3798 圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計,圓柱體,相貫線,焊接,專機,工作臺,設計 圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計計算說明書一 圓柱齒輪設計1.1 電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y 系列三相異步電動機，設定皮帶拉力 F=1000N，速度 V=2.0m/s2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：η 總 =η 渦輪 ×η4 軸承 ×η 齒輪 ×η 聯(lián)軸器 ×η 錐齒輪=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96=0.85(2)電機所需的工作功率：P 工作 =FV/1000η 總=1000×2/1000×0.85=2.4KW1.2 確定電動機轉(zhuǎn)速計算工作臺工作轉(zhuǎn)速：n 工作臺 =1.5r/min按手冊 P7 表 1 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速傳動比范圍 I’a=3~6。考慮到電機轉(zhuǎn)速太小，將會造成設計成本加高，因而添加 V 帶傳動，取 V 帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比范圍為 I’a=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n’d=I’a×n 工作臺 =（6~24）×1.5=9~36r/min，加上 V 帶減速，取減速比為 5，那么 n’d=45~180r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 60、100 、和150r/min。由于工作臺 n 工作臺 =1.5r/min，圓錐齒輪傳F=1000NV=2.0m/sn 工作臺 =1.5r/minη 總 =0.85P 工作 =2.4KW電機轉(zhuǎn)速動比 1:1，蝸輪蝸桿傳動比 10，齒輪傳動比 2，V 帶傳動比 5，因而選擇電機轉(zhuǎn)速 150r/min。1.3 確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為 Y132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，額定轉(zhuǎn)速150r/min，額定轉(zhuǎn)矩 2.0。質(zhì)量 10kg。1.4 計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i 總 =n 電動 /n 工作臺 =150/1.5=1002、分配各級傳動比1）取齒輪 i 齒輪 =2（單級減速器 i=2~6 合理） ；2）圓錐齒輪傳動比 1:1，3）蝸輪蝸桿傳動比 10，4） V 帶傳動比 5，1.5 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n 電機 /5=150/5=30r/minnII=nI/i 齒輪 =30/2=15(r/min)nIII=nII/i 渦輪 =15/10=1.5(r/min)n 工作 = nIII=1.5(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）PI=P 工作 =2.4KWPII=PI×η 帶 =2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η 軸承 ×η 齒輪 =2.304×0.98×0.96=2.168KWPIV=PIII×η 軸承 ×η 渦輪 =2.168×0.98×0.96=2.039 KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）150r/min電動機型號Y132S-6TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/150=152800N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/30=733440N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/15=138029N·mmTIV=9.55×106PIV/nIV=9.55×106×2.039/1.5=12985799N·mm1.6 齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 240~260HBS。大齒輪選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 220HBS；根據(jù)課本 P139 表6-12 選 7 級精度。齒面精糙度 Ra≤1.6~3.2μm(2)按齒面接觸疲勞強度設計由 d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3確定有關參數(shù)如下：傳動比 i 齒 =2取小齒輪齒數(shù) Z1=10。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=2×10=20實際傳動比 I0=20/2=10傳動比誤差：i-i 0/I=2-2/2=0%48720h∴預期壽命足夠x1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3N2.3 傳動零件的設計計算2.3.1 蝸桿蝸輪設計計算1 選擇蝸輪蝸桿的傳動類型2 選擇材料根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿 ZI?？紤]到蝸桿的傳動功率不大，速度只是中等，故選擇 45 鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為 45~55HRC，蝸輪用鑄錫磷青鋼 ZCuSn10P1，金屬漸開線蝸桿 ZI45 鋼ZCuSn10P13 按齒面接觸強度進行設計模鑄造，為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100 制造。傳動中心矩計算公式如下： 322)][(HZKTaE???(1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩=892.9N·m2(2)確定載荷系數(shù) K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數(shù) ,KA=1.11,由于1??轉(zhuǎn)速不高，沖擊不太大，可選取動荷系數(shù) ,則05.VKK=KA· · =1.11×1×1.05=1.?17(3)確定彈性影響系數(shù) EZ因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 =160E21MP(4)確定接觸系數(shù) ?Z先假設蝸桿分度圓 d1和傳動中心矩 a 的比值 ，從圖 11-183.01?可查得 =3.1?Z(5)確定許用接觸應力 ][H?根據(jù)蝸輪材料為 ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7 中查得無蝸輪的基本許用應力青銅HT100=892.9N·m2TK=1.17=160EZ21MP=3.1?Z4 按齒面接觸強度進行設計MPaH268]'[??應力循環(huán)次數(shù) N=60× hLjn2=60×1× ×（2×8×300×1537.26140）=2.359× 8壽命系數(shù) =][H?]'[·KN= =0.674HNK3871059.2?=0.674×268MPa=180.528MPa][?（6）計算中心矩 3 23)58.106(9.8217. ???a=199.05mm取中心矩 a=200mm 因 i=10取 m=5mm 蝸桿分度圓直徑d1=55mm這時 ， =3.1275.0?a'?Z查手冊得，因為 < ，因此以上'計算結(jié)果可用。（1） 蝸桿分度圓直徑 d1=55mm模數(shù) m=5直徑系數(shù) q=10，齒頂圓齒根mqmda60)21(*5)(1???圓 df1=m(q-2.4)=38mm分度圓導程角 ，蝸桿軸"'38or向齒厚 Sa= =9.891mm?2（2） 蝸輪N=2.359× 810=0.674HNK=180.528MPa][?a=199.05mm=3.1'?Z合格d1=55mm5 蝸輪蝸桿的主要參數(shù)和幾何尺寸蝸輪齒數(shù) = ×10=502Z1變位系數(shù)為 5.0??X驗算傳動比 i= 112Z蝸輪分度圓直徑=5×50=250mm2d蝸輪喉圓直徑=（250+2×4.725）22ha??=259.45mm蝸輪齒根直徑=（259.45-22hfdf??2×1×5）=249.45mm蝸輪咽喉母圓直徑=（200- ×249.45）221darg??1=75.275mm ][53.21FYmdKTFa????當量齒數(shù) 28.57cos32?rZV根據(jù) =-0.25 =57.282x2=2.5 螺旋角系數(shù) =FY?Y912.0436.10??oor許用彎曲應力 NKF·]'[?從表 11-8 中查得：由 ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應力 =56MPa]'[F?=542Z=340.2mm2d=349.65mm2a=337mm2df=25.2mm2rg6 校核齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù) =NKF54.0139.286??=56×0.545=30.52MPa][?= 912.053.624087.15?=27.2MPa< =30.52=MPa][F?所以彎曲強度是滿足要求的。 )tan()96.0~5.(vr???? 已知 r=11°18′36″≈11.31°= , 與相對滑動速度v?vfarct有關sV=sr cos106?nd?= ?31.4=7.27 m/s從表 11-18 中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中vfv?=0.220 =0.1998)tan(r?rtan則 =0.86 ?大于原估計值，因此不用重算。考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于用機械減速器。從GB/T10089-1988 圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇 38 級精度，側(cè)隙種類為f,標注為 8f GB/T10089-1988。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用=57.282VZ5.?aYF=0.9192?=56MPa]'[F?=0.579NK=27.2MPaF?合格=7.27 m/ssVH7/S6 配合，并加臺肩和螺釘固定（螺釘選用 6 個） 。2.4.1 蝸輪軸（即小錐齒輪軸）的設計1 軸的材料的選擇，確定許用應力2 按扭轉(zhuǎn)強度，初步估計軸的最小直徑3 軸的結(jié)構(gòu)設計考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取 A0=100，于是得：d≥ mnp17.456.83103???軸的最小直徑為 d1，與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號計算轉(zhuǎn)矩 = ,查表 14-1，選取caT3KA=1.3，則有A=KT=1.3×9.550× ×3.78/54.60ca 610=859500N?mm最小直徑 d1=48mm 根據(jù) d2=50mm，初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30212，其尺寸為：d×D×T=50mm×110mm×23.75mm故選 d3=60mm L6=23.75mm查 GB/T294-94 得：圓錐滾子軸承 da=69（30212）即軸肩為h= mm=4.5mm 取 3 所以2569?d5=69+3=72mm又：軸環(huán)的亮度 b=1.4h，即b≥1.4×6=8.4b 取 12mm，即 L5=12mm選用 45 號鋼， [σb]=600MPa [σb -1]1=55MPamd17.45in?=1.3AK=859500N?mmcaTd1=48mmd2=50mmL1=82mm（4）蝸輪的軸段直徑蝸輪軸段的直徑的右端為定位軸肩。故 d4=d5-2h，求出 d4=64mm與傳動零件相配合的軸段，略小于傳動零件的輪轂寬。蝸輪輪轂的寬度為：B2=(1.2～1.5)d 4=（1.2～1.5）×64=76.8～96，取 b=80mm，即 L4=80mm(5)軸承端蓋的總寬度為 20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端端面的距離為l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蝸輪與箱體內(nèi)壁距離為 a=16mm，滾動軸承應距箱體內(nèi)壁一段距離 s（5～8） 。取 s=8mm，已知滾動軸承寬度為T=23.75mm，蝸輪輪轂長為 L=80mm，則：L3=T+s+a+(80-78)=49.75mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm軸環(huán) L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm至此已初步確定了軸端各段直徑和長度，軸的總長為：L 總 =82+55+49.75+80+12+36=315mm4 軸的強度校核 （1） 軸向零件的同向定位蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的同向定位均采用平鍵鏈接。按 d4由表 6-1 查得平鍵截面 b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸端配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，67hH選用平鍵 14mm×9mm×70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 ，滾動軸承與軸的同向定k位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。（2） 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考 15-2，取的倒角 2×45°，各軸肩處的圓角半徑為（見附圖） 。（3.1）確定各向應力和反力蝸輪分度圓直徑 d=340.2 mm 轉(zhuǎn)矩 T=892.9 N·m蝸輪的切向力為：Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N蝸輪的徑向力為：Fr=Ft× ??cos/tan=5249.9×tan20°/cos11°18′35″=1853.5 N蝸輪的軸向力為：Fa=Ft× ?tan=5249.9×tan11°18′35″=1050 NT=892.9N·mFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N反力及彎矩、扭矩見 10.3 反力及彎局矩、扭矩圖所示：（3.2）垂直平面上：支撐反力：1325.89/d1???FaNV= .405?=2182 N其中 132 為兩軸承中心的跨度，59 為蝸輪中心到右邊軸承中心的距離。N32815.8312 ????NVNVFr水平平面：=2182 N1VF= N2vF38?5 軸的強度校核N2347159.432591 ???FtHN9.0.??Ht（3） 確定彎距 =59 =59 2902.9=171271 N·mmHM?2F垂直彎矩：N·mm159867381?VN·mm32/2??dFa合成彎矩：222121 159867????MVH= 233893N·mm22222 )193(17?????H=172357 N·mm扭矩 T=892.9 N·mm（4） 按彎矩合成應力校核該軸端強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力。取 α=0.6 軸端計算應力：322231 601.)9.8()(????WTMca??=27MPa<[σ -1]=60MPa故是安全的。=2347 N1HF=2902.9N2=171271 HMN·mm=233893 1MN·mm=172357 2N·mm=27MPaca?合格三 圓錐齒輪設計圓錐齒輪傳動比為 1:1 3.1 確定齒數(shù) Z 及校核(1)選 Z 。軟齒面應盡量選大些。1小齒輪為 45 鋼，調(diào)質(zhì)217HBS~255HBS。取(2)Z = i Z 。且 Z 為整數(shù)。21?2(3)計算 U= 12 (4) = 5％i? -U??3.2 按接觸強度計算 d11.計算公式1d3231][)5.0(74??????????HERRZuKT??2.計算 T1T1=95500 1?dnpPd-------Kwnd-----r/minη １ =0.993.計算 KK=KAKVK ?(1)由表 4-8 選用系數(shù) KA(2)選動載荷系數(shù) KV 記為 KVt(3)取 值。一般取 =0.3R?R=1mdb?Ru???2(4)由土 4-45 查出齒向載荷分布系數(shù) K ?(5)計算K=KAKVK ?取 KV=KVt 故 Kt=KAKVK ?4.彈性系數(shù) ZE 由表 4-9 查得5.節(jié)點系數(shù) ZH 由表 4-48 查得240HBS。大齒輪為 45鋼正火163HBS~217HBS。取200HBS。8 級精度Z 選 201Z =2.65 20=532?U=2.65=0<5％i?T1=9550000 5.5 0.99?/720=72221.9 N*mmKA=1.0KVt=1.1=0.3 R?=0.500mK =1.03?Kt=1.133 6.許用應力[ ]H=ZN ZW??HS(1)由圖 4-58 查得 lim(2)由已知條件計算N1=60n1*r*tnN2=N1/U式中：n----嚙和次數(shù)n1-----r/mintn----每天工作小時N-----年 300 天/年 小時/天?(3)由圖 4-59 查得壽命系數(shù)ZN1 ZN2(4)由表 4-11 查得安全系數(shù) SH(5)由圖查得工作硬化系數(shù) Zw(6)計算 [ ]H1=ZN ZW??HS1lim?[ ]H2=ZN ZW?HS2li(7)計算 d1d1 ??3221)5.0(74?????????HERRtZuTK??試選 Kt=Kvt ?3.3 校核 d1因為試選的 Kv 可能與實際不符合。(1)模數(shù) m= 取標準值?？筛淖?Z1 而達到選用適當?shù)?m 的目1Zdt的，但 u 有變則需重新計算 d1。 (2)按幾何關系計算 d1d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5 )R?ZE=189.8 MPaZH=2.5=570MPa1limH?=460MPa2liN1=1.27?90N2=4.76 81tn =29200ZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1[ ]H1=570MPa?[ ]H2=460MPad1t m89.7? (3)圓周速度 Vm（平均直徑 dm）Vm= 106?ndm?計算 Zu由 查圖 4-43 得 Kv10m(4)校核 d1d1= tvtdK13?d1 與 d1t 相差太大，則需重新選 Kvt，再計算 d1t3.4 校核齒根彎曲強度(1)計算公式??FRRSaFFuZmYKT???????1)5.01(74223(2)當量齒數(shù)計算 Zv= ?cosa. 1cos21??u?2b. 11cos?Zv?22vc.由當量齒數(shù) Zv 查圖 4-55 得齒形系數(shù) YFa1,YFa2查圖 4-56 得齒根應力修正系數(shù) Ysa1,Ysa2.d.確定[ ]F=YH Yx ??FHSlim查圖 4-61 得 和1li2li查圖 4-62 得 YN1, YN2m=4.395取 m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmVm=2.88m/s=0.57610ZumKv=1.0d1=85.14mm故 d1 與 d1t 相差不大，符合要求。=0.9361cos?=20.67 ?=0.3532cs=69.33??=21.371vZ=150.142YFa1=2.63 YFa2=2.16Ysa1=1.56 Ysa2=1.89=230MPa1limH?=190MPa2liYN1=YN2=1Yx=1查圖 4-63 得尺寸系數(shù) Yx查圖 4-11 得安全系數(shù) SF計算 ??1F?2比較 ， 的大小，取較大值1FsaY??2Fsa?校核彎曲強度 ??FRRSaFFuZmYKT???????1)5.01(742233.5 幾何尺寸計算1.分度圓直徑 dd1 =mZ1d2=mZ22.節(jié)錐 ?=arctan121Z=90 -2??13.節(jié)錐距 RR= =1sin2?d2i4.齒寬 b=R R?5.周節(jié) P= m?6.齒頂高 ha ha=m7.齒根高 hf hf=1.2m8.齒頂間隙 c=0.2m9.齒頂圓直徑=m(Z+2 )1ad1cos?=m(Z+2 )2210.齒根圓直徑= m(Z-2.4 )1fd1cos?SF=1=230MPa ??1F?=190MPa2< 故取??1FsaY?2Fsa大齒輪計算 MPaF78.632??合格??2?d1=90mmd2=238.5mm=20.6741??=69.3262?R=127.46mmb=38.238mm 取 b=40mmP=14.13mmha=4.5mmhf=5.4mmc=0.9mm=91.9mm1ad=241.7mm2=79.9mm1fd=234.7mm2fFt1=Ft2= Ft= m(Z-2.4 )2fd2cos?3.6 受力分析Ft1=-Ft2= )5.01(2RmdT???Fr1=-Fa2= Ft1*tan ??1cos?Fa1=-Fr2= Ft1*tan inFt=1888.15NFr1=-Fa2=643.25NFa1=-Fr2=242.59N3.7 錐齒輪軸（即工作臺轉(zhuǎn)軸）的設計1.齒輪軸的設計(1)確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 PⅠ=5.445 Kw 轉(zhuǎn)速為 nⅠ=1.5r/min根據(jù)課本 P205（13-2 ）式，并查表 13-2，取 c=117d≥ mnPC0.23745.1·33???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度從大帶輪開始右起第一段，由于齒輪與軸通過鍵聯(lián)接，○ 1則軸應該增加 5%，取 D1=Φ28mm ，又帶輪的寬度 b=40 mm 則第一段長度 L1=40mm右起第二段直徑取 D2=Φ36mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及○ 2對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的內(nèi)端面與帶輪的左端面間的距離為 30mm，則取第二段的長度 L2=40mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，則○ 3軸承承受徑向力和軸向力為零，選用 30209 型軸承，其尺寸為45×85×19，那么該段的直徑為 D3=Φ45mm，長度為 L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸○ 4承的內(nèi)圈外徑，取 D4=Φ 50mm，長度取 L4= 80mm右起第五段為滾動軸承段，則此段的直徑為○ 5D5=Φ 45mm，長度為 L5=20mm右起第六段，為聯(lián)軸器接入軸,由于電機 Y160M2-8 的軸的○ 6直徑為 d2=Φ 42mm，故選擇齒式聯(lián)軸器 GICL3 型，選d1=Φ42mm 。即 D6=Φ42mm 。長度取 L6= 100mm 。 (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=90mm○ 1作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =84.97 N·m○ 2求圓周力：Ft○ 3Ft=1888.15N求徑向力 Fr○ 4Fr=Ft·tanα=1888.15×tan20 0=643.25NFt，F(xiàn)r 的方向如下圖所示D1=Φ28mmL1=40mmD2=Φ36mmL2=40mmD3=Φ45mmL3=20mmD4=Φ50mmL4=80mmD5=Φ45mmL5=20mmD6=Φ42mmL6= 100mmFt=1888.15Nm （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA= =944.08N 804?tFRB= =2832.23 N804)(Ft??垂直面的支反力： RA’= =321.67N804?rRB’ = =964.88 N)(Fr?（6）畫彎矩圖右起第四段剖面處的彎矩：水平面的彎矩：M 水平=RA×0.08=37.76 Nm垂直面的彎矩：M 垂直= RA’×0.08=12.87 Nm合成彎矩：Nm89.37.126.322 ?????垂 直水 平合（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=84.59 Nm（8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：NmTM87.93)(22???α合當（9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差○ 1不大，所以該剖面為危險截面。已知 M 當=93.87Nm ,由課本表 13-1 有:［σ-1 ］=60Mpa 則：σe= M 當/W= M 當/(0.1·D4 3)=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30MPa<［σ-1］右起第一段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險○ 2Fr=643.25NmRA=944.08NRB=2832.23NRA’=321.67NRB’=964.88 NM 水平=37.76 Nm M 垂直= 12.87 Nm M 合=39.89NmT=84.59 Nm α=0.6截面： NmTMD75.09.84602???）（ ασe= MD/W= MD/(0.1·D1 3)=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 Nm<［σ-1］所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下：M 當=93.87Nm［σ-1 ］=60MpaMD=50.75Nm四 鍵聯(lián)接設計4.1．輸入軸與小齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 d1=28mm,L1=40mm查手冊得，選用 A 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mmT=72.22N·m h=7mm根據(jù)課本 P243（10-5 ）式得σ p=4 ·T/(d·h·L)=4×72.22×1000/（28×7 ×32）=46.06Mpa < [σ R] =110Mpa4.2、中間軸與大齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=50mm L3=38mm TⅡ=180Nm查手冊 P51 選用 A 型平鍵鍵 14×9 GB1096-79l=L3-b=38-14=24mm h=9mmσ p=4·TⅡ/（d·h·l）=4×180×1000/（50×9× 24）=66.7Mpa < [σ p] =110Mpa五 箱體的設計計算5.1 箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料箱體采用鑄造工藝，材料選用 HT200。因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚 8～10mm，取 δ=12mm5.2 鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關系名稱 型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=10mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=0.8δ=9.6mm 取 δ1=10mm箱座凸緣厚度 b1，箱蓋凸緣厚度 b，箱座底凸緣厚度 b2b1=1.5×δ1=15mmb=1.5×δ=16mmb2=2.5×δ=2.5×12=10mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.075df=18.75mm 取 d1=20mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2=（0.5～0.6）df 取 d2=16mm聯(lián)接螺栓 d2 間的間距 l=150～200mm軸承端蓋螺栓直徑 d3=（0.4～0.5）df 取 d3=12mm 檢查孔蓋螺栓直徑 d4=（0.3～0.4）df 取 d4=8mmDf，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結(jié)構(gòu)確定箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內(nèi)壁間距離 Δ 1=16mm蝸輪輪轂端面與箱內(nèi)壁距離 Δ 2=30mm六 相關標準的選擇本部分含鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，墊圈、墊片的選擇，具體內(nèi)容如下：6.1 鍵的選擇查表 6-1： GB1095-79 蝸輪，半聯(lián)軸器與軸相配合的鍵：A 型普通平鍵，b*h=20mm×12mmGB1095-79 半聯(lián)軸器與軸的連接 b*h=16mm×10mmA 型，20mm×12mmA 型，14mm×9mm GB1095-796.2 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸設計中的相關數(shù)據(jù)，查表 10-43，選用聯(lián)軸器的型號HL3 GB4323-84。HL3GB4323-846.3 螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響選用螺栓 GB5782-86， M10*35， 數(shù)量為 3 個M12*100， 數(shù)量為 6 個螺母 GB6170-86 M10 數(shù)量為 2 個M10*35M12*100M10M12M6*20 M12， 數(shù)量為 6 個螺釘 GB5782-86 M6*20 數(shù)量為 2 個M8*25， 數(shù)量為 24 個M6*16 數(shù)量為 12 個 M8*25M6*166.4 銷，墊圈墊片的選擇選用銷 GB117-86，B8*30，數(shù)量為 2 個選用墊圈 GB93-87 數(shù)量為 8 個選用止動墊片 1 個選用石棉橡膠墊片 2 個選用 08F 調(diào)整墊片 4 個GB117-86B8*30GB93-87止動墊片石棉橡膠墊片08F 調(diào)整墊片有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖圓柱體相貫線焊接專機工作臺設計計算說明書一 圓柱齒輪設計1.1 電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y 系列三相異步電動機，設定皮帶拉力 F=1000N，速度 V=2.0m/s2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：η 總 =η 渦輪 ×η4 軸承 ×η 齒輪 ×η 聯(lián)軸器 ×η 錐齒輪=0.96×0.984×0.97×0.99×0.96=0.85(2)電機所需的工作功率：P 工作 =FV/1000η 總=1000×2/1000×0.85=2.4KW1.2 確定電動機轉(zhuǎn)速計算工作臺工作轉(zhuǎn)速：n 工作臺 =1.5r/min按手冊 P7 表 1 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速傳動比范圍 I’a=3~6。考慮到電機轉(zhuǎn)速太小，將會造成設計成本加高，因而添加 V 帶傳動，取 V 帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比范圍為 I’a=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n’d=I’a×n 工作臺 =（6~24）×1.5=9~36r/min，加上 V 帶減速，取減速比為 5，那么 n’d=45~180r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 60、100 、和150r/min。由于工作臺 n 工作臺 =1.5r/min，圓錐齒輪傳F=1000NV=2.0m/sn 工作臺 =1.5r/minη 總 =0.85P 工作 =2.4KW電機轉(zhuǎn)速動比 1:1，蝸輪蝸桿傳動比 10，齒輪傳動比 2，V 帶傳動比 5，因而選擇電機轉(zhuǎn)速 150r/min。1.3 確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為 Y132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，額定轉(zhuǎn)速150r/min，額定轉(zhuǎn)矩 2.0。質(zhì)量 10kg。1.4 計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i 總 =n 電動 /n 工作臺 =150/1.5=1002、分配各級傳動比1）取齒輪 i 齒輪 =2（單級減速器 i=2~6 合理） ；2）圓錐齒輪傳動比 1:1，3）蝸輪蝸桿傳動比 10，4） V 帶傳動比 5，1.5 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n 電機 /5=150/5=30r/minnII=nI/i 齒輪 =30/2=15(r/min)nIII=nII/i 渦輪 =15/10=1.5(r/min)n 工作 = nIII=1.5(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）PI=P 工作 =2.4KWPII=PI×η 帶 =2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η 軸承 ×η 齒輪 =2.304×0.98×0.96=2.168KWPIV=PIII×η 軸承 ×η 渦輪 =2.168×0.98×0.96=2.039 KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）150r/min電動機型號Y132S-6TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/150=152800N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/30=733440N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/15=138029N·mmTIV=9.55×106PIV/nIV=9.55×106×2.039/1.5=12985799N·mm1.6 齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 240~260HBS。大齒輪選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 220HBS；根據(jù)課本 P139 表6-12 選 7 級精度。齒面精糙度 Ra≤1.6~3.2μm(2)按齒面接觸疲勞強度設計由 d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3確定有關參數(shù)如下：傳動比 i 齒 =2取小齒輪齒數(shù) Z1=10。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=2×10=20實際傳動比 I0=20/2=10傳動比誤差：i-i 0/I=2-2/2=0%48720h∴預期壽命足夠x1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3N2.3 傳動零件的設計計算2.3.1 蝸桿蝸輪設計計算1 選擇蝸輪蝸桿的傳動類型2 選擇材料根據(jù) GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿 ZI?？紤]到蝸桿的傳動功率不大，速度只是中等，故選擇 45 鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為 45~55HRC，蝸輪用鑄錫磷青鋼 ZCuSn10P1，金屬漸開線蝸桿 ZI45 鋼ZCuSn10P13 按齒面接觸強度進行設計模鑄造，為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100 制造。傳動中心矩計算公式如下： 322)][(HZKTaE???(1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩=892.9N·m2(2)確定載荷系數(shù) K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布系數(shù) ,KA=1.11,由于1??轉(zhuǎn)速不高，沖擊不太大，可選取動荷系數(shù) ,則05.VKK=KA· · =1.11×1×1.05=1.?17(3)確定彈性影響系數(shù) EZ因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 =160E21MP(4)確定接觸系數(shù) ?Z先假設蝸桿分度圓 d1和傳動中心矩 a 的比值 ，從圖 11-183.01?可查得 =3.1?Z(5)確定許用接觸應力 ][H?根據(jù)蝸輪材料為 ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7 中查得無蝸輪的基本許用應力青銅HT100=892.9N·m2TK=1.17=160EZ21MP=3.1?Z4 按齒面接觸強度進行設計MPaH268]'[??應力循環(huán)次數(shù) N=60× hLjn2=60×1× ×（2×8×300×1537.26140）=2.359× 8壽命系數(shù) =][H?]'[·KN= =0.674HNK3871059.2?=0.674×268MPa=180.528MPa][?（6）計算中心矩 3 23)58.106(9.8217. ???a=199.05mm取中心矩 a=200mm 因 i=10取 m=5mm 蝸桿分度圓直徑d1=55mm這時 ， =3.1275.0?a'?Z查手冊得，因為 < ，因此以上'計算結(jié)果可用。（1） 蝸桿分度圓直徑 d1=55mm模數(shù) m=5直徑系數(shù) q=10，齒頂圓齒根mqmda60)21(*5)(1???圓 df1=m(q-2.4)=38mm分度圓導程角 ，蝸桿軸"'38or向齒厚 Sa= =9.891mm?2（2） 蝸輪N=2.359× 810=0.674HNK=180.528MPa][?a=199.05mm=3.1'?Z合格d1=55mm5 蝸輪蝸桿的主要參數(shù)和幾何尺寸蝸輪齒數(shù) = ×10=502Z1變位系數(shù)為 5.0??X驗算傳動比 i= 112Z蝸輪分度圓直徑=5×50=250mm2d蝸輪喉圓直徑=（250+2×4.725）22ha??=259.45mm蝸輪齒根直徑=（259.45-22hfdf??2×1×5）=249.45mm蝸輪咽喉母圓直徑=（200- ×249.45）221darg??1=75.275mm ][53.21FYmdKTFa????當量齒數(shù) 28.57cos32?rZV根據(jù) =-0.25 =57.282x2=2.5 螺旋角系數(shù) =FY?Y912.0436.10??oor許用彎曲應力 NKF·]'[?從表 11-8 中查得：由 ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應力 =56MPa]'[F?=542Z=340.2mm2d=349.65mm2a=337mm2df=25.2mm2rg6 校核齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù) =NKF54.0139.286??=56×0.545=30.52MPa][?= 912.053.624087.15?=27.2MPa< =30.52=MPa][F?所以彎曲強度是滿足要求的。 )tan()96.0~5.(vr???? 已知 r=11°18′36″≈11.31°= , 與相對滑動速度v?vfarct有關sV=sr cos106?nd?= ?31.4=7.27 m/s從表 11-18 中用插值法查得：=0.021 =1.0755 代入式中vfv?=0.220 =0.1998)tan(r?rtan則 =0.86 ?大于原估計值，因此不用重算?？紤]到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于用機械減速器。從GB/T10089-1988 圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇 38 級精度，側(cè)隙種類為f,標注為 8f GB/T10089-1988。蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用=57.282VZ5.?aYF=0.9192?=56MPa]'[F?=0.579NK=27.2MPaF?合格=7.27 m/ssVH7/S6 配合，并加臺肩和螺釘固定（螺釘選用 6 個） 。2.4.1 蝸輪軸（即小錐齒輪軸）的設計1 軸的材料的選擇，確定許用應力2 按扭轉(zhuǎn)強度，初步估計軸的最小直徑3 軸的結(jié)構(gòu)設計考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取 A0=100，于是得：d≥ mnp17.456.83103???軸的最小直徑為 d1，與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號計算轉(zhuǎn)矩 = ,查表 14-1，選取caT3KA=1.3，則有A=KT=1.3×9.550× ×3.78/54.60ca 610=859500N?mm最小直徑 d1=48mm 根據(jù) d2=50mm，初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30212，其尺寸為：d×D×T=50mm×110mm×23.75mm故選 d3=60mm L6=23.75mm查 GB/T294-94 得：圓錐滾子軸承 da=69（30212）即軸肩為h= mm=4.5mm 取 3 所以2569?d5=69+3=72mm又：軸環(huán)的亮度 b=1.4h，即b≥1.4×6=8.4b 取 12mm，即 L5=12mm選用 45 號鋼， [σb]=600MPa [σb -1]1=55MPamd17.45in?=1.3AK=859500N?mmcaTd1=48mmd2=50mmL1=82mm（4）蝸輪的軸段直徑蝸輪軸段的直徑的右端為定位軸肩。故 d4=d5-2h，求出 d4=64mm與傳動零件相配合的軸段，略小于傳動零件的輪轂寬。蝸輪輪轂的寬度為：B2=(1.2～1.5)d 4=（1.2～1.5）×64=76.8～96，取 b=80mm，即 L4=80mm(5)軸承端蓋的總寬度為 20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端端面的距離為l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蝸輪與箱體內(nèi)壁距離為 a=16mm，滾動軸承應距箱體內(nèi)壁一段距離 s（5～8） 。取 s=8mm，已知滾動軸承寬度為T=23.75mm，蝸輪輪轂長為 L=80mm，則：L3=T+s+a+(80-78)=49.75mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm軸環(huán) L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm至此已初步確定了軸端各段直徑和長度，軸的總長為：L 總 =82+55+49.75+80+12+36=315mm4 軸的強度校核 （1） 軸向零件的同向定位蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的同向定位均采用平鍵鏈接。按 d4由表 6-1 查得平鍵截面 b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選擇蝸輪輪轂與軸端配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，67hH選用平鍵 14mm×9mm×70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 ，滾動軸承與軸的同向定k位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。（2） 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考 15-2，取的倒角 2×45°，各軸肩處的圓角半徑為（見附圖） 。（3.1）確定各向應力和反力蝸輪分度圓直徑 d=340.2 mm 轉(zhuǎn)矩 T=892.9 N·m蝸輪的切向力為：Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N蝸輪的徑向力為：Fr=Ft× ??cos/tan=5249.9×tan20°/cos11°18′35″=1853.5 N蝸輪的軸向力為：Fa=Ft× ?tan=5249.9×tan11°18′35″=1050 NT=892.9N·mFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N反力及彎矩、扭矩見 10.3 反力及彎局矩、扭矩圖所示：（3.2）垂直平面上：支撐反力：1325.89/d1???FaNV= .405?=2182 N其中 132 為兩軸承中心的跨度，59 為蝸輪中心到右邊軸承中心的距離。N32815.8312 ????NVNVFr水平平面：=2182 N1VF= N2vF38?5 軸的強度校核N2347159.432591 ???FtHN9.0.??Ht（3） 確定彎距 =59 =59 2902.9=171271 N·mmHM?2F垂直彎矩：N·mm159867381?VN·mm32/2??dFa合成彎矩：222121 159867????MVH= 233893N·mm22222 )193(17?????H=172357 N·mm扭矩 T=892.9 N·mm（4） 按彎矩合成應力校核該軸端強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。軸單向旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力。取 α=0.6 軸端計算應力：322231 601.)9.8()(????WTMca??=27MPa<[σ -1]=60MPa故是安全的。=2347 N1HF=2902.9N2=171271 HMN·mm=233893 1MN·mm=172357 2N·mm=27MPaca?合格三 圓錐齒輪設計圓錐齒輪傳動比為 1:1 3.1 確定齒數(shù) Z 及校核(1)選 Z 。軟齒面應盡量選大些。1小齒輪為 45 鋼，調(diào)質(zhì)217HBS~255HBS。取(2)Z = i Z 。且 Z 為整數(shù)。21?2(3)計算 U= 12 (4) = 5％i? -U??3.2 按接觸強度計算 d11.計算公式1d3231][)5.0(74??????????HERRZuKT??2.計算 T1T1=95500 1?dnpPd-------Kwnd-----r/minη １ =0.993.計算 KK=KAKVK ?(1)由表 4-8 選用系數(shù) KA(2)選動載荷系數(shù) KV 記為 KVt(3)取 值。一般取 =0.3R?R=1mdb?Ru???2(4)由土 4-45 查出齒向載荷分布系數(shù) K ?(5)計算K=KAKVK ?取 KV=KVt 故 Kt=KAKVK ?4.彈性系數(shù) ZE 由表 4-9 查得5.節(jié)點系數(shù) ZH 由表 4-48 查得240HBS。大齒輪為 45鋼正火163HBS~217HBS。取200HBS。8 級精度Z 選 201Z =2.65 20=532?U=2.65=0<5％i?T1=9550000 5.5 0.99?/720=72221.9 N*mmKA=1.0KVt=1.1=0.3 R?=0.500mK =1.03?Kt=1.133 6.許用應力[ ]H=ZN ZW??HS(1)由圖 4-58 查得 lim(2)由已知條件計算N1=60n1*r*tnN2=N1/U式中：n----嚙和次數(shù)n1-----r/mintn----每天工作小時N-----年 300 天/年 小時/天?(3)由圖 4-59 查得壽命系數(shù)ZN1 ZN2(4)由表 4-11 查得安全系數(shù) SH(5)由圖查得工作硬化系數(shù) Zw(6)計算 [ ]H1=ZN ZW??HS1lim?[ ]H2=ZN ZW?HS2li(7)計算 d1d1 ??3221)5.0(74?????????HERRtZuTK??試選 Kt=Kvt ?3.3 校核 d1因為試選的 Kv 可能與實際不符合。(1)模數(shù) m= 取標準值。可改變 Z1 而達到選用適當?shù)?m 的目1Zdt的，但 u 有變則需重新計算 d1。 (2)按幾何關系計算 d1d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5 )R?ZE=189.8 MPaZH=2.5=570MPa1limH?=460MPa2liN1=1.27?90N2=4.76 81tn =29200ZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1[ ]H1=570MPa?[ ]H2=460MPad1t m89.7? (3)圓周速度 Vm（平均直徑 dm）Vm= 106?ndm?計算 Zu由 查圖 4-43 得 Kv10m(4)校核 d1d1= tvtdK13?d1 與 d1t 相差太大，則需重新選 Kvt，再計算 d1t3.4 校核齒根彎曲強度(1)計算公式??FRRSaFFuZmYKT???????1)5.01(74223(2)當量齒數(shù)計算 Zv= ?cosa. 1cos21??u?2b. 11cos?Zv?22vc.由當量齒數(shù) Zv 查圖 4-55 得齒形系數(shù) YFa1,YFa2查圖 4-56 得齒根應力修正系數(shù) Ysa1,Ysa2.d.確定[ ]F=YH Yx ??FHSlim查圖 4-61 得 和1li2li查圖 4-62 得 YN1, YN2m=4.395取 m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmVm=2.88m/s=0.57610ZumKv=1.0d1=85.14mm故 d1 與 d1t 相差不大，符合要求。=0.9361cos?=20.67 ?=0.3532cs=69.33??=21.371vZ=150.142YFa1=2.63 YFa2=2.16Ysa1=1.56 Ysa2=1.89=230MPa1limH?=190MPa2liYN1=YN2=1Yx=1查圖 4-63 得尺寸系數(shù) Yx查圖 4-11 得安全系數(shù) SF計算 ??1F?2比較 ， 的大小，取較大值1FsaY??2Fsa?校核彎曲強度 ??FRRSaFFuZmYKT???????1)5.01(742233.5 幾何尺寸計算1.分度圓直徑 dd1 =mZ1d2=mZ22.節(jié)錐 ?=arctan121Z=90 -2??13.節(jié)錐距 RR= =1sin2?d2i4.齒寬 b=R R?5.周節(jié) P= m?6.齒頂高 ha ha=m7.齒根高 hf hf=1.2m8.齒頂間隙 c=0.2m9.齒頂圓直徑=m(Z+2 )1ad1cos?=m(Z+2 )2210.齒根圓直徑= m(Z-2.4 )1fd1cos?SF=1=230MPa ??1F?=190MPa2< 故取??1FsaY?2Fsa大齒輪計算 MPaF78.632??合格??2?d1=90mmd2=238.5mm=20.6741??=69.3262?R=127.46mmb=38.238mm 取 b=40mmP=14.13mmha=4.5mmhf=5.4mmc=0.9mm=91.9mm1ad=241.7mm2=79.9mm1fd=234.7mm2fFt1=Ft2= Ft= m(Z-2.4 )2fd2cos?3.6 受力分析Ft1=-Ft2= )5.01(2RmdT???Fr1=-Fa2= Ft1*tan ??1cos?Fa1=-Fr2= Ft1*tan inFt=1888.15NFr1=-Fa2=643.25NFa1=-Fr2=242.59N3.7 錐齒輪軸（即工作臺轉(zhuǎn)軸）的設計1.齒輪軸的設計(1)確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217~255HBS軸的輸入功率為 PⅠ=5.445 Kw 轉(zhuǎn)速為 nⅠ=1.5r/min根據(jù)課本 P205（13-2 ）式，并查表 13-2，取 c=117d≥ mnPC0.23745.1·33???Ⅰ(3)確定軸各段直徑和長度從大帶輪開始右起第一段，由于齒輪與軸通過鍵聯(lián)接，○ 1則軸應該增加 5%，取 D1=Φ28mm ，又帶輪的寬度 b=40 mm 則第一段長度 L1=40mm右起第二段直徑取 D2=Φ36mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及○ 2對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的內(nèi)端面與帶輪的左端面間的距離為 30mm，則取第二段的長度 L2=40mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，則○ 3軸承承受徑向力和軸向力為零，選用 30209 型軸承，其尺寸為45×85×19，那么該段的直徑為 D3=Φ45mm，長度為 L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸○ 4承的內(nèi)圈外徑，取 D4=Φ 50mm，長度取 L4= 80mm右起第五段為滾動軸承段，則此段的直徑為○ 5D5=Φ 45mm，長度為 L5=20mm右起第六段，為聯(lián)軸器接入軸,由于電機 Y160M2-8 的軸的○ 6直徑為 d2=Φ 42mm，故選擇齒式聯(lián)軸器 GICL3 型，選d1=Φ42mm 。即 D6=Φ42mm 。長度取 L6= 100mm 。 (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=90mm○ 1作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =84.97 N·m○ 2求圓周力：Ft○ 3Ft=1888.15N求徑向力 Fr○ 4Fr=Ft·tanα=1888.15×tan20 0=643.25NFt，F(xiàn)r 的方向如下圖所示D1=Φ28mmL1=40mmD2=Φ36mmL2=40mmD3=Φ45mmL3=20mmD4=Φ50mmL4=80mmD5=Φ45mmL5=20mmD6=Φ42mmL6= 100mmFt=1888.15Nm （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA= =944.08N 804?tFRB= =2832.23 N804)(Ft??垂直面的支反力： RA’= =321.67N804?rRB’ = =964.88 N)(Fr?（6）畫彎矩圖右起第四段剖面處的彎矩：水平面的彎矩：M 水平=RA×0.08=37.76 Nm垂直面的彎矩：M 垂直= RA’×0.08=12.87 Nm合成彎矩：Nm89.37.126.322 ?????垂 直水 平合（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=84.59 Nm（8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：NmTM87.93)(22???α合當（9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差○ 1不大，所以該剖面為危險截面。已知 M 當=93.87Nm ,由課本表 13-1 有:［σ-1 ］=60Mpa 則：σe= M 當/W= M 當/(0.1·D4 3)=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30MPa<［σ-1］右起第一段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險○ 2Fr=643.25NmRA=944.08NRB=2832.23NRA’=321.67NRB’=964.88 NM 水平=37.76 Nm M 垂直= 12.87 Nm M 合=39.89NmT=84.59 Nm α=0.6截面： NmTMD75.09.84602???）（ ασe= MD/W= MD/(0.1·D1 3)=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 Nm<［σ-1］所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下：M 當=93.87Nm［σ-1 ］=60MpaMD=50.75Nm四 鍵聯(lián)接設計4.1．輸入軸與小齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 d1=28mm,L1=40mm查手冊得，選用 A 型平鍵，得：A 鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mmT=72.22N·m h=7mm根據(jù)課本 P243（10-5 ）式得σ p=4 ·T/(d·h·L)=4×72.22×1000/（28×7 ×32）=46.06Mpa < [σ R] =110Mpa4.2、中間軸與大齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=50mm L3=38mm TⅡ=180Nm查手冊 P51 選用 A 型平鍵鍵 14×9 GB1096-79l=L3-b=38-14=24mm h=9mmσ p=4·TⅡ/（d·h·l）=4×180×1000/（50×9× 24）=66.7Mpa < [σ p] =110Mpa五 箱體的設計計算5.1 箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料箱體采用鑄造工藝，材料選用 HT200。因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚 8～10mm，取 δ=12mm5.2 鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關系名稱 型式及尺寸關系箱座壁厚 δ δ=10mm箱蓋壁厚 δ1 δ1=0.8δ=9.6mm 取 δ1=10mm箱座凸緣厚度 b1，箱蓋凸緣厚度 b，箱座底凸緣厚度 b2b1=1.5×δ1=15mmb=1.5×δ=16mmb2=2.5×δ=2.5×12=10mm地腳螺釘直徑及數(shù)目 df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.075df=18.75mm 取 d1=20mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2=（0.5～0.6）df 取 d2=16mm聯(lián)接螺栓 d2 間的間距 l=150～200mm軸承端蓋螺栓直徑 d3=（0.4～0.5）df 取 d3=12mm 檢查孔蓋螺栓直徑 d4=（0.3～0.4）df 取 d4=8mmDf，d1，d2 至外壁距離 df，d2 至凸緣邊緣距離C1=26,20,16 C2=24,14軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據(jù)軸承座外徑和扳手空間的要求由結(jié)構(gòu)確定箱蓋，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內(nèi)壁間距離 Δ 1=16mm蝸輪輪轂端面與箱內(nèi)壁距離 Δ 2=30mm六 相關標準的選擇本部分含鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，墊圈、墊片的選擇，具體內(nèi)容如下：6.1 鍵的選擇查表 6-1： GB1095-79 蝸輪，半聯(lián)軸器與軸相配合的鍵：A 型普通平鍵，b*h=20mm×12mmGB1095-79 半聯(lián)軸器與軸的連接 b*h=16mm×10mmA 型，20mm×12mmA 型，14mm×9mm GB1095-796.2 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸設計中的相關數(shù)據(jù)，查表 10-43，選用聯(lián)軸器的型號HL3 GB4323-84。HL3GB4323-846.3 螺栓，螺母，螺釘?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響選用螺栓 GB5782-86， M10*35， 數(shù)量為 3 個M12*100， 數(shù)量為 6 個螺母 GB6170-86 M10 數(shù)量為 2 個M10*35M12*100M10M12M6*20 M12， 數(shù)量為 6 個螺釘 GB5782-86 M6*20 數(shù)量為 2 個M8*25， 數(shù)量為 24 個M6*16 數(shù)量為 12 個 M8*25M6*166.4 銷，墊圈墊片的選擇選用銷 GB117-86，B8*30，數(shù)量為 2 個選用墊圈 GB93-87 數(shù)量為 8 個選用止動墊片 1 個選用石棉橡膠墊片 2 個選用 08F 調(diào)整墊片 4 個GB117-86B8*30GB93-87止動墊片石棉橡膠墊片08F 調(diào)整墊片有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續(xù)裝配圖