减速装置的传动比分配.pdf

目录 1电机选择.1 2选择传动比.3 2.1 总传动比.3 2.2 减速装置的传动比分配.3 3各轴的数.4 3.1 各轴的转速.4 3.2 各轴的输入功率.4 3.3 各轴的输出功.4 3.4 各轴的输入转矩.4 3.5 一各轴的输出转矩.5 3.6 一各轴的运动参数表.6 4蜗轮蜗杆的选择.7 4.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型.7 4.2 选择材料.7 4.3 按齿面接触疲劳强度计算进行设计.7 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺.8 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度.9 4.6 验算效率.9 4.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定.l0 5圆柱齿轮的设计11 5.1 材料选择.11 5.2 按齿面接触强度计算设计.11 5.3 计算.12 5.4 按齿根弯曲强度一计算设计.13 5.5 取几何尺计算.14 6 轴的设计计算.15 6.1 蜗杆轴.15 6.1.1 按扭矩初算轴径.15 6.1.2 蜗杆的结构设计.15 6.2 蜗轮轴.16 6.2.1 输出轴的设计计算.16 6.2.2 轴的结构设计.17 6.3 蜗杆轴的校核.18 6.3.1 求轴上的载荷.18 6.3.2 精度校核轴的疲劳强度.21 6.4 蜗轮轴的强度校核.23 6.4.2 精度校核轴的疲劳强度.26 7滚动轴承的选择及校核计算.30 7.1 虫呙杆轴上的轴承的选择和寿命计算.30 7.2 蜗杆轴上轴承的选择计算.31 8键连接的选择及校核计算.35 8.1 输入轴与电动机轴采用平键连接.35 8.2 输出轴与联轴器连接采用平键连接.35 8.3 输出轴与蜗轮连接用平键连接.36 9联轴器的选择计.37 9.1 与电机输出轴的配合的联轴.37 9.2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器.37 10润滑和密封说明.39 10.1 润滑说明.39 10.2 密封说明.39 11 拆装和调整的说明.40 12.减速箱体的附件说.41 1.电机选择（1）上料机构所需输出功率：23002000300Gmaxmax=+=+=料斗绳GF N 84.1w8.02300V=斗绳FPw kw 所需电机的输出功率：awdPP=kw 传递装置总传递效率：644.096.099.098.075.096.033a=筒联承蜗带 式中：蜗：蜗杆的传动效率 0.75 承：每对轴承的传动效率 0.98 带：皮带的传递效率 0.96 联：联轴器的效率 0.99 筒：卷筒的传动效率 0.96 所以，857.20.64484.1=dP kw 故选电动机的额定功率为 4kw。满足此要求的合适的选择方案如下表：方案 型号 额定功率/kw 同步转速/r/min 满载转速 r/min 重量 价格 1 Y132M-4 3 750 710 重 高 2 Y132S-6 3 1000 960 中 中 3 Y100L2-4 3 1500 1420 轻 低 考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y132S-6 的电动机。（2）确定计算功率caP 查教材机械设计表 8-7 取工作情况系数 KA=1.1,故 Pca=KAP=3.3 kw 2.选择 V 带类型 根据计算功率3.3=caPkw、电机满载转速n=960r/min 由机械设计图 8-11 选择 A 型。（1）确定带轮的基准直径 d1d并验算带速 V1 1）初选小带轮的基准直径 d1d 根据机械设计表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径 d1d=125 mm 2）验算带速 V1 按式（8-13）验算带的速度 smndVd/28.610006096012514159.310006011=因为 5 V1=）（）（adddd 7 计算带的根数 z.计算单根 V 带的额定功率 Pr.由1dd=125 mm 和带轮转速1n=960 r/min 由插值法查表 8-4a 得0P=1.38kw 根据1n=960 r/min，i=1.178 和 A 型带，查表 8-4b 得0P=0.05 kw 由插值法查表 8-5 得 K=0.992，表 8-2 得LK=0.91,于是 LrKKPPP)(00+=（1.38+0.05）0.9920.91=1.29 kw 计算 V 带的根数 z.56.229.13.3=rcaPPz,取 3 根.2.选择传动比 2.1 总传动比 85.1893.50960=筒nnia 2.2 减速装置的传动比分配 85.18=带蜗iiia 所以 178.1=带i 16=蜗i 3各轴的参数 将传动装置各轴从高速到低速依次定为 I 轴 II 轴 III 轴：I-0、II-I、III-II依次为电动机与I 轴、I 轴与 II 轴、11 轴与 III 的传动效率则：3.1 各轴的转速 94.814178.1960nnI=带i r/min 93.501694.814nnII=蜗iII r/min 93.50nnIIIII=r/min 3.2 各轴的输入功率 I 轴：=I-0dIPP2.8570.96=2.743 kw II 轴：=II-IIIIPP2.7430.750.98=2.016 kw III 轴：=III-IIdIIIPP2.0160.980.99=1.956 kw 3.3 各轴的输出功率 I 轴：=I-0IIPP2.7430.98=2.688 kw II 轴：=II-IIIIIPP2.0160.98=1.976 kw III 轴：=III-IIIIIIIIPP1.9560.98=1.917 kw 3.4 各轴的输入转矩 电动机：42.28960857.295509550=满nPTdd mN I 轴：141.329550111=nPT mN II 轴：006.3789550IIIIII=nPT mN III 轴：741.3669550=IIIIIIIIInPT mN 3.5各轴的输出转矩 电动机：42.28960857.295509550=满nPTdd mN I 轴：498.319550111=nPT mN II 轴：446.3709550IIIIII=nPT mN III 轴：406.3599550=IIIIIIIIInPT mN 3.6各轴的运动参数表 表 3-1 各轴的运动参数 轴号 功率 P(kw)转矩(Nm)转速（r/min）传动 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 3 2.857 28.42 960 1.178 0.96 I 轴 2.743 2.688 32.141 31.498 814.94 16 II 轴 2.016 1.976 378.006 370.446 50.93 0.735 0.9702 1 III 轴 1.956 1.917 366.741 359.406 50.93 4.蜗轮蜗杆的选择 4.1、选择蜗杆传动类型 根据 GB/T100851988 的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。4.2、选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用 45 钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。4.3、按齿面接触疲劳强度进行设计（1）根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计教材 P254 式(11-12),传动中心距 a322)(HEZZKT 由前面的设计知作用在蜗杆上的转矩2T，按11=Z，则=2T378.006 N.m=378006 N.mm（2）确定接触系数 K 因工作比较稳定，取载荷分布不均系数0.1=K；由表 11-5 选取使用系数1.1=AK；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载荷系数05.1=vK，则 16.105.11.10.1=vAKKKK(3)确定弹性影响系数EZ 因选用的是 45 钢的蜗杆和蜗轮用 ZCuSnlOP1 匹配的缘故，有 21160MPaZE=(4）确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径1d和中心距a的比值35.01=ad，从机械设计教材P253 图 11-18 中可查得9.2=Z(5)确定许用接触应力H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从机械设计教材 P254 表 11-7 查得蜗轮的基本许用应力MPaH268=，则应力循环次数 721076.5)825081(1696016060=hLjnN 寿命系数8034.01076.5101087787=NKHN 则H=HNK2152688034.0=HMPa(6）计算中心距 a75.126)2159.2160(37800616.1)(32322=HEZZKTmm 取中心距 a=160mm,因 i=16,故从教材 P245 表 11-2 中取模数 m=8mm,蜗杆分度圆直径1d=80mm 这时ad1=0.5 从教材 P253 图 11-18 中可查得接触系数=2.64因为,因此以上计算结果可用。4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(l）蜗杆 轴向尺距133.25=mPa mm 直径系数 101=mdq 齿顶圆直径962*11=+=mhddaa mm 齿根圆直径8.60)(2-*11=+=cmhddaf mm 分度圆导程角o71.5arctan1=qz 螺杆轴向齿厚5664.1221=mSa mm 螺杆法向齿厚5040.12cos=anSS mm（2）蜗轮 蜗轮齿数162=z;变位系数5.0-2=x mm 验算传动比3113112=zzimm,这时传动误差比为%28.0%1000875.3131-0875.31=,在误差允许范围内。蜗轮分度圆直径24831822=mzd mm 蜗轮喉圆直径264822482222=+=+=aahdd mm 蜗轮齿根圆直径8.82282.12-2482-222=fafhdd mm 蜗轮咽喉母圆半径282645.0-16021-22=agdar mm 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 =YYddKTaFF221253.1F 当量齿数9592.0763.5cos31cos3322=ozzv 根据5.0-2=xmm，9592.02=vz mm，从教材 P255 图 1119 中可查得 齿形系数55.22=aFY 螺旋角系数9592.0140763.5-1140-1=oooY 从教材 P256 表 118 查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的 基本许用弯曲应力MPaH56=由教材 P255 有寿命系数6724.0105574.310976=FNK 许用弯曲应力MPaH6544.376724.056=MPaF3144.238248809592.055.2877.81720021.153.1=可以得到FF，因此弯曲强度是满足要求的。4.6 验算效率 )tan(tan)96.095.0(v+=已知，ovvvff,arctan,71.5=与相对滑动速度sv有关。041.4cos10006011=ndvvss m/s 从教材 P264 表 1118 中用插值法查得vf=0.01632,o326.1=v代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。4.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从 GB/T100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 9 级精度,侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T100891988。然后由参考文献 5P187 查得蜗杆的齿厚公差为1s=71 m,蜗轮的齿厚公差为2s=130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为 1.6m,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为 1.6m 和 3.2m。5.轴的设计 5.1 蜗杆轴 蜗杆上的功率tP、转速tN、转矩tT分别如下：tP=3.5223 kw,tN=960r/min,tT=35.2156 Nm.5.1.1 按扭矩初算轴径 选用 45 钢调制，硬度为 217-255HBS，依照教材 P370（15-2）式并查教材表15-3 取oA=110 d 9675.169605223.3110330=npA mm 考虑到有键槽，将直径放大 7%，则 d=16.18%)71(17=+mm 因此，圆整取 d=20 mm。5.1.2 蜗杆的结构设计(l）蜗杆上零件的定位、固定和装配 一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由 轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。I 端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径 dl，故同时选用联轴器的转矩计算tAcaTKK=，查 教 材 14-1，考 虑 到 转 矩 变 化 很 小，故 取3.1=AK，则7803.452156.353.1=caK mN 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电输出轴的直径查机械手册表13-10选用 HL6 型号弹性套柱销联轴器。表 6.1 联轴器 因此 I 选择段32-=IIId mm，长度取80LII-=Imm，轴上键槽键宽和键高以及键长 为70810。II 段：因为定位销键高度，取 h=6mm 因此，=III-IIdh2-+IIId=44 mm，轴承端盖总长度为 20mm，根据拆装的方便，取端盖外端面与联轴器右端面间的距离为 L3Omm 所以，III-IIL30+20=50mm III段：初选用角接触球轴承，参考要求因=III-IId44mm，查机械手册选用 72O9AC 型号滚子承BDd=1910045，即VIIId-=45mm，24-=VIIILmm，24-=VIIIVIILmm。角接触球轴承一端用油环定位（宽度为6mm)，油环紧靠轴环端用于轴肩定位。IV 段：直径1)-(VIVd=45+28.5=62mm，轴环宽度hb4.1，在满足强度下，又要节省 材 料 取 轴 肩 宽 度101)-(=VIVLmm；522)-(=VIVdmm，352)-(=VIVL，451035-=+=VIVLmm V 段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径 d=80mm，齿顶圆直径 961=admm，蜗轮的喉圆直径2ad=248mm。查材料 11-4 的变形系数 x=-0.5mm，所以蜗轮齿宽 8.788)3106.011()06.011(21=+=+=mZbmm 综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离，故选=VI-VL130mm 5.2 蜗轮轴 5.2.1 输出轴的设计计算(l）输出轴上的功率，转速和转矩：IIP=2.5732kw,IIN=30.8806r/min,IIT=784.5997mN (2）求作用在轴上的力 2.63282487.784699222212=dTFFatN 9.17168034338221112=dTFFtaN 369.053.9tan112=trrFFF=2335.1058N(3）初步确定轴径的最小直径 选用 45 钢，硬度 217 一 255HBS。根具教材公式 P370(15-2）式，并查教材表附表 15-3，取1120=Amm,6895.488806.305371.211233=nPcdmm 考虑到键槽，将直径增人 10%，则0978.52%)71(35.50=+mm，所以选用 d=55mm。6.2.2 轴的结构设计(l）轴上的零件定位，固定和装配 蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称 分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过徽配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。(2）确定轴的各段直径和长度 轴的最小直径为安装联轴器处的直径 d，故同时选用联轴器的转矩计算 IIAcaTKK=，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取3.1=AK，则8059.10406199.8003.1=caKmN 由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用 HLS弹性柱销联轴器。表 6.2联轴器 I-II段：55-=IIIdmm，82-=IIILmm,轴上键槽取1016,长度 L=70mm。II-III 段：因定位轴肩高度 h=(0.07-0.1)1d=3.5mm,625.32552=+=dmm,考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取III-IIL=25+25=50mm.III-IV段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为 7213AC型圆锥滚子轴承2312065=BDd,，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离20=amm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内 壁一段距离 S，取 S=8。已知所选轴承宽度 T=23，则 IVIIIL-=4+aST=23+8+25+(70一 66)=6mm。IV-V 段：为安装蜗轮轴段，V-IVd=7Omm，蜗轮齿宽 Lw 0.751da=0.7596=72 V-V-)6.12.1(IVIVdL=,取90LV-IV=mm，为了使套筒能压紧蜗轮，则VI-VL=86 mm。V-VI 段：IV-V 端为轴环的轴向定位52V-VI-+=IVVdd，VI-VL=34 mm。Vl-Vll 段：52V-VI-+=IVVdd=80mm VI-VII段：mm65VII-=VId，mm22VII-VI=L。(3）轴上零件的周向定位 蜗轮、半轴器与轴的定位均采用平键连接。按 mm，由教材表 6-1 查平键截面1220=hb，键槽用铣刀加工，长为 80mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67rH；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为701016，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(4）参考教材表 15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸o452，各轴肩导角 半径为 l-2 mm 6.3 蜗杆轴的校核 6_3.1 求轴上的载荷 6.3 受力分析图 首先根据轴的结构图（图 6.1）做出轴的计算简图（图 6.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从手册中查取得 a 值。对于 7209AC 型轴承，由手册中查得 a=18.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L=(45mm+65mm)2=220mm，根据轴的计算图简图做出轴的弯矩图和扭矩图，图（6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。截面的 MH、MV及 M 的值计算过程及结果如下：8585.08034330221121=dTFFatKN 456.62102486199.800232212=dTFFatKN 3835.220tan1=otrrFFFKN 25.11915.021=rNVNVFFFN 32285.0221=rNHNHFFFN 3380.3423=TTN 3550801103228110=NHHMMNmm 5.13103711025.1191110=NVVMMNmm (l）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最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）以及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力 为脉动循环变应力。轴的计算应力为：MPaMPadTMca603923.7701.0)3380.346.0(8204.2061311.0)(1-322322321=+=3624.622=1.5 故改轴在截面左侧的强度是足够的。(3）截面 E 右侧 按教材表 15-4 中的公式计算 抗截面系数=31.0 d=3801.0=512003mm 抗扭截而系数333102400802.02.0mmdWr=截面 E 右侧弯矩mmN=6955.25474211065-1109.600819 截面 E 右侧扭矩3T800.6199Nm MPaWM7309.85.16637145260=MPaWTt8186.71024009.8006193=9754.4512006955.254742b=MPa 过盈配合处K由附表 3-8 用插值法求出并取8.0=KK，K=3.16，故53.2=K 按磨削加工，附图 3-4 表面质量系数=0.92 附图 3-2 尺寸系数，故得综合系数为 轴未经表了颐强化处理 25.31-1K=+=k 62.11-1K=+=k 又由 3-1 与 3-2 的碳钢的特性系数有 ,2.01.0=取1.0=；,1.005.0=取05.0=。计算安全系数caS 2490.1101.07309.880.2275K1-=+=+=maS 8498.1428186.705.028186.762.2155K1-=+=+=maS SSSSSSca=+=1851.1122=1.5 故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即结束。6.4 蜗轮轴的强度校核 首先根据轴的结构图（图 6.1）做出轴的计算简图（图 6.3）。在确定轴承 的支点的位置时，应从手册中查取得 a 值。对于 7213AC 型轴承，由手册中查得a=24.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L=(34mm+45mm)2=158mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 MH及 MV的值计算过程及结果如下：8585.08034330221121=dTFFatKN 456.62102486199.800232212=dTFFatKN 3835.220tan1=otrrFFFKN 25.11915.021=rNVNVFFFN 32285.0221=rNHNHFFFN 9.80061923=TTN 25501279322879=NHHMMNmm 75.941087925.119179=NVVMMNmm （1）按弯扭合成应力校核轴的强度 （2）进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：MPaMPadTMca609249.7701.0)9.8006196.0(6940.2718221.0)(1-322322321=+=8362.1022=1.5 故改轴在截面左侧的强度是足够的。(3）截面 E 右侧 按教材表 15-4 中的公式计算 抗截面系数=31.0 d=3701.0=343003mm 抗扭截而系数33368600702.02.0mmdWr=截面 E 右侧弯矩mmN=1699.1307507941-796940.271822 截面 E 上的扭矩3T800.6199Nm MPaWMb6708.11686009.800619=MPaWTtt8186.71024009.8006193=8120.3343001699.130750b=MPa 过盈配合处K由附表 3-8 用插值法求出并取8.0=KK，K=3.16，故53.2=K 按磨削加工，附图 3-4 表面质量系数=0.92 附图 3 一 2 尺寸系数，故得综合系数为 轴未经表了颐强化处理 25.31-1K=+=k 62.11-1K=+=k 又由 3-1 与 3-2 的碳钢的特性系数有 ,2.01.0=取1.0=；,1.005.0=取05.0=。计算安全系数caS 5048.2201.08120.325.3275K1-=+=+=maS 9483.926708.1105.026708.1162.2155K1-=+=+=maS SSSSSSca=+=0989.922=1.5 故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即结束。7滚动轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承预计寿命：=hLh1920083008=。7.1 蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 (1)轴承的选择 采用角接触球轴承，根据轴直径 d=25,nm，选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;a=18.2mm 基本额定静载荷C。28.5 2KN 基本额定动载荷C=38.5 KN 极限转速maxV6700 r/min(2）寿命计算 因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力 2aaFF=858.5N 该轴承所受的径向力约为 241rrFF=595.625N 对于 70000 型轴承，按表13-7 轴承派生轴向力rdeFF=，其中 e 为表 13-5中判断系数，其值由0CFa的大小来确定，03.0285005.8580=CFa。查表 13-5 得角接触球轴承判断系数 e=0.4 raFF/=1.44e 所以，X=0.44,Y=1.40。当量动载荷=arYFXFP10.44595.625+1.40858.5=1463.975N 深沟球轴承所受的径向力约为 25.11915.238221212=rrFFN 当动载荷2P=rF=1191.25 所以21PP，应用1P核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数=3，轴承计算寿命hPCnLh53366101576.3)975.1463105.38(9606010)(6010=减速器设计寿命hLh1920083008=所以hhLL，满足寿命要求。7.2 蜗杆轴上轴承的选择计算 (l）轴承的选择 选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=65mm，选用角接触球轴承的型 号为 7213C 主要参数如下：D=120mm;B=23mm;a=24.2mm 基木额定静载荷 C。55.2 kN 基本额定动载荷 C=52.5kN 极限转速maxV9000 r/min(2）寿命计算 对于 70O00C型轴承，按表 13 一 7 轴承派生轴向力rdeFF=，其中 e 为表 13-5中的判断系数，其值由oaCF的大小来确定，但现在轴承轴向力aF未知，故先初取e=0.4，囚此可估算：25.11911=NVaeFFN 9535.23824.04.011=rdFFN 9535.23824.04.022=rdFFN 按式 13-11 得25.11911=NVaeFFN 25.214495325.119121=+=+=daeaFFFN 95322=daFFN 038.05520025.21441=oaCF 0173.0552009532=oaCF 由表 13-5 进行插值计算，得409.01=e，385.02=e 再计算：4425.9745.23820409111=rdFeFN 2625.9175.2382385.0222=rdFeFN 5125.21082625.91725.119121=+=+=daeaFFFN 2625.91722=daFFN 0382.0552005125.21081=oaCF 0166.0552002625.9172=oaCF 两次计算的oaCF的值相差不大，因此可以确定409.01=e，385.02=e。NFNFaa2625.917,5125.210821=。（3）轴承当载荷量 1P、2P 因为1119.05.238225.2144eFFra=222385.05.23822625.917eFFra=由表 13-5 分别进行查表和插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承 1 355.1,44.011=YX 对轴承 2 476.1,44.022=YX 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-68.12.1=pf，取5.1=pf，则：NNFYFXfParp6381.5930)25.2144355.15.238244.0(5.1)(11111=+=+=NNFYFXfParp2692.3603)2625.917476.15.238244.0(5.1)(22222=+=+=21PP P=1P=5930.6381N 轴承计算寿命5336610744.3)6381.5930105.52(8806.306010)(6010=PCnLhh 减速器设计寿命4102.7=Lh 1920083008=hLh 所以hhLL，满足寿命要求。（4）静载荷计算 查书 L 械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷 =1roFP2.3825KN 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数oS1.，所以oPoSoCN VVmax1440r/min都成立，所以他们的极限转速一定满足要求。8键连接的选择及校核计算 8.1输入轴与电动机轴采用平键连接 根据轴径mmd321=，1L=82mm，查机械设计课程设计书P123 可选用 A 型平键，得：b=10,h=8,L=70,k=4。即：键2003-1096/708TGPa 键、轴和联轴器的材料都是钢，由表 6-2 查的许用应力 p=MPa120100,取其平均值 110MPa。键的工作长度：L=L1-b=70-10=60mm 键与联轴器接触高度 k=0.5h=0.58=4mm。由式（6-l）得：=MPa2168.932604103927.352kld10T233pp 所以此键强度符合设计要求。8.2 输出轴与联轴器连接采用平键连接 根据轴径1d=7Omm,1L=90mm，查机械设计课程设计书 P123 可选用 A 型平键，得：b=20,h=12,L=70，k=6 即：键 207OGB/1096-2003 键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2 查的许用应力 p=MPa120100,取其平均值 110MPa。键的工作长度：L=L1-b=70-20=50mm 键与联轴器接触高度 k=0.5h=0.512=6mm。由式（6-l）得：MPa2495.7632604106199.8002kld10T233p=p 所以此键强度符合设计要求。8.3 输出轴与蜗轮连接用平键连接 根据轴径1d=65mm,1L=82mm，查机械设计课程设计书 P123 可选用 A 型平键，得：b=16,h=10,L=70，k=5 即：键 167OGB/1096-2003 键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2 查的许用应力 p=MPa120100,取其平均值 110MPa。键的工作长度：L=L1-b=70-10=60mm 键与联轴器接触高度 k=0.5h=0.510=5mm。由式（6-l）得：MPa4802.8032604106997.7842kld10T233p=p 所以此键强度符合设计要求。9联轴器的选择计算 9.1 与电机输出轴的配合的联轴器(l）计算联轴器的计算转距 TKTAca=查表 14-1得小转距、电动机作原动机情况卜取AK1.5 mNTca=0891.533927.355.1 (2）型号选择 根据前面的计算，电机输出轴 d=38mm，选择弹性联轴器 TL6 型。主要参数如下：公称扭距nT=250Nm（满足要求）许用转速n3300r/min n=96Or/min nn,因此此联轴器符合要求。轴孔直径 d=38mm 轴孔长度 L=60mm 9.2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器(l）计算联轴器的计算转距 TKTAca=查表 14-1得小转距、电动机作原动机情况卜取AK1.5 mNTca=0496.11776997.7845.1(2）型号选择 根据前面的计算，电机输出轴d=65mm，选择弹性联轴器 HL4 型。主要参数如下：公称扭距nT=1250N m ncaTT 许用转速n2800r/min n=31.0875r/min nn,因此此联轴器符合要求。轴孔直径 d=65mm 轴孔长度 L=60mm 10润滑和密封说明 10.1 润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度smV/12，故蜗杆采用 浸油润滑，取浸油深度 h=12mm；润滑油使用 50 号机械润滑油。轴承采用润 滑脂润滑，因为轴承转速min/1500rV，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙 体积的 1/2。10.2 密封说明 在试运转过程中，所有联接而及轴仲密封处都不允许漏油。剖分而允许 涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。11拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影 响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面 接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及 接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮 合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。12减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也一可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。3.2 搅拌容器的设计计算 3.2.1 确定筒体的几何参数（1）筒体型式 选择圆柱形筒体（2）确定内筒筒体的直径和高度 由于搅拌过程是液固相混合，一般来说搅拌装置的径高比（HD）为11.3，本次设计选用高径比为 1.2。已知搅拌容积是500L，根据公式 ()3/4DHVD=（1）可以计算处筒体的直径D=0.80m，筒体高H=0.96 m。（3）筒体材料的选择及估算筒体钢板的厚度 根据冶金手册产品的标准，我们选用普通碳素钢，根据GB1501998中对碳素钢的要求和钢板之间的差别，我们选用Q235B 热轧钢板，厚度尺寸选用9mm。（4）计算筒体的壁厚及强度校核 按照材料力学中的强度理论，对于钢制容器适宜采用第三、第四强度理论，但是由于第一强度理论在容器设计史上使用最早，有成熟的实践经验，而且由于强度条件不同而引起的误差已考虑在安全系数内，所以至今在容器常规设计中仍采用第一强度理论，即 1 式中是器壁中1三个主应力中最大一个主应力。对于内压薄壁容器的回转壳体，周向应力为第一主应力，径向应力为第二主应力，而另一个主应力z是径向应力，由于、与相比壳忽略不计，即3=z=0，所以第三强度理论与第一强度理论趋于一致。因此在对容器个元件进行强度计算时，主要确定1，并将其控制在许用应力范围内，进而求取容器的壁厚。容器圆筒承受均匀内压作用时，其器壁中产生的如下薄膜应力（圆筒的平均直径为 D，壁厚为 t）：tPD2=tPD4=很显然，1=，故按照第一强度理论，有 tPD21=t （2）在容器设计中，一般只给出内径值 Di，则D=Di+t，将其代入上式，得 P(Di+t)/2tt （3）容器圆筒在制造时由钢板卷焊而成，焊缝区金属强度一般低于木材，所以上式中的t 应乘以系数。所以，考虑容器内部介质和周围大气腐蚀、供货钢板厚度的负偏差等原因，设计厚度应比计算厚度大。设 t 为圆筒的计算厚度，则由上式可得（4）式中 p设计内压力，Mpa Di圆筒内直径，mm t 计算厚度，mm 焊缝系数，1.0 t设计温度下圆筒材料的作用应力，Mpa。式(4)即为内压圆筒厚度的计算公式。已知 Q235-B 钢的设计内压力 P1.6 Mpa，选用 P=1.0Mpa，许用应力t=125 Mpa，=125 Mpa，=0.5，所以计算厚度t=（1.0800）（21250.50.2）=7mm。代入（2）式验算得1=61.4=125 Mpa，符合要求。3.3 搅拌轴的结构及材料 3.3.1 轴的结构 搅拌轴主要用来支承搅拌器的，并从减速器输出轴取得动力使搅拌器旋转，达到搅拌的目的。因此，搅拌轴的结构就是以这些要求为依据进行设计的。搅拌轴上端应同减速器输出轴相连。它们是通过联轴器相联接的，因此，搅拌轴上端必须复合联轴器的联接结构要求。轴上相应的位置应加工出同搅拌器相配合的结构尺寸。目前常用的搅拌器大都采用平键、穿轴销钉或穿轴螺钉固定。其结构如下图所示。1搅拌器 2防锈螺母 3.3.2 轴的材料 搅拌器轴的材料通常选用 45 号钢，还应进行正火或调质处理。同时由于化工反应中有腐蚀，所以还要进行防腐蚀处理。3.3.3 搅拌轴的计算 搅拌轴的计算主要是确定轴的最小截面尺寸（轴径），需要进行强度、刚度计算或校核，验算轴的临界转速和挠度等，以便保证搅拌轴能安全可靠的运转。搅拌轴的特点是细而长，搅拌器设在轴的一端，轴受到扭转、弯