同軸式減速器的課程設(shè)計(jì)【6張CAD圖紙+說明書】,6張CAD圖紙+說明書,同軸,減速器,課程設(shè)計(jì),CAD,圖紙,說明書
低速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級
低速級齒輪由于所受的力矩大，所以應(yīng)選用強(qiáng)度更高的材料，小齒輪選用40CrNi，調(diào)質(zhì)處理，大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得HBW3=270~300, HBW4=217~255。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。
2．初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其計(jì)算公式為：
d3≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2
1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為：
TⅡ=331.8683N?m=331868.3N?mm
2）因ν未知，Kv值不能確定，查表可以初選載荷系數(shù)Kv=1.4
3）由于齒輪3、4為非對稱布置，初選齒寬系數(shù)?d=1.2
4）查表得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa
5）初選螺旋角β=12°，查表得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，螺旋角系數(shù):
Zβ=cosβ=0.989
6）齒數(shù)比u=i=3.3595
7）初選Z3=25，則Z4=uZ3=25×3.3595=83.987，取Z4=84
8）需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計(jì)算：
σH=ZNσHlimSH
其中，σHlim3=750MPa，σHlim4=580MPa
大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：
N3=60nⅡγht=60×288.733×1×8×260×16=5.765×108
N4=N3i2=1.72×108
查得壽命系數(shù)ZN3=1.05,ZN4=1.25,選擇安全系數(shù)為SH=1.0
所以：
σH3=ZN3σHlim3SH=1.05×7501MPa=787.5MPa
σH4=ZN4σHlim4SH=1.25×5801MPa=725MPa
取σH=σH3+σH42=756.25MPa
小齒輪的分度圓為
d3t≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2=32×1.4×331868.31.2?3.3595+13.3595?189.9×0.989×2.46756.252=72.1155mm
3,確定傳動(dòng)尺寸
1） 計(jì)算載荷系數(shù)
由表查得使用系數(shù)KA=1.0。因?yàn)棣?πd3nⅡ60×1000=1.09ms，查得動(dòng)載荷系數(shù)為Kv=1.05。查表的齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.12，齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.4，則載荷系數(shù)為：
K=KAKvKβKα=1.6464
2) 對d3進(jìn)行修正，即：
d3=d3tKKv≥76.1198mm
3) 確定模數(shù)mn.
mn=d3cosβZ3=76.1198×cos12°25=2.978mm
查標(biāo)準(zhǔn)取mn=3mm
4）計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為：
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos12°=167.152mm
圓整中心距得a2=170mm。
則螺旋角β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
因?yàn)棣轮蹬c初選值相差較大，對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正，區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，螺旋角系數(shù)Zβ=cosβ=0.9807。
d3≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2=32×1.6464×331868.31.2?3.3595+13.3595?189.9×0.9807×2.42756.252=74.87mm
mn=d1cosβZ1=74.87×cos15.895°25=2.88mm
取mn=3mm
中心距：
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos15.895°=170mm
螺旋角：
β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
修正完畢。故：
d3=mnZ3cosβ=3×25cos15.895°=77.98mm
d4=mnZ4cosβ=3×84cos15.895°=262.02mm
b=?dd3=1×77.98=77.98mm
取b4=80mm，
b3=80+5~10，取b1=85mm。
4，校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為:
σF=2KTⅡbmnd3YFYβ≤σF
1）K，mn，TⅡ和d3同前。
2）齒寬b=b4=80mm
3）齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YFs。當(dāng)量齒數(shù)為：
ZV3=Z3cos3β=25cos315.859=28.08
ZV4=Z4cos3β=84cos315.859=94.37
查的齒形YF1=4.16，YF2=3.95。
4）查得螺旋角系數(shù)Yβ=0.98
5）許用彎曲應(yīng)力為：
σF=YNσFIimSFYST
查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為σFIim3=320MPa, σFIim4=215MPa.查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1, YST=2,安全系數(shù)SF=1.3
σF3=YN3σFIim3SFYST=1×3201.32=492.3MPa
σF4=YN4σFIim4SFYST=1×2151.32=330.77MPa
所以，彎曲應(yīng)力為：
σF3=2KTⅡbmnd3YF3Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.984.16×0.98=238.04MPa≤σF1
σF2=2KTⅡbmnd3YF2Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.983.95×0.98=226.03MPa≤σF2
所以滿足彎曲強(qiáng)度。
低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1已知條件
低速軸傳遞的功率PⅢ=8.96503Kw，轉(zhuǎn)速nⅢ=85.945rmin，小齒輪的分度圓直徑為d4=262.02mm，齒輪寬度b4=95mm。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得A0=103~135，考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故選擇較低值，A0=103，則
dmin=A03PⅢnⅢ=10338.960585.945mm=48.48mm
軸與聯(lián)軸器之間連接有一個(gè)鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細(xì)處的直徑為
d1>48.481.03~1.05=49.94~50.91mm
所以dmin=51mm
4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結(jié)構(gòu)，該減速箱發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)。
1軸段①的設(shè)計(jì) 軸端①上安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器連接滾筒，由于滾筒在運(yùn)行過程中可能突然加載貨物由震動(dòng)，所以選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。軸段①的直徑最小值可以查表選擇聯(lián)軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇d1=55mm，L1=84mm。
2密封圈和軸段②的設(shè)計(jì) 確定軸段②的直徑時(shí)，應(yīng)同時(shí)考慮聯(lián)軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯(lián)軸器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1×
55=3.85~5.5mm，軸段②的直徑d2=d1+2h=62.7~66mm，再根據(jù)密封圈確定直徑。由于該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取d2=65mm。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)計(jì) 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30214，內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度T=26.25mm，內(nèi)圈定位直徑da=79mm。因此選用d3=70mm。因?yàn)閐n≤2×105mm?r/min，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。箱體內(nèi)壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號，則d6=70mm，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故可取L4=B=24mm，該處軸承與高速軸右端軸承共用一個(gè)軸承座，兩軸承座之間的距離為6.5mm。則軸承座的寬度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齒輪與軸段④的設(shè)計(jì) 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3，可初定d4=72mm。齒輪寬度為b4=95mm,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短，取L4=93mm。
5 軸段⑤的設(shè)計(jì) 齒輪右側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×72mm=5.04~7.2mm，取h=7mm，則d5=79mm，足夠軸承定位。取D5=10mm。齒輪右端面與箱體的距離?1=10mm。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關(guān)，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。因?yàn)檩S承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為Bd=10mm，調(diào)整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯(lián)軸器凸緣的距離K=10~20mm所以L2=L-T-?+Bd+K=51-24-10+10+(10~20)mm=37~47mm。取L2=45mm。L3=?+B+?1+2=10+24+10+2=46mm。
5，軸上作用力點(diǎn)間距
由上述分析知，取齒輪中點(diǎn)為受力點(diǎn)，兩軸承的作用力點(diǎn)是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據(jù)GB/T1096-2003,在聯(lián)軸器處根據(jù)直徑選擇鍵C16×10×80，在齒輪處選擇鍵20×12×80。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計(jì)算支撐反力：
其中，F(xiàn)a4=2423.797N, Fr4=3221.138N, Ft4=8511.626N
在水平面上：
R2H=-Fa4d12-Fr4l1l1+l2=-2423.797×131.01-3221.138×55.755.7+65.7=-4093.567N
R1H=Fr4-4093.567=872.429N，方向向上。
在垂直面上：
R2V=Ft4l1l1+l2=8511.626×55.755.7+65.7=3905.252N
R1V=Ft1-R2V=4606.374N
軸承1的支承反力為：
R1=R1H2+R1V2=4688.26N
軸承2的支承反力為：
R2=R2H2+R2V2=5657.58N
2計(jì)算彎矩
在水平面上，齒輪中點(diǎn)位置的彎矩為：
MHL=R1H×I1=48594.29N?mm
MHR=-R2H×I2=-268926.66N?mm
在垂直面上，齒輪中點(diǎn)位置的彎矩為：
MVL=MVR=R1V×I2=256575.03N?mm
合成彎矩，在齒輪中點(diǎn)的左端彎矩為：
ML=MHL2+MV2=261136.29N?mm
MR=MHR2+MV2=371688.44N?mm
方向均一個(gè)向上，一個(gè)向下。
3計(jì)算轉(zhuǎn)矩
TⅢ=9550PⅢnⅢ=9550×8.9650385.945N?m=996.1724N?m
8，校核軸的強(qiáng)度
因?yàn)樵邶X輪中點(diǎn)位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點(diǎn)位置為危險(xiǎn)截面。
抗彎截面系數(shù)為：
W=πd4332-btd4-t22d4=π72332-20×7.572-7.522×72=32309.94mm3
抗扭截面系數(shù)為：
WT=πd4316-btd4-t22d4=68953.48mm3
彎曲應(yīng)力為：
σb=MLW=11.50MPa
剪切應(yīng)力為：
τ=T1WT=14.45MPa
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行強(qiáng)度校核，對于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為：
σe=σb2+4ατ2=11.502+4×0.6×14.452=20.81MPa
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強(qiáng)度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力σ-1b=60MPa，σe<σ-1b，則強(qiáng)度滿足要求。
9，校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
σp1=4TⅢd1hl=100.62MPa
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
σp2=4TⅢd4hl=65.88MPa
鍵的材料為45鋼，σp=125~150MPa，σp1<σp，所以鍵的強(qiáng)度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計(jì)算軸承的軸向力
由表差得軸承30214的C=132000N，C0=175000N,e=0.42，Y=1.4。由圓錐滾子軸承的軸向力計(jì)算公式的軸承1、2的軸向力為：
S1=R12Y=4688.262×1.4=1674.38N
S2=R22Y=5657.582.8=2020.56N
外部軸向力A=Fr4=2423.797N，各軸的軸力方向如圖。
S1+A=1674.38+2423.797=4098.177N>S2
所以兩軸承的軸向力為：
Fa1=1674.38N
Fa2=4098.177N
2計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
Fa1R1=0.35
e，P2=0.4R2+1.4Fa=8000.48N
3校核軸承壽命
因?yàn)镻1Lh1=33280h
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
軸的受力簡圖：
已知條件
工作情況：兩班工作制，單向連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，輸送帶水平放置。
工作環(huán)境：室內(nèi)，有灰塵，最高環(huán)境溫度35℃，通風(fēng)條件一般。
動(dòng)力來源：電力，三相交流，電壓380V/220V。
工作壽命：8年。
檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。
制造條件：一般機(jī)械制造廠，小批量生產(chǎn)。
齒輪減速器浸油潤滑：取大齒輪的攪油效率
取滾筒-輸送帶效率
輸送帶拉力：F=4.5kN
輸送帶速度：ν=1.8（m/s）
滾筒直徑：D=400 mm
輸送帶速度允許誤差：±5%
傳動(dòng)方案
考慮考斜齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性較直齒輪好，常用于高速級或要求傳動(dòng)平穩(wěn)的場合。在減速器箱體應(yīng)該盡量減小幾何尺寸，節(jié)省材料，同時(shí)由于斜齒輪軸向力，將軸向力相互抵消，采用兩對斜齒輪，機(jī)構(gòu)系統(tǒng)簡單。所以選用：兩級同軸式圓柱齒輪減速器
傳動(dòng)方案簡圖如下：
1-電動(dòng)機(jī) 2、6-聯(lián)軸器 3-減速箱 4、5-斜齒輪 7-滾筒
電動(dòng)機(jī)選擇
1，選擇電動(dòng)機(jī)的類型
根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)
2，電動(dòng)機(jī)的功率
輸送帶所需拉力為
經(jīng)過查表得：
聯(lián)軸器效率為：
滾動(dòng)軸承效率為：
齒輪傳動(dòng)效率為：
輪齒攪油效率為：
滑動(dòng)軸承效率為：
電動(dòng)機(jī)的功率為：
查表選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率為：
3，確定電機(jī)轉(zhuǎn)速
輸送帶滾筒的轉(zhuǎn)速為：
齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比為：i=5~8
電機(jī)的轉(zhuǎn)速為：
符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速為：1000和兩種。因?yàn)殡姍C(jī)的轉(zhuǎn)速越大，則傳動(dòng)比越大，機(jī)構(gòu)的尺寸也就越大，為了節(jié)省材料優(yōu)化機(jī)構(gòu)尺寸，選用同步轉(zhuǎn)速為1000的電動(dòng)機(jī)。其滿載轉(zhuǎn)矩為970，其型號為Y160L-6。
傳動(dòng)比的計(jì)算和分配
1,總傳動(dòng)比：
2，分配傳動(dòng)比：
為使傳動(dòng)尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，選用推薦傳動(dòng)，即：
為齒輪1、2的傳動(dòng)比
為齒輪3、4的傳動(dòng)比
傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算
1，各軸轉(zhuǎn)速：
2，各軸功率：
3，各軸轉(zhuǎn)矩：
高速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級
考慮到帶式輸送機(jī)為一般機(jī)械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，查表得,。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。
2．初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其計(jì)算公式為：
1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為：
=95978.3N?mm
2）因ν未知，值不能確定，查表可以初選載荷系數(shù)
3）由于齒輪1、2為非對稱布置，初選齒寬系數(shù)
4）查表得彈性系數(shù)
5）初選螺旋角β=，查表得區(qū)域系數(shù)，螺旋角系數(shù):
6）齒數(shù)比u=i=3.3595
7）初選，則，取
8）需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計(jì)算：
其中，，
大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：
查得壽命系數(shù),,選擇安全系數(shù)為
所以：
取
小齒輪的分度圓為
3,確定傳動(dòng)尺寸
1）計(jì)算載荷系數(shù)
由表查得使用系數(shù)。因?yàn)棣?，查得動(dòng)載荷系數(shù)為。查表的齒向載荷分配系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為：
K=
2）對進(jìn)行修正，即：
3）確定模數(shù).
查標(biāo)準(zhǔn)取
4）計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為：
圓整中心距得。
則螺旋角
因?yàn)棣轮蹬c初選值相差較大，對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正，區(qū)域系數(shù)，螺旋角系數(shù)。
取
中心距：
螺旋角：
修正完畢。故：
取，
，取。
4，校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為:
1）K，，和同前。
2）齒寬
3）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為：
查的齒形，。
4）查得螺旋角系數(shù)
5）許用彎曲應(yīng)力為：
查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為,.查得壽命系數(shù),,安全系數(shù)
所以，彎曲應(yīng)力為：
所以滿足彎曲強(qiáng)度。
5，計(jì)算齒輪其他尺寸
端面模數(shù)
齒頂高
齒根高
全齒高h(yuǎn)=
頂隙c=
齒頂圓直徑為：
齒根圓直徑為：
低速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級
低速級齒輪由于所受的力矩大，所以應(yīng)選用強(qiáng)度更高的材料，小齒輪選用40CrNi，大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得,。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。
2．初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸
因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其計(jì)算公式為：
1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為：
2）因ν未知，值不能確定，查表可以初選載荷系數(shù)
3）由于齒輪3、4為非對稱布置，初選齒寬系數(shù)
4）查表得彈性系數(shù)
5）初選螺旋角β=，查表得區(qū)域系數(shù)，螺旋角系數(shù):
6）齒數(shù)比u=i=3.3595
7）初選，則，取
8）需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計(jì)算：
其中，，
大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：
查得壽命系數(shù),,選擇安全系數(shù)為
所以：
取
小齒輪的分度圓為
3,確定傳動(dòng)尺寸
1，計(jì)算載荷系數(shù)
由表查得使用系數(shù)。因?yàn)棣?，查得動(dòng)載荷系數(shù)為。查表的齒向載荷分配系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為：
K=
2，對進(jìn)行修正，即：
3，確定模數(shù).
查標(biāo)準(zhǔn)取
4，計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為：
圓整中心距得。
則螺旋角
因?yàn)棣轮蹬c初選值相差較大，對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正，區(qū)域系數(shù)，螺旋角系數(shù)。
取
中心距：
螺旋角：
修正完畢。故：
取，
，取。
4，校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為:
1，K，，和同前。
2，齒寬
3，齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為：
查的齒形，。
4，查得螺旋角系數(shù)
5，許用彎曲應(yīng)力為：
查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為,.查得壽命系數(shù),,安全系數(shù)
所以，彎曲應(yīng)力為：
所以滿足彎曲強(qiáng)度。
5，計(jì)算齒輪其他尺寸
端面模數(shù)
齒頂高
齒根高
全齒高h(yuǎn)=
頂隙c=
齒頂圓直徑為：
齒根圓直徑為：
斜齒圓柱齒輪上作用力的計(jì)算
1,高速級齒輪傳動(dòng)的作用力
1，已知條件
高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為，高速級齒輪的螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑為
2，齒輪1上的作用力
圓周力為
其方向與作用點(diǎn)圓周速度方向相反。
徑向力為
其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心
軸向力為
其方向可由左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并用四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向?yàn)樵摿Φ姆较颉?
法向力為
3,齒輪2的作用力
從動(dòng)輪2各個(gè)力與主動(dòng)輪1上相應(yīng)的各力大小相等，方向相反。
2，低速級齒輪傳動(dòng)的作用力
1，已知條件
中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為，低速級齒輪的螺旋角，為使齒輪3的軸向力與齒輪2相互抵消，齒輪3右旋，齒輪4左旋，齒輪3分度圓直徑為
2，齒輪3上的作用力
圓周力為
其方向與作用點(diǎn)圓周速度方向相反。
徑向力為
其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心
軸向力為
其方向可由左手法則確定，即用左手握住輪3的軸線，并用四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向?yàn)樵摿Φ姆较颉?
法向力為
3,齒輪4的作用力
從動(dòng)輪4各個(gè)力與主動(dòng)輪3上相應(yīng)的各力大小相等，方向相反。
高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1已知條件
高速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪的分度圓直徑為，齒輪寬度。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故選擇中間值，，則
軸與聯(lián)軸器之間連接有一個(gè)鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結(jié)構(gòu)，該減速箱發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)。
1軸段①的設(shè)計(jì) 軸端①上安裝聯(lián)軸器，由于電動(dòng)機(jī)為原動(dòng)機(jī)，開始工作時(shí)有震動(dòng)，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。由電動(dòng)機(jī)的輸出軸直徑為42mm可以查表選擇聯(lián)軸器LT6系列的J型軸孔，所以選擇，。
2密封圈和軸段②的設(shè)計(jì) 確定軸段②的直徑時(shí)，應(yīng)同時(shí)考慮聯(lián)軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯(lián)軸器定位高度×
，軸段②的直徑，再根據(jù)密封圈確定直徑。該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)計(jì) 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30209，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度T=20.75mm，內(nèi)圈定位直徑。因此選用。因?yàn)?，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。箱體內(nèi)壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號，則，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故可取
4 齒輪與軸段④的設(shè)計(jì) 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定。齒輪2分度圓直徑比較小，采用實(shí)心安裝，齒輪寬度為,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短，取
5 軸段⑤的設(shè)計(jì) 齒輪右側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度，取h=3mm，則，取。齒輪左端面與箱體的距離。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關(guān)，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的厚度L=δ+++(5~10)mm，箱壁δ=8mm，軸承旁連接螺栓為M14，則，，箱體軸承座的寬度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取L=51mm。軸承端蓋厚度為=10mm，調(diào)整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯(lián)軸器凸緣的距離K=10~20mm所以。取。。
5，軸上作用力點(diǎn)間距
由上述分析知，取齒輪中點(diǎn)為受力點(diǎn)，兩軸承的作用力點(diǎn)是距離斷面為18.6mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據(jù)GB/T1096-2003,在聯(lián)軸器處根據(jù)直徑選擇鍵C10×8×56，在齒輪處選擇鍵14×9×70。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計(jì)算支撐反力：
在水平面上：
，方向向下。
在垂直面上：
軸承1的支承反力為：
軸承2的支承反力為：
2計(jì)算彎矩
在水平面上，齒輪中點(diǎn)位置的彎矩為：
在垂直面上，齒輪中點(diǎn)位置的彎矩為：
合成彎矩，在齒輪中點(diǎn)的左端彎矩為：
方向均向下。
3計(jì)算轉(zhuǎn)矩
8，校核軸的強(qiáng)度
因?yàn)樵邶X輪中點(diǎn)位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點(diǎn)位置為危險(xiǎn)截面。
抗彎截面系數(shù)為：
抗扭截面系數(shù)為：
彎曲應(yīng)力為：
剪切應(yīng)力為：
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行強(qiáng)度校核，對于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為：
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強(qiáng)度極限，則軸的許用彎曲應(yīng)力，，則強(qiáng)度滿足要求。
9，校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強(qiáng)度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計(jì)算軸承的軸向力
由表差的軸承30209的C=67800N，,e=0.4，Y=1.5。由圓錐滾子軸承的軸向力計(jì)算公式的軸承1、2的軸向力為：
外部軸向力A==N，各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為：
2計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
3校核軸承壽命
因?yàn)?，所以只需要校核軸承1，軸承在100℃以下工作，,工作平穩(wěn)，載荷系數(shù)為，軸承的壽命為：
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
高速軸的彎矩簡圖：
低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1已知條件
低速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪的分度圓直徑為，齒輪寬度。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故選擇較低值，，則
軸與聯(lián)軸器之間連接有一個(gè)鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結(jié)構(gòu)，該減速箱發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)。
1軸段①的設(shè)計(jì) 軸端①上安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器連接滾筒，由于滾筒在運(yùn)行過程中可能突然加載貨物由震動(dòng)，所以選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。軸段①的直徑最小值可以查表選擇聯(lián)軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇，。
2密封圈和軸段②的設(shè)計(jì) 確定軸段②的直徑時(shí)，應(yīng)同時(shí)考慮聯(lián)軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯(lián)軸器定位高度×
，軸段②的直徑，再根據(jù)密封圈確定直徑。由于該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)計(jì) 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30214，內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度T=26.25mm，內(nèi)圈定位直徑。因此選用。因?yàn)椋幂S承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。箱體內(nèi)壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號，則，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故可取，該處軸承與高速軸右端軸承共用一個(gè)軸承座，兩軸承座之間的距離為6.5mm。則軸承座的寬度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齒輪與軸段④的設(shè)計(jì) 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定。齒輪寬度為,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短，取。
5 軸段⑤的設(shè)計(jì) 齒輪右側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度，取h=7mm，則，足夠軸承定位。取。齒輪右端面與箱體的距離。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關(guān)，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。因?yàn)檩S承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為=10mm，調(diào)整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯(lián)軸器凸緣的距離K=10~20mm所以。取。。
5，軸上作用力點(diǎn)間距
由上述分析知，取齒輪中點(diǎn)為受力點(diǎn)，兩軸承的作用力點(diǎn)是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據(jù)GB/T1096-2003,在聯(lián)軸器處根據(jù)直徑選擇鍵C16×10×80，在齒輪處選擇鍵20×12×80。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計(jì)算支撐反力：
其中，,,
在水平面上：
，方向向上。
在垂直面上：
軸承1的支承反力為：
軸承2的支承反力為：
2計(jì)算彎矩
在水平面上，齒輪中點(diǎn)位置的彎矩為：
在垂直面上，齒輪中點(diǎn)位置的彎矩為：
合成彎矩，在齒輪中點(diǎn)的左端彎矩為：
方向均一個(gè)向上，一個(gè)向下。
3計(jì)算轉(zhuǎn)矩
8，校核軸的強(qiáng)度
因?yàn)樵邶X輪中點(diǎn)位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點(diǎn)位置為危險(xiǎn)截面。
抗彎截面系數(shù)為：
抗扭截面系數(shù)為：
彎曲應(yīng)力為：
剪切應(yīng)力為：
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行強(qiáng)度校核，對于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為：
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強(qiáng)度極限，則軸的許用彎曲應(yīng)力，，則強(qiáng)度滿足要求。
9，校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強(qiáng)度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計(jì)算軸承的軸向力
由表差得軸承30214的C=132000N，,e=0.42，Y=1.4。由圓錐滾子軸承的軸向力計(jì)算公式的軸承1、2的軸向力為：
外部軸向力A==N，各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為：
2計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
，
，
3校核軸承壽命
因?yàn)?，所以只需要校核軸承2，軸承在100℃以下工作，,工作平穩(wěn)，載荷系數(shù)為，軸承的壽命為：
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
低速軸的彎矩簡圖：
中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1已知條件
中間軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪的分度圓直徑為，，齒輪寬度。。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端既承受轉(zhuǎn)矩，又承受彎矩，故選擇較高值，，則
軸與聯(lián)軸器之間連接有一個(gè)鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
該減速箱發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)。
1軸段①和軸段⑤的設(shè)計(jì) 軸端①和軸段⑤上安裝軸承，其設(shè)計(jì)與軸承的設(shè)計(jì)同步進(jìn)行，考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，其直徑既便于安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。考慮中間軸的彎矩大，初選軸承30211，。其外徑為100mm，軸承寬度為T=22.75mm，內(nèi)圈寬度為B=21mm。
2軸段②和軸段④的設(shè)計(jì) 軸段②上安裝齒輪2，軸段④上安裝齒輪3，為了便于安裝，和應(yīng)該大于和?？梢猿踹x=，該處應(yīng)選用鍵18×11mm，查表得齒輪3上的齒根圓與鍵頂?shù)母叨葹?。故齒輪3應(yīng)該設(shè)計(jì)成齒輪軸，，，材料和齒輪材料相同，為40CrNi。軸段②的長度應(yīng)該比相應(yīng)齒輪的輪轂長度短，便于軸向定位，所以
3軸段③的設(shè)計(jì) 軸段③為齒輪2提供軸肩定位，則，，齒輪2左端面的距離為，箱體中軸承座的寬度為l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。齒輪2比齒輪1段2.5mm，齒輪3比齒輪4長2.5mm，因此。
3軸段軸段①和軸段⑤的長度 軸承采用脂潤滑，軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離為?=10mm，內(nèi)箱壁至齒輪2的距離為12.5mm，由于定位齒輪2，軸段③的長度小于齒輪2的長度2mm，所以，。
5，軸上作用力點(diǎn)間距
由上述分析知，取齒輪中點(diǎn)為受力點(diǎn)，兩軸承的作用力點(diǎn)是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據(jù)GB/T1096-2003,在齒輪處選擇鍵18×11×70。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計(jì)算支撐反力：
其中，,,，,,
在水平面上：
，方向向上。
在垂直面上：
軸承1的支承反力為：
軸承2的支承反力為：
2計(jì)算彎矩
a在水平面上，齒輪2中點(diǎn)位置的彎矩為：
在齒輪3中點(diǎn)位置的彎矩為：
b在垂直面上，齒輪2中點(diǎn)位置的彎矩為：
在齒輪3中點(diǎn)位置的彎矩為：
合成彎矩，由于以上計(jì)算可以得出，最大彎矩將發(fā)生在齒輪2的右側(cè)或者齒輪3的左右側(cè)，在齒輪中點(diǎn)2的右側(cè)彎矩為：
在齒輪3的左側(cè)彎矩為
在齒輪3的右側(cè)彎矩為：
方向均指向一個(gè)方向。
3計(jì)算轉(zhuǎn)矩
8，校核軸的強(qiáng)度
因?yàn)樵邶X輪3中點(diǎn)位置左側(cè)所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點(diǎn)位置為危險(xiǎn)截面。
抗彎截面系數(shù)為：
抗扭截面系數(shù)為：
彎曲應(yīng)力為：
剪切應(yīng)力為：
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行強(qiáng)度校核，對于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為：
由表查得40CrNi的抗拉強(qiáng)度極限，則軸的許用彎曲應(yīng)力，，則強(qiáng)度滿足要求。
9，校核鍵連接的強(qiáng)度
齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強(qiáng)度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計(jì)算軸承的軸向力
由表差得軸承30211的C=90800N，,e=0.42，Y=1.5。由圓錐滾子軸承的軸向力計(jì)算公式的軸承1、2的軸向力為：
外部軸向力A=N，各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為：
2計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
，
，
3校核軸承壽命
因?yàn)椋灾恍枰：溯S承2，軸承在100℃以下工作，,工作平穩(wěn)，載荷系數(shù)為，軸承的壽命為：
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
中間軸的彎矩簡圖：
滾筒軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1已知條件
高速軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，有標(biāo)準(zhǔn)傳輸帶的寬度為B=500mm，滾筒寬度為550mm，
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故選擇中間值，，則
軸與聯(lián)軸器之間連接有一個(gè)鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，軸中間安放滾筒，在第二段和第六段之間放置軸承，故軸承采用兩端固定方式。可按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計(jì)。
1軸段①的設(shè)計(jì) 軸端①上安裝聯(lián)軸器，此處與減速箱的輸出軸連接，考慮滾筒的貨物加載，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。由減速箱的輸出軸直徑為55mm可以查表選擇聯(lián)軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇，。
2軸段②和軸段⑥的設(shè)計(jì) 確定軸段②的直徑時(shí)，應(yīng)同時(shí)考慮聯(lián)軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯(lián)軸器定位高度×
，軸段②的直徑，再根據(jù)軸承確定直徑。因?yàn)闈L筒是工作部件，長期暴露在惡劣的環(huán)境中，且受到帶的拉力，考慮安全、使用壽命和載荷沖擊，選擇滑動(dòng)軸承，查標(biāo)準(zhǔn)JB/T2563-2007，選擇對開式四螺柱斜滑動(dòng)軸承座 ，軸承材料為ZSnSb11Cu6，內(nèi)徑d=70mm，，寬度為B=105mm，b=90mm?？紤]安全和不要相互干涉，軸承座距離聯(lián)軸器的距離為50mm，軸承座到滾筒的距離為50mm。在滾筒中，輪轂部分3和5段距離滾筒端部的距離為60mm，所以軸段②的長度為，軸段⑥的長度為。
3軸段③和軸段⑤的設(shè)計(jì) 為了便于安裝，軸段③和軸段⑤的長度與滾筒的輪轂部分長度相同，既，同樣考慮此處的直徑應(yīng)該大于軸段②和軸段⑥的直徑，，因此。
4軸段④的設(shè)計(jì) 為了便于加工，軸段④的直徑選擇與軸段②和軸段⑥的直徑相同，既，長度。
5，軸上作用力點(diǎn)間距
由上述分析知，取滾筒輪轂中點(diǎn)為受力點(diǎn)，兩軸承的作用力點(diǎn)是軸承的中點(diǎn)，所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據(jù)GB/T1096-2003,在聯(lián)軸器處根據(jù)直徑選擇鍵20×12×110mm。滾筒輪轂處的選擇鍵22×14×110
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計(jì)算支撐反力：
由公式：，選擇f=0.3，α=π，可以計(jì)算出，再由公式，所以輪轂3和輪轂5處所受到的力為。對軸段2處取矩，可以得出。
2計(jì)算彎矩
在輪轂3和5處的彎矩=×222.5=1256401.87N?mm。畫出彎矩圖。
3計(jì)算轉(zhuǎn)矩
8，校核軸的強(qiáng)度
因?yàn)樵跐L筒輪轂中點(diǎn)位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點(diǎn)位置為危險(xiǎn)截面。
抗彎截面系數(shù)為：
抗扭截面系數(shù)為：
彎曲應(yīng)力為：
剪切應(yīng)力為：
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行強(qiáng)度校核，對于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為：
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強(qiáng)度極限，則軸的許用彎曲應(yīng)力，，則強(qiáng)度滿足要求。
9，校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
滾筒輪轂處鍵連接的擠壓應(yīng)力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強(qiáng)度足夠。
10，校核滑動(dòng)軸承強(qiáng)度
1平均壓強(qiáng)計(jì)算 ，B=105mm，d=70mm。
所以：
滿足要求P
2 Pν值的驗(yàn)算
滾筒軸的轉(zhuǎn)速為，軸承處的轉(zhuǎn)速為ν=0.36m/s，所以：
Pν=0.768×0.36=0.276MPam/s
滿足要求Pν<=20
3 ν值的驗(yàn)算 計(jì)算得：
ν=0.36m/s
滿足要求ν<=80m/s。
通過計(jì)算，滑動(dòng)軸承在安全范圍內(nèi)。
滾筒軸的彎矩簡圖：
45鋼
小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理
8級精度
K
滿足彎曲強(qiáng)度
h=6.75mm
c
小齒輪選用40CrN
大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理
8級精度
K=1.6464
滿足彎曲強(qiáng)度
h=6.75mm
c
45鋼，調(diào)質(zhì)處理
，
強(qiáng)度滿足要求
鍵的強(qiáng)度足夠
軸承壽命足夠
45鋼，調(diào)質(zhì)處理
，
軸的強(qiáng)度滿足要求
鍵的強(qiáng)度足夠
軸承壽命足夠
=
軸的材料和齒輪3相同40CrNi
軸的強(qiáng)度滿足要求
鍵的強(qiáng)度足夠
軸承壽命足夠
45鋼，調(diào)質(zhì)處理
，
軸的強(qiáng)度滿足要求
鍵的強(qiáng)度足夠
滑動(dòng)軸承在安全范圍內(nèi)
減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
δ
8
2
箱蓋壁厚
8
3
箱蓋凸緣厚度
12
4
箱座凸緣厚度
b
12
5
箱座底凸緣厚度
20
6
地腳螺釘直徑
18.12(M20)
7
地腳螺釘數(shù)目
n
4
8
軸承旁連接螺栓直徑
13.59(M14)
9
蓋與座連接螺栓直徑
9.06-10.872(M10)
10
連接螺栓的間距
l
150-200
11
軸承端蓋螺釘直徑
7.248-9.06(M8)
12
視孔蓋螺釘直徑
5.436-7.248(M8)
13
定位銷直徑
d
7-8
14
至外箱壁距離
查表
15
至凸緣邊緣距離
查表
16
軸承旁凸臺半徑
17
凸臺高度h
h
根據(jù)低速級軸承座外徑確定
18
外箱壁至軸承座斷面距離
+（5-10）
19
鑄造過度尺寸
X、y
表1-38
20
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
10
21
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
10
22
箱蓋、箱座肋厚
6.8，6.8
23
軸承端蓋外徑
D+(5-5.5)
24
軸承旁連接螺栓距離
s
潤滑油的選擇
軸承選擇ZN-3鈉基潤滑脂潤滑。齒輪選擇全損耗系統(tǒng)用油L-AN68潤滑
滾動(dòng)軸承速度較低（dn<2×mm?r/min，d為軸承內(nèi)徑，n為轉(zhuǎn)速）時(shí)，采用脂潤滑。
密封圈的選擇
當(dāng)線速度ν<5m/s時(shí)，采用氈圈密封。
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