應(yīng)沒過1/3齒寬，齒頂距箱底至少30mm,這里為設(shè)計為44mm。選用L-AN15潤滑油。 6.2軸承的潤滑 減速器內(nèi)兩組滾動軸承的dn值如下： *分析如下： 減速器中軸承的dn值較小，宜選用脂潤滑方式，且脂潤滑具有形成潤滑膜強度高，不容易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長一段時間，也有利于傳動裝置的維護。 *選用ZL-2號通用鋰基潤滑脂（GB 7324-1994） 。 6.3密封 端蓋與軸間的密封 軸承用軸承蓋緊固，已知軸承用脂潤滑，且軸的最高圓周速度不超過

34、3m/s，屬于低速范疇，因此這里可以使用氈圈油封。氈圈油封結(jié)構(gòu)簡單，摩擦較大，易損耗，應(yīng)注意及時更換。 第7章 箱體的設(shè)計 減速器為單件小批量生產(chǎn)，所以減速器箱體使用鋼板焊接結(jié)構(gòu)，在這樣的生產(chǎn)規(guī)模下，焊接比鑄造更經(jīng)濟更靈活而且鋼的彈性模量與切變摸量較鑄鐵大40%～70%之間，可以得到重量較輕剛性更好的箱體。 7.1減速器附件的選擇 起吊裝置：采用箱蓋吊孔、箱座吊耳 通氣器：由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M10 油面指示器：選用油標A16 放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M121.5 7.2箱體及其附件參數(shù) 名 稱 尺 寸（mm） 箱 座 壁 厚 8 箱 蓋 壁 厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數(shù)目 4(個) 小錐齒輪軸軸承旁 連接螺柱直徑 10 大錐齒輪軸軸承旁 連接螺栓直徑 12 蓋與座連接螺栓直徑 6 軸承端蓋螺釘直徑 6 視孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 5 凸臺高度 50 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 20 箱蓋，箱座肋厚 8 主動端軸承端蓋外徑 120 被動端軸承端蓋外徑 82 表7-1箱體及附件參數(shù)表