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1、 XXX 1XXX8103XX 1HarbinHarbinHarbin InstituteInstituteInstitute ofofof TechnologyTechnologyTechnology機械設計課程設計說明書機械設計課程設計說明書機械設計課程設計說明書機械設計課程設計說明書 題 目： 二級齒輪減速器 院 系： 機械制造及其自動化 班 級： XX08103 姓 名： XXX 學 號： 1XX08103XX 指導教師： 日 期： 哈爾濱工業(yè)大學 XXX 1XXX8103XX 2目錄一、傳動裝置的總體設計一、傳動裝置的總體設計-4(一)設計題目 -41.設計數據及要求：-42.傳動裝

2、置簡圖：-4（二）選擇電動機 -41.選擇電動機的類型 -42.選擇電動機的容量 -43.確定電動機轉速 -5（三）、計算傳動裝置的總傳動比 -51.總傳動比i為： -52分配傳動比：-5（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 -51.各軸的轉速 -52.各軸的輸入功率 -63.各軸的輸出轉矩 -6二二. .傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算 -7（一） 、高速齒輪傳動-71選擇材料、熱處理方式及精度等級-72.初步計算傳動主要尺寸 -73.計算傳動尺寸 -9（二） 、低速速齒輪傳動（二級傳動） -111選擇材料、熱處理方式及精度等級 -112.初步計算傳動主要尺寸-113.計算傳動尺寸-1

3、3（三）驗證兩個大齒輪潤滑的合理性-15（四）根據所選齒數修訂減速器運動學和動力學參數。-16三三. .軸的設計計算軸的設計計算-16 XXX 1XXX8103XX 3(一)高速軸(即軸)的設計計算-161. 軸的基本參數-軸： -162.選擇軸的材料-163.初算軸徑-174.軸承部件的結構設計-175.軸上鍵校核設計-186軸的強度校核 -187.校核軸承壽命-20(二)中間軸(即軸)的設計計算-211. 軸的基本參數-軸： -212.選擇軸的材料-213.初算軸徑-214.軸承部件的結構設計-225.軸上鍵校核-226軸的受力分析 -237.校核軸承壽命-25(三)輸出軸(即軸)的設計計

4、算-261. 軸的基本參數-軸： -262.選擇軸的材料-263.初算軸徑-264.軸承部件的結構設計-275.軸上鍵校核-276.軸的強度校核-287.校核軸承壽命-31(四)整體結構的的最初設計-311.軸承的選擇-312.軸承潤滑方式及密封方式-323.確定軸承端蓋的結構形式-324確定減速器機體的結構方案并確定有關尺寸 -32四四. .設計參考文獻設計參考文獻: : -33 XXX 1XXX8103XX 4一、傳動裝置的總體設計(一)設計題目課程設計題目為：帶式運輸機傳送裝置1.設計數據及要求：設計的原始數據要求：F=2200N；d=250mm；v=0.9m/s機器年產量：大批；機器工

5、作環(huán)境：清潔；機器載荷特性：微振；機器最短工作年限：四年 2 班。2.傳動裝置簡圖：（二）選擇電動機1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 Y 系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結構，電壓為 380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為：20000.9/1.9810001000wFvNm sPkW從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：2421234 式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由表 9.11234、取。則：12340.990.980.970.96、 XXX 1XXX8103XX 52420.990.980.970.960.817所以電動機所需要的工作功率為：

6、1.982.420.817wdPkWPkW3.確定電動機轉速按表 9.1 推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工840i作機卷筒軸的轉速為：60 100060 1000 0.969 / min250wvnrd所以電動機轉速的可選范圍為：(840) 69(5502750) / mindwni nr符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為 1000r/min 的電動機，另需要其中電機工作所需工作功率：。eddPP根據電動機類型、容量和轉速，

7、由本書的表 14.1 或有關手冊選定電動機型號為 Y112M-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kW滿載轉速/(r/min)起動轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩Y132S-63.09602.02.0電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEFGDGKY112M-6112190140702860872412項：bb1b2hAABBHAL12451901152655018015400（三）、計算傳動裝置的總傳動比1.總傳動比為：i96013.969mwnin2分配傳動比：ii i考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：ii=1. 41.41.4 13.64.4ii=13.

8、63.154.5iii= XXX 1XXX8103XX 6（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數1.各軸的轉速軸960 / minmnnr 軸960213.0/ min4.37nnri= 軸213.067.56 / min68/ min3.15nnrri 卷筒軸68/ minwmnnr 2.各軸的輸入功率軸2.42 0.992.40dPPkW= 軸232.40 0.98 0.972.28PkW =P= 軸232.28 0.98 0.972.17PkW P = 卷筒軸212.17 0.98 0.992.10PkW 卷P = 3.各軸的輸出轉矩電動機軸的輸出轉矩為dT6642.429.55 109

9、.55 102.46 10960 / minddmPkWTN mmnr所以： 軸442.46 100.992.44 10TTN mmN mmd= = 軸45232.44 100.98 0.97 4.361.02 10TN mmN mm =Ti = 軸55231.02 100.98 0.97 3.123.01 10TiN mmN mm T = 卷筒軸55213.01 100.98 0.992.92 10TN mmN mm 卷T = 將上述計算結果匯總于下表得:軸名功率 kW轉矩 T/(Nmm)轉速 n/(r/min)傳動比 i效率 電機軸2.4242.46 1096010.99軸2.4042.4

10、4 109604.40.95軸2.2851.02 10213.0軸2.1753.01 10683.150.95 XXX 1XXX8103XX 7卷筒軸2.1052.92 106810.97二.傳動零件的設計計算（一） 、高速齒輪傳動1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到此考慮到卷筒機傳遞功率約 3kW，且該齒輪傳動為閉式傳動。故大、小齒輪均選用 40Cr，表面淬火，由表 6.2（參考文獻【1】 ）得到齒面硬度為4855HRC，選用 7 級精度。2.初步計算傳動主要尺寸因為大、小齒輪均選用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強所以初步決定按照齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動的主要參數及尺寸。由式（6.25） ，

11、即 21312cosFsndFY YKTYYmz式中各參數為：1)小齒輪傳遞的扭矩442.46 100.992.44 10TTN mmN mmd= = 2) 初選,（根據多次設計計算知道此值不會根切，后面予以說明計16z= 算校驗，最小根切齒數）則，考慮中心距minz=15.9421116 4.3870.08zzi及減速器的結構尺寸問題，選取，則。262z 162/163.88i 3)初選。K1.3t4)初選螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:13= 。1211111.883.2cos1.883.2cos1317651.60zz則查圖 6.22 查得重合度系數0.73Y5) 硬齒面非對稱布置，

12、按表 6.6 選取d0.6 XXX 1XXX8103XX 86)由式(6.2)，軸面重合度：d10.318z tan0.318 0.6 16 tan130.749由圖 6.28 查得：螺旋角系數：0.93Y7) FSYY齒形系數和應力修正系數當量齒數：11332233z1618.38coscos 13z6270.27coscos 13vvzz。由(參考文獻1)圖 6.20 查得：122.88,2.25FFYY由(參考文獻1)圖 6.21 查得：（均由插值得到）121.54,1.75SSYY8) 許用彎曲應力可由(參考文獻1)式 6.29，即算得。 FlimYNFFS由圖 8.29h 查得接觸疲

13、勞極限應力lim1lim2360FFMPa由表 8.7 查得安全系數1.25FS 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)系數分別為：811881216060 960 1.0 4 2 250 89.216 109.216 102.375 103.88hNn aLNNi 由圖 8.32 查得壽命系數121.0NNYY故需用彎曲應力 1Flim11Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 2Flim22Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 111Y Y2.88 1.540.0154288FSFMPaMPa 222Y Y2.88 1.750.0137288FSFMPaMPa所以 XXX 1X

14、XX8103XX 9 111Y YY Y0.0154FSFSFFMPa則，初算模數：ntm 2132142322cos2 1.3 2.46 100.73 0.93 cos 130.01540.6 161.60mmtFsntdFK TY YY Ymz。3.計算傳動尺寸（1)計算載荷系數 K由表 6.3 查得使用系數（微振）1.25AK 111 11.60 16 9601.32/60 100060 1000cos60 1000 cos13tntd nm z nvm s由圖 6.7 查得動載系數1.14vK 由圖 6.12 查得齒向載荷分布系數1.08K由圖 6.7 查得齒間載荷分布系數1.4K則1

15、.72AvKK K K K（2)對進行修正，并圓整為標準模數ntm331.721.60mm=1.76mm1.3nnttKmmK圓整后取2.5mmnm （3)計算傳動尺寸中心距：12()2.5 (1662)100.062cos2cos13nm zzamm圓整為 100amm則修整螺旋角1112()2.5 (1662)coscos12.83612 50 922 100nm zza、 XXX 1XXX8103XX 10所以112.5 16d41.025coscos12.836nm zmmmm222.5 62d158.975coscos12.836nm zmmmmb1b=d24.625mmmm取 21

16、b =b=25,30mm bmm(3)校核最小不根切齒數：*22min=2 hcos/sin2 1.0 cos12.839 /sin 20.470715.94zant則 ，則可知不會發(fā)生根切現(xiàn)象1minz z(4)校核齒面接觸疲勞強度由式(6.20)，即 12121=HHEHKT uZ Z Z Zbdu式中各參數：1）K、T1、b、值同前1d2)齒數比13.88ui3)查表 6.5 得彈性系數189.8EZMPa4) 查表 6.15 得節(jié)點區(qū)域系數2.45HZ 5) 查表 6.16 得重合度系數0.83Z6) 查表 6.26 得重合度系數0.985Z7) 查式 8.26，許用接觸應力由算得 l

17、im 2HNHHZS由圖 6.29g 查得基礎疲勞接觸疲勞極限應力lim 1lim 11200HHMPa由圖 6.30 查得壽命系數111.0NNZZ由圖 6.7 查得安全系數，故1.0HS lim 21.0 120012001.0HNHHZMPaMPaS XXX 1XXX8103XX 11則 12141221=2 1.72 2.46 103.88 1189.9 2.45 0.83 0.98525 413.88605.3HHEHKT uZ Z Z ZbduMPa即滿足齒面接觸疲勞強度。(6)計算齒輪傳動其他尺寸高速級齒輪參數列表齒輪法向模數分度圓直徑齒寬齒數螺旋角中心距 a小41.025301

18、6大2.5158.975256212.839100mm（二） 、低速速齒輪傳動（二級傳動）1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮傳遞功率約 2.4kW，且該齒輪傳動為閉式傳動。大、小齒輪仍是選用40Cr，表面淬火，由表 6.2（參考文獻1）得到齒面硬度為 4855HRC，選用 7級精度。2.初步計算傳動主要尺寸因為大、小齒輪均選用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強所以初步決定按照齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動的主要參數及尺寸。由式（6.25） ，即 22332cosFsndFY YKT YYmz式中各參數為：1)小齒輪傳遞的扭矩45232.44 100.98 0.97 4.361.02 10TN mmN

19、mm =Ti = 2) 初選，則,則可選取17z3= 431/17 13.67/(62/16)60.0mzzii，則。460z 260/173.53i XXX 1XXX8103XX 12則知：1 23.88 3.5313.70miii，故滿足傳動比要求。1 2)/(13.9 13.7)/13.91.4/(mmmiii iii3)初選。K1.3t4)初選螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:15= 。3411111.883.2cos1.883.2cos1517651.60zz則查圖 6.22 查得重合度系數0.73Y5) 硬齒面非對稱布置，按表 6.6 選取d0.56)由式(6.2)，軸面重合度：

20、d30.318z tan0.318 0.6 16 tan150.749由圖 6.28 查得：螺旋角系數：0.93Y7) FSYY齒形系數和應力修正系數當量齒數：31334233z1718.38coscos 15z6064.86coscos 15vvzz。由(參考文獻1)圖 6.20 查得：342.88,2.25FFYY由(參考文獻1)圖 6.21 查得：（均由插值得到）341.54,1.75SSYY8) 許用彎曲應力可由(參考文獻1)式 6.29，即算得。 FlimYNFFS由圖 8.29h 查得接觸疲勞極限應力lim3lim4360FFMPa由表 8.7 查得安全系數1.25FS 小齒輪與大

21、齒輪的應力循環(huán)系數分別為： XXX 1XXX8103XX 13833883426060 960 1.0 4 2 250 89.216 109.216 102.375 103.88hNn aLNNi 由圖 8.32 查得壽命系數341.0NNYY故需用彎曲應力 3Flim33Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 4Flim44Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 333Y Y2.88 1.540.0154288FSFMPaMPa 444Y Y2.88 1.750.0137288FSFMPaMPa所以 333Y YY Y0.0154FSFSFFMPa則，初算模數：ntm

22、 2232352322cos2 1.3 1.02 100.73 0.93 cos 150.01540.5 172.48mmtFsntdFK T Y YY Ymz。3.計算傳動尺寸（1)計算載荷系數 K由表 6.3 查得使用系數（微振）1.25AK 33331.60 17 9601.42/60 100060 1000cos60 1000 cos15tntd nm z nvm s由圖 6.7 查得動載系數1.14vK 由圖 6.12 查得齒向載荷分布系數1.08K由圖 6.7 查得齒間載荷分布系數1.2K XXX 1XXX8103XX 14則1.48AvKK K K K（2)對進行修正，并圓整為標

23、準模數ntm331.482.48mm=2.59mm1.3nnttKmmK圓整后取3.5mmnm （3)計算傳動尺寸中心距：12()3.5 (1760)139.502cos2cos15nm zzamm圓整為 140amm則修整螺旋角1112()3.5 (1760)coscos15.74015 4422 140nm zza、所以333.5 17d61.818coscos15.740nm zmmmm443.5 60d218.182coscos15.740nm zmmmmb1b=d0.5 61.830.9mm取 21b =b=30,35mm bmm(3)校核最小不根切齒數：（必然大于直尺圓柱齒輪的 1

24、7）*2min=2 hcos/sin17zant則 ，則可知不會發(fā)生根切現(xiàn)象。1minz z(4)校核齒面接觸疲勞強度由式(6.20)，即 22321=HHEHKT uZ Z Z Zbdu式中各參數：1）K、T2、b、值同前3d XXX 1XXX8103XX 152)齒數比1/3.53muii3)查表 6.5 得彈性系數189.8EZMPa4) 查表 6.15 得節(jié)點區(qū)域系數2.45HZ 5) 查表 6.16 得重合度系數0.83Z6) 查表 6.26 得重合度系數0.985Z7) 查式 8.26，許用接觸應力由算得 lim 2HNHHZS由圖 6.29g 查得基礎疲勞接觸疲勞極限應力lim

25、1lim 11200HHMPa由圖 6.30 查得壽命系數111.0NNZZ由圖 6.7 查得安全系數，故1.0HS lim 21.0 120012001.0HNHHZMPaMPaS則 2235221=2 1.72 1.02 10 3.53 1189.9 2.45 0.83 0.98530 61.83.53751.7HHEHKT uZ Z Z ZbduMPa即滿足齒面接觸疲勞強度。(6)計算齒輪傳動其他尺寸低速級齒輪參數列表齒輪法向模數分度圓直徑齒寬齒數螺旋角中心距 a小61.8183517大3.5218.182306015740140（三）驗證兩個大齒輪潤滑的合理性兩個大齒輪直徑分別為：，。

26、浸油深度不能過深2d159.0mm4d218.2mm也不能過淺，通常一般的推薦值為滿足浸油潤滑的條件為油的深度大于 10mm， XXX 1XXX8103XX 16小于三個全齒高。斜齒輪 4 的全齒高： *()7.6ttatatthhahfmhm hcmm，即三個全齒高 22.8mm。由圖，驗證可以知道，兩個齒輪無法同時滿足浸油條件，則加帶油輪。（四）根據所選齒數修訂減速器運動學和動力學參數。軸名功率 kW轉矩 T/(Nmm)轉速 n/(r/min)傳動比 i效率 電機軸2.4242.46 1096010.99軸2.4042.44 109603.880.95軸2.2851.02 10213.0軸

27、2.1753.01 10683.530.95卷筒軸2.1052.92 106810.97三.軸的設計計算(一)高速軸(即軸)的設計計算1. 軸的基本參數-軸：960 / minmnnr 442.46 100.992.44 10TTN mmN mmd= = 作用在齒輪上的力：141.44 1022 21220.040tTFNdtantan201220.0455.43coscos12.839nrtaFFNtan1220.0 tan12.839 =278.05NatFF XXX 1XXX8103XX 172.選擇軸的材料考慮結構尺寸可能出現(xiàn)的特殊要求（一號小齒輪，其材料 40Cr 表1=40mmd面

28、淬火則有可能需要使用齒輪軸）傳遞力矩及高轉速，選用 40Cr 材料表面淬火，以獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：33minP2.42C9713.06n960dmm考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，。mind13.06 1.0513.71mm式中：C由許用扭轉剪應力確定的系數。由參考文獻1表 9.4 中查得 C 值，40Cr 為 10697 考慮扭矩大于彎矩，取小值 C=97。P軸傳遞的功率（單位 kW） 。n軸的轉速。4.軸承部件的結構設計(1)軸承部件的結構形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的

29、固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：輸出軸的草圖 1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端 1 開始設計。(2)聯(lián)軸器及軸端 1上述所求的的，就是軸段 1 的直徑，又考慮到軸段 1 上安裝聯(lián)mind13.71mm軸器，因此 1 的設計與聯(lián)軸器的設計同時進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表12.1(參考文獻1)可取：K=1.5，則計算轉矩：。14T1.52.44 1036.6eK TmN其中型號為 LT6 的聯(lián)軸器系列公稱轉矩滿足，但是直徑過大，故可定制直徑為16mm 的 LT6 聯(lián)軸器，記作 LT6 1655 GB/T

30、 5014。1d16mm(3)軸段 2在確定軸段 2 的直徑時候，應該考慮聯(lián)軸器的固定與密封兩個方面。但考慮齒輪線速度，即軸承可通過齒輪甩1/ (60 1000)2.064/2/m svnm sd XXX 1XXX8103XX 18油進行潤滑，則可不需要密封環(huán)裝置。聯(lián)軸器的右端軸肩固定，由圖 9.8 中的公式計算得軸肩高度，0.981.4mmh但考慮固定原因，則可取 h=2mm,則軸段 2 直徑。220mmd(4)軸段 3 和軸段 7考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為角接觸球軸承。考慮軸徑及安裝，暫取 7204C,查得 d=20mm,D=47mm,B=14mm。故取軸段 3 的直徑為。3

31、25mmd(5)軸段 6由圖 9.8 中的公式計算得，軸段 6 的軸肩應為（0.070.1）20=1.42mm。初取軸肩 2mm,則初算可取直徑為 29mm.(6)軸段 4軸段 4 的軸肩也為（0.070.1）20=1.42mm。軸肩取 2mm,則直徑為24mm。但考慮到可能使用齒輪軸，需進行計算，知 e S，故安全。7.校核軸承壽命由表 12.3（參考文獻 2）查得 7205C 軸承的016500,10500rCN CN。（1） 計算軸承的軸向力軸承 I、II 內部軸向力分別為1110.40.40.4 648.4259.36SrRFFFNN2220.40.40.4 658.9263.56Sr

32、RFFFNN2(263.56278.05)541.61SFANN12541.61aSFFAN22263.56aSFFN比較兩軸承的受力，因1rF2rF及1aF2aF，故只需校核軸承 I。（2） 計算當量動載荷由10/541.61/105000.050aFCN，由表 10.13 查得0.38e 。因為11/541.61/648.410.834arFF e，所以查表插值可得： XXX 1XXX8103XX 210.45,1.40XY。當量動載荷為r11P(0.45 648.4 1.40 541.6)1050.0raXFYFNN（3） 校核軸承壽命軸承在100 C以下工作，由表 10.10 查得1T

33、f 。微振，由表 10.11 查得1.5pf 。軸承 I 的壽命為3366r10101 165001996160P60 960 1.5 1050Trhpf CLhnf已知減速器使用 4 年兩班，則預期壽命為8 1 250 4 216000hLhh hLhL，故軸承壽命充裕。(二)中間軸(即軸)的設計計算1. 軸的基本參數-軸：960213.0/ min4.37nnri= 45232.44 100.98 0.97 4.361.02 10TN mmN mm =Ti = 計算得作用在齒輪上的力：2531.02 10223301.061.8tTFNdtantan203301.01248.3coscos

34、15.740nrtaFFNtan3301.0 tan15.740 =930.4NatFF2.選擇軸的材料選用 45 號鋼，熱處理方式為調質，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：233min2P2.28C10620.02n284dmm考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，。mind20.02 1.0521.02mm式中：C由許用扭轉剪應力確定的系數。由參考文獻1表 9.4 中查得 C 值，45 號鋼的值為 118106 考慮扭矩大于彎矩，取小值 C=106。 XXX 1XXX8103XX 22P2軸傳遞的功率（單位 kW） 。n軸的轉速。4.軸承部件的結構設計(1)軸承部件的結構形式軸

35、承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：中間軸的草圖 1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端 1 開始設計。(2)軸段 1初選角接觸球軸承 7206C,查得 d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取軸段 1 的直徑為。130mmd(3)軸段 2 與軸段 4由圖 9.8 中的公式計算得，軸段 2 的軸肩應為（0.070.1）25=1.752.5mm。初取軸肩 2.5mm,則初算可得直徑為。235mmd考慮可能出現(xiàn)的齒輪軸問題，進行校核計算，分度圓直徑為61.8mm，其中鍵的尺寸為：bh=87mm，則 e=61.8/2-17.5-3.3=10.1m

36、m2.5m=8.75mm，所以不需要做成齒輪軸，可方便拆卸齒輪與軸分開設計。(4)軸段 3軸段 3 的軸肩也為（0.070.1）25=1.752.5mm，軸肩取 2.5mm,則直徑為40mm。(5)軸段長度軸段具體長度要綜合考慮其他 2 根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離綜合草圖進行確定。5.軸上鍵校核中間軸軸段 2 與軸段 4 上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用 45 號鋼，查表可得： 100120pMPa，取。需滿足： 2ppTdkl 120pMPa其中由軸的直徑 35mm，可取鍵的尺寸 bh=108mm

37、。則可解得: 5222 1.02 1013.96120 30 8/ 2pTlmmdk查表得安全工作的最小鍵長為 14mm。 XXX 1XXX8103XX 23此軸上兩個鍵槽處為兩個齒輪：2、3 號齒輪，其中 2 號（高速軸上的大齒輪）齒寬為 25mm，3 號齒輪（低速軸上的小齒輪）齒寬為 35mm。則 2、3 齒輪的齒寬符合，取 2 號齒輪處鍵長 20mm，取 3 號齒輪鍵長取 28mm。6軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖中間軸受力：，3301.0tFN1248.3rFN930.4NaF (2)計算支承反力在水平面上2233332233123/ 2/ 2()89.8aarrHF dF dF L

38、FLLFLLLN432311.5HHrrFFFFN在垂直平面上223333123()836.4ttVFLLF LFNLLL4233(716.6906.9826.4)797.1VttVFFFFNN軸承III的總支承反力：22333854.2RHVFFFN軸承 IV 的總支承反力：22444817.2RHVFFFN（3）畫彎矩圖在水平面上，a-a 剖面左側：3189.8 46.54175.7aHHMFLN mmN mma- a 剖面右側：4233233 / 2()13127.23aHHraMFLLF LF dN mmb- b 剖面左側： XXX 1XXX8103XX 243122222 / 2()

39、5765.24bHHraMFLLF LF dN mmb-b 剖面右側：4310.5 42.8459.4bHHMFLN mmN mm在垂直平面上，彎矩為3133171.42aVVMF LN mm42332()108795.88aVVtMFLLF LN mm 31222()97906.42bVVtMFLLF LN mm43797.1 42.834115.88bVVMFLN mmN mm 合成彎矩，a-a 剖面右側：22113259.6aaHaVMMMN mmb-b 剖面左側：2299757.3bbHbVMMMN mm(4)畫轉矩圖。5231.02 10TN mm =Ti = (5).校核軸的強度a

40、-a 剖面右側，因彎矩大，有轉矩，故 a-a 剖面右側為危險剖面。由表 9.6 查得，抗彎截面模量為 23()0.12bt dtWdd223333()10 5 (355)0.1=0.1 353644.622 35bt dtWdmmmmd 同理，可得抗扭截面模量為223333()10 5 (355)0.20.2 35793222 35Tbt dtWdmmmmd 彎曲應力：113259.631.0763644.6bMMPaMPaW31.076abMPa0m扭剪應力：51.02 1012.867932TTTMPaMPaW XXX 1XXX8103XX 2512.866.4322TamMPaMPa由表

41、 9.3 可以查得；材料的等效系數11=650,300,155bMPaMPaMPa。=0.2=0.1，由表 9.10 查得。1.825,1.625KK絕對尺寸系數，由表 9.12 查得。=0.8=0.76，軸磨削加工時的表面質量系數，由表 9.9 查得。=0.92由此，安全系數計算如下：13003.891.82531.0760.2 00.92 0.8amSK11559.941.6256.430.1 6.430.92 0.76amSK22223.89 9.943.623.899.94S SSSS由表 9.13 查得許用安全系數顯然，故 a-a 剖面安全。 1.31.5,S S S7.校核軸承壽命

42、由表 12.3 查得 7206C 軸承的。023000,15000rCN CN（1） 計算軸承的軸向力軸承 I、II 內部軸向力分別為1110.40.40.4 1653.2512.4SrRFFFNN2220.40.40.4 1248.3499.2SrRFFFNN2(449.2 163.3)662.5SFANN12662.5aSFFAN22499.2aSFFN比較兩軸承的受力，因及，故只需校核軸承 I。1rF2rF1aF2aF（2） 計算當量動載荷由，由表 10.13 查得。10/662.5/150000.044aFC 0.41e 因為 ，所以。11/662.5/1248.30.53arFF e

43、0.44,1.40XY當量動載荷為r11P(0.44 1653.2 1.40 662.5)1654.9raXFYFNN（3） 校核軸承壽命軸承在以下工作，由表 10.10 查得。中等沖擊，由表 10.11 查得100 C1Tf 。1.8pf XXX 1XXX8103XX 26軸承 I 的壽命為3366r10101 230003601860P60 213 1.8 1654.9Trhpf CLhnf已知減速器使用 4 年兩班，則預期壽命為8 1 250 4 216000hLhh hLhL，故軸承壽命充裕。 (三)輸出軸(即軸)的設計計算1. 軸的基本參數-軸：213.067.56 / min68/

44、 min3.15nnrri 55231.02 100.98 0.97 3.123.01 10TiN mmN mm T = 則經過計算可得作用在齒輪上的力：4523.01 1222758.921 .08 2tTFNdtantan202758.91043.3coscos15.740nrtaFFNtan2758.9 tan15.740 =777.6NatFF2.選擇軸的材料考慮使用 45 號鋼的時候軸可能會比較粗，結構復雜，而且第三根軸傳遞力矩較大，故選用 40Cr，熱處理方式為調質，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：233min2P2.17C9730.76n68dmm 考慮到軸

45、上鍵槽適當增加軸直徑，。mind23.0 1.0331.62mm式中：C由許用扭轉剪應力確定的系數。由參考文獻1表 9.4 中查得 C 值，45 號鋼的值為 118106 考慮扭矩大于彎矩，取小值 C=106。P2軸傳遞的功率（單位 kW） 。n軸的轉速。4.軸承部件的結構設計(1)軸承部件的結構形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：中間軸的草圖 1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端 7 開始設計。 XXX 1XXX8103XX 27

46、(2)軸段 7 及聯(lián)軸器軸段 7 的直徑，需要考慮到上述所求的及軸段 1 上安裝聯(lián)軸mind31.62mm器，因此與聯(lián)軸器的設計同時進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表12.1(參考文獻1)可?。篕=1.5，則計算轉矩：。35T1.53.01 10451.5eK TmN其中型號為 LT7 的彈性套柱銷聯(lián)軸器公稱轉矩滿足，但直徑不滿足，則定制直徑為 32mm 的聯(lián)軸器， 型號記作 LT7 3270 GB/T 5014。7d32mm(3)軸段 6考慮聯(lián)軸器的軸向固定，軸段 6 直徑。638mmd(4)軸段 5 和軸段 1考慮使用斜齒輪，齒輪有軸向力，軸承類型為

47、角接觸球軸承。軸段 5 需要考慮軸承直徑及安裝，查表 12.2（參考文獻2）角接觸軸承，暫取 7208C,查得 d=40mm,D=80mm,B=18mm。一根軸上兩個軸承應該為相同型號，故取軸段 5 和軸段 1 的直徑為：。5140mmdd(5)軸段 2 和軸段 4由圖 9.8 中的公式計算得，軸段 6 的軸肩應為。初取軸肩2.84.0mmhh=3.0mm,則初算可得直徑為 46mm，軸段 2 處用以安裝低速軸大齒輪-齒輪 4，軸段 4 處為方便定位。2446mmdd(6)軸段 4軸段 4 的軸肩也為。軸肩取 4mm,則直徑為 54mm。3.224.6mmh(7)軸段長度軸段長度可綜合草圖進行

48、設計。5.軸上鍵校核中間軸軸段 7 與軸段 4 上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用 45 號鋼，查表可得： 100120pMPa，取 110pMPa。需滿足： 2ppTdkl(1) 軸段 4 與大齒輪連接處的鍵其中軸段 4 的直徑 50mm，可取鍵的尺寸 bh=149mm。則可解得: 5322 3.01 1034.2110 40 9/ 2pTlmmdk查表取鍵長為 36mm。 XXX 1XXX8103XX 28此軸段鍵槽處為低速齒輪大齒輪：4 號齒輪，其齒寬為 30mm。即齒輪的齒寬不符合最小鍵長要求，使鍵長為 36

49、mm，則初設計輪轂寬度為 42mm。(2) 軸段 7 與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段 7 的直徑 30mm，可取鍵的尺寸 bh=108mm。則可解得: 5322 3.01 1054.7110 25 8/ 2pTlmmdk查表取鍵長為 56mm。6.軸的強度校核(1)畫軸的受力簡圖輸出軸的受力:4523.01 1222758.921 .08 2tTFNdtantan202758.91043.3coscos15.740nrtaFFNtan2758.9 tan15.740 =777.6NatFF畫出軸的受力簡圖首先, 確定軸承的支點位置時,查機械設計手冊20-149 表 20.6-7.對于7208C 型

50、的角接觸球軸承,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.經計算得L1=102.5mm，L2=78mm，L3=47.5mm。(2)計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）水平面上:3132218.3F1043.3 47.5777.622896.21102.547.5raHdFLRNLL211043.3-896.21=147.09HrHRFRN垂直平面上: XXX 1XXX8103XX 2931232758.9 47.5873.65102.547.5tVF LRNLL212758.9873.651885.0VtVRFRN軸承 1 的總支承反力2222111896.21873.651251.60H

51、VRRRN軸承 2 的總支承反力2222222147.091885.01890.7HVRRRN(3)畫彎矩圖53.01 10TN mm 在水平面上：a-a 剖面左側，112896.21 7869904mmaHHMRLNa-a 剖面右側：223147.09 47.56986.8mmaHHMRLN在垂直面上：12873.65 786814.5N mm.aVVMRL合成彎矩：a-a 剖面左側: 22211699046814.570235aaHaVMMMN mma-a 剖面右側：222226986.86814.59759.8aaHaVMMMN mm(4)畫轉矩圖(5)校核軸的強度由彎矩圖可知，a-a

52、截面左側，軸的彎矩最大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面。由參考文獻1P205 頁附表 10.1 ：抗彎剖面模量：22333()16 6 (466)0.10.1 468064.0mm22 46bt dtWdd 抗扭剖面模量22333()16 6 (466)0.20.2 4617798mm22 46Tbt dtWdd XXX 1XXX8103XX 30彎曲應力：702358.7108064.0bMMpaWa8.710bMpa0m扭剪應力53.01 1016.91217798TTTMpaW8.4562TamMpa由參考文獻1P192 頁表 10.1 和 P201 頁表 10.4 得，45

53、 號鋼調質處理，11650,300Mpa,155MpaBMpa由參考文獻1表 10.1 查得材料的等效系數0.2，0.2鍵槽引起的應力集中系數，由附表 10.4 查得1.825,1.6251()KK插值法絕對尺寸系數，由參考文獻1附圖 10.1 查得0.80.76，軸磨削加工時的表面質量系數，由參考文獻1附圖 10.2 查得R0.8 3.2,0.92a安全系數S=130013.891.8258.7100.92 0.8aaamK 11.6250.920.761555.948.460.76 8.456tamkS 222213.89 5.945.461.513.895.94caS SSSS 所以 a

54、-a 剖面是安全的，強度滿足要求。7.校核軸承壽命由表 12.3（參考文獻 2）查得 7208C 軸承的036800,25800rCN CN。(1)計算軸承的軸向力軸承 I、II 內部軸向力分別為 XXX 1XXX8103XX 311110.40.40.4 1043.3417.32SrRFFFNN2220.40.40.4 1043.3417.32SrRFFFNN2(417.32278.05)695.37SFANN12695.37aSFFAN22417.32aSFFN比較兩軸承的受力，因1rF2rF及1aF2aF，故只需校核軸承 I。(2)計算當量動載荷由10/695.37/ 258000.02

55、7aFCN，由表 10.13 查得0.37e 。因為11/695.37/1043.30.667arFFNe，所以查表插值可得：0.45,1.40XY。當量動載荷為r11P(0.45 1251.6 1.40 695.37)1536.7raXFYFNN(3)校核軸承壽命軸承在100 C以下工作，由表 10.10 查得1Tf 。微振，由表 10.11 查得1.5pf 。軸承 I 的壽命為3366r10101 36800604501.060P60 68 1.5 1536.7Trhpf CLhnf已知減速器使用 3 年兩班，則預期壽命為8 1 250 4 216000hLhh hLhL，故軸承壽命充裕。

56、8.環(huán)境清潔，且線速度小于 4m/s，故選用毛氈圈密封(四)整體結構的的最初設計1.軸承的選擇根據之前軸的結構計算設計， 可知三個軸選擇的軸承分別為：軸承型號D/mmD/mmB/mm輸入軸7204C204714中間軸7205C255215輸出軸7207C3572172.軸承潤滑方式及密封方式齒輪 1 線速度與齒輪 2 的線速度相等，即：，112/ (60 1002.064/2/0)m smvvnds但是考慮此處線速度并不是很大，而且減速器的尺寸比較大，有六個軸承，綜合考慮采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。 工作環(huán)境清潔，密封方式暫采用毛氈圈。3.確定軸承端蓋的結構形式為方便固定軸承、實現(xiàn)較好的密封性能以

57、及調整軸承間隙并承受軸向力的作用，初步選用凸緣式軸承端蓋。 XXX 1XXX8103XX 324確定減速器機體的結構方案并確定有關尺寸由于需要大批量生產，需要考慮工作性能以及成本問題，機體采用剖分式，制造工藝選擇為鑄造。其機體結構尺寸初選如下表：名稱符號尺寸 mm機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度1b12機座底凸緣厚度p20地腳螺栓直徑fd16地腳螺栓數目n6軸承旁連接螺栓直徑1d12機蓋與機座連接螺栓直徑2d10連接螺栓的間距2dl軸承端蓋螺釘直徑3d8窺視孔蓋螺釘直徑4d6定位銷直徑d10、至外機壁距fd1d2d離1c22、18、16、至凸緣邊緣距離1d2d2c16、14軸承旁凸臺半徑1Rc2凸臺高度h外機壁至軸承座端面距離1l39內機壁至軸承座端面距離2l47大齒輪頂圓與內機壁距離110齒輪端面與內機壁距離28機蓋、機座肋厚、1mm、18m 8m 軸承端蓋外徑2D軸承端蓋凸緣厚度e8軸承旁連接螺栓距離s四.設計參考文獻:【1】.機械設計 哈爾濱工業(yè)大學出版社 宋寶玉 主編【2】.機械設計課程設計 哈爾濱工業(yè)大學出版社 宋寶玉 主編【3】.機械設計大作業(yè)指導書 哈爾濱工業(yè)大學出版社 【4】.機械精度設計基礎 科學出版社 孫玉芹 袁夫彩 主編文檔來源網絡，版權歸原作者。如有侵權，請告知，我看到會立刻處理。 XXX 1XXX8103XX 33