二級直齒出入聯(lián)軸器F=2400 V=1.3 D=300 8X2

1、機械設(shè)計（論文）說明書 題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書-3第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-3第三部分 電動機的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計-8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-22第九部分 潤滑與密封-24設(shè)計小結(jié)-25參考文獻-25第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱直齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化

2、不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟:1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9. 潤滑密封設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器

3、、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h13h22h32h4=0.993×0.972×0.992×0.96=0.86h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.3m/s工作機的功率pw:

4、pw= 3.12 KW電動機所需工作功率為:pd= 3.63 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 82.8 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia=840，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×82.8 = 662.43312r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸

5、轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/82.8=11.6（2）分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 2.88第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/4.03 = 238.2 r/minnIII = nII/i23 = 238.2/2.88 = 82.7 r/minnIV = nIII = 82.7 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h3 = 3.63×0.99 = 3.59 KWP

6、II = PI×h1×h2 = 3.59×0.99×0.97 = 3.45 KWPIII = PII×h1×h2 = 3.45×0.99×0.97 = 3.31 KWPIV = PIII×h1×h3 = 3.31×0.99×0.99 = 3.45 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 3.55 KWPII' = PII×0.99 = 3.42 KWPIII' = PIII×0.99 = 3.28 KWPI

7、V' = PIV×0.99 = 3.42 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×h3 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 36.1 Nm 所以：TI = Td×h3 = 36.1×0.99 = 35.7 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 35.7×4.03×0.99×0.97 = 138.2 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 138.2×2.88×0.99×0.97 = 382.2 NmTIV = T

8、III×h1×h3 = 382.2×0.99×0.99 = 374.6 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.99 = 35.3 NmTII' = TII×0.99 = 136.8 NmTIII' = TIII×0.99 = 378.4 NmTIV' = TIV×0.99 = 370.9 Nm第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：

9、高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 4.03×20 = 80.6 取：Z2 = 812 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.3 2) T1 = 35.7 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒

10、輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×960×1×8×300×2×8 = 2.21×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 2.21×109/4.03 = 5.49×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.9 9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.87×610 = 530.7

11、 MPasH2 = = 0.9×560 = 504 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (530.7+504)/2 = 517.35 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 46 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.3 mm取為標準值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 126.2 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 20×2.5 = 50 mmd2 = Z2mn = 81×2.5 = 203 mmb = d×d1 = 50 mmb圓整為整數(shù)為：b = 50 mm。

12、4) 計算圓周速度v:v = = = 2.51 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3)

13、由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 2.21×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 5.49×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = =

14、156.4sF2 = = = 143.8 = = 0.02743 = = 0.02745大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.99 mm1.992.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 50 mmd2 = 203 mmb = yd×d1 = 50 mmb圓整為整數(shù)為：b = 50 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 55 mm b2 = 50 mm中心距：a = 126.5 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級

15、展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z3 = 22，則：Z4 = i23×Z3 = 2.88×22 = 63.36 ?。篫4 = 632 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.3 2) T2 = 138.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6)

16、查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×238.2×1×8×300×2×8 = 5.49×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 5.49×108/2.88 = 1.91×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9,KHN3 = 0.92 9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系

17、數(shù)S=1,得:sH3 = = 0.9×610 = 549 MPasH4 = = 0.92×560 = 515.2 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 72.7 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.3 mm取為標準值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 148.8 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d3 = Z3mn = 22×3.5 = 77 mmd4 = Z4mn = 63×3.5 = 221 mmb =

18、 d×d3 = 77 mmb圓整為整數(shù)為：b = 77 mm。 4) 計算圓周速度v:v = = = 0.96 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 9.78求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×77 = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 2) K = KAKVKFaKFb = 1&#

19、215;1.1×1.1×1.35 = 1.63 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.69 YFa4 = 2.27應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.58 YSa4 = 1.75 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 5.49×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.91×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 7)

20、 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 160.2sF4 = = = 148.9 = = 0.02653 = = 0.02668大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.92 mm2.923.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 77 mmd4 = 221 mmb = yd×d3 = 77 mmb圓整為整數(shù)為：b = 77 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 82 mm b4 = 77 mm中心距：a = 149 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)

21、計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 3.59 KW n1 = 960 r/min T1 = 35.7 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 50 mm 則:Ft = = = 1428 NFr = Ft×tanat = 1428×tan200 = 519.7 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)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 17.4 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，

22、所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT1，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×35.7 = 42.8 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 36 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 mm。右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4

23、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入

24、軸制成一體，所以:l56 = 55 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 82+12+10+8 = 112 mml78 = T = 16 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T= 16 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (50+5)/2+16+112-16/2)mm = 147.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (50+5)/2+18+16-16/2)mm = 53.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 380

25、.1 NFNH2 = = = 1047.9 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 138.3 NFNV2 = = = 381.4 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 380.1×147.5 Nmm = 56065 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 138.3×147.5 Nmm = 20399 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 = = 59661 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大

26、彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 5.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 3.45 KW n2 = 238.2 r/min T2 = 138.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 203 mm 則:Ft = = = 1361.6 NFr = Ft

27、15;tanat = 1361.6×tan200 = 495.6 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 77 mm 則:Ft = = = 3589.6 NFr = Ft×tanat = 3589.6×tan200 = 1306.5 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 26.1 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：6206型深溝球軸承，其尺寸為：d

28、5;D×T = 30×62×16 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 48 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 77 mm，l45 = 82 mm，則：l12 =

29、T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (50/2-2+38.5-16/2)mm = 53.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (50/2+14.5+b3/2)mm = 80.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+27-16/2)mm = 67 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 =

30、= = 2195.7 NFNH2 = = = 2755.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -71.8 NFNV2 = = = -739.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 2195.7×53.5 Nmm = 117470 NmmMH2 = FNH2L3 = 2755.5×67 Nmm = 184618 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -71.8×53.5 Nmm = -3841 NmmMV2 = FNV2L3 = -739.1×67 Nmm = -4952

31、0 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 117533 NmmM2 = = 191144 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 33.5 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計1 求輸出軸

32、上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 3.31 KW n3 = 82.7 r/min T3 = 382.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 221 mm 則:Ft = = = 3458.8 NFr = Ft×tanat = 3458.8×tan200 = 1258.9 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)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 38.3 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所

33、以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×382.2 = 458.6 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 43 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸

34、承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取：d34 = d78 = 45 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6209型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 45mm×85mm×19mm。由軸承樣本查得6209型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 52 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 52 mm，所以：d6

35、7 = 52 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 75 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×52 = 3.64 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 19 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 50+10+8+5+12+2.5-10 = 77.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2 = 41.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡

36、圖（見圖a）: 根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T= 19 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (77/2+10+77.5+19-19/2)mm = 135.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (77/2-2+41.5-19/2)mm = 68.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1161.4 NFNH2 = = = 2297.4 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 422.7 NFNV2 = = = 836.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1161.4×135.5 Nmm = 1

37、57370 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 422.7×135.5 Nmm = 57276 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 = = 167469 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 16.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（

38、注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核高速聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 1

39、0mm×8mm×45mm，接觸長度:l' = 45-10 = 35 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×70mm，接觸長度:l' = 70-16 = 54 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25

40、5;10×54×52×120/1000 = 842.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核低速聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度: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 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 8×2

41、15;8×300 = 38400 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 519.7 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 519.7× = 6771 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 9.17×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1306.5 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C =

42、 P = 1306.5× = 10697 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.33×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1258.9 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1258.9× = 7244 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.16×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材