機械設計——減速器齒輪箱_設計手冊

1、精品文檔-機械設計課程設計二級直齒圓柱齒輪減速器 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 姓 名：目錄一、 傳動方案確實定···················3 二、 電動機的選擇···················

2、·52.1 電動機類型和構造形式選擇············52.2 確定電動機功率···················52.3 確定電動機型號 滾筒工作轉(zhuǎn)速··········

3、···5三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比············53.1 計算總傳動比····················53.2 分配各級傳動比········

4、···········6 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)及傳動零件的設計計算········64.1、計算各軸轉(zhuǎn)速····················64.2、計算各軸的功率···&#

5、183;···············64.3、計算各軸的扭矩···················6五、 帶的設計計算···········

6、3;········75.1、確定計算功率Pca··················75.2、選擇V帶的帶型···················75

7、.3、確定帶輪的基準直徑dd=及驗算帶速v·······75.4、根據(jù)V帶的中心距和基準長度Ld············75.5、驗算小帶輪上的包角·················75.6、計算帶的根數(shù)···

8、···············75.7、計算單根V帶的初拉力的最小值 ··········85.8、計算壓軸力 ··················85.9、帶輪構造設計

9、··················8六、 齒輪的設計計算··················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、83;96.2、按齒面接觸強度設計················106.3、計算相關數(shù)值···················106.4、按齒根彎曲強度設計·······

11、3;········116.5、設計計算·····················126.6、齒輪構造設計·················

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、按齒面接觸疲勞強度設計··············146.9、確定公式數(shù)值················

13、83;··146.10 計算相關數(shù)值···················156.11 按齒根彎曲強度設計················166.12 設計計算······

14、;···············166.13 齒輪構造設計···················18七、軸的設計及強度校核···········

15、83;····187.1、軸的選材·····················187.2、各軸最小直徑估算·················187.3、裝配工作底圖的設計·

16、···············197.4、高速軸的構造設計及強度校核·············197.5、中速軸的構造設計及強度校核·············237.6、低速軸的構造設計及強

17、度校核·············267.7、軸承潤滑方式確定················30八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算···············

18、3;·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、3;··············31九、設計小結(jié)······················ 32十、參考資料···········

20、;·············32計算及說明主要結(jié)果一傳動方案確實定傳動裝置選用V帶傳動和閉式二級圓柱齒輪傳動系統(tǒng)，具有構造簡單、制造本錢低的特點。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的優(yōu)點。但本方案構造尺寸較大，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。二電動機的選擇 2.1 電動機類型和構造形式選擇按照的動力源和工作條件選用Y系列三相異步電動機。2.2 確定電動機功率1傳動裝置的總效

21、率查表得：=0.97傳動滾筒，=0.97V帶，=0.99，=0.98，=0.99。0.97×0.97×0.994×0.982×0.99=0.8592工作機所需電動機功率 由公式得：Pd=3.725kw2.3 確定電動機型號 滾筒工作轉(zhuǎn)速nw=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，那么總傳動比的范圍為=×=620。因此，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min。因為電動機轉(zhuǎn)速越高，價格越低，而傳動裝置的輪廓尺寸越大，綜合考慮電動機價格和和傳動裝置

22、尺寸及環(huán)境條件，先選擇1500r/min。即電動機型號為Y112M-4。其滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,額定功率Ped=3kw。附表1電動機數(shù)據(jù)及總傳動比電動機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算及各級傳動比的分配3.1 計算總傳動比i總=16.483.2 分配各級傳動比查表得，帶的傳動比取為i帶=2，那么圓柱齒輪的傳動比i齒=8.24i f =(1.21.3)i,i 1=3.21 , i 2=2.567四傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算4.1 計算各軸轉(zhuǎn)速n0=nm=1440r/minn1=720r/minn2=2

23、24.30r/minn3=87.378r/minn4=n3=87.378r/min4.2 計算各軸功率P0=Pd=3.725kwP1=P0×帶=3.725 × 0.97=3.576kwP2=P1×軸承 ×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 計算各軸轉(zhuǎn)矩T0=24.70N·mT1=47.432N·mT2=147.742N

24、·mT3=368.04N·m傳動比效率20.96帶3.210.98×0.992.5670.98×0.9910.99×0.99T4=360.72N·m 附表2 各軸的運動及動力參數(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五減速器外的傳動零件的設計帶傳動的設計計

25、算5.1 確定計算功率Pca由載荷變動較小、每天單班制工作，查表取帶傳開工作情況系數(shù)KA=1.0，那么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 確定帶輪的基準直徑dd=及驗算帶速v1初選小帶輪的基準直徑dd1取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。2驗算帶速vV=6.7824m/s5m/s<vd<30m/s，故帶速適宜。3計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i帶×dd1=2×90=180mm5.4 根據(jù)V帶的中心距和基準長度

26、Ld1） 根據(jù)0.7dd1+dd2<a0 <2dd1+dd2，得189<a0<540。初定中心距a0=300mm。2） 計算所需的基準長度LdLd02a0+(dd1+dd2)+=2×300+(90+180)+=1030.65mm。查表可選帶的基準長度Ld=1000mm。修正系數(shù)KL=0.893按計算式計算實際中心距中心距的變化范圍為5.5 驗算小帶輪上的包角小帶輪包角適宜。5.6 計算帶的根數(shù)1計算單根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計算V帶的根數(shù)Z故取V帶根數(shù)為4根。5.7 計算單根V帶的初拉力的最小值查表可得A型帶的單位長度質(zhì)量應使帶

27、的實際初拉力。5.8計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基準直徑dd1=90mm基準長度Ld=1000mm預緊力F0min=115.85Ndd2=180mm中心距a=284.675壓軸力Fpmin=915.24N5.9帶輪構造設計帶輪材料采用HT150。查得：bd=11.0mm，hamin=2.75mm，hfmin=8.7mm，e=15mm±0.3mm，fmin=9mm，現(xiàn)取ha=3mm，f=10mm，hf=9mm。1小帶輪構造設計小帶輪采用實心式。由電動機輸出端直徑d=28mm，查得：d11=(1.82)d=(1

28、.82)×28=50.456mm，取52mm。da1=dd1+2ha=90+2×3=96mm。B1=z-1e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm。由于B1=50mm>1.5d=42mm，所以：L1=1.52d=1.52×28=4256mm。又電動機輸出長度為60mm，取L1=62mm。2大帶輪構造設計大帶輪采用腹板式。大帶輪轂直徑由后續(xù)高速軸設計而定，取d=25mm。同理：d12=(1.82)d=(1.82)×25=4550mm，取48mm。da2=dd2+2ha=180+2×3=186mm。B2=B1=50m

29、m。由于B2=50mm>1.5d=37.5mmL2=1.52d=1.52×25=37.550mm，取L2=50mm。S=()B2=()×50=7.14312.5mm，取S=12mm。由表取=10mm。六減速器內(nèi)的傳動零件的設計齒輪傳動設計的設計計算第一對齒輪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。2運輸機為一般工作機器，速度要求不高，應選用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)

30、比u=3.190。6.2 按齒面接觸強度設計按計算式試算即：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度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限6應力循環(huán)次數(shù)7) 查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%平安系數(shù)為1，得許用應力為：6.3 計算相關數(shù)值1試算d1t(小齒輪分度圓直徑)，代入2計算圓周速度3） 計算齒寬b4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt=3.11mm齒高 h=2.25mt=2.2

31、5×3.11=6.998mm=9.3445) 計算載荷系數(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、小齒輪相對支承對稱e.由=9.344、查得彎曲疲勞強度計算的齒向載荷分配系數(shù)。載荷系數(shù)：6按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計算模數(shù)6.4按齒根彎曲強度設計1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值。a.小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 b. 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。c. 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，得：d.

32、計算載荷系數(shù)e. 查取齒形系數(shù)，查得齒形系數(shù) YFa1=2.76，YFa2=2.268f. 查取應力校正系數(shù)。同表，YSa1=1.56，YSa2=1.744g. 計算大、小齒輪6.5設計計算12比照計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，且齒輪模數(shù)主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有：3計算中心距4幾何尺寸計算a. 圓整后取，。b. 計算齒頂圓直徑C. 計算齒全高hd. 計算齒厚Se. 齒頂高haf. 齒根高hfg. 齒根圓直徑6.6齒輪構造設計

33、小齒輪1由于直徑較小，所以采用齒輪軸構造。#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運輸機為一般工作機器，速度要求不高，應選用7級精度。3材料選擇。查表可選擇小齒輪材料45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=2.586。6.8按齒面接觸疲勞強度設計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

34、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度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限6應力循環(huán)次數(shù)7) 查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%平安系數(shù)為S=1，得許用應力為：6.10計算相關數(shù)值1試算d1t(小齒輪分度圓直徑)，代入2計算圓周速度v4） 計算齒寬b4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) mt=3.353齒高 h=2.25mt=2.25×3.353=7.544mm=12.8885) 計算載荷系數(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

35、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=12.888、查得彎曲疲勞強度計算的齒向載荷分配系數(shù)。載荷系數(shù)：6按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計算模數(shù)6.11按齒根彎曲強度設計2） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值。a.小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 b. 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。c. 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，得：d. 計算載荷系數(shù)e. 查取齒形系數(shù)，查得齒形系數(shù) YFa1=2.53，YFa2=2.23f. 查取應力校正系數(shù)。同表，YSa1=1.62，YSa2=1.76g. 計算大、小齒輪6.12設計計算12比照計算結(jié)果，

36、由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，且齒輪模數(shù)主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有：3） 計算分度圓直徑4計算中心距傳動比誤差計算5幾何尺寸計算a. 取，。b. 計算齒頂圓直徑C. 計算齒全高hd. 計算齒厚Se. 齒頂高haf. 齒根高hfg. 齒根圓直徑6.13齒輪構造設計 小齒輪3采用實心式構造。 大齒輪4采用腹板式構造。七軸的設計及強度校核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21722

37、5HBW?？估瓘姸葮O限B=640MPa，屈服強度極限S=355MPa，彎曲疲勞極限-1=275MPa，剪切疲勞極限-1=155MPa，許用彎曲應力-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，該軸截面應設置一個鍵槽，故將此軸徑增大5%7%，那么，查表取標準尺寸。2中速軸最小直徑，安裝兩個鍵槽，強度也應較大，取A0=125考慮到中速軸安裝兩個鍵槽，按標準尺寸取。 3低速軸最小直徑，安裝鍵槽和聯(lián)軸器，強度和扭矩應較大，那么低速軸最小直徑為：A0=126考慮到低速軸安裝聯(lián)軸器，該軸端截面設有鍵槽，同理參考聯(lián)軸器、軸

38、承、標準尺寸，選。 7.3 裝配工作底圖的設計 根據(jù)軸上零件構造、定位、裝配關系、軸向?qū)挾取⒘慵g的相對位置及軸承潤滑方式等要求，設計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+d4+2ha×+21=522.75，取L=525mm。7.4 高速軸的構造設計及強度校核1軸上零件的位置與固定方式確實定：高速軸采用齒輪軸，齒輪局部安裝在軸的一端，軸承對稱布

39、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各軸段直徑和長度確實定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,考慮密封圈標準，故取d12=30mm.該處軸的圓周速度為：V=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?？紤]到軸承主要承受徑向力，選用深溝球軸承。查表選取0根本游

40、隙組、標準精度等級的深溝球軸承6207。根本尺寸為d×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，由于小齒輪構造較小，采用齒輪軸構造。d齒=da1=72mmd15 :滾動軸承處軸段，應與右支承一樣，d15= d13=35mm。b. 各軸段長度確定L11 :應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 : 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

41、的關系，那么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. 按彎扭合成應力校驗軸的強度。小齒輪所受圓周力Ft1=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計可得：LA1BA=260mm，LB1D1=107.5mm，LC1D1=277.5mm，LA1D1=367.5mm。兩支點的支反力：RA1H=RB1H=697.53N由 解得：。由，解得：。A1點和B1點的總支反力：求C1處的水平

42、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為危險截面，又是雙向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應力可以視為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，危險截面B1的當量彎矩因為45鋼調(diào)質(zhì)，所以查表得其許用彎曲應力為-1=60MPa>ca，故平安。 d. 滾動軸承校驗 1查表得：深溝球軸承6207的根本額定動載荷Cr=25.5kN,根本額定靜載荷CO=15.2KN?，F(xiàn)預計壽命 2查表得，當減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因為=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以e。那么徑向動載

43、荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 又P1<P2，故只驗算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 中速軸的構造設計及強度校核1軸上零件的位置與固定方式確實定：中速軸上安裝兩個齒輪，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各軸段直徑和長度確實定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=25mm。d22 : 安裝第二個小齒輪z3，因為需要安裝鍵槽，考慮到此處軸段受扭矩、受彎矩較大， d22=40×1.07=42.8mm，選d22=45

44、mm。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。取標準值53mm。d24 : 安裝第二個大齒輪Z2,安裝需要鍵槽，考慮到此處軸段強度也應較大。取 d24=44mm。d25 : 滾動軸承處軸段，應與右支承一樣，d25= d21=40mm。b. 各軸段長度確定L21 : 由箱體構造位置設計，取L21=48mmL22 : 安裝齒輪處，應比輪轂小一些L22<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系，故取b=

45、10mm。L24 : 安裝第一個大齒輪位置，L24<B2=68mm。 取L24=65mm。L25 : L25= L21=48mm.高速軸總長L2= L21+L22+L23+L24+L25=277mm。c. 按彎扭合成應力校驗軸的強度。大齒輪所受圓周力Ft2=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計可得：LA2B2=182.5mm，LB2D2=76.5mm，LC2D2=202.5mm，LA2D2=259mm。l1=259-202.5=56.5，l2=182.5-56.5=126。 兩支點的支反力：RA2H=RB2H=677

46、.7155N。 小齒輪所受圓周力Ft3=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)變應力，取折合系數(shù)=0.6如圖B2處受彎矩和扭矩較大，為危險截面。校核B2處所受最大彎矩： 該軸設計平安。 d. 滾動軸承校驗1考慮到該軸受彎扭矩較大，查表選取：深溝球軸承6408，根本額定動載荷Cr=65.5KN，根本額定靜載荷為CO=37.5kN。現(xiàn)預計壽命19200h。 2查表得，當減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因為=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以e。那么徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷

47、Y1=Y2=0。 又P1<P2，故只驗算P2。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1，。軸承壽命驗算合格。7.6 低速軸的構造設計及強度校核1軸上零件的位置與固定方式確實定：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=1.5×368N·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

48、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)和套筒實現(xiàn)軸向固定。3各軸段直徑和長度確定a. 各軸段直徑確實定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=3.55mm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=65m

49、m。d37 :滾動軸承段，對稱布置，d37=d33=60mm。 b.各軸段長度確實定L31 :聯(lián)軸器安裝位置，應比聯(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=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 : 該段對應另一個齒輪，其齒寬B為102.5mm，取L36=100mm。L37 : 固定段，L37>B，取L37=45mm。L

50、3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。 4按彎扭和合成應力校驗軸的強度大齒輪所受圓周力Ft3=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計可得：LA3B3=256mm，LB3A3=154.5mm，LA3C3=171.5mm，LA3D3=154.5mm。兩支點的支反力：RA3H=RB3H=1375.7NRA3V=RB3V=500.714NA3點和B3點的總支反力：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為危險截面，又是雙向回轉(zhuǎn)

51、軸，所以轉(zhuǎn)矩切應力可以視為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，危險截面B1的當量彎矩因為45鋼調(diào)質(zhì)，所以查表得其許用彎曲應力為-1=60MPa>ca，故平安。d. 滾動軸承校驗 1查表得：深溝球軸承6312的根本額定動載荷Cr=81.8KN根本額定靜載荷CO=51.8KN?，F(xiàn)預計壽命 2查表得，當減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因為=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以e。那么徑向動載荷系數(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 =2.562m/s

52、>2m/s； 封油潤滑V=2.559m/s> 2m/s； 封油潤滑V=1.223m/s< 2m/s； 脂潤滑八鍵聯(lián)接的選擇及校核計算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：當鍵靜連接時，許用應力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校核鍵鏈接強度故鍵的強度足夠，選擇 8×40GB/T 1096-2003 適宜

53、。 8.2 中速軸A型鍵1Z2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：當鍵靜連接時，許用應力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校核鍵鏈接強度故鍵的強度足夠，選擇12×56GB/T 1096-2003 適宜。2Z3齒輪處。d=45mm，長105mm，查表選取鍵14×100GB/T 1096-2003，b=14mm，h=9mm，L=100mm

54、。選擇材料為45鋼，查表得：當鍵靜連接時，許用應力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校核鍵鏈接強度故鍵的強度足夠，選擇14×100GB/T 1096-2003 適宜。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：當鍵靜連接時，許用應力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=100-14=86m

55、m，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm2校核鍵鏈接強度故鍵的強度足夠，選擇14×100GB/T 1096-2003 適宜。2Z4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：當鍵靜連接時，許用應力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校核鍵鏈接強度故鍵的強度足夠，選擇18×90GB/T 1096-2003

56、適宜。九設計小結(jié)機械設計是我們專業(yè)必須要經(jīng)歷的一個重要環(huán)節(jié)，通過了2周加暑假的假設干時間的機械設計過程使我從各個方面都受到了關于機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有充分的經(jīng)歷，理論知識學的也不是特別結(jié)實，在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣繁瑣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系嚴密或者循序漸進的計算誤差會更大；在查表和計算上精度不夠準確；在設計計算的過程中不知不覺可能已經(jīng)出現(xiàn)了錯誤，等回過神來，才發(fā)現(xiàn)之前的設計心血都白費了此次設計的訓練，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力

57、，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和承受應用方面的缺乏，在今后的學習過程中我會更加認真努力！十參考資料【1】傅燕鳴主編，機械設計課程設計手冊。上海：上?？茖W技術出版社，2021?！?】濮良貴，紀明剛主編，機械設計 8版。北京：高等教育出版社，2006?！?】吳宗澤,羅勝國. 機械設計課程設計手冊. 北京: 高等教育出版社，2007?！?】王伯平.互換性與測量技術根底(第2版). 北京: 機械工業(yè)出版社，2006。Pd=3.725kwnw=87.36r/mini總=16.48i 1=3.21 , i 2=2.567n0=1440r/minn1=720r/minn2=224.30r/minn3=87.378r/minn4=87.3