機械設(shè)計——減速器齒輪箱設(shè)計手冊

1、機械設(shè)計課程設(shè)計二級直齒圓柱齒輪減速器 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 姓 名： 目錄 一、 傳動方案的確定 3 二、 電動機的選擇 52.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇 52.2 確定電動機功率 52.3 確定電動機型號 滾筒工作轉(zhuǎn)速5三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比53.1 計算總傳動比 53.2 分配各級傳動比 6 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)及傳動零件的設(shè)計計算64.1、計算各軸轉(zhuǎn)速64.2、計算各軸的功率64.3、計算各軸的扭矩6 五、 帶的設(shè)計計算 75.1、確定計算功率Pca 75.2、選擇V帶的帶型 75.3、確定帶輪的基準直徑dd=及驗算帶速v 75.4、根據(jù)V帶的中心距

2、和基準長度Ld75.5、驗算小帶輪上的包角75.6、計算帶的根數(shù) 75.7、計算單根V帶的初拉力的最小值 85.8、計算壓軸力 85.9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計8 六、 齒輪的設(shè)計計算 9 第一對齒輪：6.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 96.2、按齒面接觸強度設(shè)計106.3、計算相關(guān)數(shù)值106.4、按齒根彎曲強度設(shè)計116.5、設(shè)計計算126.6、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計13第二對齒輪6.7、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)146.8、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計146.9、確定公式數(shù)值146.10 計算相關(guān)數(shù)值156.11 按齒根彎曲強度設(shè)計166.12 設(shè)計計算166.13 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計18七、軸的設(shè)計及

3、強度校核187.1、軸的選材187.2、各軸最小直徑估算187.3、裝配工作底圖的設(shè)計197.4、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核197.5、中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核237.6、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核267.7、軸承潤滑方式確定 30 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算308.1、高速軸（A型鍵）308.2、中速軸（A型鍵）308.3、低速軸（A型鍵）31九、設(shè)計小結(jié) 32十、參考資料 32計算及說明主要結(jié)果一傳動方案的確定傳動裝置選用V帶傳動和閉式二級圓柱齒輪傳動系統(tǒng)，具有結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的特點。V帶傳動布置于高速級，能發(fā)揮它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護的優(yōu)點。但本方案結(jié)構(gòu)尺寸較大，帶的壽命短

4、，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。因而，在對尺寸要求不高、環(huán)境條件允許的情況下，可以采用本方案。二電動機的選擇 2.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇按照已知的動力源和工作條件選用Y系列三相異步電動機。2.2 確定電動機功率1）傳動裝置的總效率查表得： =0.97（傳動滾筒），=0.97（V帶）， =0.99， =0.98， =0.99。0.970.970.9940.9820.99=0.8592）工作機所需電動機功率 由公式得：Pd=Fv1000總=20001.610000.859=3.725kw2.3 確定電動機型號 滾筒工作轉(zhuǎn)速nw=60*1000vD=60*1000*1.6*350=87.36r/m

5、in按推薦傳動比常用范圍，取V帶傳動比 = 24，二級圓柱齒輪傳動比=35，則總傳動比的范圍為 = =620。因此，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min。因為電動機轉(zhuǎn)速越高，價格越低，而傳動裝置的輪廓尺寸越大，綜合考慮電動機價格和和傳動裝置尺寸及環(huán)境條件，先選擇1500r/min。即電動機型號為Y112M-4。其滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,額定功率Ped=3kw。附表1 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速額定最大轉(zhuǎn)速Y112M-44kw1440r/min2.22.3三傳動裝置總傳動比的計算及各級傳動比的分配3.1

6、 計算總傳動比i總=nmnw=144087.36=16.483.2 分配各級傳動比查表得，帶的傳動比取為i帶=2，則圓柱齒輪的傳動比i齒=i總i帶=16.482=8.24i f =(1.21.3)i,i 1=3.21 , i 2=2.567四傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算4.1 計算各軸轉(zhuǎn)速n0=nm=1440r/minn1=n0i帶=14402=720r/minn2=nIi1=7203.21=224.30r/minn3=n2i2=224.302.567=87.378r/minn4=n|i3=n3=87.378r/min4.2 計算各軸功率P0=Pd=3.725kwP1=P0 帶=3.725 0

7、.97=3.576kwP2=P1 軸承 齒輪=3.5760.990.98=3.470kwP3=P2 軸承 齒輪=3.4700.980.99=3.367kwP4=P3 軸承 聯(lián)軸器=3.30kw4.3 計算各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550*P0n0=9550*3.7251440=24.70NmT1=9550*P1n1=9550*3.576720=47.432NmT2=9550*P2n2=9550*3.470224.3=147.742NmT3=9550*P3n3=9550*3.36787.367=368.04Nm傳動比效率20.96（帶）3.210.980.992.5670.980.9910.990.99T

8、4=9550*P4n4=9550*3.3087.367=360.72Nm 附表2 各軸的運動及動力參數(shù)軸功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩03.7251440r/miin24.70Nm13.576720r/min47.432 Nm23.470224.30r/min147.742 Nm33.36787.378r/min368.00 Nm43.3087.378r/min360.67 Nm五減速器外的傳動零件的設(shè)計帶傳動的設(shè)計計算5.1 確定計算功率Pca由載荷變動較小、每天單班制工作，查表取帶傳動工作情況系數(shù)KA=1.0，則Pca=KAPd=1.03.725=3.725kw。5.2 選擇V帶的帶型根據(jù)求得的Pca=3.

9、725kw以及n0=1440r/min，查圖得選用A型V帶。5.3 確定帶輪的基準直徑dd=及驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。2）驗算帶速vV=dd1n060*1000=*90*144060*1000=6.7824m/s5m/svd30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i帶dd1=290=180mm5.4 根據(jù)V帶的中心距和基準長度Ld1） 根據(jù)0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2），得189a01.5d=42mm，所以：L1=（1.52）d=（1.52） 28=4256mm。又電動機輸出長度為60mm，取L1=

10、62mm。2）大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪采用腹板式。大帶輪轂直徑由后續(xù)高速軸設(shè)計而定，取d=25mm。同理：d12=(1.82)d=(1.82)25=4550mm，取48mm。da2=dd2+2ha=180+23=186mm。B2=B1=50mm。由于B2=50mm1.5d=37.5mmL2=（1.52）d=（1.52） 25=37.550mm，取L2=50mm。S=(17-14)B2=(17-14)50=7.14312.5mm，取S=12mm。由表取=10mm。六減速器內(nèi)的傳動零件的設(shè)計齒輪傳動設(shè)計的設(shè)計計算第一對齒輪6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動。2

11、）運輸機為一般工作機器，速度要求不高，故選用7級精度。3）材料選擇。查表可選擇小齒輪材料為45鋼 (調(diào)質(zhì))，硬度為250HBW；大齒輪材料為45鋼(正火)，硬度為200HBW，二者材料硬度差為50HBW。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。5）齒數(shù)比u=z2z1=6721=3.190。6.2 按齒面接觸強度設(shè)計按計算式試算即：1）試選Kr=1.3，由圖得： 2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=T1=47.432Nm=4.743104Nmm3）查表選取齒寬系數(shù)d=14）查表可得材料的彈性影響系數(shù)5）查取齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7) 查圖可選取接觸疲勞壽命系

12、數(shù)，。8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%安全系數(shù)為1，得許用應(yīng)力為：6.3 計算相關(guān)數(shù)值1）試算d1t(小齒輪分度圓直徑)，代入2）計算圓周速度3） 計算齒寬b4) 計算齒寬與齒高之比 bh模數(shù) mt=d1tz1=65.38621=3.11mm齒高 h=2.25mt=2.253.11=6.998mm bh=65.3866.998=9.3445) 計算載荷系數(shù)a.根據(jù)v=2.464m/s、齒輪7級精度，查得動載系數(shù) Kv=1.085b.查表得直齒輪傳動齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=1c.查表得齒輪傳動使用系數(shù)KA=1.0d.齒輪7級精度、小齒輪相對支承對稱e.由 bh =9.344、查

13、得彎曲疲勞強度計算的齒向載荷分配系數(shù)。載荷系數(shù)：6）按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計算模數(shù)6.4 按齒根彎曲強度設(shè)計1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值。a. 小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 b. 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。c. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得：d. 計算載荷系數(shù)e. 查取齒形系數(shù)，查得齒形系數(shù) YFa1=2.76，YFa2=2.268f. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。同表，YSa1=1.56，YSa2=1.744g. 計算大、小齒輪6.5 設(shè)計計算1）2）對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，且

14、齒輪模數(shù)主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：3）計算中心距4）幾何尺寸計算a. 圓整后取，。b. 計算齒頂圓直徑C. 計算齒全高hd. 計算齒厚Se. 齒頂高haf. 齒根高hfg. 齒根圓直徑6.6 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪1由于直徑較小，所以采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。#第二對齒輪6.7 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按傳動方案選直齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度要求不高，故選用7級精度。3）材料選擇。查表可選擇小齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度240HBW。 大齒輪材料45鋼（

15、正火），硬度200HBW。兩者硬度相差40HBW。 4）選小齒輪齒數(shù)Z1=29，大齒輪，取。 5）齒數(shù)比u=z2z1=7529=2.586。6.8 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計1）由式試算小齒輪分度圓直徑6.9 確定公式數(shù)值1）試選Kt=1.3，由圖得： 2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=T2=147.742Nm=1.477105Nmm3）查表選取齒寬系數(shù)d=14）查表可得材料的彈性影響系數(shù)5）查取齒面硬度小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7) 查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)，。8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%安全系數(shù)為S=1，得許用應(yīng)力為：6.10 計算相關(guān)數(shù)值1）

16、試算d1t(小齒輪分度圓直徑)，代入2）計算圓周速度v4） 計算齒寬b4) 計算齒寬與齒高之比 bh模數(shù) mt=d1tz1=97.22629=3.353齒高 h=2.25mt=2.253.353=7.544mm bh=97.2267.544=12.8885) 計算載荷系數(shù)a.根據(jù)v=1.141m/s、齒輪7級精度，查得動載系數(shù) Kv=1.07b.查表得直齒輪傳動齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=1c.查表得齒輪傳動使用系數(shù)KA=1.0d.齒輪7級精度、小齒輪相對支承對稱e.由 bh =12.888、查得彎曲疲勞強度計算的齒向載荷分配系數(shù)。載荷系數(shù)：6）按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑7)計算模

17、數(shù)6.11 按齒根彎曲強度設(shè)計2） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值。a. 小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 b. 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。c. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得：d. 計算載荷系數(shù)e. 查取齒形系數(shù)，查得齒形系數(shù) YFa1=2.53，YFa2=2.23f. 查取應(yīng)力校正系數(shù)。同表，YSa1=1.62，YSa2=1.76g. 計算大、小齒輪6.12 設(shè)計計算1）2）對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，且齒輪模數(shù)主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。故取，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，

18、需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：3） 計算分度圓直徑4）計算中心距傳動比誤差計算5）幾何尺寸計算a. 取，。b. 計算齒頂圓直徑C. 計算齒全高hd. 計算齒厚Se. 齒頂高haf. 齒根高hfg. 齒根圓直徑6.13 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪3采用實心式結(jié)構(gòu)。 大齒輪4采用腹板式結(jié)構(gòu)。七軸的設(shè)計及強度校核 7.1 軸的選材因傳遞功率不大，并無其他特殊要求，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得軸材料硬度為217225HBW?？估瓘姸葮O限B=640MPa，屈服強度極限S=355MPa，彎曲疲勞極限-1=275MPa，剪切疲勞極限-1=155MPa，許用彎曲應(yīng)力-1=60MP

19、a。7.2 各軸最小直徑估算1）高速軸的最小直徑、輸入端與大帶輪相連接，取A0=126考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸截面應(yīng)設(shè)置一個鍵槽，故將此軸徑增大5%7%，則，查表取標準尺寸。2）中速軸最小直徑，安裝兩個鍵槽，強度也應(yīng)較大，取A0=125 考慮到中速軸安裝兩個鍵槽，按標準尺寸取。 3）低速軸最小直徑，安裝鍵槽和聯(lián)軸器，強度和扭矩應(yīng)較大，則低速軸最小直徑為：A0=126 考慮到低速軸安裝聯(lián)軸器，該軸端截面設(shè)有鍵槽，同理參考聯(lián)軸器、軸承、標準尺寸，選。 7.3 裝配工作底圖的設(shè)計 根據(jù)軸上零件結(jié)構(gòu)、定位、裝配關(guān)系、軸向?qū)挾取⒘慵g的相對位置及軸承潤滑方式等要求，設(shè)計二級圓柱齒輪減速器裝

20、配工作底圖。 其中：箱底壁厚=0.025a+38，取=10mm;箱蓋壁厚1=0.02a+38，取1=10mm;由2，取2=14mm; 11.2，取1=12.5mm；故箱體內(nèi)寬W=B1+B2+32=75+108+314=225mm想體內(nèi)長L=d1+d22+d32+d4+2ha+21=522.75，取L=525mm。7.4 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核1）軸上零件的位置與固定方式的確定： 高速軸采用齒輪軸，齒輪部分安裝在軸的一端，軸承對稱布置。軸端采用兩端固定方式?，F(xiàn)軸承采用脂潤滑，可以通過封油環(huán)定位。2）各軸段直徑和長度的確定a. 各軸段直徑確定。d11 : 最小直徑，安裝大帶輪外伸段處，d11=

21、 d1min=25mm。d12 : 密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求以及定位軸肩的高度h=(0.070.1)d11,考慮密封圈標準，故取d12=30mm. 該處軸的圓周速度為：V=dd1n060*1000=3.14*30*72060*1000=1.1304m/s d12，現(xiàn)取d13=35mm。考慮到軸承主要承受徑向力，選用深溝球軸承。查表選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6207?；境叽鐬閐DB=35mm72mm17mm.其安裝尺寸為da=42mm。d14 : 過度軸段，取 d14=45mm d齒: 齒輪處軸段，由于小齒輪結(jié)構(gòu)較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。d齒=da1=72mmd15 :

22、 滾動軸承處軸段，應(yīng)與右支承相同，d15= d13=35mm。b. 各軸段長度確定L11 : 應(yīng)比大帶輪的輪轂長度短23mm，故取L11=48mm。L12 : L12= L2+ k1=75mm。L13 : L13= B+ 4+2+17+14+2=33mm。L14 : 考慮到該小齒輪和另一組小齒輪在空間上可能會互相交涉的關(guān)系，則L14=B1+B3+22=75+108+214=211mm。L15 : L15= L13=33mm.高速軸總長L1= L11+L12+L13+L14+L15=400mm。c. 按彎扭合成應(yīng)力校驗軸的強度。小齒輪所受圓周力Ft1=2T1d1=2*47.4320.068=13

23、95.059N小齒輪所受徑向力Fr1=Ft1tan=507.76N高速軸兩軸間的跨距由上設(shè)計可得：LA1BA=260mm，LB1D1=107.5mm，LC1D1=277.5mm，LA1D1=367.5mm。兩支點的支反力：RA1H=RB1H=Ft12=1395.0592=697.53N由 解得：。由，解得：。A1點和B1點的總支反力：求C1處的水平彎矩 求C1處的垂直彎矩 求B1處的垂直彎矩求C1處的合成彎矩 求B1處的合成彎矩高速軸所受的轉(zhuǎn)矩由圖可知，B1軸段所受彎矩較大，但軸頸較小，所以B1為危險截面，又是雙向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力可以視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6，危險截面B1的

24、當量彎矩 因為45鋼調(diào)質(zhì)，所以查表得其許用彎曲應(yīng)力為-1=60MPaca，故安全。 d. 滾動軸承校驗 1）查表得：深溝球軸承6207的基本額定動載荷Cr=25.5kN,基本額定靜載荷CO=15.2KN?，F(xiàn)預計壽命 2）查表得，當減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因為FaFr=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以FaFre。則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 又P1P2，故只驗算P2。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1， 。 軸承壽命合格。 7.5 中速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核1）軸上零件的位置與固定方式的確定： 中速軸上安裝兩個

25、齒輪，軸承對稱布置。軸端采用兩端固定方式?，F(xiàn)軸承采用脂潤滑，可以通過封油環(huán)定位。2）各軸段直徑和長度的確定a. 各軸段直徑確定。d21 : 最小直徑，滾動軸承處軸段，安裝大帶輪外伸段處，d21= d2min=25mm。d22 : 安裝第二個小齒輪（z3），因為需要安裝鍵槽，考慮到此處軸段受扭矩、受彎矩較大， d22=401.07=42.8mm，選d22=45mm。d23 : 軸環(huán)處，用于軸上零件的軸向定位， d23= d22+2(0.070.1)d21=51.354mm。取標準值53mm。d24 : 安裝第二個大齒輪（Z2）,安裝需要鍵槽，考慮到此處軸段強度也應(yīng)較大。取 d24=44mm。 d

26、25 : 滾動軸承處軸段，應(yīng)與右支承相同，d25= d21=40mm。b. 各軸段長度確定L21 : 由箱體結(jié)構(gòu)位置設(shè)計，取L21=48mmL22 : 安裝齒輪處，應(yīng)比輪轂小一些（L22108），故取L22=105mm。L23 : 軸環(huán)寬度，由b1.4h=1.4(d23-d22)/2，得b5.6mm，再由于軸上零件布置位置關(guān)系，故取b=10mm。L24 : 安裝第一個大齒輪位置，L24B2=68mm。 取L24=65mm。L25 : L25= L21=48 mm.高速軸總長L2= L21+L22+L23+L24+L25=277mm。c. 按彎扭合成應(yīng)力校驗軸的強度。大齒輪所受圓周力Ft2=2T

27、2d2=2*147.7420.218=1355.431N大齒輪所受徑向力Fr2=Ft2tan=493.34N中速軸兩軸間的跨距由上設(shè)計可得：LA2B2=182.5mm，LB2D2=76.5mm，LC2D2=202.5mm，LA2D2=259mm。l1=259-202.5=56.5，l2=182.5-56.5=126。 兩支點的支反力：RA2H=RB2H=Ft22=677.7155N。 小齒輪所受圓周力Ft3=2T3d3=2*3680.1025=7180.488N 小齒輪所受徑向力Fr3=Ft3tan=2613.484N由 ，得： 總支反力： 脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6如圖B2處受彎矩和

28、扭矩較大，為危險截面。校核B2處所受最大彎矩： 該軸設(shè)計安全。 d. 滾動軸承校驗1）考慮到該軸受彎扭矩較大，查表選?。荷顪锨蜉S承6408，基本額定動載荷Cr=65.5KN，基本額定靜載荷為CO=37.5kN?，F(xiàn)預計壽命19200h。 2）查表得，當減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因為FaFr=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以FaFre。則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 又P1P2，故只驗算P2。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1， 。軸承壽命驗算合格。7.6 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核1）軸上零件的位置與固定方式的確定

29、： 低速軸由于載荷較平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，軸承對稱布置。選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。查表得KA=1.5。Tca=KAT3=1.5368Nm=552Nm 查表得選用LT9型，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1000Nm，故Tcad32，取d33=60mm。d34 : 軸肩段，d34=1+(0.070.1)d33=65mm。d35 : 軸環(huán)處，d35=1+(0.070.1)d34=70mm。d36 : 安裝大帶輪Z4處，取d36=d34=65mm。d37 : 滾動軸承段，對稱布置，d37=d33=60mm。 b.各軸段長度的確定L31 : 聯(lián)軸器安裝位置，應(yīng)比聯(lián)軸器短23mm，取110mm。L32 : L2+t+e

30、+K2-B-4=60+2+12+55-31-14=84mm。L33 : 軸環(huán)寬度，b1.4h=5.6mm，再根據(jù)軸承寬度，取L33=31mm。L34 : 過度軸頸，L34=211-L36-L35，取L34=96mm。L35 : 軸環(huán)寬度，b1.4h=7mm，取b=10mm，L35=15mmL36 : 該段對應(yīng)另一個齒輪，其齒寬B為102.5mm，取L36=100mm。L37 : 固定段，L37B，取L37=45mm。L3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。 4）按彎扭和合成應(yīng)力校驗軸的強度大齒輪所受圓周力Ft3=2T3d3=2*3680.2675=2751.

31、402N大齒輪所受徑向力Fr3=Ft3tan=1001.428N高速軸兩軸間的跨距由上設(shè)計可得：LA3B3=256mm，LB3A3=154.5mm，LA3C3=171.5mm，LA3D3=154.5mm。兩支點的支反力：RA3H=RB3H=Ft32=1375.7N RA3V=RB3V=Fr32=500.714NA3點和B3點的總支反力：求C1處的水平彎矩 求C3處的垂直彎矩 求C3處的合成彎矩 由圖可知，C3處軸段所受彎矩較大，但軸頸較小，所以B1為危險截面，又是雙向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力可以視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)=0.6，危險截面B1的當量彎矩因為45鋼調(diào)質(zhì)，所以查表得其許用彎曲應(yīng)力

32、為-1=60MPaca，故安全。d. 滾動軸承校驗 1）查表得：深溝球軸承6312的基本額定動載荷Cr=81.8KN基本額定靜載荷CO=51.8KN。 現(xiàn)預計壽命 2）查表得，當減速器收到輕微沖擊，取滾動軸承載荷系數(shù)fp=1.2，因為FaFr=0，所以查得深溝球軸承的最小e值為0.22，所以FaFre。則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1，軸向動載荷Y1=Y2=0。 軸承在100以下工作，查表得溫度系數(shù)ft=1， 。 軸承壽命合格。7.7 軸承潤滑方式確定齒輪的圓周速度：V =d觸n160*1000=3.14*68*72060*1000=2.562m/s 2m/s； 封油潤滑V=d觸n260*100

33、0=3.14*218*224.3060*1000=2.559m/s 2m/s； 封油潤滑V=d觸n360*1000=3.14*267.5*87.37860*1000=1.223m/s 2m/s； 脂潤滑八鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1 高速軸（A型鍵）1）外伸端處。d11=25mm，長48mm，查表選取鍵840GB/T 1096-2003，b=8mm，h=7mm，L=40mm。選擇材料為45鋼，查表得：當鍵靜連接時，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=40-8=32mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5mm2）校核鍵鏈接強度故鍵的強度足夠

34、，選擇 840GB/T 1096-2003 合適。 8.2 中速軸（A型鍵）（1）Z2齒輪處。d=44mm，長65mm，查表選取鍵1256GB/T 1096-2003，b=12mm，h=8mm，L=56mm。選擇材料為45鋼，查表得：當鍵靜連接時，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=56-12=44mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm2）校核鍵鏈接強度 故鍵的強度足夠，選擇 1256GB/T 1096-2003 合適。（2）Z3齒輪處。d=45mm，長105mm，查表選取鍵14100GB/T 1096-2003，b=14mm，h=9m

35、m，L=100mm。選擇材料為45鋼，查表得：當鍵靜連接時，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=100-14=86mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59=4.5mm2）校核鍵鏈接強度 故鍵的強度足夠，選擇 14100GB/T 1096-2003 合適。8.3 低速軸（A型鍵）（1）外伸端處。d=50mm，長110mm，查表選取鍵14100GB/T 1096-2003，b=14mm，h=9mm，L=100mm。選擇材料為45鋼，查表得：當鍵靜連接時，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=100-14=86mm，

36、鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59=4.5mm2）校核鍵鏈接強度 故鍵的強度足夠，選擇 14100GB/T 1096-2003 合適。（2）Z4齒輪處。d=65mm，長100mm，查表選取鍵1890GB/T 1096-2003，b=18mm，h=11mm，L=90mm。選擇材料為45鋼，查表得：當鍵靜連接時，許用應(yīng)力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作長度l=L-b=90-18=72mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511=5.5mm2）校核鍵鏈接強度 故鍵的強度足夠，選擇 1890GB/T 1096-2003 合適。九設(shè)計小結(jié)機械設(shè)計是我們專業(yè)必須要經(jīng)歷的

37、一個重要環(huán)節(jié)，通過了2周加暑假的若干時間的機械設(shè)計過程使我從各個方面都受到了關(guān)于機械設(shè)計的訓練，對機械的有關(guān)各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。由于在設(shè)計方面我們沒有充分的經(jīng)驗，理論知識學的也不是特別牢固，在設(shè)計中難免會出現(xiàn)這樣那樣繁瑣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大；在查表和計算上精度不夠準確；在設(shè)計計算的過程中不知不覺可能已經(jīng)出現(xiàn)了錯誤，等回過神來，才發(fā)現(xiàn)之前的設(shè)計心血都白費了此次設(shè)計的訓練，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設(shè)計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共

38、同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學習過程中我會更加認真努力！十參考資料【1】傅燕鳴主編，機械設(shè)計課程設(shè)計手冊。上海：上?？茖W技術(shù)出版社，2013。【2】濮良貴，紀明剛主編，機械設(shè)計 8版。北京：高等教育出版社，2006。【3】吳宗澤,羅勝國. 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊. 北京: 高等教育出版社，2007?！?】王伯平.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)(第2版). 北京: 機械工業(yè)出版社，2006。Pd=3.725kwnw=87.36r/mini總=16.48i 1=3.21 , i 2=2.567n0=1440r/minn1=720r

39、/minn2=224.30r/minn3=87.378r/minn4=87.378r/minP0=3.725kwP1=3.576kwP2=3.470kwP3=3.367kwP4=3.30kwT0=24.70NmT1=47.432NmT2=147.742NmT3=368.04NmT4=360.72NmKA=1.0Pca=3.725kwA型V帶V=6.7824m/sa0=300mmLd0=1030.65mmKL=0.89小帶輪包角合適V帶根數(shù)為4d11=52mmda1=96mmB1=50mmL1=62mmd=25mmd12=48mmda2=186mmB2=50mmL2=50mmS=12mm=10mm7級精度250HBW200HBW u=3.190Kr=1.3T1=4.743104Nmmd=1mt=3.11mmh=6.998mmbh=9.344KHa=KFa=1KA=1.0YFa1=2.76 YFa2=2.268YSa1=1.56 YSa2=1.7