減速器畢業(yè)設計方案內附有圖紙

PAGEPAGE3摘要齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是:?①瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力;?②適用的功率和速度范圍廣;?③傳動效率高，η=0。9２－０．９8;

④工作可靠、使用壽命長；?⑤外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器，用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間，起匹配轉速和傳遞轉矩的作用,在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。?國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外,材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢,減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題,也未解決好。?當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來，由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高,從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化,整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化,使產(chǎn)品更加精致,美觀化。?在21世紀成套機械裝備中,齒輪仍然是機械傳動的基本部件.CNC機床和工藝技術的發(fā)展，推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。?關鍵字：減速器；軸承；齒輪;機械傳動。?

目錄TOC＼o＂1—３”\h＼z\uHYＰERＬINK\ｌ＂_Toc２64１3666８"摘要?PAＧEＲEF_Toc2６4１３66６８＼hIHYＰＥRLＩＮK\ｌ"_Tｏｃ２6４１3667０"目錄 ＰAGEＲＥＦ_Tｏc264１3667０＼hVHＹＰERLINK＼l"_Toｃ２641366７１＂第1章減速箱傳動方案的擬定及說明?ＰＡＧEＲEF_Tｏｃ２６4１366７1\ｈ1HＹPＥＲＬINK\l＂＿Tｏc２641３6６７2＂１。１、工作機器特征的分析?PAGＥＲＥＦ_Ｔoc２6413667２\ｈ1ＨYＰＥＲLINＫ\l＂_Toc26４136６７3＂１。2、傳動方案的擬定及說明?PAGERＥF＿Toc2６41３66７３\ｈ1ＨYPERLＩNK＼l＂_Toｃ26413667４"第2章運動參數(shù)計算 PAGERＥF＿Toc2６4１３6６74\h3ＨＹＰERLIＮK＼ｌ”_Tｏｃ２64136675”２.1電機的選擇?ＰAGEＲＥＦ_Toｃ264１36６７５＼ｈ3ＨYPEＲＬINK\ｌ"_Toc２6４13667６"２。2傳動比的分配?PＡGEＲＥF_Toc２64136６7６＼h5HYPERLＩＮK\ｌ”＿Toc２６４136６77”2.3運動參數(shù)的計算 ＰAＧＥRＥF_Tｏｃ26413６6７７\h７HYPＥＲLINK＼ｌ”_Ｔoｃ26413６6７8＂第3章各傳動零件的設計計算 ＰAGEREF_Ｔoc26４136678＼h9ＨＹPEＲLINK\l＂_Ｔoc２64１36６79”3。1皮帶輪的設計計算． PAＧＥＲＥＦ＿Tｏc264１36６７9\h９HYＰＥRLＩＮK\ｌ”_Toc26４1366８0"3。２皮帶輪結構設計?PＡＧEＲＥF_Ｔoc２64１36680＼ｈ１５HYＰERＬＩＮK\ｌ＂_Toｃ2６4１3668１＂3.3齒輪的設計?PAGEREＦ＿Toc2641366８1\h18ＨYPEＲＬINK＼l”＿Toc264136６82＂３．4各軸的設計?PAGERＥＦ_Toc26４1366８２＼ｈ3４ＨYPEＲLINK3.5軸承的選擇及校核?ＰＡＧＥREＦ_Ｔoｃ2６４1３６683\ｈ６２HＹPERLＩＮK3．６鍵的選擇與校核?PAGEＲEF_Ｔoc2６41３6６８４＼h7１HYＰERLＩＮＫ\l”＿Ｔｏc2６４13６68５"第4章減速器的箱體（箱蓋)設計?PAGEREＦ＿Toc2６４１36685＼h7７HＹPERＬIＮＫ4．1箱體（箱蓋）的分析 PAGEＲEF_Tｏｃ2６4１36686\h7７HYPERLIＮＫ\l"_Ｔoc2641３６６８7”4。２箱體(蓋）的材料?ＰＡGEREＦ_Toｃ２6４13６６87＼h7７ＨYPＥRLＩNK＼l"＿Toc26413668８”4。3箱體的設計計算（參照【4】＊Ｐ15）?ＰAＧEREF_Ｔｏc2６413６688\h77HYPＥRＬＩNK＼l＂＿Tｏｃ２６4１3668９”第５章減速器的潤滑?ＰAGＥRＥF_Ｔoｃ264136６８9\h81HYPERＬIＮK\ｌ＂_Tｏc２６4136６90"5．1潤滑方式的確定?PAＧEREF_Ｔoc2６4１3６6９0＼h81HYPＥRＬINK\l”_Tｏc２64１3６6９1”５．2油池中油量的確定?PAＧERＥF＿Ｔoc２64１3６６９１\h81ＨYPERLＩNＫ\l＂＿Ｔｏc２６41３６６92”５。3軸承潤滑?PＡGＥRＥF＿Toc26４1366９2\h8１HYPERLINK\ｌ＂＿Ｔoc２64１3６693＂5．４潤滑劑的選擇?PＡGEREF＿Toc2６41３６６93\ｈ８2HYＰEＲＬＩNK＼l”_Toc264１3669４”5.5油的密封及防止脂的稀釋?PＡＧＥREF_Ｔｏｃ2641３6694\h８２HYPEＲLINK\l"_Ｔｏc26413６69５＂參考文獻?PAGEREF_Ｔｏc26４136６9５\ｈ88第１章減速箱傳動方案的擬定及說明1．1、工作機器特征的分析由設計任務書可知:該減速箱用于螺旋運輸機，工作速度不高（V＝０.８m/ｓ），圓周力不大(P=40０0N）,因而傳遞的功率也不會太大．由于工作運輸機工作平穩(wěn)，轉向不變,使用壽命不長(5年),故減速箱應盡量設計成閉式，箱體內用油液潤滑，軸承用脂潤滑．要盡可能使減速箱外形及體內零部件尺寸小，結構簡單緊湊，造價低廉,生產(chǎn)周期短，效率高.1。２、傳動方案的擬定及說明根據(jù)設計任務書中已給定的傳動方案及傳動簡圖，分析其有優(yōu)缺點如下：優(yōu)點：（1)、電動機與減速器是通過皮帶進行傳動的，在同樣的張緊力下，三角皮帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且三角皮帶允許的中心中距較平帶大，傳動平穩(wěn),結構簡單,使用維護方便,價格低廉。故在第一級(高速級)采用三角皮帶傳動較為合理,這樣還可以減輕電動機因過載產(chǎn)生的熱量，以免燒壞電機,當嚴重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑,可以起保護電機的作用。(２）、斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設計時旋向選擇合理,可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。(3)、高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入端,這樣可以減小軸在扭矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。缺點:(1)、皮帶傳動穩(wěn)定性不夠好，不能保證精確的傳動比，外廓尺寸較大.(２）、齒輪相對軸和軸承不能對稱分布，因而對軸的要求更高，給制造帶來一定麻煩。綜上所述，這種傳動方案的優(yōu)點多，缺點少，且不是危險性的缺點,故這種傳動方案是可行的.第２章運動參數(shù)計算２。1電機的選擇2．１。１、選擇電機型號:按設計任務書要求,螺旋運輸機是運送粉粒狀物質,工作過程平穩(wěn),轉向不變，故宜采用防塵的電機。根據(jù)【1】＊表12—１介紹,J02型電機為封閉扇風自冷式鼠籠轉子三相異步電動機.該型號電機可以直接接入三相交流電網(wǎng)，壽命長，運轉平穩(wěn),使用維修方便，而且體積小，重量輕,價格便宜,能防止灰塵侵入電機內部，適用于灰塵多,工作環(huán)境不太好的場合，故選用Ｊ0２型電動機為原動機。2.１。２、電動機功率的確定由于該電動機按工作機的要求須長期連續(xù)運轉，載荷變化小，在常溫下工作,故按電動機的額定功率等于或略大于所需功率來選擇電動機。⑴、工作機構所需的功率Nw由【4】＊(2—1）式Nw＝(kw)∴Nw==3.2kwＮｗ＝3.2ｋｗ⑵、電動機及工作機的總效率η：η=η皮.η軸承。η齒.η錐。η聯(lián).η滑．η減速器由【1】＊表13—2查得η皮=０。9６（三角皮帶傳動）η軸承=０.98（滾動軸承)η齒=0。9７（斜齒圓柱齒輪η錐＝0.9２（一對開式)η聯(lián)=０。99(聯(lián)軸器）η滑=0．９7（潤滑正常)η減速器＝0．９５(雙級圓柱齒輪減速器)故η=０。96×0．98×０．９7×0。9９×0.９2×0。９7×0．95=０．71η=０.71⑶、電動機所需的功率Ｎm’由【4】*（2—３)Nｍ'=KＫ：過載系數(shù),按說明書書要求取K=１．2則：Nm＇=１.2×＝5。41KＷ按Nm>Ｎｍ'的原則，由【１】＊表12-2取Nm=5．５KwＮm=5.５Kw一般地最常用、市場上供應最多的是周期轉速為1５０0ｒ／ｍiｎ的電動機,故在滿足額定功率的情況下優(yōu)先選用之。電動機選擇結果如下：型號額定功率滿載轉速起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩重量JO2-42—45。5kｗ1４４０ｒ。p.m1。8２。074kg⑷、電動機的重要數(shù)據(jù)如下表:由【1】＊表１2－3查得安裝尺寸ＡBCD(gc)ＥF（ｊz）GHK2１6１７889３２８0１0２6。８１３21３外形尺寸ｂB1ｂ2HL1Lh1b３27５２1０1403１５505２501８５5⑸、所選電機外形?圖2-1２．２傳動比的分配２。２．１分配原則⑴、各級傳動的傳動比不應超過其傳動比的最大值。⑵、使所設計的傳動系統(tǒng)的各級傳動機構具有最小的外部尺寸。⑶、使二級齒輪減速器中,各級大齒輪的浸油深度大致相等，以利實現(xiàn)油池潤滑。⑷、使各級圓柱齒輪傳動的中心距保持一定比例.設計內容計算及說明結果2．2．2計算總傳動比i由【4】*(2—４)式ｉ=n電：電動機的轉速Ｎw：工作機構的轉速?！鄆＝=2３。55ｉ=２3。５５2。２．3分配各級傳動比:２．２。4檢驗由【４】*表2-1,可知i皮＝2～4考慮到傳動大則皮帶輪大輪與小輪直徑相差較大，小皮帶包角小，故?。槠?２由【４】*(２－6)式if=１．3isｉf—-－－減速器高速級傳動比is—-－-減速器低速級傳動比∵i=i皮×ｉf×iｓ×i錐=i皮×1.3×is2×i錐∴iｓ=≈3則ｉf=３.９i實＝2×３．9×3×１=２３.4ｉ=23。５５i==≈０.0064≈0．6４%并且,所求Iｓ、If均在斜齒圓柱齒輪許可的范圍i＝３～5之內。i皮=2ｉs=3ｉf=３．9合理2。３運動參數(shù)的計算由于減速器是通用減速器，大批量生產(chǎn)。各零件的承載能力與電動機承載能力相對應.因此以電動機的額定功率作為設計功率來計算。ＮⅠ,NⅡ，NⅢ_＿分別表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸輸入功率（Ｋｗ）ｎⅠ，nⅡ,nⅢ—分別表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速（ｒ/ｍin)TⅠ，ＴⅡ，TⅢ—分別表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的扭矩（Nｍ）根據(jù)【４】＊（2—１１)式?NⅠ=Nmη皮=５.5×0。96=5．2８ＫwNⅡ＝ＮⅠ×η滾×η齒＝5.５×0.９6×０.98×0.97=5。02ｋwＮⅢ=ＮⅡ×η滾×η齒=5．０2×0．9８×0．97=４。77Kw由【4】＊(2-1０）式nⅠ＝==７20r/ｍinｎⅡ＝＝=184。6≈18５r/mｉnｎⅢ==１４４０/23．4=６２r/ｍiｎ由【４】＊（2－12）式TⅠ=9５５0×NⅠ/nⅠ＝95５０×5．２8/72０≈7０Ｎ．ｍTⅡ=9550×NⅡ/nⅡ=９550×５．0２/18５≈260Ｎ。mTⅢ=9550×ＮⅢ/nⅢ＝9550×4.７7/62≈７35N.ｍ軸號轉速（r/miｎ)功率(KW）扭矩(N。m)Ⅰ７205.２87０Ⅱ１８５5.０2260Ⅲ６24．７7７3５第3章各傳動零件的設計計算３。1皮帶輪的設計計算。根據(jù)【3】*§１2-３P356~P３6０所列計算步驟及參考P３6０例題作如下設計：設計內容計算與說明結果３。1.1確定計算功率Nca．Ｎca＝Kw。NｍKｗ——工作情況系數(shù)由【3】＊表１２-4得Kｗ=1.1Nca＝KｗNｍ=1．１×5.5=6．05KwNca＝６。０5kw３。１．2選擇皮帶型號根據(jù)Nca及主動輪轉速,由【3】＊圖１2－9查得:皮帶輪型號為A型Ａ型3.1．3確定帶輪的計算直徑D１和D２=1\＊GB3①確定主動輪的直徑D１=2\*ＧＢ3②驗算V=３\*GB3③確定大帶輪的直徑Ｄ2④確定中心距ａ和皮帶長度L⑤驗算主動輪上的包角a１⑥驗算μ(繞轉次數(shù)）⑦確定皮帶的根數(shù)Ｚ⑧計算皮帶輪的拉力S0⑨計算皮帶傳動作用在軸上的壓力Q根據(jù)D１≧Ｄｍin的原則，由【３】＊表1２－５查得：D1=100mmＶ＝==７.54m/s根據(jù)【3】*§12－3推薦V=１０～20m/ｓ。V過少,Ｄ1就小，將使所需的有效圓周力P過大，所需皮帶根過多，故將D1取為D1＝1４0mm這時V==1０。5５ｍ/s適合書推薦要求，且：V≤Vmax=2５ｍ/sD２=i皮×Ｄ1＝２×14０=280mma0=ＫaD2a０——理論中心距Ka——中心距計算系數(shù)由【3】﹡表達1２—6查得Ka=1.0８∴a0＝1．０８×2８0=3２0.4ｍｍ由【3】﹡（1２-２０）式Ｌ０≈2a０＋(D2+D1）＋=3×30２。４+(２80+140)+=１28０。4mｍ由【3】﹡表1２-2查得,對應的標準長度L和公稱長度LｉL=１27５ｍm，Li＝12５０mｍa≈a0＋＝302．4+≈3０0ｍｍamin＝a－0.015L=300-0。015×１275＝２8０。８7５mm≈２81mmａmax=a+０.0３L=３00＋0．03×12７5=338.3ｍmａ１=180－×16０°=180—×160＝１52°＞12０°由【３】＊公式（１2－23）得μ=＝＝８。27Ｓ-1〈μｍaxμmａx=20S—１由【３】*（12—２4)式Z=Kα：考慮包角不同時的影響系數(shù)由【３】＊表1２—7，并用插入法求得Ｋα=0。95－×（0。95-0．９2)=0。９26ＫL：考慮皮帶長度不同時的影響系數(shù),即長度系數(shù)由【３】＊表12-８，KＬ=0。９3又：Ne=β（NO+△NO)β:考慮皮帶材質情況的材質系數(shù)，因為一般用途的傳動機構中，多用棉線繩結構的皮帶，取β=０．75Ｎｏ：單根皮帶的許用功率。查【3】＊表1２-３,并用插入法∵V＝10。５５S-１在１0與11之間，∴Nｏ=2．15＋＝2.０8kw△N0：計入傳動比的影響時，單根皮帶所傳遞的功率增量.△Ｎ0＝Kｂn1(1—1/kｉ）ｋwｋｂ:考慮不同型號皮帶的撓性不同對彎曲時的影響系數(shù)，即彎曲時的影響系數(shù)。由［3］＊表12-9·查得：Ｋｂ＝１·03×1０－3n1—主動輪轉速1440r/minｋi—

傳動比影響系數(shù)由[3]*表１2－１0ki=1．１２∴△Ｎe＝kb·ｎ1(1-1／ｋｉ）=1.０３×１0-３×１440（１-1/1．1２）＝０.1５89kw故Nｅ=β（Ｎ0+△N０)=0.7５（２.０８２５+0.1５8９）=1。６8kｗ∴Z＝＝≈4（根)由[3］＊（12－25）S0=１5。６Ｇ由[3］＊表１２—11取G＝10N∴Ｓ０=１56NQ＝2ＺSＯsinα1/2=2×4×1５６×sin7６o=１２１1NV=7．54ｍ/sD1=１４0mm合格D２=２80mmａ０=3２０。4mmＬ０=128０．4mｍL=1２７5ｍmLｉ=12５０mma＝300mma1=1５２°合格Ｎe=１.68ｋwZ＝4根S０=1５6ＮＱ=１211N3．２皮帶輪結構設計3.２。1對三角皮帶帶輪設計的要求⑴、重量輕；⑵、結構工藝性好，無過大鑄造內應力，便于制造；⑶、質量分布均勻；⑷、輪槽工作面要精細加工▽５～▽6,以減少皮帶的磨損；⑸、應保證一定的幾何尺寸精度，以使載荷分布均勻;⑹、要有足夠的強度和剛度;⑺、盡可能的從經(jīng)濟角度加以考慮.３．２.２皮帶輪的材料根據(jù)V=10．5５m/ｓ≦3０m/s，考慮到加工方便及經(jīng)濟性的原則，采用HT1５—３０的鑄鐵帶輪。3.2。３結構尺寸的設計⑴、輪槽的設計對與A型皮帶由【３】＊表1２-12查得有關參數(shù)MfTｓb△δBφ=34?12．５3。51６10１１668ｂ?=１7B=（Ｚ—1）ｔ+２ｓ=(4－1)×１6+2×10＝６８mｍ圖３—１⑵、小帶輪的設計∵Ｄ１＝１40ｍm〉3d,ｄ為電機軸的直徑＝32ｍm，3ｄ=9６ｍm，且D1＜３0０ｍm，故采用腹板式?？紤]到D1與３d較接近,為方便制造,腹板上不開孔。a)、有關結構尺寸確定:由【3】*表達式12—13得：d1=1．8ｄ=１。８×３２＝5８mmD1=Ｄ－2δ—2（m－ｆ）=１４0—２×6-２(12.5－3.5）=11０mｍDw=D＋2f＝1４0+2×3．5＝１４７mmL=2d＝2×3２＝６４mｍb)、結構圖如下：圖3－2⑶、大帶輪的設計∵D2=２８0mｍ〈３0０mｍ，故采用腹板式.又:D1－ｄ１=2５0－５8＝１92〉１０0，故在腹板上開4孔，a)、有關結構尺寸如下：d＝３２mm;第I軸直徑d1＝1．8×32=５８mｍD0=0．５（D1＋d1）=0。5(25０＋58）＝15４ｍmＤ1＝28０-２×6—2×（12.5－3．5）=25０mmd０=0．２5（280－３0-５8）=48mｍL＝2d＝３2×2＝64mｍＤｗ=D＋２f=2８０+7=２87mmｂ）、結構圖如下：圖3－3３。3齒輪的設計3。3．1齒輪傳動設計總體原則及分析：根據(jù)如下（設計說明書所給的傳動方案)圖３-4Ⅱ軸上作用著一對齒輪，為了減小Ⅱ軸所受的軸向力,應使Ⅱ軸軸向力方向相反,由于Ⅲ軸的Z4齒輪受力方向應與圓錐齒輪受力相反，故Z4應為右旋；同理,Ｚ3應為左旋,Z2應為左旋，Z1為右旋。高速級齒輪的轉速較高，為改善接觸條件及使受力均布，高速級齒輪Z１、Z2的螺旋角應大于低速級齒輪的螺旋角。為滿足設計任務書之傳動平穩(wěn)的要求，齒輪的模數(shù)應取較小值，而適當增大齒輪的齒數(shù)，這樣就能減小運動過程中的噪聲、振動，使運轉平穩(wěn)。3。3.2高速級齒輪設計計算已知:nⅠ＝72０ｒ／mｉn，if=3．9，ＮⅠ＝５。28Kw，Lｈ=５×300×２×８=2400０h⑴、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)①按設計任務書給定的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。②運輸機為一般工作狀態(tài)的機器,轉速不高,故齒輪選擇8級精度。③工作機運轉過程中受力不大,故選４5＃鋼,便于制造，且價格較便宜,經(jīng)一定的熱處理后,綜合性能均能滿足要求。小齒輪4５＃鋼調質，HB1=2７０（由【3】＊表8-16查得）大齒輪45＃鋼常化，HB2＝20０（由【３】＊表8－１6查得)大小齒輪齒面的硬度差為270－２00=70，是合理的。當運轉過程中較硬的小齒輪齒面對較軟的大齒輪齒面，會起較明顯的冷作硬化效應,提高了大齒輪齒面的疲勞極限,從而延長了齒輪的使用壽命。④齒數(shù)：取小齒輪齒數(shù)Z1=２3；則大齒輪齒數(shù)Z2=3．９×23=89．7≈90。齒面硬度HＢ＜3５0的閉式齒輪傳動中，據(jù)【３】＊Ｐ１83的設計準則,通常齒輪都是首先出現(xiàn)點蝕破壞，所以應按接觸疲勞強度設計,按彎曲疲勞強度校核，最后作齒輪的結構設計。⑵、螺旋角的確定：據(jù)【3】*P２38推薦β＝7°~１5°，取β=13°５′，小齒輪Z1右旋，大齒輪Z2左旋。⑶、按齒面接觸疲勞強度設計由【３】＊表8—１7中公式ｄ1t=確定公式內的各計算數(shù)據(jù)ａ）、試選Kt＝1。3；b）、T1=70Nｍ＝７×１０4Nmｍ;ｃ)、由【3】＊表8-１5選取Фd=１；d)、由[б]H=ＫNH［б]Ｈ０,【3】*式(８—41b）計算許用應力。由【３】*圖8－６８查得［б]H01＝550Ｎ/ｍm2。[б]H02=４50N／mm２。由【３】*（8-4２)式：Ｎ=６０njLh,其中ｎ1＝７20r/min，ｊ＝1，Ｌh=24000h，n2＝185r／ｍin?！啵?＝6０×７20×1×２4０0=1。０4×1０９次，N2=60×18５×1×2４000=0.２7×109次。由圖８—6９查得KNH1=1，KNＨ2=１。1∴[б]Ｈ１＝５50N/mm２,[б]H２＝1.１×450=4９5N/mm2，＝=52２。５n/ｍm2。e)、計算Ｚ=ZHZUZεＺE由【3】＊圖8-６5查得:輪齒區(qū)域系數(shù)ＺH=2.４４由【3】＊P24９經(jīng)驗決定，計入重疊系數(shù)影響的系數(shù).Ｚε在０．７８~0.8５之間,取Zε=0.8由【３】＊圖8－64查得：齒數(shù)比系數(shù)ZＵ＝1．14由【３】＊表８－14查得：彈性影響系數(shù)ＺＥ=189．8∴Ｚ=2。44×１。4４×１89。8×０.8=422.4設計計算a)、試算d1tｄ1t≥＝≈４９．2ｍmｂ）、計算圓周速度V＝＝＝1.８5ｍ/sc)、求載荷系數(shù)K：Ｋ=ＫV·ＫW·Kβ根據(jù)＝＝0。５7m/s由【3】＊圖（８—５6a）查得ＫV＝1．０３，由【３】＊表8－12查得ＫW=１；由表8－13查得Kβ=1.１５∴Ｋ=1。03×１×１。15=１。1845d)、試選的Kｔ值與實際的Ｋ值相差較大，應校正所得分度圓直徑.由式(８－43)得ｄ1′=ｄ1t=49．2≈47。７mme)、計算模數(shù)ｍｎ===２ｍｍｍｎ與標準值相符。由前有關計算知:Z1＝23，ｍｎ＝2ｍmZ2=9０，ｄ1′=47．7mｍｆ）、按標準模數(shù)計算分度圓直徑：d1===４7．22mmd2===１84。7８ｍmg)、計算中心距ａ=＝=116mmb=Φｄd１＝１×47。22=４7.２２圓整該數(shù)值，并取b＝5０mｍ∴b=B２=5０mｍB1=55mｍ⑷、校核齒根彎曲疲勞強度：由【3】*表8-1７查得校核公式為бb=YYsａYL≤[б]ｂFt===29６５NZＶ１＝=＝24.88齒ZＶ２==＝97,4齒由【3】＊圖8—６1查得齒形系數(shù)Y１=2.62，Y2＝2.１7由【３】＊圖8-６2查得：應力校正系數(shù)Ysａ１=１.65Ysa２=１.87由表8－1７查得接觸線系數(shù)ＹL=0。55由【3】＊（８—4１）a式，［б］ｂ＝ＫＮｂ［б]b０由圖8—６７查得彎曲壽命系數(shù)KNｂＫNb1=KNb2=1由【３】*圖（8－66)查得[б]ｂ1=４２0N/ｍm2，［б]b2=3８0N/ｍm2校核計算由【3】＊式（８-89)бb=ＹYsaYL≤［б]ｂ∴бb1=×2.62×１.65×0.5５=８3.５N/mｍ2〈[б]ｂ１＝420N/mｍ2бb2=бb1×=83．5×=78．4N/ｍm２<［б］b2=380N／ｍｍ2故所設計齒輪合格.⑸、結構設計Ａ、小齒輪結構設計由【3】*§8—27推薦，當齒根圓到鍵槽頂部e＜2mt時,宜將齒輪做成齒輪軸，∵mｔ＝=≈2．05mm∴ｅ〈２×２.05３=4。1由于第一軸的結構設計中小齒輪處的軸d=47，而小齒輪的齒根圓dfdf=d1－2ｈf=d１－2haｔmt-2ｃ*ｍｔ=d1—2（ｈ*aｎ＋ｃ＊ｎ）mn＝4７．22－２×(1+0．25)×2=42.２2mｍ。顯然e〈2mt故需做成齒輪軸。其結構見Ⅰ軸的結構圖。B、對于大齒輪:由【３】*§8-27推薦：當ｄａ≤５00ｍm時，采用腹板式結構。有關參數(shù)：da＝d2＋2h＊ａｍn=184.7８+2×2=１８8。７8mmＤ4＝dⅡ=47mｍ,dⅡ為Ⅱ軸安裝大齒輪處的軸徑。Ｄ３=1．6Ｄ4=７5.２mｍ≈76ｍm?Ｄ0=da—１0mn=１８８.7８-10×２＝168。７８mｍ≈１7０mm.為滿足強度，取D０＝16０mｍ。D2=0.35（D0－D3)=０．３５（160—７6）≈32mm。D１＝==1１8mmＣ=0.25（B2)=0。25×50=12.５mｍ,取C=１2mmn=0．5ｍｍ=0。5×１.５＝０。75mm≈1ｍmｒ=５ｍｍ。高速級大齒輪結構圖如下：圖3－53．3。3低速級齒輪傳動已知：ｎⅡ=185r/mｉn,nⅢ＝62r／mｉn，is=3，NⅡ＝5。02ｋw,Lh＝2４0００ｈ，1）、選定齒輪類型、精度等級、材料齒數(shù)及螺旋角ａ、根據(jù)任務書及齒輪設計總體原則，小齒輪Z3左旋，大齒輪Z４右旋。b、齒輪精度與高速級齒輪相同，為８級精度。ｃ、材料仍為45＃鋼，由【３】＊表8－１6小齒輪調質HB３=2７0大齒輪?；龋?=200ｄ、齒數(shù):Z3=３７齒，Ｚ4＝37×3=１1１齒ｅ、螺旋角取β=11°36′．２)、按齒面接觸疲勞強度設計∵ＨB＜３５0，是軟齒面接觸，其破壞形式主要為點蝕,故按接觸強度設計,按彎曲強度校核。由【３】＊表8-17查知：d３t≥其中;Kｔ=1。３,Ｔ2＝２６０Nm,Фd＝1由【３】＊圖８－6８［б]H０3=5５0Ｎ/mm2［б]H04=4５0N/mｍ2(注：低速級齒輪傳動設計的原理、含義與高速級相同）設計內容計算與說明結果設計計算:ａ）、計算d3ｔb)、計算圓周速度c）、求kd）、校正分度圓e）、計算模數(shù)ｆ)、分度元直徑g）、計算中心距ｈ）、計算齒輪的工作寬度3)、校核齒輪彎曲疲勞強度ａ)、計算圓周力b）、確定公式中的各系數(shù)ｃ）、計算d）、校核計算由【3】＊式８—4２可得：N=６0njlh∴N3＝60×185×2４000＝2．7×１０8次N4=60×６2×24000＝8.9×１０7次由【3】*圖8-69查得KＮH3＝1．0７，KNＨ4=1.１４［б]Ｈ3＝KＮH3×[б]H０3＝1．０７×550=5８８。5N／mm2[б］Ｈ4=ＫＮH4×[б］Ｈ0４＝1.１４×450=5１3N/ｍm２由【3】*P２5０推薦［б]H=＝=551Ｎ／ｍｍ2由【3】＊圖８-６５查得：ＺH=２．4４ZE＝18９。8（由【３】*8－１４）Zε=0．８(由【3】*Ｐ249）Zμ＝１．１5(由【３】＊圖８—６４）∴Z＝2.４4×1．１5×18９。８×０．8=426。1d3t≥=≈73。８mｍV＝==０．1７m/s根據(jù):＝=０．26３m/s查［3]*表８—１2．得kw＝1查［3］＊表8-１3。得Kβ=1。1５∴K=１。02×1×1。15＝1．１７３=７1．29mmMｎ＝=≈2mmd３===75．5mｍｄ４===2２6.５mmａ==＝151mｍb＝Φdd3=1×７5．5=7５。5mｍ取ｂ=B４=７5ｍmB3=80mｍ據(jù)【3】＊表8-1７查得校核公式為由【3】＊圖8—6１查得:由【３】＊圖８—62查得:由【3】圖8－１7查得：由查【３】圖8-６7，得由圖8-6７查得:故得：由式得：=＝［б］H=551N／ｍm２Ｚ=42６。1d3ｔ＝73。8mｍV＝0。17m／ｓｄ3/=71.2９ｍmMn=2mmd3＝7５．5mｍｄ４=２26.5ｍｍa＝１51ｍmｂ＝75mmＢ3＝80mm合格4)結構設計A、大齒輪Ｚ４ａ、有關尺寸b、結構圖Ｂ．小齒Z3根據(jù)[３]*§8—2７推薦(p２５7)當n＝０。5×2＝1mｍr=5mm（見36頁圖—)由［3］*§８-27推薦（ｐ257)當時,可做成實心結構，故將齒輪3做成實心結構,結構圖見36頁（圖二)圖３－６圖３－73.4各軸的設計3.4．1各軸設計的總體思想（1)、因減速器傳遞的功率不大，工作平穩(wěn),且無特殊要求，故各軸的材料均采用45＃鋼，并進行調質處理,以便獲得好的綜合機械性能。（2)、在保證強度足夠的情況下，應盡量使體積小，同時還應注意機器各部分的協(xié)調性.（3)、各軸的軸向定位長度參照［3］＊P616例題及各軸的位置關系和安裝要求，同時參考［4]*表３－2，[1］*中有關標準件的尺寸而確定，其長度大小見各軸結構圖。(４)、常用的聯(lián)軸器中,剛性凸緣聯(lián)軸器的成本低，傳遞扭矩大，但不能消除沖擊，不能消除由于兩軸傾斜或不同心而引起的不良后果,而設明書中要求工作平穩(wěn),故不宜選用。彈性圈柱銷聯(lián)軸器，壽命較低，且加工要求高。尼龍柱銷聯(lián)軸器用于起動頻繁的高低速起動,制造和維修容易,結構簡單，壽命長,能緩沖和減震，且可代替彈性柱銷聯(lián)軸器,故本減速器選用尼龍柱銷聯(lián)軸器。由【1】＊表１0—1查知：Q/ＺB１2３-73由【１】＊表10—７查得：NSSQ/EB123—７3(5)、各軸的周向定位均采用普通平鍵，聯(lián)軸器處采用雙鍵,單鍵強度不夠(見后面鍵的校核）.(6）、各軸上軸承均采用向心推力球軸承，因為向心推力球軸承價格便宜，既能承受軸向力，又能承受徑向力，且相對圓錐滾子軸承來說尺寸小，故Ⅰ軸選用：０基本游隙組，標準精度級，一對３6２０8,d×D×Ｂ=40×80×18;Ⅱ軸選用３63０８,ｄ×D×B=40×90×２3.Ⅲ軸選用3６211,d×Ｄ×B=５5×1００×２１。各軸承的校核見后軸承校核部分.（7）、由于低速級齒輪的圓周速度V=0.７ｍ/s<2m/s，根據(jù)【4】＊P20可知，濺油功用不大，潤滑不理想，故應用油脂潤滑。由于高速級齒輪轉速較高，為了避免沿沿嚙合的輪齒擠出的熱油流入軸承,第Ⅰ軸（裝有小齒輪)的軸承采用了擋油板，第Ⅱ、Ⅲ軸都有一大齒輪浸入油中，為了防止油脂的稀釋,采用了油環(huán),由于甩油環(huán)不是標準件為生產(chǎn)方便，把甩油環(huán)和套筒連成一體成為一個零件,此外各圓角半徑均由【１】＊表3－9,及【3】＊P616例題知。(８）、各軸設計時的有關參數(shù)如下:級別齒數(shù)mnβαnh*ａ分度圓直徑高速級Ｚ1＝2３Ｚ2＝90213°5′２0°1ｄ1=４７。22d2＝1８4．7８低速級Ｚ３＝37Z４=１16２11°３０′2０°1d３=7５．5ｄ4＝2２6。5P１=P2＝＝=2964NP3=P4=P1＝2964＝1１０8ＮPa１=Pa２=P1tｇβ=２964×tg1３°５′=６89NＰr3=Pｒ4=2６29Ｎ，Pａ３=Pａ４=1４52N。３.4．２Ⅰ軸的設計（1)、選材（２）、初步確定軸的最小直徑（3）、軸的結構設計和分析參照【3】*P6１６例題，根據(jù)總體原則選用45#鋼。由【3】*查表２１—1得：［б］B=６５０N/ｍm2,б—1＝300N/mm2,-１=155N/ｍｍ2。由【3】＊式21—2ｄmin≥Ａ0（cm)查【3】*表2１—2，得A０=1１,故dmin≥1１=2１。4mｍ顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大皮帶輪處的軸徑，為了使所選直徑與皮帶輪相適應,即協(xié)調性,考慮到電機軸徑為32mm,故選?。洧瘛?3２ｍm。（安裝大皮帶輪處）。參照P33頁結構圖,由于dⅠ－Ⅱ=３２ｍｍ，軸承處可?。常祄m的內徑，但考慮到大帶輪較大，為使定位可靠，且不增加套筒，使軸承取Φ40的內徑，這樣不會使軸徑過大，又少一套筒,結構較合理，定位也可靠。［б］Ｂ=650Ｎ/mm２,б－１=300N/mm2，－1=155N/mｍ2.dmｉn=21．4mm（４）.皮帶輪上力的分解由于電機軸與Ⅰ軸的安裝高度不在同一軸線上,故應進行力的分解:圖3—8其中H是電機軸距地面軸的高度H=1３2ｍｍ，３2是大齒輪Ｚ4距箱體底內的高度。tｇθ=7為箱體底厚度.ａ=3０0ｍｍ,為兩帶輪的中心距?！鄑gθ=≈0。0775∴θ＝4°２6′故Qr=Qcoｓ４°２６′=0。99７１×1２11=1２0７ＮQ′=Ｑsin4°26′=9４N（5)、求軸上的支反力及彎距各彎距和支反力：圖３－９Ｍａ===３2５３５Nmm①、垂直力:ＲBＶ=＝＝１２93NRＤV=ＲＢV＋Pr1—Ｑr=1293+1１08—1２07=1１９6N②、彎距:Mｃv＝RＤVl3=11９6×56.５=6757４Nmm③、Ma＝３２５35Nmｍ，RＢＶ=12９3N,ＲDＶ＝1１96ＮＭCＶ＝6757４NｍmＭ'ＣV＝Qr(ｌ1+l2）—Ma—RＢVl2＝１2０7(９４+１４9)—３２５３5—129３×149＝６７6４０NmmＭＢＶ=Qrｌ1＝１２０７×９4=１13２70Nｍm。④、RＢH＝==678NＲＤＨ=Q′+RＢH-Ｐａ=94＋６78-２９６4=-２２00NMＢH=Q′l1=８8３6NmmMCH＝RＤHｌ3＝2200×5６．5=１２4５2６Ｎｍm⑤、==1138３0Nmm=＝１4１７10Nｍm⑥、按照材料力學中第三強度理論:MＣA=：考慮扭矩和彎矩作用性質差異的系數(shù)。由【3】＊P609,＝0．59∴MCＣ==１4７６06NｍｍＭＣB＝=12１0９０Nmm.（6).初步校核（7）。判斷危險剖面（8）．疲勞強度的校核a、作用于Ⅳ剖面上的彎矩ＭⅣb、Ⅳ上的扭矩ｃ、作用于Ⅳ剖面上的彎曲應力和剪應力對Ｃ面校核，因為C面彎矩最大由由【3】＊表21－3查得由求得的彎矩值可知Ｃ剖面的彎矩最大,但Ｃ剖面是齒輪處,齒雖然挖進了齒內,但此軸是很寬裕選擇軸徑的，C處已滿足強度要求故不再校核.Ⅱ剖面處,雖然有較大的突變,但因軸徑寬裕，且只受有不大的彎矩作用，故不需校核。對于Ⅳ剖面，軸的突變較大,且同時受有扭矩和彎矩作用，應力集中也較大，故應對Ⅳ剖面作安全系數(shù)的驗查，即疲勞強度的校核。抗彎剖面模數(shù)：抗扭剖面模數(shù)：由【3】＊表5-4查得應力集中系數(shù)由【３】＊圖５—8可得軸的材料的敏感系數(shù):由【3】＊式（５－20),有效應力集中系數(shù)由【３】＊圖５—9得尺寸系數(shù)由【３】＊圖5-１０得尺寸系數(shù)按精車加工，由【3】＊圖5－11得：表面質量系數(shù)βб＝βτ＝０.92.軸表面未經(jīng)強化處理,強化系數(shù)βq=1由【3】*式（5-２5）得Kб＝(）=（=2．30４Kτ＝(）=（）×＝１.7723合格MⅣ＝1４１5２3Ｎｍmβq=1Ｋб＝2.304由【３】＊§５－２得系數(shù)Φб＝０．1～0。２,取Φб=0。1Φτ=0.05～０.1,取Φτ＝0。05由【3】*（2１－６）~（2１—8）得：nб==＝5.８9nτ=＝=31．０9nca===5.7９據(jù)此，Ⅰ軸設計合格.（注：Pａ也會引起壓縮應力，бm本應計入,考慮到Pａ很小,很小,故予以忽略，其它軸同理。）nб=５.89ｎτ=31.9nｃa=5．７93。4。３Ⅱ軸的設計設計內容計算與說明結果⑴選材⑵初步確定軸的最小直徑⑶軸的結構設計和分析⑷軸的結構圖選用45＃鋼，由【3】*查表2１—1得бB=６50N/ｍm2，б－１=3０0N／mm２，－1=155N/mm2由【３】*（21—2)式dmｉｎ≥１1×＝３３.04mm.顯而易見,直徑最小處是安裝軸承處，考慮到第二軸是中間軸，受力大,為符合軸承系列,故把直徑稍定大一些，取dⅠ－Ⅱ=dⅤ－Ⅳ=40ｍm。為使齒輪定位可靠,兩齒輪都用一臺階定位，因Ｚ2尺寸較大,需把軸徑定的大些,但考慮到Ｚ3直徑不大，故選dⅢ—Ⅳ＝5７。結構圖如下：бB=650Ｎ／ｍm2，б－1＝300Ｎ/mm2,-1=１55N／mm2dⅠ—Ⅱ=４0ｍｍ圖3—10設計內容計算與說明結果⑸各段支承反力和彎矩:①垂直面：支反力彎矩Mａ3===5３361ＮmｍMa2==＝63６57NmｍRAV==2６02NRＤV=Rａv+Pr2—Pr3=２602＋１１０8—２６29＝108１NMBV=RＡＶl１=26０2×7１。5=186043ＮmmMa3＝5３３61NmmＭａ2＝=63６5７ＮmmRＡV=2６０2NRＤV=1081NMＢV=186043Nmm設計內容計算與說明結果②水平面:支反力:彎矩：合成彎矩：當量彎矩⑹初步校核⑺判斷危險截面ａ、剖面Ｂ抗彎剖面模數(shù)與抗扭剖面模數(shù)求K。按緊配合校核安全系數(shù)ＭＣＶ=ＲAVl1-Ma3=553361NmｍＲAＨ==５５03NRＤH=Ｐ2+P３—RAＨ=4５37NMBH=RAHl1=39３４65NmmＭCＨ＝2６７６83NｍｍＭB==435２31Nmm＝４15234NｍｍＭC==2672８３Nmm＝＝275176NmｍMcａ＝:性質差異系數(shù).由【3】＊Ｐ6０9?。?.59McaB==4155１４NmmMcａc＝＝＝２６７722Nmm由【3】*（2１—１)對于剖面BW=＝＝＝11。５cm3查［3］＊表21—3得＝＝361３.2N／cm2〈［]由彎矩圖可知；Ｂ截面彎矩最大，且又承受扭矩作用，是一危險截面，C截面的彎矩也很大，且也承受扭矩作用，但該處直徑與B截面直徑相等，故只需校核B截面的疲勞強度。W＝１1。5cm2（前面已求得）．WＴ=—＝—=19。06cm２б=＝=3785Ｎ/ｃm2=＝=1364N／cm２由[3］*表5-6查得，并用插入法：Kб＝1.6，Kτ=１.５5由［3］＊圖５—9得尺標數(shù)εб=０.72由［3］＊圖5-１0得尺標數(shù)ετ=0。84軸按精車加工,則由［３]*圖５-１１得表面質量系數(shù)為:βб=βτ=0。9軸未經(jīng)強化處理,βq=１按［3]＊(5—25）式得:綜合系數(shù)值：Ｋб=+-1＝+－１=2。33Kτ＝+—1=＋-1=1。9６因B剖面有連接，為緊配合，則根據(jù)［３]*附表21－2可得綜合Kб＝Kτ=＝3。51由［3]＊§５－2得系數(shù)Фб=0.1～0．2取Фб=０。1Фτ＝０。０５～０。1取Фτ=0．05nб=＝=2．２6=＝6.4Nｃa＝=＝2．14Nca〉［n]＝1。8MＣV＝5５3361NmｍRAＨ=５5０3ＮRDＨ=45３7NMB=435２31Ｎｍm=４15２3４NｍmMＣ＝26７2８3Nmm＝27５176NｍmＭcaB=41５5１4NmｍMｃac=2６7722ＮmｍW＝11.５cm3合格W=11．5ｃm２WＴ＝19.06ｃm２б=３78５Ｎ/cｍ2=1３64N/cm2Kб=２。３3Kτ=1.９6nб=2.２6＝6．4Nｃa＝2。14安全３。4。４Ⅲ軸的設計設計內容計算與說明結果⑴求作用在軸上的力⑵選擇材料⑶初步確定軸的最小直徑⑷選聯(lián)軸器⑸軸的結構設計及說明已知：NⅢ＝4．77Ｋw，nⅢ=62ｒ/miｎ，Pr３＝Pr4=262９N，Pa４=Pa3=1４52N.據(jù)設計總體原則知，選用４５＃鋼，由【３】*表（2１-1）得:бB=650Ｎ/mm2б－1=3０0N/mm２=155N／mｍ2由【3】*表（２1-2）查得A0＝1１，按【3】＊（２1－2)式：ｄｍiｎ≥A0即dmiｎ≥11＝4.7ｃm≈47ｍｍ由傳動簡圖可知，該軸的最小直徑處應是安裝聯(lián)軸器處，此處只受扭矩作用,為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑（為標準件）相配合,因單鍵強度不夠，（見后鍵的校核）故它與軸的配合是采用雙鍵，故最小直徑應按計算所得增加7%，０.07×４7≈３.3ｍm故取最小直徑=5０ｍm根據(jù)軸設計的總體思想4，由【1】＊表(１0－8)查得Q/ZＢ１27－7３第Ⅲ軸上只裝有一個大齒輪，且離半聯(lián)軸器較遠，故把齒輪的定位臺階設計在軸的右邊,齒輪從左裝入，這樣安裝方便、合理。軸上零件的周向定位采用平鍵,見鍵的選擇與校核部分,軸承的選擇和校核見軸承的選用與校核部分，第三軸結構圖如下:бB＝６50Ｎ／mm2б-1＝30０N／mm2＝155N／mｍ２dmiｎ=47ｍm=50mｍ圖3-11設計內容計算與說明結果⑹求軸上作用力和彎矩Mａ==＝１６0０８3ＮmｍRAＨ＝＝=４６8３NRCH=P－RAＨ=７075－4683=23９2NMBH=RAHｌ1=4683×７０。5=3３0151NRＡV4＝==9７２NRCＶ4=Pr4－RAV４=2629-９７2=16５7Ｎ=RＡV4l１=９72×7０．５＝６８526Nmm＝ＲCV4l2=1657×1380＝2２８666Nmｍ=３3718８Nmｍ=40１606Nmｍ按照材料力學中第三強度理論＝0.５９(校正系數(shù)）==5９104９Nｍm=３3718８ＮｍmＭａ=１６０083NmｍＲＡＨ＝4６83NRCH＝23９２NＭBH＝3301５1NRAV4＝９72NRCＶ４=16５7N=6８５２6Ｎmｍ＝22８6６6NmｍM／Ｂ=３371８8Nｍm=401６０6Ｎmm=5910４９Nmm＝33718８Nmｍ設計內容計算與說明結果⑺初步校核⑻判斷危險剖面⑼校核疲勞強度①對D剖面②、對剖面B的校核對剖面Ｂ（受彎矩最大),由【3】*附表(1２—1)得：W=＝＝1８.７44cm3∴即=∴=3735．6３N/ｃｍ2由【３】＊2１－３對于бB＝60000N/cm2的碳鋼,[б］Ⅲ=９500N/cm2（對稱循環(huán)變應力）<[б］Ⅲ對于剖面Ｄ,由于開有雙鍵槽,強度減弱，應力集中較大，故是一危險剖面。B剖面彎矩最大,同時開有鍵槽，受有扭矩，故也是一危險剖面，應進行疲勞強度的校核。因Ｄ剖面只受扭矩,由【3】＊附表21－2查得抗扭剖面模數(shù)=＝2１．2６cm３=ＴⅢ/WＴ==34５６Ｎ／ｃm2由【３】*圖5－10得：尺寸系數(shù)=08５由【3】＊圖5－１1得鋼材的表面質量系數(shù)＝0。9，軸未經(jīng)表面常化處理按【3】*式（5-25)=（）=（）=1.87由【3】＊附表２1—２查得=2．56（用插入法求得）由【3】＊§5-2得0.05∴根據(jù)【3】＊（21-６)~(２１-8)式nca＝===3。32ｎca＝3。3２>［n］＝1.8抗彎剖面模量W＝１８．744ｃｍ3===3９.9cm3=＝2143Ｎ/ｃm2＝=1８42Ｎ/ｃｍ２由【3】＊表５—６查得=１．６=1.5５由【３】*圖5-9得：=0.６8由【３】*圖5-11得：＝０。83由【3】＊圖５-11得：＝=0。88軸表面未經(jīng)強化處理＝1由【3】*（5－25)式（）＝=2。４8９３=(）＝(）=2.0０4由【3】*附表21－2可得:＝＝＝3.51由【３】*§５－2得系數(shù)～0.2取=0.1~0．1取＝0。0５根據(jù)【3】＊式（２１－6)～（21-８）==＝3.99=＝＝４．7３ｎｃａ=＝=3。05〉[n］=1.８到此為止，整個軸的校核均安全合理，故軸的設計計算符合要求，Ⅰ.Ⅱ。Ⅲ軸全部合格。=3735。６３N/ｃｍ2安全=２１。26ｃｍ3=34５6N/cm２＝１．8７nca=3.32安全=21４3Ｎ／cm2=1842Ｎ／ｃm2ｎ=3。99n=４.73ｎ＝3．０５安全!３.５軸承的選擇及校核3.5．1幾點說明⑴由軸的設計總體思想可知,本設計中均采用向心推力球軸承３６000字型號；⑵根據(jù)校對結果,第一軸與第三軸選用輕窄系列,第二軸由于所受力很大，初步校核中發(fā)現(xiàn)輕窄系列已不滿足要求，故選用中窄系列,各軸承選用中力求經(jīng)濟、合理；⑶由于向心推力球軸承受力后將產(chǎn)生一派生力S，為使各軸上齒輪傳動平穩(wěn)，盡量減小齒輪處軸的彎曲變形，故結構設計中均采用面對面安裝方式.3。5.２Ｉ軸上軸承的校核軸承安裝的結構示意圖：圖３-１2⑴、已知參數(shù)：RＢＶ=1２９３Ｎ，RDV＝１1９６NＲＢH=6４0NRDH=2204NＮI＝720r／ｍin設計內容計算與說明結果①、徑向力R的決定②、派生力的決定③、求軸承的計算軸向力④、求比值⑤、計算當量載荷⑥、驗算軸承壽命Ｒ1＝＝=１443NR2＝=2３0８Ｎ對于3６０00型軸承。由[3］＊表１9－16得S=０。4Ｒ=０.4×2508＝1０03NＳ=0。4R=0.4×１443＝5７7。２ＮA=max｛Ｓ；S＋P｝=maｘ｛５77。２;１００3．２+6８9｝=1６9２NＡ＝ｍａx｛S;S－Ｐ}=ｍａｘ{1003;５77－６89｝＝10０3。２N==１．１7＝＝0。4＝=0．07１＝=0。０42由【３】＊表19－14可知:比值０.0７1在0.07～0。1３之間，故ｅ值在0．39～0。４３之間，顯然和都大于e≈0.3９1查【３】＊表1９—14并用插入法:對于軸承1：X=0．4５Ｙ=1。４０—=1。３95對于軸承２：Ｘ=０.45Y=１。53-=1．52由表1９－１5。ｆ＝１。０～１．2考慮到工作機運轉平穩(wěn),振動很小，故取f=1P=ｆ（XＲ+ＹA）＝１．0（０．４514４３+１.3９5１692)=3００9.7NP=1(0。4５25０8+1．52100３)＝265３N∵P1>P2故只驗算Ｐ1即可根據(jù)［３]＊式（1９－3）Lｈ=ε＝3＝2453９．５h∵Ｌ=24000ｈ∴Lk>L故合理?。?＝1４43ＮR2=2308NS=１00３NS=５77NA=1６92NA=1０0３．２NX=０。45Y=1.3９5X=０。４5Ｙ=1．52P=30０9．7NP=2653NLｈ＝24539.５h安全3。5.3Ⅱ軸上軸承的校核⑴已知參數(shù)：已知:Pa=Ｐa3—Pa2＝１071—4３9=763NＲAV=2602ＮRDV=10８1NＲＡH=55０3NRDH=４573NｎⅡ＝18５⑵結構示意圖:軸承：36３０８（d×D×B＝4０×９0×23）圖3－13設計內容計算與說明結果⑶徑向載荷⑷求派生力⑸計算軸向力⑹求比值⑺計算當量載荷⑻驗算軸承壽命Ｒ１=＝=６08７NＲ2=＝466４N由［3］＊表19-16，查得S2=０。４R2＝0．4×4664=１8６５.6ＮS１=０.4R1＝0。4×6087＝2434．8NＡ１＝max｛S1;s2+Pa｝＝maｘ{24３4。8，186５．6+７63}=2628。6NＡ2=maｘ{Ｓ２；s1-Pａ｝=ｍax｛1８65.6,２０23。７－6３2｝＝１8６５．6N由［１］＊表６—７。得3６３08Ｃ0=3340０N,C=４１40由比值0.０7９在0。0７~0.1３之間，故ｅ值也在０。39～０.４3，顯然，和都在ｅ之內,由［３]＊表19—１4查得:X1=X２＝0。45Y1=＝1.379Ｙ2＝1.26＋=1．432由[３］＊表19－1５,fp=1。0～１。2取fｐ＝1P1=fｐ×（X1R1+X1A１)=1×(０．4５×６087+1.379×２62８。6)=6364NP2=ｆｐ（Ｘ２R2＋Y２A２)=1×（０．４5×4664+1.43×186５.6）＝4７4８N∵P1＞P2,故只需要驗算Ｐ1即可,由［3］*式(19－３)Lh==2４80２hＬh＞L=24000Ｒ1＝６087NR2=４6６4NS2＝186５.6ＮS1＝２43４。8NA1=２６2８。6NA2=18６5。6Nｅ≈0。396X1=X2＝0.４5Y1=１．379Ｙ2=1.4３２P1=6364NP2=４748NLh＝２4８０2h合格！3.5。４Ⅲ軸軸承校核已知：Rａ=1452ＮＲＡH=4６８3NRCH４=２39２NRAV＝９72ＮＲＣN４=1６57NN＝62r．ｐ。m。所選軸承為３621１型。d×Ｄ×B=５5×10０×2１圖３-14設計內容計算與說明結果⑴徑向載荷⑵求軸承的軸向力⑶求比值⑷計算當量載荷R１==＝２909.9NR2==＝４7８2.８Ｎ根據(jù)式(1９—９)及式(１9－１0）A1=mａｘ(S1，Sa+Pa4)其中，Ｓ1=０.4R1＝０.4×29０9.９=１164ＮS2＝０。4R2=０.4×478２．8=1９１3N∴Ａ１=maｘ{11６4,1９１3+１45２｝=33６5NA2=mａx{Ｓ２;S1-Ｐａ1}＝maｘ{１913，1164－14５2}＝１9１3Ｎ由[1］*表7-6查得C0=34900NC=41900Ｎ由［3］＊表1９—14由上計算可知：比值0.0９64在0。07到0.13之間（對照［3]＊表19-１４）ｅ值一定在０.3９到０。43之間e＝0。39＋=０。４08∴都大于ｅ由[3］*表19-1４,查得:Ｘ1=0。4５Y1=1.４—=1。34X２=0．45Ｙ2=1。５３-=１．４7由［３］*表１7—1５fp=１∴Ｐ1=fｐ（Ｘ1R１+Y1A1）=５817．7NP2=fｐ（X2Ｒ2+Y２A2）=4９64Ｎ∵P1〉P2故只需要校核P1Lｈ==100397ｈLh＞Ｌ=２4０00h到此為止，全部軸承校核合格Ｒ１＝2９09．9NＲ2＝４７８２．8NS１=1164NＳ２=１９13NA1=3365NA２＝1９１3NX1＝０.４５Y１＝１．３4X2=0.45Y2=1.４7Ｐ1=5８17．7ＮＰ２＝4９6４Ｎ合格3．6鍵的選擇與校核3．6。1幾點說明⑴由于平鍵較為常用,且此減速器中各軸的軸向力不大，故盡可能采用普通平鍵，A型，以經(jīng)濟合理，便于加工。⑵第Ⅲ軸上所傳遞的扭矩大，經(jīng)初步校核大齒輪Z4處A型鍵已不能滿足要求，故將鍵加長,為安裝起見，采用Ｃ型鍵,并安應注意安裝方向,圓頭對著齒輪。⑶第Ⅱ軸上半聯(lián)軸器處，經(jīng)初步校核應選用雙鍵,采用常用的A型鍵。⑷鍵槽加工均采用立銑刀。3．6。２Ⅰ軸上鍵的選擇與校核⑴在Ⅰ軸上,需用鍵傳遞動力的是大皮帶輪。查［1]＊表５—２,按dⅠ—Ⅱ=３2mm選用A型平鍵，平鍵的剖面尺寸：ｂ×h×L=1０×８×5０ＧB１09２－Ｔ２由于大皮帶輪輪轂寬為64,為便于鍵的加工，取鍵長Ｌ=５０mｍ。由[３］*P36推薦,采用.⑵鍵的強度校核根據(jù)［3］＊式（17－２8）式和（１7~2９）式P=τ=其中：T=TⅠ=70０0N?ｃmｄ＝３2mm=3．２ｃmb＝10mm=1cmh=８0ｍm=０．8ｃm工作長度:l＝Ｌ—ｂ=４0ｍｍ＝4ｃｍ。故бP＝=2１88N/cm２＝＝1０94N/cm2由【3】*表（17－6）查得［б］Ｐ=70０0~100０0N/cm2［］=8700N/cm2顯然,бP<[б]Ｐ＜［]故所選擇的鍵均符合要求.３．６.３Ⅱ軸上鍵的選擇與校核第Ⅱ軸上所需鍵傳動的零件是Z2、Z３兩齒輪。設計內容計算與說明結果⑴鍵的選擇對Ｚ3齒：對Z2齒:⑵鍵的強度校核選用A型普通平鍵.剖面尺寸:b×h×L=14×9×６0剖面尺寸：b×h×Ｌ=１４×9×40采用的配合為D／jｅ（參照【3】＊P６１7例題及【4】*表3-６.對于齒輪根據(jù)【３】*式（17-28）和（17-29)==對于=7９31N/cm2==２５49N/cm２故合格合格3。6．4Ⅲ軸上鍵的選擇與校核此軸上需要用的鍵傳動是齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位、傳動功率和扭矩。設計內容計算與說明結果⑴選擇鍵⑵強度的校核a．半聯(lián)軸器處：ｂ、齒輪處鍵強度校核對半聯(lián)軸器：由【1】*表5—２,按dⅠ-Ⅱ≥5０mm,選A型普通平鍵:b×h×L=16×1０×６5ＧB1096－7２參照【3】＊６１７頁例題，及【4】＊表3-6采用配合對齒輪：由【１】＊表5－２ｂ×h×Ｌ=Ｃ１8×1１×65GB109－7６為了保證傳動可靠，齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為根據(jù)【3】（１7—28）≤［]Ｐ即：＝12０00N/ｃm2P,即一個鍵傳動扭矩不符合要求。［］Ｐ＝7000～１000０Ｎ/cｍ2，故需選用雙鍵,并在軸上相隔的方向上配置兩只A型平鍵,由【2】＊P５2知，考慮到制造誤差引起載荷在兩鍵上的分布不均勻，故驗算擠壓強度時只按1．5個鍵計算。