機(jī)械設(shè)計(jì)——減速器齒輪箱_設(shè)計(jì)手冊

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級直齒圓柱齒輪減速器 學(xué) 院： 專 業(yè)： 班 級： 學(xué) 號： 姓 名： 目錄 一、 傳動方案的確定 ···················3 二、 電動機(jī)的選擇 ···················&

2、#183;52.1 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式選擇 ············52.2 確定電動機(jī)功率·· ·················52.3 確定電動機(jī)型號 滾筒工作轉(zhuǎn)速··········

3、;···5三、 計(jì)算總傳動比及分配各級的傳動比············53.1 計(jì)算總傳動比·· ··················53.2 分配各級傳動比·· ·····

4、83;···········6 四、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)及傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算········64.1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速····················64.2、計(jì)算各軸的功率···

5、;················64.3、計(jì)算各軸的扭矩···················6 五、 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算 ···········

6、;·········75.1、確定計(jì)算功率Pca·· ················75.2、選擇V帶的帶型·· ················&

7、#183;75.3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd=及驗(yàn)算帶速v ·······75.4、根據(jù)V帶的中心距和基準(zhǔn)長度Ld············75.5、驗(yàn)算小帶輪上的包角·················75.6、計(jì)算帶的根數(shù) ·

8、83;················75.7、計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值 ··········85.8、計(jì)算壓軸力 ··················85

9、.9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)··················8 六、 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 ··················9 第一對齒輪：6.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)·· ···&#

10、183;··96.2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)················106.3、計(jì)算相關(guān)數(shù)值···················106.4、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)·····

11、83;··········116.5、設(shè)計(jì)計(jì)算·····················126.6、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)···············

12、;····13第二對齒輪6.7、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)········146.8、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)··············146.9、確定公式數(shù)值··············&#

13、183;····146.10 計(jì)算相關(guān)數(shù)值···················156.11 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)················166.12 設(shè)計(jì)計(jì)算···

14、3;·················166.13 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)···················18七、軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核·········&#

15、183;······187.1、軸的選材·····················187.2、各軸最小直徑估算·················187.3、裝配

16、工作底圖的設(shè)計(jì)················197.4、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核·············197.5、中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核·············237

17、.6、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核·············267.7、軸承潤滑方式確定 ················30 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算·············&

18、#183;···308.1、高速軸（A型鍵）···················308.2、中速軸（A型鍵）···················308.3、低速軸（A型鍵）·&

19、#183;·················31九、設(shè)計(jì)小結(jié) · ····················· 32十、參考資料 ·······

20、;·················32計(jì)算及說明主要結(jié)果一傳動方案的確定傳動裝置選用V帶傳動和閉式二級圓柱齒輪傳動系統(tǒng)，具有結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的特點(diǎn)。V帶傳動布置于高速級，能發(fā)揮它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)。但本方案結(jié)構(gòu)尺寸較大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。因而，在對尺寸要求不高、環(huán)境條件允許的情況下，可以采用本方案。二電動機(jī)的選擇 2.1 電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式選擇按照已知的動力源和工作條件選用Y系列三

21、相異步電動機(jī)。2.2 確定電動機(jī)功率1）傳動裝置的總效率查表得： =0.97（傳動滾筒），=0.97（V帶）， =0.99， =0.98， =0.99。0.97×0.97×0.994×0.982×0.99=0.8592）工作機(jī)所需電動機(jī)功率 由公式得：Pd=Fv1000總=2000×1.61000×0.859=3.725kw2.3 確定電動機(jī)型號 滾筒工作轉(zhuǎn)速nw=60*1000vD=60*1000*1.6*350=87.36r/min按推薦傳動比常用范圍，取V帶傳動比 = 24，二級圓柱齒輪傳動比=35，則總傳動比的范圍為 = &#

22、215;=620。因此，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min。因?yàn)殡妱訖C(jī)轉(zhuǎn)速越高，價(jià)格越低，而傳動裝置的輪廓尺寸越大，綜合考慮電動機(jī)價(jià)格和和傳動裝置尺寸及環(huán)境條件，先選擇1500r/min。即電動機(jī)型號為Y112M-4。其滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,額定功率Ped=3kw。附表1 電動機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動比電動機(jī)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速額定最大轉(zhuǎn)速Y112M-44kw1440r/min2.22.3三傳動裝置總傳動比的計(jì)算及各級傳動比的分配3.1 計(jì)算總傳動比i總=nmnw=144087.36=16.483.2 分配各級傳動比查表得，帶

23、的傳動比取為i帶=2，則圓柱齒輪的傳動比i齒=i總i帶=16.482=8.24i f =(1.21.3)i,i 1=3.21 , i 2=2.567四傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)的計(jì)算4.1 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速n0=nm=1440r/minn1=n0i帶=14402=720r/minn2=nIi1=7203.21=224.30r/minn3=n2i2=224.302.567=87.378r/minn4=n|i3=n3=87.378r/min4.2 計(jì)算各軸功率P0=Pd=3.725kwP1=P0 × 帶=3.725 × 0.97=3.576kwP2=P1× 軸承 ×

24、 齒輪=3.576×0.99×0.98=3.470kwP3=P2 × 軸承 × 齒輪=3.470×0.98×0.99=3.367kwP4=P3 × 軸承 × 聯(lián)軸器=3.30kw4.3 計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550*P0n0=9550*3.7251440=24.70N·mT1=9550*P1n1=9550*3.576720=47.432N·mT2=9550*P2n2=9550*3.470224.3=147.742N·mT3=9550*P3n3=9550*3.36787.367=368.0

25、4N·m傳動比效率20.96（帶）3.210.98×0.992.5670.98×0.9910.99×0.99T4=9550*P4n4=9550*3.3087.367=360.72N·m 附表2 各軸的運(yùn)動及動力參數(shù)軸功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩03.7251440r/miin24.70N·m13.576720r/min47.432 N·m23.470224.30r/min147.742 N·m33.36787.378r/min368.00 N·m43.3087.378r/min360.67 N·m五減速器外的傳

26、動零件的設(shè)計(jì)帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 確定計(jì)算功率Pca由載荷變動較小、每天單班制工作，查表取帶傳動工作情況系數(shù)KA=1.0，則Pca=KA×Pd=1.0×3.725=3.725kw。5.2 選擇V帶的帶型根據(jù)求得的Pca=3.725kw以及n0=1440r/min，查圖得選用A型V帶。5.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd=及驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm。2）驗(yàn)算帶速vV=dd1n060*1000=*90*144060*1000=6.7824m/s5m/s<vd<30m/s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2dd2=

27、i帶×dd1=2×90=180mm5.4 根據(jù)V帶的中心距和基準(zhǔn)長度Ld1） 根據(jù)0.7（dd1+dd2）< a0 <2（dd1+dd2），得189<a0<540。初定中心距a0=300mm。2） 計(jì)算所需的基準(zhǔn)長度LdLd02a0+2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)24a0=2×300+2(90+180)+(180-90)24×300=1030.65mm。查表可選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1000mm。修正系數(shù)KL=0.893）按計(jì)算式計(jì)算實(shí)際中心距中心距的變化范圍為5.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角小帶輪包角合適。5.6 計(jì)算帶的根數(shù)1

28、）計(jì)算單根V帶的額定功率由查表可得根據(jù)和A型帶，查表可得、。故2）計(jì)算V帶的根數(shù)Z 故取V帶根數(shù)為4根。5.7 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值查表可得A型帶的單位長度質(zhì)量 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。5.8 計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為附表3 V帶傳動主要參數(shù)名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型A型傳動比i帶=2根數(shù)Z=4基準(zhǔn)直徑dd1=90mm基準(zhǔn)長度Ld=1000mm預(yù)緊力F0（min）=115.85Ndd2=180mm中心距a=284.675壓軸力Fp（min）=915.24N 5.9 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶輪材料采用HT150。查得：bd=11.0mm，hamin=2.75mm，hfmin=8.7mm，e=15m

29、m±0.3mm，fmin=9mm，現(xiàn)取ha=3mm，f=10mm，hf=9mm。1）小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪采用實(shí)心式。由電動機(jī)輸出端直徑d=28mm，查得：d11=(1.82)d=(1.82)×28=50.456mm，取52mm。da1=dd1+2ha=90+2×3=96mm。B1=（z-1）e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm。由于B1=50mm>1.5d=42mm，所以：L1=（1.52）d=（1.52）× 28=4256mm。又電動機(jī)輸出長度為60mm，取L1=62mm。2）大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪采用腹板式。大帶輪轂

30、直徑由后續(xù)高速軸設(shè)計(jì)而定，取d=25mm。同理：d12=(1.82)d=(1.82)×25=4550mm，取48mm。da2=dd2+2ha=180+2×3=186mm。B2=B1=50mm。由于B2=50mm>1.5d=37.5mmL2=（1.52）d=（1.52）× 25=37.550mm，取L2=50mm。S=(17-14)B2=(17-14)×50=7.14312.5mm，取S=12mm。由表取=10mm。六減速器內(nèi)的傳動零件的設(shè)計(jì)齒輪傳動設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)計(jì)算第一對齒輪6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動。

31、2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度要求不高，故選用7級精度。3）材料選擇。查表可選擇小齒輪材料為45鋼 (調(diào)質(zhì))，硬度為250HBW；大齒輪材料為45鋼(正火)，硬度為200HBW，二者材料硬度差為50HBW。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。5）齒數(shù)比u=z2z1=6721=3.190。6.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按計(jì)算式試算即：1）試選Kr=1.3，由圖得： 2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=T1=47.432N·m=4.743×104N·mm3）查表選取齒寬系數(shù)d=14）查表可得材料的彈性影響系數(shù)5）查取齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6）應(yīng)力

32、循環(huán)次數(shù)7) 查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%安全系數(shù)為1，得許用應(yīng)力為：6.3 計(jì)算相關(guān)數(shù)值1）試算d1t(小齒輪分度圓直徑)，代入2）計(jì)算圓周速度3） 計(jì)算齒寬b4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 bh模數(shù) mt=d1tz1=65.38621=3.11mm齒高 h=2.25mt=2.25×3.11=6.998mm bh=65.3866.998=9.3445) 計(jì)算載荷系數(shù)a.根據(jù)v=2.464m/s、齒輪7級精度，查得動載系數(shù) Kv=1.085b.查表得直齒輪傳動齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=1c.查表得齒輪傳動使用系數(shù)KA=1.0d.齒輪7級精度

33、、小齒輪相對支承對稱e.由 bh =9.344、查得彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分配系數(shù)。載荷系數(shù)：6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計(jì)算模數(shù)6.4 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值。a. 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 b. 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。c. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得：d. 計(jì)算載荷系數(shù)e. 查取齒形系數(shù)，查得齒形系數(shù) YFa1=2.76，YFa2=2.268f. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。同表，YSa1=1.56，YSa2=1.744g. 計(jì)算大、小齒輪6.5 設(shè)計(jì)計(jì)算1）2）對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算

34、的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，且齒輪模數(shù)主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力。故取，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：3）計(jì)算中心距4）幾何尺寸計(jì)算a. 圓整后取，。b. 計(jì)算齒頂圓直徑C. 計(jì)算齒全高h(yuǎn)d. 計(jì)算齒厚Se. 齒頂高h(yuǎn)af. 齒根高h(yuǎn)fg. 齒根圓直徑6.6 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪1由于直徑較小，所以采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。#第二對齒輪6.7 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選直齒圓柱齒輪傳動。2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度要求不高，故選用7級精度。3）材料選擇。查表可選擇小齒輪材料45

35、鋼（調(diào)質(zhì)），硬度240HBW。 大齒輪材料45鋼（正火），硬度200HBW。兩者硬度相差40HBW。 4）選小齒輪齒數(shù)Z1=29，大齒輪，取。 5）齒數(shù)比u=z2z1=7529=2.586。6.8 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）由式試算小齒輪分度圓直徑6.9 確定公式數(shù)值1）試選Kt=1.3，由圖得： 2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=T2=147.742N·m=1.477×105N·mm3）查表選取齒寬系數(shù)d=14）查表可得材料的彈性影響系數(shù)5）查取齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7) 查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8）計(jì)算接觸疲

36、勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%安全系數(shù)為S=1，得許用應(yīng)力為：6.10 計(jì)算相關(guān)數(shù)值1）試算d1t(小齒輪分度圓直徑)，代入2）計(jì)算圓周速度v4） 計(jì)算齒寬b4) 計(jì)算齒寬與齒高之比 bh模數(shù) mt=d1tz1=97.22629=3.353齒高 h=2.25mt=2.25×3.353=7.544mm bh=97.2267.544=12.8885) 計(jì)算載荷系數(shù)a.根據(jù)v=1.141m/s、齒輪7級精度，查得動載系數(shù) Kv=1.07b.查表得直齒輪傳動齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=1c.查表得齒輪傳動使用系數(shù)KA=1.0d.齒輪7級精度、小齒輪相對支承對稱e.由 bh =12.888、

37、查得彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分配系數(shù)。載荷系數(shù)：6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計(jì)算模數(shù)6.11 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)2） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值。a. 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 b. 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。c. 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得：d. 計(jì)算載荷系數(shù)e. 查取齒形系數(shù)，查得齒形系數(shù) YFa1=2.53，YFa2=2.23f. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。同表，YSa1=1.62，YSa2=1.76g. 計(jì)算大、小齒輪6.12 設(shè)計(jì)計(jì)算1）2）對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，

38、且齒輪模數(shù)主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力。故取，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：3） 計(jì)算分度圓直徑4）計(jì)算中心距傳動比誤差計(jì)算5）幾何尺寸計(jì)算a. 取，。b. 計(jì)算齒頂圓直徑C. 計(jì)算齒全高h(yuǎn)d. 計(jì)算齒厚Se. 齒頂高h(yuǎn)af. 齒根高h(yuǎn)fg. 齒根圓直徑6.13 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪3采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。 大齒輪4采用腹板式結(jié)構(gòu)。七軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 7.1 軸的選材因傳遞功率不大，并無其他特殊要求，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得軸材料硬度為217225HBW?？估瓘?qiáng)度極限B=640MPa，屈服強(qiáng)度極限S=355

39、MPa，彎曲疲勞極限-1=275MPa，剪切疲勞極限-1=155MPa，許用彎曲應(yīng)力-1=60MPa。7.2 各軸最小直徑估算1）高速軸的最小直徑、輸入端與大帶輪相連接，取A0=126考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸截面應(yīng)設(shè)置一個(gè)鍵槽，故將此軸徑增大5%7%，則，查表取標(biāo)準(zhǔn)尺寸。2）中速軸最小直徑，安裝兩個(gè)鍵槽，強(qiáng)度也應(yīng)較大，取A0=125 考慮到中速軸安裝兩個(gè)鍵槽，按標(biāo)準(zhǔn)尺寸取。 3）低速軸最小直徑，安裝鍵槽和聯(lián)軸器，強(qiáng)度和扭矩應(yīng)較大，則低速軸最小直徑為：A0=126 考慮到低速軸安裝聯(lián)軸器，該軸端截面設(shè)有鍵槽，同理參考聯(lián)軸器、軸承、標(biāo)準(zhǔn)尺寸，選。 7.3 裝配工作底圖的設(shè)計(jì) 根據(jù)軸上

40、零件結(jié)構(gòu)、定位、裝配關(guān)系、軸向?qū)挾?、零件間的相對位置及軸承潤滑方式等要求，設(shè)計(jì)二級圓柱齒輪減速器裝配工作底圖。 其中：箱底壁厚=0.025a+38，取=10mm;箱蓋壁厚1=0.02a+38，取1=10mm;由2，取2=14mm; 1>1.2，取1=12.5mm；故箱體內(nèi)寬W=B1+B2+32=75+108+3×14=225mm想體內(nèi)長L=d1+d22+d32+d4+2ha×+21=522.75，取L=525mm。7.4 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核1）軸上零件的位置與固定方式的確定： 高速軸采用齒輪軸，齒輪部分安裝在軸的一端，軸承對稱布置。軸端采用兩端固定方式?，F(xiàn)軸承

41、采用脂潤滑，可以通過封油環(huán)定位。2）各軸段直徑和長度的確定a. 各軸段直徑確定。d11 : 最小直徑，安裝大帶輪外伸段處，d11= d1min=25mm。d12 : 密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求以及定位軸肩的高度h=(0.070.1)d11,考慮密封圈標(biāo)準(zhǔn)，故取d12=30mm. 該處軸的圓周速度為：V=dd1n060*1000=3.14*30*72060*1000=1.1304m/s < 4m/s 故可選用氈圈油封，由表內(nèi)容，選取氈圈30JB/ZQ4606-1997d13 : 滾動軸承處軸段，考慮軸承的拆裝方便，因而使d13 > d12，現(xiàn)取d13=35mm。考慮到軸承主

42、要承受徑向力，選用深溝球軸承。查表選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承6207?；境叽鐬閐×D×B=35mm×72mm×17mm.其安裝尺寸為da=42mm。d14 : 過度軸段，取 d14=45mm d齒: 齒輪處軸段，由于小齒輪結(jié)構(gòu)較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。d齒=da1=72mmd15 : 滾動軸承處軸段，應(yīng)與右支承相同，d15= d13=35mm。b. 各軸段長度確定L11 : 應(yīng)比大帶輪的輪轂長度短23mm，故取L11=48mm。L12 : L12= L2+ k1=75mm。L13 : L13= B+ 4+2+17+14+2=33mm。L14

43、 : 考慮到該小齒輪和另一組小齒輪在空間上可能會互相交涉的關(guān)系，則L14=B1+B3+2×2=75+108+2×14=211mm。L15 : L15= L13=33mm.高速軸總長L1= L11+L12+L13+L14+L15=400mm。c. 按彎扭合成應(yīng)力校驗(yàn)軸的強(qiáng)度。小齒輪所受圓周力Ft1=2T1d1=2*47.4320.068=1395.059N小齒輪所受徑向力Fr1=Ft1×tan=507.76N高速軸兩軸間的跨距由上設(shè)計(jì)可得：LA1BA=260mm，LB1D1=107.5mm，LC1D1=277.5mm，LA1D1=367.5mm。兩支點(diǎn)的支反力：RA

44、1H=RB1H=Ft12=1395.0592=697.53N由 解得：。由，解得：。A1點(diǎn)和B1點(diǎn)的總支反力：求C1處的水平彎矩 求C1處的垂直彎矩 求B1處的垂直彎矩求C1處的合成彎矩 求B1處的合成彎矩高速軸所受的轉(zhuǎn)矩由圖可知，B1軸段所受彎矩較大，但軸頸較小，所以B1為危險(xiǎn)截面，又是雙向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力可以視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6，危險(xiǎn)截面B1的當(dāng)量彎矩 因?yàn)?5鋼調(diào)質(zhì)，所以查表得其許用彎曲應(yīng)力為-1=60MPa>ca，故安全。 d. 滾動軸承校驗(yàn) 1）查表得：深溝球軸承6207的基本額定動載荷Cr=25.5kN,基本額定靜載荷CO=15.2KN?，F(xiàn)預(yù)計(jì)壽命 2

45、）查表得，當(dāng)減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因?yàn)镕aFr=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以FaFre。則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 又P1<P2，故只驗(yàn)算P2。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1， 。 軸承壽命合格。 7.5 中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核1）軸上零件的位置與固定方式的確定： 中速軸上安裝兩個(gè)齒輪，軸承對稱布置。軸端采用兩端固定方式?，F(xiàn)軸承采用脂潤滑，可以通過封油環(huán)定位。2）各軸段直徑和長度的確定a. 各軸段直徑確定。d21 : 最小直徑，滾動軸承處軸段，安裝大帶輪外伸段處，d21= d2min=2

46、5mm。d22 : 安裝第二個(gè)小齒輪（z3），因?yàn)樾枰惭b鍵槽，考慮到此處軸段受扭矩、受彎矩較大， d22=40×1.07=42.8mm，選d22=45mm。d23 : 軸環(huán)處，用于軸上零件的軸向定位， d23= d22+2×(0.070.1)d21=51.354mm。取標(biāo)準(zhǔn)值53mm。d24 : 安裝第二個(gè)大齒輪（Z2）,安裝需要鍵槽，考慮到此處軸段強(qiáng)度也應(yīng)較大。取 d24=44mm。 d25 : 滾動軸承處軸段，應(yīng)與右支承相同，d25= d21=40mm。b. 各軸段長度確定L21 : 由箱體結(jié)構(gòu)位置設(shè)計(jì)，取L21=48mmL22 : 安裝齒輪處，應(yīng)比輪轂小一些（L22

47、<108），故取L22=105mm。L23 : 軸環(huán)寬度，由b1.4h=1.4×(d23-d22)/2，得b5.6mm，再由于軸上零件布置位置關(guān)系，故取b=10mm。L24 : 安裝第一個(gè)大齒輪位置，L24<B2=68mm。 取L24=65mm。L25 : L25= L21=48 mm.高速軸總長L2= L21+L22+L23+L24+L25=277mm。c. 按彎扭合成應(yīng)力校驗(yàn)軸的強(qiáng)度。大齒輪所受圓周力Ft2=2T2d2=2*147.7420.218=1355.431N大齒輪所受徑向力Fr2=Ft2×tan=493.34N中速軸兩軸間的跨距由上設(shè)計(jì)可得：LA2

48、B2=182.5mm，LB2D2=76.5mm，LC2D2=202.5mm，LA2D2=259mm。l1=259-202.5=56.5，l2=182.5-56.5=126。 兩支點(diǎn)的支反力：RA2H=RB2H=Ft22=677.7155N。 小齒輪所受圓周力Ft3=2T3d3=2*3680.1025=7180.488N 小齒輪所受徑向力Fr3=Ft3×tan=2613.484N由 ，得： 總支反力： 脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6如圖B2處受彎矩和扭矩較大，為危險(xiǎn)截面。校核B2處所受最大彎矩： 該軸設(shè)計(jì)安全。 d. 滾動軸承校驗(yàn)1）考慮到該軸受彎扭矩較大，查表選取：深溝球軸承64

49、08，基本額定動載荷Cr=65.5KN，基本額定靜載荷為CO=37.5kN?，F(xiàn)預(yù)計(jì)壽命19200h。 2）查表得，當(dāng)減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因?yàn)镕aFr=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以FaFre。則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 又P1<P2，故只驗(yàn)算P2。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1， 。軸承壽命驗(yàn)算合格。7.6 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核1）軸上零件的位置與固定方式的確定： 低速軸由于載荷較平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，軸承對稱布置。選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。查表得KA=1.5。Tca=KAT3=1.

50、5×368N·m=552N·m 查表得選用LT9型，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1000N·m，故Tca<Tn。采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=d3min=50，軸孔長度L=112mm，取彈性套柱銷的裝配距離K2=55mm。 2）軸上零件位置與固定方式確定。低速軸上安裝第二組大齒輪，軸外伸端處安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器靠軸肩軸向固定。齒輪靠軸環(huán)和套筒實(shí)現(xiàn)軸向固定。3）各軸段直徑和長度確定a. 各軸段直徑的確定d31 : 最小直徑，d31=d3min=50mm。d32 : 密封處軸段，查表根據(jù)聯(lián)軸器取h=(0.070.1)d31=(0.070.1)×50=3.

51、55mm根據(jù)R20，取d32=56mm。d33 : 滾動軸承段，d33>d32，取d33=60mm。d34 : 軸肩段，d34=1+(0.070.1)d33=65mm。d35 : 軸環(huán)處，d35=1+(0.070.1)d34=70mm。d36 : 安裝大帶輪Z4處，取d36=d34=65mm。d37 : 滾動軸承段，對稱布置，d37=d33=60mm。 b.各軸段長度的確定L31 : 聯(lián)軸器安裝位置，應(yīng)比聯(lián)軸器短23mm，取110mm。L32 : L2+t+e+K2-B-4=60+2+12+55-31-14=84mm。L33 : 軸環(huán)寬度，b1.4h=5.6mm，再根據(jù)軸承寬度，取L33

52、=31mm。L34 : 過度軸頸，L34=211-L36-L35，取L34=96mm。L35 : 軸環(huán)寬度，b1.4h=7mm，取b=10mm，L35=15mmL36 : 該段對應(yīng)另一個(gè)齒輪，其齒寬B為102.5mm，取L36=100mm。L37 : 固定段，L37>B，取L37=45mm。L3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。 4）按彎扭和合成應(yīng)力校驗(yàn)軸的強(qiáng)度大齒輪所受圓周力Ft3=2T3d3=2*3680.2675=2751.402N大齒輪所受徑向力Fr3=Ft3×tan=1001.428N高速軸兩軸間的跨距由上設(shè)計(jì)可得：LA3B3=2

53、56mm，LB3A3=154.5mm，LA3C3=171.5mm，LA3D3=154.5mm。兩支點(diǎn)的支反力：RA3H=RB3H=Ft32=1375.7N RA3V=RB3V=Fr32=500.714NA3點(diǎn)和B3點(diǎn)的總支反力：求C1處的水平彎矩 求C3處的垂直彎矩 求C3處的合成彎矩 由圖可知，C3處軸段所受彎矩較大，但軸頸較小，所以B1為危險(xiǎn)截面，又是雙向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力可以視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6，危險(xiǎn)截面B1的當(dāng)量彎矩因?yàn)?5鋼調(diào)質(zhì)，所以查表得其許用彎曲應(yīng)力為-1=60MPa>ca，故安全。d. 滾動軸承校驗(yàn) 1）查表得：深溝球軸承6312的基本額定動載荷Cr

54、=81.8KN基本額定靜載荷CO=51.8KN。 現(xiàn)預(yù)計(jì)壽命 2）查表得，當(dāng)減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因?yàn)镕aFr=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以FaFre。則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1， 。 軸承壽命合格。7.7 軸承潤滑方式確定齒輪的圓周速度：V =d觸n160*1000=3.14*68*72060*1000=2.562m/s > 2m/s； 封油潤滑V=d觸n260*1000=3.14*218*224.3060*1000=2.559m/s > 2m/s； 封

55、油潤滑V=d觸n360*1000=3.14*267.5*87.37860*1000=1.223m/s < 2m/s； 脂潤滑八鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 高速軸（A型鍵）1）外伸端處。d11=25mm，長48mm，查表選取鍵8×40GB/T 1096-2003，b=8mm，h=7mm，L=40mm。選擇材料為45鋼，查表得：當(dāng)鍵靜連接時(shí)，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=40-8=32mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm2）校核鍵鏈接強(qiáng)度故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇 8×40GB/T 1096-2

56、003 合適。 8.2 中速軸（A型鍵）（1）Z2齒輪處。d=44mm，長65mm，查表選取鍵12×56GB/T 1096-2003，b=12mm，h=8mm，L=56mm。選擇材料為45鋼，查表得：當(dāng)鍵靜連接時(shí)，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=56-12=44mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm2）校核鍵鏈接強(qiáng)度 故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇 12×56GB/T 1096-2003 合適。（2）Z3齒輪處。d=45mm，長105mm，查表選取鍵14×100GB/T 1096-2003，b=14m

57、m，h=9mm，L=100mm。選擇材料為45鋼，查表得：當(dāng)鍵靜連接時(shí)，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=100-14=86mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm2）校核鍵鏈接強(qiáng)度 故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇 14×100GB/T 1096-2003 合適。8.3 低速軸（A型鍵）（1）外伸端處。d=50mm，長110mm，查表選取鍵14×100GB/T 1096-2003，b=14mm，h=9mm，L=100mm。選擇材料為45鋼，查表得：當(dāng)鍵靜連接時(shí)，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa

58、。 工作長度l=L-b=100-14=86mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm2）校核鍵鏈接強(qiáng)度 故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇 14×100GB/T 1096-2003 合適。（2）Z4齒輪處。d=65mm，長100mm，查表選取鍵18×90GB/T 1096-2003，b=18mm，h=11mm，L=90mm。選擇材料為45鋼，查表得：當(dāng)鍵靜連接時(shí)，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=90-18=72mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm2）校核鍵鏈接強(qiáng)度 故鍵的強(qiáng)度

59、足夠，選擇 18×90GB/T 1096-2003 合適。九設(shè)計(jì)小結(jié)機(jī)械設(shè)計(jì)是我們專業(yè)必須要經(jīng)歷的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，通過了2周加暑假的若干時(shí)間的機(jī)械設(shè)計(jì)過程使我從各個(gè)方面都受到了關(guān)于機(jī)械設(shè)計(jì)的訓(xùn)練，對機(jī)械的有關(guān)各個(gè)零部件有機(jī)的結(jié)合在一起得到了深刻的認(rèn)識。由于在設(shè)計(jì)方面我們沒有充分的經(jīng)驗(yàn)，理論知識學(xué)的也不是特別牢固，在設(shè)計(jì)中難免會出現(xiàn)這樣那樣繁瑣的問題，如：在選擇計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進(jìn)的計(jì)算誤差會更大；在查表和計(jì)算上精度不夠準(zhǔn)確；在設(shè)計(jì)計(jì)算的過程中不知不覺可能已經(jīng)出現(xiàn)了錯(cuò)誤，等回過神來，才發(fā)現(xiàn)之前的設(shè)計(jì)心血都白費(fèi)了此次設(shè)計(jì)的訓(xùn)練，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程

60、及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識解決工程實(shí)際問題的能力，在設(shè)計(jì)的過程中還培養(yǎng)出了我們的團(tuán)隊(duì)精神，大家共同解決了許多個(gè)人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認(rèn)識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過程中我會更加認(rèn)真努力！十參考資料【1】傅燕鳴主編，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊。上海：上海科學(xué)技術(shù)出版社，2013?！?】濮良貴，紀(jì)明剛主編，機(jī)械設(shè)計(jì) 8版。北京：高等教育出版社，2006?！?】吳宗澤,羅勝國. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊. 北京: 高等教育出版社，2007?！?】王伯平.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)(第2版). 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社，2006。Pd=3.725kwnw=87.36r/m