(1)F=1500_v=1.5_D=300_8小時300天10年(V帶-一級直齒圓柱-聯(lián)軸器)(高上低下)(2)

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減速器設(shè)計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一章 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2工作情況11.3設(shè)計數(shù)據(jù)1第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)1第三章 選擇電動機(jī)23.1電動機(jī)類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3選擇電動機(jī)容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4第四章 動力學(xué)參數(shù)計算44.1V帶設(shè)計計算6第五章 減速器齒輪傳動設(shè)計計算105.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)105.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計105.3確定傳動尺寸135.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度135.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸155.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)16第六章 軸的設(shè)計176.1高速軸設(shè)計計算176.2低速軸設(shè)計計算22第七章 滾動軸承壽命校核287.1高速軸上的軸承校核287.2低速軸上的軸承校核29第八章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算308.1高速軸與大帶輪鍵連接校核308.2低速軸與大齒輪鍵連接校核308.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核31第九章 聯(lián)軸器的選擇319.1低速軸上聯(lián)軸器31第十章 減速器的密封與潤滑3210.1減速器的密封3210.2齒輪的潤滑3210.3軸承的潤滑32第十一章 減速器附件3311.1油面指示器3311.2通氣器3411.3放油塞3411.4窺視孔蓋3511.5定位銷3611.6起蓋螺釘3711.7起吊裝置38第十二章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸39第十三章 設(shè)計小結(jié)41第十四章 參考文獻(xiàn)41第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目1.2工作情況 每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.3設(shè)計數(shù)據(jù)拉力F1500N速度v1.5m/s直徑D300mm第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機(jī)部分為 Y系列三相交流異步電動機(jī)第三章 選擇電動機(jī)3.1電動機(jī)類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.97 V帶的效率：v=0.96 工作機(jī)的效率：w=0.96a=1233vw=0.990.9930.970.960.96=0.8593.3選擇電動機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=15001.51000=2.25kW 電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.250.859=2.62kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.5300=95.49rmin 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：35，因此理論傳動比范圍為：620?？蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(620)95.49=573-1910r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機(jī)型號為：Y132S-6的三相異步電動機(jī)，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002870圖3-2 電機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=96095.49=10.053 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2.5 減速器傳動比為i1=iaiv=4.02第四章 動力學(xué)參數(shù)計算 （1）各軸轉(zhuǎn)速：高速軸：n=n0i0=9602.5=384rmin低速軸：n=ni1=3844.02=95.52rmin工作機(jī)軸：n=n=95.52rmin （2）各軸輸入功率：高速軸：P=P0v=2.620.96=2.52kW低速軸：P=P23=2.520.990.97=2.42kW工作機(jī)軸：P=P122w=2.420.990.990.990.96=2.25kW 則各軸的輸出功率：高速軸：P=P0.99=2.49kW低速軸：P=P0.99=2.4kW工作機(jī)軸：P=P0.99=2.23kW （3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸：T0=9550P0n0=95502.62960=26.06Nm高速軸：T=9550Pn=95502.52384=62.67Nm低速軸：T=9550Pn=95502.4295.52=241.95Nm工作機(jī)軸：T=9550Pn=95502.2595.52=224.95Nm 則各軸輸出轉(zhuǎn)矩：高速軸：T=9550Pn=95502.49384=61.93Nm低速軸：T=9550Pn=95502.495.52=239.95Nm工作機(jī)軸：T=9550Pn=95502.2395.52=222.95Nm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)電機(jī)軸9602.6226.06高速軸3842.5262.67低速軸95.522.42241.95工作機(jī)軸95.522.25224.954.1V帶設(shè)計計算 1.確定計算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1，故Pca=KAP=12.62=2.62kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11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8-7和表8-9，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v=dd1n601000=75960601000=3.77ms-1 3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd1=2.575=187.5mm 根據(jù)表8-9，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=380mm。 由式（8-22）計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2380+275+180+180-75243801168mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1100mm。 按式（8-23）計算實(shí)際中心距a。aa0+Ld-Ld02=380+1100-11682346mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為330-379mm。 5.驗(yàn)算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-180-7557.3346=162.61120 6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.51kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=2.5和A型帶，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.955，表8-2得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0KKL=0.51+0.1120.9550.91=0.541kW 2）計算帶的根數(shù)zz=PcaPr=2.620.5414.84 取5根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9552.620.95553.77+0.1053.772=113.92N 8.計算壓軸力FpFQ=2zF0sin12=25F0sin162.612=1126.11N 9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因?yàn)樾л哾d1=75 小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。 因此小帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd+2ha=75+22.75=80.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mm輪轂直徑 dk=1.82d=6876=76mm 因?yàn)長=2.0dB（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=78mm圖4-2 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶輪的軸孔直徑d=24mm 因?yàn)榇髱л哾d2=180mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下：d1=2.0d=2.024=48mmda=dd+2ha=180+22.75=185.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mm輪轂直徑 dk=1.82d=4348=48mm腹板內(nèi)徑 dr=d2-2hf-=180-28.7+19.5=124mmC=0.25B=0.2578=19.5mmL=48mm圖4-3 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 10.主要設(shè)計結(jié)論 選用A型V帶5根，基準(zhǔn)長度1100mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=75mm，dd2=180mm，中心距控制在a=330379mm。單根帶初拉力F0=113.92N。帶型AV帶中心距346mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角162.61大帶輪基準(zhǔn)直徑180mm帶長1100mm帶的根數(shù)5初拉力113.92N帶速3.77m/s壓軸力1126.11N第五章 減速器齒輪傳動設(shè)計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20。 2.參考表10-6選用8級精度。 3.材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS 4.選小齒輪齒數(shù)z1=26，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=264.02=105。5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 1.由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 (1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551062.52384=62671.88Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos105cos20105+21=22.761=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241-tan20+105tan22.761-tan202=1.74Z=4-3=4-1.743=0.868 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=603841830010=5.53108NL2=NL1u=5.531084.02=1.376108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=1.08，KHN2=1.14 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6001.081=648MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.141=627MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=627MPa (2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.362671.88110526+1105262.49189.80.8686272=44.327mm 2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑 (1)計算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度v=d1tn601000=44.327384601000=0.891ms 齒寬bb=dd1t=144.327=44.327mm (2)計算實(shí)際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=0.891m/s、8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.024 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=262671.8844.327=2827.707NKAFtb=12827.70744.327=64Nmm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.343 由此，得到實(shí)際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0241.21.343=1.65 (3)由式（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=44.32731.651.3=47.993mm (4)確定模數(shù)m=d1z1=47.99326=1.85mm，取m=2mm。5.3確定傳動尺寸 1.計算中心距a=z1+z2m2=131mm，圓整為131mm 2.計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=262=52mmd2=z2m=1052=210mm 3.計算齒寬b=dd1=52mm 取B1=60mm B2=55mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2KFTYFaYSaYdm3z12F (1)T、m和d1同前 齒寬b=b2=55 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.6，YFa2=2.16 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.6，YSa2=1.81 試選KFt=1.3 由式（10-5）計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY=0.25+0.75=0.25+0.751.739=0.681 (2)圓周速度v=d1n601000=52384601000=1.05ms (3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=554.5=12.222 根據(jù)v=1.05m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.028 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4查得KH=1.348，結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得KF=1.067。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0281.21.067=1.316 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.91，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.911.25=364MPaF2=Flim2KFN2S=3800.921.25=279.68MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.31662671.882.61.60.681123262=86.41MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=21.31662671.882.161.810.681123262=81.208MPaF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 (4)齒輪的圓周速度v=d1n601000=52384601000=1.05ms 選用8級精度是合適的5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 (1)計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=21=2mm hf=mhan*+cn*=21+0.25=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm (2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=56mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=214mm (3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=47mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=205mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m22螺旋角左旋000右旋000齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z26105齒寬B6055齒頂高h(yuǎn)amha*22齒根高h(yuǎn)fm(ha*+c*)2.52.5分度圓直徑d52210齒頂圓直徑dad+2ha56214齒根圓直徑dfd-2hf47205中心距a131131圖5-2 大齒輪結(jié)構(gòu)圖第六章 軸的設(shè)計6.1高速軸設(shè)計計算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=384r/min；功率P=2.52kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=62671.88Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表15-1選用40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11232.52384=20.97mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0520.97=22.02mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為24mm故取dmin=24圖6-2 高速軸示意圖 (1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=24mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=46mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=32mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 29 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為12，則l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 60 mm，d56 = 56 mm (4)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 17 -10 = 64 mm (5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，則l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑24293540564035長度466429860829 4.軸的受力分析 小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=262671.8852=2410.46N 小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tan=2410.46tan20=877.34N 根據(jù)6207深溝球查手冊得壓力中心a=8.5mm 第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l1=L12+L2+a=462+64+8.5=95.5mm 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l2=L3+L4+b12-a=29+8+602-8.5=58.5mm 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離: l3=l2=58.5mm 計算軸的支反力 高速軸上外傳動件壓軸力Q=-1126.11 水平支反力FNH1=Ftl3-Ql1+l2+l3l2+l3=2410.4658.5-1126.1195.5+58.5+58.558.5+58.5=3250.52NFNH2=Ftl2+Ql1l2+l3=2410.4658.5+-1126.1195.558.5+58.5=286.05N 垂直支反力FNV1=Frl3l2+l3=877.3458.558.5+58.5=438.67NFNV2=Frl2l2+l3=877.3458.558.5+58.5=438.67N 計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩MH1=FNH1l2=3250.5258.5=190155.42Nmm 截面B處的垂直彎矩MBH=Ql1=-1126.1195.5=-107543.5Nmm 截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1l2=438.6758.5=25662.2NmmMV2=FNV2l3=438.6758.5=25662.2Nmm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）MB=MBH2+MBV2=107543.52+02=107543.5Nmm 截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=190155.422+25662.22=191879.21NmmM2=MH12+MV22=190155.422+25662.22=191879.21Nmm 作合成彎矩圖（圖d）T=62671.88Nmm 作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-3 高速軸受力及彎矩圖 5.校核軸的強(qiáng)度 因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=40316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=191879.216280=30.55MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=62671.8812560=4.99MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=30.552+40.64.992=31.13MPa 查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=735MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca-1b，所以強(qiáng)度滿足要求。6.2低速軸設(shè)計計算 1.已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=95.52r/min；功率P=2.42kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=241949.33Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表15-1選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11232.4295.52=32.89mm 由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0732.89=35.19mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為38mm故取dmin=38圖6-4 低速軸示意圖 (1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=314.53Nm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為38mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 108mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=70mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 43 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為dDB = 458519mm，故d34 = d67 = 45 mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 48 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 = 55 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l45 = 53 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 48 mm故取h = 4 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 56 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l56 = 6 mm。 (4)軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 19 -10 = 62 mm (5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，已知滾動軸承的寬度B = 19 mm，則l34= B+2+2=19+10+12.5+2= 43.5 mml67= B+2-l56=19+10+12.5-6 = 35.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑384345485645長度826243.553635.5 4.軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2241949.33210=2304.28N 大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tan=2304.28tan20=838.69N 根據(jù)6209深溝球查手冊得壓力中心a=9.5mm 軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離:l1=L12+L2+a=822+62+9.5=112.5mm 齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l2=L42+L3-a=532+43.5-9.5=60.5mm 軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l3=L42+L3-a=532+43.5-9.5=60.5mm 計算軸的支反力 水平支反力FNH1=Ftl3l2+l3=2304.2860.560.5+60.5=1152.14NFNH2=Ftl2l2+l3=2304.2860.560.5+60.5=1152.14N 垂直支反力FNV1=Frl3l2+l3=838.6960.560.5+60.5=419.34NFNV2=Frl2l2+l3=838.6960.560.5+60.5=419.34N 計算軸的彎矩，并做彎矩圖 截面C處的水平彎矩MH1=FNH1l2=1152.1460.5=69704.47Nmm 截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1l2=419.3460.5=25370.07Nmm 分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c） 截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=69704.472+25370.072=74177.85Nmm 作合成彎矩圖（圖d）T=241949.33Nmm 作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）圖6-5 低速軸受力及彎矩圖 5.校核軸的強(qiáng)度 因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=48332=10851.84mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=48316=21703.68mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=74177.8510851.84=6.84MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=241949.3321703.68=11.15MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=6.842+40.611.152=15.03MPa 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)620945851931.5 根據(jù)前面的計算，選用6209深溝球軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=31.5kN，額定靜載荷C0r=20.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=1152.142+419.342=1226.08NFr2=FNH22+FNV22=1152.142+419.342=1226.08N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11226.08+00=1226.08NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11226.08+00=1226.08N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660nftCrfpPr3=25656.08h24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第八章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長32mm。 鍵的工作長度 l=L-b=24mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4Thld=29MPap=60MPa8.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。 鍵的工作長度 l=L-b=26mm 大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4Thld=86MPap=120MPa8.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=60mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4Thld=53MPap=120MPa第九章 聯(lián)軸器的選擇9.1低速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.3241.95=314.53Nm （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L=82mm。從動端孔直徑d=32mm，軸孔長度L=82mm。 Tc=314.53NmTn=1250Nm n=95.52r/minn=4700r/min第十章 減速器的密封與潤滑10.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤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、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運(yùn)動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V 3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V 1.212mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離212.5mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm高速軸承端蓋外徑D1D+(55.5)d3；D-軸承外徑112mm低速軸承端蓋外徑D2D+(55.5)d3；D-軸承外徑125mm第十三章 設(shè)計小結(jié) 通過這次對一級直齒圓柱減速器的設(shè)計，使我們真正的了解了機(jī)械設(shè)計的概念，在這次設(shè)計過程中，反反復(fù)復(fù)的演算一方面不斷的讓我們接進(jìn)正確，另一方面也在考驗(yàn)我們我們的耐心，思維的嚴(yán)密性和做研究的嚴(yán)謹(jǐn)性。我想這也是這次設(shè)計我們是應(yīng)該達(dá)到的。這些讓我感受頗深。通過幾周的設(shè)計實(shí)踐，我們真正感受到了設(shè)計過程的謹(jǐn)密性，為我們以后的工作打下了一定的基礎(chǔ)。機(jī)械設(shè)計是機(jī)械這門學(xué)科的基礎(chǔ)的基礎(chǔ)，是一門綜合性較強(qiáng)的技術(shù)課程，他融匯了多門學(xué)科中的許多知識，例如，機(jī)械設(shè)計，材料力學(xué)，工程力學(xué)，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計等，我們對先前學(xué)的和一些未知的知識都有了新的認(rèn)識。也讓我們認(rèn)識到，自己還有好多東西還不知道，以后更要加深自己的知識內(nèi)涵，同時，也非常感謝老師對我們悉心的指導(dǎo)，得已讓我們能更好的設(shè)計。第十四章 參考文獻(xiàn) 1 濮良貴.機(jī)械設(shè)計第九版.西北工業(yè)大學(xué)出版社 2 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊第4版.高等教育出版社 3 機(jī)械設(shè)計手冊編委會. 機(jī)械設(shè)計手冊（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004 4 周開勤主編.機(jī)械零件手冊（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 5 龔桂義主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版） 6 徐灝主編.機(jī)械設(shè)計手冊.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，199144