一級(jí)V帶直齒F=2000V=1.2D=22010X1

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 班 號(hào)：T1343-6 專(zhuān) 業(yè)：汽車(chē)服務(wù)工程 學(xué) 號(hào)：20130430615 學(xué)生姓名：袁正羽 指導(dǎo)教師： 日 期：目 錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū).4第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.5第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比.6第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).7第五部分 V帶的設(shè)計(jì).8 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.8 5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).11第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).12第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì).18 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì).18 7.2 輸出軸的設(shè)計(jì).23第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算.2

2、9 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.29 8.2 輸出軸鍵選擇與校核.29第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算.30 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核.30 9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核.30第十部分 聯(lián)軸器的選擇.31第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封.33 11.1 減速器的潤(rùn)滑.32 11.2 減速器的密封.33第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.33設(shè)計(jì)小結(jié).36參考文獻(xiàn).36第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2000 N，V = 1.2m/s，D = 220mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，

3、三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)步驟1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱(chēng)分布。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器。二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率ha=h1h22h3h

4、4h5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇已知速度v:v=1.2m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 2.4 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 2.77 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速為:n = 104.2 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=36，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=624，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n =

5、 (6×24)×104.2 = 625.22500.8r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：

6、由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1430/104.2=13.72（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=3，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=13.72/3=4.57第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：nI = nm/i0 = 1430/3 = 476.67 r/min輸出軸：nII = nI/i = 476.67/4.57 = 104.3 r/min工作機(jī)軸：nIII = nII = 104.3 r/min（2)各軸

7、輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h1 = 2.77×0.96 = 2.66 KW輸出軸：PII = PI×h2×h3 = 2.66×0.99×0.97 = 2.55 KW工作機(jī)軸：PIII = PII×h2×h4 = 2.55×0.99×0.99 = 2.5 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 2.63 KW輸出軸：PII' = PII×0.99 = 2.52 KW工作機(jī)軸：PIII' = PIII×0.99 =

8、 2.48 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 18.5 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 18.5×3×0.96 = 53.28 Nm輸出軸：TII = TI×i×h2×h3 = 53.28×4.57×0.99×0.97 = 233.82 Nm工作機(jī)軸：TIII = TII×h2×h4 = 233.82×0.99×0.99 = 229.17 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：

9、輸入軸：TI' = TI×0.99 = 52.75 Nm輸出軸：TII' = TII×0.99 = 231.48 Nm工作機(jī)軸：TIII' = TIII×0.99 = 226.88 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×2.77 kW = 3.05 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 75 mm。 2

10、）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度5.61 m/s 因?yàn)? m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2 = i0dd1 = 3×75 = 225 mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 224 mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0 1481 mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld = 1400 mm。 3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1400 - 1

11、481)/2 mm 460 mm 按課本公式，中心距變化范圍為439 502 mm。5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（224 - 75)×57.3°/460 161.4°> 120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 75 mm和nm = 1430 r/min，查表得P0 = 0.68 kW。 根據(jù)nm = 1430 r/min，i0 = 3和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.95，

12、查表得KL = 0.96，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (0.68 + 0.17)×0.95×0.96 kW = 0.78 kW 2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 3.05/0.78 = 3.91 取4根。7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = = 114.19 N8.計(jì)算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×4×114.19×sin(161.4/2) = 901.41 N9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論帶型A型根數(shù)4根小帶輪基準(zhǔn)直徑dd175mm

13、大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2224mmV帶中心距a460mm帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1400mm小帶輪包角1161.4°帶速5.61m/s單根V帶初拉力F0114.19N壓軸力Fp901.41N5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱(chēng)計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動(dòng)機(jī)軸直徑DD = 28mm28mm分度圓直徑dd175mmdadd1+2ha75+2×2.7580.5mmd1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(

14、1.52)×2856mm2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算代號(hào)名稱(chēng)計(jì)算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D = 21mm21mm分度圓直徑dd1224mmdadd1+2ha224+2×2.75229.5mmd1(1.82)d(1.82)×2142mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×2142mm第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（

15、調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 24，大齒輪齒數(shù)z2 = 24×4.57 = 109.68，取z2= 109。（4）壓力角a = 20°。2.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，即1）確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 53.28 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2h

16、a*) = arccos24×cos20°/(24+2×1) = 29.85°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos109×cos20°/(109+2×1) = 22.67°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24×(tan29.85°-tan20°)+109×(tan22.67°-tan20°)/2 = 1.733重合度系數(shù)：Ze = = = 0.869計(jì)算接觸

17、疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×476.67×1×10×300×1×8 = 6.86×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 6.86×108/4.57 = 1.5×108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2

18、 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 51.676 mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.29 m/s齒寬bb = = = 51.676 mm2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。根據(jù)v = 1.29 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×53.28/51.676 = 2062.079 NKAFt1/b =

19、1.25×2062.079/51.676 = 49.88 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KHb = 1.454。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.08×1.2×1.454 = 2.3553）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 51.676× = 58.782 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 58.782/24 = 2.449 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1

20、）計(jì)算分度圓直徑d1 = z1m = 24×2 = 48 mmd2 = z2m = 109×2 = 218 mm（2）計(jì)算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+218)/2 = 133 mm（3）計(jì)算齒輪寬度b = dd1 = 1×48 = 48 mm取b2 = 48、b1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件sF = sF1）確定公式中各參數(shù)值計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.733 = 0.683由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 =

21、 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.454，結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.424則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.08×1.2×1.424 = 2.307計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPa

22、sF2 = = = 238.86 MPa2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核sF1 = = = 152.371 MPa sF1sF2 = = = 144.697 MPa sF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。5.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)z1 = 24、z2 = 109，模數(shù)m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 133 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱(chēng)計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24109齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm218mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×

23、ha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha52mm222mm齒根圓直徑dfd-2×hf43mm213mm第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 2.66 KW n1 = 476.67 r/min T1 = 53.28 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm 則:Ft = = = 2220 NFr = Ft×tana = 2220×tan20° =

24、 807.6 N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 19.9 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 21 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 26 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 31 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而

25、不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 26 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保

26、證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 53 mm，d56 = d1 = 48 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T = 16

27、 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = 63/2+50+16/2 = 89.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 53/2+31+9-16/2 = 58.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 1110 NFNH2 = = = 1110 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = -1187.2 NFNV2 = = = 1093.3 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1110×58.5 Nmm = 64935 Nmm截面A

28、處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 901.41×89.5 Nmm = 80676 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1187.2×58.5 Nmm = -69451 NmmMV2 = FNV2L3 = 1093.3×58.5 Nmm = 63958 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 95079 NmmM2 = = 91144 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)

29、也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 9.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 2.55 KW n2 = 104.3 r/min T2 = 233.82 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 218 mm 則:Ft = = = 2145.1 NFr = Ft×tana = 2145.1×t

30、an20° = 780.3 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 32.5 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5×233.82 = 350.7 Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-200

31、2或手冊(cè)，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根

32、據(jù)d23 = 45 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d67 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 20+15 = 35 mm 右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 55 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 48 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l4

33、5 = 46 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 20 mm，則l34 = T+s+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查手冊(cè)得T= 20 mm 齒

34、寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = 48/2-2+48.5+46-20/2 = 106.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = 48/2+11.5+35-20/2 = 60.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見(jiàn)圖b）：FNH1 = = = 777.1 NFNH2 = = = 1368 N垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：FNV1 = = = 282.7 NFNV2 = = = 497.6 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 777.1×106.5 Nmm = 82761 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 282.7×10

35、6.5 Nmm = 30108 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 88067 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 10 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算8.1 輸入

36、軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 50-6 = 44 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×44×21×120/1000 = 166.3 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×40mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 40-16 =

37、 24 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×24×45×120/1000 = 396 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九

38、部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 10×1×8×300 = 24000 h9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×807.6+0× = 807.6 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 807.6× = 7124 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh =

39、 = = 4.92×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×780.3+0× = 780.3 N2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 780.3× = 4148 N3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.44×107Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分

40、 聯(lián)軸器的選擇1.載荷計(jì)算公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩：T = T2 = 233.82 Nm由表查得KA = 1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：Tca = KAT2 = 1.5×233.82 = 350.7 Nm2.型號(hào)選擇 選用LT7型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T(mén) = 500 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 3600 r/min，軸孔直徑為40 mm，軸孔長(zhǎng)度為84 mm。Tca = 350.7 Nm T = 500 Nmn2 = 104.3 r/min n = 3600 r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封11.1 減速器的潤(rùn)滑1）齒輪的潤(rùn)滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周

41、速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為150潤(rùn)滑油，粘度薦用值為11

42、8 cSt。2）軸承的潤(rùn)滑 軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類(lèi)。此外，也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類(lèi)潤(rùn)滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 1.29 m/s 2 m/s，所以采用脂潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂形成的潤(rùn)滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤(rùn)滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間