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課程設(shè)計(jì) （高速斜齒輪低速直齒輪） 二級(jí)減速器 目 錄 1. 目錄---------------------------------------------------２ 2. 摘要---------------------------------------------------4 3. 任務(wù)書-------------------------------------------------5 4. 傳動(dòng)方案的擬定-----------------------------------------6 4.1擬定傳動(dòng)方案--------------------------------------------6 4.2確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型------------------------------6 5. 電機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算-------------7 5.1電機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇--------------------------------7 5.2選擇電機(jī)的容量------------------------------------------7 5.3確定電機(jī)轉(zhuǎn)速--------------------------------------------7 5.4 傳動(dòng)比分配----------------------------------------------8 5.5 傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)----------------------------9 6. 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算-------------------------------------11 6.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算------------------------------------11 6.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算------------------------------------16 7. 軸的計(jì)算-----------------------------------------------24 7.1高速軸的計(jì)算--------------------------------------------24 7.2中間軸的計(jì)算--------------------------------------------27 7.3低速軸的計(jì)算--------------------------------------------30 8. 鍵連接的選擇和計(jì)算-------------------------------------31 8.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核--------------------------31 8.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核-------------------------31 8.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核------------------------32 9. 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算-----------------------------------33 10.聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算-------------------------------------36 11.參考資料-----------------------------------------------37 37 2摘 要 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)主要是培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想。 本次設(shè)計(jì)包括的主要內(nèi)容有：決定傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案；選擇電動(dòng)機(jī)；計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)；傳動(dòng)零件、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算；軸承、聯(lián)接件、潤(rùn)滑密封和聯(lián)軸器及校驗(yàn)計(jì)算；機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì)；繪制裝配圖及零件工作圖；編寫計(jì)算說(shuō)明書以及進(jìn)行設(shè)計(jì)答辯。 設(shè)計(jì)的一般過(guò)程為：首先明確設(shè)計(jì)任務(wù)，制定設(shè)計(jì)任務(wù)書；其次，提供方案并進(jìn)行評(píng)價(jià)；再次，按照選定的方案進(jìn)行各零部件的總體布置，運(yùn)動(dòng)學(xué)和零件工作能力計(jì)算，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和繪制總體設(shè)計(jì)圖；然后，根據(jù)總體設(shè)計(jì)的結(jié)果，考慮結(jié)構(gòu)工藝性等要求，繪出零件工作圖；然后，審核圖紙；最后，整理設(shè)計(jì)文件，編寫說(shuō)明書。 3.設(shè)計(jì)任務(wù)書 1、設(shè)計(jì)題目 （高速斜齒輪低速直齒輪）二級(jí)減速器 2、主要內(nèi)容 (1)決定傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案； (2)選擇電動(dòng)機(jī)，計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)； (3)傳動(dòng)零件以及軸的設(shè)計(jì)計(jì)算；軸承、聯(lián)接件、潤(rùn)滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗(yàn)計(jì)算； (4)機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì)； (5)繪制裝配圖及零件圖；編寫計(jì)算說(shuō)明書并進(jìn)行設(shè)計(jì)答辯。 3、具體要求 (1)原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶線速度v = 2.0（m/s） 運(yùn)輸帶拉力F = 3000（N） 卷筒直徑D = 700 （mm） (2)工作條件： 三班制 一年250天 工作10年 軸承之類的更換件按5000h算 4、完成后應(yīng)上交的材料 (1)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書； (2)減速器裝配圖一張； (3) 兩張a3零件圖 5、推薦參考資料 (1)西華大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院機(jī)械基礎(chǔ)教學(xué)部編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書,2006 (2)濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版).北京：高等教育出版社,2006 4.傳動(dòng)方案的擬定 機(jī)器一般由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)、工作機(jī)組成。傳動(dòng)裝置在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，并籍以改變運(yùn)動(dòng)的形式、速度大小和轉(zhuǎn)矩大小。傳動(dòng)裝置一般包括傳動(dòng)件（齒輪傳動(dòng)、帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)等）和支承件（軸、軸承和機(jī)體等）兩部分。它的重量和成本在機(jī)器中占很大的比例，其性能和質(zhì)量對(duì)機(jī)器的工作影響也很大。因此合理設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案具有重要意義。 4.1擬定傳動(dòng)方案 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，擬定了如下兩種傳動(dòng)方案：一種方案是電機(jī)-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動(dòng)機(jī)；一種方案是電機(jī)-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動(dòng)機(jī)?？紤]到電機(jī)輸出轉(zhuǎn)度較大而工作所需要的轉(zhuǎn)速較低，他們之間存在較大的減速比，這樣會(huì)大大增加減速器的結(jié)構(gòu)尺寸和材料使用。選定方案一電機(jī)-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動(dòng)機(jī)其布置形式如圖4.1所示。 圖4.1　傳動(dòng)方案：電機(jī)-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動(dòng)機(jī) 4.2確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型 （1）選定減速器傳動(dòng)級(jí)數(shù) 傳動(dòng)級(jí)數(shù)根據(jù)工作機(jī)轉(zhuǎn)速機(jī)要求，由傳動(dòng)件類型、傳動(dòng)比以及空間位置尺寸要求而定。在本傳動(dòng)方案中，選擇圓柱齒輪傳動(dòng)，為了使機(jī)構(gòu)尺寸和重量較小，當(dāng)減速器傳動(dòng)比i大于8是，宜采用二級(jí)以上齒輪傳動(dòng)型式。考慮到降速有一定的降速能力，本機(jī)構(gòu)選用二級(jí)齒輪減速器。 （2）選定齒輪類型 選定直齒輪 （3）選定軸承類型和布置形式 一般減速器都用滾動(dòng)軸承，大型減速器也用滑動(dòng)軸承的。軸承類型由載荷和轉(zhuǎn)速?zèng)Q定?？紤]到本次設(shè)計(jì)當(dāng)中，軸承所受載荷不是很大，且受到一定的軸向力，選角接觸球軸承較為合理。在確定軸承的布置時(shí)，考慮同一軸線上的兩個(gè)安裝孔能夠一次加工完成和軸的軸向精度要求不高，軸承采用面靠面布置。 （4）決定減速器機(jī)體結(jié)構(gòu) 通常沒(méi)有特殊要求是，齒輪減速器機(jī)體都采用沿齒輪軸線水平剖分的結(jié)構(gòu)，以便裝配。 （5）選擇聯(lián)軸器類型 由于本機(jī)構(gòu)只需要在低速級(jí)安裝聯(lián)軸器，所以選擇可移式剛性聯(lián)軸器。 5.電機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 5.1電機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 由于直流電機(jī)需要直流電源，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，價(jià)格較高，維護(hù)比較不便，因此選擇交流電動(dòng)機(jī)。 我國(guó)新設(shè)計(jì)的Y系列三相籠型異步電機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、價(jià)格低廉、維護(hù)方便，適用于不易燃、不易爆、無(wú)腐蝕性氣體和無(wú)特殊要求的機(jī)械上，如金屬切削機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)、風(fēng)機(jī)、攪拌機(jī)等，由于啟動(dòng)性能較好，也適用于某些要求啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩較高的機(jī)械，如壓縮機(jī)等。在這里選擇三相籠式異步交流電機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 5.2選擇電機(jī)的容量 本次設(shè)計(jì)為設(shè)計(jì)不變（或變化很?。┫麻L(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，只有所選電機(jī)的額功率Ped 等于或稍大于所需的電動(dòng)機(jī)工作功率Pd,即Ped ≥Pd ，電動(dòng)機(jī)在工作時(shí)就不會(huì)過(guò)熱，通常就不必校驗(yàn)發(fā)熱和啟動(dòng)力矩。電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算公式引自【1】第12~20頁(yè) 電機(jī)所需工作功率按式（1）為 kw 由式 = kw 因此 設(shè)：——為聯(lián)軸器的效率。=0.99 ——對(duì)滾動(dòng)軸承效率。=0.99 ——為7級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率。=0.98 ——輸送機(jī)滾筒效率。=0.96 估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率： 工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)功率為： kw 5.3確定電機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為 r/min 按表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取二級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比=8-40，則總傳動(dòng)比合理范圍為=8-40，故電機(jī)轉(zhuǎn)速的可選擇范圍為 r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min,3000r/min. 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出有兩種適合的電機(jī)型號(hào)，因此有兩種傳動(dòng)方案，如下頁(yè)表一。 表一 方案 電動(dòng)機(jī)型 號(hào) 額定功率kw 電機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min 同步 轉(zhuǎn)速 滿載 轉(zhuǎn)速 1 Y160M-6 7.5 1000 970 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 綜合考慮電機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量，價(jià)格，減速器的傳動(dòng)比，可見(jiàn)第2中方案比較合理，因此選擇電機(jī)型號(hào)Y160M-6,其主要性能表二。 表二 型號(hào) 額定功率 KW 同步轉(zhuǎn)速 r/min 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y160M-6 7.5KW 1000 970 2.0 2.0 5.4 傳動(dòng)比分配 電機(jī)型號(hào)Y160M-6，滿載時(shí)轉(zhuǎn)速nm=970r/min. (1)總傳動(dòng)比 (2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比： 減速器的傳動(dòng)比為： （3） 分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比 按展開式布置，考慮潤(rùn)滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，由經(jīng)驗(yàn)公式： 取 且有： 得 5.5 傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) (1）各軸轉(zhuǎn)速 由式(9)-(10) Ⅰ軸：r/min Ⅱ軸： r/min Ⅲ軸： r/min 卷筒軸： r/min (2)各軸輸入功率： 由式（12）-（15） Ⅰ軸： kw Ⅱ軸： kw Ⅲ軸： kw （3）各輸入轉(zhuǎn)矩 由式（16-21） 電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩： N.m Ⅰ到Ⅲ軸輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理如表四： 表四 傳動(dòng)裝置各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)表 項(xiàng)目 軸號(hào) 功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 傳動(dòng)比 0軸 6.977 970 68.691 1 Ⅰ軸 6.90723 970 68.004 4.896 Ⅱ軸 6.7013 198.12 323.023 3.627 Ⅲ軸 6.50169 54.60 1137.20 6.傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 6.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1）確定齒輪類型．兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪 2）材料選擇．材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，二者硬度差為40 HBS。 ３）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度 4）初選小齒輪的齒數(shù)，，選 5）選取螺旋角。初選螺旋角 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式（10－21）試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （１）試選 （２）由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù) （３）由圖10-26查得 （４）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （５）由表10-7選取齒寬系數(shù) （６）由表10-－6查得材料的彈性影響系數(shù) （７）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 （８）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （j為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為工作壽命 三班制，一年250天，工作10年，軸承之類的更換件按5000h算 ） （９）由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （１０）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為１%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得： ２）計(jì)算 （１）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得 （２）計(jì)算圓周速度 （３）計(jì)算齒寬b及模數(shù) （４）計(jì)算縱向重合度 （５）計(jì)算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù) 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù) 由表10-4查得 由圖10-13查得 假定，由表10-3查得 故載荷系數(shù) （６）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （７）計(jì)算模數(shù) 3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10-17， １） 確定計(jì)算參數(shù) （１）計(jì)算載荷系數(shù) （２）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) （３）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) （４）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 （5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 （６）由圖10-20C查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 （７）由圖１０－１８查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （８）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式１０－１２得 （９）計(jì)算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)據(jù)大 ２） 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，?。?mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 取，則 4．幾何尺寸計(jì)算 １） 計(jì)算中心距 將中心距圓整為164mm ２）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 ３） 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ４） 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取； 齒輪參數(shù)表 名 稱 計(jì) 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 2 齒數(shù) Z1 27 Z2 132 壓力角 n 分度圓直徑 d1 55.70 d2 272.30 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 164 齒 寬 6.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1）根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)精度（GB10095-88） 3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr（表面淬火），硬度為 48-55HRC,大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS 4）初選小齒輪齒數(shù)，。取 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a） （1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1）試選 2）計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩 3）由表10-7選取齒寬系數(shù) 4）由表10-6查取材料彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度 6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （2）計(jì)算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算式 得，mm 2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒輪b 4)計(jì)算齒寬與齒高比 模數(shù) 齒輪高 齒高比 5）計(jì)算載荷系數(shù)K 由10-2查得使用系數(shù)，； 根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) 因?yàn)槭侵饼X輪 所以 ； 由表10-4用插值法查的7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱軸承時(shí) . 由查圖10-13得 . 故載荷系數(shù) =1.469 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得 =70.39mm 7） 計(jì)算模數(shù) 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，終合考慮，滿足兩方面，對(duì)模數(shù)就近取整，則 m=3 取 。取 4 幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 (2)分度圓直徑 （3）算齒輪寬度 圓整后取 5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及齒輪零件草圖見(jiàn)附件 齒輪參數(shù)表 名 稱 計(jì) 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 2 齒數(shù) Z1 24 Z2 87 壓力角 n 分度圓直徑 d1 55.70 d2 261 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 166.5 齒 寬 綜合，得出高速級(jí)和低速級(jí)大小齒輪參數(shù)所計(jì)算得齒輪的參數(shù)為： 高速級(jí) 大 272.30 2 132 164 55 1 0.25 小 55.70 27 60 低速級(jí) 大 261 3 87 166.5 65 小 72 24 60 7 軸的計(jì)算 7.1．高速軸的計(jì)算 １．輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 軸的計(jì)算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第360~385頁(yè) ２．求作用在齒輪上的力 ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取 （以下軸均取此值），于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 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=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，選用HL１型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N·ｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L＝42ｍｍ，半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 ４．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) １）擬定軸上零件的裝配方案（見(jiàn)下圖） ２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （１）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=30mm.，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，故的長(zhǎng)度應(yīng)該比略短一點(diǎn)，現(xiàn)取 (3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應(yīng)根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定 （4）軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應(yīng)根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即， （5）取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,， (6)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)CAD圖。 輸入軸的結(jié)構(gòu)布置 5．受力分析、彎距的計(jì)算 （１）計(jì)算支承反力 在水平面上 （２）在垂直面上 故 總支承反力 ２）計(jì)算彎矩并作彎矩圖 （１）水平面彎矩圖 （２）垂直面彎矩圖 （３）合成彎矩圖 3）計(jì)算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 6．作受力、彎距和扭距圖 聯(lián)軸器:由式６－１， 查表６－２，得 ，鍵校核安全 齒輪: 查表6－2，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故c截面為危險(xiǎn)截面。根據(jù)式１５－５，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力 由表１５－１查得，，故安全 9．校核軸承和計(jì)算壽命 （１） 校核軸承A和計(jì)算壽命 徑向載荷 軸向載荷 由，在表１３－５取X＝0.56。相對(duì)軸向載荷為，在表中介于0.040－0.070之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.24－0.27之間，對(duì)應(yīng)Y值為1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。 由表１３－６取則，A軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 ，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 （２） 校核軸承B和計(jì)算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動(dòng)載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 7.2．中間軸的計(jì)算 1. 中間軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 ２．求作用在齒輪上的力 高速大齒輪: 低速小齒輪: ３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)表１５－３，取，于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 這是安裝軸承處軸的最小直徑 4．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （ 1 ）初選型號(hào)7208的角接觸球軸承參數(shù)如下 基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和7的長(zhǎng)度與軸承寬度相同,故取，， ( 2 )軸段3上安裝低速級(jí)小齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取 ( 3)軸段5上安裝高速級(jí)大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取。 取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得, ， （4）參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)CAD圖。 中間軸的結(jié)構(gòu)布置 5.軸的受力分析、彎距的計(jì)算 1）計(jì)算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力： 2)計(jì)算彎矩 在水平面上： 在垂直面上： 故 3)計(jì)算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 8．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險(xiǎn)截面 根據(jù)式１５－５，并取 由表１５－１查得，，校核安全。 9．校核軸承和計(jì)算壽命 １）校核軸承A和計(jì)算壽命 徑向載荷 軸向載荷 ,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故 因?yàn)?，校核安全? 該軸承壽命該軸承壽命 ２）校核軸承B和計(jì)算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動(dòng)載荷，校核安全 該軸承壽命該軸承壽命 查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命，故安全。 7.3．低速軸的計(jì)算 １． 輸入功率轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 2． 第三軸上齒輪受力 3．初定軸的直徑 軸的材料同上。由式１５－２，初步估算軸的最小直徑 4．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) １）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見(jiàn)下圖） ２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （1）軸段2和軸段7用來(lái)安裝軸承，根據(jù)，初選型號(hào)6210的深溝球軸承， 參數(shù)基本：基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： （2）為減小應(yīng)力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應(yīng)根據(jù)6209的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，取 ( 3)軸段5上安裝低速級(jí)大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,,故取。 (4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取 （5）取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得, ， （6）參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)CAD圖。 5.軸的受力分析、彎距的計(jì)算 （１）計(jì)算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 （2）計(jì)算彎矩 １）水平面彎矩 在C處， 在B處， ２）垂直面彎矩 在C處 （３）合成彎矩圖 在C處 在B處， （4）計(jì)算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (CD段) 8.鍵連接的選擇和計(jì)算 本減速器全部使用圓頭平鍵，其主要失效形式是工作表面的壓潰，除非有嚴(yán)重的過(guò)載，一般不會(huì)出現(xiàn)鍵斷裂，因此，通常只按工作面的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核。假定載荷在鍵的工作平面上均勻分布，則普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)公式（6-1）為： 式中：T-傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位N.mm; k-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h,此處h為鍵的高度， mm; l-鍵的工作長(zhǎng)度， mm,圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L,這里L(fēng)為鍵的公稱長(zhǎng)度，mm;b為鍵的寬度，mm; d-軸的直徑，mm; -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，MPa，見(jiàn)表6-2。 鍵的計(jì)算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第103~108頁(yè) 8.1 高速軸（I軸）上鍵的選擇及校核 對(duì)于I軸上的聯(lián)軸器與軸的鏈接主要是周向定位，而不承受軸向力的作用，所以用平鍵鏈接，根據(jù)d=35mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型； 鍵，軸的材料為鋼，帶輪輪轂的材料為鑄鐵，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=63-10=53mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強(qiáng)度足夠。 8.2 中間軸（II軸）上鍵的選擇及校核 軸II上有兩個(gè)相同的鍵，且在兩處軸徑相同，那么只需要對(duì)軸徑小處的 鍵進(jìn)行校核即可。根據(jù)d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，只需對(duì) 的鍵進(jìn)行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50-14=36mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸 入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強(qiáng)度足夠。 8.3 高速軸（III軸）上鍵的選擇及校核 高速軸上有兩處要進(jìn)行鍵的選擇和校核。兩處的直徑分別為50mm、60mm，但是為了加工和安裝方便，按直徑小處選擇鍵寬和鍵高。根據(jù)d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型；和，對(duì)兩處的鍵都要進(jìn)行校核。 鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，受輕微的沖擊載荷，由表6-2查的許用擠壓力在，取其中間值，。 L=100mm的鍵，其工作長(zhǎng)度l=L-b=100-14=86mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強(qiáng)度足夠。 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-14=56mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式（6-1）可得， 鍵的強(qiáng)度足夠。 9.滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 由于本減速器承受載荷較輕，確有一定的軸向力，因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的，在特輕系列中選擇7200C 系列。再根據(jù)軸徑，查參考書【1】第P122頁(yè)最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對(duì)軸承分別為,7208C,7212C.現(xiàn)在只對(duì)7208C軸承的使用壽命系數(shù)進(jìn)行計(jì)算，其他軸承類似。軸承的計(jì)算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第307~342頁(yè) 查參考書【1】第P122頁(yè)可知7208C的動(dòng)載荷系數(shù)，靜載荷系數(shù)為,按查考書【2】P318頁(yè)取軸承預(yù)期壽命。 圖8.1軸承的受力情況 1.求兩軸承所受到的徑向載荷,. 由前面I軸的計(jì)算可知,，,，由此可得 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力, 對(duì)于7000C型軸承，按表13-7查得軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小確定，但現(xiàn)軸承軸向力未知，故先初選e=0.46,因此可估算， 按式（13-11）得 由表13-5仿例題13-1進(jìn)行插值計(jì)算，得 再計(jì)算 與同組其他數(shù)據(jù)相比較，兩次計(jì)算結(jié)果的值相差較小，因此確定 ， 3.計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷和 因?yàn)? 由表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對(duì)軸承A ， 對(duì)軸承B ， 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷，按表13-6，，取，則 1. 驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)椋园摧S承A的受力大小驗(yàn)算，n=576r/min 所選軸承滿足壽命要求 減速器的工作壽命為五年，其總工作時(shí)間為，取得較小，因此在一到兩年就必須的更換一次軸承。 10.聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算 1. 類型選擇 根據(jù)本減速器的設(shè)計(jì)，只需要在低速輸出軸和帶式運(yùn)輸機(jī)之間按裝聯(lián)軸器，由于載荷有輕微震動(dòng)，根據(jù)參考書【2】P343至P352對(duì)聯(lián)軸器的種類和結(jié)構(gòu)的介紹，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 2. 計(jì)算載荷 公稱轉(zhuǎn)矩 查1表14-1的,故由參考書【2】P35式（14-1）得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 3. 型號(hào)選擇 在參考書【1】中查得LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器的選用轉(zhuǎn)矩1250N.m，許用最大轉(zhuǎn)速為4000r/min ，軸徑為40~63mm之間，故合用。根據(jù)軸的直徑選擇軸孔直徑為50,軸孔長(zhǎng)度為112的LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器. 11.參考資料 【1】 機(jī)械設(shè)計(jì)機(jī)械原理教學(xué)組.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M].2009.12 【2】 濮良貴等.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社，2006.5 【3】 孫桓等.機(jī)械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006.5 【4】 劉鴻文等.材料力學(xué)[M]. 北京：高等教育出版社，2004.1 【5】 鄧志平等.機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)[M].成都：西南交通大學(xué)出版社，2008.8