二級(jí)同軸式減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書

PAGE44邵陽(yáng)學(xué)院課程設(shè)計(jì)1傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.1傳動(dòng)裝置的組成和特點(diǎn)組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.2傳動(dòng)方案的擬定選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器。考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如圖1.1所示。圖1.1傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖1.2.1工作機(jī)所需功率Pw（kw）＝5.7×103×0.75/（1000×0.96）＝4.453kw式中，F(xiàn)w為工作機(jī)的阻力，N；υw為工作機(jī)的線速度，m/s；為帶式工作機(jī)的效率。1.2.2電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率＝32＝0.96×0.983×0.982×0.99＝0.859為V帶的效率,為第一、二、三三對(duì)軸承的效率，為每對(duì)齒輪（齒輪為7級(jí)精度，油潤(rùn)滑，因是薄壁防護(hù)罩,采用開式效率計(jì)算）嚙合傳動(dòng)的效率，為聯(lián)軸器的效率。2電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：P＝P/＝4.453/0.859＝5.184kw,執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為＝＝＝33.33r/min經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比＝2～4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比＝3～5，則＝9～25，則總傳動(dòng)比合理范圍為＝18～100，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：＝×＝（18～100）×33.33＝599.94～3333.3r/min按電動(dòng)機(jī)的額定功率P，要滿足P≥P以及綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M2—6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率P為5.5kw，額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。（a）（b）圖2.1電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖表2.1電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率P/kw額定轉(zhuǎn)速（r/min）同步轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/Kg價(jià)格/元1Y132M2-65.596010002.02.084230表2.2電動(dòng)機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù)中心高/mm外型尺寸/mmL×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×433確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3.1總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：＝/＝960/33.33＝28.803.2分配傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比＝×式中、分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。對(duì)于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)比按下式分配：＝＝式中為高速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比，為低速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步?。?.3，則減速器傳動(dòng)比為：＝＝＝＝3.544計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4.1各軸轉(zhuǎn)速高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速＝＝960/2.3＝417.39r/min中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速＝＝417.39/3.54＝117.91r/min低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速＝/

＝117.91/3.54＝33.30r/min滾筒軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速==33.30r/min4.2各軸輸入、輸出功率4.2.1各軸的輸入功率P（kw）高速軸Ⅰ的輸入功率＝P×＝5.5×0.96＝5.28kW中間軸Ⅱ的輸入功率

＝×η2×＝5.28×0.98×0.98＝5.12kW低速軸Ⅲ的輸入功率

＝×η2×＝5.28×0.98×0.98＝4.92kW滾筒軸Ⅳ的輸入功率＝×η2×η4=4.92×0.98×0.99＝4.77kW4.2.2各軸的輸出功率P（kw）

高速軸Ⅰ的輸出功率＝×0.98＝5.17kW中間軸Ⅱ的輸出功率＝×0.98＝5.02kW低速軸Ⅲ的輸出功率＝×0.99＝4.87kW滾筒軸Ⅳ的輸出功率＝×0.96＝4.67kW4.3各軸輸入、輸出轉(zhuǎn)矩4.3.1各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（N·m）轉(zhuǎn)矩公式：＝9550P/N·m電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩＝9550＝9550×5.5/9602＝54.71N·m高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩＝9550＝9550×5.28/417.39＝120.81N·m中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩＝9550＝9550×5.12/117.91＝414.69N·m低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩＝9550＝9550×4.92/33.30＝1410.99N·m滾筒軸Ⅳ的輸入轉(zhuǎn)矩＝9550＝9550×4.77/33.30＝1367.97N·m4.3.2各軸的輸出轉(zhuǎn)矩高速軸Ⅰ的輸出轉(zhuǎn)矩＝×0.98＝118.39N·m中間軸Ⅱ的輸出轉(zhuǎn)矩＝×0.98＝406.40N·m低速軸Ⅲ的輸出轉(zhuǎn)矩＝×0.99＝1396.88N·m滾筒軸Ⅳ的輸出轉(zhuǎn)矩＝×0.96＝1313.25N·m軸參數(shù)電機(jī)軸軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ滾筒軸Ⅳ功率P/KW5.55.285.124.924.77轉(zhuǎn)矩T/（N·m）54.71120.81414.691410.991369.97轉(zhuǎn)速n/（r/min）960417.39117.9133.3033.30傳動(dòng)比i2.33.543.54效率η0.960.97020.97600.9702表2.3傳動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果5設(shè)計(jì)Ｖ帶和帶輪5.1確定計(jì)算功率查機(jī)械設(shè)計(jì)課本表8-7選取工作情況系數(shù)：＝1.2＝×＝1.2×5.5＝6.6kw式中為工作情況系數(shù)，為傳遞的額定功率,既電機(jī)的額定功率.5.2選擇V帶的帶型根據(jù)＝6.6kw，＝1.2,查課本圖8-11選用帶型為A型帶。5.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速5.3.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準(zhǔn)直徑＝100mm。5.3.2驗(yàn)算帶速

＝＝＝5.024m/s因?yàn)?m/s≤≤30m/s，故帶速合適。5.3.3計(jì)算大帶輪的的基準(zhǔn)直徑大帶輪基準(zhǔn)直徑＝＝2.3×100＝230mm，式中為帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，根據(jù)課本表8-8，圓整為＝250mm。5.4確定V帶的中心距和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由于0.7≤≤2，所以初選帶傳動(dòng)的中心距為：＝1.5＝525mm所以帶長(zhǎng)為：=≈1610.49mm查課本表8-2選取v帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度＝1600mm，傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似為：≈+≈519.76mm圓整為＝520mm，中心距的變動(dòng)范圍為：＝-0.015＝496mm＝+0.03＝568mm故中心距的變化范圍為496～568mm。5.5驗(yàn)算小帶輪上的包角≈163.47o≥90o，包角合適。5.6計(jì)算帶的根數(shù)z5.6.1計(jì)算單根V帶的額定功率Pr(kw)因＝100mm，帶速v＝5.024m/s，傳動(dòng)比,則查課本、表8-4a、表8-4b,并由內(nèi)插值法得單根普通V帶的基本額定功率＝0.95kw，額定功率增量＝0.11kw。查課本表8-2得帶長(zhǎng)修正系數(shù)＝0.96。查課本表8-5,并由內(nèi)插值法得小帶輪包角修正系數(shù)＝0.96，于是＝(0.95+0.11)×0.96×0.99＝1.007kw5.6.2計(jì)算V帶的根數(shù)Z由公式8-26得＝＝＝6.55故取7根。5.7計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得V帶單位長(zhǎng)度的質(zhì)量＝0.10kg/m,故:單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為＝＝155.17N5.8計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為:＝2＝2122.07N表5.1V帶的設(shè)計(jì)參數(shù)總匯帶型基準(zhǔn)直徑/mm帶速V/m/s基準(zhǔn)長(zhǎng)度/mm包角V帶根數(shù)Z最小壓軸力/NA1002505.0241610.49163.47o72122.075.9V帶輪的設(shè)計(jì)5.9.1帶輪的材料。由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，故選用HT150型。5.9.2帶輪的結(jié)構(gòu)形式V帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)Z＝7，小帶輪基準(zhǔn)直徑＝100mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑＝250mm。故由課本圖8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選擇孔板式。5.9.3V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號(hào)相對(duì)應(yīng)，見課本表8-10。V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作表面的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40o。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圈，也不應(yīng)與輪槽底部接觸。具體參數(shù)見表5.2。５.9.4V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對(duì)輪緣、凸臺(tái)、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；由于帶輪的轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速，故要做動(dòng)平衡。表5.2輪槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11.02.758.715±0.3938o6齒輪的設(shè)計(jì)因減速器為同軸式，低速級(jí)齒輪比高速級(jí)齒輪的強(qiáng)度要求高，所以應(yīng)優(yōu)先校準(zhǔn)低速級(jí)齒輪。6.1低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1選取精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（1）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（GB10095－88)。（2）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（3）選小齒輪齒數(shù)＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。（4）初選螺旋角β＝14o。6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①試選=1.6。②小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為T＝414.69×103③查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)＝1。④查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8⑤由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHlim2＝550MPa。⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。＝60nj＝60×117.91×1×（2×8×300×15）＝5.09×108＝＝＝1.44×108⑦由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。⑧查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433。⑨由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度＝0.77，＝0.855。則＝+＝1.625。⑩計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:[]==0.9×600＝540[]＝＝0.95×550＝522.5則許用接觸應(yīng)力為：＝＝＝531.25（2）設(shè)計(jì)計(jì)算①試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得＝84.555mm②計(jì)算圓周速度。＝＝＝0.522m/s③計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬bb＝＝84.555mm計(jì)算摸數(shù)m=＝＝3.42mm④計(jì)算齒寬與高之比。齒高h(yuǎn)＝2.25＝2.25×3.42＝7.695＝＝10.99⑤計(jì)算縱向重合度=0.318=1.903⑥計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)=1，根據(jù)＝0.522m/s，7級(jí)精度,由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K＝0.95；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K＝1.423；由＝10.99，K＝1.423查圖10-13得K＝1.35；由課本表10-3得:K＝＝1.4。故載荷系數(shù)K＝KKK＝1×0.95×1.4×1.423＝1.893⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d＝d＝84.555×＝89.430⑧計(jì)算模數(shù)＝＝＝3.62mm6.1.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式≥（1）確定計(jì)算參數(shù)①計(jì)算載荷系數(shù)。K＝KK＝1×0.7×1.4×1.35＝1.323②根據(jù)縱向重合度＝1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)＝0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝414.69kN·m。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。傳動(dòng)比誤差

i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，Δi＝0.017％5％，允許。③

計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。＝＝26.27＝＝93.05④

查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)＝2.592；＝2.211應(yīng)力校正系數(shù)＝1.596；＝1.774查課本圖10-20c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

。

查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K＝0.88；K＝0.90。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4⑤計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。[]＝＝＝314.29MPa[]＝＝＝244.29MPa計(jì)算大小齒輪的并加以比較。＝＝0.01316＝＝0.01749大齒輪的數(shù)值大，故選用。設(shè)計(jì)計(jì)算＝2.56mm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)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m＝3mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d＝89.430來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z＝＝28.9取z＝29那么z＝uz1＝3.54×29＝1026.1.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a＝＝＝202.516將中心距圓整為203。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角＝arccos＝arccos＝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d＝＝＝89.879d＝＝＝316.125（4）計(jì)算齒輪寬度B＝＝1×89.879＝89.879mm圓整后?。?0mm；＝95mm。修正齒輪圓周速度＝＝＝0.555m/s6.2高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算6.2.1選取精度等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（1）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（GB10095－88)。（2）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（3）考慮到此設(shè)計(jì)減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數(shù)＝24，大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。（4）初選螺旋角仍為β＝14o。6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-21）進(jìn)行計(jì)算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①試選=1.6。②小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩為T＝120.81×103③查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)＝0.8。④查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8⑤由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為σHlim2＝550MPa。⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。＝60nj＝60×417.39×1×（2×8×300×15）＝1.803×109＝＝＝5.093×108⑦由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。⑧查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433。⑨由課本P215圖10-26查得標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)的端面重合度＝0.77，＝0.855。則＝+＝1.625⑩計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式（10-12）得:[]==0.9×600＝540[]＝＝0.95×550＝522.5則許用接觸應(yīng)力為：＝＝＝531.25（2）設(shè)計(jì)計(jì)算①試算小齒輪的分度圓直徑d，由計(jì)算公式得＝66.049mm②計(jì)算圓周速度。＝＝＝1.443m/s③計(jì)算齒寬b和模數(shù)。計(jì)算齒寬bb＝＝52.839mm計(jì)算摸數(shù)m=＝＝2.67mm④計(jì)算齒寬與高之比。齒高h(yuǎn)＝2.25＝2.25×2.67＝6.008＝＝10.99⑤計(jì)算縱向重合度＝0.318＝1.522⑥計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)=1，根據(jù)＝1.443m/s，7級(jí)精度,由課本圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K＝1.07；由課本表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，K＝1.423；由＝10.99，K＝1.423查圖10-13得K＝1.35；由課本表10-3得:K＝＝1.4。故載荷系數(shù)K＝KKK＝1×1.07×1.4×1.423＝2.13⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d＝d＝66.049×＝72.658⑧計(jì)算模數(shù)＝＝＝2.94mm6.2.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式≥（1）確定計(jì)算參數(shù)①計(jì)算載荷系數(shù)。K＝KK＝1×1.07×1.4×1.35＝2.02②根據(jù)縱向重合度＝1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)＝0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝120.81kN·m。確定齒數(shù)z。因?yàn)槭怯昌X面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。傳動(dòng)比誤差

i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，Δi＝0.017％5％，允許。③

計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。＝＝26.27＝＝93.05④

查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)＝2.592；＝2.193應(yīng)力校正系數(shù)＝1.596；＝1.783查課本圖10-20c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

。

查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K＝0.85；K＝0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4⑤計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。[]＝＝＝303.57MPa[]＝＝＝238.86MPa計(jì)算大小齒輪的并加以比較。＝＝0.01316＝＝0.01640大齒輪的數(shù)值大，故選用。設(shè)計(jì)計(jì)算＝2.16mm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)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m＝2.5mm，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d＝66.049來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z＝＝25.63取z＝26那么z＝uz1＝3.54×26＝92.04，取z2＝92。6.2.4幾何尺寸計(jì)算（1）算中心距a＝＝＝141.906將中心距圓整為141。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級(jí)圓柱齒輪的最小強(qiáng)度，故按低速級(jí)圓柱齒輪的中心距計(jì)算。即a＝203mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1＝35，則Z2＝ui＝3.54×35＝123.9，圓整為124。（2）按要求設(shè)計(jì)的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角＝arccos＝arccos＝（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d＝＝＝89.370d＝＝＝316.628（4）計(jì)算齒輪寬度B＝＝0.8×89.370＝71.496mm圓整后取B2＝75mm；B1＝80mm。（5）修正齒輪的圓周速度＝＝＝1.952m/s表6.1各齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù)齒輪參數(shù)高速級(jí)齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級(jí)齒輪4材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS齒數(shù)3512429102螺旋角模數(shù)2.53齒寬/mm80759590中心距/mm203齒輪圓周速/m/s1.9520.555修正傳動(dòng)比3.546.3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速軸齒輪1做成實(shí)心式如圖6.1（b），中間軸齒輪3做成齒輪軸，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個(gè)大齒輪使用腹板式結(jié)構(gòu)如圖6.1（a）圖6.1齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖7傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.1低速軸、傳動(dòng)軸承以及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)7.1.1求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P＝4.92KW＝33.30r/min＝1410.99N．m7.1.2求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為＝316.125而F＝＝＝8926.93NF＝F＝＝3356.64NF＝Ftan＝4348.16×＝2315.31N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。圖7.1軸的載荷分布圖7.1.3初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得＝112×＝61.32（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故?。?.3，則：＝1.3×1410.99×109＝1834.287按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65mm，故?。?5mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L＝142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝107mm。7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度①為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑＝80mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)?。?05mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝80mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85mm×150mm×30.5mm，故＝＝85mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14mm，則＝44.5mm。③取安裝齒輪處的軸段＝90mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故?。?6mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝7mm，則＝104mm。軸環(huán)寬度,取b＝12mm。④軸承端蓋的總寬度為37.5mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ圖7.2低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表7.1低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)段名參數(shù)Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直徑/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6長(zhǎng)度/mm10567.546861244.5鍵b×h×L/mm20×12×9025×14×70C或R/mmⅠ處2×45oⅡ處R2Ⅲ處R2.5Ⅳ處R2.5Ⅴ處R2.5Ⅵ處R2.5Ⅶ處2.5×45o軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25mm×14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20mm×12mm×90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。7.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝29.9mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：＝57.1+71.6＝128.7mm＝＝＝4966.34N＝＝＝3960.59N＝＝＝2676.96N＝＝3356.64-2676.96＝679.68N＝＝4966.34×57.1＝283578.014＝＝2676.96×57.1＝152854.416＝＝679.68×71.6＝48665.09＝＝＝322150.53＝＝＝287723.45表7.2低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù)載荷水平面H垂直面V支反力＝4966.34N，＝3960.59N＝2676.96N，＝679.68N彎矩M＝283578.014＝152854.416＝48665.09總彎矩＝322150.53,＝287723.45扭矩T14109907.1.6按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。?.6，軸的計(jì)算應(yīng)力＝＝MPa＝12.4MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈[]，故此軸安全。7.1.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。（2）截面Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W＝0.1＝0.1＝61412.5抗扭截面系數(shù)＝0.2＝0.2＝122825截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為＝90834.04截面Ⅳ上的扭矩為＝1410990截面上的彎曲應(yīng)力＝1.48MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力＝11.49MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因經(jīng)插值后查得＝1.9＝1.29又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為＝0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為＝1.756由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S＝＝＝65.66S＝＝＝16.92＝＝＝16.38≥S＝1.5故可知其安全。截面Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù)W＝0.1＝0.1＝72900抗扭截面系數(shù)＝0.2＝0.2＝145800截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為＝90834.04截面Ⅳ上的扭矩為＝1410990截面上的彎曲應(yīng)力＝1.25MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力＝9.68MPa過(guò)盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取＝0.8，于是得＝3.24＝0.8×3.24＝2.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為＝3.33＝2.68又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S＝＝＝66.07S＝＝＝16.92＝＝＝11.73≥S＝1.5故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。7.2高速軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.2.1求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩＝5.28KW＝417.39r/min＝120.81N．m7.2.2求作用在齒輪上的力因已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為＝89.370而F＝＝＝2703.59NF＝F＝2703.59＝1014.15NF＝Ftan＝2703.59×＝984.03N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。7.2.3初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得＝112×＝26.10mm故圓整?。?0mm，輸出軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑（圖7.3）。V帶輪與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝108mm。7.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度①為了滿足V帶輪的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑＝40mm。V與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝108mm，故Ⅰ-Ⅱ的長(zhǎng)度取＝108mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T297—1994）30209型，其尺寸為d×D×T＝45mm×85mm×20.75mm，故＝＝45mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14mm，則＝34.75mm。③取安裝齒輪處的軸段＝50mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故?。?0mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝4mm，則＝58mm。軸環(huán)寬度,取b＝10mm。④軸承端蓋的總寬度為27.25mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取＝57.25mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長(zhǎng)度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ圖7.3高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表7.3高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)段名參數(shù)Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直徑/mm30H7/k64045m650H7/n65845m6長(zhǎng)度/mm10857.2539.75701034.75鍵b×h×L/mm10×8×9016×10×56C或R/mmⅠ處1.2×45oⅡ處R1.2Ⅲ處R1.6Ⅳ處R1.6Ⅴ處R1.6Ⅵ處R1.6Ⅶ處1.6×45o（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝50mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝16mm×10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵為10mm×8mm×90mm，V帶輪與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2×，右端倒角為1.6×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R1.2，其余為R1.5。7.2.5求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.3）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30209型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝18.6mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距＝53.65+63.65＝117.3mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C出的、及的值列于下表（參看圖7.1）。表7.4高速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù)載荷水平面H垂直面V支反力＝1467.04N，＝1236.55N＝760.03N，＝254.12N彎矩M＝78706.696＝40775.6095＝16174.738總彎矩＝88641.945,＝80351.516扭矩T1208107.2.6按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取＝0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力＝＝MPa＝9.2MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈[]，故此軸安全。7.2.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同7.1.7。經(jīng)計(jì)算該軸在截面Ⅳ左右兩側(cè)的強(qiáng)度安全系數(shù)≥S＝1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。7.3中間軸以及傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)7.3.1求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩＝5.12KW＝117.91r/min＝414.69N．m7.3.2求作用在齒輪上的力因已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=316.628F＝＝NF＝F＝2619.41＝973.84NF＝Ftan＝2619.41×0.207818＝544.36N低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=89.880mm＝＝＝9227.64NF′＝F′＝9227.64＝3462.46NF＝tan＝9227.46×0.259363＝2393.26N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.5所示。7.3.3初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得＝112×＝39.37mm7.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度①為了保證軸的強(qiáng)度要求，故取＝＝50mm。②初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承（GB/T297—1994）30210型，其尺寸為d×D×T＝50mm×90mm×21.75mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14mm，則＝35.75mm。③取安裝齒輪處的軸段＝60mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故?。?6mm，則＝39.75。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝7mm，則＝74mm。Ⅳ-Ⅴ段為小齒輪，其寬度為95mm，分度圓直徑為89.880mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長(zhǎng)度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ圖7.4中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)示意圖表7.5中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)段名參數(shù)Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ直徑/mm50m660H7/n67489.88050m6長(zhǎng)度/mm39.758691.259535.75鍵b×h×L/mm18×11×80C或R/mmⅠ處2×45oⅡ處R2Ⅲ處R2Ⅳ處R2Ⅴ處R2Ⅵ處R2（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝60mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝18mm×11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2×。各軸肩處的圓角半徑為R2。7.3.5求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.4）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.5）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝20mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L1＝60.75mmL2＝183.75mmL3＝63.25mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：圖7.5中間軸的載荷分析圖軸的受力分析如下：+＝60.75+183.75+63.25＝307.75mm＝＝3970.84N＝N＝N＝973.84+3462.46-2108.32＝2291.98N＝3970.84×60.75＝241228.53＝7848.21×62.25＝488551.07＝2108.32×60.75＝122612.94＝2291.98×62.25＝142675.76＝＝7.3.6按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力=＝＝7.8MPa查表15-1得[]=60MP。因〈[]，故此軸合理安全。7.3.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度具體步驟通同7.1.7。經(jīng)計(jì)算該軸在截面Ⅳ左右兩側(cè)的強(qiáng)度安全系數(shù)≥S＝1.5。故該軸的強(qiáng)度是足夠的。8鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算8.1選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)已經(jīng)選擇的鍵的基本參數(shù)列如下表：表8.1鍵的基本參數(shù)鍵參數(shù)高速軸中間軸低速軸b×h×L10×8×9016×10×5618×11×8020×12×9025×14×70工作長(zhǎng)度8040627045455.567軸的直徑d/mm3050606590轉(zhuǎn)矩T/120.81414.691410.998.2校核鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本表6-2查得許用擠壓應(yīng)力[]＝100120MP。取其平均值，[]＝110MPa。鍵的工作長(zhǎng)度和鍵與輪轂鍵槽的接觸高度均見表8.1。由課本式（6-1）即分別得：MPa；MPa；MPa；MPa；MPa故≤[]＝110MPa，均合適。取鍵標(biāo)記分別為：鍵1：10×8AGB/T1096-1979鍵2：16×10AGB/T1096-1979鍵3：18×11AGB/T1096-1979鍵4：20×12AGB/T1096-1979鍵5：25×14AGB/T1096-19799箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)9.1箱體的材料和性能9.1.1箱體的材料減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)。為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合。9.1.2箱體的性能(1)機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體外加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度。(2)考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。(3)機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便。9.2附件設(shè)計(jì)9.2.1視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。9.2.2油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。9.2.3油標(biāo)油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。9.2.4通氣孔由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。9.2.5蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。9.2.6定位銷為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。9.2.7吊鉤在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體。表9.1減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺栓直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M15機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5~0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.4~0.5）10名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果視孔蓋螺釘直徑=（0.3~0.4）8定位銷直徑=（0.7~0.8）8，，至外機(jī)壁距離查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表4262216，至凸緣邊緣距離查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表42414外機(jī)壁至軸承座端面距離=++（8~12）50大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離>10機(jī)蓋，機(jī)座肋厚8.58.5軸承端蓋外徑+（5~5.5）130（1軸）135（2軸）230（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離130（1軸）135（2軸）230（3軸）10潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用油潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+。H＝40mm，＝10mm，所以H+＝30+10＝50mm。其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為。密封的表面要經(jīng)過(guò)刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大。并勻均布置，保證部分面處的密封性。11設(shè)計(jì)小結(jié)這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)三個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí)。為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《公差與配合》、《CAD實(shí)用軟件》、《機(jī)械工程材料》、《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》等于一體。這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想;訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反系和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力;鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。在這次的課程設(shè)計(jì)過(guò)程中,綜合運(yùn)用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識(shí)與技能,結(jié)合各個(gè)教學(xué)實(shí)踐環(huán)節(jié)進(jìn)行機(jī)械課程的設(shè)計(jì),一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問(wèn)題和解決問(wèn)題的能力,為我們以后對(duì)專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計(jì)打下了寬廣而堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。12參考文獻(xiàn)：【1】胡純.《機(jī)械設(shè)計(jì)》.8版.北京：高等教育出版社，2006.【2】李育錫.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》.1版.北京：高等教育出版社，2008.【3】賀玲.《機(jī)械原理》.7版.北京：高等教育出版社，2006.【4】劉鴻文.《材料力學(xué)》.4版.北京：高等教育出版社，2004.【5】程新.《簡(jiǎn)明理論力學(xué)》.1版.北京：高等教育出版社，2004.【6】徐學(xué)林.《互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)》.1版.湖南：湖南大學(xué)出版社，2007.【7】裘文言.《機(jī)械制圖》.1版.北京：高等教育出版社，2003.基于C8051F單片機(jī)直流電動(dòng)機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對(duì)良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實(shí)現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級(jí)倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營(yíng)養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測(cè)試儀的研制基于單片機(jī)的自動(dòng)找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動(dòng)力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測(cè)儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實(shí)現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗(yàn)臺(tái)控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動(dòng)器的研究和設(shè)計(jì)基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實(shí)時(shí)內(nèi)核設(shè)計(jì)及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測(cè)儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點(diǎn)滴速度自動(dòng)檢測(cè)儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測(cè)量?jī)x的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計(jì)和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號(hào)檢測(cè)儀基于單片機(jī)的電機(jī)運(yùn)動(dòng)控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)Pico專用單片機(jī)核的可測(cè)性設(shè)計(jì)研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計(jì)基于雙單片機(jī)的智能遙測(cè)微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實(shí)踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測(cè)基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時(shí)控和計(jì)數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測(cè)量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機(jī)應(yīng)用能力的探究基于單片機(jī)控制的自動(dòng)低頻減載裝置研究基于單片機(jī)控制的水下焊接電源的研究基于單片機(jī)的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機(jī)的氚表面污染測(cè)量?jī)x的研制基于單片機(jī)的紅外測(cè)油儀的研究96系列單片機(jī)仿真器研究與設(shè)計(jì)基于單片機(jī)的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機(jī)的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)基于MSP430單片機(jī)的電梯門機(jī)控制器的研制基于單片機(jī)的氣體測(cè)漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機(jī)的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機(jī)和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測(cè)技術(shù)研究基于單片機(jī)的膛壁溫度報(bào)警系統(tǒng)設(shè)計(jì)基于AVR單片機(jī)的低壓無(wú)功補(bǔ)償控制器的設(shè)計(jì)基于單片機(jī)船舶電力推進(jìn)電機(jī)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)基于單片機(jī)網(wǎng)絡(luò)的振動(dòng)信號(hào)的采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的大容量數(shù)據(jù)存儲(chǔ)技術(shù)的應(yīng)用研究基于單片機(jī)的疊圖機(jī)研究與教學(xué)方法實(shí)踐基于單片機(jī)嵌入式Web服務(wù)器技術(shù)的研究及實(shí)現(xiàn)基于AT89S52單片機(jī)的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機(jī)的多道脈沖幅度分析儀研究機(jī)器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機(jī)控制系統(tǒng)基于單片機(jī)的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學(xué)實(shí)驗(yàn)中的應(yīng)用研究基于單片機(jī)系統(tǒng)的網(wǎng)絡(luò)通信研究與應(yīng)用\t"_bla