「展开式二级圆柱齿轮减速器的设计」.doc

目录第一章 设计任务11.1 设计题目11.2 设计任务21.3 具体作业2第二章 电动机的选择与传动比的分配32.1 电动机的选择32.2 传动比的分配4第三章 齿轮传动的设计计算63.1 高速齿轮传动设计63.2 低速齿轮传动设计9第四章 轴的设计与校核计算144.1 高速轴的设计与校核144.2中间轴的设计与校核174.3 低速轴的设计与校核19第五章 键的选择与校核235.1 高速轴上键的选择与校核235.2 中速轴上键的选择与校核235.3 低速轴上键的选择与校核24第六章 滚动轴承和联轴器的选择256.1 高速轴上滚动轴承的选择256.2 中速轴上滚动轴承的选择256.3 低速轴上滚动轴承和联轴器的选择26第七章 箱体及其附件设计277.1 箱体各尺寸设计277.2 减速器附件及其结构设计28第八章 设计小结32参考书目33/仅供参考/展开式二级圆柱齿轮减速器的设计 第一章 设计任务1.1 设计题目用带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如图1-1所示。图1-1 二级圆柱齿轮减速器传动装置简图 2. 工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许的速度误差为5%。3. 使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。4. 生产批量及加工条件小批量生产。1.2 设计任务1. 选择电动机的型号。2. 确定齿轮传动的主要参数及尺寸。3. 设计减速器。4. 选择联轴器。1.3 具体作业 1. 减速器装配图一张。 2. 零件工作图两张(大齿轮，输出轴)。 3. 设计说明书一份。第二章 电动机的选择与传动比的分配2.1 电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求选用Y系列全封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。2. 选择电动机容量 按式(2-1)，电动机所需工作功率为 Pd = Pw / (2-1)滚筒上所受的力F按式(2-2)得出F=2T/d (2-2)滚筒所需的功率为Pw Pw =Fv (2-3) F=2T/d=2800/0.4=4000 N P =Fv=40001.4=5600 W 传动装置的总效率为 =1243245 (2-4)式(2-4)中1为v带传动效率，2为滚动轴承的效率，3为齿轮传动的效率，4为联轴器的效率，5为传动滚筒的效率。 查表得 1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.99，5=0.96 根据式(2-4)得出总效率 =0.83 由式(2-1)得 电动机所需功率为 Pd= Pw /=5600/0.83=6.747 KW因为载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。查表得知Y型电动机技术数据，选用电动机额定功率Ped为7.5 KW。3. 确定电动机的转速 先确定滚筒的转速nw V=r=r2nw (2-5) 由式(2-5)求出 nw =66.88 r/min 通常，V带传动的传动比常用范围为i1=24，二级圆柱齿轮减速器为i2=840，则总传动比的范围为i=16160，故电动机转速的可选范围为 nd=inw =(16160)66.88=(1070.0810700.8) r/min (2-6)符合这一范围的同步转速有2920、1440 r/min，现将同步转速为1500、3000 r/min的电动机参数列在表2-1中。 表2-1 电动机参数选择 额定功率单位为KW，满载转速单位为r/min，堵转转矩与最大转矩单位都为Nm。两种类型的电动机都能满足使用要求，Y132S2-2的转速大，所需的传动比会大些，但价格会较低，大的传动比可以适用于带式传动机，故考虑价格方面，选用电动机型号为Y132S2-2。2.2 传动比的分配1. 总传动比 ia=nm/nw =2920/66.88=43.66 (2-7)2. 分配传动装置各级传动比取V带传动的传动比为i0=3，则减速器的传动比i为 i=ia/i0 =43.66/3=14.55 (2-8) 分别取两级圆柱齿轮减速器的高级、低级传动比为i12、i23 i12i23=i (2-9) 展开式二级圆柱齿轮减速器传动比一般推荐 i12=(1.31.4)i23 (2-10)由式(2-9)、(2-10)得出 i12=4.51，i23=3.22 注意：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数。如带轮直径，齿轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许值误差为3%5%。2.3 运动和动力参数设计n1，n2，n3为高速轴、中间轴、低速轴的转速。单位r/min；P1，P2，P3为高速轴、中间轴、低速轴的功率。单位KW；T1，T2，T3为高速轴、中间轴、低速轴的输入转矩。单位Nm；i0，i12，i23为相邻两轴的传动比。轴（电动机轴）： P0=Pd=6.747 KW n0=nm=2920 r/min T0=9550P0/n0 =95506.477/2920=22.07 Nm轴（高速轴）： P1=P01=6.7470.96=6.477 KW n1=n0/i0 =2920/3=973 r/min T1=9550P1/n1 =95506.477/973=63.57 Nm轴（中间轴）： P2=P112=P123=6.4770.990.97=6.22 KW n2=n1/i12 =973/4.51=215.7 r/min T2=9550P2/n2 =95506.22/215.7=275.4 Nm轴（低速轴）： P3=P223=P223=6.220.990.97=5.97 KW n3=n2/i23 =215.7/3.22=67 r/min T3=9550P3/n3 =95505.97/67=851 Nm轴（滚筒轴）： P4=P334=P324=5.970.990.99=5.85 KW n4=n3/i34 =67/1=67 r/min T4=9550P4/n4 =95505.85/67=833.8 Nm见表2-2为各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、转速、及转矩等值。表2-2 各轴运动和动力参数第三章 齿轮传动的设计计算3.1 告诉齿轮传动设计由以上计算知高速轴输出转矩T=62.93Nm，P=6.41KW，小齿轮转速n=973r/min，转动比i=4.51，工作寿命为十年（每年工作300天），单班制带式输送机工作冲击较小。1. 选定齿轮精度等级，材料及初定齿数。（1）带式输送机速度不高，选用7级精度。（2）材料选择，查表选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS,大齿轮材料45钢（调质处理），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3）初选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=i12Z1=4.5124=99.22,取Z2=100。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式： （3-1） 进行试算。（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 Kt=1.6；2）由教材表107选取齿宽系数 ；3）由教材表106查得材料的弹性影响系数 4）由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MP，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MP；5）由教材式1013计算应力循环次数=1030018=24000h；6）由教材图1019查得接触疲劳寿命系数；7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（3-2），（3-3）得 （3-2） （3-3）（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =2）计算圆周速度v=2.95 m/s （3-4）3）计算齿宽b158=58 mm （3-5）4）计算齿宽h模数 mm （3-6）齿高 mm （3-7）5）计算齿宽与齿高之比b/h mm （3-8）6）计算载荷系数 根据v=2.95m/s，7级精度由教材图10-8查得动载荷系数，对于直齿轮： 由教材表102查得使用系数 由教材表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 由，。查教材图1013得 故载荷系数为 K= （3-9） 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式1010a得 （3-10）8）计算模数m （3-11） 3按齿根弯曲疲劳强度设计由公式（10-5） （3-12）(1) 确定公式内的各计算数值1）由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲强度极限=380 MPa 2）由教材图1018查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.88 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式（3-13），（3-14）得 MPa； （3-13） MPa； （3-14）4）计算载荷系数 （3-15）5）查取齿型系数，由教材表105查得 =2.72，=2.186）查取应力校正系数，由教材表105查得 =1.57， =1.79 7）计算大小齿轮的并比较 （3-16） （3-17） 大齿轮的数值大。（2）设计计算 mm （3-18）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数1.94mm并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=61.196 mm，算出小齿轮齿数： （3-19）取为24则大齿轮的齿数为，取为108即两齿轮齿数为Z1=32，Z2=142；这样设计出的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5几何尺寸计算（1）分度圆直径 （3-20） （3-21）（2）计算中心距 mm （3-22）（3）计算齿轮宽度 （3-23）取 mm， mm。3.2 低速齿轮传动设计由以上设计计算，已知中间轴的功率P2=6.16 KW，转速n2=215.7 r/min，转矩T2=272.6 Nm，i23=3.22。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，直齿轮传动，小齿轮选用40Cr，调质，硬度值为280HBS，大齿轮选用45钢，调质，硬度值为240HBS。初选小齿轮齿数Z1=30，大齿轮齿数Z2= i23Z1=3.223097。2.按齿面接触强度计算由设计计算公式（3-24）进行试算,即 （3-24）（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 ；2）小齿轮传递的转矩 由前面已计算得T= （3-25）3）由教材表107选取齿宽系数 4）由教材表106查得材料的弹性影响系数 5） 由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MP，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MP。6）由教材式1013计算应力循环次数=1830010=24000h7）由教材图1019查得接触疲劳寿命系数，。8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（3-26）与（3-27）得0.97600=582 MPa （3-26）0.99550=544.5 MPa （3-27）（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 （3-28） 95.36 mm2）计算圆周速度v=1.08 m/s （3-29）3）计算齿宽b195.36=95.36mm （3-30） 4）计算齿高h模数 （3-31）齿高 （3-32） 5）计算齿宽与齿高之比6）计算载荷系数根据8级精度，速度v=1.08m/s，由教材图108查得动载系，对于直齿轮 由教材表102查得使用系数 由教材表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 由，。查教材图1013得 故载荷系数为 （3-33）7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式1010a得 （3-34） 8）计算模数m （3-35）3 按齿根弯曲疲劳强度设计由公式（3-36）的弯曲强度的设计公式为进行设计 （3-36）（1）确定公式内的各计算数值1）由教材图1020c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限为，大齿轮的弯曲疲劳强度极限为。2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 。3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式（3-37）和（3-38）得 （3-37） （3-38）4）计算载荷系数 （3-39）5）查取齿型系数，由教材表105查得 ，。 6）查取应力校正系数，由教材表105查得 。7）计算大小齿轮的并比较 （3-40） （3-41）大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数2.63mm并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮的齿数 取这样设计出的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）分度圆直径 （3-41） （3-42）（2）计算中心距 （3-43）（3）计算齿轮宽度 （3-44）取，。第四章 轴的设计与校核计算4.1 高速轴的设计与校核由第二章可知，高速轴上的功率，r/min，。1求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 直齿轮，压力角为。 （4-1） （4-2）2初步确定轴上的最小直径先按式（4-3）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为1Cr18Ni9Ti，根据教材表15-3，取，于是得 （4-3）高速轴的左端与皮带轮连接，因此轴上应有键槽，所以初选轴上的最小直径。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。轴的左端是与一皮带轮相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图5-1 图4-1 高速轴结构方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足带轮的轴向定位要求，轴的第一段直径为最小直径为26mm,第一段的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为32mm。带轮的轮宽为50mm，故取L=50mm。2）初步选择滚动轴承轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处直径为35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6207，其尺寸为dDB=357217,故轴承右端直径为35mm。轴的第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为3.5，故轴第四段的直径为40mm。3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为41mm，齿轮的左端用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4.5mm，则轴环处直径为d=50mm，轴环宽度b1.4h，故取L=15mm。齿轮的右端用套筒定位，套筒相连齿轮与滚动轴承，根据滚动轴承的宽度与套筒的宽度，取轴右端的长度为L=40mm，齿轮的宽度为65mm，所以取轴右第二段长L=62mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面之间的距离为70mm，故轴左端第二段的长度为L=90mm。5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为a=16mm，齿轮与齿轮之间的距离取40mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=7mm所以轴上右端第一段长度为L=14+16+3+7=40mm。（3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。4.轴的校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式5-4进行校核。 （4-4）1）求轴上的载荷 如图5-2所示由齿轮与带轮的设计计算得知，带轮对轴的压紧力Fp=1012.3N，齿轮上径向力Fr1=760N，圆周力Ft1=2100N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出FNV1=1622.4N，FNV2=149.9N，FNH1=505N，FNH2=1595N。轴的受力如表5-1所示。表4-1 高速轴力与弯矩的大小载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1=505N FNH2=1595N FNV1=1622.4N FNV2=149.9N弯矩M MNH=110.8NmMV1=123.5Nm MNV2=10.4Nm总弯矩M1=111.29Nm M2=123.5Nm转矩 T2=62.93Nm图4-2 高速轴的受力图从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴左端与滚动轴承配合处，故对此处进行强度校核。2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（4-4）与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6，轴的计算应力 轴的材料选取为1Cr18Ni9Ti，查的，所以高速轴安全。4.2中间轴的设计与校核由第二章可知，中间轴上的功率，r/min，。1求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为， 直齿轮，压力角为，低速级小齿轮的分度圆直径为d3=102 mm 同样是直齿轮，压力角 （4-5） （4-6） （4-7） （4-8）2初步确定轴上的最小直径先按式（4-9）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为45号钢，调质处理，根据教材表15-3，取，于是得 （4-9）中速轴的两端应为最小端又轴上无键，因此轴端最小直径。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4-3图4-3 中间轴结构方案（2）根据轴向定位的要求来确定轴各段直径和长度。1）从左端起取齿轮距箱体内壁距离为16 mm，考虑铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=7mm。因为dmin=35 mm，所以初选滚动轴承为深沟球轴承，其型号为6007，其宽度为14 mm，安装尺寸62 mm，所以左端的一段距离为40 mm。2）低速级主动轮轮宽B=107 mm，轴直径为42 mm，轮宽左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取第二段距离为104 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=3，故轴环处直径为52 mm，轴环宽度b1.4h，取第四段距离15 mm，轴环与轴上与齿轮配合处有一过渡轴段，长度为40，直径为48。3）两齿轮之间采用轴肩定位宽度为15 mm，对于高速级从动轮右端已定位，其轮毂宽度为60 mm，轴直径40 mm，轮毂右端采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，取第五段距离57mm。4）轴右端装滚动轴承，滚动轴承选用6007，同1),第六段为40 mm。由此各段长度直径已确定。5）轴上零件的周向定位，两齿轮于轴的周向定位均采用平键连接，同时保证轴与齿轮配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/n6，滚动轴承的周向定位有过渡配合来保证。4计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出简图并计算弯矩。轴所受的力如表4-2所示表4-2 中间轴力与弯矩的大小载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1=3192.75N FNH2=4171.65N FNV1=1168.13N FNV2=1521.34N弯矩MMH1=196.35Nm MNH2=355.13NmMV1=71.84Nm MNV2=100.8Nm总弯矩M1=209.1Nm M2=355.13Nm转矩 T2=272.6Nm根据轴上所受的各力的大小来校核轴的强度，如图4-4中间轴的受力图所示。图4-4 中间轴的受力图5按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常支校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（4-4）及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环，取=0.6，轴的计算应力 轴的材料选取为45钢，查的，所以中间轴安全。 4.3 低速轴的设计与校核由第二章可知，低速轴上的功率，r/min，1求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 直齿轮，压力角为。 （4-10） （4-11）2初步确定轴上的最小直径先按式（5-3）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为45钢，根据教材表15-3，取112，于是得 （4-12）低速轴的左端与联轴器连接，因此轴左端第一段的直径为联轴器的直径，所以要选择联轴器的型号。联轴器的计算扭矩 （4-13）查教材表得知选=1.3，所以=1.3842.5=1095.25Nm按照计算转矩应小与联轴器公称转矩的条件，查标准手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径为55mm，故取轴左端第一段的直径为55mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm。所以选轴的最小直径。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。轴的左端是与联轴器相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图5-5图4-5 低速轴示意图（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的第一段直径为最小直径为55mm,第一段的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为62mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故轴左端第一段的长度L=82mm。2）初步选择滚动轴承轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处直径为65mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6013，其尺寸为dDB=6510018,故轴承右端直径为65mm。轴的左端第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为3.5，故轴第四段的直径为40mm。3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为72mm，齿轮的左端用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径为d=84mm，轴环宽度b1.4h，故取L=15mm。齿轮的右端用套筒定位，套筒相连齿轮与滚动轴承，根据滚动轴承的宽度与套筒的宽度，取轴右端的长度为L=40mm，齿轮的宽度为65mm，所以取轴右第二段长L=99mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离为30mm，故轴左端第二段的长度为L=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为a=16mm，齿轮与齿轮之间的距离取40mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=7mm所以轴上右端第一段长度为L=18+16+3+7=44mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。4.轴的校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式4-4进行校核。1）求轴上的载荷 由齿轮的设计计算得知，齿轮上径向力Fr4=1858.5N，圆周力Ft4=5106.1N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出FNV1=564.9N，FNV2=1293.6N，FNH1=1552N，FNH2=3554.8N。受力如表5-3所示。表4-3 低速轴力与弯矩的大小载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1=1552N FNH23554.8N FNV1=564.9N FNV2=1293.6N弯矩M MNH=300.3NmMNV=109.3Nm总弯矩 M2= =319.6Nm转矩 T2=842.5Nm图4-6 低速轴的受力图 图4-6为轴上所受的弯矩与扭矩的分析图。从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴右端与齿轮配合处，故对此处进行强度校核。2）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（4-4）与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6，轴的计算应力 轴的材料选取为45钢，查的，所以低速轴安全。第五章 键的选择与校核5.1 高速轴上键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。故选择平键。由，；，。 查表61（教材）， 由初选键1为键宽，键高键长；由初选键2键宽，键高，键长。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键1，其键长应不大于（43-49）mm；对键2，其键长应不大于（65.6-73.8）mm。而这两个键均能满足要求。查表62（教材），键的材料为45钢，许用挤压应力取为p=100-120MPa，取p=110MPa。键1的工作长度为l1=L1-b1=40-8=32mm，接触高度k1=0.5h1=0.57=3.5mm，d1=26mm，传递转矩T=62.93Nm，由式（6-1）得键1的挤压强度 p1=2T1000/k1l1d1 （5-1）=262.9310003.53226=43.2 MPap 则键的挤压强度满足要求，故键1合适，其型号为键840 GB/T1096-2003 键2的工作长度为l2=L2-b2=50-12=38mm，接触高度k2=0.5h2=0.58=4mm，d2=41mm，传递转矩T=62.93Nm，由式（6-2）得键2的挤压强度 p2=2T1000/k2l2d2 （5-2）=262.93100043841=20.2 MPa p则键的挤压强度满足要求，故键2合适，其型号为键1250 GB/T1096-20035.2 中速轴上键的选择与校核选择普通A型平键。 由，；，。查表61（教材）， 由初选键1为键宽，键高键长；由初选键2键宽，键高，键长。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键1，其键长应不大于（67-75.6）mm；对键2，其键长应不大于（67-75.6）mm。而这两个键均能满足要求。查表62（教材），键的材料为45钢，许用挤压应力取为p=100-120MPa，取p=110MPa。键1的工作长度为l1=L1-b1=50-12=38mm，接触高度k1=0.5h1=0.58=4mm，d1=42mm，传递转矩T=272.6Nm，由式（5-3）得键1的挤压强度 p1=2T1000/k1l1d1 （5-3）=2272.4100043842=41.6 MPap 则键的挤压强度满足要求，故键1合适，其型号为键1250 GB/T1096-2003 键2的工作长度为l2=L2-b2=50-12=38，接触高度k2=0.5h2=0.58=4mm，d2=40mm，传递转矩T=272.6Nm，由式（5-4）得键2的挤压强度 p2=2T1000/k2l2d2 （5-4）=2272.6100043840=89.7 MPa p则键的挤压强度满足要求，故键2合适，其型号为键1250 GB/T1096-20035.3 低速轴上键的选择与校核选择普通A型平键。 由，；，。查表61（教材）， 由初选键1为键宽，键高键长；由初选键2键宽，键高，键长。当键的长度大于2.25d时，其多出的长度实际上可以认为并不承受载荷，故一般采用的键长不宜超过（1.6-1.8）d。故对键1，其键长应不大于（115.2-129.6）mm；对键2，其键长应不大于（88-99）mm。而这两个键均能满足要求。查表62（教材），键的材料为45钢，许用挤压应力取为p=100-120MPa，取p=110MPa。键1的工作长度为l1=L1-b1=90-20=70mm，接触高度k1=0.5h1=0.512=6mm，d1=72mm，传递转矩T=842.5Nm，由式（5-5）得键1的挤压强度 p1=2T1000/k1l1d1 （5-5）=2842.5100067072=55.7 MPap 则键的挤压强度满足要求，故键1合适，其型号为键2090 GB/T1096-2003 键2的工作长度为l2=L2-b2=70-16=54，接触高度k2=0.5h2=0.510=5mm，d2=55mm，传递转矩T=842.5Nm，由式（5-6）得键2的挤压强度 p2=2T1000/k2l2d2 （5-6）=2842.5100055455=111MPa p则键的挤压强度满足要求，故键2合适，其型号为键1670 GB/T1096-2003第六章 滚动轴承和联轴器的选择6.1 高速轴上滚动轴承的选择1.滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择型号。因支撑跨距不大故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命。由前计算，轴承承受径向力；轴承的工作转速n1=973 r/min查手册，由表6-1，根据电动机的输出轴直径以及高速轴直径，初选轴承6207。相关尺寸：。2. 验证轴承寿命是否合格因，所以X=1由公式（6-1） （6-1）其中；代入数据验算得 ；所以，该轴承能满足要求。6.2 中速轴上滚动轴承的选择1. 滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择型号。因支撑跨距不大故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承轴承预期寿命。由前计算，轴承承受径向力；轴承的工作转速n2=215.7 r/min轴承选择方法同上，由已知条件查手册，由表6-1，初选轴承6007。 相关尺寸：；2.验证轴承寿命是否合格因，所以X=1由公式（6-1），其中；代入数据验算得；所以，该轴承能满足要求。7.3 低速轴上滚动轴承和联轴器的选择1. 滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择型号。因支撑跨距不大故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承轴承预期寿命。由前计算，轴承承受径向力；轴承的工作转速n3=67 r/min轴承选择方法同上，由已知条件查手册，由表6-1，初选轴承6013。 相关尺寸：；2. 验证轴承寿命是否合格因，所以X=1由公式（6-1），其中；代入数据验算得；所以，该轴承能满足要求。3. 联轴器的选择由于此轴传递的扭矩很大，且结构不复杂，为保证减速器正常工作，选用凸缘联轴器。取，则，轴的转速n3=67 r/min，查手册表6-100，选取弹性柱销联轴器HL4，其公称转矩1250 Nm，许用转速2800 r/min。标记：HL4联轴器.第七章 箱体及其附件设计7.1 箱体各尺寸设计 表7-1箱体尺寸的设计 名称 符号 二级齿轮减速器 箱座壁厚 0.025a+3=8.75mm 箱盖壁厚 10.02a+3=8mm 箱座凸缘厚度 b1.5=12.8mm 箱盖凸缘厚度b11.51=12mm 箱座底凸缘厚度b22.5=21.4mm 地脚螺栓直径 df0.036a+12=20mm 地脚螺栓数目 na250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径d10.75df=15mm 箱盖与箱座连接螺栓直径d2 0.50df=10mm 连接螺栓d2的间距L 100mm 轴承端盖螺钉直径d30.50df=10mm 窥视孔盖螺钉直径 d40.4df=8mm 定位销直径 d0.8d2=8mm 安装螺栓直径dx M12 至外箱壁距离 C1min 18mm 至凸缘边距离 C2min 16mm 沉头座直径Dcmin 26mm 轴承旁凸台半径R1R1=C2=16mm 凸台高度h 70mm 外箱璧至轴承座端面距离L1L1=C1+C2+6=40mm 大齿轮顶圆于内壁距离 1 12mm 齿轮端面与内壁距离2 10mm 箱盖 箱座肋厚m1，m2m10.851=7mm m20.85=7mm 轴承端盖外径D2D2=100+5d3=150mm 轴承端盖凸缘厚度tt=1d3=10mm 轴承旁连接螺栓距离SSD2=150mm7.2 减速器附件及其结构设计1. 窥视孔及窥视孔盖 取窥视孔盖上的螺纹紧固件的直径为M8，即，减速器为二级减速器，且减速器的中心距a=222 mm，取窥视孔长A1=99 mm，宽B1=79 mm 。所以窥视孔盖长A2=1